表2-1所列的11类振动，假如就每一类振动故障范围而言，又可分为激振力和支承动刚度两个故障原因。因此当振动增大时，如何肯定和排除其中一个故障原因，是将发生的振动分类之后进行具体诊断需要做的第一步工作。
激振力和支承动刚，从直观来看，这是一个甚为简单的振动常识，但在机组振动故障诊断中却经过了一段较长的熟悉过程，开始只从激振为的故障原因去寻找，但是引起振动的许多激振力，例如转子不平衡力、电磁激振力、转子径向刚性不对称引起参数振动中的惯性力、汽流冲击力等，在运行的机组上始终是存在的，如何测定这些激振力、评定这些激振力容许标准及解决这些问题都碰到了困难，为此才注重到轴承座动刚度。经一段时间的研究，不仅查明了影响轴承座动刚度的困素，而且找到了影响动刚度的因素的检测和诊断方法，由此才促使振动故障诊断采用正向推理。下面具体介绍激振力和支承动刚度的关系及检测、诊断方法。
2.3.1振幅与激振力和支承动刚度的关系
      在线性系统中，部件呈现的振幅与作用在部件上的激振力成正比，与它的动刚度成反比，可用下式表示：
       部件静刚度又称刚度系数，它是表示部件产生单位位移（变形）所需的静力；动刚度是表示部件产生单位振幅（位移）所需的交变力。
由公式（2-2）可见：轴承座动刚度与其静刚度成正比，而与动态放大系数成反比；当ω=ωn时，若忽略系统阻尼，即μ=∞，即使静刚度很大，动刚度Κd也为0。由公式（2-1）可见：在不大的激振力作用下，轴承将会产生很大的振动，这种现象称作共振。
共振又分为支撑系统共振和系统部件共振两种，前者是激振力通过支撑系统输入振动系统，当支撑系统自振频率与激振力频率符合是而产生的一种共振，例如轴承某一方向自振频率与激振力频率相符的共振；后者是振动系统内某一部件自振动频率与激振力相符而产生的共振，例如转子临界转速、气缸、大直径管路、发电机和励磁机静子某一方向子振动频率与激振力频率相符。这两种共振是轴承振动增大的机理不同，前者是由于支撑动刚度降低，在激振力一定时，使振幅增大；后者是由于部件共振，使振动惯性力增大并作用于轴承或基础，这是在支撑动刚度不变的情况下，由于激振力增大而使其振幅增大。在机组振动中这两种共振都会发生，本节主要讨论的是前一种共振。
2.3.2承座动刚度检测方法
为了采用正向推理诊断振动故障，在激振力和支撑动刚度两类故障中，首先应肯定或排除其中一个。大量现场实践证实，检测轴承座动刚度是一种简单而有效的方法，通过进一步观察发现并由公式（2-2）可见，轴承座动刚度除与静刚度和共振放大因素有关外，还与动态下其连接刚度直接有关，下面具体介绍影响动刚度的三个因素的检测和诊断方法。
2.3.2.1连接刚度
      转子的支撑系统一般有轴承盖、轴承座、基础台板、基础横梁等部件组合而成，这些部件连接的紧密程度，直接影响这部件刚度。部件之间连接紧密程度对刚度的影响，称连接刚度。
      检查部件连接紧密程度传统的方法由检查连接螺丝预紧力、连接部件之间的间隙等方法，但这些检测方法不仅手续麻烦，而且不能检测动态下连接的紧密程度。
通过总结大量现场振动测试结果得到，采用检测连接部件之间差别振动，是检查连接部件动态下连接紧密程度简单而有效的方法。所谓差别振动，是指两个相邻的连接部件振幅的差值。差别振动值本身已说明两个相邻的连接部件之间在动态下产生了相对位移量，这种微小的位移将显著地降低部件的动刚度，但在静态下连接部件之间并无间隙存在，而且连接螺丝预紧力往往也正常。
       对于一般的轴承座来说，在同一轴向位置（如图2-1所示），测点上下标高差在100mm以内的两个连接部件，在连接紧围固的情况下，其差别振动应小于2μm；滑动面之间正常的差别振动应小于5μm；对于发电机后轴承座与台板之间有绝缘垫者，其差别振动应小于7μm。当两个相邻部件差别振动明显大于这些数值时，即可判定轴承座连接刚度不足。差别振动愈大，故障愈为严重。在测量轴承各点振动时，除测量垂直振幅和相位外，必要时对该点水平和轴向振动也应测量；在测量时若发现差别振动异常，必须复测一遍；只有两次测量结果基本一致，才能认为数据可靠。

造成转子支承系统连接部件之间差别振动过大的主要原因有：
1.连接螺丝松动
      由于检修或安装时疏忽，轴承盖、轴承座、基础台板等连接螺丝部分没有拧紧或预紧力不够。由连接部件之间差别振动值，直接可以看出是哪一个连接螺丝没有拧紧。
2.轴承座与台板接触不良
