李衛(wèi)軍，應(yīng)光耀，王異成，吳文健，錢林鋒，馬思聰，蔡文方

（1.國網(wǎng)浙江省電力有限公司電力科學(xué)研究院，杭州 310014；2.杭州意能電力技術(shù)有限公司，杭州 310012）

0 引言

超超臨界1 050 MW 燃煤發(fā)電機(jī)組具有容量大、效率高、安全可靠等優(yōu)點(diǎn)，已應(yīng)用于各大發(fā)電廠。經(jīng)過多年的軸系特性研究及優(yōu)化［1-2］，其安全穩(wěn)定性有所提升［3］。然而，個(gè)別機(jī)組在調(diào)試或運(yùn)行中，出現(xiàn)了低壓轉(zhuǎn)子動(dòng)靜碰磨［4-6］甚至轉(zhuǎn)子彎曲［7］、缸體變形［8-9］、發(fā)電機(jī)熱不平衡［10-11］等故障，導(dǎo)致機(jī)組的安全可靠性有所下降。因此，有必要對(duì)1 050 MW 機(jī)組的振動(dòng)故障診斷及治理進(jìn)行分析，以進(jìn)一步提高該型發(fā)電機(jī)組的安全可靠性。

本文介紹了神華國華印尼爪哇7 號(hào)2×1 050 MW燃煤發(fā)電工程（簡稱“爪哇7號(hào)工程”）1號(hào)機(jī)組調(diào)試中低壓缸B、發(fā)電機(jī)耦合振動(dòng)故障的測試、分析及治理，提出1 050 MW機(jī)組振動(dòng)故障預(yù)防措施，并將治理經(jīng)驗(yàn)應(yīng)用于該發(fā)電廠2 號(hào)機(jī)組調(diào)試中，以提高機(jī)組的安全可靠性。

1 機(jī)組軸系布置

爪哇7號(hào)工程采用了2臺(tái)型超超臨界、一次中間再熱、單軸、四缸四排汽、雙背壓、凝汽式N1055-27/600/600（TC4F）汽輪機(jī)及QFSN-1073-2水氫氫冷發(fā)電機(jī)［12］。軸系布置與振動(dòng)監(jiān)測系統(tǒng)如圖1所示，圖中1—8為軸承（以下簡稱“瓦”）編號(hào)，機(jī)組軸系由HP（高壓缸）、IP（中壓缸）、LPA（低壓缸A）、LPB（低壓缸B）、發(fā)電機(jī)及勵(lì)磁機(jī)轉(zhuǎn)子組成，采用典型的“N+1”軸系。機(jī)組配備VM600型TSI（汽輪機(jī)安全監(jiān)視系統(tǒng)），通過華科同安TN8000 型TDM（汽輪機(jī)診斷及管理）系統(tǒng)、本特利408DPSi系統(tǒng)動(dòng)態(tài)監(jiān)測機(jī)組振動(dòng)。

圖1 軸系布置

低壓轉(zhuǎn)子采用傳統(tǒng)的雙分流結(jié)構(gòu)，為2×6級(jí)，末級(jí)葉片長度為1.246 m，轉(zhuǎn)子長度為8.1 m；發(fā)電機(jī)容量為1 240 MVA，銘牌出力為1 073 MW，轉(zhuǎn)子長度為15.18 m，各轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速見表1。

表1 軸系臨界轉(zhuǎn)速r/min

2 振動(dòng)現(xiàn)象及原因分析

2.1 振動(dòng)現(xiàn)象

1號(hào)機(jī)組于2019年8月31日首次啟動(dòng)，19：12定速3 000 r/min，5號(hào)、6號(hào)瓦的軸振分別為150 μm和166 μm，5號(hào)、6號(hào)瓦的瓦振分別為4.5 mm/s和10.3 mm/s；穩(wěn)定3 min后，5號(hào)瓦軸振略有下降，6號(hào)瓦軸振、瓦振分別爬升至188 μm和13.8 mm/s；停機(jī)過程中，5號(hào)瓦最大軸振為353 μm。停機(jī)盤車5 h后，偏心恢復(fù)至35 μm，重新啟動(dòng)，定速2 950 r/min，5號(hào)瓦軸振300 μm，增幅較大；6號(hào)瓦軸振169 μm，變化較小。振動(dòng)數(shù)據(jù)見表2，5 號(hào)、6 號(hào)瓦振動(dòng)波特圖如圖2、圖3所示。

