电厂风机振动故障.docx

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电厂风机振动故障

引风机的失速问题

喘振，顾名思义就象人哮喘一样，风机出现周期性的出风与倒流，相对来讲轴流式风机更容易发生喘振，严重的喘振会导致风机叶片疲劳损坏，出现喘振的风机大致现象如下：

1电流减小且频繁摆动、出口风压下降摆动。

2风机声音异常噪声大、振动大、机壳温度升高、引送风机喘振动使炉膛负压波动燃烧不稳。

常见的原因：

1烟风道积灰堵塞或烟风道挡板开度不足引起系统阻力过大。

（我们有碰到过但不多）

2两风机并列运行时导叶开度偏差过大使开度小的风机落入喘振区运行（我们常碰到的情况是风机导叶执行机构连杆在升降负荷时脱出，使两风机导叶调节不同步引起大的偏差）

4风机长期在低出力下运转。

一般的处理原则是调整负荷、关小高出力风机的导叶开度使风机出力相近，再根据上面所说的可能原因进行查找再作相应处理。

引风机振动增大原因的诊断与处理

〔摘 要〕 在历次处理引风机故障经验的基础上，通过分析、现场检测、诊断，认为其基础支持刚度不足是风机高负荷振动增大超标的主要原因，采用加固基础解决了问题。

　　〔关键词〕 引风机支持刚度；振动；诊断；处理 

　　1台300 MW机组锅炉配备2台型号为AN25eb、静叶可调轴流式引风机。

　该风机自投运以来，因振动超标等问题采取过一些措施，但风机振动特性仍表现在空载或低负荷运行时振动小，在高负荷、满负荷时振动增大现象，且多次被迫降负荷或停风机处理，振动威胁着机组安全经济运行。

1 振动诊断 

1.1 原因分析 

（1） 引风机振动，一般来说其振动源应该来自风机本身，如转动部件材料的不均匀性；制造加工误差产生的转子质量不平衡；安装、检修质量不良；锅炉负荷变化时引风机运行调整不良；转子磨损或损坏，前、后导叶磨损、变形；进出口挡板开度调节不到位；轴承及轴承座故障等，都可使引风机在很小的干扰力作用下产生振动。

但由于采取了一系列相应的处理措施，如风机叶轮和后导叶进行了防磨处理，轴承使用进口优质产品，轴承箱与芯筒端板的连接高强螺栓采取了防松措施，对芯筒的支承固定进行了改进，还增加了拉筋；严格检修工艺质量，增加引风机运行振动监测装置等，解决了一些实际问题，风机低负荷运行良好，但高负荷振动增大现象仍未能解决。

（2） 该风机在冷态下启动升至工作转速和低负荷时振动小，说明随转速变化由转子质量不平衡引起振动的问题影响不大；从风机振动频谱分析看出风机振动主要是工频振动，可以排除旋转失速，喘振等影响。

　　（3） 用锤击测量风机叶片的自振频率，该风机工作频率（叶片防磨后）为16.5 Hz，叶片一阶频率已大于K=7，故对第一类激振力是安全的；该风机进口导叶24片，第二类激振力频率为16.5×24=396 Hz，但频谱分析中，未发现有400 Hz左右的频率，可以认为第二类激振力对叶片振动和风机振动的影响不大。

　　（4） 风机振动主要是高负荷或满负荷振动增大，且振动不稳，出现波动或周期性振动。

　　① 振动不稳可能与锅炉燃烧调整、烟气流速、两台并联运行风机的流量分配等有关，同时也反映了风机支承刚度差、可能有局部松动等问题。

风机进入高负荷发生振动增大现象，若在此情况下继续长时间运行，主轴承可能受损，其基础、台板、叶轮与主轴联接部件就有可能被振松，进而使振动更加恶化，最终导致停运风机解体检修。

　　② 从风机运行承力情况看，高负荷时，风机出力增大，根据作用力与反作用力原理，结果使支承转子的作用力增大和风机支承基础负荷增大，如果风机支承基础刚度或相关连接刚度不足，其承载抗扰性能就差。

风机振动尽管振源来自风机本身，由于风机结构特点，空载或低负荷存在振动，但没超标；当风机支承刚度不足又在高负荷运行时，会使风机原存在但没超标的振动提供放大振动的条件，出现上述高负荷振动增大特征，故分析认为风机高负荷振动增大由支承刚度不足引起。

