核心提示：　　引起發電機轉子振動的原因很多，常的有轉子質量不平衡轉子不對中共振等機械方面的因素，另外線，短路冷卻系統堵塞線，膨脹受阻集電環與轉軸摩擦等引起的轉子熱不平衡和油膜渦動或油膜震蕩也會引發振動。前者引起

　　引起發電機轉子振動的原因很多，常的有轉子質量不平衡轉子不對中共振等機械方面的因素，另外線，短路冷卻系統堵塞線，膨脹受阻集電環與轉軸摩擦等引起的轉子熱不平衡和油膜渦動或油膜震蕩也會引發振動。前者引起的般是穩定振動，而后者往往引起發電機在運行中產生突發性或不穩定振動，危害性更大。本文將著重對引起發電機轉子突發性振動的原因機理振動特點和診斷方法進行闡述，并給出3個現場的振動分析和處理實例予以說明。

　　1.1油膜渦動和油膜振蕩不穩定油膜渦動是普通潤滑軸承發生次同步不穩定振動問的主要原因。油膜潤動是油膜力激發的振動，此時正常運行條件的改變如傾角和偏心率引起油楔雅動轉軸在軸承中運動，因而在旋轉方向產生內存在足夠大的阻尼，則轉軸回到其正常位置，變得穩定；否則，轉子將繼續潤動，出現較大的不穩定振動。油膜不穩定渦動般是由于過大的軸承磨損或間隙，不合適的軸承設計，潤滑油參數的改變等因素引起的。根據振動頻譜恨容易識別油膜渦動不穩定，其出現時的振動頻率為同步振動頻率的4048，接近轉速頻率的半，也常稱為油膜半速渦動。

　　當機器出現油膜渦動不穩定，而且油膜渦動頻率等于系統的固有頻率時就會發生油膜振蕩。油膜振蕩只有在機器運行轉速大于2倍轉子臨界轉速情況下才可能發生。當轉速升至2倍臨界轉速時，渦動頻率非常接近轉子臨界轉速產生共振而引起很大的振動以致油膜失去支撐作用。通常旦發生油膜振蕩，無論轉速繼續升至多少，渦動頻率將總保持為轉子階臨界轉速頻率。

　　由于發電機轉子的階臨界轉速較汽輪機轉子生油膜渦動或油膜振蕩。早期的國產200厘賈和3001雙機組由于設計的軸承穩定性裕度偏小，致使些機組的發電機轉子在超速和帶負荷運行工況曾發生過油膜振蕩故障，后采用更換軸承等措施基本解決了這類機組的油膜振蕩問。但近年來實際仍存在些機組的發電機轉子發生突發性的油膜渦動不穩定現象，尤其是些中小容量機組100，賈以下。在運行工況下，它易受由于轉軸找正而造成及供油溫度變化的影響。

　　1.2轉子熱不平衡轉子熱不平衡是指轉子受熱后發生的軸彎曲現象。通常熱不平衡產生的振動為基頻成分。當振動與勵磁電流有關，且振動的變化與電流的改變存在時滯，則可確認發電機轉子存在熱不平衡。除轉子鍛件材料的各項異性不均外，發電機轉子產生熱不平衡的其他常原因有轉子冷卻系統不對稱轉子受熱不均勻轉子線，熱膨脹不均而產生的內摩擦力及動靜碰磨。

　　1.2.1轉子冷卻系統不對稱不對稱冷卻般指冷卻系統發生堵塞造成冷卻不均勻。此時轉子徑向產生溫度不對稱，徑向溫差導致轉子發生彎曲。在氫內冷發電機中造成這故障條錯位等引起的通風不暢。在水內冷發電機中造成此故障的原因是異物進入冷卻水導管引起局部水路堵塞或氣體進入冷卻水系統引起冷卻水道氣塞。

　　轉子冷卻不均引起的熱不平衡振動往往與冷卻氫溫，溫有關，溫度越高，振動越小。該振動還有如下特點快速降負荷解列打閘停機過程通過發電機轉子臨界轉速時的振動值較啟動時的相應值放大許多，且停機后立即測量的大軸晃度值也比啟動前的增大許多。

　　1.2.2轉子受熱不均勻轉子受熱不均般是指由于繞組絕緣損壞等原因造成轉子線，匝間短路，短路電流從而形成局部過熱，其結果是轉子截面產生徑向溫差導致轉子發生彎曲。轉子匝間短路分為靜態和動態匝間短路2種。但后者般在定的運行工況熱態下才發生，故有時檢測不易發現。

