振动的危害.docx

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振动的危害

第一节汽轮发电机组振动的危害

汽轮发电机组的振动是关系到发电厂安全经济运行的技术热点之一，特别在新机组试运或机组检修后第一次启动时，振动问题也是影响机组能否成功启动的关键。

虽说经过日新月异的变化，新技术曾出不穷，而近几年来，国内外因振动大引起而导致汽轮发电机组轴断裂恶性事故曾有发生，造成了巨大的经济损失和不良影响。

因此，设法减少旋转机械的不良振动是工程上非常重要的研究课题。

由于机组产生异常振动的原因是多方面的，情况复杂，涉及到设计制造、安装、检修和运行各方面，所以，无论是检修人员还是运行人员都应该具备振动的基本知识。

汽轮发电机组发生过大振动的危害，主要表现在对设备和人身两方面。

对设备的危害主要表现在以下：

1、动静部分发生摩擦。

由于机组单机容量的增大和效率要求的提高，汽轮机通流部分的间隙，特别是径向间隙一般都比较小，在较大的振动下，极易造成动静部分摩擦，由此不但直接造成动静部件的损坏，而且当汽封间隙大后，增大了转子轴向推力，引起推力轴瓦温度升高，甚至会发生推力轴瓦损坏事故。

如果摩擦直接发生在转轴处，将会造成转子的热弯曲，使轴和轴承振动进一步增大，形成恶性循环，由此常常引起转轴的永久弯曲。

2、加速某些部件的磨损和产生偏磨。

因振动而产生不均匀磨损的部件，主要有轴颈，蜗母轮、活动式联轴节，发电机转子滑环、励磁机的整流子等。

对静止部件来说，主要是加速滑销系统的磨损。

发电机滑环和励磁机的整流子椭圆度过大，将使电刷冒火。

滑销系统磨损后，会使机组膨胀失常。

3、动静部分的疲劳损坏。

由于振动，使某些部件产生过大的动应力，因而导致疲劳损坏，并切由此造成事故进一步扩大，这种疲劳损坏虽然要有一个时间过程，但是随着部件上应力的增大，时间过程可以大为缩短。

