汽轮机基础（精选七篇）
汽轮机基础 篇1
本工程汽机基础计算是利用西南电力设计院罗国澍所编的《汽轮发电机组基础空间结构计算程序》(4.5版)软件计算,该程序分三个部分即前处理TGFP-pre(原始数据输入)、核心计算程序TGFP(要用加密锁)和后处理TGFP-pst(转换成dwg图形文件),其中最重要的就是第一部分原始数据输入,原始数据输入的正确与否直接关系到计算结果的准确性,下面我将着重阐述第一部分的过程。
1 建立总体坐标系
一般总是规定Z轴垂直向上,X轴垂直于汽轮发电机组的纵轴,而Y轴则与汽轮发电机组中心线即纵轴平行,若按整体结构计算(若沿纵轴对称可按半个结构计算),则Y轴就放在汽轮发电机组中心线上。
2 节点编号
在所有梁、柱交点设置节点;在较大荷载作用位置和截面尺寸发生变化的地方设置节点;另外在下柱中部增设节点。节点数的多少决定着计算的精准度,这个环节比较重要。由于该基础是一个规则的两层空间框架,我们建立计算模型的原则是以柱中心线作为框架的纵、横向轴线,柱的总长从底板顶算至运转层横梁的中心线。所以基础被简化为由70个节点、80根杆件组成的空间正交框架。
3 杆件编号
杆件编号就是在节点编完后从1开始,先编柱再编梁,“相同类型”的杆件宜连续编号。
4 杆件截面简图及节点坐标
这项工作要细心认真完成,把80根杆件的截面形状画出来,给出每边的长度,其中都为矩形和多边形,要特别注意的是有的杆件截面是矩形在中间开了通孔,成为两个分开的矩形,这种情况要对其进行合并,合并成一个矩形。另外汽机低压缸端横梁和发电机低压缸端横梁均为异形斜梁,在截面划分时从中间层即6.3 m向上开始倾斜的位置分开,轴线贴截面边,否则无法输入。节点坐标见表1。
5 节点附加质量计算
该部分工作主要是把除了结构本身质量以外的质量附加上,包括设备、管道等质量。该工程附加质量共37点,各点附加质量见表2。
6 扰力计算
发电机和汽轮机的扰力若机器制造厂未提供,则按《动规》5.2.2计算取值,如表3所示。
7 导荷载
为了内力组合方便,程序将永久荷载分为单向和双向两种,因此在导荷载时要把汽轮机厂和发电机厂提供的荷载以及工艺提供的各种荷载,一起按单向、双向和短路力矩分别输入,在计算时要注意力的方向。单向荷载是只在一个方向发生的荷载。双向荷载是正、反两个方向都可能发生的荷载,如管道推力、地震力。短路力矩根据设备厂家提供的数值加到杆件上。
以上准备工作结束后,开始输入各种数据及荷载,输入结束后点生成“输入数据文件”,程序便生成“原始数据文件(.DAT)”,这在计算时要用到。插入加密锁,开始运行TGFP即可计算,如果输入正确,则在计算后显示结果满足规范要求。在计算过程中可以观察各节点转速与振幅曲线是否满足《动规》允许振动线位移的要求,如果计算振幅没有超过允许振幅,则计算结果满足规范要求。
接下来的工作就是在计算完毕后生成的文件中找计算结果,文件名为XXX-R.DAT的文件就是计算结果,打开时用记事本程序,里面有梁、柱的配筋,按照此配筋和模型图中的梁、柱杆件号对应进行配筋。汽机框架配筋不像一般框架,因为它的不规则性(纵横梁),所以配筋比较麻烦,配筋时一定要结合梁的实际断面,凡是在开大洞的地方在洞两侧都配纵向钢筋,大机组梁的纵筋一般都为双层配置,在有油管和油坑的地方,对纵梁钢筋要补偿,梁柱配筋应当考虑其锚固和断开位置,箍筋一般采用封闭式。
以上是本人对汽机基础计算设计的一点体会,其实基座计算设计是一项比较复杂的工作,除了计算之外,画图中例如螺栓孔的大小和定位,各种轴线之间的尺寸以及油坑、油沟的定位和大小,牛腿的标高,各种埋件的大小和定位尺寸,汽轮机端承留洞,发电机端承开孔的大小和定位等等都是设计中不可马虎和大意的,一定要本着认真负责的态度,使汽轮发电机基础结构设计合理,节约成本。
参考文献
[1]GB 50040-96,动力机器基础设计规范[S].
水斗式水轮机基础理论与设计 篇2
1,双击式水轮机已经退出历史舞台，水斗式水轮机就是射流入射角为0的斜击式水轮机，且是所有斜击式水轮机中效率最高者。
2,水斗运动速度U=3.14×D×n/60,喷嘴效率φ2=0.97，射流线速度V12==φ2×2gh,速度比ψ=U/V1,理想ψ=0.5,实际最佳为0.48。
3，水斗式水轮机必须保证在其最优单位转速下运行，所有，n1’=40r/min,速度比ψ=0.48，故Dn=40H1/2,转轮直径与出力和流量无关。
4，水斗式水轮机的直径比m过小，水斗数少，水斗根部强度差，容易裂纹或断斗，效率偏低；m过大，转轮薄，水斗多，水斗尺寸小，制造麻烦。
5,水斗式水轮机没有汽蚀，只有剥蚀，为了避免水斗裂纹和断斗，必须限制水斗式水轮机的直径比m，它不能过小。
6,射流直径d0=0.029751×N/H3/2×η
7，水斗式水轮机与相似理论没有关系，原因为（好多啊，有扫描仪就好了）：
相似理论的根本条件是几何相似，运动相似和动力相似。动力相似有三个相似准则，压力相似，重力相似和黏性力相似。冲击式水轮机的射流运动为恒压流动，故与压力无关；由于射流的高速度，水在水斗做功的过程非常短，重力和黏性力的因数可以忽略不计；因此，在冲击式水轮机中仅剩下几何相似和运行相似了。（1）冲击式水轮机的工作介质为大气中的射流，并无固定的边界可言，要保证几何相似，水汽分界面也应该相似，这就使得几何相似的条件非常苛刻，因此可能性非常小，而整机的相似就更加渺茫。
（2）运动的相似就是进出口速度三角形的相似，而这已经在水斗设计的时候得到定义，因此运动的相似也是几何相似的一种延伸。
（3）冲击式水轮机的射流是在大气中运行并工作的，其所有能量均表现为动能，射流与水斗的能量交换过程就是碰撞，其原理就是动量定理，就是牛顿第二定律。
（4）射流对水斗的做功状态时刻在变，根本无稳定可言。
（5）按任何水力条件设计的水斗式水轮机，几乎不可能与某个模型水轮机相似。
（6）水斗式水轮机几何相似的根本指数为直径比m。两台水轮机直径比相同的可能是很小的，因为其转轮直径D由水头定，而射流直径d，则源于流量。
