超临界机组振动问题分析及对策ppt课件.ppt

超临界压力汽轮机蒸汽激振问题分析及对策,一、问题的提出1 客观上大型汽轮机高压转子存在蒸汽激振的可能性蒸汽参数（温度、压力、密度、流速）的不断提高；密封间隙的减小；轴系柔性增加、临界转速降低及工作转速/临界转速比率增加。前两因素均引起蒸汽激振力的增大，且该不稳定力对转子动静间隙、密封结构以及转子对汽缸对中度的灵敏度提高，后一因素使转子-轴承系统振动稳定性下降。因而机组轴系存在蒸汽激振不稳定自激振动的可能。,2 国内外运行的超临界机组(包括一些亚临界机组）高压转子已有发生蒸汽激振故障的实例3 蒸汽激振的危害过大的振动引起机组跳机；限制了机组的负荷；低频振动对轴系机械的破坏性更大；处理麻烦，费时费力，且有时收不到较理想的效果。,二、汽轮机蒸汽（间隙）激振的机理与特征1 轴系振动稳定性概述1.1 定义 轴系振动稳定性属于自激振动的范畴。自激振动是指振动体自身所激励的振动，其与转子质量不平衡等无直接关系，而是由于机械振动系统内部的力激发起来的。维持自激振动的能量来源于系统在本身运动中获取的能量。系统一旦失稳，振幅将随时间迅速发散（线性系统）或呈极限环轨迹（非线性系统）。,1.2 汽轮发电机组的常出现的自激振动1.2.1 油膜涡动和油膜振荡 汽轮发电机组自激振动大多由支持轴承的油膜失稳造成的。油膜涡动是油膜力激发的振动，此时正常运行条件的改变（如倾角和偏心率）引起油楔“推动”转轴在轴承中运动，因而在旋转方向产生的不稳定力使转子发生涡动（或正向进动）。如果系统内存在足够大的阻尼，则转轴回到其正常位置，变得稳定；否则，转子将继续涡动，出现较大的不稳定振动。因其出现时的振动频率为同步振动频率的4048，接近转速频率的一半，也常称为油膜半速涡动。当机器出现油膜涡动不稳定，而且油膜涡动频率等于系统的某一阶固有频率时就会发生油膜振荡。,通常油膜涡动产生原因如下：其过大的轴承磨损或间隙；不合适的轴承设计；润滑油参数的改变；轴承承载的变化等。油膜涡动和油膜振荡的振动特征：振动具有突发性，且与运行转速有关；振动的消失具有一定的滞后性；通常先发生油膜涡动，后发生油膜振荡；油膜涡动振动频率接近转速频率的一半，油膜振荡频率等于转子系统的一阶固有频率；通常一旦发生油膜振荡，无论转速继续升至多少，涡动频率将总保持为转子一阶临界转速频率。,消除和减小油膜涡动和油膜振荡的措施：改变轴承型式；增大轴承比压；降低润滑油的黏度；减小轴承顶隙等。1.2.2 蒸汽激振 1958年德国Thomas在研究蒸汽轮机时首先提出。1965年美国Alford在研究航空发动机稳定性时也指出该问题。,2 蒸汽激振机理2.1 叶顶间隙激振力 叶轮偏心时，蒸汽在不同间隙位置处的泄露量不同，使作用在各个叶轮的圆周切向力不同产生一作用于叶轮中心的横向力（合力）。该横向力垂直于叶轮中心偏移方向，将给转子运动输入能量，而形成涡动。在一个振动周期内，当系统阻尼消耗的能量损失小于横向力所做的功，这种振动就会被激发产生自激振动。,叶顶间隙激振力通常称为Alford力，其大小与间隙激振因子和偏心率成正比。叶顶间隙激振因子大小与叶轮的级功率成正比，与动叶的平均节径、高度和工作转速成反比。其数学表达式如下：对于带有围带汽封的动叶，该间隙激振因子因围带汽封蒸汽的不均匀流动产生附加力而有所放大，尤其是反动度较小的冲动式汽轮机，间隙激振因子较反动式汽轮机大2-4倍。为蒸汽泄露损失系数，其正比与级的等熵焓降的变化，一般要通过实物机组试验来获得。,2.2密封流体力 由于转子的动态偏心，引起密封封腔室中蒸汽压力分布的不均匀，其结果产生一垂直于转子偏移方向的合力。与前者一样，该横向力使转子运动趋于不稳定。在密封中蒸汽产生的动力特性数学描述较为复杂，根据国内外研究一般认为密封的该横向力是由以下几种效应引起的：Lomarkin效应气体弹性(Alford)效应；轴承气体摩擦和气体惯性效应；螺旋流效应；二次流效应；三维流效应等。,研究表明，在不同的部位产生的蒸汽激振力的机理不同。在高、中压转子的密封间隙处（主要指围带密封处，该处汽流的流速较高）主要由螺旋流效应引起的，密封力形成源于高速旋转的转子对密封中蒸汽介质的吸卷作用。