大型汽輪機汽流激振問題的分析和處理

1、大型汽輪機汽流激振問題的分析和處理    軸承油膜振蕩(或油膜半速渦動)和汽流激振(或蒸汽激振、蒸汽渦動)是汽輪發(fā)電機組運行中軸系最可能產生的兩類不穩(wěn)定自激振動。它們呈現(xiàn)突發(fā)性的振動特征，均為低頻振動，造成的危害較大。前者產生的振動主要與轉速有關，可能發(fā)生在機組各轉子的支撐軸承上，后者則通常與機組所帶的負荷有關，主要產生于大容量高參數(shù)機組的高壓和高中壓轉子上。對于軸承油膜不穩(wěn)定產生的振動問題，在國內外已作了充分的理論和試驗研究，并總結出一些處理該類故障的切實可行措施，如改變軸承型式、軸承比壓、軸承間隙、潤滑油的粘度等。而對于汽流激振引起的低頻振動，由于以前機組運行中發(fā)生的次

2、數(shù)相對較少，其機理分析和故障處理較為復雜，處理效果有時也不十分理想，在國內未能引起足夠的重視。    隨著300MW、600MW等級的大型機組大量投運，汽流激振問題日益暴露出來。目前國內已有一些機組的高壓(或高中壓)轉子在運行中發(fā)生汽流激振引起的不穩(wěn)定低頻振動。例如，作為當前我國火力發(fā)電主力的國產300MW機組，據(jù)不完全統(tǒng)計，已有20多臺機組的高壓(或高中壓)轉子發(fā)生過汽流激振故障，嚴重影響電廠的安全運行。國內個別200MW及以下容量機組的高壓轉子也發(fā)生過突發(fā)性汽流激振。此外，已有多臺進口的超臨界機組投運以來，也陸續(xù)出現(xiàn)過高壓轉子支撐軸承不穩(wěn)定的汽流激振問題。根據(jù)汽流激振機

3、理和國外大機組的運行經(jīng)驗，已確認汽流激振問題更容易發(fā)生在高參數(shù)、大容量汽輪機的高壓轉子上，尤其是超臨界汽輪機組上。由于蒸汽激振力近似地正比于機組的出力，因此，由汽流激振引起的不穩(wěn)定振動就成為限制超臨界機組出力的重要因素。例如，在前蘇聯(lián)和美國早期生產和投運的超臨界機組中，這類低頻振動問題比較突出，帶負荷工況運行時，因振動大引起的跳機故障或被迫限制負荷運行，都直接影響了機組的可用率。隨著國產超臨界機組的加緊研制和將來的陸續(xù)投運，也必將會面臨此類低頻振動問題。因此，加強超臨界機組汽流激振的研究顯得非常重要。    本文將介紹機組汽流激振的機理和特征，以及近年來國內若干大型機組高壓

4、(高中壓)轉子汽流激振引起的低頻振動的分析和現(xiàn)場處理實例，歸納總結引起該類振動的主要原因及其防范的對策，為目前國產超臨界機組研制中轉子動力學方面的設計和將來國產與進口超臨界機組運行中可能會遇到振動問題的分析和處理提供技術上的支持。機組軸系振動穩(wěn)定性和汽流激振1.1  軸系振動穩(wěn)定性     軸系振動穩(wěn)定性屬于自激振動的范疇。自激振動是振動體自身所激勵的振動。該振動與機組轉子質量不平衡等無直接的關系，而是由機組內部的力激發(fā)起來的。維持自激振動的能量來源于系統(tǒng)本身運動中獲取的能量。系統(tǒng)一旦失穩(wěn)，振幅將隨時間迅速發(fā)散(線性系統(tǒng))或呈極限軌跡

5、(非線性系統(tǒng))。    汽輪發(fā)電機組自激振動大多由支持軸承的油膜失穩(wěn)造成的。油膜渦動是油膜力激發(fā)的振動，當正常運行條件的改變(如傾角和偏心率)引起油楔“推動”轉軸在軸承中運動，在旋轉方向產生的不穩(wěn)定力會使轉子發(fā)生渦動(或正向進動)。如果系統(tǒng)內存在足夠大的阻尼，則轉軸回到其正常位置而趨于穩(wěn)定；否則，轉子將繼續(xù)渦動，出現(xiàn)較大的不穩(wěn)定振動。油膜不穩(wěn)定渦動一般是由于過大的軸承磨損或間隙、不合適的軸承設計、潤滑油參數(shù)的改變等因素引起的。根據(jù)振動頻譜識別油膜渦動不穩(wěn)定的振動頻率為同步振動頻率的4048，接近轉速頻率的一半，也常稱為油膜半速渦動。油膜失穩(wěn)引起的自激振動通常與轉速有關。當機

