汽轮发电机组的振动.docx

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汽轮发电机组的振动

汽轮发电机组的振动

第一节概述

汽轮发电机组在运行中总会存在一定程度的振动，关键在于应使机组振动值维持在允许范围内。

机组振动是评价机组运行可靠性的重要依据之一，机组振动异常是运行中的常见故障。

强烈振动表明机组内存在缺陷，如在此情况下不采取措施而继续运行，由于振动力的作用，会使机组各连接部位松动，削弱了连接刚性，振动将随之进一步加剧。

振动过大会使机组动静部分及松动部位互相摩擦、轴承合金破坏、转子大轴疲劳甚至出现裂纹、叶片断裂、危急保安器误动作。

为此，汽轮机组振动过大，应正确分析振动产生原因、振动性质，判断造成振动过大的部位，并采取相应措施，使振动减小到允许范围。

汽轮机检修工作应掌握产生振动的规律及与振动联系密切的设备，提高检修质量，防止出现异常振动。

机组产生振动异常原因是多方面的，情况复杂，它涉及到机组制造、安装、检修和运行各个方面，所以无论是检修人员、还是运行人员均应具备这方面的基本知识。

机组振动过大，将引起设备损坏，甚至造成严重后果。

振动过大的危害性主要表现在以下几个方面。

1．直接造成机组停机事故

当机组振动过大，尤其在高压端振动过大，有可能引起危急保安器遮断油门动作而停机。

2．机组振动造成动静部分摩擦

机组强烈振动会使轴封、隔板汽封产生磨损，间隙增加，使机组运行经济性下降、轴向推力上升甚至造成推力瓦块损坏。

如果磨损严重还会造成转子弯曲，当热应力超过屈服极限，将使转子产生永久性弯曲。

如果振动发生在发电机侧，会加速滑环与碳刷的磨损，线圈电气绝缘磨损而造成电气事故，最后导致机组火灾，这种事故在电厂时有发生。

3．振动导致机组零部件损坏

振动过大动应力增加，会使叶片、围带等转动零件损坏，叶片、围带断裂又引起更大的质量不平衡振动。

振动过大也会损坏轴承合金。

4．振动使各连接件松动

机组振动过大时，将使轴承上的连接件、主油泵、凝汽器及发电机冷却管、法兰连接螺栓振松或损坏，甚至造成基础裂纹。

第二节振动标准

机组振动是客观存在的，振动过大会造成极大危害，所以运行中的机组振动值必须保持在一定范围内，这个范围就是振动的标准，我国电力部颁布了汽轮发电机组振动的振幅值标准，见表4－l。

表4－1汽轮发电机组振动标准（水电部1980年颁发）

汽轮机转速

汽轮机组轴承的双振幅2A（mm）

（r/min）

优等

良好

合格

1500

0.03以下

0.05及以下

0.07及以下

3000

0.02以下

0.03及以下

0.05及以下

机组的振动状况，应在额定转速下，通过测量任何运行工况时轴承座的振动峰值来评定，并以轴承座的垂直（⊥）、水平

（一）、轴向（☉）三个方向上振幅最大的值为准。

机组各轴承中有一个轴承处的振动不合格，即认为此台机组振动状态不合格。

合格标准仅指允许投人运行，但应采取措施将振动由“合格”达到“良好”状态。

无论从哪个方向测量振动，均应将振子与振动面垂直。

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）

汽轮机转速（r/min）

1500

1800

3000

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）（mm）

0.10

0.084

0.05

0.042

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基本频率（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较合理，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（μm）

50Hz

100Hz

150Hz

200Hz

1

16

1

2

17

2

汽轮机

3

23

3

N200－127.5

4

21

4

2

1

5

26

4

2

1

发电机

6

27

6

3

1

T－200

7

23

8

2

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0.15mm。

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、振动系统刚性不足等，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，而与转子临界转速基本一致，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

部分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=?

（∑KPd）（4

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β之比值，即Kd=Ks）。

在系统共振时，β达到极大值。

将β代入后可得：

A＝?

