油膜震荡

油膜震荡

概述

轴瓦自激振动是现场较常见的一种自激振动，它常常发生在机组启动升速过程中，特别是在超速时。当转子转速升到某一值时，转子突然发生涡动使

轴瓦振动增大，而且很快波及轴系各个轴瓦，使轴瓦失去稳定性，这个转速不失稳转速。轴瓦失稳除与转速直接有关外，还与其他许多因素有关，因此轴瓦自激振动有时会在机组带负荷过程中发生中。下面将详细讨论其振动机理、轴瓦自激振动故障原因、诊断方法和消除措

第一节半速涡动和油膜振荡

轴瓦自激振动一般分为半速涡动和油膜振荡两个过程。转子工作转速在两倍转子第一临界转速以下所发生的轴瓦自激振动，称为半速涡动，因为这时自激振动频率近似为转子工作频率的一半。这种振动由于没有与转子临界转速发生共振，因而振幅一般不大，现场大量机组实结果多为40－100μm。转子工作转速高于两倍第一临界转速时所发生的轴瓦自激振动，称为油膜振荡，这时振动频率与转子第一临界转速接近，从而发生共振，所以转子表现为强烈的振荡。这时转轴和轴承的振幅要比半速涡动大得多，目前已检测到的轴承最大振幅可达600－700μm。

这时要指出，油膜振荡是涡动转速接近转子第一临界转速而引起的共振，而不是与转子当时的转速发生共振，因此采用提高转速的办法是不能避开共振的。

进一步研究表明，轴瓦在不同载茶下的失稳转速有较大的差别。图所示是轻载轴瓦，轴瓦失稳（半速涡动）在转子第一临界转速之前就发生，而且当转子转速达到两倍第一临界转速，就发生了油膜振荡。图所示是中载轴瓦，轴瓦失稳（半速涡动）在第一临界转速之后才发生，在高于两倍第一临界转速的某一转速下才发生油膜振荡。图所示是重载轴瓦，在油膜振荡之前没有发生半速劝，直到高于两倍第一临界转速较多时才发生油膜振荡，而且升速时发生油膜振荡的转速总比降速时油膜振荡消失的转速高，这种现象称为油膜振荡惯性效应。

第二节轴瓦自激振动的机理

要了解轴瓦内油膜如何能维持轴瓦自激振动，就行分析油膜力对轴颈的作用。为了简化起见，现以圆筒形轴瓦为例加以说明。

考虑一根没有受任何载荷，完全平衡的理想转轴。在高速转动时，其轴颈中心应位于轴承中心一个小位移，则转轴在轴承中的位置在正中心，这时偏离轴承中心的轴颈必然要受油膜弹性恢复力的作用，这个弹性恢复力又有迫使轴颈返回原位置的趋势。但是，由于轴颈的编移，油流所产生的压力分布发生了变化。在小间隙的上游侧，被轴颈带动而高速流动的润滑油，从大间隙流往大间隙，压力降低，即油膜压对轴颈的径向偏移线是不对称的，上游侧的压力比下洲侧的压力高。这个压差垂直于径向偏移线方向，它有迫使转轴沿着垂直于径向偏移线方向（切线方向）进行同向涡动的倾向。当这个切向力超过各种阻尼力时，转轴就会脱离平衡位置而产生涡动，涡动方向与转动方向一致。一旦发生涡动，整个转轴就围绕平衡位置涡旋，转轴将受到离心力作用。这个因涡动而产生的离心力将加大轴颈在轴瓦内的偏移量，从而进一步减少这个小间隙，使得上游和下游之间的压差更大，造成切向力增大。这又进一步推动轴颈涡动，周而复始，愈演愈烈形成自激。

很明显，轴承内的油膜和一般的机械弹簧不一样，当油膜在外界一个偶然的扰动下变形时，它除了产生一个沿着变形方向的弹性恢复力外，还将产生一个垂直变形方向的切向分力。这个切向分力就是破坏轴颈在轴承内的稳定性，引起涡动的根源，一般称这个切向分力为失稳分力。

上述分析的是绝对平衡的无载荷轴的理想情况。对于实际的汽轮发电机组的轴承来讲，总是有载荷的，因而轴颈不会处在轴承中心，转子也不会绝对平衡，所以轴颈中心不可能静止地停留在一点上，但是，油膜具有产生一垂直于变形方向的切向失稳分力的本质没有变。所以，对于轴颈在外界偶然扰动下所发生的任一偏移，轴承油膜除了产生沿偏移方向的弹性恢复力保持和外界载荷平衡外，仍然要产生一个垂直于偏移方向的

第三节轴瓦自激振动的原因

在早先的振动原因诊断中，当做出振动原因是轴瓦自激振动诊断之后，诊断就此结束。消除振动措施几乎都是从增加轴瓦稳定性着手。这样做一般都是有效的，但是对于有些机组，特别是在同型机组中，有些有效，有些则无效，这就引起了人们的注意，从而着手研究轴与自激振动的原因。

进一步研究发现，增加轴瓦稳定性未能消除轴瓦自激振动的主要原因是由于轴颈在轴瓦内存在着较大的扰动。这与普通强迫振动中轴承座动刚度和扰动力的关系一样，当扰动力较大时，只采取增加轴承座动刚度措施，效果不会显著。所以轴瓦自激振动总的来有轴颈扰动过大和轴瓦稳定性差两个原因。

3.1 轴颈扰动过大

这时所说的轴颈扰动过大，不是指转子暂态瞬间产生的扰动，而是指稳定的扰动，进一步说是指轴颈与轴瓦之间的相对振动。简称转轴振动。

从许多机组观察到，转轴振动过大确实是引起轴瓦自激振动的重要原因之一。一些机组实测结果表明，在一般圆筒形、椭圆形和三油楔轴瓦上，当转轴振动超过轴瓦正常顶隙的1/2时，很容易引起轴瓦自激振动。引起转轴振动过大的原因有：

1.转子热弯曲

运行的汽轮机、发电机转子产生热弯曲是较为常见的一种振动故障。当机组有功负荷时，突然发生轴瓦自激振动，而且与机组有功负荷或励磁电流有着一定的对应关系（再现性不好），这种现象大部分是由于转子发生热弯曲所致。

转子在运行状态下会因种种原因发生热弯曲，当转子热弯曲轴向对称时，在工作转速下对轴承振动的影响很小。当然，实际转子的热弯曲大部分不是完全轴向对称的，因此在工作转速下测量轴承振动与有功负荷或励磁电流的关系，也能发现转子是否存在热弯曲。不论是轴向对称还是不对称的转子热弯曲，都会使转轴振动明显增大，在这种情况下，若不降低转轴振动，而只从增加轴瓦稳定性着手消除轴瓦自激振动，虽然短时间内会有效，但运行一段时间（几周或1－2个月）之后，会引起轴瓦乌金碾轧或龟裂，所以有些机组的轴瓦虽经多次修理，但轴瓦自激振动却一直不能获得根治。

这种故障只要通过测量转轴振动即能查明；若无条件测量转轴振动，则通过对振动与有功负荷、励磁电流关系的分析，也能诊断出转子是否热弯曲，具体诊断方法见本章第八节。

2.转子永久弯曲

转子永久弯曲与热弯曲一样，除了产生质量不平衡外，还会引起转轴过大轴仍然存在较大振动。弯曲转子质量不平衡引起过大振动，通过转子平衡可以获得改善，但是转轴仍然存在较大振动。

这种故障通过在静态下测量转子弯曲值，或在盘车转速下采用大轴弯曲指示器测量转轴晃摆值即能查明。

3.轴承座动刚度过大

从减少轴瓦振动角度来看，希望承座动刚度愈大愈好，但是这会引起转轴相对振动的增大，对轴瓦稳定运行不利。因此对于一些转子质量较小的汽轮机高压转子来说，其轴承座动刚度往往显得过高，在较大的不平衡力作用下，轴承动虽然不大，但转轴存在因过大的振动而激起轴瓦自激振动的趋势，例如国内运行的苏制BIIT－50－2高压转子，近几年先后发生了

多起轴瓦半速涡动，原因是转轴振动过大(300-600μm)。在未发生轴瓦半速涡动时，轴承振动一般小于30μm。消除这种半速涡动，开始只采取增加轴瓦稳定性的措施，当时虽然奏效，但运行1－2个月后，上瓦发生了损坏（龟裂）。后来通过调整转子平衡减少了转轴振动，在不更动轴瓦的情况下，半速涡动获得了消除，经4－5a连续运行，轴瓦工作一直正常。

4.转子对中不好

这时所说的转子对中不好是指采用固定式联轴器连接的转子同心度和平直度偏差，这种故障引起转轴振动过大的道理和转子永久弯曲及热弯曲的道理一样，它是引起轴颈扰动过大的常见故障之一。

3.2 轴瓦稳定性差

影响轴瓦稳定性因素较多，它涉及轴瓦设计、制造、检修和运行等方面。下面要只是针对轴瓦在现场使用中可能出现的影响轴瓦稳定性的故障原因。

1.轴瓦顶隙过大

在轴瓦稳定性计算中，不论是圆筒瓦、椭圆瓦还是三油楔瓦，随着轴瓦半径间隙的增大，稳定性将增高。但根据运行经验来看却并非如此，这三种轴瓦过大的顶隙都会显著降低轴瓦稳定性，特别是转轴振动较时，更容易引起轴瓦失稳。

