汽轮发电机组的振动Word文件下载.docx
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轴承座上振动测点位置不同，测得的振幅值也不同，因此，每次测量均应在同一测量点测取，所以轴承座上测量部位应有标记。
国际电工委员会〔IEC〕1968年在伦敦开会，推荐表4-2所
示的振动值作为机组是否处于良好运行状态的标准。
表4—2汽轮发电机组振动标准〔IEC1968年推荐〕
Z/•\
1800
3600
6000
轴承座双振幅
〔mm〕
0.05
0.042
0.025
0.021
0.012
转子双振幅〔在轴承座附近〕
0.10
0.084
0.02
还应指出，汽轮发电机组轴承和转轴上测出的振动频率并不是单一的根本频率〔与转速相同〕，常具有复杂的振谱，在等于转速的基频上,有时还叠加上各种高频分量和低频分量。
高频分量的振动振幅一般较小,因此对高频分量的影响就考虑较少。
高频分量往往是由振动系统中扰动力引起的，而低频分量由于其不稳定性和振幅急剧突增的特点，对机组的运行具有更大危险性，所以也更引起人们注意。
低频分量一般讲是自激振动。
应该指出，随着机组容量的增大，在轴承刚性相当大的情况下，转子较大的振动值并不能在轴承座上反映出来，因此直接测定转轴的振动作为振动标准来考核就比拟合理，但目前多数机组还以轴承振动值作为标准，这主要是由于测试手段不够完善之故。
表4-3为一台国产N200型汽轮机在正常运行状态下实测的振动频
率特性。
表4-3N200型汽轮发电机组的振动频率特性
机组型式
轴承编号
双振幅2A
（um）
50Hz
100Hz
150Hz
200Hz
1
16
2
17
汽轮机
3
23
N200-127.5
4
21
5
26
发电机
6
27
T-200
7
8
大型汽轮机均为柔性轴，机组在启动、停机过程中都要跨越临界转速，振幅放大。
因此在考核额定转速时的振动值外，对临界转速处的振动值也应进行限制。
如果额定转速的轴承振动合格，而超越临界转速的振动值过大，也将认为不合格。
一般认为在临界转速时转轴的双振幅不应超过0.15mmo
第三节振动特征、原因分析及其消除措施
汽轮发电机组的振动，可以分为强迫振动和自激振动两大类。
强迫振动是由外界干扰力引起的，如机械干扰力、电磁干扰力、振动系统刚性缺乏等，这类振动最常见，其主要特征是振动主频率与转速一致，振动波形呈正弦波，通过临界转速时振动明显加剧；
自激振动是运动体在运动过程中向自身馈送能量产生的振动，如轴瓦的油膜振荡、间隙自激、摩擦涡动等，自激振动的特征是振动主频率与转子转速不符，而与转子临界转速根本一致，振动波形较紊乱，并含有低频谐波。
造成机组振动过大的原因很多，一般讲有设备原因和运行不当原因两类。
设备原因有：
调节系统不稳定，使调节阀开度波动而造成进汽量的变化、叶片水蚀或结垢，叶片或围带断裂脱落造成质量不平衡、机组轴系中心不正、动静间隙不均匀、发电机气隙不均匀、振动系统刚性不足、汽缸保温不良影响造成膨胀不均匀、滑销系统由于各种原因卡涩或胀缩不畅等。
除设备原因外运行不当的原因有：
疏水不畅，使蒸汽带水、暖机不充分、停机后盘车不当，使转子产生较大弯曲、真空过低，使排汽温度升高，而引起排汽缸中心线改变、润滑油温过低或油压过低影响了油膜形成、汽缸左右温差过大引起汽缸变形，使汽缸膨胀不畅等。
在运行中，一旦出现振动加剧，一方面加强监视检查，同时应采取相应的有关措施，找出原因。
由于造成机组振动原因很多，出现征象也不同，往往有几种原因相互影响。
要找出产生振动过大的原因除对各项数据加强监视检查外，还可以用振动的波形、频率、振幅来得到振动特征，由此来推断振动的成因，从而采取正确的更具针对性的措施。
现对常见振动特征、原因及消除措施分别陈述。
一、转子质量不平衡及转子挠曲引起的振动这种振动最常见，据统计约占产生振动原因的70%左右。
1.振动特征振动频率与转速一致，振幅值随转速升高而增大〔与转速平方成正比〕，通过临界转速时振动明显加剧，机组各轴承差不多均发生较大振动，振动波形成正弦波。
2.引起振动原因质量不平衡可以是转子弯曲〔永久弯曲或热弹性弯曲〕、叶片腐蚀或不均匀结垢、转动
局部存在动不平衡或静不平衡等。
由振动理论可知，振幅值A是作用在振动系统上周期性质量不平衡
引起离心力〔激振力〕尸与振动系统刚度Kd的比值的线性函数，即
A二？
〔工Kpd〕〔4
心二心
式中Kd-使系统产生单位振幅的振动所需的激振力〔也可定义为系统
静刚度Ks与动力放大系数B之比值，即心二"
〕o
B表示系统振动状态与共振状态相接近的程度0=k7〕
在系统共振时，B到达极大值。
将B代入后可得：
A=?