当转子在密封中的偏心运动为相对于几何中心的小偏心运动时，其动态力可简化用类似于描述轴承动力特性的4个弹性系数和4个阻尼系数表示：该密封动态力的大小与密封进出口汽流参数、密封的结构参数、密封的间隙及转子在密封中的偏心运动有关。,在转子端部轴封处和隔板密封处的间隙激振力主要是由于气体弹性效应和二次流效应引起的。当转子存在偏心和倾角时，在汽机端部将产生气体弹性效应和二次流效应，其中气体弹性效应只有在汽封齿进口间隙大于汽封齿出口间隙（收敛型）时，才会导致“负阻尼”作功，转子趋于失稳；但当汽封齿进口间隙小于汽封齿出口间隙（发散型）时，可产生一正阻尼力，其有助于提高转子的稳定性。,2.3 作用在转子上的静态蒸汽力 由于高压缸进汽方式的影响，高压蒸汽产生一作用于转子的蒸汽力，其一方面其可影响轴颈在轴承中的位置，改变了轴承的动力特性（因轴承载荷变化）而造成转子运动失稳，另一方面使转子在汽缸中的径向位置发生变化，引起通流部分间隙的变化。在喷嘴调节汽轮机中该蒸汽力是由于部分进汽引起的，通常考虑到汽缸温差方面的因素，喷嘴调节模式运行时首先开启控制下半180范围内的喷嘴的调节汽阀，一般是下缸先进汽。调节级喷嘴进汽的非对称性，引起不对称的蒸汽力作用在转子上，在某个工况其合力可能是一个向上抬起转子的力,从而减少了轴承比压，导致轴瓦稳定性降低。此力的大小和方向与机组运行中各调门的开启顺序、开度和各调门喷嘴数量有关。,3 蒸汽激振的振动特征振动产生于高参数、大容量机组的高压转子或高中压转子；振动敏感于负荷，且一般发生在较高负荷工况；振动与某一门槛负荷关系密切、重复性较好；振动有时与调门的开启顺序和调门开度有关，通过调换或关闭有关阀门能够避免低频振动的发生或减小低频振动的幅度；蒸汽激振产生的自激振动为转子的正向进动；振动频率为低频，与工作转速无关，通常以接近工作转速一半的频率分量为主，严重时有时振动频率与转子一阶临界转速频率，该振动也会呈现其它一些谐波频率分量。,三、蒸汽激振对轴系稳定性的影响1 超临界机组轴系振动稳定性理论分析中应按转子-轴承-蒸汽系统模型进行计算 实际的汽轮机转子是由若干级叶轮组成，除其两端受到支撑轴承的油膜力作用外，在相应的叶顶和轴封处还受到蒸汽激振力的作用，故要建立其精确的数学模型较为困难。通常是将转子轴承-蒸汽系统进行模化处理，将其离散为N个集中质量园盘的节点,其间用N-1个无质量的弹性轴段相连。有关的轴承油膜力、叶顶间隙激振力和密封间隙激振力的影响施加到与轴系相关的若干个节点上。,对于由园盘和弹性轴段组成的第个单元,它们左、右两端的力和位移状态矢量关系可用传递矩阵T来表示,即:ZiR=TiZiL 根据相邻单元间状态矢量的相互关系,最后一个单元和第一个单元的状态矢量关系可用总传递矩阵U表示,即:ZNR=U Z0L 其中：U=TNTN-1T1T0 每一个单元的传递矩阵可以表示成系统特征根P的二次多项式形式,即:Ti=I+Ti(1)P+Ti(2)P2 根据转子轴承系统的边界条件,可得到以行列式表示的特征方程,即:DetD=0,上式展开并整理后得到如下多项式方程:C0+C1P+C2P2+CN-1PN-1+PN=0 通过数值叠代法可以求出该代数方程的特征根。系统的特征根一般为共轭复数形式,即P=i。其中实部为阻尼系数,虚部为系统的涡动频率,而其对数衰减率数学表达式为=-2/,如果大于零则系统稳定,反之则系统失稳。根据上述传递矩阵-多项式方程原理编制了转子-轴承-蒸汽系统的振动稳定性计算程序。通过计算转子轴承系统的各阶阻尼固有频率，可求出其对应的对数衰减率，进而确定定系统运动的稳定性，并进行轴系优化设计。该程序可以考虑轴承油膜特性、叶顶间隙激励、迷宫密封流体激励、轴段的剪切变形、园盘转动惯量和陀螺效应以及温度对材料弹性模量的影响等因素。,3 算例分析3.1 某压缩机转子算例 该压缩机转子结构如下图所示。其由两个完全相同的圆柱型轴承支承，轴承内径50mm,宽度30mm，用22#透平油，轴承润滑油压力和温度分别为大气压和室温。园盘直径150mm，宽度100mm。转轴和园盘材料为45#钢，材料密度为7.8103Kg/m3，弹性模量为2.181011N/m，工作转速3000r/min。