某汽輪發電機組為工業抽汽凝汽式汽輪機組，一般用於大型的紙廠、石化廠，或其它需要工業用汽的地區。近幾年，隨著經濟的發展，對工業用汽的需求增加相當多，該型機組相繼投產發電供汽。但是不論是在新機組調試過程中或是在機組投產一段時間後，不少機組均不同程度地發生了熱態帶負荷過程中出現振動急劇爬升的現象，有的振動可以從冷態定速時不到10μm 爬升至滿負荷時70μm 多，有的振動從冷態定速時不到20μm 爬升至接近90μm ，嚴重影響機組的安全與連續運行。而且，由於振動急劇變化的特性很難為運行和檢修人員所理解，因而，有些採取了翻瓦檢查，調整中心等諸多措施也未見有所好轉，耗費了大量的人力物力。
從振動的產生機理上來看，不外乎激振力與支撐力剛度兩種因素。機組振動的熱態變化意味著機組在熱態情況下要麼激勵力變化，要麼支撐動剛度在受熱時有異常產生，或者兩種因素同時存在。以往的現場故障處理中，往往只注重激振力的變化這一因素，而忽視了考察機組軸的支撐動剛度在熱態帶負荷過程中的變化這一因素。由於剛度的變化，使得振動響應也發生了明顯的變化。在傳統的高速動平衡試驗研究中，是基於剛度定常這一假設，因而振幅的大小代表了激振力的大小。但在剛度變化時，激振力就不能用振幅來唯一度量了，因而在高速動平衡試驗時加重量的確定就應該同時綜合激振力與剛度變化的雙重因素才能取得比較滿意的結果。基於此，變剛度條件下振動響應的試驗與理論研究是十分有意義的。本文介紹了某型號汽輪發電機組熱態振動故障的分析與處理過程，討論了變剛度條件下熱態平衡應注意的問題。
1 振動機組特徵
1.1 機組軸承結構
機組軸承結構如圖1所示。
1.2 機組振動情況
機組安裝調試階段帶負荷運行過程中發現發電機前瓦水平方向振動十分劇烈，從空負荷時20μm 左右爬升至滿負荷時超過90μm 。與此同時，汽機前瓦、後瓦及發電機後瓦的垂直和水平方向振動也程度不同地存在振動爬升現象，但幅值要小得多。表1是不同定荷工況下的振動數值。圖2是2號瓦、3號瓦的水平方向隨負荷變化的時間趨勢圖。
1.3 機組振動特徵
為了解機組的振動特性，進行了一系列的試驗，包括升速試驗、帶負荷試驗、穩定負荷改變勵磁電流試驗、穩定負荷改變主汽參數試驗、降速試驗、改變潤滑油壓試驗等。總結試驗過程中機組的振動表現，具有以下特徵：
1.機組軸承冷態情況下過臨界時振動狀況良好，垂直方向與水平方向過臨界時振動均不超過35μm 。
2.機組空轉時振動也不大，除3號瓦水平存在波動現象，在20μm ～30μm 之間波動，其它各瓦振動均在20μm 以下。
3.振動的變化發生在加負荷過程當中，隨著負荷增加，振動逐漸增大。其中3號瓦變化最大，垂直方向振動相對平穩，從冷態時20μm 爬升至31μm ，水平方向變化劇烈，從28μm 爬升至92μm 。從圖2可知，各方向振動變化基本保持同步，只是幅值上有所差別。
4.觀察振動隨負荷變化的時間相關性，無特別明顯的規律。有時改變負荷振動立即增大，有時表現為一定的時滯。振動爬升後，穩定在一個較高的數值，如負荷下降，振動有好轉，但也不能復原。
5.振動受主汽溫度、壓力影響較大。在某一負荷時，使負荷穩定，調節氣溫氣壓，振動變化較為劇烈。
6.振動與勵磁電流無明顯關係。
7.調整機組的潤滑油壓，在0.09M Pa～0.12M Pa的範圍內，潤滑油壓大小對振動沒有明顯的影響。
8.投入調整抽汽，對振動影響很大，而且無時滯。
9.從機組的頻譜特徵分析，不論在空轉時或是在振動最大時，振動的主要分量均以工頻成分為主，其它頻率成分所佔比例較小。
2 振動故障分析與診斷
從振動狀況來看，矛盾主要表現在發電機前瓦水平振動隨負荷急劇變化，以致超過了振動允許值，但從整個機組的振動變化趨勢來看，各個瓦的振動均同步存在著振動爬升現象，只不過發電機前瓦的振動更劇烈一些。在相同激振力的情況下，該機組垂直與水平方向振動變化差別如此之大，是不能單純從激振力變化方面找原因的。
1.軸承冷態平衡狀態良好。從機組冷卻過臨界及在空轉時的振動可知，機組軸承的平衡狀態在冷態下是令人滿意的，說明轉子上的殘餘不平衡量很小。
