电厂常见故障案例汇集.docx

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电厂常见故障案例汇集

目录

转子热弯曲故障2

1.故障简述2

2.故障实例及处理2

质量不平衡故障6

1.故障简述6

2.故障实例及处理6

转子不对中故障11

1.故障简述11

2.故障实例及处理11

转子裂纹故障15

1.故障简述15

2.故障实例及处理15

动静碰磨故障19

1.故障简述19

2.故障实例及处理20

油膜涡动故障24

1.故障简述24

2.故障实例及处理24

油膜振荡研究29

1.故障简述29

2.故障实例及处理29

转子热弯曲故障

1.故障简述

永久性弯曲：

转速超过盘车转速时,振动将随时间逐渐增大,最终导致事故。

弯曲故障一旦发生，就将产生一个比较大的初始振动量，同时还有一个比较大的初始振幅增长速率。

弯曲故障发生后，振动值将随时间增大。

若故障进一步发展，振幅增长速率将升高。

临时性热弯曲：

临时性弯曲对振动的作用与故障的严重程度即大轴碰磨所处阶段有关，大轴碰磨早期阶段，若转子升速率低于当前转速下所允许的最大升速率，临时性弯曲会随时间逐渐消除。

初始时振幅会时大时小地波动，后来逐渐消失。

若转子升速率高于当前转速下所允许的最大升速率，这时由于升速过快，导致故障严重程度升高，向中期阶段逐渐转化。

大轴碰磨中期阶段，一旦碰磨加重,就会使振动和弯曲进一步加大，形成恶性循环。

转速如继续升高，故障严重程度会随之升高。

一旦振动值超出转轴形成永久弯曲的最低振幅，就立刻发生临时性弯曲向弓形弯曲的转变，即故障类型由临时性弯曲转变为弓形弯曲。

一般来说，转子热弯曲的轴心轨迹多表现为椭圆型，如下图所示：

2.故障实例及处理

故障实例之一：

保定热电厂#7机组发电机型号为ＱＦＳ，系上海电机厂制造的50ＭＷ双水内冷发电机。

轴系由汽轮机、发电机、励磁机3个转子组成，由6个轴承支撑，每个转子2个。

发电机前后轴承（#3、#4）均为落地式，#2轴承坐在排汽缸上，#3轴承与发电机端盖之间有出水盒。

机组于1998年11月进行了大修。

修后不久，发电机两瓦振动逐渐增大，超过了运行规程规定的界限，严重影响机组的安全运行。

为了确定振动增大的原因,进行了升速试验、外部特性试验和带负荷试验。

机组冲车，对发电机两瓦的振动进行了监测。

过临界时各瓦振动均在60μｍ以下，在规程规定的界限内（100μｍ）。

轴瓦测点布置见图1，方向为由机尾向机头看，机组空转时测得#3瓦外部特性试验数据见表1，#4瓦各处振动基本相同。

机组刚并网时，发电机各瓦振动不大。

带负荷后，进行了变有功功率、变无功功率、变发电机转子冷却水入口水温（以下简称冷却水温）试验，测得数据见表2。

从表2可看出:

当无功功率、冷却水温基本不变时，改变有功功率，两瓦振动几乎不变化，因此振动与有功功率关系不大；当有功功率、冷却水温基本不变时，改变无功功率，经过一段时间，两瓦振动均发生较大变化，说明振动与无功功率有关；当有功功率、无功功率不变时，冷却水温，经过一段时间，#3瓦、#4瓦振动变化，说明振动与冷却水温有关。

