1、设备状态监测与故障诊断技术设备状态监测与故障诊断技术基基 础础 知知 识识郑州恩普特设备诊断工程机械振动低频振动：f 1000 Hz齿轮故障波形图具有明显的冲击特征幅值谱分析是故障诊断的基本工具倒谱上的谱线是幅值谱中的周期性谱线族三维谱阵图是分析机组转子支撑系统动力学特性和非稳定区域监测的主要工具。一般的频谱图一般的频谱图其某频段的其某频段的现场测试诊断的实施步骤现场测试诊断的实施步骤原动机（电动机）传动系统工作机（引风机）、电动机滚动轴承、引风机滚动轴承 水平垂直轴向一般来说水平振动幅值大于垂直方向幅值，当轴承盖松动时就会出现垂直方向幅值大的现象，并伴随着高次频率成份。常见故障特征分析常见故
2、障特征分析输以其它方法故 障样板模式对 象待检模式比较判别故障标准设备（或零部件）类型部位程度故障诊断的基本方法表1 旋转机械故障的来源及主要原因表2 转子质量偏心的振动特征表3 转子质量偏心的敏感参数表4 转子部件缺损的振动特征表5 转子部件缺损的敏感参数表6 转子质量偏心的故障原因表7 转子部件缺损的故障原因表8 转子弓形弯曲的振动特征表9 转子弓形弯曲的敏感参数表10 转子临时性弯曲的振动特征表11 转子临时性弯曲的敏感参数表12 转子弓形弯曲的故障原因表13 转子临时性弯曲的故障原因表14 转子不对中的振动特征表15 转子不对中的敏感参数表16 转子不对中的故障原因表17 油膜轴承故障
3、的主要原因表18 油膜涡动的振动特征21表19 油膜涡动的敏感参数表20 油膜涡动的故障原因21表21 油膜振荡的振动特征表22 油膜振荡的敏感参数n221表23 油膜振荡的故障原因表24 旋转失速的振动特征s）（s表25 旋转失速的敏感参数表26 旋转失速的故障原因表27 区别旋转失速与油膜振荡的主要方法表28 喘振的振动特征表29 喘振的敏感参数表30 喘振的故障原因表31 转子与静止件径向摩擦的振动特征表32 转子与静止件径向摩擦的敏感参数表33 转子与静止件径向摩擦的故障原因表34 转子系统出现各次谐波的可能性 表35 转子过盈配合件过盈不足的振动特征表36 转子过盈配合件过盈不足的敏
4、感参数nt表37 转子过盈配合件过盈不足的故障原因表38 转子支承系统联接松动的振动特征表39 转子支承系统联接松动的敏感参数表40 转子支承系统联接松动的故障原因表41 密封和间隙动力失稳的振动特征表42 密封和间隙动力失稳的故障原因表43 密封和间隙动力失稳的故障原因表44 转轴具有横向裂纹的振动特征表45 转轴具有横向裂纹的敏感参数表46 转轴具有横向裂纹的故障原因旋转机械常见故障的振动诊断及实例旋转机械常见故障的振动诊断及实例转子不平衡转子不平衡不平衡不平衡类类 型型不平衡不平衡频频 谱谱转子不平衡转子不平衡不平衡故障的典型频谱特征是工频分量占主导地位、引风机轴承测点电机测点锅炉引风机
5、振动速度有效值（mm/s rms）H H、V V、A A分别代表水平、垂直和轴向分别代表水平、垂直和轴向测点水平方向频谱转子不对中转子不对中联轴器不对中轴承不对中带轮不对中平行不对中角度不对中明显的2X特征重新对中后2X基本消失机械松动机械松动1-汽轮机 2-减速机3-发电机 4-励磁机后轴承 前轴承汽轮机前后轴承振动值摩擦摩擦高次谐波及其分数倍谐波是摩擦的主要频谱特征各特征频率幅值及其倍频关系波形出现“削顶”丰富的高次谐波油膜振荡油膜振荡故障发生前故障发生后注意的出现综合故障综合故障水平方向轴向频谱垂直方向水平方向垂直方向轴向 这是一个比较典型的实例，类似这样的情况在现场诊断中经常会碰到。机