（7）设计了一台冲击式水轮机，很难想象，会为此专门设计一台几何相似模型，然后按此进行模型试验（除非一定要这么做，那是例外），所以，就整体而言，相似理论不属于水斗式水轮机。
现在将书上的一道例题简单的说一下：
H=950m,N=30000kw,发电机效率为93%（低了一些吧），水轮机效率90%，水轮机功率为32260kw，流量Q=3.846=6×0.641m3/s, 喷嘴效率φ2=0.97, 射流线速度V1=(φ2×2gh)1/2=134.46m/s.射流直径d0=8cm,转速n=600r/min，n1’=39.9r/min,速度比ψ=0.479（在最优范围之内），转轮直径为2.05m, 水斗运动速度U=3.14×D×n/60=64.37m/s，水轮机型号为CJX-L-205/6×8
现在斗胆将shuqin118猛人的<水斗式水轮机选型>实例帖子中的实例5，额定水头540米，单机出力20000千瓦，结论为CJA237-L-155/4×12，n11＝40，n=600用速度比复核一下，U=3.14×D×n/60=3.14*1.55*600/60=48.67r/min, V1=(φ2×2gh)1/2=(0.97*2*9.81*540)0.5=101.3753 r/min，速度比ψ=U/V1=48.67/101.3753=0.480097≈0.48，为最佳速度比。
结论为CJA237-L-185/3×14，n11＝39.8，n=500用速度比复核一下，U=3.14×D×n/60=3.14*1.85*500/60=48.41r/min, V1=(φ2×2gh)1/2=(0.97*2*9.81*540)0.5=101.3753 r/min，速度比ψ=U/V1=48.41/101.3753=0.478，在最优范围之内。
冲击式水轮机的选择
摘要]主要介绍冲击式水轮机及其辅助设备的选型方法及计算程序，并提出用最优直径比检查选型及效率修正方面的一些看法，内容的重点在中小型机组。表5个。
[关键词]冲击式水轮机选型最优直径比 1引言
众所周知，冲击式水轮机适用于高水头、小流量的水力条件，其应用的最高水头已接近1800m。与混流式水轮机相比，特别是在水头大于200m的场合，其优势不容忽视。由于早期选择的冲击式机组出现的问题不少，目前关于冲击式机组的选型资料又相对较少，因此，冲击式机组的选型受到不少专业人员的关注。冲击式水轮机主要分为水斗式和斜击式，斜击式的比转速ns=30～70m·kW，是介于混流式和水斗式之间的品种，目前中小型范围内已做到转轮直径D1=100cm、发电机容量Ng=2500kW，虽斜击式效率相对偏低些，但设备价格优势不能忽视，所以仍得到广泛应用。2装置型式的选择
2．1转轮及喷嘴数目的选择
按水头和出力查水轮机应用范围图，小机组一般均用单轮单喷嘴；小型卧式双喷嘴一般在D1=90～140cm，射流直径d0在7～14m中使用；斜击双喷嘴目前还没有使用。
2．2布置方式的选择
大中型机组立式、卧式均有使用，小型机组一般用卧式。卧式布置拆卸方便，但每个转轮只能布置1～2个喷嘴，当喷嘴数目多时，必须增加转轮数；立式布置可在同一转轮上布置2～6个喷嘴，但当喷嘴数多如用3个以上时，转速不宜选得太高，以避免各射流间相互影响，而降低水轮机的效率。3改变比速法选择冲击式水轮机
冲击式水轮机的选择方法，有固定比速法和改变比速法二种。
由于这些年来各制造厂开发的新品种越来越多，可选择的D1和d0也越来越多，选型者可不必受固定比速法关于D1／d0的限制，不同的D1可以搭配不同的d0，喷针机构已成系列可以装在不同的D1的机体上，因此这种选择方法已经代替固定比速法，越来越被广泛使用。改变比速法选择的程序和方法如下所述。3．1转速n的确定
式中：ns为比转速(m·kW)；Hr为设计水头(m)；Nr为出力(kW)。
比转速可在有关手册中方便查得。框算时，对水斗式单喷嘴暂取25(多喷嘴ns=25√Z0，Z0为喷嘴数)；对斜击式取50。计算出转速n后，向上取发电机同期转速。
3．2确定转轮直径D1
式中：u为转轮节圆周速(m／s)；φ为转轮周速系数，按比转速ns值从表1查取；g为重力加速度9．8m／s2。
表1ns～φ值表
2)求出转轮直径D1，并取规格值 D1=60u／πn(m)
现在可供选择的规格值越来越多，并且还有增加的趋势，表2列出目前的规格值。
表2D1规格值
其中：卧式单喷嘴D1=45～140； 卧式双喷嘴D1=90～140； 立式双喷嘴D1=925～275； 立式四喷嘴D1=140～275。框算D1时，可用下式：
3．3确定射流直径d0并靠取规格值
式中：K为转轮数；Z0为喷嘴数；Q为水轮机设计流量(m3／s)；Hr为设计水头(m)d0规格值列于表3供选择。
表3d0规格值
其中：卧式单喷嘴d0=4．5～14； 卧式双喷嘴d0=7～16； 立式双喷嘴d0=9～24； 立式四喷嘴d0=9～24。
3．4斜击式D1／d0的配套品种。
用改变比速法选配的斜击式品种由表4列出，供选择。
表4斜击式D1／d0配套值
对小型机组，D1还有37，46，53可供选择。3．5水轮机效率的估算及额定出力的验算
1)大中型机组：原型水轮机的D1／d0与模型水轮机的相同或D1／d0=10～20时，可不作效率修正；如D1／d0与模型的差别较大时，可参照相应预期效率表估算原型水轮机效率值。
2)中小型机组：原型水轮机的D1／d0与模型的相同或D1／d0=8～10时，效率可不作修正；如D1／d0与模型的差别较大时，可参照预期效率表估算原型水轮机效率值。效率的保证值=预期效率-1％，如1个转轮2个喷嘴，在100％的负荷下应增加0．5％。
3)若计算出来的d0值不向上靠取规格值，则效率可不作修正，否则需扣除1％。4)斜击机组目前还没有公式计算，只能按预期效率确定，一般可按机型大小取△η=0．005～ 0．015，具体数值参见各制造厂提供的保证值。5)效率及出力验算
