旋轉機械碰摩故障的診斷案例分析綜

1、 旋轉機械碰摩故障的診斷案例分析綜述 班級: 姓名: 學號:旋轉機械碰摩故障的診斷案例分析綜述The Diagnosis of Rotating Machinery Rubbing Fault Case Analysis Were Reviewed摘要 研究了旋轉機械動靜碰摩故障下轉子與靜子振動信號的變化規(guī)律。首先分析了碰摩轉子和靜子振動機理,通過實驗對旋轉機械在正常情況、輕微局部碰摩和嚴重局部碰摩三種情況下的動靜件振動信號規(guī)律和特點進行分析。分析表明,靜子振動信號對碰摩故障極為敏感,碰摩時靜子振動信號的故障特征表現(xiàn)為調制特征,該特征可以較好地揭示碰摩故障的發(fā)生,為診斷碰摩故障提供了一種新思路

2、。 關鍵詞: 旋轉機械； 碰摩； 轉子振動；Abstract The characteristic of rotor and stator vibration signals under run-impact status is studied. Firstly, the characters and rules of rotor and stator vibration signals under rub-impact status are studied. Rotor and stator vibration feature with different rotor speed is an

3、alyzed through experiment. Through the analysis of stator vibration characteristic, the pulse force from rub-impact may lead to stator resonance, so it can be brought out to diagnose rub-impact faults. Results reveal that the stator resonance signals can indicate rub-impact faults. The conclusions c

4、an give basis for the vibration character of the stator and the detection of rub-impact signals for the rotor system. Key words: rotating machine； rub-impact；rotor vibration ；stator vibration ； 正文 一.前言在汽輪發(fā)電機組、壓縮機等旋轉機械的運行中，轉子與汽封、油檔等靜止部件的間隙消失，導致動靜部分接觸和摩擦.由此引起的振動稱為摩擦振動，它是汽輪發(fā)電機組常見的振動故障之一.隨著機組向大型方向發(fā)

5、展，蒸汽參數越來越高，動靜間隙設計的越來越小，而標高變化、跑偏、熱變形等因素對動靜間隙的影響越來越大，這就使得動靜部件間發(fā)生摩擦的可能性越來越大。摩擦故障不僅會發(fā)生在機組啟停過程中，也會發(fā)生在空負荷和帶負荷情況下。摩擦引起的振動故障具有很強的不穩(wěn)定性，振動可能長時間持續(xù)波動，也有可能突發(fā)。當摩擦嚴重時，如果處理不及時，極有可能導致大軸彎曲事故。據不完全統(tǒng)計，國內汽輪發(fā)電機發(fā)生的彎軸事故中，70%以上是由于摩擦引起的。由此可見，轉子的碰摩故障時有發(fā)生，給機組的安全穩(wěn)定運行帶來極大危害，因此研究大型旋轉機械的動靜碰摩機理和摩擦時的振動特性，對于充分利用振動信號診斷碰摩故障，防止轉子的碰摩向中、晚期

6、過渡，保證設備的安全穩(wěn)定運行具有非常重要的現(xiàn)實意義。轉子系統(tǒng)的動靜部件碰摩故障是旋轉機械中常見的故障，也是引起機械系統(tǒng)失效的主要原因之一。在能源動力類旋轉機械中，隨著高轉速高效率的要求，轉子與靜子的間隙越來越小，導致轉子與靜子之間的碰摩故障不斷發(fā)生，特別是在封套裝置轉靜件間以及葉片端部和機匣之間。大多數轉靜子碰摩都是一種非正常的故障現(xiàn)象，碰摩能使轉靜子的間隙增大、軸承支撐磨損、葉片折斷甚至整個機械破壞失效。在碰摩過程中會產生很多物理現(xiàn)象，如摩擦、撞擊、禍合效應、硬化效應等。轉靜子碰摩除了能引起磨損和熱效應外，更嚴重的是能引發(fā)與靜子持續(xù)接觸的轉軸反進動;在這種不穩(wěn)定的運動形態(tài)中，接觸面上有很大的

