点检工程案例主机常见振动故障

1、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大类型。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，汽轮发电机组振动故障的诊断分析却是一个十分复杂的问题，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，有时寻找振动故障的原因以及治理会拖延很长的时间。但是，如果能够掌握各种振动的特征，对分析和诊断振动产生的原因便具备了一定的基础。因此对机组典型特征的分析已成为振动故障

2、诊断的重要手段。本节将对一些单纯的典型振动的特征作简单的介绍。振动故障特征及原因分析振动故障的一般原因 旋转机械运行时不可避免要发生振动，其振动量只要不超过一定的程度是完全允许的。但是，当机组出现了一些不正常的振动或振动过大时，就成了运行时的故障，必须及时排队都能保证机组安全运行。 引起机组不正常振动或振动过大的原因很多。例如：转子的不平衡量过大；联轴器的加工或与轴的装配同轴度超出允许范围；转子上的另件发生松动；轴系的对中超出允许范围；转子上有缺陷和损坏（如腐蚀、结垢、叶片断落和转子裂纹等）；动静部分磨擦；机组安装上有缺陷（如零部件松动，基座松动和热胀余地不足等）。 轴承失稳；振动故障特征及原

3、因分析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，对于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：振动频率与转速相符，即呈现同频振动；因强迫振动是一个简谐振动，所以轴承的振动规律是一个比较规则的正弦波，相位也较为稳定；对于刚性转子，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（见图1-6），尤其离临界转速较远时，上述规律比较明显。 对于挠性转子，其工作转速高于

4、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。振动故障特征及原因分析在一阶临界转速前，振动为刚性转子特征。在一阶临界转速时，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。越过一阶临界转速后，振幅有所下降。当转速升至接近二阶临界转速时，此时一阶振型已基本消失，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子的振动，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，而在两两端轴承处的振动相位相反。图1-7表示转子存在一、二阶不平衡分量时的振幅

5、转速曲线。图1-6刚性转子转速振幅特性图1-7挠性转子转速振幅特性 振动故障特征及原因分析 根据上述振动特征，当需要判定转子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量时，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，部件上呈现的振幅与作用在该部件上的激振力成正比，与它的动刚度成正比，可以用下式表达：由上式可知，减小此类振动振幅的途径无非两条，一为减小激振力P；二为增加支承系统的动刚度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

6、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。振动故障特征及原因分析 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与轴装配所产生的误差，反映在转子振动方面的内容包括两个方面：其一，联轴器加工或与轴装配不良使端面与轴线不垂直，当拧紧连接螺栓后，轴颈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。以上两类误差引起的振动都随转速而变，其频率为转速频率，但也伴有一定的倍频分量。为了减少这两类误差所引起的振动，要求加工和装配后的上述误差尽可能

7、小，并希望控制在0.02毫米以内。振动故障特征及原因分析 3、机组中心不正对振动的影响现场所指的机组中心状况，实际上是指转子找中心状况，转子中心不正会产生振动，这几乎已成为普通的常识了，但是在汽轮发电机组上它所产生振动的机理，却有不同的理解。活动式靠背轮在空负荷下，由于传送的力矩很小，在一定转子中心偏差下能自行调整，可以认为它所产生的扰动力对轴承振动的影响很小，主要是指固定式或半固定式靠背轮而言。以下的讨论均是指此种型式的靠背轮。 a)靠背轮上下开口大和上下圆周偏差大上述偏差不论多大，当拧紧靠背轮螺栓后，转子会自动同心，略去螺栓紧力对转子中心的影响，此时只影响转子的各个轴瓦载荷的分配，它本身并

8、不直接产生振动的扰动力，只是当轴瓦载荷改变太大时，有可能导致油膜振荡（载荷过小）或使轴瓦温度升高（载荷过大）。轴瓦载荷改变对振动方面的另外影响是：可能会改变转子动态下的挠曲和改变轴系振动系统的参数，导致转子转速的变化，使柔性转子平衡状态发生变化。振动故障特征及原因分析b)靠背轮左右开口和圆周左右偏差大同样，上述偏差无论多大，当拧紧靠背轮螺丝后，两个转子自然同心，略去螺丝紧力对转子中心的影响，此时只影响轴颈在轴瓦内的位置，即轴颈偏移轴瓦的一侧，它本身也不产生振动的扰动力，但是当偏差太大时，会影响轴瓦的正常工作（例如轴瓦温度的升高），也可能会引起动静磨擦。4、轴瓦松动引起的振动特征轴瓦因安装时紧力