（∑Pβ）（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β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。

原因：

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）。

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。

原因：

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。

消除振动措施：

严格控制各部分温差（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

原因：

汽轮机运行时排汽缸受大气压力作用而下沉，使动、静部分中心改变；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。

消除振动措施：

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、转动部分局部摩擦引起的振动

振动特征：

振动部分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

OA与OB之间夹角为滞后角（滞后于转动方向），<90o。

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OB，这时总的不平衡量合成为OC=OA+OB，OC值大于原来OA，所以摩擦进一步发展，热弯曲进一步扩大，此时凸面方向出现在OB,H′处摩擦，不平衡量的合成变为OC=OC+OB。

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，对机组安全运行威胁极大，短期内将造

成大轴弯曲

图4－1滞后角与临界转速关系

（a）nncr

当摩擦转速高于临界转速，如图4-l（b）所示，滞后角>90o。

OA为原有不平衡量，弯曲在OB方向H点摩擦，形成新的不平衡量OB，这时不平衡量的合成为OC=OA+OB，OC小于原来OA，新的不平衡摩擦点又移动至H′，并产生新的不平衡量OB，不平衡量的合成为OC=OC+OB，而OC

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：

β材料阻尼系数；m振动体质量；ω角速度

由上式可看出,ω<<ωcr时,→0o；当ω=ωcr时,=90o;当ω>>ωcr时,→180o因此,摩擦转速低于临界转速振动的滞后角小于90o;高于临界转速振动振动的滞后角大于90o。

原因：

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、静部分轴向或径向间隙；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、基础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。

（1）振动特征：

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。

消除振动的措施:

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。

原因：

轴承座紧固螺钉松动，轴承座底面与基础贴合不严密；基础下沉或变形，使基础台板与基础贴合不良。

消除振动的措施：

紧固螺栓使轴承座底面紧贴基础；调整基础台板与基础的贴合面。

五、润滑油系统不正常

振动特征：

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。

原因：

油膜不稳定，产生油膜不稳定的原因可以是油供应不足，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。

消除振动的措施：

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部分，现主要对后面一种情况进行陈述。

（l）振动特征：

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。

原因：

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）。

消除振动的措施：

消除线圈匝间短路，调整气隙。

（2）振动特征：

振动与发电机热状态有关；振动频率与转速一致。

原因：

发电机转子线圈热膨胀不规则；转子热处理不当，受热后变弯曲。

消除振动的措施：

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

振动特征：

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

原因：

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，如轴承轴向刚度不足将产生轴承的轴向振动。

消除振动的措施：

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、级焓降愈大、汽流速度愈大，则转子间隙自激振荡愈易发生

振动特征：

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，当汽轮机达到一定负荷时，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。

原因：

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Fl>F2。

因此在叶轮上将产生一个不平衡力Q=F1-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，则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

设不平衡切向力Q=Fl-F2，近似认为是圆周上间隙不均匀度的函数，与挠度值成线性关系，即

Q=QaKa（4y

在蒸汽激振力作用下，如阻尼力大于激振力，则转子旋转是稳定的，即Q

由于阻力系数C与对数衰减率占δ之间可以近似表示为

4－7）

最后可得稳定条件为

K

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ω1及

对数衰减率δ的减少而增加。

消除振动的措施：

从上述分析可知，转子的质量m、转子固有频率ω1及对数衰减率δ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。

具体做法是：

做好转子的找中心工作，使运行中的动静部分径向间隙均匀；放大动静部分径向间隙值（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120Or/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，致使动静部分径向间隙消失，转动时有摩擦，引起转子表面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

面会出现较强烈的振动，另一方面动、静部分又会产生径向摩擦，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，致使摩擦后转子表面局部过热，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.O55mm，大轴已产生永久性弯曲。

【例2】

现象：

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。

当转速达到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基本相同。

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1010mm

转速

6号轴承垂

7号轴承垂

转速

6号轴承垂

7号轴承垂

（r/min）

直振动

直振动

（r/min）

直振动

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

1500

0.70

0.40

2500

20.0

1.30

1600

0.80

0.35

2600

－

-

1700

0.70

0.40

2700

－

-

1800

0.80

0.85

2800

16.0

-

1900

0.15

1.40

2900

－

-

2000

0.17

1.30

3000

17.0~22.0

15.0~16.0

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.O2mm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240Or/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）。

低频振动波及汽轮机侧。

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较多，其基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K。

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进数据表。

表4－5国产第一台20万千瓦机组三油楔轴承改进情况

轴承号

数值

名称

6号轴承

7号轴承

改前

改后

改前

改后

轴瓦长度L（mm）

410

280

410

300

长径比L/D