汽轮机振动讲义【精华】6
汽轮机非稳定性振动诊断与分析 ................................................................................................... 1 第二篇 案例:北京北重汽轮机10万机组振动原因分析 ......................................................... 13 第三篇 汽轮机振动讲义 ............................................................................................................... 17
第四篇 汽轮机振动大的原因分析及其解决
方法
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....................................................................... 19 第五篇 汽轮机振动讲义 ............................................................................................................... 30
第六篇 汽轮机振动讲义 ............................................................................................................... 32
第七篇 汽轮机振动讲义 ............................................................................................................... 34
第八篇 机组振动 ........................................................................................................................... 42
第九篇 汽轮机振动异常原因分析及解决方法 ........................................................................... 47 第十篇 汽轮机组振动初探 ........................................................................................................... 50
汽轮机非稳定性振动诊断与分析
摘要:本文针对抚顺发电有限责任公司2号汽轮发电机组长期出现非稳定性振动现象，根据
振动测试、揭缸检查、运行调整所得到的经验与结果，应用振动机理研究中得来的启示，基
于综合分析对该机组振动原因进行性质定位，并对下一步工作提出较为稳妥的意见。
关键词:非稳定性 综合分析 诊断 意见
1.前言
1.1 设备简介
抚顺发电有限责任公司2号汽轮发电机组(简称#2机)，为东汽制造的200MW三缸两排汽
采暖、凝汽两用式机组;该机组轴系较长，由高压转子、中压转子、低压转子、发电机转子
和励磁机转子组成，各转子之间为刚性靠背轮联接，共有12个支持轴承及1个推力轴承。
2002年5月整套启动、调试，6月移交生产;自调试起，#2机一直频繁出现机组轴系偏心
大、振动大问题，且不稳定。
1.2 事件过程简述
2002年10月机组开始第一次小修，用时21天，揭高压缸，重找各对轮中心，问题没能解
决。2003年4月进行第二次扩大性小修，用时32天，揭高、中压缸，调整通流间隙和对轮
中心;高压内、外缸夹层温差大得到解决，振动缺陷仍然存在。2003年7月为解决轴系振
动问题将机组转大修，用时42天，揭高、中、低压三缸进行检查调整，做转子动平衡试验，
同时根据东汽意见调整轴瓦:减小了#1、#3瓦顶隙，#1瓦中心上抬10道，开机几天后缺陷
再度重现。2003年9月底，我公司改变调门进汽次序，由原1-2-3-4改为4-3-2-1(#3、#4
调门在上方)，维持几天后，机组振动大问题又呈不稳定性出现。此后，在中电投东北分公
司指导下实施《改变阀序抑制2号机间隙激振的
方案
气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载
》，对#2机高压调速汽门的重叠度进行
了调整有所好转;10月份共发生18次，11月份仅发生5次，机组偏心、振动发生率得以控
制。但在12月份投入采暖抽气后，机组偏心越限、振动大的发生频率和振动幅度均再度加
剧，直到2004年2月3日#2机轴振动出现历史最大值，持续运行近6分钟后，机组振动全
面回落至今一直处于历史最好水平运行，并且经历了多次机组调峰及甩热负荷的考验。
2.振动特征
2003年10月4日~6日，在机组不停机的情况下，对#2机振动进行了测试，其间多次测到
振动增大的过程，发现#2机振动呈现如下特征:
a.异常振动主要表现在#1、#2瓦轴振，它们分别可增大到160微米和240微米，#1瓦瓦振可达32微米，偏心测点振动最大大于450微米。
b.通频振幅增大的主要成分是1倍频分量，即工频，占通频振幅的85%以上;通频振幅增大时，测点1X、1Y、2Y的2倍频、3倍频振幅同时也有增加;大振幅时#1、#2瓦振动中所含的低频分量，如25HZ、28HZ的成分很小，在两瓦测点一倍频振幅增加的同时，没有发现这些低频分量有明显地变化。
表1:测试期间四次振动增加的通频振幅最高值(微米):
1X 1Y 2X 2Y 3X 3Y 4X 5X 测点振幅 偏心
150 103 209 103 111 58 104
140 99 226 110 112 98 61 420
156 100 237 108 125 106 63 >445
129 96 236 109 115 96 61 372 c.振幅增大的同时，#1、#2瓦轴振相位有明显增加，最大变化量到500;因测试没有安装键相传感器，只好利用3X和4X作为基准比较得到的相位变化结果如下: 表2:两次振动增加时相位的变化(时间间隔30分钟)
d.测振表明，各次振动增大的过程可以分为两个阶段，第一阶段，1X、2X振幅缓慢增加，1Y、2Y振幅以及各测点间隙电压基本保持不变，持续约一小时左右后，进入第二阶段，偏心读数大于50微米，各测点振幅明显增大，同时，#2瓦、#1瓦轴颈向上偏南(右)移动，这时开始调整负荷，持续数近1小时，振幅达到最高值后，开始缓慢下降，振幅下降恢复需要的时间约2小时，大于增大的时间;
e.振幅增加时，#2瓦轴颈相对轴承向上偏南移动约22~45微米，#1轴颈有类似的移动，移动量较小，偏心测点移动量最大;
表3:两次振动增加时轴颈位置的变化量
1X 1Y 2X 2Y 测点向上位移 偏心
0 0.010mm 0.014mm 0.018mm 0.073mm
0.010mm 0.010mm 0.038mm 0.025mm 0.063mm f.#1、#2瓦振动增大时，#3瓦振动增加量很小，#4、5瓦振幅、相位均基本不变。 3.引起振动原因分析
3.1 排除汽流激振
虽然在过去的处理过程中有单位将#2机的振动定性为汽流激振，但现已经确切排除汽流激振的可能。
汽流激振有两个主要特征:一是应该出现较大量值的低频分量;二是振动的增大受运行参数
的影响明显，如负荷，且增大应该呈突发性;这两点#2机均不具备。
在测振中只测到了很低的27~28Hz的分量，有单位称在#2机上测到量值为工频振幅四分之一的28Hz分量，并以此判断为汽流激振。低频振幅大到何种程度才能算做汽流激振,根据现场经验，至少应该接近或等于一倍振幅。如果28Hz振幅为一倍频振幅的四分之一，这个比例过低。试想，如果一倍频振幅为100微米，四分之一的一倍频振幅28Hz分量仅为25微米，两者之和也就是125微米，这种振幅不足以视为振动异常。汽流激振的低频振幅和工频振幅量值相当。
#2机改变调门顺序后一周内振动趋于稳定，对这种情况如何解释,汽轮机的进汽口一般分布为几个连续的圆周弧段，高压蒸汽通过不同弧段的进汽会对转子产生径向作用力，这个力可以改变转子相对于轴承和缸体的径向位置，因此可能产生的不利后果有三:第一，如果造成转子过大的位移，形成通流部分或汽封的径向偏心，当构成适当的间隙参数时，则会发生汽流激振;第二，如果造成转子过大的上移，轴颈在轴承中的偏心减小，轴瓦负载减轻，轴承稳定性降低，则会发生油膜失稳;第三，如果转子偏心过大，会造成通流部分径向间隙或轴端汽封间隙，甚至油档间隙消失，引发动静部件碰磨。
上述三种情况中，前两者均属汽流影响造成的轴系失稳，后者实质是动静碰磨。改变调门开启次序，可以改变转子工作状态的位置(见图2)，动静间隙随之变化。如果#2机发生碰磨的位置在上部，#3、#4调门全开自然可以压低高压转子上浮量，减轻或消除碰磨。因此，改变调门次序振动短时间好转实质原因不是因为抑制了汽流激振，而是抑制了碰磨。 3.2 排除转子热变形等
造成在高负荷工况下汽轮机转子以一倍频振幅为主缓慢增大通常还有两个原因:转子热变形和中心孔进油。转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。#2机在正常带负荷运行中振动增大，整个转子和缸体的温度场已经均匀，如果存在内应力，应在这之前早已释放。 中心孔进油同样可以造成带负荷阶段转子发生热弯曲，进而出现一倍频振幅缓慢增加的现象。一般情况，由于中心孔进油引发的振动在机组初始几次启机时振动不大，后期随着油逐渐进入孔内，振动问题突出。其特征主要为随负荷增加振动增大，只有减负荷停机，调整其他运行参数均无效。而#2机的情况与此有些类似，但又不完全相象。
关于#2机振动原因，还可以排除高中对轮紧力、标高、对中存在缺陷;同时，也排除转子原始质量不平衡过大为主要原因。从机组调试阶段初始几次启机情况看，过临界的振动不大，况且在去年做了高速动平衡，原始质量不平衡状况良好。
3.3 对历史数据的分析
从历史数据反映，#2机自投运以来，振动状况一起不稳定，主要表现在#1、#2瓦，而且经常在1000rpm暖机时就呈现增大，如:
2002年6月25日，1450rpm暖机#1振动增大，两次冲临界未过;
2002年7月18日，升速过临界#1瓦振动80um，保护动作;
2002年9月26日，汽机振动大跳机;
2002年10月2日，1807rpm#1瓦振动100um;
2002年10月第一次小修后:
2002年11月3日，1000rpm暖机#2瓦轴振123um，上升到256um，降速暖机再升速，1000rpm#2瓦轴振53um;
2003年1月15日，1773rpm跳机，#1瓦振100um，2X300um;
2003年2月16日，带负荷#1、#2瓦轴振增大;
2003年4月第二次小修后:
2003年5月10日，1000rpm暖机偏心增大，#4、#2瓦轴振增大;
2003年7月6日，1710rpm#1瓦振动80um，跳机;
2003年7月7日，#2瓦轴振340um;偏心轴振大事故跳机;
2003年8月大修后振动仍然不稳定:
2003年8月24日，开机过程1000rpm中速暖机后升到1420rpm，1X、1Y、2X、3X、4X振动增大，只好降速暖机二次冲临界。
上述记录表明:#1、#2瓦的轴振、瓦振不稳定，不只是在3000rpm和带负荷过程，经常在1000rpm暖机或升速过临界时不稳定。每次振动大停机，均可以发现#2瓦处大轴晃度过大，这表明大轴振动与大轴弯曲密切相关，振动增大是由于大轴弯曲造成的。如果大轴振动和大轴弯曲发生在高参数带负荷过程，最经常的原因是转子存在热应力;像#2机这样，在低转速、低参数下大轴发生弯曲，一个主要可能原因就是碰磨。
碰磨可以发生在任何转速和任何工况下，500rpm、1000rpm、临界转速、3000rpm或高负荷工况。
从#2机情况看，从新机调试起，汽轮机就存在动静碰磨，经过数次检修，情况有所好转，当前开机过程已经较顺利，振幅的增加量小于以往几次启动，但负荷高时仍然不时发生碰磨。 3.4 关于汽缸位移问题的分析
测试中虽然测量到振动增大时#2、#1轴颈有抬高现象，但需要注意，这种抬高是轴颈相对于轴承或轴承座，而不是相对于高压缸缸体。通流间隙取决于转子相对于缸体的位置，严格地说，是相对于高缸内缸的位置。
如果高缸整体定位松动或高内缸定位松动，在运行过程中发生位移，均可能引起间隙性的动静碰磨。
#2机的检修记录还反映出每次检修揭开高缸均发现隔板汽封南侧间隙小。这是一个值得注意的现象，南侧间隙小，意味着南侧可能碰磨，这与测试中大轴振动时#1、#2轴颈向上偏南位移是一致的。
如前分析，测试表明各次振动增大的过程可以分为两个阶段，第一阶段振幅缓慢增加但各测点间隙电压基本保持不变，持续约一小时进入第二阶段，各测点振幅明显增大，同时#2瓦、#1瓦轴颈向上方偏南(右)移动。这说明振动增大在前，轴颈上抬在后。大轴振动发生前，有一段很长的初期形成阶段，振动缓慢增加到一定程度，振幅开始明显增长，如果是碰磨，则在轴颈位移前一小时已经开始发生。先位移后碰磨的推理似乎是不妥的。这样，寻找为何轴颈位移原因的重要性就降为次要的，需要首先分析应该是轴颈发生位移之前振动增大的原因。
3.5 摩擦振动的故障特征和机理
3.5.1 摩擦振动的特征
a.由于转子热弯曲将产生新的不平衡力，因此振动信号的主频仍为工频，但是由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会出现少量分频、倍频和高频分量，有时波形存在“削顶”现象。
b.发生摩擦时，振动的幅值和相位都具有波动特性，波动持续时间可能比较长。摩擦严重时，幅值和相位不再波动，振幅会急剧增大。
c.降速过临界时的振动一般较正常升速时大，停机后转子静止时，测量大轴的晃度比原始值明显增加。
3.5.2 摩擦振动的机理
对汽轮机转子来讲，摩擦可以产生抖动、涡动等现象，但实际有影响的主要是转子热弯曲。动静摩擦时圆周上各点的摩擦程度是不同的，由于重摩擦侧温度高于轻摩擦侧，导致转子径向截面上温度不均匀，局部加热造成转子热弯曲，产生一个新的不平衡力作用到转子上引起振动。
a.转速低于临界转速时的摩擦振动
如图中，转子原来的不平衡为OA，振动高点为H，由于滞后角小于90?，振动高点H是摩重点，该点温度高于对面一侧，受热弯曲的影响在此方向产生一个热不平衡OH， OH 与OA合成为一个新的不平衡OA1。OA1较原不平衡逆转了一个角度并且大于 OA，造成动静摩擦进 一步加剧，形成恶性循环，转子弯曲越来越大，很可能造成大轴弯曲事故。
b.工作转速时的摩擦振动
目前，汽轮发电机组的工作转速一般都高于各转子一阶临界转速，而低于二阶临界转速，工作转速下二阶不平衡与其引起的振动之间的滞后角仍小于90?，如果摩擦发生在对二阶不平衡比较敏感的区段，如转轴的端部，激起了比较大的二阶不平衡分量，那么仍可能发生比较严重的摩擦振动。
如果摩擦引起的热弯曲与原不平衡反相，则振动呈减小趋势，一段时间后摩擦消失，动静接触点脱离，径向温差减小，振动恢复原状，此时在原不平衡作用下又会发生摩擦，如此反复，汽封显得相对比较“耐磨”，振幅发生时间长、波动幅度大，# 2机振动与此类似。 4.对振动性质的诊断及处理意见
4.1 振动性质诊断的结论
根据上述特征，现对#2机组#1、#2瓦振动故障确定为高压通流部分动静碰磨，径向碰磨的可能性大于轴向碰磨，#2瓦轴承箱或前箱内存在碰磨的可能性不大。
这个结论的依据主要是:
(1)振动增大的成分是一倍频;
(2)振幅增加的同时，相位增加;振幅减小，相位也随之减小;
(3)振动增大和减小的速率缓慢，与转子热弯曲的振动特征类似;
(4)一倍频振幅增大的同时，三倍频和三倍频分量有少量的增大;
(5)低频振幅小且变化不明显;
(6)在多次发生轻微碰磨，运行一段时间后振动已经自行消失。
4.2 处理意见
尽管#2机振动已经消失，但为慎重起见，对碰磨为#2机振动主要原因的可能性从检修和运行角度做深入地讨论分析;进一步研究分析引起碰磨的原因;建议从以下几点考虑: 高缸运行中位移的可能;
隔板变形或位移的可能;
通流间隙南侧偏小的原因;
高外缸、内缸滑销系统定位不准的可能性;
关于处理方法，可以不考虑安排实施提高轴系稳定性的任何措施，如改瓦，调对中、标高等;不考虑实施消除汽流激振的措施。消除碰磨的工作，主要限于高压缸，如果从缸外部处理，通常是调整轴承标高或抬高缸体，改变缸内通流间隙，消除碰磨点。如果高缸还存在水平位移，则需要查找位移原因，有目标地采取措施。如果认定振动原因是碰磨而又无法肯定碰磨的原因，一个不得已而为之的办法就是根据检查的碰磨具体部位，放大动静间隙。 5.小结
一般机组，碰磨可能发生在轴端汽封、隔板汽封、叶顶汽封;多数是径向碰、也可能是轴向碰。通常情况，引起碰磨的原因很多，较常见的原因有间隙过小、缸胀不畅、缸变形、缸跑偏、支撑标高变化、隔板变形、真空影响(主要对低压转子)、振动过大等。 结合振动测试特征、相关运行参数以及#2机检修记录，分析发现， #2机振动增大与高缸、中缸胀差、膨胀无直接关系;与主蒸汽参数无关;与#1抽压力无关;与油温关系不大。并且可以初步排除碰磨原因来自缸胀不畅和滑销系统存在缺陷造成缸变形引发碰磨的可能;排除调门开启次序不妥造成碰磨的可能;排除转子热弯曲引起的间隙消失导致碰磨。 根据同类机组运行经验，由于动静碰磨而引起的汽轮机非稳定性振动，碰磨点不需要很大，只要有局部范围的动静接触，就可以引起机组足够大的振动，从#2机实际振动增大的幅度和速率看，碰磨并不严重，动静接触范围应该不大，特别是2号机轴系振动出现历史最大值以后，机组振动便一直处于优良状况运行，且未出现任何不稳定趋势;这样，因动静碰磨而引起的汽轮机非稳定性振动运行中自行消失后，揭缸检查也很难以寻找到磨痕。 参考资料:
(1)西安热工研究所，施维新，汽轮发电机组振动
(2)东南大学，陆颂元、王青华，抚顺发电公司2号机振动测试报告
(3)湖南电力试验研究所，王咏梅，大型汽轮机摩擦振动的故障特征分析 (4)抚顺发电有限责任公司: 2号汽轮发电机组检修记录
简述汽轮发电机组异常振动的原因及处理
在汽轮发电机组的运行中，机组的异常振动往往是评价一台机组运行好坏的重要标志，也因此成为评价汽轮发电机组运行稳定的重要指标之一。经验证明，汽轮发电机组的大部分事故，尤其是比较严重的设备损坏事故，都在一定程度上表现出某种异常振动。而且在毀机事故过程中都毫不列外地表现出剧烈的振动。因此对于发电厂运行人员及检修人员、电建汽机专业施工人员来说，有必要了解掌握汽轮发电机组产生异常振动的原因及其相应的处理方法。在
机组运行中，一旦发生机组振动，能够根据机组振动的特征，及时地对机组发生振动的原因作出正确的判断和恰当的处理，从而有效地防止事故的进一步扩大，避免造成严重的设备损坏或人身伤亡事故。
那么机组振动有哪些危害呢,其主要表现在对设备和人身两个方面。对设备危害主要表现为:
1、机组的动静部分摩擦
