发布时间 : 星期一 文章在线振动监测技术与振动故障诊断综合治理的研究更新完毕开始阅读
作者：李海滨
是否有松动部件的决心，并通过这次工作找出松动件后和重新固定性处理。经二次高速动平衡加重，结束3、4瓦振动不稳的问题。
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第二阶段：处理靠背轮平衡度偏差（98年其期间）
1 2 3 4 高中压转子 发电机转子 靠背轮平衡度偏差11丝
（图三）
见（图三）靠背轮瓢偏大是指端面与轴中心线不垂直，当螺丝拧紧后转子会出现晃度。距离靠背轮越远处的晃度越严重，这种晃度在高速下产生激振力，严重时会影响3号瓦轴向振动（出现支承刚度不足现象），损坏轴瓦（1号瓦严重损坏过）和伴随运行时引起油膜振荡无规律性出现，在调试试验中找出运行当中控制和消除油膜振动的治标办法，（启动交流泵陪运，油温控制在30~35℃）才能消除油膜振动的干扰，艰难的维持该机组运行。为了彻底搞清2号机轴系振动的因果关系，提出返厂全面复查，发现靠背轮平衡度偏差11丝，并在厂家进行修正后，返厂后安装开机，一次成功，进入调峰，一切完好，问题才得到解决。
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第三阶段处理靠背轮不同心不对中（99年底~2000年初）
3 4 1 2 高中压转子 发电机转子
靠背轮不同心不对中 （图四）
1999年底更换新转子后，（见上图四）两半个靠背轮止口或连接螺丝的节圆不同心，当靠背轮螺丝拧紧后，两个转子将会产生偏心。当偏心超过一定程度时，将产生油膜振荡。综合前后历史振动情况分析认为，靠波形节与发电机对轮铰孔安装，存在不同心不对中的可能，同时电知上海汽轮机厂来人一同对该处进行复查核实验证。（厂家测得结果）未紧靠背轮螺丝前，圆周0.08mm,幌度0.10mm,发电机端高出0.07mm,左右差0.075mm。处理并调整到技术要求后，紧螺丝测量，又发现中心偏差0.15mm,幌度0.30mm,很显然大大超标，为此厂家派人重新铰孔来调整幌度和中心偏差。对轮螺丝厂家全部更换，处理装复开机，除3号轴向振动为57-87μm外，其它各瓦均在合格内，并顺利完成超速试验（因振动大一直无法做）加入调峰至今没有出现过油膜振荡问题。
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3．81999年#3机2号瓦因冷却水管左侧U型弯头被堵，使机组带不起高负荷的诊断治理（见图六）。
左侧爪冷却水管
转子死点 高中压缸 2号轴承箱 （图六）
从锯下的U型管内看，主要是圩坭形成钙化物坚硬体，#3号机尚未改为凝结水冷却。引起振动分析：当主蒸汽参数增大和使汽缸的膨胀改变，由于轴承座冷却水被堵塞，两端温差不均，造成轴承负荷会改变，导致转子中心发生变化，在该力矩的作用下使2号瓦处，靠背轮冷态下找好的中心在高参数时发生变化，调节作用也会发生变化，从而引发2瓦轴瓦自激振动的发生。
3．9 1999年7月夜班反映5号机5瓦轴向振动突然增大不能带高负荷运行，进入现场测试该处轴向振动值80~100μm，经分析诊断为地脚螺丝松动，当晚通知检修来人处理，及时消除振动，确保机组可以带高荷运行。
2002年9月12日#6号大修后6号瓦振动的诊断，通过测试发现轴心轨迹图反映出该瓦洼窝内
接触不良引起共振问题存在。从频谱图上看有高次倍频信号100~150Hz,高次倍频主要是撞击引共振动。并不同意做平衡方法解决，由于该瓦水平方向振动在70-80μm左右，在较大激振力作用下，轴瓦垫铁与洼窝之间有间隙发生撞击，该问题解决不好，（1）直接影响动平衡的效果。（2）由于瓦洼与垫铁间存在间隙就会产生过大的撞击力，长此下去对瓦有损，而且会使洼窝内支承刚度显著下降。一旦其频率与轴瓦支承刚系统的自振频相符，轴瓦在洼窝内就会发生共振，幅值就会出现周期性变（建意对6瓦轴承座因电蚀严重进行彻底处理）。
9月21日负荷122MW，2、3瓦出现振动问题，原来2瓦垂直56μm∠135，水平43μm∠263。3