所以有些机组尽管只是在起停过程中发生了几次大震动，但也能使某一部件发生疲劳损坏。

在现场，由于振动而使零件发生疲劳损坏的，以轴瓦乌金破碎较多。

当破碎的乌金落入油楔间时，会把轴瓦五金碾坏或引起整个轴瓦的烧毁。

4、某些紧固件的断裂和松脱。

过大振动使轴承座地脚螺栓断裂和某些零件发生松动而脱落，失去原有的功能，从而使机组发生事故。

过大的振动使紧固件发生松动的另一种形式是基础二次灌浆松裂，使轴承座动刚度降低，使轴承振动进一步增大。

这种现象在现场较为常见，有时还会引起基础和周围建筑物产生裂纹。

5、机组经济性降低。

汽轮机汽封间隙的大小，与汽轮机热经济性有密切关系。

而汽封间隙能否保持较小数值，很大程度上决定于机组的振动情况。

过大振动会使汽封间隙磨大，使机组经济性降低。

6、直接或间接造成设备事故。

当汽轮机发生过大振动时，危急遮断器或机组的其他保护仪表的正常工作将直接受到影响，严重时会引起这些部件的误动作，直接造成事故停机。

发电机定子铁芯和端部线圈振动过大，会使铁芯过热损坏，使绕组与绕组间或绕组对地短路。

对水冷发电机转子，振动过大会引起水管断裂，冷却水泄漏事故。

振动对人身的危害也很严重。

过大的机械振动和噪音，对运行人员的生理将产生不利的影响。

在0—100HZ范围内，过大的振动大多数情况下将引起工作人员显著的疲劳感觉，降低工作效率，从而降低了预防、判断和处理事故的能力。

从振动造成的主要危害出发，不仅额定转速下的过大振动会产生这些危害，而且在启动和停机过程中所发生的过大振动，也有类似的危害。

在机组启动中，当临界转速下的振动很大时，采用加速的方法冲临界转速，固然可以使轴承振动得不到发散。

但在停机的过程中，就难以避免在临界转速下发生过大的振动。

因此，对于临界转速下振动较大的机组，从改善转子平衡状态着手来消除振动应当是更合理的技术措施。

为了避免振动过大引起事故发生，国家电力公司于2000年9月28日发布的《防止电力生产重大事故的二十五项重点要求》对汽轮发电机组振动提出了具体的反事故措施，规定发生下列情况之一应立即打闸停机：

1、机组启动过程中，在中速暖机之前，轴承振动超过0.03mm时;

2、通过临界转速时,轴承振动超过0.1mm时（严禁强行通过临界转速或降速暖机）;

3、机组运行中要求轴承振动不超过0.03mm,否则,应设法消除。

当轴承振动变化±0.015mm,应查明原因设法消除,当轴承振动突然增大0.05mm时,应立即停机.

第二节发电机组临界转速及其振动特点

在汽轮发电机组起动升速或停机降速的过程中，到达某—个转速时，汽轮发电机组的正常工作状态遭到破坏，表现出某一个转予或整个机组发生振动现象，而当转速越过这一转速时，这种现象又会自然消失，这一转速通常称为转子的临界转速。

转子在临界转速时的振动，一般是由于转子质量不平衡产生的扰动力的频率与转子的固有频率重合是时，发生共振引起的。

由于在临界转速时，机组的振动会急剧增加，以致造成设备损坏，所以不允许机组在临界转速或接近临界转速的情况下工作。

有经验的运行人员，都清楚地知道：

在机组升速过程中要迅速乎稳地通过临界转速，而不应在临界转速下或临界转速附近停留。

但同时也应该认识到临界转速时的异常振动；并不是绝对不可避免的，在现代技术条作下，在采取了一系列有效措施如提高转子的平衡质量、增大振动阻尼、控制轴承动力影响等，就可以使转子在临界转速时的振动控制在很低的范围。

在临界转速时，汽轮机产生异常振动的原因可作如下解释。

图2—1为最简单的单转盘轴的工作情况。

为了避开转子自重的影响，轴线取为竖直。

虽然在转子加工时，力求平衡，

但通常转子的重心与转动中心仍然有一个很小的偏心距e，尽管这个偏心距很小，总还是会在转动中形成一定的离心力。

而且转速愈高，离心力也愈大。

设转子的重心s和轴线相距为e，轴转动时产生离心力F，挠度y取决于离心力F的大小、转轴的尺寸材料以及转盘对支点的位置。

转子旋转所产生的离心力为：

F＝m（y十e）ω2

式中m—转子的质量；

ω—转动角速度。

如用P代表引起转轴单位挠度所需要的力，则

F＝Py

故m（y十e）ω2=py

y=meω2/p—mω2（2-1）

当p—mω2=0时，y=∞，即挠度为无穷大，这时的角速度ωk称为临界角速度

ωk=√p/m（2-2）

将式（2-1）改写成如下形式：

y=e/（p/mω2–1）（2--3）

在临界转速时P=mω2k，代人上式，

故y=e/[（ωk/ω）2-1]（2-4）

由式（2-4）可知：

当ω<ωk时，随着ω的升高转子的动挠度不断增大，振动也有所增加；当ω=ωk时，转子的动挠度在理论上达到无穷大，但实际上因转子的支承系统存在着减小振动的阻力，故使振动受到约束；当ω>ωk时，由于式中分母变成负值，使y与e的符号相反；这就是说转子的动挠度随转速的升高而逐渐减小，因而机组的振动也随之减小。