1.2 现场检测与诊断 

1.2.1 现场检测 

　　为了更进一步判断振动与风机支承刚度不足的关系，在机组发电负荷240 MW运行情况下，用测振仪对该风机在其出口靠后导叶部位沿机壳圆周方向和风机支架基础进行振动测量。

1.2.2 分析诊断 

　　可以看出引风机各个位置径向和轴向的振动差别较大，水平位置的径向振动分别为226 祄和230 祄，垂直方向振动分别为26 祄和12 祄，相差10～20倍，由此可判断风机横向支承刚度较差。

该风机外壳经左右两侧钢板支承后分别座落在两个水泥基座上，沿轴向共有3组支承，中间支承组在出口后导叶处，是引风机轴承组及转子叶轮等的主要受力支承，为主要研究对象。

　由图1中间支承看出，外壳水平振动为247 祄，支架处振动123 祄，下部83 祄，水泥座上部振动77 祄，中部48 祄，下部22 祄，从振动衰减特性看抗振性能较差。

B水泥座高1 520 mm，厚700 mm，　虽风机钢板支承为下部横向加强，但因水泥支座较高相对单薄，横向刚度较差。

前面分析高负荷风机出力增大时，其转子惯性力、轴承及基础支承力增大，引起风机振动的扰动力也会相应增大，当基础支承横向刚度差时，抗扰动性弱，此时就会明显显出风机振动增大现象，这与检测结果是一致的。

1.3 诊断结论 

　　由以上分析、故障处理经验和现场检测证明，风机支承刚度不足是风机高负荷振动的主要原因。

2 振动处理 

（1） 考虑到风机各支承组受力情况，烟气经过引风机获得能量后，因流体的冲击扰动作用，在引风机A、B、C三组支承中，A支承主要承受风机重力，B、C支承除受风机重力外，还要承受风机运转时产生的动负荷，所以B、C支承的刚度不足对其振动影响大，故在加强B、C基础钢架情况下，主要加强B、C水泥支承刚度。

为了加强支承，同时兼顾检修维护空间，又整齐美观，于是将B、C水泥支承各组的内侧从地面0 mm向上沿支承700 mm打毛，0 mm向下-300 mm打至基建时的一次浇铸面并凿毛，然后按C20砼标准充实加固，如图3所示阴影部分为新加基础。

（2） 风机解体检查，更换原损坏零部件等并进行常规检修调整工作，检查并拧紧所有振松的联接螺栓及A、B、C支承各地脚螺栓。

　　机组停运扩大性小修中进行了上述处理后开机，负荷从0升至满负荷300 MW的过程中，在180，240，270，300 MW各工况沿风机后导叶圆周外壳多次现场检测，其测振结果如表1。

风机运行中常见故障原因分析及其处理

 摘要：

分析了风机运行中轴承振动、轴承温度高、动叶卡涩、保护装置误动作等故障的几种原因，提出了被实际证明行之有效的处理方法。

　　风机是一种将原动机的机械能转换为输送气体、给予气体能量的机械，它是火电厂中不可少的机械设备，主要有送风机、引风机、一次风机、密封风机和排粉机等，消耗电能约占发电厂发电量的1．5％～3．0％。

在火电厂的实际运行中，风机，特别是引风机由于运行条件较恶劣，故障率较高，据有关统计资料，引风机平均每年发生故障为2次，送风机平均每年发生故障为0．4次，从而导致机组非计划停运或减负荷运行。

因此，迅速判断风机运行中故障产生的原因，采取得力措施解决是发电厂连续安全运行的保障。

虽然风机的故障类型繁多，原因也很复杂，但根据调查电厂实际运行中风机故障较多的是：

轴承振动、轴承温度高、动叶卡涩、保护装置误动。

1　风机轴承振动超标

　　风机轴承振动是运行中常见的故障，风机的振动会引起轴承和叶片损坏、螺栓松动、机壳和风道损坏等故障，严重危及风机的安全运行。

风机轴承振动超标的原因较多，如能针对不同的现象分析原因采取恰当的处理办法，往往能起到事半功倍的效果。

1．1　不停炉处理叶片非工作面积灰引起风机振动

　　这类缺陷常见于锅炉引风机，现象主要表现为风机在运行中振动突然上升。

这是因为当气体进入叶轮时，与旋转的叶片工作面存在一定的角度，根据流体力学原理，气体在叶片的非工作面一定有旋涡产生，于是气体中的灰粒由于旋涡作用会慢慢地沉积在非工作面上。

