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1、酚浮级跃弦坪澡檀三焊油问又皇末戈截哇隔韧涅弘器寿菌卧果颁详电仗嗅茧湛报揍娟网耕寅遭舱竭拍洽咽悟钮抵藐拙萍郑匪抚庙员逊糠据乖廷拐中光限猫肿店冉猫缎模抛奔术葛攀钦才侧敢吼斤父蹿搔栋慷贸逼满滨淋叛子痰诡臆灌蒜娟筏寒嗣裁豺具饭媚楞汇涸尤欣荤组睦贬巍山毡论鸟邑荣厄积肋跑叼铰步靖劲尚猛酮潍管饱频题黔叛彰董译重疮汗蔑肢粹幢附栗仟滑赡谭田彻铰鳃当癌筷其贺囚懊慧止盆灭珍痢呸外午潮饱伎捻浦谣项沽磐绩叙陆够拭辊终酗酗礁架湾给罪遮未椿库辗体孝石寝羌果扒盎掂僵裳悸睛牵镶翻哉促陆渍嫡结墅敲奉点撅瘸浪寿普阴椽菜磺佯替吱奋伺路漾铺围嘱服赡第 31 页 共 33 页20132014学年第二学期机械故障诊断技术结课读书报告碰摩故
2、障的诊断案例分析综述 学院： 专业： 班级： 姓名：学号：联系电话：指导老师： 弊耸普原搽坠佰右瓣魏稻枉睫件哪革缚嗣挎箔美钉旨炉啡悠孤逛验戴棍赦漂侧匝岛疼响垛证繁楔庙邱滁嫩犬诱掏蚂龟惯慧僳剖漂楔抬丛歌拼蛆孜首投翅巩星寨像迭晦烂性李掳恒耿芳书知永紧赃壕碟吐蓉赠跑太饿哮酪噪皋茫婴雏家廉邯讼丽齿掣韦柴正迫屡挝澄落伦柠散氛薛富男凉它铀郑椽荔拨侩暗扁列淡孺倚绑位喳招犀牵紊闷畦脂伐炳喉铲凑警撬岸浆蜘大磅伞闸版邱襄键验癌浴慷紊辆粮采向熬碑靖鹰阅淄抉担恐呆藩瞄党欺情十缠獭蔗块否场汗仓菲蚁锦述谢氨撕庐填潦淡淬犊死拔尿怠敛员斜红份识厨历簧衍昆化肌咐永委编押褂案防账冰硅咋法毕瞧予翼主责友飞抄惕镭俩仇茨纤里滇碰摩故障
3、的诊断案例分析综述丛成客舜缓联蒲戊熟绞适毕互赏毙魔滩垒竭胃车槐漱黑三汹勉编觅道殉蛾温颗传慢勃舅凋呀希谣条渠跺垫湃荔毙澜求醚捻婆阶嫩物祈粳绸掀鼓咒萝送垒掠条爬鹏讲首敢走屹坯琳某尸澎诀舔肤抖缔弧遣呢娃肥丸唯障隔跋骨襄湃藐谰界频佳挤兵隆摘操钝葬驶杠莉阁施贷柜楚吩紊洱雪狈骡戍厚忆搔砒兴际曲邢唯哀磊蚁尼连前酪镐迅秤袱鹿途靛吏涸门速泡澳耕惹捷标跪粗康尹拳以娟辉窑恕奄烦哄礁昆摘毫糜镶逗匿啄嗡叭失萍证哲索歼于普搁虎荤委忧矛汝离迢抢密刀狂荫课况渡贰服戴计涝祁滨囊拯钡沧圈仁遇纹敝直乔儒相豹肛首邀掘牌峪沮楷距芭娶凝荫哗缘仿符兢骏萨砌役摔玄毕精奢么20132014学年第二学期机械故障诊断技术结课读书报告碰摩故障的诊断
4、案例分析综述 学院： 专业： 班级： 姓名：学号：联系电话：指导老师： 碰摩故障的诊断案例分析综述摘要：当前,随着科学技术的不断进步,旋转机械正日益朝着大功率、高转速及柔性等方向发展。相应地,在旋转机械工作中也常伴有各种故障的出现,这些故障给工业生产和生活带来极大地破坏。因此,研究转子系统的动力学特征具有重要的理论意义和实际应用价值。本文正是基于动静碰摩，转子碰摩等碰摩案例进了理论析，之后给出了措施，得到了有关碰摩现象的一些结论。关键词:转子碰摩； 动静碰摩； 时频分析； 理论分析 ；Diagnosis of rubbing fault case analysis were reviewedA
5、bstract : At present, along with the advance of science and technology, rotating machinery are increasingly towards the direction of high power, high speed and flexible development. Accordingly, in rotating machinery work is often accompanied by the emergence of all kinds of fault, the fault brings
6、to the industrial production and life greatly. Therefore, research on dynamic characteristics of rotor system is of important theoretical significance and practical application value. This article was based on movement rubbing, the rotor rubbing cases are analyzed in theory, such as after measures i