①由于射流直径取了标准值，必须重新计算水轮机设计流量：
式中：Z0为喷嘴数；Hr为设计水头(m)。
②由Q计算单位流量Q1，并计算参数取标准值后的单位转速n1：
式中：dn为喷嘴出口直径(m)；dnM为模型转轮出口直径(m)；D1M为模型转轮直径(m)。
为应用方便对常用的2种机型可简化为：
③在综合特性曲线上查取模型效率并修正为原型机效率ηr。④验算出力Nt=9．81HQηr，额定水头必须能发到额定出力。4最优直径比D1／d0的检查
最优直径比m=D1／d0，是设计水斗式水轮机的重要参数。水斗上的应力与工作水头成正比，与直径比m的平方成反比。因此，当直径比m减小时，会引起斗叶上的应力急剧增大。一般当水头H>1000m时，要求直径比m≮15，m下限值≮8～9。根据现有资料，为使水轮机具有较高效率，应使m=10～18，高水头取高值、低水头取低值。对接触较多的中小型水斗式机组，直径比统计值m=7．78～15．7，中小型斜击式m=3．57～7．15；对大中型水斗式m=10～23，高效区为10～18，其统计方程为m=D1／d0=4 0．01H(H为工作水头)。
若选出来的D1／d0过小，会导致效率下降，强度计算难以通过；若选出来的D1／d0过大，将使比转速下降，能量指标降低，又会使转轮的风损等损失增大，也会使效率下降。因此，若选出来的D1／d0过小或过大，必须采用改变转速、转轮数及喷嘴数等办法重新选择，使其处于合理的范围。对小型水斗式水轮机，可选择较小的m值。这样，水轮机的效率虽然会下降一些，但比转速增加了，使机组转速n也增加，使发电机尺寸相应减小，可降低电站造价。
经样本统计，对常用小型机组，水斗式m≥7．78，斜击式m≥3．57，当m小于上列数值应重新确定转速来选择D1。5 主阀的选择 5．1直径的确定
主阀的内径一般与喷管内径一致，可由产品样本直接查取。表5收集了一部分制造厂的统计资料供选择时参考。1个品种在表中出现不同的配套阀门，应以各厂的配套表为准，因为使用的水头段不同。
表5部分制造厂主阀内径统计资料
注：斜击不带A、B者，H≤100m，带A，H=100～160m，带B，H≥160m；球阀直径规格φ300，400，500，600，650，800，1000，1200，1600。表中Dn为球阀或闸阀的公称直径，即内径；XJ代表斜击式，CJ代表水斗式。5．2主阀型号的确定
冲击式机组一般配用闸阀，对高水头大中型机组也有选用球阀。
主阀的压力等级关系到价格，因此不宜选得太高。由于冲击式水轮机具有折向器机构，喷针关闭时间比混流式导叶关闭时间慢得多，升压相对较小，一般升压≤0．15(指相对升压≤15％)，因此对中小型机组可直接按设计水头选择，等于或略大于设计水头即可。常用闸阀的压力规格有6kg/cm2、10kg／cm2、16kg／cm2、25kg／cm2、40kg／cm2、64kg／cm2等，选用时应向规格值靠，一般压力≥16kg／cm2。阀体、阀盖、闸板的材料需用碳钢，尾部符号为C，不标C者为铸铁。同样的直径、阀门的密封面材料也有不同，关系到造价，因此，应按压力等级选择密封面材料：通常6～10kg/cm2用铜(T)，显然选择铜密封面价格要低些。闸阀有电动或手动之分：电动由φ300mm起，φ350mm及以上无电动闸阀。闸阀还有明杆和暗杆的区别，5为暗杆、1为明杆。一般暗杆用于6～10/cm2的压力，直径范围为φ300～1600mm。常用闸阀示例如下： Z941H－16CDn=800 Z—闸阀；9—电动；4—法兰联结；1—明杆；H—合金钢密封面；16—压力等级；C—碳钢阀体；Dn—公称直径； Z41T-10Dn=250 Z—闸阀；4—法兰联接；1—明杆；T—铜密封面；10—压力等级；Dn—公称直径。调速器的初步选择 6．1 调速功计算
调速功分喷针调速功和折向器调速功二部分，若二者联动，总调速功为二者调速功之和；若折向器不联动，则按喷针调速功选择调速器容量。喷针调速功A1=Z0(d0 d03Hmax/6000)(kg·m)式中：Z0为喷嘴数；d0为射流直径(cm)；Hmax为最大水头(m)1个折向器调速功A2=0.11×10-3d0Hmax或 A2=Z0(d0 d03Hmax/6000)(kg·m)式中：Z0为折向器数；d0为射流直径(cm)；Hmax为最大水头(m)。总调速功A=A1 A2=2A1 6．2 调速器容量的选择
AP=(1．3～2)A1，系数1．3～2是考虑加工装配量及润滑等因素。6．3调速器类型的选择 一般按下列原则选配调速器： 水斗式：
D1≤70cm，Ng≤800kW，配手动或电动调速器；
D1≥70cm，Ng＞800kW～2500kW，配手动或自动调速器； D1≥125cm，Ng>2500kW，配自动调速器。斜击式：
提高汽轮机性能的技术 篇3
【关键词】汽轮机；性能；技术
前言
无论火电还是核电，汽轮机都是占总发电量绝大部分的原动机。为了提高汽轮机的效率，不仅能控制然料的消耗量，而且对削减CO2等破坏环境的因素也大有益处。因此，利用高温、高压的蒸汽参数提高热效率的同时，还要通过各种技术开发，尽力提高汽轮机内效率。
一般来讲，汽轮机高压缸与其他部分（中压和低压）相比，由于叶片相对高度较低，因此效率水平也低。提高汽轮机整体效率，高压缸内效率的提高也是必不可少的。由级数、反动度、转子直径等参数决定的蒸汽通路的改良和高性能叶型的开发也是必要的。
到目前为止，开发了高、中压缸用的高载荷静·动叶片，并通过模型透平试验验证，性能已得到如期的提高，并应用于实机。另一方面，最近面向高压缸，开发出了高性能优化反动式叶片。在叶型设计中，综合应用了基于实验的强化设计法，反问题设计法和紊流分析技术，开发出了高效率叶型。通过二维叶栅试验确认了强化设计的有效性，用模型透平试验验证级的性能，使效率得到大幅提高。
1、高载荷静叶的开发
在相同叶弦长度条件下，高载荷静叶的数量比以往静叶少了约14%，且性能得到提高。由于减少了叶片数量，叶片表面的摩擦损失和产生于叶片后缘的尾流损失减少，使提高行性能得以实现。