从升速时振动可知：

空转时各瓦振动基本在合格范围内。

对振动进行频谱分析，主频为基频，几乎没有其它频率成分，因此振动为普通强迫型，转子存在一定的不平衡。

由表2可看出：

轴承座汽轮机侧振动大于发电机侧，在支撑刚度不对称，而且同一侧的连接部件振动差别较大，连接刚度不正常，都会造成轴承座动刚度不足。

轴承座动刚度不足时，振动对激振力的增大较为敏感；动刚度严重不足时，即使激振力不大振动也会很大。

机组空转时振动基本在合格范围内，但带负荷后，动随无功功率、转子冷却水温的变化而变化，且有时滞性，说明振动与转子热状态有关。

转子受热时存在热不平衡，这是由于转子上某些零件产生不对称热变形和转子热弯曲引起的。

该机组已运行了近10年，故基本排除热变形；由振动数据，振动变化时相位基本不变，这是发电机转子热弯曲的特点排除转子材料本身和加工缺陷的因素后，引起本机转子热弯曲的主要原因有：

ａ转子线圈局部短路，短路部分失去作用。

当通过励磁电流时，转子受热不均而在直径方向形成不对称温差。

ｂ发电机转子存在裂纹。

ｃ转子套装零件失去紧力。

ｄ转子导线内水流不对称，部分堵塞。

电气试验证明线圈无短路，由于刚刚大修完，转子探伤无裂纹，而且在工作转速下裂纹较浅时振动基本不变，大修中检查套装零件正常。

由于机组大修不久，转子冷却水中可能会残留一些杂物造成部分导线阻塞，使转子在直径方向温差不对称而发生热弯曲。

故障实例之二：

包钢热电厂6号汽轮机型号为C-8.83/0.981，发电机型号为QFW-30-2。

该机组于2000-12第一次冲车，由于主油泵油压低而未能定速，将2台射油器喷嘴小孔由5个增加到10个且油压正常后，第二次启动定速后，3号瓦振动值30微米，很快增加到62微米，先后进行11次启动，除第7次外，均因振动大被迫停机。

振动特点：

与运行参数有关，低汽温启动、冲车到定速暖机时间较长、相对膨胀小时，振动较小。

3号瓦在定速时振动值只有35微米，空转30-40分钟后振动值升至70微米左右，3号瓦振动值增大开始逐渐波及到1、2、4号瓦。

振动大，停机惰走过临界时，各瓦振动大大超过冲车过临界时的振动值（第7次除外）。

低真空时冲车效果较好，空转时降真空，振动值下降，但短时间又回升。

经过检查与处理后再次启动失败。

经检查与调整，确认影响热态轴系中心变化的外部因素已经排除；机组出厂时做过高速动平衡，冲车过临界时振动不大，排除了轴系转子失衡和不对中原因，冲车过程中各瓦振动值随胀差而变化：

第7次启动属热态低参数启动，真空低暖机充分，胀差小，所以运行了9小时振动值维持在40微米以内；第10次启动投了法兰加热装置，加速了汽缸膨胀，胀差较小，运行持续时间也较长。

鉴于振动与胀差有直接关系，且在允许胀差3微米以内就有明显反映，故断定机组是由于动静间隙过小而发生了轴向磨擦，在升速中，随着胀差和转速增加，磨擦力增大，振动随之增加；定速后在转子温度未稳定前，由于缸温滞后，胀差仍可能增加，因此，定速后振动值仍有增加的趋势；但空转一段时间后转子温度稳定，汽缸也逐渐膨胀出来，胀差逐渐减小而振动仍持续上升，通过对停机惰走过临界振动值的现象分析，认为转子发生了热弯曲。

正常热弯曲的原因主要有：

汽缸疏水不畅、缸内积水；中心孔内进油；大轴磨擦。

在多次启动中已反复检查，确定疏水正常，所以造成转子热弯曲的原因只可能是磨擦或中心孔进油。

揭盖检查，发现第3、7、9级叶根出汽侧与隔板严重磨损并有卷边现象，磨后间隙只有1.4mm，另查12-16级汽封和轴有明显磨擦痕迹；在吊转子时，从转子中心孔放出2-2.5公斤的油。

由于在机组冷却过程中中心孔内形成真空，油从对轮键部间隙和中心孔堵板上5毫米的小孔吸入，验证了转子热弯曲是由中心孔进油造成的分析结论；叶轮与隔板轴向磨擦能引起振动增大并与胀差有直接关系，但不会引起转子热弯曲；12-16级隔板汽封和轴有磨擦痕迹，不是振动大的主要原因。