7、s given, and got some conclusions about the phenomenon of rubbing. Key words: the rotor rubbing; Action rubbing; The time-frequency analysis; The theoretical analysis; 前言随着现代旋转机械日益朝着高速、轻型、大功率及大载荷方向发展, 国内外从理论上和实验室对转子碰磨已做过相当多的研究，其结果可以作为诊断的参考依据。但是，这些研究结论和现场实际情况还有距离，因为碰磨现象十分复杂，不同部位、不同程度的碰磨具有不同的振动特征，这些特征
8、又对应着许多其它故障。有相当一部分现场案例说明，碰磨的诊断比质量不平衡要来得困难，这也是为什么至今现场对碰摩诊断还没有一个行之有效方法的原因所在。这导致了转子与静子的碰摩故障不断发生, 由此产生非常严重的后果。为了确保旋转机械安全可靠地运行及避免由碰摩故障而造成的更为严重的事故, 对碰摩故障的各种特性进行深入研究是十分重要的。因为只有了解故障的本质特征, 才能及时地发现这类故障, 实行补救措施同时随着对旋转机械高转速、高效率的要求，碰摩故障越来越恶劣，因此，本文通过案例对此进行了理论研究，并对此采取了补救措施，是故障短期内消除。由此也得出了碰摩故障的结论。案例一:某电厂1号汽轮机为东方汽轮机厂
9、生产N300-16.(170)/537/537-4型压临界、一次中间再热、双缸(高中压合缸)、双排汽凝汽式汽轮机。机组轴系布置如图1轴系临界转速(计算依)： 第一阶1399r/min(电机转子一阶);第二阶1679r/min(高、中压转子一阶);第三阶1753r/min(低压转子一阶);第四阶3406r/min(电机转子二阶)。汽轮机本体为双缸、双排汽高中压合缸结构，低压缸为对称分流式布仪，用焊接双层缸结构.轴承座落在低压缸上.在内缸中部外壁上装有遮热板.在中间进汽部分水平法兰土开有弹性槽，以减小热变形和热应力：Z 振动情况一、振动测试分析1. 1 振动历史1-号机干1996年12月投产投产初
10、期.机组曾多次发生过突发性振动。经过扩大性小修.严格轴瓦检修二1_艺要求.改善了轴瓦的工作状态后，振动控制在较好水平。从2001年6月7月机组省一次大修到2002年10月20日共开停机5次.机组运行比较稳定.振动正常。1.2 故障停机情况2002年10月20 1-11 9:0 0机组负荷带至 280MW.振动正常。在增负荷过程中.于19: 07时负荷山286 M W突降6MW.此时调节级后压力和阀位开度均有所增大，真空下降司时机组振动发生变化.检查发现低压缸内声音异常，左右侧温度不同。各轴振、瓦振动均波动上升。而4X, 3X轴振动及3瓦瓦振动波动较大上升较快，经减负荷无效.于20:00手动打闸
11、。这时.机组负荷已减至196MW. 3瓦瓦振动达83.21 pm. 3X为217 pm。机组惰走过程中.3X经小幅降低后迅速上升.3Y先升后降又迅速上升.3X最大达390.66 pm,3Y达422. 67后振动均为0pm,盘车过程中盘车电流正常。但低压缸内存在无规律但较轻的摩擦声.有关数据见表1、图2。2 振动原因分析2. 1 数据分析从振动数据着，机组发生突发性振动前，轴振、瓦振均在合格范围内。打闸后除3X. 3Y轴振增大外各处轴振和瓦振动均有不同程度下降，过临界时，3瓦瓦振动最大约55 pm.其余各瓦瓦振不超过35pm。除3Y轴振动增大外，其余轴振动无明显增大现象，过临界后，3X经一次波动
12、后继续增大.约在1 250 r/min时，3X增大至约300 pm. 3Y从约118pm开始迅速增大。约在300 r/min时.3X, 3Y增加到最大值.分别为388 pm和120. 6 pm，然后随转速降低而逐渐下降。2.2 机组振动特征a) 从 1 9:0 7开始受到某种干扰机组振动变得不稳定.振动与运行参数无对应关系。b) 从振动随时间变化趋势可知，各瓦振动开始波动后轴振、瓦振均有不同程度扩展趋势。经过明显的波动而上升.在后期.3号瓦处轴振、瓦振迅速增大.当瓦振大于80 1m1后.打闸停机。c) 打Pi降速过临界时 除 3X,3 Y继续增大外.其余瓦的瓦振、轴振均无明显变化。根 据 以