9、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。振动故障特征及原因分析5、转子上出现裂纹，相当于转子截面被破坏了对称性，在圆周方向就存在最大和最小两个抗弯刚度，在转子旋转一周中，动挠度会变化两次，因此将会引起两倍于转速频率的振动。裂纹越大，两倍的振动分量也越大。根据这一特征，反映在降速过程中，在1/2临界转速上，还会出现一个明显的振动峰值。由于带裂纹的转子刚度特性发生变化和刚度减小，除了产生两倍频振动分量外，一倍频的振动分量也会有所增大

10、，因此在通过一阶临界转速时，一倍频的振动峰值也会增大。此外，转子存在裂纹时刚度减小后，必然使其共振频率降低，所以转子在运行时的实际临界转速也要相应降低。当降低后的二阶临界转速与两倍的工作转速重合时，转子两倍频的振动分量在工作转速下将引起二阶临界转速的共振，从而带来裂纹迅速扩展甚至转子断裂的严重后果。振动故障特征及原因分析综上所述，转子存在裂纹时会出现多种振动特征，使实际诊断转子是否存在裂纹时的工作显得比较复杂和困难，尤其在转子产生裂纹的初期。因此，加强振动监测，及时观察分析一、二倍频振动分量的变化和扩展趋势，特别是利用升降速过程扭矩发生变化，而使裂纹对振动带来较敏感的响应这一特性，都是诊断裂纹

11、转子的一些重要手段。6、轴承座的轴向振动关于轴承座的轴向振动，首先应该认识到，上述我们分析的引起汽轮发电机组轴承座振动的各种扰动力都是径向的，它们本身不会直接激起轴承座的轴向振动。提起轴承座的轴向振动，使人很容易联想到转轴的轴向窜动或沿轴方向的振动。事实上，当转轴沿轴向运动时，由于轴颈和轴瓦之间处于液体摩擦状态和轴颈沿轴向运动速度很小，其摩擦系数很低（0.010.03），因此传给轴承座的轴向力很小。 振动故障特征及原因分析根据计算，一根10吨重的转子，在3000r/min下，轴向振动为100m时，转子传给轴瓦的轴向激振力仅为0.052千克力。显然，这是一个微不足道的激振力。因此可以说：转子轴颈

12、在油膜上沿轴方向的滑动，几乎没有力量传给轴承座，它不可能引起轴承座的轴向振动。造成轴承座轴向振动的原因，归纳起来有下列几个方面：a)轴颈承力中心沿轴向周期性变化转子在旋转状态下，由于挠曲（或永久弯曲）轴颈在轴瓦内的油膜承力中心将跟随转速周期性地在轴向发生变化。如图1-8a表示转子在某一位置时，油膜承力中心点Q偏于A侧，当转子转过180度后（如图1-8b），油膜承力中心点Q偏于B侧。由于轴承座和基础组成的支承系统都具有一定的弹性，因此在油膜承力中心点周期性变化的作用下，轴承座将沿某一底边发生周期性的偏转而振动，轴承座连接刚度不足时，这种现象更为显著。振动故障特征及原因分析b)轴承座不稳固支承刚度

13、不对称如图1-9所示，它是一个发电机的后轴承座。引起该轴承座振动的扰动力为C，如果轴承座左侧的支承刚度小于右侧，则轴承座左侧垂直振幅大于右侧。显然，即使不存在油膜承力中心周期性变化这一因素，由于轴承座前后存在差别振动，轴承座在轴向也会产生振动分量轴向振动，其分量沿轴承座的高度增大而加大。又由于轴承座前后差别振动的大小与轴承垂直振动大小直接有关，所以在现场常常遇到有些机组的轴承座虽然不稳固，但降低扰动力使轴承的垂直振幅减小后，该轴承的轴向振动也能显著的降低。c)激振力投影点与轴承座几何中心不重合振动故障特征及原因分析如图1-9所示，激振力C的投影点O1与轴承座轴向中心O不重合，尽管轴承座前后刚度

