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技術文章
大型旋轉機械狀態監測與故障診斷
發布時間:2018-11-29   點擊次數:18次

大型旋轉機械狀態監測與故障診斷

1 故障診斷的含義

故障就是指機械設備喪失了原來所規定的性能和狀態。通常把運行中的狀態異常、缺陷、性能惡化及事故前期的狀態統稱為故障,有時也把事故直接歸為故障。

而故障診斷則是根據狀態監測所獲得的信息,結合設備的工作原理、結構特點、運行參數及其歷史運行狀況,對設備有可能發生的故障進行分析、預報,對設備已經或正在發生的故障進行分析、判斷,以確定故障的性質、類別、程度、部位及趨勢。

大型旋轉機械是指由渦輪機(如汽輪機、水輪機、燃氣輪機、煙氣輪機等)及其驅動的工作機(如離心式壓縮機、軸流式壓縮機、發電機等)所組成的透平式流體動力機械,習慣上簡稱大型機組。大型機組是化工、石化、電力、鋼鐵等行業的關鍵設備,例如:乙烯裝置的三機(裂解氣壓縮機、乙烯壓縮機、丙稀壓縮機),化肥裝置的五機(原料氣壓縮機、空氣壓縮機、合成氣壓縮機、氨壓縮機、二氧化碳壓縮機),煉油裝置的三機(煙機、主風機、富氣式壓縮機),大型空分裝置的空氣壓縮機,中心電站的大型汽輪機或水輪發電機組,鋼鐵企業的氧壓縮機及高爐風機等。大型機組由于功率大、轉速高、流量大、壓力高、結構復雜、監控儀表繁多,運行及檢修要求高,因此在設計、制造、安裝、檢修、運行等環節稍有不當,都會造成機組在運行時發生種種故障。大型機組本身價格昂貴,大型機組的故障停機又會引起整個生產裝置的全面停產,給企業、社會、國家造成巨大的經濟損失。因此,認真做好大機組的狀態監測與故障診斷工作,對避免惡性設備損壞事故的發生,降低停機次數和縮短停機時間、減少企業的經濟損失是十分有益的。

 

2 故障診斷的目的

故障診斷的根本目的就是要保證大型機組的安全、穩定、長周期、滿負荷、優良運行,其目的主要為:

①對機組運行中的各種異常狀態作出及時、正確、有效的判斷,預防和消除故障,或者將故障的危害性降低到最低程度;同時對設備運行進行必要的指導,確保運行的安全性、穩定性和經濟性。

②確定合理的故障檢修時機及項目,既要保證設備在帶病運行時安全、不發生重大設備故障,又要保證停機檢查時發現設備的確有問題,合理延長設備的使用壽命和降低維修費用。

③通過狀態監測,為提高設備的性能而進行的技術改造及優化運行參數提供數據和信息。

 

3 故障診斷的任務

故障診斷的任務主要包括三個方面,即監視機組的運行狀態,判斷其是否正常;判斷機組的故障,預測將來發生的趨勢,并提供消除故障的思路;指導機組的運行和維修。

 

4 故障診斷的方法

4.1 振動分析法

振動分析法是對設備所產生的機械振動進行信號采集、數據處理后,根據振幅、頻率、相位及相關圖形所進行的故障分析。

一方面由于在大型旋轉機械的所有故障中,振動問題出現的概率較高;另一方面,振動信號包含了豐富的機械及運行的狀態信息,既包含了轉子、軸承、聯軸器、基礎、管線等機械零部件運行中自身狀態的信息,又包含了諸如轉速、流量、進出口壓力及溫度、油溫等影響運行狀態的信息;第三,振動信號易于拾取,便于在不影響機器運行的情況下實行在線監測和診斷。因此振動分析法是旋轉機械故障診斷中運用最廣泛,也最行之有效的方法。采用振動分析法,可以對旋轉機械大部分的故障類型進行準確的診斷,如轉子動不平衡問題、轉軸彎曲、軸承工作不良、油膜渦動及油膜振蕩、轉子熱不對中、動靜件摩擦、旋轉失速及喘振、轉軸的橫向裂紋、葉輪松動、結構共振等等。

4.2 油膜分析法

油膜分析法是對機組在用潤滑油的油液本身及油中微小顆粒所進行的理化分析。通過對潤滑油的粘度、閃點、酸值、破乳化度、水分、機械雜質、液相銹蝕試驗、抗氧化安全性等各種主要性能指標的檢驗分析,不僅可以掌握潤滑油本身的性能信息,而且也可以了解到機組軸承、密封的工作狀況。尤其是對油液中不溶物質,主要是微小固體顆粒所進行的鐵譜分析、光譜分析、顆粒計數,可以識別油液中所含各種顆粒的化學成分及其濃度、形貌、尺寸,從而對潤滑、特別是軸承合金、軸頸、浮環、機械密封的動靜環、油封及油檔等摩擦副的磨損狀態進行科學的分析與診斷。因此油液分析法也是大型旋轉機械故障診斷中的一個重要方法。

4.3 軸位移的監測

在某些非正常的情況下,大型旋轉機械的轉子會因軸向力過大而產生較大的軸向位移,嚴重時會引起推力軸承磨損,進而引起葉輪與汽缸隔板摩擦碰撞;大型汽輪機在啟動和停車過程中,也會因轉子與缸體受熱和冷卻不均而產生差脹,嚴重時會發生軸向動靜摩擦。盡管軸位移故障的概率不是很高,但也常有發生,特別是一旦發生后對設備造成的損壞往往是災難性的。所以,對軸位移進行在線狀態監測和故障診斷分析很有必要。

4.4 軸承回油溫度及瓦塊溫度的監測

檢修或運行中的操作不當都會造成軸承工作不良,從而引起軸承瓦塊及軸承回油溫度升高,嚴重時會造成燒瓦。所以對軸承回油溫度、瓦塊溫度進行監測也很必要。按API617規定,軸承進出口潤滑油的正常溫升應小于28℃,軸承出口處的較高油溫應小于82℃。另外,用鉑電阻在距軸承合金1mm處測量時,一般不應超過110115℃。但由于溫度的反映往往滯后,具體的測量方法又各不相同,因此應具體情況具體分析。

4.5 綜合分析法

在進行實際的故障診斷時,往往是將以上各種方法連同工藝及運行參數的監測與分析一起進行綜合分析的。

 

5 故障診斷的常用圖譜

5.1 常規圖譜(又稱穩態圖,不含開停車信息)

5.1.1 機組總貌圖——顯示機組總貌,查看探頭的位置及位號。

5.1.2 單值棒圖——顯示實時振動值,并可知低報、高報警值及轉速。

5.1.3 多值棒圖?——顯示實時通頻值及各主要振動分量的振動值,可大致了解機組運行是否正常。

①通頻值——通頻值即總振動值,為各頻率下振動分量相互迭加后的總和。

②一倍頻——又稱基頻、工頻,為轉子實際工作轉速的頻率,

f = n /60 [Hz];轉子動不平衡、軸承工作不良、熱態對中不良等均會引起一倍頻增大,發生概率依次降低。

③二倍頻——二倍工頻,轉子熱態對中不良、裂紋、松動等都會引起二倍頻增大,主要是對中不良。

0.5倍頻——0.5倍工頻,油膜失穩會引起該頻率段增大,軸承工作不良(如間隙、緊力、接觸、搖擺、油檔等)也會引起該段頻率增大;旋轉失速(喘振的先兆)的頻率為(0.4~0.8)倍工頻,也有可能。