机翼型的叶片最易积灰。

当积灰达到一定的重量时由于叶轮旋转离心力的作用将一部分大块的积灰甩出叶轮。

由于各叶片上的积灰不可能完全均匀一致，聚集或可甩走的灰块时间不一定同步，结果因为叶片的积灰不均匀导致叶轮质量分布不平衡，从而使风机振动增大。

　　在这种情况下，通常只需把叶片上的积灰铲除，叶轮又将重新达到平衡，从而减少风机的振动。

在实际工作中，通常的处理方法是临时停炉后打开风机机壳的人孔门，检修人员进入机壳内清除叶轮上的积灰。

这样不仅环境恶劣，存在不安全因素，而且造成机组的非计划停运，检修时间长，劳动强度大。

经过研究，提出了一个经实际证明行之有效的处理方法。

如图1所示，在机壳喉舌处（A点，径向对着叶轮）加装一排喷嘴（4～5个），将喷嘴调成不同角度。

喷嘴与冲灰水泵相连，将冲灰水作为冲洗积灰的动力介质，降低负荷后停单侧风机，在停风机的瞬间迅速打开阀门，利用叶轮的惯性作用喷洗叶片上的非工作面，打开在机壳底部加装的阀门将冲灰水排走。

这样就实现了不停炉而处理风机振动的目的。

用冲灰水作清灰的介质，和用蒸汽和压缩空气相比，具有对喷嘴结构要求低、清灰范围大、效果好、对叶片磨损小等优点。

1．2　不停炉处理叶片磨损引起的振动

　　磨损是风机中最常见的现象，风机在运行中振动缓慢上升，一般是由于叶片磨损，平衡破坏后造成的。

此时处理风机振动的问题一般是在停炉后做动平衡。

根据风机的特点，经过多次实践，总结了以下可在不停炉的情况下对风机进行动平衡试验工作。

　　1）在机壳喉舌径向对着叶轮处（如图1）加装一个手孔门，因为此处离叶轮外圆边缘距离最近，只有200 mm多，人站在风机外面，用手可以进行内部操　　作。

风机正常运行的情况下手孔门关闭。

　　2）振动发生后将风机停下（单侧停风机），将手孔门打开，在机壳外对叶轮进行试加重量。

　　3）找完平衡后，计算应加的重量和位置，对叶轮进行焊接工作。

　　在实际工作中，用三点法找动平衡较为简单方便。

试加重量的计算公式为

    P＜＝250×A0×G／D（3000／n）2（g）

　　为了尽快找到应加的重量和位置，应根据平时的数据多总结经验。

根据经验，Y4－73－11－22D的风机振动0．10 mm时不平衡重量为2 000 g；M5－29－11－18D的排粉机振动0．10 mm时不平衡重量120 g；轴流ASN2125／1250型引风机振动为0．10 mm时不平衡重量只有80 g左右。

为了达到不停炉处理叶片磨损引起的振动问题的目的，平时须加强对风门挡板的维护，减少风门挡板的漏风，在单侧风机停运时能防止热风从停运的送风机处漏出以维持良好的工作环境。

1．3　空预器的腐蚀导致风机振动间断性超标

　　这种情况通常发生在燃油锅炉上。

燃油锅炉引风机前一般没有电除尘，烟、风道较短，空预器的波纹板和定位板由于低温腐蚀，波纹板腐蚀成小薄钢片，小薄钢片随烟气一起直接打击在风机叶片上，一方面造成风机的受迫振动，另一方面一些小薄钢片镶嵌在叶片上，由于叶片的动不平衡使风机振动。

这种现象是笔者在长期的实际生产中观察到的结果。

处理方法是及时更换腐蚀的波纹板，采用方法防止空预器的低温腐蚀，提高排烟温度和进风温度（一般应高于60℃以避开露点），波纹板也可使用耐腐蚀的考登钢或金属搪瓷。

1．4　风道系统振动导致引风机的振动

　　烟、风道的振动通常会引起风机的受迫振动。

这是生产中容易出现而又容易忽视的情况。

风机出口扩散筒随负荷的增大，进、出风量增大，振动也会随之改变，而一般扩散筒的下部只有4个支点，如图2所示，另一边的接头石棉帆布是软接头，这样一来整个扩散筒的60％重量是悬吊受力。