瓦垂直65μm∠101，水平87μm∠168。9月23日负荷122MW，2瓦瓦振垂直62μm∠140 ，水平42μm∠269 ， 3瓦瓦振振动垂直113μm∠138，水平93μm∠170，轴向127μm 。从采集到数据分析和频谱图，轴心轨迹图，振动趋势图反映出轴振、瓦振出现波浪形爬升、相位变化特点：诊断为局部有碰磨和3号处存在钢度不足的特征，提出从下面：（1）重点对油档，轴封进行检查，是否与大轴碰磨的地方。（2）对3、4瓦轴承箱与台板连接钢度不足进行查实。结果发现2瓦处因这次大修更换新型软质材料的油档，间隙调整不当在高负荷时和大轴出现接触性磨擦，使2瓦处转子局部弯曲，产生质量不平衡，激发起轴振、瓦振增大，引起振动。其次对3、4号轴承箱钢度检查中发现，箱体与台板连接螺栓松动，
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连接钢度不足，引起共振。对此作油挡间隙调整，连接螺栓打紧处理后，10月4日止#6机开机试验，2瓦垂直6μm∠166、水平13μm∠266，3瓦垂直20μm∠101、5μm∠135，振动问题得到解决。
3．10滚动轴承质量问题：例如1995年#11号引风机大修后试运中转速741ram /mim时，通频振动115μm，基频振动44μm，幅值发生周期性变化，通过诊断分析认定有故障，要求停机检查，结果是大修中更换的1号滚动轴承，承力内圈裂纹宽约2mm，更换处理后顺利开出（见图七），振动值在17μm以下。 3.11 叶轮轮毂松动问题:1995年9月#12号引风运行中突然振动增大，现场测试振动值为108μm，幅值随动平衡加重位置出现“追随”现象，即转子上试加重量后，按计算求得平衡重量以试加重为起点，难以追上应加重的方位。经分析停机与电除尘检修一起进入风道检查，结果发现叶轮轮毂松动问题（见图七）
滚动轴承 叶轮毂松动 4 3 2 1
马达 润滑油箱体 （图七） 打紧处理后，并取下加重量，启动试验顺利，振动值在20μm以下。没有随机变现象。
3．12 叶轮轮毂设计尺寸不符问题： 2001年7月5号机大修后9号引风机启动试运，当时测量各瓦振动值在20μm以下，但几分钟后发现振动波动很大，幅值从20~90μm随机变化，分析认为是叶轮串动引起，并一同与检修人员商量。停机进行检查，并发现是叶轮宽度不格合，厂家设计尺寸不对（见图七），造成轮毂不能自锁，处理后再次启动一切顺利，查明故障原因从治本入手根除振源。总结多年来对处理旋转机械振动的经验和危害性看主要表现在下面几个方面：
? 因振动大直接影响主机开机，开机后振动大将使转子内应力增大，容易使转子产生裂纹，酿成重
大事故。若车头振动大时，还有可能影响调节系统的正常工作，至使危急保安器误动造成停机事故。
? 支承部件应力增大或不足，引起轴瓦碎裂，辅机滚动轴承损坏，轴承座联接螺丝拉断，基础开裂
等。而支承部件强度的降低又会进一步加剧振动，造成马达出现扫膛现象。更大的故障如引、送、排马达整个翻兜。
? 产品质量问题。包括叶片焊拉质量，滚动轴承质量、烧瓦。
? 由于季节性变化的不同，对油箱油位检查周期也应不同。避免因断油问题，造成滚动轴承先损坏，
从而恶化振动问题的发生。
辅机完善在线监测系统， 锅炉风机是电厂关键设备，其运行可靠性直接关系着电力生产的安全性，
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因而保障其安全运行的意义是显而易见的。通过对锅炉旋转机械的振动监测，得到这类事故发生的规律并对其预报、预防及消除故障提供技术依据。 4、结论
4．1由于机组振动状态最能反映主机的性能水平，主机绝大多故障的出现，一般均能引起振动状态的改变，现代故障诊断是由于实施主动(视情)维修策略和建立监控系统的需要而发展起来的。防止故障的传播和灾难性事故的发生，而其前提条件是具有在线实时可靠检测和诊断故障的能力系统。振动信号是目前旋转机械故障监测中普遍采用的信息，当故障发生时如何从振动信号中的波形、频谱特点获取相关故障信息，如何确保投入设备的有效发挥在故障将要发生或已经发生时得出正确的信息，并为维修决策提供依据，使维修工作目的明确，方法科学，经济合理，须要不断探索，研究与总结。
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