振动故障诊断这一名称国外早在40多年前就已提出，但由于当时测试技术和振动故障特征知识的不足，所以这项技术在70年代前未有明显发展。我国提出振动故障诊断也有20多年的历史，由于国内机组振动的特殊性，因而在振动故障诊断方法，故障机理研究方面，具有独特的见解，经过40多年现场故障诊断的实践，在机组振动故障特征方面我们积累了丰富的知识，已扭转了振动故障原因难于查明的局面。
故障诊断从目的来分，可分为在线诊断和离线诊断， 前者是对运行状态下的机组振动故障原因作出粗线条的诊断，以便运行人员作出纠正性操作，防止事故扩大，因此诊断时间上要求很紧迫，目前采用计算机实现，故又称自动诊断系统。系统的核心是专家经验， 但是如何将分散的专家经验系统化和条理化，变成计算机的语言，是目前国内外许多专家正在研究的一个问题，因此不能将这种诊断系统误解为能替代振动专家，即使将来，也是振动专家设计和制造诊断系统，为缺乏振动知识和经验的运行人员服务， 而不是替代振动专家的作用。
离线诊断是为了消除振动故障而进行的诊断，这种诊断在时间要求上不那么紧迫，可以将振动信号、数据拿出现场，进行仔细地分析，讨论或模拟试验，因此称它为离线诊断。在故障诊断深入程度上要比在线诊断具体得多，因此难度大，本章要讨论的是离线故障诊断技术。 第一节 机组振动故障诊断的思路和方法 2.1.1直观寻找振动故障 2.1.1.1振动故障直观可见性
由于是采用肉眼或一般的测量直观去寻找，因此能找到的振动故障必然是直观可见的故障，例如轴承座松动、台板接触不好、转子上存在自由活动部件等，对于直观不能发现的故障，例如转子不平衡，系统共振，汽轮发电机转子存在热弯曲等故障，即使多次寻找，也无法查明。 2.1.1.2发现故障的偶然性
即使对于直观可见的故障，也不是通过1—2次解体检查就能发现的，这是由于寻找本身带有较大的盲目性，因此能发现故障往往带有较大的偶然性，例如某厂一台国产100MW机组，新机启动发生发生2、3瓦振动大，经两次揭缸检查，都未能找到故障原因，而且经多次启停观察振动，都不能解说其故障原因，正在一筹莫展之际，一个运行人员无意间用听棒在2、3瓦之间听到异音，再次揭缸才发现高压转子4公斤重的中心孔堵头脱落掉在波形节联轴器内。 2.1.1.3设备结构和故障机理的复杂性
显然对于结构和故障机理简单的回转机械，例如风机、水泵、一般电动机等，采用解体直观寻找振动故障成功率较高，但是对于结构复杂，特别是大型汽轮发电机组，不仅零部件大而多、结构复杂，而且引起振动的机理也很复杂，一次解体寻找振动故障不可能对机组每一个部件都做仔细检查，即使是直观可见的振动故障，在一次解体寻找中也未必能发现，因此直观寻找在大机组上成功率往往是很低的。 2.1.2振动原因分析寻找 2.1.3振动故障诊断
故障诊断与上述查明故障的方法最大区别是摆脱了振动故障以眼见为实的局限性，它是采用演绎推理的方法，以故障特征为基础，与振动特征进行比较、分析，或采用逐个排除的方法，对振动性质、故障原因和具体部件作出判断。 2.1.3.1反向推理
反向推理也称目标直接推理，它是依据振动特征反推出振动故障原因，因此称它反向推理。在推理过程中只与单一的目标有关，当振动特征与故障特征符合时，即可做出诊断。
故障特征是指前人或个人在以往工作中经归纳总结得到具体的、明确的故障所呈现的振动现象和特点；振动特征是指要诊断的机组振动，经调查、测试、分析后归纳得出的振动现象和征兆。例如柔性转子存在一阶不平衡，在一阶临界转速下轴承或转轴振动必然会呈现显著峰值，则其故障特征是转子一阶不平衡，在一阶临界转速下发生强烈震动，则启动中一阶临界转速下强烈振动即为振动特征，若采用反向推理，即可做出该机组一阶临界转速下，强烈振动故障原因是转子存在一阶不平衡的诊断。
使用反向推理不需要了解故障范围，而只要对有关的故障特征有所了解，即可进行诊断，因此目前国内这种诊断方法应用相当广泛，而且国内外在线诊断目前主要也是采用这种推理方法。由于反向推理诊断故障容易掌握，所以目前已获得广泛应用，但是在实际诊断振动故障时往往会发生下列弊病。 1.诊断结果不肯定
机组绝大多数振动故障特征有多方面的反映，不同的故障其特征存在着显著的交叉，例如转子不平衡过大，引起的是基频振动过大；同样支撑动刚度不足，轴系连接同心度、平直度偏差等故障，也是基频振动过大，也就是说故障和特征之间不是一一对应关系，而是多重交叉关系，而且一种故障在特征上有多方面的反映，就拿最简单的振动故障转子不平衡来说，它可以在升速过程中发生振动过大，但也有不大的，而只是在工作转速下振动大；有时则相反。从而依据振动特征反推故障，必然会得出几种不肯定的诊断结果，这就是目前一般都习惯采用的：可能是某种原因，或大概是某种原因。得出这种不肯定的诊断结果，从方法上来说是采用了反向推理的必然结果。但从主观上来说，做出这种诊断是事先给自己留好退路，因此严格的说，这是一种不负责任的诊断。 2.产生漏诊断和误诊断
由于故障和特征之间不是一一对应的关系，一种故障在特征上有多重反映，不同的故障特征相互交叉等原因，在诊断的反向推理过程中，不仅可能会得出错误的诊断，而且还会漏掉真正引起振动的故障。出现漏诊断和误诊断几率虽然与本人对故障特征和振动特征认识广度和深度直接有关，但从诊断方法来说这种现象是难于避免的。
目前在实际振动故障诊断中,为了避免漏诊断，往往采取不惜误诊断的一种错误做法，将一台机组振动说成是多种故障原因的综合反映，为此对一台机组振动故障诊断往往提出4-5个或更多的可能原因，而且各个原因之间往往互不相干。但现场绝大部分实际机组振动的故障原因是1-2个，而且这些故障原因是相互密切相关的。
由现场消振经验证明，当故障诊断准确率为20％-30％时，虽然有一定的参考价值，但它的误导作用影响太大，会对消振带来极为不利的影响。
所谓故障诊断准确率，是指实际故障与诊断故障的符合程度，例如实际故障是一个，诊断出三个可能原因，其中一个符合，则其准确率为33%；又如实际故障是两个，诊断出三个，但一个也不符合，其准确率为零。
振动故障诊断的实际价值是用来指导消振工作，因此故障诊断应在消振之前作出，但目前在一些文献中见到的振动故障诊断，实际是在消振之后作出的，这种总结分析对于提高今后故障诊断的认识是有必要的，但是对于消除这台机组的振动来说，已是多余的了。从这些资料统计来看，其诊断的准确率大部分为30%左右，有些更低。如果拿当时的原始诊断来说，其准确率远低于30%。 2.1.3.2 正向推理
使用正向推理诊断故障的前提，是振动故障范围必须明确，具体推理方法是在能够引起机组振动的全部原因（称故障总目录）中与实际机组存在的振动特征、故障历史、进行搜索、比较、分析、采取逐个排除的方法剩下不能排除的故障即为诊断结果--某种故障不能排除。这一诊断结果包含两层含义，一层是当只有一个故障不能排除时，它是引起振动故障的原因；另一层含义是当还剩下两个以上故障不能排除时，这些故障都是振动的可能原因，需要进一步做工作，排除其中无关的故障。
显然正向推理在排除和不能排除的故障比较中，也采用了反向推理，但是这种反向推理是在故障范围明确的前提下采用排除方法，因此思维方式上要比反向推理得直接诊断故障起来严密的多，由此可以获得很高的诊断严密性和诊断的准确率，基本上可以避免采用反向推理诊断故障所出现的陋诊断和误诊断的结果，但是要取得较高的诊断准确率和肯定的诊断结果，应掌握以下要点。 1.振动故障范围
这是采正向推理的大前提，在数学上称作边界条件，应明确，对机组振动故障诊断来说，应明确机组振动到底存在哪些故障及其相应特征，这显然是一个非常复杂和涉及面很广的问题，而且即使列全了机组振动的所有故障及其特征，在实际诊断时如何查找和记住这些特征，也将十分困难，况且前人还没有提供这些资料，所以在以往故障诊断中没有采用正向推理的。
经现场40多年故障诊断的实践、总结、归纳，目前已经明确了机组振动故障总目录、分目录及其相应的故障特征，为使诊断方便和实用，对于这些振动故障分类方法也进行较深入的研究。机组振动故障总目录、各类故障分目录及其特征、分类方法，这是本章讨论的主要内容，为采用正向推理诊断故障奠定了基础。
2.分层次诊断
在正向推理中采用分层次是能获得严密和可靠诊断的一种有效思维方式。所谓分层次，具体是指先大范围，后小范围，再具体到某一种故障和某一个部件。大范围故障划分方法见本章第二、三两节，小范围和具体故障划分方法见本章第四至十六节。在每一层次上诊断首先要明确这一层的故障范围及其相应的故障特征、机理，在对机组振动特征已全面和深入了解的基础上，做严密推理，才能获得可靠和肯定的诊断。 3.故障特征和故障机理
直观寻找和分析寻找振动故障的基础，是眼见为实；推理诊断振动故障的基础是故障特征和故障机理，前者是直观可见的，后者是抽象的。
上述已经指出，由于故障和特征之间不是一一对应的关系，不同的故障特征的相互交叉，造成反向推理诊断结果不肯定和误诊断，克服这一缺点的有效措施，一是采用正向推理；二是明了故障机理，通过故障机理的分析，若不能解说故障特征多重性和相互的交叉现象及故障形成史，也可排除特征相似但实际与发生振动无关的故障。若是同时存在两个以上故障时，应说明各个故障之间的相互关系，及各个故障在振动中所占的相对量值，这样才能保证诊断结果的准确性，以及消振对策切实有效。为此本章在介绍各种故障特征的同时，还着重阐述了故障机理。 4.振动特征和振动机理
如果说掌握故障特征和故障机理是获得正确诊断结果的先决条件，那么正确获取机组振动特征和振动机理，是获取准确必要条件，若采用正向推理，首先应全面地获取振动特征及其历史，查明振动机理，只有这样才能排除所有的无关故障，获得肯定的诊断，本章将具体介绍如何尽快地、正确地获取机组振动特征的方法和经验，这是采用正向推理的依据。在偏离振动特征，或在不可靠的振动特征基础上所做的推理，只能是直观想像凭空的推测，不能称为故障诊断。正确具体的推理步骤的归纳，可参考本章第十七节诊断实例一至四。
这里应说明，在目前振动故障诊断中，常常将某些与振动特征不符的故障首先排除，这种排除法从形式上来说与正向推理中逐个排除故障的方法相似，但它是在故障范围没有确定的前提下所做的推理，诊断的结果只能缩小怀疑面，而最终仍不能获得肯定的诊断结果，因此仍属反向推理范畴。 2.1.4 目前振动故障诊断准确率低的原因
我国振动故障诊断早在1982年已提出，是各种故障诊断中最早提出的，至今虽然只有十多年的历史，但在全国各地已得到了不同程度的普及。不过前面已经指出，其故障诊断的准确率还是很低的。下面进一步讨论目前故障诊断准确率低的主要原因。
2.1.4.1 注意力集中在直观可见故障上
机组一旦发生振动，尽管还没有开始寻找振动故障，但往往将注意力集中到机组已发现的一些故障上，实际上这些可见故障有些与振动有关，有些与振动无关，而且引起振动的真正故障原因可能还未发现和认识到，因为引起振动的许多故障一般是十分隐蔽的、直观是不能见到的，因此把诊断故障的注意力首先集中在机组已呈现的一些故障上，尽管对这些已见故障特征和机组振动现象也进行了对比分析，但严格地说这不能称作故障诊断，而应是分析寻找故障，其准确率显然不会高。
2.1.4.2 习惯于反向推理
早先由于对故障特征广度和深度了解较少以及振动故障范围不明确，因此只能使用反向推理，在今天对于大多数初涉及故障诊断的人来说往往也是从反向推理开始，久而久之形成习惯，而且长期以来对于故障诊断方法本身没有引起普遍的关注，因而加深了这种传统做法的发展和延伸。
上述已经指出，反向推理不仅诊断结果不肯定，而且还存在误诊断和漏诊断的可能，怕漏诊断，又采用不怕误诊断的错误做法，这种诊断方法和做法直接决定了不可能获得高的诊断准确率。 2.1.4.3 对掌握机组振动故障范围、故障特征和机理的重要性认识不足
目前振动故障诊断准确率不高，除受传统影响和反向推理影响外，还有一个重要原因是对于掌握机组故障范围、故障特征及机理的重要性未能引起充分的重视，所以当遇到机组振动时，主要凭个人经验和习惯做法去处理，例如空负荷下发生振动，首先想到的是机组中心、轴瓦工作及紧力；带负荷后发生振动，想到的是汽缸膨胀、轴系统热态对中，但对于
这些振动的故障范围、故障特征及机理，却很少认真研究，产生这种现象的原因一方面是受传统习惯的影响，另一方面是受不确切的故障特征的误导，例如一些教科书和文献指出，存在2x（两倍转子工作频率）振动分量，是转子不对中，在这里既没有给出量值，也没有指出在什么故障范围内、应排除特征的影响下，不仅对一般工程师会产生误导得出错误的诊断，而且对从事振动专业工作多年的工程师，也会产生误导，给消振带来严重不利的影响，详见本章十七节， 诊断实例一、二。
接受误导的主观原因，是对于故障诊断方法、机组振动故障范围、故障特征及机理了解不够，因而对不确切的故障特征和经验缺乏分辨能力。
第二节 机组振动分类
第一节已经指出，为了获得较高的诊断准确率，应采用正向推理。使用正向推理必须明确振动故障范围，换句话说，采用正向推理诊断振动故障首先应明确引起汽轮发电机组振动，到底有哪些故障原因，为了搞清这个问题，前人已经做了较多的研究，并企图列出更多、更全的振动故障原因， 因此机组振动故障划分，从早期按零部件，例如轴承、转子、汽缸、管道、基础等部件振动进行划分；发展到目前采用故障源，例如转子不平衡、机组中心不正、轴瓦不稳定、机械松动、共振等故障来划分；另外，也曾采用过振动频率来划分。 经多年研究后发现，按这些方法划分故障，根本无法列全机组振动所有的故障， 一般只能列出常见的、主要的故障，但是即使列出了这些主要的故障，也会由于其特征的多重性和相互交叉，而无法进行再分类，按这种分类诊断振动故障，实际是在繁杂无章的许多故障中，以振动特征去对照寻找相似特征的故障，在这种情况下要获得可靠的、正确的诊断， 显然是十分困难的。
经多年的研究和不断的改进，当今彩的分类方法见表2-1。表2-1的机组振动划分方法，是首先将机组振动按振动性质划分为普通强迫振动、电磁振动、拍振、气流激振、随机振动、轴瓦自激振动、参数振动、汽流激振、摩擦涡动等共11类，然后按振动类别将振动故障原因再分类，这种分类方法有以下特点：
1. 分类方法简单而严密。一般只要通过振动频谱或不同频率下振动分量，即可对发生的振动进行分类，
2.