⑤可選頻段——用戶根據機組的特點,自己定義的頻段。

⑥殘余量——剩余頻率成分振動分量的總和。該部分振值高時,轉子有可能發生摩擦、氣流脈動等。

正常運轉狀態下的多值棒圖通常是,一倍頻最大,二倍頻小于一倍頻的一半,0.5倍頻微量或無,殘余量不大。

5.1.4 波形圖——顯示通頻振動位移(總振值)與時間(周期)的關系,又稱幅值時域圖。

在正常的狀態下,波形圖應為較平滑的正弦波,且重復性好。

a.動不平衡時,在一個周期內為典型的正弦波;

b.中不良時,在一個周期內為波峰翻倍,波形光滑、穩定、重復性好;

c.摩擦時,波峰多,波形毛糙、不穩定、或有削波;

d.自激振蕩(油膜渦動,旋轉脫離)時,波形雜亂、重復性差、波動性大。

5.1.5 頻譜圖——顯示了在各振動分量的頻率及其振幅值。

橫坐標可選擇“階比”或“頻率”,一般用階比。

各種頻率所對應的故障可參照前面在多值棒圖中的介紹。

正常運轉狀態下的頻頻圖通常是,一倍頻最大,二倍頻次之、約小于一倍頻的一半,三倍頻、四倍頻…x倍頻逐步參差遞減,低頻(即小于一倍頻的成份)微量。

看圖譜不能就圖看圖,一定要與歷史和正常運轉下的頻譜圖相比較,查找那些頻率成份發生了變化,變化的倍率有多大。

5.1.6 軸心軌跡圖——顯示轉子軸心相對于軸承座渦動運動的軌跡。

有原始、提純、平均、一倍頻、二倍頻等軸心軌跡,主要看提純。

在正常的情況下,軸心軌跡為一橢圓形。

若軸心軌跡的形狀、大小重復性好,則表明轉子是穩定的。

對中不良時,為香蕉狀,嚴重時為8字形;

摩擦時,多處出現鋸齒尖角或小環;

瓦塊安裝間隙相互偏差較大時,會出現明顯的凸起狀。

油膜渦動時,大圈套小圈。

5.1.7 振動趨勢圖——顯示振幅及相位與時間的關系。

從振動趨勢圖可以看到異常振動的起始時間、持續時間、終止時間,依此查看DCS,查找機組的運行參數有無發生重大變化,從而確定故障的真偽。還可以通過選擇框,看到各探頭的間隙電壓趨勢,從而確定一次儀表本身有無故障。

并且可以更清晰地看到工頻、二倍頻、0.5倍頻等主要頻率成份幅值變化的形態,從而進行故障類型、程度、趨勢的診斷。

依次看各振動分量的趨勢圖,查找變化量最大的頻率成分,從而確定故障類型。例如,看一倍頻有無變化,能否回到原正常值,是否發生突變(含相位)。若不能回到原正常值,則為動不平衡;若突變,則為轉子損傷;若變化緩慢,則為轉子結垢(如催化劑粘結)。

看異常振動分量的變化倍率,從而確定故障的程度,進而確定是否停機。例如,對動不平衡,若超出正常值的一倍,應引起重視,但仍可監視運行;若超出2.5倍,或為繼續上升的趨勢,則應盡快組織停機搶修。對伴有低頻分量引起的軸承工作不良,則應根據波動的間隔時間、波動量的大小、能否回到原正常值作出判斷。

5.1.8 過程振動趨勢圖——顯示轉子軸位移及機組的過程參數與時間的關系。

機組的過程參數,如進出口壓力、溫度及流量、油溫、瓦溫等,對故障診斷是有幫助的。

軸位移發生變化時應該與轉子的軸向力(由進、出口壓差、流量、分子量、是否帶液等決定)及推力軸承瓦溫綜合判斷。

5.1.9 極坐標圖——各振動分量的幅值及相位隨時間變化的統計結果,亦稱可接受區域圖。

散布集中、相位穩定時,好;散布區域增大、相位改變時,應引起重視。

5.1.10 軸心位置圖——在忽略振動的情況下,顯示軸心相對與軸承中心的穩態位置。

可以看出軸承的偏位角、偏心距、最小油膜的厚度,從而判斷轉子運行是否平穩。

5.1.11 全息譜圖——全面反映轉子在同一軸承處主要振動分量的振幅、相位、頻率信息。

全息譜圖實際上是將兩個相互垂直的同一階次頻率諧波合成后的軌跡圖集合在一起,對分析較疑難的故障作用更加明顯。

正常運轉狀態下,全息譜圖中的軌跡為橢圓。若軌跡為正圓或接近為正圓,則表明兩個相互垂直方向上的振動幅值相同、相位差為90°或幅值相近、相位差很接近90°;若軌跡為斜直線或接近為斜直線,則表明兩方向振動相位相同或非常接近;若軌跡為水平線或垂直線,則表明水平或垂直方向上的振動分量要比另一方向大得多。

5.2 啟停機圖譜(又稱瞬態圖,僅分析啟停機過程中的狀況)

5.2.1 轉速時間圖——顯示開停機過程中,轉速變化與時間的關系。

5.2.2 Nyquist圖——把開停機過程中振幅與相位隨轉速變化關系用極坐標的形式表示出來,又稱極坐標圖,或奈奎斯特圖。

通過最大振幅,可以看見轉子的實際臨界轉速,通過有無小圈,可以看到轉子以外的元件振動,如管道、聯軸節、機殼、基礎等對轉子產生的諧振作用。

5.2.3 波德圖——顯示轉子振幅和相位隨轉速變化的關系曲線。

可以看出臨界轉速,計算出動態放大倍數,估算出系統阻尼。

5.2.4 頻譜瀑布圖(級聯圖) ——顯示轉子在各種轉速(或時間)下的頻譜變化。

通常表示:X軸——頻率;Y軸——振幅;Z軸——時間或轉速間隔。

 

 

6 故障診斷的步驟

面對大型旋轉機械所發生的各種故障,是立即停機搶修、防止事態擴大,還是維持運行、待機修理,或者是采取措施加以消除或減輕,診斷及處理的失誤會給企業帶來相當大的經濟損失。正確的診斷及處理,不可能來自于盲目的主觀臆斷,而應該建立在獲取與故障有關信息的基礎上,依據機器的工作原理及具體結構,運用科學的分析圖形,按照合理的步驟進行綜合分析,去偽存真、舍次取主,排除故障的受害者,找出故障的肇事者,這才是提高故障診斷準確性的關鍵之所在。為了便于分析,不至于被眾多雜亂無章的信息弄亂自己的思路,需要逐步思考以下問題:

第一,故障的真偽;

第二,故障的類型;

第三,故障的程度;

第四,故障的具體部位;

第五,故障發展的趨勢。

6.1 故障真偽的診斷

機械設備本身是否真的發生了故障,是否為儀表失靈或工藝系統波動所造成的假象,是故障診斷首先應解決的問題。

由于儀表失靈在大機組所發生的各類故障診斷中所占的概率較大,以及因工藝系統波動或操作不當(特別是在開車或工藝負荷調整的過程中)而產生的故障也常有發生,因此切忌僅限于一、兩個因素就輕易判斷發生了機械設備故障,而應該根據系統、儀表、運行、現場等多方面情況進行綜合的判斷。

6.1.1 首先應查詢故障發生時生產工藝系統有無大的波動或調整

系統的異常變化會造成機組工質的組份、流量、壓力、溫度等發生異常的變化,從而引起機組振動、軸位移、出力等發生變化,但此時機組未必發生機械損傷故障。

如果系統發生了變化,盡管機組的振動值、軸位移值明顯增大,甚至報警,但只要不再繼續上升,機械損壞的可能性往往較小。常見的故障為小流量引起的旋轉失速或喘振、工質變化引起的轉子結垢、進出口壓差變化引起的轉子軸向力偏大,這些故障若處理及時、正確,則可消除、減弱。然而,要是已連鎖停機或者振動值和軸位移值仍在繼續上升,那么說明故障較為嚴重,很可能發生了機械損傷。常見的機械故障為強烈喘振引起的動、靜件振動碰擦損壞,工質帶液引起的軸向力過大所造成的推力軸承損壞等。

