高锋
摘要介绍了汽轮发电机组几种常见故障的振动特征，对机组启停动态过程的振动信息进行全面分析，提出了防范机组动态振动的措施。
机组启、停机过程为动态过程，综合了众多的振动故障信息，比如摩擦振动、高次谐波共振、分谐波共振撞击振动、随机振动、轴瓦自激振动、参数激振、汽流激振、摩擦涡动等。但就机组启停过程中，突出反映的是轴系的临界共振。即转轴旋转时，由于重心偏移所引起的横向振动与转子所固有的频率产生共振。激振力来自于转轴。振动发生时，转轴的相对振动与瓦盖绝对振动同步增长。但是，有时轴承振动是突发性的，此时，轴承振动不仅增大，还会发出强烈的噪声；但转轴的相对振动却往往没有多大的响应。总之，无论机组的升速还是降速过程，机组动态振动过程反映了机组潜在隐患，也反映了动态转子刚度与支承刚度的差异。
一、机组动态振动特征
在此分析总结秦皇岛发电有限责任公司200~300MW的机组动态过程轴系发生振动大停机的案例。并从高、中、低压转子到发电机、励磁机转子分析临界转速振动超标的问题。同时，阐明非轴系临界共振的机理。确定机组的动态过程是振动多变复杂的过程，是工程技术人员需要掌握和处理的现场实际工作，下面介绍几种常见机组故障的振动特征。
1.300MW机组启机和停机过程临界转速振动幅值的差别
由图1可以看出机组启动与停机过程发励转子7#轴在发电机二阶临界转速（2200r/min）时，振动幅值相差了约310μm，且相位基本不变（发励转子为三支承，7#轴为励磁机轴承处测点），6#轴（发电机后轴承测点）振动在启、停过程中却通常相差120°~180°，为反相变化。轴心轨迹在停机过程反应出较强的负载，甚至会出现反进动。励磁机转子的一阶临界转速在两种状态过程中，特征幅值响应不一，即在启动当中，发电机的二阶临界转速与励磁机的一阶临界转速均在同一幅值下分辨不出，可在停机过程较清晰的看出励磁机转子临界转速为2350~2450r/min（临界转速设计值＝2500r/min），振动频率为工频。在启动当中，机组定速前发电机后轴承径向振动为同相振动，定速后逐渐正常。发电机机座垂直振动≥瓦盖垂直振动，水平振动大于垂直振动2~3倍。发电机一阶临界转速时（实测880r/min），机组基础平台地面垂直振动≥发电机前端盖垂直振动（幅值）75μm。
2.300MW机组启动当中瓦盖振动与转轴振动的差别
由图2可以看出机组启动当中轴振动与轴承盖振动差别甚大，即轴承盖振动在机组转速2500r/min转子临界转速设计值＝1670r/min）时，超出轴振动三倍，而且振动频率为工频；且每次启停机状况均有差别，一般在90~150μm。机组大修时，检查缸体结合面最大间隙800μm（标准间隙0.0μm）。
3.200MW机组轴系载荷点变化引起临界转速滞后
由图3可以看出，励磁机转子的临界转速在修后机组启动当中，由修前的2610r/min（设计值2400~2600r/min）上升至2745r/min，且振动幅值由38μm∠224°上升至101μm∠186°。振动频率为工频；但在通频时振幅最大，低频分量占主要成分约为5.625Hz，幅值超过了工频3倍。两次启机动态过程，2200r/min前的转速相位差≈5°~12°，但在2610r/min却相差了38°。需要说明的一点是，该机组的轴系修后较修前向机头侧挪动约3.0mm。
4.200MW机组励磁机转子一阶临界转速前轴瓦发生摩擦由图4可以看出机组启动后转速n=2100r/min，由于轴系振动的增大，轴瓦突发性的振动增大，发出强烈的噪声，此时，工频分量反而不大，低频振幅急剧升高，且2X，4X，5X高频分量出现。