高负荷静叶的特征是：（1）由于叶片头部大头化，因此叶片上游侧也承担负荷，均衡了叶片整体负荷；（2）利用反映叶片背面喉部下游位置曲率分布的曲线和紊流分析等详细的设计方法，设计出最佳的叶片数量（节弦比）和叶型。另外，在叶片头部的圆化时还考虑到了入射角特性和强度方面。
2、高载荷动叶的开发
高载荷动叶和高载荷静叶一样，也是削减了叶片数量、增大了每枚叶片的载荷。高载荷动叶的开发目标是：与以动叶相比，降低约15%的叶片数量。与高载荷静叶一样，叶片数量减少，叶片负荷增大，因此叶片负压侧的流动就易于脱流。尤其是冲动式叶片，由于叶片根部附近的背弧曲率大，此倾向很明显。
因此在开发高负荷动叶时，条件是需将叶片强度控制在允许值以内，重点放在其根部附近的叶型设计上：（1）为了控制脱流和边界层的发展，降低二次流损失，设计出增大叶片后缘附近负荷的后加载叶型；（2）在动叶叶片根部设计阶段中，想通过前置静叶的侧壁损失预测正确的入射角是很困难的，因此采取了将叶片前缘部位椭圆化，增大曲率半径和改善入射角特性等措施。特别是，使用了二维叶片紊流分析技术和规定喉部长度的反问题设计法，以及曲线进行叶型设计。使用这些设计手段，设计出沿叶高方向多个基本截面的叶型，并通过积叠面形成叶片。
3、优化反动式叶片的开发
3.1开发背景
为了进一步提高效率，谋求通过级数、转子直径、反动度等设计参数来优化汽轮机结构，并开发适用于此结构的优化叶型。另一方面，在汽轮机高压级中，叶片长度相对较短，沿叶高方向的边界层和二次流领域所占的比例变大，因此必需考虑到这些流场特性的高性能叶片。
根据静叶出口的绝对速度和旋转动叶的周向速度，蒸汽将以相对速度流入动叶。由此可见，此相对速度方向离动叶几何入口角越远，叶型损失也交越大。另外，实际中必须考虑边界层和二次流的影响，故想将动叶相对流入角设计成预想的高精度是困难的。
如今，在叶型设计中综合应用了基于实验的强化设计法，反问题设计法和二维紊流分析技术，针对流入角的变化，开发出损失特性变化缓慢的圆头动叶。
3.2强化设计的应用
3.2.1测量特性和信号因子
将叶栅视为系统，利用系统输入与输出的理想关系（通过原点的直线），选择信号因子（输入）和测量特性（输出）。
3.2.2误差因子和控制因子
误差因子是可能阻碍理想功能的因子，进行此研究时，选定流入角作为误差因子，考虑到下面叙述的设计叶型时的几何入角，采用了现实的3种流入角（30°，50°，70°）。另一方面，在此研究中，控制因子是决定叶型的参数，由于数值实验时利用了计算机，从计算机环境和设计期间的观点出发，采用选定与流入角特性和损失特性有密切关系的叶片转向角、前缘曲率半径、节弦比和最大叶片负荷部位（相对叶宽）这4个参数作为控制因子，分别设定了三种方案。在强化设计中，由流入角特性和损失特性对应于比特性和灵敏度特性。
3.2.3叶型设计
四个控制因子进行叶型设计时，仅用这些控制因子不能完全定义叶型形状。因此需预先根据二维紊流分析，将损失评价反映到叶型设计中。再用反问题设计法移动叶片的最大载荷部位，对叶型进行修正。通过用这种反问题设计法进行修正，已足以确定喉部长度。叶片载荷分布的修正范围仅限最大载荷部位附近。
3.2.4SN比和灵敏度特性
针对9种计算方案，进行二维紊流分析，根据此计算结果在三种情况下4个控制因子（A～D），对SN比和灵敏度平均值的因果图。在此研究中，目标是不公将离散度变小（SN比变大），最终还要开发出损失小（灵敏度大）的叶片。
3.2.5根据最优条件的研究
按照上述两种最佳条件进行叶型设计时，通过二维紊流分析和损失评价可决定叶型。通过积叠沿叶高方向的多个截面，即形成1枚动叶。同以往叶片相比，最佳叶片的数量减少了约33%。
3.3利用二维叶栅风洞进行性能确认试验
通过二维叶栅风洞中，用5孔探针所进行的逐点测量，计算出能量损失系统数。从此结果中，相当于广泛范围汽流入角，损失特性平坦化（变化不大），而与以往叶片相比，损失自身也大幅降低。
3.4利用空气透平进行级效率的确认试验
为了确认汽轮机的级效率，针对以往叶片和最佳叶片，时行了模型透平试验。用内置热电偶的5孔探针，沿级的出入口径向，对压力、温度和流角进行了逐点测量。然后根据流量孔扳的测量、测功器的出力和探针测量计算出级效率。以顶部的汽封结构也不一样。与以往动叶片相比，效率提高了1.5%。经确认：由于动叶顶部反动度与密封结构的不同，考虑到漏流影响的话，叶片自身的效率可提高3%。此优化反动叶片已应用于实机。
4、结束语
针对汽轮机高、中压级，开发出叶片数量削减了约15%的高载荷静·动叶片，经模型透平试验验证：证明效率分别提高了0.35%和0.3%。另一方面，针对像高压级叶片短的级，开发出考虑了流场特点的高性能优化反动式叶片。优化反动式叶片的损失低，且相当于广范围蒸汽流入角的损失特性平坦化（变化不大），叶片数量与以往相比，减少了多达33%。根据模型透平试验，与以往相比，叶片效率提高了1.5%高载荷静·动叶片及优化反动式叶片已用于实机，今后提高汽轮机效率的技术也将得到更广泛的应用。
作者简介
汽轮机基础 篇4
近几年来随着教学改革的深入, 学科建设的进行和课程体系的调整, 课堂教学时数不断被压缩, 而随着科学技术的进步, 要求机械设计基础课程适应时代发展的需要, 这样在教学过程中既要介绍传统的基础理论知识, 同时还要不失时机地向学生介绍本课程与轮机专业的联系, 介绍新的理论和技术在工业发展中的应用, 因而课程的面广、内容多现象与课时短的矛盾愈发突出, 课程设计的教学质量难以保证。
此外, 在理论过程中许多学生反映, 现在许多课程学得枯燥无味, 不知道自己所学的课程将来到底有什么作用, 这些情况反映了目前我们教学中存在的问题。笔者经过多年教学实践, 对机械设计课程设计教学进行了一些改革的探索和思考。
1 课程设计的题目多样化