6、器上有些配合件的松动故障往往与摩擦故障联系在一起，它们之间存在着因果关系。由于配合件松动，机器在运行中常引起零件的相对移动而产生摩擦，所以在频谱上常出现类似两种故障频率的复杂情况。在这里松动是原发故障，摩擦属引发故障。掌握了其中的规律，对我们作现场故障分析很有助益。滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例 滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例 if1(1cos)2irdffD0f01(1cos)2rdffDbf2211()cos2brDdffdD滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例cf1(1cos)2crdffDrfrfdDz滚动轴承故障
7、的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断滚动轴承故障的振动诊断0.6irff z00.4rff z0.4crff 该机组自1986年1月30日以后，测点的振动加速度从逐渐上升，至6月19日达到，几乎达到正常值的10倍。为查明原因，对测点的振动信号进行频谱分析。轴承的几何尺寸如下：轴承型号：210；滚动体直径：d；轴承节径：D70mm；滚动体个数：z10；压力角：00。rf01(1cos)2112.715(1cos0)1027088.6()irdffzDHz001(1cos)2115(1cos0)1061.3()2rdffzDdHzD2222011()cos217012
8、.715 1()cos 0 212.77040.6()brDdffdDHz高频低频波形if0fbfcf1主轴 2轴承 3轴承座4冷却管 5密封 在一个月的时间内，变频机运行不正常。对A出的速度信号作频率分析。频谱图中20Hz的频率峰值最突出，呈保持架的特征频率。此处还有转速频率及分数倍低次谐波，说明有非线性问题存在，频谱结构如图所示。齿轮机构故障的振动诊断齿轮机构故障的振动诊断rmsV电动机转速为150r/min时减速器振动值（单位：mm/s）注：V为垂向；A为轴向测点垂直方向频谱测点垂直方向细化频谱 可以推测，213Hz这个不随转速而改变的频率是齿轮的固有频率。机器运行中，由于齿轮啮合的强烈
9、冲击（见图458b）激发了齿轮以固有频率振动。根据所获得的信息，可以推断齿轮存在严重故障（如轮齿变形等），而且主要振源在大齿轮上。在检修处理时拆开减速器检查，发现两个齿轮的轮齿表面的錾锉痕迹很显眼，凹凸不平，这样粗糙的齿面在轮齿啮合时必然产生严重冲击。另外，大齿轮有5个轮齿的齿顶边缘因长期挤撞而呈台阶突起，高达56mm，齿轮在运转时必然出现大齿轮的轮齿顶撞小齿轮的轮齿根部，齿轮在这种恶劣的状态下运行，激起齿轮固有频率是理所当然的。强劲的固有频率分量湮没了齿轮啮合频率的分量，所以在谱图中没有出现啮合频率分量的谱线。汽轮发电机组减速器小齿轮轴承水平方向振值机组检修前加速度有效值m/s*s检修前检修
10、后简易振动故障类型识别方法简易振动故障类型识别方法主频率识别法主频率识别法 机组1992年8月中修后运行了一段时间振动逐渐增大，到1993年1月，测点水平方向同振动值达到。当时在现场作了频谱分析，谱图如图所示。测点最大峰值频率为，与转频基本一致。此外还有弱小的2倍频分量及少量微弱的高次谐波。低频段频谱高频段频谱低频段高频段简易振动故障类型识别方法简易振动故障类型识别方法共变法共变法汽轮机压缩机低压缸压缩机高压缸汽机转速7500r/min汽机转速9975r/min汽机转速10800r/min 简易振动故障类型识别方法简易振动故障类型识别方法时域波形识别法时域波形识别法简易振动故障部位识别方法简易