如果系統未發生任何變化,同時又能確定儀表無誤,那么機械損傷肯定是真的發生了,多數為機械掉落而引起的動不平衡,以及軸承失效。

系統有無波動可以向當班的操作人員、生產調度員進行查詢,如果系統配置了DCS,則可以直接調看與機組工質組份、流量、壓力溫度等有關的趨勢圖,再將有問題的振動、軸位移、瓦溫及流量、壓力、溫度等做在同一時間坐標的趨勢圖上,這樣進行判斷,即快捷、方便,又準確、明了。

1989年,某公司C廠德國西門子公司制造的汽輪機機組投運不久便出現下列的問題:①振動值增大;②監視段壓力高;③出力不足。其實,蒸汽膨脹受阻,熱能難以充分轉化為動能才是造成三個問題的原因所在。而西門子汽輪機多為反動式,動、靜葉片間距相對較窄,結垢不僅會使轉子動平衡狀態發生變化、振動值增大,而且還會使通流面積明顯變小、蒸氣難以充分膨脹,從而引起監視段壓力高和出力不足。經詢問,該廠是在改用了D廠硬度較高的蒸汽后出現問題的。因此明確診斷為汽輪機結垢,建議用濕蒸汽低速清洗,打開缸體導淋檢查確認。在隨后的清洗中,缸內排出的全是乳白色、含有大量鈣、鈉離子的硬水。未進行開缸檢查修理,結垢消解,運行恢復正常。

2000年元月,某煉廠催化煙機的振動值由以往的3040μ上升到70~80μ,且有大幅度的波動。廠方要求解體大修、更換轉子。由于輕載瓦的變化大于重載瓦,振動值為緩慢變化,而且有多次回落降低(盡管比正常值高),根據經驗感到轉子和軸承均未受到損傷,而是催化劑粘結到轉子上所致。為了說明問題,通過DCS在同一時間坐標上做出了煙機各振動值與煙氣及輪盤冷卻蒸汽溫度的趨勢圖,結果很明顯的看到,振動趨勢的所有峰值,總是與蒸汽溫度趨勢的谷值一一對應。通過此圖無需作過多解釋,大家都清楚地的認識到,煙機的振動是由催化劑的粘結與脫離所形成的動不平衡而引起的,而催化劑的粘結明顯與輪盤冷卻蒸汽的溫度有關。因為當時為冬季,低壓蒸汽管網用戶較多,尤其是白天與夜晚相差較大,蒸汽的溫度無法保證,而且有時為濕氣。因此,根本不需要停機揭缸檢修,只要保證蒸汽的正常溫度,不讓濕氣進入,煙機的振動值就會回落、穩定。之后,車間進行了調整,在振動值為4050μ的水平上連續穩定運行了10個月,直到計劃大修改造。

6.1.2 其次應查看探頭的間隙電壓是否真實可信

由于儀表失靈造成的振動及軸位移的假象實在不算少,對生產企業來說儀表又是科技含量高的獨門專業,局外人很難摸清儀表是否有問題。在此情況下,通過查看探頭的間隙電壓來判斷儀表是否失靈,不失為一種比較簡單、直觀、準確的方法。

探頭是傳感器的俗稱,振動傳感器主要有三種:渦流式位移傳感器、電動式速度傳感器、壓電式加速度傳感器。用于監測大機組振動、軸位移以及轉速、鍵相的幾乎都是渦流式位移傳感器。位于前置放大器(又稱測隙儀)內、能提供200k2MHz高頻振蕩的石英振蕩器,與探頭內的線圈及諧振電容構成并聯振蕩回路,在探頭端面產生高頻交變磁場。當磁場范圍內出現金屬導體(如轉子)時,導體表面會產生感應電流即電渦流。電渦流產生的感應磁場會阻止高頻交變磁場的變化,導體越接近,即轉子與探頭之間的間隙越小,感應電流就越大,而線圈的電感量就越小,因此只要測出電感量的變化,即可知道轉子與探頭的間隙變化。探頭通過延伸電纜輸出的電壓信號是高頻載波調幅或調頻信號,經測隙儀內的檢波器轉化為直流電壓。由于該電壓與間隙成正比,因此稱為間隙電壓。間隙電壓U又可分為直流分量Uo和變化分量Ua兩部分。直流分量對應于初始間隙(又稱安裝間隙)或平均間隙,用于測量軸位移;變化分量對應于振動間隙,用于測量振動。測隙儀輸出的間隙電壓信號經后續儀表的進一步處理,即可轉化成振動、軸位移、轉速的數值顯示及狀態監測的各種圖譜。

對于使用較多的本特利探頭,其間隙電壓與間隙的線性特性為200mV/mil,換算成公制為7.87V/mm0.00787 V/μm。若振動的間隙電壓與初始安裝電壓相差在±(12V以內,軸位移的間隙電壓±軸位移值(單位:mm,遠離探頭時為“+”,靠近為“-”)×7.87與初始安裝電壓相差在±(0.51V以內,則表明間隙電壓真實可信,儀表無明顯故障。若間隙電壓超出上述范圍,則表明間隙電壓有問題,儀表已出現故障,其顯示的振動或軸位移數值是令人難以相信的探頭的初始安裝電壓均為某一定值,基本上為8 V9 V10 V、多數為10V。其中軸位移探頭的安裝極為精細,先反復串動轉子校核止推間隙,再取中,對調零位,也就是軸位移的初始安裝電壓,最后還要校核,所以其誤差量很小,通常在±0.2V以內;而振動探頭的安裝,則通過直接測量及調整安裝電壓來確定探頭的位置,運轉后轉子被油膜托起,處于兩側45°上方的探頭間隙電壓會降低約0.5V左右,加之考慮到振動值的影響,會產生約±1V的誤差量。對于振動探頭的間隙電壓來說,如果在機組運轉正常后記錄下各點的間隙電壓,或者有在線狀態監測系統自動記錄的各點在正常運轉時的間隙電壓、即GAP趨勢或GAP報表,并以此作為初始安裝電壓來判斷故障時的間隙電壓是否真實可信,那么必將更為精確。因為即使振動值增大了100μm,其間隙電壓的變化也不會超過0.4V,所以兩者的偏差應該在±(0.51V以內。

例如,20017月某煉油廠連續重整循環氫壓縮機機組在通過臨界轉速時,汽輪機軸位移突然連鎖動作停機。立即趕到現場后,操作人員介紹停機前機組及工藝系統一切正常,也未見止推軸承溫度升高及其他任何運行參數報警。經查,“二選二”的軸位移間隙電壓為17.6V17.8V,并從DCS上調看到推力軸承溫度從52℃跳升到56℃,且略滯后于軸位移的變化。當即判斷不是儀表誤動作,而是止推軸承的軸承合金已磨光,原因很有可能是蒸汽帶液。為證實此判斷,在不影響盤車降溫的情況下,無法進行軸承箱揭蓋查瓦,由鉗工用厚度為2.2mm2.3mm的塞尺檢查了軸位移探頭處的間隙,并從回油中檢查到軸承合金的磨損碎粒。診斷的根據是,軸位移安裝電壓為10V,加上1mm的軸承合金厚度(大機組瓦塊軸承合金厚度一般為11.2mm,很少會超過1.5mm),即7.87 V,正好與17.6V17.8 V相符,只有蒸汽帶液所形成的巨大軸向力才有可能造成止推軸承合金層瞬間磨光。