2、加速一些零件的磨损
3、造成一些部件的疲劳损坏
4、造成紧固件的断裂和松动
5、损坏基础和周围的建筑物
6、直接或间接造成设备事故
7、降低机组的经济性
对人身的损害主要表现为:
机组振动而带来的噪声会给人员带来疲劳感，降低工作效率
机组振动过大会损伤人员的某些器官，存在着人身性命安全隐患
因此，通过了解以上由于机组振动而带来的危害，运行人员和电建人员更应该掌握机组异常振动的原因，以及如何做到正确处理。就此问题下面作以简要的陈述。
汽轮发电机组的振动按激振能源的不同，可分为强迫振动和自激振动两大类。 首先了解强迫振动。强迫振动是在外界干扰力的作用下产生的，这类振动现象比较普遍。振动的主要特征是振动的主频率和转子的转速一致，振动的波形多为正弦波。而强迫振动产生的因素主要有以下几方面及相应处理:
1、转子质量不平衡。
引起转子质量不平衡的原因:一是单个转子在制造厂加工制作过程中而产生的转子上某个部位以转子中心线为对称轴方向上存在质量不平衡。这种不平衡量在转子出厂前，在厂内通过作低速动平衡，加平衡块的方式已经解决。但在安装和运行过程中，也因原平衡块松动，破坏了转子对称质量平衡，造成新的转子质量不平衡，因此，对于以上原因，在转子出厂前必须要求厂家做好，并在转子到现场后，安装检修人员必须对其全面检查，确保转子出厂合格。二是转子上某个部分落破坏了的转子质量平衡而引起振动，尤其是挠性转子的叶片断落最能造成转子质量不平衡引起剧烈振动。例如在1999.9.10 17:23和2000.2.14 3:35天津盘山发电公司800MW汽轮机分别出现的#2机#2低压缸末级960mm叶片第43和84号叶片断裂事故。由此引起的现象有:
1)、汽轮机内或凝汽器内产生突然的声响。
2)、机组振动突然增大或抖动，轴向位移显示增大或摆动。
3)、叶片损坏较多，同样负荷下蒸汽流量增加，监视段压力上升。
4)、凝结水导电度、Na离子、Cl根增加、凝汽器水位上升，凝泵电流增加。 5)、断裂的叶片进入抽汽管道造成逆止门卡涩等。
6)、停机惰走或盘车状态能听到金属磨擦声。
7)、引起轴瓦温度和回油温度升高，同时推力瓦温度上升。
8)、停机过程经过临界转速区时振动明显增加。
这些都是因转子质量平衡遭到破坏而引起的。因此汽轮发电机组运行人员和 安装检修人员必须也了解汽轮机转子叶片断落损坏的主要原因:
1)、外来杂物造成叶片损坏。由于叶片间隙小，叶片在高速旋转过程中，如果外 来杂物进入可使叶片损坏。这种情况出现一般是在新机组调试或大修后初次启动过程中，这是由于安装或检修不良遗留杂物所至。
2)、汽缸内固定零部件脱落造成叶片损坏。此种问题纯属制造与安装原因所致。 3)、轴瓦损坏，胀差超限，大轴弯曲以及产生的强烈振动所造成的动静摩擦，使叶片损坏。 4)、水冲击可直接造成叶片损坏。
5)、长时间水蚀严重造成叶片损坏。
6)、叶片本身材料质量问题，长时间运行，超过疲劳极限使叶片损坏。如果叶片的固有频率不合格，运行中产生共振也能损坏叶片，另外叶片设计不当也是损坏叶片的一个原因。 7)、叶片过负荷。尤其是末几级由于叶片长度的原因更容易损坏叶片。
8)、汽轮机超速。
9)、汽轮机转子在临界转速区滞留时间过长使振动大造成叶片损坏。
10)、长时间低周波运行，使叶片自激振动增加容易损坏叶片。
11)、汽温过低有两种危害:一是末几级叶片湿度过大，叶片受冲蚀，截面减少，应力集中，引起叶片损坏。二是当汽温降低而出力不降低时，流量势必增加，从而引起叶片过载损坏叶片。
12)、蒸汽品质不合格可使叶片结垢，通流面积减少，各级焓降增加，叶片应力增大。另外，叶片结垢也能引起叶片腐蚀，使强度降低。
13)、真空过高或过低。真空过高时，可能使末级叶片过负荷和湿度增大，加速叶片水蚀。另外真空过低时，若仍保证最大出力不变，也能使末几级叶片过负荷。
14)、启、停机及增减负荷时操作不当，如果速率快可使胀差超限，发生动静摩擦，损坏叶片。
15)、汽轮机在低负荷或空负荷情况下运行时间过长，此时末级叶片在小容积流量工况下会产生汽流在叶片根部的脱流和叶片顶部的涡流现象，使叶片的动应力增加。如果汽轮机在高转速下紧急破坏真空，排汽压力升高，蒸汽比容增大，冲击力增大，可能会激发叶片的颤振，另外摩擦鼓风损失会使叶片局部达到很高的温度。所以后一种情况更为危险。 对于以上原因，应采取如下措施:
1)、电网应保证汽轮发电机组在额定频率和正常允许变动范围内工作。
额定工作频率50Hz，正常变化范围49-50.5Hz，可以长时间运行。
a. 在50.5-51.0Hz，一次运行?3min，全部累运?500min。
b. 在49.0-48.0Hz，一次运行?5min，全部累运?750min。
c. 在48.0-47.0Hz，一次运行?1min，全部累运?180min。
d. 在47.0-46.0Hz，一次运行?10s，全部累运?30min
出现上述情况应迅速采取措施加以恢复。并且机组每次偏离周波运行应有认真的记录。 2)、避免机组过负荷运行。
a. 任何情况下高压缸调节级的压力?17.66Mpa，否则应关小调速汽门，机组减负荷。 b. 任何情况下低压缸的入口压力?0.314MPa。
c. 保证凝汽器工作压力为3.57/4.54KPa(冷却水入口温度16.4?，流量80000m3/h)。冷却水入口温度变化时按曲线调整主机真空。
d. 只有一列高加运行时，汽机负荷?785MW，此时调节级汽室蒸汽绝对压力?14.7Mpa，且无额外抽汽;高压缸第六级后绝对压力?8.14Mpa。
e. 二列高加全部切除，汽机负荷?750MW，此时调节级汽室蒸汽绝对压力?13.34Mpa，且无额外抽汽;高压缸第六级后绝对压力?7.65Mpa。
f. 汽机在最大进汽量(2650T/H)，对应最大负荷为850MW的情况下，不允许切除高压加热器运行，否则，中、低压缸各级叶片过载。
3)、加强机组运行中的监视，尤其是在机组启、停、加减负荷过程中，必须加强对汽压、汽温、出力、真空、胀差、串轴、振动等的监视。精心调整，不允许这些参数剧烈变化，严格
执行规程规定。启、停机过程应按操作票和启、停机曲线逐步进行操作。 4)、主、再热蒸汽额定工作温度540?正常工作范围为530-545?，机侧主汽温低于470?，炉侧出口达450?应停机。
5)、汽轮机空载运行时间不允许?30min，无蒸汽运行时间?3min。防止低压转子鼓风发热，对叶片不利。禁止汽轮机在高转速下破坏真空，汽机事故停机情况下也要在转速下降到2000—2500rpm以下才能破坏真空。
6)、加强汽、水品质监督，防止叶片结垢，腐蚀。
7)、注意调整高、低加及除氧器水位在正常，严防满水运行。将高加及除氧器水位高?值、高?值保护投入运行。
8)、定时巡检主机，倾听机内声音，感觉实际振动情况，定期分析各抽汽段压力和凝结水水质的情况。
9)、若出现断叶现象，通流部分必发生可疑声响，机组出现异常振动，在负荷不变或相对减小情况下，中间级汽压升高或凝结水硬度升高，导电度突然增大，应紧急停机，尽量避免事故扩大。
10)、定期按规定做主、调速汽门严密性试验。检查主、调速汽门的严密性，防止汽轮机甩负荷后超速。
11)、若停机时间较长应做好保养工作，现经常用的是真空干燥法，有效地防止了通流部分锈蚀。
12)、汽轮机低负荷运行时，必须按启动曲线控制蒸汽温度和压力，防止低负荷时低温蒸汽冲洗叶片造成末级蒸汽湿度过大。
13)、注意调整主机真空，严格对照冷却水温度与真空曲线来调整主机真空。 凝汽器工作压力正常?8KPa，达到13Kpa报警，当达20KPa主机跳闸。由于本机凝汽器冷却介质是海水，冬天海水温度较低，所以在主机真空高于额定值时一定不要使汽轮机过负荷运行，否则会使低压末级叶片过负荷。另外真空过高也会使末级叶片进汽边缘水蚀，所以要注意冬季时的主机真空调整。
14)、汽轮机升速过程中一定要快速通过临界转速，升速率为700rpm。
15)、每次启机时都要作危急保安器压出试验，定期按规定做电超速和危机保安器真实超速试验。定期检查OPC预保护动作的可靠性，做好一切防止汽轮机超速的反事故技术措施。 16)、运行中加强振动监视，定时记录，定期分析。机组振动保护应可靠的投入。 17)、本机组低压末级和次末级动叶的背部进口边缘均焊接有司太立合金，同时末级隔板外环上开设有去湿槽，有效地增加了末级叶片的抗水蚀能力。
18)、充分利用机组大修、小修机会对末级叶片进行重点检查和探伤，及时发现问题，把事故消灭在萌芽之中。
通过以上原因的了解及应采取的相应措施，在运行中避免因汽轮机叶片断落而引起转子质量不平衡产生振动是可行的。
总之，转子质量不平衡是引起机组振动的重要原因，它的振动特点是振动频率和转子转速一致。振动波形为正弦波，如果不考虑临界转速和转子挠曲的影响，振幅的大小可以看作和转速的平方成正比。
转子中心不正。
转子中心不正主要是指相邻两个转子连接时的中心不同心引起的。这种情况主要是在安装和检修时由于不重视联轴器找中心，或是在紧固连接螺栓时没有考虑到用力均匀，以及在连接过程中没有时刻进行检查是否连接符合要求等原因，造成转子中心出现偏差，从而在机组运行中引起机组振动。由于这种原因是人为造成的，所以在安装和检修时是可以修正的，因此这种引起振动的因素是可以避免的。
汽轮机膨胀受阻。
汽轮机膨胀受阻是引起机组振动的一个非常重要的原因。由于膨胀受阻而引起各轴承之间的位置标高发生变化，直接导致机组的转子中心发生变化;同时还会改变轴承座与台板之间的接触状态，从而减弱了轴承座的支承刚度。有时还会引起动静摩擦，造成转子新的不平衡。这种因汽轮机膨胀受阻而引起的机组振动主要还是在于安装过程中造成的，其次是在机组运行过程中对机组的滑动面、滑销系统的检查维护不到位，例如滑动接合面进水生锈、进细小颗粒，滑销间隙内进水或进入细小颗粒，引起滑动面和滑销系统膨胀不畅;滑销系统在安装时间隙不够或间隙不均匀，引起滑销蹩劲;滑销系统与汽轮发电机组的中心线不同心，在机组运行时，使汽轮发电机组膨胀方向与汽轮发电机组中心线不一致，改变了汽轮发电机组的动静间隙，引起摩擦产生机组振动。因此，为了确保机组膨胀受阻，就必须在安装机组的时候重视机组滑动接合面接触严密和滑销系统一定于汽轮发电机组的中心线同心，并保证其间隙均匀畅通，同时保证滑动接合面和滑销系统内部必须干净。为了防止进水生锈，可在滑动接合面和滑销系统内部涂上二硫化钼粉等润滑防水措施，并在运行和日常检修过程中，时刻对滑动结合面及滑销系统的边缘进行清扫，保持其四周的清洁，必要时对以生锈的地方用少量除锈剂进行处理，还是效的。对此无论安装人员、检修人员还是运行人员了解这一点是很重要的。
电磁干扰力引起的振动。
电磁干扰力是指发电机转子与静子之间由于磁场发布不均匀造成的。大体包括两方面的主要原因:
一是发电机转子匝间短路或发电机转子绕组发生接地。发电机转子匝间短路是指发电机转子绕组本身之间发生连接短路现象，产生的原因是转子绕组的通风孔内有金属杂物，或是转子上的集电环处绝缘不合格。在运行中，它或是转子使转子上的某个部位发热，引起转子弯曲变形，造成转子新的不平衡，严重时还会引起动静摩擦，使转子的弯曲继续增大，造成机组严重损坏。发电机转子绕组发生接地，主要是由于发电机轴承座及励磁机轴承座底部的绝缘不好造成的。这种情况不仅会引起发电机转子本身发热而使机组振动;还会引起发电机碳刷处产生火花及碳刷破损等现象;轴瓦处乌金与转子轴颈发生电击或轴颈腐蚀，破坏了轴瓦的油膜，引起机组烧瓦事故。因此必须重视对发电机的转子、静子及轴承座绝缘的检查、安装，保证发电机转子上的通风口内畅通及干净，保证发电机转子的绝缘符合设计要求合格，保证静子内部的零部件无松动及内部干净无金属杂质，保证发电机轴承座底部的绝缘板符合设计要求，确保发电机转子与大地之间绝缘。
二是发电机转子与发电机静子之间的空气间隙不均匀。这主要发生在安装和检修时没有使发电机转子和静子之间的空气间隙调整均匀引起的。因为发电机转子在运行中和静子之间产生的磁力反作用力与转子和静子之间的距离有关(即与空气间隙有密切关系)。在空气间隙在转子周围均匀的情况下，发电机转子与静子之间产生的磁力反作用力对于转子来说各个方向上是相互抵消的，因此发电机转子始终保持平衡并在轴中心线上运转。如果空气间隙发生变化，那么磁力反作用力也相应发生变化，在空气间隙小的一面磁力反作用力就相应变大，而在空气间隙大的一面磁力反作用力就相应变小，这样就会破坏了磁力反作用力对转子的平衡，要想达到平衡，势必会使转子向空气间隙大的一面移动，这样就会破坏了转子中心与汽轮发电机中心的同心度，从而改变了机组的动静间隙，而引起机组的振动。因此，必须重视发电机组的空气间隙均匀的重要性，尤其是在机组安装和检修时应正确对待。 三是发电机磁力中心不正。这也是因机组安装和检修时引起的。原因是在运行中，发电机转子横向中心与静子横向中心不重合，引起发电机转子和静子之间的磁力扰动而使机组产生振动。因此，在机组安装和检修时必须重视此事。
四是电网干扰。主要是由于相连接的电网在运行、电网频率波动等原因，而给机组带来的干
扰，引起机组振动。这种情况，只能及时与相应电网联系和掌握电网运行状况，控制好机组负荷的变化，以便尽量减小干扰，减少机组振动。
支承刚度不足和共振。
引起的原因主要是机组的轴承座与台板、轴承座与汽缸、台板与基础之间的连接松动造成的。一般来说，基础、台板、轴承座振动的差值不应大于3,5μm，如果振动的差值过大，则说明连接刚度不足。而且振动的特点为主要表现在垂直方向上振动增大。因此，在机组安装中应保证轴承座与台板、轴承座与汽缸、台板与基础之间的连接刚度，以及在检修期间应认真地对各部分进行检查。
轴瓦松动。
轴瓦因安装时紧力不足或经受长时期的振动后，会产生在洼窝中松动的现象。这不仅造成轴承振动的增加，同时还伴有较高的噪声。因此，在机组安装和检修时应特别注意。 热不平衡
有不少汽轮发电机组的振动是随着转子的受热状态发生变化的，即当转子的温度升高时，振动增大。其原因是由于转子沿横截面方向受到了不均匀的加热和冷却、膨胀不均等，使转子产生了沿圆周方向的不轨则变形。而造成转子沿圆周方向不规则热变形的主要原因有: 1)、转子材质残余应力过大。受热后在一定的温度下，由于应力释放使大轴产生弯曲变形。 2)、转子材质横断面上纤维组织不一。当转子温度升高后，由于膨胀不均匀，造成大轴热弯曲。而在冷却后，又会自然变直。
3)、转子套装件失去紧力或紧力不足。如果发电机套箍、汽轮机叶轮等与大轴产生温差时，就可能松动，这时由于套装件与大轴的间隙不均匀使大轴受热不均匀而产生热弯曲。 4)、转子套装件之间的膨胀间隙不均匀且间隙不足时，转子受热膨胀就会出现很大的轴向力，从而引起大轴产生热弯曲。
5)、转子中心孔进油或进水。当转子中心孔和旋转中心不重合时，油膜在圆周方向分不均匀，使转子在圆周方向受热不均，从而造成大轴弯曲。
6)、发电机转子线包匝间短路、通风孔堵塞、线包在径向不时称热膨胀等，都会使转子产生热不平衡。
7)、转轴局部摩擦。这种现象在电厂中是常见问题，由于局部摩擦而引起转自局部过热膨胀，使转子出现热弯曲，引起机组因摩擦转子弯曲而振动。但在运行中发生轻微摩擦的情况下，改善机组运行工况，通常能够控制碰摩的发展或避开摩擦。但发生严重摩擦时，必须迅速打闸停机，以便减少机组设备损坏的程度。停机后还应注意进行连续盘车冷却，防止造成大轴永久弯曲。
8、转子出现裂纹。
一旦出现转子出现裂纹，就有可能带来灾难性的损坏。而机组振动正是裂纹扩展成灾难的重要原因。但发生这种情况的最主要的特征是随着金属表面温度的下降，振动会增大。因此，在机组安装和检修时，尤其是机组检修时对转子的检查是非常重要的。 随机振动。
当机组的转子受到不规则冲击时，将会产生随机振动，其振动的频率、振幅都在不断的发生不规则的变化，其间既包含冲击强迫振动，又包含自由振动。而机组运行中发生随机振动的主要情况有:
1)、停机后再启动时，振动幅值和相位都发生较大变化，其原因通常是: a)、平衡重块移动、转子上或中心孔内有活动的零件。例如: 邹县发电厂6号日立-东方电气集团公司联合设计生产的600MW机组振动，原因就是因为发电机转子汽机侧堵头从发电机转子内孔跑出，跑在了汽机盘车齿轮内孔中，该堵头重约12kg。引起的转子出现新的不平衡造成机组振动。
b)、套装件紧力不足。
2)、在振动增加的同时又明显的冲击声。这是应注意检查转子上的零部件，如动叶片及其连接件等是否飞脱。
3)、运行中振动增大，但在1,2h后又恢复正常或维持在稍大于以前的振动水平上，这是应注意检查汽封摩擦情况和转子受热部件是否有可能与水接 触。
4)、如果在运行中振幅变化很大，在振幅变化的一个周期内，相位变化
36?，这时应注意检查转轴与密封材料、整流子之间的磨损情况，这类现象多发生在励磁机上。
其次了解自激振动。自激振动又称负阻振动，也就是说由振动本身运动所产生的阻尼力非但不阻止运动，反而间进一步加剧这种振动。这种情况不需要外界向振动系统输送能量，振动即能保持下去。所以这种振动与外界激励无关，完全是自己激励自己。根据激发自激振动的外界扰动力的性质不同分为:
轴瓦自激振动。即轴颈和轴瓦润滑油膜之间发生的自激振动。其又分为两个方面: 1)、半速涡动。只有当转子的第一临界转速高于1/2工作转速时所发生的轴瓦自激振动，其振动频率约等于工作转速相应频率的一半，故称半速涡动。这种振动的振幅始终不大，而且在机组升速的过程中，永远不会与转子的第一临界转速发生共振，因此对机组安全一般不会造成严重威胁。
2)、油膜振荡。当汽轮发电机转速高于两倍第一临界转速时，轴瓦才会发生自激振动，或者只有转子第一临界转速低于1/2工作转速时轴瓦发生自激振动，这两种情况都称为油膜振荡。其最能发生在汽轮发电机组起动升速过程中。一旦发生，其现象有所有的轴承都出现激烈振动，在机组附近还可以听到“咚咚”的撞击声。并始终保持着等于临界转速的涡动速度，而不再随转速升高而升高。所以一旦遇到油膜振荡就不能像过临界转速那样界提高转速冲过的办法来消除。而且这种振动在机组运行中最常遇到。因此，应当采取相应得措施: a)、增加轴承比压。即增加轴瓦单位垂直投影面积上的轴承载荷，从而提高轴承工作的稳定性。而增加轴承比压最方便的办法是调整联轴器中心。但这种调整是有限的，且只适应于刚性和半挠性联轴器附近的轴瓦。在现场最多的方法是缩短轴瓦长度，即降低长颈比。例如国产200MW和300MW机组就是通过改变轴瓦的长颈比来消除的。
b)、降低润滑油的粘度。由于粘度越大轴颈带油越多，油膜越厚，稳定性越差。因此，降低润滑油的粘度可以更换油号或提高油的温度。而最用的是后一种。
c)、减小轴瓦顶部间隙，扩大两侧间隙。这种措施就是增加轴承的椭圆度。 d)、增大上瓦的乌金宽度，以便形成油膜，增加轴瓦稳定性。
e)、换用稳定性好的轴瓦，例如用可倾瓦。
f)、充分平衡同相的不平衡分量。
2、摩擦自激振动。是由于动静摩擦所产生的自激振动。消除这种振动的最有效的办法就是避免在运行中发生动静摩擦。
3、间隙激振。这种振动产生的原因是由于转子受到外扰产生一个径向位移时改变了叶片四周间隙的均匀性，间隙小的一侧漏气量小，作用在叶片上的作用力就大;相反间隙大的一侧因漏气量大，作用在该侧的叶片上的力就小。当两侧作用力的差值大于阻力时，就能够使转子中心绕汽封中心作与转轴动方向一致的涡动。这种涡动越来越加剧就产生自激振动。消除的措施最有效的方法就是保持转子和汽缸的同心度，合理地调整动静间隙。此外还可以在动叶片复环的固定齿封中间加装导流片，从而对间隙中汽体圆周运动起阻尼作用并减少涡流。或改变调速汽门的投入顺序或关闭引起振动的调速汽门，从而改变蒸汽对转子圆周方向的作用力。