7、法向力和摩擦力，轉子的反向渦動不收斂，反向渦動轉速會迅速提高，幾秒鐘內就能引起旋轉機械的嚴重損壞，引發(fā)一系列危及環(huán)境和生命的災難性事故。轉子與靜子的碰摩故障通常為其它故障引起的間接結果，產生轉靜子碰摩的原因有很多，主要原因有轉子不平衡、裝配誤差、不對中、定子機匣運動或有較大的橢圓度、流體擾動、支座松動軸承間隙不當和其它故障引發(fā)的異常振動等。最常見的碰摩發(fā)生在轉子與靜子的封套間，最危險的碰摩發(fā)生在葉片與葉片或葉片與靜子之間，此外得到較多關注的還有軸頸與頸軸承之間的碰摩現(xiàn)象. 二.案例分析1. 某電廠12號燃機為GE公司生產的9F級單軸聯(lián)合循環(huán)機組，軸系布置圖見圖1。機組在調試期間曾多次發(fā)生高壓轉

8、子與軸封、汽封碰摩，幾次輕微碰摩，通過調整軸封汽溫度，上下缸溫差，增加盤奎吐間等措施可使摩擦接觸點脫離而沖轉成功。2007年6月12日機組進行超速試驗，超速試驗后停機降速過程中，回到3 000rmin時振動較正常情況下3000rmin振動有上升轉速低于1 000rmin后，3Y、 3X振動大幅上升，都高達120“m以上(見圖2)，4Y、4X也較平常停機過程的振動要大很多盤車15 h后，機組冷拖至699rrain，因3、4號軸振動急劇上升而停機，到盤車轉速后，轉子偏心100um。機組運行過程中，汽機高中壓轉子振動表現(xiàn)出以下特征：(1)機組超速試驗和解列前，帶負荷階段3、4號軸振動已出現(xiàn)一倍頻分量

9、慢慢爬升、相位也同步在變化，而低壓轉子的5號軸振動和燃機轉子的1號軸振動的一倍頻分量基本未變化。(2)超速試驗到3300rmin跳機后，降速過程中，3Y、3X、4Y、4X軸振動不降反升，比3 300rrain振動大很多，回到3000rmin時，3Y、3X、4Y、4X軸振動比超速試驗前3000rmin振動明顯增大，相位也同步增大不少，增長的振動以一倍頻分量為主。(3)比較這次異常振動降速過程的BODE圖(圖2)和正常情況下BODE圖(圖3)可知，異常振動降速過程，高中壓轉子過臨界振動明顯增大，低轉速振動(晃度)也偏大。(圖示僅為3Y，其它方向振動效應同3Y)。(4)再次冷拖至699rmin，定速

10、后振動開始爬升且爬升的速率非?？欤瑑H10min，3Y、3X振動就由24um、23um爬升至118um、114um，軸振動爬升也以一倍頻分量為主，相位在爬升之初有急劇變化，之后振動爬升，相位變化較?。慌臋C后降速，振動仍然上升，回到低轉速100 rmin振動仍然非常大(見圖4)。從振動特征來看，振動的主要頻率成份為一倍頻分量，振動為強迫振動，僅在低轉速情況下，引起振動的可能原因：(1)聯(lián)軸器對中不良或聯(lián)軸器螺栓松動；(2)軸承座螺栓松動；(3)動靜碰摩。聯(lián)軸器對中不良或聯(lián)軸器螺栓松動引起的振動應有突變過程，突變后振動穩(wěn)定，對聯(lián)軸器兩端的振動影響較大，而該機為3、4號瓦振動大，振動始終爬升不穩(wěn)定，可

