振动故障诊断

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，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。

2. 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。 3. 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。

4. 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。

5. 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。

6. 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. 转速试验。观察轴承振幅与转速的关系。判断方法见前述。

ii. 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。

iii. 激振试验，直接测定其动刚度。

iv. 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=mrω2

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。

轴承座正常的动刚度值为1×107-3×107N/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，数值为0.5×107-1×107N/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=mrω2/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与转速平方ω2 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，此时转子产生的不平衡离心力已不是mrω2 ,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。

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