综上所述，通过以上对汽轮发电机组异常振动原因的了解以及掌握相应处理的措施，对
电厂安装、检修、运行人员是非常必要的，它不仅提高电厂安装、检修、运行人员对机组发生异常振动的意识和正确判断、正确处理事故的方向，而且保证了汽轮发电机组的安全运行。这一点是无可厚非的。因此正确的了解掌握汽轮发电机组的异常振动的原因及其处理是有重要意义的。
第二篇 案例:北京北重汽轮机10万
机组振动原因分析
这些资料是我从兰泵网上摘录下来的，相信会对汽轮机检修有所帮助，现将整个讨论过程全部转至三维网，便于大家学习讨论。
北京北重汽轮机10万机组振动
某厂北京北重汽轮机10万机组，大修时改造低压轴端外侧两圈为接触式汽封的。运行中关二档漏汽门时造成轴封压力从20KPA升至50KPA，保持约20分钟后调整下来，同时轴加抽汽风机电流从9.1降到8.8A，4小时后负荷从7.6万升至8万后，几分钟后4#瓦盖、3#大轴振动上升到报警。4#瓦盖30um-》60um，3#大轴80um-》170um，其它轴振、瓦振均有所上升，幅度不同。负荷升到8.5万时，3#大轴接近200um，未再加负荷。频谱为1X、2X，2X约为1X的10%差点。原因不明，正解决中。
补充一下:
1轴封压力从20KPA升至50KPA后，低压差胀一直较原来偏高。(开停机后均如此) 2 我们用的是本特利监视系统，轴瓦盖振动是垂直方向，大轴是垂直向左右45度各一。大修是前年完成的，运行过程中出现的异常;
3、轴封压力从20KPA升至50KPA后约30分钟，3#大轴1X振动相位发生了20度左右变化，整个幅值没大的变化。
4、当天，怀疑轴封积水影响，作了很多积水处理操作措施，振动并没有回到原始状态，仍然在150um左右。
5、次日决定短时间停开机一次，停机惰走过二阶时，3#、4#瓦振满表、3#大轴满表。 6、停机检查末级叶片无异常;
7、盘车三小时后开机过二阶，3#瓦盖到100um，3#大轴170um。
开机后振动均不超过报警值，但如果轴封供汽温提高，有上升趋势。一直控制二档漏汽到七段的开度。3#、4#大轴、4#瓦盖接近报警。负荷带满。
结论:一认为轴封积水，一认为磨擦。
个人意见接触式汽封磨擦，证据如下:
1、低压差胀一直较原来偏高，磨擦使低压转子温度升高;
2、停开机过程，过二阶有变化;盘车三小时大轴热弯曲有所改善;
不能解释的是开机后轴封供汽温度对振动变化趋势的影响。
网友提问1:
瓦盖振动是哪个方向,1X频大于2X频，只有10%，一倍频峰值很大，较少伴随其他倍频，并且无其他较大峰值出现;感觉象是动不平衡的现象，但是，如果仅仅是大修后出现的问题，这种可能性比较小～
你们更换的是王长春接触式汽封吗,他的蜂窝带的间隙是的多少,蜂窝带的间隙小的话，有可能造成动静摩擦，造成转子热弯曲，产生振动～
你所说的现象是开机过程中的还是运行中的现象,是开机冲转4小时后带负荷到7万的还是已经运行了好几天了,
如果是开机后4小时带负荷到7万，可能是滑销系统的问题，汽缸的膨胀不够;滑销卡涩也会造成机组的振动～
网友提问2:
1、“次日决定短时间停开机一次，停机惰走过二阶时，3#、4#瓦振满表、3#大轴满表”该机组我厂低压转子在工作转速以下只有一阶临界转速。请问:轴瓦振动大后停机过临界的转速与开机过临界转速哪个转速大,
,、运行中关二档漏汽门时使高压缸端部轴封压力上升，从而排挤了高压转子的轴封送汽。甚至有可能高压转子的轴封漏汽，通过轴封送汽管道串到低压缸轴封。造成轴封压力从20KPA升至50KPA。要不在关二档漏汽门时将高压缸两端送汽分门关小或全关，看看轴封送汽压力上升吗,
,、机组运行正常后汽缸膨胀一般都稳定了，运行中关二档漏汽门加大了高压转子端部向外的漏汽量，将高压转子端部加热到更高温度，使转子膨胀。此时高差和低差都会出现正差胀(你厂低压缸差胀热工用的是正进式的吧,)
,、铁的膨胀系数为铁的膨胀系数为(160~180)×10-7米,?,,.,,,,,.,,,mm/?左右,要是高压缸轴封高温蒸汽到低压轴封，这样会使低压转子急剧加热转子膨胀，轴封温度迅速上升,,?左右，就可以使汽封动静间隙消失(转子比汽封套加热速度快的多)，转子与汽封碰磨(据你介绍低压轴端外侧两圈为接触式汽封，这样轴封风机抽走的只有高温蒸汽，较低温度的空气被接触式汽封挡住，不能冷却转子(建议将低压缸内侧的更换成接触式汽封(
本人遇见～不对之处还需各位高手指教～～
回复:1、停机惰走转速在2200-2300RPM左右4#瓦、3#大轴满表，(分别超过80um、200um)。开机时分别是83um、170um，有明显的降低。是几阶等上班后查查资料。 2、振动前轴封从20-50KPA，是关二档造成，这点在排除振动原因时，多次验证过。 3、开机后是正胀差，只是在振动前轴封从20-50KPA后，低压差胀就较原来增加了(一直偏高，包括停开机后也是)。
我不认为是汽封膨胀造成磨擦，我们的接触式汽封是碳基复合材料，无金属，与转轴基本是面接触方式，可能是轴封从二档倒回到低压轴封，压力升高导致轴封块向侧面推挤，不能正常退让，超过设计接触压力，与转轴磨擦造成弯曲。原疏齿式汽封磨擦情况经常发生，不可
能是这种状态。
不过这两天振动在缓慢下降，但与二档漏汽门仍然有关系。实际上也是测量低压轴封温度，如达到130度左右，振动有上升趋势。
网友提问3:
1、转子碰磨后一般停机过临界转速比开机临界转速要高。
2、我不是说由于接触式汽封摩擦产生大振动，接触式汽封本来就是0间隙，应该是低压转子受热后膨胀快直径变大与镶片式汽封碰磨
3、现在这两天振动在缓慢下降，估计是转子与汽封碰磨使汽封间隙逐渐变大的缘故，以后间隙磨到一定程度应该慢慢会好的。
4、低压转子是套装转子，汽封与转子碰磨的危害性没有整段转子严重。 5、要是问题解决了，望
通知
关于发布提成方案的通知关于xx通知关于成立公司筹建组的通知关于红头文件的使用公开通知关于计发全勤奖的通知
一下如何解决的和处理方法，谢谢～～
回复:
目前维持150um以下的轴振，结果并没肯定，有待明年大修检查。
第一阶段结果:机组已经开起来了，基本正常(不超过I值报警)。等厂里有了正式的分析结果后，再发个详细的上来。
关于我厂"北京北重汽轮机10万机组振动 "新发展
哎，又重起一次，两天后振动突然超200um，被迫停机，现已揭缸，轴封部份未见异常，16级、17级、21级、22级叶顶汽封磨，21级叶轮围带磨损严重脱落，叶片断裂数片。 振动原因进入朴素迷离阶段。
网友分析:
1:低压缸的正向和反向中间两级叶顶汽封，阻汽片是整个圆周都磨损吗,如果是两侧的一个边磨损的话，需要调整隔板中心，再者要看看隔板的底键间隙是否过大，底部磨损的话，同样要调整隔板中心
2:我们也经常发生类似的现象，但是没有造成振动，阻汽片磨损可以重新镶，可以在压汽封的时候，贴胶布测量间隙，已经磨损的围带，如果不是很严重可以不做处理。 3:测量分流环处的转子弯曲，看看是否因为弯曲造成磨损。
4:检查机组安装后做动平衡时加的平衡块是否有松动移位。
5:建议开机冲转后，做动平衡，以为根据你上次提供的数据，可以判断是动不平衡引起的振动。上次我在给你答复后，同时将你提供的数据发给了一位专家，他是振动处理方面的泰斗～他给我的答复也是“存在不平衡”～
6:还有一种可能，就是因为转子动静碰磨造成引起强迫振动～
以上是个人愚见，仅供参考～
回复:谢谢。现低压转子已送东汽检修，振动原因仍然不明。转子已在东汽修完，到东汽驻厂十多天，看了不少的东西，叶片装配也不复杂。机组正在恢复中，预计十月底开机。具体损坏的原因不能明确。目前发现16级两片叶片根部有裂纹，振动剧烈可能是由于21级叶片疲劳裂纹断裂引起。东汽并没对振动原因说明。
网友讨论:
振动问题是厂家的忌讳谈的
基本上对汽机振动问题，厂家是非常忌讳谈的，除非有明显可见的缺陷。引起振动的原因很多，设计、设备制造本身、安装、运行过程中未严格按照规程进行都有可能引起振动，在分析时，如没有明显的缺陷或证据，谁都不会把责任揽在自已身上的，即使是专家也很难作出决定，因为牵涉面太广，相关利益方都不会轻易认帐的。北京北重汽轮机的机子我接触过两台，其在西南的机组出了问题一般都是委托东汽厂进行修复。
一般来说，电厂为了早日发电，都会暂时放弃追究责任(原因如上所述)，只有选择尽快修复早日投产发电，钱的问题一般来说只有大家各出一点，最后完了慢慢商量，通常制造商和安装单位都有质保金在电厂手上，大家都不会撕破脸皮的。
总结:
我厂振动的北京北重汽轮机十万机组顺利开机成功～终于放心了～历时两月有余，机组经历的事情太多了，我是主管汽轮机设备的，这次事故给了我很多教训。感慨，火电厂真是机、炉、电，机真是难啊。闲话不说了，还是介绍这两个月的情况吧。
停机准备揭低压缸检查轴封的，当时我没在厂，外地催货去了。开缸发现21级围带、叶片严重磨了，必须更换叶轮，就近找东汽检修，九月底检修好回厂(我也去东汽监制去了)。不幸，金属监督偶然发现正向的16级同样存在两只叶片根部轴向汽封齿位置有可见裂纹，汽轮机厂叫叶片外包的部位，第二次返厂更换16级(凄凉，因为是设备主管、又去了东汽监制，所以责任重大)。所幸，昨天检修调试完毕，开机一切顺利，振动全部合格。
这次检修，更换16、17、21、22叶顶配合部位的径向汽封，非常不利，涉及动静之间的间隙问题，而又没有合适的机具进行找同心安装，担心死了，最后保障2.5mm以上间隙，向北京北重汽轮机咨询要求保障2mm以上，冲转没问题才放心了。
开机的过程还是有插曲的，第一次冲到1300RPM，1#、2#大轴II值报警，当时吓的，估计脸都绿了，虽然低压部分没问题，但这次改造了所有的高缸汽封为蜂窝式的，有问题仍然是很严重的，真要是汽封严重碰磨还只有揭缸才能处理。所幸，盘车两小时后，挠度只有0.015mm，再次小心升速冲转，一切OK。直至超速试验，振动仍然很好，上天保佑啊。 还是要总结一下:
第一汽缸内有金属磨擦声音时千万要小心谨慎，不要盲目冲转;(血的教训啊，如果第二次坚持不开机转而开缸检查，不会有如此严重的后果)
第二蜂窝汽封对碰磨非常敏感，我们的国产机组状态不良，轴偏移大时容易引起没法开机。
此外，大修中还是发现了一些异常，接触汽封块有结垢现象。可能限制汽封块活动，我坚决把哪圈全换了。应该说有关系，但21级碰磨不一定全是它的关系，在正向16级也发现有叶片裂纹现象，不知道其它机组有没有问题。年底还要干一台大修，得仔细检查叶片了
网友讨论:蜂窝密封是可以有效消除气流激振的，但是如果间隙方的很小(厂家对蜂窝很自信，往往要求间隙放到最小)则很容易因为碰磨而产生振动，不过你厂的情况应该不是有高压端部汽封引起。另外，蜂窝汽封在国外最开始是用在航天飞机上的，就是为了消除气流激振和增加密封效果，西屋公司首先把它引用到汽轮机上面来，用在次末级和次次末级，是为了减小汽水蚀。你们也可试试在叶顶部位考虑用蜂窝汽封，保护叶片很有效，我厂75MW的后置机用了一个大修期，效果不错。
第三篇 汽轮机振动讲义
摘要:为了保障城市经济的发展与居民用电的稳定，加强汽轮机组日常保养与维护，保障城市供电已经成为了火力发电厂维护部门的重要任务。文章就汽轮机异常振动的原因进行了分析与故障的排除，在振动监测方面应做的工作进行了简要的论述。
关键词:汽轮机;异常振动;故障排除;振动监测;汽流激振现象
对转动机械来说，微小的振动是不可避免的，振动幅度不超过规定
标准
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的属于正常振动。这里所说的振动，系指机组转动中振幅比原有水平增大，特别是增大到超过允许标准的振动，也就是异常振动。任何一种异常振动都潜伏着设备损坏的危险。比如轴系质量失去平衡(掉叶片、大轴弯曲、轴系中心变化、发电机转子内冷水路局部堵塞等)、动静磨擦、膨胀受阻、轴承磨损或轴承座松动，以及电磁力不平衡等等都会表面在振动增大，甚至强烈振动。
而强烈振又会导致机组其他零部件松动甚至损坏，加剧动静部分摩擦，形成恶性循环，加剧设备损坏程度。异常振动是汽轮发电机运转中缺陷，隐患的综合反映，是发生故障的信号。因此，新安装或检修后的机组，必须经过试运行，测试各轴承振动及各轴承处轴振在合格标准以下，方可将机组投入运行。振动超标的则必须查找原因，采取措施将振动降到合格范围内，才能移交生产或投入正常运行。
一、汽轮机异常振动原因分析
汽轮机组担负着火力发电企业发电任务的重点。由于其运行时间长、关键部位长期磨损等原因，汽轮机组故障时常出现，这严重影响了发电机组的正常运行。汽轮机组异常振动是汽轮机常见故障中较为复杂的一种故障。由于机组的振动往往受多方面的影响，只要跟机本体有关的任何一个设备或介质都会是机组振动的原因，比如进汽参数、疏水、油温、油质、等等。因此，针对汽轮机异常震动原因的分析就显得尤为重要，只有查明原因才能对症维修。针对导致汽轮机异常振动的各个原因分析是维修汽轮机异常振动的关键。
二、汽轮机组常见异常震动的分析与排除
引起汽轮机组异常振动的主要原因有以下几个方面，汽流激振、转子热变形、摩擦振动等。
(一)汽流激振现象与故障排除
汽流激振有两个主要特征:一是应该出现较大量值的低频分量;二是振动的增大受运行参数的影响明显，且增大应该呈突发性，如负荷。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体来流冲击就会发生汽流激振;对于大型机组，由于末级较长，气体在叶片膨胀末端产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象;轴封也可能发生汽流激振现象。针对汽轮机组汽流激振的特征，其故障分析要通过长时间的记录每次机组振动的数据，连同机组满负荷时的数据记录，做出成组曲线，观察曲线的变化趋势和范围。通过改变升降负荷速率，从5t/h到50t/h的给水量逐一变化的过程，观察曲线变化情况。通过改变汽轮机不同负荷时高压调速汽门重调特性，消除气流激振。简单的说就是确定机组产生汽流激振的工作状态，采用减低负荷变化率和避
开产生汽流激振的负荷范围的方式来避免汽流激振的产生。
(二)转子热变形导致的机组异常振动特征、原因及排除
转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。由于引起了转子弯曲变形而导致机组异常振动。转子永久性弯曲和临时性弯曲是两种不同的故障，但其故障机理相同，都与转子质量偏心类似，因而都会产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力。
与质心偏离不同之处在于轴弯曲会使两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生较大的工频振动。另外，转轴弯曲时，由于弯曲产生的弹力和转子不平衡所产生的离心力相位不同，两者之间相互作用会有所抵消，转轴的振幅在某个转速下会有所减小，即在某个转速上，转轴的振幅会产生一个“凹谷”，这点与不平衡转子动力特性有所不同。当弯曲的作用小于不衡量时，振幅的减少发生在临界转速以下;当弯曲作用大于不平衡量时，振幅的减少就发生在临界转速以上。针对转子热变形的故障处理就是更换新的转子以减低机组异常振动。没有了振动力的产生机组也就不会出现异常振动。
(三)摩擦振动的特征、原因与排除
摩擦振动的特征:一是由于转子热弯曲将产生新的不平衡力，因此振动信号的主频仍为工频，但是由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会出现少量分频、倍频和高频分量，有时波形存在“削顶”现象。二是发生摩擦时，振动的幅值和相位都具有波动特性，波动持续时间可能比较长。摩擦严重时，幅值和相位不再波动，振幅会急剧增大。三是降速过临界时的振动一般较正常升速时大，停机后转子静止时，测量大轴的晃度比原始值明显增加。摩擦振动的机理:对汽轮机转子来讲，摩擦可以产生抖动、涡动等现象，但实际有影响的主要是转子热弯曲。动静摩擦时圆周上各点的摩擦程度是不同的，由于重摩擦侧温度高于轻摩擦侧，导致转子径向截面上温度不均匀，局部加热造成转子热弯曲，产生一个新的不平衡力作用到转子上引起振动。
三、在振动监测方面应做好的工作
目前200mw及以上的机组大都装设了轴系监控装置，对振动实施在线监控，给振动监测工作创造了良好的条件。其他中小型机组有的虽装有振动监测表，但准确度较差，要靠携带型振动表定期测试核对，有的机组仅靠推带振动表定期测试记录。对中小型机组的振动监测工作，一般都比较薄弱，不能坚持定期(每周、每10天等)测试或测试记录不全不完整等等，不利于有关振动规定的认真执行。因此，电厂应明确规定测试振动的周期，给汽机车间专业人员和运行现场配备较高精密度的振动表，并建立专业人员保存的和运行现场保存的振动测试登记簿，按规定周期测试并将测试结果记入登记簿。测试中发现振动比上次测试结果增大时，专业人员应及时向领导汇报，并分析振动增大原因，研究采取措施，必要时增加振动测试次数，以监测是否继续增大。运行中如发现机组振动异常时，应立即使用现场保管的振动表进行测试，如振动比上次测试结果增加了0.05mm时，应立即打闸停机。如振动增加虽未达到0.05mm，但振动异常时听到机组有响声(如掉叶片等)，或机内声音异常时，也应停机进行检查。对一般的振动增大，也应向车间汇报，以便组织分析原因，采取措施。
四、结论
总之，机组振动测试结果是研究分析机组运行状况的重要技术依据。多年来，不少机组因振动大而拖延了投产期和检修期。对生产运行来说，接收了振动符合标准的机组以后，还必须加强振动监督，对振动监测做到制度化、经常化，必须在机组振动突然增大达到规程规定值时，及时果断地将机组停运，防止扩大损坏或对振动虽然增大，但尚未达到规程规定紧急停机数值的异常现象。及时对比分析，查找原因，并采取措施防止设备损坏事故的发生
第四篇 汽轮机振动大的原因分析及
其解决方法 摘要:为了保障城市经济的发展与居民用电的稳定，加强汽轮机组日常保养与维护，保障城市供电已经成为了火力发电厂维护部门的重要任务。文章就汽轮机异常振动的原因进行了分析与故障的排除，在振动监测方面应做的工作进行了简要的论述。
关键词:汽轮机;异常振动;故障排除;振动监测;汽流激振现象
对转动机械来说，微小的振动是不可避免的，振动幅度不超过规定标准的属于正常振动。这里所说的振动，系指机组转动中振幅比原有水平增大，特别是增大到超过允许标准的振动，也就是异常振动。任何一种异常振动都潜伏着设备损坏的危险。比如轴系质量失去平衡(掉叶片、大轴弯曲、轴系中心变化、发电机转子内冷水路局部堵塞等)、动静磨擦、膨胀受阻、轴承磨损或轴承座松动，以及电磁力不平衡等等都会表面在振动增大，甚至强烈振动。
而强烈振又会导致机组其他零部件松动甚至损坏，加剧动静部分摩擦，形成恶性循环，加剧设备损坏程度。异常振动是汽轮发电机运转中缺陷，隐患的综合反映，是发生故障的信号。因此，新安装或检修后的机组，必须经过试运行，测试各轴承振动及各轴承处轴振在合格标准以下，方可将机组投入运行。振动超标的则必须查找原因，采取措施将振动降到合格范围内，才能移交生产或投入正常运行。