3. 4.
5.
6.
而且避免了以往分类法的各类故障严重的相互交叉，虽然表2-1中高次谐波共振、电磁激振、参数振动，分谐波共振、轴瓦自激振动、汽流激振的振频率可能接近，但振动性质不同，这些振动的进一步划分， 可以按其他振动特征区分，详见本章第十二节。
表中所列的振动包括目前国内外在运行机组上已发生的各种振动。对于目前学术上讨论的、但在实际机组上未见有发生的振动，例如材料内滞、转子内腔集液等引起的自激振动没有列入在内。对国内机组振动而言，具有实际意义的是前九类振动，因此可以说这种分类法列全了汽轮发电机组的各种振动。
在诊断一开始即可采用正向推理，对发生的振动进行分类，再用正向推理按不同的振动类别对引起振动的具体故障做出诊断。后一部分的分类的方法，在分别讨论各类振动时，将具体介绍。
经大量现场实践证明，这种分类法不同类别的振动， 其故障源不存在相互交叉，这一点作为获得肯定的诊断十分重要，由此延伸引起各类振动激振力的故障也不存在交叉，这样引用推理手段才能获得可靠和肯定的诊断。
将一个长期认为涉及多方面、复杂而难于搞清的机组振动问题简化为， 只要进行简单的振动测量，再按表2-1分类，即可把振动故障原因局限在较小的范围内，由此可以显著地降低诊断的、查找振动故障原因的工作量并缩短诊断时间。
这一种分类法的主要缺点，是普通强迫振动划分太粗，涉及的故障原因和范围相当广，因此诊断难度较大，现场发生的振动约有80％以上是属于这一类振动，因此如何将这一类振动细分，以便诊断，尚待进一步研究。
本章为叙述和实际诊断方便，将普通强迫振动分为稳定的、不稳定的两类。凡是基频振幅、相位不随运行时间和运行况变化而变化的称稳定的普通强迫振动；相反，称为不稳定普通强迫振动。 表2-1略
第三节 振幅与激振力和支承动刚度的关系
表2-1所列的11类振动，如果就每一类振动故障范围而言，又可分为激振力和支承动刚度两个故障原因。因此当振动增大时，如何肯定和排除其中一个故障原因，是将发生的振动分类之后进行具体诊断需要做的第一步工作。
激振力和支承动刚，从直观来看，这是一个甚为简单的振动常识，但在机组振动故障诊断中却经过了一段较长的认识过程，开始只从激振为的故障原因去寻找，但是引起振动的许多激振力，例如转子不平衡力、电磁激振力、转子径向刚性不对称引起参数振动中的惯性力、汽流冲击力等，在运行的机组上始终是存在的，如何测定这些激振力、评定这些激振力容许标准及解决这些问题都遇到了困难，为此才注意到轴承座动刚度。经一段时间的研究，不仅查明了影响轴承座动刚度的困素，而且找到了影响动刚度的因素的检测和诊断方法，由此才促使振动故障诊断采用正向推理。下面详细介绍激振力和支承动刚度的关系及检测、诊断方法。 2.3.1 振幅与激振力和支承动刚度的关系
在线性系统中，部件呈现的振幅与作用在部件上的激振力成正比，与它的动刚度成反比，可用下式表示： A=Р/Κd
式中A---振幅；P---激振力；Κd---部件动刚度。 Κd=ΚC/μ
部件静刚度又称刚度系数，它是表示部件产生单位位移（变形）所需的静力；动刚度是表示部件产生单位振幅（位移）所需的交变力。
由公式（2-2）可见：轴承座动刚度与其静刚度成正比，而与动态放大系数成反比；当ω=ωn时，若忽略系统阻尼，即μ=∞ ，即使静刚度很大，动刚度Κd也为0。由公式（2-1）可见：在不大的激振力作用下，轴承将会产生很大的振动，这种现象称作共振。
共振又分为支撑系统共振和系统部件共振两种，前者是激振力通过支撑系统输入振动系统，当支撑系统自振频率与激振力频率符合是而产生的一种共振，例如轴承某一方向自振频率与激振力频率相符的共振；后者是振动系统内某一部件自振动频率与激振力相符而产生的共振，例如转子临界转速、气缸、大直径管路、发电机和励磁机静子某一方向子振动频率与激振力频率相符。这两种共振是轴承振动增大的机理不同，前者是由于支撑动刚度降低，在激振力一定时，使振幅增大；后者是由于部件共振，使振动惯性力增大并作用于轴承或基础，这是在支撑动刚度不变的情况下，由于激振力增大而使其振幅增大。在机组振动中这两种共振都会发生，本节主要讨论的是前一种共振。 2.3.2承座动刚度检测方法
为了采用正向推理诊断振动故障，在激振力和支撑动刚度两类故障中，首先应肯定或排除其中一个。大量现场实践证明，检测轴承座动刚度是一种简单而有效的方法，通过进一步观察发现并由公式（2-2）可见，轴承座动刚度除与静刚度和共振放大因素有关外，还与动态下其连接刚度直接有关，下面具体介绍影响动刚度的三个因素的检测和诊断方法。 2.3.2.1连接刚度
转子的支撑系统一般有轴承盖、轴承座、基础台板、基础横梁等部件组合而成，这些部件连接的紧密程度，直接影响这部件刚度。部件之间连接紧密程度对刚度的影响，称连接刚度。
检查部件连接紧密程度传统的方法由检查连接螺丝预紧力、连接部件之间的间隙等方法，但这些检测方法不仅手续麻烦，而且不能检测动态下连接的紧密程度。
通过总结大量现场振动测试结果得到，采用检测连接部件之间差别振动，是检查连接部件动态下连接紧密程度简单而有效的方法。所谓差别振动，是指两个相邻的连接部件振幅的差值。差别振动值本身已说明两个相
邻的连接部件之间在动态下产生了相对位移量，这种微小的位移将显著地降低部件的动刚度，但在静态下连接部件之间并无间隙存在，而且连接螺丝预紧力往往也正常。
对于一般的轴承座来说，在同一轴向位置（如图2-1所示），测点上下标高差在100mm以内的两个连接部件，在连接紧围固的情况下，其差别振动应小于2μm；滑动面之间正常的差别振动应小于5μm；对于发电机后轴承座与台板之间有绝缘垫者，其差别振动应小于7μm。当两个相邻部件差别振动明显大于这些数值时，即可判定轴承座连接刚度不足。差别振动愈大，故障愈为严重。在测量轴承各点振动时，除测量垂直振幅和相位外，必要时对该点水平和轴向振动也应测量；在测量时若发现差别振动异常，必须复测一遍；只有两次测量结果基本一致，才能认为数据可靠。
造成转子支承系统连接部件之间差别振动过大的主要原因有。
1. 连接螺丝松动
由于检修或安装时疏忽，轴承盖、轴承座、基础台板等连接螺丝部分没有拧紧或预紧力不够。由连接部件之间差别振动值，直接可以看出是哪一个连接螺丝没有拧紧。
2. 轴承座与台板接触不良
由于轴承座或台板的变形及修刮不良，发电机后轴承座与台板之间的绝缘垫过多或太厚、不平整等原因，即使在各个连接螺丝都拧紧的情况下，仍不能达到要求的连接刚度，在动态下仍存在显著的差别振动。
3. 基础台板与基础接触不良
造成基础台板与基础接触不良的原因有：
1. 二次灌浆质量不高。其中包括未充实和水泥标号较低。
2. 基础台板垫铁走动。这种现象主要是由于二次灌浆质量不好、台板垫铁间距过大、吃力不均、
垫铁之间及与台板之间未焊牢，在过大轴承振动作用下，使垫铁发生走动。
3. 基础垫铁过高。这种现象对轴承座垂直方向动刚度影响不大，但显著地降低了轴承座水平和
轴向动刚度，而且往往在较大轴向振动作用下，使轴承座台板二次灌浆松裂。其动刚度进一步降低，形成恶性循环。为此在安装时台板垫铁高度不要超过80mm。
4. 轴承座漏油。由于汽轮机油浸入二次灌浆，使其强度显著降低，在振动作用下不紧使二次灌
浆松裂，而且使二次灌浆与台板分离，振动进一步扩大。
5. 轴承座振动过大。不论是垂直、水平和轴向振动过大，都可以使基础二次灌浆松裂，使轴承
座振动扩大，二次灌浆松裂加剧。
6. 基础台板垫铁氧化。造成台板和垫 铁氧化的主要原因，是由于在严寒的冬季施工时，为了
防冻，在二次灌浆中加入过量的食盐，机组运行后二次灌浆中的氯化钠与铁氧化，首先生成Fe3O4 ,体积增大，使台板和基础分离，而后进一步氧化成Fe2O3，在振动作用下形成红色粉末，造成台板与基础腾空，台板与基础之间的连接刚度显著降低。
2.3.2.2共振
在共振转速附近，部件振幅和转速的关系，是由振动系统阻尼和激振力决定的，座落在水泥基础上的轴承座要比座落在钢结构的基础上的阻尼大得多，因此在同样激振力作用下，前者振幅要比后者小得多，而且钢结构的基础振动自由度比水泥基础多得多，因此升速过程中带有钢结构基础的机组，会出现多个支承系统共振转速，对水泥基础的大多数机组来说，其支承系统自振频率均高于转子工作频率，因此在升速过程中会出现共振，这种支承系统的共振转速，在一些资料和某些制造厂的说明书中，被称作轴系临界转速，这是一种误解，另外这种提法与轴系真正临界转速相混淆，不利于机组安全运行。 判断转子支承系统是否存在共振，有下列两种方法。
1. 转速试验和降低其激振力
当改变转速，轴承振幅无明显变化时，即可排除共振的存在。如转速升高，轴承振幅明显升高，则有三种可能：一是支承系统存在共振；二是随着转速升高，作用在轴瓦上的激振力也随之增大；三是周围部件存在共振。对于后一种情况，通过对这些部件振动进一步测试，可判明振动形式，如怀疑系统部件共振，且提高其自振频率工作量不大，例如简单加支撑，可首先采用避共振进行试验；若改变自振频率有困难，则不论是由支撑系统存在共振还是转速升高后激振力增大所致，首先应从降低激振力力手。这是因为实际机组即使判明存在共振，改变这些部件自振频率避开共振，往往是困难的，最消振还得从降低激振力入手。由多台组消振经验证明，不论转子支承系统存在共振，还是系统部件共振，例如汽缸、励磁机静子的共振，使轴承某一方向振动过大，采用降低激振力的办法后，这些共振部件和轴承的振幅，都达到了良好水平。
2. 轴承顶部振幅和基础振幅之比
如轴承座座落在基础上 ，产生共振时，不仅其振幅与转速明显有关，而且轴承座顶部振幅与基础也很接近，甚至基础振幅比轴承振幅还要大，因此国外有资料指出，轴承顶部振幅与基础振幅之比小于1.5-2.0时，表明支承系统存在共振。从现场测试结果来看，若是支承系统存在明显的共振，其比值应接近于1。
转子支承系统还有一种共振形成，即轴承座座落在排汽缸上发生共振，在目前国内投运的大机组中为数不少，这种共振采用轴承顶部振幅与基础振幅之比的方法还不能判断。对这种支承系统可采用下列方法进行判断：
i. ii.
iii. iv.