〔Ep3〕〔4一2〕
Ks
由上式可知，振幅值A的大小，正比于激振力及动力放大系数，与
静刚度Ks成反比。
3.消除振动过大的措施
由上述分析可知，要降低机组振幅值A,应设法减少偏心质量引起的离心力（激振力P）,消除振源；
增大机组静刚度Ks和远离共振状态（即减少B值）。
具体做法是：
对永久弯曲的转子进行直轴，如弯曲值不过大，可以用找平衡方法减小不平衡质量引起的不平衡力及不平衡力矩；
对热弹性弯曲的转子，应停机后进行间歇盘车及延长暖机时间进行直轴；
对腐蚀严重的叶片应更换，结垢叶片应消除；
对不平衡转子应进行高速动平衡。
二、转子连接和对中心不正引起的振动
这种振动情况较复杂，有各种原因，针对不同原因其振动特征各不相同，现分别说明。
（1）振动特征：
振动值与负荷有关。
有时振动会突然变化，振动
波形除与转速一致
的基波外还叠加上高次谐波
原因：
挠性或半挠性联轴器有缺陷、或转子找中心不正。
消除振动措施：
消除联轴器本身的缺陷；
转子中心重新调整。
（2）振动特征：
空负荷时即振动，且与负荷无关，振动频率与转速
一致。
刚性联轴器找中心时未调整好，或联轴器结合端面与轴颈中
心线不垂直（即对轮存在瓢偏）O
消除振动措施：
转子找中心不正应重新调整；
对联轴器结合端面出
现瓢偏现象应进行修整。
（3）振动特征：
振动与汽轮机受热状态有关，振动频率与转速一致。
机组受热后使机组中心发生变化；
滑销系统卡涩，使膨胀受阻；
进汽管道热变形带动汽缸位移，造成中心出现偏差。
严格控制各局部温差（汽缸上、下温差、汽缸左右两侧温差等）；
修理调整滑销系统；
进汽管理对热膨胀进行补偿。
（4）振动特征：
振动与凝汽器真空度有关，振动频率与转速一致
汽轮机运行时排汽缸受大气压力作用而下沉，使动、静局部中心改变；
刚性联接的凝汽器由于充水等原因，对排汽缸上出现作用力造成位置改变。
机组找中心时应预先考虑凝汽器真空的影响；
凝汽器下部增加支撑
三、转动局部局部摩擦引起的振动
振动特征：
振动局部一般表现在摩擦处附近，在升速或停机过程中能听到金属
摩擦声，在低于临界
转速下的振动往往比高于临界转速的振动强烈，振动波形紊乱。
低于临界转速下的摩擦振动大于高于临界转速下的振动，其原因在于滞后角不同。
如图4-1〔a〕所示，当转速低于临界转速时〔n<
ncr〕，“为原有不平衡力，"
为出现凸面弯曲方向。
〃与"
之间夹角为滞后角〔滞后于转动方向〕，〈90。
。
H为转子弯曲变形的凸面，H点摩擦发热，产生热弯曲，从而产生新的不平衡力.，这时总的不平衡量合成为尸“值大于原来.，所以摩擦进一步开展，热弯曲进一步扩大，此时凸面方向出现在"
，田处摩擦，不平衡量的合成变为“二«
+»
o因此，不平衡量越来越大、摩擦点向逆转向移动，振动越来越大、形成恶性循环，对机组平安运行威胁极大，短期内将造成大轴弯曲
图4—1滞后角与临界转速关系
（a）n<
nCr;
（b）n>
ncr
当摩擦转速高于临界转速，如图4-1（b）所示，滞后角>
90。
.为原有不平衡量，弯曲在"
方向H点摩擦，形成新的不平衡量8,人f—摩擦点又移动至田,并产生新的不平衡量"
，不平衡量的合成为y«
〞•一渐减小，而摩擦点不断逆转向移动，摩擦点逐步脱离接触。
与低于临界转速的摩擦振动相比，这种情况对机组威胁要小得多。
出现滞后角的原因是转子振动存在材料阻尼，因此振动位移必然滞后于不平衡离心力，是不平衡力与振动位移的相位差。
滞后角值可用下式表示:
=arcts鬲
式中K-振动体刚度系数（常数）=jE];
I5丿
由于
B材料阻尼系数；
m-振动体质量；
3—角速度
弘2（4-5）
mocr1一；
!
