600MW机组异常振动原因分析及处理措施潘向前中图分类号：TV212摘要：汽轮发电机组振动的原因很多,振动的大小在一定程度上不仅影响到机组的经济性，而且直接关系到机组的安全、稳定运行。文章就某发电厂600MW机组异常振动增大的原因诊断及处理措施进行了分析，提出测量油挡间隙，重新调整油挡间隙至标准范围的方案。关键词：600MW机组异常振动处理措施1.机组概况某发电厂一期工程#2机组汽轮机是国产引进型600MW亚临界，本机组为四缸、四排汽、单轴凝汽式汽轮机。汽轮机中轴承箱位于高压缸和中压缸之间，在其中装有2号和3号径向轴承，分别支承高压转子及中压转子。2号和3号轴承振动探头分别安装在中轴承箱两端，X、Y方向振动探头与水平方向成45°。2机组振动异常变化过程该厂#2机组单阀运行时，根据相关数据记录，机组轴承振动值良好，按照节能运行要求，#2机组进行单阀切顺序阀操作，机组负荷450MW，主汽压力为14.4MPa，阀切换顺序为1/4-3-2，2号轴承X方向轴振从0.083mm上升至0.215mm，Y方向轴振从0.091mm上升至0.238mm，2号轴承复合振动从0.062mm上升至0.168mm。振动突变时，2号轴承X方向间隙电压减小1.1V，Y方向间隙电压增大1.1V（表1），按照振动传感器输出电压与间隙值的转换关系，1mm间隙对应8V电压，故在X方向，转轴表面与探头距离减小0.138mm，Y方向，转轴表面与探头距离增大0.138mm，由于X、Y方向振动探头安装位置与水平方向的夹角均为45，根据矢量合成可得，轴心位移量L=（0.1382+0.1382）1/2=0.195mm，轴心位移方向水平向右。为了在不停机的条件下解决2号轴承在阀切换时振动大的问题，经过咨询技术人员以及借鉴同类型机组阀切换的经验，尝试改变阀切换顺序以降低2号轴承振动。该厂#2机组原采用的阀序为对冲进汽方式，高压调速汽门1、4阀同时开启，再开启3阀，最后开启2阀，即阀切换顺序为1/4-3-2，由于采用阀序1/4-3-2会使2号轴承振动突升，尝试采用上海汽轮机厂提供的上半周进汽的阀切换方式：3/4-1-2阀序（图1），机组负荷400MW，主汽压力为14.1MPa，2号轴承X方向轴振从0.093mm上升至0.201mm，Y方向轴振从0.100mm上升至0.288mm，复合振动从0.070mm上升至0.190mm，阀切换过程中，2号轴承振动异常增大，阀切换操作没有顺利完成。振动突变时，2号轴承X方向探头间隙电压减小1.6V，Y方向探头间隙电压增大2.7V（表1），故X方向，转轴表面与探头距离减小0.2mm，Y方向，转轴表面与探头距离增大0.338mm，由矢量合成图可得，β=tan-1（0.20/0.338）=30.6°，故轴心位移方向与水平方向夹角α=90°-45°-30.6°=14.4°，轴心位移量L=（0.202+0.3382）1/2=0.393mm，轴心位移方向如图2所示。2振动异常增大原因分析该厂2号机组在阀切换时振动具有以下特征：（1）振动频谱丰富，以工频分量为主，同时含有低频和高频分量；（2）2号轴承轴振变化量很大，振动变化量最大188μm，相位变化最大值54°，而相邻的1、3号轴承轴振变化量很小，相位几乎没有变化（表1）；（3）1、3号轴承轴心轨迹与波形未发生畸变，振动波形为正弦波；2号轴承轴心轨迹发生较大畸变，波形有削波现象（图3）。从上述振动特征判断转子上存在动静摩擦，机组采用单阀运行时，各喷嘴组由于阀位开度一致进汽均匀，转子受力均衡，高压转子前后轴承振动值良好；#2机组阀切换过程中，高压缸调节级不均匀进汽，某些喷嘴组处于关闭或部分开启的状态，在调节级附近会形成不均匀流场，同时这部分蒸汽在整机中流量最大、压力最高，汽流扰动对转子受力产生较大影响，转子的受力不均匀使转子在轴瓦中的位置发生变化，如图2所示，当转子位移量大于动静间隙时，将会导致动静部件发生摩擦；受摩擦力冲击效应影响，振动波形和轴心轨迹上将会出现毛刺、削波等畸变，频谱丰富，含有低频、工频和高频分量。3动静摩擦部位判断汽轮发电机组容易发生动静摩擦的部位包括：转轴和乌金、转轴和密封瓦、转轴与汽封、转轴与油挡、叶尖与汽缸等。大多数情况下，摩擦点附近振动矢量的波动和变化量最为明显。距离摩擦点越远，振动矢量变化幅度越小；由表2可以看出，2号轴承轴振变化量最大值为188μm，相位变化最大值54，与之相邻的1、3号轴承轴振只变化...