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）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）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4-3 N200 型汽轮发电机组的振动频率特性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K d的比值的线性函数，即P） ( 4 一l )A=ƒ（∑KdKsK d=β式中 K d----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Ks）。
静刚度Ks与动力放大系数β之比值，即K d=βKs)。
β表示系统振动状态与共振状态相接近的程度(β=Kd在系统共振时，β达到极大值。
将β代入后可得：Pβ）( 4 一2 )A＝ƒ（∑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<n cr ) ,OA _____为原有不平衡力，OB ____为出现凸面弯曲方向。
OA _____与OB ____之间夹角ϕ为滞后角（滞后于转动方向），ϕ<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B O '____,H ´处摩擦，不平衡量的合成变为C O '____= OC ____+B O '____。
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ϕ与临界转速关系（a ）n<n cr ; (b)n>n cr当摩擦转速高于临界转速，如图4-l ( b ）所示，滞后角ϕ>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B O '____，不平衡量的合成为C O '____= OC ____+B O '____ ，而C O '____＜OC ____，这样继续下去，新的不平衡量逐渐减小，而摩擦点不断逆转向移动，摩擦点逐步脱离接触。