过大的轴瓦顶隙使轴瓦稳定性降低的机理比较复杂，但有一点可以肯定，这三种轴瓦过大的顶隙会显著减少上瓦的油膜力，即降低了轴瓦的预载荷，使轴瓦偏心降低，稳定性下降。2.轴瓦形式

目前现场使用的有圆筒瓦、椭圆瓦、三油楔瓦和可倾瓦，前两作轴瓦在现场使用已有较长的历史，而且积累了较丰富的使用经验。从稳定性来说，椭圆瓦好，因此在现场发生轴瓦自激振动时，首先是将圆筒形改成椭圆瓦。实践证明，效果良好。

目前国内可倾瓦只是局限在进口和引进型的机组上使用。三油楔轴瓦近十年开始在国内使用，但早期这些轴瓦在发电机转子早使用后，几乎所有的机组都发生了油膜振荡，通过多次减少长径比（L/D）后，轴瓦稳定性虽有改善，但其稳定性余度仍不能满足机组运行的要求，因此就200MW机组来说，最近仍有约20%的机组在现场发生了油膜振荡。

三油楔轴瓦的静态试验证明，其静态稳定性较椭圆瓦好，但动态稳定性目前尚缺乏实验数据。由于油膜刚度和阻尼系数目前还不能取准，因此理论计算求得的失稳转速与实际有较大出入。据国外资料介绍，使用在汽轮发电机组上稳定性最好的是可倾瓦、本油叶瓦，其次是椭圆瓦、再次是三油楔瓦，最后是圆筒瓦。从国内这几种轴瓦的使用情况来看，这种排列次序与实际情况是符合的。

3.润滑油黏度

影响润滑油黏度的因素有油质、油的牌号和油温。随着油黏度的提高，轴瓦稳定性会降低。影响油质的因素主要是油中含水和劣化，这些因素会都使油的黏度降低。目前国内使用的汽轮油有32号和46号两种，前者黏度小于后者，目前200、300MW机组全都使用号汽轮机油。国内也有因错用油而发卫油膜振荡的例子。“电力工业管理法规”规定轴瓦正常的入口油温为35－45度。由于入口油温过低而发生轴瓦自激振动在现场较为常见，尤其是在冬季启动。消除油膜振荡的一个简单措施是提高轴瓦入口油温，因此目前有些机组轴瓦入口油温已提高到50度。但是油温过高会加速油质劣化，而且由于乌金温度升高，轴瓦安全运行的余量减少。

4.比压

提高比压，可以提高轴瓦稳定性，但不是成简单的正比关系。目前大机组轴瓦比压一般为1.2－1.6Mpa，而200、300MW发电机轴承比压已提高到1.7－1.9Mpa。过高的比压会使轴瓦乌金温度升高并加速磨损。

5.长径比

减少长径比可以提高轴瓦稳定性。在一定的轴颈直径下，减少轴瓦长度，一方面使比压提高，从而持高轴瓦稳定性；另一方面使下瓦油膜力减少，轴瓦偏心率增大，稳定性提高。

一般圆筒形瓦和椭圆瓦长比为0.8－1.1，有时为了提高轴瓦稳定性，将长径比减少至0.6－0.7。例如前几年国产200MW机组因采用三油楔瓦，为了消除油膜振荡，将其长径比由0.85减至0.6。从多台机组长径比减少后的实践效果来看，瓦失稳转速只提高了200－300r/min.

6.轴承座标的变化

本章第四节指出是，在机组冷态和运行状态下轴系的各轴承座特别是汽轮机轴承座的标高将发生较大化，尽管在冷态下各轴瓦载荷分配合理，但在运行状态下轴系中某几个轴瓦载荷可能过低，使其比压太小而失稳。所以有些机组转子并没有发生热弯曲，带负荷后却发生了轴瓦自激振动，但是不能由此而做出轴瓦自激振动的景要原因是轴承座标高变化使轴瓦载荷降低的诊断。目前国内圆筒形瓦、椭圆瓦、三油楔瓦运行经验表明：在冷态下机组各轴承座标高不做任何补偿的情况下，如果轴瓦稳定性一般，只要运行中转子不发生热弯曲，这些机组就不会发生轴瓦自激振动。只有当轴瓦循名责实性较差，在运行状态下处在失稳边缘时，才对轴承座标高、润滑油温度等一些运行参数特别敏感。现场大量实践经验表明，在这种情况下，如果不从提轴瓦稳定性或消除轴颈过大扰动入手，而只是从提高轴瓦入口油温或调整轴承座标高方面云解决轴瓦自激振动。换句话说，轴瓦进口油温和轴承座标高对轴瓦稳定性是有一定影响的，但是在正常运行的机组，通过对这些因素的调整，在轴瓦稳定性方面所获得的收效，仍不能满足轴瓦稳定运行的要求。

第四节轴瓦自激振动的诊断

诊断轴瓦自激振动，总的来说可以分为振动性质的诊断和具体故障原因的诊断两个步骤。上面已经讨论了轴瓦自激振动的原因，这些原因绝大部分都是直观可见的，例如轴瓦顶隙过大、轴瓦形式不同、润滑油温度过低等。，而且这些因素涉及的故障范围较小，当振动性质确定之后，轴瓦自激振动故障的具体原因还是比较容易诊断的。为了能迅速可靠地做出诊断，诊断时应注意以下几点。

4.1 振动性质

在汽轮发电机组上产生低频振动，除轴瓦自激振动外，还有分谐波共振和汽流激振。后一种振动在国内虽然还没有发生过，但在大容量汽轮机高压转子上产生这种振动的可能性还是存在的。因此诊断轴瓦自激振动时，首先应将后两种低频振动区分开来，具体方法见表。

4.2 轴颈扰动是否过大

诊断轴瓦自激振动首先应查明轴颈扰动是否过大，这一点和诊断普通强迫振动要首先检测轴承座动刚度的原量是一样的，但诊断顺序则正好相反。

当轴颈振动过大时，应查明轴颈振动大的原因；如果轴颈振动不大，而且也排除了影响轴瓦稳定性的一些直观因素，例如润滑油黏度、轴瓦顶隙艾正常，在这种情况下才有必要进一步标明轴瓦稳定性差的其他原因。

查明轴颈振动最直接的方法是测量转轴振动；若无条件测量转轴振动，根据轴瓦自激振动发生的部位、转子是否存在永久弯曲或热弯曲、转子找正情况及工艺等因素的分析，也能间接地确定运行状态下轴颈扰动是否过大。

4.3 轴瓦自激振动源的诊断

为了有效地消除轴瓦自激振动，不仅要找轴瓦自激振动的具体原因，而且要找出轴瓦自激振动首先是由哪一个轴瓦激起的。轴系中一量有一个轴瓦发生自激振动，特别是油膜振荡，就会波及轴系中其他各个轴瓦。根据下列特征，可以确定轴瓦自激振动的根源。

1.振动频率。

当轴瓦自激振动是油膜振荡时，振荡频率与该200MW转子第一临界转速相接近。例如东方汽轮机厂制造的机组6号、7号瓦发生油膜振荡时，各轴瓦振动主频率为17.83Hz，即

1070r/min，与发电机转了一临界转速1170 r/min很接近。又如哈尔滨汽轮机厂制造的200MW 机给6号、7 号瓦发生油膜振荡时，各轴瓦振动主频率为16Hz，即960r/min，与发电机转子第一临界转速978r/min很接近。但是当轴瓦自激振动是半速涡动时，从轴瓦振动频率还不能确定振动源。

2.低频振动呈现的次序。

轴瓦自激振动首先在轴系中某一个轴瓦上激起，然后波及轴系中其他轴瓦。因在振动测试中在采用巡栓或多点全面监测，若能检测到轴系中哪一个轴瓦首先出现明显的低频振动分量，即能确定轴瓦自激振动的起源。

3.垂直振动幅值。

众所周知，轴承振动幅值与激振力成正比，而与轴承座动刚度成反比。在轴系中轴承振幅还激振源距离有关，在轴承座动刚度和激振力一定时，一般距激振源愈近，轴承振幅愈大。这个规律只是对轴承垂直振动成立，例如轴系平衡中各轴承垂直方向影响系数一般是随测点与加重平面之间距离的增大而减少的；但是水平方向影响系数则不一定如此，一般在发电机转子上加重，将对汽轮机高压转子的轴承水平方谢振动产生较显著的影响。轴瓦自激振动也不例外，例如国产200、300MW机组在归电机轴瓦上发生的油膜振荡，使1瓦垂直振动大得多。因此，根据轴系各轴承垂直振动值的分布，并参考轴承水平方向振动幅值的分布，可以判断轴瓦自激振动的振源。

4.4 了解同型机组相同轴瓦的运行情况

不论是运行已久的旧机还是正处于调试中的新机，排除了轴颈振动过大、润滑油温度过低、轴瓦顶隙过、润滑油牌号是否用错等因素之后，在进一步标明轴瓦稳定性差的原因时，了解同型机组轴瓦的运行情况，对于轴瓦自激振动原因的最终诊断和拟定消除振动措施，都有着十分重要的意义。