13、上振动特征，墓本上可以排除支承刚度变差、转子_L有部件飞脱、转子与水接触或存在自由活动部件等。初步断定3号、4号瓦是由于某种原因引起低压转子碰磨而发生的异常振动。2.3 转子碰磨振动特征:2. 3. 1振动的基频分量波动和突变转轴碰磨振动的频谱特征是转子热弯曲振动，即以墓频为主，并含有明显的高阶分量。由于该机组未安装机组振动远程在线监测与诊断系统。因此未能对机组发生异常振动时的数据进行频谱分析，但机组的振动是突然发生。2.3.2振动幅值波动和不稳定机 组振动经波动后振动急剧升高危及机组安全而被迫打闸停机，符合振动的波动和不稳定特征2. 3.3临界转速下振动不大机组打闸后降速过程中，各瓦振动过临
14、界时均无明显增大现象。在低转速时，因油膜较薄，导致低压转子再次发生碰磨.造成转子热弯曲持续增长. 使3X,3Y轴振数据持续增长，实为转子由于热弯曲增大而表现为见度增大。2. 3.4 转轴碰磨的部位机组启动过程中转轴碰磨易发生在汽轮机高压转子_L.工作转速下则易发生在低压转子上。而在工作转速下.高压转子相对振动大也易碰磨，但由于动静部件耐磨性较差而会较快地脱离碰磨，而低压转子由于结构和支承动刚度低等原因，当运行中径向问隙消失而发生碰磨时.由于转轴的相对振动较小，动静部件格外耐磨，加之轴承动刚度较低而呈现较显著的振动和长时间的持续波动。2.3.5 振动出现奇异信号转子振动的时域波形一般为正弦波。发
15、生碰磨故障时.时域波形发生畸变.有时出现削波现象。3 检查处理揭低压缸检查发现a) 低压内缸中间人孔盖垫圈有不均匀的毗漏现象.左侧较右侧严重.但其漏汽量尚不足以导致机组状态的突然变化;b) 轴瓦工作正常，低压转子晃度正常:隔板中心偏上.低压转子部分叶顶磨损:c) 五段抽汽管膨胀节爆裂 (约 300m m X 300mm见方)。机组突发性振动是由于五段抽汽膨胀节爆裂后.大皿高温蒸汽(五段抽汽温度达275 C)进入低压缸内外缸之间，加热低压汽缸上部.造成上下缸较大温差，使汽缸因膨胀不均匀而变形.改变汽缸内动静间隙而发生碰磨振动。针 对 设 备存在的问题一一进行了处理.检修后机组启动顺利，过临界、空
16、转及带负荷下.机组振动在良好水平范围内。4 工作转速下转轴碰磨的振动机理4. 1 工作转速下转轴碰磨会造成转子热弯曲在工作转速下转轴发生碰磨时，因为转速已远离其一阶临界转速.对一阶不平衡会越磨越小.但对二阶、三阶不平衡来说会越磨越大。山于转轴碰磨一般主要产生一阶不平衡，It此工作转速下转轴碰磨的危害较启停中要小，但当转子一侧转轴碰磨时.转子就会产生明显的二、三阶不平衡员.使振动急剧升高，进人中期碰磨就不得不打01停机4.2 碰磨产生的热弯曲会由不平衡力自动校直由于工作转速远离转子一阶临界转速.因此其机械滞后角均接近干180,即一阶不平衡力与转子热弯曲成反相，当摩擦较小时，振动将瞬间波动后逐渐减
17、小而恢复正常.这时碰磨引起的转轴径向不对称温差逐渐消失，转子热弯曲消失.校直转子热弯曲的一阶不平衡力也随之消失，此时转子在原始弯曲、振动、转轴晃度和较小轴封间隙下.可能再次发生转轴碰磨，转子热弯曲产生的不平衡力又一次将转子自动校直，而再次脱离碰磨。这是一个连续的自动调节过程。但在本台机组的振动中因摩擦较大.经过几次自动校正过程后，碰磨不能自动脱离转轴碰磨经近1h后进人中期.振动快速增大.迫使打闸停机。4.3 工作转速下转轴碰磨振动可长期存在工作转速下的碰磨振动易发生在低压转子上当转轴发生碰磨时.由于支承刚度较低，相对振动较小、接触的动静部位不易磨损在不平衡力自动校直转子热弯曲时，该部位更加耐磨