11、振动故障部位识别方法特征频率识别法特征频率识别法 齿轮机构参数如下：输入轴转数 ，转频3 Hz；输出轴转数 ，转频；大齿轮齿数 ；小齿轮齿数 ；齿轮啮合频率 。1180/minnr2750/minnr199z 224z 300mfHz实例实例1 1 国外某石油化工公司，一台用于关键设备的齿轮减速箱采用一对锥齿轮和一对圆柱齿轮两级传动，结构布置如图所示，减速箱输入轴转速为1200rpm，输出轴转速为。设备综合诊断设备综合诊断 该减速箱运行了一年半以后，在输入高速轴一端出现高幅值异常振动，其振动信号的幅值频谱、波形、细化谱如图所示。齿轮故障发生前，振动频谱图上主要显示啮合频率338Hz（实际值是3
12、40Hz，存在测量误差）及其弱小的倍频成分（图a）。故障发生后，频谱图上在啮合频率的两边出现了大量的边频(图c)。由于谱线密集难以辨认，故取100200Hz频段进行细化处理，得到图d所示的细化谱，谱图上清楚地显示出20Hz的边频间隔，与输入轴转速频率一致（12006020Hz）。这表明，啮合频率为输入轴转速频率所调制。根据边带特征，初步分析高速轴小齿轮发生了故障。然后又对时域波形进行分析，波形如图b所示，图上清晰地显示每转一周有一个脉冲信号，脉冲间隔为，频率值为20Hz（1/0.05=20Hz）,这进一步证明小齿轮存在严重故障。当打开箱盖检查时，发现小齿轮有一齿断裂。断齿前断齿后断齿后断齿后实
13、例实例2 2 某厂一台DH-80型离心式空气压缩机，1996年8月15日作振动测试，低速轴、号轴承测点的振动位移值分别为40m和15m，运行状态良好。到了1997年1月9日发现振动非常严重，测点的振动值分别猛增刀201m和65m，超过了报警值（60m），测点的振值超过了自动停车值（80/m），机组自动停车。在振动测量分析时，重点对测点的振动信号作了频谱分析，并结合进行波形观察，其频谱、波形图见下页附图。测点的波形与频谱图空压机故障状态下低速轴测点的波形与频谱图 频谱图上的是低速转频；为半倍频。测点的振动波形都存在不对称，且有不同程度的单边削波现象。这是典型的摩擦故障振动特征。在频谱图上，两测点
14、都存在突出的转频和半倍频，半倍频成分几乎与转频一样强劲，且有微弱的高倍频成分，呈现出非线性故障的典型特征。波形和频谱结合起来分析，使得问题更加明朗了，判定机组存在不平衡和转子摩擦。1997年1月10日拆开检查时发现低速轴一级叶片积灰厚达，转子周围有严重的摩擦痕迹。事后查明，由于空气滤清器损坏，不起过滤作用，致使大量粉尘杂质进入叶轮所导致的恶果。经清灰处理，更换了损坏的滤清器后，机组运行正常。其时测点的振动值分别为35m和18m，振动波形和频谱图如图。空压机故障排除后低速轴测点振动波形与频谱图空压机故障排除后低速轴测点振动波形与频谱图 故障排除后，测点的振动波形呈典型的周期信号，频谱图上只有幅值
15、不大的转频成分，半倍频分量消失了。测点的振动信号中除微弱的转频分量外，还有大量十分微弱的低次和高次谐波成分，呈随机性振动。这都是机组正常运行的特征。实例实例 1998年3月，某厂在检修75L-40/8空压机之前，根据平时掌握的情况对重点部位进行了一次测量诊断。为了使诊断工作更有成效地进行，诊断人员分析了设备可能发生故障的部位，并计算出各故障的特征频率。这台空压机由同步电动机拖动，电动机功率250kW，转速428rpm，主要测量3个部位，测点布置如图。空压机特征频率计算：（1）空压机受迫振动引起的频率 1）电动机转子不平衡特征频率：2）空压机工作一个循环（从吸气到排气）中的变载冲击是一个规则的周
