汽轮机运行及振动故障诊断教材

1、目录、概述1、汽轮机的分类及应用2、汽轮机的作用原理3、汽轮机的结构分析4、汽轮机的材料选用二、汽轮机的运行1、启动和停机2、汽轮机的变工况运行三、汽轮机振动故障诊断1、强迫振动及自激振动的概念2、工业汽轮机振动的验收标准3、质量不平衡引起的振动4、半速涡动及油膜振荡5、摩擦及碰撞引起的振动6、叶片强度及叶片振动1一、概述1、汽轮机的分类及应用汽轮机的分类方法主要有以下几种：（1）按工作原理可分为： 冲动式汽轮机蒸汽主要在喷嘴（或静叶栅）中进行膨胀； 反动式汽轮机蒸汽在喷嘴（或静叶栅）和动叶栅中都进行膨胀；（2）按热力性能可分为：背压式汽轮机排汽压力大于大气压力，排气供其他热用户使用； 凝汽式

2、汽轮机排汽在低于大气压力的真空状态下进入凝汽器凝结成水； 抽汽式汽轮机利用抽汽供其他热用户使用的汽轮机， 包括一次抽汽式和二次抽汽式；（3）按气流方向主要可分为： 轴流式汽轮机在汽轮机内，蒸汽基本上沿轴向流动；径向式汽轮机蒸汽基本上沿径向流动；（4）按用途可分为：电站汽轮机即电站中拖动发电机的汽轮机； 工业汽轮机工厂企业中的固定式汽轮机，包括自备电站的发电用汽轮机； 各类汽轮机的特点及应用，主要介绍如下：（1）冲动式与反动式冲动式汽轮机的主要特点是级数少，一般为 23 级，结构简单，轴向尺寸小，径向尺 寸大，我国发电站主要采用此类机型；反动式汽轮机的主要特点是级数多，一般在 7 级以上，结构复

3、杂，轴向尺寸较长，与 冲动式汽轮机相比较， 由于在静叶和动叶中均膨胀做功， 故效率比冲动式高 6%8%，故在 石油化工企业中得到广泛应用。随着制造技术和制造能力的发展，反动式汽轮机也逐渐在 热电厂中得到推广应用。（2）背压式与凝汽式背压式汽轮机与凝汽式汽轮机的应用，主要是从企业的热力平衡着眼，结合最大效益 进行选择的结果。背压式汽轮机较凝汽式汽轮机结构简单，配置最少，主要是在背压供其 他热源时选用。而凝汽式汽轮机能最大的吸收新蒸汽的能量（焓降） ，因此得到最大范围 的应用。（3）近年来，随着制造装配和材料升级的进度，汽轮机仍在向大功率、高参数方向发展，以追求较低的单位功率重量比（kgf/kw）

4、、单位功率长度比（m/104kw）和热耗比（kJ/kw.h） 比如在新蒸汽压力上有高压 610MPa、超高压1214MPa、亚临界1618MPa、超临界 22.6MPa等。新蒸汽初温亦应用到 535C 565C不等。2、汽轮机的作用原理图1-1表示汽轮机的某一级，它由静叶片和动叶片所组成。静叶片安装在机壳隔板体 上，动叶片安装在转子轮盘上。图1-1透平示意图1-静叶片2-动叶片3-隔板4-叶轮5-轴如图1-1所示，静叶片前截面用0-0表示，静叶片和动叶片之间的截面用 1-1表示， 而动叶片后截面用2-2表示。这三个截面上的气流参数分别注以下标 0、1和2。在静叶流道内，气体自压力 P0膨胀到P

5、1,温度自t0下降到t1,气流速度相应地由C0 升至C1。在静叶流道内，气流自进口至出口完成了由热能向动能的转换。在通常情况下， 动叶片流道内的气流，一方面将其在静叶片内所获得的动能转换为动叶片上的机械能，另 方面继续膨胀，对动叶产生一个反作用力（称为反动力）。在上述二力的合力作用下，动叶片绕轴转动，产生机械功。动叶片以转速n （转/分）绕透平轴旋转，用U；表示动叶进口平均直径d1处的圆周速度，其模等于U；二应，其方向为动叶运动的圆周方向。速度C；是气流在静叶出口的速度。它是一个固定不动的观察者所看到的气流进入动叶流道中的速度。由于动叶片以圆周速度u1作圆周运动，所以，在动叶进口处，对与动叶片

