发布时间 : 星期六 文章基于松动的机械故障诊断实例与分析更新完毕开始阅读80785bbde53a580216fcfea7
案例一：风机基础松动 (1) 机组情况
8月20日，某水泥厂称，其所属的一台风机振动突然加剧，振动量达到10mm/s,已经失去了先前的稳定运行状态。要求对其进行检测诊断。接到告急后，技术人员立即赶到现场，对其进行了检测和分析诊断，现就检测和分析诊断情况报告如下。 (2) 振动测试
风机两端轴承处径向振动特征见图1-图4。 ??图1水平方向振动波形 ??图2水平方向振动频谱 ??图3垂直方向振动波形 ??图4垂直方向振动频谱 (3) 振动分析
从此次振动的波形图和频谱图来看，频谱图上具有1X、2X、3X等较多的高倍频部分，具有基础松动故障的特征。经检查发现，确实有一支地角螺栓损坏，出现滑丝现象，无法紧固。 (4) 建议措施及处理结果
根据诊断分析结果，我们建议厂家更换此坏掉的地脚螺栓，但由于更换地脚螺栓需要拆除地基重新埋置新的地脚螺栓，时间限制，我们不能在现场等待更换地脚螺栓后的情况，也就没有测量新的振动数据。后经厂家反映，更换地脚螺栓后振动减低，恢复到正常状态。 处理后的振动时域波形和频谱图如图5、图6所示。 ??图5水平方向振动波形 ??图6水平方向振动频谱 ⑸ 案例解析
水平方向振动较垂直方向大，说明主要原因是基础刚度差，而丰富的谐波特征，则是松动的表现。更换地脚螺栓同时加固了基础，因此振动得以有效的控制。
2. 部件松动引起的振动分析
套装部件松动、平衡块松动、轴瓦松动是旋转机械最常见的三类松动故障。对于有中心孔的转子而言，中心孔两侧的堵头也有可能出现松动。松动故障的典型特征是振动的不规则性，机组启停和运行状态下的振动没有重复性。虽然松动故障的原因明确，但是要在机组运行状态下判明松动故障并不容易，往往需要机组多次启停，从中发现振动规律。故障处理的工作量和时间都可能较长。
一、套装部件松动引起的振动分析
套装部件松动是人们最常想到的一类故障。实际上，套装部件（叶轮或联轴器）松动所产生的直接不平衡力并不大。假设套装部件重 1 吨，部件与转轴之间出现了 0.1mm 的间隙,由其引起的不平衡重径乘积为 50Kg.mm，相当于加重半径 0.4m 处有不平衡力 125 克。对于大型旋转机械而言，该力引起的振动并不大。 但是，如果联轴器与转轴之间的配合出现了间隙，情况就不同了。机组带负荷过程中，传递的扭矩越来越大，联轴器与转轴在配合处会产生相对位移。由此会改变两转子连接的同心度和平直度等，从而产生振动。 出现这种情况后，振动的变化主要反映在联轴器两侧的轴承上，对两个轴承的影响为同相。振动与机组所带负荷之间有一定关联。在一定负荷下，振动可能会发生突变。 二、 平衡块松动引起的振动分析
平衡块螺丝没有锁紧或长期运行后受热变形等因素的影响，平衡块有可能出现松动。平衡块松动后，将在平衡槽内作周向移动，甚至会脱落，转子上的不平衡状况将会发生随机变化。
正常运行时，该故障的特征与普通不平衡完全相同。多次启停时，因为平衡块角度随机变化，定速下的振动幅值和相位的分散度较大。因此，只有通过多次启停，从随机振动特征中寻找规律，才有可能准确判定该故障。动平衡试验时，受平衡块滑动的影响，影响系数误差较大，加重效果可能会与预期设想有较大差别。反复调整平衡，有可能无法将振动减小下来。
三、 中心孔堵头松动引起的振动分析
汽轮发电机组转子中心孔两端各有一个堵头。旋转状态下，由于堵头位于转子旋转中心，堵头所承受的离心力合力为零，一旦失去约束就处于自由状态。如果联轴器有内孔，堵头就可能进入联轴器内孔，导致轴系剧烈振动。 近年来，国内发生过多起由于中心孔堵头松动所引发的振动故障。高速运行时，在离心力的作用下，堵头吸附在联轴器内孔内壁，振动幅值和相位比较稳定。多次开机后就会发现，由于每次启动堵头所处周向位置不同，定速后的振动幅值和相位分散度较大。此时如果进行动平衡试验，就会发现动平衡加重后的振动与期望值相差较大，动平衡试验毫无规律可循。 某台汽轮发电机组由高压转子、低压转子、发电机转子和励磁机转子组成。每根转子由两个轴承支撑，轴系共有 8 个轴承。＃2、＃3 号轴承和＃4、＃5 号轴承支撑在低压排汽缸上。该机于 2002 年 11 月进行了大修。大修后开机过程中出现了比较大的振动，通过对低压转子的现场高速动平衡，将振动控制在 35μm
以内。机组稳定运行至 2003年9月，此阶段内振动正常。