間隙電壓與初始安裝電壓相差過大時,則表明儀表已出現故障。其中,探頭、延伸電纜、測隙儀、顯示表頭、通訊卡等各個環節上都有可能出現問題。具體來說,防松螺母沒有鎖緊時,探頭會產生松動,間隙電壓會產生較大的跳動,并造成為低頻成分不固定的間歇性、跳動性強烈振動的假象,許多工廠都曾發生過這類情況;檢修中會不經意地碰傷探頭,會造成間隙電壓突然降低或消失,某化肥廠合成氣壓縮機中壓缸的軸位移探頭,就曾被鉗工敲擊時留下的突起翻邊的軸頭鎖母碰傷過,軸位移顯示紊亂,直至被迫切除;浮環密封、機械密封工作狀態不好時,探頭的密封膠及線圈會被油中的腐蝕介質所腐蝕,造成間隙電壓緩慢降低,并引起振動值緩慢降低、直至消失,或者引起軸位移負方向值緩慢增大的假象,直至連鎖保護動作停機,某化肥廠氨壓縮機驅動透平曾出現過反向軸位移連鎖停機,經查是油中既有氨、又有水,造成探頭線圈腐蝕。延伸電纜接頭處密封不可靠時,油中的水份會使接頭銹蝕,造成間隙電壓忽有忽無,忽正常忽降低,直至完全消失,許多工廠過去多次發生過此類問題,某化肥廠空壓機高壓缸周圍軸位移于96年再次發生此問題時,一開始就被引起關注,后經觀察證實后,提前切除了連鎖,如今許多工廠將接頭移至軸承箱外;延伸電纜自身鎧甲及絕緣破損時,油中的水會引起短路,造成間隙電壓升高,某煉油廠催化主風機五機組曾發生過此問題,其它工廠也有發生,因此現在不少工廠延伸電纜的鎧甲及絕緣已增厚。測隙儀的安裝位置靠近地面,最容易發生的故障是因門、孔密封膠條失效,水進入后短路造成間隙電壓混亂,多數情況下會造成報警及聯鎖動作。本特利顯示表盤的電源卡在使用期過長的情況下也會發生問題,某化肥廠二氧化碳壓縮機在一段時間內,若干個通道的振動值都在無規則地有高有低地增大,經查各間隙電壓均有所下降,下降的幅度開始在12V,儀表部門認為無明顯問題,后仍繼續下降,最低時僅有4~5V,同時振動值又有較大上升,其間儀表部門終于發現是供電的電源卡出現故障,等備件到貨換上后,故障消除。如今,很多工廠都上了DCS,有時在DCS上發現振動上升,甚至造成連鎖動作停車,但現場的一次儀表及就地表盤上數值仍正常,這是通訊卡出現了故障,因此當二次表或DCS上發現有問題時,還應到現場進行對照檢查。

總之,因儀表故障造成的各種假象屢見不鮮,在進行故障診斷時,首先應確認儀表所顯示的信息是否真是可信、儀表本身有無故障。

6.1.3 應查看相關的運行參數有無相應的變化

由于轉子本身是一個整體,通過聯軸器相連的幾根轉子所組成的一個軸系也是一個整體,盡管如今使用的金屬撓性聯軸器(如各種疊片聯軸器、膜盤聯軸器)以及過去使用的金屬半撓性聯軸器(如各種齒式聯軸器)能夠吸收很大或者較大的徑向、軸向、角向撓動,但畢竟不可能完全消除。因此,只要是真的發生了振動增大,那么必然是某種激振力對轉子產生了作用。此時,盡管有的部位振動增高幅度大,有的部位振動增高幅度小,對于撓性轉子甚至有的部位會因為振型的改變反而振動變小;但是有一點是肯定的,這就是整根轉子作為一個整體的振動狀態必然發生了變化。同樣,如果真的發生了較強烈的振動增大,整個軸系的振動狀態也肯定會同時發生變化。

當某一軸承某一方向振動值明顯增大或甚至報警時,應先后調看同一軸承、同一轉子、同一軸系相關測點在同一時刻的振動值。若同一軸承另一方向的振動值也同時變大或者變小,同一轉子另一端軸承兩個方向的振動值也同時變大或變小,同一軸系上相鄰轉子軸承的振動值也同時有變化,盡管變化有可能很小、變化幅度呈衰減狀,則肯定是真實的。也就是說,不片面追求同一時刻振動值是否同時增大,盡管同時增大的概率較高,關鍵只看同一時刻振動值是否發生變化。若同一軸承的另一方向、同一轉子的另一端軸承、同一軸系相鄰轉子軸承的振動值在同一時刻無絲毫變化時,則很可能是假的。

當軸位移發生明顯變化或波動時,對汽輪機應主要查看蒸汽流量以及進、排氣的溫度、壓力和監視段壓力;對壓縮機則主要看各缸、各段的進出口壓力以及氣體的組份和流量,同時都要檢查一下蒸汽或氣體是否帶液,止推軸承的瓦塊溫度以及回油溫度、回油量等。若上述運行參數發生了明顯異常變化或較大的波動,則肯定是真的;若上述運行參數無任何變化,則很可能是假的。

6.1.4 應察看現場有無人可直接感受到的異常現象

這一條看起來很土,既難以定性、更無法定量,似乎很不科學,但實際上對判斷故障的真偽能夠起到決定性的作用,是非常關鍵的一條。

由于工藝系統和運行參數的情況有時較難摸清找準,儀表問題復雜且專業性強,三方面查起來都要耗費較多的時間。相比之下,人到現場,通過眼看、耳聽、手摸,往往只需要幾分鐘,便可完成對機組狀況的總體了解,確實較為直觀、客觀、快捷。如果人都感受到了異常,那么機組肯定是發生了實實在在的變化,則故障肯定是真的,而且程度嚴重;如果感受到似乎有點異常,但不明顯,那么機組有可能發生了變化,則故障有可能是真的,其程度還不十分嚴重;如果感受不到絲毫異常,那么機器很可能沒有變化,則故障很可能是假的,即使真有故障,其程度也較輕微。當然要做好這一點,需要依靠經驗的積累,平時對正常運行的機組體驗得多、體驗得細,遇到故障發生時,自然就會感受到明顯的區別。

眼看,看機組就地壓力表以判斷振動狀況,此類壓力表處于懸臂管線的末端,剛性差,對振動的反映較靈敏,正常情況下指針輕微顫動,振動增大時指針顫動的幅度會增大,機組發生強烈振動時,一眼看過去會發現整個壓力表連同根部管線在一起顫動;另外看回油的顏色和濁度,以判斷潤滑狀況。

耳聽的關鍵是聽機組發出的聲音是否連續,中間有無間斷或迭加聲,聲音連續則表明運轉平穩,有間斷或迭加聲則表明很可能發生了故障(以上僅對旋轉機械而言),如果進一步再能體會出噪聲的聲調和聲量,那就更好。還有聽機組現場環境噪聲以判斷機組總體運行狀況,正常運行下的機組,噪聲是連續、平穩的,其聲調和聲音自有定式;因運行參數變化或缸內設備零部件發生故障時,缸內氣體的流動會產生異常,因此而產生的氣流噪聲會使環境噪聲的聲調發生改變,有可能變高,也有可能變低,而聲量通常會變大;在發生嚴重設備故障的特殊情況下,不使用聽棒便可以聽到缸內因零部件掉落而造成的金屬撞擊聲或金屬輾壓聲,因齒輪斷齒而造成的“咔啦、咔啦、咔啦啦…”的金屬輾壓聲,因軸承嚴重缺油而形成的“嘰…”金屬干摩擦高頻尖叫聲,等等。通過聽棒可以了解到軸承及齒輪的工作狀況、轉子與固定元件有無發生摩擦、固定元件有無松動以及氣流的脈動狀況等,這是個細活,關鍵仍然是對連續、間斷、迭加聲、聲調的體會與把握。

手摸,用手指尖觸摸軸承箱或缸體以判斷振動狀況,觸摸的點及方位不宜變,只能靠自己平時感覺的積累來判斷振動的優劣,經驗不足時可通過相互比較來加深感覺,或者使用Vm-63之類的便攜式測振儀;手摸的另一種方法是用手去觸摸與軸承箱或缸體上剛性較差的油管,正常情況下,手摸上去只感到輕微抖動,振動較大時手會明顯感到抖動增大,機組發生較強烈的振動時,手摸上去會感到顫動很大,甚至有麻手的感覺。