通过将3、7、9级叶根与隔板间隙汽封打磨至标准值，将末级叶片顶部间隙由1.5mm打磨到3mm，并将轴中心孔堵板上小孔焊死处理后，再次开机，空载与满负荷下各瓦振动均在优良范围内，6号机振动问题得到圆满解决。

故障实例之三：

秦皇岛电厂2号机组额定功率为200MW。

汽轮机为哈尔滨汽轮机厂设计制造的C145/N200-130/535/535型汽轮机，超高压中间再热单抽冷凝式。

发电机为哈尔滨电机厂生产的QFSN-200-2型，冷却方式为水-氢-氢。

机组共有7个主轴瓦。

高压、中压转子为三支点结构，支持轴瓦为1～3瓦；低压转子轴瓦为4～5瓦；发电机轴瓦为6～7瓦。

其中1、2瓦为三油楔瓦，3～7瓦均为椭圆瓦。

2号机组1993年7月第一次启动，3000r/min定速并稳定数小时后，6～7瓦瓦振逐渐增大，最大振幅值达到110μm左右，严重威胁机组投产运行。

秦皇岛热电厂2号机组1993年7月5日首次启动，6、7瓦过临界转速时振动值小于60μm，3000r/min初定速时振动值合格，1～5瓦均小于30μm，6、7瓦在40μm左右（表1）。

但是机组运行数小时后，随着风温从40℃逐渐上升到53℃，6、7瓦振动值逐渐增大，最终稳定在70μm左右（表1）；1～5瓦振动值基本保持不变。

如表1所示，6、7瓦振动的主要成份为一倍频，一倍频与通频振动值的差别小于5μm。

可以排除汽流激振、参数激振、电磁激振和谐波共振等非一倍频故障类型，这次故障属于普通强迫振动。

2号机组冲转到3000r/min初定速时振动值不大，可以说明三点:

第一，轴系原始平衡良好，激振力不大；第二，轴瓦工作状态良好，不存在乌金接触、垫铁接触等轴瓦方面的缺陷；第三，轴承支撑动刚度正常。

轴承支撑动刚度包括结构刚度、共振刚度和连接刚度三个因素，但运行过程中引起支撑动刚度变化的只有连接刚度。

在机组振动增大时，通过检测表明6、7瓦的轴承座连接部件之间的差别振动值小于5μm，表明这些轴瓦连接刚度正常。

因此可以作出结论:

引起风温升高后振动大的故障原因不是轴瓦支撑动刚度降低，而是激振力增大所导致的振动值增大。

3000r/min初定速时机组振动不大，风温升高后振动逐渐增大，同时振动幅值和相位不稳定，随风温变化而逐渐变化，在排除支撑动刚度降低和上述两种激振力后，只能是转子发生了热不均匀后造成的转子平衡恶化所致。

6、7瓦振动值随风温升高而增大，对热状态敏感，所以判断故障原因是风温变化造成发电机转子产生的热不平衡。

6、7瓦振动过一阶临界转速时振动值不大,说明发电机转子一阶不平衡量较小;3000r/min时6、7瓦振动相位基本为反相，表明发电机转子主要存在二阶不平衡质量，应该在发电机转子上两侧同时加反对称重量。

1993年7月16日2号机组第三次启动，冲转到3000r/min,稳定后，6、7瓦振动值高达110μm（表2），与第一次启动相比振动幅值有所增大，相位也发生变化。

综合考虑三次启动的振动值后进行平衡，在发电机转子上加反对称配重，每侧620g，再次冲转到3000r/min，稳定后，6、7瓦振动值减小到30μm和35μm。

振动值随着风温变化有所波动，但是始终低于45μm。

发电机轴瓦振动值得到有效降低，本次平衡工作顺利结束。

质量不平衡故障

1.故障特征

转子不平衡故障分为转子质量偏心和转子部件缺损两种状态。

转子质量偏心是由于转子的制造误差、装配误差、材质不均匀等原因造成，称此为初始不平衡。

转子部件缺损是指转子在运行中由于腐蚀、磨损、介质结构以及转子受疲劳应力的作用，使转子的零部件（如叶轮、叶片等）局部损坏、脱落、碎块飞出等，造成新的转子不平衡，发生异常振动。