　　受熱不均產生的突發性振動與勵磁電流的大小有關。電流越大，轉子熱彎曲量越大，反映出的振動幅值也越大。與轉子冷卻不均引起的熱不平衡振動樣，因短路等故障產生的轉子熱彎曲使得停機過程發電機轉子經過臨界轉速時的振動較啟動時的相應值明顯增大，停機盤車晃度也顯著增大。

　　1.2.3轉子線圈熱膨脹不均而產生的內摩擦力在轉動過程中，轉子部件由于離心力作用擠壓在起。由于各部件材料溫度不同，膨脹系數亦不同，存在相對膨脹趨勢，接觸面出現摩擦力。若摩擦力不對稱轉子就會承受個偏心的軸向力，產生彎矩，使轉子彎曲。迪常在線圈和槽模之間端部線圈和護環內面之間都會產生這種摩擦效應，如線圈受熱后膨脹受阻時將產生不對稱的軸向力。此外勵磁線，端部的熱伸長受端部墊塊的阻礙作用，使之沿圓周方向發生微小位移，平衡會受到破壞。通常摩擦力產生的振動具有定的突發性，此外內摩擦引起的熱不平衡振動還有如下特點1與其他原因引起的熱不平衡樣，振動也是隨勵磁電流的增加而增大。不同的是即使減小勵磁電流，振動也不定能恢復，往往仍保持在高位。2振動處于高位時，如將轉速降低數百轉，再提升至額定轉速時才有可能恢復到原先冷態水平。

　　1.2.4動靜摩擦擋油環密封圈集電環等靜止部分在接觸轉軸時轉軸的最高點觸及固定部分會使轉軸局部發熱，在圓周上產生溫差，使轉軸出現短時的彎曲。發電機轉子軸頸與集電環的碰磨引起的振動往往呈定的周期性。

　　臺6妁機組油膜半速渦動引起的突發性振動機組概況和振動特點機組系南京汽輪機廠產品，1995年月出廠。

　　1996年12月至1997年1月機組調試期間，在帶較大負荷時，3號軸承發電機前軸承出現突發性振動。在發電機參數為5.5站賈3.50時，3號軸承振動值由40！左右突然增大到70左右，而軸系其余3個軸承振動也有突增現象，只是幅值相對較小。從振動頻譜分析看，突發性振動主要以半頻25，2為主，3號軸承垂直和水平振動半頻分量分別達25叫，和40占其通頻振動的42和81左右。此外，發生突發性振動時，除存在半頻分量外，還存在些1.5倍2倍頻等諧波分量。此次突發性振動持續約30，當有功降至2.8，評，無功降至1.5，人時才消失。

　　2.1.2振動分析與處理根據上述振動現象可判斷在發電機大負荷和高無功狀態下3號軸承出現油膜半速渦動，故決定檢查軸瓦是否安裝合適。因沒有原始安裝記錄，只好將23號軸承座上蓋打開，進行就地測量。測量結果明，3號軸承頂部間隙260，兩邊側隙約250軸瓦且向南側偏50停機721冷卻后測量轉子揚度發現3號軸承標高比2號軸承低150，而制造廠要求冷卻安裝時2號軸承標高為，13號軸承標高向上揚升。因此，3號軸承出現半速潤動原因是軸瓦安裝不當，3號軸承標高偏低，帶大負荷運行時機組熱態軸承標高產生變化，造成3號軸承輕載，降低軸瓦的穩定性。

　　針對3號軸承安裝的實際測量情況，提出抬高軸承標高減小頂隙刮大兩側間隙，并重新對輪找中的方案。最終調整結果為3號軸承下瓦墊高100南側墊50，3號軸承中分面拆墊1004號軸承座底部墊高1001.最后測量3號軸承下瓦兩側間隙250，頂隙180，上瓦頂部緊力該調整方案實施后，機組可帶大負荷運行，并順利完成72試運行。在此期間，機組曾帶超額定有功及4.8入無功運行，均未出現突發性振動。機組帶大負荷運行后振動穩定，額定工況附近3號軸承最大振動301左右。其余軸承各方向振動均在2.2臺100口西機組發電機動態匝間短路引起2.2.1機組概況和振動特點該機組系北京重型電機廠生產的100，賈汽輪發電機組。該機組投產于1978年。在1997年9月12月的大修期間，由北重廠對其汽輪機高低壓轉子實施了通流部分改造，并更換雙水內冷發電機轉子全部冷卻水管和定子線圈等。

　　大修結束后的開機運行中機組振動超標，主要反映在46號軸承56號軸承為發電機支持軸承，帶較大負荷時振動持續增大，機組只能限制在70厘識以下運行。通過有關振動試驗，該機組振動呈現如下特點1并網之前，除6號軸承水平振動略大外89，36號軸承其余各振動測點數值均為301以下。2并網后，46號軸承振動逐漸增大，其既與發電機勵磁電流有關，又與有功負荷有關。勵磁電流大于950人或有功負荷超過70站賈時，振動迅速爬升。46號軸承振動以基頻分量為主。

