【正文】 由于時間緊促，實踐經(jīng)驗缺乏，加上水平有限，設(shè)計說明書中出現(xiàn)錯誤在所難免，希望各位老師和廣大同學批評指正！參考文獻u 康松，楊建明，. .u 丁有宇等. .u . .u . .u .u 楊曉蔚，周宇．滾動軸承重要性與技術(shù)含量縱論[J]．軸承，2003，(1)：3538．u 賴俊賢，徐慧娟，劉海嬰．滾動軸承振動與噪聲[J]．軸承，2001，(9)：3740．u 譚樹范，馬純，李錦紅等．深溝球軸承減振降噪工藝研究[J]．20021262002126哈爾濱軸承，2003，24(1)：47．u 夏新濤．滾動軸承振動與噪聲的綜合控制[J]．精密制造與自動化，2003，(3)：3839．u 夏新濤．滾動軸承振動的諧波控制方法[J]．中國機械工程，1998，9(7)：47．u 夏新濤，頡譚成，孫立明等．滾動軸承噪聲理論與實踐[M]．北京：機械工業(yè)出版社， 2005，18．u 楊曉蔚．國外低噪聲軸承技術(shù)發(fā)展[J]．軸承，2002，(4)：3134．u 鄭子華，陳家禎，陳利永．基于灰色絕對關(guān)聯(lián)度的邊緣檢測算法[J]．福建師范大學學報，2004(12)：2023．u 劉壽祥，沈國祥，呂亞芳．降低圓錐滾子軸承[J]．軸承，1999，(8)：3841．u 商錦海．圓錐滾子軸承振動值分析[J]．軸承，2000，(8)：3233．u 姜利平．降低滾子軸承振動值及噪聲的措施[J]．軸承，2004，(4)：1718．u 夏新濤，孫立明，王中宇等．滾動軸承振動與噪聲關(guān)系的試驗研究[J]．中國機械工程，2003，14(24)．。鍛煉了獨立解決問題的能力，同時，也感到了實踐經(jīng)驗的缺乏，就提醒我在今后要注意理論聯(lián)系實際，學以至用。因為有老師的指導，論文進行的很順利。 致謝通過大學三年的學習，使我了解到了許多本專業(yè)的理論知識，同時也學到了許多分析問題、解決問題的科學的方法，提高了我的理論知識水平和實踐能力。對生產(chǎn)運行來說，接收了振動符合標準的機組以后，還必須加強振動監(jiān)督，對振動監(jiān)測做到制度化、經(jīng)常化，必須在機組振動突然增大達到規(guī)程規(guī)定值時，及時果斷地將機組停運，防止擴大損壞或?qū)φ駝与m然增大，但尚未達到規(guī)程規(guī)定緊急停機數(shù)值的異?，F(xiàn)象。結(jié)論總之，機組振動測試結(jié)果是研究分析機組運行狀況的重要技術(shù)依據(jù)。⑴ 機組沖轉(zhuǎn)前按要求連續(xù)盤車直軸，使偏心率符合啟動要求；⑵ 控制潤滑油溫、油壓和凝汽器真空、排汽溫度符合啟動、運行要求；⑶ 15%以下加強疏水，防止汽輪機進水或進冷汽。⑷ 調(diào)整軸承間隙和緊力符合要求，墊塊接觸合格。 實際當中異常振動的防止和處理，保證質(zhì)量：⑴ 臺板標高正確，接觸良好；管道連接受力符合要求；保證機組膨脹自如，支撐剛度合格。如果高缸還存在水平位移，則需要查找位移原因，有目標地采取措施。盡管2機振動已經(jīng)消失，但為慎重起見，對碰磨為2機振動主要原因的可能性從檢修和運行角度做深入地討論分析；進一步研究分析引起碰磨的原因；建議從以下幾點考慮：高缸運行中位移的可能； 隔板變形或位移的可能； 通流間隙南側(cè)偏小的原因； 高外缸、內(nèi)缸滑銷系統(tǒng)定位不準的可能性； 關(guān)于處理方法，可以不考慮安排實施提高軸系穩(wěn)定性的任何措施，如改瓦，調(diào)對中、標高等；不考慮實施消除汽流激振的措施。