16、期信号，其频率与电动机转频一致，即曲轴回转一周冲击一次，其基频为：这种冲击信号会激起一系列的高次谐波，下表给出了 的部分高次谐波成分。428/607.13rfHz428/607.13pfHz 3）曲柄连杆机构往复运动通过上下死点时，会产生强烈的变向周期冲击力，曲轴每转一周冲击2次，故其基频为转频的2倍，即：。这也是一种周期性冲击信号，同样会激起一系列高次频波，且与变载冲击的谐波相吻合，互相推波助澜，使振动更加强烈，下表给出了 的部分高次谐波成分。1214.2rffHz1f4）滚动轴承的通过激振力激起各元件的通过频率（即故障特征频率）。7空压机1号轴承型号为3630双面向心球面滚子轴承，其主要尺
17、寸参数为：外径：320mm，内径：150mm；节径：D=235mm；滚动体直径：d42mm；滚动体数量：z15；压力角1216。通过计算，轴承的故障特征频率为：内圈通过频率 ；外圈通过频率 ；滚动体通过频率 ；58.9ifHz41.27ofHz38.7bfHz（2）电磁振动频率 因为电动机工作温度正常，只有可能存在以下两种电磁振动：1）电动机磁隙不均匀产生的电磁振动，其特征频率与电动机转频一致，即：。2）电动机电磁基波产生的倍频振动，其特征频率为电动机转频的2倍，即：。17.13fHz2100fHz 在对空压机待测部位可能出现的各种故障作出了基本预测之后，下一步则进行振动测量分析。空压机轴承、
18、机座及电机机座的振动加速度信号的频谱分别如图所示。在上图中，可以看到有几个突出的谱峰，将其与计算的通过频率对比发现，其中是轴承内圈通过频率，是外圈通过频率（）的2次谐波，是滚动体通过频率，是它的4次谐波。从频率特征分析，轴承外圈和滚动体均存在一定的故障。如果能与历史情况作一个对比分析，则可进一步说明故障达到何种程度。空压机轴承部位测点振动频谱 分析图6-18的频谱结构，空压机变载冲击和变向冲击的频率特征十分明显，其中最突出的是变向冲击频率（或视为变向冲击与变载冲击的2次谐波的重合），其余谱峰均是其高次谐波。将频谱图与历次测量结果比较，可以从频率结构的变化中判断曲柄连杆机构或活塞与缸体配合的状态
19、变化。空压机机座测点振动频谱 在电机机座测得的振动频谱图上（上图），主要谱峰是转速频率（）及其高次谐波，说明转子平衡性不佳，也可能是电磁振动，通过断电测试很容易将二者区别开来。空压机电机机座测点振动频谱实例实例 某厂一台拖动离心泵的电动 机，转 速2950r/min，功率160kW，结构简图如图所示。1电动机 2离心泵测点 电动机在带负荷运行时振动十分严重，下表列出了部分振动参数值。为了查明振动异常与水泵是否有联系，拆离了联轴器，让电动机单独空车运转，测量通频振动值和1倍频幅值，列于下表。电动机振动有三个特征有三个特征：垂直方向振动大，1倍频振动大，带负荷运行比空车运行振动大，这都表现出松动的
20、特征。但是1倍频振动大也是不平衡故障的典型特征。为确定电动机转子是否存在不平衡问题，先对电动机作了动平衡处理，然后又在电动机空载和满负荷运行两种情况下进行两种情况下进行振动测量，结果如下表。电动机在空载运行时振动显著降低了，但是在带荷运行时振动依然很大，说明振动与负荷关系密切。这时，电动机测点垂直方向（V）的振动信号，在空载和带荷运行两种情况下的振动波形和频谱图分别如图。从时域波形上看，基频（）信号受到了多种干扰信号的调制（见图a）；在频谱图上，带负荷和空载运行都显示奇数倍高次谐波，但带负荷运行时频率幅值更大（见图b），这都表现为“松动”特征。0f 通过仔细检查，发现电动机地脚的垫铁不合适，没