压缩机转子结构示意图,据有关轴承手册查得3000r/min转速下支承轴承的油膜刚度系数和阻尼系数如下:Kxx=3.0607106N/m，Kxy=-9.2204105N/mKyx=3.9554105N/m，Kyy=5.1748106N/mCxx=1.2438104N.s/m，Cxy=8.8496103N.s/mCyx=6.3804103N.s/m，Cyy=2.0366104N.s/m 将转子系统化分为10个单元点(9个轴段)，两个轴承分别位于第2和第9个单元，计算中考虑园盘的转动惯量和陀螺力矩及转轴剪切变形等的影响。计算出的前两阶阻尼固有频率及其相应的对数衰减率分别为482.05 1/s、1.8618和672.93 1/s、0.9319。当在叶轮上作用有叶顶间隙激振力，则前两阶阻尼固有频率对应的对数衰减率与叶顶间隙激振力大小的关系如下图所示。从中可以看出，随着叶顶间隙激振因子q的增大，一阶对数衰减率增加，而二阶对数衰减率减小，且变得不稳定。此外，当q增大到一定数值后，二者的固有频率相互接近，达600 1/s左右。,前两阶对数衰减率与叶顶间隙激振因子的关系曲线,（106）,（106）,（106N/m）,3.2 某300MW机组高中压转子算例 以某300MW机组的高中压转子为例进行计算。计算工况为额定负荷，仅考虑高中压转子叶顶间隙激振力的影响。3.2.1 叶顶间隙激振因子的计算结果 根据高中压转子额定负荷下各级的级功率、热力参数、叶片的几何尺寸，计算出各级叶轮的叶顶间隙激振因子，如下表所示。单位：N/m 级号 高压各级 中压各级调节级 6545.10 1 977.82 668.72 2 987.27 668.95 3 988.79 647.17 4 998.41 637.05 5 980.85 589.97 6 964.86 526.47 7 936.96 504.90 8 831.94 480.72 9 800.90 433.85 10 771.67 11 735.16,3.2.2 高中压转子稳定性计算结果 考虑和不考虑高中压转子各级叶顶间隙激振影响两种情况下高中压转子前两阶阻尼固有频率（对应于水平和垂直方向）及其对数衰减率如下表。不考虑叶顶间隙激振影响 考虑叶顶间隙激振影响阻尼固有频率（1/s）对数衰减率阻尼固有频率（1/s）对数衰减率185.780960.598528 185.801240.698770188.352980.664272 188.32968 0.565481 从中可以看出考虑叶顶间隙激振影响后高中压转子水平和垂直方向最低阶阻尼固有频率对应的对数衰减率分别有一定的增加和降低。,四、国内外超临界压力汽轮机蒸汽激振情况1 美国早期投运的数十台450MW、600MW、700MW、800MW和1300MW容量等级的机组的高压转子发生过蒸汽激振引起的低频振动。EPRI对全美所有的超临界压力汽轮发电机组进行全面调研之后，得出结论如下：“蒸汽激振引起的高压转子和喷嘴腔室振动是超临界机组汽轮机存在的两个主要问题”。美国通过多年的不断摸索，采取更换轴瓦、改进设计参数（汽机密封结构、动静间隙等）、在迷宫密封中沿轴向安装止涡装置、调整调门开启顺序和开度等方法才基本消除超临界压力机组高压转子的这种低频振动故障。,2 美国案例分析2.1 美国The Southern California Edison company 790MW超临界汽机高压转子振动特点 该公司共拥有6台同型号超临界压力汽轮发电机组(790MW，24.13MPa,538/538，双轴)，其中一台机组在投运的十几年间，当有功负荷接近满负荷时，高压转子突然出现剧烈振动，并造成高压转子和中压转子之间轴承座内的轴瓦频繁损坏。为了防止机组产生突发振动，不得不将负荷限制在600MW以内。通过技术咨询服务公司以及制造厂，该公司找到了控制高负荷工况下高压转子剧烈振动的方法，但是并没有找到根治高压转子剧烈振动以及轴瓦损坏的方法。进一步的测试、分析研究表明，引起突发剧烈振动的原因为低频振动成分，其频率接近于0.5X，引起该振动故障的原因可能是轴瓦支撑松动或汽流激振。再者，通过现场观察发现，2号轴瓦和3号轴瓦在热态工况下的标高相对变化量较大，且密封腔室中极高的蒸汽压力使高负荷工况下高压转轴在轴瓦间隙内上浮量较大。