上述的现象在汽轮发电机组起停的实践中，已得到了复的验证。

上述的结论，虽都是对单轮盘的竖轴作出的。

但这些原理对水平轴同样适用，只是由于转子自重的影响，转动轴线由一条直线变成一条弧线，其临界转速值，与轴线位置无关。

实际上转轴在转动时的挠曲受到轴承，蒸汽和轴材料内阻等因素的约束，考虑到这些因素的影响，可导出如下的关系式：

y=ecos（ωt-ψ）/√1-（ωk/ω）2+4εω2/ω2k（2-5）

式中ε——与阻尼和转子质量有关的系数，ε=e/2m；

m——转子质量；

c——阻尼系数；

ψ——转子质量偏心方向与动挠度高点之间的相位差。

转子质量偏心方向与挠度高点之间的夹角,通常称为转子挠度高点相对于偏心质量的滞后角或简称滞后角。

从式（2-5）中不难看出：

当ω<ωk时，即转速低于临界转速时，ψ<90度；当ω=ωk时，即转速等于临界转速时，ψ=90度；当ω>ωk时，即转速高于临界转速时，y>90度；当ω》ωk，即转速远远高于临界转速时，ψ趋于180度。

对于无转盘的等直径的轴,即单位长度上的质量m=常数.汽轮机转子则接近于一个等直径的轴上带有几个转盘的情况。

所以发电机和汽轮转子都具有各阶临界转速。

工作转速低于第一临界转速的转轴称为刚性轴；工作转速高于第一临界转速的转轴称为挠性轴。

。

通常刚性轴的第一临界转速在工作转速的（1.25—1.8）倍范围内；挠性轴工作转速大于等于1.4倍第一临界转速,小于等于0.7倍第二临界转速.

现代汽轮发电机组，随着功率的不断增加，机组的轴向尺寸亦急剧增加，这就使得挠性转手得到广泛应用，尤其是发电机转子工作转速甚至高于其第二临界转速。

焊接转子则通常为刚性转子，一般运行比较平稳，对残余不平衡重量不大敏感。

在汽轮发电机组起动和停机过程中，应注意避免两种错误倾向。

第一是不注意轴系的临界转速,机组长期在临界转速下或临界转速附近停留,使机组振动逐渐增大,以致造成设备损坏.第二是认为机组在临界转速下振动急剧增大是不可避免的正常现象,在启动升速时盲目地硬闯临界,对临界转速下的异常振动认为是正常现象而不予处理。

