來源：火電圈

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某電廠兩台機（jī）組（zǔ）的汽輪機采用（yòng）全新一代超超（chāo）臨界、一次中間再（zài）熱、單（dān）軸、四缸四排汽、雙背壓、抽汽凝汽式660 MW汽輪機。機組從機頭至機（jī）尾（wěi）依次串（chuàn）聯1個高（gāo）壓缸，1個中壓缸和2個低壓缸（gāng）。其中（zhōng）高壓通流反向布置，共（gòng）12個壓力級；中壓通流正向布置，9個壓力級；低壓通流雙分流布置，共2×2×5個壓力級。

高壓模塊中，高壓外缸采用傳統中分麵結構。高壓缸配汽方式為節流配汽，上下切向（xiàng）進汽。新結構對稱、變形小，機組啟動過程中，圓周間隙均勻，對機（jī）組啟動有利。在機（jī）組試運中，1#軸振多次出現異常增大現象，檢查發現高壓（yā）缸膨脹受大管（guǎn）道阻礙、高（gāo）壓（yā）內缸靜子與高壓轉子中心偏差（chà）較大，經調整處理後，機組異常（cháng）振動得以解決（jué）。

1　機組啟動期間振動（dòng）介紹

機組定速3 000 r/min時，各軸承振動優良，但在（zài）升負（fù）荷過程中1#軸振多次快速增大，減負荷後振動幅值回落。早出現振動增大的負荷大（dà）致（zhì）為343 MW，隨著負荷升高，1#軸振幅值突增，幅度也在增大。在1#軸振幅值異常增大期間，其他軸（zhóu）振幅值變化不大。圖1是機組（zǔ）帶負荷至503 MW期間1Y軸振瀑布圖，從圖1可見，1#軸承基頻振動一直穩定，且幅值（zhí）較小；1Y軸振動增大（dà）主要係低頻振（zhèn）動所致，低頻振動頻率為27.3 Hz。

圖1 1Y軸振動（dòng）瀑（bào）布圖

現（xiàn）場嚐試了改變軸承潤滑（huá）油（yóu）供油溫度、啟動頂軸油（yóu）泵、強製CV1和CV2形成不同的開度等試驗，後兩項措施對振動無明顯影響。降低潤滑油供油溫度可使振動波動的負（fù）荷點提高30～50 MW，即對低頻振動有抑製作用，但（dàn）效果有限。

總結機組1#軸振存在如下特點:

（1）1#軸承振動為低頻振動，振動頻率（lǜ）為（wéi）27.3 Hz；

（2）潤滑油溫度從40℃降（jiàng）低至36℃後，對低頻振（zhèn）動有抑製作用，但抑製程度有限；

（3）機組振動突增的負荷點並不確定，同一負荷點有時振動比較穩定，有時（shí）振動幅值（zhí）大幅增加；

（4）1#軸承（chéng）金屬溫度存在隨機組（zǔ）負（fù）荷升高而下降的趨勢，從並網初期的79℃，已經降低至570 MW時的68℃左右（期間油溫降低約5℃）；

（5）機組負荷約570 MW時，1#軸承振動增大時其幅值超過200 μm。

由於升高負荷過程中1#軸振（zhèn）幅值多次異常增大，影響機組安全運行，需分析（xī）處理。

2　振動分（fèn）析

從（cóng）振動（dòng）現象看，機組（zǔ）軸（zhóu）振異常主要是1#軸承處，重點對1#軸承振動（dòng）原因進行分析。

汽（qì）輪機高（gāo）壓轉子出現低頻（pín）振動，主要可（kě）能原因為：摩擦振動、油膜渦動、汽流激振。出現（xiàn）摩（mó）擦（cā）振動時工頻振動（dòng）的幅值及（jí）相（xiàng）位（wèi）會有明顯變化，與該機特征不符。

汽流激振屬於自激振動，與負荷有關，主要（yào）發生於高參數大容量（liàng）機組的高壓轉子上。其振動會隨（suí）著負荷增大（dà）到（dào）某（mǒu）一臨界負荷時瞬間發（fā）散，有較好的重（chóng）複性（xìng）。振（zhèn）動頻率（lǜ）與轉子臨界轉速相關。汽流激振的發生與汽輪機蒸汽流（liú）量有一定（dìng）的關係，而與工作轉速無關，這是它與油膜渦動的主要（yào）區別（bié）。