课程设计选题, 通常大部分工科院校机械类、近机械类等专业课程设计都是带式运输机的传动装置设计, 内容陈旧, 且题目多年不变。不同专业的定位与培养目标各不相同, 如果都是进行减速器装置设计, 就不能很好地反映专业特点。轮机工程专业的毕业生一般从事现代船机修造、监造、检验、修造经营及机务管理等工作, 而带式运输机的传动装置的设计不能很全面地反映轮机工程的专业特点。另外, 由于是几个班多人同时进行课程设计, 这样有可能出现一些学生的题目相同或非常相近, 客观上会造成抄袭现象。
为此我们做了以下尝试:一方面继续保留原有的设计题目, 同时, 另开设一些与轮机专业有关的设计题目, 如零部件或系统测绘与分析, 研究对象为船舶柴油机的活塞、汽缸、曲轴等要零部件;海水、淡水、燃油、滑油等管路系统的测绘与分析, 主要从运动、结构强度、工作能力、精度、材料、工艺等方面进行综合分析, 既丰富了课程设计的内容, 也增加了对专业知识的了解与认识, 达到了课程设计的目的。
2 鼓励学生创新
改革原来在机械设计基础课程设计中教师抱着学生走的被动局面, 鼓励同学主动观察日常生活中常见的机械装置, 要求学生结合轮机专业, 加强方案设计, 提高学生学习兴趣, 调动学习主动性, 破除学生对创新设计的神秘感。为鼓励学生创新, 我们向学生提供多个设计方案参考, 学生也可提出自己更合理的设计方案。对于结构设计, 不给学生过多的限制, 而是充分发挥学生的想象力和创造性。为了解决学生对机械结构知识普遍缺乏的问题, 让学生在设计前参观机械传动陈列室, 使学生对结构设计有所启发。对于学生中普遍存在的工艺知识和公差知识的缺乏, 结合课程设计实际进行必要的讲解和补充, 使学生通过设计全面掌握和巩固机械设计的相关知识。另外, 我们还积极鼓励学生在图版绘图完成之后, 再利用CAD软件在计算机上进行设计, 使学生通过课程设计来掌握现代化的设计手段和方法, 但是不主张学生完全甩掉图版, 否则在时间紧、任务重的情况下, 会有部分同学拷贝偷袭现象存在。
3 培养学生的团队精神和协作能力
由于学生多, 题目少, 可对学生进行题目分组, 几个人一个小组, 一套题目。这样大家可分组坐在一起共同研究一个问题, 该怎么设计这个, 怎么设计那个, 集思广义, 博采众长, 既优化了设计, 又加深了理解, 然后具体分工, 确定每个人的具体零件。在制图过程中, 不是各人干各人的, 而是保持联系, 保持一致。这样做既快又准确, 效率高。不但锻炼了大家的机械设计技能, 也培养了同学们的团队精神和协作能力, 多届实践后, 同学对这种团队协作具有较高的认可。
4 优化设计时间
按照教学计划课程设计安排在第四学期的期末考试阶段。完成课程设计的时间一般为1至2周, 在这么短的时间内, 学生要完成20页左右的计算说明书、减速器装配图1张;轴、及齿轮工作图2张, 难度是不言而喻的。在期末考试阶段学生还要应付很多课程考试, 轮机工程专业还有轮机考证的理论和实操训练课程, 多方面原因造成相当一部分同学疲于应付课程设计, 再加上学生对于一些先修课程的掌握程度不是很好, 最终导致课程设计质量不高。
在这种课时较少的情况下, 为提高课程设计质量, 需采用“先分散后集中”的模式。即先把设计计算说明书的撰写分散安排到机械设计基础课程教学中, 然后再把装配图及零件工作图的绘制集中安排在最后1、2周内。同时课程设计是一项重要的理论联系实践的教学环节, 时间安排应该固定成为一种制度, 尤其不能与其他重要课程的学习相冲突。
5 课程设计与课堂教学紧密结合
在机械设计教学过程中, 应把课程设计中涉及到有关问题贯穿于整个教学过程中, 把有关内容灵活的穿插到相关章节, 比如齿轮、轴、带传动、滚动轴承、联轴器等, 既是理论教学的重要内容, 也是课程设计的重点, 在授课过程中应讲清在课程设计的应用并强化。在习题练习中除完成普通习题外, 还要强化与课程设计有关的题型, 使学生感到学有所用, 始终对课程设计抱有一定的参与欲望, 既增加了学生的学习兴趣, 又调动了学习主动性, 加深巩固了相关知识。
6 应将先修课程内容适时适度的穿插到机械设计基础教学中
机械设计基础是一门综合性课程, 必须先修了机械制图、轮机工程材料、、金属工艺学、工程力学、之后才能开设本课程, 在课程设计的过程中, 需要综合运用前面学到的相关知识。比如选则材料的时候, 需要用到轮机工程材料里的材料选型、热处理等内容;在零件尺寸设计及强度计算中, 需要运用到理论工程力学的知识进行受力分析, 进行弯矩、扭矩的计算;在减速器装配图、零件工作图绘制过程中, 需要运用机械制图的视图、剖视图、尺寸标注、技术要求等。从课程设计完成效果来看, 学生对于这些先修课程遗忘的较多, 灵活掌握程度不是很好, 综合运用知识能力不强, 结果造成课程设计质量不高。因此指导老师应把先修课程的内容适时适度的有机穿插到机械设计基础课程的相关部分讲解, 使学生在学习新知识的同时, 复习、巩固、运用已有知识, 提高课程设计质量。
7 结语
使学生在课程设计的教学过程中学到扎实的机械基础知识, 掌握一般通用零部件设计方法, 为后继专业课程学习和今后从事专业工作打下坚实的基础, 是我们最终的目标。经过笔者的摸索和实践总结出的一些措施和方法, 实践证明能够较好的提高轮机工程专业课程设计的质量。
摘要：为了提高轮机工程专业《机械设计基础课程设计》的教学质量, 针对教学中存在的问题与不足, 本文从不同角度分析了问题产生的原因, 并从设计题目、时间安排、授课方法等方面提出具体改革措施。
关键词：轮机工程,机械设计基础,课程设计,教学改革
参考文献
汽轮机故障分析方法与检修 篇5
关键词：汽轮机 故障 检修
汽轮机是化工生产的重要设备，具有较高的故障率，一旦发生故障也容易产生较大的危害，这就要求不断提高汽轮机拖动离心机的故障诊断技术和检修技术，保障汽轮机拖动离心机的顺利运行。本文对汽轮机进行简要的介绍，并分析了汽轮机的常见故障以及检修方法。
1 汽轮机的工作原理和功能