6、一起作旋转运动的观察者而言，他所看 到的动叶进口的气流速度不是速度 C；，而是相对速度W，它等于 即Cw U1 式中：C；动叶进口气流的绝对速度，m/sW；动叶进口气流的相对速度，m/sU；动叶进口的牵连速度， m/s由此三个速度组成的速度三角形表示在图 1-1中。此速度三角形叫做动叶进口速度三角形。气体在动叶流道内继续膨胀到压力P2,温度相应下降到t2。同理，在动叶出口平均直f30径处的圆周速度（即牵连速度）为U2，其模为：U2动叶片出口气流的绝对速度 C2，按下式求得：c2 =w2 U2由速度c2、w2和u2组成的三角形叫动叶出口速度三角形。如果将进口和出口速度三以上为气体在透平级内的流动

7、过程，而气体在级内的热力膨胀过程（即膨胀做功过程） 通常用焓熵图（i s图）表示，如图1-3所示。6030*表示气流在静叶片前的滞止状态（所谓滞止状态是假定在绝热过程中将气流速度滞止为零的状态，即气体无热和机械交换汽流速度为零）。P*o、t*0分别表示该状态下的压力2和温度。如果用-：ho代表静叶前的气流动能，则有.。2如果气体在静叶片流道内自压力Po至压力Pi的膨胀过程是绝热等熵的（无能量损失），则该过程在i s图上用线01 表示，相应的焓降用his表示。但实际上，气体在静叶片 内的膨胀过程是有损失的，因此，在绝热的条件下，气体在膨胀过程中熵将增加（既有能 量损失）。此时静叶片出口的气体状态

8、用1表示。实际膨胀过程用线 01表示。静叶中的有 效焓降用hlu表示，等熵焓降his与实际焓降hlu之差表示静叶片中的能量损失，用冷表示, 即厶hi 二 hs -hu图1-3中静叶片出口的实际状态点1即为动叶片进口气体的实际状态。如果在动叶片 流道内，流动时绝热且无能量损失，则气体从压力P1膨胀到级后压力P2用等熵线12表示。 与此相对应的气体焓降用 h2s表示，实际上流动时有能量损失，即在动叶流道内气体的实 际膨胀过程是增熵的。状态点2表示动叶片后气体的实际状态点，过程线 12表示动叶流道内气体的实际膨胀过程，对应的有效焓降用h2表示。焓降差.也二h2s也。气流离开动叶流道时仍具有一定的速度

9、 C2，这个速度对应的动能在该机内已不能转换 为机械功而损失掉了，故称为余速损失，并用.-；hc2表示，即二 hg2这样，在动叶片上转换为机械功的有用焓为hU .:h0 h1.：h1 h2.：h.：hc2通常用h；表示整个级的等熵焓降，即hC = . ：ho h!S h2s当动叶片内的能量损失较小时，焓降h2s和h2s相差极小，可以近似地认为*hs = ho 亠h1s h2s于是，整个级内的有效焓降可表示为 h； =h； -訪-也-也2如果用；表示级的轮周效率（即级的内效率）式中h；表示级的实际有效焓降，即实际功，hs表示级的理想焓降即理想功衡量气体压力在动叶片内膨胀程度的参数叫反动度，它的定

10、义是h；h2s我们所说的反动式汽轮机的反动度通常门=0.5，冲动式汽轮机亦有一定的反动度,般0.050.08。3、汽轮机的结构分析汽轮机基本结构主要由汽缸、静叶栅、转子、动叶栅以及主汽门、调节阀、轴承座和 滑销系统等组成，其中最关键的部件是汽缸、转子与动叶片。（1）、汽缸 中小功率汽轮机通常只有一个汽缸。根据进汽参数的高低，决定转子用整锻或套装。汽缸与进汽室（喷嘴室）分开或作成一体。 对于大功率汽轮机通常由高压缸、中压缸和低压缸组成。 对于高压缸，因蒸汽压力和温度很高，其突出矛盾是热应力和热膨胀。为减少汽缸热 应力和保证法兰的密封，除采用双层汽缸布置外，对通流部分还需考虑不同的布置型式 顺流或