凡是因轴瓦设计和制造问题而发生的轴瓦自激振动，一般在同型机组同一转子的轴瓦上会多次发生或普遍存在。仅仅是国为运行和检修中的问题（例如转子存在热弯曲、轴瓦顶隙过大等）而发生的轴瓦自激振动，仅在个别机组上发生。根据这两种情况，便可以对轴瓦自激振动做出较为确切的最终诊断，而且由此可以提出较合理的消除振动的措施。

第五节消除轴瓦自激振动的措施

消除轴瓦自激振动的措施有两个：消除轴颈扰动过大和提高轴瓦稳定性。前者应放在首位，只有当轴颈扰动不大时才能考虑提轴瓦的稳定性。

5.1 减少轴瓦顶隙

不论是圆筒形瓦、椭圆瓦还是三油楔瓦，减少轴瓦顶隙都能显著提轴瓦稳定性，它比提高高轴瓦比压和减少长径比等其他措施更为有效。在现场减少轴瓦顶隙，一般都采用修刮轴瓦中分面的方法，使圆筒形瓦变成椭圆瓦、椭圆瓦的椭圆度进一步增大，三油楔瓦变成三油楔和椭圆混合型瓦，这样就加大了上瓦的油膜力，使轴颈上浮高度降低，从而提高轴瓦的稳定性。椭圆瓦和三油楔瓦顶隙可以减少到轴颈直径的1‰－1.3‰，轴颈直径直径大的，取上限；轴颈直系小的，取下限。目前现场真正的圆筒形瓦（顶隙等于两倍侧隙）已很少见到，而所谓的圆筒形瓦实际上椭圆瓦，其顶隙和侧隙近似相等，当这种轴瓦发生自激振动时，可以将其顶隙减少至轴颈直径的 1.2‰－ 1.5‰，这是由于这种轴瓦侧隙较小，顶隙不宜过小，否则会引起乌金温度的升高。

5.2 换用稳定性较好的轴瓦

一般来说椭圆具有两个承载区，所以也叫两油叶瓦，它的稳定性较圆筒形瓦要好，但承载能力不如圆筒瓦。还有一种叫三油叶轴瓦，它具有三个承载区，上瓦两个油楔，形成两个向下的油膜力，因而稳定性较椭圆瓦要好，但承载能力却显著降低，一般使用在高速轻载的轴瓦上。与油叶轴承平行的是油楔轴承，真正的圆筒形瓦只有下瓦一个油楔，如果在上瓦再加两

个油楔，即为国内200MW机组上曾使用过的三油楔轴承，结构如图所示，b为油楔深度，a1,a2为阻油边、油楔与轴颈之间顶部间隙，a1一般轴颈直径的1.2‰－1.7‰。

这种轴瓦动态稳定性远不如椭圆瓦，也不如圆筒瓦。80年代到90年代初期，国产200MW 机组6瓦、7瓦较普遍发生的油膜振荡，在当时形成了“油膜振荡热”，事实上纯属于三油楔瓦稳定差，因此改用椭圆瓦后再未发生过油膜振荡。后来投运的引进型300、600MW机组，其轴颈线速度虽已超过65m/s，但采用椭圆瓦或圆筒瓦后，都未发生过汩膜振荡。

除上述圆筒形瓦、椭圆瓦、三油楔瓦外，还有一种可倾瓦，目前国内大机组上较普遍采用。这种轴瓦结构原理如图所示。轴瓦是由多个瓦无发展前块构成，这此些瓦块可以绕支做微小的摆动，以适应合适的工作位置，使每个瓦块都能形成收敛的油楔，由此不会产生失稳分力，或者使每个瓦块都通过支点和轴颈中心，即总保持与外载荷交于一点，这样就不会产生一个使轴颈涡动的切向分力。从理论上来说，忽略瓦块的惯性和瓦块支点的磨擦力，可倾瓦是不会产生轴瓦自激振动的。但它的承载能力较低，因此只能在载荷较小的汽轮机高中压缸转子、励磁机转子上使用。

5.3 增加上瓦乌金宽度

对于圆筒形瓦、椭圆瓦和三油楔瓦，减少顶隙的目的是增大上瓦的油膜力，但是目前有些现场运行的机组上瓦，中央部分开有较宽的环向油沟，使上瓦成为两条乌金带。实践证明，在这样的轴瓦上减少顶隙，收获不十分显著。为了获提更好的效果，在减少顶隙的同时，将上瓦乌金加宽或完全填满，由此可以显著增加上瓦油膜力，提高轴瓦偏心率。

5.4 刮大两侧间隙

刮大轴瓦两侧间隙往往与减少顶隙同时进行，尤其是圆筒形瓦更是如此，其目的是防止顶隙减少后轴瓦内油流量加受到影响而使乌金温度升高，但是扩大两侧间隙不仅会显著降低轴瓦水平方向的油膜刚度，在激振力不变的情况下，转轴水平方向振动还将培大；而且会显著降低轴瓦抗振能力，在不很大的轴颈振动作用下，会造成轴瓦乌金碎裂。

5.5 其他措施

消除轴瓦自激振动除上述四个措施外，还有减少轴瓦长径比、降低油的黏度和调整轴承座标高等三个措施，采取这些措施也能提高轴瓦稳定性。

综上所述，从现场实践经验来看，这七措施（包括其他措施中的三项）基本上是按消除轴瓦自激振动有效性顺序排列的，即第一个效果最显著，第二个其次，以此类推。因此在选用时可以根据现场具体条件、轴瓦失稳严重程度（偶然发生、超速时发生、在额定转速下发生）、原来轴瓦形式、轴瓦有关稳定性的参数、轴颈振动值等因素决定。

这时必须再次指出，轴瓦自激振动往往与机组运行中的某一参数有关，例如凝汽器真空、有功负荷、励磁电流等，但是在拟定消除振动措施时，不能只局限于针对这些有关参数，而必须消除轴颈振动过大和从提高轴瓦稳定性最基本因素着手，这样才能获得较好的效果。

油膜轴承故障机理与诊断

油膜轴承的故障机理与诊断 油膜轴承因其承载性能好，工作稳定可靠、工作寿命长等优点，在各种机械、各个行业中都得到了广泛的应用，对油膜轴承故障机理的研究工作也比较广泛和深入。 一、油膜轴承的工作原理 油膜轴承按其工作原理可分为静压轴承与动压轴承两类。 静压轴承是依靠润滑油在转子轴颈周围形成的静压力差与外载荷相平衡的原理进行工作的。不论轴是否旋转，轴颈始终浮在压力油中，工作时可以保证轴颈与轴承之间处于纯液体摩擦状态。因此，这类轴承具有旋转精度高、摩擦阻力小、承载能力强的特点，并且对转速的适应性和抗振性非常好。但是，静压轴承的制造工艺要求较高，还需要一套复杂的供油装置，因此，除了在一些高精度机床上应用外，其他场合使用尚少。 动压轴承油膜压力是靠轴本身旋转产生的，因此供油系统简单，设计良好的动压轴承具有很长的使用寿命，因此，很多旋转机器（例如膨胀机、压缩机、泵、电动机、发电机等）均广泛采用各类动压轴承。 在旋转机械上使用的液体动压轴承有承受径向力的径向轴承和承受轴向力的止推轴承两类，本节主要讨论径向轴承的故障机理与诊断。 在动压轴承中，轴颈与轴承孔之间有一定的间隙（一般为轴颈直径的千分之几），间隙内充满润滑油。轴颈静止时，沉在轴承的底部，如图1-1 (a )所示。当转轴开始旋转时，轴颈依靠摩擦力的作用，沿轴承内表面往上爬行，达到一定位置后，摩擦力不能支持转子重量就开始打滑，此时为半液体摩擦，如图1-1（b)所示。随着转速的继续升高，轴颈把具有黏性的润滑油带入与轴承之间的楔形间隙（油楔）中，因为楔形间隙是收敛形的，它的入口断面大于出口断面，因此在油楔中会产生一定油压，轴颈被油的压力挤向另外一侧，如图1-1（c）所示。如果带入楔形间隙内的润滑油流量是连续的，这样油液中的油压就会升高，使入口处的平均流速减小，而出口处的平均流速增大。由于油液在楔形间隙内升高的压力就是流体动压力，所以称这种轴承为动压轴承。在间隙内积聚的油层称为油膜，油膜压力可以把转子轴颈抬起，如图1-1（d)所示。当油膜压力与外载荷平衡时，轴颈就在与轴承内表面不发生接触的情况下稳定地运转，此时的轴心位置略有偏移，这就是流体动压轴承的工作原理。

