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