2.隨著負荷增加，機組各瓦振動呈現爬升趨勢，說明在轉子受熱後轉子的不平衡狀態發生了變化。從振動的軸向分佈來看，發電機前瓦的振動變化比汽輪機後瓦的振動變化要劇烈，因而熱態不平衡的產生應來自於發電機轉子。發電機轉子產生熱態不平衡的具體原因可能有：轉軸上內應力過大，轉軸材質不均，轉軸徑向存在不對稱溫差等。由於電機測試條件及試驗條件的限制，要具體分清確定的原因是困難的。
3.發電機轉子存在輕微熱彎曲是導致2、3號瓦振動爬升的直接原因，但在同樣的激振力條件下，垂直與水平方向的振動卻表現出如此懸殊的差異。這就說明：該型機組2號瓦、3號瓦的垂直與水平方向的剛度存在著較大差異。
從機組結構分析，2號、3號軸承共一個軸承箱，座落在排汽缸上，而排汽缸則由左右貓爪掛在一個垂直支撐柱上。兩個支撐柱呈板狀，僅分別由前後兩個地腳螺栓固定。因而，機組在與軸線垂直的水平方向剛度是十分薄弱的。表2是該型機組實際測試的一組影響係數。
從表2可見，以3號瓦而論，垂直與水平方向的影響係數差別達到3倍至4倍。這就說明該兩個方向的剛度也存在相當大的差別，這就是為什麼在同樣的激振力條件下，垂直方向的振動爬升較慢，而水平方向的振動爬升卻很劇烈的原因。
4.冷熱態情況下軸承水平方向的剛度具有非定常性。從表2可知，以某廠1號機為例，空負荷與滿負荷下的影響係數在不同的方向也表現出不同的特性，垂直方向影響係數幾乎不變，而水平方向影響係數則相差一倍左右。這同樣提示著在熱態情況下軸承的水平剛度發生了較大的變化。圖3是不同負荷情況下的影響係數曲線。根據在同型號多臺機組上的測試經驗來看，存在著某一個臨界負荷，超過該臨界負荷後影響係數緩慢發生變化，而在臨界負荷之下則振動無明顯的變化趨勢。當然超過臨界負荷後的曲線斜率不一定保持常數，也不一定在最大負荷時達到最大值，而是與初始不平衡量、熱態不平衡量及其二者之間的夾角等有關。
3 振動情況
根據測試分析結果，認為該型機組設計上的缺陷是導致機組振動變化劇烈的內在因素。而發電機轉子帶負荷後產生的輕微不平衡是影響振動的外部因素。因為結構上設計剛度水平方向偏低，使得該方向具有相當大的振動敏感性。當發電機轉子產生輕微的熱態不平衡後，由於水平方向的振動響應較大，因而導致發電機前瓦水平方向的振動被放大，從而表現出振動隨負荷急劇爬升的現象。
解決此類問題的兩種方案，一種是加強水平剛度，一種是把不平衡量降至最低。根據現場實際情況，要加強水平方向的剛度困難很大，而且實際解決起來也存在著工藝上的困難。因而，採取高速動平衡方法來把軸承上殘餘的不平衡量減至最小。
在做高速動平衡試驗時，主要考慮了兩個主要因素:
1.應對熱態情況下產生的不平衡量進行補償。由於冷態下振動不大，因而以熱態下的最大振動作為平衡目標。
2.應考慮由於剛度在不同負荷情況下的變化而導致的影響係數的變化。如果按照熱態下的影響係數進行平衡，那麼計算出的加重量是偏大的。綜合原始振動、熱態振動及不同負荷工況下振動的變化情況，一般在試驗中加重量取為計算加重量的60％～70％為好。
綜合各方面因素後，在發電機前風扇平衡槽190°處加重300g，只經一次加重，就將各瓦振動全部降至合格值以下，滿負荷下振動穩定在30μm 左右，如表3所列。
4 結 論
汽輪發電機組的熱態振動故障問題是所有振動故障問題中比較難以分析和處理的一類。由於熱態情況下相當多的工藝參數和條件都發生了變化，因此尋找熱態情況下產生振動故障的原因具有一定的難度。
從比較冷熱狀況下的影響係數入手，認為該型機組水平方向剛度較差是造成振動故障的主要原因，而熱態帶負荷工況下發電機轉子產生了輕微的熱彎曲從而使3號瓦處不平衡激振力發生變化是故障的直接誘因。解決此類故障最有效的手段是調整平衡，但是考慮到不同負荷情況下的激振力變化所導致的影響係數變化，因而在加重量的計算當中應加以適當的減小，一般以計算加重量的60％～70％為好。雖然說熱態平衡可以使振動好轉，但由於剛度較差因而水平方向的振動響應是很大的，平衡力的微小變化也會導致振動發生較明顯的變化。因而，如果水平剛度過小的故障根源得不到徹底解決的話，平衡的調整工作將會頻繁。
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