状态监测与故障诊断的基本图谱

状态监测与故障诊断的基本图谱 一、常规图谱 常规图谱又称稳态图谱，是在转速相对稳定、没有大幅度变化情况下的有关图谱，因此其不含开停车信息。 1. 机组总貌图 机组总貌图显示了机组的总貌，可了解机型、转子支撑方式、轴承位置、运行转速等，主要是查看探头的位置及位号。 2. 单值棒图 较为形象、直观地显示实时振动值，并可知低报、高报报警值及转速。 3. 多值棒图 多值棒图显示实时通频值及各主要振动分量的振动值，可大致了解机组运行是否正常。 正常运转状态下的多值棒图通常是：一倍频最大、且与通频相差不大，二倍频小于一倍频的一半，0.5倍频微量或无，可选频段很小，残余量不大。 其中： （1）通频值～即总振动值，为各频率振动分量相互矢量迭加后的总和。 （2）一倍频～为转子实际运行转速n下的频率f，又称工频、基频、转频， f = n／60 [Hz]；转子动不平衡及轴弯曲、轴承不良（偏心）、热态对中不良、支承刚度异常、在临界转速区运行、电机气隙偏心等，都会引起一倍频振动分量的增大，发生概率依次降低。 （3）二倍频～二倍工频，转子热态不对中、裂纹、松动、水平方向上支承刚度过差等，都会引起二倍频振动分量增大，绝大多数是轴系不对中。 （4）0.5倍频～0.5倍工频，又称半频，油膜涡动会引起该频率段增大，轴承工作不良也会引起该段频率增大；旋转失速、摩擦也都有可能。 （5）可选频段～由用户根据机组常见故障自己定义的频段，一般可选择(0.4~0 .6)倍工频或(0.3~0 .8)倍工频，用来监测是否发生亚异步振动，如油膜涡动、旋转失速、密封流体激振、进汽（气）脉动、摩擦、松动等。主要是轴承因紧力、接触、摇摆、油档及油温等问题引起的油膜失稳、摩擦、旋转失速、进汽脉动。 （6）残余量～除上述频率成分外，剩余频率成分振动分量的总和，该部分振值高时，转子有可能发生摩擦、高频气流脉动等。 4. 波形图 波形图显示了振动位移与时间的关系，又称幅值时域图。 波形图显示了振幅、周期（即频率）、相位，特别是波形的形状和状态。 图中：① 振幅为正峰与负峰之间的位移量，比较各周期对应的峰高，即可知振幅值是否稳定；② 二个亮点之间为一个旋转周期，波形图的周期数可以选取，想了解波形重复性

9F机组油膜涡动和油膜振荡问题研究

9F机组油膜涡动和油膜振荡问题研究 【摘要】单轴9F重型燃机采用的可倾瓦轴承以稳定性高著称，本文以1号燃气轮机异常振动为例，介绍可倾瓦轴承出现的油膜涡动和油膜振荡现象及油膜振荡特征、机理、分析诊断要点，为9F燃机的振动判断和处理提供参考。 【关键词】燃气机组；油膜涡动；油膜振荡；可倾瓦轴承 1.油膜涡动与油膜振荡现象与分析 1.1燃机异常振动情况 1号燃机于2010年5月因1号瓦轴振动慢慢爬升导致振动高保护停机，后在2瓦转子靠背加重后，振动得到改善。5月19日~27日期间，燃机每天起停机一次，这时机组在冲管阶段，汽轮机没有进汽。燃机稳定3000 r/min一段时间后，高中压转子的3、4号瓦轴振间断性出现半频分量，但其分量都还比较小，一般不到工频分量的1/2，在运行一段时间后消失，且3、4号轴振通频最大值也不大，低频振动还未引起足够重视。5月28日，机组在3000 r/min时，因3瓦振动突然出现较大的半频分量使振动幅值超过210μm而被紧急停机。5月30日对这台机组做了一次动平衡，这次平衡的目的是降低3号瓦的工频以限制半频振动。但对低频振动来讲，加重效果不明显，3、4号轴振始终间断性出现较大的半频分量振动，3号轴振最大值曾达200μm，但考虑到当时冲管时间紧张和油膜涡动还不至于危害整个转子，未作进一步的处理。6月下旬，针对低频振动，采取增加轴承标高等措施后，反而使燃机振动演变为油膜振荡。 1.2 3、4号瓦半速涡动现象 机组3、4号瓦轴振间断性出现较大的半频分量振动后，历次启停振动的重复性都比较好，即出现低频都是在定速3000r/min。6月5日8：30开始第一次冷态开机，8：54到3000r/min，振动数据见表1。由表可知，此时3、4号瓦振动基本以工频为主。到9：08时，3Y、3X、4Y、4X振动出现来回波动现象，对3Y进行频谱分析，3Y轴振中25Hz的分量达到115μm，而工频分量50Hz成分仅为67μm，4Y的半频分量也远远超过工频分量。3、4号瓦振动在半频分量的作用下在来回跳跃，表现出较为明显的油膜半速涡动特征，约过40min半频分量消失，振动平稳。 1.3油膜振荡现象 油膜振荡是由于滑动轴承中的油膜作用而引起旋转轴的自激振动，是由油膜涡动在一定条件下发展而成，属于同一本源的物理现象。当条件成熟时，油膜涡动就会发展成为油膜振荡。1号燃机于7月1日17：56到3000r/min，18：26时，3、4号振动振幅急剧增大，发生油膜振荡。油膜振荡发生时，3、4号轴振表现出的现象完全相同。发生油膜振荡后，振动不再以工频为主，且压低了工频

机械故障诊断案例分析

六、诊断实例 例1：圆筒瓦油膜振荡故障的诊断 某气体压缩机运行期间，状态一直不稳定，大部分时间振值较小，但蒸汽透平时常有短时强振发生，有时透平前后两端测点在一周内发生了20余次振动报警现象，时间长者达半小时，短者仅1min左右。图1-7是透平1＃轴承的频谱趋势，图1-8、图1-9分别是该测点振值较小时和强振时的时域波形和频谱图。经现场测试、数据分析，发现透平振动具有如下特点。 图1-7 1*轴承的测点频谱变化趋势 图1-8 测点振值较小时的波形与频谱

图1-9 测点强振时的波形和频谱 (1)正常时，机组各测点振动均以工频成分）幅值最大，同时存在着丰富的低次谐波成分，并有幅值较小但不稳定的（相当于×）成分存在，时域波形存在单边削顶现象，呈现动静件碰磨的特征。 (2)振动异常时，工频及其他低次谐波的幅值基本保持不变，但透平前后两端测点出现很大的×成分，其幅度大大超过了工频幅值，其能量占到通频能量的75%左右。 (3)分频成分随转速的改变而改变，与转速频率保持×左右的比例关系。 (4)将同一轴承两个方向的振动进行合成，得到提纯轴心轨迹。正常时，轴心轨迹稳定，强振时，轴心轨迹的重复性明显变差，说明机组在某些随机干扰因素的激励下，运行开始失稳。 (5)随着强振的发生，机组声响明显异常，有时油温也明显升高。 诊断意见：根据现场了解到，压缩机第一临界转速为3362r/min，透平的第一临界转速为8243r/min，根据上述振动特点，判断故障原因为油膜涡动。根据机组运行情况，建议降低负荷和转速，在加强监测的情况下，维持运行等待检修机会处理。 生产验证：机组一直平稳运行至当年大检修。检修中将轴瓦形式由原先的圆筒瓦更改为椭圆瓦后，以后运行一直正常。 例2：催化气压机油膜振荡 某压缩机组配置为汽轮机十齿轮箱＋压缩机，压缩机技术参数如下： 工作转速：7500r/min出口压力：轴功率：1700kW 进口流量：220m3 /min 进口压力：转子第一临界转速：2960r/min 1986年7月，气压机在运行过程中轴振动突然报警，Bently 7200系列指示仪表打满量程，轴振动值和轴承座振动值明显增大，为确保安全，决定停机检查。