6、器出現(xiàn)油膜渦動不穩(wěn)定，而且油膜渦動頻率等于系統(tǒng)的某一階固有頻率時，就會發(fā)生油膜振蕩。油膜振蕩只有在機組運行轉速大于兩倍的一階轉子臨界轉速情況下才可能發(fā)生。這時，油膜渦動頻率非常接近于轉子臨界轉速產生共振而引起很大的振動，以致油膜失去支撐作用。通常一旦發(fā)生油膜振蕩，無論轉速繼續(xù)升至多少，油膜渦動頻率將保持為轉子一階臨界轉速頻率。理論研究和現(xiàn)場實踐經(jīng)驗表明，采取改變軸承型式、增大軸承比壓、減小軸承頂隙、降低潤滑油的粘度等措施，可以消除或減小油膜振蕩或油膜渦動。    汽輪發(fā)電機組發(fā)生自激振動的另一主要原因是汽流激振。汽輪機的發(fā)展一直在試圖努力提高機組的熱效率，通常采用的方法是增

7、加級數(shù)、提高工作轉速和提高工作介質初參數(shù)(壓力和溫度)。前2種方法使得轉子的臨界轉速降低和工作轉速與臨界轉速比率增大，均會導致軸系穩(wěn)定性下降。最后1種方法則可能會引起軸系自激振動的1種新的激振力，即汽流激振力。它是工作介質(蒸汽)誘發(fā)的激振力，在高熱力參數(shù)的汽輪機上表現(xiàn)較為突出。國外汽輪發(fā)電機組運行經(jīng)驗表明，現(xiàn)代大型汽輪機(尤其是超臨界汽輪機)的高壓(或高中壓)轉子容易發(fā)生蒸汽激振，致使軸系失穩(wěn)。對于亞臨界和超臨界的大功率汽輪機來說，由于軸承油膜不穩(wěn)定的影響和通流部分“蒸汽”的干擾結合在一起，增大了軸系產生低頻振動的危險性。1.2 汽流激振機理    根據(jù)目前的研究結果，汽

8、輪機汽流激振力通常來自3個方面。    (1)葉頂間隙激振力。汽輪機葉輪在偏心位置時，由于葉頂間隙沿圓周方向不同，蒸汽在不同間隙位置處的泄漏量不均勻，使得作用在葉輪沿圓周向的切向力不相等，就會產生一作用于葉輪中心的橫向力(合力)，也稱為間隙激振力。該橫向力趨向于使轉子產生自激振動。在1個振動周期內，當系統(tǒng)阻尼消耗的能量小于該橫向力所做的功，這種振動就會被激發(fā)起來。葉頂間隙不均勻產生的間隙激振力大小與葉輪的級功率成正比，與動葉的平均節(jié)徑、高度和工作轉速成反比。因此，間隙激振容易發(fā)生在大功率汽輪機及葉輪直徑較小和短葉片的轉子上，即大型汽輪機的高壓轉子上。   

9、; 對于帶有圍帶的動葉汽封，蒸汽通過汽封的不均勻流動會形成不對稱的壓力分布，產生一附加的流體激振力。此時，總的蒸汽激振力要大于上述的間隙激振力，特別是對于反動度較小的沖動式汽輪機級，二者的差異更大。該附加力的大小與動葉汽封的徑向間隙成反比，與葉輪前后壓差、圍帶寬度、圍帶半徑成正比，而葉輪軸向間隙的減小，在一定程度上可降低流體激振的影響。所以，適當放大汽封片的徑向間隙、縮小軸向間隙可以減小該流體激振力。    (2)密封流體力。由于轉子的動態(tài)偏心，引起軸封和隔板汽封腔室中沿周向蒸汽壓力分布的不均勻，產生一垂直于轉子偏移方向的合力，使轉子運動趨于不穩(wěn)定。研究表明，該流體力包括蒸