所谓的汽轮机指的是旋转式动力机械，能够将蒸汽能转化为机械功。汽轮机拖动离心机在化工生产中的应用非常广泛，可以对螺旋桨、压缩机风机和各种泵进行直接驱动。汽轮机还可以进行抽气，满足人们的生产生活需求。汽轮机的主要组成部分有固定部分和转动部分。其中固定部分包括各种紧固零件，例如滑销系统、机座、轴承座、轴承、汽封、隔板套、隔板、喷嘴室、蒸汽室、气缸等，转动部分包括各种旋转部件，例如紧固件、联轴器、主轴、转子或叶轮、叶栅等[1]。汽轮机的动力为蒸汽，在化工生产中用的比较广泛，其优点在于寿命长、效率高、单机功率大。
2 汽轮机的常见故障
2.1 汽轮机油含水过多造成的故障 如果汽轮机油中含有过多的水分，就容易对轴瓦造成破坏，甚至将轴瓦烧坏，从而使汽轮机的运行的过程中出现强烈振动。造成汽轮机含水量过多的主要原因是漏水，因此一旦发现汽轮机在运行的过程中出现强烈的振动，就要对漏水源头进行查找，及时排除漏水情况或减少漏水量。然而在实际运行的过程中，汽轮机的工作环境比较复杂或者设备老，也可能会造成漏水现象持续存在，对汽轮机的运作造成直接的影响。如果无法立即终止漏水，就要采取其他的措施，例如通过脱水设备可以将汽轮机油系统中的水分脱离出去。
2.2 汽轮机调速马达的故障 造成调速马达故障的主要原因是电气开关的黏连，当电器开关触电黏连时，高速马达的旋转方向就會朝着减负荷的一方，与此同时，由于同步器丝杆退出了55毫米，汽轮机调速汽门也会因此而关闭，汽轮机的同步器就会难以运转，严重影响汽轮机的正常运行[2]。针对这种情况，值班人员要及时发现汽轮机调速马达的故障，使用相应的防范措施，为了避免汽轮机调速马达的故障引起汽轮机其他方面的故障，要对其进行手动切换。与此同时，值班人员要对汽轮机设备进行详细的检查，并对故障发生的原因详细的记录。这些记录可以作为故障分析的依据和经验。为了避免汽轮机调速马达故障，运行检查人员要执行严格的监护制度，认真核对操作开关的序号和操作的位置，确认无误之后才能进行后续操作，减少误操作的发生[3]。
2.3 汽轮机转子永久性弯曲故障 汽轮机转子永久性弯曲会严重影响汽轮机的正常运行，必须对其进行开缸检查。如果在开缸检查过程中发现汽封梳齿在高中压之间已经出现了轻度的磨损，高中压转子的弯曲程度已经达到了曲250 μm，造成了轴瓦的研磨，就要对其进行直轴处理，并对故障原因进行分析。
一般情况下，抽真空时间提高中压轴风送汽要早三十分钟，这也造成了在高中压转子轴封处进入了冷气，使转子出现了局部冷却而弯曲。与此同时，热态开机要求和冲转时的主蒸汽温度出现了冲突，高中压内缸外上壁温度为338.21℃，冲转时主蒸汽温度的右侧为350.4℃、左侧为307.43℃，负温差的出现增大了转子的弯曲程度。
3 汽轮机故障的检修
汽轮机的常见故障主要是气缸变形和渗漏现象。这是因为通过铸造而生产的汽轮机汽缸，在出厂并经过一定的时效处理之后，其铸造过程中出现的内应力就会完全消除。在时效时间过短的情况下，汽轮机汽缸就会出现变形。这也造成了一些汽轮机的汽缸往往出现不断的泄露和漏气。在汽轮机运行的过程中，气缸要面临比较复杂的受力环境，既要承受内部各种零部件的重量和内外气体的压力的静荷载，还要承受连接管道冷却状态的作用力，以及蒸汽流出静叶时的反作用力，这也造成了气缸容易发生塑性变形，而导致气缸的泄露。机组安全运行会受到汽轮机汽缸结合面的严密性的影响，因此要对气缸进行严格的检修。如果发现了结合面漏气的情况，要对其原因进行科学的分析，掌握间隙的大小和变形的程度。这是为了避免气缸的继续漏气。传统的检修方式一般是计划性检修和事后维修，检修的效率不高，还要耗费大量的人力和物力。为了提高对汽轮机故障的检修效率，可以采取状态检修和预测检修的方式，对汽轮机看故障进行主动检修，提高汽轮机运行的安全性、经济性和可靠性。
4 结语
在国民经济发展的过程中对化工生产有着越来越高的要求，化工生产的效率、质量和安全都与社会经济的发展和人们群众的生活息息相关，而作为化工生产的主要设备，汽轮机具有较高的故障率。这就要求掌握汽轮机的常见故障以及检修方法，采取有效的措施对汽轮机检修，提高检修的效率和主动性，将故障发生的几率以及故障发生大的损失降到最低，保障汽轮机的安全运行，保障化工生产的安全性和稳定性。
参考文献：
[1]王件华.汽轮机组振动故障的特征与诊断方法分析[J].广西轻工业，2011（05）.
[2]朱军.发电厂汽轮机系统优化策略分析[J]河南科技，2012（9）.
汽轮机基础 篇6
垫铁的种类有平垫铁、斜垫铁、预埋垫铁以及相当于斜垫铁的千斤螺栓和无垫铁的混凝土压力块等等。安装方法也很多，有刨平基础的直接安装，该种方法在实际现场安装中用的较多;有用无塌落度混凝土座浆法或将树脂砂浆平垫铁粘合在基础上预埋垫铁法和无垫铁安装法等。
1 基础板介绍
某电厂2×330MW机组扩建工程中，汽轮发电机组由北京重型电机有限公司引进法国ALSTONE技术制造生产，其型号为N330-17.75/540/540，型式为亚临界一次中间再热、冲动式、单轴、三缸双排汽、纯凝汽式汽轮机，具有七段可调整抽汽。该台机具有3个轴承箱，该台机组汽轮机的台板均采用M52的千斤螺栓支承在叫作基础板的垫铁上;发电机由北京汽轮电机有限责任公司制造生产，型号为QFSN-330-2型水-氢-氢冷却发电机，额定功率为330MW，发电机的台板直接落在基础板上，而基础板用3～4根M12～M20的螺杆支承在100mm×100mm×3mm的垫板上，垫板直接与基础混凝土接触，基础板与基础间采用C95的混凝土进行灌注。
2 安装工程量
前轴承箱20块，高、中压轴承箱24块，中、低压轴承箱24块，低压缸21块，发电机和励磁刷架40块。
3 质量要求
3.1 汽轮机基础板
横纵向位置相对中心线偏差≤3mm;标高偏差≤±3mm，同为“+”或同为“-”;平面度偏差≤0.05mm/m;
3.2 发电机基础板
1横纵向位置偏差：≤±3mm;基础板向励端反扬0.3329mm/m;沿汽轮转子中心线左右两侧对称位置标高≤0.05mm，每一块台板左右两侧标高偏差≤0.02mm;同时要考虑运行状态下发电机及汽轮机转子的膨胀对磁力中心的影响。
