汽轮机转子临界转速计算

N30-3.43/435型汽轮机使用说明书1、用途及应用范围N30-3.43/435型汽轮机系单缸、中温中压、冲动、凝汽式汽轮机。

额定功率30MW，与汽轮发电机配套，装于热电站中，可作为电网频率为50HZ地区城市照明和工业动力用电。

其特点是结构简单紧凑、操作方便、安全可靠。

汽轮机不能用以拖动变速旋转机械。

2、主要技术数据2.1 额定功率：30MW2.1 最大功率：33MW2.3 转速：3000r/min2.4 转向：从机头看为顺时针方向2.5 转子临界转速：1622.97r/min2.6 蒸汽参数：压力： 3.43MPa温度：435℃冷却水温：27℃（最高33℃）排汽压力（额定工况）：0.0086MPa2.7 回热抽汽：4级（分别在3、6、8、11级后）2.8给水加热：2GJ+1CY+1DJ转子总重量：11565kg汽轮机上半部重量（即检修时最大起重量）：~22000kg2.12 汽轮机本体外形尺寸（mm）：~6496×4890×2840（至运转层）2.13 运行层至汽轮机中心标高：900mm3、结构说明汽轮机本体由一级双列调节级和十二个压力级组成。

其中8~13级为扭叶片。

在第3、6、8、11级后共有4级回热抽汽，供给水加热、除氧用。

汽缸由前、中、后三段组成，相互由垂直中分面法兰螺栓相联，前汽缸采用耐热合金钢铸造，中汽缸采用碳钢铸造，后汽缸采用铸铁结构。

前汽缸用猫爪形式支撑在轴承箱上。

导叶环分成上下两半，与汽缸采用工型键固定，在拆导叶环体时，须先用专用工具拆去工型键后，方能吊起导叶环体。

喷嘴组是用喷嘴块及外环焊接而成，并用螺栓与蒸汽室连接。

调节汽阀为提板式，提升杆通过杠杆与油动机活塞杆连接。

汽轮机的前、后汽封、隔板汽封均为梳齿型结构，汽封环和弹簧片装配在隔板或汽封体的内圆槽中，汽封间隙合理，能满足经济性和安全性的要求，且检修方便。

汽轮机的前轴承为推力支持联合轴承，置于前轴承箱内，支持部分具有球面、可自位。

给水泵汽轮机概述及主要技术规范一、概述该汽轮机与亚临界中间再热300W汽轮机组（以下简称主机）配套，按单元制机组的锅炉给水要求，每台主机配置二台各为50%锅炉额定给水量的汽动给水泵（主给水泵）和一台3 0％锅炉额定给水量的电动给水泵（起动、备用给水泵）。

本汽轮机是单缸、冲动、单流、纯凝汽式，是变参数、变转速、变功率和能采用多种汽源的汽轮机。

在主机高负荷正常运行时，本汽轮机是利用主机中压缸排汽（即第四段抽汽）作为工作汽源（下称低压蒸汽）。

由于低压蒸汽的参数随着主机负荷的降低而降低，当定压运行时，其负荷下降到额定负荷的4 0％及4 0％以下时，低压蒸汽己不能满足主给水泵耗功的需要，所以在本汽轮机中还设置一套能自动控制的独立的高压配汽机构，即能采用由锅炉直接供汽，压力为16.67MPa、温度为538℃（下称高压蒸汽）作为本汽轮机补充或独立的工作汽源，且在主机低负荷运行时能自动投入运行，即同时采用低压、高压两种蒸汽或全部采用高压蒸汽作为本机的工作汽源，以满足各相应工况运行的要求，故称之为新汽内切换。

为了适应锅炉起动的需要，本汽轮机还允许在低压上汽门前通人辅助蒸汽（例如：由电站起动锅炉或老厂提供的低压蒸汽0.6～1MPa/300℃（与低压进汽参数接近），作为起动汽源，让辅助蒸汽通过低压配汽机构来控制本汽轮机起动。

这种多汽源的供汽方式，使本汽轮机具有比较灵活的起动、运行方式。

蒸汽在汽轮机中做完功后，排汽由后汽缸的下缸排汽口通过低压排汽管引入主机凝汽器。

排汽管道上应装有一只真空碟阀，以便在主给水泵停运时，切断本汽轮机与主凝汽器之间的联系而不影响主凝汽器的真空。

汽轮机的结构在设计时采用了先进的技术：设置高、低压两套配汽机构，能在主机低负荷运行时自动进行新汽内切换；具有足够的功率余度；较宽的连续运行转速变化范围；本汽轮机与被驱动的主给水泵之间采用鼓形齿式挠性联轴器联接，具有重量轻、不对中适应性好和传动平稳等特点，能完全满足驱动主给水泵的要求；油系统（调节用油除外）为独立的供油系统，全部采用由电动机驱动的油泵供油，供汽轮机保安系统用油和汽轮机与给水泵的润滑油；调节用油取自主机的EH系统，调节系统采用带微处理机的电液控制（MEH）调节系统接受锅炉给水调节系统给出的4～20mA讯号，对驱动主给水泵的汽轮机转速进行调节，以满足主机在不同工况下，锅炉的给水要求；汽封系统与主机汽封系统合并；汽轮机各档压力腔室的疏水分别流入主凝汽器；本汽轮机没有抽汽加热系统，也不设置疑汽设备，热力系统比较简单。