10、汽在密封內軸向流動和周向流動產生的兩部分汽流力。蒸汽軸向流動產生的流體切向力和徑向力與軸封的幾何尺寸、軸封蒸汽流量、溫度、壓力、軸封齒平均間隙以及轉子角速度等因素有關，而蒸汽周向流動產生的汽流力，用類似于描述軸承動力特性的4個彈性和4個阻尼系數(shù)表示。    (3)作用在轉子上的靜態(tài)蒸汽力。由于高壓缸進汽方式的影響，高壓蒸汽產生一作用于轉子的蒸汽力，一方面，可影響軸頸在軸承中的位置，因軸承載荷變化改變了軸承的動力特性，造成轉子運動失穩(wěn)；，另一方面，使轉子在汽缸中的徑向位置發(fā)生變化，引起通流部分間隙的變化。在噴嘴調節(jié)的汽輪機中，通?？紤]到汽缸溫差方面的因素，運行時，首先開啟控制

11、下半180范圍內的調節(jié)汽閥，一般是下缸先進汽。調節(jié)級噴嘴進汽的非對稱性，引起不對稱的蒸汽力作用在轉子上，在某個工況其合力可能是一個向上抬起轉子的力，從而減少了軸承比壓，導致軸瓦穩(wěn)定性降低。此力的大小和方向受機組運行中各調節(jié)閥的開啟順序二開度和各調節(jié)閥控制的噴嘴數(shù)量的影響。1.3 汽流激振的振動特征    汽流激振一般在大功率汽輪機的高壓(或高中壓)轉子上突然發(fā)生振動。它出現(xiàn)在機組并網(wǎng)之后、負荷逐漸增加的過程中。其主要特點是，振動敏感于負荷，且一般發(fā)生在較高負荷。突發(fā)性振動通常有一個門檻負荷，超過此負荷，立即激發(fā)汽流激振，而當負荷降低至某一數(shù)值時，振動即能恢復正常，有較好的重

12、復性。汽流激振引起的低頻振動有時與調節(jié)閥的開啟順序和調節(jié)閥開度有關，通過調換或關閉有關調節(jié)閥能夠避免低頻振動的發(fā)生或減小低頻振動的幅值。    汽流激振產生的自激振動為轉子的正向進動，不同于軸承油膜渦動不穩(wěn)定。汽流激振產生的低頻振動的頻率與工作轉速無關。汽流激振嚴重時，自激振動的頻率通常與轉子第1臨界轉速頻率相吻合。但在絕大多數(shù)情況下，自激振動成分以接近工作轉速一半的頻率分量為主。此外，由于實際汽流力和軸承油膜力的非線性特性，有時該振動也會呈現(xiàn)其它一些諧波頻率分量。2. 國內大型機組高中壓(高壓)轉子汽流激振的實例分析下面介紹近年來國內若干大型汽輪發(fā)電機組在運例分析和處理情

13、況。2.1 某電廠1號汽輪機    某電廠l號機型號為N30016.75375374，系東方汽輪機廠(東汽廠)產亞臨界中間再熱雙缸雙排汽凝汽式300MW汽輪機。支持高中壓轉子的l、2號軸承為帶有球面瓦套、雙側進油的橢圓軸承。機組于1998年2月投運后，l、2號軸承的軸振一直較大且存在不穩(wěn)定的(2326)Hz低頻分量，曾因突發(fā)性振動增大而使保護動作跳機。1998年4月23日13時31分，負荷為290MW時，高中壓轉子軸振突然增大，l號軸承X方向軸振達300m而跳機。頻譜分析表明，此時低頻分量占主要部分。此外，機組在順序閥控制方式運行時，低頻振動增大。盡管在現(xiàn)場對轉子中、低對輪

14、做了2次動平衡，且將高中壓轉子返回東汽廠做高速動平衡，使高中壓轉子基頻振動有所降低，但對降低低頻振動收效不大。至1999年7月機組首次大修前，高中壓轉子低頻振動一直存在，l號軸承X方向軸振的低頻分量一般為(1525)m，通頻振動50m左右，2號軸承X方向軸振的低頻分量一般為(1525)m，通頻振動110m左右。    在機組首次大修中，將原先的l、2號橢圓瓦軸承更換為5瓦塊的可傾瓦軸承，以增加軸瓦的穩(wěn)定性；將前軸承箱原先主油泵的撓性短軸更換為抗震的剛性軸，以減小運轉中對高中壓轉子產生的擾動力；檢修中對高中壓缸汽封洼窩中心測量發(fā)現(xiàn)，前汽封處兩側間隙相差較大(達0.48mm)，