14、相同（或稳定性相同），但是在激振力P的作用下，左侧台板和基础所承受的力要大于右侧，变形亦大于右侧，这就与轴承座不稳固会产生轴向振动的机理一样，产生轴向偏转，由此引起轴向振动。 图1-8轴颈承力中心变化引起的轴向振动 图1-9轴承座不稳固引起的轴向振动振动故障特征及原因分析轴承座轴向共振在轴向宽度较小的发电机轴承上或励磁机轴承上常会发生倍频的轴向振动。引起倍频的激振力主要是两极发电机的电磁激振力。当发电机静子刚度不足或局部共振时，静子上会产生倍频的较大振动，而当轴承座的轴向自振频率恰好落入倍频附近时，就会发生较大的倍频轴向振动。另一种引起倍频的激振力是转子刚性不对称等，其振动的特点是在机组300

15、0r/min无励磁电流的情况下，励磁机或发电机轴承就呈现显著的倍频轴向振动。振动故障特征及原因分析7、动静摩擦引起的振动特征a)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），另一种是转动部分的摩擦直接发生在转轴本身。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，在时则可能引起失稳。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。b)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。

16、振动故障特征及原因分析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的反映，当转子在第一临界转速以下时，振动对动静摩擦最敏感。如图1-10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一侧，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90，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一步加重，转子热弯曲增大，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

17、大，往往以被迫停机而告终。振动故障特征及原因分析当转子转速在第一临界转速以上时，因滞后角90（见图1-10b），摩擦后的总不平衡量OC反而减少，而且由于转速相对较高，摩擦部分很快被摩擦掉而不再发生摩擦。这种情况对机组安全的威胁较上述小得多。 图1-10动静摩擦对振动的影响振动故障特征及原因分析当转速远离一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

18、全的。由图1-10可见，转轴发生摩擦后总的不平衡量的相位是不断后退的，因此，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。振动故障特征及原因分析8、转子热弯曲引起的振动特征转子热弯曲是指转子在运转状态下受热后因径向不对称变形而产生的弯曲。转子产生热弯曲的原因很多，有转轴的残余内应力过大、材质不均、转子径向温差不对称（由于转子受热不均和传热热阻不对称等有关因素引起），转子上套装件各台肩之间轴向间隙不足、转子中心孔内有液体以及动静部分发生摩擦等等。转子热弯曲本身所带来的影响是产生不平衡离心力，从而引起与转速同频率的振动。在机组运行时反映出来的一般特征是：在冷态启动和通

19、过一阶临界转速时，振动变化不明显。但运行一段时间或延长暖机时间，振动就要增大。特别当机组负荷增加时，振动的增大更为明显。停机后立即测量转子弯曲，其弯曲值较启动时大，而经过一阶时间连续盘车后，弯曲值又能恢复到原始数值。振动故障特征及原因分析转子存在热弯曲现象时，根据其产生的原因不同，有的是可以排除的，有的则不容易排除，还有运行若干时间之后能自行消除的。例如当转轴内应力充分释放后。9电机电磁激振引起的振动特征电机转子在带有励磁电流的情况下，都要产生电磁力，其大小一般是各极均衡的。在工作时此电磁力使静子产生振动，其振动频率为转速的两倍（对两个电极而言）对转子本身则不会产生振动。但静子的振动免不了要传

20、递到轴承，所以在轴承上也能测到倍频振动。这种振动由于与励磁电流有关，故只需根据有无励磁电流或改变励磁电流大小就可判断。振动故障特征及原因分析电机转子在带有励磁电流的情况下，如果转子线圈存在匝间短路或局部对地短路，以及静子与转子之间空气间隙不均匀时，都会使转子产生不均衡的电磁力，此不均衡的电磁力随转子一起旋转，它不仅使静子产生振动，而且使转子本身也产生振动，其振动频率等于转速频率。这种振动由于也与励磁电流有关，故同样可根据励磁电流的有无与大小来判断。不过，当转子存在匝间短路故障时，往往还会引起转子局部受热而产生热弯曲的问题，因此其振动性质又包括有热弯曲的成分，即振动大小与励磁电流大小之间存在时滞