表2 機(jī)組首次定速時(shí)X向軸振

圖2 啟、停機(jī)過程中5號(hào)瓦X方向軸振波特圖

圖3 啟、停機(jī)過程中6號(hào)瓦X方向軸振波特圖

2.2 振動(dòng)原因分析

2.2.1 軸系質(zhì)量不平衡

低壓轉(zhuǎn)子一階臨界轉(zhuǎn)速為960 r/min，發(fā)電機(jī)一階、二階臨界轉(zhuǎn)速分別為560 r/min和1 700 r/min。5號(hào)瓦在低壓轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速、3 000 r/min時(shí)的軸振均很大，以工頻分量為主，表明LPB 轉(zhuǎn)子存在對(duì)稱分量、反對(duì)稱分量不平衡。6號(hào)瓦在3 000 r/min下振動(dòng)較大，表明發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子或汽發(fā)對(duì)輪存在不平衡量。

2.2.2 軸系動(dòng)靜碰磨

1）定速3 000 r/min后，5號(hào)、6號(hào)瓦軸振變化量分別為19 μm∠63°和32 μm∠224°，為逐漸變化狀態(tài)，表明低壓轉(zhuǎn)子或發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子發(fā)生動(dòng)靜碰磨，排除了部件脫落故障。

2）停機(jī)過程中，5號(hào)瓦降速時(shí)在低壓轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速1 160 r/min、960 r/min 時(shí)軸振分別為331 μm和217 μm，表明動(dòng)靜碰磨位于LPB轉(zhuǎn)子上，且較嚴(yán)重。低壓轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速為960 r/min，同類型1 000 MW 機(jī)組低壓轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速為990～1 030 r/min，明顯偏低，這也從另一個(gè)角度表明LPB轉(zhuǎn)子發(fā)生了動(dòng)靜碰磨。

3）根據(jù)臨界轉(zhuǎn)速和3 000 r/min 時(shí)的振動(dòng)值變化量，采用動(dòng)平衡建模計(jì)算得出，碰磨點(diǎn)在LPB缸體兩端或中部，徑向?yàn)橛疑喜?，和水平軸右向夾角約為60°。

2.2.3 6號(hào)瓦瓦振不穩(wěn)定分析

機(jī)組定速3 000 r/min，6號(hào)瓦振動(dòng)大且爬升較快，原因是軸瓦動(dòng)剛度差。體現(xiàn)在：

1）6號(hào)瓦垂直振動(dòng)較大，定子汽端固有頻率約52.5 Hz，接近50 Hz，易出現(xiàn)結(jié)構(gòu)共振。

2）機(jī)組軸振、瓦振的幅值之比β是表征轉(zhuǎn)子支撐系統(tǒng)特性的主要指標(biāo)［13-14］。6 號(hào)、7 號(hào)瓦均為圓筒瓦，β值應(yīng)大小相當(dāng)，且同類機(jī)組的β值在5～10，而該機(jī)組6 號(hào)、7 號(hào)瓦β值分別為1.6 和4.3。這一方面說明6號(hào)瓦動(dòng)剛度偏差，可能是安裝缺陷或軸瓦存在缺陷；另一方面，在軸振較好的情況下瓦振偏大，說明“軸承-端蓋-冷卻器-臺(tái)板-基礎(chǔ)”這一系統(tǒng)的支撐剛度不足。發(fā)電機(jī)氫冷器位于汽端，在氫冷器頂部鋪設(shè)沙袋后，6號(hào)瓦瓦振最大爬升至12 mm/s，略有改善。

因此，軸瓦故障、發(fā)電機(jī)定子底部載荷分布不均是6號(hào)瓦振動(dòng)大且不穩(wěn)定的主要原因，動(dòng)靜碰磨是次要原因。

2.2.4 結(jié)構(gòu)共振

定速2 950 r/min，對(duì)發(fā)電機(jī)定子殼體振動(dòng)進(jìn)行測試，汽端端蓋爐側(cè)、主變壓器側(cè)垂直振動(dòng)分別為116 μm 和110 μm，軸向振動(dòng)分別為75 μm 和60 μm，水平振動(dòng)分別為46 μm 和40 μm；勵(lì)端端蓋爐側(cè)、主變壓器側(cè)垂直振動(dòng)分別為33 μm 和13 μm，差別振動(dòng)為20 μm，差別振動(dòng)較大，表明定子底部存在虛腳現(xiàn)象。