,振动处理及效果 通过采取不揭高压缸和低压缸，不吊出转子的方法对高、中压缸的滑销系统进行了全面检查，并对2瓦和3瓦轴承座支撑进行了处理，同时安装仪表测试各瓦的油膜压力、转轴在轴瓦间隙内的稳态位置、轴瓦温度以及轴承座标高变化。启动后当机组负荷带到满负荷的9095时，高压转子的低频振动分量幅值不超过35m，同时发现顺序阀运行方式下4号调门（最后一个开启的调门）对轴系稳定性有较大的影响。在一年之后的大修中，更换第一级叶片，修复第一级喷嘴，改进叶顶汽封，同时减小2号、3号轴瓦顶隙，扩大其侧隙。检修后的运行表明，在4号调门关闭的情况下，满负荷工况下高压转子低频振动得到了较大改善。高压调门的开启方式对转子在轴瓦间隙内的相对稳态平均位置影响较大，并诱发轴系振动波动，所以该机组振动故障应为汽流激振。直到目前电厂仍然没有找到彻底消除高压转子低频振动的措施，机组在运行中不能开启全部调门。,2.2 美国The Tennessee Valley AuthorityCumberland No.2 1300MW超临界汽机高压转子振动特点 田纳西州水利管理局Cumberland 电站2号机组(1300MW,24.13MPa,538/538，双轴)，当机组负荷带到900MW时，由高压缸和两低压缸组成的轴系的高压转子突然产生28Hz低频振动，若继续带负荷高压转子低频振动会急剧增加，足以引起自动保护跳机。振动处理及效果 该电站邀请制造厂（ABB）、美国电力中央研究所（EPRI）和克利夫来机械振动研究所对振动故障进行诊断。诊断结果为：“高压转子低频振动的出现与机组转速无关，而与机组负荷关系密切，故可排除油膜振荡问题，振动故障应为汽流激振”。EPRI根据设计图纸以及由电站和ABB技术人员测量的数据，建立了机组转子支承系统的动力学模型。模化和后处理在个人计算机上进行，计算分析在Sun工作站上进行。采用COJOUR软件计算各轴承的刚度系数和阻尼系数；采用FEATURE软件计算轴系的临界转速、汽轮机转子振动响应和稳定性；通过修正转子系统的刚度和阻尼，计入汽流作用在转子上的周向力。分析的主要内容为怎样改变汽轮机部件的几何形状可以消除汽流激振。分析结果表明：若在迷宫密封中沿轴向安装止涡装置（其可以减小汽流在密封中的切向流动速度），机组可以安全带到满负荷。,2.3 美国The Detroit Edison Company 800MW超临界汽机高压转子振动特点 该公司共拥有4台800MW(24.82MPa,538/538)超临界压力汽轮发电机组，其中一台机组当有功负荷带到700MW时，高压转子出现突发剧烈低频振动，该振动分量的频率为34Hz（高压转子一阶临界转速对应的频率）。该低频振动随高压缸进汽量的增大急剧发散，在达到满负荷功率之前高压转轴振动就超过保护值，引起机组保护动作跳机。由突发振动分量频率特性及与机组负荷的密切相关性可以判断出该机组高压转子存在汽流激振故障。振动处理及效果 该公司研究分析认为引起轴系失稳的汽流激振力产生于高压缸蒸汽泄露处，是流体动力与机械结构相互作用而产生的，并与设计参数（汽轮机密封结构、动静间隙等）以及蒸汽参数（蒸汽流量、温度、流速）有关。通过进行振动与机组负荷以及调门开启顺序、开度之间影响关系的试验研究，找出了控制和消除高压转子汽流激振的方法。,3 前苏联相当数量的300MW、500MW、800MW容量等级的机组的高压转子发生过蒸汽激振引起的低频振动。前苏联对超临界压力汽轮机低频振动研究结论为：虽然超临界压力汽轮机存在蒸汽激振力，但是否会出现低频振动还决定于各支承轴承油膜阻尼大小以及油膜是否有附加的激振作用。机组带负荷工况下的低频振动主要由通流部分固有的汽动力所引起，采用新型叶顶汽封结构、调整高压配汽结构等是解决汽轮机低频振动的有效措施。,4 前苏联超临界汽机改进设计分析4.1 K-300-240 列宁格勒金属工厂生产的该型汽轮机早期可用率很低，1964年至1965年统计均在40以下。其中一个主要问题为轴系的低频振动汽流激振，据1969年统计，40的停机时间用来消除因汽流激振引起的轴系低频振动问题。通过对该型机组围带汽封的改造，提高了汽封在长期运行中的可靠性；最大限度地减少了漏汽；消除了中压缸各级围带汽封碰摩现象；使汽轮机经济性提高了12；改造后的该型汽轮机轴系在带大负荷工况下也没有出现低频振动问题。