4 安装过程中遇到的问题及解决办法
1)基础板上地脚螺栓孔在生产时个别可能钻偏，所以在找正过程中要以各地脚螺栓孔进行找正，不应以基础板边缘为准找正;
2)由于汽轮机基础板标高要求≤±3mm，普通水准仪完全可以满足安装要求，而发电机基础板沿汽轮机转子中心线左右两侧对称位置标高≤0.05mm，每一块台板左右两侧标高偏差≤0.02mm;要达到这么高的安装标准，普通水准仪很难达到这样高的要求，我们采用一台菜斯牌国家二等DINI12电子水准仪，来严格控制质量。该水准仪为目前世界上高精度的电子水准仪，每公里往返水准观测精度达0.3mm，最小显示0.01mm;
3)由于机组转子挠度的影响，在安装轴承箱基础板时我们考虑了转子扬度，前轴承箱按设计标高抬高了4.0mm;高、中压轴承箱抬高了1.5mm;
4)为防止在找正基础板标高时，拧动基础板上顶丝对各方面尺寸影响较大，所以在基础板顶丝位置处基础要凿得相对平些(其余部位平面度≤5mm);
5)要先将各轴线(汽轮发电机主轴线、凝汽器中心线、发电机定子中心线、各轴瓦中心线)采用经纬仪精确放到基础上，以便安装过程中进行找正;
6)对于个别小的基础板由于设计无调整标高用螺杆，可采用M12的螺栓焊接在基础板的四周，进行找正时标高调整。待所有基础板调整好各方位尺寸后，将各基础板间采用方钢进行相连，使之成为一个整体，并与基础固定，以防在灌注中将基础板碰移原位。
7)对于轴承箱上的基础板，由于相对数量较多、分布密集，可先用大块台板做为一块安装平台，在其上面划线，采用集体找正方法，并将其连为一整体，再对该整体进行找正，实践证明该种方法简单易行，在安装过程中取得了良好效果并节省了时间;
8)由于发电机的台板直接落在基础板上，并且要求0.05mm塞尺塞不入，对于单独安装很难达到这种安装精度，因而我们把基础板用φ10mm的钢筋将台板与基础板侧面临时焊接，并用0.03mm塞尺检查接触面的间隙，要求不入，然后对整体进行找正，并进行灌注。待灌注料浇灌完强度满足安装要求后，将台板与基础板的连接钢筋切割分离，并打磨干净;
9)由于发电机台板为钢性台板，安装过程中发现尽管其厚度有85mm，但钢性台板韧性较好，变形较大，因而安装过程中要对多点进行测量，少走弯路，我们在安装中就发生了这种问题，结果造成有一块台板安装过程中返工;
10)低压缸与发电机中间的基础板上有一低压缸定位立销，采用焊接方式焊在该块基础板上，如果基础板浇注后进行施焊，由于焊接应力的存在，易将该基础板与基础分离，所以该定位立销必须在灌注前进行施焊;
11)由于低压缸与发电机中间的基础板面积较大，为防止在浇灌中，产生空鼓现象，所以事先要将该基础板均匀钻6个M20的孔，以便浇灌中排除基础板下的空气。将该基础板上连接发电机定位键的螺孔底面用δ=3mm的钢板封堵，以防浇灌过程中有灰浆进入，堵塞螺纹。
5 基础板的浇灌与养护
5.1 灌注料选用
该基础板的浇灌要求采用中国建筑材料科学研究院水泥科学与新型建筑材料研究所研制的WGM无收缩高强灌注料。
5.2 该高强灌注料的技术特性
5.2.1 流动性好
不泌水，在水灰比很好的情况下，仍有很大的流动性，可填充全部间隙。
5.2.2 早强高强
24小时抗压强度大于30MPa,3天抗压强度大于45 MPa,7天抗压强度大于70 MPa,28天抗压强度大于95 MPa,可在1～3天内安装设备。
5.2.3 无收缩、粘结强度高
具有微膨胀，与钢筋的握裹力28天大于6MPa。确保基础板与基础以及新老混凝土牢固结合。
5.2.4 耐久性好
是无机灌注材料，无老化，对钢筋无锈蚀。
5.3 浇灌与养护
1)在浇灌前，要把填充空间清理干净，将混凝土表面泡湿48h。
2)需现场加水拌成灌浆材料，加水量为WGM的13%～15%(重量比)左右。
3)采用机械搅拌，搅拌时间不少于5min，否则达不到所需流动度。
4)同一块基础板浇灌时间不能>30min。
5)灌浆挡板要求完全密封严密，模板可视具体情况对各处灌浆部位分开支模，形成多个灌注整体，以保证在30min内灌注完。
6)由于地脚螺栓在基础板浇灌中不进行浇灌，所以要事先进行临时封堵，可采用聚苯乙烯进行封堵,待灌浆后拆除。
7)要求浇灌从一侧往另一侧浇灌，不准许在两侧同时浇灌，浇灌要求一次完成。
8)浇灌中要进行人工插导，可用竹片插捣，一定要把气体赶跑，灌注密实，严禁采用振捣棒进行振捣，注意振捣时不可过振。
9)要求浇灌12h后灌水养护，同时做试块强度试验，要求在养护到第7天时抗压强度达到70MPa,28天以后达到95MPa，无裂纹、无蜂孔、无疏松、无当量直径大于10mm的皱皮现象。
10)其中低压缸与发电机间基础板止动块的浇灌采用C50混凝土浇灌。
11)施工及养护温度不得低于0℃。
12)由于土建在基础岛浇灌时，前轴承箱标高低了近60mm，形成质量缺陷，再加上要对基础进行凿毛，所以灌注高度造过设计值，为防止对强度造成影响，所以将灌浆高度>70mm的部位架设钢筋网，要求采用φ6mm～8mm粗的钢筋，档距为150mm～200mm，将钢筋层设在灌浆层中心部位。以保证强度达到设计值。
6 结论
整个基础板的安装在该电厂二期#3机8人共用了15天的时间，经过同志们的辛勤怒力，在三期#5机安装中4人仅用了9天时间，使整个安装获得了圆满的成功，并经四级质量检验达到了优良级安装标准，并为整台机组后续安装工作创造了良好的条件，为整台机组的顺利投产打下了坚实的基础。实践证明，我们采用的基础板的施工工艺及方法是切实可行并可以推广的。
参考文献
[1]中国电力企业联合会基建工作部主编.电力建设施工及验收技术规范-汽轮机机组篇DL 5011-92.北京:中国电力出版社,1993.
[2]中国电力企业联合会基建工作部主编.电力建设安全工作规程DL 5009.1-2002第1部分火力发电厂.北京:中国电力出版社,2002.
[3]中国电力出版社主编.电力建设施工、验收及质量验评标准汇编.北京:中国电力出版社,2009.
