汽轮发电机组摩擦振动

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摩擦是旋转设备最常见的故障，尤其在机组启停机阶段，受介质参数、部件温差影响，转子及缸体均处在膨胀或收缩中的不稳定状态，动静部位间隙过小、滑销系统异常、缸体支撑猫爪载荷偏差过大导致摩擦力不同、连接管道不均匀牵引力等因素易导致缸体膨胀过程中偏斜使动静部件接触发生摩擦；机组在启停机过程通过临界转速、转子同步弓形回转因共振被放大，易超出动静间隙值而导致摩擦。运行中的机组摩擦相对较少，剧烈程度一般也不如启停机过程，但仍有机组因参数、运行工况改变等因素在工作转速下发生摩擦并引发振动故障。

摩擦故障应引起检修或运行人员的足够重视，应了解不同工况下摩擦效应对机组安全性的危害，由此采取相对应的处理措施，以避免出现严重后果。剧烈的摩擦故障是造成转子永久弯曲或者更严重事故的最主要原因。

一、易发生摩擦故障的主要部位
汽轮发电机组因通流设计、密封、轴电流接地、直流电流的传输等需要设置动静部件之间较小甚至0间隙，这些部件主要为汽轮机的隔板汽封、动叶片叶顶汽封、端部轴封、动静叶之间的轴向汽封等；发电机的油挡、密封瓦、接地碳刷、滑环等；轴承的油挡、转轴与轴瓦等。

二、摩擦效应及故障机理
(一)摩擦产生热效应
局部摩擦是最常见的摩擦形式，因转子弯曲或不平衡，产生1X的弓形回转，出现摩擦后“高点”总是最早并最重接触到摩点，在高点位置因摩擦而发热，转子摩擦截面在径向形成温差而产生热弯曲，弯曲造成转子产生新的不平衡量并与原始不平衡量叠加，在一阶临界转速下转子振动主要受一阶不平衡影响，滞后角小于90°，摩擦发生后不平衡和热弯曲矢量叠加使1X振幅增加，并因摩擦的剧烈程度不同反应出1X振幅不同的增长速率；因机械滞后角的存在，振动高点滞后于转子不平衡重点，两者矢量叠加将导致振动“高点”不断地后移，这也是发生碰磨时振动“相位”不断变化的原因。如图2-1

图2-1：摩擦效应因机械滞后角使振动高点后移

由图2-1可见，因机械滞后角可见，振动“相位”随时间不断后移，在振动相位上表现为相位增大。但大多轻微摩擦因摩擦效应引起的转子热弯曲形成的新的不平衡量较小，相位移动表现的较为缓慢，且在与原始不平衡逐渐变为钝角时，振幅变小，摩擦也会同时变得更小或者脱离，此时转子振动又重新由原始不平衡主导，相位回到初始值，这也是现场观察到的摩擦效应带来的振幅和相位波动现象，但一般相位波动在较小的幅度内；

较大的与原始不平衡效应相当的摩擦，因摩擦始终不能脱离，只是与原始不平衡振动矢量两者同向时振幅达到最大值、两者反向时振幅达到最小值，这也是我们看到的会有较大的振幅波动、振动相位波动接近360°；

剧烈的摩擦在转子圆周截面形成较大温差，因不平衡导致的热不平衡远大于原始不平衡，随着转子弯曲加重，碰磨也越来越重，振动完全由摩擦效应控制，形成恶性循环，此时振幅急剧增长，相位也不再表现出明显的波动，此时转子已达到严重摩擦事故，极易造成转子永久弯曲或更为严重的轴系破坏事故。

(二)因摩擦导致的转子弯曲
因发生摩擦的转子通常在局部，比如某一级隔板汽封间隙调整不当，端部轴封碰磨等通常发生在转子的某一轴端。发生摩擦处不但在径向截面因温差导致热弯曲，还会在发生摩擦径向截面的轴向一定长度内形成较大温差，摩擦处转子承受大的压应力，可超出转子材料屈服极限。摩擦发生时，最重的摩擦点发生在转子旋转的高点，当摩擦脱离，径向截面温差消失后，摩擦位置因巨大的压应力，金属材料产生塑性变形，摩擦位置金属变短、向反方向弯曲。所以摩擦导致的转子永久弯曲，在摩擦位置表现为转子内弯。
摩擦导致的转子弯曲在特征上有明显的特征，在摩擦点位置形成折线状；转子因内应力释放引起的弯曲、转子长期不盘动在自重下形成的“弯曲记忆”等，弯曲形状往往呈现曲线状。如图2-2

图2-2：摩擦效应与其他原因引起的转子不同弯曲形状

(三)摩擦效应下的基本动力学行为
振动的实质是系统输入的力和动力学刚度的比值，摩擦会导致力和动力学刚度同时发生非线性变化。

发生摩擦的瞬间转子承受指向轴中心的径向力和逆转子转向的摩擦力。摩擦发生瞬间转子以F径=mv/t的力接触静止部件，同时静止部件以同样的回弹力往回推动转子，并指向转子中心。