转速试验。观察轴承振幅与转速的关系。判断方法见前述。
转轴相对振动与轴承振动之比。正常的机组转轴相对振动大于该方向的轴承振动，其比值一般为2-3倍，或更高。当转子支承系统存大共振或轴承动刚度严重不足时，转轴相对振动与轴承振动接近，甚至小于轴承振动。 激振试验，直接测定其动刚度。
加重试验，测定其不平衡响应。后两种方法的具体步骤见2.3.2.3。
2.3.2.3 结构刚度
轴承座的结构刚度是由其外形、壁厚、材料和支承基础的静刚度决定的，若要对轴承座结构刚度作出较确切的诊断；可采用下列方法： 1.激振试验
测定轴承座动刚度的激振有两种方法：一种是电磁激振；另一种是偏心激振。前者激振力一般较小，而且不易生根固定，因此在测定轴承座动刚度中应用较少。偏心激振是由直流电机带动一个主动偏心轮以及主动轮同步旋转的从动偏心轮，调整两个偏心轮相对啮合位置，可以使它垂直或水平（横向和轴向）单方向激振；改变偏心距和偏心质量，在一定的转速下即可改变激振力；改变转速，即可改变激振力的频率和激振力大小。轴承动刚度Kd由下式求得 Kd=2P/A P=mrω
式中A-激振时测得该方向的轴承振幅（峰峰值） P-激振力； m-偏心质量； r-偏心距；
ω-偏心轮的圆频率。
2
轴承座正常的动刚度值为1×10-3×10N/cm；对于座落在排汽缸上的轴承其垂直方向动刚度一般明显偏低，
77
数值为0.5×10-1×10N/cm；当支承系统存在共振时，在共振转速下其动刚度一般会降低一个数量级，如图2-2曲线2。
当获得轴承座动刚度数值之后，即可对其动刚度正常与否作出诊断。若动刚度明显偏低，在排除连接刚度不足和共振影响之后，即可断定动刚度不足是由结构刚度不足引起的。 2.加重试验
检测轴承座动刚度还有一种较简单的方法，是在其附近的转子上加重，测定其不平衡响应ɑ值。加重平面应靠近该并在转轴刚度较大的部位加重，例如联轴器上或转子其他部位，以免与转子不平衡响应过高相混淆。ɑ值的含义和计算方法，见第三章第三节。
若在转子主跨内加重，对于大机组来说，建议不要采用单侧加重，因为转子工作转速已远离转子第一临界转速。单侧加重产生的主要是一阶平衡，在工作转速下这种不平衡的ɑ值很小，不能有效地反映轴承座动刚度大小，建议加二阶不平衡；对于汽轮机高压转子无法在转主跨内加二阶不平衡时，除可在联轴器上加重外，还可以在末级叶轮上加重。
一般下常的机组在联轴器和转子主跨内加重的ɑ值，如表2-2所示。
表2-2所以采用原半径下ɑ值，主要考虑使不同容量机组转子重量与加重半径相对应，由现场测试结果统计来看，当轴承动刚度和转子不平衡响应正常时，不同容量的机组的ɑ值基本相近，由此可以近似采用相同标准衡量。
采用上述方法加重求得的ɑ值，如比表2-2相应数值明显偏高，则可认为轴承动刚度偏低，在排除连接刚度不足和影响之后，虽然没有取得动刚度具体数值，但可以作出轴承座结构刚度偏低的肯定诊断。 2.3.3 现场实用的轴承座动刚度诊断方法
由上述诊断轴承座动刚度的方法可知，若要对轴承座结构刚度作出确切诊断，须做激振试验；但如果只需对其动刚度和结构度作出定性诊断，则可采用现场易行的在转子上加重的试验。但由进一步研究得出，现场运行的机组无须对轴承座结构刚度进行诊断，原因如下。 2.3.3.1 与同型机组运行状况的比较
若同型机组在其他电厂运行时振动普遍不大，说明该型机组轴承座动刚度正常；若该型机组运行中振动普遍较大，从已做的工作中应能查明这种形式机组振动过大的原因和振动性质，若是普通强迫振动，则要进一步分析是转子不平衡响应过高还是轴承座动刚度偏低；若不是普通强迫振动，则与轴承结构刚度无关。 2.3.3.2 直观判断
由类似的机组或同等容量的机组结构比较，可大致判断该座在某一方向结构刚度是否正常。 2.3.3.3 运行机组增大结构刚度十分困难
对轴承座结构刚度低作出了明确的诊断，虽可以为机组今后改进设计提供依据，但从现场消振来说，增加其结构刚度是十分困难的，而只能从降低激振力入手，所以从现场实用诊断来说，无须进一步查明轴承座结构刚度。
基于上述三点理由，在实际机组振动故障诊断中，当振动属于普通强迫振动时，排除了连接刚度不足和共振影响之后，即可作出引起振动故障原因是激振力过大的诊断。这种诊断虽不十分严密，却有实用价值。 通过进一步研究证明，在诊断表2-1所列的11类振动时，无须每一类都检测轴承连接刚度，因为对于一台振动正常的机组，虽然可能存在这种或那种激振力，但是这些激振力中最大的是转子不平衡力，而且总是作
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用在轴承座上。表2-1指出，它将激起普通强迫振动，因此如轴瓦上呈现的普通强迫振动分量不大则证明轴承座连接刚度、结构刚度正常，也无法共振存在，所以当振动过大时，从实用诊断来说，仅对普通强迫振动才有必要检测连接刚度和共振影响。而对其他10类振动，只要关部件共振影响即可。因为这些部件有可能会产生非基频共振，当排除共振影响之后，即可作出引起振动的故障原因是激振力过大的诊断。
第四节 稳定普通强迫振动
当振动属于普通强迫振动，而且其振幅与机组运行工况、运行时间无明显关系时，排除了轴承座连接刚度、共振影响之后，采用正向推理诊断可以得出振动故障原因是激振力过大，本节要介绍引起稳定普通强迫振动激振力的故障原因。
由表2-1可见，引起普通强迫振动的激振力有转子不平衡、固定式联轴器连接的轴系同心度和平直度偏差、轴颈不圆等三种，不对称电磁力是随机组运行工况而变的，因此它是不稳定普通强迫振动的激振力。下面介绍这三种激振力故障原因、产生振动的机理和诊断方法。
2.4.1 转子不平衡
在现场发生的机组振动过大，按其原因来分，属于转子质量不平衡的约占80％；按激振力性质来分，属于转子不平衡力的将达90％左右。
当转子工作转速低于0.4-0.5倍转子第一临界转速时，这种转子质量不平衡引起的激振力可用下列表示：
A=mrω/Kd
式中 m,r--不平衡质量，其质心离回转中心的距离（加重半径）
由公式可见当忽略轴承座动刚度Kd随转速改变的影响时，在一定的转子不平衡量情况下，轴承拓幅A与转
2
速平方ω成正比，但这种关系仅对刚性转子成立。目前运行的6MW以上的汽轮机和发电机转子均属柔性转子，这种转子在转速升高的过程中，其绕曲将发生改变，转子平衡状态也随之发生变化，此时转子产生的不
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平衡离心力已不是mrω,而是不平衡质量产生的不平衡力和转子绕曲产生的不平衡力之和。关于柔性转子不平衡振动特性的进一步讨论，见第三章第四节。不过从这些讨论中有以下两点结论，可以作为转子不平衡故障诊断的依据。
1）根据波德曲线或振动和转速关系测量结果可得出，当转子在相应临界转速出现显著振动时，即可断定该转子存在显著的相应阶不平衡。
2）如果工作转速下存在较大的基频振动，并已排除了轴承座动刚度不足、固定式联轴器连接的转子不同心
和平直度偏差过大、轴颈不圆等故障，那么就可以作出引起工作转速下振动过大的原因是转子不平衡的诊断。
2.4.2 轴系同心度和平直度偏差
目前机组采用的联轴器可归纳为活动式、半挠 性和固定式三种。就其产生振动的特征来分、有活动式和固定式两种。活动式联轴器由于存在磨损，目前运行的机组，特别是容量机组已不再采用。这种联轴器在传递扭矩不大时，能起一定的调节作用，在一定的转子对中偏差情况下，不会产生明显的激振力，但是当对中偏差过大、传递扭矩改变时，将引起不稳定普通强迫振动。这种振动的诊断见本章第八节。下面讨论固定式联轴器中对中偏差产生振动的故障原因及机理。
在国内许多振动资料中都提到机组中心不正这个名词，国外称作不对中，而且都是作为机组振动故障主要原因列出的，因此现场机组一旦发生振动，传统的做法是：一、查轴瓦乌金接触；二、查轴瓦紧力；三、查机组中心，俗称处理机组振动的三斧头。而且一般教科书指出，机组中心不正引起的振动，其频率与转速相符合，按表2-1分类，属于普通强迫振动。上述已经指出，现场发生的振动80％以上属于这一类振动，如果这种激振力和转子不平衡力不能获得有效的区分，将会造成现场绝大多数振动故障不能获得明确的诊断，因此很有必要对机组中心或不对中的真正含义及产生振动的机理作较深入的分析讨论。
2
机组中心确切的含义应包括转子与汽缸或静子的同心度、支承转子各轴承座标高及水平位置、轴系连接的同心度和平直度三项内容，这些故障产生振动的机理及其特征如下。 2.4.2.1 转子与汽缸或静子的同心度
检查转子与汽缸或静子同心度，这是机组安装、检修中较熟悉的一项工作，如其偏差过大，则可能会引起汽流激振、电磁激振、动静碰磨。若碰磨发生在转轴处，会使转子发生热弯曲而引起不稳定普通强迫振动。这些振动特征和诊断方法，见本章第九、十、十二、十六节。 2.4.2.2 轴承座标高和左右位置偏差
在现场检查转子对中或找正，是将联轴器断开，检测联轴器圆周和端面开口偏差（上下、左右），目前将这种偏差称作机组中心不正，而且不少资料和教科书将这种偏差误认为是造成机组振动的主要故障，由于这种误解使机组振动故障诊断研究走了一段较长的弯路。后来不得不从故障机理研究，才查明了这种故障对振动的影响。
如果忽略联轴器缺陷（与轴颈不同心、两个端面不平行、法兰止口或螺栓节圆偏心），当其圆周、端面开口存在显著偏差时，拧紧联轴器螺栓，虽然连接的轴系仍然同心和平直，在旋转状态下并不直接产生振动的激振力，但它会产生下列后果。 1.改变轴瓦的载荷分配
当端面下开口时，会使联轴器相邻的两个轴瓦载荷减少；圆周差会使圆周较低的相邻轴瓦载荷减少；反之，则相反。当轴瓦载荷过大时，会使乌金温度升高；载荷过小时，会使轴瓦失稳发生轴瓦自激振动，这种振动特征和诊断方法见本章第十四节。 2.改变动静间隙
轴瓦载荷的改变，虽然不会明显影响轴颈在轴瓦内的位置，但会使转子静挠曲发生变化，从而原来调整好的汽封、油挡间隙发生变化，严重时会发生动静碰磨，使转子产生热弯曲引起不稳定普通强迫振动，这种振动的特征及诊断方法见第九、十节。 3.改变转子振型曲线
由于轴瓦载荷改变，影响转子支承状态，使转子振型曲线发生变化，对于采用有限平面平衡的柔性转子中，当转子振型曲线变化时，其平衡状态会发生变化。由大量现场振动测试结果证明，对于不平衡响应正常的轴系，当转子中心和端面开口差小于0.60mm时，对轴系平衡的影响可以忽略；对于不平衡响应明显偏高的轴系和转子，当转子中心和端面开口偏差过大（小于0.5mm）时，会使轴系平衡状态发生一定的变化。这时消振有两个途径：一是消除或调整转子中心和端面开口偏差；二是调整轴系平衡。其中柔性转子合理平衡是关键，因此后一种方法较前者更为简单有效。
降低轴系不平衡响应对运行机组而言是十分困难的。柔性转子的合理平衡见第三章第四节，轴系不平衡响应测试和判断方法，见本章第五节2.5.3 4.转轴承受预载荷
所谓预载荷是指施加在转轴上的一种径向载荷（力），它又分外部和内部预载荷。外部预载荷是指外部施加到转子上的力，它主要是由联轴器端面瓢偏、联轴器与转轴不同心和转子自重引起；内部预载荷是指机器内部产生的施加到转子上的力，它主要由轴瓦油膜力、轴承座标高变化、接触密封引起的压力不对称、蒸汽作用力、传动齿轮对转轴反作用力等。
预载荷的直接影响是使转轴承受额外的应力，并使轴颈压向轴瓦的一侧，由此产生非线性压束，激起两倍频振动。如果转轴径的刚性不对称，例如发电机转子，会使两倍频率振动更加显著。
预载荷未必有害，有些因素引起的预载荷会使轴瓦趋于稳定，例如消除轴瓦自激振动，为了提高轴瓦稳定性，有时将该瓦抬高，对该瓦施加一个预载荷。
目前国内绝大部分机组转子找中心的要求，是以冷态为准的，即在冷态下使联轴器圆周和平面偏差力求最小。但事实上机组启动带负荷后，由于各轴承座标高和轴颈抬起，这两种偏差将有较大的变化。据资料（5）介绍，采用连通器的原理，通过涡流传感器测量水银液面变化，在现场实测了两台320MW汽轮发电机组从冷态到带负荷后各轴承座标高的变化。试验指出，标高变化最大的是汽轮机高压转子的轴承座，数值达2-2.5mm。发电机后轴承座标高变化只有0.30mm。两个相邻的轴承座标高变化最大的是2号和3号轴瓦，数值达1mm。从冷态到带负荷运行要经两个星期的时间，轴承座标高变化才趋于稳定。轴承座标高变化最迅速的阶段发生在启动循环水泵和开始向轴封送汽到机组满负荷运行6-7d之后这一段时间内，这段时间内的标高变化量占总变化量的80％左右。当然上述变化量只指轴承座本身标高变化，还未包括各轴颈相对于轴瓦抬高值的变化。这是现场一般再热机组启动和带负荷后轴承座标高值的情况。因此，国外已有不少机组为了能在运行状态下获得较合理的轴承座标高，采用了冷态下预留偏差量的方法给予补偿。国内在汽轮机高、中、低压转子和发电机转子找正时，一般都不留偏差量，这显然是不合理的。 2.4.2.3 联轴器缺陷
当联轴器法兰外圆与轴颈不同心、联轴器法兰止口或螺栓孔节圆不同心、端面瓢偏，连接螺丝紧力明显不对称时，否认圆周和端面如何正确，当把连接螺栓拧紧后，都会使连接轴系不同心和不平直，还会使转子产生预载荷，如图2-3所示。
轴系同心和平直度偏差在旋转状态下，会直接产生振动的激振力，其激振力主要分量是1x，还含有2x、3x等高阶分量，因此在机组安装时要求联轴器法兰外圆与轴颈的不同心和端面瓢偏均小于0.02mm。
检查联轴器缺陷最直接和可靠的方法，是将联轴器螺栓拧紧，撤掉3瓦下瓦，在3瓦轴颈上架百分表，检查轴系同心度，盘动转子，不同心引起的晃摆值达合格；用钢丝绳吊起4瓦，抽掉4瓦下瓦，在4瓦轴颈水平方向架百分表，检查轴系平直度，其不平直引起的引起的晃摆值A为<=0.10-0.15mm为合格。
这里应指出，目前国内外不少有关诊断的文献认为：当基频振动大，同时存在2x，3x等分量时，即是不对中。这种诊断与机组振动实际故障出入很大，在这种误导影响下，往往会使现场最常见的振动诊断误入歧途，并使消振工作走入困境。这种事例在现场已经发生许多起，为此本章第十九节诊断实例举了两例，以此引以为戒，下面对其造成误诊断的原因进行分析。 1.诊断不严密
