GB/T 36043-2018
基本信息
标准号： GB/T 36043-2018
中文名称：大型汽轮发电机组轴系动力特性技术规范
标准类别：国家标准(GB)
标准状态：现行
出版语种：简体中文
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标准分类号
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标准简介
GB/T 36043-2018 大型汽轮发电机组轴系动力特性技术规范
GB/T36043-2018
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标准内容
ICS27.040
中华人民共和国国家标准
GB/T36043—2018
大型汽轮发电机组轴系动力
特性技术规范
Specification of large-scale steam turbine-generator shaftingdynamiccharacteristics
2018-03-15发布
中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局中国国家标准化管理委员会
2018-10-01实施
GB/T36043—2018
规范性引用文件
术语和定义
设计原则
设计要求
分析对象
分析模型
计算方法
设计细则
设计流程及要求
附录A（规范性附录）轴承座的模型简化目
附录B（规范性附录）不平衡响应计算与评价附录C（规范性附录）Q因子计算与评价次
附录D（规范性附录）可接受的轴系扭振频率评价准则附录E（资料性附录）大型汽轮发电机组轴系动力特性设计基本流程10
本标准按照GB/T1.1—2009给出的规则起草。本标准由中国电器工业协会提出。本标准由全国汽轮机标准化技术委员会（SAC/TC172）归口。GB/T36043—2018
本标准起草单位：上海发电设备成套设计研究院有限责任公司、哈尔滨汽轮机厂有限责任公司、上海电气电站设备有限公司上海汽轮机厂、东方电气集团东方汽轮机有限公司。本标准主要起草人：孙庆、李汪繁、王秀瑾、蒋俊、刘书秀、崔建国、冀大伟、高韶、郭勇。1
GB/T36043—2018
随着我国电力设备制造业的发展，为进一步落实节能减排、节水环保的能源政策，以及满足电厂用户的多种需求，研制开发多种形式的大功率高参数汽轮发电机组已是当务之急。轴系是大型汽轮发电机组的关键部套之一，其动力特性的优劣直接影响新型大容量机组的设计技术水平和运行效果。对于大功率高参数汽轮机而言，存在高中压部分的间隙汽流力激励效应，影响轴系振动的稳定性；而采用空冷方式冷却低压排汽的汽轮机，其排汽端的背压及温度等参数变化范围大，波动频繁，影响轴承标高及轴系振动稳定性等特性：目前汽轮机部分采用轴承座与低压汽缸连接或半连接结构，上述影响也会变得更为明显，因此，大型汽轮发电机组轴系设计阶段所考虑的因素及设计流程需要进行相应的扩展。
随着机组容量的提高，转子数也相应增加，支撑汽轮发电机组的框架式基础结构也更为庞大，鉴于机组轴系与汽轮机基础之间动力特性的耦合加强，对大功率机组基础的支撑要求也在不断提高，故电力设计部门早前提出的《动力机器基础设计规范》的使用范围有可能受到限制。依照我国的现行体制，机组与基础的设计分属设备制造和电力两个行业进行，机组与基础在制造安装后可能出现动力特性不够匹配的问题，直接影响机组的正常投运和长期安全运行。我国在经过几十年的实践后，无论是设备制造部门还是电力设计部门都认为有必要将机组与基础作为一个整体系统来考虑，因此，在设计阶段，需要将机组与基础作为一个系统来进行轴系振动特性的考核，以保证大型机组与基础的动力特性有良好的园配。
随着电力建设的发展，机组所处的电网环境也日益复杂，大功率机组将受到多种电磁激励的冲击，故针对具有较大扭振剪应力的汽轮机轴系，在某些特殊激励工况下进行强度和安全性评估也应纳入轴系动特性设计规范中。
为使我国汽轮发电机组轴系设计技术能同步适应机组大型化及国际市场的开发需要，从设计上使轴系振动稳定性满足大功率高参数机组长期安全稳定运行的要求，依据技术发展状况及相关设计规范编写本标准。本标准可作为大型汽轮发电机组轴系动力特性设计的技术指导，但不作为工程验收的依据。机组制造、安装，动平衡，运行及基础设计，施工均应符合有关技术条件。本标准不涉及电网但需考虑来自电网的扰动激励。
-iiKAoNniKAca
1范围
大型汽轮发电机组轴系动力
特性技术规范
GB/T36043—2018
本标准规定了大型汽轮发电机组轴系动力特性的设计要求，设计项目内容、计算方法、设计判据、模型简化、边界参数确定及设计流程等。本标准适用于定转速的300MW等级及以上的大功率汽轮发电机组，其他容量或不同电站汽轮机也可参考使用。
2规范性引用文件
下列文件对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本适用于本文件。凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。GB/T2298机械振动、冲击和状态监测词汇3术语和定义
GB/T2298界定的以及下列术语和定义适用于本文件。为了便于使用以下重复列出了GB/T2298中的某些术语和定义
支承动刚度support dynamic stiffness支承系统中，某点的力与该点或另一点位移的复数比。3.2
damping critical speed
阻尼临界转速
旋转频率与轴系有阻尼弯曲振动固有频率相等时对应的转速。3.3
real critical speed
实际临界转速
轴系特征点的强迫振动振幅达到最大峰值时的转速3.4
失稳转速
stabilitythreshold speedbzxZ.net
失稳门槛值
轴颈开始偏离稳定运动时的转速。3.5
对数衰减率
logarithmic decrement
单自由度系统在阻尼固有频率振动时，任意两个相继的振动量最大值之比的自然对数。［GB/T2298—2010,定义3.97]
不平衡响应
unbalanceresponse
转子质量中心对旋转轴中心的偏离引起的惯性载荷—一由不平衡力激起的转子支承系统的振动输1
iiiKAoNikAca
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出量。