以致造成设备损坏。

在运行现场一般对第一种倾向是比较注意的，而对后一种倾向往往是比较常见的。

正如上面所分析的那样，转子在临界转速时挠度变大，经常表现出较大的振动，而振动幅值主要取决于转子的平衡质量和轴承工作的稳定情况。

在目前的技术条件下，在对轴系进行合理的动平衡之后，转子在临界转速工况下的振动完全可控制在一个较小的范围以内。

反之在临界状态下出现过大的振动，恰好说明转子的平衡情况不合理或平衡遭到破坏。

因此，在机组起停过程中注意监视临界转速下的振动情况韵变化是很重要的。

由于在机组起动升速过程中，每次加速度控制的不一样，振动情况就有可能不同。

但在停机过程中，惰走时间在正常情况下相差甚少，故在停机过程中临界转速的振动变化往往更能说明问题。

第三节振动故障特征及原因分析

汽轮发电机组的振动从性质上可以分为强迫振动和自激振动两人类型。

如果维持振动的能量是由外界激振力所提供的，那么这种振动称为强迫振动：

如果振动系统通过本身的运动不断向自身提供能量维持振动，则这种振动就称为自激振动。

然而，汽轮发电机振动故障的冶断分析却是—个复杂的问题，这一方面故障与征兆之间并非一一对应的关系，况且振动故障往往又是多种原因造成的：

另一方面受现场客观条件的限制也难以对机组作彻底的检查。

所以，有的寻找振功故障的原因以及治理会拖延很。

但是，如果能够掌握各种振动的特征，对分析和判断振动产生的原田便具备了一定的基础。

因此对机组典则特征的分析已成为振动故障诊断的重要手段。

现对一些典型振动的特征作简要介绍。

第三节发电机组典型振动故障的特征及原因分析

一振动故障的一般原因

旋转机械运动时不可避免要发生振动，其振动量只要不超过一定的程度自然是允许的。

但是，当机组出现了—些不正常的振动或振动过大时，就成了运行时的故障，必须及时排查，以保证机组安全运行。

引起机组不正常振动或振动过大的原因很多。

例如：

1转子的不平衡量过大；

②联釉器的加工或与轴的装配同轴度超出允许范围；

⑧转子上的零件发生松动（配重块、螺丝等）；

④轴系的对中超出允许范围；

②转子上有缺陷和损坏（如腐蚀、结垢、叶片断落和转子裂纹等）；

⑧动静部分磨擦；

⑦机组安装上有缺陷（如零部件松动、脱落，基座松动和热胀不足等）；

⑧轴承失稳。

二典型振动故障的特征

1、转子不平衡引起的振动

转子不平衡而产生的激振力，是造成机组振动的最基本和最普遍的原因。

有

资料称，在现场发生的机组振动过大，就其原因来说，属于转子质量不平衡的约

占80％左右。

因此，了解此类振动的特征，对诊断振动原因是非常重要的。

转子质量不平衡引起的振动有下述特点：

1）振动频率与转速相符，即呈现同频振动：

2）因强迫振动是—个简谐振动，所以轴承的振动规律是—个比较规则的正

弦波，相位也较为稳定：

3）对于刚度转子，其工作转速低于临界转速，振幅与转速的平方成正比，

随着转速的升高，转子振幅将呈抛物线规律增大（见下左图），尤其离临

界转速较远时，上述规律比较明显。

4）对于挠性转子，其工作转速高于临界转速。

由于受共振和转子变形的影响，振幅与转速的关系比较复杂，一般不与转速平方成正比。

在第—阶临界转速前，振动为刚性特征。

在第一阶临界转速时，由于转子发生共振而出现振动峰值。

同时，又由于转子一阶振型的出现，将产生明显的动挠度，使振幅加大。

转子两端轴承处的振动相位相同。

越过—阶临界转速后．振幅有所下降。

当转速升至接近二阶临界转速时，此时—阶振型已基本消失，而逐渐产生二阶振型，此时转子的反向不平衡量将起主导作用引起转于的振动，因此，振幅又将逐渐增大。

当达到二阶临界转速时，振幅再度出现一个共振峰值，而在两两端轴处的振动相位相反。

上右图表示转子存在一、二阶不平衡分量时的振幅一转速曲线。

根据上述振动特征，当需要判定转于的振动故障是否由于不平衡所致时，只要通过对机组升降速过程的振动测试，观察其同频分量是否符合上述规律便可得到证实。

在工作转速下存在较大的基频振动分最时，在排队轴承座动刚度不足以及联轴器连接缺陷等故障后，振动过大的原因就是转子质量不平衡。

在线性系统中，部件上呈现的振帖与作用在该部件上的激振力成正比，与它

的动刚度成正比，可以用公式表达：

A二p／Kd

A一振幅值

P一澈振力，N：

Kd一支承系统的动刚度，N／cm，意即使系统产生单位振幅的振动所需要的激振力。

由上式可知，减小此类振动振幅的途径无非两条，一为减小几激振力P：

二为增加文承系统的动刚度Kd。

对于现场来说，可以通过转子支承系统的外部特性试验判定部件结构刚度是否正常，以便采取相应的对策；而对于失衡的转子则应当进行动平衡。

2、联轴器加工或与轴装配误差引起的振动特征

联轴器加工或装配所产生的误差包括两个方面：

其一，联轴器加工或与轴装配不良使端面与轴线不垂直，当拧紧连接螺柱后，轴径处将变形而产生晃度，在旋转时便因附加的强迫力而受迫振动；其二，联轴器的有关圆柱面和连接螺栓孔节园不同心，当两串联轴器连接后将产生偏心，旋转时也要引起附加强迫力而产生振动。