11、以排除。軸承座螺栓松動導致剛度不足引起的振動會發(fā)散爬升，但爬升過程相位基本不變，低轉速振動也不會變大，再檢查3、4號軸承所能影響接觸剛度的螺栓緊力都正常，可以排除軸承座螺栓松動。振幅增加、振幅和相位變化均以一倍頻分量為主、相位增大籌振動特征完全符合動靜碰摩故障的特征3。不管定速還是升降速狀態(tài)下，1、5號軸振動沒有明顯的變化,說明碰摩接觸部分就在高中壓轉子跨度內。從3號瓦軸振動增幅最大、變化最劇烈的情況，可以判斷碰摩部分應是靠3號瓦側的高壓缸內。超速試驗時，機組仍處于局部輕微碰摩狀態(tài)，振動未發(fā)散；再次啟機冷拖至699 rrain時，機組發(fā)生了全周摩擦振動，振動爬升迅速且發(fā)散不可控制。振動爬升速率

12、快，定速僅在699 rrain這相對較低轉速情況下，振動就非常大，碰摩應為嚴重軸向碰摩。盤車2天后，仍然不見轉子偏心下降，其它控制軸封汽溫度，上下缸溫度偏差已無效果，高中壓轉子碰摩情況非常嚴重。必須開缸處理。2. 某廠4號機組為125 M w機組,汽輪機為上海汽輪機廠制造的中間再熱凝汽式汽輪機,型號為N125-1324535/535; 發(fā)電機為上海電機廠制造的雙水內冷發(fā)電機，型號為QFS-125-2。整個軸系支撐在7個徑向軸承上，其中汽輪機轉子為三支承結構。l號到4號軸承為橢圓瓦，5號到7號軸承為圓筒瓦，各軸承均為落地式。高中壓轉子與低壓轉子為剛性聯(lián)軸器聯(lián)接，低壓轉子與發(fā)電機轉子為半撓性聯(lián)軸器

13、聯(lián)接. 1.振動概況4號機大修后于5月l7日14 :16首次沖轉,19：48機組轉速至3 000 rm in，汽輪機側l號至3號瓦振均低于l0um,發(fā)電機側的5號,6號瓦振動嚴重超標.5號瓦軸向振動最為突出:軸承座頂部為365um,中分面為253um,且5號瓦頂部發(fā)電機側、勵磁機側的垂直振動存在很大的差異,發(fā)電機側為l3um,勵磁機側為57um，機組3 000 rm in穩(wěn)定期間勵磁機側振動在較大范圍內變化。6號瓦垂直振動為8lum，且存在周期性變化，變化范圍為40110u m。降速過程中6號、7號振動嚴重超標，機組轉速在2640 2000rmin時振動多次突變，轉速為 2240rmin時7號

14、瓦振動最大達427um，其工頻分量僅為70 um，絕大部分為高、低頻成分。2.振動分析2.1 5號軸承座外特性試驗造成軸承軸向振動大的原因主要有以下幾點：軸頸承力中心沿軸向周期性變化；軸承座軸向兩側支承剛度不對稱：激振力投影點與軸承座幾何中心不重合：軸承座軸向偏轉等。3000rmin時5 號軸承軸向振動達 365um，且5號瓦發(fā)電機側和勵磁機側的垂直振動相差較大，為了找出原因，對5號軸承座做了特性試驗. 從圖l可以看出，5號軸承座底部勵磁機側的垂直振動與基礎振動差異較大，20um，說明軸承座與基礎的連接螺栓緊力太小，造成連接剛度較低。另一方面，從基礎的振動數據來看，汽輪機側和勵磁機側的垂直振動

15、差異也較大,達2lum。這兩方面的原因造成5號軸承座的軸向剛度較低，軸向振動偏大。緊軸承座與基礎的連接螺栓后，5號瓦的軸向振動：軸承座頂部為l94um，中分面為137nm ，軸向振動仍然偏大。由于基礎的缺陷在短時間內無法解決，可以采取現(xiàn)場高速動平衡來降低不平衡量，達到降低振動的目的。22勵磁機基礎振動測量從圖2可以看出，勵磁機基礎6號瓦與7號瓦側的振動差異較大最大達32um。6號瓦側的基礎剛度相對較差，使得6瓦對不平衡的響應較為敏感，其振動的大小在很大程度上與5號瓦振動的大小有關。基礎剛度的降低可能使得勵磁機轉子的支承剛度降低，當工作轉速趨近其臨界轉速時,瓦的振動可能超標.23 5、6號瓦振的