　　8熱態下6號軸承振動變化量最大。如將有功負荷70肘賈勵磁電流1400人工況的振動與并網前空載3 000以，時的數據相比，6號軸承垂直和水平振動分別增大45，1和70，1.4發電機轉子進水溫度提高20后，除5號軸承振動增大10151外，其余各振動測點數值基本不變。5在啟動過程中，通過發電機臨界轉速時疾測值為1360爾，46號軸承水平振動分別為441和56.但由70偌指漢杉襖，諾緦鞅400人工況快速降負荷，解列并打閘停機過程中過發電機臨界轉速時，46號軸承水平振動分別高達104叫1921和382 2.2.2振動原因分析和轉子檢查處理情況由于振動以基頻分量為主，與勵磁電流有關，且機組啟動和快速降負荷解列停機期間過發電機臨界轉速時的振動相差甚大，判斷發電機轉子存在熱彎曲。因發電機轉子冷卻水溫變化對振動影響不大，可基本排除水路堵塞因素。據查該發電機轉子曾發生過負序電流燒壞轉子兩端部槽楔及匝間短路故障，故障后均拆下大護環進行了處理。根據上述振動特征，明此次通流改造結束后開機運行中發電機轉子可能又出現局部短路，但因勵磁電流增大到950入及其以上時，振動快速增大，顯發電機轉子可能在某個熱態工況以上時才發生局部短路故障。

　　該機組的振動不僅隨發電機勵磁電流，加而，大，而且也隨發電機有功負荷的增加而增大。尤其是5號軸承振動受有功負荷的影響更明顯。此現象說明低壓發電機轉子聯軸器在熱態下也存在定的不平衡。

　　綜上所述，該機組振動的主要原因是發電機轉子在某個熱態工況以上運行時發生局部短路故障，同時低壓發電機聯軸器的不平衡可能對機組的振動亦產生定影響。

　　針對以上分析，決定抽出發電機轉子進行全面檢修。經電氣多次匝間試驗，才在勵端里側集電環短引線對應的磁極線，的2號包的排間位于大號線圈和小號線圈交接處發現短路點，小號與大號線圈之間有2，81的燒痕，絕緣己碳化，大號線圈尺處銅線局部燒熔。分析原因是護環下絕緣板未能按紙要求墊置，未打定位銷及熱套護環時絕緣板移動造成較嚴重的爬臺現象，使護環的緊力和線圈的受力狀態改變。小號線圈處于較松狀態，而大號線圈緊力較大，發電機受熱后造成動態匝間短路。

　　2.2.3軸系動平衡發電機短路點處理完畢且發電機轉子兩端芯環平衡重量向本體中央移重0兩端芯環累積平衡重量各超過41后機組啟動。定速300，后，5 6號軸承垂直水平振動分別為63471和40，1501該振動可能是移重偏差引起。發電機兩端芯環分別加重4858乙131和7238223后，空載300，1由1下的振動數值大幅降低。除5號軸承垂直振動值301！1左右外，其余各測點的振動值都在25μl以下，機組順利帶到額定負荷汽輪機改造后為0從帶負荷過程測量的振動數據發現，盡管消除發電機轉子線，動態匝間短路故障后，46號軸承振動基本不受發電機勵磁電流增大的影響。但振動仍受有功負荷的影響。機組帶負荷后，4 5號軸承振動仍有定程度的增大，尤其是45軸承水平方向振動和5號軸承垂直方向振動，在額定負荷工況附近其數值為50μLm左右，熱態下振動增量為1525明低壓發電機轉子聯軸器存在定的不平衡。5個月后利用該機組小修機會在低壓發電機轉子聯軸器加重703乙340，不僅空載30001機組振動繼續明顯改善，而且帶負荷后振動增量基本消失，額定負荷工況附近各軸承振動值均在25，1以內。