转子质量偏心和转子部件缺损是两种不同的故障，但其故障机理却有共同之处。

故障的机理在很大程度上决定了故障的表现形式，质量不平衡的主要特征表现为：

（1）振动的时域波形为正弦波。

（2）频谱图中，谐波能量集中于基频。

（3）当ω<ωｎ时，振幅随ω增大而增大。

当ω>ωｎ时，ω增大时振幅趋于一个较小的稳定值。

当ω接近于ωｎ时，发生共振，振幅具有最大峰值。

（4）当工作转速一定时，相位稳定于矢量域内。

（5）转子的轴心轨迹为椭圆。

（6）转子的进动特征为同步正进动。

（7）振动的强烈程度对工作转速的变化很敏感。

（8）质量偏心的矢量域稳定于某一允许的范围内，而转子部件发生缺损故障时，其矢量域突然从一点变到另一点。

轴心轨迹如图所示：

2.故障实例及处理

故障实例之一：

某汽轮发电机组中修后，运行时发生强烈振动，随着汽轮机转速的升高，负荷增大，振动烈度随之增大，机组不能正常运行。

主要异常现象如下：

（1）汽轮机振动烈度随转速的升高呈线性增长。

当汽轮机转速在300ｒ/ｍｉｎ运行时，垂向振动烈度为0.6ｍｍ/ｓ，当汽轮机转速在6500ｒ/ｍｉｎ运行时，垂向振动烈度为6.0ｍｍ/ｓ。

（2）汽轮机振动烈度随负荷的增大而增大，当汽轮机在300ｋＷ运行时，振动烈度为5.7ｍｍ/ｓ；当汽轮机发电机在700ｋＷ运行时，振动烈度为10.6ｍｍ/ｓ。

（3）在上述

（2）种情况下齿轮变速箱振动烈度增大。

小齿轮前端垂向振动烈度由2.5ｍｍ/ｓ增加到4.6ｍｍ/ｓ，大齿轮前端水平向振动烈度由2.6ｍｍ/ｓ增加到5.1ｍｍ/ｓ，垂向振动烈度由2.7ｍｍ/ｓ增加到5.4ｍｍ/ｓ，轴向振动烈度由4.0ｍｍ/ｓ增加到6.5ｍｍ/ｓ。