一、汽轮机异常振动原因分析
汽轮机组担负着火力发电企业发电任务的重点。由于其运行时间长、关键部位长期磨损等原因，汽轮机组故障时常出现，这严重影响了发电机组的正常运行。汽轮机组异常振动是汽轮机常见故障中较为复杂的一种故障。由于机组的振动往往受多方面的影响，只要跟机本体有关的任何一个设备或介质都会是机组振动的原因，比如进汽参数、疏水、油温、油质、等等。因此，针对汽轮机异常震动原因的分析就显得尤为重要，只有查明原因才能对症维修。针对导致汽轮机异常振动的各个原因分析是维修汽轮机异常振动的关键。
二、汽轮机组常见异常震动的分析与排除
引起汽轮机组异常振动的主要原因有以下几个方面，汽流激振、转子热变形、摩擦振动等。
(一)汽流激振现象与故障排除
汽流激振有两个主要特征:一是应该出现较大量值的低频分量;二是振动的增大受运行参数的影响明显，且增大应该呈突发性，如负荷。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体来流冲击就会发生汽流激振;对于大型机组，由于末级较长，气体在叶片膨胀末端产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象;轴封也可能发生汽流激振现象。针对汽轮机组汽流激振的特征，其故障分析要通过长时间的记录每次机组振动的数据，连同机组满负荷时的数据记录，做出成组曲线，观察曲线的变化趋势和范围。通过改变升降负荷速率，从5T/h到50T/h的给水量逐一变化的过程，观察曲线变化情况。通过改变汽轮机不同负荷时高压调速汽门重调特性，消除气流激振。简单的说就是确定机组产生汽流激振的工作状态，采用减低负荷变化率和避开产生汽流激振的负荷范围的方式来避免汽流激振的产生。
(二)转子热变形导致的机组异常振动特征、原因及排除
转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。由于引起了转子弯曲变形而导致机组异常振动。转子永久性弯曲和临时性弯曲是两种不同的故障，但其故障机理相同，都与转子质量偏心类似，因而都会产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力。
与质心偏离不同之处在于轴弯曲会使两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生较大的工频振动。另外，转轴弯曲时，由于弯曲产生的弹力和转子不平衡所产生的离心力相位不同，两者之间相互作用会有所抵消，转轴的振幅在某个转速下会有所减小，即在某个转速上，转轴的振幅会产生一个“凹谷”，这点与不平衡转子动力特性有所不同。当弯曲的作用小于不衡量时，振幅的减少发生在临界转速以下;当弯曲作用大于不平衡量时，振幅的减少就发生在临界转速以上。针对转子热变形的故障处理就是更换新的转子以减低机组异常振动。没有了振动力的产生机组也就不会出现异常振动。
(三)摩擦振动的特征、原因与排除
摩擦振动的特征:一是由于转子热弯曲将产生新的不平衡力，因此振动信号的主频仍为工频，但是由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会出现少量分频、倍频和高频分量，有时波形存在“削顶”现象。二是发生摩擦时，振动的幅值和相位都具有波动特性，波动持续时间可能比较长。摩擦严重时，幅值和相位不再波动，振幅会急剧增大。三是降速过临界时的振动一般较正常升速时大，停机后转子静止时，测量大轴的晃度比原始值明显增加。摩擦振动的机理:对汽轮机转子来讲，摩擦可以产生抖动、涡动等现象，但实际有影响的主要是转子热弯曲。动静摩擦时圆周上各点的摩擦程度是不同的，由于重摩擦侧温度高于轻摩擦侧，导致转子径向截面上温度不均匀，局部加热造成转子热弯曲，产生一个新的不平衡力作用到转子上引起振动。
三、在振动监测方面应做好的工作
目前200MW及以上的机组大都装设了轴系监控装置，对振动实施在线监控，给振动监测工作创造了良好的条件。其他中小型机组有的虽装有振动监测表，但准确度较差，要靠携带型振动表定期测试核对，有的机组仅靠推带振动表定期测试记录。对中小型机组的振动监测工作，一般都比较薄弱，不能坚持定期(每周、每10天等)测试或测试记录不全不完整等等，不利于有关振动规定的认真执行。因此，电厂应明确规定测试振动的周期，给汽机车间专业人员和运行现场配备较高精密度的振动表，并建立专业人员保存的和运行现场保存的振动测试登记簿，按规定周期测试并将测试结果记入登记簿。测试中发现振动比上次测试结果增大时，专业人员应及时向领导汇报，并分析振动增大原因，研究采取措施，必要时增加振动测试次数，以监测是否继续增大。运行中如发现机组振动异常时，应立即使用现场保管的振动表进行测试，如振动比上次测试结果增加了0.05mm时，应立即打闸停机。如振动增加虽未达到0.05mm，但振动异常时听到机组有响声(如掉叶片等)，或机内声音异常时，也应停机进行检查。对一般的振动增大，也应向车间汇报，以便组织分析原因，采取措施。
四、结论
总之，机组振动测试结果是研究分析机组运行状况的重要技术依据。多年来，不少机组因振动大而拖延了投产期和检修期。对生产运行来说，接收了振动符合标准的机组以后，还必须加强振动监督，对振动监测做到制度化、经常化，必须在机组振动突然增大达到规程规定值时，及时果断地将机组停运，防止扩大损坏或对振动虽然增大，但尚未达到规程规定紧急停机数值的异常现象。及时对比分析，查找原因，并采取措施防止设备损坏事故的发生。
作者简介:赵珣(1982,)，女，内蒙古根河人，湛江电力有限公司助理工程师，研究方向:集控工程师。
转动部分平衡的不正确。
(2)汽轮机、发电机等对中不好。
(3)机组附属转动件，如调速器、主轴带动的油泵、危急保安器等部件平衡的不好，安装不良。
(4)受热的机件安装的不正确，在冷态安装时没有考虑它们热态工作时的自由热膨胀、热变形，使得机件在受热工作时不能自由膨胀而变得有些弯曲，破坏平衡。如各种轴在受热无处膨胀时，将被顶弯，失掉平衡，造成振动;机壳受热不能自由膨胀时，也会变形引起振动。 (5)某些机件配合尺寸不符合要求，如轴封片与轴颈配合间隙不对，配合过紧，则在受热时轴颈与密封片相摩擦，引起振动。
(6)轴承有缺陷，如轴瓦巴氏合金脱层、龟裂;轴承与轴瓦安装间隙不合适;瓦壳在轴承座中松动;轴承动态性能不好，发生半速涡动或油膜振荡等，造成振动。
(7)机组基础不符合要求或基础下沉，都会使机组发生振动。
2、运行方面的原因
(1)汽轮机汽缸保温不良、在启动前预热的不充分或者不正确，因而造成蒸汽轮机在启动时转子处于弯曲状态。
(2)固定在汽轮机转子、联轴器、变速器齿轮轴上的某些转动零件松弛、变形或者位置移动，引起回转体的重心位置改变加剧振动，如叶轮和轴结合松动、某些部分变形等。一些有严格重量要求的回转零件，如联轴器个别螺栓更换而又未做平衡试验，也会破坏平衡，加剧振动。 (3)回转部件的原有平衡被破坏，如叶片飞脱，叶片或叶轮腐蚀严重，叶轮破损，轴封损坏，叶片结垢，个别零件脱落，发电机转子内冷水路局部堵塞，以及静止部分与转动部分发生摩擦等等。
(4)启动前预热不均匀，机壳产生变形，使机组内动静部件间隙不均匀，甚至产生摩擦，引起振动。
(5)蒸汽管路或气体管路对机组的作用力，使机组变形、移位;管路与机组联接不合要求等等也都造成振动。
(6)轴承润滑不够或不适当，油泵工作不稳定，或者油膜不稳定。
(7)新蒸汽等运行参数与要求值偏差太大。新蒸汽参数偏差过大而末及时调整，使汽轮机部件热膨胀及热应力变化剧烈;汽压、汽温过低未及时采取措施;排汽缸温度过高引起汽缸变形等等。
(8)机组运行转速离实际临界转速太近、机组某部件的固有振动频率等于或低倍于汽轮机运行频率，使部件或汽轮机发生共振。
(9)汽轮机内部转动部件与汽封偏心，产生蒸汽自激振荡引起振动。
(10) 发电机电磁力不平衡引起振动。
首先我想提出，振动问题是汽轮机事故中最为棘手的问题，它的机理和处理手段比较复杂，下面我只是大略的概括下。
汽轮机的振动最为常见的有下列:
1、质量不平衡，占70%。
2、中心不正，占20%。
3、动静磨擦，占5%。
4、基础松动或接触不好，套装部件松动。
5、油膜振荡
6、气流激振
7、匝间短路。
其中气流激振常有下列情况:
1、汽封圆周间隙相差大，以致形成涡动
2、调节汽门的开度到一定值，振动发生，跨过后振动消失，且重复性好。
运行方面
如果在机组设计制造、安装和检修期间各方面都做得比较完美，那机组就不会因为振动过大而影响运行了吗,答案是否定的，机组的振动除了与上面的各方面因素有关外，还与机组的运行状况存在很大的关系。
1 机组膨胀
机组的滑销系统对机组振动的影响情况，而机组的膨胀是受其滑销系统制约的。当滑销系统本身不存在问题时，如果运行人员操作不当，机组也会出现膨胀不畅的问题。最明显的例子是在开机过程中，当机组的暖机时间不够或者升速加负荷过快，则机组各部分的膨胀就不一样，这样一方面会产生应力，减少机组的寿命;另一方面就会引起过大的差别膨胀，从而影响机组的开机过程。当机组的膨胀不充分时，极易引起机组的振动和动静碰磨。 2 润滑油温
轴颈在轴瓦内的稳定性如何决定了机组诱发振动的可能性有多大，当稳定性太差时，外界因素的变化很容易引起机组振动的产生。而润滑油在轴瓦内形成的油膜如何又是影响转子稳定性的一个重要影响因素，油膜的形成除了与轴承乌金有关外，还有一个重要因素就是润滑油油温，润滑油油温应该在一个合理的范围内，过高过低都对油膜的形成不利。 3 轴封温度
每一轴封的温度都不一样，在运行规程所允许的范围内调整轴封温度会对机组的振动产生一定的影响。轴封温度对机组振动的影响主要表现为温度对轴承座标高的影响和温度对端部汽封处动静间隙的影响，这两方面对机组振动的影响机理在前面已经述及，在此不再重复。 4 机组真空和排汽缸温度
机组真空和排汽缸温度总是相辅相成的，其中一个因素的变化必然引起另一个因素的改变。对于轴承座坐落在排汽缸上的机组来说，排汽缸温度的变化主要表现在对轴承座标高的影响上，所以会对机组的振动产生影响。
5 发电机转子电流
当电流通过发电机转子时会产生热量，这部分热量就要会使发电机转子产生膨胀，当发电机本身存在一定量的质量不平衡时，由于膨胀会使该不平衡量产生的力矩发生改变，从而引起机组的振动变化;当发电机自身存在膨胀不均时，即使冷态情况下质量平衡较好，也会由于膨胀的不均匀性产生动态的质量不平衡，而这一质量不平衡在发电机转子恢复到冷态时也会随之消失。另一方面，如果发电机转子内部本身存在短路情况，当电流通过发电机转子时会产生局部放热过大的现象，此处的转子由于受到较多的热量堆积而使膨胀较大，这就与其他地方的膨胀产生差别，又会形成一动态的质量不平衡。
6 断叶片
当汽轮机发生断叶片时，转子的质量分布明显发生改变，因此机组的振动会发生明显的变化，这种情况在现场有时可能不会被察觉，因为振动的变化既包括振动大小的变化也包括振动相位的变化，而现场大多数仪表只能监视振动大小的变化。为了尽量避免断叶片的现象发生，除了在设计制造和安装检修期间采用适当的措施来保证外，运行中在增减机组负荷时应尽量平稳。
7 大机组的调门控制方式
根据资料和本人的现场经验，东方汽轮机厂生产的300 MW机组在运行过程中已经有好几台机组出现了1号和2号大轴振动偏大的现象。通过对振动机组大轴振动的频谱分析发现，当振动发生时振动明显存在半频分量。根据分析及最后采用的措施来看，改变机组调门的控制方式可以控制的机组的振动。具体原因是:由于机组受热后1号和2号轴承的膨胀不一样，结果造成1号轴承负荷较轻而2号轴承负荷较重的情况，再加上轴承的稳定性不是太好，于是在外界因素的影响下机组很容易发生振动异常，如果将调门的控制方式由顺序阀控制改为
单阀控制，则可以避免顺序阀控制时3号调门开启而4号调门未开时给转子施加的向上的作用力，而正是这个作用力使1号轴承的比压减小从而使1号轴承的负荷较轻极易使转子失稳造成机组的振动。
蒸汽轮机异常振动原因的分析和处理措施
关键词:蒸汽轮机,振动,措施
摘要:对合成气压缩机组蒸汽轮机异常振动原因进行分析，介绍处理措施。
在某大型合成氨装置中，合成气压缩机驱动机采用由意大利新比隆公司设计生产的中压冷凝式蒸汽轮机。自2002年初到8月份(该汽轮机振动逐渐增加，在同样工况下前轴承处振动由25µm慢慢上升至近70µm，特别是在开停车过程中，前轴承处轴振动达125µm以上，另外轴承座外壳振动和现场噪音也明显增大，严重影响机组本身和整个合成系统的安全、稳定、高负荷运行。
1 汽轮机支承系统简介
合成气压缩机组汽轮机型号为ENK32/45汽缸靠两侧的猫爪和后端两侧的支板支承在后机架上，缸体后端两侧支板处各设一横销，缸体前后两端下面中间部位各设一纵销，这样整个缸体的定位死点就处于后端，开停车时缸体以后端为定位端向前膨胀或向后收缩。
汽轮机转子支承在前后径向轴承上，前后径向轴承分别安装在前后轴承座内，在前轴承座内还安装有止推轴承。汽轮机前轴承座安装在前机架上(四角由4个球形垫圈支承，球形垫圈的高度可由下部的调整螺母调节，轴承座两侧各用2个固定螺栓压紧，并且固定螺栓都采取了防松措施。前轴承座两侧通过2根以汽缸前端伸出的悬臂杆同缸体连接，当缸体向前膨胀时，悬臂螺杆也推动前轴承座在球形垫圈上向前移动，为此在冷态安装时，轴承座固定螺栓不压死，其头部同压板间预留有0.02,0.03mm的膨胀间隙A。
为保证轴承座的左右方向定位，在轴承座的下方还设有一纵向导销。
2 振动原因查找和分析
为查找合成气压缩机组汽轮机异常振动的原因。在2002年年度大修前，多次对汽轮机进行全面检查，发现前轴承座的4个固定螺栓头部同压板间有较大间隙，且分布不均匀，顺着汽轮机方向看，4个螺栓的间隙分别为:前左0.50mm，前右0.60mm，后左1.10mm，后右1.20mm.。
汽轮机正常运行时，由于轴承座受热膨胀，补偿了轴承座固定螺栓头部同压板间冷态预留的膨胀间隙，二者间应基本处于无间隙状态。由图l可以看出，轴承座每侧2个固定螺栓都采取了连接点焊的防松措施，因此螺栓不会自己松动退出。因此固定螺栓头部同压板间出现较大间隙的原因只能是轴承座出现了下沉，轴承座与固定螺栓对应处下移量大致等于该部位实际出现的间隙量。在前轴承座中，径向轴承的安装位置靠近后端两个支承点，由于轴承座后端下沉量较大，所以径向轴承实际下沉量要大于轴承座平均下沉量(0.85mm)。
汽轮机前径向轴承随轴承座下沉，引起其上支承的汽轮机转子前端下沉，转子下沉量大致等于前径向轴承下沉量。经查资料汽轮机前轴封，平衡盘汽封及前几级叶轮汽封处径向间隙均为0.20,0.40mm，因此转子的下移量足以使转子前端同汽缸前汽封下部及前几级隔板汽封下部产生磨擦，引起转子和汽缸振动，转子振动带动轴承座产生振动。因汽缸质量较大，受影响相对小些。由于磨擦主要发生在前端，所以转子前端及前轴承座振动升幅比后端要大。动静部件间的磨擦和产生的振动也使现场噪音有所增加。
轴承座四角不均匀下沉，也破坏了轴承座中心线同转子中心线的平行状态，使径向和止推轴承瓦块工作状况变坏;另外轴承座带动转子下沉，还使转子在汽缸内的径向位置严重偏心，这些都是激起转子振动的重要原因。
分析认为造成轴承座下沉的原因大致有3点:?球形垫下部与可调支承螺母间磨损;?球形垫上部与轴承座下支承面间发生磨损;?可调支承螺母松动下移。
3 故障排除
2002年大修中，把合成气压缩机组汽轮机检修重点放在前轴承座上。将前轴承座吊出检查，发现四角支承系统中的4个可调支承螺母均紧固良好。但是，轴承座下部支承面同球形垫接触处磨出4个深度不同的环形凹坑，其深度为:前左0.20 mm，前右0.40 mm，后左0.50 mm，后右0.80 mm。检查前轴承径向瓦块和推力瓦块，均出现偏磨。汽轮机缸体前端轴封、平衡盘密封、缸体前半部各级叶轮密封的汽封齿被严重磨损。转子上镶嵌的前轴封齿，前几级叶轮的级间汽封齿都严重磨损。
在开停车过程中，汽轮机前轴承座要在其球形支承垫上前后移动，但当轴承座下部支承面被球形垫磨出凹坑后，球形垫上部便有部分嵌入凹坑内，严重影响轴承座的前后正常滑动。
检修中，把前轴承座下部支承面精加工处理，消除凹坑，对下半缸内磨损的汽封齿进行了修复，更换了4套球形垫及下部调节系统，还更换了前端轴封套、平衡盘汽封套、转子、轴承。前轴承座就位后，以缸体为基准，按原始安装标准重新调整轴承座的高度，水平度和左右位置，使轴承座中心同缸体中心同心。
检修后开车一年多来，合成气压缩机组汽轮机轴振动值小于30µm，前轴承处轴振动值在满负荷、超额定转速下运行时也不超过20µm，开停车过程轴振动值小于50µm，汽轮机前轴承座外壳振动及现场噪音也大大降低。
4 结束语
此合成氨装置中使用的4台蒸汽轮机，其轴承座的支承方式都是采用四角4个球形垫支承，这种支承方式的优点是轴承座移动灵活，上下位置调整方便，其不足就是支承承力面较小，由于振动等原因，支承元件容易发生磨损，引起轴承座下沉。因此，在对大机组的日常巡检及检修时，要把汽轮机轴承座支承系统的检查作为重点，及时发现问题，防患于未然。必要时可采取在两侧支承元件间各加一备用支承板的措施，如图1中所示的部件(备用支承板上部同轴承座下支承面间预留0.05,0.06 mm间隙)，能有效地防止因轴承座下降过多造成的动静部件磨擦。
汽轮机转子中心孔进油引起的振动分析
〔摘 要〕 针对50MW汽轮机转子中心孔进油的故障事件，通过对汽轮机振动特点的描述，分析了汽轮机振动和转子中心孔进油的原因以及引起振动的机理，提出了该故障的诊断方法和防止转子中心孔进油的措施。
〔关键词〕 汽轮机;转子;振动
2004年河南省电力系统连续出现2起汽轮机转子中心孔进油的故障，1台为125 MW机组，1台为50 MW机组。本文针对其中的1台50 MW汽轮机转子中心孔进油原因进行了分析，并提出该故障的诊断方法和解决问题的途径。
1 振动特点
汽轮机型号为C50-8.83/0.981，发电机型号为QF-60-2。如图1所示，1，2号轴承支承汽轮机转子，1号轴承为座落前箱内的落地轴承，2号轴承座落在排汽缸上，3，4号轴承支承发电机转子，均为落地轴承。汽轮机和发电机转子以刚性联轴器连接。
1.1 配重前启动
2004-06-26，启动升速至过临界转速的过程中，2号轴承最大振动为39.1 祄，其它轴承振动均小于30 祄，说明汽轮机转子和发电机转子的平衡状态良好。
空载3 000 r/min下，除了2号轴承垂直振动39 祄外，其它轴承振动均在30 祄以下。带负
荷到48 MW，2号轴承振动从60 祄很快升至84.5 祄，被迫打闸停机。降速过临界转速2号轴承垂直振动达125 祄。盘车时，大轴挠度比开机增大40 祄。从3 000 r/min?带负荷?停机过程的轴承垂直振动趋势图可知，振动增大的部位主要是2号轴承，发电机的2个轴承振动基本不变，因而可以判定故障存在于汽轮机侧。
根据以往经验，一般存在转子热变形的机组，只要把空载3 000 r/min时的下轴承基频振动降低到20 祄以下，带负荷后的振动就能维持在50 祄以内的合格范围。所以停机后在汽轮机末级叶轮进行配重，以降低2号轴承的垂直振动。
1.2 配重后启动