從機組的振動特（tè）點看，與汽（qì）流激振相（xiàng）似（sì）。在機（jī）組負荷增大後，1#軸承負載明顯減輕，降（jiàng）低了軸承的穩定性，同時汽流激振力增大，造成1#軸振發生蒸汽自激振動。可以確定1#軸承振動過大由汽流激振（zhèn）引起。

根據目前公認的研究成（chéng）果，汽輪機汽流激振來自3個方麵:即葉片頂（dǐng）隙激振（zhèn）、密封（fēng）流（liú）體激振與（yǔ）作用於高、中壓轉子上的不均（jun1）衡靜態蒸（zhēng）汽力[1]。簡言之:汽輪機轉子中心相對靜子中心的靜偏心（由於機組安裝不規範、徑向通流不均勻或者機組（zǔ）運行一（yī）段時（shí）間後（hòu）滑銷係統間隙變大導致汽缸跑偏產（chǎn）生）使動靜間隙不均致轉子沿轉動方向發生渦動，產生葉頂間隙激振；轉子（zǐ）、靜子（zǐ）間不同心（xīn）或動（dòng）態偏心渦動，使汽封（fēng）各齒間形成的腔室空間大小（xiǎo）不均，導致各腔室（shì）的蒸汽壓力不均勻，會產生一個垂直（zhí）於轉子偏（piān）心方向的合力，加劇轉子渦動，發生密封流體激振。總之，汽流激振主要是缸內動靜（jìng）間隙不均勻引起的振動。

3　處理措施及結（jié）果

根據上述1#軸承振動原因分析（xī），停機後檢修時（shí）立足於查（chá）找引起汽流激（jī）振的高壓缸（gāng）“跑偏（piān）”原因是處理1#軸承振動的主要方法；適當增加1#軸承（chéng）載荷是輔助（zhù）手段。

機組停機冷卻到常溫後:

（1）拆除（chú）高壓缸上半端汽封，按圖2測量高壓轉子與外缸（gāng）左、右、上方向“Y”值，確認是否存在跑偏情況（兩側端汽封處（chù）徑向（xiàng）尺（chǐ）寸“Y”值符合（hé）設計要求，即認為整個高壓徑向通流間隙正確）。

圖2 高壓轉（zhuǎn）子與（yǔ）汽缸定位尺寸示意圖

高（gāo）壓缸兩端轉子與汽缸相對位置實測值如表1所示。

表1 高壓轉子與汽缸定位尺寸

表1數據顯示，相對廠內總（zǒng）裝測量值而言，檢修時左側測量值變大（dà），而右側測（cè）量值變（biàn）小。這表明汽缸相對轉子產生了向左的位移，汽缸（gāng）向左跑偏（piān）。高壓動靜中心偏移量汽機端（1#軸承端）1.01 mm，電機（jī）端（duān）（2#軸承（chéng）端）0.28 mm。

複裝時，自由狀態下重新配準貓爪和立鍵墊片，恢（huī）複動靜間隙為廠（chǎng）內總裝（zhuāng）值，以校正高（gāo）壓（yā）通流動靜（jìng）中心偏差，保證徑向間隙均勻。

（2）根據經（jīng）驗，查找（zhǎo）並排除幹涉。經檢查，發現高壓排汽管與支架幹涉，詳見圖（tú）3。

圖3 高壓排汽管（guǎn）與支架幹涉部位

高排管與支（zhī）吊架門梁（liáng）擋幹涉，會影響（xiǎng）高壓缸膨脹，此外還會引起高壓缸向一側“跑偏”。為此，停機檢修時將擋塊割除，留出（chū）足夠膨脹間隙，見圖4。

圖4 高壓排汽管與（yǔ）支架（jià）

在恢複中（zhōng）心及處（chù）理幹涉（shè）問題後，再次開機，THA工況（kuàng）下1#軸承未出現振動過大問題，整個軸係振動良好，運（yùn）行穩定。

THA（660 MW）工況下，機組穩（wěn）定運行（háng）畫麵見圖5。

圖5 THA工況機組運行畫麵

4　總結

汽輪機運行（háng）過（guò）程中動靜間隙周向不均勻是引起汽流激振的主要原因。高壓缸膨脹受阻導致高壓通流間隙一致性變差，同時汽缸跑偏加（jiā）劇了動靜間隙的不（bú）均勻（yún）度。通過以高壓缸端汽（qì）封處動、靜間隙為基準校正通流間隙，保證高壓缸自由膨脹，防止滑銷係統跑偏是解決汽流激振問題的有效手（shǒu）段。采用上（shàng）述手（shǒu）段後，機組振動問題得到徹底解決。