15、大修中進行了調整；2號軸承標高降低約(2530)m(在機組抽真空和帶負荷過程中，2號軸承標高略有上升，進而使工號軸承標高降低，動態(tài)載荷下降)，保證帶負荷運行時，l號軸承標高相對抬高值增加，增大軸承穩(wěn)定性。采取上述措施后，機組在大修后投入運行，高中壓轉子低頻振動明顯降低，在l、2號軸承軸振中，低頻分量一般為(68) m，最大不超過10m，且隨著負荷的增大，該低頻分量基本不變。軸振通頻值均在70m以內。2.2 某電廠4號汽輪機     某電廠4號機為上海汽輪機廠(上汽廠)生產的N30016.7538538型引進型亞臨界中間再熱雙缸雙排汽凝汽式300MW汽輪機，機組于1997年投

16、運。支持高中壓轉子的l、2號軸承為可傾瓦軸承。該機組自1999年4月大修后在帶負荷運行中，存在l號軸承振動不穩(wěn)定，且軸振達到報警值(125m)的問題。帶負荷工況下，軸系振動測試發(fā)現(xiàn)，l號軸承絕對軸振波動較大，在(230250)MW負荷運行時波動最大，在(98150)m。頻譜分析表明，引起1-號軸承軸振動波動的原因為25Hz的不穩(wěn)定半頻振動分量(圖1)，(230250)MW負荷運行時半頻分量波動范圍為(10115) m。各負荷工況下，1號軸承軸振動的基頻分量較為穩(wěn)定，幅值范圍為(6575)m。同時，2號軸承軸振亦存在一些25Hz的低頻分量，但比l號軸承的幅值要小，為(525) m。測量還發(fā)現(xiàn)，l

17、號軸承低頻振動幅值大小與高壓調節(jié)閥開度之間有緊密聯(lián)系。此外，半頻振動分量較大時，l號軸頸在軸瓦內上浮(通過測量間隙電壓的變化)，表明l號軸承油膜壓力減小，軸承穩(wěn)定性降低。    在2000年4月的小修中，將l號軸承標高上抬50m，增加其初始載荷，用以部分補償汽流力所造成的軸瓦載荷下降。機組小修結束后帶負荷運行中，半頻振動分量明顯降低。在低負荷區(qū)域采用單閥運行方式，1號軸承振動主要為基頻，基本上無低頻分量。切換成順序閥運行后，在(210260)MW負荷之間，l號軸承絕對軸振低頻分量最大不超過30m，此時，通頻幅值最大不超過82m；在(270300)MW負荷之間1號軸承絕對軸振

18、低頻分量基本上最大不超過15m，通頻幅值最大不超過70m。圖l  l號軸承絕對軸振25Hz低頻振動分量變化趨勢23  某電廠1號和2號汽輪機    某電廠l號機系東汽廠生產的N300-16.7537537-3型亞臨界中間再熱雙缸雙排汽汽式汽輪機，機組1998年12月投運。該機組運行中均采用單閥控制方式。該機組在調試階段及投運后，在220MW負荷以上時，l號軸承總是出現(xiàn)突發(fā)性振動，X和y方向軸振頻譜中半頻分量明顯，數(shù)值達(2080) m不等，振幅波動較大。雖然對高中壓轉子進行了精細的高速動平衡，使空載和低負荷下1號軸承軸振動只有30m左

19、右，但帶大負荷后振動快速增大，振幅經(jīng)常超過報警值，1999年8月28日250MW負荷時，l號軸承軸振發(fā)生波動，X和y方向軸振中25Hz分量最大值分別為48m和22m，通頻最大值分別為170m和110m左右。    已投運的2號機組(與l號機組同型)也發(fā)生與l號機組類似的突發(fā)性振動。 2號機組曾因l號軸承突發(fā)性振動幅值超過限值，引起機組跳機故障，1999年6月23日，采用單閥運行方式負荷為158MW時，出現(xiàn)突發(fā)性振動，此時l號軸承和2號軸承X和y方向軸振分別高達538m、445m和273m、349m，其中25Hz的半頻分量分別達244m、240m和92m、147m。有關方面試