第十篇 轴承下瓦开轴向槽消除油膜振荡

轴承下瓦开轴向槽治理油膜振荡的方法研究 黄海舟1，2徐华1朱均1 （1西安交通大学润滑理论及轴承研究所西安，710049） （2湖北省电力试验研究院武汉，430077） 摘要：对汽轮发电机组轴承油膜振荡的治理方法进行了试验研究，实验结果表明：现场对轴承下瓦开轴向槽，能使轴承失稳转速提高而保证温升增加不多，且工艺简单易行，比现场调整轴承载荷的方法更能取得振动治本的效果。关键词：汽轮发电机组；油膜振荡；轴瓦开槽 SS热电厂NO.7汽轮发电机组，汽轮机（背压式）和发电机型号分别为B25-90/10-1和QF2-25-3，北京重型电机厂制造，1986年投产。机组于1993年、1995年和1999年3次发生油膜振荡，引起发电机后轴承及整个轴系强烈振动，改变运行参数一般不能抑制振动。机组前两次发生油膜振荡时，停机检修主要是采取逐步增大轴承载荷，每次使振动恢复正常均要经过两次以上的检修反复，经济损失可观。 目前，国内与本机组同型的在役机组有20多台，据制造厂反映无一例发生过油膜振荡。从历史经验看，适当增大轴承载荷可以在一段时间内消除油膜振荡。如1995年曾两次尝试调整轴承载荷：第一次将4号轴承标高抬高0.05mm、顶隙减小为1.6‰D、接触角减小为55?，不能抑制油膜振荡；而第二次将4号轴承标高抬高0.5mm、将发电机对轮中心比原始抬高0.19mm，油膜振荡一时得到控制，直至机组顺利运行了4年。 实践证明，仅靠增大轴承载荷不能保证机组在下次检修后油膜振荡不再发生，而及时换用稳定性更好的轴承，对现场往往不很实际。因此，当油膜振荡在1999年8月、机组小修后启动再度出现后，对发电机后轴承采取了下瓦开槽和抬高安装标高的综合措施，提高了轴承稳定性，消除了油膜振荡。带大负荷运行时各轴承座振动（以下简称瓦振）均小于30 μm 。 本文针对所试验的机组1999年接连出现油膜振荡的问题，介绍了轴系载荷的调整措施，重点阐述了现场对轴承下瓦开轴向槽、从治本上消除油膜振荡的途径。 1 机组油膜振荡的现象特征及原因分析 本机组汽轮机和发电机的前、后支撑轴承编号依次为1~4号轴承，励磁机只有一个支撑轴承。发电机 3、4号轴承为4垫块、固定式圆柱轴承，其中4号轴承直径D=240 mm，宽度L=240 mm，设计比压Pm=1.15 MPa，采用32号汽轮机润滑油。 4号轴承为水平中分面两侧进油，一部分油在轴颈与上瓦内表面中间的宽度为120 mm的环向油槽之间经过，冷却轴颈，并使油流易于向两侧扩散至整个轴瓦表面；另一部分油在轴颈与下瓦之间经过后向轴瓦两侧泄出。 1.1 振动现象与特征 1999年7月28日至8月4日，机组进行了一次小修。与振动有关的检修工作只有：为核准轴向位移发生器零位撬动过4号轴承前转子上的台肩，处理了4号轴承油档漏油问题，调整了5号轴承紧力，对冷油器清洗后重新滤油。轴系中心数据未作调整。机组启动后，8月6日4号轴承第一次发生强烈振动，水平瓦振超过170 μm，是时运行工况为有功12.5MW、无功18MVar、润滑油温度39.7 ?C 。运行人员将有功降到10.3MW、无功降到10MVar、润滑油温度升到44.4 ?C，大幅振动消失。而将有功升到10.6MW时，振动再次出现，以后不论怎样调整运行工况都不能控制振动，机组被迫停机检查。 停机对4号轴承作了翻瓦检查，将轴瓦前后不均匀的顶隙0.43~0.56 mm减小为0.43 mm，瓦盖紧力适当增加。8月13日再次开机，机组启动过程中振动尚好，但次日带负荷运行中再次出现了剧烈的振动。如在有功15.9MW和较高的润滑油温度41.7 ?C时，4号水平瓦振达到153 μm。经数小时

空压机振动波动的原因及预防措施详细版

文件编号：GD/FS-2138 （解决方案范本系列） 空压机振动波动的原因及预防措施详细版 A Specific Measure To Solve A Certain Problem, The Process Includes Determining The Problem Object And Influence Scope, Analyzing The Problem, Cost Planning, And Finally Implementing. 编辑：_________________ 单位：_________________ 日期：_________________

空压机振动波动的原因及预防措施 详细版 提示语：本解决方案文件适合使用于对某一问题，或行业提出的一个解决问题的具体措施，过程包含确定问题对象和影响范围，分析问题，提出解决问题的办法和建议，成本规划和可行性分析，最后执行。，文档所展示内容即为所得，可在下载完成后直接进行编辑。 摘要:本文针对离心式空压机正常运行过程中出现因振动现象及出现喘振的现象，从空压机结构、工作原理及故障特征进行分析，以找到故障原因及影响，并在机组日常维护中做好相关预防措施。 关键词：空压机；振动波动；喘振；原因；措施。 引言 空分装置为化工企业的主要装置，空压机又是空分装置主要设备，空压机长期稳定运行，才能确保空分装置为其它工艺系统装置提供氧气及氮气。而振动是压缩机的常见故障，当振动过大时会影响压缩机的

可靠运行，给生产造成很大的损失，因此保证压缩机的安全可靠运行，对提高生产效率及经济效益有重要的意义。压缩机与电机由刚性联轴节相连接，变速箱中各级齿轮轴与压缩机叶轮为同一根轴，轴承的平衡对压缩机平稳运行至关重要。空压机是将经自洁式空气过滤器过滤后的原料空气，经空压机压缩送至预冷岗位。工作原理：电机将电能转化为机械能并传给叶轮，叶轮通过高速旋转将机械能传给气体，使空气获得速度能并变为压力能。此过程中动平衡和振动的平稳起着重要的作用。 2、流程简述 空气经自洁式空气过滤器过滤后，除去空气中大量灰尘和其它机械杂质，进入空压机中经三级压缩、三级冷却后，压力升至0.88MPa，温度不超过40℃

故障诊断的常用图谱

故障诊断的常用图谱 5.1常规图谱（又称稳态图，不含开停车信息） 5.1.1机组总貌图——显示机组总貌，查看探头的位置及位号。 5.1.2单值棒图——显示实时振动值，并可知低报、高报警值及转速。 5.1.3多值棒图?——显示实时通频值及各主要振动分量的振动值，可大致了解机组运行是否正常。 ①通频值——通频值即总振动值，为各频率下振动分量相互迭加后的总和。 ②一倍频——又称基频、工频，为转子实际工作转速的频率， f = n /60 [Hz]；转子动不平衡、轴承工作不良、热态对中不良等均会引起一倍频增大，发生概率依次降低。 ③二倍频——二倍工频，转子热态对中不良、裂纹、松动等都会引起二倍频增大，主要是对中不良。 ④0.5倍频——0.5倍工频，油膜失稳会引起该频率段增大，轴承工作不良（如间隙、紧力、接触、摇摆、油档等）也会引起该段频率增大；旋转失速（喘振的先兆）的频率为(0.4~0.8)倍工频，也有可能。 ⑤可选频段——用户根据机组的特点，自己定义的频段。 ⑥残余量——剩余频率成分振动分量的总和。该部分振值高时，转子有可能发生摩擦、气流脉动等。 正常运转状态下的多值棒图通常是，一倍频最大，二倍频小于一倍频的一半，0.5倍频微量或无，残余量不大。 5.1.4波形图——显示通频振动位移（总振值）与时间(周期)的关系，又称幅值时域图。

在正常的状态下，波形图应为较平滑的正弦波，且重复性好。 a．动不平衡时，在一个周期内为典型的正弦波； b．中不良时，在一个周期内为波峰翻倍，波形光滑、稳定、重复性好； c．摩擦时，波峰多，波形毛糙、不稳定、或有削波； d．自激振荡（油膜涡动，旋转脱离）时，波形杂乱、重复性差、波动性大。 5.1.5频谱图——显示了在各振动分量的频率及其振幅值。 横坐标可选择“阶比”或“频率”，一般用阶比。 各种频率所对应的故障可参照前面在多值棒图中的介绍。 正常运转状态下的频频图通常是，一倍频最大，二倍频次之、约小于一倍频的一半，三倍频、四倍频…x倍频逐步参差递减，低频（即小于一倍频的成份）微量。 看图谱不能就图看图，一定要与历史和正常运转下的频谱图相比较，查找那些频率成份发生了变化，变化的倍率有多大。 5.1.6轴心轨迹图——显示转子轴心相对于轴承座涡动运动的轨迹。 有原始、提纯、平均、一倍频、二倍频等轴心轨迹，主要看提纯。 在正常的情况下，轴心轨迹为一椭圆形。 若轴心轨迹的形状、大小重复性好，则表明转子是稳定的。 对中不良时，为香蕉状，严重时为8字形； 摩擦时，多处出现锯齿尖角或小环； 瓦块安装间隙相互偏差较大时，会出现明显的凸起状。

滑动轴承常见故障及解决方法

滑动轴承常见故障及解决方法 【摘要】滑动轴承是机器中应用很广泛的一种传动，其工作平稳、可靠、无噪声。但在运行过程中常见故障很多，影响设备的正常运行。因此，总结故障原因，找出消除故障的解决方案和预防措施，从而可以达到设备正常运行，降低维修率，提高企业的经济效益。 【关键词】异常磨损；巴氏合金；轴承疲劳；轴承间隙 巴氏合金是滑动轴承常用材料之一，因其独特的机械性能，很多旋转机械广泛采用为滑动轴承材料。在日常工作中发现因滑动轴承故障导致停产，造成很大损失的情况时常发生。总结积累经验，参考有关书目知识，对巴氏合金轴承故障因素及解决方法作以简要论述。 一、巴氏合金松脱 巴氏合金松脱原因多产生于浇注前基体金属清洗不够，材料挂锡，浇注温度不够。当巴氏合金与基体金属松脱时，轴承就加速疲劳，润滑油窜入松脱分离面，此时轴承将很快磨损。 解决方法：重新挂锡，浇注巴氏合金。 二、轴承异常磨损 轴径在加速启动跑合过程中，轻微的磨合磨损和研配磨损都属正常。但是当轴承存在下列故障时，将出现不正常或严重磨损。 1、轴承装配缺陷。轴承间隙不适当，轴瓦错位，轴径在轴瓦中接触不良，轴径在运行中不能形成良好油膜，这些因素可引起转子振动和轴瓦磨损。 解决方法：更换轴承或重新修刮并做好标记，重新装配，使其达到技术要求。 2、轴承加工误差。圆柱轴承不圆，多油楔轴承油楔大小和分布不当，轴承间隙过大或过小，止推轴承推力盘端面偏摆量超差、瓦块厚薄不均,都能引起严重磨损。 解决方法：采用工艺轴检测修理轴承瓦不规则形状。 3、转子振动。由于转子不平衡、不对中，油膜振荡、流体激进等故障，产生高振幅，使轴瓦严重磨损、烧伤、拉毛。