5.200MW机组升速过程中压转子的一阶临界转速异常超标200MW机组小修后首次冷态启机，n=1000r/min时，3#轴振动值超标而跳机，振动幅值随转速降低而增大（图5）的趋势。并且转子盘车状态晃动度超标，相邻轴瓦也有同步响应，轴振增大，相位逆时针改变85°。
以上机组动态振动特征，充分说明机组启停动态过程是一个复杂振动过程。因此，进行机组故障振动分析，就需要对振动机理的很好了解。
二、机组启停机动态机理分析
1．支承系统共振与系统部件共振的区别
共振通常分为支承系统共振和系统部件共振两种，前者是激振力通过支承系统输入振动系统，当支承系统自振频率与激振力频率符合时而产生的一种共振，例如轴承座某一方向自振动频率与激振力频率相符而产生的共振；后者是振动系统内某一部件自振频率与激振力相符而产生的共振，例如转子临界转速、汽缸、大直径管路、发电机和励磁机静子某一方向自振频率与激振力频率相符而产生的共振；这两种共振使轴承振动增大的机理不同，前者是由于支承刚度降低，在激振力一定时，使振动幅值增大；后者是由于部件共振，即振动惯性力增大并作用于轴承或基础上，这时在支承刚度不变的情况下，由于激振力增大而使其振幅增大。
2．振动幅值与激振力和支承动刚度的关系
轴系共振通常与转子质量、结构尺寸、转子刚度、支承条件有着密切的关系。当支承刚度一定时，振动位移是转子不平衡的单值函数。轴承动刚度与其静刚度成正比，而与动态放大系数成反比，即：
A=P/Kd
式中Kd—部件动刚度，部件产生单位振幅（位移）所需交变力
Kc—部件静刚度，部件产生单位位移（变形）所需的静力
μ—动态放大系数。
ε—阻尼系数
P—激振力
A—振动幅值
ω—激振力圆频率
ωn—振动系统自振圆频率
所以，在进行机组振动幅值分析时，不仅要考虑激振力的影响还要考虑支承动刚度的响应。
3．机组动态临界转速变化分析
(1)理论分析
双支点多级盘式转子一阶临界转速nc1的计算公式如下：
式中d0—双支点多级盘式转子最大直径，mm
m—转子质量，kg
L—两支承点间距，m
K—系数，当轴的最大直径在中部，轴的直径由中间向两端逐渐减小时，K取7.5；当轴的直径变化较小时，K由7.5向8.1靠近由上式可以看出，当转子质量、直径、响应系数不变，临界转速的平方与两支承点间距成反比。即
当L降低nc1增大。
所以，图3中机组轴系载荷点发生变化后引起临界转速滞后与系统共振频率（11.511z）产生谐振。
(2)现场转子临界转速变化的影响分析
现场影响转子临界转速变化一般性规律是：①弹性支承会使临界转速降低；②转轴回转力矩（发生正进动时）使临界转速升高；③轴向压力，扭矩及阻尼的增加，会不同程度地引起临界转速升高；④组合轴系情况下，各转子的刚度提高，因而它们各自的临界转速较单独存在时高，轴系的临界转速高于单跨转子，且临界转速之间的间隔变小。所以，对图4中的现象可以理解为转子载荷位置变化改变了临界点，组合轴系、轻载荷放大了临界幅值，并且在振动较大时发生了摩擦涡动。
4．机组动态支承刚度分析
支承刚度一般是油膜、轴承座和基础刚度的统称，这三部分刚度中，油膜的刚度随运行工况变动大。例如国产中间再热300MW汽轮机组，因环境温度不同，两相邻轴承间相对标高、冷态与热态相差0.5~1.00mm，这就是轴承比压冷态与热态发生较大的变化，从而改变了油膜的刚度和阻尼。若相邻轴承相对标高差过大，会使某一轴承脱空不承力，这不仅能改变转子临界转速值，而且使转子振型也发生变化。由此造成的影响，一是易使转子失稳，发生低频油膜自激振动，二是在平衡加重不合理的转子上，会因振型曲线的改变，而使工频振动发生变化。图1说明该问题的严重性。