（4）励磁机振动超标。

根据上述汽轮机组的异常现象，汽轮发电机组强烈振动的原因是由于转子质量不平衡造成的，应停机检修，汽轮机转子做动平衡。

故障实例之二：

铁岭发电厂1号汽轮机为Ｎ300-167/537/537型超高压、亚临界、凝汽式、中间一次再热、双缸双排汽汽轮机。

该机由哈尔滨汽轮机厂制造，1993年3月投产运行。

1994年9月1日，该机启动升速，当转速升至1900ｒ/ｍｉｎ时，顶轴油泵解列，继续升速至2040ｒ/ｍｉｎ时，润滑油压突然消失，各支撑瓦瞬间处于完全断油状态。

机组迫停，惰走时间为3ｍｉｎ。

停机后经解体检查发现1号轴承严重烧损，2个下瓦块电端钨金层全部熔化脱落。

瓦所对应的轴颈表面发生不同程度的磨损，测量其磨损宽度约30ｍｍ，深0.15ｍｍ。

且由于1号瓦的严重磨损，导致所对应的轴颈标高的下降，测量数据为-3ｍｍ。

与之相邻的主油泵挡油环因受转子下压而卡在其槽体内，所对应的轴颈处也磨出深1.5ｍｍ、宽2ｍｍ的沟痕，且轴颈表面呈过热特征。

因当时可以利用的检修时间较短，只做了更换1号瓦瓦块、主油泵浮动挡油环及对轴颈的几处磨损部位进行简单的表面研磨及抛光处理。

1994年9月7日，机组重新启动。

当机组定速3000ｒ/ｍｉｎ时，1号瓦轴振值和瓦振值均超出标准规定，达到了1Ｙ=0.17ｍｍ，1Ｘ=0.19ｍｍ，1号瓦复合振幅值ｂ1=0.15ｍｍ。

对此我厂曾先后对其进行了多次检修处理，包括在高压转子前端延伸小轴偏心测量盘上钻“质量平衡孔”、转子做高速动平衡试验、更换延伸小轴、对1号瓦瓦体多次检修等。

多年来，虽然瓦振值有了明显降低（0016ｍｍ），但轴振值超标情况仍没有好转，直至2002年机组大修停机前仍处于现场表计指示1Ｘ=0.155ｍｍ、1Ｙ=0.16ｍｍ的“超标”状态。

2002年6～8月，铁岭发电厂1号机组定期大修。

停机前，组织有关专业人员对1号瓦的振动情况进行了最终分析及测试。

经多方论证，总结出引起轴振值偏大的主要原因有以下几方面：

（1）机组产生轴瓦自激振动

由振动特征表明，机组产生了轴瓦自激振动。

其机理是：

由于轴承内油膜的特殊性，在外界一个扰动下，不仅产生一个沿变形方向的恢复力，而且还产生一个破坏轴承稳定性的失稳力。

该失稳力作用的趋势是使转子产生失稳涡动，涡动频率为1/2Ｘ。

转子产生失稳运动的2个必要条件为转子过大的扰动与较小的稳定裕度。

而引起转子产生过大扰动力可能有以下原因：

延伸轴与高压转子联接螺栓松动，因延伸轴与1号轴承距离最近，故过大的晃动会导致1号轴承激振增大，前端延伸小轴本身存在弯曲，也会直接在1号轴承上表现为轴振值增大。

（2）高压转子存在少许质量不平衡机组解体后，对汽轮机转子做了低速动平衡试验，并检测出高压转子存在少许质量不平衡的问题。

质量不平衡所引发的振动特征与转速相一致的工频振动一致，故高压转子质量不平衡问题亦是引发1号轴承轴振动偏大的原因之一。

（3）轴承装配质量不良目前大容量机组采用的轴瓦分别为可倾瓦、三油楔瓦、椭圆瓦。

对给定的最小允许油膜厚度而言，椭圆轴承承载能力最大，其次是三油楔轴承，而可倾瓦轴承承载能力最低。

任何轴承的装配质量都会对轴瓦的振动产生直接影响，而对于可倾瓦而言，装配质量的好坏对轴瓦振动的影响则更为突出。

（4）轴颈尺寸存在偏差由于1号轴承轴颈发生磨损，使轴颈几何尺寸和表面光洁度达不到设计要求。

据有关资料介绍，轴颈加工存在误差，会使轴颈原始晃摆值过大，转子旋转时如同转轴相对振动值过大一样，也会引起较大的交变油膜压力，而该油膜压力所产生的交变应力的作用亦会导致轴瓦振动情况的恶化。

根据以上分析，并结合2002年6月1号机组大修，我们制定了相应的处理方案。

具体内容如下：

处理1号轴承所对应的转子轴颈，使其几何尺寸达到设计要求，并尽可能提高轴颈表面光洁度检查高压转子与延伸轴联接螺栓是否松动；测量高压转子延伸轴前端小轴是否存在弯曲；重新检修号轴承,按新标准刮研瓦块；对高压转子做低速动平衡试验，使转子质量不平衡达到设计要求。

故障实例之三：

某大型汽轮发电机组在1999年11月29日至2000年1月28日期间共进行启停11次，其中由于机组振动大的原因跳闸两次，而且在这阶段，机组一直受振动大的困扰，致使超速试验失败。