[4]苑舜,田雨平主编.电力安全生产技术与管理.沈阳:白由出版社,2005.
汽轮机异常振动的分析与排除 篇7
【关键词】汽轮机；异常振动；分析；排除
振动是指一种周期性的往复运动，处在高速旋转下的汽轮机在正常运行中总是存在着不同程度和方向的振动。对于振动，我们希望它愈小愈好，对设备的危害不大，因而是允许的。这里所讲的异常振动，是指对设备有危害，超出了允许范围的振动。
1.汽轮机异常振动原因分析
汽轮机组担负着火力发电企业发电任务的重点。由于运行时间长，关键部位长期磨损等原因，汽轮机组故障长出现，这严重影响了发电机组的正常运行。汽轮机组异常振动是汽轮机常见故障中较为复杂的一种故障。由于机组的振动往往受多方面的影响，只要跟机本体有关的任何一个设备或介质都会是振动的原因，比如进汽参数、疏水、油温、油质等等。因此，针对汽轮机异常振动原因的分析就显得尤为重要，只有查实原因才能对症维修。针对导致汽轮机异常振动的各个原因分析是维修汽轮机异常振动的关键。
2.汽轮机组常见异常振动的分析与排除
引起汽轮机异常振动的主要原因有以下几个方面：油膜震荡、汽流激振、转子热变形等，针对这三个方面以下进行了详细的论述。
2.1油膜震荡
油膜自激震荡是由于汽轮发电机转子在轴承油膜上高速旋转时，丧失稳定性的结果。稳定时，转轴是围绕轴线旋转的。当失稳后，一方面转轴围绕其轴线旋转，另一方面该轴线本身还围绕平衡点涡动。轴线的涡动频率总保持大约等于转子转速的一半，故又称半速涡动。当半速涡动的涡动速度同转子的临界转速相重合时，半速涡动被共振放大，就表现为激烈的振动。
油膜振动具有下列特征：
（1）油膜震荡一经发生，振幅便很快的增加，使机组产生激烈振动。这种振动随着转速的升高，振幅并不减小。失稳而半速涡动可能较早，而油膜震荡则总是在2倍于第一临界转速之后出现。
（2）油膜震荡时，振动的主频率约等于发电机的一阶临界转速，且不随转速升高而改变。
（3）发生油膜震荡时，振幅将不只是于转速一致的工频振动，而且还有低频分量。
（4）发生油膜震荡的轴承，顶轴油压也发生剧烈摆动，轴承内有明显的金属撞击声。
（5）油膜震荡严重时，仔细观察可以看到主轴的外露部分在颤动。
在机组出现油膜震荡时，可采用下述措施排除：
1）增加轴瓦比压。
2）减小轴瓦顶部间隙或增大上轴瓦轴承合金的宽度。
3）减小轴颈与轴瓦的接触角，一般可减小至30°～40°。
4）降低润滑油动力粘度。例如提高油温或选用粘度较小的润滑油等。
5）用平衡的方法将转子原有不平衡分量降得很少。
2.2汽流激振
汽流激振类振动有以下特点：
（1）汽轮发电机组的负荷超过某一负荷点，轴振动立即急剧增加；如果降负荷低于负荷点，振动立即迅速减小。
（2）强烈振动的频率约等于或低于高压转子一阶临界转速。
（3）汽流激振一般为正向涡动。
（4）发生汽流激振的部位在高压转子或再热中压转子段。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体来流冲击就会发生汽流激振；对于大型机组，由于末级较长，气体在叶片末端膨胀产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象；轴封也可能发生汽流激振现象。针对汽轮机组汽流激振的特征，其故障分析要通过长时间（一年以上）记录每次机组振动的数据，连同机组满负荷时的数据记录，做出成组曲线，观察曲线变化情况。通过改变汽轮机不同负荷时高压调速汽门重调特性，消除汽流激振。简单的说就是确定机组产生汽流激振的工作状态，采用减低负荷变化率和避开产生汽流激振的负荷范围的方式避免汽流激振。
2.3转子热弯曲
转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态起机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。由于引起了转子弯曲变形而导致机组异常振动。转子永久性弯曲和临时性弯曲是两种不同的故障。但故障机理相同，都与转子质量偏心类似，因而都会产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力。与质量偏心不同之处在于轴弯曲会使两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生较大的工频振动。另外，转轴弯曲时由于弯曲产生的弹力和转子不平衡所产生的离心力相位不同，两者之间相互作用会有所抵消，转轴的振幅在某个转速下会有所减小，即在某一转速下，转轴的振幅会产生一个“凹谷”，这点与不平衡转子动力特性有所不同。当弯曲的作用小于不平衡量时，振幅的减小发生在临界转速以下；当弯曲的作用大于不平衡量时，振幅的减小发生在临界转速以上。针对转子热变形的故障处理就是更换新的转子以减低机组异常振动，没有了振动力的产生机组也就不会出现异常振动。
3.汽轮机异常振动故障原因查询的几点建议
汽轮发电机组振动异常是运行中最常见的故障之一，其发生的原因是多方面的，也是十分复杂的。它与制造、安装、检修和运行水平有直接关系。发生异常振动时，建议从以下几方面分析判断。
3.1振动的频率是1X、2X、1/2X等，振动的相位是否有变化及相邻相位的关系
例如汽轮机转子质量不平衡会有下列现象：升速时振动与转速的二次方成正比，转速高振动大，振动的频率主要是1X，振动的相位一般不变化及相邻相位出现相同或相反，且重复性好。
3.2与负荷的关系
增减负荷时振动的变化情况。例如在负荷改变后的一段时间，振动随时间的加长而加大（即在每一负荷下稳定一定时间后所测得的振动值与第一次所测得的振动值有较明显变化）。这表明振动与汽轮机的热状态有关，其可能原因有：滑销系统不良；基础不均匀的下沉；主蒸汽管路布置不当，在热膨胀时汽缸施加了作用力；其他不正常的热变形引起机组中心线发生变化等。
4.结论
汽轮机异常振动是汽轮机运行中不可避免的故障，同时也是较为常见的故障。在进行此类故障排除时，不能急于拆解机组，首先要根据故障特征进行故障分析，确定故障点后查看机组维修记录，确认故障点零部件情况，确认后再进行拆解。因此，在进行汽轮机异常振动原因分析时要格外注意。许多情况需要维护人员长期积累的经验来判断，加强企业汽轮机维护人员培训，提高维护人员素质及专业技能是提高汽轮机故障排除效率的最佳途径。 [科]
【参考文献】
[1]王东炎.发电机组异常振动排除[J].机械工业，2007，12.
[2]张曙明.汽轮发电机组振动与分析，2009，7.
[3]冯宏.也论汽轮机异常振动的分析与排除，今日科苑，2009，2.