21、有很好紧固。经处理后振动值见表。电动机地脚处理后，减振效果很明显，除了测点垂直方向（V）的振动较大外，其他各值都达到了正常状态的水平。在频谱图上，5、7等高次谐波已经消失，只剩下基频，3次谐频等微弱的振动分量，表明振动状态确已好转。通过进一步检查，还是地脚处理不完善，有一块斜铁还没有完全固定好，于是又做了加固处理。这时，设备运行达到了良好状态，振动值见表。电动机地脚第一次处理后测点垂直方向振动a)振动波形 b)振动频谱实例实例 1996年8月，某厂新车间安装了一台离心式压缩机，当时从机器的技术文档中查到机器的主要参数如下：压缩机型号：1TY-578/5-8，实际转速：，转频：；电动机转速：14
22、86rpm，功率：3600kW；增速器大齿轮（主动齿轮）齿数：205；小齿轮（从动齿轮）齿数：38。增速器齿轮啮合频率：5077Hz 电动机与增速器用弹性联轴器传动，压缩机与增速器用齿式联轴器传动。轴承均为滑动轴承。其结构如图所示。机组安装完毕后在验收试车时进行了振动测量，部分振动数据见表。按照设备制造厂家提供的振动标准，压缩机轴承箱座和增速器箱盖部位振动正常值为 ，显然，机组振动已严重超标。然后对机组进行振动分析，其中号的测点水平方向的振动频谱如图所示。7.1/rmsVmm s压缩机6个测点水平方向振动频谱压缩机6个测点水平方向振动频谱)(8.2404186.133Hzfz 分析压缩机各测点
23、振动信号在08000Hz频段上的频率结构，号轴承的非线性问题比较严重，很可能存在轴瓦松动、摩擦之类的故障。在每个测点的频谱图上，最强劲的频率成分是2402Hz这个频率分量。它来自何处？查阅设计说明书，方知压缩机叶轮的叶片为18片，叶轮的通过频率为：与频谱上的2402Hz相当接近，可以沿着这个思路继续分析。当在排除了其他可能因素之后，那么叶轮通过振动就是引起压缩机振动的主要原因了。实例实例 1991年6月，某电动机修理厂为外地承修一台电动机型号为JS116-4型，155kW，1470r/min。修理前进行了振动测量，测点选在前后两个轴承上（如图)，振动值见表。测量结果显示，测点水平方向振动最大，
24、其他各值均不同程度超差（见ISO2373电动机振动标准），初步分析认为电动机转子存在严重不平衡。根据测试结果，在电动机转子面相位-44.7处加配重；在面相位80.6处加配重，其后作了两次振动测量（中间间隔5min），两次测量振动值见表。两次测量结果表明，动平衡处理后，电动机振动不但没有降低反而增大了，尤其是测点的水平振动增加得最多。从两次测量的结果显示振动值波动较大，且没有规律性，说明电动机运行很不稳定。在调试中发现，当把号轴承盖的固定螺栓紧一点，点的振动值又有增加。电动机动平衡处理后振动速度有效值电动机动平衡处理前振动速度有效值 然后，对点测点的振动信号作频谱分析，频率结构如图所示。电动机测
25、点振动频谱水平方向电动机测点振动频谱水平方向电动机测点振动频谱垂直方向电动机测点振动频谱垂直方向电动机测点振动频谱轴向电动机测点振动频谱轴向 把测点的振动频谱作对比分析，两者既有共同点，也有不同之处，而且不同点多于共同点。电动机前后轴承都存在转频成分（）（号轴承轴向转频不明显），这是它们唯一的相同之处。但是两测点转频成分的幅值相差很大，特别是水平方向，测点比测点大出10多倍。另外，两测点振动信号的频率成分差别也很大，号比号要复杂的多。电动机前后轴承的振动图像（幅值和频谱）相差如此之大，说明引起电动机振动的原因不是一个简单的不平衡问题，不可能通过动平衡加以解决。因为一个以存在不平衡为主的转子，它
26、对两端支承的作用应当是一致的，那么电动机两端轴承的振动值及其频谱结构也应大致相同。当然由于两个轴承的内部结构及与外部联系的差异，其振值和频谱也会有些差异，但绝不相差悬殊，更不会截然不同。所以，这台电动机的故障相当复杂。经动平衡处理后振动反而加大进一步证明了这一点。据了解，这台电动机使用了10多年，由于年久失修，事故频繁，曾发生轴承烧结事故，用电焊吹喷才把轴承取出。由此造成主轴及端盖严重变形。从此电动机振动更加严重，无法投入正常使用。也不能采用常规修理办法把它恢复正常。修理工艺相当复杂，修理费用很大、已无修复价值，作为报废处理。测点A、B、C、D为压缩机主轴径向位移传感器，测点E、F分别为齿轮增