振动最大的一次是在转速升至3260ｒ/ｍｉｎ时，#7瓦垂直振动达到138μｍ，被迫将危急保安器飞锤动作转速由原来的3330～3360ｒ/ｍｉｎ改为3220～3260ｒ/ｍｉｎ。

并且机组振动在做超速试验时随转速上升明显增大，具体数据见表1。

通过查看该机组的原始安装记录，发现#1低压转子与#2低压转子之间的对轮在连接对轮销子后，对轮的组合晃动较大,达0.07ｍｍ，#2、#3低压转子之间的对轮组合晃动为0.098ｍｍ，#3低压转子与发电机转子间的对轮组合晃动达0.11ｍｍ，#2、#3低压转子主对轮曾因飘偏过大而处理过，三个低压转子也因轴颈腐蚀造成轴颈跳动大而返厂处理过。

在处理时将各低压转子的短节对轮拆下，车削研磨轴颈,同时又重新浇铸了轴瓦。

因此对上述各部分作了检查，在检查中发现#5轴瓦的紧力达0.46ｍｍ（标准为0.25～0.30ｍｍ），各短轴对轮销子都有松动现象，最多的一个达到62%，#7、#9轴瓦处轴颈跳动在0.08ｍｍ以上（标准要求为0.02ｍｍ），#1、#2低压转子之间对轮的组合晃动高达0.20ｍｍ。

在处理完上述这些情况后再次启机做超速试验，测得的数据如表2所示。

从表1和表2中数据可见,机组振动主要是工频振动，二倍频振幅很小，并且工频振幅随转速的增加而增大，相位则基本没有变化，保持稳定。

由于机组的二倍频振动很小，说明机组的转子对中比较好，同时也排除了轴承座刚度不足的可能。

机组的工频振动随转速的增大而增加，这是转子质量偏心的典型特征，因此可以断定转子存在初始不平衡。

这一点从机组启动过程中的瀑布图（如图1所示）中也可以看出，因此，要想彻底消除机组的振动，必须通过动平衡进行配重处理。

通过上述对机组振动原因的分析，特别是针对#7轴瓦振动比较大，而且随转速变化比较明显的特征，并结合其它特征的分析，得出的结论是完全正确的。

根据采用单平面向量分析法计算的结果，进行两次配重，基本消除了机组的振动，尤其是#7轴承的振动几乎减小了一半。

经过处理后所有轴承的振动都符合要求，同时又在机组并网带负荷前成功地做了超速试验，机组带负荷后振动亦无太大变化。

说明对振动原因的分析和处理是准确和得当的。

故障实例之四：

重庆电厂22号机大修后有两个问题：

1）过中压转子临界转速2、3瓦振动超过跳机值（125μm）；2）强行通过临界转速后，定速3000r/min下3瓦振动大于100μm。

通过中压转子加重和中低压转子接长轴加重，过中压过临界#2、#3瓦振动降到65μm和47μm，定速振动值小于40μm.。

机组平衡历经：

现场平衡（中试所）→中压转子返厂高速动平衡（东汽）→现场平衡（热工院）3个阶段，历时1月有余。

1998年大修以后，几次启动都因为2、3瓦振动太大（＞125μm）无法通过中压转子临界转速（1550r/min）。

从频谱来看，主要是基频分量；从相位来看，2、3瓦呈现很大的同相分量。

这说明中压转子存在较大的一阶不平衡量。

（1）中压末级叶轮和高中压联轴器加重（第一阶段）

在中压转子末级叶轮加重数次，中压转子过临界3瓦振动大幅下降，但是对2瓦影响很小，过临界2瓦振动仍然大于跳机值。

在高中压对轮加重1550g，但是对2瓦过临界的振动影响仍很小。

（2）转子返制造厂平衡（第二阶段）

在制造厂，中压转子高速动平衡共进行15次，在平衡临界和定速振动存在较大的矛盾的情况下，二者兼顾，折中计算，最后加重结果为第13级加重934g，第27级加重514g。