2004-06-27，机组配置后再次启动，在空载3 000 r/min下，2号轴承的垂直振动为15 祄，其它均小于15 祄。带负荷20 MW时振动基本不变，负荷增到30 MW，2号轴承振动增大至40 祄，稳定一段时间后，振动稍有降低。接着开始升负荷至35 MW，振动升至46.8 祄。立刻减负荷至30 MW，振动突升至54.1 祄，又升负荷至37 MW，振动继续升高。随即减负荷，当振动升到91.7 祄时，打闸停机。降速过临界转速2号轴承垂直振动达8 祄。盘车时大轴挠度比开机增大100 祄。
1.3 第3次启动
前2次启动过程中，后汽封温度达300?，而该汽封设计汽源为除氧器汽平衡供汽，温度在150?左右，显然后汽封温度偏高;另外，前2次启动过程中，本体疏水没有打开。 为了排除这2个因素的影响，2004-06-29又开一次机。在这一次启动过程中，本体疏水全部打开，后汽封温度控制在160?以下。这次从启动升速过程到20 MW负荷，2号轴承振动与上一次差别不大。负荷到24 MW，2号轴承振动开始快速突升到
90.7 祄，被迫打闸停机。
3次启动过程的振动特点为:
(1) 振动主要是基频成份，其它分量很少，因此属于不平衡激起的强迫振动; (2) 振动随时间和启停机的次数增多而显著增大，振动突增负荷点一次比一次小，说明振动故障逐次恶化; (3) 当振动突增后，即使减负荷到0，振动亦不会降低而是继续增加。停机过程中过临界转速的振动值比开机过程大;
(4) 2号轴承振动一旦开始爬升很快发散至报警值，并且没有尽头，在这种振动状态下机组是无法运行的。
2 振动原因分析
该机组振动的基本特点是，随着时间增加，不稳定强迫振动增加。造成这种振动的故障缺陷可能是:
(1) 汽缸膨胀受阻,使轴承支承刚度降低;
(2) 转子热弯曲。
通过检查没有发现绝对膨胀、胀差在启动过程中出现异常，轴承座与台板接触面也没有出现间隙，膨胀也没有卡涩迹象，所以可以排除第一项缺陷，因而转子热弯曲成为主要怀疑对象。 造成转子热弯曲的原因如下:
(1) 转轴内应力过大;
(2) 转轴材质不均;
(3) 转轴套装部件失去紧力;
(4) 高温转子与冷水、冷汽接触;
(5) 动静摩擦;
(6) 转子中心孔进油。
根据振动的变化特点，可以排除第1,3个原因，因为这3个原因引起的振动均变化缓慢，而该机的振动会出现突变，且随启停次数的增加，一次比一次严重。
因试运过程中未发现汽缸和本体疏水情况出现异常，可以排除第4个原因。 因摩擦振动的相位变化较大，而该机振动的相位变化较小(20。左右)，所以可以排除第5个原因。只有第6个原因不能排除，有必要对转子中心孔进行检查。
3 转子中心孔进油原因及其引起振动的机理
打开汽轮机前箱，拆掉调速器小轴，这时就从孔中流出重约1 kg的黑色油，经化验，与该机组使用的润滑油相同，说明油是从孔外吸入的。清理干净孔内进油，将转子中心孔堵头上的排气孔堵死后，重新启动，机组在50 MW负荷下长时间运行，1,4号轴承振动均在10 祄左右。
3.1 汽轮机转子中心孔进油原因
转子中心孔进油的原因，一是探伤时中心孔内涂的油没有清理干净。就该机而言，安装前已对中心孔进行检查，未发现存油。另一个原因是中心孔端部堵头上的排气孔未封严，运行中，孔内的空气受热膨胀逸出，停机后转子冷却，孔内的空气也冷却收缩，外界的空气就会通过键与联轴器的间隙和中心孔堵头上的排气孔进入转子中心孔。停机后机组进行盘车，来自喷油管的润滑油对盘车大齿轮进行润滑，此时，该股润滑油也随外界空气进入转子中心孔。随着机组启停次数增加，进入中心孔的润滑油也越积越多。
3.2 转子中心孔进油引起振动的机理
在汽轮机转子中心孔内存油而未充满时，在高速旋转的离心力作用下，油被甩到孔壁上形成油膜。由于转子存在一定的挠度，致使中心孔的几何中心和转子的旋转中心不重合，因而孔壁上的油膜厚度不同，当转子温度升高时，油与孔壁间产生热交换，油吸热而气化。由于不同厚度的油膜与孔壁间的热交换的程度不同，使转子径向产生温差，引起转子热弯曲。热弯曲不但随着机组有功负荷的增大而加大，而且在暖机和升速过程中也能明显反映出来。暖机时间较长会引起过大振动，甚至使机组不能升速到满转。并且，开停机次数愈多，被吸进转子中心孔的油愈多，振动现象愈明显。根据经验，转子中心孔进油达0.15 kg，就会使机组振动发生明显的变化。
气化的油有2种去向:一是逸出转子中心孔外，二是在转子低温段凝结，放出凝结热，这同样会引起不均匀的热交换。
油与孔壁的热交换随着转子温度的升高而加快，使转子热弯曲逐渐增大，由于汽轮机缸内动静间隙小，还可能引起动静摩擦，导致振动持续增加或突变。
4 防止转子中心孔进油的措施
(1) 对转子中心孔探伤时，里面涂的油一定要清理干净，并把堵头堵好。 (2) 由于汽轮机转子中心孔堵头上的排气孔与外界相通是发生转子中心孔进油的主要原因，因此在安装时应进行检查，若发现有排气孔就应把它堵死。制造厂应取消汽轮机转子中心堵头的排气孔或者采用实心转子。
(3) 有些转子中心孔进油是从转子前面吸入的，所以安装时还要检查调速器小轴是否存在进油的隐患。
电站汽轮机调节阀振动试验研究
1 调节阀内气流振荡引起的阀杆振动
汽轮机调节阀内的流动是复杂的非定常三维可压湍流流动，阀体内流动所引起的不稳定现象是一种综合效应，一般来讲，阀门中的流动是非定常的，阀门的振动是流固耦合的。阀杆的振动形式有横向振动和轴向振动两种，这两种振动的频率并不相同。仅就汽轮机调节阀门安全性而言，类似阀杆断裂[1.2]、阀杆振动[3]、阀座拔起[1]等事故曾经发生，而调节阀气体流动的不稳定是导致阀体振动的主要原因[5]。由于调节阀要在不同的开度下工作，要求它在各种工况下都能稳定工作， 所以对调节阀进行系统试验和研究十分必要。本文以电
站汽轮机常用的调节阀作为研究对象。
2 旋涡诱发的振动
调节阀进口气体流向阀杆和阀瓣， 阀杆和阀瓣周围的流态是圆柱体绕流的情况。在尾流中形成一个规则的旋涡流型，这种旋涡流动和圆柱体的运动相互作用，并且成为旋涡诱发振动效应的根源。当雷诺数从300到大约3×105的范围内时，旋涡会以一个相当明确的频率周期性地脱落[6]。对于汽轮机调节阀的阀杆和阀瓣来说，如果旋涡脱落频率恰好接近或等于阀杆的固有频率时，会造成阀杆的振动或共振，进而可能造成破坏。对于阀杆- 阀瓣这样的圆柱体，旋涡脱落频率分布在很宽的一个频带里，其主导频率为:
式中，St,, 斯托罗哈尔数
U,, 来流速度，m/s
l,,- 特征尺度，m
如果来流的流动速度刚好导致阀杆和阀瓣共振时，不但会对阀体本身造成破坏，而且会增强旋涡的强度，使得与调节阀连接的其他构件的不稳定性增加。所以，要尽量避免使阀体的振动频率为旋涡脱落频率的约数或倍数，以免产生连锁效应。
3 调节阀模型试验
试验模型采用型线阀，介质为空气。由高压气源来的空气进入调节阀，进口和出口方向形成90?(图1)。气流进入阀瓣和阀座间的环形通道流出后流入阀座，经阀座渐扩段扩压后排出。试验中，气体流量、压力温度有专门的测量管段和测点，动态压力采用直径为1.6mm的超微型压力传感器及其高频动态采集系统来测定。在阀门各关键部位都设置了测点。由于阀座喉部及阀瓣表面是最能直接反映阀内流体流动变化情况的， 所以在阀座喉部至少布置3个测点(间隔90?布置，记为阀座喉部1、2和3，分别对应喉部的下、右、和上方)。另外，在阀座渐扩段、收缩段也相应布置了测点。
4 阀杆- 阀瓣的固有频率
由于阀杆- 阀瓣结构特点，其横向刚性远小于轴向刚性，使其低阶固有频率以横向为主。而轴向固有频率很大，一般很难发生低频大振幅的轴向共振， 轴向振动大多是由于轴向激振力所引起的强迫振动。为了搞清楚调节阀内气体流动与阀杆- 阀瓣固有频率之间的关系，本文进行了两种具有不同固有频率的阀杆- 阀瓣系统的调节阀动态压力测试和计算， 即原型阀瓣和增大质量的阀瓣(称为大质量阀瓣或阀瓣?)。阀杆- 阀瓣各阶固有频率如表1所示。
表1 线型阀瓣?和原型阀瓣固有频率
固有频率阶次 一 二 三 四
953.1 阀瓣? 9.4,19.8 412.5,418.8 782.3,790.5 固有频率
(Hz) 1256 原型阀瓣 20.8,23.1 418.8,420 834.4,859.4
5 实验数据分析
实验是在不同压比和相对升程下进行的。压比ε为阀后与阀前压力之比，相对升程为阀杆的升程与阀门的配合直径之比。试验压比范围0.40~0.95，相对升程范围3.7%~41%。本文把相对升程 =10%~20%称为中等升程，压比ε=0.6~0.7称为中等压比。动态压力脉动的峰- 峰值用?p表示。
5.1 阀座喉部
阀座喉部3个测点在不同压比和相对升程条件下的压力脉动值如图2和图3所示。从图2看出，阀瓣?的阀座喉部1测点在中等相对升程=14.8%时，压力脉动随压比ε增大而下
降，阀座喉部2和3测点的?p变化虽然比较平缓，但两个测点随ε增加而变化的趋势却相反，可见阀瓣?中流动不平衡。在中等升程时，原型阀瓣喉部压力脉动随ε变化平缓，而且对应任何压比，?p变化不超过0.2kPa，说明原型阀瓣中气体流动平稳。
图3表明阀瓣?在中等压比ε=0.66、=15%~20% 时，?p 值增大。在其他压比下，?p 比较平缓，而且数值较小。原型阀瓣在各种压比下，?p 都比较平缓，而且数值小，说明原型阀瓣的流动稳定。
对阀瓣?的=14.8%，ε=0.707工况进行频谱分析可知动态压力信号中包含9.7~29Hz、390~440Hz等主频，与阀门固有频率的一二阶合拍，这时既存在低阶大幅振，也存在高阶振动，是比较危险的工况。至下，于原型阀瓣，流场脉动与阀瓣的固有频率不同，相对而言比较稳定，会发生振动。
5.2 阀座渐扩段和收缩段
阀座渐扩段的压力在亚临界工况时脉动不大。但是当压比和升程较小时，阀门接近或到临界状态，则阀座渐扩段和收缩段的压力脉动增大(图4)。阀瓣?和原型阀瓣的阀座收缩段测点的压力脉动平缓。阀座渐扩段的?p随压比ε增大而减小。在中等压比和中等升程时，阀门内气流脉动虽大，但是气流脉动频率与原型阀瓣- 阀杆固有频率不同，所以阀门不出现共振。
总之，阀瓣?在ε=0.61~0.7、=15%~20%工况范围， 阀座喉部压力信号与阀杆的固有频率合拍，出现与来流平行的横向共振。另外，在同样升程范围、ε=0.61~0.64工况，阀杆还同时明显出现了与来流垂直的横向振动。通过计算得出旋涡脱落的主导频率为250~370Hz，与阀瓣?的固有频率相距甚远。因此，另一横向振动不是由于旋涡脱落诱导的阀杆自激振动，而是强迫振动。原型阀瓣在各种工况均未出现流型转变，阀内压力脉动不大。
6 结语
(1)型线阀的阀瓣和阀座的型线均为锥形，而且阀座扩散角不大(3?)，试验表明原型调节阀没有明显的不稳定工况和振动现象，而且气流脉动强度微弱，其稳定性良好。
(2)随着阀瓣质量的加大，不稳定工况的范围不论从压比范围，还是从相对升程范围分别都增大了。中小压比时，改变阀瓣质量后阀座喉部动态压力脉动幅值比原型的高30~40倍。说明该工况阀内气流发生流型反复变化的现象。
(3)从振动特性看，大质量阀瓣(即阀瓣?)在中等压比、中等升程时出现低频振动，且强度大。大质量阀瓣在ε=0.61~0.7、=15%~20%工况出现横向共振。在ε=0.61~0.64和相同的升程工况范围，同时出现平行于来流的横向共振和垂直于来流的横向强迫振动，后者是由于旋涡脱落引起的
第五篇 汽轮机振动讲义 第1章汽轮机振动的基本理论及概念
1.1 机械振动基础
1.1.1简谐振动的基本概念
机械振动是指质点或机械动力系统在某一稳定平衡位置附近随时间变化所做的一种 往复式运动。机械振动的振动形态用位移、速度和加速度来描述。按照这些运动量随时间变化的规律，振动可以划分为简谐振动、周期振动、非周期振动和随机振动四种形式。简谐振动是运动量随时间按谐和函数的形势变化;如果运动量的变化经过一个固定的时间间隔不断重复，这样的振动是周期振动;反之，如果振动量的变化随时间不呈现重复性，则是非周期振动;对任一给定时刻的运动量不能预先确定的振动是随机振动。
在大多数情况下，汽轮发电机组的激振力来自于周期旋转的轴，因而，机组振动多数是周期振动。他们一般可以被分解为若干个简谐振动。个别情况下，也回呈现为单一的简谐振动形
式。
对于位移、速度、加速度等运动量随时间按谐和函数变化的简谐振动，它的标准的数学表达
,2,,式为:,,Asint,,A,A， ，，，，sin,t，,sin2,ft，,,,T,,
式中 A——位移幅值，它是指做简谐振动的物体离开平衡位置的最大距离，量值是单峰值，即振动测量中经常用到的峰峰振幅值的一半，?或 m,
rad/s ——圆频率，每秒钟转过的弧度， ,
,——振动频率，每秒振动次数， Hz
,——振动周期，运动重复一次所需要的时间，,
——初始相位角 ,
1.1.2单自由度系统无阻尼自由振动和有阻尼自由振动
振动系统的自由度，是指在任何时刻确定系统在空间的几何位置所需要的独立坐标的 个数。一个支点在空间有三个自由度，如果限制它只在一个方向上运动，则只有一个自由度。可以简化为一个质点且只能在一个方向运动的振动系统，是单自由度系统。简化为多个质点的系统是多自由度系统。这两种系统有统称为离散系统，都是由集中质量和不计质量的弹性元件组成的。轴类零件如果不做简化，在振动力学中被视为弹性体，它是具有分布质量和分布弹性的连续系统。
就系统中是否含有阻尼，又可以将其分为无阻尼系统和阻尼系统。两者数学上的区别在于，有阻尼要比无阻尼再而阶微分方程的表达式中多出一个一阶项，数学上的处理将因之而复杂一些。
自由振动是物体受到初始激励所引发的一种振动。这种振动靠初始激励一次性获得振动能量，历程有限，一般不会对设备造成破坏，不是现场设备诊断所需考虑的目标。描写单自由
22dx，，tdx，，t2，，，，m，kxt,0，,xt,0度线性系统的运动方程式为或 22dtdt
式中，,为振动体的质量;,为振动系统的刚度;为振动系统的自振频率。 ,
实际的系统都是有一定的阻尼的。有阻尼系统的自由振动运动方程为 2dxtcdxtk，，，，，，，，xt,0 2mdtmdt
式中，;为系统的阻尼系数
无阻尼自由振动是等幅振荡;有阻尼自由振动是衰减振荡。
1.1.3单自由度系统无阻尼强迫振动和有阻尼强迫振动
物体在持续的交变力作用下产生的的振动叫强迫振动。单自由度系统无阻尼强迫振动的
2dx，，t，，m，kxt,Fsin,t运动方程为 2dt
2dxtdxt，，，，，，m，c，kxt,Fsin,t 计入阻尼后的强迫振动方程为 2dtdt
强迫振动幅值与激振力的大小成正比，与系统刚度成反比，与激振力频率和阻尼大小有关。当激振力的频率接近系统的自振频率时，振幅出现最大值，该状态为共振状态。
1.2 转子的振动
1.2.1单圆盘转子模型和涡动
最简单的转子模型是单圆盘转子。轴两端为简支，一个圆盘固定在轴的中部。由于圆盘重力的作用，转轴要发生弯曲变形，静态的挠曲线为A1-;-A2，此时原判的转动中心在,点。以,点为原点，取x、y两个坐标轴。如果圆盘的质心和转动中心重合，圆盘转动后的挠曲线仍然是A1-;-A2。对转洞中的圆盘一侧施加一个横向冲击，转轴的弹性会使得圆盘作横
,o向振动，圆盘中心要移到，可以用矢量,表示。假设圆盘质量为,，转轴的刚度系数为
kr,，圆盘受到的弹性恢复力F用矢量式表示为:F=,
在直角坐标系中则表示为:
，，mx,F,,Fxr,,kx，，x ，，，，my,F,,Fyr,,kyy
k2设 则在两个坐标中分别按自由度的自由振动求解，得到 ,,m
,,x,Xcost，，，x ，，y,Ysin,t，,y
,o其中振幅X,Y和相位、,有初始条件确定。该式说明，圆盘受到冲击后，中心在,、,yx
,方向做频率为的简谐振动。将,、,依照时间,逐点画在坐标系中可以得到圆盘中心,
,o的运动轨迹。一般情况下，振幅X、Y不相等，轨迹是一个椭圆。的这种运动是涡动。 1.2.2圆盘偏心引起的强迫振动
,o如果圆盘质心;和转轴中心不重合，则意味着圆盘的质量存在偏心。坐标原点,取在圆
,o盘不转动使得转轴中心在空间的静态位置。转动后，由于离心力的作用，转动中心移动到，
2,,oo质心;绕转动，c到的距离为,，转子角速度为,，则这时c的径向加速度为。e,
,,oo此时圆盘还要受到转轴弹性恢复力F的作用，F的大小取决于的坐标(,,,)。对轴心可以得到运动微分方程:
22,，，x，x,e,cos,t 22，，y，,y,e,sin,t
,o这是强迫振动方程，方程右边项为不平衡质量离心力引起的周期激振力项。圆盘在围绕以,转动的同时，它对质量偏心的响应是围绕着点,的运动，这个运动同样被称为涡动。从
,,,ooo绝对坐标系来看，一是圆盘绕的自身转动，一是绕圆盘的静态中心的涡动。由于,、 和;三点相对位置在固定转速下保持不变，使得转子上朝外的点在转子转动一周中始终朝外，形成了所谓的“弓形回转”。站在绝对坐标系上。从转子侧面看到的是弯曲转子的投影，弯曲的转子由于转动呈现为上下弯曲的平面投影曲线，这就是大多数人所理解的“振动”。
第六篇 汽轮机振动讲义
我国北方城市由于水利资源较南方少，火力发电是城市用电的主要来源。电力供给是城市发展的关键，为了增加城市用电的稳定，电厂维修部门都会定期对发电机组进行检修与维护。
汽轮机作为发电系统的重要组成部分，其故障率的减少对于整个系统都有着重要的意义。汽轮机异常振动是发电厂常见故障中比较难确定故障原因的一种故障，针对这样的情况，加强汽轮机异常振动分析，为发电企业维修部门提供基础分析就显得极为必要。
一、汽轮机异常振动原因分析
汽轮机组担负着火力发电企业发电任务的重点。由于其运行时间长、关键部位长期磨损等原因，汽轮机组故障时常出现，这严重影响了发电机组的正常运行。汽轮机组异常振动是汽轮机常见故障中较为复杂的一种故障。由于机组的振动往往受多方面的影响，只要跟机本体有关的任何一个设备或介质都会是机组振动的原因，比如进汽参数、疏水、油温、油质、等等。因此，针对汽轮机异常震动原因的分析就显得尤为重要，只有查明原因才能对症维修。针对导致汽轮机异常振动的各个原因分析是维修汽轮机异常振动的关键。
二、汽轮机组常见异常震动的分析与排除
引起汽轮机组异常振动的主要原因有以下几个方面，汽流激振、转子热变形、摩擦振动等。针对着三个主要方面以下进行了详细的论述。
(一)汽流激振现象与故障排除
汽流激振有两个主要特征:一是应该出现较大量值的低频分量;二是振动的增大受运行参数的影响明显，如负荷，且增大应该呈突发性。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体来流冲击就会发生汽流激振;对于大型机组，由于末级较长，气体在叶片膨胀末端产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象;轴封也可能发生汽流激振现象。针对汽轮机组汽流激振的特征，其故障分析要通过长时间(一年以上)记录每次机组振动的数据，连同机组满负荷时的数据记录，做出成组曲线，观察曲线的变化趋势和范围。通过改变升降负荷速率，从5T/h到50/h的给水量逐一变化的过程，观察曲线变化情况。通过改变汽轮机不同负荷时高压调速汽门重调特性，消除气流激振。简单的说就是确定机组产生汽流激振的工作状态，采用减低负荷变化率和避开产生汽流激振的负荷范围的方式来避免汽流激振的产生。
(二)转子热变形导致的机组异常振动特征、原因及排除
