大型汽轮发电机组振动问题是影响机组安全启动及运行的重要因素，其中部分振动问题可以通过动平衡手段消除或缓解。对机组振动问题的准确诊断及动平衡处理不仅需要合理分析振动产生的原因，还需要参考长期积累的机组动平衡处理经验进行综合分析。本文针对某电厂350 MW汽轮发电机组试运过程中发电机4—6号轴承轴振基频同相振动大的问题进行分析诊断，并采用动平衡手段进行处理，诊断方法及处理措施为处理类似问题提供参考。

某电厂350 MW汽轮机由上海汽轮机有限公司生产，型号为CJK350-24.2/0.4/566/566，型式为超临界、单轴、一次中间再热、两缸两排汽、间接空冷、一次调整抽汽、凝汽式汽轮机。机组启动采用高中压缸联合启动，高中压部分为合缸反流结构，低压缸为双层反向二层缸结构，机组总长（包括罩壳）21 m。发电机为上海电气集团股份有限公司制造的QFS2-350-2型三相交流隐极式同步发电机，冷却方式为水—水—空气冷却。

机组的轴系由高中压转子、低压转子、发电机转子组成，转子间采用刚性联轴器连接。机组轴系共包括7个轴承，其中高中压转子的1号、2号轴承及低压转子的3号、4号轴承采用可倾轴承，具有良好的稳定性，可较大程度地避免油膜振荡；发电机转子的5号、6号轴承采用椭圆轴承，承载能力强；推力轴承为自位式，可自动调整推力轴承负荷。机组TSI（Turbine Supervisory Instrumentation，在线汽轮机监测装置）系统为美国BENTLY 公司提供的TSI-3500系统。其中1—6号轴承在垂直方向两侧45°方向分别配置x、y轴振测点，在垂直方向配置轴承振动测点。从机头向发电机看转子，为顺时针旋转，鉴相信号位于机头外伸端，同x轴振测点方向相同。机组轴系结构及支撑如图 1所示，各转子设计临界转速见表 1。

图1(Figure 1)

图1 机组轴系结构和支撑示意图

表1(Table 1)

表 1 机组轴系各转子设计临界转速

表 1 机组轴系各转子设计临界转速

机组首次启动时，主蒸汽压力为5 MPa，温度为400 ℃，大轴偏心值为20 μm，其他启动条件具备。采用高中压缸联合启动方式进行冷态启动冲车，转速达到600 r/min时打闸进行检查，使用听针检查轴承声音，无异常；在600 r/min转速下停留10 min后继续升速。机组冲转至发电机转子一阶临界转速时，5x轴振最大为132 μm；冲转至发电机转子二阶临界转速时，5x轴振达到最大143 μm，其他各轴承轴振在升速过程中均较小。机组定速3000 r/min后，5x轴振达到最大166 μm，并保持稳定。机组首次启动过程中5x轴振伯德图如图 2所示，6x轴振伯德图如图 3所示。机组首次启动定速3000 r/min后，各轴承轴振数据见表 2。

图2(Figure 2)

图2 机组首次启动过程中5x轴振伯德图

图3(Figure 3)

图3 机组首次启动过程中6x轴振伯德图

表2(Table 2)

表 2 机组首次启动定速3000 r/min后轴振数据

表 2 机组首次启动定速3000 r/min后轴振数据

（1）机组轴承各转子通过联轴器连接后，转子实际临界转速与设计临界转速稍有差异。根据各轴承的轴振伯德图，可得转子实际临界转速（见表 3）。在对机组振动进行分析时以转子实测临界转速为准。

表3(Table 3)

表 3 机组轴系各转子实测临界转速

表 3 机组轴系各转子实测临界转速

（2）机组5、6号轴承轴振较大，其中5号轴承轴振最大。在升速过程中5、6号轴承轴振除在经过临界区域时存在峰值外，其他轴振均随转速增大而增大，尤其在机组升速至2000 r/min后，轴振值与转速的正相关性更加明显。4—6号轴承轴振主要以基频为主，其他频率分量很小，在暖机转速下和定速3000 r/min后，4—6号轴承处轴振值和相位相对稳定。结合现场观察，定速暖机过程中无振动爬升，认为无明显动静碰摩现象^[1]，而发电机转子在冲车过程中也不太可能发生热弯曲现象，因此认为该机组发电机转子存在质量不平衡情况，从而造成5、6号轴承轴振较大。

（3）从机组定速后轴振数据（见表 2）可以看出，4x、5x和6x的基频振动相位接近，为同相关系。由图 2、图 3可以看出，在发电机转子一阶临界转速区域5x、6x振动不大；在2600~3000 r/min范围内5x和6x轴振随转速增大而增长明显。由于发电机转子的一阶、二阶临界转速分别为752 r/min和2672 r/min，同时4x、5x和6x的基频振动相位为同相关系，因此综合判断该机组可能存在低压转子与发电机联轴器（以下简称低发联轴器）质量不平衡或发电机转子三阶质量不平衡^[2]。该机组安装时曾对低发联轴器进行现场铰孔，由此可能造成低发联轴器质量偏心的问题。经分析，决定分别于低发联轴器和6号轴承处进行发电机互环加重，通过动平衡方法对发电机转子两侧轴振大的问题进行处理^[3]。

机组轴系动平衡处理的目标是在机组启停次数较少的情况下取得满意的处理效果。为实现此目标，在轴系动平衡处理前需要解决如下2个问题。

（1）准确判断转子不平衡的轴向位置和形式。这是确保动平衡处理次数少、效果好的重要条件，是整个动平衡处理方案的核心，决定了加重的效果及其成败。

（2）选取合适的机械滞后角及影响系数。合适的机械滞后角和影响系数是动平衡处理的关键。在进行初次加重时即选取合适的机械滞后角及影响系数，可以大大降低原始振动，并有利于配重调整计算，甚至可实现一次配重成功。以机组首次启动定速3000 r/min后5x轴振数据为基准，根据同类型机组低发联轴器配重经验，机械滞后角取15°~30°，影响系数取150 μm/kg^{[4, 5]}；再根据机组实际可配重条件进行综合分析后，于低发联轴器处分别配重377 g∠150°、382 g∠165°、178 g∠180°，合计920 g∠165°，于6号轴承处发电机互环配重870 g∠180°。

配重后机组再次启动，定速3000 r/min后，各轴承轴振均处于优秀水平，配重效果理想。机组启动过程中5x轴振伯德图如图 4所示，定速3000 r/min后各轴承轴振数据见表 4。

图4(Figure 4)

图4 机组配重后启动过程中5x轴振伯德图

表4(Table 4)

表 4 机组配重后启动定速3000 r/min后轴振数据

表 4 机组配重后启动定速3000 r/min后轴振数据

汽轮发电机组系统复杂，其振动原因涉及多方面因素，难以精准诊断，因此需要长期积累机组振动故障案例和振动处理经验，结合机组实际振动情况合理分析，才能确定机组振动原因并进行处理。本文中机组发电机转子存在大幅振动，发电机两侧轴振有基频同相振动大现象，而在机组启动过程中发电机一阶临界转速下转子振动并不大，据此推断机组可能存在低发联轴器质量不平衡或发电机转子三阶质量不平衡的问题，而在低发联轴器配重对处理该类振动问题效果较好。本次机组振动原因分析及动平衡处理方法可为类似振动问题处理提供参考。