汽轮机使用说明书一、主要技术参数1、型号：CC50-8.83/4.12/1.2752、型式：高压单缸、冲动、双抽汽凝汽式。

3、调节方式：喷嘴调节。

汽轮机调节系统采用高压抗燃油数字电液调节系统。

4、功率：额定抽汽工况：50000KW一级抽汽最大工况：50000KW二级抽汽最大工况：50000KW纯凝汽工况：50000KW最大功率工况(阀门全开)：60000KW5、工作转速：3000r/min6、转子旋转方向：从汽机头往发电机方向看为顺时针7、工作电网频率：50Hz8、蒸汽初压：8.83MPa9、蒸汽温度：535℃10、额定中压抽汽压力： 4.12MPa抽汽压力调节范围：±0.196MPa额定低压抽汽压力： 1.275MPa抽汽压力调节范围：-0.196~+0.294MPa11、抽汽流量：中压抽汽量：额定/最大：90/120t/h低压抽汽量：额定/最大：80/105t/h12、进汽流量：额定抽汽工况：357t/h纯凝汽工况：193t/h最大功率工况(阀门全开)：395t/h13、排汽压力：额定抽汽工况0.0041MPa纯凝汽工况0.0056MPa14、冷却水温：a. 正常冷却水温22 ℃b. 维持额定功率时的最高冷却水温33 ℃c. 冷却水温33 ℃时的运行工况功率50000KW抽汽压力4.12MPa的额定抽汽流量90t/h抽汽压力1.275MPa的额定抽汽流量80t/h进汽参数8.83MPa；535℃;进汽流量363t/h排汽压力0.0074MPa15、给水温度额定抽汽工况217.2℃纯凝汽工况206℃16、汽轮机转子临界转速1622r/min17、汽缸数 118、级数1+1+1+4+1+9（共17级）19、回热抽汽数 6 （分别在3、5、7、10、12、15级后）20、加热器数高压加热器2台除氧器1台低压加热器3台21、最大吊装重量~ 40t （安装时，凝汽器未装管束）24t （检修时，上半汽缸组合）22、汽轮机本体外形尺寸（长×宽×高）8.52m+6.72m+3.36m(高度指后汽缸上部大气阀至运转平台)23、最大起吊高度 6.1m（吊钩至运转平台）24、运转平台高度： 8.0m25、汽轮机与凝汽器的连接方式：刚性26、额定抽汽工况时补水130t/h补水（温度为20℃）和50t/h补水（温度为50℃）补进低压除氧器27、产品执行标准：GB5578-85《固定式发电用汽轮机技术条件》注：上述蒸汽压力均为绝对压力。