转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。由于引起了转子弯曲变形而导致机组异常振动。转子永久性弯曲和临时性弯曲是两种不同的故障，但其故障机理相同，都与转子质量偏心类似，因而都会产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力。
与质心偏离不同之处在于轴弯曲会使两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生较大的工频振动。另外，转轴弯曲时，由于弯曲产生的弹力和转子不平衡所产生的离心力相位不同，两者之间相互作用会有所抵消，转轴的振幅在某个转速下会有所减小，即在某个转速上，转轴的振幅会产生一个“凹谷”，这点与不平衡转子动力特性有所不同。当弯曲的作用小于不衡量时，振幅的减少发生在临界转速以下;当弯曲作用大于不平衡量时，振幅的减少就发生在临界转速以上。针对转子热变形的故障处理就是更换新的转子以减低机组异常振动。没有了振动力的产生机组也就不会出现异常振动。(三)摩擦振动的特征、原因与排除
摩擦振动的特征:一是由于转子热弯曲将产生新的不平衡力，因此振动信号的主频仍为工频，但是由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会出现少量分频、倍频和高频分量，有时波形存在“削顶”现象。二是发生摩擦时，振动的幅值和相位都具有波动特性，波动持续时间可能比较长。摩擦严重时，幅值和相位不再波动，振幅会急剧增大。三是降速过临界时的振动一般较正常升速时大，停机后转子静止时，测量大轴的晃度比原始值明显增加。摩擦振动的机理:对汽轮机转子来讲，摩擦可以产生抖动、涡动等现象，但实际有影响的主要
是转子热弯曲。动静摩擦时圆周上各点的摩擦程度是不同的，由于重摩擦侧温度高于轻摩擦侧，导致转子径向截面上温度不均匀，局部加热造成转子热弯曲，产生一个新的不平衡力作用到转子上引起振动。
三、关于汽轮机异常振动故障原因查询步骤的分析
生产中经常遇到瓦盖振、轴振的异常变化，引起振动异常的原因很多。根据振动产生的集中原因，在查找振动主要来源时要注意下面几个要素:振动的频率是1X，2X，1/2X等。振动的相位是否有变化及相邻轴承相位的关系。振动的稳定性如何(指随转速、负荷、温度、励磁电流、时间、等的变化是否变化)。例如汽轮机转子质量不平衡会有下列现象:升速时振动与转速的二次方成正比，转速高振动大。特别过临界时振动比以往大得多。振动的频率主要是1X。振动的相位一般不变化及相邻轴承相位出现同相或反相。振动的稳定性好(在振动没有引起磨擦的情况下)，且重复性好。根据振动特征与日常
检测
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维修记录多方面分析，找出故障原因最终排除。
另外对于一些原本设计上有通病的机组，要做好心理准备并牢记其故障点，一旦出现情况首先要检查设计缺陷部件。例如:东汽三缸两排气200MW汽轮机,轴封系统同300MW,现低压缸的两端轴承震动常在6、7丝左右，现发现如能维持低压轴封供汽温度在120,130度时，振动基本能降到4丝左右。加负荷时振动要上升，稳定一段时间后要下降，如果低压轴封供汽温度在150度以上时，振动也要上涨。通过分析我们可以看出振动主要发生在#4轴承，其主要原因是#4轴承座在排汽缸上，支撑刚性太差，对温度较为敏感，使#4轴承的标高发生变化。东方300MW汽轮机也存在同样的情况，这可能是设计上的一大通病。针对这一原因，其故障排除要加固#4轴承座的支撑，测量温度对#4轴承标高的具体影响值，以便在找中心时事先降低#4轴承标高。
结论:
汽轮机异常振动时汽轮机运行过程中不可避免的故障，同时也是较为常见的故障。在进行此类故障排除时，不能急于拆解机组，首先要根据故障特征进行故障分析，确定故障点后查看机组维修记录，确认故障点零部件情况。如故障点零部件为刚刚检修过并更换，因再次确认故障点，确认为改点后进行拆解。一般来讲短期内进过维护保养的部件出现故障的几率远远小于维护时间长的部件。因此，在进行汽轮机异常振动原因分析时要格外注意。许多情况时需要维修人员长期积累的经验来判断的，加强企业汽轮机组维护保养人员培训，提高维修人员素质及专业技能时提高汽轮机故常排除效率的最佳途径。
第七篇 汽轮机振动讲义 论文关键词:汽轮机;异常振动;分析;排除
论文摘要:我国经济的快速发展对我国电力供应提出了更高的要求。为了保障城市经济的发展与居民用电的稳定，加强汽轮机组日常保养与维护，保障城市供电已经成为了火力发电厂维护部门的重要任务。汽轮机组作为发电厂重要组成部分其异常振动对于整个发电系统都有着重要的影响，文中就汽轮机异常振动的分析与排除进行了简要的论述。
我国北方城市由于水利资源较南方少，火力发电是城市用电的主要来源。电力供给是城市发展的关键，为了增加城市用电的稳定，电厂维修部门都会定期对发电机组进行检修与维护。汽轮机作为发电系统的重要组成部分，其故障率的减少对于整个系统都有着重要的意义。
汽轮机异常振动是发电厂常见故障中比较难确定故障原因的一种故障，针对这样的情况，加强汽轮机异常振动分析，为发电企业维修部门提供基础分析就显得极为必要。
一、汽轮机异常振动原因分析
汽轮机组担负着火力发电企业发电任务的重点。由于其运行时间长、关键部位长期磨损等原因，汽轮机组故障时常出现，这严重影响了发电机组的正常运行。汽轮机组异常振动是汽轮机常见故障中较为复杂的一种故障。由于机组的振动往往受多方面的影响，只要跟机本体有关的任何一个设备或介质都会是机组振动的原因，比如进汽参数、疏水、油温、油质、等等。因此，针对汽轮机异常震动原因的分析就显得尤为重要，只有查明原因才能对症维修。针对导致汽轮机异常振动的各个原因分析是维修汽轮机异常振动的关键。
二、汽轮机组常见异常震动的分析与排除
引起汽轮机组异常振动的主要原因有以下几个方面，汽流激振、转子热变形、摩擦振动等。针对着三个主要方面以下进行了详细的论述。
(一)汽流激振现象与故障排除
汽流激振有两个主要特征:一是应该出现较大量值的低频分量;二是振动的增大受运行参数的影响明显，如负荷，且增大应该呈突发性。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体来流冲击就会发生汽流激振;对于大型机组，由于末级较长，气体在叶片膨胀末端产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象;轴封也可能发生汽流激振现象。针对汽轮机组汽流激振的特征，其故障分析要通过长时间(一年以上)记录每次机组振动的数据，连同机组满负荷时的数据记录，做出成组曲线，观察曲线的变化趋势和范围。通过改变升降负荷速率，从5T/h到50/h的给水量逐一变化的过程，观察曲线变化情况。通过改变汽轮机不同负荷时高压调速汽门重调特性，消除气流激振。简单的说就是确定机组产生汽流激振的工作状态，采用减低负荷变化率和避开产生汽流激振的负荷范围的方式来避免汽流激振的产生。
(二)转子热变形导致的机组异常振动特征、原因及排除
转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。由于引起了转子弯曲变形而导致机组异常振动。转子永久性弯曲和临时性弯曲是两种不同的故障，但其故障机理相同，都与转子质量偏心类似，因而都会产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力。
与质心偏离不同之处在于轴弯曲会使两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生较大的工频振动。另外，转轴弯曲时，由于弯曲产生的弹力和转子不平衡所产生的离心力相位不同，两者之间相互作用会有所抵消，转轴的振幅在某个转速下会有所减小，即在某个转速上，转轴的振幅会产生一个“凹谷”，这点与不平衡转子动力特性有所不同。当弯曲的作用小于不衡量时，振幅的减少发生在临界转速以下;当弯曲作用大于不平衡量时，振幅的减少就发生在临界转速以上。针对转子热变形的故障处理就是更换新的转子以减低机组异常振动。没有了振动力的产生机组也就不会出现异常振动。
(三)摩擦振动的特征、原因与排除
摩擦振动的特征:一是由于转子热弯曲将产生新的不平衡力，因此振动信号的主频仍为工频，但是由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会出现少量分频、倍频和高频分量，有时波形存在“削顶”现象。二是发生摩擦时，振动的幅值和相位都具有波动特性，波动持续时间可能比较长。摩擦严重时，幅值和相位不再波动，振幅会急剧增大。三是降速过临界时的振动一般较正常升速时大，停机后转子静止时，测量大轴的晃度比原始值明显增加。摩擦振动的机理:对汽轮机转子来讲，摩擦可以产生抖动、涡动等现象，但实际有影响的主要是
转子热弯曲。动静摩擦时圆周上各点的摩擦程度是不同的，由于重摩擦侧温度高于轻摩擦侧，导致转子径向截面上温度不均匀，局部加热造成转子热弯曲，产生一个新的不平衡力作用到转子上引起振动。
三、关于汽轮机异常振动故障原因查询步骤的分析
生产中经常遇到瓦盖振、轴振的异常变化，引起振动异常的原因很多。根据振动产生的集中原因，在查找振动主要来源时要注意下面几个要素:振动的频率是1X，2X，1/2X等。振动的相位是否有变化及相邻轴承相位的关系。振动的稳定性如何(指随转速、负荷、温度、励磁电流、时间、等的变化是否变化)。例如汽轮机转子质量不平衡会有下列现象:升速时振动与转速的二次方成正比，转速高振动大。特别过临界时振动比以往大得多。振动的频率主要是1X。振动的相位一般不变化及相邻轴承相位出现同相或反相。振动的稳定性好(在振动没有引起磨擦的情况下)，且重复性好。根据振动特征与日常检测维修记录多方面分析，找出故障原因最终排除。
另外对于一些原本设计上有通病的机组，要做好心理准备并牢记其故障点，一旦出现情况首先要检查设计缺陷部件。例如:东汽三缸两排气200MW汽轮机,轴封系统同300MW,现低压缸的两端轴承震动常在6、7丝左右，现发现如能维持低压轴封供汽温度在120,130度时，振动基本能降到4丝左右。加负荷时振动要上升，稳定一段时间后要下降，如果低压轴封供汽温度在150度以上时，振动也要上涨。通过分析我们可以看出振动主要发生在#4轴承，其主要原因是#4轴承座在排汽缸上，支撑刚性太差，对温度较为敏感，使#4轴承的标高发生变化。东方300MW汽轮机也存在同样的情况，这可能是设计上的一大通病。针对这一原因，其故障排除要加固#4轴承座的支撑，测量温度对#4轴承标高的具体影响值，以便在找中心时事先降低#4轴承标高。
结论:
汽轮机异常振动时汽轮机运行过程中不可避免的故障，同时也是较为常见的故障。在进行此类故障排除时，不能急于拆解机组，首先要根据故障特征进行故障分析，确定故障点后查看机组维修记录，确认故障点零部件情况。如故障点零部件为刚刚检修过并更换，因再次确认故障点，确认为改点后进行拆解。一般来讲短期内进过维护保养的部件出现故障的几率远远小于维护时间长的部件。因此，在进行汽轮机异常振动原因分析时要格外注意。许多情况时需要维修人员长期积累的经验来判断的，加强企业汽轮机组维护保养人员培训，提高维修人员素质及专业技能时提高汽轮机故常排除效率的最佳途径。
摘要:本文针对抚顺发电有限责任公司2号汽轮发电机组长期出现非稳定性振动现象，根据振动测试、揭缸检查、运行调整所得到的经验与结果，应用振动机理研究中得来的启示，基于综合分析对该机组振动原因进行性质定位，并对下一步工作提出较为稳妥的意见。 关键词:非稳定性 综合分析 诊断 意见
1.前言
1.1 设备简介
抚顺发电有限责任公司2号汽轮发电机组(简称#2机)，为东汽制造的200MW三缸两排汽采暖、凝汽两用式机组;该机组轴系较长，由高压转子、中压转子、低压转子、发电机转子和励磁机转子组成，各转子之间为刚性靠背轮联接，共有12个支持轴承及1个推力轴承。 2002年5月整套启动、调试，6月移交生产;自调试起，#2机一直频繁出现机组轴系偏心大、振动大问题，且不稳定。
1.2 事件过程简述
2002年10月机组开始第一次小修，用时21天，揭高压缸，重找各对轮中心，问题没能解决。2003年4月进行第二次扩大性小修，用时32天，揭高、中压缸，调整通流间隙和对轮中心;高压内、外缸夹层温差大得到解决，振动缺陷仍然存在。2003年7月为解决轴系振动问题将机组转大修，用时42天，揭高、中、低压三缸进行检查调整，做转子动平衡试验，同时根据东汽意见调整轴瓦:减小了#1、#3瓦顶隙，#1瓦中心上抬10道，开机几天后缺陷再度重现。2003年9月底，我公司改变调门进汽次序，由原1-2-3-4改为4-3-2-1(#3、#4调门在上方)，维持几天后，机组振动大问题又呈不稳定性出现。此后，在中电投东北分公司指导下实施《改变阀序抑制2号机间隙激振的方案》，对#2机高压调速汽门的重叠度进行了调整有所好转;10月份共发生18次，11月份仅发生5次，机组偏心、振动发生率得以控制。但在12月份投入采暖抽气后，机组偏心越限、振动大的发生频率和振动幅度均再度加剧，直到2004年2月3日#2机轴振动出现历史最大值，持续运行近6分钟后，机组振动全面回落至今一直处于历史最好水平运行，并且经历了多次机组调峰及甩热负荷的考验。 2.振动特征
2003年10月4日~6日，在机组不停机的情况下，对#2机振动进行了测试，其间多次测到振动增大的过程，发现#2机振动呈现如下特征:
a.异常振动主要表现在#1、#2瓦轴振，它们分别可增大到160微米和240微米，#1瓦瓦振可达32微米，偏心测点振动最大大于450微米。
b.通频振幅增大的主要成分是1倍频分量，即工频，占通频振幅的85%以上;通频振幅增大时，测点1X、1Y、2Y的2倍频、3倍频振幅同时也有增加;大振幅时#1、#2瓦振动中所含的低频分量，如25HZ、28HZ的成分很小，在两瓦测点一倍频振幅增加的同时，没有发现这些低频分量有明显地变化。
表1:测试期间四次振动增加的通频振幅最高值(微米):
1X 1Y 2X 2Y 3X 3Y 4X 5X 测点振幅 偏心
150 103 209 103 111 58 104
140 99 226 110 112 98 61 420
156 100 237 108 125 106 63 >445
129 96 236 109 115 96 61 372 c.振幅增大的同时，#1、#2瓦轴振相位有明显增加，最大变化量到500;因测试没有安装键相传感器，只好利用3X和4X作为基准比较得到的相位变化结果如下: 表2:两次振动增加时相位的变化(时间间隔30分钟)
d.测振表明，各次振动增大的过程可以分为两个阶段，第一阶段，1X、2X振幅缓慢增加，1Y、2Y振幅以及各测点间隙电压基本保持不变，持续约一小时左右后，进入第二阶段，偏心读数大于50微米，各测点振幅明显增大，同时，#2瓦、#1瓦轴颈向上偏南(右)移动，
这时开始调整负荷，持续数近1小时，振幅达到最高值后，开始缓慢下降，振幅下降恢复需要的时间约2小时，大于增大的时间;
e.振幅增加时，#2瓦轴颈相对轴承向上偏南移动约22~45微米，#1轴颈有类似的移动，移动量较小，偏心测点移动量最大;
表3:两次振动增加时轴颈位置的变化量
1X 1Y 2X 2Y 测点向上位移 偏心
0 0.010mm 0.014mm 0.018mm 0.073mm
0.010mm 0.010mm 0.038mm 0.025mm 0.063mm f.#1、#2瓦振动增大时，#3瓦振动增加量很小，#4、5瓦振幅、相位均基本不变。 3.引起振动原因分析
3.1 排除汽流激振
虽然在过去的处理过程中有单位将#2机的振动定性为汽流激振，但现已经确切排除汽流激振的可能。
汽流激振有两个主要特征:一是应该出现较大量值的低频分量;二是振动的增大受运行参数的影响明显，如负荷，且增大应该呈突发性;这两点#2机均不具备。
在测振中只测到了很低的27~28Hz的分量，有单位称在#2机上测到量值为工频振幅四分之一的28Hz分量，并以此判断为汽流激振。低频振幅大到何种程度才能算做汽流激振,根据现场经验，至少应该接近或等于一倍振幅。如果28Hz振幅为一倍频振幅的四分之一，这个比例过低。试想，如果一倍频振幅为100微米，四分之一的一倍频振幅28Hz分量仅为25微米，两者之和也就是125微米，这种振幅不足以视为振动异常。汽流激振的低频振幅和工频振幅量值相当。
#2机改变调门顺序后一周内振动趋于稳定，对这种情况如何解释,汽轮机的进汽口一般分布为几个连续的圆周弧段，高压蒸汽通过不同弧段的进汽会对转子产生径向作用力，这个力可以改变转子相对于轴承和缸体的径向位置，因此可能产生的不利后果有三:第一，如果造成转子过大的位移，形成通流部分或汽封的径向偏心，当构成适当的间隙参数时，则会发生汽流激振;第二，如果造成转子过大的上移，轴颈在轴承中的偏心减小，轴瓦负载减轻，轴承稳定性降低，则会发生油膜失稳;第三，如果转子偏心过大，会造成通流部分径向间隙或轴端汽封间隙，甚至油档间隙消失，引发动静部件碰磨。
上述三种情况中，前两者均属汽流影响造成的轴系失稳，后者实质是动静碰磨。改变调门开启次序，可以改变转子工作状态的位置(见图2)，动静间隙随之变化。如果#2机发生碰磨的位置在上部，#3、#4调门全开自然可以压低高压转子上浮量，减轻或消除碰磨。因此，改
变调门次序振动短时间好转实质原因不是因为抑制了汽流激振，而是抑制了碰磨。 3.2 排除转子热变形等
造成在高负荷工况下汽轮机转子以一倍频振幅为主缓慢增大通常还有两个原因:转子热变形和中心孔进油。转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。#2机在正常带负荷运行中振动增大，整个转子和缸体的温度场已经均匀，如果存在内应力，应在这之前早已释放。 中心孔进油同样可以造成带负荷阶段转子发生热弯曲，进而出现一倍频振幅缓慢增加的现象。一般情况，由于中心孔进油引发的振动在机组初始几次启机时振动不大，后期随着油逐渐进入孔内，振动问题突出。其特征主要为随负荷增加振动增大，只有减负荷停机，调整其他运行参数均无效。而#2机的情况与此有些类似，但又不完全相象。
关于#2机振动原因，还可以排除高中对轮紧力、标高、对中存在缺陷;同时，也排除转子原始质量不平衡过大为主要原因。从机组调试阶段初始几次启机情况看，过临界的振动不大，况且在去年做了高速动平衡，原始质量不平衡状况良好。
3.3 对历史数据的分析
从历史数据反映，#2机自投运以来，振动状况一起不稳定，主要表现在#1、#2瓦，而且经常在1000rpm暖机时就呈现增大，如:
2002年6月25日，1450rpm暖机#1振动增大，两次冲临界未过;
2002年7月18日，升速过临界#1瓦振动80um，保护动作;
2002年9月26日，汽机振动大跳机;
2002年10月2日，1807rpm#1瓦振动100um;
2002年10月第一次小修后:
2002年11月3日，1000rpm暖机#2瓦轴振123um，上升到256um，降速暖机再升速，1000rpm#2瓦轴振53um;
2003年1月15日，1773rpm跳机，#1瓦振100um，2X300um;