扭振频率torsional vibration frequency轴系扭转振动时，轴系特征点的强迫振动角位移振幅达到最大峰值时的转速，不计阻尼条件下，多质量系统自由扭转振动方程特征矩阵中的一系列特征值。3.8
两相短路
two-phaseshort-circuit
发电机出线端三相交流线路在故障点处两相之间线对线突然短路。3.9
萨默菲尔德数
Sommerfeld number
表示滑动轴承承载状况的无量纲载荷系数，与轴承的比压、间隙比、工作转速及润滑油粘度相关。3.10
o因子Qfactor
评价共振转速响应峰值灵敏度的无因次量纲4设计原则
轴系动力特性设计的基本原则是：合理性：原理上相对较合理，有一定的工程应用实践基础；一偏安全性：在实际与理论差别较大、较难把握时，尽量用偏安全的处理方法；一实际应用性：工程应用较方便，不易出差错。5设计要求
5.1在可能的运行转速范围内，汽轮发电机组轴系强迫振动响应值应控制在动静部件径向间隙许可范围内，并尽可能小，确保维持动静部件的运转间隙，并使转子传给轴承的动态激振力也尽可能小。轴系临界转速应避开工作转速一定范围，关键考核点的不平衡响应幅值应小于许可值5.2在运行转速范围内及多种设计运行负荷条件下，转子及轴承系统不应出现轴承油膜振荡或蒸汽激励引起的自激失稳振动。
5.3系统动力特性应对制造安装误差及运行工况变化在一定区间内不敏感。转子、轴承与轴承座及基础的动力特性匹配良好，使轴系临界转速对支承刚度变化不敏感；轴承支承位置设计合理，使轴承负荷对轴承标高变化不敏感轴承阻尼特性良好，使系统振动响应对不平衡变化不敏感：大直径轴承要有较大的承载范围。对于空冷汽轮机，低压转子的轴承支承宜采用落地或半落地式的轴承座。5.4对机组轴系的扭转振动固有频率及振型进行计算。考虑到电网扰动可能引起扭振激励，轴系扭振频率至少应避开电网线频率、二倍线频率的共振，即在运行转速范围内，轴系的固有扭振频率与线频率及二倍线频率应有足够的避开率。5.5针对发电机机端的两相短路故障工况，要求转子部件包括连接部件、长叶片以及其他弹性分支结构等，应保证足够的强度以抵抗机端两相短路及其他各种事故工况产生的扭转剪切应力。6分析对象
6.1大功率汽轮发电机组轴系的弯曲振动和稳定性分析，选择汽轮机、发电机、励磁机的所有转子，轴承、轴承座及基础作为分析对象。发电机小轴系的动力特性分析，允许选择由一根低压转子和发电机、2
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励磁机转子连接而成的部分转子、轴承、轴承座系统作为分析对象GB/T36043—2018
6.2大功率汽轮发电机组的轴系扭转振动分析，选择汽轮机、发电机、励磁机的所有转子包括联轴器及螺栓作为分析对象
7分析模型
7.1总则
计算模型力求更全面和接近实际运行状态，鼓励采用更先进准确的建模计算方法。7.2转子模型
7.2.1通常转子计算模型有两类：集中质量模型，即将转子用一系列无质量的弹性轴段代替，节点间的轴段质量及轴段的附加质量按质心位置不变的原则集中到轴段两端：一分布质量模型，即将转子分为一系列具有分布质量的等截面弹性轴段，轴段上附加的集中质量集中到轴段端部。
7.2.2弯曲振动或扭转振动分析用转子模型分段边界设置在支承处、转轴截面直径突变处、轴端等位置，每个分段的长度不应超过总跨长的10%。长度远超过直径的等直径轴段应分成几个计算段7.2.3在转轴截面突变处，如台阶、叶轮或法兰等处，刚性计算直径应取有效刚度直径，基于能量法或其他经验公式，计算得到弯曲有效刚度直径或扭转有效刚度直径，有效刚度直径之外的结构部分作为该轴段附加质量或附加转动惯量计人。7.2.4发电机转子本体轴段有效刚度直径的确定，应考虑嵌线槽与大齿区域上横向槽和槽楔对转子弯曲刚度或扭转刚度的削弱影响，同时应计入铜线绕组对弯曲刚度或扭转刚度的增大效应7.2.5轴向宽度小于0.2倍轴径的凸起轴段，弯曲振动或扭转振动分析用转子模型中可不考虑其凸起部分的刚性影响。
7.2.6对于叶轮直径与外伸长度之比较大的悬臂叶轮，或叶轮直径与支承间距之比较大的位于支承附近的叶轮应考虑陀螺力矩。
7.2.7复杂形状轴段可分为简单组合体及非组合体，其中，简单组合体的转动惯量为多个简单几何体绕回转轴转动惯量的代数和，非组合体的转动惯量则可采用“有限积分”或“近似圆盘化”方法得到。7.3轴承模型
转子和轴承之间的油膜具有各向异性的刚度和阻尼特性。在线性化条件下，油膜特性可由油膜刚度矩阵［K和油膜阻尼矩阵[C]来表达，见式（1）和式（2）：[K]=
LKyxKy
[CxxCx
[C]=[C Cw】
式中：
KxxKxy、Kyx、Kyy—不同方向上的油膜刚度系数；CxxCxyCyx,Cyy-
不同方向上的油膜阻尼系数。
·（1）
（2）
油膜刚度系数，油膜阻尼系数统称为油膜动力特性系数，均随转速变化，应按9.2中轴承动力特性设计方法确定。
轴承的稳定性分析通常基于对称单质量弹性转子模型。3
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7.4轴承座模型
7.4.1轴承座（尤其是采用支承在汽缸上、非落地支承的低压转子轴承座）的动刚度和阻尼系数均是频率的复杂函数。通常轴承座可简化为具有对称质量和各向异性的刚度及阻尼的质量、弹策和阻尼器模型，相应的动力特性系数矩阵见式（3）和式（4）：[Kpxx Kpxy
[KpyxKpy
[Cpxx Cpx
[C,]=[Cn Cmy]
式中：
轴承座刚度系数：
Kxx、KpKpxKpy不同方向上的轴承座刚度系数；Cp
CpxxCpxy ,CpxCpy
轴承座阻尼系数；
不同方向上的轴承座阻尼系数
***（4）
轴承座刚度、阻尼参数难以在程序计算中完整获得，通常可由大型结构分析软件计算获得其关键的刚度系数，同时还需通过收集机组在现场安装状态下的轴承座刚度实测数据，或选用类似结构机组轴承座的刚度实测结果得到轴承座的刚度数据。7.4.2在方案设计阶段或实测条件有限等情况下，轴承座模型的简化原则应按照附录A执行。7.5框架式基础模型