20、圖從增加l號軸承穩(wěn)定性方面人手解決突發(fā)性振動問題。24  某電廠5號汽輪機    某電廠5號機型號為C30025016.70.343538538，為上汽廠產亞臨界中間再熱雙缸雙排汽抽汽凝汽式300MW汽輪機，于1998年12月投運。高中壓轉子的2個支持軸承均為可傾瓦軸承。1999年4月，該機組進行軸系振動考核試驗時發(fā)現(xiàn)，在帶較大負荷(150MW及以上)時，高中壓轉子l號軸承轉軸振動出現(xiàn)明顯的半頻分量，25Hz分量達(1055) m，致使其通頻振動波動較大，振幅不穩(wěn)定(圖2)。盡管l號軸承絕對軸振基本仍在76m的考核合格范圍，但半頻分量數(shù)值相對較大(基頻分

21、量只有25m左右)，而且隨著負荷的增大，此現(xiàn)象有進一步加劇的趨勢。另外，在做改變潤滑油溫的試驗中，提高油溫(從42升至5l)并沒有減小該半頻分量的幅值(該措施一般對改善軸瓦穩(wěn)定性有益)，振動仍然不穩(wěn)定。圖2  l號軸承絕對軸振通頻、半頻分量8h振動變化趨勢25  某電廠1號和4號汽輪機    某電廠l號機系東汽廠制造的N3001675375372型亞臨界中間再熱雙缸雙排汽凝汽式汽輪機于1991年投產。1992年7月該機組在帶180MW以下負荷時，高中壓轉子的l號軸承軸振為120m左右，振動以基頻為主。但當負荷從180MW增至200MW

22、時，突發(fā)強烈的低頻振動，l號軸承軸振高達(500600)m，振動頻率以25Hz為主。負荷再增加時，振動繼續(xù)增大，機組無法運行。當機組負荷降至160MW時，異常振動消失，以后，又重復數(shù)次做升負荷試驗，均產生強烈振動，無法在高負荷下運行。出現(xiàn)突發(fā)性低頻振動后，曾采用增加l號軸承比壓方法來試圖消除振動，將l瓦抬高01mm、軸向長度縮短10mm，但效果不理想，仍多次出現(xiàn)突發(fā)性低頻振動。1992年9月，l號機組高中壓缸揭缸檢查發(fā)現(xiàn)，高中壓轉子偏左近0.5mm，右側間隙嚴重偏離了設計值。檢修中重新調整高中壓轉子在汽缸中的位置，隨后機組運行中徹底消除了突發(fā)性低頻振動。    4號機系東汽

23、廠生產的N3001675375373型亞臨界中間再熱雙缸雙排汽凝汽式汽輪機，機組于1994年1、2月投運。調試期間，1號軸承軸振動在高負荷時出現(xiàn)突發(fā)性振動。振幅為(250300)m，頻率以25Hz為主。后通過降低2號軸承座標高150m，解決了1號軸承的軸振問題。機組投運后，1996年l號軸承又多次發(fā)生突發(fā)性振動，瓦振動由11m增大到40m，軸振由130 m增大到(200300)m。突發(fā)振動時，基頻振動分量變化不大，但出現(xiàn)較大的25Hz振動分量，振動幅值不穩(wěn)定。突發(fā)振動是在高負荷區(qū)產生的，且振動和調節(jié)閥的開度有一定的關系。1號軸承的突發(fā)性振動是由于在運行過程中，2號軸封回汽管法蘭處漏氣，使2號軸

24、承座標高升高較多，引起l號軸承失穩(wěn)。為此，在2號軸封和軸承間加裝隔熱材料，以減少熱量對2號軸承座的影響。同時控制潤滑油溫在40左右。采取這些措施后，4號機組運行中未再產生突發(fā)性振動。26  某電廠2號汽輪機    某電廠2號機系東汽廠生產的N300167537537型亞臨界中間再熱三缸兩排汽凝汽式汽輪機，機組1992年投產。1997年機組運行中，l、2號軸承軸振多次出現(xiàn)間歇性突發(fā)振動。在1998年4月3日至7月2日的大修中，對調節(jié)閥閥座和高、中、低壓缸揭缸進行了檢查及調整汽封間隙，1、2號軸承修刮月牙形進油口，高、中壓轉子做低速動平衡等工作。開機后在較低