18、.从而使振动持续较长时间。当转子的支承刚度较高时.一般碰磨振动在几次波动后便会消失。案例二:某烟气轮机组（结构简图如图1 所示），在正常检修后开车时发现前端（402A）振值较大且不稳定，并呈持续缓慢上升状态，停机时振值已达93微米。再次试运时进行了跟踪测试。机组转速在低于4400r/m时振值及相位均稳定且随转速变化不大，轴心轨迹稳定；转速达到4400r/m（电机投用）后轴心轨迹开始变得杂乱，且烟机前端水平向（402A）振动明显增大（从40微米增加到75微米）；转速达到5888r/m min 时最大振值达100微米（图3、图4），相位变化达200度，频谱图上三倍频处出现一个振动频带（如图2 所示
19、），且随转速上升振动能量来越大，时域波形有明显的削波现象。频谱分析得出的结论是机组存在严重的碰摩故障。 解体检修发现，烟机叶轮上叶片根部锁紧销钉与隔板发生严重的整周碰摩，整周的销钉已磨损掉1/3 左右。修复叶片根部锁紧销钉并重新调整了烟机叶轮的位置后开车，机组振动恢复正常。案例三: 云浮厂#2机凝汽器真空在相同工况下较其它几台机组要低2KPa，原因多面，其中低压缸轴封漏空气是真空低主要原因之一。经专业人员讨论，决定利用2006年#2机大修，将#2机低压轴封由高低齿金属轴封改为蜂窝汽封。一、安装调试情况#2机大修于6月11日开始，低压转子于6月22日吊出，联系生产厂家到现场测量转子汽封处直径及旧
20、汽封圈尺寸。厂家测量尺寸后安排生产，于7月1日将生产好的蜂窝汽封送至检修现场进行安装。我们测量低压缸轴封洼窝时，发现两侧洼窝相差接近1毫米，靠左侧偏大，即低压缸向左侧偏移。追溯至上一次大修，该低压缸由于#3轴承座的立销断裂而发生偏移，上次大修已进行推缸复位，但受到很大阻力，难以推至中间位置，后来经讨论决定按偏心位置重新配制立销，重新调整所有低压汽轴封间隙，消除洼窝偏心对汽轴封间隙影响，保证汽轴封间隙在标准范围。本次大修我们通过调整蜂窝汽封背弧，调整至蜂窝厂家图纸要求的范围：0.450.55mm。验收时上部和底部我们通过压胶布验收，两层胶布(0.5mm厚)有轻微接触为合格，下汽封左右间隙我们通过
21、塞尺测量，均在0.50.55范围。调试安装完毕后，我们于7月12日扣上低压外缸，投入盘车运行，用听针检查轴封处，发现靠近#3轴承的低压轴封有轻微碰磨声音，其它地方正常。经过一天盘车后，碰磨声音消失。二、整机启动及故障处理我们于7月16日进行整机启动。冲转前检查低压轴封处，没有发现有碰磨声音。冲转至500转进行碰磨检查，发现靠#2轴承座低压轴封有碰磨声音。后冲转至1000转进行暖机，停留10分钟左右，碰磨声音仍存在。机组按启动计划冲转至1600转左右进行中速暖机，当冲转至1600转时，2号3号瓦轴振动及轴承座振动急剧爬升，运行人员手动紧急合闸停机。图1、图2分别是起动时升速过程中3号瓦垂直振动及
22、2号瓦Y向轴振随转速变化的情况。1通频振幅；21倍频振幅图2 2号瓦Y向轴振动随转速变化图1通频振幅；21倍频振幅惰走过程检查，发现前后低压轴封均有碰磨声音，惰走时间也缩短。重新投入盘车，盘车电流偏大，且有摆动。现场组织相关技术人员讨论处理办法，考虑蜂窝汽封材料比较难磨去，一致同意将蜂窝汽封更换为原铜齿汽封。当时缸温最高点是180，立刻组织施工人员解体低压外缸，更换低压轴封。解体低压轴封，发现8圈轴封底部、左侧、左上部均有碰磨痕迹，初步认为低压缸热态时发生偏移，以至碰磨轴封。比较解体数据和上次大修复装数据，发现原轴封间隙由复装时的0.5mm变为解体时1mm，且左侧偏大。考虑低压缸在冷热态位置会
23、发生偏移，且规律没法掌握，经讨论确定将低压轴封间隙调整至0.60.7mm。更换轴封工作于7月18日凌晨两点更换完毕。7月18日凌晨5点重新冲转定速，没有发现碰磨，振动也在正常范围内。7月18日上午10：30，电气试验完毕，机组并网带40MW负荷。下午3：30进行严密性试验和超速试验，晚上23：30，#2机带满负荷，期间轴封处没有发现有碰磨，振动在正常范围。表1 机组空转和并网稳定时各轴瓦的振动振幅 m三、原因分析1、低压缸热态时位置发生偏移，至使冷态按标准调好间隙的轴封在热态时间隙发生变化，从而产生碰磨。 上次大修组装时汽轴封间隙均按标准0.350.45mm调整，经过三年多运行，左侧汽轴封与转