在机组上造成2x振动分量的原因较多，例如电磁激振、转子径向刚性不对称、高次谐波共振等。轴系同心度和平直度偏差只是其中较为次要的原因之一。在没有排除其他故障之前，就采用反向推理对其中一种故障作出诊断，显然是不严密的。 2.转子不对中含义的误解
不对中或称找正不好，目前各入理解差别甚大，而且一般理解其含义是指轴承座标高差，因此消除不对中的措施是解开联轴器复查转子中心，调整轴承座标高各左右位置。由大量消振经验证明，这种偏差并不是引起普通强迫振动和2x振动分量的故障原因。 3.故障机理和振动特征不符
上述已经指出，冷态和热态轴承座标高差呻别甚大，它与机组运行时间和负荷有着较好的相关性，但机组实际振动特征是：除转子存在热不平衡外，现场大多数机组都 存大幅值不同的2x持动分量，但与机组运行时间和负荷并没有直接的关系。 2.4.2.4轴颈椭圆度
一般机组的轴颈在安装和检修中都要经严格检查，其晃摆值（断开联轴器，揭掉上瓦）小于0.02mm，在这样小的晃摆值下，加之油膜弹性缓冲，对振动的影响并不大，所以在振动故障诊断中，可以忽略这种激持力，但是当轴颈某一段晃摆值大于0.04mm时，虽然对普通强迫振动影响不大，但会引起轴瓦乌金疲劳损坏，详见第五章第四节。
综合以上的分析，其诊断要点是：当振动属于稳定普通强迫持动时，排除了轴承座连接刚度不足、共振影响、轴系连接同心度和平直度偏差过大故障之后，即可作出振动故障原因是转子不平衡的诊断。这是采用正向推理诊断振动故障的第三步。
第五节 不稳定普通强迫振动
当振动属普通强迫振，其振幅、相位与机组运行时间、工况明显有关时，排除了轴承座连接刚度、共振不稳定因素之后，便可作出不稳定普通强迫振动故障是由激振力变化所致。
引起不稳定普通强迫振动激振力故障的范围较稳定普通强迫振动要广泛得多，而且产生振动的机理往往很复杂，不能直观发现，有些不稳定强迫振动需要较长时间（1-2年）以至更长时间的观察，才能掌握振动的主要特征，因此这一类振动是机组各类振动故障诊断中难度最大的一种。诊断步骤虽然和稳定普通强迫振动相同，但在具体方法上，更多地涉及机组振动历史、结构、同型机组振动特点以及振动与机组运行工况、时间的关系等，下面详细介绍目前已掌握的引起不稳定普通强迫振动故障的范围、分类方法、振动机理、故障特征和消振方法。
2.5.1 引起不稳定普通强迫振动的激振力
由表2-1指出，引起普通强迫振动的激振力有两种，除去轴颈不圆在稳定的普通强迫振非常国已经排除外，剩下三种激振力在不稳定普通强迫振动故障中的表现形式和振动机理如下。 2.5.1.1 轴系连接同心度和平直度偏差
随机组运行时间、工况的改变，轴系同心度和平直度改变的故障原因现已查明，是由于联轴器与转轴配合紧力不足所致，这一故障机理是通过儿台机组较长时间振振动监测和消振经验总结才获得。
联轴器在连接螺栓拧紧的情况下，不论两半中的一半或两半都与轴配合是否失去紧力，联轴器在转轴上仍是两端支撑，它不可能产生甩头现象，因此它所产生的直接不平衡可以忽略。
这里要作一些说明，因为一般教科书和传统概念认为，套装部件紧力不足或转轴上有活动部件，会引起振动不稳定，通过下列简单计算即可消除这种误解。
为了使问题明了，这里假设联轴器重量为1t，在高速下联轴器之间存在0.10mm间隙，即其质量偏心为0.05mm,由此引起不平衡重径积为50kg.mm，相当于加重半径0.35m处加重0.14kg，依据一般机组在联轴器上加生影响系数估算，说一加重能产生的振动小于5μm，实际汽轮机转子除后几级叶轮接近或超过1t外，，其他部件均小于1t，因此套装部件与轴配合失去紧力产生的直接不平衡可以忽略。
机组在运行中由于轴承座标高和联轴器传递扭矩的变化，以及转轴振动的作用，当联轴器与轴配合紧力不足时，在配合处会发生相对位移，由此而改变了轴系连接的同心度和平直度，从而激起不稳定普通强迫振动。这种故障诊断难点是其故障特征与转子不稳定不平衡十分相似，因此必须细比较才能区分，详见表2-3。 2.5.1.2 不对称电磁力
正常的发电机转子产生的电磁力在直径方向是均衡的，因此它不会引起转子振动；均衡的电磁力只对静子产生周期性吸力。但是当转子线圈发生故障时，转子会产生不对称电磁力，引起转子振动；不对称电磁力的频率等于转子磁极对数乘以转子工作效率；对于两极发电机转子来说，不对称电磁力频率与转子工作频率相等。 这种故障引起振动的特点是振动随励磁电流的增大而加大，而且无时滞。因此可以通过改变励磁电流观察振动变化，当振动随励磁电流增大立即增大时，表明不稳定普通强迫振动是由不对称电磁力激起的。
引起不对称电磁力的故障有发电机转子线圈局部短路、空气间隙不均匀，后者通过测量转子空气间隙值可以查明。
发电机转子线圈匝间或对地短路，除了会引起不对称电磁力外，还会造成转子局部受热，使转子产生热弯曲，造成不平衡振动，因此振动除了随励磁电流增大而立即增大外，还包括含随时间增大而加大的成分，一般后一种现象较前者显著。 2.5.1.3转子不平衡力
由于转动部件发生径向，周向位移、转轴裂纹、弯曲等原因，转子平衡状况随运行时间、机组工况变化而变化，这是引起不稳定普通强迫振动的主要激振力，它涉及的故障范围很广。取得这一诊断的要点是，基频振幅或相位随运行时间、机组工况而变，排除了轴承座连接刚度、共振变化、不对称电磁力、联轴器与轴配合紧力不足等故障之后，即可明确引起振动变化的故障原因，是转子平衡状态的变化。为了消振的需要，种故障诊断一般要具体到转子平衡变化是由哪一个部件故障引起的，因此诊断难度很大，在诊断步骤上首先应根据振动特征，对发生的不稳定不平衡进行分类，然后对不稳定不平衡在轴系中的轴向位置、不平衡量作邮诊断再按下稳定不平衡类别、转子结构、振动机理、故障历史进行分析、推理，最后才能对故障部件作出诊断。在诊断过程中，为了采用正向推理，各类不稳定不平衡故障范围应明确。
2.5.2 不稳定不平衡故障分类
由于不稳定不平衡故障范围很广，为了采用正向推理应将各种不稳定不平衡进行合理而有效的分类。这里推荐一种根据振动与时间、工况的关系划分的分类法，如表2-4，将机组发生的不稳定平衡分成八类，各类不稳定不平衡故障的具体诊断方法，见本章第六-十节。
2.5.3 不稳定不平衡轴向位置诊断
由于不平衡处在不同的轴向位置上，对振动的灵敏度有很大的差别，所以首先应判明平衡变化是发生在哪一个转子上，是一阶还是二阶不平衡分量变化，由此才能估算出不平衡量值。
由于轴系结构，不平衡响应值不同，判断方法也不同，下面首先介绍轴系响应判断方法。 2.5.3.1 轴系不平衡响应判断方法
所谓不平衡响应，具体是指转子上加单位重量（一定半径下）引起的振幅值，在转子平衡中称影响系数，详见第三章第三节。
轴系不平衡响应地过高有两个原因：一是支承动刚度低，在不大的激振力作用下，会产生显著的振动；二是转子或轴系中相邻的某一个转子动刚度低，在不大的激振力（不平衡）作用下，转子产生显著的挠曲使本转子或相连转子不平衡增大，从而使转轴或轴承产生显著振动。判断轴系不平衡响应正常与否，可采用以下方法。 1.直观判断
依据现场大量振动测试结果可知，下列轴系不平衡响应是正常的：
1/励/发轴系是四支承，即使某些刚度偏低，而呈现较高的不平衡响应，也不会影响不稳定平衡轴向位置的判断；
2/励/发轴系是三动承，但发电机转子二阶临界转速大于3600r/min（额定转速为3000r/min） 下列轴系平平衡响应显著偏高：
1/励/发轴系虽是四支承，但发电机和励磁机转子之间跨距较大、转子质量较大，发电机转子二阶临界转速接近或高于转子工作转速；
2/励/发轴系是三支承，发电机转子二阶临界转速接近或高于转子工作转速，励磁机转子一阶临界转速大于2200r/min。 2、加重试验
经上述直观判断后，通过转子上加重实测a值，即可得到证实，加重方法和要求见本章第三节。正常机组不平衡响应值可参考表2-2，若实测响应值较表2-2所列值主高出2倍以上，即可认为轴系平平衡响应显著偏高。
2.5.3.2 不平衡响应正常的机组不稳定不平衡轴向位置判断
不稳定不平衡轴向位置判断的主要依据，是轴系各转子临界转速、工作转速（空负荷、带负荷）下振动变化量及其在轴系中的分布，振动变化量的取得详见2.5.4。 依据现场检测到的振动变化现象，可归纳为下列几种类型： 1.工作转速下振动变化不大，第一临界转速下振动变化十分显著。 平衡变化是发生在转子中部，或沿转子长度均布。 2.工作转速和第一临界转速下振动变化均较大。
当平衡变化发生在转子一端，或两端不对称，转子外伸端平衡变化是由转子挠曲增大引起的，例如外伸端转轴碰磨，也会产生这种振动特征。
3.工作转速下振动变化很显著，第一临界转速下振动变化不大。
平衡变化发生在转子外伸端，从有关测点振动变化量值大小，可直接判明平衡变化是发生在转子外伸的哪一端。
2.5.3.3 不平衡响应过高的机组不稳定平衡轴向位置判断
当不稳定不平衡发生在响应值过高的轴系中时，不能依据振幅变化量值在轴系中的分布直观地确定平衡变化是发生在转子主跨内还是在转子外伸端，而应该依据下列振动特征才能作出判断：
1/主跨转子工作转速（空负荷、带负荷）下和第二临界转速下振动变化不大，第一临界转速下振动变化十分显著；外伸转子工作转速和第一临界转速下振动变化较大。 平衡变化发生在主跨转子中部，或沿转子长度均布。
2/主跨转子工作转速、第一、第二临界转速下振动变化较大；外伸转子工作转速和第一临界转速下振动变化也大。
平衡变化发生在主跨转子一端，或两端不对称。
3/主跨转子工作转速、第二临界转速下，振动变化十分显著，但第一临界转速下振动变化不大；外伸转子工作转速下和第一临界转速下振动变化也十分显著。则平衡变化发生在外伸转子上。
2.5.4 不稳定不平衡量的估算
估算不稳定不平衡量的目的，是依据其量值结合转子的具体结构和不稳定不平衡性质（表2-4）及故障特征的综合推理、分析，对不稳定不平衡故障部件作出诊断。
不稳定平衡量U的估算，是根据不稳定不平衡引起振动值A1和该机以往平衡中取得的影响系数a，或同型机组的影响系数，由下列求得：
U=A1/a
式中a虽是矢量，但由于a与A1的相位往往无可比性，因此求出U的相们也没有什么意义。
不稳定不平衡量U引起的振动A1，对于表2-4八类不稳定不平衡，除转子存在活动部件外，其余七类不稳定不平衡，都可以检测到转子原始不平衡振动，由此可以求得平衡变化后转子临界转速、工作转速（空负荷、带负荷）下振动变化量值，计算方法见第三章第三节。
当转子平衡变化发生在带负荷过程中，例如随有功负荷或励磁电流增大而加大，一般需要快速打闸停机与电网解列，检测转子一阶临界转速下振动变化量，这一点对检查转子热弯曲十分重要，因为有些轴向对称的转子，当其热弯曲也轴向对称时，在工作转速下振动无明显表现，但在一阶临界转速下会产生强烈振动，只有检测到这一振动特征，才能对其故障作出诊断，例如一台国产50MW机组，空负荷和带负荷下振无明显异常，一次在40MW跳闸停机过程中发生了十分强烈的振动，将厂房顶上水泥块振落，并使汽机转子产生了永久弯曲。事后经调查和振动故障诊断才查明，是因水内冷发电机转子导线严重堵塞，使发电机转子产生显著热弯曲。这种热弯曲在工作转速下无明显振动的原因，见第三章第四节。因此怀疑机组带负荷后转子产生热弯曲，在打闸停机后检测临界转速下振动时，为了避免振动过大引起事故，应先带50%负荷解列停机，观察振动；若振动不大，再带大负荷解列停机，进行测试。
当转子上存在活动部件时，由于活动部件在转子方向变化的随机性，往往检测不到转子原始不平衡引起的振动矢量，所以活动部件引起的振动不是简单地等于两次启动中的振动矢量差，而必须从多次启动中找出两次（不一定是相邻的两次）振动相位相同或差180的矢量，而且振幅差为最大的振动，并求它们矢量差的1/2，这才是活动部件引起的振动。换句话说，在不知道转子未发生不稳定不平衡之前的原始振动幅值和相位的情况下，只有检测到两次启动中转子上活动部件分别处在转子原始不平衡相同和相反位置上的振动，才能求得不稳定不平衡引起的振动。但是在实际中很难碰到这种机会，尤其是在机组启停次数较少的情况下更不容易，因此在大多数情况下，采取从多次启动中找出两次振动相位相同或相反，而且振幅差为最大的振动，求其矢量差的1/2，再乘以修正系数K=1.1-1.5，作为近似不稳定不平衡引起的振动。
修正系数K由两次启动检测的相同或相反振相位的偏差值决定，若其偏差值较大，K值取上限。
第六节 随机变化的不稳定不平衡
所谓随机变化，是指转子不平衡的量值、方向及发生与否是不可预测的。这种不稳定不平衡可以发生在停机后、启停过程中、空负荷下、带负荷过程中。根据现场所发生的这一类不稳定不平衡特点，可将其分成三类，如表2-4。下面分别讨论每一类不稳定不平衡振动机理、故障特征、故障源和消除方法。
2.6.1 短时间停机后产生的不平衡
机组在正常运行中振动往往比较稳定，但当转子转速降至500r/min以下，或静止后再次启动，振动幅值和相位有可以发生显著变化，引起这种振动故障的原因如下。 2.6.1.1 转子上（内）存在活动部件
引起振动变化最常见的故障是平衡重块在平衡槽内自由移动，其次是转子内腔中空部分有固体异物，特别是内腔直径较大的反动式转鼓和波形联轴器，对于50-300MW机组来说，当其内腔中存有500g以上固体物件时，即能引起轴承振动的显著变化。引起振动变化的原因是由于转子上平衡重块或内腔中固体异物位置不定，当活动部件处在转子残余不平衡同一位置上时，呈现的振动为最大；相反，活动部件处在转子残余不平衡相反位置上时，振动最小。但在高速下，由于离心力的作用，这些活动部件在转子的位置是固定的，因而机组正常运行中振动稳定。
当反动式转鼓内腔进入液体量较大时，它所产生的直接不平衡也能激起显著振动；对冲动式汽轮机和发电机转子来说，液体产生的直接不平衡对振动影响很小，但是不论是冲动式还是反动式汽轮机转子，内腔 存有液体都将使转子产生热弯曲。
当转轴上的套装部件（例如叶轮、联轴器、轴封套等）失去紧力时，由于这些零件在套装连接处都设有键，因此不论是在低速下还是在高速下，这些零件在圆周方向都不能自由移动，而且径向不对称位移量很小，其直接不平衡量可以忽略，这一点在2.5.1中已作了详细分析。但是由于一般套件推动紧力时，不论质量大小，都将产生随机组运行工况的变化而变化的不稳定不平衡。