轴瓦自激振动分析

概述 轴瓦自激振动是现场较常见的一种自激振动，它常常发生在机组启动升速过程中，特别是在超速时。当转子转速升到某一值时，转子突然发生涡动使轴瓦振动增大，而且很快波及轴系各个轴瓦，使轴瓦失去稳定性，这个转速不失稳转速。 轴瓦失稳除与转速直接有关外，还与其他许多因素有关，因此轴瓦自激振动有时会在机组带负荷过程中发生中。下面将详细讨论其振动机理、轴瓦自激振动故障原因、诊断方法和消除措 第一节半速涡动和油膜振荡 轴瓦自激振动一般分为半速涡动和油膜振荡两个过程。转子工作转速在两倍转子第一临界转速以下所发生的轴瓦自激振动，称为半速涡动，因为这时自激振动频率近似为转子工作频率的一半。这种振动由于没有与转子临界转速发生共振，因而振幅一般不大，现场大量机组实结果多为40－100μm。转子工作转速高于两倍第一临界转速时所发生的轴瓦自激振动，称为油膜振荡，这时振动频率与转子第一临界转速接近，从而发生共振，所以转子表现为强烈的振荡。这时转轴和轴承的振幅要比半速涡动大得多，目前已检测到的轴承最大振幅可达600－700μm。 这时要指出，油膜振荡是涡动转速接近转子第一临界转速而引起的共振，而不是与转子当时的转速发生共振，因此采用提高转速的办法是不能避开共振的。 进一步研究表明，轴瓦在不同载茶下的失稳转速有较大的差别。图所示是轻载轴瓦，轴瓦失稳（半速涡动）在转子第一临界转速之前就发生，而且当转子转速达到两倍第一临界转速，就发生了油膜振荡。图所示是中载轴瓦，轴瓦失稳（半速涡动）在第一临界转速之后才发生，在高于两倍第一临界转速的某一转速下才发生油膜振荡。图所示是重载轴瓦，在油膜振荡之前没有发生半速劝，直到高于两倍第一临界转速较多时才发生油膜振荡，而且升速时发生油膜振荡的转速总比降速时油膜振荡消失的转速高，这种现象称为油膜振荡惯性效应。 第二节轴瓦自激振动的机理 要了解轴瓦内油膜如何能维持轴瓦自激振动，就行分析油膜力对轴颈的作用。为了简化起见，现以圆筒形轴瓦为例加以说明。 考虑一根没有受任何载荷，完全平衡的理想转轴。在高速转动时，其轴颈中心应位于轴承中心一个小位移，则转轴在轴承中的位置在正中心，这时偏离轴承中心的轴颈必然要受油膜弹性恢复力的作用，这个弹性恢复力又有迫使轴颈返回原位置的趋势。但是，由于轴颈的编移，油流所产生的压力分布发生了变化。在小间隙的上游侧，被轴颈带动而高速流动的润滑油，从大间隙流往大间隙，压力降低，即油膜压对轴颈的径向偏移线是不对称的，上游侧的压力比下洲侧的压力高。这个压差垂直于径向偏移线方向，它有迫使转轴沿着垂直于径向偏移线方向（切线方向）进行同向涡动的倾向。当这个切向力超过各种阻尼力时，转轴就会脱离平

浅析蒸汽轮机蒸汽(间隙)激振、油膜涡动及油膜振荡

浅析蒸汽轮机蒸汽（间隙）激振、油膜涡动及油膜振 荡 东方汽轮机厂黄永东梁小兵 摘要定性地阐述蒸汽（间隙）激振、油膜涡动及油膜振荡的机理，认为由流体产生的切向力是引起机组自激失稳的主要原因，并提出解决措施。 关键词自激振动；极限环；蒸汽（间隙）激振；油膜涡动；油膜振荡；失稳；措施 1 前言 随着汽轮机技术迅猛发展，蒸汽轮机机组容量和蒸汽参数也在不断提高，作为自激振动特例的蒸汽（间隙）激振、油膜涡动及油膜振荡引起转子失稳的问题也日愈突出。要求了解自激激振的机理和成因，提出相应的解决措施，更好地提高机组的安全可靠性。 2 自激振动与自激振荡 自激振动是汽轮机较为常见的故障现象之一，对它的研究是随着柔性转子发展而发展起来的。事实上在机械振动理论中将自激振动定义为当系统在一个周期内损失的能量和吸入的能量相等时所形成的周期性振动，并将在相平面上形成封闭的运动相迹，称之为极限环。极限环的振动幅值决定于振动系统的参数，也就是说系统本身控制振动能量的补充，并通过运动不断向自身反馈能量，一旦振动系统有初始运动（扰动）振动的能量就随之补充，使得极限环运动得以保持；而当振动系统处于静止或振动系统的参数发生改变，极限环的振动幅值就变为零或者振动幅值就会发生改变，因此可以说自激振动同外界激励是无关的。而强迫振动则是另一种类型的振动，它由外界激振力对系统做功，振动系统的振动频率与外界激振力的频率是完全一致的，一旦振动系统的参数一定，振动系统的振动幅值就主要受外界激振能量的控制和维持。 在蒸汽轮机中的极限环运动称之为涡动，它也是失稳运动的临界状态。可从两个方面进行解释。其一从能量的角度来分析，系统振动能量的耗散主要是系统阻尼作用的结果，而能量的输入是由于系统存在与正阻尼相反方向的力作用的结果，也就是通常说的“负阻尼”作功，

汽轮机运行中振动及防止措施探讨

汽轮机运行中振动及防止措施探讨 发表时间：2017-11-06T13:21:21.527Z 来源：《电力设备》2017年第18期作者：吴金海[导读] 摘要：众所周知，作为发电厂重要组成部分的汽轮机组其工作正常与否关系着整个发电系统的运营情况。而汽轮机的振动是汽轮机运行是否安全运行的重要标志之一。在目前汽轮机的正常工作过程中，振动故障是随时产生的，如果对振动控制不严格，会造成非常严重的后果。因此，本文主要就汽轮机运行中振动故障做出一定的探讨分析，并提出一些相关的防止措施，以供参考。 （内蒙古霍煤鸿骏铝电有限责任公司电力分公司内蒙古 029200） 摘要：众所周知，作为发电厂重要组成部分的汽轮机组其工作正常与否关系着整个发电系统的运营情况。而汽轮机的振动是汽轮机运行是否安全运行的重要标志之一。在目前汽轮机的正常工作过程中，振动故障是随时产生的，如果对振动控制不严格，会造成非常严重的后果。因此，本文主要就汽轮机运行中振动故障做出一定的探讨分析，并提出一些相关的防止措施，以供参考。关键词：汽轮机运行；振动故障；防止措施 前言 随着我国经济建设的发展，我国的发电技术也越来越先进，甚至走在世界的前沿。而汽轮机作为火电厂中重要的组成部分，在生产运行时往往会发生振动，其发生故障的原因有多种。因此相关人员应针对自身汽轮机运行中的振动原因，提出一定的故障查找方案和先进测量技术方法，从而更好的为汽轮机的维修带来科学的技术支持。 一、汽轮机的结构 转动部分：主要由主轴、叶片联轴器以及叶轮等部件构成，称为转子；静止部分：中应定部件包括蒸汽室、汽缸、喷嘴室、隔板、隔板套（或静叶持环）、汽封、轴承、轴承座、机座、滑销系统以及有关紧固零件等。 从汽轮机进汽压力与温度等级来看，则通常将汽轮机整体分为高压缸、中压缸以及低压缸，汽缸外部还连接有进汽、排汽、回热抽汽及输水管道等。一般汽轮机结构中，往往机组轴承包括支持轴承和推力轴承，径向轴承在确保转子在汽缸中的径向位置的同时，还保证了转子与汽缸的中心线一致，推力轴承则确定了转子的轴向位置，并确保了汽轮机动静部分的间隙。在汽轮机的运行过程中，为减少摩擦和对汽轮机的影响，通常采用在汽轮机上加装一个高压顶轴装置与低速自动盘车的装置来减少对其轴承的损坏。 二、汽轮机运行中振动判定特点 其振动特点主要表现在第一次启动升速到超过其临界转速的时候，通过对轴承振动的大小来判断汽轮机是否产生故障。如果情况良好，则可以判断汽轮机转子与拖带机组的转子在当前处于平衡的状态，轴承未有任何的损伤。若要在停机后对汽轮机的末级的叶轮进行配重，应注意先在其空载的时候，保持其空转速度在3000转/每分钟，同时降下轴承基频振动降到安全线以下方可进行操作。待机组的配置再次启动之后，根据相关的标准是将轴承的垂直的振动调整为50um，同时带负荷在20MW的时候，其振动基本不变。待振动升到91.7um时，这个时候要及时打闸停机，并且在这个时候大轴的扰度比在启机的时候要大50um.当在进行第三次启动的时候，在后汽封的温度达到300度的时候，并且在90.7um的时候，要打闸和停机。机组在整个启动过程中造成的振动突增，会导致监测系统报警，说明汽轮机的故障在逐渐的恶化。 三、汽轮机运行中振动一般故障 3.1 密封不严 密封不严导致的机组振动异常的故障率占40%以上，主要是振动使低压端部轴封遭到破坏所致。由微小空隙进入低压缸中的空气，使真空度降低；相反，高压端部分较大的漏气量致使转子弯曲，蒸汽渗入润滑油系统，润滑油纯度不足，油质乳化。 3.2 油膜失稳和气流激振 油膜失稳和气流激振是一种自激振动。自激振动的出现与转速或负荷密切相关。维持这种振动的能量来自于系统自身内部的某种机制。在实际的运行中，最常见的轴系动力失稳有：滑动轴承油膜失稳造成的半速涡动和油膜振荡、气流激振、转轴材料内阻引起的不稳定振动、转轴和套装叶轮之间的内摩擦以及中心孔进油造成的振动等。因此，在生产工作中一定要严密监视机组的负荷与转速，以便于判断油膜失稳和气流激振所带来的振动故障； 3.3 动静摩擦问题 对于汽轮机的工作效率要求不断增加，动静的间隙不断的缩小，碰摩的可能性就随之增大。动静摩擦轻的会使汽轮机产生强烈的振动，严重的就会使转轴永久性的弯曲，整个轴系统都会遭到损坏，造成重大的经济损失。发生动静摩擦的原因有以下几种： 转轴振动过大，质量不平衡、转子弯曲、轴系失稳等都会造成这一现象；（1）转子偏斜； （2）动静间隙过小； （3）缸体跑偏，变形； （5）自激振动；

