汽輪機故障第六講 汽輪機組常見橫向振動故障的.ppt

第六講汽輪機組常見橫向振動故障的診斷 振動是汽輪機組狀態(tài)最常見的外部表現形式 振動信號中包含了豐富的機組狀態(tài)信息 當機組的狀態(tài)發(fā)生變化時 其振動形態(tài)也將隨之發(fā)生改變 利用適當的數學方法 對振動信號進行分析 可提取反映機組狀態(tài)的信息 本講主要討論如何利用振動信號來診斷汽輪機組的故障 第一節(jié)轉子不平衡故障的診斷 轉子不平衡是汽輪機組最為常見的故障 統(tǒng)計分析表明 汽輪機組的大部分振動是與轉速同步的振動信號 引起汽輪機組同步振動的原因可能有原始質量不平衡 轉子熱不平衡 轉子熱彎曲 旋轉部件脫落 轉子部件結垢等 這些原因都將導致轉子的不平衡 不同原因引起的轉子不平衡故障的規(guī)律基本相近 但也各有特點 一 轉子質量不平衡1 故障機理分析轉子質量不平衡故障產生的機理是 轉子的各橫截面的質心連線與各截面的幾何中心的連線不重合 從而使轉子在旋轉時 各截面離心力構成一個空間連續(xù)力系 轉子的撓度曲線為一連續(xù)的三維曲線 這個空間離心力力系和轉子的撓度曲線是旋轉的 其旋轉的速度與轉子的轉速相同 從而使轉子產生工頻振動 2 故障特征分析當轉子有質量不平衡故障時 在不平衡力的作用下轉子將發(fā)生振動 振動的主要特征有 l 轉子的振動是一個與轉速同頻的強迫振動 振動幅值隨轉速按振動理論中的共振曲線規(guī)律變化 在臨界轉速處達到最大值 因此 轉子不平衡故障的突出表現為一倍頻振動幅值大 同時 出現較小的高次諧波 整個頻譜呈所謂的 樅樹形 2 在一定的轉速下 振動的幅值和相位基本上不隨時間發(fā)生變化 3 軸心運動軌跡為圓形或橢圓形 4 動態(tài)下 軸線彎曲成空間曲線 并以轉子轉速繞靜態(tài)軸心線旋轉 3 故障判斷依據對于汽輪機組而言 無論其平衡狀況有多么好 總是或多或少地存在質量不平衡 所以 其振動頻譜中始終有一倍頻分量 這種情況是允許的 這里有必要引入一個判斷轉子出現不平衡故障的標準 當轉子出現不平衡故障時 轉子的整體振動水平肯定會超標 在轉子振動水平超標的情況下利用如下方法來判斷轉子是否出現了不平衡故障 設診斷開始時與轉速同步的振動矢量為XN 通頻矢量為XM 當滿足 0 7 且振幅和相位不隨時間發(fā)生變化時 機組存在轉子質量不平衡故障 二 轉子初始彎曲所謂轉子初始彎曲 是指在冷態(tài)和靜態(tài)條件下 轉子各橫截面的幾何中心線與轉子兩端軸承的中心連線不重合 從而使轉子產生偏心質量 導致轉子產生不平衡振動 有初始彎曲的轉子具有與質量不平衡轉子相似的振動特征 所不同的是初彎轉子在轉速較低時振動較明顯 趨于彎曲值 在汽輪機組中 通常用盤車時和盤車后測量到的晃度的大小來判斷轉子是否存在初始彎曲 三 轉子熱態(tài)不平衡1 故障機理分析在機組的啟動和停機過程中 由于熱交換速度的差異 使轉子橫截面產生不均勻的溫度分布 使轉子發(fā)生瞬時熱彎曲 產生較大的不平衡 從而使轉子產生振動 轉子熱態(tài)彎曲引起的振動一般與負荷有關 改變負荷 振動相應地發(fā)生變化 但在時間上較負荷的變化滯后 隨著盤車或機組的穩(wěn)態(tài)運行 整機溫度趨于均勻 振動會逐漸減小 2 故障特征分析 1 轉子的振動頻譜與質量不平衡時的振動頻譜類似 