转子上（内）存在活动部件在现场较为常见，但查明这种故障一般都要经多次启停并花费较长时间，而且故障原因往往还是在无意中偶然发现的。产生这种现象的主要原因是诊断方法不当。实际上这种故障诊断方法比较简单，其要点是：振动是普通强迫振动;排除了轴承座动刚度变化因素；振动变化是在转子静止以后再次启动中（必要时应连续启停２-３次，观察振动变化）发生的；通过不稳定不平衡向位置及不平量的判断及转子结构的分析，可以判明不稳定不平衡发生部位以及是由哪一个部件故障所引起的。
因此在同样激振力作用下，前者振幅要比后者小得多得多，而且钢结构的基础自由度比水泥基础多得多，因此升速过程有钢结构的机组，会出现多支承系统共振转速，对水泥基的大多数机组来说，其支承系统自 若同型机组在其它电场运行时振动普遍不大，说明该型机组轴承座动钢度正常；若该型机组运行振动普遍较大，从已做的工作中应能查明这种形式机组振动过大 原因和振动性质，若是普通强迫振动，则要进一步分析是转子不平
2.6.1.2 转子存在残余弯曲
转子静止一段时间后，由于其上下存在温差，转子会产生热弯曲，这种弯曲本可以通过大轴弯曲指示器判明，但由于目前一般弯曲指示器不可信和有时重视不够，如转子冲动时尚存在热弯曲，就使转子产生不平衡从而引起振动，特别是通过转子第一临界转速时，振动更为强烈。不过这种故障只要让机组连续运行2~3h,即可自行消失，因此这种故障诊断比较容易。 2.6.1.3 汽缸进水引起转子永久弯曲
停机不久汽缸大量进水，转子被水浸泡时，因局部受到骤冷，会使转轴形成塑性变形，造成转子永久弯曲，这种弯轴事故在国内已发生多起。
停机后转子遭到骤冷形成弯曲所产生的振动，其特征与转子存在残余热弯曲引起的振动基本相同，不同的是转子经长期运行，振动幅值和相位不会发生明显变化。
在盘车状态下，如果大轴弯曲指示器读数增大，并经2h以上连续盘车后读数仍不能复原，即可断定转轴已经发生永久弯曲。
2.6.1.4 固定式和弹性式心环的发电机转子套箍或心环失去紧力
对于容量大于25MW的发电机转子，当采用弹性式或固定式心环时，在较显著动静挠曲作用下，发电机转子端部套装的心环和套箍，在嵌装面处会产生相当大的轴向挤压和拉伸力。当套装零件配合处紧力不足时，嵌装面面处会发生相对轴向位移。如果配合紧力不是完全丧失，这种轴向位移会把转子动、静挠曲贮存起来，使转子形成永久弯曲。贮存的永久弯曲值与转子静挠曲值、转子静止某一点向上的时间、套装紧力值等因素有关。
由于转子两端套箍或心环配合紧力不等，贮存的永久弯曲值轴向一般不对称，所以这种暂时性永久弯曲引起的转子不平衡主要含有一阶分量，此处还含有明显的二阶分量，因此这种故障引起的振动，不仅在转子的第一临界转速下有显著变化，而且在工作转速下也有较大的变化。
转子在工作转速下运转，其一阶挠曲虽然很小，但在二、三阶不平衡分量作用下，转子产生了二、三阶挠曲，由此使转子贮存的永久弯曲仍不能得到恢复，所以存在这种故障的发电机转子，在工作转速下经长期运行振
动不能复原，但下次停机时，由于转子向上点的位置和静止时间的不同，新贮存弯曲值及方向将发生改变，这是引起再次启动振动发生变化的原因。显然这种永久弯曲造成的不平衡不像转子上（内）存在活动部件那样自由，所以仍然可以采用调整转子平衡的方法使振动获得暂时的改善。
2.6.2 长时间停机产生的不平衡
长时间停机后产生不平衡，包括了上述分析的短时间停机后产生的四类不稳定不平衡，因此只有排除了这些不稳定不平衡故障之后，才能对这种不稳定不平衡作出诊断。
机组停运数周或几个月，在此期间没有采取有效的防腐措施和未能定期盘动转子，致使转子下部有较多的机会与子失去平衡。这种不平衡对汽机转子而言，影响较大的是小容量高转速汽机转子，而对于容量大于25MW的汽机转子，这种不稳定不平衡一般不会使机组振动产生明显的变化。
2.6.3 运行中突然产生的不平衡
机组在正常的启动、空负荷、负荷不变、负荷升降过程中，基频振动突然增大。这种不稳定不平衡在运行的机组上较为常见，引起这种不平衡故障的原因如下。 2.6.3.1 动静碰磨
动静碰磨可以引起磨擦抖动、磨擦涡动使转子热弯曲而产生转子不平衡振动。磨擦抖动在转速较低时才能发生，故对机组影响很小。磨擦涡动虽然在高速下发生，但由于转速很高，动静之间一旦碰磨，接触部分的金属很快磨损并熔化，脱离接触。由现场多台机组叶轮与隔板严重碰磨证明，引起的激振力很小，所以当时振动并没有明显异常。因此对汽轮发电机组来说，动青碰磨产生的振动，主要是指碰磨发生的转轴处，产和热弯曲而引起不平衡振动。
转轴碰磨引起机组振动突然增大，这是运行最常见的振动故障之一。转轴碰磨发生在不同的转速下，振动特征差别较大，具体诊断方法见本章第九、十节。 2.6.3.2 转动部件飞脱
在机组运行中最常发生飞脱的转动部件是汽轮机叶片，但是叶片飞脱并不是在振动上都有明显的反映，因为转动部件飞脱对振动的影响主中决定飞脱部件质量、所处的半径、轴向位置、与转子原始不平衡之间的夹角。对于50~300MW汽轮机转子来说，若飞脱部件所处半径为0.5m,而且在转子两端，在3000r/min下，其影响系数（转子上加单位 重量引起的振幅变化值，详见第三章第三节）约为20~60μm/kg.当机组原始振动较小时，如汽轮机最后几级叶片中有一片飞脱，就会使机组振动明显增大；但是当机组原始振动较大时，如果飞脱的叶片与转子原始不平衡同相或反相，则振动也会发生显著变化；如果其夹角为120°左右，只测承振幅是看不出振幅有明显变化的，因此为了掌握转动部件飞脱对振动的影响，在测量振幅的同时，必须测量相位。 由上述提供的影响系数可知，汽轮机转子调节级或高压叶片飞脱时，由于叶片质量较小，对振动的影响也较小。
另外，当飞脱叶片处在转子中部时，它所引起的主要是一阶不平衡分量；当转子转速远离第一临界转速时，这种不平衡分量对振动的影响也很小，即使飞脱部件重达1kg,工作转速的振动变化也不大，但在第一临界转速下它将产生较大的振动。
现场运行的发电机和励磁机转子的转动部件飞脱很少发生。但是这种故障不论是发生在汽轮机转子上还是发生在发电机转子上，根据普通强迫振动变化的突然性和一次性，在排除动静磨擦、转轴和水接触、联轴器与转轴套装处失去紧力等故障之后，都是可以作出诊断的，但要注意区分发电机负序电流过大引起发电机转子套箍失去紧力而造成的振动突然变化。 2.6.3.3发电机负序电流过大引起套箍失去紧力
由于发电机静子负电流的作用，转子表面将产生涡流，特别是转子的端部，表面温度将升高。由于套箍热容量较小，其瞬间平均温度将显著高于转子本体，这就使套装部件之间形成温差而失去紧力。
根据目前我国投运的汽轮发电机转子套箍和本体之间连接紧力标准，对于3000r/min转子来说，冷态松脱转速不小于3700r/min,因此在3000r/min下残留的紧力已不大，当套箍和本体之间存在温差时，很容易使套箍紧力消失。
发电机负序电流是由三相负载不对称引起的，在有些电网中，例如带有叫气机车负荷遥电网，一般不对称负载比较大，而且延续时间较长，所以在这些电网中运行的有些发电机转子的平衡经常恶化。
发电机单相对地或两相之间短路是造成大负序电流的另一个重要原因。这种故障的直接影响是造成发电机转子表面和端部过热，有时还会造成机组振动突然恶化和套箍嵌装面之间严重烧伤。
负序电流过大引起振动恶化的原因是由于套箍失去紧力，在不平衡力矩和不平衡力的直接作用下，套箍和转子端部线包发生不对称径向位移，使转子平衡恶化。
这种故障只是在发电机转子上产生，根据电网不对称负载或瞬间发生短路的时间与机组振动发生变化时间的对应关系，便可明确振动变化的原因。最后通过检查发电机套箍晃摆值和嵌装面处是否有过热和电弧烧伤痕迹而得到证实。当嵌装面没有发生明显烧伤而只是转子平衡恶化时，可以采用调整转子平衡的方法改善机组振动。
防止发电机负序电流使机组振动恶化的措施有： 1.限制发电机不对称负载；
2.增加套箍和转子本体之间连接紧力，但这是大容量发电机转子设计中的一个难题，因此采用这个措施要慎重；
3.合理补偿发电机转子端部不平衡。 2.6.3.4 转轴与水接触
由于疏水不畅、汽缸进水、水封漏水等原因，可能导致运行中汽轮机转轴与水接触，从而使机组发生突然性强烈振动，这种现象在现场较为常见，在新机启动和大修后启动较容易发生。
转轴与水接触引起突然增大是由于转轴局部遭到冷却，使转子形成热弯曲而引起不平衡振动。但是这种故障引起转子热弯曲不像其他原因引起转子热弯曲的产生和消失都有一个缓慢的过程，转子遇水局部遭到冷却引起热弯曲很短，一般只要1-2min即可使机组的振动增大到100µm以上，同样在这么短的时间内强烈振动即可消失。这是由于转子遇水后引起转子热弯曲的热交换强度非常高，转轴一旦与水接触或停止接触，转子热弯曲形成或消失很快完成，所以采用快速停机，测取转子临界转速下振动变化和盘车转速下测转子弯曲值，是不能验证转子在运行中是否发生热弯曲的。
有时抽汽管和疏水管内的积水连续地少量泄到转轴上，使转子热弯曲维持几个小时，甚至1-2d,尤其是带水封的汽轮机转子，能维持几百个小时较为稳定的弯曲。但直至目前，水泄到高速旋转的高温转国 上引起稳定的热弯曲机理还不清楚。
国内已发现多台机组冷态和热态启动时，在中速、升速或带负荷过程中发生强烈振动，有些机组启动7-8次，持续2-3天，都未能升至3000r/min。现场往往将这种振动诊断为由汽缸膨胀受阻引起，但实际是疏水不畅转轴工与水接触，转子热弯曲所致。对其中一台国产125MW机组冷态启动中的振动作了系统的监测，具体测试和诊断结果见本章第十六节。关于汽缸膨胀受阻引起的机理和诊断方法，见本章第八节。
第七节 随时间变化的不稳定不平衡
随时间变化的不稳定不平衡，是发生在工作转速空负荷、带负荷下，随机组运行时间（s、min、h或月）而变化的，基频振动按一定规律发生变化，因此对未来时间内振动幅值和相位，一般可以大致预测，按目前现场检测到的振动与时间的关系，这一类不平衡可分为以下两种形式。
2.7.1扩展式不平衡
振动随机组运行时间的增长逐渐增大，早期阶段比较2-3个月前后的振动测量才能看出变化，尔后振动变化速度逐渐加快，但不论是早期、中期、晚期，在1-2d内振幅和相位仍是稳定的，因此常常采用调整转子平衡的方法，使振动获得暂时的改善，但平衡重量计算误差较大，而且当故障发展到后期时，再用调整转子平衡的方法，其效果很差。
产生这种振动的故障有组合式转子轴向连接紧力不足（连接螺栓松弛或连接局部断裂）和转轴存在横向裂纹。这两种故障引起的振动，除随机组运行时间增长而发生变化外，还有以下几个特点。 2.7.1.1引起普通强迫振动
当转轴存在横向裂纹或组合工转子轴向连接紧力不足时，转轴刚度降低，这不 仅增大了转子不平衡灵敏度，而且使转子运行中挠曲值增大产生的不平衡，使振动进一步增大。国外资料报导的裂纹转子监测结果和国内三台机组的组合式转子轴向连接紧力不足引起振动的测试表明，振动随时间变化地最明显的是1x振动分量，即主要以普通强迫振动形式出现。
转轴裂纹扩展而使转子产生新的不平衡量与转子原始不平衡量叠加，反映了转子当时的平衡状态，所以在裂纹开始阶段，振动幅值变化与裂纹径向位置、转子原始不平衡方向及不平衡量有关。通过振动变化监测转轴裂纹时，除应测量振幅外，还应测量振动相位。但是当裂纹扩展到一定深度时，新的不平衡量显著大于转子原始不平衡量，这时从振幅值变化即能看出裂纹扩展情况。 2.7.1.2 引起倍频振动
当裂纹发展到一定深度时，会引起转子径向刚性不对称，产生1/2x、2x、3x等倍频振动。 2.7.1.3 振动随转子温度升高而加大
当转轴裂纹发展到一定深度时，对汽轮转子来讲，振动随机组有功负荷的增大而增大；对发电机转子来讲，振动随励磁电流的增大而增大。产生这种现象的原因是转子轴向传热热阻不对称使转子产生热弯曲。这种现象的诊断在下面还要作进一步讨论。
转子裂纹引起的振动，除与裂纹深度有关外，还与裂纹的轴向位置有关。转子在工作转速下，转轴裂纹产生的振动由转子挠曲所决定，不一定都能充分地反映出来，因此监测振动诊断裂纹时，除应监测振动与时间9（天、周、月）和机运行工况的关系外，还应利用升降速的机会，测取转子1/2x、1x、2x分量的波德线。如果发现在1/2和一倍转子第一临界转速下及工作转速下振动幅值随机组运行时喑的增长而有规律地增大，而且1-2年内在未检修转子的情况下，进行过多次轴系平衡，那么此时应停机对转轴进行探伤或裂纹直观检查。
2.7.2 旋转性不平衡
旋转性不平衡引起的振动幅值和相位会发生周期性变化，即振幅由大到小，再逐渐增大，振幅变化一个周期，相位的变化是决定于旋转性不平衡产生的振动幅值，当旋转性不平衡振动大于转子原始不平衡振动时，要位将变化360°；如果旋转性不平衡振动小于转子原始不平衡振动，则振动相位只是在一定范围内变化。 振动变化周期长短主要决定于机组形式和故障性质，根据目前在机组上检测到的结果，短者只有10s左右，长者1-2h。 产生这种振动现象的原因是转子上存在一个随时间变化而缓慢旋转的不平测量，这好像试加重量周法找转子平衡一样，当旋转性不平衡与转子原始不平衡在同一位置时，呈现的振动为最大；相反，当旋转性不平衡与转子原始不平衡方向相反时同，呈现的振动为最小。振幅与加重位置（即时间）的关系近似一条正弦曲线。当然，试加重量周移法是人为和不连续地改变加重位置，而旋转性不平衡是随时间变化而自动
地、连续地改变方向。但是实际转子旋转性不平衡量在不同时间内不昌稳定不变的，而且周期也不是恒定的，因此呈现的振动与时间的关系不是严格地按正弦规律变化的。
引起旋转性不平衡的原因有转轴与密封材料（塑料、毛毡）、滑环与炭刷、整流子与炭刷、轴颈与轴瓦、发电机密封瓦与转轴之间的磨擦，它们都将使转子产生定量热弯曲，其弯曲方向将周期变化。