200210月,某公司重催氣壓機進氣端軸承產生間歇性、跳動性振動,間歇周期由幾天一次逐步發展到一天23次,振動發生時的跳動范圍為35μm,問題是振動發生后振動值回不到原來的數值,越來越高,由6070μm很快發展到8090μm,實際上為典型的油膜渦動。由于振動值能上能下,許多人并不擔心,并認為有可能是儀表失靈。因此請公司領導到現場感受實際的振動狀況,進氣端軸承箱因包括止推軸承,箱體剛度大,但手摸的振動感極強,排氣端剛度差,但振動感覺卻不及進氣端,因此,振動故障是真實的。由于已了解油膜渦動的另一特點——突發性,領導決定立即停機。經查為油中大量帶水所引起的瓦塊銹死,根本已無法擺動。

1999年元月,某化工廠西門子汽輪機大修后多次試車均被迫中斷。其現象是,低轉速下較正常,約3000rpm后,伴隨著轉速升高,現場所感到的振動加大、噪聲加大(新更換了增速齒輪箱),升速到60007000rpm后,現場的振動及噪聲令人難以接受,試車被迫中斷,其間本特利表所顯示的汽輪機轉子的振動值一直正常,尚未報警。在此情況下,有懷疑軸承的、有懷疑轉子動平衡的、有懷疑不對中的,更多懷疑的是齒輪增速箱及儀表。到現場后,讓其再次開車,通過手感發現前汽輪機軸承箱箱體垂直方向振動大,而且伴隨著轉速上升而加劇,并達到難以接受的水平。同時氣缸的振動也異常的大。由于氣缸是通過貓爪扒在前軸承箱上的,因此疑點集中到前軸承箱的穩定性上,主要是連接螺栓螺母的預留間隙上。經核對西門子原始圖紙,發現該廠理解錯了制造商的要求,將0.10.15mm的間隙錯誤地留到了墊圈內的碟形彈簧墊圈上,結果造成前軸承箱連接螺栓螺母與墊圈的間隙變成了1mm以上,轉速上升后,前軸承箱隨著轉子的振動在一同上下跳動(水平方向有縱銷在限制),所以本特利表振動雖不大(其所測的是轉子相對于軸承座的振動),但實際的振動卻很大。因此,還是人的感受往往更真實。

6.2 故障類型的診斷

發生了什么類型的故障,是何種原因所造成的故障,是故障診斷的核心。

開始查找時范圍要大,凡是可能引起故障的信息都要收集,例如工藝系統、運行、檢修方面的各種信息,甚至設備的原理、結構、型號等。然后對所收集的信息進行篩選,刪除本身正確、正常、未發生變化的信息。最后,對剩下的疑點信息采用排除法,逐一去偽存真,特別要注意排除因發生故障所連帶產生的異常現象,從而找出導致故障發生的真正原因。例如,當喘振與軸位移波動同時發生時,若診斷為軸位移故障肯定不對,說軸位移波動與喘振為故障的并列原因也不對,應明確診斷為喘振故障,軸位移波動是被連帶的,或者形象地說喘振是肇事者,軸位移波動是受害者。因此,對故障類型的診斷,要找主要矛盾,要找肇事者、排除受害者,在確保準確的前提下,盡可能只明確一條主要故障,即造成故障的真正原因。實在吃不準時也可以多列幾條,但應附加說明其中的主次關系和可能發生的概率。

6.2.1 振動故障類型的診斷

在大機組所發生的各類故障中,振動故障發生的概率較高,具體引發的原因也最復雜。對振動類型的診斷,在未配置頻譜分析儀時確實較為困難,只能根據振動值的大小及變化形態,并參考流量、壓力、溫度、潤滑油等運行參數來進行;即使配置了頻譜分析儀,也只是在故障發生后臨時架設到現場,故障發生時的頻譜信息未必都能及時捕捉到,其提供的僅為頻譜及波形、軸心軌跡等有限圖譜。此項工作的效果,在很大程度上取決于有關人員對設備工作原理與具體結構的熟悉程度以及在機組運行與檢修方面的實際經驗。實際上,能夠對機組運行及檢修提供預知性有效診斷的案例并不多,多數為事故發生后所進行的故障分析。配置了在線監測系統之后,提供的圖譜及所含的信息大為增多,特別是機組在各種運行狀態下,包括故障狀態、啟停機狀態下的信息均不會丟失,對振動故障類型的診斷提供了有力的支持。利用在線狀態監測系統,可以方便地查找到引起通頻振動增大的主要異常振動分量的頻率,然后再對該振動分量產生或增大的原因進行具體的分析。

6.2.1.1 主要異常振動分量頻率的查找步驟及方法

對于未設置在線狀態監測系統的機組來說,只能通過臨時架設頻譜分析儀的方法來查找引起通頻增大的主要異常振動分量的具體頻率成分和其幅值的大小。如何正確看頻譜圖,前面已有介紹,這里不再過多重復,要強調的仍然是不要單純地看各種頻率及其幅值的大小,更要看其變化量的大小,重點是查找有無新的頻率成份、幅值相對變化大的頻率成份。而臨時架設的頻譜分析儀的不足之處,恰恰就是受客觀條件限制不大容易看到這些變化量。要彌補這一點,只能通過平時多積累一些各種轉速及工況下正常運轉時的頻譜圖,以便到故障發生時做相互比照。

對設置了在線狀態監測系統的機組來說,查找引起通頻增大的主要異常振動分量的頻率可參考以下步驟及方法。

6.2.1.1.1 先看棒圖或多值棒圖

先看棒圖,可看到所有軸承測點振動的實時值,同時還可看到規定的報警值及連鎖值,從而可以對當前振動水平的高低有個基本評價、并明確哪幾個測點的振動值異常。

如果使用了S8000,那么可先看多值棒圖,其效果更好。因為在多值棒圖上,可同時看到通頻、工頻、0.5倍頻、2倍頻、自選頻段、剩余頻段的振動實時值,不僅可以了解通頻,又形象、直觀地感受到各主要振動分量自身的振動水平以及對通頻貢獻所占的份額,從而對各振動分量分布是否合理、有無明顯異常現象有了大致的印象。因為在正常運行狀態下,總是工頻高,2倍頻約在工頻的一半以下,0.5倍頻微量或無,殘余量不高。如果,工頻過高、很靠近通頻,那么有可能是動不平衡問題;如果工頻正常,但2倍頻接近或超過工頻,那么有可能是熱不對中;如果半頻活躍(即不斷在跳動)、有一定的幅值(不一定很高、如35μ,而58μ就算相當高了)、而且此時工頻也同步跳動增大,那么有可能是軸承工作不良;如果殘余量很高,那么有可能是摩擦、氣流脈動、齒輪、疊片或膜盤聯軸器等其它問題。這樣,便可為進一步地仔細分析與診斷,提供一個大致的方向。

6.2.1.1.2 依次調看振動趨勢圖

首先,看通頻趨勢圖,確定異常振動的起始時間、最大振動或振動變化最大的發生時間,并依此時間查詢當時的生產工藝系統或運行參數有無變化。另外,再查看一下振動過程有無發生多次波動的情況。在調看過程中,時間段的調整應該分別長一點和短一點,不要將有變化的疑點處遺漏,最后再確定一個合適的時間段。

其次,必需看工頻趨勢圖,故障發生后轉子有無損傷?當前狀況如何?看工頻趨勢圖便可一目了然。因為如果轉子發生了機械損傷掉落,則肯定破壞了原有的動平衡狀態,其工頻必然增大;但工頻增大并非肯定發生了轉子動不平衡。具體看工頻趨勢圖時,不僅要看工頻的幅值趨勢圖,查工頻幅值有無增大;更要看工頻的相位趨勢圖,查工頻的相位是否也同時發生變化。只有幅值與相位同時發生變化,才能判斷為轉子的動平衡發生了變化。另外,在看工頻趨勢圖時,還要看其變化是緩慢變化,還是跳變。如果是跳變,要看跳變了幾次;跳變后是否繼續爬升,特別是當前能否穩定在某一數值;如果是緩慢變化,要看幅值是否回落。