7.5.1基础的模化以及机组轴系与框架基础联合振动的分析应与基础设计部门合作进行。7.5.2基础刚性较好时（基础横梁扰力点在较低频率范围内动刚度均大于2.0X10°N/m，土10%工作转速频率范围内动刚度均大于4.0X10°N/m，同时，在土10%工作转速频率范围内基础横梁扰力点的振动线位移应小于基础相关设计规范限值0.02mm），基础允许与轴承座一起简化，相应式（3）、式（4）的动力特性系数矩阵K，C。应综合反映轴承座与基础刚度和阻尼特性的耦合。结构分析程序计算难以获得完整的轴承座与基础的动力特性系数时，应通过同类型机组的试验实测或参照相近容量规模机组实测数据选取。
7.6分支系统模型
扭振分析时应将汽轮机、发电机转子上最低零节径模态频率小于2.5倍的电网额定线频率（电网额定频率50Hz的为125Hz，电网额定频率60Hz的为150Hz）的动叶叶栅和叶轮，风扇，有齿连接轴段或对轮、悬臂轮盘等部件等效为多自由度的分支系统，建立相应的分支模型，8计算方法
8.1轴系动力特性设计计算采用的数学方法与计算程序不予限定，但无论何种计算方法和分析程序均应有工程设计相关的考核验证，其准确度由轴系设计计算的执行单位负责。8.2设备制造厂应积累机组的轴系振动和稳定性相关实测数据，提高计算方法的工程精度和大型汽轮发电机组设计的安全可靠性。
9设计细则
静力分析
9.1.1轴系静力分析前应获得轴承设计所需的轴承载荷分配、机组安装所需的轴承标高等参数。4
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9.1.2静力分析应将轴系作为多跨刚性支承连续梁分析。GB/T36043—2018
9.1.3轴系安装扬度曲线计算应保证转子连接成轴系后，不产生过大的附加弯矩；轴系安装扬度曲线可按联轴器处弯矩为零或轴颈处弯矩为零的原则确定，其中，对于三支点轴系按联轴器处弯矩为零的原则设计确定轴系安装扬度曲线。不同设计原则下，轴承、轴颈、联轴器等部位应考虑相应的静力条件，确保其强度和工作可靠性。
9.1.4机组冷态安装扬度曲线应由9.1.3确定的理想扬度曲线扣除冷热态标高变动量后给出。设计阶段应考虑的主要影响因素如下：-油膜厚度；
一轴承座及支撑部件在垂直方向的热膨胀；一凝汽器灌水，抽真空以及发电机充氢工况对标高的影响9.1.5静力分析应考核轴承载荷分配对标高变化的敏感度。对于空冷机组，特别是采用支承于排汽缸上的轴承座形式的空冷汽轮机，其轴承载荷分配对标高变化的敏感性分析范围，应依据以往大型机组标高变化实测值或各工况下标高变化的估算值。各轴承的载荷变化应满足其许用比压要求和稳定性要求，保证各工况运行时轴承安全可靠。9.2轴承静动特性设计
9.2.1轴承动力特性设计应在满足各种载荷的承载能力条件下，保证轴系各转子的振动限值要求和稳定性裕量要求，并在设计考虑的转速范围内，为轴系振动和稳定性分析提供各轴承油膜动力特性系数随萨默菲尔德数或转速的变化曲线。轴承动力特性分析可通过以下途径：根据同类型结构及尺寸相近的轴承特性数据和特性曲线查表计算；一利用专用轴承特性设计计算程序计算：一应用大型计算机通用软件仿真计算。9.2.2轴承静动特性计算所采用的数学模型和边界条件，应利用可靠的理论和试验研究成果进行完善。
9.2.3轴承设计载荷由9.1给出的轴承载荷分配确定，并应留有设计裕量。当轴承载荷对标高变化较敏感时，比压应满足轴承承载的许用要求，对标高不敏感的重载轴承，依据标高变化的最大值所得的比压最大值应满足许用要求。设计轴承载荷减小30%时，应保证轴承失稳转速（失稳门槛值）满足要求，此时，一般要求轴承失稳转速在1.25倍工作转速以上对标高非常敏感的轻载轴承，依据标高变化的最大值所获得的比压最小值应满足轴承失稳转速设计要求。9.3轴系临界转速设计
9.3.1轴系临界转速计算应获得在0～1.1倍工作转速范围内的所有临界转速，应保证工作转速附近不存在轴系临界转速，并应为机组启动制订合理的升速规程。9.3.2在0.9~1.1倍工作转速范围内的轴系临界转速，应按9.5给出的计算方法，由各轴颈不平衡响应达到峰值时的转速来确定。利用不平衡响应计算0.9～1.1倍工作转速范围内轴系实际临界转速时，变转速计算的转速增量选取应保证临界转速计算精度9.3.3在0～1.1倍工作转速范围内，按10.4求解复特征值问题的方法，由弯曲振动固有频率与轴系旋转频率一致确定阻尼临界转速和相应模态的对数衰减率。9.3.4轴系临界转速计算应考支承的弹性和阻尼，其中油膜刚度和阻尼由轴承特性计算给出，轴承座刚度和阻尼可按7.4要求确定
9.3.5应用大型结构软件计算分析或试验实测获得轴承座及基础系统的刚度特性。在缺乏轴承座与基础阻尼数据时，可不计基础阻尼，只计油膜阻尼。可根据以往相近规模或容量机组的经验数据，估算轴承座刚度的可能范围，按估计刚度值的上下限计算临界转速的上下限，保证其位于允许区域。轴承座5
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及基础系统的刚度特性通常需按照如下原则计人：缺乏轴承座与基础阻尼数据时，可设其为零，只计油膜阻尼；一当基础和横梁刚度足够高时（一般大于1.0X1013N/m），基础可视为绝对刚性；基础支撑横梁各频率下的动刚度要求大于2.0×10°N/m，而在土10%工作频率范围内则要求更大的动刚度（一般大于4.0×10°N/m，同时要求基础扰力点的振动线位移满足小于0.02mm的基础设计规范限值）
一一般要求工作频率下汽轮机基础与轴承座综合支承动刚度应大于2.0X10°N/m，重载轴承的轴承座，其综合支承动刚度应大于5.0X10N/m。9.3.6轴系临界转速设计应满足避开要求，即实际临界转速不应落人0.9～1.1倍工作转速范围内。如无法避开，应按9.5进行不平衡响应敏感性分析。9.4轴系稳定性设计
9.4.1轴系稳定性计算应获得系统失稳转速（失稳门槛值），轴系失稳转速应在1.25倍工作转速以上，确保轴系在运行转速范围内不出现自激振动。9.4.2轴系失稳转速设计分析应计人轴承油膜力。对于高进汽参数机组及排汽级鼓风损失较大的机组，轴系稳定性应考虑蒸汽激振力的影响，应通过改善汽封结构形式、提高高压转子一阶临界转速（高于0.5倍工作转速）、改变叶片型式等方式来减少其影响；对于采用顺序阀进汽方式的汽轮机，应考虑阀门开度对失稳转速的影响。
9.4.3轴系失稳转速及对数衰减率计算时，支承参数与轴系临界转速设计时一致。对于对数衰减率计算值不理想及支承条件波动较频繁的转子，应进行对数衰减率对支承刚度的敏感性计算分析、对数衰减率随转速变化的趋势分析。