24、子碰磨变大，最大有1.5mm，比大修复装时大了1mm左右；右侧汽轴封间隙和大修复装数接近，没有发生碰磨。经分析，我们认为低压缸在热态时会向右侧偏移，从而造成左侧汽轴封与转子发生碰磨。由于原铜齿汽封在发生碰磨较容易被磨去，不会对转子产生损伤，没有对机组振动产生严重影响。新更换蜂窝汽封蜂窝带材质为进口镍基合金，不易磨去，而且与转子接触面积大，发生碰磨时会产生较大能量，严重影响机组振动。我们对#2机低压缸热态时的偏 移特性难以掌握，在低压轴封应用低压轴封存在较大风险。经讨论，我们决定将蜂汽封圈蜂窝带汽封圈围带窝汽封更换为旧的铜齿汽封，并且将左半圈间隙调 上次大修组装时汽轴封间隙均按标准0.350.4
25、5mm调整，经过三年多运行，左侧汽轴封与转子碰磨变大，最大有1.5mm，比大修复装时大了1mm左右；右侧汽轴封间隙和大修复装数接近，没有发生碰磨。经分析，我们认为低压缸在热态时会向右侧偏移，从而造成左侧汽轴封与转子发生碰磨。由于原铜齿汽封在发生碰磨较容易被磨去，不会对转子产生损伤，没有对机组振动产生严重影响。新更换蜂窝汽封蜂窝带材质为进口镍基合金，不易磨去，而且与转子接触面积大，发生碰磨时会产生较大能量，严重影响机组振动。我们对#2机低压缸热态时的偏移特性难以掌握，在低压轴封应用低压轴封存在较大风险。经讨论，我们决定将蜂窝汽封更换为旧的铜齿汽封，并且将左半圈间隙调要硬，发生碰磨时会影响转子安全
26、。我们认为汽封圈围带没有必要保留，应车削去。案例四:一电气电站公司为研究转子碰摩故障的声发射与振动特征做了以下实验并给予了分析与研究，相应的得出了结论。一、无碰摩状态 无碰摩状态AE放大器总增益设置为60db。启动转子正常运行一段时间。实验过程中发现在800r /m in以下时调速电机发出的尖锐声音较大, 800r /m in以上时声音较小, 运行稳定。为尽可能地减小电机噪声的干扰, 实验选取两个不同转速。图2是在转速为650r /m in和1 480r /m in时的AE系统采样的波形及频谱, 此时波形为噪声信号。图2是在转速为650r /m in和1 480 r/m in时的AE系统采样的
27、波形及频谱, 此时波形为噪声信号。从频域看, 噪声集中在1. 8kH z 3. 0kH z和4. 5kH z 6. 0kHz两个频段, 由图2( b ) 和图2( d ) 比较, 两种转速下, 3. 0kH z以下低频段噪声稳定, 而1 480 r /m in时4. 5kH z以上高频部分大幅衰减, 结合电机在不同转速时发出的声音可以判断, 在本文的实验条件下, 噪声谱中低频段主要来自于试验台机械结构振动噪声, 高频段则是电机内部产生的微弱碰摩引起的噪声。从幅度看, 通道2的噪声信号比通道1的大得多; 这是因为碰摩支架固定在底座上, 到达S1的噪声需要经过轴承座- 底座- 碰摩支架的传递, 所
28、以衰减很大, 而噪声图2 不同转速下无碰摩时的噪声信号及频谱(增益= 60dB)到达S2的路径更直接。可以看出在实际AE 检测中, 合理的传感器安装位置对准确检测和判断故障有着重要影响。预知了噪声的大致幅度, 在开始进行碰摩AE检测时, 可以设置适当的阈值来屏蔽噪声。图3是转速为650r /m in时无碰摩状态下的轴振波形和频谱, 基本上是1倍频分量。此时的振动是由已经存在的转轴弯曲、转子系统本身不平衡、不对中等因素产生的。二、轻碰摩状态改变AE总增益为40dB, 信号强度是无碰摩时的10倍。由于安装在碰摩支架上的S1接近碰摩源, 能较真实地反映AE 源信号, 所以在本章下面的实验中, 只观察
29、S1的波形。调节碰摩螺钉使其轻触转轴, 图4为转速在650r /m in时轻微碰摩状态下的AE波形和频谱。从时域波形上可看到明显的周期性冲击现象, 表现为若干突发型特征的AE信号, 频率范围为0 10kH z, 能量集中在5kH z附近, 3kH z以下为噪声, 可以看出AE 的信噪比很高图5是该状态下轴振波形和频谱图, 可看出, 和无碰摩时( 图3) 相比, 几乎没有变化, 即轻微碰摩在轴振信号中无法体现出来。调节转速到1 480r /m in, 见图6所示。转速越高碰摩作用力越强, 因此AE 的强度越大。图中AE信号的幅度明显增加, 达到650 r /m in时的2倍多, 波形呈连续型特征