11、返流等。对于中间再热的中压缸，进汽温度高，而汽缸因缸壁薄、直径大、抽汽口多、轴向尺 寸长，因而在结构设计时应考虑刚性问题。为适应工艺需要，有时将汽缸分成前后两段， 并要确保垂直法兰处的密封，并有利用抽汽口的布置。对于低压缸，蒸汽压力和温度较低，较多的级处于湿蒸汽工作，排汽端有较高真空， 结构上主要特点是体积庞大，除保证有足够刚度外，还要合理选择同凝汽器的连接方式， 采取有效地防蚀、去湿措施。图 1-4 和 1-5 分别为汽轮机通流部分的主要布置型式和低压缸同凝汽器的连接方式：图 1-4 通流部分布置型式27* 粗审Ai&KLl.A中圧l會井内UBJ找封8岀的笊H*灣18内* 外*曲1找口出.髦

12、足中1. 從用tl炸碟息冇序屯恋理布过* 内勉理收小2. 蚱紅的內度较Mh前礙科歴 ttX藏氏血前JLH忤改后*由史垃全弗 &Hfi几峨urtri曲.J坦屮的 JKK柢冋冷主尺庫方沏權反1-吏泾中宵丸髦111禹氏;fc型W H于佩护丹【2.内缸就魅较人氛:粧悔一那*制1*搆力fr*MM 的以国1“歼値NL1向 nJ h qiflff MA(H； W,洛世(审 虽我届比向甘功(fi nt F t ).UR rt,并杜U5t井和K fcEPrtftifi比貝髙西hi申压墓协atm 牛找軾中. “t F讯魚敞fX终卅I* SK逡人拆U.進葩游舟狀II】比向指玄狂应拭A1为車増K*珀观氏薛分 甘放丸的

13、既曲就IR. MMrti I1XjA 临軾且剧；由為逍臨型1.JR加SL机疑配2+1(屏略分腿中白中就光fru 朮的工朴棗件和曲tr凰汎坊的債晶WMJV力.世血中圧 ftMHh札少了主灵*罪托敬皿食扁義耗t屛NfcU转子尺寸以大6.别对暨厦鑽厂左饕、枪修續*薦匚耳小功叶片盲度，Pittrn/ 工侔!力2鸭H力可暫匚平，不令出規 win*大伍力讥 M1& r ft 較 轨一T媳 b外包T型 匸一工犁 ci収T型 e -aW型连接件包括围带和拉筋及铆接件等。用连接件把几只或整圈叶片连接成叶片组，可以调整叶片的自振频率和减少叶片所受的动应力，不连接成组的叶片称为自由叶片围带可以减少叶顶漏气，它的结构

14、如图1-10所示b)d)图72-6-2倔需路构型式n柳接嗣甜B整休例帯 c m形同带d双层围带1-11所示；铆接筋有实心、空心圆形和两半圆形等几种，拉筋与叶片的连接型式如图钉头的结构型式如图1-12所示S72-6-3欄钉头站枸型式ffl72*$-4拉筋与叶片连接翅式耳一岡形h方形c 一里蜿施d_双圆匝4、汽轮机材料选用(1)汽缸材料的选用对于汽轮机材料的选用，API612没有具体的规定，对于汽缸等承压件，如果新蒸汽参 数超过1.7MPa或230C，应为钢质材料，如果排汽压力超过 0.52MPa或空负荷时排汽温 度超过230C，那么背压式汽轮机排汽缸应为钢质材料。当最高蒸汽温度超过410C时，应

15、使用合金钢。(2)转子及叶片材料API612规定，除非另有认可，叶轮和主轴应为锻钢材料；喷嘴、叶片锁块、动叶和静 叶、围带等应为含1113%铬钢或镍铜合金等。表1-1、表1-2、表1-3为相关资料推荐的材料表，在选定汽轮机时可资参考表1-1汽缸、隔板、阀壳材料材料牌号HT30-54ZG25ZG20CrMoZG20CrMoVZG15Cr1Mo1V工作温度 250 C 360 C .A动曽通强迫抓劝:f 60rt-转速仃min)转子不平衡离心力固宦式嚴轴胖遂腰的转卡不间C,不平II利轴黄五岡不討祢电力近個1L僅波高状谐彼其櫃.riK1； 60 .(H引銓皆適强迫岳动匚种掘朗的IE世淡f2-7 WK