2 振動的幅值和相位隨負荷發(fā)生變化 3 在一定的負荷下 振動的幅值和相位隨時間發(fā)生變化 4 軸心運動軌跡與質量不平衡時的軸心運動軌跡類似 3 故障判斷依據當轉子振動值超標 且式滿足的情況下 若振幅和相位隨時間發(fā)生變化 則說明轉子存在熱態(tài)不平衡故障 四 轉子部件脫落1 故障機理分析平衡狀況良好的轉子在運行中突然有部件脫落時 會引起轉子質量不平衡 在不平衡質量的作用下會使轉子發(fā)生振動 當脫落的部件質量相當大時 會使轉子出現嚴重的質量不平衡 從而使轉子的振幅值突然增大 尤其是 若轉子的振幅值非常大時 就會導致二次事故的發(fā)生 2 故障特征分析 1 轉子部件脫落后 轉子的振動頻譜與質量不平衡時的振動頻譜類似 2 轉子部件脫落的前后 振動的幅值和相位突然發(fā)生變化 3 部件脫落一段時間后 振動的幅值和相位趨于穩(wěn)定 4 軸心運動軌跡與質量不平衡時的軸心運動軌跡類似 五 轉子部件結垢1 故障機理分析如果蒸汽的品質長期不合格 隨著時間的推移 將在汽輪機的動葉和靜葉表面上結垢 使轉子原有的平衡遭到破壞 振動增大 由于結垢需要相當長的時間 所以 振動是隨著年月逐漸增大的 并且 由于通流條件變差 軸向推力增加 機組級間壓力逐漸增大 效率逐漸下降 2 故障特征分析 1 轉子的振動頻譜與質量不平衡時的振動頻譜類似 2 軸心運動軌跡與質量不平衡時的軸心運動軌跡類似 3 振動的幅值和相位隨時間發(fā)生極為緩慢的變化 這種變化有時需要一個月甚至數個月才能發(fā)現明顯的差別 4 機組的出力和效率逐漸下降 5 各監(jiān)視段的壓力隨時間的變化而緩慢增加 第二節(jié)轉子動靜碰磨故障的診斷隨著機組參數的不斷提高 動靜間隙的不斷減小 機組在運行過程中 由于裝配不良 轉子不平衡t過大 軸彎曲 機械松動或零部件缺陷等原因 可能導致動靜部件之間發(fā)生碰磨 碰磨是汽輪機組的常見故障之一 且往往是其他故障的誘發(fā)故障 在國產200MW及以上的機組中 已有多臺因動靜碰磨而造成轉子彎曲的嚴重事故 一 轉子碰磨的幾種類型按摩擦的部位可分為徑向碰磨 軸向碰磨和組合碰磨 轉子外緣與靜止部件接觸而引起的摩擦稱為徑向碰磨 轉子在軸向與靜止部件接觸而引起的摩擦稱為軸向碰磨 既有徑向摩擦又有軸向摩擦的碰磨稱為組合碰磨 動靜碰磨的幾種類型示意圖按轉子在旋轉一周內與靜止部件的接觸情況分為整周碰磨和部分碰磨 轉子在旋轉的一周中始終與靜止的碰磨點保持接觸 稱為整周碰磨 轉子在旋轉的一周中只有部分弧段發(fā)生接觸 稱為部分碰磨 另外 按照摩擦的程度分為早期碰磨 中期碰磨和晚期碰磨 二 動靜碰磨對轉子運動產生的影響動靜碰磨含有三種物理現象 碰撞 摩擦和軸系剛度的改變 下面分析由這三種物理現象產生的效應 1 碰撞產生的效應碰撞產生的效應體現在如下幾個方面 1 改變轉子的振動形態(tài) 碰撞相當于給轉子及靜子一個脈沖 能將轉子和靜子的固有頻率激發(fā)起來 因此 轉子的實際振動是由旋轉產生的強迫振動和沖擊產生的自由振動的疊加而形成的 從而使振動在頻譜中的高頻分量增加 2 碰磨點限制了轉子的運動 使轉子的振動波形發(fā)生畸變 產生削波現象 3 在轉子上產生較大的法向力和切向力 2 摩擦產生的效應 1 動靜部分摩擦 使機組的零部件磨損 影響機組的運行狀態(tài) 