在機(jī)組停機(jī)過程中，采用錘擊法對(duì)5號(hào)瓦、發(fā)電機(jī)定子殼體進(jìn)行固頻測試，結(jié)果表明：5號(hào)瓦固有頻率為19.0 Hz、53.5 Hz、350 Hz；發(fā)電機(jī)定子固有頻率為17.3 Hz 和52.5 Hz。5 號(hào)、6 號(hào)瓦機(jī)座徑向固有頻率為19.2 Hz（1 152 r/min）和51.3 Hz，軸向固有頻率46.5 Hz，見表3。其中52.5 Hz、53.5 Hz、46.5 Hz 均在（50±5）Hz 共振區(qū)內(nèi)，而19.2 Hz和1 160 r/min頻率一致，容易出現(xiàn)結(jié)構(gòu)共振現(xiàn)象，應(yīng)采取基礎(chǔ)加固或改善、降低軸振等措施。

表3 機(jī)組基座部分測點(diǎn)固頻計(jì)算值

3 第一階段振動(dòng)處理及分析

由上節(jié)分析可知，5 號(hào)、6 號(hào)瓦軸振較大，為典型強(qiáng)迫振動(dòng)，主要原因?yàn)長PB 轉(zhuǎn)子與發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子存在質(zhì)量不平衡、動(dòng)靜碰磨、結(jié)構(gòu)共振故障，且相互耦合，非常復(fù)雜。首先應(yīng)對(duì)機(jī)組進(jìn)行軸系動(dòng)平衡，將復(fù)雜振動(dòng)問題降維、解耦，降低分析難度，并驗(yàn)證上述分析。

3.1 現(xiàn)場軸系動(dòng)平衡

在汽發(fā)對(duì)輪上配重1.04 kg/65°，并在LPB 轉(zhuǎn)子調(diào)端、電端分別加重1.72 kg/190°和1.46 kg/190°。2019年9月4日18：30機(jī)組啟動(dòng)，定速3 000 r/min，5 號(hào)瓦軸振、軸向瓦振分別在70～108 μm 和16～28 mm/s內(nèi)波動(dòng)；6號(hào)瓦軸振、瓦振最大由52 μm、5.2 mm/s 分別爬升至165 μm 和10.5 mm/s，說明動(dòng)平衡有一定的效果。軸振數(shù)據(jù)見表4。

表4 機(jī)組定速3 000 r/min時(shí)軸振數(shù)據(jù)

3.2 磨合法消除動(dòng)靜碰磨

定速3 000 r/min，5號(hào)、6號(hào)瓦軸振大幅改善，但仍不穩(wěn)定，表明LPB 轉(zhuǎn)子動(dòng)靜碰磨的程度有所減輕。對(duì)于動(dòng)靜碰磨故障，除動(dòng)平衡降低軸振原始值外，通過定速3 000 r/min 運(yùn)行來磨大動(dòng)靜間隙（即磨合法），也是消除動(dòng)靜碰磨的一種通用方法。因此，決定進(jìn)行電氣試驗(yàn)，持續(xù)運(yùn)行32 h，期間5 號(hào)瓦軸振、軸向瓦振分別在70～108 μm 和16～28 mm/s內(nèi)波動(dòng)。

9月6日11：18，1號(hào)機(jī)組并網(wǎng)發(fā)電，成為印尼首臺(tái)并網(wǎng)發(fā)電的1 000 MW 等級(jí)機(jī)組，期間5 號(hào)、6 號(hào)瓦軸振分別為95 μm 和85 μm，較為穩(wěn)定，振動(dòng)趨勢如圖4、圖5所示。

圖4 首次帶負(fù)荷期間5號(hào)瓦軸振趨勢

圖5 首次帶負(fù)荷期間6號(hào)瓦軸振趨勢

9月6日晚，在閥門嚴(yán)密性試驗(yàn)中，LPB臨界轉(zhuǎn)速時(shí)5號(hào)瓦軸振為216 μm。停機(jī)盤車5 h，再次開機(jī)因過臨界振動(dòng)大而跳機(jī)，說明低壓轉(zhuǎn)子動(dòng)靜碰磨非常嚴(yán)重，通過短時(shí)間的盤車很難消除轉(zhuǎn)子熱彎曲，應(yīng)對(duì)動(dòng)靜碰磨故障缺陷作進(jìn)一步分析與處理，確保機(jī)組啟動(dòng)的安全性。