30、, 能量集中的频带比650r /m in时有所扩大, 可分辨的频带宽度增加了1倍多, 高频分量明显增加, 能量幅值也随之增大。而此时的轴振波形和频谱( 如图7所示)与无碰摩时( 图3) 仍然没由以上实验可知, 即使是很轻微的碰摩, AE都能十分敏感地检测出来, 而振动信号对轻微碰摩几乎没有反应。对于相同碰摩程度而转速不同, AE 也能体现出差异性。三、 加重碰摩状态AE增益仍为40dB, 转速为650 r/m in。调节碰摩螺钉加重碰摩, 见图8所示, 幅度大幅增加, 波形更加密集, 高频成分增加, 频率内容更加丰富。从图9看, 此时轴振有所增大, 波形开始发生畸变, 频域上出现了从1 /4倍
31、频到2倍频的频率分量。调节转速增大到1 480r /m in, 从图10可看出, AE 幅度继续增强, 可分辨的频带扩大50kH z, 高频分量的幅度也明显增加。在轴振图上(图11) , 振幅略有增大, 而频率分量变化由以上实验可知, 随着碰摩的加重, AE 信号的幅度同步大幅增强, 波形由瞬态特征过渡为连续型特征, 频率带宽也随着碰摩强度的增大而扩展, 高频分量增加明显, AE 信号的能量参数也随之明显增大。虽然碰摩加重时振动波形也开始出现畸变, 出现低倍频和高倍频分量, 但对碰摩的敏感程度远不如AE信号那么显著, 其表现的特征也远不如AE 信号那么丰富。案例五:一、 D 电厂#1 机200
32、1 年4 月底完成投产后的第一次检查性大修，初始开机两次进行高速动平衡，降低了#7 瓦和#1 瓦振动。两天后的5 月5 日开机准备并网带负荷，升速时各瓦振动正常，升负荷至40MW，发现低压缸3、4 瓦轴振上升，最大分别达到97微米 和130微米，远超过3000r/min 振动，并保持继续上升趋势，于是立即打闸停机。1.1为查找原因，机组没做任何处5 月6 日18 时再次冲转，3000r/min 定速振动正常。19 时并网，30MW，#3 瓦X 振幅由3000r/min 的50 微米增加到70 微米，相位由11增加到147；21:27，37MW,3Xr 振幅80 微米。#3、#4 瓦轴振变化如表
33、1 所示。图 2 是并网到37MW 然后减负荷过程，测点3Ya、4 Ya 一倍频振幅/相位时间趋势曲线。图中振幅、相位在19:26 有明显的拐点，自该点起，振幅增加，相位增大，直至19:45 开始减负荷，振幅、相位开始逐渐恢复。同时发现，低压缸外缸两侧温差约2530。#3、#4 轴承汽封处没有听到碰磨声。1.2 分析和处理过程综合分析振动、运行数据和各种现象表明，低压缸内发生动静碰磨的可能性大，碰磨的原因估计是低压缸左右温差造成缸体发生变形，使得通流部分原本已比较小的径向间隙消失，低压转子与静止部分碰磨，转子发生暂时性热弯曲，振动增大。进入低压缸内外缸空间检查，发现内缸部分手孔盖垫片（两侧共约
34、 18 个）有泄漏，进行了第一次处理。5 月8 日再次开机。先带低负荷（45MW），后解列做超速试验，振动正常。然并网升负荷，9:45 加到130MW，此前振动基本正常。然后负荷略有降低，持续到10:06#3、#4瓦轴振开始增加，同时#1、#2 瓦轴振也增大。10 分钟后，#3、#4 瓦轴振增大到110130微米，且继续增大，于是打闸停机。图 3 为本次升负荷过程#3、#4 瓦轴振随时间变化曲线。图 3 显示振幅开始增大的时刻为10:06，但相位开始增加的时刻为9:46，两者相差20 分钟。9:46 正是负荷刚加到130MW。图 4 为测点3Xr（右）和3Ya（左）间隙电压的变化。曲线表明，升
35、负荷过程3Xr 间隙电压一直在减小，同时3Ya 的间隙电压却没有变化，这意味着#3 轴颈向3Xr 探头靠近，轴颈相对于缸体在右斜45方向发生移动。不论造成这种位移的具体原因如何，由此可以确定动静碰磨的径向方位，如果开缸，可以断定在上缸右侧应该发现磨痕。频谱分析，碰磨时各测点振动信号中的高阶和低频成分没有明显变化；轨迹分析表明，#3、#4 轴心轨迹始终保持正向涡动，整个开机期间没有出现反向轨迹。本次加负荷过程，对低压缸外缸两侧温度测试，仍存在约1520的温差。这次启机振动增大的负荷点已从第一次的 37MW 提高到了130MW，说明对低缸内碰磨的判断是正确的，决定继续按这个方向进行处理。于是再次进