16、頻譜分析圖3給出了5號瓦(勵磁機側)和6號瓦的頻譜圖。從頻譜分析可知，5、6號瓦的振動主要為工頻分量，其它成分相對較少。它屬于強迫振動的范疇，在排除了機組中心不正，轉子熱不平衡、初始彎曲，不平衡電磁吸引力等因素之后，可以判斷轉子上存在一定的質量不平衡。2.4碳刷對 5、6 號 瓦振 動的影響機組在 3 000 rmin穩(wěn)定期間，5、6號垂直振動和5號軸向振動時大時小，存在周期性的變化。首次沖轉至 3 000rmin時，6 號瓦垂直振動為8lum，振動偏大，振動在40110um之間變化，緊5號軸承座與基礎連接螺栓緊力后曾降至 60 um ，做電氣試驗期間最大達 l10 u m 。圖 4 為在發(fā)電

17、機第一次加重后機組 3 000 rmin 穩(wěn)定期間6號瓦振的變化趨勢圖。5月l9 日 l:40機組負荷25MW，6號瓦振動又升至105u m，不得不停機處理。6號瓦的變化趨勢圖表明，在3 000 rm in穩(wěn)定期間6號瓦垂直振動開始逐漸變小，然后逐漸變大，呈現(xiàn)周期性變化的趨勢。一個周期大約為60min。從測得的振動數據分析，5號瓦垂直和軸向振動也具有與6號瓦相同的變化趨勢。為了分析5、6號瓦異常變化的原因，做了碳刷試驗。在發(fā)電機第二次加重后沖轉時取掉勵磁碳刷，機組轉速至3 000rmin穩(wěn)定一段時間后再裝上勵磁碳刷。5月20日16：40機組轉速至3000 rmin，17：01裝碳刷，17：05

18、碳刷加裝完畢。為了進一步觀察碳刷對 5、6號瓦振動的影響，機組保持3 000rmin 穩(wěn)定運行，見表 l。在未裝碳刷的情況下，3 000 rmin 穩(wěn)定20 m in 時間內6號瓦振動變化較小，僅僅減小了3 um 。17：00 開始裝勵磁碳刷而在 l7：01到17：06 僅5 m in 的時間內6號瓦振動增大了l8 um。裝完勵磁碳刷后6號瓦振動變化明顯增大，對5號瓦的影響規(guī)律也基本一致，這與機組大修后更換的勵磁碳刷與轉子的不均勻碰摩有關。結論(1) 5、6 號軸承座基礎的先天性缺陷造成軸承座剛度降低，使得 5、6 號瓦振對不平衡的響應較為敏感。5 號軸承座基礎兩側振動的差異導致了軸向振動嚴重

19、超標。(2) 勵磁碳刷與轉子的接觸不均勻使得碳刷與轉子發(fā)生不均勻碰摩，5、6號瓦在3 000 rmin穩(wěn)定及帶負荷過程中時大時小，出現(xiàn)周期性的變化。(3) 相對于發(fā)電機轉子而言，勵磁機轉子質量較小，它相當于發(fā)電機轉子的外伸端，5號瓦振動的大小在一定程度上影響6號瓦的振動。3. A電廠1號機2001年4月底完成第一次大修，初始開機兩次進行動平衡。兩天后5月5日開機帶負荷，升速各瓦振動正常，負荷至40MW低壓缸3號、4號瓦軸振上升，分別達到97um和130um。分析判斷1號機低壓發(fā)生動靜碰磨，原因是低壓缸左右溫差造成缸體變形，通流徑向間隙消失，轉子暫時性熱彎曲，振動增大。1號機的碰磨部位在低壓缸內