9.4.4轴系失稳转速通常利用线性理论按9.3.4和9.3.5要求计人支承系统的刚度阻尼求解运动方程的复特征值，由模态阻尼为零的条件确定。在条件具备时可利用非线性理论分析研究轴系失稳转速9.5轴系不平衡响应及Q因子计算9.5.1轴系不平衡响应设计计算应使轴系在规定的转速范围内，对给定的不平衡力所产生的强迫振动（不平衡响应）足够小，使轴系对不平衡力不敏感，9.5.2轴系不平衡响应设计计算要求：针对0～1.1倍工作转速范围内.各阶轴系临界转速及0.9～1.1倍工作转速范围内各转速，特别是工作转速，应进行各轴颈对规定的不平衡量强迫振动响应计算，确保0.9～1.1倍工作转速范围内不出现强迫振动响应峰值9.5.3不平衡响应的计算应符合附录B中B.1的要求，也可采用其他方法。不管采用何种方法，制造厂均应重视现场经验的积累，在条件成熟时，修正所用的设计计算方法。9.5.4进行0～1.1倍工作转速范围内（重点进行0.9～1.1倍工作转速范围内）的轴颈处振动峰值响应计算，应用Q因子对振动响应峰值敏感性进行评价，振动峰值的许用要求及Q因子的评判应按B.2和附录C，各转子在规定的不平衡量条件下，应满足Q因子的许用要求。Q因子许用要求的制定，应建立在同类机型多年的设计技术和运行经验的基础上。9.5.5不平衡响应及Q因子计算时支承参数应与轴系临界转速设计时一致。9.6轴系扭振固有频率设计及振型计算9.6.1产品设计时应对汽轮发电机组轴系扭振固有频率及振型进行计算，对50Hz（60H2）电网额定频率下运行的机组，应分别计算轴系150Hz(180Hz)以下的各阶扭振固有频率、振型。9.6.2如果叶栅和叶轮（或者鼓形转子的转子部分）的最低零节径模态频率小于2.5倍的电网额定线频率（电网额定频率50Hz的为125Hz，电网额定频率60Hz的为150Hz），则应建立相应的分支模型。6
9.6.3轴系扭振固有频率设计应满足调谐要求：GB/T36043—2018
一对于50Hz下运行的机组，当计算频率最大可能误差为士3Hz时，轴系扭振计算频率f应避开的范围要求如下：
45Hz≤fi≤55Hz及93Hz≤f2≤108Hz其中：f1为50Hz附近扭振计算频率，f2为100Hz附近扭振计算频率。一一对于60Hz下运行的机组，当计算频率最大可能误差为士3Hz时，轴系扭振计算频率于应避开的范围要求如下：
55Hz≤fi≤65Hz及113Hz≤f2≤128Hz其中：f1为60Hz附近扭振计算频率，f2为120Hz附近扭振计算频率。依据制造商的验证方式，其他可接受的轴系扭振频率准则见附录D。特殊情况下，如计算误差小，瞬态故障条件下引发的峰值应力水平低等，若相关模态频率对激励不敏感，可认为不会给整个轴系安全性带来问题，允许落人f1、区，但应保证机组安全运行。发电机端两相短路时轴系扭振响应计算及强度校核9.7
9.7.1产品设计时，应对发电机端两相短路时汽轮发电机组轴系各部位的扭振响应及扭转力矩、剪切应力等参数进行计算，尤其应对轴颈、联轴器及其联接螺栓、带焊缝截面、小倒角大扭矩截面等进行重点核算。
9.7.2当发电机端两相短路时，轴系的最大剪应力应满足以下规定：Tmax0.57Rel
式中：
最大剪应力；
R转子材料下屈服强度。
.....(5
9.7.3在进行汽轮机与发电机转子及其联接部件设计时，应考虑机组运行中发电机电气和机械两方面均可能在非正常工况下受到的突然冲击，并按其材料许用应力标准留有裕量，可根据其所受应力变化规律和幅值进行强度安全考核，当计算应力值接近材料的许用应力值时，依据发电机电磁设计参数及送电方式，进行两相短路等主要电气故障的电磁激振力仿真分析、以及该电磁力激振下轴系扭振响应和扭振疲劳寿命损耗的计算分析考核。9.8附加规定
用户有扭振相关监测要求的机组，可在所设计机组的轴系上配备相应的测试装置，如测试装置安装在振动较敏感位置，应进行必要的轴系动力特性复算。10设计流程及要求
10.1轴系弯曲振动分析用等效模型计算建立轴系弯曲振动分析用模型时，各转子分段及有效直径模化方法按7.2执行。10.2扬度曲线及轴承负荷分析
按9.1完成静力分析，确定各轴承载荷与轴系安装扬度曲线10.3轴承静动特性分析
利用10.2得到的轴承载荷，按9.2完成轴承静动特性分析，并给出各轴承油膜动力特性系数随无量纲载荷系数萨默菲尔德数或转速的变化曲线。7
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10.4有阻尼系统自由振动特征值分析按9.3.4要求考虑支承弹性及阻尼，将轴系作为有阻尼系统计算得到其自由振动方程的特征值入，（Q)方程见式（6）。
入,（2）=g,（2）+jw,(2）
式中：
轴系旋转频率；
g（2）—
转速Q下系统r阶模态阻尼；
表示特征值方程虚部失量的专用符号：o2)
转速2下系统产阶有阻尼固有频率（阻尼临界转速）。（6)
在（0～1.25倍）工作转速范围内.确定0，（2）和a，（2）随转速变化曲线：由@，（2）=2。确定系统阻尼临界转速2。，同时，由模态阻尼与阻尼临界转速确定对数衰减率；由,（s）=0确定系统失稳转速Qt
10.5不平衡响应分析
轴系各临界转速下，以及在0.9～1.1倍工作转速范围内，按9.5完成不平衡响应计算。如果在0.9～1.1倍工作转速范围附近存在10.4计算得到的阻尼临界转速，则按9.5.4要求精确计算确定实际临界转速。
如0.91.1倍工作转速范围内存在阻尼临界转速或实际临界转速，应进行不平衡响应敏感度即Q因子分析。
10.6变支承边界的核算
针对大功率汽轮发电机组常用的落地、半落地、支承于低压排汽缸三种典型的轴承座型式，应根据实际选用的轴承座形式进行必要的变支承边界条件的核算。对于采用半落地式或支承于低压排汽缸轴承座的轴系支承边界，无其对于空冷汽轮机，应核算轴承标高可能变化范围内的轴承静动特性及排汽参数变化时轴承座（包括缸体在内)的支承刚度变化，计算变支承边界下的轴系阻尼临界转速、失稳转速及0.9～1.1倍工作转速范围内的不平衡响应，支承边界变化时轴系动力特性核算的内容及考核准则按照9.2～9.5中的相关规定进行。
10.7轴系扭振分析用等效模型计算轴系扭振分析用模型，其各转子分段及轴段有效刚度直径的确定方法、各轴段附加转动惯量的计算模型及方法见7.2。