,4.2 K-500-240 哈尔科夫汽轮发电机厂生产的K-500-240-1型汽轮机投运后，出现不少问题，可用率很低。其中一个主要问题为汽流激振，当机组负荷带到180MW以上时，轴系1、2、3号轴承出现低频振动。改进措施为：高压转子增加一个辅助支撑轴承（原先高、中压转子为3支撑结构），以增强其支撑刚度，解决轴系低频振动稳定性问题；采用锻件焊接式低压转子，提高轴系的刚性和运行稳定性；采用无油槽可倾瓦径向轴承和能承受较高推力和支撑力的推力轴承，提高轴承在稳态和过渡工况下的承载能力。改进后该型机组因汽流激振诱发的轴系低频振动问题仍未得到彻底解决。,K-500-240-2型汽轮机仍然出现类似现象。对于汽轮机带负荷工况下的低频振动，前苏联进行了大量的研究工作，认为主要是通流部分固有的汽动力引起的，采用新型叶顶汽封结构，是解决高压汽轮机由汽流激振产生的低频振动的有效措施。同时还采取以下措施消除或改善机组低频振动：重新调整高压配汽机构，从而提高功率门限值；减小高压缸通流部分的汽动力；改进径向轴承的结构，提高轴系振动稳定性；改善发电机转子的热稳定性并将其支撑与50Hz的共振频率调开；减小低压转子对不平衡的敏感度；进一步改善汽轮机（特别是其靠近基础的蒸汽管道）的保温层，对基础加装遮热板和进行通风冷却，提高机组振动稳定性，排除机组发生低频振动的可能性。,1979年哈尔科夫对K-500-240-2型汽轮机改型，设计生产了K-500-240-3型汽轮机。改进措施为：所有轴承采用可倾瓦轴承，低压缸动叶采用围带结构。列宁格勒金属工厂按照哈尔科夫汽轮发电机厂的图纸，又根据本厂传统的设计思想，制造出K-500-240-4型汽轮机。改进内容及效果为：高压缸所有动叶具有与叶片整体铣制的围带，其上有汽封片，该汽封片与围带上方的汽封片顶盖形成高效能的迷宫式汽封；该结构可使动静径向间隙增大到33.5mm，首先消除高压转子的低频振动，其次可消除汽封片的磨损，并使设计间隙基本保持不变，此外由于叶片根部汽封做成使叶根部位汽流能定向流入，从而提高了级效率。,4.3 K-800-240 K-800-240-1型汽轮机为双轴机组，列宁格勒金属工厂仅生产了一台。K-800-240-2型汽轮机是单轴五缸机组，1970年试制成功，1971年投入运行。该型汽轮机运行中曾出现由汽流激振引起的低频振动，采取措施后有所改善，但未能完全解决。1974年生产的改型后的K-800-240-3型汽轮机仍然存在汽流激振问题，列宁格勒金属工厂（LMZ）、莫斯科动力学院（MEI）以及中央锅炉汽轮机研究院（CKTI）对此进行了深入研究，认为消除低频振动是可能的。应采取的主要措施为：对现有轴承建立最佳工作条件；采用可倾瓦轴承；重新分配汽轮机通流部分径向和轴向间隙，以减小蒸汽的汽动力；安装特殊结构的汽封（隔板汽封和叶顶汽封都比旧式汽封采用了更多的梳齿；在某些级的叶顶汽封处采用了槽齿交错结构，这种结构可以减小径向间隙和通过该间隙的漏汽；同时也可避免动静部件之间的摩擦）。,K-800-240-5型汽轮机改进内容为：改进高压缸和中压缸调节级围带上的汽封结构，以提高经济性，由于径向间隙增大，可消除高压转子的低频振动和汽封的磨损；同时各级工作叶片围带上的汽封结构也做了改进。因为在K-800-240-3型汽轮机运行中曾发现，中间再热蒸汽管道引起很大的力和力矩作用到中压缸上，造成机组偏心、振动等后果，所以K-800-240-5型汽轮机中压缸进汽阀与基础之间采用固定联接，使从连通管作用到中压缸上的应力减至最小。,5 国内已投运的进口超临界机组中至少有3台机组的高压转子发生了蒸汽激振引起的低频振动。作为我国火力发电主力的国产300MW等级机组近年来有一些也存在上述现象。据不完全统计，已有20多台300MW等级机组的高压（高中压）转子在带较大负荷运行中发生过由蒸汽激振引起的突发性不稳定低频振动。其中既有哈汽、上汽的引进型300MW机组（汽轮机为反动式），也有东汽300MW等级机组（汽轮机为冲动式），而且出现的大多为东汽机组。对这些出现低频振动问题的机组现场采取了增加轴承标高、更换轴承、调整密封间隙、调整高压调节阀门开启顺序和开度等一种或几种措施组合，有的取得较好的结果，低频振动消失或明显降低，但有的效果不佳。