3.3 軸系不穩(wěn)定振動(dòng)分析

3.3.1 LPB轉(zhuǎn)子動(dòng)靜碰磨原因分析

5號(hào)瓦在臨界轉(zhuǎn)速、3 000 r/min時(shí)軸振、軸向瓦振均超標(biāo)，表明低壓轉(zhuǎn)子存在不平衡現(xiàn)象。依據(jù)首次動(dòng)平衡計(jì)算，應(yīng)在LPB 轉(zhuǎn)子調(diào)端、電端分別加重2.8 kg和1.5 kg，不平衡量較大。而出廠動(dòng)平衡報(bào)告顯示，在轉(zhuǎn)速1 010 r/min、3 000 r/min時(shí)的振動(dòng)分別為1.45 mm/s 和0.7 mm/s，表明LPB 轉(zhuǎn)子存在一定的一階不平衡量，而二階不平衡量較小。由此，判定不平衡量大的原因?yàn)閯?dòng)靜碰磨、膨脹不暢等。

通過分析得知，LPB 轉(zhuǎn)子的碰磨點(diǎn)均在右上方，位置變化較小。若LPB 內(nèi)缸下沉導(dǎo)致動(dòng)靜間隙減小，在機(jī)組啟動(dòng)、帶初負(fù)荷后停機(jī)過程中，在一階臨界轉(zhuǎn)速下LPB 轉(zhuǎn)子撓度增大，導(dǎo)致發(fā)生劇烈動(dòng)靜碰磨，產(chǎn)生熱彎曲。轉(zhuǎn)子發(fā)生動(dòng)靜碰磨，產(chǎn)生的附加偏心與轉(zhuǎn)子長度的平方成正比，與轉(zhuǎn)子的直徑成反比［11］。LPB 轉(zhuǎn)子長度為8.06 m，若發(fā)生動(dòng)靜碰磨，會(huì)產(chǎn)生較大的不平衡量。要消除熱彎曲，需要盤車較長時(shí)間。因此，對(duì)低壓缸動(dòng)靜間隙進(jìn)行檢查調(diào)整（如碰缸試驗(yàn)），可有效避免動(dòng)靜碰磨故障。

3.3.2 5號(hào)瓦軸向瓦振大的原因分析

定速3 000 r/min，5 號(hào)瓦軸向瓦振約為37.0 mm/s，加重后降低至16 mm/s，以1X分量為主。原因?yàn)椋?/p>

1）不平衡量的影響。LPB 轉(zhuǎn)子上存在對(duì)稱或反對(duì)稱不平衡分量，導(dǎo)致5 號(hào)瓦的軸向瓦振較大。配重后，5號(hào)瓦軸振、軸向瓦振大幅減小。

2）軸瓦軸向動(dòng)剛度差。因安裝、基礎(chǔ)下沉、設(shè)計(jì)等原因，5 號(hào)瓦軸向動(dòng)剛度偏低，軸振偏大時(shí)，會(huì)誘發(fā)軸向瓦振偏大。

因此，對(duì)低壓轉(zhuǎn)子采取調(diào)整間隙、動(dòng)靜碰磨、發(fā)電機(jī)定子底部載荷調(diào)整等措施，可有效治理機(jī)組振動(dòng)。

4 第二階段振動(dòng)處理

4.1 LPB轉(zhuǎn)子動(dòng)靜間隙調(diào)整

在消缺中，不揭缸的情況下進(jìn)行徑向碰缸試驗(yàn)，調(diào)整動(dòng)靜間隙，數(shù)據(jù)見表5。分析如下：

表5 LPB碰缸試驗(yàn)數(shù)據(jù) mm

1）LPB 調(diào)端、電端左右側(cè)總間隙1.5 mm，較安裝值增加約0.3 mm，表明運(yùn)行中確實(shí)出現(xiàn)了嚴(yán)重的動(dòng)靜碰磨。