20、，圖4-20(a)為1號機組3號瓦Y向振動波形圖，圖4-20(b)是頻譜圖。由圖4-20 (a)的時域波形可以看出，振動信號的波形在波峰處存在削波現(xiàn)象，而在波谷處具有毛刺，而且在原始波形中疊加了許多高頻信號。說明信號中存在波形突變現(xiàn)象。由碰磨故障的典型時域特征可知，該時域波形完全符合系統(tǒng)碰磨故障發(fā)生時振動信號的典型波形。由圖4-20 (b)頻譜圖中可以看出，振動信號的頻譜成分是豐富的，頻譜圖中主要以工頻成分為主，但還包含有低于旋轉頻率的低頻成分，以及高于旋轉頻率的2倍頻、3倍頻、4倍頻和5倍頻分量，其中2倍頻分量的能量較大。由此可見，該振動信號無論是時域波形還是頻譜圖都完全符合碰磨故障典型特征

21、的圖譜?？梢猿醪秸J定系統(tǒng)發(fā)生了碰磨故障。 B電廠4號機組是引進的350MW機組，2001年5月10日大修后第一次冷態(tài)啟機，過高壓轉子臨界轉速1619r/min時lYa 振動94um，振動偏大，現(xiàn)場分析了1號瓦和2號瓦的頻譜、相位、間隙電壓和軸心軌跡，判斷振動原因是動靜碰磨，確定碰磨部位發(fā)生在高壓轉子，且偏向1號瓦。圖4-21 (a)為4號機3000r/min a號瓦Y向振動信號波形圖，圖4-21 (b)是信號的傅立葉變換頻譜圖。 B電廠4號機組的分析方法同A電廠1號機，只是4號機組的波形圖和頻譜圖所表現(xiàn)出來的碰磨故障更嚴重，因為時域波形圖完全沒有了周期性，頻譜圖中4倍頻和5倍頻分量也較大，同樣

22、可以初步判定系統(tǒng)發(fā)生了較嚴重的碰磨故障。4. 5-7所某電廠1號機組是哈爾濱汽輪機廠生產的引進型優(yōu)化設計制造的N350-16.7/538/538型亞臨界、一次中間再熱、雙缸(高中壓合缸)、雙排汽式凝汽式汽輪機發(fā)電機組。其機組軸系布置圖如圖示。(1)故障發(fā)生時的振動特征 1號機組于2009年10月進行了B級檢修，檢修后機組在采用順序閥運行中,出現(xiàn)一瓦軸振偏大，于是采用單閥運行，運行后各瓦的軸振、瓦振和瓦溫均正常。當機組運行至2010年4月29日時，3, 4號軸瓦Y向軸振和瓦振有增大趨勢(如圖5-8所示)，振動由75m緩慢上升，之后3號瓦Y向軸振達到110m, 4號瓦達到1O5.mo 3, 4號瓦

23、的瓦振也分別由20m, 30m上升到30m和40.m。當機組負荷低于200MW時，3,4號瓦軸振明顯增大，達到報警值(125m)。負荷在230MW以上時，振動維持在110m左右直至停機檢修時。于是1號機組采取滑參數停機。在停機過程中3, 4號軸瓦的振動由原來的110.m下降至80.m，直至機組解列。(2)軸瓦金屬溫度升高和油膜壓力下降 機組在正常運行停機檢修之前，出現(xiàn)了4號瓦Y方向金屬溫度由84逐漸升高到90 0C，同時4號瓦油膜壓力由4.OMPa降至3.OMPa。到停機檢修時4號瓦金屬溫度升高至95 0C，油膜壓力降至1.6MPa。如圖5-9所示。 在停機惰走過程中，·當190 r