然后,應該逐一看0.5倍頻、低頻、2倍頻、自選頻段、殘余量等趨勢圖,看這些振動分量在通頻振動發生時,有無明顯的增大變化。對0.5倍頻和低頻,不能只看其絕對量的大小,因為即使在振動較大的狀態下,只要不是在發生強振的那一時刻,這些頻率成份的振動值都不會很高,主要是看其活躍不活躍,看其相對變化量大不大。

6.2.1.1.3 最后看頻譜圖

頻譜圖能夠較為細致、準確地反映出組成通頻振動的所有具體頻率的成份及其幅值。看頻譜圖決不能去找幅值最大的頻率成份,并認為其就是造成振動大的主要原因,這是非常片面的。因為,機組運行正常時的頻譜圖,總是工頻最大,二倍頻次之、約小于工頻的一半,三倍頻、四倍頻……n倍頻更小、并逐步參差遞減,低頻微量或無。看頻譜圖時,不能就圖論圖,而應該進行對照比較,也就是通過故障發生時與正常運行時的頻譜圖相互之間的比較,查找出主要異常振動分量、即幅值相對變化最大的頻率成份以及新出現的頻率的成份,只有該頻率成份的振動分量才最有可能是引起振動故障的主要原因。此外,看頻譜圖時,多停留一些時間,在實時頻譜圖的刷新過程中,看看各頻率成份的幅值是否有變化,哪些頻率成份變化較大,尤其重要的是看低頻成份是否活躍,看是頻率成份活躍多一點、還是幅值活躍多一點。看低頻活躍時,工頻的幅值是否也跟著一起同步變化。如果工頻與低頻一起動,盡管工頻變化的幅值可能超過低頻,但引起的原因可能還是低頻。

6.2.1.2 根據異常振動分量頻率進行振動類型診斷

分析判斷的思路如下圖所示。

如果主要異常振動分量是工頻,則表明引起振動的主要原因很可能是發生了動不平衡,但也不排除軸承可能有問題。區別二者,應做以下三點判斷:①查通頻或工頻振動趨勢圖,看振動值能否回落到原來正常運行時的數值。如果轉子發生了機械掉落損傷或者結垢,原有的動平衡狀態受到了破壞,振動值是無論如何也不可能恢復到原來數值的;而軸承工作不良所產生的振動,尤其是油膜狀態不穩定的振動,只要軸承合金未發生嚴重磨損,是完全能夠恢復到原振值的。②查半頻或低頻趨勢圖,看工頻及半頻及低頻分量是否活躍。轉子動不平衡只會增加軸承的載荷,不會影響到軸承油膜失穩(除非發生極其強烈的振動時),也就是說工頻增大不會引起低頻增大;而軸承工作不良,會引起轉子振動,即半頻及低頻增大會引起工頻增大。③查工頻趨勢圖,看工頻幅值變化時,相位是否同時發生變化。如果工頻變化是由動不平衡所引起的,造成動平衡變化的不平衡量的相位,不可能與原殘余不平衡量的相位完全重合,工頻的相位必定變化。因此,可以肯定,只要是振動值回不到原振值、低頻不活躍、工頻相位變化,那么必然是發生了由動不平衡所引起的工頻增大。

為了進一步區別動不平衡的各具體故障類型,還應通過查看工頻趨勢圖判斷:工頻的幅值及相位是否為突變?如果是突變,那么就是有東西從轉子上掉落下來,轉子發生了性機械損傷。如果不是突變,是緩慢、較均勻地變化,還可再進一步判斷:振動值是否回落?即振動值能否在增大后又有所降低,能降低,則為轉子結垢或催化劑粘接;不能降低則為轉子發生熱彎曲。此外,還有初始動不平衡,即因轉子長期水平臥放、或動平衡試驗失誤所致。其特點是轉子的原始不平衡量過大,對升速極敏感。轉子在過臨界轉速前的低速跑合時,振動值就較高,在通過臨界轉速區域時強烈振動,不得不中斷運行。

如果壓縮機的主要異常振動分量是低頻,則表明引起振動的原因有可能是軸承問題或喘振的前兆?——旋轉失速問題。要分清軸承與旋轉失速,先要搞清各自的機理,以下做一點簡單介紹。

所謂旋轉失速,是因容積流量偏小,在壓縮機葉輪中所形成的氣流脈動。在正常工況下,氣體在流經由葉片組成的擴壓通道時,靠近葉輪壁面處的氣體會因粘性而速度降低、壓力增高,產生邊界層分離,在葉片非工作面靠近出口處形成與主流分離的脫離區。在容積流量降低時,氣體在葉輪入口處的絕對速度降低,造成氣體在進入葉輪葉片通道后的相對速度與設計工況不一致,而沖向葉片工作面。這樣,原來在外工作面上所產生的氣流脫離區因更缺乏主流的推動而擴大。流量進一步減少時,脫離區就會變成形成脫離團而堵塞一個或若干個葉片通道。脫離團使葉輪入口處欲流入該葉道的氣體受阻,只能改變方向流入相鄰的葉道,流入旋轉方向前方葉道的氣流沖向葉片非工作面,使原有脫離區消失;流向后方葉道的氣流沖向工作面,使非工作面處的氣體流動狀況更差,脫離區擴大成脫離團堵塞葉道,其堵塞后再次造成葉輪入口處的氣流改變方向,沖掉前方葉道的脫離團,又使后方葉道形成堵塞。脫離團的運動方向始終與葉輪旋轉方向相反,但又隨著葉輪一起轉動,因此從絕對坐標系上來看,其旋轉速度低于葉輪轉速,所以稱之為旋轉失速,又稱為旋轉脫離。旋轉失速既可以發生在某一級的某幾個葉輪流道中,也可以同時發生在某幾級的某幾個流道中;既可以發生在旋轉的葉輪中,也可以發生在固定元件、如擴壓器中。顯然,旋轉失速發生時,氣流產生脈動,并引起出口壓力及轉子振動同時發生變化。

旋轉失速是喘振的前兆,發生旋轉失速后,如果容積流量仍繼續降低,那么在葉輪中所形成的脫離團的個數會越來越多,當脫離團充滿整個葉輪流道時,氣體的流動狀況極為惡劣,會造成壓縮機的出口壓力降低,此時管網的氣體倒流入壓縮機中,使流量短時得到滿足,壓力重新升高,流向管網。管網壓力恢復后,壓縮機的流量又減小,管網中的氣體再次倒流。如此周而復始,壓縮機與管網一起產生了周期性振蕩現象,即為喘振。喘振的特點十分明顯,進出口壓力發生大幅度波動、機組產生強烈的振動、伴有間歇性的氣流吼叫聲,生產企業時有發生,早已為人們所熟知,判斷非常容易。

軸承故障的原因很多,但都可以歸結到是引起油膜失常或破裂,使軸承不僅難以約束轉子的振動,甚至反過來激發或加劇轉子的振動。大型旋轉機組使用的幾乎全部都是液體動壓滑動軸承,高速輕載的滑動軸承容易產生油膜渦動。轉子軸頸在軸承中穩定運轉時,軸頸中心在O1位置上,載荷P與油膜反力R大小相等、方向相反,O1點就是軸頸旋轉時的平衡位置,這個平衡位置可由偏心率ε和偏位角θ來確定,見右圖。但是當轉子受到外界瞬時干擾,假設軸頸中心移到O′位置時,油膜反力R變為R′,R′與P不再平衡,兩者的合力為FF的徑向分力Fr與軸頸的位移方向相反,力圖把軸頸推回到原O1處,這是一種彈性恢復力。而切向分力Fu與軸頸位移方向相垂直,它有推動軸頸繞平衡位置繼續旋繞的趨勢,這種旋繞運動稱為渦動,Fu稱渦動力或切向力。

渦動時,如果軸頸受到的渦動力小于油膜阻尼力,則軸頸中心渦動中所形成的軸心軌跡是收斂的,渦動會減小;如果渦動力等于油膜阻尼力,則軸心軌跡不再擴大并成為封閉圖形,渦動是穩定的;如果渦動力超過阻尼力,則軸心軌跡是發散的,渦動是不穩定的。渦動的轉向與轉子旋轉方向相同時,稱正進動;反之,為反進動。