21、关系。振动故障特征及原因分析10油膜振荡的特征滑动轴承里的润滑油膜，在一定的条件下也能迫使油膜上的转轴作自激振动而产生油膜振荡。油膜振荡是转子失稳现象之一。转子失稳时，振动呈不稳定状态，严重失稳时，其振幅将很快发散增大，危害很大。a)油膜振荡发生的过程及特征最典型的油膜振荡现象常发生在汽轮发电机组的起动升速过程中（有时在超速试验中）。在失稳转速以前，转动是平稳的。当达到失稳转速时，转轴发生涡动，振动的频率约为当时实际转速的一半，因此常把这种涡动称为半速涡动。以后继续升速，涡动的角速度也将随之增加，但总是保持着约等于转速之半的比例关系。半速涡动时振动的幅值一般不是很大。 振动故障特征及原因分析继

22、续升速，当超越第一临界转速时，半速涡动会被更剧烈的临界共振所掩盖，而当越过第一临界转速以后，仍表现为半速涡动。理论上只是当转轴转速升高到比第一临界转速的2倍稍高以后，由于半速涡动的涡动速动与转轴的第一临界转速相重合，半速涡动将被共振放大，而表现为剧烈的振动，这就是所谓油膜振荡。油膜振荡时的振幅比半速涡动大得多，转轴的跳动非常剧烈，甚至整个机组的所有轴承都会表现出异常的振动。油膜振荡一旦发生，转速再继续升高，振动频率便始终保持一阶临界转速的频率而不会再改变，共振的范围较宽。图1-11表示轻载轴承的失稳过程。 振动故障特征及原因分析油膜振荡不同于简单的共振，它是不能用提高转速的办法冲过去的。油膜振

23、荡在升速过程中发生时的转速，要比降速过程中消失的转速高一些，这种惯性效应是油膜振荡的又一特征。图1-11油膜振荡转速特征振动故障特征及原因分析显然，对于刚性转子和工作转速低于两倍一阶临界转速的挠性转子，只可能产生半速涡动。只有工作转速高于两倍一阶临界转速的挠性转子，才可能发生油膜振荡。此外，对于重载的挠性转子，不经过半速涡动就直接发生剧烈的油膜振荡。b)防止和消除油膜振荡的主要措施现场消除油膜振荡的经验很多，通常都是通过改瓦来增大轴颈在轴承的偏心率。据有关资料介绍，对于圆筒瓦，理论上只要轴颈在轴承内的偏心率大于0.8，或者当轴颈从轴瓦最底部垂直向上浮起的高度小于轴承半径间隙的1/2时，轴颈总是

24、稳定的，不会发生涡动运动。根据动压润滑理论，承载系数是和偏心率相对应的，承载系数越大，偏心率就越大，稳定性就好，反之则否。承载系数可以表示为：振动故障特征及原因分析由式（1-5）可见，影响轴承稳定的因素为：转速：转速越高则承载系数越小，稳定性就越差。比压P：比压越大则承载系数越大，稳定性就越好。粘度：润滑油的粘度越大，则承载系数越小，稳定性越差。因此，在运行机器上可适当提高润滑油温度使油粘度降低或者直接更换为粘度小的透平油以提高油膜的稳定性。a) 间隙c：轴承半径间隙大，则承载系数大，稳定性就越好。振动故障特征及原因分析为了防止和消除油膜振荡，通常是通过改瓦来增大轴颈在轴承内的偏心率，其主要措