此时转子在空间的涡动轨迹发生偏转，同时转子中心线的平均径向速度减小，当速度变为0时，接触力变为0，转子发生反弹，摩擦结束。

发生摩擦时因转子本身旋转，在接触面产生切向摩擦力，其切向力F切=μF径，摩擦力与转子表面线速度相反，产生与转子旋转方向相反的转矩，试图使转子中心线向相反于移动方向加速。因此，局部径向摩擦通常会在全频谱中产生反向分量。

摩擦接触的瞬间因突然产生的摩擦力，使在空间涡动的转子突然产生反方向滞动，并推动转子向涡动的反方向运动，其力F=μF径a，是接触力、摩擦系数、滞动加速度的函数。当该力足够推动转子时，将产生与转子旋转方向反向的涡动轨迹，也即是常说用来判断转子发生摩擦的反进动轴心轨迹，但这并不应作为判断摩擦的唯一条件。

转子以较大的速度接触摩擦点，还会产生冲击效应，冲击响应将激发转子多自由径向振动模态，转子以多种固有频率振动。转子的切向摩擦力在转子表面还会产生切向冲击，可激发转子扭转自由模态，并与径向振动耦合，在频谱图上产生复杂的频率成份。

转子摩擦效应，因摩擦瞬间撞击在转子上产生的震荡和转子系统刚度突然变化，在时域波形上可产生“削波”现象。如下图采集到的轴封发生摩擦时轴振时域波形图。图2-3

图2-3：发生摩擦时域波形削波现象

(四)摩擦效应在转子不同转速下的动力学行为
转子在临界转速下发生摩擦，因机械滞后角＜90°，摩擦效应导致的弯曲不平衡与原始不平衡基本同向，该转速平台下转子发生摩擦导致转子弯曲度加大，更加加重了转子不平衡量及摩擦，形成恶性循环，转子振幅大幅增加。应绝对禁止在机组已经发生摩擦时强行通过临界转速。

转子在工作转速下发生摩擦的几率相对较小，并且一般不如临界转速下剧烈，因发生摩擦位置一般首先发生在转子振动的高点，在远离临界转速的工作转速下，转子振动机械滞后角趋近于180°，高点位置发生摩擦产生的热弯曲，在一定程度上平衡了转子原始不平衡。所以在工作转速下的摩擦较少发生，且程度较轻，这也是有“工作转速下发生的摩擦会越磨越直”的说法，但这种说法有非常大的片面性，只针对一阶不平衡而言，对于二阶、三阶模态机械滞后角仍然与二阶、三阶不平衡基本同向，会激起转子明显的二阶、三阶不平衡振动。

转子摩擦发生的轴向位置对特定转速下的振动影响区别非常大，因不同轴向位置转子一、二阶振型系数差别较大。假设两端支撑刚度相同，轴向对称转子，摩擦发生在转子中部对于二阶振型系数φ2=sin（2×0.5×π）=0，也即是说在转子中间发生摩擦，对于二阶振型振动没有任何响应，当然，转子两端支撑刚度及转子本身并不完全对称，所以二阶振型系数
不可能为0，并且汽轮发电机组多运行在一二阶之间，所以在远离一阶临界的工作转速下，中部发生摩擦在振动上同样会有表现，但响应较小。发生在转子中部的摩擦对于一阶振型而言，振型系数φ1=sin（1×0.5×π）=1，所以在转子两轴承支撑的中间位置发生碰磨，在临界转速下因共振，振幅被大幅放大。在工作转速下诊断发生碰磨振动，不可轻易打闸停机，应调整机组参数、尽量在工作转速下将摩擦消除，将振动降到较低的水平。对于容易发生碰磨的轴封部位，假设处于转子两轴承之间跨度的0.30位置，则二阶振型系数φ2=sin（2×0.30×π）=0.95，一阶振型系数φ1=sin（1×0.30×π）=0.81，则对于二阶和一阶振型均有较明显的影响。

三、摩擦效应导致转子支撑系统动力学刚度变化对特定转速下振动影响
较重的摩擦，摩擦点始终无法脱离，相当于在转子摩擦位置增加了一个支撑，刚度K值增加。转子系统固有频率휔푛=Ω共振=√KM，摩擦的发生和脱离导致刚度K值的增加和减小，继而导致转子系统固有频率휔푛、共振转速Ω共振的升高和降低。

(一)对稳态工频1X振动影响
转子运转在共振频率发生摩擦，因刚度K增加，导致共振频率升高避开转子运转频率，振动响应下降，使振动幅值降低，相位变小。运行在一阶临界转速以上的转子在工作转速下发生摩擦，停机下行过程因转子共振频率的升高，则会更早地进入临界转速区；转子运转在共振频率以上发生摩擦，因刚度K增加，导致共振频率升高并接近转子运转频率，共振频率避开率减小，共振响应升高，使振幅增加相位变小。

(二)对次同步振动影响
转子摩擦在某种情况下会产生振幅较大的次同步自激振动，振动频率为分数谐波（1/2X、1/3X、1/4X）频率，这种自激振动总是和因摩擦导致的转子系统不断被修正的固有频率有关。摩擦冲击力会产生较宽的能量谱，能够激发系统固有频率、如果转子固有频率为转子转速的分数谐波，则在这种次同步自激振动的一个周期后摩擦冲击再次发生。