2）LPB 調(diào)端、電端上下間隙分別為0.61 mm和0.50 mm，較安裝值下沉量分別為0.18 mm 和0.31 mm；內(nèi)缸中心比轉(zhuǎn)子中心高0.1 mm，較安裝值低0.3 mm?？紤]到內(nèi)缸未徹底冷卻，缸體下沉量較實(shí)測值偏大，將內(nèi)缸上抬0.2 mm，調(diào)整后內(nèi)缸中心較轉(zhuǎn)子中心高0.3 mm，即可避免動(dòng)靜碰磨，滿足設(shè)計(jì)要求。

4.2 6號(hào)、7號(hào)瓦軸承處理

經(jīng)檢查，6 號(hào)、7 號(hào)瓦瓦枕和定子之間絕緣墊上徑向均布的5 個(gè)緊固螺栓存在不同程度的松動(dòng)，導(dǎo)致軸瓦自位能力變差、動(dòng)剛度降低，以340 N·m的力矩逐個(gè)緊固處理。另外，6號(hào)瓦瓦枕背面研磨較差，進(jìn)行了適當(dāng)處理；7 號(hào)瓦瓦枕背面狀態(tài)較理想。

4.3 發(fā)電機(jī)定子底部載荷分配調(diào)整

解開低發(fā)聯(lián)軸器，進(jìn)行發(fā)電機(jī)定子底部載荷試驗(yàn)，測試定子地腳負(fù)載分布發(fā)現(xiàn)：勵(lì)端應(yīng)力偏大，左、右側(cè)載荷占比分別為100%和77%；汽端應(yīng)力偏小，左、右側(cè)載荷占比分別為12%和38%；勵(lì)端和汽端的左、右側(cè)載荷均不對(duì)稱。

由于發(fā)電機(jī)軸瓦為端蓋式，調(diào)整定子底部墊片，既會(huì)影響定子底部載荷分布，也會(huì)改變LPB轉(zhuǎn)子與發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子中心。通過優(yōu)化調(diào)整，確保發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子偏高、偏右值分別為205 μm和0，上開口、左開口分別為5 μm 和25 μm。中心調(diào)整后，再調(diào)整定子底部墊片厚度。根據(jù)定子底部載荷沿端蓋到中部大致以6∶3:1 的遞減分布規(guī)律，6 號(hào)瓦下方地腳左側(cè)、右側(cè)載荷占比為分別57%和51%，7號(hào)瓦下方地腳左側(cè)、右側(cè)載荷占比為分別56%和51%，滿足要求。定子底部載荷分布測點(diǎn)如圖6所示，調(diào)整前后的定子底部載荷分布如圖7、圖8所示。

圖6 發(fā)電機(jī)定子底部載荷分布測點(diǎn)

圖7 調(diào)整前底部載荷分布

圖8 調(diào)整后底部載荷分布

4.4 軸系動(dòng)平衡

檢修中，調(diào)整了LPB 轉(zhuǎn)子與發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子組成的軸系中心，為防止軸系不平衡量發(fā)生變化，拆除前期所加平衡塊。2019年11月4日啟動(dòng)過程中，轉(zhuǎn)速1 010 r/min 時(shí)4—6 號(hào)瓦軸振分別為247 μm、300 μm、117 μm，轉(zhuǎn)速3 000 r/min時(shí)4—6號(hào)瓦軸振分別為48 μm、126 μm、135 μm。定速3 000 r/min時(shí)，4—6 號(hào)瓦軸振較穩(wěn)定，5 號(hào)瓦軸向瓦振為28 mm/s。11月5日09：23停機(jī)過程中，轉(zhuǎn)速1 005 r/min時(shí)5號(hào)軸振為354 μm，以1X分量為主，表明LPB轉(zhuǎn)子與發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子軸系仍存在不平衡現(xiàn)象。

在LPB 轉(zhuǎn)子調(diào)端、電端加重2.01 kg/170°、1.15 kg/160°后，于2019 年11 月10 日07：54 定速3 000 r/min，4—7 號(hào)瓦軸振均小于106 μm；磨合運(yùn)行90 min 后，4—7 號(hào)瓦軸振在3 000 r/min 時(shí)的軸振分別降至31 μm、72 μm、64 μm，均大幅減小，且較穩(wěn)定。動(dòng)平衡前后機(jī)組振動(dòng)數(shù)據(jù)見表6。