25、施为：加大比压在冷态调整轴承中心时，考虑机组在运行中各种因素对轴承中心的影响，以防止热态下轴承负荷发生不合理的分配，使负载过小的轴承可能出现失稳。 另一种加大比压的方法是缩短轴承长度减小长径比。现场的做法有两种，一是适当刮去轴瓦两侧乌金。国产第1台N200机组在6.7轴承上采取的办法是先在瓦的阻油边位置乌金上补焊，然后在车床上加工新的阻油边，最后用刮刀把原来的阻油边手工刮低。二是在下瓦承压部位开一中央沟，1台350MW机组采用沟宽约50mm，张角70-80（见图1-12），使比压提高10%，从而消除了油膜振荡。振动故障特征及原因分析减小轴承顶部间隙。对于圆筒瓦来讲，就是使之成为椭圆瓦，对于椭圆

26、瓦而言，就是进一步增加椭圆度。圆筒瓦的顶部间隙可减小到1-1.5轴颈直径，轴颈尺寸大的可取下限，反之取上限。对于椭圆瓦可偏于下限。图1-12下面开沟图示振动故障特征及原因分析增加上瓦乌金工作面积多数圆筒瓦或椭圆瓦在上瓦中部往往开有一环形槽，使上瓦形成两条乌金带，起工作面的作用。而在某些机组上，这两条乌金带非常窄，甚至只能起到阻油边的作用，减小顶隙的效果可能不大，因此，宜将减小顶隙与增大上瓦乌金宽度的措施结合起来。为了使加宽乌金带后冷却油的通流面积不变，可把变窄的中间油槽适当加深。刮大轴瓦两侧间隙。椭圆轴承或圆筒轴承的侧隙近似地就是其半径间隙，刮大侧隙的实质就是增大轴瓦的半径间隙，刮大侧隙后，轴

27、瓦的椭圆度也将有所增加。半径间隙增大后，轴瓦的承载系数将增大，稳定性得以提高。振动故障特征及原因分析在现场，增大侧隙有时也采用下面两种措施：a.减少轴颈和下瓦的接触角，一般可减小到40-45。b.刮进、出口油囊（如图1-13）所示，在下瓦进油侧和出油侧都刮舌形油囊，角应大于60，要特别注意修刮工艺，切勿刮成如图1-14所示的台阶状。图1-13刮油囊示意图 图1-14下瓦台阶示意图 振动故障特征及原因分析换用稳定性能好的轴瓦。一般来说，椭圆瓦因为有两个承载区，所以稳定性较圆筒瓦为好，但承载能力较差。三油楔轴承的稳定性比椭圆型略好或差不多。可倾瓦是由多个可以围绕其支点作微小摆动的瓦块所组成，根据理

28、论分析，若不考虑瓦块的惯性或支点摩擦，每块瓦块作用到轴颈上的油膜力总是通过轴颈中心的，不易产生失稳分力，因此具有较高的稳定性，甚至可以完全避免油膜振荡的产生。国内在处理油膜振荡故障的实践中，采用椭圆型轴承均取得了满意的效果。振动故障特征及原因分析11转子的间隙激振间隙激振或称汽流激振，也是一种自激振动。是随着高参数大容量汽轮机组的出现而发生的问题，已经引起人们的重视。据资料介绍，大约在1965年，BBC公司第一次遇到汽流激振现象，是发生在一台300MW汽轮机组上，其后在其它一些制造厂生产的多台汽轮机高压转子上也有发生。共同的特点是，当机组的负荷增加到某一负荷点时，高压转子轴振动急剧增大到严重水

29、平，振动的频率等于高压转子最低的一个自振频率。如果降负荷低于这个负荷点，振动立即减小到正常水平。对于喷嘴调节的高压汽轮机，不稳定的负荷点常与这些调节阀中某一个阀门的开度有关。振动故障特征及原因分析 对于汽流激振的机理，分析的方法不一，以下分析两种汽流激振的机理。a)轴封腔室内压力周向变化而产生的激振力为了便于阐明，将轴封简化为两个齿（见图1-15），分别代表入口齿和出口齿。轴封腔室内的压力正比于腔室里的气体量。图1-15轴封振动故障特征及原因分析假定转子运动在平均位置，前后齿尖间隙相等，入流等于出流，腔室内无环流发生。若出口齿间隙小于入口齿间隙，即m1m2（见图1-15a），当转子作径向运动时，出口齿通流面积的相对变化大于入口齿通流面积的相