1汽轮机基本概况
1.1蒸汽流向
来自锅炉的新鲜蒸汽通过电动主汽阀引入汽轮机调节主汽门，然后在四个调节汽阀的精确控制下进入汽轮机内部各个喷嘴进行膨胀做功。做完工的部分蒸汽会输送到压力等级为3.5MPa的热网，而另一部分蒸汽则会继续在汽轮机内做功，最终到达高压加热器。剩下的排汽则会流入压力等级为0.6MPa的蒸汽热网。
1.2轴系结构
该汽轮发电机共配备有四个轴承，其中#1至#3轴承由汽轮机制造商精心设计并提供，而#4轴承则由发电机制造商供应。#1轴承位于汽轮机前端轴承箱内，#2、#3轴承位于后端轴承箱，而#4轴承则位于发电机的自由端。
1.3初始启动运行过程中所遇到的异常状况
由于在初始启动运行期间，对设备性能还处在逐步了解和掌握的阶段，缺乏相关的实践经验，因此在探索中不断前行。具体的启动运行情况如下所述：
1）首次冲转尝试
主蒸汽按照额定参数9.0MPa、535℃进行冲转，当转速上升至1200rpm时，#2瓦的Y向振动高达254μm/s，同时X向也达到了127μm/s，触发了机组轴承振动过高的连锁保护装置，导致停车。在此后的多次尝试中，无论采用何种压力进行冲转，都会引发#2瓦的Y向振动连锁保护装置的动作，导致停车。
2）第二次冲转尝试
基于第一次启动运行过程中出现的振动异常现象，对整个系统进行了全面细致的排查，结果发现疏水系统的施工并没有严格按照图纸执行，原本应该直接排放到大气中的主蒸汽疏水竟然进入了汽机本体疏水扩容器。因此，怀疑在主汽管道暖管过程中，有部分疏水误入汽轮机，从而导致上、下缸变形，进而引发振动。为了解决这个问题，对疏水系统进行了修正。
修正完成后，按照主汽压力2MPa进行冲转，当转速升至1000rpm时，#1瓦的轴振Y向数值为230μm/s，手动打闸后偏心值高达300μm（满量程）。在惰走过程中，发现#1、#2轴承存在间歇性的异响，于是立即停止冲转。
在停盘车5天后，拆开了前轴承盖进行检查，证实异响确实是由飞环和遮断器在转动过程中发生碰撞摩擦所产生的。检查过程中发现，间隙尚未达到厂家设计的遮断器外圆晃动≤0.2mm的标准。于是重新调整了遮断器，并在连续盘车后异响完全消失。
再次进行冲转尝试，当转速升至800rpm时，#2瓦的轴振Y向数值已经降至123μm/s。当转速升至1000rpm时，#1瓦的轴振X向和Y向数值同时达到200μm/s。随后将转速降至850rpm，振动数值也随之下降至150μm/s。然而，尽管反复提高转速至1000rpm，振动数值仍然保持在200μm/s左右，并且没有明显的下降趋势。因此，决定再次停车，以寻找振动过大的真正原因。
3）第三次冲转尝试及相关检查处理
基于此前已经经历的两次启动物理冲击实验所揭示出的问题，即汽轮机与发电机联轴器的对中状况未能达到标准设置水平，团队决定对#2轴承箱进行详细的拆卸检查，重新测量各个轴瓦之间的间隙以及联轴器的对中数据，并严格按照设备制造商提供的技术参数进行精确的找正和瓦隙调整工作。完成上述步骤后，进行了第三次的启动物理冲击实验。
在主蒸汽压力设定为0.6MPa的条件下，成功地将转速提升至500rpm进行暖机操作，此时轴承的振动最大值仅为60μm/s。然而，当转速进一步提高至800rpm时，#3瓦轴振动的数值增加到了71μm/s；而当转速攀升至1000rpm时，#3瓦轴振动更是高达86μm/s。在主蒸汽全压超过临界点后，#2瓦X向的最大振动值达到了140μm/s，#3、#4瓦的振动值则分别达到了200μm/s，迫使不得不采取紧急停机措施。
再次尝试进行启动物理冲击实验，这次主蒸汽压力设定为2MPa，转速设定为1000rpm。然而，在实验过程中，#1瓦X和Y向的振动同时达到了200μm/s，在打闸后偏心量也达到了200μm。