汽轮机转子临界转速计算引言：汽轮机是一种广泛应用在能源转换和发电行业中的设备。

在讨论汽轮机转子临界转速之前，我们先介绍一下汽轮机的基本结构和工作原理。

汽轮机结构和工作原理：汽轮机包括一个或多个转子，每个转子上安装有多个叶片。

当蒸汽通过汽轮机的叶片流过时，叶片会受到压力差的作用，从而转动汽轮机转子。

汽轮机转子上的叶片通过抽吸机尾部产生的气流冷却，从而使得汽轮机能够连续工作。

汽轮机通常由高、中、低三个压级组成，每个压级中的汽轮机转子都需设计在临界转速以下。

什么是临界转速？临界转速是指汽轮机转子在工作过程中发生的第一个共振频率。

当汽轮机转子运转至临界转速时，叶片的振动会欣然增大，并可能导致转子破裂，从而对汽轮机造成严重的损坏。

临界转速计算：临界转速是汽轮机设计中的一个重要参数。

根据转子设计理论，临界转速取决于叶片长度、转子材料的弹性模量、密度、截面形状、转子半径等因素。

下面我们将详细介绍临界转速的计算方法。

1. 叶片长度：叶片长度是指叶片从离心机壳上的固定支点到叶片末端长度的距离。

叶片长度的增加会导致临界转速的降低。

2. 转子材料的弹性模量和密度：转子材料的弹性模量和密度是确定临界转速的两个重要因素。

具有较大弹性模量和较小密度的材料有助于提高临界转速。

3. 截面形状：转子的截面形状可以通过转动惯量系数J来表示。

较大的转动惯量系数将有助于提高临界转速。

4. 转子半径：转子的半径决定了叶片承受的离心力大小。

较大的转子半径对应着较大的临界转速。

综上所述NC=K*√(E/(ρJ))其中，NC是临界转速，K是比例常数，E是转子材料的弹性模量，ρ是转子材料的密度，J是转子的转动惯量系数。

结论：汽轮机转子临界转速是设计过程中需要关注的一个重要参数。

通过合理选择叶片长度、转子材料的弹性模量、密度、截面形状和转子半径等参数，并通过计算公式来计算临界转速，可以保证汽轮机的正常运行和安全性。

此外，在汽轮机设计过程中还可以采用其他的设计手段，如叶片增加补偿重量、改变叶片截面形状等来提高汽轮机的临界转速。

汽轮机检修规程汽轮机检修规程1 设备概况本规程适用于本企业单机容量为1.2MW汽轮机组或特殊型式的汽轮机组可作参考。

1.1 主要技术规范汽轮机型式：中压单缸单抽汽凝汽式汽轮机型号：C12～3.43/O.784蒸汽初压(MPa)：3.43 蒸汽初温(℃)：435转速(r／min)：3000 临界转速r／min)：～1955额定功率(KW)：12000 最大功率(Kw)：15000轴承中心距(mm)：3448 本体总长(mm)：6307级数：Ⅱ级额定进汽量(t/h)：88最大进汽量(t/h)：110 抽汽压力调节范围(MPa)：O.59～O.98额定抽汽量(t/h)：50 最大抽汽量(t/h)：75排汽压力(MPa)：0.0049 冷却水温(℃)：20-33给水温度(℃)：1631.2 主机结构及技术特性1.2.1 汽轮机本体为高、中、低三段组成的单缸结构。

按工作温度的不同，前汽缸为铬铝钢铸件，中汽缸为碳钢铸件，后汽缸为铸铁件。

第1— 6级隔板为精铸喷嘴焊接式隔板，第7一ll级为静叶铸入式铸铁隔板。

汽缸前端用“猫爪”与前轴承座连接，汽缸后部安置在两侧的座架上。

纵向和横向滑销组成滑销系统，在保证汽缸向各个方向自由膨胀的同时，使汽轮机中心线不变。

汽轮机“死点”位于后汽缸中部。

1.2.2 汽轮机通流部分由一个复数级、一个单列级和9个压力级组成。

高压段由一个复数级和2个压力级组成，中低压段由一个单列级和7个压力级组成。

全机共ll级。

末两级动叶片为扭曲叶片，其余各级均为直叶片。

末级动叶片平均直径Dd=156lmm，末级动叶片高度Ld=332nmm。

汽轮机转子为叶轮套装式转子，其临界转速为～1955r／min。

汽轮机转子用刚性联轴器与发电机转子连接。

1.2.3 汽轮机采用喷嘴调节；前缸蒸汽室中装有调节汽阀，随负荷的变化，各调节汽阀依次开启或关闭，调节汽阀通过提板式配汽结构，由高压油动机控制。

中压部分配汽采用带平衡室的旋转隔板，由中压油动机控制旋转隔板的开启，和关闭。

1、汽轮机技术规范及结构说明1.1 汽轮机技术规范本汽轮机与锅炉、发电机及其它附属设备配套，装于热电厂中，同时输出电力和蒸汽，以满足工业动力和工业用汽的需要。

1.1.1 技术规范名称：60MW单抽汽凝汽式汽轮机型号：单缸、冲动、单抽汽、凝汽式，具有一级调整抽汽额定功率：60MW额定转速：3000r/min旋转方向：从汽轮机向发电机看，为顺时针方向进汽压力：8.83±0.49MPa(a)进汽温度： 525～540℃进汽量： 289.561t/h冷却水温： 20℃（最高30℃）调整抽汽压力：1.27±0.294MPa(a)调整抽汽量： 80t/h（最大150t/h）回热系统：2级高加+1级0.588MPa(a)除氧+3级低加+1级鼓泡除氧给水温度：215℃排汽压力： 4.34kPa(a)1.1.2 汽轮机转子临界转速：1440r/min轴承座振动限值： 0.03mm(额定转速时)0.05mm(过临界转速时)1.1.4 汽轮机在下列情况下，能发出额定功率：1.1.4.1 进汽压力降为8.34MPa(a).，进汽温度降为525℃时，冷却水温为正常值20℃。

1.1.4.2 冷却水温升高到33℃，而进汽参数为额定值。

1.1.4.3 回热系统正常投运，没有调整抽汽时。

1.1.5 汽轮机最大允许功率的规定：回热系统正常投运，调整抽汽量为零时，汽轮机最大允许功率为60MW。

1.1.6 汽轮机本体主要部件重量t:⑴转子 9.2⑵汽缸上半起吊重量（不包括后汽缸）不包括隔板、隔板套 10.3包括隔板、隔板套 32⑶后汽缸下半 12.5⑷高压调节汽门 2³2.45⑸主汽门 4.86(6) 本体部分重量（指支承在前、后座架上的重量，不包括主汽门、调节汽门、抽汽阀、管道等） 90⑺本体重量 1151.1.7 汽轮机本体外形尺寸mm:长³宽³高（运转层以上）：7852³5115³30241.1.8 调节系统性能1.1.8.1 自空转到额定负荷，转速变化率3～6%1.1.8.2 电调装置可以改变转速的范围 0～3500rpm1.1.8.3 调节系统的迟缓率≯0.3%1.1.8.4 由额定负荷甩至空负荷时，最大升速＜10%1.1.8.5 从危急遮断器动作至主汽门关闭的时间（s）:＜11.1.9 油路系统1.1.9.1 润滑油压MPa(g): 0.08～0.151.1.9.2 调节油压MPa(g)（主油泵后）： 1.131.1.9.3 主油泵出口油量m3/min: 4.51.1.9.4 油箱容积m3： 12.751.1.9.5冷油器型号 YL-80-3冷却面积 80m2冷却水量 250t/h水侧阻力 0.01MPa(g)油侧阻力 0.07MPa(g)1.2 汽轮机结构性能说明1.2.1 概述本汽轮机为单缸、冲动、单抽汽、凝汽式，具有一级调整抽汽。