10.8分支系统的自振频率的计算分支结构的自振频率和模态惯量的计算按照7.6和9.6的要求，必要时进行叶片动应力核算（如：轴系扭振频率或分支系统结构切向自振频率无法调离避开范围）。10.9轴系扭振频率及振型计算
计算范围及扭振频率避开范围应符合9.6的要求。10.10发电机端两相短路时轴系扭振响应计算及剪切强度校核10.10.1发电机端两相短路的激振方程的建立根据电气专业提供的各项参数计算发电机端短路激振方程。8
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中华人民共和国国家标准
GB/T36043—2018
大型汽轮发电机组轴系动力
特性技术规范
Specification of large-scale steam turbine-generator shaftingdynamiccharacteristics
2018-03-15发布
中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局中国国家标准化管理委员会
2018-10-01实施
GB/T36043—2018
规范性引用文件
术语和定义
设计原则
设计要求
分析对象
分析模型
计算方法
设计细则
设计流程及要求
附录A（规范性附录）轴承座的模型简化目
附录B（规范性附录）不平衡响应计算与评价附录C（规范性附录）Q因子计算与评价次
附录D（规范性附录）可接受的轴系扭振频率评价准则附录E（资料性附录）大型汽轮发电机组轴系动力特性设计基本流程10
本标准按照GB/T1.1—2009给出的规则起草。本标准由中国电器工业协会提出。本标准由全国汽轮机标准化技术委员会（SAC/TC172）归口。GB/T36043—2018
本标准起草单位：上海发电设备成套设计研究院有限责任公司、哈尔滨汽轮机厂有限责任公司、上海电气电站设备有限公司上海汽轮机厂、东方电气集团东方汽轮机有限公司。本标准主要起草人：孙庆、李汪繁、王秀瑾、蒋俊、刘书秀、崔建国、冀大伟、高韶、郭勇。1
GB/T36043—2018
随着我国电力设备制造业的发展，为进一步落实节能减排、节水环保的能源政策，以及满足电厂用户的多种需求，研制开发多种形式的大功率高参数汽轮发电机组已是当务之急。轴系是大型汽轮发电机组的关键部套之一，其动力特性的优劣直接影响新型大容量机组的设计技术水平和运行效果。对于大功率高参数汽轮机而言，存在高中压部分的间隙汽流力激励效应，影响轴系振动的稳定性；而采用空冷方式冷却低压排汽的汽轮机，其排汽端的背压及温度等参数变化范围大，波动频繁，影响轴承标高及轴系振动稳定性等特性：目前汽轮机部分采用轴承座与低压汽缸连接或半连接结构，上述影响也会变得更为明显，因此，大型汽轮发电机组轴系设计阶段所考虑的因素及设计流程需要进行相应的扩展。
随着机组容量的提高，转子数也相应增加，支撑汽轮发电机组的框架式基础结构也更为庞大，鉴于机组轴系与汽轮机基础之间动力特性的耦合加强，对大功率机组基础的支撑要求也在不断提高，故电力设计部门早前提出的《动力机器基础设计规范》的使用范围有可能受到限制。依照我国的现行体制，机组与基础的设计分属设备制造和电力两个行业进行，机组与基础在制造安装后可能出现动力特性不够匹配的问题，直接影响机组的正常投运和长期安全运行。我国在经过几十年的实践后，无论是设备制造部门还是电力设计部门都认为有必要将机组与基础作为一个整体系统来考虑，因此，在设计阶段，需要将机组与基础作为一个系统来进行轴系振动特性的考核，以保证大型机组与基础的动力特性有良好的园配。
随着电力建设的发展，机组所处的电网环境也日益复杂，大功率机组将受到多种电磁激励的冲击，故针对具有较大扭振剪应力的汽轮机轴系，在某些特殊激励工况下进行强度和安全性评估也应纳入轴系动特性设计规范中。
为使我国汽轮发电机组轴系设计技术能同步适应机组大型化及国际市场的开发需要，从设计上使轴系振动稳定性满足大功率高参数机组长期安全稳定运行的要求，依据技术发展状况及相关设计规范编写本标准。本标准可作为大型汽轮发电机组轴系动力特性设计的技术指导，但不作为工程验收的依据。机组制造、安装，动平衡，运行及基础设计，施工均应符合有关技术条件。本标准不涉及电网但需考虑来自电网的扰动激励。
-iiKAoNniKAca
1范围
大型汽轮发电机组轴系动力
特性技术规范
GB/T36043—2018
本标准规定了大型汽轮发电机组轴系动力特性的设计要求，设计项目内容、计算方法、设计判据、模型简化、边界参数确定及设计流程等。本标准适用于定转速的300MW等级及以上的大功率汽轮发电机组，其他容量或不同电站汽轮机也可参考使用。
2规范性引用文件
下列文件对于本文件的应用是必不可少的。凡是注日期的引用文件，仅注日期的版本适用于本文件。凡是不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。GB/T2298机械振动、冲击和状态监测词汇3术语和定义
GB/T2298界定的以及下列术语和定义适用于本文件。为了便于使用以下重复列出了GB/T2298中的某些术语和定义
支承动刚度support dynamic stiffness支承系统中，某点的力与该点或另一点位移的复数比。3.2
damping critical speed
阻尼临界转速
旋转频率与轴系有阻尼弯曲振动固有频率相等时对应的转速。3.3
real critical speed
实际临界转速
轴系特征点的强迫振动振幅达到最大峰值时的转速3.4
失稳转速
stabilitythreshold speedbzxZ.net
失稳门槛值
轴颈开始偏离稳定运动时的转速。3.5
对数衰减率
logarithmic decrement
单自由度系统在阻尼固有频率振动时，任意两个相继的振动量最大值之比的自然对数。［GB/T2298—2010,定义3.97]
不平衡响应
unbalanceresponse
转子质量中心对旋转轴中心的偏离引起的惯性载荷—一由不平衡力激起的转子支承系统的振动输1
iiiKAoNikAca
GB/T36043—2018
出量。
扭振频率torsional vibration frequency轴系扭转振动时，轴系特征点的强迫振动角位移振幅达到最大峰值时的转速，不计阻尼条件下，多质量系统自由扭转振动方程特征矩阵中的一系列特征值。3.8
两相短路
two-phaseshort-circuit