2003年2月16日，带负荷#1、#2瓦轴振增大;
2003年4月第二次小修后:
2003年5月10日，1000rpm暖机偏心增大，#4、#2瓦轴振增大;
2003年7月6日，1710rpm#1瓦振动80um，跳机;
2003年7月7日，#2瓦轴振340um;偏心轴振大事故跳机;
2003年8月大修后振动仍然不稳定:
2003年8月24日，开机过程1000rpm中速暖机后升到1420rpm，1X、1Y、2X、3X、4X振动增大，只好降速暖机二次冲临界。
上述记录表明:#1、#2瓦的轴振、瓦振不稳定，不只是在3000rpm和带负荷过程，经常在1000rpm暖机或升速过临界时不稳定。每次振动大停机，均可以发现#2瓦处大轴晃度过大，这表明大轴振动与大轴弯曲密切相关，振动增大是由于大轴弯曲造成的。如果大轴振动和大轴弯曲发生在高参数带负荷过程，最经常的原因是转子存在热应力;像#2机这样，在低转速、低参数下大轴发生弯曲，一个主要可能原因就是碰磨。
碰磨可以发生在任何转速和任何工况下，500rpm、1000rpm、临界转速、3000rpm或高负荷工况。
从#2机情况看，从新机调试起，汽轮机就存在动静碰磨，经过数次检修，情况有所好转，当前开机过程已经较顺利，振幅的增加量小于以往几次启动，但负荷高时仍然不时发生碰磨。 转贴于 中国论文下载中心 关于汽缸位移问题的分析 测试中虽然测量到振动增大时#2、#1轴颈有抬高现象，但需要注意，这种抬高是轴颈相对
于轴承或轴承座，而不是相对于高压缸缸体。通流间隙取决于转子相对于缸体的位置，严格地说，是相对于高缸内缸的位置。
如果高缸整体定位松动或高内缸定位松动，在运行过程中发生位移，均可能引起间隙性的动静碰磨。
#2机的检修记录还反映出每次检修揭开高缸均发现隔板汽封南侧间隙小。这是一个值得注意的现象，南侧间隙小，意味着南侧可能碰磨，这与测试中大轴振动时#1、#2轴颈向上偏南位移是一致的。
如前分析，测试表明各次振动增大的过程可以分为两个阶段，第一阶段振幅缓慢增加但各测点间隙电压基本保持不变，持续约一小时进入第二阶段，各测点振幅明显增大，同时#2瓦、#1瓦轴颈向上方偏南(右)移动。这说明振动增大在前，轴颈上抬在后。大轴振动发生前，有一段很长的初期形成阶段，振动缓慢增加到一定程度，振幅开始明显增长，如果是碰磨，则在轴颈位移前一小时已经开始发生。先位移后碰磨的推理似乎是不妥的。这样，寻找为何轴颈位移原因的重要性就降为次要的，需要首先分析应该是轴颈发生位移之前振动增大的原因。
3.5 摩擦振动的故障特征和机理
3.5.1 摩擦振动的特征
a.由于转子热弯曲将产生新的不平衡力，因此振动信号的主频仍为工频，但是由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会出现少量分频、倍频和高频分量，有时波形存在“削顶”现象。
b.发生摩擦时，振动的幅值和相位都具有波动特性，波动持续时间可能比较长。摩擦严重时，幅值和相位不再波动，振幅会急剧增大。
c.降速过临界时的振动一般较正常升速时大，停机后转子静止时，测量大轴的晃度比原始值明显增加。
3.5.2 摩擦振动的机理
对汽轮机转子来讲，摩擦可以产生抖动、涡动等现象，但实际有影响的主要是转子热弯曲。动静摩擦时圆周上各点的摩擦程度是不同的，由于重摩擦侧温度高于轻摩擦侧，导致转子径向截面上温度不均匀，局部加热造成转子热弯曲，产生一个新的不平衡力作用到转子上引起振动。
a.转速低于临界转速时的摩擦振动
如图中，转子原来的不平衡为OA，振动高点为H，由于滞后角小于90?，振动高点H是摩重点，该点温度高于对面一侧，受热弯曲的影响在此方向产生一个热不平衡OH， OH 与OA合成为一个新的不平衡OA1。OA1较原不平衡逆转了一个角度并且大于 OA，造成动静摩擦进 一步加剧，形成恶性循环，转子弯曲越来越大，很可能造成大轴弯曲事故。
b.工作转速时的摩擦振动
目前，汽轮发电机组的工作转速一般都高于各转子一阶临界转速，而低于二阶临界转速，工作转速下二阶不平衡与其引起的振动之间的滞后角仍小于90?，如果摩擦发生在对二阶不平
衡比较敏感的区段，如转轴的端部，激起了比较大的二阶不平衡分量，那么仍可能发生比较严重的摩擦振动。
如果摩擦引起的热弯曲与原不平衡反相，则振动呈减小趋势，一段时间后摩擦消失，动静接触点脱离，径向温差减小，振动恢复原状，此时在原不平衡作用下又会发生摩擦，如此反复，汽封显得相对比较“耐磨”，振幅发生时间长、波动幅度大，# 2机振动与此类似。 4.对振动性质的诊断及处理意见
4.1 振动性质诊断的结论
根据上述特征，现对#2机组#1、#2瓦振动故障确定为高压通流部分动静碰磨，径向碰磨的可能性大于轴向碰磨，#2瓦轴承箱或前箱内存在碰磨的可能性不大。
这个结论的依据主要是:
(1)振动增大的成分是一倍频;
(2)振幅增加的同时，相位增加;振幅减小，相位也随之减小;
(3)振动增大和减小的速率缓慢，与转子热弯曲的振动特征类似;
(4)一倍频振幅增大的同时，三倍频和三倍频分量有少量的增大;
(5)低频振幅小且变化不明显;
(6)在多次发生轻微碰磨，运行一段时间后振动已经自行消失。
4.2 处理意见
尽管#2机振动已经消失，但为慎重起见，对碰磨为#2机振动主要原因的可能性从检修和运行角度做深入地讨论分析;进一步研究分析引起碰磨的原因;建议从以下几点考虑: 高缸运行中位移的可能;
隔板变形或位移的可能;
通流间隙南侧偏小的原因;
高外缸、内缸滑销系统定位不准的可能性;
关于处理方法，可以不考虑安排实施提高轴系稳定性的任何措施，如改瓦，调对中、标高等;不考虑实施消除汽流激振的措施。消除碰磨的工作，主要限于高压缸，如果从缸外部处理，通常是调整轴承标高或抬高缸体，改变缸内通流间隙，消除碰磨点。如果高缸还存在水平位移，则需要查找位移原因，有目标地采取措施。如果认定振动原因是碰磨而又无法肯定碰磨的原因，一个不得已而为之的办法就是根据检查的碰磨具体部位，放大动静间隙。 5.小结
一般机组，碰磨可能发生在轴端汽封、隔板汽封、叶顶汽封;多数是径向碰、也可能是轴向碰。通常情况，引起碰磨的原因很多，较常见的原因有间隙过小、缸胀不畅、缸变形、缸跑偏、支撑标高变化、隔板变形、真空影响(主要对低压转子)、振动过大等。 结合振动测试特征、相关运行参数以及#2机检修记录，分析发现， #2机振动增大与高缸、中缸胀差、膨胀无直接关系;与主蒸汽参数无关;与#1抽压力无关;与油温关系不大。并且可以初步排除碰磨原因来自缸胀不畅和滑销系统存在缺陷造成缸变形引发碰磨的可能;排除调门开启次序不妥造成碰磨的可能;排除转子热弯曲引起的间隙消失导致碰磨。 根据同类机组运行经验，由于动静碰磨而引起的汽轮机非稳定性振动，碰磨点不需要很大，只要有局部范围的动静接触，就可以引起机组足够大的振动，从#2机实际振动增大的幅度和速率看，碰磨并不严重，动静接触范围应该不大，特别是2号机轴系振动出现历史最大值以后，机组振动便一直处于优良状况运行，且未出现任何不稳定趋势;这样，因动静碰磨而引起的汽轮机非稳定性振动运行中自行消失后，揭缸检查也很难以寻找到磨痕。
第八篇 机组振动 基本概念
振动:物体偏离平衡位置，出现动能和位能的连续相互转换的往复运动形式称振动。受一次冲击力产生的振动——自由振动:受周期性的变化力产生的振动——受迫振动。 振动的描述:振幅;频率;相位;方向。
振幅:单向振幅——振动极限位置与平衡位置之间的距离;
双向振幅——振动两极限位置之间的距离，也称峰—峰值;
单
向 双振 向 幅 振
幅
频率:每一秒钟振动的次数;
通频——最大振幅的振动频率;
分频——某一振动中各种正弦振动的频率
基频——振幅最大的正弦振动频率;
相位:振动信号最大值与转子谋一点的相对位置;
方向:横向;轴向;扭转。
机组产生振动的原因
机组转子受周期性的不平衡力产生受迫振动，产生不平衡力的原因很多,按力的性质可分为: 不平衡离心力——转子的质量中心与回转中心不重合产生的不平衡离心 2meω力或力矩，周期性变化;
发电机不平衡的电磁力——转子磁场与静子磁场间不平衡作用力; ω
ω 轴承油膜不平衡的作用力
蒸汽对转子作用的不平衡周向力 mg 受迫振动的特点是:振幅大小与激振力成正比;振动频率等于激振力的频率;振动相位于激振力的相位有关;
作用在转子上的不平衡力或力矩，不可能完全消除，只能设法减小。因此，机组的振动不可避免，只要振幅不超过允许值，不影响安全运行。但轴承支撑
刚度不足，可能使振幅放大，原来合格的振动变为不合格。
一般厂家保证:额定转速稳定运行时，轴承座的双振幅值不大
于0.025mm，轴颈相对振动的双振幅值不大于0.076mm;在
通过临界转速时，各轴承座双振幅值不大于0.08mm，各轴颈
相对振动双振幅值不大于0.24mm。若出现异常振动，表明存涡流传感器 在机械故障，影响安全运行。
机组异常振动的危害
1(动静部分摩擦、转子弯曲;
2(轴承磨损，轴承脱胎;轴承座紧固螺钉松动;
3(凝汽器管束和主油泵零件损坏。
4(发电机振动过大，滑环和电刷磨损加剧，静子槽楔松动、
绝缘磨损。
机组振动的测量
无法测量直接转子的最大振幅
过去测量轴承座的振动振幅。虽然轴承座的振动与转子的振动成比例，但受轴承座刚度的影响，不能真实地反映转子的振动状况。现在机组采用涡流位移传感器测量轴颈相对轴承座的振动和轴承座的振动。
测量轴颈相对振动的振幅会出现机械偏差，即轴颈圆周表面的椭圆度、偏心率、剩磁，或材质不均等引起的偏差。一般可以通过扣除偏心率的方法修正，但对弹性热弯曲引起的误差无法估量。
机组振动的评价
以振幅大小评价
对3000rpm机组:
轴颈相对振动的振幅:?0.08mm，正常;?0.12,0.16mm，合格:?0.18,0.26mm，限时运行。一般:0.12mm，报警;0.24mm，跳闸。
轴承座的振幅:?0.03mm，正常;?0.05mm，合格;?0.08mm，限时运行。一般:0.05mm， 轴颈的绝对振动的振幅是轴颈相对振动振幅和轴承座振幅的矢量和。轴颈绝对振幅?0.1mm，正常;?0.15,0.2mm，合格:?0.25,0.32mm，限时运行。
以振动速度大小评价——振动强度，单位:mm/S。
振动速度与振动的振幅和频率成比例，由于测量的是通频振动，因此要进行频谱分析，求出各分频的振动，再求各分频振动速度的均方根。
12，，V,Vtdt i,T
振动强度的评价方法，由于需要频谱分析和计算，只有在检测系统直接给出振动速度，才能作为评价标准。
振动故障的诊断
振动故障的诊断，要找出振动的特点和观察有关现象，进行分析，判断产生振动的原因和部位，决定相应的消除异常振动的方法。一般要作转速试验，负荷试验，真空试验，进行振动的频谱分析。获得机组振动的特性——振幅、频率、相位的变化规律。
不平衡质量力激起的振动特点
机械激振力引起强迫振动:转子质量的不平衡、转子挠曲、转子连接和对中心的缺陷;动静部分摩擦;铆接围带脱落、叶片断裂。
1)转子质量不平衡:振幅与转速的平方成正比;通过临界转速时振动明显加剧;最大振幅相位随转速变化而变化。通过临界转速时振幅明显加大;每一次的相位相对固定，通过临界转速前后相位变化换向。(图)
P 2,e2 nemωA,Φ max2222 μAω [,,,]，(2,,)1nn2 emωO1 A
,,,2/1n,tg,O 2 ,1(,/,)1nkA 转子重量mg产生静绕度Y0，形成弹性恢复力kY0，kY0=mg，方向相反，相互平衡，转子绕静桡度曲线旋转。若转子有不平衡质量力emω2，在旋转时与重力mg合成一个周期性变
化的作用力，使转子产生受迫振动，而振动又产生阻尼力μAω。质量力emω2和阻尼力μAω的合力P与重力合成周期性变化的力，激起转子振动(弹性恢复力kh变化)，振幅为A(h变化的测量值)，其最大值的相位与不平衡质量力的夹角Φ。随着转速增加，emω2增大与转速平方成正比，而μAω增加的速率与ω3成正比，大于emω2的速率，故随转速赠加，振幅A增大,夹角Φ也相应增大;振动频率与转速一致。转速趋近临界转速时，振动频率与转子自振频率趋向一致,形成共振,振幅A最大，夹角Φ趋近90?(是平衡加重位置的依据)。转速超过临界转速，夹角Φ大于90?，最大振幅的相位(合成力的相位)与质量偏心的相位逐渐反向，合成力逐渐减小，振幅A逐渐减小。
2)转子弯曲:造成质量偏心,其振动特点与质量不平衡相似,但振幅与弯曲的绕度大小有关,转子晃度变化(增大);临界转速下振幅的相位与晃度的相位有关。若发生摩擦时,振动波形中有高次谐波;
3)转子对中不良;转子找中心是保证运行时，其中心线是一条连续光滑的自然垂弧。对中不良是指“两联轴节中心错位，或其端面张口不合适”。对于通过止口连接的联轴节，只要止口同心，可以保证中心不错位，但要考虑其两侧轴承座在运行中标高变化是否一致。其端面张口是在端面垂直于中心线的前提下，考虑运行中轴承座标高的变化。若两侧轴承座在运行中标高增加，安装时则留下张口;反之，则留上张口。若两侧轴承座在运行中标高变化不一致，安装时则预留适当的中心错位。转子对中不良，运行时，其中心线不是一条连续光滑的自然垂弧，其特点与转子质量静不平衡的振动相同。
中心错位 上张口 下张口
本机组转子采用单轴承支撑，且各轴承座落地，运行中轴承中心基本不变。安装找中心时不必留张口和中心错位，运行的稳定性也较好。
电磁不平衡力激起的振动特点
电磁激振力引起的强迫振动:转子线圈匝间短路，磁场偏心;转子和定子径向间隙不均匀;定子铁芯在磁力作用下发生激烈的振动，改变转子和定子径向间隙;电磁不平衡力产生的振动，在机组并网后才会产生，振幅随励磁电流的增加而增大。
1)转子线圈匝间短路，转子磁场偏心，振动频率与转速一致，电压波形零线偏移;
A V
S N
I τ
2)转子相对静子几何偏心，对3000rpm机组，振动的频率为工频的两倍; 3)转子风道阻力不均,产生热弯曲而引起的振动。振幅也随励磁电流的增大而增大，且振幅的变化滞后于励磁电流的变化(热量传递)，振动频率为工频;
4)发电机静子刚度不足:周期性变化的电磁力，激起静子振动，改变周向间隙，使转子产生耦合振动，振动的频率是工频的两倍，但静子的振幅较大。
轴承油膜振荡的特点
原因:在圆筒轴承轻载、轴颈表面线速度高的条件下，油膜对轴颈的作用力大于轴颈重力和科氏力的合力，使轴颈向上浮动，产生弓形涡动，涡动的频率为转速的1/2。若涡动的频率与转子临界转速合拍，形成油膜振荡。多油楔可倾瓦轴承一般不会出现油膜振荡。
特点:升速过程中振动含有1/2转速的分量，在转速接近转子临界转速两倍时，突然出现强烈振动，振动频率等于转子的临界转速，且在一定转速范围内振幅和频率不随转速的升高而改变;油温升高，振幅减小或正常。
处理:适当提高轴承进油温度;改变轴瓦长度或垂直间隙;采用多油楔可倾瓦轴承(承载能力较小)。
ω ω e ω e ω ’ω OoPoo 02 ω ω ω ω mg mg mg
?p P?p 0 PP0 0
汽流激振的特点
汽流自激振荡引起的振动:由于调节阀开启，或汽封间隙不对称，周期性的不平衡蒸汽力诱发的共振，振动频率与某一阶临界转速一致。只可能发生在大功率汽轮机的高压转子，且在负荷达一定值产生，降低负荷，振动消失。
5( 轴承支撑刚度削弱，振动被放大，或使转子临界转速降低，落入共振;支撑刚度不足的振动:轴承振幅沿垂直方向随标高逐渐增大，且在刚度削弱处振幅突变;其振动特性与激起振动的原因有关。
异常振动的防止和处理
1. 消除异常振动产生的隐患
1)精心安装和检修，保证质量:
? 台板标高正确，接触良好;管道连接受力符合要求;保证机组膨胀自如，支撑刚度合格。 ? 消除叶片叶根松动;清除叶片积垢;
? 转子找中心、隔板找中心和汽封间隙调整符合要求;考虑轴承座标高实际变化和转子告诉旋转时轴心偏移，保证运行中满足转子自然垂弧的要求，动、静部分同心。 ? 调整轴承间隙和紧力符合要求，垫块接触合格。
? 必要时进行高速动平衡。
2)严格按规程要求启动运行
? 机组冲转前按要求连续盘车直轴，使偏心率符合启动要求;
? 控制润滑油温、油压和凝汽器真空、排汽温度符合启动、运行要求; ? 15%以下加强疏水，防止汽轮机进水或进冷汽。
? 停机后连续盘车，至少要间断盘车;无法盘车，只有等待。
2(异常振动的处理
?在升速中速范围(非临界转速)内，任一轴承振幅达0.04mm，不允许继续升速;升速过程产生异常振动，应立即降速至振幅的允许范围进行暖机，直至连续盘车。查明原因，消除后，才允许升速。
? 在带负荷运行时，产生异常振动，应立即降负荷;仍不能消除异常振动，则解列降速暖机，直至盘车状态，或直接打闸停机。
? 无论机组处于何种运行状态，在振动异常之前或之后机组内有金属撞击声或摩擦声，应立即破坏真空紧急停机，进行连续或间断盘车。
3(异常振动原因诊断
1)按异常振动出现的阶段
? 在升速阶段异常振动原因:
不平衡离心力或力矩?随转速的变化规律?其他特征;
油膜振荡?两倍临界转速左右突然产生异常振动。
? 带负荷阶段异常振动原因:
发电机?不平衡电磁力?与负荷(励磁电流)关系?振动频率;
转子热弯曲
高压缸、高负荷?频率(某一临界转速)?汽流激振; 2)按异常振动特性——振幅、频率、相位和其他特征
依据前述各种原因引起振动的特点，对照分析。
3)故障诊断系统
振动数据测量(每个振动周期测32个振幅数据)?进行频谱分析?逻辑运算(模糊运算、
神经网络、专家系统)?振动原因、部位?处理措施。
4. 消除振动的措施——按诊断的缺陷进行消除
1)转子弯曲?盘车直轴?无效?大修直轴(应力松弛法); 2)转子质量不平衡?检查、清除积垢?高速动平衡(多次); 3)转子找中心不良?调整轴承中心标高，改变张口和中心错位(难); 4)发电机转子匝间短路?大修换线棒;
5)发电机磁隙周向不均?调静子位置(保持转子位置); 6)发电机转子风道积灰?小修清除;
7)油膜振荡?适当提高润滑油温?若无效，停机，小修加宽回油槽; 8)汽流激振?改变调节阀开启顺序?若无效，停机，大修调汽封间隙; 异常振动处理实例
平圩电厂2号机(亚临界600MW)1992年7月22日首次启动冲转，发出异常振动。测得
振动最大振幅:
5 6 7 8 10 11 轴承号
2560 2650 2679 2760 1840 1920 转速rpm
0.29 0.28 0.14 0.28 0.45 0.28 振幅mm
诊断为:轴系对中不良，动不平衡。
找中心调整，历时40天;找平衡配重8次，历时15天; 除10号轴承轴颈0.09mm外，其余均小于0.076mm，正常。 绥电一期俄罗斯800 MW五缸六排汽机组，400 MW由单阀调节(四阀同步开启)切换为顺
700 MW，序阀调节(1、2阀全开，逐步开3阀，再开4阀)。2000年五月九日，负荷在650,1瓦突然出现异常振动，0.015?0.05mm,主要分频:21,22Hz，后波及其他轴瓦，测量结果
如下:
1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 轴承号
1.02 2.02 1.89 2.50 2.68 2.53 2.24 2.66 2.41 1.71 2.86 3.30 油膜压力MPa
52 48 50 53 54 63 54 57 56 62 63 58 50 52 回油油温?