使機組的效率下降 2 使轉子和靜子局部過熱 從而使轉子產生熱態(tài)彎曲 3 在轉子上產生附加扭矩 使轉子產生扭轉振動 4 產生切向摩擦力 摩擦使轉子從正向渦動轉向反向渦動 3 軸系剛度變化產生的效應軸系剛度不僅與轉子的材料有關 而且與軸系的邊界條件有關 動靜碰磨時 邊界條件改變了 其剛度發(fā)生變化 剛度增加 固有頗率增加 軸系將不穩(wěn)定 可能發(fā)生自激振動 四 振動特征分析1 振動的時城波形特征當轉子未發(fā)生碰磨故障時 振動的時域波形為正弦波 當轉子發(fā)生碰磨故障時 振動的時域波形發(fā)生崎變 出現削波現象 如圖所示 另外 在振動信號中有奇異信號 a 無故障時的時域波形 b 碰磨故障時的時域波形 動靜碰磨故障下的幅值譜 a 轉子振動頻譜 b 軸承座振動頻率 2 振動的頻譜特征由動 靜部分碰磨而產生的振動 具有豐富的頻譜特征 如圖5 9所示 碰磨故障的振動信號既有1X 工頻 2X 3X 4X成分 又有大于5X的高頻成分 同時還有 0 0 39X 0 4 0 49X 0 5X和 0 51 0 99X 的低頻成分 振動有時還會隨著時間發(fā)生緩慢的變化 3 軸心運動軌跡特征 1 若發(fā)生的是整周碰磨故障 則軸心運動軌跡為圓形或橢圓形 且軸心軌跡比較紊亂 2 若發(fā)生的是單點局部碰磨故障 則軸心運動軌跡呈內 8 字形 如圖 a 所示 3 若發(fā)生的是多點局部碰磨故障 則軸心運動軌跡呈花瓣形 如圖 b 所示 a b 發(fā)生碰磨故障時的軸心運動軌跡圖 a 單點局部碰磨時的軸心運動軌跡 b 多點局部碰磨時的軸心運動軌跡 第三節(jié)轉子不對中故障的診斷一 轉子不對中故障的類型所謂不對中 是指用聯(lián)軸器連結起來的兩根軸的中心線存在偏差 這種偏差有如下幾種類型 1 平行不對中 所謂平行不對中 是指兩根軸的中心線產生了平行偏移 如圖 a 所示 2 偏角不對中 偏角不對中是指兩根軸的中心線存在一定的夾角 如圖 b 所示 3 組合不對中 所謂組合不對中 是指兩根軸的中心線既產生了平行偏移 又存在一定的夾角 如圖 c 所示 轉子不對中的幾種類型圖 a 平行不對中 b 偏角不對中 c 組合不對中對中性包括靜止狀態(tài)下的冷對中和運行狀態(tài)下的熱對中 影響轉子對中性的因素有 連接到機組上的管道系統(tǒng) 支座與基礎 機架 應對中的各軸的熱關系等 不對中的作用就像轉子上有一個不定向的預載荷 容易引起軸向振動 二 故障特征分析 1 當轉子出現不對中故障時 從振動的時域波形上可看出旋轉基本頻率的高次成分 2 從振動信號的頻譜圖上可以發(fā)現工頻的高次分量 如2X和3X振動 尤其是X2振動非常明顯 如圖所示 不對中故障的頻譜特征圖 3 當不對中比較輕微時 軸心軌跡呈橢圓形 當不對中故障達到中等程度時 軸心軌跡呈香蕉形 當不對中故障較嚴重時 軸心軌跡呈外 8 字形 第四節(jié)油膜渦動與油膜振蕩故障的診斷一 油膜渦動1 轉軸在油膜力作用下的渦動運動當軸徑在軸瓦中轉動時 在軸徑與軸瓦之間的間隙中形成油膜 油膜的流體動壓力使軸徑具有承載能力 當油膜的承載力與外界載荷平衡時 軸徑處于平衡位置 當轉軸受到某種外來擾動時 軸承油膜除了產生沿偏移方向的彈性恢復力以保持和外載荷平衡外 還要產生一垂直于偏移方向的切向失穩(wěn)分力 