从图中可以看出轴承座的振动直接与扩散筒有关，故负荷越大，轴承产生振动越大。

针对这种状况，在扩散筒出口端下面增加一个活支点（如图3），可升可降可移动。

当机组负荷变化时，只需微调该支点，即可消除振动。

经过现场实践效果非常显著。

该种情况在风道较短的情况下更容易出现。

1．5　动、静部分相碰引起风机振动

    在生产实际中引起动、静部分相碰的主要原因：

（1）叶轮和进风口（集流器）不在同一轴线上。

（2）运行时间长后进风口损坏、变形。

    （3）叶轮松动使叶轮晃动度大。

    （4）轴与轴承松动。

    （5）轴承损坏。

    （6）主轴弯曲。

　　根据不同情况采取不同的处理方法。

引起风机振动的原因很多，其它如连轴器中心偏差大、基础或机座刚性不够、原动机振动引起等等，有时是多方面的原因造成的结果。

实际工作中应认真总结经验，多积累数据，掌握设备的状态，摸清设备劣化的规律，出现问题就能有的放矢地采取相应措施解决。

2　轴承温度高

　　风机轴承温度异常升高的原因有三类：

润滑不良、冷却不够、轴承异常。

离心式风机轴承置于风机外，若是由于轴承疲劳磨损出现脱皮、麻坑、间隙增大引起的温度升高，一般可以通过听轴承声音和测量振动等方法来判断，如是润滑不良、冷却不够的原因则是较容易判断的。

而轴流风机的轴承集中于轴承箱内，置于进气室的下方，当发生轴承温度高时，由于风机在运行，很难判断是轴承有问题还是润滑、冷却的问题。

实际工作中应先从以下几个方面解决问题。

（1）加油是否恰当。

应当按照定期工作的要求给轴承箱加油。

轴承加油后有时也会出现温度高的情况，主要是加油过多。

这时现象为温度持续不断上升，到达某点后（一般在比正常运行温度高10℃～15℃左右）就会维持不变，然后会逐渐下降。

（2）冷却风机小，冷却风量不足。

引风机处的烟温在120℃～140℃，轴承箱如果没有有效的冷却，轴承温度会升高。

比较简单同时又节约厂用电的解决方法是在轮毂侧轴承设置压缩空气冷却。

当温度低时可以不开启压缩空气冷却，温度高时开启压缩空气冷却。

　　（3）确认不存在上述问题后再检查轴承箱。

3　动叶卡涩

　　轴流风机动叶调节是通过传动机构带动滑阀改变液压缸两侧油压差实现的。

在轴流风机的运行中，有时会出现动叶调节困难或完全不能调节的现象。

出现这种现象通常会认为是风机调节油系统故障和轮毂内部调节机构损坏等。

但在实际中通常是另外一种原因：

在风机动叶片和轮毂之间有一定的空隙以实现动叶角度的调节，但不完全燃烧造成碳垢或灰尘堵塞空隙造成动叶调节困难。

动叶卡涩的现象在燃油锅炉和采用水膜除尘的锅炉比较普遍，解决的措施主要有

（1）尽量使燃油或煤燃烧充分，减少碳黑，适当提高排烟温度和进风温度，避免烟气中的硫在空预器中的结露。

（2）在叶轮进口设置蒸汽吹扫管道，当风机停机时对叶轮进行清扫，保持叶轮清洁，蒸汽压力＜＝0．2MPa，温度＜＝200℃。

　　（3）适时调整动叶开度，防止叶片长时间在一个开度造成结垢，风机停运后动叶应间断地在0～55°活动。

    （4）经常检查动叶传动机构，适当加润滑油。

4　旋转失速和喘振

　　旋转失速是气流冲角达到临界值附近时，气流会离开叶片凸面，发生边界层分离从而产生大量区域的涡流造成风机风压下降的现象。

喘振是由于风机处在不稳定的工作区运行出现流量、风压大幅度波动的现象。

这两种不正常工况是不同的，但是它们又有一定的关系。

风机在喘振时一般会产生旋转气流，但旋转失速的发生只决定于叶轮本身结构性能、气流情况等因素，与风烟道系统的容量和形状无关，喘振则风机本身与风烟道都有关系。

旋转失速用失速探针来检测，喘振用U形管取样，两者都是压差信号驱动差压开关报警或跳机。

但在实际运行中有两种原因使差压开关容易出现误动作：

1）烟气中的灰尘堵塞失速探针的测量孔和U形管容易堵塞；2）现场条件振动大。

该保护的可靠性较差。

由于风机发生旋转失速和喘振时，炉膛风压和风机振动都会发生较大的变化，在风机调试时通过动叶安装角度的改变使风机正常工作点远离风机的不稳定区，随着目前风机设计制造水平的提高，可以将风机跳闸保护中喘振保护取消，改为“发讯”，当出现旋转失速或喘振信号后运行人员通过调节动叶开度使风机脱离旋转脱流区或喘振区而保持风机连续稳定运行，从而减少风机的意外停运。