转轴与静止部件直接磨擦而产生的热弯曲（不平衡），其方向是周期性变化的，但是由于变化周期很短，并且转子热弯曲数值剧烈地增大，因此从测量结果是不容易观察到这种周期性变化过程的。当静止部件与转子间接发生磨擦，例如与套装在转轴上的零件发生磨擦时，由于这些零件与转轴之间装有传热不良的绝缘层或轴颈与轴瓦之间存在油膜，转子热弯曲方向的变化周期将显著延长，而且这些零件承受的是连续磨擦，在接触压力、线速度、表面粗糙度和材料等因素一定时，引起转子热弯曲的数值基本不变，热弯曲方向将顺转向或逆转向旋转。这种热弯曲产生的不平衡量在一般机组上并不显著，因而它不会引起明显的振动，所以很难观察到这种现象。但是下列情况下，这种不平衡将引起显著振动。 2.7.2.1 传给转轴的磨擦发热量较大使转子产生了明显的旋转性热弯曲
在设计励磁机整流子和发电机滑环时，应尽量减少传至转轴的磨擦热，这是减少转子旋转性热弯曲的关键。但是某些转子受结构的限制或忽视了这个问题，例如国产ZLG-320励磁机转子，其整流子表面线速度达
40m/s，为了保证整流子在运行中不与转轴之间发生移动，在装配整流子时增大了轴向预紧力（22t），而且也增大了速流片与转轴之间的接触面，在较大的接触压力作用下，显著降低了速流片(运行中整流片表面在温度高达150°C以上)与转轴之间的热阻，从而使转子产生了较大的旋转性热弯曲。
当振动幅值和相位发生周期性变化时，快速停机测取热弯曲（热态晃摆值与原始值矢量差的1/2），其值达0.05-0.07mm。各次测得的弯曲方向变化无常，表明这种热弯曲确实是旋转的。经1-2h连续盘车后热弯曲便消失。
后来通过降低整流子轴向预紧力（拼帽旋松90°），使空负荷（有炭刷）和额定励磁电流下旋转性不平衡引起的振动减少到5-10µm,而且稳定的振动由原来的90-100µm降到40-50µm。由此证明原来整流子预紧力过大是造成旋转性不平衡的主要原因之一。
轴颈与轴瓦之间的磨擦产生的旋转性不平衡量一般很小。因此只能在一平衡灵敏度很高的轴系中才能观察到这处振动，但是当转子存在弯曲（永久和热弯曲）且国同瓦间隙较小时，在一般的轴系中振幅也会呈现周期性波动。
在以往处理转子热弯曲振动中，曾观察到轴承振动与相应轴瓦乌金温度有着良好的相关性，但只是乌金温度随轴瓦振动增大升高，这是由于转子热弯曲增大后，在一定的轴瓦间隙下，磨擦发生热量增大所致，但振幅和乌金并不存在周期性波动。
该机因转轴上零件套装紧力不足在带负荷过程中汽轮机转子发生了热弯曲，由此诱发轴瓦半速涡动。为了提高轴瓦稳定性，将1、2瓦隙由原来的0.32mm、0.42mm减至0.22mm。带负荷后轴瓦半速涡动消除了，但原来1.2.3瓦振动随机驵有功负荷增大而加大的现象依然存在（转子热弯曲没有消除），又发生了振幅明显波动的现象。当时怀疑这种波动与转轴上零件失去套装紧力有关，但考虑到在在减少轴瓦顶隙振幅并不存在波动，而且目前1瓦乌金温度（2瓦乌金存在波动，但没有1瓦明显）与1瓦振幅存在同相的显著波动，由此看来振幅波动与轴颈磨擦发热有关。这琰一点通过将1、2瓦顶隙由原来的0.22mm扩大到0.25-0.28mm后，振幅和乌金温度波动基本消失得到证明。
2.7.2.2 在磨擦发热的轴段上不平衡灵敏度太高
尽管这种正常磨擦发热产生的旋转性热弯曲很小，并且引起的不平衡量所产生的振动在一般的转子上反映不出来，但是对于磨擦发热处不平衡灵敏度特别高的转子来说，这种不大的旋转性热弯曲将会引起显著的周期性振动变化。
就国办已发现的振动而论，造成不平衡响应特别灵敏的原因主要是转子外伸端太长和外伸质量太大。例如元宝山1号机5瓦（发电机后瓦）侧外伸端转轴长3m，重量达2t多，因而要在外伸端滑环附近的小风扇上加
重，这对发电机前后垂直方向的影响系数高达500-900µm/(kg.m),较国内运行的50-300MW机组高8-14倍。还有像国产300MW汽动给水泵汽轮机转子的外伸长度达2m,外伸质量近1t,导致轴颈与轴之间的磨擦，从而引起转子产生微小的旋转性热弯曲，但在联轴器附近的两个轴承上却呈现明显振动周期性变化的特殊振动现象
振动特性相似的轴系结构是沙角C厂1、2、3号机，励发采用三支本单位轴系。上述已经指出，这种轴系不平衡响应很高，该机励磁机采用了氢冷，帮励磁机转轴也采用了密封瓦，转轴与密封瓦之间的碰磨，引起励磁机转轴不大的旋转性热弯曲，因该处不平衡灵敏度过高，致使发电机转子的两个轴瓦处的轴振产生十分显著的周期性波动。
查找这种故障的原因并不困难，而且根据振动变化发生的部位及转子结构，也能较快地查明振动故障源，但是消除这种故障比较困难，因为这一类振动故障绝大多数都是由于设计转子时考虑不周而造成的。 国内发生此类振动的例子有五个；ZLG-320励磁机转子采用减少轴向预紧力的方法；元宝山1号机采用外伸端加辅助支承（乌金瓦）的方法；国产300MW机组汽动给水泵采用减少外伸端质量(由原来750kg减少到340kg)的方法；沙角C厂1号、2号、3号机对励磁机、发电机密封瓦做了显著改善，具体诊断和消振见本章第十六节；诊断实例五：国产12MW机组1、3瓦振动波动，采用扩大轴瓦顶隙的方法，减少轴颈磨擦不对称发热，减少转子旋转性热弯曲。
上述五全例子处理振动结果表明，五种形式机组的不稳定振动基本消除，从其消振机理来说，途径有两个：一是减少旋转热弯曲量，如上述例子中ZLG-320励磁机，沙角C厂1号、2号、3号，国产12MW机组；二是降低磨擦发热处不平衡响应，即减少外伸质量、长度，如果在外伸端增加具有足免刚度的支承，效果会更好，如上述例子中元宝山1号机=国暗300MW机组汽动给水泵小汽轮机。降低不平衡响应还有一种方法，即避开转子临界转速，但不能采用在外伸端增加质量的办法降低转子临界转速。
第八节 随机组运行工况而变的不稳定不平衡
随机组运行工况而变的不稳定不平衡是指发生在额定转速下，随转轴传递扭矩的增大和转子本身温度（砺磁电流、有功负荷）的升高而改变的不稳定不平衡，当这些参数稳定后，振动立即或慢慢趋于稳定，因此振动幅值和相位都有较好的重现性，如表2-3所示分为三类，现分述如下。
2.8.1转轴传递扭矩改变而产生的不平衡
机组解列、并列和增减负荷时，振动幅值和相位突然发生，并有较好的重现性中，而与机组受热状态无关，当有功负荷稳定时，振幅和相位较为稳定。这是区分振动是由联轴器处失去紧力还是转轴套装处失去紧力所引起的最重要依据。
产生这种振动变化，是由于活动式联轴器在传递扭矩改变时，其活动部件突然产生不对称径向位移，使转子平衡状态改变。
活动式联轴器力传递是由主动星形轮通过外套或蛇形弹簧带动从动星形轮。外套或蛇形弹簧跟随两个转子一起旋转，在旋转状态下外套的径向位置由齿间的间隙保证。当齿牙磨损后，齿间和齿顶间隙增大，外套会偏向一侧，产生偏心而引起不平衡力，造成振动变大。外套的径向位置决定于其不平衡力和径向磨擦力，而径向磨擦力由传递力矩和齿牙之间的接触面形状所决定。因此，传递力矩的改变，直接影响磨擦力的大小，从而改变了外套的原始平衡状态，使外套处于新的平衡位置，导致转子振动的变化。这种变化是在改变有功负荷的瞬间完成的，所以振动变化无时滞现象。
根据上述情况，可以在外套上加平衡重量，改变外套和星形轮的啮合位置，从而消除外套偏向一侧而引起的不平衡力，同时还可以消除外套与星形轮的啮合位置随机组有功负荷的改变而变化的缺点。实践证明，这样做的效果是显著的。在联轴器磨损不是很严重的情况下，它不但能够平衡空负荷下外套所产生的不平衡力，使振动得到降低，而且在不更换联轴器的情况下，也可以消除振动随有功负荷增大而加大的缺点。有些机组采用了这个措施，运行3-4a后振动仍很稳定。由此表明，降低振动可以显著延长活动式联轴器的寿命。 消除这处振动较彻底是更换磨损的部件。如果一时难于弄到备品，可以采取临时措施，磨削已磨损的工作面（增大非工作面之间的间隙），实践证明效果尚好。
2.8.2 励磁电流增大后转子产生的热不平衡
励磁电流增大后，振动并不立即增大，而是稳定一段时间后逐渐增大；同样，当励磁电流减少或去掉时，振动不立即减少。由试验结果绘成的曲线呈阶梯状。
曲线上1、2两点的距离，表示在同一励磁电流下振动随时间增长而增大的数值，它明显是由于励磁电流使转子受热从而造成激振力地大所致。转子受热后的振动变化量称为振动热变量。
诊断热变量原因之前，应查明振动热变量与空负荷下原始振动幅值的关系。因为已发现不少机组的振动热变量与机组空负荷下原始振动幅值有关，空负荷下原始振动较大时，其热变量可达40-80μm；但是当空负荷下振动减少到10-20μm后，其振动热变量也显著减少，甚至消失。处理这种热变量比较简单，只要调整系平衡就可解决。但是产生这种热变量的原因，还待进一步研究。
另一种热变量与空负荷下振动大小无明显的关系，或虽然有关，但是把空负荷下振动降低生，热变量仍较大。产生这种热变量的原因是由于转子受热后平衡状态恶化，即通常所说的转子上存在热平衡。其振动与励磁电流的关系除像所示的曲线 外，有时还会遇到在较小的励磁电流下，振动呈阶梯形减少。造成这种现象的原因是转子残余不平衡方向和加励磁电流生产生的热不平衡方向相反。因此，在较小的励磁电流下转子呈现的总的不平衡原来为小，当热不平衡量继续增大时，在转子原来残余不平衡的相反方向呈现不平衡，并随励磁电流的增大而逐渐加大。
发电机转子产生热不平衡的原因，总的来说是由于转子上某些零件产生不对称热变形和转子热弯曲。 发电机转子产生不对称热变形的零件主要是指端部零件，特别是端部线包。由于线包受热膨胀，在径向发生不对称位移，破坏了转子的质量平衡。这种现象在用钢丝绑扎端部线包的老式发电机转子上比较常见。它所产生的热变量的特点是：电流的增加，热变量不成线性地增加，方向不固定，且热变量方向和量值往往是不可逆的。在使用套箍固定端部线包的发电机转子上，这种缺陷已限少见。因此产生这种振动变化，从激振力来说，主要是转子热弯曲引起的。就目前来说，造成发电机转子热弯曲的原因有以下几个方面。 2.8.2.1 转轴上内应力过大
转轴上的过大的内应力一般是制造时留下的。但是当发电机被烧、严重的动静磨擦和直轴生退火不彻底时，转轴上也会留下较大的内应力。 2.8.2.2 转轴材质不均
转轴在浇铸、锻造和热处理过程中形成的直径方向上纤维组织不均，造成线膨胀系数存在差别。当转子温度升高后，线膨胀系数大的一侧膨胀大于线膨胀系数小的一侧，使转子形成弯曲；当转子冷却后，弯曲又消失。弯曲值正比于转子温升速度。 2.8.2.3 转轴存在径向不对称温差
转轴径向存在不对管温差不对称将产生弯曲。 跨度为l的等直径转轴热弯曲由下式求得：
δ=aΔtL2/8d
式中 δ---转子最大弯曲值 a---线膨胀系数
Δt---转轴直径方向沿长度平均温差 d---轴直径
例如对于50-100MW发电机转子来说，当d=0.8m,L=50.m, Δt=4oC时，转子最大弯曲值可达0.19mm.现场运行经验指出：对发电机转子来说，这样大的弯曲在转子第一临界转速下将产生300-500μm振幅。由此可见转子不对称温差对机组振动的敏感性。发电机转子随励磁电流增大，可导致转子径向不对称温差的有如下几条。
1.发电机转子受热不均 其原因有如下几点：
（1）子线圈局部短路：由于转励磁线圈短路部分失去作用，当线圈通上励磁电流后，转子受热不均而在直径方向形成温差。
（2）转子线圈和线槽之间的热阻存在差别：当转子线圈通上励磁电流后，线圈温度首先升高，然后线圈和线槽之间发生热的直接传导。由于其传热阻在直径方向存差别，热阻小的一侧转子温度高于热阻的大的一侧，由此造成直径方向不对称温差。这种热阻的差别是在高速下形成的，所以检查静态热阻是没有意义的，这种热阻往往在某一方向上有好几槽线圈与对应方向存在差别，但就某一槽来说，其差别很小。
（3）铜损和铁损的不均匀：转子励磁线圈的铜损和转子本体的铁损在直径方向上存在差别时，转子就会受热不均，从而使转子直径方向产生不对称温差。 2.转子冷却不均匀
转子通风孔局部堵塞（制造和运行时都有可能产生）或水内冷却发电机转子在导线内水流不对称，都可以使转子在直径方向冷却发生差别而形成不对称温差。这种不对称温除了随转子温度升高而加大外，还会随着发电机进口风温或水温的变化而变化。对于氢内冷发电机转子，当其通风孔堵塞时，轴承振动将随氢压的升高而降低。
检查水内冷发电机转子导线是否存在局部堵塞，需要测定每一组导线流量。制造厂规定每个出水孔流量与各个孔流量平均差应低于20％。
如果某一个或几个出水孔流量严重偏小，说明这一绕组存在堵塞。消除堵塞的方法是采用反冲洗，即由出水孔通入0.8-1.0Mpa压缩空气或0.5Mpa转子冷却水进行吹洗。若无效，可以改用5-10Mpa氧气反吹；为了防止转子线圈承受过高的压力，可以在转子线圈出口处（反冲洗的入口处）安装压力表，控制氧气瓶出口阀，调节线圈出口处压力。
检查空冷和氢内冷发电机转子通风孔是否存在堵塞，是否需要做吹风试验。试验方法见参考文献（1）第三章第二节。
3.转轴轴向传热、直径方向的热阻不均匀
在运行的发电机转子本体上，沿轴向长度上的布是不均匀的，这样就会发生轴向热传导。如果转轴直径方向热阻存在差别，转子在运行状态下在径向将产生不对称温差。造成这种径向热阻差别的原因有：组合式转子轴向连接紧力不足（连接螺丝松动或局部断裂）、转轴材质在径向存在较大的差异和转轴存在横向裂纹。 转子在高速下受内力矩作用而发生的找曲，在一定的平衡状态和一定转速下，其方向是不变的。，因此转子的一侧始终受压，而另一侧始终受拉。当组合式转子轴向连接紧力不足或转轴产生横向裂纹时，受拉的一侧相临两个部件之间会出现微小的间隙，造成受拉的一侧轴向传热热阻高于受压的一侧，形成径向不对称温差，使转子产生弯曲，由此增大服作用在转轴上的内力矩，使轴向传热热阻在径向上的差别进一步增大，形成恶性循环。所以当轴向连接紧力不足或转轴裂纹并不十分严重时，转子温度升向后，振动会发生明显的变化。 这种转子在盘车状态下用直流电加热时，虽然存在轴向热传导，但是在低速下作用在转子上的内力矩很小，转子不能产生明显不对称温差。
转子轴向传热量随着转子轴向温差的增大而加大。轴向传热热阻差别使转子产生的不对称温差，除了随转子本身的温度升高而加大外，还床发电机进口风温的降低而加大。 4.转轴上套装零件失去紧力
转轴上套装零件失去紧力产生的直接不平衡量对振动的影响可以忽略。但是一般套装零件与转轴之间存在一定温差，转轴下套装零件之间将发生热传导。由于套装零件失去紧力，在不平衡力作用下，套装零件一侧紧贴轴表面，另一侧稍离轴表面，形成径向传热热阻不对称而使转轴产生径向不对称温差。这种现象和上述轴向传热直径方向热阻存在差别很相似。