這個失穩(wěn)分力會驅動轉子作渦動運動 當阻尼力大于切向失穩(wěn)力時 這種渦動是收斂的 即軸徑在軸承內的轉動是穩(wěn)定的 當切向分力大于阻尼力時 渦動是發(fā)散的 軸徑運動是不穩(wěn)定的 油膜振蕩就屬于這種情況 介于兩者之間的渦動軌跡為封閉曲線 半速渦動就是這種情況 2 半速渦動的機理 半速渦動的原理示意圖假設油在軸承中無端泄 油在軸瓦表面的流動速度為零 而在軸徑表面的流動速度等于軸徑表面的線速度 且兩者間隙中的油流速度是線性變化的 如圖所示 在連心線上 AB截面流入油楔的流量為 在CD處流出的流量為 兩個流量之差應等于因渦動引起收斂油楔隙內流體容積的增加率 即 由此可得式中r 軸徑半徑 B 軸承寬度 c 軸承間隙 e 軸心偏心距 軸徑渦動角速度 w 軸徑轉動角速度 這就是所謂的半速渦動的含義 實際上 由于軸承端泄等因素的影響 一般渦動頻率略小于轉速的一半 約為轉速的0 42 0 46倍 二 油膜振蕩故障的形成轉軸在發(fā)生半速渦動之前的轉動是平穩(wěn)的 當轉速達到一定的值時 轉子發(fā)生半速渦動 一般稱發(fā)生半速渦動的轉速為失穩(wěn)轉速 發(fā)生半速渦動后 隨著轉速的升高 渦動角速度也隨之增加 但總保持著約等于轉動速度一半的比例關系 半速渦動一般并不劇烈 當轉軸轉速升高到比第一階臨界轉速的2倍稍高以后 半速渦動的渦動速度與轉軸的第一階臨界轉速相重合即產生共振 表現為強烈的振動現象 稱為油膜振蕩 油膜振蕩一旦發(fā)生之后 就將始終保持約等于轉子一階臨界轉速的渦動頻率 而不再隨轉速的升高而升高 三 油膜振蕩故障的特征分析1 油膜振蕩故障的頻譜特征油膜振蕩是軸頸帶動潤滑油高速流動時 高速油流反過來激勵軸頸 使其發(fā)生強烈振動的一種自激振動現象 轉子穩(wěn)定運動時 軸頂在軸承內繞其中心高速旋轉 但失穩(wěn)后 軸頸不僅繞其中心高速 旋轉 而且軸頸中心本身將繞平衡點甩轉或渦動 這種渦動頻率一般約為轉動角速度的一半 稱為半速渦動 當轉軸的臨界轉速比較低時 渦動頻率可能與轉軸的臨界轉速相等或接近 其渦動振幅將被共振放大 即產生強烈的振動 此時稱為油膜振蕩 由此可見 當轉子發(fā)生油膜振蕩時 其振動的主要頻率成分為臨界轉速 一般是第一階臨界轉速 左右的頻率 一般來說 在油膜振蕩的形成和發(fā)展過程中 轉子振動有如下的頻譜特征 當轉子支承系統(tǒng)出現油膜渦動時 振動的頻率成分中0 5X振動很大 且0 5X振動的幅值與振動幅值的比值隨轉速而變化 從實驗中發(fā)現 若僅僅是半速渦動 這個比值在 0 3 2 0 范圍內 若比值超過2 0 則將很快發(fā)展成油膜振蕩 當出現油膜振蕩時 振動的主要成分的頻率近似地等于1X 這里 表示轉子系統(tǒng)的第一階臨界轉速 實驗結果表明 出現油膜振蕩故障時 振動的幅值與振動的幅值之比大于2 0 2 振動時城波形特征轉子系統(tǒng)發(fā)生油膜渦動和油膜振蕩故障時 振動的時域波形會發(fā)生畸變 在工頻的基波上盈加了低頻成分 有時低頻分量占主要地位 3 軸心運動軌跡特征當轉子系統(tǒng)發(fā)生油膜振蕩故障時 轉子渦動方向與轉子轉動方向相同 即正向進動 軸心軌跡呈花瓣形4 油膜振蕩故障發(fā)生過程中伴隨的其他現象 1 油膜振蕩故障的發(fā)生和消失具有突然性 