      由于轴承座或台板的变形及修刮不良，发电机后轴承座与台板之间的绝缘垫过多或太厚、不平整等原因，即使在各个连接螺丝都拧紧的情况下，仍不能达到要求的连接刚度，在动态下仍存在显著的差别振动。
3.基础台板与基础接触不良

造成基础台板与基础接触不良的原因有：
1.二次灌浆质量不高。其中包括未充实和水泥标号较低。
2.基础台板垫铁走动。这种现象主要是由于二次灌浆质量不好、台板垫铁间距过大、吃力不均、垫铁之间及与台板之间未焊牢，在过大轴承振动作用下，使垫铁发生走动。
3.基础垫铁过高。这种现象对轴承座垂直方向动刚度影响不大，但显著地降低了轴承座水平和轴向动刚度，而且往往在较大轴向振动作用下，使轴承座台板二次灌浆松裂。其动刚度进一步降低，形成恶性循环。为此在安装时台板垫铁高度不要超过80mm。
4.轴承座漏油。由于汽轮机油浸入二次灌浆，使其强度显著降低，在振动作用下不紧使二次灌浆松裂，而且使二次灌浆与台板分离，振动进一步扩大。
5.轴承座振动过大。不论是垂直、水平和轴向振动过大，都可以使基础二次灌浆松裂，使轴承座振动扩大，二次灌浆松裂加剧。
6.基础台板垫铁氧化。造成台板和垫铁氧化的主要原因，是由于在严寒的冬季施工时，为了防冻，在二次灌浆中加入过量的食盐，机组运行后二次灌浆中的氯化钠与铁氧化，首先生成Fe3O4,体积增大，使台板和基础分离，而后进一步氧化成Fe2O3，在振动作用下形成红色粉末，造成台板与基础腾空，台板与基础之间的连接刚度显著降低。
2.3.2.2共振
      在共振转速四周，部件振幅和转速的关系，是由振动系统阻尼和激振力决定的，座落在水泥基础上的轴承座要比座落在钢结构的基础上的阻尼大得多，因此在同样激振力作用下，前者振幅要比后者小得多，而且钢结构的基础振动自由度比水泥基础多得多，因此升速过程中带有钢结构基础的机组，会出现多个支承系统共振转速，对水泥基础的大多数机组来说，其支承系统自振频率均高于转子工作频率，因此在升速过程中会出现共振，这种支承系统的共振转速，在一些资料和某些制造厂的说明书中，被称作轴系临界转速，这是一种误解，另外这种提法与轴系真正临界转速相混淆，不利于机组安全运行。
判定转子支承系统是否存在共振，有下列两种方法。
1.转速试验和降低其激振力
      当改变转速，轴承振幅无明显变化时，即可排除共振的存在。如转速升高，轴承振幅明显升高，则有三种可能：一是支承系统存在共振；二是随着转速升高，作用在轴瓦上的激振力也随之增大；三是四周部件存在共振。对于后一种情况，通过对这些部件振动进一步测试，可判明振动形式，如怀疑系统部件共振，且提高其自振频率工作量不大，例如简单加支撑，可首先采用避共振进行试验；若改变自振频率有困难，则不论是由支撑系统存在共振还是转速升高后激振力增大所致，首先应从降低激振力力手。这是因为实际机组即使判明存在共振，改变这些部件自振频率避开共振，往往是困难的，最消振还得从降低激振力入手。由多台组消振经验证实，不论转子支承系统存在共振，还是系统部件共振，例如汽缸、励磁机静子的共振，使轴承某一方向振动过大，采用降低激振力的办法后，这些共振部件和轴承的振幅，都达到了良好水平。
2.轴承顶部振幅和基础振幅之比
      如轴承座座落在基础上，产生共振时，不仅其振幅与转速明显有关，而且轴承座顶部振幅与基础也很接近，甚至基础振幅比轴承振幅还要大，因此国外有资料指出，轴承顶部振幅与基础振幅之比小于1.5-2.0时，表明支承系统存在共振。从现场测试结果来看，若是支承系统存在明显的共振，其比值应接近于1。
转子支承系统还有一种共振形成，即轴承座座落在排汽缸上发生共振，在目前国内投运的大机组中为数不少，这种共振采用轴承顶部振幅与基础振幅之比的方法还不能判定。对这种支承系统可采用下列方法进行判定：
i.转速试验。观察轴承振幅与转速的关系。判定方法见前述。
ii.转轴相对振动与轴承振动之比。正常的机组转轴相对振动大于该方向的轴承振动，其比值一般为2-3倍，或更高。当转子支承系统存大共振或轴承动刚度严重不足时，转轴相对振动与轴承振动接近，甚至小于轴承振动。
iii.激振试验，直接测定其动刚度。
iv.加重试验，测定其不平衡响应。后两种方法的具体步骤见2.3.2.3。
2.3.2.3结构刚度
       轴承座的结构刚度是由其外形、壁厚、材料和支承基础的静刚度决定的，若要对轴承座结构刚度作出较确切的诊断；可采用下列方法：