转子的振幅随转速的增大而增大，到某一转速时振幅达到最大值，超过这一转速后振幅随转速增大逐渐减少，且稳定于某一范围内，这一转子振幅最大的转速称为转子的临界转速。

旋转机械转子的工作转速接近其横向振动的固有频率而产生共振的特征转速。

汽轮机、压缩机和磨床等高速旋转机械的转子，由于制造和装配不当产生的偏心以及油膜和支承的反力等原因,运行中会发生弓状回旋。

当转速接近临界转速时，挠曲量显著增加，引起支座剧烈振动,形成共振,甚至波及整个机组和厂房，造成破坏性事故。

转子横向振动的固有频率有多阶,故相应的临界转速也有多阶,按数值由小到大分别记为n c1,n c2,…n ck…等。

有工程实际意义的是较低的前几阶。

任何转子都不允许在临界转速下工作。

对于工作转速n低于其一阶临界转速的刚性转子,要求n＜0.75n c1；对于工作转速n高于其一阶临界转速的柔性转子，要求 1.4n ck＜n＜0.7n ck+1。

限元法利用电子计算机计算各阶临界转速。

对于已经制造出的转子，可用各种〖HTK〗激励法实测其各阶横向振动固有频率，进而确定各阶临界转速，为避免事故、改进设计提供依据。

因此,旋转机械在设计和使用中,必须设法使工作转速避开各阶临界转速。

临界转速的数值与转子的材料、几何形状、尺寸、结构形式、支承情况和工作环境等因素有关。

计算转子临界转速的精确值很复杂，需要同时考虑全部影响因素，在工程实际中常采用近似计算法或实测法来确定。

对于在图纸设计阶段的转子，可用分解代换法、当量直径法或图解法估算其一阶临界转速，也可用传递矩阵法或有振动物体离开平衡位置的最大距离叫振动的振幅。

振幅在数值上等于最大位移的大小。

振幅是标量，单位用米或厘米表示。

振幅的物理意义，振幅描述了物体振动幅度的大小和振动的强弱。

发音体振动的位移幅度，振幅大小同发音受到的外力大小有关，振幅的大小决定声音的强弱。

→如果您认为本词条还有待完善次同步谐振是指汽轮机发电机组轴系振荡和发电机电气系统的电气振荡之间，通过发电机转子气隙中电气转矩的耦合作用而形成的整个机网系统的共振行为。

汽轮机运⾏说明书Z784.05/01 N110-8.83/535110MW双缸双排汽凝汽式汽轮机运⾏说明书南京汽轮电机(集团)有限责任公司北京全四维动⼒科技有限公司编制刘博 2008.11 校对徐其福 2008.11 审核王蕴善 2008.11 会签标准审查郝思军 2008.12 审定批准⽬次编制说明 (1)1机组启动前的准备⼯作 (2)1.1机组启动必备条件 (2)1.2机组启动前的检查和准备 (2)1.3机组禁⽌启动范围 (4)2机组启动 (5)2.1冷态滑参数启动（纯凝⼯况） (5)2.2温态滑参数启动（纯凝⼯况） (7)2.3 热态、极热态滑参数启动 (8)2.4 轴系临界转速（计算值，弹性⽀承） (10)3运⾏和维护 (13)3.1运⾏和维护的基本要求 (13)3.2机组启动、运⾏的限制值 (14)3.3蒸汽参数的允许变化范围 (17)3.4定期检查试验 (18)4 停机 (19)4.1滑参数停机 (19)4.2额定参数停机 (21)4.3紧急停机 (22)编制说明1、本说明书规定了保证汽轮机安全启动、带负荷运⾏和停机时的基本要求。

对汽封系统、调速系统、顶轴系统等的操作应按相应的技术⽂件执⾏。

2、本说明书供电⼚编制启动运⾏规程时参考。

机组启动详细操作规程及启、停、运⾏中的⼀般注意事项，电⼚可根据本说明书及有关技术⽂件，结合电⼚实际，另⾏制定。

但启动运⾏中的各项控制指标以本说明书的要求为准。

3、本说明书提供的汽轮机冷、温、热态、极热态启动曲线仅供汽轮机⾸次启动时参考，以后可根据多次启动经验对该曲线进⾏修正。

启动应以规定的各项控制指标为依据。

4、有关汽轮机的技术特性，结构特点等可参阅随机供给电⼚的有关技术⽂件、图纸资料及说明书。

5、对于新安装机组的⾸次启动运⾏及停机，应参阅本说明书并根据具体情况另⾏编制运⾏规程。

6、本说明书中的蒸汽压⼒为绝对压⼒，油压为表压。

7、本说明书中的真空值按标准⼤⽓压换算得出：真空⽔银柱(mmHg)=760(mmHg)-排汽压⼒(MPa)×7500(mmHg/MPa)⽤户应参照当地⼤⽓压进⾏修正。