经过深入的排查，发现部分支吊架的设计与原设计图纸存在偏差，并且这些偏差使得支吊架无法承受设计范围内的应力，因此决定对排汽管道的支吊架进行全面的更换。
在更换支吊架后，再次尝试进行启动物理冲击实验，这次在主蒸汽压力设定为0.6MPa的条件下，成功地将转速提升至500rpm进行暖机操作，此时轴承的振动最大值仅为60μm/s。然而，当转速进一步提高至800rpm时，#3瓦轴振动的数值增加到了71μm/s；而当转速攀升至1000rpm时，#3瓦轴振动更是高达86μm/s。在主蒸汽全压超过临界点后，#2瓦X向的最大振动值达到了140μm/s，#3、#4瓦的振动值则分别达到了200μm/s，迫使不得不采取紧急停机措施。
2 问题分析
针对已经进行多次测试的汽轮发电机组，发现存在以下几个重要问题：巨大的不平衡量、非常规的汽缸设计方案、转子轴承承载能力有限并且容易失去稳定性、以及管道膨胀等等。这些因素都可能导致汽轮发电机组的运转故障甚至导致测试的失败。
首先，要关注的是汽轮发电机组的转子轴系所存在的巨大不平衡量。在整个冲转过程中，无论是在何种转速条件下，都出现了振动过大的问题，而且这种振动随着转速的提升而不断加剧，这充分证明了汽轮发电机组的转子轴系确实存在着严重的不平衡量，这种振动属于一倍频振动。
其次，需要注意到的是非常规的汽缸设计方案。这个机组总共设计了12个级，机组的膨胀量达到了惊人的22μm，远远超过了同类型的其他机组。这也是导致汽轮机在冲转过程中无法在短期内成功并网的主要原因。经过与汽机厂的深入沟通，了解到这种设计方案存在非标准化的可能性比较大。
最后，还必须关注排汽管道膨胀的问题。当汽轮机的背压排汽并入系统之后，排汽缸的温度会逐渐升高，这使得#2轴承轴颈与振动传感器之间的距离开始增大，而#3轴承轴颈与振动传感器之间的距离则略有减小，#3轴承的振动也随之开始攀升。
1）通过观察#2轴承轴颈的变化，可以推断出#2轴瓦在外部力量的作用下被向上、向右推动；
2）根据#3轴承轴颈的变化，可以得知轴颈在#2轴瓦抬起的过程中向上、向右分别产生了大约20um、40um的位移；
3）由于#3轴承轴颈的变化改变了轴颈在轴承中的偏心距，从而引发了轴承油膜刚度的异常，最终导致了#3轴承振动的异常现象。
4）结合现场的实际检查结果，发现汽轮机排汽缸左右两侧的猫爪压板预留间隙已经完全消失，压板与轴承座的连接处出现了超过20丝的间隙，这也进一步证实了汽轮机排汽缸的确被抬起。
综上所述，转子本身存在的巨大不平衡量、轴承设计承载力的不足、并入背压排汽后随着排汽温度的升高，排汽管道膨胀量的增加，以及力量对排汽缸体的反作用，都是导致#3轴承振动过大的关键因素。
为了解决上述问题，设计院对排汽管道的膨胀情况进行了重新审查，决定将原有的排汽管道部分滑动支座改为弹簧支座。
经过改造之后，再次启动了汽轮机，这次的振动数值都处于正常范围之内。考虑到背压排汽并入蒸汽热网后汽轮机排汽温度迅速升高的情况，优化了并排汽和并发电的顺序，将操作顺序调整为先并排汽后并网发电，这样可以有效地缩短汽轮机排汽温度过高的时间，降低汽轮机轴承中心偏移导致振动跳机的风险。经过改造优化后，汽轮机再次启动，所有的振动数值都保持在正常范围之内，并顺利实现了并网发电。
3结语
对汽轮机轴承振动大问题，从设计、制造、附属管道、机组安装等方面进行了分析，找到了根本原因，并实施了改造，将振动降低到了合格范围内，对类似问题的解决具有一定的参考意义。
参考文献
[1] 钟先良.国产300 MW机组惰走时间异常原因分析及对策[J].湖南电力，2001(5):43.
[2] 李岸然.台山电厂2号机组惰走时间异常[J].广西电力，2009(2):81.
[3] 施维新，石静波．汽轮发电机组振动及事故[M]．第二版．北京：中国电力出版社，2017:78-136.