5　结束语

　　随着中国风机制造水平的提高，风机的效率和可靠性不断提高，但风机在实际运用中故障的情况仍较多，完善系统设计、做好定期维护工作是提高风机可靠性的关键，总结经验，针对不同的故障采用针对性的方法对减少风机非计划停运也非常重要。

双吸入离心式引风机振动原因及处理

安徽平圩发电有限责任公司   

平圩发电有限责任公司600 MW1号机 组配套的双吸入离心式引风机，全幅振动标准值为不大于0.08 mm。

该引风机配套双速电机， 引风机在高低转速下的参数如下：

设备型号：

Y4-2×73N037F；烟气流量1 800 000/1 469 000 （m3/h）；烟气压力4 546/ 2 898 （Pa）；主轴转速594/496 （r/min）；烟气温度125.6/123.9 （℃）；烟气重度0.886/0.8927 （kg/m3）；叶轮圆周速度112/93 （m/s）；大气压力102 816 （Pa）；进气箱角度135。

；叶轮直径3.70 m；出风口角度45。

；转 子总重38 200 kg；配套电机功率4 000/2 500 （kW）。

　　该引风机投用10年来，设备运行特性正常，但也多次发生振动超标。

1 影响振动的因素 

1.1 磨损及堆焊焊条不均

　　在运行中叶轮受烟气冲刷而磨损，通过对翼形叶片表面堆焊耐磨焊条及涂防磨涂料可以 增加其防磨性能。

由于每只叶片磨损的不均匀性、堆焊焊条量的不均匀性、防磨涂料涂抹的 不均匀性，造成启动后的动不平衡。

1.2 叶片进灰 

　　翼形叶片是中空的，蹄形包角及腹板处被烟气磨穿后造成叶片进灰，随着灰量的积累， 叶轮重心偏移造成动不平衡，使得振动加大。

1.3 对轮找正数据的准确性

　　由于转子自重使转轴产生下挠度，对轮找正时必须考虑这个因素所造成的风机侧靠背轮 径向向上的跳动量及上张口。

换言之，在找正时必须保证对轮上张口及电机侧 低。

找正标准为电机侧低0.2 mm、上张口 0.15 mm。

如果完全按刚性转子找正就会产生较大振动。

1.4 转子的热弯曲 

　　在机组启动阶段，风机单系列运行，另一台未投用的风机转子，在烟气的加热下，产生 轴的弯曲。

经实测，即使在盘车投入的状态下，转子变形量仍然较大，而且盘车不能消除这 种变形量。

这样，转子的重心就发生了偏移，造成该设备再次启动时振动超标，无法使用。

2 振动的处理

2.1 动平衡法 

　　由于重心偏移原因造成的动不平衡，可通过试加重量消除动不平衡。

在风机推力轴承侧 轴颈上用白色油漆把转子轴沿周向按与叶片对应位置均分12个点（叶轮上有12只叶片），并用 1至12的阿拉伯数字标记。

在风机启动后，用闪光测振仪测相位及全幅振动值。

利用矢量法 计算确认试加配重的位置及加重量，通过在转子中盘上与轴编号相应的不平衡位置试加配 重，消除动不平衡。

通常经过2次试加重量就能解决动不平衡问题。

如风机启动后全幅振动 值为0.18 mm，相位在10点，通过计算确定试加重量及相位。

第1次在11点试加配重1.5 kg， 测得振动值为 0.10 mm，相位在8点，由试加重量产生的效应值计算消除振动所需加重量及相位。

矢量三角 形及相位点的分布见图1。

　　加配重前后振幅矢量分别为OA、OB，变化量（加配重的效应值）为AB，从矢量三角形OAB 中，根据正、余弦定理可计算出AB的 值及β角：

　　　　　AB2=OA2+OB2-2*OA*OB*Cosα　　　　　

（1）

　　　　　AB/Sinα=OB/Sinβ　　　　　　　　 

（2） 

　　已知α＝60。

，OA=0.18 mm，OB= 0.10 mm，由

（1）、

（2）式得出：

AB=0.15 mm，β=33。

。

　　加配重的目的是为了消除初始振幅矢量OA，必须使效应值AB与OA大小相等、方向相反， 因此加配重点的相位在原11点的基础上逆时针移动β角度至9、10点之间C点的位置；加配重 量P的大小由下式计算：