如果摩擦發(fā)生在對二階不平衡比較敏感的區(qū)段，如轉(zhuǎn)軸的端部，激起了比較大的二階不平衡分量，那么仍可能發(fā)生比較嚴重的摩擦振動。OA1較原不平衡逆轉(zhuǎn)了一個角度并且大于 OA，造成動靜摩擦進 一步加劇，形成惡性循環(huán)，轉(zhuǎn)子彎曲越來越大，很可能造成大軸彎曲事故。如圖中，轉(zhuǎn)子原來的不平衡為OA，振動高點為H，由于滯后角小于90176。 摩擦振動的機理　對汽輪機轉(zhuǎn)子來講，摩擦可以產(chǎn)生抖動、渦動等現(xiàn)象，但實際有影響的主要是轉(zhuǎn)子熱彎曲。摩擦嚴重時，幅值和相位不再波動，振幅會急劇增大。摩擦振動的故障特征和機理摩擦振動的特征，因此振動信號的主頻仍為工頻，但是由于受到?jīng)_擊和一些非線性因數(shù)的影響，可能會出現(xiàn)少量分頻、倍頻和高頻分量，有時波形存在“削頂”現(xiàn)象。碰磨可以發(fā)生在任何轉(zhuǎn)速和任何工況下，500rpm、1000rpm、臨界轉(zhuǎn)速、3000rpm或高負荷工況。每次振動大停機，均可以發(fā)現(xiàn)2瓦處大軸晃度過大，這表明大軸振動與大軸彎曲密切相關(guān)，振動增大是由于大軸彎曲造成的。(3) 對歷史數(shù)據(jù)的分析從歷史數(shù)據(jù)反映，2機自投運以來，振動狀況一起不穩(wěn)定，主要表現(xiàn)在2瓦，而且經(jīng)常在1000rpm暖機時就呈現(xiàn)增大，如：2002年6月25日，1450rpm暖機1振動增大，兩次沖臨界未過； 2002年7月18日，升速過臨界1瓦振動80um，保護動作； 2002年9月26日，汽機振動大跳機； 2002年10月2日，1807rpm1瓦振動100um； 2002年10月第一次小修后：2002年11月3日，1000rpm暖機2瓦軸振123um，上升到256um，降速暖機再升速，1000rpm2瓦軸振53um； 2003年1月15日，1773rpm跳機，1瓦振100um，2X300um； 2003年2月16日，帶負荷2瓦軸振增大； 2003年4月第二次小修后：2003年5月10日，1000rpm暖機偏心增大，2瓦軸振增大； 2003年7月6日，1710rpm1瓦振動80um，跳機； 2003年7月7日，2瓦軸振340um；偏心軸振大事故跳機； 2003年8月大修后振動仍然不穩(wěn)定：2003年8月24日，開機過程1000rpm中速暖機后升到1420rpm，1X、1Y、2X、3X、4X振動增大，只好降速暖機二次沖臨界。關(guān)于2機振動原因，還可以排除高中對輪緊力、標高、對中存在缺陷；同時，也排除轉(zhuǎn)子原始質(zhì)量不平衡過大為主要原因。其特征主要為隨負荷增加振動增大，只有減負荷停機，調(diào)整其他運行參數(shù)均無效。中心孔進油同樣可以造成帶負荷階段轉(zhuǎn)子發(fā)生熱彎曲，進而出現(xiàn)一倍頻振幅緩慢增加的現(xiàn)象。轉(zhuǎn)子熱變形引發(fā)的振動特征是一倍頻振幅的增加與轉(zhuǎn)子溫度和蒸汽參數(shù)有密切關(guān)系，大都發(fā)生在機組冷態(tài)啟機定速后帶負荷階段，此時轉(zhuǎn)子溫度逐漸升高，材質(zhì)內(nèi)應力釋放引起轉(zhuǎn)子熱變形，一倍頻振動增大，同時可能伴隨相位變化。因此，改變調(diào)門次序振動短時間好轉(zhuǎn)實質(zhì)原因不是因為抑制了汽流激振，而是抑制了碰磨。