轮盘质量和位置对转子临界转速灵敏度分析潘宏刚;袁惠群;赵天宇;杨文军【摘要】为提高火电机组效率,降低污染物排放量,汽轮机组在通流改造中级数有所变化,使转子质量和质心位置发生改变,导致转子临界转速变化,对运行造成一定影响.针对此问题,利用试验测量了不同轮盘质量和位置的转子临界转速,并与理论计算结果进行了比较分析,引入灵敏度分析方法分析了轮盘质量和位置变化对汽轮机转子临界转速的影响.试验研究得出了与理论分析吻合的结论,即转子临界转速随着轮盘质量的增加而减小,随着轮盘偏置量的增加而增加.轮盘偏置量对临界转速的灵敏度系数在0.25～2.4之间,偏置量越大,灵敏度系数越大;质量对临界转速的灵敏度系数在-0.35～-0.001之间,质量增加比例越大,灵敏度系数越小;偏置量对临界转速的影响远远大于质量的影响,大约是7～10倍;同一质量轮盘偏置量大于40％,对转子临界转速改变量较明显;同一偏置位置,质量增加量小于50％,对转子临界转速改变量较明显.这些结论为解决现场汽轮机转子临界转速的调整起到了借鉴作用.【期刊名称】《振动、测试与诊断》【年(卷),期】2017(037)003【总页数】7页(P532-538)【关键词】临界转速;灵敏度;偏置量;波德图【作者】潘宏刚;袁惠群;赵天宇;杨文军【作者单位】东北大学机械工程与自动化学院沈阳,110819;沈阳工程学院能源与动力学院沈阳,110136;东北大学机械工程与自动化学院沈阳,110819;东北大学机械工程与自动化学院沈阳,110819;东北大学机械工程与自动化学院沈阳,110819【正文语种】中文【中图分类】TP273;TH17火力发电厂汽轮发电机组的稳定运行和集中控制水平要求非常高，其运行可靠性将直接影响全厂的安全性和经济性。

汽轮发电机组的转子系统为挠性转子，在机组启、停机时，要掌握转子的临界转速，应在极短时间通过临界转速，避免转子和静止部分造成过大的摩擦。

现阶段火电行业都在进行减排增效，国内已有400多台汽轮机进行了通流改造。

汽轮机转子热弯曲及临界转速偏移故障分析及处理摘要：汽轮机，又称汽轮机机，是能将蒸汽热能转化为机械工作的旋转机。

它是一种旋转蒸汽动力装置。

蒸汽从锅炉进入汽轮机后，经过一系列喷嘴和移动叶片，交替排列在环形中。

固体喷嘴通过后，高温高压蒸汽变成加速气流，喷到叶片上，使转子以叶片系列旋转，将蒸汽的热能转化为汽轮机转子旋转的机械能。

同时，他们在外面工作。

运转期间，汽轮机转子必须承受蒸汽电流的作用力和叶轮本身的离心力所造成的应力，另一方面又承受蒸汽温度差所造成的热负荷等。

保养或操作不当容易导致汽轮机转子弯曲变形。

在此基础上，研究了汽轮机转子热弯和临界转速偏差的误差分析及处理方法，仅供参考。

关键词：压缩机；汽轮机；热弯曲；临界转速偏移；故障分析；诊断引言面对大功率汽轮机转子的渐进弯曲误差，有必要明确故障特性，准确诊断渐进弯曲的类型，考虑空间振动模式分解以及现场进行动态平衡时动态补偿方案的现场实现。

本研究综述了转子渐进弯曲的特点和诊断方法，给出了分解空间类型的方法，并提出了永久弯曲或热变量弯曲的一阶和二阶渐进弯曲的动态平衡补偿方法。

并以实例说明了该方法的计算方法和对实际运行的思考，对转子动力学的实际应用理论和工程领域的实施具有参考价值。

1压缩机组简介压缩机组由RE3型3级离心式汽轮机、A35型变速箱及SKUEL816型双螺杆压缩机3个主要部分构成。

汽轮机包括转子、轴承、气封、调速系统、速关阀和控制系统等，主要为压缩机提供驱动力，由美国DRESSER-RAND公司制造。

减速箱的作用是降低汽轮机传递至压缩机的转速，其变速比为 3.689:1，采用人字齿轮，由MANTURBOAG公司制造。

螺杆压缩机的阳转子共有4个齿，阴转子共有6个齿，使用碳环密封，密封气体则使用2转子热弯曲故障机理分析2.1转子弯曲故障特性汽轮机机组转子弯曲误差包括永久弯曲、首次弯曲和热弯曲。