2003 年 9月3日凌晨2 时，机组带负荷 76MW，一切正常。在没有任何运行操作和没有任何先兆的情况下，＃2、＃3、＃4轴承振动在几秒钟内突增，从 25μm 增大到 250μm 以上，超出监测仪表量程。＃4 轴承振动受其影响，也达到 167μm。＃1、＃5 轴承振动也分别增大到 40μm 和 80μm。揭低压缸检查没有发现明显缺陷，就没有将转子解开作进一步检查。扣缸后开机，振动正常。该机组在 12 日和 13 日由于系统需要调峰两次，并于
18 日停机备用，22 日转机并网。此阶段振动正常。9 月 23 日 19：28，振动保护再次动作。9 月 25 日 4：03 和 14：16 振动保护两次动作，现象与前几次基本相同。直到此时，才充分认识到该突发性振动故障的复杂性。由于没有安装在线监测系统，上述突发振动均未能捕捉到。为了监测突发性振动时的数据，下次开机前特地安装了振动监测系统，决定在机组并网运行正常后做变负荷、变油温、变真空试等验，力争把突发性振动激发起来。但是直到所有试验完毕，机组并没有象预想的那样发生突发性振动。就在大家认为突发性振动已经消失时，9 月 27 日 7：49 分机组再次振动保护跳闸，终于捕捉到突发性振动数据。表 10 给出了振动突发前后机组振动数据。图 61 为＃2、＃3、＃4 轴承发生突发性振动前后的振动趋势图，图62为突发性振动时＃3轴承频谱图。 表 10 突发性故障前后机组振动数据(μm) ?? ??
图 61 ＃2～＃4 轴承突发性振动前后振动趋势图 ??
图 62 ＃3 轴承突发性振动时的频谱图
对现场采集到的突发性振动数据进行了分析，发现以下几点特征： 1. 振动具有突发性。1s～2s 内振动由正常值突然增加到 500μm 以上；
2. 振动突发时的频率主要为工频；
3. 振动以＃3 轴承最大，＃2、＃4 轴承次之；
4. ＃3 号轴承振动突发后，会出现一定量的高频分量(2 倍频、3 倍频)；
5. 振动突发后降速时会出现一定量的半频分量； 6. ＃3 轴承附近有较明显的碰摩痕迹；
引起突发性振动故障的可能原因有：断叶片、部件摩擦、汽流激振、电气故障、大的扰动冲击、油膜振荡、大的失衡等。现对上述故障的可能
性进行分析。 该突发性振动的一大特点就是量值很大。如果是由断叶片引起的，那么，叶片断裂的数量肯定会较多，不会只是一、两片。断叶片产生的不平衡量，对转子临界转速下的振动肯定有非常大的影响。但从振动突发后的打闸停机过程数据来看，各瓦过临界振动只是稍有增大，最大为＃4 轴承（135μm）。因此,可以初步排除断叶片的可能性。摩擦是机组不稳定振动最常见的因素。摩擦故障通常有一个发生、发展过程。摩擦初期，通常具有一定的176先验征兆，如振动幅值和相位不稳定等。摩擦发展到一定程度后，振动才会突增。但该机组突发性振动故障之前，没有任何征兆，各轴承振动很稳定。从机组停机惰走时间来看，机组惰走时间基本正常，这表明轴承乌金等部件发生严重摩擦的可能性也比较小。汽流激振故障与机组所带负荷有较大关联，往往是在大负荷情况下发生。把负荷降低到一定数值后，振动会减小。但该机组振动故障发生后，负荷降为 0MW 时，振动依然很大。因此，可以排除汽流激振故障的可能性。电气故障引起的振动应该对发电机转子两侧轴承(＃5、＃6)影响很大。本机组振动故障主要发生在＃2、＃3 轴承上，其余轴承振动可以看作是由这两个轴承引起的。因此，也可以排除电气故障的可能性。外界大的扰动冲击主要有水冲击和低压缸进水等，本机组未发生上述现象。油膜振荡也是一种突发性振动。但是，油膜振荡频率为转子一阶固有频率，这与本例不符。上述诸因素可一一排除，唯一不能排除的故障就是转子本身突然发生大的失衡。当然，具体失衡原因待查。 根据上述分析,决定进行如下工作：
1、揭低压缸及缸内上半隔板套，检查低压轴承、滑销系统、油档间隙、低压台板间隙等；
2、检查低压部分的疏水系统；
3、揭高压缸及缸内上半隔板套，检查叶片、围带、拉筋等部件损坏情况；
4、检查轴承工作情况；
5、检查凝泵工作情况以及凝汽器水位测点和控制的可靠性； 6、检查轴封送气的汽源； 7、检查管路情况
上述检查均未发现异常，机组检修不得不扩大化。在把高低对轮联结螺栓解体后起吊低压转子的过程中，发现高压缸侧转子中心孔堵头掉落在联轴器腔室内。在该腔室内同时发现了大量的油泥和铁屑。图 63 为中心孔堵头示意图。联轴器腔室直径约为600mm，堵头直径为 150mm。图 64 给出了堵头磨损前后的形状。可以看出，堵头已发生明显磨损，