3、机组中心不正对振动的影响

如果转子与汽缸或静子的同心度偏差太大,则会引起气流激振,电磁激振,动静摩擦,若摩擦发生在转轴处则会使转子发生热弯曲而产生强迫振动.联轴器对轮止口或连接螺栓孔不同心,连接螺栓紧力不对称,不管对轮外圆和张口如何正确,当螺栓拧紧后都会使轴系中心发生改变甚至是转子产生预负荷,从而使机组运行中产生振动.

4、轴瓦松动引起的振动特征

轴瓦因安装时紧力不足或经受长期的振动后，会产生在洼窝中松动的现象。

这不仅会造成轴承振动（尤其是轴振动）的增加，同时还伴有较高的噪音，其共振动和噪音的频率相同，且为转速的高倍频（高次谐波共振所致），有时有咚咚的响声，振动不稳定。

5、轴承标高

不管汽轮机还是发电机转子其两端都是由轴承支撑的如果两端的轴承标高不再合理的范围内,则两端轴承的负荷分配就不会在合理的范围内,负荷较轻的一边油膜形成不会好或者就不会产生油膜,这样极易诱发自激振动包括油膜振动和气流激振等;符合较重的一边轴瓦乌金肯定偏高,当乌金温度高到一定程度可能造成烧瓦碾瓦事故,引发机组产生振动.因此机组检修时应根据各厂的实际情况对轴承标高可适当调整.

6、轴承自身的特性

轴承自身的特性包括轴承紧力、轴承间隙、轴承刚度,轴承紧力、轴承间隙影响轴承稳定性的主要因素,如果轴承的稳定性较差运行时就会引起轴瓦振动,轴承的连接情况直接影响轴承的刚度,刚度不够运行中会造成连接螺栓松动,同样大小的激振力刚度小的轴承产生的振动较大.

7、电磁干扰力引起的振动

电磁干扰力引起振动，主要是发电机转子与定子之间磁场分布不均造成的。

例如转子的匝间短路，转子与定子之间空气间隙不均匀造成的磁通不均匀分布，都会引起机组振动。

这类振动的主要特点是转子在某一频率振动时，将引起定子的倍频振动。

例如3000r/min的机组，当转子以50HZ振动时，定子由于受磁极两次作用力的变化引起100HZ的振动。

8、动静摩擦引起的振动特征

动静部分发生摩擦可分为两种类型：

一种是转动部分的摩擦部位：

不在转轴本身（例如叶轮、围带等与静止部分发生摩擦），另—种是转动部分的摩擦直接发生在转轴本身。

1）摩擦部位发生在叶轮等转动部件上，其振动特征有时是稳定的，有时则可能引起失稳。

如果处于稳定状态，反映出的振动频率具有很宽范围，其振动主峰为转速频率；而当处于失稳状态时，则振动的主要频率成分为转子的一阶临界转速频率，此时振动十分剧烈。

2）摩擦部位直接发生在转轴本身时，往往会造成严重的后果，转轴将产生热弯曲，甚至产生永久弯曲。

由于转轴发生摩擦时大都形成单侧摩得重的现象，于是使转轴产生径向不对称温差而引起热弯曲。

动静摩擦引起转子热弯曲造成的振动，在不同的转速下有不同反映，当转子在第一临界转速以下时，振动对动静摩擦最敏感。

如下左图所示，转子原来的不平衡量为OA，H是转轴摩擦点，该点温度高于对面的—侧，从而在OH方向产生一个热不平衡量OB，OB与OA之间的夹角称为滞后角，由于转子转速低于第一临界转速，则ф<90度。

由此使转子摩擦后的总不平衡量OC将大于原来的不平衡量OA,从而造成动静摩擦进—步加重，转于热弯曲增大，使转子新的总不平衡量再增大，形成恶性循环，转轴被越磨擦越弯，这对机组的安全运行威胁很大，往往以被迫停机而告终。

