某电厂两台机组的汽轮机采用全新一代超超临界、一次中间再热、单轴、四缸四排汽、双背压、抽汽凝汽式MW汽轮机。机组从机头至机尾依次串联1个高压缸，1个中压缸和2个低压缸。其中高压通流反向布置，共12个压力级；中压通流正向布置，9个压力级；低压通流双分流布置，共2×2×5个压力级。

高压模块中，高压外缸采用传统中分面结构。高压缸配汽方式为节流配汽，上下切向进汽。新结构对称、变形小，机组启动过程中，圆周间隙均匀，对机组启动有利。在机组试运中，1#轴振多次出现异常增大现象，检查发现高压缸膨胀受大管道阻碍、高压内缸静子与高压转子中心偏差较大，经调整处理后，机组异常振动得以解决。

机组定速r/min时，各轴承振动优良，但在升负荷过程中1#轴振多次快速增大，减负荷后振动幅值回落。最早出现振动增大的负荷大致为MW，随着负荷升高，1#轴振幅值突增，幅度也在增大。在1#轴振幅值异常增大期间，其他轴振幅值变化不大。

现场尝试了改变轴承润滑油供油温度、启动顶轴油泵、强制CV1和CV2形成不同的开度等试验，后两项措施对振动无明显影响。降低润滑油供油温度可使振动波动的负荷点提高30～50MW，即对低频振动有抑制作用，但效果有限。

总结机组1#轴振存在如下特点:

（1）1#轴承振动为低频振动，振动频率为27.3Hz；

（2）润滑油温度从40℃降低至36℃后，对低频振动有抑制作用，但抑制程度有限；

（3）机组振动突增的负荷点并不确定，同一负荷点有时振动比较稳定，有时振动幅值大幅增加；

（4）1#轴承金属温度存在随机组负荷升高而下降的趋势，从并网初期的79℃，已经降低至MW时的68℃左右（期间油温降低约5℃）；

（5）机组最高负荷约MW时，1#轴承振动增大时其幅值超过μm（厂家建议超过um打机）。

振动分析

从振动现象看，机组轴振异常主要是1#轴承处，重点对1#轴承振动原因进行分析。

汽轮机高压转子出现低频振动，主要可能原因为:摩擦振动、油膜涡动、汽流激振。出现摩擦振动时工频振动的幅值及相位会有明显变化，与该机特征不符。

汽流激振属于自激振动，与负荷有关，主要发生于高参数大容量机组的高压转子上。其振动会随着负荷增大到某一最大临界负荷时瞬间发散，有较好的重复性。振动频率与转子临界转速相关。汽流激振的发生与汽轮机蒸汽流量有一定的关系，而与工作转速无关，这是它与油膜涡动的主要区别。

从机组的振动特点看，与汽流激振相似。在机组负荷增大后，1#轴承负载明显减轻，降低了轴承的稳定性，同时汽流激振力增大，造成1#轴振发生蒸汽自激振动。可以确定1#轴承振动过大由汽流激振引起。

根据目前公认的研究成果，汽轮机汽流激振来自3个方面:即叶片顶隙激振、密封流体激振与作用于高、中压转子上的不均衡静态蒸汽力。汽轮机转子中心相对静子中心的静偏心（由于机组安装不规范、径向通流不均匀或者机组运行一段时间后滑销系统间隙变大导致汽缸跑偏产生）使动静间隙不均致转子沿转动方向发生涡动，产生叶顶间隙激振；转子、静子间不同心或动态偏心涡动，使汽封各齿间形成的腔室空间大小不均，导致各腔室的蒸汽压力不均匀，会产生一个垂直于转子偏心方向的合力，加剧转子涡动，发生密封流体激振。总之，汽流激振主要是缸内动静间隙不均匀引起的振动。

汽轮机运行过程中动静间隙周向不均匀是引起汽流激振的主要原因。高压缸膨胀受阻导致高压通流间隙一致性变差，同时汽缸跑偏加剧了动静间隙的不均匀度。通过以高压缸端汽封处动、静间隙为基准校正通流间隙，保证高压缸自由膨胀，防止滑销系统跑偏是解决汽流激振问题的有效手段。采用上述手段后，机组振动问题得到彻底解决。