16、电锥就撮匸或P转子Bffittt近似疋弦波柏掘Hi 1打60掘动樓顒鮒近的曲种掘动的包堺线堆正菠曲线擢击扳功 ftt /而 .t-在主轴1:产生抓幼的宙轮齿数Hi号沖击力近世为冰冲波臧休沖击力如大部件松动吋的 冲击力随机波动轴自半連濟曲-用120油腹力暂恚f随机波也恚上正萤波J 60彊转子第一临界转建1F面亦变的掘Iffi引風的惯性力, nf汽這不穗宦力正弦菠T 柯谨掘动逋形屋指辦动为单爭成时的楡谕波於.而不是描尬釉承I戸伺別的渡磁强迫振动又分为稳定普通强迫振动和不稳定普通振动。凡是在某一定转速下，振动幅值、相位不随运行时间和运行工况变化而变化的振动称为稳定普通振动。不稳定普通强迫振动是在某一

17、转速下， 基频振幅或相位随运行时间或机组工况的变化而变化的一种振动。而除强迫振动之外的振动类型归为自激振动，它的特征是振动系统通过本身的运动， 不断地向振动系统馈送能量，而与外界激励无关。自激振动也称负阻尼振动，由振动物体 所产生的阻尼力非但不阻止振动，反而进一步激励振动或形成维持振动。2、支撑刚度及其检测无论强迫振动或自激振动，就其振动源而言可分为激振力（外力或自激）和支撑刚度 两个故障原因。而当我们进行汽轮机组（或其他机组）的振动分析时，首先要排除的就是 支撑刚度不足的问题。（1）振幅、激振力与支撑刚度的关系在线性系统中，部件呈现的振幅与作用在该部件上的激振力成正比，与它的动刚度成反比，可

18、用式（3-1）表示，即A =pKd(3-1)式中：A振幅P激振力Kd -动刚度:Kc KddA其中：i -1(3-2)1(2 、12.224& a +2,%丿nKc 部件静刚度-动态放大系数激振力圆频率振动系统自振圆频率；阻尼系数部件静刚度又称刚度系数，它是表示部件产生单位位移（变形）所需的静力；动刚度 是表示部件产生振幅（位移）所需的交变力。而与动态放大系数成反比;由式（3-2）可见：轴承座动刚度与其静刚度成正比, 时，若忽略系统阻尼，即J=，即使静刚度很大，动刚度 Kd也为0。由式（3-1）可见, 在不大的激振力下，轴承将会产生很大的振动，这种现象称为共振。共振可分为支撑系统共振和系统部件

19、共振两种，前者是由于支撑动刚度不足或降低， 在激振力一定时，使振幅增大，后者是由于部件共振并作用于轴承或基础上，这是在支撑 刚度一定时，由于激振力增大而使振幅增大。而我们主要讨论最常见的前一种共振。（2）轴承座动刚度检测方法转子的支撑系统一般由轴承盖、轴承座、基础台板等部件组合而成，除这些部件本身 的刚度因素外，这些部件的紧密程度，直接影响着部件刚度。部件之间连接紧密程度对刚 度的影响，称为连接刚度。通常总结大量现场振动测试结果证明，采用检测连接部件之间的差别振动是检查连接 部件动态下连接紧密程度简单而有效的方法，同时也是间接测试部件结构刚度强弱与部件 差别的简便方法。所谓差别振动，是指两个相

20、邻连接部件振幅的差值。差别振动值本身已说明两个相邻 连接部件之间产生了相对位移量，这种微小的位移将显著地降低部件的动刚度，但在静态 下连接部件之间并无间隙存在，而且螺栓预紧力也往往正常。对于一般的轴承座来说，在同一轴向位置（无论垂直或横向），如图3-1所示，测点上 下标高在100mm以内的两个连接部件，在连接紧固的情况下，垂直方向差别振动应小于 2；滑动面之间正常的差别振动应小于 5m （对于发电机轴承座与台板之间有绝缘垫其 差别振动应小于7 4m）。当两个相邻部件差别振动明显大于这些数值时，即可判断为连接 刚度不足，差别振动越大，故障越严重。注意在测量各点振动时，除测量垂直振幅和相位 外，同