发电机出线端三相交流线路在故障点处两相之间线对线突然短路。3.9
萨默菲尔德数
Sommerfeld number
表示滑动轴承承载状况的无量纲载荷系数，与轴承的比压、间隙比、工作转速及润滑油粘度相关。3.10
o因子Qfactor
评价共振转速响应峰值灵敏度的无因次量纲4设计原则
轴系动力特性设计的基本原则是：合理性：原理上相对较合理，有一定的工程应用实践基础；一偏安全性：在实际与理论差别较大、较难把握时，尽量用偏安全的处理方法；一实际应用性：工程应用较方便，不易出差错。5设计要求
5.1在可能的运行转速范围内，汽轮发电机组轴系强迫振动响应值应控制在动静部件径向间隙许可范围内，并尽可能小，确保维持动静部件的运转间隙，并使转子传给轴承的动态激振力也尽可能小。轴系临界转速应避开工作转速一定范围，关键考核点的不平衡响应幅值应小于许可值5.2在运行转速范围内及多种设计运行负荷条件下，转子及轴承系统不应出现轴承油膜振荡或蒸汽激励引起的自激失稳振动。
5.3系统动力特性应对制造安装误差及运行工况变化在一定区间内不敏感。转子、轴承与轴承座及基础的动力特性匹配良好，使轴系临界转速对支承刚度变化不敏感；轴承支承位置设计合理，使轴承负荷对轴承标高变化不敏感轴承阻尼特性良好，使系统振动响应对不平衡变化不敏感：大直径轴承要有较大的承载范围。对于空冷汽轮机，低压转子的轴承支承宜采用落地或半落地式的轴承座。5.4对机组轴系的扭转振动固有频率及振型进行计算。考虑到电网扰动可能引起扭振激励，轴系扭振频率至少应避开电网线频率、二倍线频率的共振，即在运行转速范围内，轴系的固有扭振频率与线频率及二倍线频率应有足够的避开率。5.5针对发电机机端的两相短路故障工况，要求转子部件包括连接部件、长叶片以及其他弹性分支结构等，应保证足够的强度以抵抗机端两相短路及其他各种事故工况产生的扭转剪切应力。6分析对象
6.1大功率汽轮发电机组轴系的弯曲振动和稳定性分析，选择汽轮机、发电机、励磁机的所有转子，轴承、轴承座及基础作为分析对象。发电机小轴系的动力特性分析，允许选择由一根低压转子和发电机、2
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励磁机转子连接而成的部分转子、轴承、轴承座系统作为分析对象GB/T36043—2018
6.2大功率汽轮发电机组的轴系扭转振动分析，选择汽轮机、发电机、励磁机的所有转子包括联轴器及螺栓作为分析对象
7分析模型
7.1总则
计算模型力求更全面和接近实际运行状态，鼓励采用更先进准确的建模计算方法。7.2转子模型
7.2.1通常转子计算模型有两类：集中质量模型，即将转子用一系列无质量的弹性轴段代替，节点间的轴段质量及轴段的附加质量按质心位置不变的原则集中到轴段两端：一分布质量模型，即将转子分为一系列具有分布质量的等截面弹性轴段，轴段上附加的集中质量集中到轴段端部。
7.2.2弯曲振动或扭转振动分析用转子模型分段边界设置在支承处、转轴截面直径突变处、轴端等位置，每个分段的长度不应超过总跨长的10%。长度远超过直径的等直径轴段应分成几个计算段7.2.3在转轴截面突变处，如台阶、叶轮或法兰等处，刚性计算直径应取有效刚度直径，基于能量法或其他经验公式，计算得到弯曲有效刚度直径或扭转有效刚度直径，有效刚度直径之外的结构部分作为该轴段附加质量或附加转动惯量计人。7.2.4发电机转子本体轴段有效刚度直径的确定，应考虑嵌线槽与大齿区域上横向槽和槽楔对转子弯曲刚度或扭转刚度的削弱影响，同时应计入铜线绕组对弯曲刚度或扭转刚度的增大效应7.2.5轴向宽度小于0.2倍轴径的凸起轴段，弯曲振动或扭转振动分析用转子模型中可不考虑其凸起部分的刚性影响。
7.2.6对于叶轮直径与外伸长度之比较大的悬臂叶轮，或叶轮直径与支承间距之比较大的位于支承附近的叶轮应考虑陀螺力矩。
7.2.7复杂形状轴段可分为简单组合体及非组合体，其中，简单组合体的转动惯量为多个简单几何体绕回转轴转动惯量的代数和，非组合体的转动惯量则可采用“有限积分”或“近似圆盘化”方法得到。7.3轴承模型
转子和轴承之间的油膜具有各向异性的刚度和阻尼特性。在线性化条件下，油膜特性可由油膜刚度矩阵［K和油膜阻尼矩阵[C]来表达，见式（1）和式（2）：[K]=
LKyxKy
[CxxCx
[C]=[C Cw】
式中：
KxxKxy、Kyx、Kyy—不同方向上的油膜刚度系数；CxxCxyCyx,Cyy-
不同方向上的油膜阻尼系数。
·（1）
（2）
油膜刚度系数，油膜阻尼系数统称为油膜动力特性系数，均随转速变化，应按9.2中轴承动力特性设计方法确定。
轴承的稳定性分析通常基于对称单质量弹性转子模型。3
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GB/T36043—2018
7.4轴承座模型
7.4.1轴承座（尤其是采用支承在汽缸上、非落地支承的低压转子轴承座）的动刚度和阻尼系数均是频率的复杂函数。通常轴承座可简化为具有对称质量和各向异性的刚度及阻尼的质量、弹策和阻尼器模型，相应的动力特性系数矩阵见式（3）和式（4）：[Kpxx Kpxy
[KpyxKpy
[Cpxx Cpx
[C,]=[Cn Cmy]
式中：
轴承座刚度系数：
Kxx、KpKpxKpy不同方向上的轴承座刚度系数；Cp
CpxxCpxy ,CpxCpy
轴承座阻尼系数；
不同方向上的轴承座阻尼系数
***（4）
轴承座刚度、阻尼参数难以在程序计算中完整获得，通常可由大型结构分析软件计算获得其关键的刚度系数，同时还需通过收集机组在现场安装状态下的轴承座刚度实测数据，或选用类似结构机组轴承座的刚度实测结果得到轴承座的刚度数据。7.4.2在方案设计阶段或实测条件有限等情况下，轴承座模型的简化原则应按照附录A执行。7.5框架式基础模型
7.5.1基础的模化以及机组轴系与框架基础联合振动的分析应与基础设计部门合作进行。7.5.2基础刚性较好时（基础横梁扰力点在较低频率范围内动刚度均大于2.0X10°N/m，土10%工作转速频率范围内动刚度均大于4.0X10°N/m，同时，在土10%工作转速频率范围内基础横梁扰力点的振动线位移应小于基础相关设计规范限值0.02mm），基础允许与轴承座一起简化，相应式（3）、式（4）的动力特性系数矩阵K，C。应综合反映轴承座与基础刚度和阻尼特性的耦合。结构分析程序计算难以获得完整的轴承座与基础的动力特性系数时，应通过同类型机组的试验实测或参照相近容量规模机组实测数据选取。