理論推算出的渦動轉速Ω等于轉子工作轉速ω的一半,即

Ω=ω/2,因此油膜渦動又稱為半速渦動。實際中,渦動頻率Ω總是小于轉子的工作頻率ω/2,大約為(0.430.48)ω,但渦動比Ω/ω始終保持不變,即渦動頻率Ω始終與轉子的工作頻率ω成比例地增減。當轉速升速到第一臨界轉速nk12倍時,渦動頻率與轉子一階自振動頻率ωk1相合拍,轉子與軸承系統發生強烈的共振,這種共振的渦動稱為油膜振蕩。如果轉速繼續升高,振動不減弱,渦動頻率仍然保持ωk1不變。所以,油膜振蕩的特點是渦動頻率緊緊咬住轉子第一臨界轉速不變,即Ω=ωk1。此外,油膜振蕩還具有嚴重性、突發性、有時會發出間斷吼叫聲等特點。

軸承的油膜可視為彈性體,具有一定的剛度和阻尼。油膜剛度系數的定義為單位位移所引起的油膜力的增量,有四個剛性系數, Kxx=ΔFx/Δx, Kyx=ΔFy/Δx, Kyy=ΔFy/Δy, Kxy=ΔFx/ΔFy,和四個阻尼系數。其中KyxKxy稱為交叉剛度,不難看出,交叉剛度是引起油膜渦動、乃至油膜振蕩的根本原因。

對于可傾瓦軸承,每個瓦塊均可自由搖擺,當轉子軸頸受撓動離開原平衡位置后,各瓦塊均可按偏移后的載荷方向產生偏轉,自動調整瓦塊油膜力與載荷相平衡,由于瓦塊支點的移動,油膜力與載荷共線,從而消除了切向油膜力。理論計算也證明,在忽略瓦塊質量和支點摩擦力的情況下,可傾瓦軸承的交叉剛度為零,不存在油膜渦動和油膜振蕩。

大型旋轉機組所使的軸承多數為可傾瓦軸承,但橢圓瓦軸承、多油楔、多油葉軸承、甚至圓筒瓦軸承也都有應用,對于這些軸承來說,發生油膜渦動、油膜振蕩的可能性都是存在的。既使是可傾瓦軸承,如果瓦塊的搖擺狀況惡劣,同樣也會發生油膜渦動及油膜振蕩。另外,無論對哪種類型的軸承,如果瓦面接觸狀況、軸承間隙、軸承緊力、油擋、軸頸與軸承同心度、潤滑油等方面存在問題,都會引起油膜失常,嚴重時油膜破裂,軸頸與軸承產生干摩擦而燒瓦。所有軸承在發生以上問題時,轉子的振動都會產生程度不等的增大,振動發生時的頻率成份幾乎又都是低頻,約為(0.40.5)倍頻,振動又都具有跳動性、間歇性、突發性等油膜渦動的特點。

低頻分量活躍,可能是軸承問題,也可能是氣動問題,氣動主要是指旋轉失速。兩者的頻率特點比較接近,都是低頻,幅值不高,但活躍、豐富;并且都對轉速比較敏感。

兩者的區別在于喘振、旋轉失速會引起氣流脈動,而軸承振動是不會引起氣流變化的。旋轉失速有4個特點:①氣流脈動;②出口壓力、進口流量向下波動;③振動與氣流脈動同步,旋轉失速嚴重、接近喘振時,也會引起軸向位移的變化;④頻率范圍約為0.40.8倍頻。前兩個特點是軸承問題所不具備的,后兩點也有所不同。怎么具體區分這兩者呢?判斷時可以在壓縮機出口管線上聽是否有間歇性的氣流脈動聲;同時還要看出口壓力、進口流量是否向下波動,如果上述現象都有,那么就可以判斷是旋轉失速。

判斷是否為軸承問題還可以看振動是否小于0.5倍頻,若小于就是軸承問題;大于0.5倍頻就考慮旋轉失速。這是判定的一個很重要的標準,大多數資料上都認為軸承問題引起的振動頻率是0.40.5倍頻,個別現象為2

倍頻除外,但不可能是大于0.5倍頻的低頻。

再就是判斷是否為油膜振蕩。大家知道發生油膜渦動時渦動比不變,油膜振蕩時的渦動頻率就是轉子的一階臨界轉速。也就是說轉子轉速要達到一階臨界轉速的2倍時,渦動頻率與轉子的一階臨界轉速“合拍”而產生共振,此時振幅會突然猛增,出現強烈振動;并且,軸心軌跡也會發生變化,變成為擴散的雜亂無章的曲線。同時,頻譜圖中的半頻幅值達到甚至超過工頻成分的幅值;若再進一步升速,渦動頻率不變,且始終等于轉子的固有頻率(即一階臨界轉速)。所以,區分油膜渦動、油膜振蕩、其它軸承問題時,要判斷:渦動比是否不變,渦動頻率是否等于轉子的一階臨界轉速nk1。如果渦動比不變,即振動頻率始終等于轉子轉速的一半,則為油膜渦動;否則,為其它軸承工作不良問題;如果在二倍頻第一臨界轉速以下時,渦動比不變,超過二倍頻第一臨界轉速后,渦動頻率始終等于第一臨界轉速,則為油膜振蕩。

主要異常振動分量為2倍頻時,大多數是熱態不對中,也有可能是轉子出現裂紋、葉輪出現松動等,但是這些情況是極少發生的。熱態不對中,是機組在運行狀態下轉子間的同心度不好。熱態不對中的頻率特點是2倍頻較高,往往同時伴有工頻分量較明顯的上升,以及3倍頻、4倍頻、5倍頻、…振動分量均有所上升。熱態不對中區別于其它類型振動的特點:①對轉速不敏感,②軸心軌跡穩定。若對轉速敏感,軸心軌跡不穩定時,則可能是轉子有橫向裂紋,葉輪松動。

如果引起振動的頻率成份很多,從低頻到高頻,幾乎各種頻率成份都有,尤其是各倍頻之間極少出現的頻率成份都同時較多、甚至較密出現時,則表明轉子已發生了動、靜摩擦。

6.2.2 軸位移故障原因的診斷

轉子軸位移值明顯異常增大時,首先排除是否為儀表故障而形成的假象。判斷儀表失靈簡單、快捷的方法,是根據軸位移值來核算間隙電壓,前面已有介紹,這里不再重復。如果確認儀表無問題,則應引起高度重視。對新機組或系統重新開車、運行參數發生較大變化時,更要特別注意。轉子一旦產生軸向碰撞,對設備造成的損壞程度往往是災難性的。

軸位移值異常過大,主要原因是轉子軸向力增大,同時也不排除止推軸承發生磨損。轉子軸向力的產生原因是葉輪兩側存在著壓差。汽輪機的壓差來自于蒸汽在動葉片中發生膨脹而產生的壓力降低。既使是沖動式汽輪機,仍有較小的反動度以改善蒸汽在動葉中的流動,而且隨著級數的增加,反動度還會增大,所以蒸汽在動葉片中還是產生膨脹的,因此壓差及軸向力都是存在的。反動式汽輪機,蒸汽在動葉片中的焓降占級總焓降的一半,其軸向力相對要大一些。對于離心式壓縮機,葉輪輪蓋側所受的壓力由二部分氣體壓力組成,一是由葉輪出口處經輪蓋密封漏回到進口氣體,二是葉輪進口處的氣體;輪盤側則為下一級進口處經輪盤密封漏回到葉輪出口處的氣體,顯然輪蓋側的壓力要低于輪盤側。為了降低軸向力,結構上采用了葉輪對稱布置、設置平衡盤、汽輪機輪盤開平衡孔等措施。經平衡處理后的轉子殘余軸向力由止推軸承來承擔。汽輪機轉子軸向力的方向指向排汽端,壓縮機各級、各段、各缸的軸向力方向均指向進口端。壓差乘以所作用的面積再乘以質量流量即為該級葉輪所產生的軸向力。所以,流量對軸向力的影響是較大的,而氣體是否帶液對軸向力的影響更大,既使是短時間大量帶液,往往也會對機組造成災難性的重大事故。止推軸承磨損既有可能為自身原因或潤滑不良所至,很大程度上仍可能為軸向力過大而引起。止推軸承合金層磨損時間極快,并伴有不大明顯的瓦塊溫度或回油溫度升高的異常現象,遇到此情況時,必須立即停車。

