1、振动：物体偏离平衡位置，出现动能和位能的连续相互转换的往复运动形式称振动。受一次冲击力产生的振动——自由振动：受周期性的变化力产生的振动——受迫振动。

  机组转子受周期性的不平衡力产生受迫振动，产生不平衡力的原因很多,按力的性质可分为：

  1、不平衡离心力——转子的质量中心与回转中心不重合产生的不平衡离心力或力矩，周期性变化。

  作用在转子上的不平衡力或力矩，不可能完全消除，只能设法减小。因此，机组的振动不可避免，只要振幅不超过允许值，不影响安全运作。但轴承支撑刚度不足，可能使振幅放大，原来合格的振动变为不合格。

  一般厂家保证：额定转速稳定运行时，轴承座的双振幅值不大于0.025mm，轴颈相对振动的双振幅值不大于0.076mm；在通过临界转速时，各轴承座双振幅值不大于0.08mm，各轴颈相对振动双振幅值不大于0.24mm。若出现异常振动，表明存在机械故障，影响安全运行。

  虽然轴承座的振动与转子的振动成比例，但受轴承座刚度的影响，不能真实地反映转子的振动状况。现在机组采用涡流位移传感器测量轴颈相对轴承座的振动和轴承座的振动。

  测量轴颈相对振动的振幅会出现机械偏差，即轴颈圆周表面的椭圆度、偏心率、剩磁，或材质不均等引起的偏差。通常能通过扣除偏心率的方法修正，但对弹性热弯曲引起的误差无法估量。

  （3）轴颈的绝对振动的振幅是轴颈相对振动振幅和轴承座振幅的矢量和，轴颈绝对振幅：

  振动速度与振动的振幅和频率成比例，由于测量的是通频振动，因此要进行频谱分析，求出各分频的振动，再求各分频振动速度的均方根。

  振动强度的评价方法，由于需要频谱分析和计算，只有在检测系统直接给出振动速度，才能作为评价标准。

  振动故障的诊断，要找出振动的特点和观察有关现象，做多元化的分析，判断产生振动的原因和部位，决定相应的消除异常振动的方法。一般要作转速试验、负荷试验、真空试验，进行振动的频谱分析。获得机组振动的特性——振幅、频率、相位的变化规律。

  机械激振力引起强迫振动：转子质量的不平衡、转子挠曲、转子连接和对中心的缺陷；动静部分摩擦；铆接围带脱落、叶片断裂。

  振幅与转速的平方成正比；通过临界转速时振动明显加剧；最大振幅相位随转速变化而变化。通过临界转速时振幅显著增大；每一次的相位相对固定，通过临界转速前后相位变化换向。

  转子重量m生静绕度Y0，形成弹性恢复力kY0，kY0=mg，方向相反，相互平衡，转子绕静桡度曲线旋转。若转子有不平衡质量力emω2，在旋转时与重力mg合成一个周期性变化的作用力，使转子产生受迫振动，而振动又产生阻尼力μAω。质量力emω2和阻尼力μAω的合力P与重力合成周期性变化的力，激起转子振动（弹性恢复力kh变化），振幅为A（h变化的测量值），其最大值的相位与不平衡质量力的夹角Φ。随着转速增加，emω2增大与转速平方成正比，而μAω增加的速率与ω3成正比，大于emω2的速率，故随转速赠加，振幅A增大,夹角Φ也相应增大；振动频率与转速一致。转速趋近临界转速时，振动频率与转子自振频率趋向一致,形成共振,振幅A最大，夹角Φ趋近90°(是平衡加重位置的依据)。转速超过临界转速，夹角Φ大于90°，最大振幅的相位（合成力的相位）与质量偏心的相位逐渐反向，合成力逐渐减小，振幅A逐渐减小。

  造成质量偏心,其振动特点与质量不平衡相似,但振幅与弯曲的绕度大小有关,转子晃度变化（增大）；临界转速下振幅的相位与晃度的相位有关。若发生摩擦时,振动波形中有高次谐波。

  转子找中心是保证运行时，其中心线是一条连续光滑的自然垂弧。对中不良是指“两联轴节中心错位或其端面张口不合适”。对于通过止口连接的联轴节，只要止口同心，能够保证中心不错位，但要考虑其两侧轴承座在运行中标高变化是否一致。其端面张口是在端面垂直于中心线的前提下，考虑运行中轴承座标高的变化。若两侧轴承座在运行中标高增加，安装时则留下张口；反之，则留上张口。若两侧轴承座在运行中标高变化不一致，安装时则预留适当的中心错位。转子对中不良，运行时，其中心线不是一条连续光滑的自然垂弧，其特点与转子质量静不平衡的振动相同。