通常，在轴承上检测到的高次谐波主要是由于轴瓦系统共振引起的，因为轴承座及其支承系统的自振频率一般都低于高次谐波共振的最低频率，从理论上说，它不可能形成这种共振。轴瓦系统的高次谐波共振是由于转子振动过大或轴瓦检修工艺不良而引起的，如轴瓦的洼窝内接触不良或失去紧力，使轴瓦系统的自振频率下降到某一高次项频率附近，一旦发生共振，轴瓦便产生较大的响声。
由图6可以看出当机组升速到1770r/min(中压转子临界转速设计值1781r/min)时机组3#轴相对振动大跳机，可是在1380r/min时已经看出低压转子的临界转速，可见4#瓦的软支承造成了临界转速的降低。而3#轴振幅增大的原因是由于机组大修后，汽封间隙的变小，转子接近临界转速振幅增大，导致动静摩擦跳机。
图2中，300MW机组启动当中瓦盖振动与轴振动差别大反映轴承支承刚度差而导致的共振问题（机组大修中缸体结合面加垫后，该现象消除）。
5．机组动态摩擦造成临界转速振动分析
转轴材料弹性模量与温度有关，温度升高，其值降低。转子的临界转速与转子材料的弹性模量的平方根成正比。因转轴的温度随运行工况有变化，故转子的临界转速亦随工况有所改变。由经验公式：
式中y0—转子最大静挠度，cm
转子的临界转速与转子最大静挠度成反比。
转轴存在径向不对称温差产生的轴弯曲计算公式：
δ＝α△tL2/8d
式中α—线膨胀系数
L—转轴的长度
d—轴直径
△t—转轴直径方向沿长度平均温差
δ—转子最大弯曲值
可以看出δ与△t呈正比，图5即反映了机组动静摩擦导致△t增大，使δ升高，临界幅值增大跳机的故障特征。
所以，进行机组振动故障分析，首先要综合地了解机组振动故障信息、特征、机理；认识设备结构、安装条件，才能在机组故障发生时，尤其动态故障发生时有效地进行排除。
三、机组动态振动防范措施
综上所述，机组的动态振动是一个复杂的综合了多种故障特征的一个过程。要确保机组安全，就要在其过程当中，严格进行各项设备振动监测管理，并做到如下各项。
1．轴承座动刚度检测
(1)进行连接刚度检查；
(2)掌握机组共振条件；
(3)确定结构刚度，满足要求范围；
(4)进行机组动态数据监测，掌握第一手资料。
2．掌握轴承座软支承共振的判断
(1)通过转速试验，观察轴承振幅与转速关系；
(2)通过转轴振动与轴承振动之比（正常比值＝2~3倍或更高，接近或大于时故障严重）确定系统振动故障；
(3)激振试验，直接测量其动刚度，轴承座正常的动刚度＝(1~3)×1020497N/cm；偏低的动刚度=(0.5~1)×107N/cm。
3．定期检查
(1)基础台板垫铁是否氧化、走动、过高(标准≤80mm)；
(2)轴承座是否漏油、振动是否过大；
(3)对于一般的轴承座来说，是同一轴向位置测点上下标高差在l00mm以内的两个连接部件，在连接紧固的情况下，其振动差别应小于2.0μm，滑动面之间正常的振动差别应小于5.0μm，对于发电机后轴承座与台板之间有绝缘垫者，其振动差别应小于7.0μm。当两个相邻部件振动差别明显大于这些数值时，即可判定轴承座连接刚度不足。振动差别越大，故障越严重。
转子工作转速应错开临界转速20%~30%，对平衡精度较高的转子，此数值还可以取得小些。
四、总结
机组振动动态管理是一项重要、严谨的工作。它需要一整套的振动监测管理，方可实现机组动态的振动分析，即：在机组大修和安装后第一次启动测试；测试机组转轴晃动度及高点的标定；测取机组主要轴瓦的Bode曲线等。不同工况下进行轴瓦和转轴的振动测试，并找出与时间的函数关系；测取通频、基频或振动频谱；测取振动较大的轴瓦的支承刚度。总之，全面测试找出重点，即由振动发生的部位，决定重点；观察振动与哪一参数有关；获得振动主要特征、找出现象的规律性。以在机组动态故障发生时，得到有效控制。