转子的永久弯曲可以简单地描述为转子的剧烈塑性变形，这是转子弯曲失效最致命的特征。

转子一、转子的作用和型式汽轮机中所有转动部件的组合体叫做转子。

转子的作用是把蒸汽的动能转变为汽轮机轴的回转机械能。

汽轮机转子可分为两种基本型式，即转轮型转子和转鼓型转子。

转轮型转子的叶片装在叶轮上，叶轮紧固在轴上，蒸汽对叶片的作用靠叶轮传给轴。

这种转子的级数较少，每一级中蒸汽的热焓降较大，一般应用在冲动式汽轮机上。

转鼓型转子的叶片直接装在圆锥形的转鼓上，蒸汽对叶片的作用力靠转鼓传给轴。

这种转子结构简单，弯曲度小，适用于级数多、每级热焓降不大于和要求积垢强度较大的反动式汽轮机上。

这种转子，由于轴向推力较大，所以都有平衡活塞用来平衡轴向推力。

二、转子临界转速的基本概念叶轮在工作时，所受的力很大而且也较复杂。

这些力有：蒸汽作用在叶片上使之转动的转动力矩；叶轮前后的蒸汽压力差造成的轴向推力；转动各部件如叶片、包箍及叶轮本身在转动时的离心力；叶轮转动时也要产生振动，所以叶轮上还受着振动力，由于这些力的作用结果，使叶轮上产生径向与切向应力，其中切向应力都较径向压力为大。

3．叶轮在轴上的套装：叶轮在轴上的套装方法很多，国产小型汽轮机的叶轮普遍采用热套法装在轴上。

热套法就是把叶轮的中心孔的内径制成稍小于轴的外径，在套装前先把叶轮用火焰均匀加热或油中加热到一定温度后，在热状态下套装在轴上，待叶轮与轴达到同一温度后，产生足够的紧力，使其牢固的套装在一起。

一般叶轮套装在紧力（轴的半径较叶轮轴孔半径所大的数值与轴半径的比值）为1/1000～1.3/1000。

为了防止在运行中出现叶轮与轴套装的紧力减小时，轴与叶轮之间产生相对滑动，在轴和叶轮的套装外，装有一对键，一般汽轮机的轴封套、推力盘等也都用热套法装在轴上。

三、转子临界转速为了安全起见，汽轮机的工作转速应与临界转速（包括临界转速成倍数关系的转速）错开。

运行实践证明，当工作转速与临界转速错开15～20％或再高一些时，汽轮机才能安全的工作。

大多数制造厂都使汽轮机的工作转速大于或小于临界转速的30％左右。

TGQ07/7-1型锅炉给水泵汽轮机使用说明书北京电力设备总厂有限公司2015年03月目录一汽轮机概述 (4)二汽轮机技术规范 (6)三汽轮机本体结构 (9)四汽轮机系统 (16)第一节汽水系统 (16)第二节油系统 (17)第三节调速控制系统 (20)第四节保护装置 (22)五汽轮机安装 (24)六汽轮机运行及维护 (38)第一节调速系统静态试验 (38)第三节汽动泵组启动与停机 (40)第四节汽轮机运行中的维护 (42)汽轮机机头视图TGQ07/7-1型锅炉给水泵汽轮机使用说明书一汽轮机概述我厂生产的TGQ07/7-1型汽轮机为单缸冲动冷凝式汽轮机,用于配套350MW，超临界汽轮发电机组半容量,可直接拖动锅炉给水泵。

每台汽轮发电机组除配备汽轮机驱动给水泵外另配一台30%容量的电动机驱动给水泵,正常运行时,电动给水泵作为起动或备用给水泵。

本型号汽轮机工作汽源可以使用单汽源，也可以使用双汽源。

使用单汽源运行的汽轮机只配备低压主汽门和低压喷嘴，使用主机四段抽汽作为工作汽源；使用双汽源运行的汽轮机配备有中压主汽门、低压主汽门和中压喷嘴、低压喷嘴，低压汽源使用主机四段抽气，高压汽源使用锅炉主蒸汽或主机再热冷段蒸汽（配备中压主汽门和中压喷嘴）。

本汽轮机目前可与SULZER、 WEIR或KSB等相应型号的锅炉给水泵配套，用叠片式挠性联轴器联接。

工作汽源使用单汽源的汽轮机，低压调速汽门由油动机通过提拔式配汽机构控制，正常运行时先使用电动给水泵启动机组，等到100MW 主机额定负荷时开始打开低压主汽门，使主机四段抽汽进入，启动汽动水泵组。

工作汽源使用双汽源的汽轮机，正常运行时采用主机中压缸排汽即主机四段抽汽，低负荷或高负荷时采用主机高压缸排汽(冷段)，低压调速汽门和中压调速汽门由同一个油动机通过提板式配汽机构控制。

在给水泵汽轮机的起动过程中，高压蒸汽一直打开到接近40%主机额定负荷；15%主机额定负荷时开始打开低压主汽门前逆止阀，使低压汽进入；在15%～40%主机额定负荷范围内，高压汽与低压汽同时进入；在40%主机额定负荷以上时，全部进入低压汽；在60%主机额定负荷以下时可为单泵运行；在60%主机额定负荷以上时为双泵运行。