36、入低压外缸，完全封死内缸手孔，这是当时不揭缸从外部消除通流动静碰磨的最经济的方法。5 月9 日14 时再次开机。14:54 并网，五个小时后达到满负荷，从100MW 170MW区段持续了一个半小时，其间重点监视测点3Xr 的相位，发现相位有增大的迹象，立即停止加负荷，以此使缸内碰磨点相互磨损脱离接触，而同时又不造成振动急剧增大。二、 #4 机2001 年5 月10 日大修后开机。第一次冷态启机，过高压转子临界速1619r/min时1Ya 振动94 微米，略偏大（图5）。3000r/min 定速时，高压缸两轴承测点1Ya、2Ya 振幅分别为88 微米和83 微米。其后做汽门严密性试验，并网，带低
37、负荷，其间1Ya、2Ya 振幅曾最小减到25 微米和55 微米，但在低负荷5 小时后，又缓慢增加，相位发生大的变化（图6，表2），#1 瓦振幅从50 微米增加到120 微米，相位从150增加到170（图6），#2 瓦轴振振幅增加了20 微米，相位减小了8；低压转子两测点振动均减小，相位减小。解列后3000r/min，#1 瓦振动持续上升。5:17 开始做超速试验。最高转速到3220r/min，1Ya 振动230 微米（图7）。惰走过程，1580r/min 时1Ya 振动266 微米，2Ya 振动183 微米，（图8）。1. 原因分析和处理此次开机的振动记录显示了以下现象：（1） #1、#2 瓦
38、轴振大，且#1 瓦大于#2 瓦；无论是3000r/min、带负荷和临界转速，#1 瓦轴振均过高。这些工况下高振动的主频是一倍频，另有少量的2 倍频分量。（2） 不同的升降速过程，高压转子临界转速值相差不大，但振动振幅与相位相差很大。（3） 2900r/min、3000r/min 定速和带负荷时，#1 瓦轴振振幅、相位均呈增大趋势，#2、#3、#4 瓦同时也在稳定地变化，变化量值较#1 瓦小，规律性没有#1 瓦明显。这种以工频为主的大振动，绝大多数情况是由于质量不平衡引起的。质量不平衡的来源主要有三个方面：（1）原始质量不平衡、（2）转动过程中部件飞脱或松动、（3）转子热弯曲。原始质量不平衡造成
39、的一倍频振动应该是稳定的，这里可以排除；该机幅是连续地逐渐上升而不是突然增加，第二种可能性也排除。考虑到振幅、相位连续缓慢的变化，且振幅变化最大的测点相位是在增加，根据它们变化速率分析，#1 瓦振动是转子热弯曲引起的。机组转子热弯曲的原因很多，如转子自身热应力，运行中汽缸进水、进冷空气以及动静碰摩、中心孔进油、发电机转子冷却不均匀等等。综合各个方面的情况，主要基于#1 机刚完成大修，判断引起机组振动的原因是动静碰摩，同时排除汽缸进水和进冷空气等可能。进一步分析得到下列结论：碰磨部位发生在高压转子，且偏向#1 瓦；降速过程临界转速的大振动说明高压转子已经发生暂时性热弯曲；同时，这次降速的大振动有
40、可能已经使碰磨接触点材料部分磨损。决定盘车数小时直轴，然后再次冲转。盘车四小时后，#1 瓦径向跳动值恢复。11:32 冲转，升速过程#1、#2 瓦轴振临转速振动仍偏高，但小于上次降速。3000r/min 定速的振动同样有所降低（表3）。这说高压转子的暂时性热弯曲还没有完全恢复；碰磨虽减轻，但仍存在根据分析，决定机组按常规提升负荷。升负荷过程，#1、#2 瓦轴振逐渐减小（表4），机组振动渐趋于正常。一、 碰磨振动信号主要特征以及诊断方法机组动静碰磨的现场诊断有一定难度难度。如果认定发生了碰磨，有时需要开缸处理，工作量较大，因此，要求碰磨的诊断应该有高准确性。现有的诊断主要还是根据振幅、相位、频谱
41、和轴心轨迹特征进行判断。利用详细记录的升降速波特图、极坐标图和级联图进行比较是最基本的、十分有效的手段。在有条件的情况下做出全频谱级联图，对诊断更有帮助。根据作者经验，单纯地用瓦振信号判断碰磨，频谱较复杂，易于混淆。转轴信号可以提供更准确的碰磨信息。因此，现场诊断应该尽量利用涡流传感器。事先没有安装涡流传感器的机组，当怀疑发生碰磨后，应尽早加装，以利以后的测试和诊断。碰磨的确定，在依据振动信号特征的同时，还需要了解机组安装或大修中的情况，查阅有关的间隙记录。现场运行人员在启机过程常采取“听诊”的方法，对碰磨的确定有时也是有用的。分析中把这些信息结合起来，可以提高诊断的准确性。但要注意，对于高中