　　　　　1.5/AB=P/OA 　　　　　　　　　　　（3） 

　　由（3）式得出：

P=1.8 kg。

　　在C点加配重钢板1.8 kg，重新启动引风机，测得引风机水平方向全幅振动值为0.02 mm， 振动值降至合格范围内。

2.2 热校轴法 

　　投盘车并间隔半小时测量轴的挠度，并将轴弯曲凸点置于顶点，进行热态校轴，并监测 轴的挠度，通过多次热校，消除轴的挠度值。

表1是一次热校过程中的数据统计情况。

2.3 其他措施 

检查叶片内积灰情况，通过冷态下盘动转子听叶片内有无响声，判断叶片内是否积灰。

 若积灰，割开积灰点放尽积灰。

在堆焊叶片及涂抹防磨涂料时，尽量保证每只叶片堆焊焊条量及涂料量的均匀性，防止 大的偏重量出现，提高涂抹工艺，防止涂料在运行中脱落。

3 结束语 

离心式引风机动不平衡引起的振动超标是较普遍的问题，大多可以通过做动平衡得到解 决，关键是准确确定相位及加配重量。

作为锅炉主要辅机，风机的运行是否正常，直接影响 机组的安全，所以应该加强振动监测，及时发现问题及时处理，保证风机在良好工况下运行。

沙角发电A厂2号机组振动故障的诊断及其处理

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    发表时间：

2006-03-15    浏览次数：

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沙角发电A厂2号机组振动故障的诊断及其处理

梁培露　肖军勇

沙角发电总厂，东莞511761

　　沙角发电A厂2号轮发电机组为哈尔滨电站集团生产的200MW超高压、一次中间再热、单轴三缸三排汽凝汽式机组，于1988年投入生产。

1997年12月，该机组3号轴承的水平方向振动在测量中发现有增大现象：

在160MW负荷时振动值达73μm，超出了振动合格范围。

为了解决这一问题，我们对机组的振动状况进行了全面测试与分析，准确地判定出机组振动恶化的主要因素，并在机组小修期间，采取相应的检修措施，圆满解决了2号机、3号机振动超标问题，避免了揭缸检查转子。

1　技术规范

　　汽轮机有高、中、低压三个转子，均采用刚性靠背轮连接。

低压转子与发电机转子采用半挠性靠背轮连接，发电机转子与励磁机转子采用刚性靠背轮连接。

高、中压转子为三支撑结构，低压转子由4、5号轴承支撑，6、7号轴承支撑发电机转子，8、9号轴承支撑励磁机转子。

1～5号轴承为三油楔轴承，6、7号轴承和8、9号轴承分别为椭圆型轴承和圆筒型轴承。

　　根据设计参数计算，高压转子临界转速为1890r/min，中、低压转子临界转速分别为1572r/min，和1908r/min，而发电机转子的第一、二阶临界转速分别为1120～1260r/min，和3353～

3494r/min。

2　测振系统布置

　　针对机组结构及振动状况，重点监测了2～5号轴承垂直及水平方向的振动。

测振探头使用美国本特利公司9200型速度传感器，速度测量采用本特利TK-15型光电传感器，利用本特利公司108DAI型数据采集仪对振动数据和转速进行连续采集，对所采集到的数据采用本特利配套软件ADRE-3软件包进行分析，监测系统接线图如图1所示。

图1　数据采集系统接线图

3　振动测试

　　由于机组振动是在运行过程中逐渐恶化的，造成了振动诊断的难度，因此，我们进行了一系列的测试来全面了解机组的振动响应。

3.1　机组运行历史及振动状况

　　2号机组于1997年2月例行大修。

大修后至12月期间的振动状如表1所示。

表1　2号机组振动状况　μm

日期

工况

2号瓦

3号瓦

4号瓦

5号瓦

垂直

水平

轴向

垂直

水平

轴向

垂直

水平

轴向

垂直

水平

轴向

1997-0