转子临界转速影响因素分析以某厂的实际工业汽轮机转子系統为宴侑，计障英一阶临界转逢和二阶皓界转速和不平衙响应，并分折转子支承刚度，陀螺力矩，计算步长，轴承阻尼系败，轴承类型，轴承结构参数和油唳沒度等对转子临界转速的彫响.41转子模型图4.1转子结枸图踣点走为支承览、15盘中心，结点药坐标为结点和起始竭囱的梅对軸向仅移.结点与结点之问为轴段单元.有限元模型如图4.2:E42有限元模型42临界转速计算421轴承处按剛检支承计算的临界播速和主按型在轴険处看作刚性支承•就用一个大的刚度值夹体现，在刚哇的支承下，选择刚度蹊数取为IO n N/m＞交叉刚度系數和阻尼系数设更ONm;初皓转連为0 “min,步长为50r/min»终止转速为20000r r min＞计算的临界转速图如图4.3.并与厂家采用的传递矩阵法作比较.一并振型图如国44二阶振蜃图知图4.5:传递矩阵法有限元拓r相簸差1一阶临界转xj(r/min)42474055 4.5%二阶临界转速(r/min)1468315468 5.3%422考虑紬承用度和殂尼后的临界转速和主振型当考虑愿度和阻尼系数后.采用四油楔的轴承・月八个等效的刚度和阻尼系数代替油殒力的影的，软件通过先计算Sommcrfilcd数后，利用轴承特性参数表内插值荻得八个系数.Sommerfield 和刚度系数和国尼系数关系图如图46,4.7,轴承葩卷数如表42表4.2轴承结构参数直径D(mm)轴承寛B(mm)进油温度电) 相对间隙比(沧) 左轴承62.512545 1.63右轻承8016045 1.58左计算时考虑参报质量的彩响，支承视为质量.阻尼和弹簧的系统纣成，参振质量取厂家给定值Mbxf 倚BOhg，kb tx=kby>-:=10H N/m; kbxy=kbyx=O： Cbi=Cb2=O・润滑油在45匸时查得p =24.8 mP.s;静数荷由转子的质量求鲁.用4.6轴承刚度系数与So关系阳茎4.7轴承FH尼系数与So关系用计算的临界转速和撮型图如下图4.&4.9410所示:*43刚姓文糸和弹性支承下临界转速比较弹性支承刚性支承—阶临異转連(r/min)34034055二阶临異转速(r/min)9290 1 15468图4.8弹性支承情况下的临界转速图振型如图4.9和® 4.10.图4.9弹性支承下一阶振型图4.10弹性支承下二阶振型分析：1 ）当考虑轴承刚厦系数和限尼采数后.相对于刚性支承下，临界转速有明显的下降.2 ） Campbell图中.考虑轴承的刚度系数和阻尼系数后•令出现低频的固有濒率线，在考虑了陀螺力矩作用下.柱0-4000r/min范围内，涡动頻率线并不足随者转速的增加而增加，而是呈下降的趋势.在4000r/min-20000r/min tr）范围内，正向涡动频串线谨盘随着转速堆大而增大.说明在（MOOOr^min 范国内络承的限尼系数作用儀于 陀螺力便旳作用；当在4000r/min-20000r/min 转速升高是陀螺力矩作用强于阻尼系数矩阵作用.3）振型图可以看出，在一阶转速下振坐厲于弯曲型，二阶烙界转速下扳型艮于 倾舜型，扳型漢足文献［财］中给岀的振型随现度变化图・4.3临界转速彭响分析43.1刚度系数的形响分析针对困4」转子•忽略轴承限尼的形响.堆合瘠作很於，认为支丢是各向同性的 侑况下分系数变化彫咆，即：通过改交為的值来判肝支承刚度对于临界转速的彭响，起比箱速取为0;步长10r/min,终上转連15000血也 分别计舜刚度系数人在 10常加，10l0N/m, 10^N/m, 】『N/g l 『Nm IO 6N/m, l^N/m, 104N/m,的临界转速基W 图4.10417所示：■环HFS4.ll 刚度系数为10“N/mJ0 OJ 04 OS~C« 112 M""Ji~Ti >图4.12刚度系散为10w N/m临界转速为对比如下:a4.4临界鋳速对比表刚度系敎K (N/m)刚度系数&(N/m)-阶临界玮速 (r/min) 二阶临界转速 (r/min) 三阶临界转速(r/min)舄X ・kyyio 11 IO 11 4114 16000 大干20000 IO 10IO 10409615910大于20000图4.13 ffl 度系散为10*N/m图4」4刚度系数为108N/m® 4.15刚度系敛为IO?N/m 图4.17刚度系败为IO 5 N/m® 4.16刚度系数为l^N/m图4.18刚度系数为10*N/m阳4.19临界转嚏负刚度系数变化图分析：(1)一、二、三阶临界转速随着刚度系数的増加石增加，直到三条临界转速线越向怛定值，此时的临斤转逸即为刖性支承下的临界•转丞價.这罡因为支承刚度大于转轴本身的刚度，I临羌转谜与支承刚度无关，只与转轴的刚度.质童相关，所以在刚度系敎的值大干10"N/m时.转轴由界稔速不随转轴剤度系数的变化而变化.(2)三个临界转速右刚度系数值lOUo'/m受化最剧烈，这是囚为文顶刚度和转孑刚度相近，转轴和支承同时发生变形，整体乗统占界转速下降.