分数谐波（1/2X、1/3X、……1/nX）振动，属于次同步谐波振动的一种特殊情况，为转子转速的分数倍，每旋转n周发生一次接触，并且每次均发生在转子表面的同一位置，维持转子次同步振动的重要因素就是因摩擦导致转子刚度K变化，与分数谐波的对应关系，可以不断地为次同步振动输入能量，维持次同步振动。可以持续为1/n次同步振动输入能量就必须保持工作转速为固有频率的n倍。比如产生摩擦导致的1/2分数谐波振动、工作转速就必须为转子系统固有频率的2倍，才能为1/2分数谐波振动不断输入能量并维持。

因摩擦导致的刚度K值升高（脱离摩擦反之）使固有频率Q共振升高、当其升高到转子转频的1/2时就具备了维持了1/2分数谐波振动的能量输入，也就是说要产生1/2分数谐波振动，转子转频必须大于2倍的转子系统固有频率，同理产生1/3X、……1/nX分数谐波振动，转子转频必须大于3倍…….n倍的转子系统固有频率。

系统刚度降低大于摩擦导致的刚度升高值，使总刚度降低时，转子系统固有频率下降，此时转子转频只有小于n倍的转子系统固有频率，方可产生并维持1/nX次同步振动。

四、摩擦振动特征
摩擦产生的热效应导致转子1X振幅和相位波动变化，其变化幅度决定于摩擦的剧烈程度。破坏性的剧烈摩擦，已经观察不到波动，表现为振幅的急剧增长；

转子系统共振转速附近发生的摩擦导致振幅增大或减小、取决于转子运转在共振频率以上还是以下，发生摩擦的转子因刚度K值被修正，在停机下行将更早地进入临界转速区；

由1X和因摩擦导致的丰富谐波混合会产生异常的轴心轨迹形状，频谱中的谐波，随着转子的接触并从接触面弹起，刚度的变化会导致转子轴系轨迹突然发生变化，在轨迹图和时域图上出现尖峰，因此会出现1X的谐波2X、3X或者更高。其中较大激励的分数谐波1/2X振动还会产生3/2、4/2、5/2等谐波。

因径向摩擦力反向推动转子、当足以克服转子涡动能量时，转子轴心在局部产生反进动轨迹；

轴心位置的变化，启停机或稳态运行期间，轴心位置的突然变化可成为摩擦的故障特征，与其他特征关联分析，有助于对摩擦故障诊断。

五、流体诱发失稳与摩擦故障特征区别
流体诱发失稳已被误诊为摩擦引起的次同步振动，摩擦振动导致的低频振动往往为简单整数比的次同步振动（1/2X、1/3X等），流体失稳低频振动往往低于1/2倍频（如0.47X），但因仪器频谱分辨率的误差，往往导致故障特征的混淆。

流体诱发失稳导致的次同步振动以正向为主，而摩擦包含明显的反向分量，在轴心轨迹上表现出明显的区别。

六、浮动式油挡、轴瓦摩擦效应
(一)浮动式油挡摩擦属于带有润滑冷却的碰磨，其中密封瓦属于浮动油挡的一种，其引起振动的机理均是在转轴截面形成的不均匀温差导致的热弯曲效应，表现为同步于转子转频的1X振动，因其在摩擦导致截面温差的过程中油膜隔离并不断带走热量，振动表现的平滑且缓和，振动幅值波动周期明显较长，几小时至几天不等，振幅相位在一定范围内波动，也有360度旋转，该类振动一般发生在工作转速，启停机通过临界转速均不会发生较大的振动响应；浮动式密封件发生碰磨的轴向位置对振动影响区别较大，对于轴承内油挡采用浮动环结构，比如东方汽轮机推力轴承浮动油封环，因转子不平衡响应正常，并且中低压转子间相互约束，轴刚度相对较高，该类结构极少会因摩擦产生振动响应；

部分发电机、励磁机三支撑（或者悬臂）结构，励磁机转子具有一定的长度和重量，在励磁机后端轴承设计浮动油封环结构，该结构浮动油封环发生碰磨易对励磁机和发电机转子产生较为明显影响，尤其发电机转子不平衡响应偏高，或者工作转速距离二阶临界转速较近的转子，在该类转子上密封瓦碰磨一般也会有较为明显的表现。

(二)轴瓦碰磨（莫顿效应），同样表现为同步于转子转频的1X振动振幅和相位周期性波动，振幅波动和相位的旋转均较平滑，轴瓦碰磨引发的莫顿效应需要特定的轴系条件，比如发生莫顿效应的轴段有较高的不平衡响应，转子转频距离共振频率较近，轴瓦比压高，轴瓦直径间隙过小、轴颈轴瓦接触不合理、不均匀，局部可形成较为明显的热点，在轴颈振动下，振动高点通过油膜最薄处时被不均匀加热，转轴截面产生明显的温差，从而导致转子热弯曲，并和原始质量不平衡矢量叠加，振幅周期性波动，相位不断后移旋转。