7.6分支系统模型
扭振分析时应将汽轮机、发电机转子上最低零节径模态频率小于2.5倍的电网额定线频率（电网额定频率50Hz的为125Hz，电网额定频率60Hz的为150Hz）的动叶叶栅和叶轮，风扇，有齿连接轴段或对轮、悬臂轮盘等部件等效为多自由度的分支系统，建立相应的分支模型，8计算方法
8.1轴系动力特性设计计算采用的数学方法与计算程序不予限定，但无论何种计算方法和分析程序均应有工程设计相关的考核验证，其准确度由轴系设计计算的执行单位负责。8.2设备制造厂应积累机组的轴系振动和稳定性相关实测数据，提高计算方法的工程精度和大型汽轮发电机组设计的安全可靠性。
9设计细则
静力分析
9.1.1轴系静力分析前应获得轴承设计所需的轴承载荷分配、机组安装所需的轴承标高等参数。4
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9.1.2静力分析应将轴系作为多跨刚性支承连续梁分析。GB/T36043—2018
9.1.3轴系安装扬度曲线计算应保证转子连接成轴系后，不产生过大的附加弯矩；轴系安装扬度曲线可按联轴器处弯矩为零或轴颈处弯矩为零的原则确定，其中，对于三支点轴系按联轴器处弯矩为零的原则设计确定轴系安装扬度曲线。不同设计原则下，轴承、轴颈、联轴器等部位应考虑相应的静力条件，确保其强度和工作可靠性。
9.1.4机组冷态安装扬度曲线应由9.1.3确定的理想扬度曲线扣除冷热态标高变动量后给出。设计阶段应考虑的主要影响因素如下：-油膜厚度；
一轴承座及支撑部件在垂直方向的热膨胀；一凝汽器灌水，抽真空以及发电机充氢工况对标高的影响9.1.5静力分析应考核轴承载荷分配对标高变化的敏感度。对于空冷机组，特别是采用支承于排汽缸上的轴承座形式的空冷汽轮机，其轴承载荷分配对标高变化的敏感性分析范围，应依据以往大型机组标高变化实测值或各工况下标高变化的估算值。各轴承的载荷变化应满足其许用比压要求和稳定性要求，保证各工况运行时轴承安全可靠。9.2轴承静动特性设计
9.2.1轴承动力特性设计应在满足各种载荷的承载能力条件下，保证轴系各转子的振动限值要求和稳定性裕量要求，并在设计考虑的转速范围内，为轴系振动和稳定性分析提供各轴承油膜动力特性系数随萨默菲尔德数或转速的变化曲线。轴承动力特性分析可通过以下途径：根据同类型结构及尺寸相近的轴承特性数据和特性曲线查表计算；一利用专用轴承特性设计计算程序计算：一应用大型计算机通用软件仿真计算。9.2.2轴承静动特性计算所采用的数学模型和边界条件，应利用可靠的理论和试验研究成果进行完善。
9.2.3轴承设计载荷由9.1给出的轴承载荷分配确定，并应留有设计裕量。当轴承载荷对标高变化较敏感时，比压应满足轴承承载的许用要求，对标高不敏感的重载轴承，依据标高变化的最大值所得的比压最大值应满足许用要求。设计轴承载荷减小30%时，应保证轴承失稳转速（失稳门槛值）满足要求，此时，一般要求轴承失稳转速在1.25倍工作转速以上对标高非常敏感的轻载轴承，依据标高变化的最大值所获得的比压最小值应满足轴承失稳转速设计要求。9.3轴系临界转速设计
9.3.1轴系临界转速计算应获得在0～1.1倍工作转速范围内的所有临界转速，应保证工作转速附近不存在轴系临界转速，并应为机组启动制订合理的升速规程。9.3.2在0.9~1.1倍工作转速范围内的轴系临界转速，应按9.5给出的计算方法，由各轴颈不平衡响应达到峰值时的转速来确定。利用不平衡响应计算0.9～1.1倍工作转速范围内轴系实际临界转速时，变转速计算的转速增量选取应保证临界转速计算精度9.3.3在0～1.1倍工作转速范围内，按10.4求解复特征值问题的方法，由弯曲振动固有频率与轴系旋转频率一致确定阻尼临界转速和相应模态的对数衰减率。9.3.4轴系临界转速计算应考支承的弹性和阻尼，其中油膜刚度和阻尼由轴承特性计算给出，轴承座刚度和阻尼可按7.4要求确定
9.3.5应用大型结构软件计算分析或试验实测获得轴承座及基础系统的刚度特性。在缺乏轴承座与基础阻尼数据时，可不计基础阻尼，只计油膜阻尼。可根据以往相近规模或容量机组的经验数据，估算轴承座刚度的可能范围，按估计刚度值的上下限计算临界转速的上下限，保证其位于允许区域。轴承座5
GB/T36043—2018
及基础系统的刚度特性通常需按照如下原则计人：缺乏轴承座与基础阻尼数据时，可设其为零，只计油膜阻尼；一当基础和横梁刚度足够高时（一般大于1.0X1013N/m），基础可视为绝对刚性；基础支撑横梁各频率下的动刚度要求大于2.0×10°N/m，而在土10%工作频率范围内则要求更大的动刚度（一般大于4.0×10°N/m，同时要求基础扰力点的振动线位移满足小于0.02mm的基础设计规范限值）
一一般要求工作频率下汽轮机基础与轴承座综合支承动刚度应大于2.0X10°N/m，重载轴承的轴承座，其综合支承动刚度应大于5.0X10N/m。9.3.6轴系临界转速设计应满足避开要求，即实际临界转速不应落人0.9～1.1倍工作转速范围内。如无法避开，应按9.5进行不平衡响应敏感性分析。9.4轴系稳定性设计
9.4.1轴系稳定性计算应获得系统失稳转速（失稳门槛值），轴系失稳转速应在1.25倍工作转速以上，确保轴系在运行转速范围内不出现自激振动。9.4.2轴系失稳转速设计分析应计人轴承油膜力。对于高进汽参数机组及排汽级鼓风损失较大的机组，轴系稳定性应考虑蒸汽激振力的影响，应通过改善汽封结构形式、提高高压转子一阶临界转速（高于0.5倍工作转速）、改变叶片型式等方式来减少其影响；对于采用顺序阀进汽方式的汽轮机，应考虑阀门开度对失稳转速的影响。
9.4.3轴系失稳转速及对数衰减率计算时，支承参数与轴系临界转速设计时一致。对于对数衰减率计算值不理想及支承条件波动较频繁的转子，应进行对数衰减率对支承刚度的敏感性计算分析、对数衰减率随转速变化的趋势分析。