1.激振试验
      测定轴承座动刚度的激振有两种方法：一种是电磁激振；另一种是偏心激振。前者激振力一般较小，而且不易生根固定，因此在测定轴承座动刚度中应用较少。偏心激振是由直流电机带动一个主动偏心轮以及主动轮同步旋转的从动偏心轮，调整两个偏心轮相对啮合位置，可以使它垂直或水平（横向和轴向）单方向激振；改变偏心距和偏心质量，在一定的转速下即可改变激振力；改变转速，即可改变激振力的频率和激振力大小。轴承动刚度Kd由下式求得
Kd=2P/A
P=mrω2
式中A-激振时测得该方向的轴承振幅（峰峰值）
P-激振力；
m-偏心质量；
r-偏心距；
ω-偏心轮的圆频率。
       轴承座正常的动刚度值为1×107-3×107N/cm；对于座落在排汽缸上的轴承其垂直方向动刚度一般明显偏低，数值为0.5×107-1×107N/cm；当支承系统存在共振时，在共振转速下其动刚度一般会降低一个数量级，如图2-2曲线2。
当获得轴承座动刚度数值之后，即可对其动刚度正常与否作出诊断。若动刚度明显偏低，在排除连接刚度不足和共振影响之后，即可断定动刚度不足是由结构刚度不足引起的。
2.加重试验
       检测轴承座动刚度还有一种较简单的方法，是在其四周的转子上加重，测定其不平衡响应ɑ值。加重平面应靠近该并在转轴刚度较大的部位加重，例如联轴器上或转子其他部位，以免与转子不平衡响应过高相混淆。ɑ值的含义和计算方法，见第三章第三节。
若在转子主跨内加重，对于大机组来说，建议不要采用单侧加重，因为转子工作转速已远离转子第一临界转速。单侧加重产生的主要是一阶平衡，在工作转速下这种不平衡的ɑ值很小，不能有效地反映轴承座动刚度大小，建议加二阶不平衡；对于汽轮机高压转子无法在转主跨内加二阶不平衡时，除可在联轴器上加重外，还可以在末级叶轮上加重。
一般下常的机组在联轴器和转子主跨内加重的ɑ值，如表2-2所示。
表2-2所以采用原半径下ɑ值，主要考虑使不同容量机组转子重量与加重半径相对应，由现场测试结果统计来看，当轴承动刚度和转子不平衡响应正常时，不同容量的机组的ɑ值基本相近，由此可以近似采用相同标准衡量。
采用上述方法加重求得的ɑ值，如比表2-2相应数值明显偏高，则可认为轴承动刚度偏低，在排除连接刚度不足和影响之后，虽然没有取得动刚度具体数值，但可以作出轴承座结构刚度偏低的肯定诊断。
2.3.3现场实用的轴承座动刚度诊断方法
由上述诊断轴承座动刚度的方法可知，若要对轴承座结构刚度作出确切诊断，须做激振试验；但假如只需对其动刚度和结构度作出定性诊断，则可采用现场易行的在转子上加重的试验。但由进一步研究得出，现场运行的机组无须对轴承座结构刚度进行诊断，原因如下。
2.3.3.1与同型机组运行状况的比较
若同型机组在其他电厂运行时振动普遍不大，说明该型机组轴承座动刚度正常；若该型机组运行中振动普遍较大，从已做的工作中应能查明这种形式机组振动过大的原因和振动性质，若是普通强迫振动，则要进一步分析是转子不平衡响应过高还是轴承座动刚度偏低；若不是普通强迫振动，则与轴承结构刚度无关。
2.3.3.2直观判定
     由类似的机组或同等容量的机组结构比较，可大致判定该座在某一方向结构刚度是否正常。
2.3.3.3运行机组增大结构刚度十分困难
     对轴承座结构刚度低作出了明确的诊断，虽可以为机组今后改进设计提供依据，但从现场消振来说，增加其结构刚度是十分困难的，而只能从降低激振力入手，所以从现场实用诊断来说，无须进一步查明轴承座结构刚度。
基于上述三点理由，在实际机组振动故障诊断中，当振动属于普通强迫振动时，排除了连接刚度不足和共振影响之后，即可作出引起振动故障原因是激振力过大的诊断。这种诊断虽不十分严密，却有实用价值。
      通过进一步研究证实，在诊断表2-1所列的11类振动时，无须每一类都检测轴承连接刚度，因为对于一台振动正常的机组，虽然可能存在这种或那种激振力，但是这些激振力中最大的是转子不平衡力，而且总是作用在轴承座上。表2-1指出，它将激起普通强迫振动，因此如轴瓦上呈现的普通强迫振动分量不大则证实轴承座连接刚度、结构刚度正常，也无法共振存在，所以当振动过大时，从实用诊断来说，仅对普通强迫振动才有必要检测连接刚度和共振影响。而对其他10类振动，只要关部件共振影响即可。因为这些部件有可能会产生非基频共振，当排除共振影响之后，即可作出引起振动的故障原因是激振力过大的诊断。