油膜振荡

油膜振荡的特征及判别方法 山东工程学院曲庆文马浩柴山 摘要：油膜振荡是大型机电设备出现故障较多的原因之一，本文主要对机电设备中出现油膜振荡的特征及判别方法加以总结论述，以便尽可能地避免油膜振荡的产生，提高机电设备的利用率和生产效率，减少设备的维修时间。 关键词：油膜振荡；设备故障；故障检测 1 涡动 转轴的涡动通常有惯性涡动、液力涡动和气隙涡动等［1］。对于轴颈轴承受到动载荷时，轴颈会随着载荷的变化而移动位置。移动产生惯性力，此时，惯性力也成为载荷，且为动载荷，取决于轴颈本身的移动。轴颈轴承在外载荷作用下，轴颈中心相对于轴承中心偏移一定的位置而运转。当施加一扰动力，轴颈中心将偏离原平衡位置。若这样的扰动最终能回到原来的位置或在一个新的平衡点保持不变，即此轴承是稳定的；反之，是不稳定的。后者的状态为轴颈中心绕着平衡位置运动，称为“涡动”。涡动可能持续下去，也可能很快地导致轴颈和轴承套的接触，稳定性是轴颈轴承的重要性能之一，是由于惯性作用的主要例证。 惯性涡动是由于转子系统的不平衡重量引起的惯性离心力P强迫引起的涡动。图1所示，矢量P与瞬时轴的动态挠度oH的夹角ψ表示惯性涡动的不同位置，夹角ψ随轴的转速n W变化。对于小的n W值，ψ接近于零，当轴的转速小于临界转速时，ψ由零增加至90°，此时力P可以分解成作用在挠度方向oH上的力P r和垂直于OH的力P t。P r与轴的弹性变形后生成的弹性力相平衡；而P t则没有与之平衡的固定力，于是被迫形成“同步涡动”。当轴的转速达到临界转速n k时，涡动达到极值；若转速继续增加，超过临界转速n k后，涡动减小。此时， P r与挠度方向相反，产生自动对中现象，这是柔性轴的特征。

《过程流体机械第二版》思考题参考解答(《过程流体机械》教材2-3-4章)

V 容积系数λV （最重要系数） λV ＝1－α（n 1 ε－1）＝1－???? ??????-???? ??11 0n s d S p p V V （2-12） 式中：α ——相对余隙容积，α ＝V 0（余隙容积）/ V s （行程容积）；α ＝ 0.07～0.12（低压），0.09～0.14（中压），0.11～0.16（高压），＞0.2(超高压)。ε ——名义压力比（进排气管口可测点参数），ε ＝p d / p s ＝p 2 / p 1 ，一般单级ε ＝3～4；n ——膨胀过程指数，一般n ≤m （压缩过程指数）。 ☆思考题2.4 多级压缩的好处是什么？---优点：①.节省功耗（有冷却压缩机的多级压缩过程接近等温过程）；②.降低排气温度（单级压力比小）；③.增加容积流量（排气量，吸气量）（单级压力比ε降低，一级容积系数λV 提高）；④.降低活塞力（单级活塞面积减少，活塞表面压力降低）。缺点：需要冷却设备（否则无法省功）、结构复杂（增加气缸和传动部件以及级间连接管道等）。 2.6 动力空气用压缩机常采用切断进气的调节方法，以两级压缩机为例，分析 一级切断进气，对机器排气温度，压力比等的影响。 两级压缩机分析：1级切断进气→节流（实际ε1↑）→停止进气排气→2级节流（实际ε2↑）→（短暂）排气温度T 2↑→（逐渐）停止进气排气（级间存气）；活塞力↑（ε↑），阻力矩变化。 3 离心压缩机 ☆思考题3.1 何谓离心压缩机的级？它由哪些部分组成？各部件有何作用？ 级典型结构（图3-2）：叶轮、扩压器、弯道、回流器，首级（增加吸气管）、中间级、末级（无弯道、回流器，增加蜗壳）；叶轮：唯一做功元件。闭式、半开式、双吸式（双面进气）；后弯（后向）型、径向型、前弯（前向）型；扩压器：能量转换元件（动能→压能，气流减速增压），无叶（片）型、叶片（有叶）型。 3.2 离心压缩机与活塞压缩机相比，它有何特点？ 22φ2r 的数值应在何范围之内？ 连续方程：质量守恒（流经任意截面流量） q m ＝ρi q Vi ＝ρin q Vin ＝ρ2 q V 2＝ρ2 c 2r f 2 ＝const （3-1） 式中：q m 为质量流量，kg/s ；q V 为容积流量，m 3/s ；ρ为气流密度；f 为截面面积；c 为法向流速； q m ＝ρ2 q V 2＝ρ2 2222D D b πτ2 φ2r u 2 ＝ρ22 2D b φ2r 32 2 2 60u n ??? ??πτ （3-2） 式中：D 2为叶轮外径；b 2 为叶轮出口轴向宽度；b 2 / D 2为叶轮出口相对宽度（0.025～0.065）；φ2r 为流量系数（径向叶轮0.24～0.40，后弯叶轮0.18～0.32，β2A ≤30o强后弯叶轮0.10～ 0.20）；τ2 为叶轮出口通流系数。 3.4 何谓欧拉方程？试写出它的理论表达式与实用表达式，并说明该方程的物理意义。 欧拉方程：（叶轮机械基本方程）理论和实用表达式 L th ＝H th ＝c 2u u 2－c 1u u 1＝2 212 2 u u -＋ 22 12 2c c -＋ 2 2 2 21w w - （3-4、5） 式中：L th 为叶轮输出欧拉功；H th 为理论能量头（接受能量/单位重流体），kJ/kg ；物理意义：3部分能量，（离心力做功转静压能）+（动能增量）+（w 减速转静压能）。 3.7 试说明级内有哪些流动损失？流量大于或小于设计流量时冲角有何变化？由此会产生什么损失？若冲角的绝对值相等，谁的损失更大？为什么？ 级内流动损失 （1）摩阻损失H f ∝2V q （2m c 平均气速）；（2）分离损失：边界层（c →0） 分离（回流），控制通道扩张角（锥度、扩压度，图3-8）；（3）冲击损失（叶 轮、扩压器）：（叶轮为例，扩压器类似分析）；叶轮进气角β1≠叶片进口角β1A ， 3.9 试分析说明级数与圆周速度和气体分子量的关系。 级数与叶轮圆周速度u 2和气体分子量μ的关系 u 2↑，单级L th ↑→级数↓，但叶轮材料强度、气流马赫数M w 1和M c 2、叶轮为防喘振可采取哪些措施？ 喘振工况 现象：流量↓→个别叶道产生漩涡（边界层分离）→“旋转脱离”（叶道漩涡区逆向转动）→流量↓↓→大部叶道堵塞（旋转脱离漩涡团）→出口压力p ↓→管网气流倒流→出口压力p ↑→管网正流供气→流量↓反复倒流正流→喘振工况；危害：强烈振动、噪声、性能（p 、η）下降、轴承和密封损坏、转子定子碰撞→机器严重破坏；特点：旋转脱离频率↑、振幅↓、影响叶片，管网影响较小；喘振频率↓、振幅↑、机组管网影响极大；防喘振措施：出口降压（放空、旁路回流） ，调节（变速、预旋(导叶)、气量↑、停机），监测（q Vin 、p ）； 子轴向窜动，对轴向推力及轴承有什么要求？ 轴向力：叶轮两侧压差、流体轴向动量差，方向指向叶轮入口；轴向力平衡措施：叶轮对排（对称平衡）、双吸（双面进气）叶轮、叶轮背叶片（背压↓）、平衡盘（末级叶轮后，盘前高压，盘后引入口低压，反向平衡力）；防轴向串动要求：止推轴承、保留（3000～8000 N ）轴向力、（设置轴向）位移限制器、监测（轴向）位移。 3.23 何谓滑动轴承的动态特性？何谓油膜振荡？哪几种滑动轴承具有抑振特性？ 滑动轴承特性：静态特性，轴颈中心稳定（偏心距e 和偏位角θ不变），（油压、油量、承载、阻力、温升）；动态特性，轴颈中心涡动（e 和θ变化，径向速度 dt de e = 和涡动角速度dt d θ θ= ）；半速涡动：涡动角速度ω 涡 ＜ ≈1/2ω（转子角速度），同方向持续，振幅较小；①.收敛（阻尼力＞推动力）；②.稳定（等功，轴心椭圆轨迹）；③.发散（阻尼力＜推动力）； 油膜振荡：（涡动角速度）ω涡＝n c 1（1阶临界转速），频率保持，振幅极大；（油膜振荡）防止方法：转子（转子刚度↑、n c 1↑、n 工作↓，n 工作＜2n c 1），轴承（抑振轴承）；抑振轴承：原理（双多油楔、自调整、动压收敛）（图3-41）椭圆轴承、多油叶（不对称三油叶Three Lobe ）轴承、多油楔（四油楔）轴承、可倾瓦Tilting Pad （活支五瓦块）轴承、垫块式止推轴承等。 3.24 有哪几种轴端密封？试简述它们的密封原理和特点。 机械密封：动静环，径向间隙（轴面）密封→轴向间隙（端面）密封，效果、寿命好，成本高，替代填料；液膜（浮环）密封：浮动径向间隙密封（液体润滑）＋双端面密封，封液（＞气压）强制向内外输送（回收）；干气（气膜）密封：动静环→动环开槽→(旋转)气体动压→端面间隙→气封（润滑），启动、装配、振动问题；离心压缩机：状态监测＋干气密封→工业实用保证