21、时对该点水平和轴向振动也应测量。图检测轴承座差别振动的测点分布造成支撑系统连接部件之间差别振动的主要原因： 连接螺栓松动 轴承座与台板接触不良 基础台板与基础接触不良或松动 基础沉降变形（3）轴承座的结构刚度轴承座的结构刚度是由其外形、壁厚、材料和支撑基础的静刚度决定的，若对轴承座 结构刚度作出较确切的诊断，可采用激振试验和加重试验的方法来完成，但是就现场条件 与专门技术而言，不是轻易可以实现的，故只介绍几种现场实用的方法。 与同型机组或结构相近的机组运行状况进行比较若同型机组在其他场所运行时振动普遍不大，说明该型机组轴承座刚度正常，若该型机组运行中振动普遍较大，如果从该型机组的振动特性和振动

22、原因上能确定属于普通强迫 振动，如果再排除转子不平衡响应过高，那么很可能是轴承座动刚度偏低；若不是普通强 迫振动，则与轴承座结构刚度无关。 直观判断由类似的机组或同等容量的机组结构比较，可大致判断该轴承座在某一方向结构刚度 是否正常。这是最简单、最方便的判断方法，也是现场管理人员最常用的方法。值得指出的是，即便对轴承座结构刚度偏低做出来明确诊断，但从现场消振来说，增 加其结构刚度也很难。我们所以对机组的支撑刚度很大的篇幅来讨论，主要是因为：在实 际机组故障诊断中，当振动属于强迫振动时，在排除了连接刚度不足和共振影响之后，才 可对振动故障源进行进一步的诊断，这种方法虽不严密却很实用。2、工业汽轮

23、机振动的验收标准（从略）3、质量不平衡引起的振动转子不平衡是汽轮机机组最常见的故障。据有关统计，在现场各类机组发生的振动故 障中，由转子质量不平衡造成的约占 80%。应当说转子不平衡产生的振动故障也是最容易 明确诊断的故障。（1）转子不平衡的原因在制造过程中，转子出现不平衡原因主要有：材料本身分布不均匀，以及加工误差、 装配偏差等，或者转子锻件在机械加工及热处理过程中的残留变形引起的转子弯曲等，以 及动平衡精度等级太低等。在运行过程中，转子出现不平衡的原因有转子动叶片的不均匀磨损、盐垢的不均与沉 积；动叶或拉筋断裂，联轴节及其他部件装配紧力不足和转子的热弯曲等。尤其应指出的 是，在运行中转子整

24、个制造过程中的残余应力突然释放，往往不被人注意。在检修中产生不平衡的原因主要是进行过可能破坏转子质量不平衡的技术操作，而未 进行动平衡校正。（2）转子质量不平衡的主要振动特征和判别依据 转子的振动是一个与转速同频率的强迫振动，振幅随转速的变化按共振曲线的规律变化，在临界转速达到最大值，振动的突出特征是一倍频振动，高次谐波分量较小。 在转速和机组工况不变时，振动的幅值和相位基本上不随时间变化。 对于刚性转子，振幅与转速平方成正比，对于柔性转子，由于受共振和转子变形的影响，振幅与转速的关系比较复杂，一般不与转速平方成正比。但可利用振幅转速曲线（伯德图）来判断是否存在某种形式的不平衡分量。如果转子在

25、第一临界转速下轴振动 呈现了明显的峰值（ 50 Pm），那么可以肯定该转子存在较大的一阶不平衡分量。在第二 和第三临界下也同样如此。对工作转速在第二临界转速以下工作的转子，若转速超过第一 临界转速后，振幅下降到一个低值然后再升高，且振动的相位大于120度时，即可认为该转子存在相应的二阶不平衡分量。在工作转速下存在较大的基频振动分量时，在排除轴承 座动刚度不足、联轴器连接缺陷等故障后，振动过大的原因就是转子质量不平衡。 轴心运动轨迹为圆形或椭圆形 相应的振动波形为近似正弦波质量不平衡的判别依据有： 一倍频分量大于0.7倍的通频值或一倍频分量绝对量大于 30，且一倍频分量的 幅值和相位稳定。 一倍

26、频分量的幅值和相位随转子变化（升降速过程）或随时间而发生变化时（带负 荷过程中，转子出现热弯曲时），变化较为规律且重复性好。 汽轮机转子的热不平衡所谓汽轮机转子的热不平衡是指汽轮机转子受热后平衡恶化而引起振动，造成汽轮机 转子热态振动的原因，一个是因汽缸、轴承座膨胀不良引起；二是汽轮机转子产生了热弯 曲。这两点已得到大家的共识，而热力管线对汽轮机缸体正常膨胀的限制或约束也是造成 转子热不平衡的原因之一。汽缸、轴承座膨胀不良对振动的影响通常由三种形式反映出来： 改变汽轮机各轴承座之间的相互位置，这种现象的后果是直接导致转子中心的偏 差。 改变动静部件之间径向间隙，在某种条件下可能直接导致动静摩擦