L厲）」
由上式可看出，
w<
<
cocr时，fOo；
当w=gdcr时，=90o;
当
3〉〉wcr时，—
480o因此，摩擦转速低于临界转速振动的滞后角小于
%=萇（4—4）
\m
90o;
高于临界转速振动振动的滞后角大于90oo
动叶与静叶之间摩擦；
轴封、汽封径向间隙过小；
风挡、油挡及汽封安装不当。
消除振动的措施：
调整动、静局部轴向或径向间隙；
调整轴封汽封间隙；
运行中控制温升率不致过大，轴封汽温适当。
四、零部件松动、根底缺陷缺陷发生部位不同，其振动特征和引起振动原因均不同，处理方法也应随之改变，现分别说明。
振动无规律，轴承外壳上能听到咚咚的响声。
原因：
球面轴瓦在轴承洼窝内松动。
改善轴瓦在轴承洼窝内接触情况，调整紧力；
检查垫
铁的固定螺钉紧固情况
（2）振动持征：
在空负荷时即出现振动，运行工况改变振动也变化，振幅不稳定。
轴承座紧固螺钉松动，轴承座底面与根底贴合不严密；
根底下沉或变形，使根底台板与根底贴合不良。
紧固螺栓使轴承座底面紧贴根底；
调整根底台板与根底的贴合面。
五、润滑油系统不正常
振动不稳定，振动时有时无，振幅时大时小，有时振动有抖动声；
振动频率
与转速不符；
波形紊乱。
油膜不稳定，产生油膜不稳定的原因可以是油供给缺乏，出现不能建立油膜或油
膜破坏的现象，产生这种现象的原因，可能是油温太低，油质不好，轴瓦间隙不当。
针对上述不同原因采取相应措施。
检查供油压力，回油温度，确保供油；
机组启动前将油加热保证供油温度；
及时更换不合格润滑油；
调整轴瓦间隙。
六、发电机缺陷
发电机缺陷引起振动包括机械性能不良引起振动（如机组中心不正、质量不平衡、油系
统不良、摩擦振动等）及电磁性能不良引起的振动两局部，现主要对后面一种情况进行陈述。
通励磁电流以后才出现振动，随着励磁电流增大，
振动明显加大；
振动频率常与转速一致或倍频振动。
发电机转子线圈匝间短路；
发电机转子与静子间的气隙不均匀（常出现倍频振动）。
消除线圈匝间短路，调整气隙。
振动与发电机热状态有关；
振动频率与转速一致。
发电机转子线圈热膨胀不规那么；
转子热处理不当，受热后变弯曲。
检修转子线圈；
对受热后转子产生弯曲的现象一般很难消除。
七、轴承座几何中心与轴颈承力中心不重合
轴承座产生轴向振动；
振动频率与转速一致；
转速接近临界转速时轴承座轴
向振动明显增加；
在第一临界转速时，支持转子的左右两轴承的轴向振动相位相反；
在第二临界转速时，支持转子的左右两轴承的轴向振动相位相同，参看图4—2
图4-2轴承座的轴向振动相位
轴颈承力中心沿轴向周期变化时，轴承几何中心与轴颈承力中心不重合而产生力矩，如轴承轴向刚度缺乏将产生轴承的轴向振动。
增大轴承座与台板之间的联结刚性；
作好转子的平衡，减小垂直振动，也能减小轴向振动。
八、轴承油膜振荡轴承油膜振荡是一种自激振动，其振动特征、产生
振动原因及消除振动的措施在第六章
轴承检修的有关章节中陈述。
九、转子间隙自激振荡
转子间隙自激振动一般发生在高参数、大容量汽轮机的高压缸。
压力愈高、级焰降愈大、汽流速度愈大，那么转子间隙自激振荡愈易发生
这种振动属自激振动，因此具有自激振动的特点；
同时，它的涡动是同向异步的；
其振动与汽轮机所发功率有明显关系，当汽轮机到达一定负荷时，机组出现强烈振动，当负荷减小到某一值时，振动突然消失；
振动频率等于转子一阶临界转速。