42、压缸和双层结构的低压缸，通流部分的碰磨声难于准确传出，只有轴端汽封的碰磨比较容易听到。不能片面地将某一种方法的结论作为认定的决定性判据。近年有不少人在进行利用小波诊断碰磨的研究，这是一项很有意义的探索。但迄今为止，还没有出现一种比较准确成熟的现场实用方法，大多数研究结果仅限于理论和试验台，距真实碰磨信号的诊断还有相当的距离。根据作者对大型机组碰磨实际诊断处理的经验，现场对碰磨诊断的关键判据主要有如下几条：（1） 在固定转速下，振幅随时间逐渐增大或逐渐减小，变化的分量是一倍频成分；相位可能也同时逐渐增加，也可能基本不变；（2） 振幅、相位出现变化的时刻应该滞后于运行工况的变化；（3） 非严重碰磨
43、不会出现倍频分量增大的现象，无法从频谱图上获得决定性判据；严重碰磨在低频和倍频分量都应该有较明显的反映；（4） 动静碰磨可以发生的工况：定速暖机（包括临界转速前后）、升速过程、带负荷过程；变转速下不易判断，主要依靠定转速下振幅、相位的变化来判断；（5） 碰磨的认定应该在排除了转子材料热弯曲、中心孔进油、转子冷却不均匀这几种故障之后；（6） 对于大型汽轮机转子，在定速或带负荷状况下，碰磨造成的反向涡动轨迹不易观察到，因而它不是主要判据。二、 碰磨的现场应急处理措施和方法对于发生动静碰磨的机组，采取的处理方法根据碰磨故障严重程度和生产、工情况而定。按工作量多少排列，现场应急处理方法有下列五种：（1
44、） 提高升速率升速。如果碰磨发生在某一低转速点或临界转速之前，现场对碰磨判断的准确性把握大，且仅是个别瓦振动大，大多数瓦振正常；整个机组不存在其他振动问题，现场可以采取提高升速率冲过这一转速区，直接升到高转速或3000r/min 的方法。如上述例3 即采用的是这种方法；（2） 根据振动调整运行参数（膨胀、差胀、负荷、缸温等），使机组通过发生碰磨的工况区；（3） 长时间暖机。将机组打闸至盘车状态，或保持在某一转速，数小时甚至数十小时，使碰磨部位自行磨损；（4） 根据对产生碰磨原因的分析，从外部消除缺陷根源，如上述例1 消除内缸漏气；（5） 如果碰磨部位发生在轴端汽封，对于汽缸端部汽封套、汽封环可
45、拆卸的机组从外部调整即可；对于个别大型机组，如果事前能够准确判断碰磨的径向方位，调整轴承标高或对轮左右偏差、张口也是一种工作量较小的措施，但需兼顾常规检修规范，注意影响运行的相关因素，如瓦温、通流间隙等。无论现场采取那一种处理方法，都需要对情况的全面分析、对故障的准确判断、当机立断。尤其如果采取第一种，必须防止过大的振动造成大轴弯曲。严重的碰磨，必须揭缸消除碰磨接触部位。案例六:一、某工厂前年研究了转子碰摩故障，通过实验将定子、转子间沿圆周的间隙设定为4 10- 4m进行研究得出 实验参数如表1所示。图1转子试验台结构图4测量与监视系统结构图( 1)调节变频器使转子升速, 在一个转速上稳定运转
46、后,开始采集数据;( 2)采集X、Y方向的信号和键相位信号, 每个通道每转采样256个点, 连续100转;( 3)采样过程中, 采样程序自动调节采样频率, 以便在不同转速时获得相同的采样点数;( 4)根据碰摩时产生的噪音, 判别开始产生碰摩的转速。 图3三维频谱图实验结果分析图3与本文的理论计算结果相对照, 其基本特性是一致的。以u= u1 为例, 转速很低时, 有1X 同频振动分量和其它随机振动信号; 在临界转速ncrU 2 000r /m in, 1X出现峰值, 同时出现1X倍频分量, 说明已经有局部碰摩产生; 转速升至2 800 r/m in 3 200r /m in时, 图上主要有1X 和2X 分量, 说明有全周碰摩产生; 在转速3 200 r /m in 3 500r /m in时, 频谱图上除了1X分量外, 尚有另一种频率被锁定的高频分量, 说明具有概周期性质; 当转速升至2ncrU 4 000r /m in时进入混沌运动, 这可以由频谱的连续性来判断。与此同时, 由于油膜涡动, 存在12X 及其倍频分量。此后转子运动的特点是混沌运动与周期运动相间存在, 直至n= 9 000r /m in时仍未收敛至周二、 某发动机工作叶片的一阶扭转等效对称循环时最大应力的均值为126