造成轉子軸向力過大的具體原因,對汽輪機來說,有進汽壓力過低、進汽溫度過低、排汽壓力過高、通流部分結垢、蒸汽帶水以及流量過大等。對壓縮機來說,則有進出口壓差過大、流量過大、分子量過大、氣體帶液、軸封漏氣嚴重、轉速過低等。

6.3 故障程度的評估

判斷故障所形成的危害程度,對確定是否需要立即停車、能否維持運行、是否需要減負荷運行有著決定性的指導作用。

判斷時應根據故障前后有關的運行及監測參數的數值進行慎重的比較,然后參照有關規范、規定及設備的歷史狀況加以綜合判斷。既要考慮原有數值的大小,更要考慮其變化量的大小,最重要的還是看其當前數值的大小。以下仍就最常見的振動故障來舉例說明。

如果為轉子動不平衡所引發的振動(并且為振值及相位均發生了突變),首先應進一步查看工頻趨勢圖,看振值及相位有無再次或多次發生突變。若有,說明發生了二次損傷擴大故障,故障的程度往往比較嚴重;若無,說明未發生二次損傷,故障的程度一般較為穩定且不大會發生再次的強烈振動。其次,應比較故障發生前后振值的變化量的大小。通常,故障后的振動值小于故障前2倍時,可以認為雖發生了較明顯的變化,但仍可繼續監視運行;故障后的振動值為故障前的2.5倍到3倍以上時,認為振動的程度非常嚴重,應考慮停車。第三,也是最重要的,就是看當前的振動值(主要是工頻分量)有無繼續上升的趨勢。若無,說明盡管轉子發生了動不平衡,甚至當前的振動值也非常高,但不平衡質量矩所造成的危害程度也就僅此水平而已;若有,即使上升的速率很緩慢,仍說明故障程度相當嚴重,從轉子上掉下的質量較大,轉子在不平衡質量矩的作用下仍將被繼續拉彎,不平衡質量矩將繼續上升,必須停車。

如果為軸承工作不良而引起的振動,由于此類振動通常為間歇性的波動,判斷其危害程度主要是看相鄰兩次振動的間隔時間、振動發生跳動時的持續時間和振動值的跳動范圍,最為重要的是看振動趨于平穩后,振動值能否回落到原有的正常值。若間隔時間越來越短,持續時間越來越長,振動值的跳動范圍越來越大,則說明振動程度趨于嚴重。特別是振動值回落后高于原正常值,則表明程度相當嚴重,應考慮停車。

如果為摩擦而引起的振動,應立即查看轉子軸心的軌跡圖,看振動的進動方向,若為正進動,說明摩擦程度不很嚴重,通常為梳齒密封的齒片所產生的摩擦,不必急于停車;若為反進動,特別是正、反進動交錯發生時,說明摩擦時所產生的能量相當大,故障程度相當嚴重,此時若振動仍在加劇,必須立即停車。

6.4 故障部位的診斷

判斷故障所發生的具體部位,對停車后的搶修工作有著很重要的指導作用,判斷具體、準確時,可以大大縮短搶修時間,降低檢修費用,為工廠創造較好的經濟效益。判斷時,一定要緊密結合設備的具體結構特點并參考各方面的信息加以綜合考慮。

例如,如果是轉子動不平衡所引起的振動(并且為振值及相位均發生了突變),對汽輪機和軸流式壓縮機而言大多數為斷葉片(包括斷鉚釘頭、圍帶、拉筋);特別對凝汽式汽輪機來說,斷葉片又多數發生在末級、次末級,因為末級、次末級處于濕汽區或干、濕汽過渡區,很容易產生水擊、水蝕而造成葉片疲勞斷裂;對軸流式壓縮機,則有可能發生在處于段間冷卻器后的中、高壓段的首級、次首級葉片;對離心式壓縮機,由于葉輪強度相對較高,除了災難性的軸向摩擦外,葉輪很少發生斷裂損壞,產生動不平衡的具體部位有轉子結垢,結垢后又突然掉落一塊,鑲嵌的軟密封突然脫落,轉子內有異物(大修后開車),止推盤、平衡盤、軸套、鎖母、半聯軸器等旋轉組件因間隙過大而產生松動等。

如果是軸承工作不良所引起的振動,產生的具體部位有瓦面接觸不好的形成“夾幫”,瓦塊支點處磨損變形而造成的瓦塊搖擺性不好,軸承合金脫離剝落,油擋間隙小于瓦隙而與軸頸產生接觸,軸頸與軸承間同軸度差,潤滑油的粘度、溫度、壓力、流量不正常,軸承壓蓋緊力不夠等。

如果是熱態對中不良所引起的振動,造成的原因有兩大類。一類是軸承支座升降的不均勻性而引起的,如管道力的作用、機殼變形或移位、基礎的不均勻下沉,特別是軸承支座的不均勻膨脹等。實際判斷時需要通過對現場的仔細勘察或檢查運行參數是否發生明顯變化而加以確認。另一類是聯軸器工作不良而引起的。對剛性聯軸器來說,平行(徑向)不對中主要會激起2倍頻的振動,同時也存在工頻和多倍頻的振動,聯軸器兩側軸承徑向振動的相位差為180°;角度(端面)不對中主要會激起工頻的振動,同時也存在多倍頻的振動,聯軸器兩側軸承徑向振動的相位相同。對有中間套筒的齒式聯軸器來說,即使是平行不對中,但在齒套與齒殼之間仍表現為角度不對中,不對中引起軸向振動(軸位移動)較大,聯軸器兩側徑向振動相位差為180°,徑向振動的2倍頻、3倍頻、4倍頻……的增大要比工頻的增大更為明顯一些。對疊片、膜盤聯軸器來說,徑向振動的頻率特點主要與螺栓孔數n有關,對偶數孔為n倍頻,對奇數孔則為2n倍頻。

6.5 故障趨勢的預測

判斷故障的發展趨勢,除了對確定是否需要停車有決定性作用外,還對如何維持運行有著具體的指導作用。應著重所發生故障的自身特點及故障發生后短時間內所呈現的特征來進行判斷。

例如,動不平衡和軸承工作不良所引發的振動均敏感于轉速的變化,而熱態不對中則對轉速不敏感;動不平衡在極短的時間內會引發二次損傷擴大故障,只要不發生二次損傷和持續上升,盡管有時振動值較大,但總體振動趨勢較為平穩,只要遠離臨界轉速區,一般不會有新的發展;軸承工作不良所引發的振動具有間歇性、波動性和突發性,其發展趨勢難以準確預測,只要振動發生跳動后的振值能回落到原有正常值,可以認為軸承尚未受到嚴重損傷,但多數情況下振動會趨于越來越強烈;熱態不對中所引發的振動發展趨勢通常比較平緩,特別是常有發生的軸承支座不均勻膨脹所引起的不對中振動,處理得當還可及時消除。

面對故障,只要分析透徹、判斷準確,正確的處理意見就會在分析、判斷的過程中自然形成。基于判斷要提出可靠、穩妥、切實可行的處理意見,通常需要依次明確以下問題:①是立即停車檢修,還是維持運行待機修理;②是降低負荷維持運行,還是滿負荷運行;③是否需要采取哪些應急措施來維持運行;④維持運行中需要監視、調整哪些主要的運行參數,具體為何值;⑤哪些運行參數變化為何值時需立即停車;⑥停車后的搶修項目;⑦搶修中的重點檢查內容及主要控制指標。

 

大型旋轉機械狀態監測與故障診斷

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