当转子转速在第一临界转速以下时，因滞后角中ф>90”（见上右图），摩擦后的总不平衡量OC反而减少，而且由于于转速相对较高，摩擦部分很快被摩擦掉而不再发生摩擦。

这中情况对机组安全的威协较上述小得多。

当转速远离—阶临界转速而接近二阶临界转速时，摩擦后引起的二阶不平衡分量方向与转子上原来的二阶不平衡分量方向仍为同相，其总的不平衡量将明显增大，从而引起进一步的摩擦。

甚至使转轴发生弯曲，所以这种情况也是危险的。

因此，只有当转速在一阶与二阶临界转速之间并对振动反映最不灵敏的一个转速附近，转轴发生摩擦才是比较安全的。

由上右图见，转轴发生摩擦后总的不衡量的相位是不断后退的，囚此，连续的摩擦过程就形成了振动相位的周期性旋转，这是转轴发生摩擦的又一振动特征。

9、转子中心孔

现代大机组转子大轴中间部分都留有中心孔，中心孔两头用堵头封堵，检修期间若不甚落入异物，转子运转时就会因质量不平衡产生振动。

10、转子结垢

大修期间一般都要对转子结垢的部位进行清洗，清洗一定要全方位的进行，若清洗不完全，就会产生新的质量不平衡使机组产生振动。

11、活动部件松动

检修期间如有活动部件落入汽轮机，运行时就会打断叶片使机组产生振动，若异物落入发电机一方面造成发电机短路，另一方面造成机组振动，因此安装与大修期间要加强对安装与检修现场的管理，严防异物落入汽轮机与发电机。

12、运行与操作方面

12．1组热膨胀值不在规范值之内

12．1．1汽缸和转子热膨胀值不在规范值之内

汽轮机的汽缸在被加热或冷却（减负荷或热态启动时为冷却过程）时，汽缸纵向、横向、径向都将产生热膨胀或收缩，其膨胀量与几何尺寸、金属材料的线胀系数及温度变化量有关。

由于汽缸轴向长度最大，当温度变化时其变化量也最大。

汽缸以死点为基准，在滑销引导下的轴向热膨胀值可用下式近似计算

△Lcy=αcy△tcyLcy

式中△Lcy——汽缸的轴向膨胀值，mm

αcy——汽缸金属材料的线胀系数，1/℃

△tcy——汽缸的平均温升，℃

Lcy——汽缸的轴向长度，mm

汽轮机转子的热膨胀原理与汽缸相同，其膨胀量△Lro可用下式近似计算

△Lro=αro△troLro

△tro——转子的平均温升，℃

αro—转子金属材料的线胀系数，1/℃

Lro——转子长度，mm

每台汽轮机运行时，汽缸金属温度的轴向分布都有一定规律。

一般都采用调节级处汽缸或法兰的金属温度，与汽缸热膨胀值的对应变化值，求出其关系曲线，其曲线是作为汽轮机启动、停机或负荷变动时控制其操作速度的重要依据。

调节级处汽缸或法兰的金属温度是汽轮机运行中的重要监视点，根据其变化控制汽缸与转子的相对胀差在允许范围内，防止汽轮机内部动静部分发生碰摩而引起振动。

同时机组运行中，还要监视汽缸或法兰左右两侧的金属温度差在规定范围内，保持均匀膨胀，防止因两侧温差过大使汽缸中心线偏移，引发汽轮机产生振动或内部动静碰摩。

12．1．2汽缸与转子相对膨胀值（相对胀差）超出规范值要求

汽缸与转子产生相对膨胀原因：

由于汽轮机转子的质量仅是汽缸的1/4—1/3，转子与蒸汽的接触面积大约是汽缸的5倍左右，两者的制造材质也不同，因而汽轮机在启动、停机或负荷变化时，转子的温度变化比汽缸快。