27、速箱高速轴和低速轴轴瓦的径向位移传感器，测点G为压缩机主轴轴向位移传感器。7200系列仪表上可以随时读出当时振动位移的峰峰值，且有报警功能。该机没有备台，全年8000h连续运转，仅在大修期间可以停机检修。生产过程中一旦停机将影响全线生产。因该机功率大、转速高、介质是氢气，振动异常有可能造成极为严重的恶性事故，是该厂重点监测的设备之一。该机组于5月中旬开始停车大检修，6月初经检修各项静态指标均达到规定的标准。6月10日下午启动后投入催化剂再生工作，为全线开车做准备。再生工作要连续运行一周左右。再生过程中工作介质为氮气（其分子量较氢气大，为28），使压缩机负荷增大。工频类故障的诊断实例工频类故障的
28、诊断实例转子转子不平衡不平衡 压缩机启动后，各项动态参数，如流量、压力、气温、电流振动值都再规定范围内，机器工作正常，运行不到两整天，于6月12 日上网振动报警，测点D振动值越过报警限，高达6080m之间波动，测点C振动值也偏大，在5060m之间波动，其它测点振动没有明显变化。当时，7200仪表只指示出各测点振动位移的峰峰值，它说明设备有故障，但是什么故障就不得而知了。依照惯例，设备应立即停下来，解体检修，寻找并排除故障，但这要使再生工作停下来，进而拖延全厂开车时间。首先，采用示波器观察了各测点的波形，特别是D点和C点的波形，其波形接近原来的形状，曲线光滑，但振幅偏大，由此得知，没有出现新的高
29、频成分。用磁带记录仪记录了各测点的信号，并进行了频谱分析，与故障前5月21日相应测点的频谱进行对比，发现：1）1倍频的幅值明显增大，测点D增大到原来的倍，测点C增大到原来的倍。2）其它频率的振幅没有明显的变化，特别是1/3倍频，1/2倍频的附近的振幅仍然很小，初步排除了摩擦和油膜自激震荡的可能性。于是得到了以下结论：1）转子出现了明显的不平衡，可能是因转子的结垢所致；2）振动虽然大，但属于受迫振动，不是自激振动，并不可怕。测点C的幅值谱图（6月12日上午分析结果）测点C的幅值谱图（5月21日分析结果）因此建议做以下处理：1）可以不停机，再维持运行45天，直到再生工作完成；2）密切注意振动状态，
30、再生工作完成后有停机的机会，做解体检查。6月18日催化剂再生工作圆满完成，压缩机停止运行。6月20日对机组进行解体检查，发现机壳气体流道上结垢十分严重，结垢最厚处达20mm左右。转子上结垢较轻，垢的主要成分是烧蚀下来的催化剂，第一节吸入口处约3/4的流道被堵，只剩一条窄缝。因此检修主要是清垢，其它的部位如轴承、密封等处都未动，然后安装复原，总共只用了两天时间。6月25日压缩机再次起动，压缩机工作一切正常。工频类故障的诊断实例工频类故障的诊断实例转子转子弯曲弯曲 （1）振动趋势历史数据 在长期运行中，该机1#/2#轴承振动分别为2m及400m），运行人员采取紧急打闸措施停机。5：05转子静止投盘
31、车，大轴挠度值增大为120m，盘车电流32A。6：40再次启动，快速冲车至30000r/min定速，然后并入电网。从热态启动数据知：在启动过程中，机组1/2轴承及2/3轴振动异常增大，紧急打闸停机后，电动盘车时机组大轴挠度值增加较大，盘车电流略有增加。5）热态启动运行后的振动数据 自再次启动并网后，机组高压转子轴和轴承振动均未能恢复历史振动水平，尽管1、2轴承振动均小于20m，仍处于优秀振动标准范围内，但与历史数据比较均有所增大。尤其是2轴的振动增大显著。从频率成分来看，主要是一倍频成分增加，其余频率的振动成分无变化，见表54。5）运行一月后，停机时临界振动数据 4月30日，该机因电网调峰转为