这是由于转子径向间隙不均，蒸汽在圆周上不均匀泄漏所引起的一种间隙自激振动。
其产生原因是转子受到某一外扰，使转子弯曲与汽缸不同心。
转子受外扰后产生径向位移a,见图4—3。
动静径向间隙不均匀，间隙小的一边蒸汽泄漏量小，蒸汽在叶片上所产生切向圆周力大,即Fi>
F2o因此在叶轮上将产生一个不平衡力Q=Fi-F2,Q方向与转子弯曲方向垂直。
在转子旋转时，Q力总比转子挠曲方向提前90o,造成转子沿旋转方向有涡动趋势，当系统中阻尼所消耗的能量小于此激振力对系统的作功时，就促使a值增加，这样又使不平衡力Q值增大，如此周而复始，那么在转子中将出现强烈的自激振动。
图4-3汽轮机转子间隙自激振荡作用原理
设不平衡阴向力冈特系如近钗认碉軀鮪上间隙术碉菠的函数，与挠度值成线性关系，即
Q=QaKa（4y
式中K-系数
在蒸汽激振力作用下，如阻尼力大于激振力，那么转子旋转是稳定的,即Q<
Ca1,亦即Ka<
Ca1o由于阻力系数C与对数衰减率占8之间可以近似表示为
A〜M4-7）
Ksm
最后可得稳定条件为
K<
mf
式中3=…―无阻尼时转子一阶固有频；
Ks转子刚性系数。
Vm
由稳定条件可知，产生自激振荡的可能性将随转子质量m、转子固有频率5及
对数衰减率5的减少而增加。
从上述分析可知，转子的质量m、转子固有频率
3】及对数衰减率8与转子的间隙自激振动有关，对电厂而言这些值是较难调整的，但可从减小激振力着手。
做好转子的找中心工作，使运行中的动静局部径向间隙均匀；
放大动静局部径向间隙值
（漏汽损失将增加）来减少蒸汽的激振力。
第四节振动事故实例及事故分析
以下介绍几例振动事故及其分析。
【例1】
现象：
一台中间再热式汽轮机热态启动，大轴晃动度达0.09mm。
低速暖机时即发生强烈振动，认为延长中速暖机时间，即可使大轴晃动值减小，因此升速。
当转速升至1200r/min时，机组振动更加强烈，轴封处冒火花，被迫停机。
原因分析：
上述情况是高参数汽轮机热态启动产生大轴弯曲的典型事故现象，而且这种事故较常见。
大轴产生弯曲原因较多，如停机后凝汽器冷却管泄漏满水倒流人缸、再热器减温水倒流人高压缸、加热器泄漏满水人汽缸〔逆止阀失灵或泄漏〕等原因致使转子单面受冷却而弯曲。
又如热态启动时由于上、下缸温差太大超过规定范围，汽缸产生拱背变形，而盘车又不及时投人，致使动静局部径向间隙消失，转动时有摩擦，引起转子外表局部过热而产生弯曲。
上述事故是热态启动时大轴晃动值已超过规定值，并又强行启动所造成的大轴弯曲事故，而其运行现象是振动。
当时，转子晃动值已超标，热态启动时，由于上、下缸温差较大而产生拱背变形。
此时冲转，一方
面会岀现较强烈的振动，另一方面动、静局部又会产生径向摩擦，所以理应停机盘车直轴，待晃动值减小合格后才能再次启动。
但此时错误地强行冲转并升速，致使摩擦后转子外表局部过热，使大轴进一步弯曲，反过来又促使振动加剧。
这种振动发生在临界转速以下，因此摩擦不会自行消失，只会使摩擦增强，这必然又会使转子进一步弯曲。
振动与摩擦相互作用，交替加剧，最后造成转子永久性弯曲的重大设备事故。
检查结果:
停机后经48h盘车，大轴晃动值始终达不到合格范围。
停机后，在2号轴承处测得转子晃度值为0.055mm,大轴已产生永久性弯曲。
【例2]
国产第一台N200型汽轮发电机组在第一次整组启动时，转速在2400r/min以下运行一直很稳定，振幅均在0.03mm以下。