　　2.3某3007機組發電機線圈膨脹受阻引起的突發性振動2.3.1機組簡介和振動特點該機組系哈爾濱電站設備成套公司供貨的300厘賈機組，于1993年3月投產。該機組自1998年6月以來在大負荷運行工況多次發生發電機56號軸承突發性振動現象。通過有關的試驗發現機組具有如下振動特點1升速過發電機轉子臨界轉速120，左右振動很小，56號軸承瓦振均不超過20，轉軸相對振動不超過40工作轉速下56號軸承瓦垂直振動分別為131和16，556，6測點的相對軸振分別為92460pm26pmff31pm.2振動與發電機的氧溫和氧壓關系不大。3振動與有功負荷基本無關。在較小無功較大有功負荷工況56號軸承瓦振和軸振的幅值和相位基本與空載300，1下的數值相差不大。4振動與無功負荷的大小有關。當保持有功負荷250，無功負荷升至100，此時發電機轉子勵磁電流2 450人左右，額定值2580入，約221后，5父566測點相對軸振基頻振動相位瞬間分別突變90180195和135.左右，隨后振動很快增大，在151內，其幅值由穩定時的100爾9224412241左右分別增大到20，484，73，1221左右。盡管隨后降無功負荷至50厘人左右，但振動仍增大，上述測點振動最大值分別達222爾134200142而且振動增大過程中振動相位基本保持不變。又逐漸降低有功負荷，振幅才逐漸回落，直到大約2后，有功負荷20，賈，無功負荷400，上述測點振動仍保持較大水平，數值分別為128，80，6叫90，基頻振動幅值和相位都恢復不到突發振動前的水平。在轉軸振動出現突發性增大的同時，軸瓦振動亦現出類似的現象。56號軸承垂直瓦振基頻相位首先分別突變75和175左右，然后振動幅值很快增大，由突發振動前的101和1左右增大到最大值分別為01和90，1左右。12分別列出有關軸承相對軸振和瓦振的變化情況。機組解列，定速300，1后振動迅速降低，轉軸振動和軸瓦振動的幅值和相位基本恢復到突發振動前的水平。5在發生突發性振動，且振幅仍在增大的情況下，在幾乎lmin內快速降負荷并解列打閘停機，降速過程通過發電機轉子臨界轉速時的振動較冷態啟動時的數值明顯增大，測點5，和6，相對軸振動值分別為255+，和18而5號軸承垂直測量的56號軸承處轉軸晃度明，其數值正常。且在機組停機后的盤車狀態立即利用百分測量發電機轉軸的大軸晃度，其數值與冷態啟動前的數值基本致。

　　測點相對軸振動通頻μ，時間有功負荷無功負荷改變無功負荷試驗時各有關軸承瓦振動通頻pm有功無功時間4瓦5瓦6瓦負荷垂直2.3.2振動故障診斷和處理由于該機組振動與發電機氫溫和氫壓無關，可基本排除轉子存在冷卻不均勻的可能性。振動與發電機無功負荷密切相關，振動在勵磁電流增大到定數值突然發生，迅速增大，且減小勵磁電流，振動降低較慢，仍保持在高位。突發性振動出現后發電機轉子的振型發生變化，振動主要由熱變量控制。隨著勵磁電流增大，熱變量很快增大，且方向不變，兩軸承的軸振和瓦振均呈同相振動。因此，該機組的振動是由發電機轉子熱不平衡引起的。

　　根據在振動較大的情況下，快速降負荷解列并打閘停機，降速過發電機轉子臨界轉速時56號軸承的轉軸振動和軸瓦振動較冷態啟動過程中相應的振動值有較大增加，但停機后測量的發電機轉軸晃度與啟機前的值基本致，說明雖然發電機轉子存在較大的熱彎曲，但隨著轉速降低，熱彎曲很快消失。此外，機組旦解列重新定速在3000時轉速先上升，然后快速降到2800，以下，再升速至3000以，振動迅速降低，并恢復到突發性振動前的原始水平。因此，該發電機轉子的振動特點與內摩擦引起的熱不平衡振動特點基本類似。所以可以判斷引起發電機轉子產生較大熱不平衡的原因可能是轉子線圈膨脹受阻。

　　由于負荷較緊，1998年10月至1999年2月該機組直運行，但基本維持較低的無功負荷。1999年3月的檢修中將發電機轉子抽出，扒開護環檢查發現，勵端和汽端的端部線圈與絕緣環有擠壓的痕跡，絕緣瓦也有定的壓痕，明通過較長時間的運行端部線，向兩端產生了定的軸向位移，造成端部線，能夠向兩端膨脹間隙減小，致使發電機轉子熱態下線，膨脹受阻，產生較大的熱不平衡。在隨后，膨脹的軸向間隙。機組檢修結束后于1999年4月日啟動，帶大負荷后發電機兩軸承的軸振和瓦振穩定，再未出現突發性振動。

　　1發電機轉子運行中產生的突發性振動是由于熱態下軸承油膜不穩定或轉子熱不平衡引起的，其發生往往與有功負荷和有功負荷勵磁電流的大小有關。2轉子冷卻不均受熱不均線圈膨脹受阻和動靜碰磨等故障都可使發電機轉子發生熱不平衡。8現場根據有關的振動特征可以確定引起發電機轉子運行中產生的突發性振動的原因，以采取相應的處理措施。

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