32、备用停机。在机组停机惰走降速过程中，2轴和1、2轴承临界振动比历史数据有成倍的增加，其振动成分是1倍频，机组停机临界振动数据见表55。（3）数据分析 综合图517、表53至表55数据及启动前后运行参数分析，可得出下列分析结论：1）探头所在处的转子跳动值从30m增加至120m,比起动前增大了4倍，反映处高压转子挠曲程度加剧，提示可能已产生转子弯曲。2）从振动频率以及振值随转速变化的情况来看，其症状和转子失衡极为相似。但停机前运行一直很正常，只是在机组停车后再次起动中振动异常，且在并网后一直维持较大振值，缺乏造成转子失衡的理由或转子零部件飞脱的因素，故可排除转子失衡的可能。3）综合二次起动及并网运
33、行一个月后停机惰走振动情况，表明机组在第一次起动时即存在较大的热弯曲，而停车后间隔再次起动，盘车时间不足，极易造成转子永久弯曲。在第一次热态起动时，高压转子的轴即轴承振动急剧增加（转速刚达1600r/min时，轴振动即已超满量程值，即至少已大于400m），表明在第一次起动转子存在较大的热弯曲，而停车后再次起动，盘车时间严重不足，极易造成转子永久性弯曲。机组起动并网连续运行近一月，其振动一直处于稳定状态。1、2轴承和2轴振幅在热态起动后比历史数据有明显增大，并且振幅增大的主要原因是一倍频振幅增大。工频振动的增大反映出转子弯曲程度的增大，振幅的稳定反映出弯曲量的大小基本恒定。1和2轴承振动相位角一
34、直保持稳定，且基本相近，2轴振相位角较历史数据变化了近20。相位的稳定性表明弯曲的方向基本不变，2轴振相位角增大角对中状况变差（转子弯曲所致）。查起动后运行近一月的频谱图，除一倍频振动和2轴处的少量二倍频振动成分外，无其它振动频率成分。少量二倍频振动成分的产生，则分析认为是高压弯曲后与中压转子的对中性变差所造成的。中、低压转子各轴承及各轴的振动与历史数据相比基本无变化，反映出故障的发生部位主要是在高压转子。4）分析机组的历史故障及结构特点预测潜在的故障隐患。转子故障的历史记录表明，该机曾发生过高压末三级围带铆接不良造成的围带脱落故障，并且末三级围带具有铆接点较薄弱的结构特点，因此，在转子可能存
35、在热弯曲的情况下进行起动，同时又发生了临界振动过大及转子挠度增大的异常情况，不能排除围带再次受到损伤的可能性。如围带损伤容易造成脱落，可能进一步发生运行中的动静碰摩而使转子严重损伤。综上所述，尽管该机高压转子振动仍在良好范围以内，但从各种参数的综合分析来看，均表明高压转子上已发生了转子弯曲故障。而无论是转子弯曲引起机组过临界振动过大或是存在围带损伤等事故隐患，均对该机组安全运行构成极大的威胁。因此，诊断分析的结论是：该机应立即进行提前大修，解体查明故障并予以消除。解体大修检查情况：5月4日，该机提前转入大修，经揭盖解体检查证实，高压转子前汽封在距调速级180mm处弯曲，中压转子在19级处弯曲，高压汽封、围带、隔板汽封和中压汽封、隔板汽封级围带均又不同程度的摩擦损伤，其中，中压19级近半圈围带前缘已磨坏，为此，高压转子采取直轴、中压转子采取低速动平衡处理，同时对损伤的围带也进行了相应的处理，经大修处理后高压转子振动重新恢复到优秀标准以内。以上的分析是基于频率分析而进行的，实际上诊断故障时应综合考虑各个方面的原因，对于不同的转子支撑类型，所采用的分析方法有差异；对于某一个特定时刻的数据，往往由于不具有代表性而影响诊断的准确性。无论如何，综合分析力、刚度、振动三者之间的关系是诊断故障的基本方法。要善于应用趋势数据进行故障确认。