,6 国内案例分析6.1 国内某电厂俄制320MW超临界汽机高压转子振动特点 该厂1号机型号为K-320-23.5-4型超临界压力汽轮机。该机组在调试阶段及投运初期就存在汽流激振问题，有关单位对高压调门开启顺序及开度进行了调整（如图1），大负荷工况下高中压转子低频振动得到了较好的抑制，但未能彻底消除。,当负荷增加到120MW左右时，高中压转子1、2、3号轴承X和Y方向相对轴振出现低频振动，220MW250MW负荷区间低频振动幅值最大，图2为1X、1Y波形频谱图，图3为1X、2X测点低频振动与负荷趋势图。图2 1X、1Y波形与频谱图,图3 1X、2X测点低频振动与负荷趋势图,6.2 某俄制800MW超临界汽机高压转子振动特点 该汽轮机型号为K-800-240-5，系超临界、中间再热、五缸六排汽、单轴、凝汽式800MW汽轮机。支撑高压转子的两个支承轴承为6瓦块可倾瓦轴承。汽轮机高压缸进汽由4个高压调节汽阀控制，正常运行时1、2号阀下部进汽同时开启，3、4号阀上部进汽顺序开启。该机组在新机试运期间，在700MW左右时，1号轴承多次发生振动突增现象，振动突增的主要为半频分量(25Hz)，1号轴承突发振动时随即波及相邻轴承。例如，2000年6月12日加负荷至750MW时，1号轴承产生突发性振动，其垂直和水平方向的轴承振动均达到跳机值水平（11.2mm/s）。将负荷减至720MW以后，振动恢复正常。,俄制800MW机组高压调门喷嘴组排列顺序（从机头向发电机方向看）,处理方案及效果 现场曾用调整1号轴承顶隙、抬高轴瓦中心和轴瓦修刮等措施，但未能消除此突发性振动。后在运行中采用改变高压调节阀门开启顺序和开度的方法，才基本避免突发性振动的发生，机组顺利带满负荷运行。该具体操作步骤如下：机组负荷稳定在680750MW；将机前主汽压力降至23MPa；就地手动投入4号调门重调装置，使其开启10mm；就地缓慢关小2号调门至20mm时，4号调门开启20mm；缓慢增加负荷，当负荷加至800MW时，14号调门开度依次为73/20/40/30mm。在加负荷过程中，除4号调门主阀开启瞬间振动有突增外，振动基本稳定。目前，机组运行中的振动状况较调试阶段明显改善，但在800MW附近1号轴承仍存在突发性振动现象。,6.3 某上海引进型300MW汽机高中压转子振动特点 该机组300MW120MW工况下高压转轴1瓦绝对振动波动较大，范围在93m150m。其中在230MW250MW负荷运行时波动最大，呈现的振动幅值也最大。频谱分析表明，引起振动波动的原因为25Hz的低频分量，230MW250MW负荷运行时低频分量波动范围为10m90m，120MW160MW负荷低频分量波动范围较小；各负荷工况下，1瓦轴振的基频分量较为稳定，幅值范围为65m75m；同时，1瓦轴振还存在一些2X、3X和4X高频分量。,1瓦绝对轴振低频振动幅值与高压调门开度之间有紧密联系。在负荷小于120MW（1号、2号高压调门开启，其余高压调门关闭）及负荷大于270MW（额定参数时，1号6号高压调门全部开启）时，1瓦低频振动幅值较小，负荷在130MW260MW区间（1号、2号、4号和5号高压调门开启）时，1瓦低频振动幅值较大。1瓦低频振动幅值与高压进汽方式有关，4号高压调门位于转子下方，其开启后（部分进汽）使高压转子承受向上的汽流力，而当负荷继续增加时，6号与3号高压调门相继开启（基本上为全周进汽），使转子承受向下的汽流力，平衡4号高压调门的激振力。所以高压转子在轴瓦内的平均位置与进汽方式（部分进汽或全周进汽）及各个高压调门的开启顺序有关。,国产引进型300MW机组高压调门分布及编号图 图中高压调门编号第一位数字为高压调门的物理位置编号，第二位数字为高压调门开启的顺序号。图2视图为从调速器端向发电机方向看。,处理方案及效果 在小修中将1瓦标高上抬50m，增加其初始载荷，以补偿由于汽流力造成的轴瓦载荷下降，使带负荷工况下1瓦稳定性有所提高，以便消除或减小其低频振动。机组小修后运行中，在低负荷区域按照运行规程，采用单阀运行方式，1瓦振动主要为基频，基本上无低频分量。当机组在210MW负荷工况下切换成顺序阀运行时，1瓦振动立即出现低频成分。