25、負荷工況下，l、2號軸承軸振降至合格水平，其軸振分別為(5060)m和(6070)m。但在滿負荷穩(wěn)定工況下，任何參數(shù)、調節(jié)閥開度、潤滑油壓等均無變化情況下，l、2號軸承又頻繁出現(xiàn)突發(fā)性振動。據(jù)統(tǒng)計，僅從1998年7月至12月，就出現(xiàn)20多次突發(fā)性振動。l、2號軸承最大軸振分別達280m和300m，持續(xù)時間幾分鐘至幾十分鐘不等。根據(jù)現(xiàn)場振動測試結果，突發(fā)性振動發(fā)生時，振動以25Hz分量為主，其幅值大大超過基頻分量，振動激發(fā)在幾秒中即可形成，振幅極不穩(wěn)定。1999年2月為提高軸瓦的穩(wěn)定性，增大了1、2號軸承比壓，將下瓦烏金寬度兩端分別去掉7mm和10mm，1、2號軸承比壓分別增大約0.15MPa和

26、0.1MPa。處理后，2號機組振動有了明顯改善，但在高負荷運行時仍偶爾出現(xiàn)突發(fā)性低頻振動。27  某電廠2號汽輪機    某電廠2號機系東汽廠生產的N30016.75375374型亞臨界中間再熱雙缸雙排汽凝汽式汽輪機。機組自投運后一直不能采用順序閥方式運行。若采用順序閥方式運行，機組最大只能帶250MW負荷，當負荷高于250MW運行，l號軸承X、Y方向軸振動均有明顯增大，故平時均在單閥方式運行。運行一段時間后，在單閥方式帶滿負荷運行時振動也要報警，現(xiàn)象和投順序閥方式時一樣。根據(jù)振動特征分析，判斷發(fā)生的是汽流激振?，F(xiàn)場先后采取調整潤滑油溫、調整軸封汽、降低

27、除氧器壓力的方法，但對降低振動基本不起作用。    2號機高壓部分共有4個調節(jié)閥，對應于4組噴嘴，噴嘴組的序號及噴嘴數(shù)如圖3所示，噴嘴組與調節(jié)閥序號相對應。采用噴嘴配汽方式，當、號閥桿開啟到246mm時，號調節(jié)閥開啟，當號調節(jié)閥閥桿行程達到15.8mm時，號閥開始開啟。通過現(xiàn)場試驗，發(fā)現(xiàn)振動增大與汽輪機的配汽控制有關。號調節(jié)閥開大時1號軸承X、Y方向軸振動逐漸增大。在單閥方式，根據(jù)機組的運行情況，對號調節(jié)閥曲線進行了修正，適當?shù)販p小其開度，之后配合調整工、號調節(jié)閥的開度曲線，振動情況明顯改善，單閥、順序閥方式均能帶滿負荷運行，振動維持在120m左右。圖3 

28、0;東方300MW機組高壓調節(jié)閥噴嘴組排列順序及噴嘴數(shù)(從機頭向發(fā)電機方向看)28  某電廠8號汽輪機    某電廠8號機系東汽廠生產的N300162535535型亞臨界中間再熱雙缸雙排汽凝汽式300MW汽輪機，1990年12月投入運行。自1998年1-2月以來，機組在大負荷運行中，l、2號軸承開始出現(xiàn)間歇性突發(fā)振動。2000年8月后突發(fā)性振動頻發(fā)次數(shù)增多，2000年8月16日至10月13日共發(fā)生14次，且發(fā)生間歇性突發(fā)振動的時間間隔越來越短。突發(fā)振動主要表現(xiàn)在l、2號軸承，軸振往往超過250m，瓦振動亦達70m左右，有時伴有較大異音；振動頻譜以25Hz的半頻分量為主(圖4)；振動期間l、2號軸瓦金屬溫度增長較快，最高達85，回油溫度明顯提高；振動發(fā)生時負荷在(280300)MW，且有逐漸下移的趨勢，發(fā)生振動的最低負荷為220MW；機組負荷在280MW以下發(fā)生振動時，可以不進行人為干預，振動會自行消失，但高于280MW負荷發(fā)生振動時，必須進行人為干預。針對上述振動特征，電廠采取了下列處理方法：    (1)緊急處理方法，包括