1 概 況
湘潭電廠2號機系東方集團公司生產的300 MW機組，軸繫結構如圖1所示，高中壓轉子軸承為落地式，低壓轉子軸承座落於排汽缸上，發電機軸承為端蓋式軸承，各轉子間為剛性對輪連接。
該機自安裝調試投運以來，存在的振動問題較多，其中主要有：
1．1 高中壓轉子1號，2號軸振的低頻分量較大，在高負荷下，有時突發性增大，不能保證機組的安全運行；
1．2 發電機轉子在通過第一臨界轉速時兩端軸承振動大，其中6號軸承（后軸承）振動可超過100μm，必須把原設定的跳機值放大后機組才能升速至工作轉速；
1．3 在低轉速時（1 000 r／min左右），汽輪機低壓轉子和發電機轉子兩端軸承振動大，超過報警值（50μm）；
1．4 低壓轉子后軸承在運行中振動不穩，由於結構特點，垂直振動增大時，軸向振動大幅度增大，有時可高達120μm以上。
2 低頻振動研究
2．1 低頻振動概況
低頻振動主要發生在1號、2號軸振，其中1號軸振的低頻分量較為顯著，在正常運行時，1號X軸振的低頻分量，一般為10μm左右，在高負荷時，有時會突發性增大，一次在300 MW運行時，1號X軸振中0．5X分量由10μm增大到150μm，2號X軸振中的0．5X分量也由5μm增大到50μm，而此時工頻振動變化很小，由於低頻振動的增加，使1號軸振通頻振動增大到223μm，2號軸振增大到78μm。
2．2 軸承標高試驗分析
根據同型機組經驗，1號軸低頻分量大與油膜壓力偏低有關，試驗通過高中壓轉子前後軸承標高變化而改變軸承負載分配，以達到變動軸頸處油膜壓力的目的。
該機2號軸承處由於汽缸散熱在運行中標高上升，特別是靠電側汽缸漏汽對軸承座有單側加熱作用，使2號軸承標高比正常情況下上升得快，為使2號軸承標高降低，在該軸承兩側，裝了2個軸流式風機，對準軸承座連續吹風，為檢驗吹風對軸承標高的影響，測量2號軸承標高的百分表固定在專門裝設的槽鋼上，槽鋼固定在基礎上，試驗時負荷為280 MW，試驗結果見表1。
從表中可以看出，在高負荷下停用吹風機1 h后軸承座溫度平均約升高10～13℃，爐側標高升高0．10 mm，但電側僅升高0．02 mm（已考慮槽鋼的溫度變化），從振動變化看，1號軸振中的工頻和低頻分量均有較明顯的增加，2號軸振工頻分量降低，低頻分量略有增加。
后又經連續3 d多的吹風試驗發現，1號軸振工頻分量從70～80μm降至50μm，低頻分量也從10μm以上降至7～8μm。
從試驗數據分析，對於該機組，製造廠給出的高中壓轉子和低壓轉子的中心預調量偏小，應適當降低2號軸承標高。
2．3 相關性試驗
為便於在運行中控制低頻振動，進行了負荷試驗、油溫試驗、真空變化試驗等。試驗表明：在高負荷下低頻振動有明顯的增加，1號X低頻分量從17 mV增加到48 mV（約20μm），增大了一倍多，工頻振動也有一定程度的增加；潤滑油溫提高對低頻振動有一定的抑制作用，1號軸振低頻振動有明顯的降低；真空降低對工頻振動沒有影響，低頻振動略有降低。
2．4 為降低低頻振動，減小主油泵短軸在工作轉速下的撓動力，在機組大修中將主油泵短軸由柔性軸更換為剛性軸，並對高中壓轉子兩端軸承標高進行調整。目前該機在空載和帶負荷后1號，2號軸振低頻分量在10μm左右，高負荷下小於12μm，能保障機組穩定運行。
3 降低發電機轉子振動
3．1 發電機振動狀況
該機在試運行時，就發現發電機轉子在通過第一臨界轉速時兩端軸承振動偏大，而後隨著啟停次數的增加，振動有增大趨勢。圖2為在某次停機過程中所測得的5，6號瓦振波特圖，可以看出在通過臨界轉速時（約1 360 r／min）6號瓦振達100μm，5號瓦振也超過50μm（報警值），由於發電機通過臨界時振動大，致使勵磁機兩端軸承振動增大，1 360r／min時7，8號瓦振分別達58μm和60μm，均超過了報警值。
該機還有一個特點是：在1 000 r／min左右時有一個振動峰值，3，4，5，6號軸承均同時出現，5號軸承振動接近60μm，3，4號軸承在接近1000r／min時，振動也均超過了50μm。
由於通過臨界時振動大，原設定的停機值（80μm）已不能適應，為使機組能升至工作轉速，增大了臨界區升速率，同時將6號瓦振停機值調整到120μm。