9.4.4轴系失稳转速通常利用线性理论按9.3.4和9.3.5要求计人支承系统的刚度阻尼求解运动方程的复特征值，由模态阻尼为零的条件确定。在条件具备时可利用非线性理论分析研究轴系失稳转速9.5轴系不平衡响应及Q因子计算9.5.1轴系不平衡响应设计计算应使轴系在规定的转速范围内，对给定的不平衡力所产生的强迫振动（不平衡响应）足够小，使轴系对不平衡力不敏感，9.5.2轴系不平衡响应设计计算要求：针对0～1.1倍工作转速范围内.各阶轴系临界转速及0.9～1.1倍工作转速范围内各转速，特别是工作转速，应进行各轴颈对规定的不平衡量强迫振动响应计算，确保0.9～1.1倍工作转速范围内不出现强迫振动响应峰值9.5.3不平衡响应的计算应符合附录B中B.1的要求，也可采用其他方法。不管采用何种方法，制造厂均应重视现场经验的积累，在条件成熟时，修正所用的设计计算方法。9.5.4进行0～1.1倍工作转速范围内（重点进行0.9～1.1倍工作转速范围内）的轴颈处振动峰值响应计算，应用Q因子对振动响应峰值敏感性进行评价，振动峰值的许用要求及Q因子的评判应按B.2和附录C，各转子在规定的不平衡量条件下，应满足Q因子的许用要求。Q因子许用要求的制定，应建立在同类机型多年的设计技术和运行经验的基础上。9.5.5不平衡响应及Q因子计算时支承参数应与轴系临界转速设计时一致。9.6轴系扭振固有频率设计及振型计算9.6.1产品设计时应对汽轮发电机组轴系扭振固有频率及振型进行计算，对50Hz（60H2）电网额定频率下运行的机组，应分别计算轴系150Hz(180Hz)以下的各阶扭振固有频率、振型。9.6.2如果叶栅和叶轮（或者鼓形转子的转子部分）的最低零节径模态频率小于2.5倍的电网额定线频率（电网额定频率50Hz的为125Hz，电网额定频率60Hz的为150Hz），则应建立相应的分支模型。6
9.6.3轴系扭振固有频率设计应满足调谐要求：GB/T36043—2018
一对于50Hz下运行的机组，当计算频率最大可能误差为士3Hz时，轴系扭振计算频率f应避开的范围要求如下：
45Hz≤fi≤55Hz及93Hz≤f2≤108Hz其中：f1为50Hz附近扭振计算频率，f2为100Hz附近扭振计算频率。一一对于60Hz下运行的机组，当计算频率最大可能误差为士3Hz时，轴系扭振计算频率于应避开的范围要求如下：
55Hz≤fi≤65Hz及113Hz≤f2≤128Hz其中：f1为60Hz附近扭振计算频率，f2为120Hz附近扭振计算频率。依据制造商的验证方式，其他可接受的轴系扭振频率准则见附录D。特殊情况下，如计算误差小，瞬态故障条件下引发的峰值应力水平低等，若相关模态频率对激励不敏感，可认为不会给整个轴系安全性带来问题，允许落人f1、区，但应保证机组安全运行。发电机端两相短路时轴系扭振响应计算及强度校核9.7
9.7.1产品设计时，应对发电机端两相短路时汽轮发电机组轴系各部位的扭振响应及扭转力矩、剪切应力等参数进行计算，尤其应对轴颈、联轴器及其联接螺栓、带焊缝截面、小倒角大扭矩截面等进行重点核算。
9.7.2当发电机端两相短路时，轴系的最大剪应力应满足以下规定：Tmax0.57Rel
式中：
最大剪应力；
R转子材料下屈服强度。
.....(5
9.7.3在进行汽轮机与发电机转子及其联接部件设计时，应考虑机组运行中发电机电气和机械两方面均可能在非正常工况下受到的突然冲击，并按其材料许用应力标准留有裕量，可根据其所受应力变化规律和幅值进行强度安全考核，当计算应力值接近材料的许用应力值时，依据发电机电磁设计参数及送电方式，进行两相短路等主要电气故障的电磁激振力仿真分析、以及该电磁力激振下轴系扭振响应和扭振疲劳寿命损耗的计算分析考核。9.8附加规定
用户有扭振相关监测要求的机组，可在所设计机组的轴系上配备相应的测试装置，如测试装置安装在振动较敏感位置，应进行必要的轴系动力特性复算。10设计流程及要求
10.1轴系弯曲振动分析用等效模型计算建立轴系弯曲振动分析用模型时，各转子分段及有效直径模化方法按7.2执行。10.2扬度曲线及轴承负荷分析
按9.1完成静力分析，确定各轴承载荷与轴系安装扬度曲线10.3轴承静动特性分析
利用10.2得到的轴承载荷，按9.2完成轴承静动特性分析，并给出各轴承油膜动力特性系数随无量纲载荷系数萨默菲尔德数或转速的变化曲线。7
GB/T36043—2018
10.4有阻尼系统自由振动特征值分析按9.3.4要求考虑支承弹性及阻尼，将轴系作为有阻尼系统计算得到其自由振动方程的特征值入，（Q)方程见式（6）。
入,（2）=g,（2）+jw,(2）
式中：
轴系旋转频率；
g（2）—
转速Q下系统r阶模态阻尼；
表示特征值方程虚部失量的专用符号：o2)
转速2下系统产阶有阻尼固有频率（阻尼临界转速）。（6)
在（0～1.25倍）工作转速范围内.确定0，（2）和a，（2）随转速变化曲线：由@，（2）=2。确定系统阻尼临界转速2。，同时，由模态阻尼与阻尼临界转速确定对数衰减率；由,（s）=0确定系统失稳转速Qt
10.5不平衡响应分析
轴系各临界转速下，以及在0.9～1.1倍工作转速范围内，按9.5完成不平衡响应计算。如果在0.9～1.1倍工作转速范围附近存在10.4计算得到的阻尼临界转速，则按9.5.4要求精确计算确定实际临界转速。
如0.91.1倍工作转速范围内存在阻尼临界转速或实际临界转速，应进行不平衡响应敏感度即Q因子分析。
10.6变支承边界的核算
针对大功率汽轮发电机组常用的落地、半落地、支承于低压排汽缸三种典型的轴承座型式，应根据实际选用的轴承座形式进行必要的变支承边界条件的核算。对于采用半落地式或支承于低压排汽缸轴承座的轴系支承边界，无其对于空冷汽轮机，应核算轴承标高可能变化范围内的轴承静动特性及排汽参数变化时轴承座（包括缸体在内)的支承刚度变化，计算变支承边界下的轴系阻尼临界转速、失稳转速及0.9～1.1倍工作转速范围内的不平衡响应，支承边界变化时轴系动力特性核算的内容及考核准则按照9.2～9.5中的相关规定进行。
10.7轴系扭振分析用等效模型计算轴系扭振分析用模型，其各转子分段及轴段有效刚度直径的确定方法、各轴段附加转动惯量的计算模型及方法见7.2。
10.8分支系统的自振频率的计算分支结构的自振频率和模态惯量的计算按照7.6和9.6的要求，必要时进行叶片动应力核算（如：轴系扭振频率或分支系统结构切向自振频率无法调离避开范围）。10.9轴系扭振频率及振型计算
计算范围及扭振频率避开范围应符合9.6的要求。10.10发电机端两相短路时轴系扭振响应计算及剪切强度校核10.10.1发电机端两相短路的激振方程的建立根据电气专业提供的各项参数计算发电机端短路激振方程。8
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