在210MW260MW负荷之间，1瓦绝对轴振低频分量最大基本上不超过30m，此时通频幅值最大不超过80m；在270MW300MW负荷之间，1瓦绝对轴振低频分量最大基本上不超过15m，通频最大幅值不超过70m，2瓦绝对轴振低频分量最大基本上不超过10m，通频幅值最大不超过35m；满负荷时1瓦绝对轴振为63m，由此可见小修后在各负荷工况下1瓦绝对轴振较小修前获得了非常明显的改善，提高了机组运行的安全性和可靠性。,6.4 某东方300MW汽机高中压转子振动特点 该8号机系东汽厂生产的N30016.2/535/535型亚临界中间再热双缸双排汽凝汽式300MW汽轮机，90年12月投入运行。自98年12月以来机组在大负荷运行中1、2号轴承开始出现间歇性突发振动。2000年8月后突发性振动发生频次增多，如2000年8月16日至2000年10月13日 共发生14次，且发生间歇性突发振动的时间间隔越来越短。突发振动主要表现在1、2号轴承，此时1、2号轴承的轴振往往超过250m，瓦振动亦达70m左右，有时伴有较大异音；振动频谱以25Hz的半频分量为主（如下图）；振动期间1、2号轴承瓦金属温度增长较快，最高达85，回油温度明显提高；从振动发生时的负荷看，振动发生点在280300MW，但有逐渐下移的趋势，最低的振动负荷点为220MW；机组负荷在280MW以下发生振动时，可以不进行人为干预，振动会自行消失，但高于280MW负荷发生振动时，必须进行人为干预。某一次突发振动出现时1号轴承轴振频谱图,振动处理方案及效果 针对上述振动特征，电厂采取了下列处理方法：（1）振动发生时的紧急处理方法，包括立即运行顶轴油泵，避免此时因润滑油膜受到破坏造成轴颈与轴瓦发生强烈碰撞导致轴瓦损坏；立即减负荷，避开发生振动的高负荷区。（2）在不停机情况下控制振动的处理方法，主要包括开大调节阀来调整调节阀后的压力和流量，如机组带300MW时，调节阀后压力由原来的12MPa调整到12.713.0 Mpa，以增大轴承比压；提高润滑油温，由原运行规程规定的3540提高到4045。采取上述方法后，机组得以继续运行，但仍存在一定的半频振动分量。为彻底消除该机组因蒸汽激振引起的高压转子不稳定振动，该厂在该机组试图做以下工作：消除通流部分和轴封等处存在的不均匀间隙；将椭圆瓦轴承换成抗干扰能力强、稳定性好的可倾瓦轴承；对调门的进汽顺序进行调整，由现在的+进汽顺序改为+。检修高压调门，防止出现单侧卡涩现象，造成进汽流量与压力不均匀而产生扰动力。,Z=32 Z=27 Z=30 Z=32,6.5 某东方300MW汽机高中压转子振动特点 该1号汽轮机型号为N300-16.7/537/537-4，为东汽厂产亚临界中间再热双缸双排汽凝汽式300MW汽轮机。支持高中压转子的1、2号轴承为带有球面瓦套、双侧进油的椭圆轴承。机组98年2月投运。投运后，1、2号轴承的轴振一直存在较大且不稳定的2326Hz低频分量，曾因突发性振动增大而使保护动作跳机。例如，4月23日13时31分负荷290MW时，高中压转子轴振突然增大，因1号轴承X方向轴振达300m而跳机，频谱分析表明此时低频低频分量占主要部分。此外，机组顺序阀控制方式运行时，低频振动增大。,振动处理方案及效果 尽管在现场对转子中、低对轮做了两次动平衡，且将高中压转子返东汽厂做高速动平衡，使高中压转子基频振动有所降低，但对降低低频振动收效不大。至99年7月机组首次大修前，高中压转子低频振动一直存在，1号轴承X方向轴振的低频分量一般为1525m，通频振动50m左右，2号轴承X方向轴振的低频分量一般为1525m，通频振动110m左右。在机组首次大修中将原先的1、2号椭圆瓦轴承更换为5瓦块的可倾瓦轴承以增加轴瓦的稳定性；将前轴承箱原先主油泵的挠性短轴更换为抗震的刚性轴以减小运转中其对高中压转子产生的扰动力；检修中对高中压缸汽封洼窝中心测量发现前汽封处两侧间隙相差较大（达0.48mm），大修中进行了调整；2号轴承标高降低约2530m（在机组抽真空和带负荷过程中，2号轴承标高略有上升，进而使1号轴承标高降低，动态载荷下降），保证带负荷运行中1号轴承标高相对抬高值增加，增大轴承稳定性。采取上述措施后,在大修结束机组启动运行中高中压转子低频振动明显降低,其中在1、2号轴承轴振中低频分量一般为68m，最大不超过10m，且随着负荷的增大，该低频分量基本不变。轴振通频值均在70m以内。