27、引起转子热弯曲 而引起振动。 改变轴承座与台板之间的接触状态，造成滑动面之间出现间隙，导致轴承座动刚度 降低。汽轮机转子热弯曲引起振动的特点是当负荷增加时，振动不立即增大，试验结果画出的曲线表示在图3-2。引起汽轮机转子热弯曲的主要原因是：64) 一irr 电图li - 6康动勻有功负祈的关果 转轴材质不均或轴上内应力过大。这种缺陷引起振动的特点是：在轴承振动较大的情况下迅速停机，通过临界转速时，轴承振动较启动时有显著增高、而且当转速降到盘车 转速时，若立即测量弯曲，其弯曲值比启动时有较大增加，但经23小时盘车后，这种弯曲即可消失，再次启动、带负荷，这一振动不能重现。据有关资料介绍，由于转轴上

28、内应力过大造成转子热弯曲，在接近满负荷下累计运行 1520天之后，会自行消失。其原因是由于内应力过大的部位正好处于转子温度较高的区 域内，使其内应力释放所致。 汽轮机叶轮和轮毂之间或轴上其他套装零件与凸台之间轴向间隙不足或不均匀，当 两者膨胀差大于预留的轴向间隙时，间隙消失，由此而产生很大的轴向力。当预留的轴向 间隙在圆周方向不均匀或局部结垢时，这种轴向力会形成弯矩使转子弯曲。转子这种弯曲造成振动的特点是只发生在机组带负荷过程中，负荷升得越大，振动越 大。当负荷（有功负荷）稳定一段时间后，振动会逐渐减小，降负荷过程中不会出现振动。 转轴处存在不对称漏气。转轴处存在不对称漏气时，会使轴产生径向不

29、对称温差， 这种温差是随着漏气量的增大而加大的，因此这种缺陷引起振动的特点是，振动随着有功 负荷的增加而增加。 转子中心孔进油。汽轮机转子中心孔进油（或进水）的主要振动特征与转子热弯曲 相类似，主要是振幅随时间增长而缓慢增大，通常在第一、二次启动时无此现象，以后启 动时出现此现象。转子中心孔进油，只要堵头封严即可，在此不多加讨论。 引起转子径向不对称温差使其热弯曲的原因还有：轴上套装零件失去紧力；转轴高 温部分与水接触；转轴与静止部件发生摩擦等。关于转速与静止部件发生摩擦引发振动故 障的问题，下面将进一步讨论。4、摩擦碰撞引起的振动转轴摩擦碰撞是机组启停和正常运行中振动突然增大的原因之一，下面

30、分别讨论。（1）机组启停中转轴碰磨的诊断转轴碰磨按其严重程度和时序排列可分为初、中、晚期1）早期碰磨 有碰磨时较无碰磨时轴承振幅有明显增大，当转速一定时，随运行时间的增长，振幅 和相位发生明显波动。2）中期碰磨 转速不变或降低转速时，随运行时间增长，振幅迅速扩大，振幅和相位不再波动，若 这时不迅速采取措施，碰磨会很快进入晚期。3）晚期碰磨 转轴晚期碰磨时的振动特征为转速一定时轴承或轴振动增长速率较中期更快，而且振 幅已超过转轴形成永久弯曲的上限，振动失控，即使采取降速措施，振幅还会急剧增大， 弯轴事故已不可避免。关于转轴碰磨振动的机理，传统概念认为启动中转轴碰磨的滞后角小于 90 度，碰磨 产

31、生的不平衡与原始不平衡合成矢量急剧增大，因此越磨越加剧。实际上，不同阶段碰磨 形成振动的特征和机理不尽相同。1）早期 在转轴碰磨的早期阶段，尽管也存在热弯曲进而又加重碰磨，但由于碰磨较轻，热弯 曲量较小。有时接触部分金属很快磨损，自动脱离接触，碰磨消失。当转速升高，转轴振 动增大，或其他原因使动静间隙减小时，转轴又会发生碰磨。因此，早期转轴碰磨时磨损 量大于转轴碰磨点的热弯曲量，形成间断性碰磨，所以这时的振幅时大时小地随机波动， 或者维持在一定水平上。2）中期和晚期 转轴碰磨处在中期时，动静部件磨损量始终小于热弯曲和振动的增长量，所以振动不 再波动； 如碰磨不断加重， 就会使其热弯曲进一步加大