改變調(diào)門開啟次序，可以改變轉(zhuǎn)子工作狀態(tài)的位置(見圖2)，動靜間隙隨之變化。2機改變調(diào)門順序后一周內(nèi)振動趨于穩(wěn)定，對這種情況如何解釋？汽輪機的進汽口一般分布為幾個連續(xù)的圓周弧段，高壓蒸汽通過不同弧段的進汽會對轉(zhuǎn)子產(chǎn)生徑向作用力，這個力可以改變轉(zhuǎn)子相對于軸承和缸體的徑向位置，因此可能產(chǎn)生的不利后果有三：第一，如果造成轉(zhuǎn)子過大的位移，形成通流部分或汽封的徑向偏心，當構(gòu)成適當?shù)拈g隙參數(shù)時，則會發(fā)生汽流激振；第二，如果造成轉(zhuǎn)子過大的上移，軸頸在軸承中的偏心減小，軸瓦負載減輕，軸承穩(wěn)定性降低，則會發(fā)生油膜失穩(wěn)；第三，如果轉(zhuǎn)子偏心過大，會造成通流部分徑向間隙或軸端汽封間隙，甚至油檔間隙消失，引發(fā)動靜部件碰磨。試想，如果一倍頻振幅為100微米，四分之一的一倍頻振幅28Hz分量僅為25微米，兩者之和也就是125微米，這種振幅不足以視為振動異常。低頻振幅大到何種程度才能算做汽流激振？根據(jù)現(xiàn)場經(jīng)驗，至少應該接近或等于一倍振幅。汽流激振有兩個主要特征：一是應該出現(xiàn)較大量值的低頻分量；二是振動的增大受運行參數(shù)的影響明顯，如負荷，且增大應該呈突發(fā)性；這兩點2機均不具備。372，2瓦軸振相位有明顯增加，最大變化量到500；因測試沒有安裝鍵相傳感器，只好利用3X和4X作為基準比較得到的相位變化結(jié)果如下：表54 兩次振動增加時相位的變化（時間間隔30分鐘），各次振動增大的過程可以分為兩個階段，第一階段，1X、2X振幅緩慢增加，1Y、2Y振幅以及各測點間隙電壓基本保持不變，持續(xù)約一小時左右后，進入第二階段，偏心讀數(shù)大于50微米，各測點振幅明顯增大，同時，2瓦、1瓦軸頸向上偏南（右）移動，這時開始調(diào)整負荷，持續(xù)數(shù)近1小時，振幅達到最高值后，開始緩慢下降，振幅下降恢復需要的時間約2小時，大于增大的時間；，2瓦軸頸相對軸承向上偏南移動約22~45微米，1軸頸有類似的移動，移動量較小，偏心測點移動量最大；表55 兩次振動增加時軸頸位置的變化量測點向上位移1X1Y2X2Y偏心0f.2瓦振動增大時，3瓦振動增加量很小，5瓦振幅、相位均基本不變。4201561002371081251066358104，即工頻，占通頻振幅的85%以上；通頻振幅增大時，測點1X、1Y、2Y的2倍頻、3倍頻振幅同時也有增加；大振幅時2瓦振動中所含的低頻分量，如25HZ、28HZ的成分很小，在兩瓦測點一倍頻振幅增加的同時，沒有發(fā)現(xiàn)這些低頻分量有明顯地變化。但在12月份投入采暖抽氣后，機組偏心越限、振動大的發(fā)生頻率和振動幅度均再度加劇，直到2004年2月3日2機軸振動出現(xiàn)歷史最大值，持續(xù)運行近6分鐘后，機組振動全面回落至今一直處于歷史最好水平運行，并且經(jīng)歷了多次機組調(diào)峰及甩熱負荷的考驗。2003年9月底，我公司改變調(diào)門進汽次序，由原1234改為4321（4調(diào)門在上方），維持幾天后，機組振動大問題又呈不穩(wěn)定性出現(xiàn)。2003年4月進行第二次擴大性小修，用時32天，揭高、中壓缸，調(diào)整通流間隙和對輪中心；高壓內(nèi)、外缸夾層溫差大得到解決，振動缺陷仍然存在。 