,五、超临界压力汽轮机蒸汽激振的防范1 总体原则加大转子刚度 通常是缩短轴承间距离以提高转子的临界转速。增大系统阻尼采用阻尼和刚度不对称性更好的轴承，如可倾瓦轴承；改变轴承几何形状，如减小轴承长径比；增大轴承预载，如上抬标高，来增大轴承比压；改变轴承间隙，如减小轴承顶隙；提高润滑油温。,减小蒸汽激振力 从蒸汽（间隙）激振的机理可知，汽流 形成与转子旋转方向一致的横向（切向）力是导致蒸汽激振失稳的根本原因。因次如何减小该横向力就是解决蒸汽激振失稳的根本方法。适当增大叶顶汽封的径向间隙、减小其轴向间隙；调整转子在汽缸中的位置使圆周方向的动静间隙尽量均匀；改变汽封结构和汽封布置；在叶顶汽封和端部汽封间隙等处安装止涡装置或逆转向注入流体，利用该装置或流体的反涡旋干扰间隙内工作介质的周向流动，以减小其产生的汽流力；改变进汽调门的开启顺序或开启重叠度。,2 设计方面在超临界机组轴系稳定性计算中除常规计及转子、轴承、支承等因素外，必须考虑蒸汽激振力的影响；提高高压转子一阶临界转速、采用稳定性较好的可倾瓦轴承；轴系设计中振动稳定性裕量应适当增大，如考虑蒸汽激振力的影响后，大于0.12。改进汽封设计、减小蒸汽激振力适当增大叶顶汽封的径向间隙、减小其轴向间隙；将汽封间隙尺寸设计为沿蒸汽流向呈发散型；改进汽封结构和汽封布置设计；改变进汽调门的开启顺序或开启重叠度设计。,3 安装和检修方面在机组安装时应严格控制轴系扬度、轴瓦紧力和轴承载荷，保证负荷工况下各轴承稳定性良好；仔细调整高压转子围带汽封、隔板汽封以及轴端汽封处的动静间隙，防止两侧间隙偏差过大，以消除负荷工况下的汽流激振力；对于不同的机组，应根据其负荷运行后轴承标高变化的特点，在机组冷态标高调整中予以考虑。,4 运行方面机组的运行模式有时对蒸汽激振的发生和振动幅值大小有较大的影响。在蒸汽激振问题的处理中，可采用改变高压调节阀门开启顺序和开度的方法，避免突发性振动的发生或减小其幅值。在运行操作中，应防止高压后汽封大量漏气，造成2号轴承座标高抬高太多，引起1号轴承失稳。调整润滑油温。,六、结论1 超临界压力汽轮机的高压转子容易发生蒸汽激振。蒸汽激振力主要来源于叶顶间隙、密封处的蒸汽流动和喷嘴调节汽轮机的部分进汽。2 高压（高中压）转子因蒸汽激振引起突发性振动往往与有功负荷的大小或调门的开度有关，而与转子的转速无关。3 蒸汽激振产生的高压转子自激振动为转子的正向进动。振动频率一般以半频分量为主，严重时振动频率接近高压转子一阶临界转速频率，有时也会出现其他一些频率的低频振动分量。4 在现场与负荷有关的汽轮机低频振动通常是高压转子不稳定蒸汽激振和轴承自激振动两方面因素共同作用的结果。其发生不仅与汽封设计结构有关，而且还与安装和检修、运行方式及运行参数等有关。,5 在超临界压力机组高压转子轴系稳定性设计计算中，除计及转子、轴承、支撑和基础等因素外，必须考虑叶顶间隙激振和汽封蒸汽力的影响。此外，轴系的设计中稳定性裕量应较一般常规机组要适当地增大。6 在超临界压力机组设计方面除高压（高中压）转子采用稳定性较好的轴承(如可倾瓦轴承）外，改进汽机通流部分的设计可避免蒸汽激振引起的低频振动。如适当增大叶顶汽封的径向间隙、减小轴向间隙，采用先进的叶顶汽封结构，沿轴向流径方向汽封间隙设计为“发散型”等。7 重视运行模式和调节汽阀开启程序的设计。在进汽方式设计上，采用有利的调门开启顺序和开度，在不严重影响机组热效率和汽缸温差的基础上尽量减小或不产生较大上抬高压转子的力。,8 现场一般通过采取改善1号轴承的稳定性（提高标高、增大载荷、减小顶隙等）、调整转子在汽缸中的位置以保证圆周方向的动静间隙尽量均匀、调整调门的开启、关闭顺序和开度、在汽封处安装反涡装置等一种或几种措施组合可以避免或减轻低频振动的发生。9 提高机组的安装和检修质量，保证汽缸中转子的动静间隙尽量均匀。防止因检修不当造成转子在汽缸中发生较大程度的偏斜。在机组安装时应严格控制轴系扬度、轴瓦紧力和轴承载荷，保证负荷工况下各轴承稳定性良好。10 电厂在运行中应认真操作，防止高压后汽封大量漏气，造成2号轴承座标高抬高太多，引起1号轴承失稳；并认真观察调门开启或关闭顺序对高中压转子突发性低频振动影响，尽量避免在某一不利工况点停留；提高润滑油温对减小和消除低频振动有一定的积极作用。,谢谢！,