汽缸的温度变化滞后于转子，使转子的热膨胀（或收缩）比汽缸快。

当汽轮机受热时，转子的温升快于汽缸，则转子以推力轴承为死点，向低压侧伸长，使动叶进口间隙增大，出口间隙减小。

汽缸受热后则以设在汽缸座上的横销为死点向前伸长并推动前轴承座带动汽轮机转子一起向前移动，使动叶蒸汽入口间隙变小，蒸汽出口间隙变大。

因此运行中把汽轮机相对胀差控制合理范围内是减少机组动静事故发生，保证安全的条件。

运行中可采取以下措施控制相对胀差：

1）制机组负荷和主蒸汽温度的变化速度在规定范围内，保持转子和汽缸缓慢均匀受热或冷却。

2）用轴封供汽控制胀差。

汽封供汽对转子伸长值的影响主要是由汽封温度和供汽时间决定的，供汽温度越高和供汽时间越长，对胀差的影响越大。

冷态启动时为了不使正胀差过大，应选择温度较低的汽源，并尽量缩短冲转前向汽封送汽时间；热态启动时，应合理使用高温蒸汽源，防止向汽封送汽后负胀差出现；停机过程中，如出现负胀差过大，可向汽封送高温蒸汽加热转子汽封段，控制转子收缩。

3）利用改变凝汽器真空控制胀差。

汽轮机的相对胀差，受低压排汽室温度变化影响比较敏感。

在转子膨胀不变的情况下，排汽温度升高或降低，都能使低压汽缸与转子的相对膨胀发生明显的变化。

改变排汽温度的手段，一般都采用对排汽缸喷水或改变凝汽器真空的办法来实现。

4）合理的使用汽缸法兰螺栓加热装置。

5）控制转子相对伸长突变。

机组在负荷突变、超速实验或停机过程中，在短时内转子的相对伸长量变化较大，这主要是由于转子受离心力的作用（泊桑效应）。

为了防止转子相对伸长突变引起相对胀差超过极限值，而造成机组内部摩察而振动，所以在操作前应有预防措施。

例如，在启动升速过程中要缓慢，尽量减少中、低压缸的相对胀差值。

停机时在与系统解列后，应降一定转速后在打闸。

上述3.1从热膨胀原理分析了机组振动起因,从而看出:

当滑销系统本身良好时，运行人员操作不当机组出现膨胀不良几率较大，最长见的现象：

（1）开机过程中暖机时间不够就盲目升速或着暖机时间不够却加负荷太快，造成汽缸膨胀不均结果引起机组振动；

（2）开机时汽轮机本体疏水不畅（阀门故障或误关），汽缸上下壁温差超出规定值，操作人员不采取措施，不认真分析，违章操作（上下壁温差超出规定，上汽缸向上拱起，导致下缸径向间隙减少而摩察引起振动），结果机组振动恶化；（3）启动或停机过程中操作不当引起转子热变形。

例如：

停机后转子在静止状态，由于上下缸温差较大，使转子在径向产生温差；停机后转子静止，回热抽汽管或汽封管有蒸汽漏入汽缸内；停机后未及时投入盘车；运行机组或热态启动，由于主蒸汽温度突然下降过快或汽缸进水。

12．2润滑油温

油温过高或过低都会影响轴承油膜的正常建立，油膜不稳或被破坏将会诱发轴瓦乌金烧坏，进而使转子轴承磨损弯曲，使机组产生振动。

所以机组运行过程中一定要控制润滑油温在合理的范围内。

12．3汽封温度

机组热态、冷态启动对汽封汽源温度求和汽封投入顺序（冷态时先抽真空后投汽封；热态时先投汽封后抽真空）都存在差异，主要考虑利用轴封供汽控制胀差，在3.1中已分析。

同时轴封温度过高将辐射到轴承座上使轴承中心抬高，引起轴系中心改变导致机组产生振动；轴封温度过高将使轴封