平衡后2、3瓦过临界振动速度值4.0mm/s和4.8mm/s，定速振动速度值为3.86mm/s和2.35mm/s（全部按正弦分量换算成位移值，分别为82μm、98μm和35μm、21μm）。

回装后过临界振动还是大于跳机值，强行通过临界转速，到达额定转速后振动仍然很大，3瓦振动110～120μm。

（3）现场再次平衡（第三阶段）

从定转速数据来看，主要是基频分量，其中3瓦107μm，4瓦44μm，瓦振动和轴振动都基本呈同相，说明中、低压转子之间的接长轴也存在一阶不平衡量。

所以先在接长轴加重，以降低定转速3瓦和4瓦的振动。

接长轴仅加重一次，3、4瓦定速振动就降至35μm以下，2000年1月小修对接长轴加重进行了调整，调整后#3、#4瓦的振动都降到30μm以下。

但是，过中压临界#2瓦振动升速是140μm，降速是165μm，为此在现场进行中压转子动平衡。

现场不揭缸情况下，分别在高中压对轮和中压末级叶轮加重两次，但振动改善效果并不明显，并使1瓦的振动有所增大。

不得已的情况下，决定揭中压缸，在转子本体内加重。

参考制造厂平衡数据，在中压第13级叶轮平衡槽加重1430g∠220°，第27级叶轮平衡槽加重806g∠215°。

加重后的机组于1998年12月启动，升速过临界2、3瓦振动分别为65μm和47μm，轴振动分别为55μm和45μm。

定速3、4瓦振动分别为35μm和32μm，轴振动分别为55μm和90μm，都在合格范围。

至此振动故障得以彻底解决。

转子不对中故障

1.故障简述

轴系不对中是指驱动轴的轴线和从动轴的轴线不在同一直线上，它是旋转机械常见的一种故障。

常见的轴系不对中情况有三：

平行不对中、角度不对中、综合不对中。

单一的不对中不常见。

综合不对中（既有平行不对中，也有角度不对中）是最普遍的一种情形，只是在哪一种不对中形式严重程度上有所区别。

不对中会造成转子的弯曲以及在轴承中的附加负荷，致使各轴承之间负荷重新分配，引起机组强烈振动。

不对中的转子系统其主要运动特征为：

不对中故障的特征频率为角频率的2倍，不对中越严重，2倍频的分量越大；其轴心线的运动轨迹是介于圆柱体和双锥体之间的半双锥体形状（（“8”字形）；其振动的能量（激振力幅）随转速升高而加大；转子轴向振动的频率与角频率相同，即为1倍频。

在实际生产中，机组轴系往往既有平行位移不对中又有角度位移不对中，这时其轴心线的运动轨迹表现为“8”字形或“香蕉”形，但其激振频率都为角频率的2倍，同时，联轴器在传递运动和转矩时所产生的附加径向力和附加轴向力，使得从动转子每回转一周，就轴向往复运动一次，这也是转子发生异常振动和轴承早期损坏的主要原因。

一般来说，转子不对中的轴心轨迹如图所示：

2.故障实例及处理

故障实例之一：

黄埔发电厂3号机组是上海汽轮机厂生产的Ｎ125135/550/550型汽轮机，连接ＱＦＳ1252型双水内冷发电机。

该机组在运行中发现3号瓦（汽轮机低压缸后瓦）垂直方向振动逐渐增大，并且随负荷变化，在停机前已超过50μｍ；同时，3号瓦、4号瓦（发电机前瓦）轴向振动剧烈，其最大值达到100μｍ；振动状况已经严重影响了机组的安全生产。

该机组汽轮机采用三支撑结构，汽轮机低压转子和发电机转子采用半挠性联轴节连接，其轴系结构如图1。

分析整个测量过程的数据，振动主要表现以下3个特征：

ａ振动随着负荷的降低而降低。

图2列出了机组从负荷125ＭＷ减至空负荷时，3号瓦垂直方向振动的变化趋势。

ｂ频谱分析显示，振动以1倍频分量为主，但含有较为明显的2倍频分量，如图3所示。

图