表6 動(dòng)平衡前后機(jī)組振動(dòng)數(shù)據(jù)

機(jī)組負(fù)荷帶至1 050 MW，5號(hào)、6號(hào)瓦軸振均小于90 μm，5號(hào)、6號(hào)瓦徑向瓦振小于4.5 mm/s，5號(hào)瓦軸向瓦振在6～8 mm/s內(nèi)波動(dòng)，機(jī)組可安全穩(wěn)定運(yùn)行。不同工況下的軸振數(shù)據(jù)見表7。此后的運(yùn)行中，機(jī)組振動(dòng)穩(wěn)定，順利完成RB（快速減負(fù)荷）試驗(yàn)、甩負(fù)荷試驗(yàn)，順利通過168 h 試運(yùn)行，一直安全穩(wěn)定運(yùn)行至2020 年10 月底的檢查性大修，期間振動(dòng)較穩(wěn)定。

表7 不同工況下的軸振

5 機(jī)組軸系穩(wěn)定性提升措施

5.1 2號(hào)機(jī)組軸系穩(wěn)定性提升措施

在該發(fā)電廠2號(hào)機(jī)組調(diào)試前，為預(yù)防出現(xiàn)軸系振動(dòng)不穩(wěn)定故障。對(duì)LPA、LPB 進(jìn)行了基于碰缸試驗(yàn)的動(dòng)靜間隙優(yōu)化，調(diào)整了發(fā)電機(jī)定子底部載荷，并對(duì)6號(hào)瓦的安裝進(jìn)行了調(diào)整。在2020年7—9 月的調(diào)試中，機(jī)組在不同工況下的軸振均小于60 μm，5 號(hào)瓦軸向瓦振小于5 mm/s，均為優(yōu)良，而且振動(dòng)穩(wěn)定。

5.2 1 號(hào)機(jī)組碰磨的驗(yàn)證及軸系穩(wěn)定性提升措施

在2020 年12 月的檢查性大修中發(fā)現(xiàn)，1 號(hào)機(jī)組低壓缸部分汽封存在碰磨痕跡，其中LPB 電端第5、第6級(jí)隔板汽封齒磨損量分別為1.4～1.6 mm和0.6～0.9 mm，磨損很嚴(yán)重。LPA未現(xiàn)嚴(yán)重的碰磨痕跡，也驗(yàn)證了LPB確實(shí)出現(xiàn)了嚴(yán)重動(dòng)靜碰磨。

在1號(hào)機(jī)組調(diào)試中，通過1次動(dòng)平衡有效減小了LPB 轉(zhuǎn)子與發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子的軸系振動(dòng)，驗(yàn)證了低壓轉(zhuǎn)子上確實(shí)存在不平衡量，也降低了動(dòng)靜碰磨的概率及嚴(yán)重程度。另外，基于不揭缸條件下的碰缸試驗(yàn)，可快速準(zhǔn)確地調(diào)整落地式單支撐汽輪機(jī)動(dòng)靜間隙，是預(yù)防動(dòng)靜碰磨的一項(xiàng)關(guān)鍵措施。

6 結(jié)語

通過對(duì)某廠2臺(tái)1 050 MW機(jī)組振動(dòng)故障的治理及預(yù)防，使機(jī)組的安全可靠性大幅提高。結(jié)論如下：

1）動(dòng)靜間隙調(diào)整與現(xiàn)場動(dòng)平衡相結(jié)合，是治理轉(zhuǎn)子動(dòng)靜碰磨的有效方法。通過軸系動(dòng)平衡減振，降低動(dòng)靜碰磨的概率與程度；碰缸試驗(yàn)可在不揭缸條件下，精準(zhǔn)調(diào)整落地式單支撐汽輪機(jī)動(dòng)靜間隙，可有效預(yù)防動(dòng)靜碰磨的發(fā)生，提升機(jī)組軸系穩(wěn)定性。

2）基于載荷分布試驗(yàn)的定子底部載荷均勻性調(diào)整，可提高發(fā)電機(jī)定子、軸瓦的連接剛度，作為1 050 MW大型發(fā)電機(jī)定子安裝、檢修的關(guān)鍵工藝，可有效預(yù)防發(fā)電機(jī)不穩(wěn)定振動(dòng)故障。