15类39个机械振动故障及其特征频谱,讲解的非常详细,你学会了吗

15类39个机械振动故障及其特征频谱，讲解的非常详细，你 学会了吗 15类常见的振动故障及其特征频谱: 不平衡、不对中、偏心转子、弯曲轴、机械松动、转子摩擦、共振、皮带和皮带轮、流体动力激振、拍振、偏心转子、电机、齿轮故障、滚动轴承、滑动轴承。 一、不平衡 不平衡故障症状特征： ?振动主频率等于转子转速 ?径向振动占优势 ?振动相位稳定 ?振动随转速平方变化 振动相位偏移方向与测量方向成正比

1、力偶不平衡 力偶不平衡症状特征： ?同一轴上相位差180° ?存在1X转速频率而且占优势 ?振动幅值随提高的转速的平方变化?可能引起很大的轴向及径向振动幅值 ?动平衡需要在两个修正面内修正

2、悬臂转子不平衡 悬臂转子不平衡症状特征： ?径向和轴向方向存在1X转速频率 ?轴向方向读数同相位，但是径向方向读数可能不稳定 ?悬臂转子经常存在力不平衡和力偶不平衡两者，所以都需要修正

二、不对中 1、角向不对中 角向不对中症状特征： ?特征是轴向振动大 ?联轴器两侧振动相位差180° ?典型地为1X和2X转速大的轴向振动 ?通常不是1X，2X或3X转速频率占优势?症状可指示联轴器故障

2、平行不对中 平行不对中症状特征： ?大的径向方向相位差180°的振动严重不对中时，产生高次谐波频率?2X转速幅值往往大于1X转速幅值，类似于角向不对中的症状 ?联轴器的设计可能影响振动频谱形状和幅值

3、装斜的滚动轴承 装斜的滚动轴承症状特征： ?振动症状类似于角向不对中 ?试图重新对中联轴器或动平衡转子不能解决问题 ?产生相位偏移约180°的侧面 ?对侧面或顶部对底部的扭动运动 三、偏心转子 偏心转子症状特征： ?在转子中心连线方向上最大的1X转速频率振动 ?相对相位差为0°或180° ?试图动平衡将使一个方向的振动幅值减小，但是另一个方向振动可能增大

油膜振荡分析与处理

油膜振荡分析与处理 油膜涡动是由于油膜不稳定造成的，其振动频率一般在0.4~0.6倍频，但在现场实际观察也有0.3~0.7倍频的情况甚至更高；影响油膜的原因很多，如：1转速，2轴承载荷，3油的粘度，4轴颈与轴的间隙，5轴颈与轴的尺寸，6油的温度7油压8轴承进油孔的直径等’还有轴瓦的宽度等。除了润滑油品质的影响外，还有轴瓦载荷的影响，轴瓦载荷较小时容易发生油膜涡动，过大的振动容易产生油膜涡动； 油膜涡动和油膜振荡在高、中压和低压转子上均可能发生，并且由于转子标高受热负荷的影响，油膜失稳不但可能在升速过程，而且也可能在带负荷期间发生。油膜振荡不仅会导致高速旋转机械的故障，有时也是造成轴承或整台机组破坏的原因。 其实所有的振动都是轴心绕其旋转中心旋转的，这个旋转中心并不一定是轴瓦中心，因为大家都知道在运行中轴是有偏心的； 解决油膜涡动的方法当然也不是使转子运行在临界转速以下，工作转速是设计好的，不可能都改成刚性转子； 可以从轴心位置图看到其轴心是否过高，可以判断该轴瓦是否载荷较低； 解决油膜涡动，一个是检查油的质量使其合格，保证油温在设计范围内，还有就是增加该轴瓦的载荷，比如抬高轴瓦，增加轴瓦的轴径比等。

油膜涡动： 油膜的楔形按油的平均流速绕轴瓦中心运动的现象称为油膜涡动，因其平均速度为轴颈圆周速度的一半，故又称为半速涡动。 机理： 油润滑滑动轴承工作时，以薄的油膜支承轴颈。在轴瓦表面的油膜速度为零（轴瓦静止），而在轴颈表面的油膜速度与轴颈表面相同（轴颈高速旋转）。因此，不论在圆周上的任何剖面，油膜的平均速度均为轴颈圆周速度的一半。 轴颈高速旋转时，油膜厚度随楔形变化，但油的平均流速却相对不变。由于油的不可压缩性，多出的油将从轴承两端流出，或者油膜的楔形按油的平均流速绕轴瓦中心运动。 如何诊断油膜涡动引起的振动？ 诊断油膜涡动可从以下的振动特征来判断： （1）油膜涡动的特征频率为略小于转子转速的1/2，并随转速的升高而升高，常伴有1倍频； （2）振动较稳定，次谐波振幅随工作转速的升高而升高； （3）相位较稳定； （4）轴心轨迹为双环椭圆，进动方向为正进动； （5）对轴承润滑油的温度、粘度和压力变化敏感。 怎样消除？ 当前在生产中，可通过以下途径来消除油膜涡动： （1）从结构上，保证轴颈相对于轴瓦处于较大的偏心下工作；

离心压缩机振动故障综合分析

离心压缩机振动故障综合分析 故障类别及判别方法： 1、转子不平衡引起的振动 离心压缩机的转子由于受到材质和加工装配技术等各方面的影响，转子上的质量分布对轴心线成不均匀分布，或认为转子的质量中心与旋转中心之间总是有偏心距存在。因此，转子在 高速旋转时将产生周期性的离心力、离心力矩或两者兼有，这种交变的离心力或离心力矩就 会在轴承上产生动载荷，也就会引起压缩机的振动。 转子不平衡是引起压缩机振动的最主要、最常见的原因。 1.1.1 转子不平衡的原因 1. 设计问题： （1）旋转体几何形状设计不对称，重心不在旋转轴线上。 （2）在转子内部或外部有未加工的表面，引起质量分布不匀。 （3）零件在转轴上的配合面粗糙或配合公差不合适，产生径向或轴向摆动。配合过松时， 高转速下转子内孔扩大造成偏心。 （4）轴上的配合键装于键槽，形成局部金属空缺。 （5）轴上转动部件未对称安装，且有配合间隙。 2. 材料缺陷： （1）、铸件有气孔，造成材料内部组织不均匀，材料厚薄不一致如：焊接结构由于厚度不 同而造成质量不对称。 （2）、材料较差，易于磨损、变形造成质量分布不匀。 3. 加工与装配误差： （1）焊接和浇铸上的造型缺陷。 （2）切削中的切削误差。 （3）叶轮在装配时配合误差的累积，引起重心偏移，因此对于高速转子每装上一个叶轮需 要进行一次动平衡。 （4）、材料热处理不符合条件要求，或残余应力未消除加工和焊接时的扭曲变形，使转子 永久性变形。 （5）配合零件不一致造成质量不对称。如：螺孔深度或螺钉长度不一致等。（6）联轴器不对中，对于其中一个转子来讲，一种平行不对中相当于对转子加了一个不平 衡负荷。因此也表现出不平衡的特征。 4. 动平衡的方法不对 对于挠性转子，其工作转速下的振型与其一阶振型有显著差别。因此仅在低速下对转子做动 平衡，在高速下仍会发生很大的振动。 1.1.2 转子不平衡的主要振动特征 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。