24、 / min轉速時，3號瓦金屬溫度在十幾秒內迅速由60上升至100 0C，隨后回落。破壞真空，惰走40分鐘，隨后投入盤車裝置，盤車裝置投入困難，盤車電機電流高達45A(正常盤車電機電流為20A )，且有8A的擺動，6小時后，盤車電流逐步回落至正常水平，但仍有4A的擺動。盤車裝置投入后，4號瓦的頂軸油壓為7MPa低于正常值(C 9MPa )。低壓缸人孔解體后可在人孔處聽到低壓缸內有明顯的周期性金屬碰撞聲 (2)故障原因分析 由于機組軸瓦與軸頸發(fā)生了碰摩故障必定會導致故障處軸瓦振動過大和軸瓦溫度升高的現(xiàn)象，又因為有摩擦力的存在盤車電流會出現(xiàn)異常。另外根據機組的具體情況認為出現(xiàn)上述故障的整個原因與后

25、果可用下圖表示(見圖5-15 )5. 某電廠一臺 50MW 汽輪發(fā)電機組高壓缸振動偏大 ,機組只能低負荷運行 ,嚴重影響生產。通過分析負荷調節(jié)試驗時機組的振動信號發(fā)現(xiàn) ,頻譜中出現(xiàn)了明顯的1/ 2倍頻 ,從而成功診斷出了一起汽輪機轉子徑向碰摩故障。5. 1振動現(xiàn)象在負荷調節(jié)試驗中 ,隨著進汽量和負荷的改變 ,高壓缸 1瓦、2 瓦的振動變化明顯。尤其是當進汽量從 224 t/ h增加到254 t/ h時高壓缸的所有測點振動突變 ,其中 2 瓦振動峰峰值從23. 9m 躍到83. 7m。當進汽量提高為 270 t/ h時 ,2 瓦垂直方向振動達到101. 2m。5. 2故障分析圖 4進汽量 270

26、 t/h時2瓦垂直方向振動信號觀察振動頻譜發(fā)現(xiàn) ,進汽量在 224 t/h時,振動頻率以工頻50.78Hz及其倍頻諧波為主 ,雖然頻譜中出現(xiàn)高次諧波 ,但振動峰峰值小于40um,基本屬于正常狀況。進汽量從 224t/ h開始增加時,頻譜中開始出現(xiàn)25.39Hz頻率分量.圖4為進汽量 270 t/ h時 2 瓦垂直方向的振動波形和頻譜。振動波存在時間間隔為2倍回轉周期的沖擊 ,其幅值也明顯大于工頻振動。頻譜中存在25. 39Hz 的頻率分量 ,它嚴格等于工頻50. 78Hz的一半。可見 ,該頻譜非常符合動靜碰摩故障的特征。圖 5高壓缸 2 瓦碰摩前后提純軸利用提純軸心軌跡可以形象地再現(xiàn)了碰摩發(fā)生

27、的過程。圖 5( a) 、(b)分別為碰摩前后高壓缸 2 瓦 070Hz 頻帶的提純軸心軌跡。圖 5( a) 軸心軌跡基本上是橢圓 ,說明正常轉子以工頻振動為主。而圖 5( b)發(fā)生碰摩時軸心軌跡呈彎月形。設轉子起始位置在 A 點 ,由實際合成的軸心軌跡走向可知 ,它以逆時針方向經B 點進動到 P 點時發(fā)生碰摩 ,使轉子進動方向反轉 ,以順時針進動經 C 點后返回 A 點。這樣 ,轉子經過兩圈才回到起始位 A ,從非線性理論講 ,圖 5( b) 說明轉子運動狀態(tài)為周期 2分岔 ,體現(xiàn)在振動頻譜則出現(xiàn)嚴格的半頻25. 39Hz。 診斷結論及故障原因剖析通過上述分析 ,可以肯定高壓缸的振動現(xiàn)象為動靜碰摩。廠方停機檢修時 ,發(fā)現(xiàn)高壓缸 2 號軸瓦已經破裂 ,且上瓦有明顯亮點 ,進一步說明軸和瓦確實發(fā)查閱機組大修記錄 ,發(fā)現(xiàn)該機組已超齡服役 ,高壓缸轉子存在較大的永久彎曲。但該機組