來源：火電圈

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某電廠兩臺機組的汽輪機采用全新一代超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、抽汽凝汽式660 MW汽輪機。機組從機頭至機尾依次串聯(lián)1個高壓缸，1個中壓缸和2個低壓缸。其中高壓通流反向布置，共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(tǒng)中分面結構。高壓缸配汽方式為節(jié)流配汽，上下切向進汽。新結構對稱、變形小，機組啟動過程中，圓周間隙均勻，對機組啟動有利。在機組試運中，1#軸振多次出現(xiàn)異常增大現(xiàn)象，檢查發(fā)現(xiàn)高壓缸膨脹受大管道阻礙、高壓內缸靜子與高壓轉子中心偏差較大，經(jīng)調整處理后，機組異常振動得以解決。

1　機組啟動期間振動介紹

機組定速3 000 r/min時，各軸承振動優(yōu)良，但在升負荷過程中1#軸振多次快速增大，減負荷后振動幅值回落。早出現(xiàn)振動增大的負荷大致為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，其他軸振幅值變化不大。圖1是機組帶負荷至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(wěn)定，且幅值較?。?Y軸振動增大主要系低頻振動所致，低頻振動頻率為27.3 Hz。

圖1 1Y軸振動瀑布圖

現(xiàn)場嘗試了改變軸承潤滑油供油溫度、啟動頂軸油泵、強制CV1和CV2形成不同的開度等試驗，后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荷點提高30～50 MW，即對低頻振動有抑制作用，但效果有限。

總結機組1#軸振存在如下特點:

（1）1#軸承振動為低頻振動，振動頻率為27.3 Hz；

（2）潤滑油溫度從40℃降低至36℃后，對低頻振動有抑制作用，但抑制程度有限；

（3）機組振動突增的負荷點并不確定，同一負荷點有時振動比較穩(wěn)定，有時振動幅值大幅增加；

（4）1#軸承金屬溫度存在隨機組負荷升高而下降的趨勢，從并網(wǎng)初期的79℃，已經(jīng)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。

由于升高負荷過程中1#軸振幅值多次異常增大，影響機組安全運行，需分析處理。

2　振動分析

從振動現(xiàn)象看，機組軸振異常主要是1#軸承處，重點對1#軸承振動原因進行分析。

汽輪機高壓轉子出現(xiàn)低頻振動，主要可能原因為：摩擦振動、油膜渦動、汽流激振。出現(xiàn)摩擦振動時工頻振動的幅值及相位會有明顯變化，與該機特征不符。

汽流激振屬于自激振動，與負荷有關，主要發(fā)生于高參數(shù)大容量機組的高壓轉子上。其振動會隨著負荷增大到某一臨界負荷時瞬間發(fā)散，有較好的重復性。振動頻率與轉子臨界轉速相關。汽流激振的發(fā)生與汽輪機蒸汽流量有一定的關系，而與工作轉速無關，這是它與油膜渦動的主要區(qū)別。

從機組的振動特點看，與汽流激振相似。在機組負荷增大后，1#軸承負載明顯減輕，降低了軸承的穩(wěn)定性，同時汽流激振力增大，造成1#軸振發(fā)生蒸汽自激振動?？梢源_定1#軸承振動過大由汽流激振引起。

根據(jù)目前公認的研究成果，汽輪機汽流激振來自3個方面:即葉片頂隙激振、密封流體激振與作用于高、中壓轉子上的不均衡靜態(tài)蒸汽力[1]。簡言之:汽輪機轉子中心相對靜子中心的靜偏心（由于機組安裝不規(guī)范、徑向通流不均勻或者機組運行一段時間后滑銷系統(tǒng)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(fā)生渦動，產(chǎn)生葉頂間隙激振；轉子、靜子間不同心或動態(tài)偏心渦動，使汽封各齒間形成的腔室空間大小不均，導致各腔室的蒸汽壓力不均勻，會產(chǎn)生一個垂直于轉子偏心方向的合力，加劇轉子渦動，發(fā)生密封流體激振?？傊?，汽流激振主要是缸內動靜間隙不均勻引起的振動。

3　處理措施及結果

根據(jù)上述1#軸承振動原因分析，停機后檢修時立足于查找引起汽流激振的高壓缸“跑偏”原因是處理1#軸承振動的主要方法；適當增加1#軸承載荷是輔助手段。

機組停機冷卻到常溫后:

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

圖2 高壓轉子與汽缸定位尺寸示意圖

高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(shù)據(jù)顯示，相對廠內總裝測量值而言，檢修時左側測量值變大，而右側測量值變小。這表明汽缸相對轉子產(chǎn)生了向左的位移，汽缸向左跑偏。高壓動靜中心偏移量汽機端（1#軸承端）1.01 mm，電機端（2#軸承端）0.28 mm。

復裝時，自由狀態(tài)下重新配準貓爪和立鍵墊片，恢復動靜間隙為廠內總裝值，以校正高壓通流動靜中心偏差，保證徑向間隙均勻。

（2）根據(jù)經(jīng)驗，查找并排除干涉。經(jīng)檢查，發(fā)現(xiàn)高壓排汽管與支架干涉，詳見圖3。

圖3 高壓排汽管與支架干涉部位

高排管與支吊架門梁擋干涉，會影響高壓缸膨脹，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，留出足夠膨脹間隙，見圖4。

圖4 高壓排汽管與支架

在恢復中心及處理干涉問題后，再次開機，THA工況下1#軸承未出現(xiàn)振動過大問題，整個軸系振動良好，運行穩(wěn)定。

THA（660 MW）工況下，機組穩(wěn)定運行畫面見圖5。

圖5 THA工況機組運行畫面

4　總結

汽輪機運行過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，同時汽缸跑偏加劇了動靜間隙的不均勻度。通過以高壓缸端汽封處動、靜間隙為基準校正通流間隙，保證高壓缸自由膨脹，防止滑銷系統(tǒng)跑偏是解決汽流激振問題的有效手段。采用上述手段后，機組振動問題得到徹底解決。