发电机转子上心环、风扇、套箍、滑环及励磁机转子整流等零件失去紧力时会产生这种现象。 5.楔条紧力不一
当打入转子线槽内的楔条在直径方向紧力不一致时，转子在通上励磁电流或温度升高后将发生热弯曲。引起热弯曲的原因是：
（1） 转子表面涡流不对称：由于高次谐波的作用，运行的发电机转子表面会产生涡流。当各线槽内的楔条的紧力在直径方向存在差别时，转子表面涡流的分布也就不对称，从而将引起不对称发热，形成不对称温差。 （2） 轴向膨胀力的作用：大多数发电机转子楔条和转子本体的材质是不同的，当转子温度升高后，转子本体和楔条将产生差别膨胀。由于楔条与转线槽之间的紧力在直径方向不一，这种差别膨胀将形成不对称轴向力而产生弯矩，把转子顶弯。
这种缸陷造成转子热弯曲在目前还很难与转轴上残余应力过大、转轴材质不均、转子受热不均等因素明显地区分开。
知道了引起发电机转了热弯曲的诸种因素后，要确定发电机转子热弯曲的具体原因，则须采用样章第一节所介绍的方法。即首先进行正向推理，逐个排除，将势热弯曲的原因缩小到较小的范围内，然后再反向推理，对还不能排除的一些因素，结合转子结构、机组运行和振动历史、振动特征、仔细求证，必要时解体检查怀疑的缺陷。但这里应指出，解体检查只能发现一些直观可见或一般测试所能发现的缺陷，引起发电机转子热弯曲的许多故障通过直观检查是不能发现的，例如转轴上内应力过大、材质不均、线圈和线槽热阻差别等；而且有些故障即使查明了，要彻底根治也很困难，所以制造厂和电厂还不行不采用热平衡的方法处理一些复杂的转子热不平衡问题。具体方法第四章第八节。
2.8.3 机组有功负荷增大后转子产生的热不平衡
振动并不是随有功负荷的增大而立即增大，而是稳定一段时间后，振动才逐渐增大；同样，当有功负荷减少时，振动并不立即减少。
这种现象说明振动与机组受热状态有关，它明显地包含民一个随机组有功负荷增大而增大的热变量。与发电机类同，这种热变量也有两种形式：一种是随空负荷下振动减少而减少或消失；另一种与空负荷下振动大小无关。后者又有两个原因；汽缸、轴承座膨胀不良和汽轮机转子受热后平衡恶化。 2.8.3.1 汽缸膨胀不良
在汽轮机轴承上如果发生了相似特征的振动，传统的概念认为是由汽缸膨胀受阻引起的。这里为了能采用正向推理找出有功负荷增大后产生热不平衡故障的具体原因，应首先排除或肯定汽缸膨胀对这一种振动的影响。为了区分这一故障是否是由于机组中心不正引起的，也走了较长的弯路。后来通过汽缸膨胀不良产生振动机理研究才获得查明。
根据现场发生的汽缸膨胀不良表现的各种现象，可以概括为以下三种表现形式，这三种形式产生的振动特征及机理如下：
1）汽轮机各轴承座之间的相互位置发生了变动：产生这种现象的后果是直接导致转子中心变动。对于固定式联轴器，有关这方面问题在本章第四节已经做了叙述。对活动式联轴器，各轴承座之间位置的相对变化，会改变转子之间的连接中心状态。当两个转子中心偏差过大时，活动式联轴器会失去调节作用中，产生激振力，这种激振力引起的振动特性如图示；
2) 改变动静部件之间径向间隙：它所产生的最严重后果是直接导致动静部分磨擦。如果磨擦发生在转轴上，将引起转子热弯曲因而造成振动，具体的诊断见本章第九、第十节。
3）改变轴承座和台板之间的接触状态：这种现象最严重的表现形式是滑动面之间出现间隙，由此降低了轴承座连接刚度，在激振力不变的情况下，振幅增大，这是现场发生汽缸膨胀不良，引起振动增大的最常见的故障形式，这种故障检测方法，详见本章第三节。
由此可见，对于固定式或半找性联轴器机来说，当有功大后，若振动与有功负荷关系与之相似，在排除轴承座连接刚度随有功负荷增大而降低因素之后，可做出振动随有功负荷增大而增大的故障原因是转子受热后平衡恶化，即汽轮机转子产生了热弯曲。 2.8.3.2 汽轮机转子热弯曲
汽轮机转子产生热弯曲的原因有些和发电机转子相同，有些则不同。就目前来说，汽轮机转子产生热弯曲的原因有以下几个方面。 1.转轴上内应力过大 2.转轴材质不均。
上面这两点与发电机转子产生热弯曲的原因相同。但是由于汽轮机转子工作温度比发电机转子要高得多，其转子热弯曲值更显著。这两种缺陷引起振动的特点是：在轴承振动较大的情况下迅速停机；通过转子临界转速时，轴承振动较启动时显著增大；当转速降到盘车转速时立即测量转子弯曲，会发现其弯曲值较启动时有较大的增加，但经2-3h连续盘四车后，这种弯曲即可消失，再次启动、带负荷，这种振动又会重现。 有些机组，由转轴上内应力过大造成的转子热弯曲，在接近满负荷下累计运行15-20d后，会自行消失，这是由于内应力过大的部位正好处在转子工作温度较高的区域内，使其内应力释放了出来。
3.汽轮机叶轮的轮毂之间或轴上其他套装零件与轴凸台之间轴向间隙不足或不均匀，其原因有制造和安装两个方面。另外，积垢或锈蚀也会引起轴向间隙不均匀的阻堵。
在蒸汽流量增大后的一段时间内，转子上套装零件温度升高较转轴本身要快，这样套装零件膨胀大于转轴。当两者膨胀差大于预留的轴向间隙时，套装零件之间或与轴凸台之间的间隙将被顶死，由此将产生很大的轴向力。如预留的轴向间隙在圆周方向不均匀或局部积垢时，这种轴向力就会形成弯矩，使转子弯曲。 这种热弯曲造成振动的特点是：只在机组冷态启动和带负荷过程中才发生振动，有功负荷升得愈快，振动愈大；当有功负荷稳定一段时间后，振动逐渐减少，而且能恢复到原来状态；当热态启动或升负荷很缓慢时，振动变化比较小，降负荷过程中不会出现振动，所以诊断这种热弯曲比较容易。
4.转轴存在径向不对称温差。有功负荷增大后，转轴上产生径向不对称温差的原因如下。
1/在转轴处存在着轴向不对称漏汽。转轴的一侧漏汽或两侧漏汽不对称，就会造成转轴冷却或加热不均，使转轴产生径向不对称温差，这种温差随着漏汽量的增大而增大。这种缺陷一般是由于在轮毂上或轴上错开键槽而引起的，通过直观检查即能发现。
另外，有些反动式汽轮机转鼓，平衡活塞后的蒸汽通过转鼓的内腔导入某一级。当通过转鼓的这部分蒸汽在入口或出口处的流量在直径方向不对称时，转鼓径向将产生不对称温差。
2/转子外表热辐射不均。由于汽轮机转子工作温度较发电机转子高得多，所以直观认为热辐射不均对振动的影响应该大，但实际上辐射传热在汽轮要转子上占的分量很小，因此转了外表面热辐射不均而引起的转子热弯曲事例国内尚未发生过。
3/转子中心孔内有油或水。目前运行的汽轮机转子，不论是冲动式还是反动式，其转轴中心一般都有中心孔。当中心孔内存有液体而未充满时，在高速下腔内的液体便贴向内腔四壁。由于中心孔的几何中心和转轴的旋转中民不重合，贴向内腔壁上的液体膜厚度在圆周方向是不相同的，转轴在轴向又存在着较大的温差，温度较高的一端足以使液体汽化，温度较低的一端又可能使液体凝结。即使有些转子中心孔内的液体不存在汽化和凝结现象，但由于轴向温差的存在，液体在孔内仍存在着热交换。当贴在内腔壁上的液膜厚度不同时，这种热交换在直径方向就不均匀，从而使转子产生不对称温差，其值随着转本身温度的升高而增大，即随机组有功负荷的增加而增大。
当中心孔的几何中心与转轴的回转中心偏差较大时，中心孔内液体使转子产生的热弯曲，不但随机组有功负荷的增大而增大，而且在暖机和升速过程中也能明显地反映出来。若暖机时间较长，就会引起过大的振动而不能达到额定转速。
由理论推导得知，当转子中心孔进入液体时，除能引起转子热弯曲，而使振动组有功负荷的增大而增大外，还会使振动随时间的增长而发生周期性变化。但国内多台机组的汽轮机转子中心孔进油，除引起转轴势，未发现振动存 周期性变化现象。
液体进入中心孔内，绝大多当选是由于中心孔堵头不严，机组运行时内腔的气体被加热而膨胀，压力升高后泄出；停机后转子冷却，内腔形成负压，把液体或水蒸气吸入腔内。另外有些转子，由于转轴本身存在缺陷（裂纹、小孔），造成中心孔与外界相通。
为防止液体进入中心孔，堵头一定要封严。若某些转子封严有困难，可在内腔直径最大处对称方向开孔，使进入的液体自动排出。波形筒联国同器上对称方向开孔，就是这个缘故。
4/转轴直径方向热阻不均匀。由于直径方向热阻不均而引起转子热弯曲的机理及振动特点与发电机转子相同。 5/轴上磁装零件失去紧内。有可能失去紧力的汽轮机转子套装零件一般包括封套、叶轮、联轴器等。由于汔轮机转轴上套装零件一般与轴之间存在较大的温差，所以当这些零件（联轴器除外）失去紧力是时，产生的转轴不对称温差的影响较发电机转子要大得多，特别是冷态启动，将会引起汽轮机转子显著弯曲。 6/分析了汽轮机转子热弯曲的原因、机理和特点后，就应确定故障的具体原因，像诊断发电机转子热弯曲一样，也是先采用正向推理，逐个排除，对于不能排除的故障，再采用反向推理逐个求证，依据求证结果先易后难，必要是可做进一步测试或对故障直接检查。
第九节 机组启停中转轴碰磨的诊断
碰磨是机组启动和正常运行中振动突然增大的主要故障之一，而且据国内汽轮机弯轴事故统计表明，其中的86％是由转轴碰磨引起的，转轴碰磨严重进还会引起轴系破坏事故，因此为了诊断振动故障，防止弯轴和轴系破坏事故的发生，正确地诊断机组启停中转轴碰磨具有非常重大的意义。本节将详细讨论机组启停中转轴碰磨振动的特征，机理及诊断方法。
2.9.1 转轴径向碰磨振动特征
由现场振动测试结果表明，启停中转轴径向碰磨振动特征与传统概念有着较大的差异，下面列举两台不同形式、容量差别较大但转轴碰磨特征十分相似的机组，其振动特征为：
某厂一台12MW凝汽式机级组，汽轮机转子第一临界转速为1750r/min(实测值),由于轴封和油挡间隙严重偏小，所以新机第一次启动十分小心，首先在400r/min下经较长时间暖机，多人用听棒检测碰磨音，但都未能听到有异音，车速升至500r/min以上后严密临视1、2、3瓦振动，每升100r/min，稳定10-30min,在不同转速下轴瓦振幅和相位与时间的关系如图示；
由图可见，随转轴碰磨严重程度的不同，振幅变化特征有显著的差别，根据这些变化特征可把该机转轴碰磨分为两个阶段。 2.9.1.1 早期碰磨
有碰磨时较无碰磨时轴承振幅有明显增大，当转速一定时，随运行是境的增长，振幅和相位发生明显的波动，这种波动在升速后60min，1瓦水平振动表现最为明显，波动幅值为20-96μm,波动周期10-20min,波动幅值和波动周期都是随机性的；冲转后不久，2瓦垂直振动也发生了明显波动，波动幅值为4-40μm，95min后，振幅波动更明显，波动幅值为16-50μm。在这期间，1瓦水平和2瓦垂直振动相位也发生了较明显的波动，但没有1瓦振幅明显。
这次启动的转轴碰磨是由于上下缸温差过大，因此，在16：35将上下缸温差降至15°C，此时振幅开始明显下降，说明转轴碰磨已经消除；16：40温差降至6°C时，振幅已不再波动；17：00后，以200r/min/分的升速率通过高压转子一阶临界转速，2瓦最大振幅为80μm，与历次启动相比，无大变化。 2.9.1.2 中期碰磨
在转速不变或降速时，随运行时间的增长，振幅迅速增大，振幅和相位不再进入发生波动，若这时不迅速采取措施，碰磨很快就进入晚期。 2.9.1.3 晚期碰磨
据国内多台机组弯轴事故的振动分析知，转轴晚期碰磨时的振动特征为：转速一定时轴承或转轴振动增长速率中期更快，而且振幅已超过转轴形成永久弯曲的上限值，振动失控，即使采取降速措施，振幅还会急剧增大，弯轴事故不可避免；若振动继续发展，不仅会对动静部件造成更大的损坏，还有可能形成 轴系破坏事故，详见第五章第二节。
2.9.2转轴径向碰磨的振动机理
转轴径向碰磨引起振动的机理，早在1926年被B.L.Newkirk首先发现，所以国外常将这种振动称作
“Newkirk效应”，实际是指转轴因径向碰磨而产生的不平衡振动。传统概念认为启动中转轴碰磨时的机械滞后角小于90°，碰磨产生的不平衡与原始一平衡合成的总不平衡量急剧增大，因此越磨越厉害。实际上，不同阶段碰磨形成振动的特征和机理是不同的。 2.9.2.1 早期
在转轴碰磨的早期阶段，尽管也会引起转子热弯曲进而又 加重碰磨，但由于碰磨较轻，热弯曲量较小；另一方面接触部分的金属很快磨损，自动脱离接触，碰磨消失，碰磨使转轴热弯曲只发生在一个不长的轴段上，所以碰磨一旦停止，转轴上径向不对称温差在短时间内即可消失，转子变直，振动复原原。当转速升高，转轴振动增大，或其他原因使轴封间隙减少时，转轴又会发生碰磨早期转轴碰磨实际上是动静部件磨损量大于转轴碰磨点热弯曲增长量，从而形成间断性碰磨，这是振幅时大时小地随机波动，或维持在某一水平上的原因。
2.9.2.2 中期和晚期
转轴碰磨处在中期时，动静部件磨损量始终小于转子热弯曲和振动的增长量，所以振动便不再波动；如碰磨不断加重，就会使其热弯曲和振动进一步加，从而碰磨又 加重，这样就会形成恶性循环。如果这种碰磨振动发生在转子一阶临界转速以下，并能及时发现，而打闸停机，振动还是可以控制的，弯轴事故也可避免，因为转轴弯曲处挤压应力仍小于材料屈服极限。如果这种振动发生在转子一阶临界转速时，共振，还会使转轴碰磨急剧加重，碰磨很快进入晚期，所以尽管转速已降至一阶转速以下，振动还是会继续增大，振动事实上已经失控，弯轴事故不可避免。由现场测试结果证明，在转轴碰磨晚期的开始阶段，轴承振幅增长速率已达100μm/min以上，若晚期进一步发展，其增长速率将更高，由此可见，此时不论采取何种手段都无法控制振动的增长。
2.9.3 转轴碰磨诊断
由于机组启停过程中转轴碰磨引起的振动波动和急剧增大特征很明显，因此诊断这种故障并不困难，其诊断要点如下。
2.9.3.1 振动特征识别
振动特征识别主要涉及量值判别标准和区分机组其他故障引起的振动。
由图可以看出转轴早期碰磨时轴承振幅波动均大于15μm，这个量值与目前使用的一般振动表精确度相适应，而且转速一定时，一般机组正常的轴承振动变化量均小于这个数值，因此把轴承振幅波动15μm作为判别转轴碰磨的起点是可行的；转轴振幅波动起点标准可定为30μm。
根据目前振动故障诊断经验，转子在第一临界转速以下，除不平衡（包括转子热弯曲引起的不平衡）振动以外，还没在观察到较大振幅的其他性质的振动，因此不论是否测量频谱，只要依据转子在第一临界转速以下，机组存在较大振幅这一特征，即可判定引起振动的激振力是转子不平衡离心力。排除轴承座动刚度不足之后，其原因可诊断为转子不平衡过大。