2002年5月整套啟動、調(diào)試，6月移交生產(chǎn)；自調(diào)試起，2機一直頻繁出現(xiàn)機組軸系偏心大、振動大問題，且不穩(wěn)定。解體檢查：盤車齒輪風罩脫落，盤車供油管被打斷，OPC探頭和脹差測量探頭損壞。2800rpm時9瓦振動上升，11瓦振動超限，后8瓦振動表指示到頭，有金屬聲。后改變調(diào)節(jié)閥開啟順序，振動合格。2000年五月九日，負荷在650～700 MW，1瓦突然出現(xiàn)異常振動，→,主要分頻：21～22Hz，后波及其他軸瓦，測量結(jié)果如下： 表52 振動測量結(jié)果軸承號1234567891011121314油膜壓力MPa回油油溫℃5248505354635457566263585052水平振幅mm.032.036.035.016.036.035.024.049.050.039.045.022.027.041垂直振幅mm.049.029.032.022.014.023.016.012.030.019.035.018.024.042軸承解體：1瓦有磨損，～。找中心調(diào)整，歷時40天；找平衡配重8次，歷時15天；，正常。第五章 火電廠汽輪機組常見異常振動實例分析 汽輪機組振動處理實例　　實例1：平圩電廠2號機（亞臨界600MW）1992年7月22日首次啟動沖轉(zhuǎn)，發(fā)出異常振動。水的來源有三：鍋爐滿水或減溫用噴水過量，或主蒸汽及再熱蒸汽管道在起動或低負荷時疏水不充分，都會使蒸汽攜帶水份進入汽輪機；汽輪機本身在起動過程中的冷凝水或正常運行中溫蒸汽的水滴，因疏水不當而滯留在機內(nèi)；加熱器、除氧器和凝汽器水側(cè)管子泄漏，或汽側(cè)流水不暢，使水倒灌進入汽輪機。槽深為轉(zhuǎn)子本體半徑的1/4~1/5。采取的措施：子兩個主軸方向剛度差別越大，1/2臨界轉(zhuǎn)速的響應峰值和兩倍頻激振力也越高。當這種轉(zhuǎn)子水平放置時，在重力作用下的，在各個臨界轉(zhuǎn)速的一半時有一個響應峰，其振動頻率是轉(zhuǎn)速的2倍。出現(xiàn)的工況一般在定速后空負荷或帶負荷過程；——與熱彎曲有類似的地方。造成進油的原因通常有兩種可能，中心孔探傷后油沒有及時清理干凈，殘存在孔內(nèi)；大軸端部堵頭不嚴，運轉(zhuǎn)起來后由于孔內(nèi)外壓差使得潤滑油被逐漸吸入孔內(nèi)。選用優(yōu)質(zhì)大鍛件材料，為了降低鍛件中的氫和氧含量，應進行真空去氣處理；另外，為了降低材料的脆性轉(zhuǎn)變溫度和提高斷裂韌性，應對鍛件進行水淬火熱處理。如超速、軸系共振、油膜振蕩、電氣故障引起的巨大沖擊扭矩和汽缸進水均會使軸的載荷明顯升高。斷軸起因：主要是材料缺陷，另還有腐蝕疲勞、疲勞損傷、過載損壞和熱疲勞等幾種。轉(zhuǎn)子的薄弱部位有：中心孔、鍛件的宏觀縮孔和夾雜聚結(jié)區(qū)，軸頸、軸身表面的溝槽、與葉輪套裝的邊緣和聯(lián)軸器螺栓等。原始的誘發(fā)點通常出現(xiàn)在應力高且材料有缺陷的地方，如軸上應力集中點、加工時留下的刀痕、劃傷處、材質(zhì)存在微小缺陷的部位等。轉(zhuǎn)子裂紋產(chǎn)生的原因多是疲勞損傷。這種故障一旦開始出現(xiàn)，對設(shè)備的威脅十分大。兩種力的作用都將使轉(zhuǎn)軸的軸承受力情況惡化，對結(jié)構(gòu)和安全產(chǎn)生不利影響。聯(lián)軸器有三種不對中：平行不對中、角度不對中、綜合不對中。 聯(lián)軸器不對中聯(lián)軸器不對中是汽輪發(fā)電機組振動常見故障。真空、排汽缸溫度、支承系