当转速到达2400r/min以后，机组发生强烈振动，6号轴承〔发电机前轴承〕振幅达0.27mm,7号轴承〔发电机后轴承〕振幅达0.16mm。
当转速升至2700r/min时，发电机转子出水支座向外甩水，同时风叶与挡风板有严重摩擦声，只能被迫停机。
经处理后第二次启动，虽然转子出水支座甩水和风叶碰磨的问题已经解决，但振动情况与第一次根本相同。
定速后，只运行3min即停机。
现将测振记录于表4-4。
表4-4N200型汽轮发电机组不同转速下振动测量值亿mm
转速
6号轴承垂直振动
7号轴承垂直振动
1200
0.65
0.15
2200
3.1
1.00
1300
0.80
0.35
2300
2.3
1.30
1400
0.70
0.40
2400
2.0
1.40
2500
20.0
1600
2600
—
1700
2700
0.85
2800
16.0
1900
2900
2000
0.17
1.30
17.0~22・0
15.016.0
2100
2.5
1.70
原因分析:
从表4-4可看出，在2400^2500r/min之间，6号轴承振动由
0.02mm很快增加到0.20mm,7号轴承振动由0.014mm增加到
0.13mm（降速时，在稍低于此转速后消失）。
从示波器上看出，在2400r/min以前，振动波形一直很稳定，很有规律，其振动频率与转速一致。
而后振动突然发生，此时频率为16.3Hz
（978次/min）。
低频振动涉及汽轮机侧。
5号轴承振动特征类似6号轴承，但最大振幅仅0.12mm,越向机头方向的轴承，低频振动影响越小。
实测发电机转子一阶临界转速为978r/min,二阶临界转速为2790r/min。
由于低频振动主要表现在6、7号轴承上，且低频振动频率与发电机转子一阶临界转速相符，故可认定是6、7号轴承产生了油膜振荡。
消除振动的处理方法：
消除油膜振荡的方法比拟多，其根本出发点是扩大轴承工作的稳定区域，使轴承在较大范围工况变化而不出现油膜振荡。
一般讲，在运行的机组上，增大稳定区域的主要手段是增大轴颈在轴瓦内的相对偏心率Ko
消除油膜振荡的具体方法很多，例如，充分平衡第一种振型的不平衡分量，降低在第一临界转速下振动放大能力，以利稳定〔减小外界激振力；
减少轴瓦的长度，提高比压〔即增加相对偏心率K〕；
改变轴瓦间隙，以提高油膜稳定性；
在机组找中时，预先抬高油膜振荡轴承的标高，以提高轴瓦比压〔即增加相对偏心率K〕；
适当提高轴承进油温度，降低油粘度，从而增加相对偏心率。
上面这些方法均能有利于提高失稳转速，扩大轴承的稳定工作区域范围。
采用缩小轴瓦长度〔减小长径比〕，在国产20万千瓦机组上消除油膜振荡取得明显效果。
对三油楔轴承来讲，将轴瓦两端阻油边内移，但仍保持油楔型线不变。
处理方法：
首先在轴瓦两端补焊轴承合金，然后在车床上加工新的阻油边，最后用刮刀修刮，把原来的阻油边刮低，使其不起作用，这样就提高了比压，使油膜振荡不再产生。
表4一5为第一台国产20万千瓦发电机三油楔轴瓦改良数据表。
表4-5国产第一台20万千瓦机组三油楔轴承改良情况
轴承号
数值
名称
6号轴承
7号轴承
改前
改后
轴瓦长度L〔mm〕
410
280
300
长径比L/D
0.976
0.667
0.976
0.713
比压（MPa）
1.362
1.999
1.863
相对间隙
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