工业用热力涡轮机动力学要求、有关基础的详细要求.pdfVIP

GB/T22073—XXXX

附录A

（规范性）

动力学要求

A.1临界转速

A.1.1当作用到一个转子——轴承支承系统的周期性强迫力的频率（激振频率）与该系统的固有频率

一致时，系统处在共振状态之中。

A.1.2转子—轴承支承系统在共振状态中的振幅将正常的振动的振幅值放大了。放大的振幅值和相位

角变化率与系统的阻尼值和转子的振型有关。

注：振型通常指的是一阶刚性振型（平移型）、二阶刚性振型（圆锥型）以及（一阶、二阶、三阶……n阶）弯曲

振型。

A.1.3如振动传感器测出的转子放大系数（见图A.1）大于或等于2.5，则与该转轴的最大振幅相对应

的旋转频率称为临界转速。放大系数小于2.5的系统为过阻尼系统。

A.1.4应通过对有阻尼的转子不平衡响应分析来确定临界转速。如有规定，应采用试验台数据来验证。

A.1.5避开裕量应按供方标准。如有规定，应满足A.2.5.1和A.2.5.2的要求。

A.1.6激振频率可以低于、等于或高于转子转速。根据实际使用情况，在系统设计时考虑的可能出现

的激振频率可包括但不限于以下列项：

——转子系统的不平衡；

——油膜不稳定性（油涡动）；

——内摩擦；

——动叶、静叶、喷嘴和扩散器通道的频率；

——齿轮啮合和边带；

——联轴器不对中；

——转子系统活动的组件；

——迟滞和摩擦涡动；

——流动附面层的分离；

——声音和空气动力的横向组合力；

——异步涡动。

A.1.7在规定的运行转速范围内和规定的避开裕量范围内（见A.2.5），属于供方供货范围内的影响转

子振动幅值的结构支承系统不应产生共振，除非共振被极大地衰减掉。

A.2横向振动分析

A.2.1如有规定，供方应对每台机器提供有阻尼的不平衡响应分析，以保证从零转速到跳闸转速间的

任何转速下振动振幅值是合格的。

A.2.2有阻尼的不平衡响应分析应考虑但不限于下列各点：

a)支承（底座、机架和轴承箱）刚度、质量和阻尼特性，包括转子转速变化的影响；

b)由转速、载荷、预载荷、油温、累积装配误差和最大到最小间隙所引起的轴承润滑油油膜刚

度和阻尼变化值；

c)转速，包括各个启动转速滞留点、运行转速和负荷范围（包括如果与规定有出入但为商定的

试验条件）、跳闸转速和惰走状态；

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d)转子质量，包括半联轴器的质量矩、转子刚度以及阻尼影响（例如累积的配合误差、机架和

罩壳的影响）；

e)不对称载荷（例如部分进汽、齿轮力、偏流和偏心间隙）。

A.2.3如有规定，供方应在有阻尼的不平衡响应分析中计及轴系中其他设备的影响（即应进行轴系的

横向振动分析）。例如，带刚性联轴器的轴系宜规定进行轴系横向振动分析。

A.2.4有阻尼的不平衡响应分析至少应包括下列内容。

A.2.4.1供方应进行无阻尼分析，以此来确定无阻尼临界转速机器振型。该分析应识别前四阶无阻尼

临界转速，并覆盖转子产生自由模态到刚性支撑模态的刚度范围。

A.2.4.2应用图A.2中表示的对特定模态的不平衡量配置，在转速通过每个临界区域时在振动传感器

位置处测得频率、相位和响应振幅数据并绘制成图形(称波德图)。其不平衡量应足以使得转子在传感器

处的位移达到振动极限值。振动极限值按公式（A.1）确定：

12000

L25.4·························································