32、， 从而又加重碰磨， 形成恶性循环。 如果这种碰磨发生在转子一阶临界转速以下，及时发现并打闸停机，弯曲事故可以避免， 因为转轴弯曲处挤压应力仍小于材料屈服极限。如果这种振动发生在转子一阶临界转速 时，因共振使碰磨急剧加重，很快进入晚期，弯轴事故将不可避免。根据目前振动故障诊断经验，转子在第一临界转速之下，除不平衡（包括转子热弯曲 引起的不平衡） 振动外，很少观察到较大振幅的其他性质的振动。 因此不论是否测量频谱， 只要依据转子在第一临界转速下，机组存在较大振幅这个特征，即可判定引起振动的激振 力是转子的不平衡力，排除轴承座动刚度不足之后，其故障原因即可诊断为转子残余不平 衡量过大。如果轴承振幅

33、波动大于15 m或轴振幅波动大于30m，可以判断为转轴早期碰磨, 应及时检查处理。(2)工转转速下转轴碰磨振动分析对于机组启停过程中转轴碰磨振动，早已为人熟知，但工作转速下的转轴碰磨振动却 一直未引起人们的注意。如果工作转速下振幅不规则地大幅波动也是由转轴径向和轴向碰 磨引起的，而且其振动特征和振动机理较启停过程中的碰磨振动更为复杂。工作转速下转轴碰磨的振动特征简述如下：1)振动的基频分量波动和突变转轴碰磨振动的频谱特征是转子热弯曲振动，既以基频为主，并含有明显的2X、3X高阶分量，高阶分量主要与振动系统相应频率下是否共振直接有关。使用振动仪测量，基 频振幅与通频振幅差别应小于 5m，高频振幅

34、一般为36m。 振幅波动和不稳定：在转轴碰磨早期阶段，无论是在启停机中还是在工作转速下， 产生的振动都有波动特征。 振幅随机组运行时间增长而增大或减小：机组在空负荷或带负荷下，工况不变，而 轴振动和瓦振急剧增大或减小，或缓慢地连续增大，或维持在较高或较低的振幅状态下， 这种暂时的稳定碰磨振动不同于启停机时的转轴碰磨。 启动定速后振动平均值存在较大差别：各次启动定速后，一方面轴瓦振动存在不稳定，另一方面其振幅平均值往往存在较大差别。有时相邻的两次启动，振幅值会相差12倍。 空负荷或带负荷下振动突然升高。 振幅波动和不稳定持续很长时间：机组启停中的转轴碰磨，经几次波动或经几次降 速之后，碰磨部分可

35、能磨去，振幅波动可能消失，但工作转速下的转轴碰磨，经几十次启 停仍不能消失。 第一临界转速下振动不大：工作转速下转轴碰磨，振动过大而停机后，通过相应转 子临界转速时的振动与启动相比无大变化。 同类机型的故障具有普遍性和振动特征的相似性。 易发生在低压转子上：从现场机组运行情况看，启停中转轴碰磨易在高压转子上发 生，而工作转速下碰磨易在低压转子上发生。分析认为汽轮机高压转子在轴系中径向间隙 最小，启动中转子与气缸同心度变化较大，而且转轴相对振动大，这是造成高压转子启动 时易碰磨的主要因素，而低压转子正好相反，在启动中较少发生碰磨。 工作转速下转轴碰磨振动的诊断要点如下： 1）首先是捕捉到不稳定振动与时间的关系及其振动频率分量，获得振动趋势曲线是 诊断转轴碰磨最为有效地方法。2）排除轴承座动刚度不稳定3）鉴别诊断：即排除振动特征相似的故障。5、叶片强度及叶片振动 由于同时受弯曲应力、扭转应力的共同作用，汽轮机叶片在运行中的振动是不可避免 的，但是必须使叶片的振动不影响汽轮机的运行安全，为此，就要求所使用的叶片能适应 这种振动（比如弯曲振动和扭转振动） ，或是避开不允许的频率。当叶片的固有频率和激 振频率相同或成某种比例时，便会产生共振，从而使叶片的振幅达到很高的数值。显然， 叶片的位移（振幅）越大，