  电磁激振力引起的强迫振动：转子线圈匝间短路，磁场偏心；转子和定子径向间隙不均匀；定子铁芯在磁力作用下发生激烈的振动，改变转子和定子径向间隙；电磁不平衡力产生的振动，在机组并网后才会产生，振幅随励磁电流的增加而增大。

  ① 转子线圈匝间短路，转子磁场偏心，振动频率与转速一致，电压波形零线偏移；

  ② 转子相对静子几何偏心，对3000rpm机组，振动的频率为工频的两倍；

  ③ 转子风道阻力不均,产生热弯曲而引起的振动。振幅也随励磁电流的增大而增大，且振幅的变化滞后于励磁电流的变化（热量传递），振动频率为工频；

  变化的电磁力，激起静子振动，改变周向间隙，使转子产生耦合振动，振动的频率是工频的两倍，但静子的振幅较大。

  ① 原因：在圆筒轴承轻载、轴颈表面线速度高的条件下，油膜对轴颈的作用力大于轴颈重力和科氏力的合力，使轴颈向上浮动，产生弓形涡动，涡动的频率为转速的1/2。若涡动的频率与转子临界转速合拍，形成油膜振荡。多油楔可倾瓦轴承正常情况下不会出现油膜振荡。

  ② 特点：升速过程中振动含有1/2转速的分量，在转速接近转子临界转速两倍时，忽然出现强烈振动，振动频率等于转子的临界转速，且在一定转速范围内振幅和频率不随转速的升高而改变；油温升高，振幅减小或正常。

  ③ 处理：适当提高轴承进油温度；改变轴瓦长度或垂直间隙；采用多油楔可倾瓦轴承（承载能力较小）。

  汽流自激振荡引起的振动：由于调节阀开启，或汽封间隙不对称，周期性的不平衡蒸汽力诱发的共振，振动频率与某一阶临界转速一致。只有几率发生在大功率汽轮机的高压转子，且在负荷达一定值产生，降低负荷，振动消失。

  （8）轴承支撑刚度削弱，振动被放大，或使转子临界转速变慢降低，落入共振；支撑刚度不足的振动：轴承振幅沿垂直方向随标高逐渐增大，且在刚度削弱处振幅突变；其振动特性与激起振动的原因有关。

  ① 台板标高正确，接触良好；管道连接受力符合标准要求；保证机组膨胀自如，支撑刚度合格。

  ③ 转子找中心、隔板找中心和汽封间隙调整符合标准要求；考虑轴承座标高实际变化和转子告诉旋转时轴心偏移，保证运行中满足转子自然垂弧的要求，动、静部分同心。

  （1）在升速中速范围（非临界转速）内，任一轴承振幅达0.04mm，不允许继续升速；升速过程产生异常振动，应立即降速至振幅的允许范围进行暖机，直至连续盘车。查明原因，消除后，才允许升速。

  （2）在带负荷运行时，产生异常振动，应立即降负荷；仍不能消除异常振动，则解列降速暖机，直至盘车状态，或直接打闸停机。

  （3）无论机组处于何种运作时的状态，在振动异常之前或之后机组内有金属撞击声或摩擦声，应立即破坏真空紧急停机，进行连续或间断盘车。

  （2）按异常振动特性——振幅、频率、相位和其他特征，依据前述种种原因引起振动的特点，对照分析。

  振动数据测量（每个振动周期测32个振幅数据）→进行频谱分析→逻辑运算（模糊运算、神经网络、专家系统）→振动原因、部位→处理措施。

  （4）发电机转子匝间短路→大修换线）发电机磁隙周向不均→调静子位置（保持转子位置）。

  1、某电厂亚临界600MW首次启动冲转，发出异常振动。测得振动最大振幅：

  2、某电厂800 MW五缸六排汽机组，400 MW由单阀调节（四阀同步开启）切换为顺序阀调节（1、2阀全开，逐步开3阀，再开4阀）。2000年五月九日，负荷在650～700 MW，1瓦忽然出现异常振动，0.015→0.05mm,主要分频：21～22Hz，后波及其他轴瓦，测量结果如下：

  ① 轴承解体：1瓦有磨损，2、6瓦块与洼窝有0.115～0.12mm的间隙。修括阻油边、补焊消除间隙，再次启动，振动仍未正常。