如果轴承振幅波动大于15μm或转轴振幅波动大于30μm，即可判定转轴发生了早期碰磨；如果振幅随运行时间增长而迅速增大，则转轴碰磨已进入中期或晚期；如果振幅随运行时间的增长而缓慢地增大，则转子存在着其他原因（除转轴碰磨）引起的热弯曲；如果振幅虽较大，但波动幅值小于μm，则转子存在着过大的稳定不平衡。 2.9.3.2 振动检测
振动检测的关键是如何有效地转轴早期和中期碰磨振动特征，防止严重碰磨引起变轴事故，其检测要点有： 测点选取
在一定转速下转子碰磨产生热弯曲，引起的轴承振动刚度。从转轴碰磨诊断来说，希望在不大的转子热弯曲下能较在的振动，即要求轴承座有较低的动刚度且振动传感器置于碰磨点附近。对一般汽轮机高压转子来说，检测轴的振动较轴承振动容易，若承振动，其传感器置于1瓦水平方向和2瓦垂直方向上较好。
如果转轴原始摆值大于50μm，在不测量振动相位的情况下，将影响测量精确度，此时建议以轴承振动为准。 监测方式
由碰磨振动特征可知，使用振动表或振动仪应连续观察1-2min振幅、相位（不测相位也可以）与时间的关系，才能捕捉到转轴碰磨振动特征。具体监测方法和防治对策，见第五章第二节。
第十节 工作转速下转轴碰磨振动诊断
第九节讨论了机组启停过程中转轴碰磨振动，其特征一般都有所了解，但工作转速下的转轴碰磨振动却一直未能引起人们的注意。传统概念认为转子工作转速已超过一阶临界转速，因此工作转速下转轴碰磨振动不会显著，而且接触部分会很快磨损而自动脱离，但事实上并非如此。据不完全统计，目前国内已有30多台机组在空负荷或带负荷下多次发生突发性振动或振幅长时间大幅度地波动，有些机组因振动过大而被迫打闸停机，有些机组投运2年内振动一直不稳定，故障原因也一直未能查明。
近几年来通过大量的现场振动测试结果的分析研究，已经查明：工作转速下振幅不规则地大幅波动是由转轴径向碰磨引起的。本节将详细讨论这种碰磨振动的特征、机理及诊断方法。
2.10.1 工作转速下转轴碰磨振动特征
工作转速下转轴碰磨振动特征较启停中转轴碰磨振动要复杂，表现形式也多变，有些特征与启停中转轴碰磨振动相同，有些则不同。对20多台机组工作转速下转轴碰磨振动现象的归纳总结后，其主要特征可概括为以下六个方面。
2.10.1.1 振动的基频分量波动和突变
转轴径向碰磨之所以会引起振动，是由于碰磨使转轴表面径向受热不均，引起热弯曲产生不平衡振动，因此转轴碰磨振动频谱特征是转子热弯曲振动，即以基频为主，并含有明显的2x、3x等高阶分量。高阶振动分量值一方面决定于转子热弯曲值，另一方面与振动系统相应频率下是否共振直接有关，若无高频共振趣在，使用振动仪测量，基频振幅与通频振幅差别小于5μm。 2.10.1.2 振幅波动和不稳定
在转轴碰磨早期阶段，不论是在启停中还是在工作转速下，产生的振动都具有波动特征，工作转速下转轴碰磨振动波动特征虽没有启停中碰磨振动明显，但波动持续时间要长得多，而且不同形式机组或同一台机组，都会产生不同的波动形式和不稳定形式。 1.振幅随时间波动
工作转速下轴转轴碰磨振动波动特征，有时与启停中转轴碰磨振动波动很相似，即振幅时高时低，呈明显的波动，这是早期碰磨最明显的特征。波动周期是随机的短者2-3min,长者30-50min,甚至更长。
波动幅值反映了转轴碰磨的严重程度和轴承支承的动刚度，一般波动为30-40μm，有时只有15-25μm，轴承最大单次（1d内）波动振幅150μm，发生在一台国产200MW机组的3瓦上。由多台机组振动测试结果来看，碰磨时振动相位变化不大。
2.振幅随机组运行时间增长而增大或减少
机组在空负荷或带负荷下，工况如不变，而轴瓦振动急剧增大或减少，或缓慢地连续增大，或维持在较高或较低的振幅状态下，这种暂时的稳定碰磨振动在启停中是不可能由转轴碰磨产生的。 3.启动定速后轴瓦振动平均值存在较大差别
在同样的转子平衡状态下，各次启动定速后，一方面轴瓦振动存在不稳定，另一方面其振幅平均值往往存在较大差别，有时相邻的两次启动，振动幅值会差1-2倍，振幅变化绝对值可达40-80μm，特别是在轴承座动刚度较低的情况下，这种现象更明显。 4.空负荷或带负荷下振动突然升高
图是华能岳阳电厂1号机（美国通用电气公司362MW），在空负荷和带负荷下调试时，低压转子三次碰磨时的轴瓦振动。
第一次碰磨发生在安装后第一次冲转，定速20min后；第二次碰磨发生在机组第十次启动，并网14min带负荷20MW时，由于当时振动增加迅速，判断碰磨进入中期，故打闸停机；第三次碰磨发生在机组第20次启动（机组空负荷和带负荷累计运行165h），并网11h,带负荷40M时。
类似的振动是沙角B厂2号机（日本东芝320MW）低压转子B，发生三次碰磨时的振动记录如图示。 5.振幅波动和不稳持续很大长时间
机组启停中的转轴碰磨，经几次波动或经1-2次降速之后，轴封碰部分即能磨去，振幅波动便可消失，但工作转速下转轴碰磨，经几十次启停，仍不能消失，有些机组在某一轴封 间隙下，振幅波动和不稳定可以持续1-2年才逐渐衰减。
2.10.1.3 第一临界转速下振动不大
启停中在转子一阶临界转速下发生转轴碰磨，振动会显著增加，这是转子热弯曲的典型征兆。工作转速下转轴碰磨，振动过大而打闸停机后，通过相应转子临界转速时的振动与启动相比，无大变化。如图示，这是岳阳1号机，低压转子第二次碰磨因振幅增大迅速，打闸停机后5瓦的波德曲线，由曲线可知，在整个降速过程中，轴瓦振动没有出现明显的峰值，说明通过转子一阶临界转速时，转子并不存在热弯曲。
还有像图示沙角B厂低压转子B工作转速下发生碰磨，振动过大而打闸停机，由惰走时5、6瓦轴振与时间
的关系曲线2可见，在整个降速过程中振动始终没有出现峰值证明，转子在第一临界转速下振动也没有增大。 2.10.1.4 同型机组的故障具有普遍性和振动特征的相似性
前面指出了工作转速下转轴碰磨振动波动和不稳定，从国内机组运行总的情况来看，已有五种形式30多台机组发生了这种振动，同型机组不仅有普遍性，而且振动特征非常相似。例如早期国产的50MW机组，后来的南通、上安、岳阳、沙岭子、华鲁等电厂1、2号机，国产200MW机组先后多次发生过这种振动。 由此看来，这种振动的产生与机组结构有关，所以这种振动绝大多数在新机试运行时就会，而且随机组运行时间的增长，振幅波动的频繁和波动幅值会逐渐衰减而趋于稳定，但调整轴封间隙和转子中心后，可能会再次发生。
2.10.1.5 易发生转轴碰磨的部位
从现场机组运行情况来看，启动中转轴碰磨易在汽轮机高压转子上发生，工作转速下转轴碰磨易在低压转子上发生。经初步分析认为这种现象的原因如下：汽轮机高压转子在轴系中，径向间隙最小，启动中转子与汽缸同心度变化较大，而且高压转子支承动刚度大，转轴相对振动大，这是造成高压转子启动时易碰磨的主要原因；而低压转子正好相反，因此在启动中很少发生转轴碰磨。
在工作转速下高压转子产生碰磨的机率并不比低压转子小，但由于转轴具有较大的相对振动，因此动静部件耐磨性较差而能较快地脱离碰磨，另外由于高压转子轴承痤动刚度较大，转子质量较小，在一定的转子热弯曲数值下，轴承振幅变化较小而易被忽视，但对于某些低压转子来说，因结构和支承刚度低等原因，运行中径向间隙消失而发生碰磨，由于转轴相对振动较小，动静部件格外耐磨，加之轴承座动刚度较低而呈现较显著的轴承振动和长时间的持续波动。
2.10.1.6 振动的增大和消失存在的时滞使振动与时间的关系曲线呈前倾后弯
由图可见，转轴碰磨振动增大和消失都存在一定的时滞，而且增大和减少都呈前倾后弯形状，即振动开始增大时以较大的斜率直线上升，接近高点时振动增长率较慢，曲线开始弯曲；相反，振动减少时，先以较大的斜率成直线下降，接近原始振动状态时，下降速率明显减少，曲线呈现弯曲，这种振动特征显然是由转子热不平衡引起的。
2.10.2 工作转速下转轴碰磨的振动机理
从已发生的故障事例分析，工作转速下转轴碰磨对机组安全的威胁，虽然较机组启停中转轴碰磨要小得多，一般不会引起弯轴和轴封严重磨损事故。但因不明故障原因和机理，这种突发性大振动和长时间的振幅波动，使有关人员惊恐不安，机组无法正常运行。
由上述工作转速下转轴碰磨振动特征可知，产生这些振动特征的机理，可以归纳为以下几个方面。 2.10.2.1 工作转速下转轴碰磨引起转子热弯的原因
传统的概念认为汽轮机转子工作转速，已远离其一阶临界转速，因此在工作转速下转轴发生碰磨，将会越磨越直，不会引起转子热弯曲。但事实上汽轮机转子不是单自由度振动系统，即转轴碰磨可使转子产生一阶、二阶、三阶不平衡，对一阶不平衡来说，在工作转速下是越磨越小，但对二阶、三阶不平衡来说，像机组启停过程中转轴碰磨一样，将会越磨蘧弯，但由于转轴碰磨一般主要产生一阶不平衡，二阶、三阶不平衡不是
很明显，因此工作转速下转轴碰磨对机组危害要比启述中要小行多，但是当转子一端转轴碰磨时，转子就会产生明显的二、三阶不平衡分量，使振动急剧升高，进入中期碰磨就不得不闸停机。 2.10.2.2 工作转速下转轴碰磨振动能长时间存在的原因
工作转速下转轴碰磨振动故障，长时间没有被认识的主要原因是振动能长时间存在。所以进一步研究其机理，对于深入认识故障原因和正确的诊断是十分必要的。
通过上述分析不难看出：前两点特征除与启停中转轴碰磨振动存在共性外，还具有明显的固有特征，这个特征可以称为碰磨振动的顽固性；而后两点则说明工作转速下转轴碰磨振动主要是由机组结构引起的，而不是运行操作不当秘致，但碰磨振动的顽固性与机组结构形式也有关。
由初步研究得出，工作转速下转轴碰磨振动之所以顽固，产要是由于机械后角大，使转子不平衡力与其挠曲成反相，其次是由于转轴相对振动较小，下面进一步分析其机理过程。 1.不平衡力自动校直转子热弯曲
转轴碰磨不论是发生在转子中部还是兼顾部，转子热弯曲引起的不平衡主要是一阶分量，由于产生这些碰磨振动的汽轮机低压转子的工作转速均远离其一阶临界转速，因此其机械滞后角均接近于180°，即一阶不平衡力与转子热弯曲成反相，所以工作转速下转轴碰磨一般不会使转轴愈磨愈弯，形成恶性循环。因此对机组安全的威胁较启停中转轴碰磨要小得多，一般不会引起轴封严重磨损和弯轴事故。
在不平衡力自动校直转子热弯曲期间，当转轴碰磨消失后，碰磨引起的转轴径向不对称温差逐渐消失，转子热弯曲，校直转子热弯曲的一阶不平衡力也随之消失，此时转子在原始弯曲、振动、转轴晃度和较小轴封间隙下，可能再次发生转轴碰磨，转子热弯曲产生的不平衡力又一将转子自动校直，而再次脱离碰磨。这是一个连续的自动调节过程，最终会将转轴碰磨自动调节到极轻微的程度。
如果这时轴封不存在负间隙（轴封压在转轴上）或轴封间隙不再减少，振动将瞬间波动后逐渐减少而最终恢复正常，若在以后的运行中再出现轴封间隙消失，振动会再次发生波动，直至轴封间隙磨大，这种碰磨振动便可消失，例如南通、上安、岳阳1号机和2号机及沙角B厂2号机。
如果轴封存在一定的负间隙，或运行中轴封间隙继续减少，则转轴在不平衡力自动校直热弯曲的调节下事人为控制机组振动不超过某一保守的数值下。转轴碰磨将始终不能进入中期，转轴与轴封虽经长时间碰磨，但因磨损速度太低而不能脱离碰磨，从而造成某些机组空负荷和带负荷下发生碰磨振动特别顽固。 2.转轴相对振动较小
上述已经指出，工作转速下碰磨易在汽轮机低压转子上发生，主要原因是转轴相对振动较小，碰磨时动静部件之间压力波动较小，在不平衡自动校转子热弯曲调节过程中，动静部件耐磨性变得更好，使转轴所磨振动持续更长时间，所以在某支承刚度较高的低压转子上，例如岳阳1、2号机，碰磨振动波动2-3次后便消失；相反，对于支承刚度较低的低压转子，例如51-50-1型和沙岭子1、2号机，碰磨振动持续很长时间并波动近百次也不消失。
为使碰磨部分加速磨损，尽早脱离碰磨，除揭缸直接消除外，还可以采用多次升降速通过转子一阶临界转速而磨大轴封间隙，但有时降速后因工况变动，这种负间隙现象又会消失，因此这一措施不会很快见效。 2.10.2.3 临界转速下振动不大的原因
工作转速下基频振动波动和不稳定，早在60年代初国内已发现，当时曾怀疑是由转轴碰磨引起的，但经多次打闸停机，通过转子一阶临界转速时振动并不大，而排除了这一故障，由此对这一故障一直认识不清。 工作转速下转轴碰磨，在停机通过转子一阶临界转速下振动不大的原因，和汽轮机转子在工作转速下与水接触引起热弯曲振动的相同，即由停机惰走过程中转子热弯曲消失所致。一般300MW.200MW机组由工作转速降
至1600-1700r/min（低压转子一阶临界转速）约4-7min(与是否破坏真空有关)，转子热弯曲能在这么短的时间内消失，说明转子径向温差不大，而且只局限于不大的轴向长度内，这说明转轴碰磨较轻。
上述讨论的转轴碰磨均指发生在转子主跨内的。当碰磨发生在转子外伸端时，降速通过转子一阶临转速时，一般会产生强烈振动，如靖远1号机(国产200MW)因长轴与4瓦侧外油挡碰磨，在3000r/min下3瓦垂直振动增大至120μm，打闸停机，在中压转子临界转速下3瓦垂直振动幅值高达640μm。
2.10.3 工作转速下转轴碰磨振动的诊断
在掌握了工作转速下转轴碰磨振动特征、机理的基础上，采用正向推理诊断这一故障，一般不会出现大的偏差，但要获得明确的诊断和较高的诊断准确率，应注意下列要点。 2.10.3.1 捕捉到不稳定振动与时间的关系及其振动频率分量
在工作转速下振动不稳定或突变故障原因，较机组启停中要复杂得多，因此应首先获得像图2-13所示的振动与时间的关系曲线，及其振动的频率分量，由此才能对振动性质作出明确的诊断。 2.10.3.2 排除轴承座动刚度不稳定
产生这种不稳定振动的原因，就故障范围来说有两个：一是支承动刚度不稳定；二是激振力不稳定。采用正向推理诊断故障应首先排除或肯定其中之一。从诊断方便出发，首先排除轴承座动刚度不稳定较方便，方法见本章第三节。 2.10.3.3 鉴别诊断
进行完上述两步诊断之后，即可作出工作转速下不稳定振动是由转子不稳定不平衡力引起的诊断，为了取得进一步的明确诊断，应排除下列振动特征相似的故障。
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