(3)—阶临界转連和二阶在陞度系数值10'N/m以后临具线速逐渐喊小，在10“N/m以E 趟于0・而三吩临果转速趟于一个恒定值.这是田为JkHdfc刚度系数大于轴承的刚度系数，转轴不变形，支承变形，转轴在低阶处于刚体模态，转子只发生平动.第一阶临界■转進和第二阶临界转速趋于0,第三阶怡界转速趋于言由支承时临界转速值.(4)分析可得，用性支承下，可取冈成系数值为lO n N/m・4.3.2陀螺力矩厨影响分析对转子轴承系统，当转子上的叶轮的直径和质量都较大而且转速又高时，叶轮陀螺力矩对转子的影响不可忽略，如果圆盘在旋转时，其几何轴钱与炭转中心线不发生 偏斜.则不产生陀螺力矩，因而叶轮的族转惯哇对转子临界转速没有形响.在其他条件不变的情况下，有虑陀煤力矩的彫响，玫系统在刚性支承下，刚度系 数值都取为1 O n N/m,其临界转速图和结果对比如图4.20-4.2L 表4.5:图4.20有陀琮力矩影响Campbell 图?匚、」)s«於晖0 OJ 0.4 0.6 C8 1 1.2 1,i 16 W 2图4.21无陀螺力矩影响Campbell图从3 4.20 ±可以看出，当无陀螺力矩彫响时・转子的涡就属于自然扳动，它的频率就是圆盘没有转动时.转轴弯曲的自然频率，它与转子转速无关，当考虑陀螺力矩后，特子的涡动频率随持速的变化而交化.陀螺力矩使正向涡动频車随着转速增加而增加，反向涡动频率随菁转速减小而减小.在计算临界转速时，陀煤力矩的作用不可忽略. 433计算步长的影响步长是在计算临界转it中，选定的一个问隔，转速按照这个间隔逐步增加选取，所以步长选摄的大小影响着临界转谨的计算速度.分别选择步长在5r/min^ 50r^niin^ lOOr/minw lOOOr/min下的临界转速,通过比较临界转速值来比校步长对临界转速的形啕.临界线速计算的计算如表4.6:隶临界转速刘比表由表4・6可知.在弹性支承下，分別取步长为5r z min>50r^minj00r/niin和I000r/min进行计算比较如图4.26-4.29;图4.28弹性文承下步长100r/min表 4.7弹性支承下步长变化临界转速对比步长一阶临界裟速二阶临界转速5r/min3403 9290 50r/min 3403 9290 lOOr/min 3405 9291 IOOOr/min 3510 9300虫图4.22425.表4.6在刚性支承F ・步长改变•临界转速須基本不变.即便步 长取为1 OOOr/min,虽然C a m p b e l l S 点烯址，但是总体的涡动频率线并没有变.由图426429.表4.7弹性支承下在步长为5r/min> 5Or/minJOOr/min 的计算条件 下•临界转谏偵和Campbell 图相差不大.但说择涉长lOOOr/min 后.Campbell 用有阴 显的变化，临界转速値变大了，这長由于步长取的大，会使计算的相邻转速间隔变大, 那么间隔中的一些计莫点就会漏掉，影响了整体涡动线，所以步长取得太大会影响计 算的精度.43.4轴承晅尼系数的彩响分析考虑轴承的他尼系数和刖度系数，比附的转子的文承就不是绝刘的刚性的.视为图4.26弹性支承下步长为5r/min 图427弹性支承下步长为50r/min图4.29弹性支承步长1000r/min弹性支承.临界转速的Campbell 如图4.8,不考虑轴承阻尼系数临界转速计算图4.30,不考虑刚度交叉系数如图4.31,三图对比可得：图4.31不考虑刚度交叉系数时的临界转速图表临界转速对比界转邃图后，可看岀不考虑刚度交义杀数，优然会有低加涡动线，所以轴承腿尼系数是产生低频涡动的主要原因，当不考虑油濮阻尼系数后，低频涡动消失.由表4.8在转子不考虑轴承殂尼系数条件下，转子监異转兎相对于考虑匝尼系数值有所下降•临界转速值旻小.4.3.5轴承类矍影响分析一般滑就输承有椭區轴承.圆轴承，囚油枫轴承和可絞瓦轴承，对于相同的转子. 采用不同的雜承，动力特性也会不同，采用两种不同的轴承夫分析对转子临界转速的影响.采用四淮楔轴承时计算的临界转速田和计算结果巳经给出，在采用二油楔抽承，其轴承的参数如表4.9:轴承油腹的八个糸数通过数查叢得到，计算的临界蓉速图如32:从E 4.32命5 433和表4.10上可以看出临界转速值是不等的，国为转子-轴承系 统的动力特性不在单单是转于自身的，还涉及到灣动轴承的形响，不同的潜以轴承对 应着不同的动力椿性叢，在计算中插值徉到的轴承的刚度系数和阻尼系数也是不司 的，所以计算的临邪转速值就会不同.436轴承结两参数彫响分析在进行临界转速分析时，轴承的结构参数会对系统的性能产生彫响，因此研究站 构参数对与唯界转速的影响可以为系统提供优化.轴承的结杓参效主要有咒径比B/D. >0对何隙比“和预我荷参数，在保持轴承 載荷，紬承跨距等条件不变的啃况，分別改变轴承的宽径比，站承的问隙比来分析对 由界转速的影响。