并具有慣性效應 即升速時產生振蕩的轉速比降速時振蕩消失的轉速要大 2 油膜振蕩故障發(fā)生時 油膜經歷了破壞 建立 破壞 建立 這樣的反復過程 軸頸和軸承不斷碰磨 產生撞擊聲 軸瓦內油膜壓力有較大波動 3 油膜振蕩對轉速和油溫的變化較敏感 4 軸承載荷小或偏心率小的轉子 容易發(fā)生油膜振蕩 工作轉速高于2倍一階臨界轉速的轉子容易發(fā)生油膜振蕩 第六節(jié)蒸汽振蕩故障的診斷一 蒸汽激振的機理分析汽輪機的蒸汽間隙 是轉子和靜子之間的徑向動靜間隙 亦稱徑向間隙 在安裝時應是均勻對稱無偏差 由于轉子彎曲 汽缸膨脹變形跑偏 或者汽流作用產生的轉子切向推力 均可能導致轉子與靜子的徑向間隙的變化出現偏差 這種偏差會產生一個作用于轉子上的促使其渦動的切向力 當有葉片圍帶時 此力更大 研究表明 在汽輪機的軸端汽封和隔板汽封中亦存在同樣的激振力 國產200MW及以上的汽輪機組曾發(fā)生過由蒸汽振蕩故障導致的嚴重事故 在汽輪機運行過程中 蒸汽的激振力來自于下面幾個方面 1 葉頂間隙產生的激振力在汽輪機中 當轉子偏心時 轉子葉輪和汽缸間的間隙沿周向不均勻 使間隙的漏汽量重新分布 小間隙處產生大推力 大間隙處產生小推力 其結果產生了一個垂直于轉子中心位移的橫向力 此力將誘發(fā)轉子渦動 該力的大小與這一級葉輪的功率成正比 與葉片的高度成反比 2 汽封產生的激振力 1 圍帶汽封產生的激振力 在汽輪機的高壓級中 由于蒸汽的容積流量小 為了減少漏汽損失 常在動葉頂部圍帶處設置汽封以減少葉頂漏汽 蒸汽在圍帶汽封處產生的激振力的大小與汽封前燕汽的參數 壓力 溫度 汽封后蒸汽的參數 壓力 汽封間隙處的半徑以及進人汽封的蒸汽的周向速度有關 一般來說 汽封前蒸汽的參數越高 進人汽封的蒸汽的周向速度越大 蒸汽產生的激振力越大 2 隔板汽封產生的激振力 隔板汽封位于靜葉根部 其所處位置的半徑小 且動葉出口汽流余速較小 進人隔板汽封的汽流的預旋較小 蒸汽產生的激振力較小 3 軸端汽封產生的激振力 高壓轉子的軸端汽封幾乎覆蓋了高壓轉子的一半 進人軸端汽封的蒸汽參數很高 根據對一臺產生嚴重自激振動的汽輪機高壓轉子的考察 證明其原因主要是高壓缸前汽封中汽流激振所引起 并通過實驗驗證了這一點 軸端汽封一般是迷宮式汽封 蒸汽在迷宮式汽封內流動時 對轉子產生的作用力類似于滑動軸承對轉子的作用力 研究表明 迷宮汽封對轉子的激振力與汽封的進出口壓力 進汽預旋速度 轉子轉速 汽封的結構參數 轉子渦動半徑和渦動頻率有關 二 蒸汽振蕩故障的特征分析汽輪機發(fā)生蒸汽振蕩故障時 將出現下列故障征兆 1 轉子正向渦動 渦動頻率為0 6 0 9倍工頻 2 軸心運動軌跡為橢圓形 3 強烈振動時 有可能激發(fā)轉子的一階自振頻率 表現為自激振動 強振時的主要頻率為轉子的一階固有頻率 且頻帶較寬 4 負荷存在一個 門限值 在其值附近可導致強烈振動 5 轉子的轉速也存在一個 門限值 在其值附近可導致強烈的振動 6 振動的再現性強 7 一般在轉子不平衡 不對中和偏心時容易發(fā)生 8 振動的大小 跟機組的負荷有密切關系 9 蒸汽振蕩故障多發(fā)生在汽輪機的高壓轉子上 第七節(jié)非轉動部件松動故障的診斷部件配合松動是汽輪機組的常見故障之一 部件松動故障分為兩大類 一類是非轉動部件的配合松動故障 另一類是轉動部件的配合松動故障 其中前者