.032 .036 .035 .016 .036 .035 .024 .049 .050 .039 .045 .022 .027 .041 水平振幅mm
.049 .029 .032 .022 .014 .023 .016 .012 .030 .019 .035 .018 .024 .042 垂直振幅mm
轴承解体:1瓦有磨损，2、6瓦块与洼窝有0.115,0.12mm的间隙。修括阻油边、补焊消除
间隙，再次启动，振动仍未正常。
后改变调节阀开启顺序，振动合格。
哈电三厂4号机(亚临界600MW)
1999年10月21日首次启动，1820rpm，11号轴颈振幅0.39mm;
2160,2280rpm，5、6、7、8号轴颈Y向振幅较大，7号达0.27mm; 3000rpm，它们振幅仍较大，而且X向的振幅更大，波动达0.04mm。
超速试验3180时，7号最大振幅达0.5mm，转速再升后减小。
7号 瓦严重磨损，顶轴油管断裂;
测振探头支架固有频率为50,53Hz，出现共振，造成测量误差;
重新找中心，振动基本合格。
汉川电厂1号机(亚临界300MW)
励磁机3000rpm强烈振动，其共振。
平圩电厂1号机(亚临界600MW)
1988年11月试运行，2040rpm暖机时，10瓦振幅逐渐上升，至跳闸。
发电机两侧温度明显不同，氢冷却器指示失灵，单侧进水。
平圩电厂1号机(亚临界600MW)
1991年11月6日大修后启动，2040rpm暖机后，一切正常。2800rpm时7、8、9瓦振动上升，3、5、6、10、11瓦振动超限，后8瓦振动表指示到头，有金属声。立即打闸紧急停机。解体检查:盘车齿轮风罩脱落，盘车供油管被打断，OPC探头和胀差测量探头损坏。 原因风罩对中不正，强烈摩擦。
第九篇 汽轮机振动异常原因分析及
解决方法
摘要:汽轮机是整个电厂常规岛的心脏设备，若汽轮机振动异常不能正常工作，将给电厂造成巨大的损失。本文从理论上对常见的汽轮机振动异常原因进行分析，并提出相应的解决方法。
关键词:汽轮机、振动、分析、解决方法
前言
汽轮机的振动大小，是评价汽轮机组运行可靠性的重要指标。对于高速转动的汽轮机来说，微小的振动是不可避免的，振动幅度不超过规定的标准属于正常振动。对汽轮机的运转没有影响，但是当振动超过规定限值时，对整个汽轮机组的运行是有害的，表明机组内部存在缺陷。本文所分析的就是这种振动过大的异常振动产生的原因和减小振动的方法。 一、汽轮机振动过大的危害
汽轮机组振动过大，会使机组内部部件的连接松动，基础台板和基础之间的刚性连接削弱，或使机组的动静部分发生摩擦，造成转子变形、弯曲、断裂，甚至是叶片损坏。当机头发生振动时，可能直接导致危机保安器动作，造成停机事故。当汽轮机动静叶片由于过大的振动而发生相对偏移时，会造成高低压端部轴封发生不正常磨损。低压缸端轴封的磨损破坏轴封的密封作用，使空气被吸入负压状态下的低压缸，破坏凝汽器的真空，直接影响汽轮机组的经济运行。高压缸端轴封的破坏会使高压缸的蒸汽大量向外泄露，降低高压缸做功能力，甚至会引起转子发生局部热弯曲。泄露的高压蒸汽如果进入轴封系统的油档中，使润滑油内混入水分，造成油膜失稳，也可能产生油膜振荡，造成轴瓦乌金熔化。当过大的振动造成轴弯曲时，可能使发电机滑环和电刷的磨损加剧、静子槽楔松动、绝缘被破坏，造成发电机或励磁机事故。当过大的振动造成某些紧固螺丝松脱、断裂时，甚至会造成整个汽轮机组的报废。所以，消除异常振动，是确保安全生产的重要环节。
二、汽轮机异常振动的原因分析与解决方法
汽轮机组负担着将热能转化为电能的任务，由于其长时间运行、关键部位长期磨损等特点，各种故障时常发生，其中，振动异常是汽轮机组常见故障中最频繁的一种，严重影响了电厂的正常发电。由于振动产生的原因非常复杂，汽轮机组的任何一个设备或者介质的异常，都可能造成机组振动，比如进汽参数、疏水、油温、油质等。因此，想要解决汽轮机的异常振动，针对导致异常振动的原因分析尤为重要，只有查明原因，对症维修，才能最根本的解决问题。
造成汽轮机组振动异常的主要原因有以下几种:转子质量不平衡、转子弯曲、中心不正、油膜自激振荡、汽流激振等。
2.1 转子质量不平衡引起的振动
转子上的装配部件在机械加工时，内孔与转子中心不同心，或部件质量对转动中心不对称;转子上的叶片、拉金断落或不对称磨损;转子锻件在加工及处理过程中有过大的残余变形，引起转子永久性挠曲;在检修时，在转子上进行拆装叶轮和叶片、更换联轴器零件、更换发电机线圈、车削转子轴颈或直轴等工作，都有可能造成转子质量不平衡。 转子质量不平衡是汽轮机振动异常的最主要原因，70%以上的异常振动是转子质量不平衡引起的，其特点是，振幅与不平衡质量成正比，振动频率等于转子的振动频率，波形为正弦波，振幅及相位始终保持常数，而与负荷无关。
这类振动只需要找好平衡即可解决。由于其发生概率高，解决方便，在汽轮机组发生振动时，应成为首要分析对象。
2.2 转子弯曲
转子弯曲引起的振动，由于弯曲的原因不同，各自振动的变现特点也不同。当转子产生永久弯曲而引起振动时，其特点与质量不平衡时的振动情况相同，在通过临界转速时振动幅值特别明显地增大;在汽轮机启动、停机过程中，由于加热或冷却不均匀而引起的弹性热弯曲也会引起振动。可以通过停机重启或降低转速，延长暖机时间等方法，待转子温度均匀后，热弯曲消除，即可消除振动。但是，当弯曲造成汽轮机动静部分摩擦时，如果摩擦力很大，将进一步破坏转子的平衡，使摩擦增大，形成恶性循环，振动波形紊乱，应迅速停机，否则由于局部过热可能造成转子永久弯曲;用有缺陷的材料来锻造转子，具有热不稳定性。这种转子随着被加热而出现弹性热挠性变形。由于热不稳定性而引起汽轮机振动，其幅值与负荷成正比，振幅变化在时间上与负荷变化滞后1-3小时。滞后时间取决于转子结构、质量和蒸汽参数;转子装配时，可能由于叶轮与轴的配合不良、键在键槽中歪斜等原因产生挠性变形，引起汽轮机振动。这种振动常常因为多次启停，造成配合削弱，振幅与相位随之变化。 如果转子由于温度不均匀或装配问题造成弯曲，可通过停机重启、降低转速、延长暖机时间、重新装配等方法恢复的，转子可继续使用。如果转子由于各种原因已经产生了永久性弯曲，只有更换转子才能消除振动。所以，在转子制造时的材料监督、装配时的安装精度以及启停机时的转速控制都应尤为重视，避免造成转子永久性弯曲，影响正常生产。 2.3 中心不正
一种是转子轴线中心不在一条直线上。产生这种问题的原因除找中心的质量不好之外，还可能是汽缸热膨胀受阻、蒸汽管道热膨胀补偿不足。对于核电厂汽轮机的挠性转轴，两轴线不同心会使联轴器的磨损加速，表面摩擦系数增大，导致挠性联轴器无法起到补偿调节的作用。另一种是汽轮机与发电机两个转子之间联轴器中心偏差过大或联轴器有缺陷。对于用挠性联轴器连接的转子，当联轴器有缺陷不能对中心自动调整时，可能发生振动。当联轴器耦合原件之间正常啮合被破坏，从而导致传递扭矩在联轴器周上分布不均匀时，也会发生振动。中心不正的振动特点是波形呈正弦波，振动的频率等于转子的转速，与机组的工况无关。由于转子柔度与轴承油膜的弹性影响，只有靠近有缺陷联轴器的轴承才会出现明显的振动。相邻
的两个轴的振动相位相反。
针对中心不正引起的振动解决方法主要靠检修和安装调试时的细心工作，从而保证汽轮机组的正常工作。
2.4 油膜自激振荡
油膜自激振荡是汽轮机发电机转子在轴承油膜上高速旋转时，丧失动力稳定性的结果。其特点是振荡主频约等于发电机的一阶临界转速，且不随转速变化而变化。
当汽轮机组发生油膜振荡时，应增加轴瓦比压，方法是缩短轴瓦长度，即减小长径比，或调整联轴器中心，保证热态时各轴瓦负荷分配均匀。
2.5 汽流激振
汽流激振有两个主要特征:一，出现较大值的低频分量;二，振动受运行参数影响明显，且增大呈突发性。其主要原因是由于叶片受到不均衡的汽流冲击。对于大型机组，由于末级较长，汽体在叶片末端膨胀所产生的紊流也可能造成汽流激振。同时，轴封也可能发生气流激振现象。
针对汽轮机组气流激振的特点，其故障分析要通过长时间的记录机组的振动数据，做成成组的曲线，观察曲线的变化趋势和范围。通过改变升降负荷速率，观察曲线的变化情况，最终有目的的改变汽轮机不同负荷时的高压调速汽门的重叠特性，消除汽流激振。也就是，确定机组产生汽流激振的工作状态，采用降低负荷变化率和避开气流激振的负荷范围的方式来避免汽流激振的产生。
2.6 轴承的轴向振动
在测量汽轮机组振动过程中，也会发现轴承轴向振动过大的现象。其振动特点是频率与转速相同，轴向振动的幅值与转子的挠曲程度成正比，而各轴承的振动相位取决于转子挠曲弹性线的形状:在一阶临界转速附近，两个轴承的轴向振动相位相反;在二阶临界转速附近，两个轴承的轴向振动相位则相同。由于情况比较特殊，将轴向振动归为一种振动现象。其主要原因有三种:一、弯曲的转子在旋转时，轴颈产生偏转，轴颈在轴瓦内的油膜承力中心沿轴向随转速发生周期性变化，从而引起轴承座轴向振动;二、轴瓦受力中心与轴承座几何中心不重合;三、轴承座不稳固。挠性转子在旋转时，将会使轴瓦及轴承座做相应的偏转，但轴承无法追随轴颈的偏转只能形成轴向振动。
针对前两种振动原因的解决方法，前文中都有提到，在此不做复述。对于轴承座不稳固而引起的振动，做到及时发现，及时加固即可解决。
三、振动的在线监测
目前大型机组都装有轴系监测装置，对振动进行在线监测，为振动监测及分析创造了良好的条件。对于振动的在线监测，要做好记录工作，以便在发生异常振动时进行对比分析，找出振动的原因。如果在运行时发现机组振动异常，应马上派人进行现场测试，如果振动确实超过了规定限值，应做到及时停机，防止对机组造成破坏;对于未超过限值的振动异常增大，要及时查找原因，并采取措施，防止振动继续增大。如果在线监测仪表未出现异常变化，但现场人员听到汽轮机组有异常声响时，也应进行停机检查，防止叶片脱落或有异物进去汽轮机，对汽轮机组造成破坏。
四、总结
振动产生的原因是十分复杂的，而且每个汽轮机组的情况也都不同，因此需要针对每一个机组，进行一系列的试验，找出振动的规律，做好记录工作，结合运行与检修时的资料，进行综合分析，才能找到振动的原因，加以消除。在生产运行中，还必须做好振动监测工作。避免异常振动的发生，确保整个电厂的正常运行。
第十篇 汽轮机组振动初探
周 宏
摘要:汽轮机组过大的振动危害极大，为了确保机组的安全可靠运行，了解振动的相关知识对汽轮机组的安全运行意义重大。
关键词:振动 频谱 诊断 分析
the discussion about steam turbine’s vibration
ZHOU Hong
(Power Plant,ChongQing Iron & Steel Co. Ltd.，ChongQing 400084，China) AbstractSteam turbine’s larger vibration is harmful.In order to ensure the safety of steam turbine，we should study some knowledge about steam turbine’s vibration , it is very important to us.
Key words:vibration spectra diagnosis analysis
1 引言
动力厂的旋转设备较多，其中尤以汽轮鼓风机、汽轮发电机和TRT发电机最为重要。由于汽轮机组是高速运行的回转设备，通常都有一定程度的振动。然而，振动是汽轮机组运行中最常见的主要故障之一，当机组发生过大的振动时会产生以下危害:?直接造成汽轮机组事故:如果机组振动过大，且发生在机组前部，则有可能引起危急保安器误动作，导致故障停机;?损坏机组事故:如汽轮机组的各轴瓦面因振动造成巴氏合金破裂或者脱落、轴承支座的连接螺钉松动以及与机组连接的部分管道损坏;?动静部分摩擦:汽轮机组过大的振动可能导致汽轮机转子叶片围带磨损引起叶片松动甚至金属块脱落撞击后级叶片造成转子损坏的特大事故，还可能导致高低压汽封和隔板汽封(鼓风机的前后气封)、轴承油挡发生磨损，严重时划伤轴颈，甚至造成转子弯曲等严重事故;?损坏机组转子零部件:机组转子零部件松动或造成机组基础松动及周围建筑物的损坏。由于振动过大的危害性极大，所以在机组启停及正常运行过程中应加强对汽轮机组振动的监测，保证其振动值控制在规定的范围以内，确保机组安全运行。本文就汽轮机组振动的相关知识及故障诊断进行了简要的阐述。
2 振动的周期信号和离散频谱
虽然汽轮机组在运行过程中由于负荷的变化可能引起机组转速的变化波动，但是在某一时间段内，我们可以将汽轮机组的转速视为恒定转速，其振动信号即可视为周期信号。周期信号是按一定的时间间隔T(周期)不断重复的信号，它通常满足以下关系式; x(t)=x(t+nt)
根据高等数学知识，在有限区间上，任何周期函数(信号)x(t)凡满足狄里赫利条件都可以展开成傅立叶级数。傅立叶级数的三角函数展开式如下:
,
x(t),a，(acosn,t，bsinn,t)0n0n0,n1,
TTT212222a,x(t)dta,x(t)cosn,tdtb,x(t)sinn,tdt 0n0n0TTT,,,TTT,,,222
其中:
T —— 周期 —— 圆频率，=2π/T，n=1，2，3„„ ,,00
将表达式中的同频项合并，可以改写成:
,
x(t),a，Asin(n,t，,)0n0n,n1,
其中:
22 tg=/ A,a，b,abnnnnnn
从以上表达式我们可以得出一个结论:任何一个满足狄里赫利条件的复杂周期信号，都可以看作是一个直流分量和若干个具有谐波分量的正弦信号之和。以圆频率为横坐标，幅值
或相角为纵坐标所作的图称为频谱图，—ω图叫幅频谱，—ω图为相频谱。A,A,nnnn
由于n为整数序列，相邻频率的间隔?ω==2π/T，即各频谱都是的整数倍，因而频,,00
Asin(n,t，,)谱是离散的。其中称为基频，n次倍频成分称为n次谐波。因此，我,n0n0
们看到的汽轮机组振动频谱分析中看到的并不是连续的频谱，而是离散的频谱。
3 振动信号的测试
目前动力厂使用的振动测试装置主要有以下三
种;1、便携式振动仪:这种振动仪可以简单测量汽
轮机组轴承盖壳体的振动位移、速度和加速度值，测
量简单，携带方便，不需要特殊的要求;2、专业复
合型振动测试仪:如在新风机使用的美国本特利3300
监测系统，它测试的是机组的转轴振动，因此其测量
的数值较便携式测振仪更加准确，但是由于传感器离
高速旋转的转轴较近，故它对安装的要求较高。它采用模块化设计，可以加装不同的测量模块同时测量机组的热膨胀和轴向位移;3、专业振动频谱分析仪:它测量汽轮机机组轴承盖壳体的振动位移、速度和加速度值，通过计算机显示出振动的时域记录(即时间——峰值图)，由于时域记录只能给出强度的概念，可以将它经过频谱分析后则可以得到频域记录(即频率——峰值图)，我们据此可以探寻其振动的根源，因此它较前两种振动测量装置而言更加可靠实用，可以用于大部分机械振动故障的分析和诊断。由于便携式振动仪的使用比较简单，现主要对后两种装置进行概述。
专业复合型测试仪和专业振动频谱分析仪主要由振动传感器和仪表本体(分析软件)两个部分组成，其振动传感器也称为拾振器，它的作用是将机械振动的位移、速度和加速度转换成电压、电流或电荷信号，输入仪表系统，经过相应处理后显示出位移、速度和加速度值，或经过计算机软件分析后得到时域图和频谱图等相关信息。
?专业复合型振动测试仪
专业振动复合型振动测试仪的传感器通常是固定在支架上，而支架又固定在轴瓦或者轴承支座上，所以通过此方法测量出来的转轴振动值实际上是转轴相对于轴瓦或轴承支座的相对振动。其传感器的安装一般采用右图所示的安装方法。
在安装过程中，我们应该特别注意传感器的初始间隙值，它的大小直接影响测量的精确
动态静态度。如果间隙值太小，那么在机组运行过程中就
有可能导致传感器被高速转动的转轴摩擦损坏;
如果间隙太大，则在机组运行过程中就有可能得ω
到较大误差的测量值，从而影响机组的安全正常运行。由于汽轮机转子旋转和机组带负荷后，转子相对于传感器将发生一定的位移。为了获得合适的传感器工作间隙值，在安装时应先估算出转子从静态到动态机组带负荷后轴颈位移值和位移方向，以便使测量更为精确。根据相关资料得知，转子从静态到工作转速，轴颈抬高大约为轴瓦顶隙的1/2，水平方向位移与轴瓦的形式、轴瓦两侧间隙和机组的滑销系统工作状况有关，一般位移值为0.05,0.20mm，位移方向如左图所示。
此外，在安装过程中，应采用屏蔽性能较好的仪表传输线，以防止其他仪表或无线电信号对测量信号的干扰，影响机组振动的测量精确度。
?专业振动频谱分析仪
专业振动频谱分析仪的传感器是一个磁性装置，测量时将它固定在被测机组的轴承盖上。此测量装置一般只需测量两个方向，即垂直于转轴轴线的垂直方向和机组转子轴线方向就可以得到机组运行的振动状况。其连接示意图如右所示。
放大器
处理器传感器
计算机
时域图在测量过程中，可以通过选择相应的频谱图
位移、速度和加速度档就测得相应的
数值。
4 振动参数的合理选择
在振动测试中合理选择测振仪器是十分重要的，如果选择不当往往会得出错误的结果。主要是选择适当的频率特性、灵敏度和量程范围。由于低频振动的位移较大，但是其加速度值却很小。反之，在高频振动中尽管位移很小，然而加速度值却很大。因此，对于低频旋转机械，其频率为10 Hz,200 Hz(频率f=转速n/60)时，一般应用位移和速度档进行测量;对于高频旋转机械，其频率为,20kHz时，则应用加速度档进行测量，此类设备还包括齿轮和滚动轴承等。
5 振动值的分析评价
评定机组的振动良好状况有三种方法;
?通过国家标准进行评定
在我国制定的《电力工业技术管理法规》中规定，评定机组振动以轴承垂直、水平、轴向三个方向振动中最大者作为评定的依据。这三个方向分别为:轴承垂直振动测点在轴承座顶盖上的正中位置;水平振动测点在轴承盖中分面正中位置，平行于水平面，垂直于转子轴线;轴向振动测点在轴承盖上方与转子轴线平行。评定汽轮机组振动的运行工况时，是以机组在工作转速下以各种负荷(包括满负荷)下某一轴承某一方向的振动最大值作为机组振动状态的依据。
《电力工业技术管理法规》中规定的
汽轮发电机机组振动标准(双振幅:μm)
汽轮发电机组优 良 合格
转速(r/min)
?相对评定法 1500 30 50 70 我们可以将汽
轮机组当前测量的3000 20 30 50 振动值与以前测量
的振动值进行比较，并绘制出振动值趋势图，当出现劣化的趋势时应及时采取相应的措施确保机组安全运行。 ?类比评定法
汽轮鼓风机组的振动规定值以机组的说明书为依据，也可参照《电力工业技术管理法规》中规定的汽轮发电机机组振动标准根据实际情况修正后作为测量的依据。
6 振动的故障分析判断实例
?便携式振动仪测量的简易判断:
V——垂直位置的振动值，H——水平位置的振动值，A——轴向位置的振动值 当V的数值远大于H值和A值时，可以判定故障为机组基础松动所致; 当H的数值远大于V值和A值时，可以判定故障为转子轴系不平衡所致; 当A的数值远大于V值和H值时，可以判定故障为汽轮机与发电机(鼓风机)转子不对中所致。
?专业振动频谱分析仪测量的简易判断:
如下所示为2002年4月30日测量的6#电动风机1#轴承的时域图和频谱图:
时
域
图
频
谱
图
说明:上半部分为1#轴承，下半部分为2#轴承
由于电动风机的主电机转速为1485r/min，其基频应该为=1485/60=24.75Hz。从频谱图中,0
我们可以看出:
名 称 1#轴承振幅 2#轴承振幅 结 论 25 Hz(基频) 1.95μm 0.93μm 两轴承振动状况合格 50 Hz(2倍频) 29.14μm 1.07μm 1#轴承振幅偏大，应尽快检修 由于1#轴承的振幅明显偏大，故决定利用高炉休风期间对1#轴承进行解体检查。经过对轴承解体检查后发现1#轴承的瓦面上附着有一薄层细微的油杂质，对其进行了清洗处理。 经过检修后对机组的运行状况进行了测量，其时域图和频谱图如下:
时 域 图
频 谱 图
从以上频谱图
中我们可以得
知:
名 称 1#轴承振幅 2#轴承振幅 结 论 25 Hz(基频) 0.96μm 1.22μm 两轴承振动状况优良 50 Hz(2倍频) 0.18μm 0.21μm 两轴承振动状况优良
在使用专业振动频谱分析仪进行振动测量时应该注意以下几点:
?当频谱所示振幅较大或频率不符时，应重复测量多次，以避免由于偶然误差引起的误判断，确保测量的准确性。
?如果测量所得振幅偏大(不论频率正常与否)，应对其垂直方向、水平方向和轴向方向全部进行测试，初步诊断其成因，并拟订相关施工方案，须尽快进行检修，以消除振动对机组的影响。
?如果测量所得振幅偏小，但是基频与倍频率的振幅不符合变化规律时，应密切关注振动的变化情况，利用正常停机时间对机组进行检修。
根据振动信号的时域图和频谱图进行设备的故障诊断是一项难度很大的工作，主要是由于同一故障可以表现出多种症状，同一症状可由不同故障引起，不同类型的设备其故障与症状的对应关系也可能不尽一样，这种对应关系与运行条件、环境条件、故障历史及维修情况有着密切联系。下面就一般的情况进行归纳总结:
?.汽轮机组轴系不平衡主要引起基频振动;
?.机组轴系不对中不仅影响基频振动，还可引起2倍频及其它高倍频振动;
?.滑动轴承油膜涡动的振动频率为(0.42,0.48)倍频×转速n，油膜振荡的振动频率为转子的一阶临界转速频率;
?.机组转子与固定部件之间的摩擦激发较宽频带的振动，可能包括基频、倍频、次谐波、转子零部件固有频率;
?.机组转子组件松动的振动频率以基频为主，可能伴有倍频或1/2×转速n、1/3×转速n等分数倍频;
?.不平衡量增大，则径向水平、垂直两个方向的振幅同时增加;
?.机组轴系不对中径向振幅增大，但同时还可引起轴向振动增大;
?.机组基础松动时垂直方向振动明显大于水平方向振动;
?.机组转子组件松动引起的振动，其幅值不稳定;
?.轴承油膜涡动和油膜振荡则以径向振动为主，振幅不稳定;
?.机组转子裂纹引起的2倍频振动，水平方向和垂直方向的振幅大小相近。 汽轮机组振动是一个相当复杂的问题，而且其成因较多，以上所述犹如大海中的一滴水，只是对某些问题进行了探讨，由于能力有限，还不很全面。我们将在实践中不断探索和完善汽轮机组振动的各方面知识，积累经验，为汽轮机组的安全可靠运行作出更大的努力。
参 考 文 献
施维新.汽轮发电机组振动及事故.中国电力出版社，1999
清华大学 严普强 华中工学院 黄长艺.机械工程测试技术基础.机械工业出版社，1985.12.
作者简介
周宏(1975 - )，男，重庆钢铁股份有限公司动力厂点检站站长，1998年毕业于重庆渝州大学机械制造工艺和设备专业，助理工程师，现从事点检定修及工程管理工作。
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