机组振动

机组振动（精选十篇）

机组振动 篇1

振动超过一定限度时, 将对机组本身, 基础及厂房带来危害, 它威胁着机组能否正常运转, 影响着机组的使用寿命。为此, 根据机组转速的大小, 结构部位和环保的要求, 规范规定了一些振动标准, 水泵机组各部位振动允许值:立式机组在额定转速≤100r/min时, 带推力轴承支架的垂直振动标准为0.10, 带导轴承支架的水平振动为0.14, 定子铁芯部分机组水平振动为0.04, 卧式机组各部轴承振动为0.16;在额定转速100~250r/min时, 带推力轴承支架的垂直振动标准为0.08, 带导轴承支架的水平振动为0.12, 定子铁芯部分机组水平振动为0.03, 卧式机组各部轴承振动为0.14;在额定转速250~375r/min时, 带推力轴承支架的垂直振动标准为0.07, 带导轴承支架的水平振动为0.10, 定子铁芯部分机组水平振动为0.02, 卧式机组各部轴承振动为0.12;在额定转速375~750r/min时, 带推力轴承支架的垂直振动标准为0.06, 带导轴承支架的水平振动为0.08, 定子铁芯部分机组水平振动为0.02, 卧式机组各部轴承振动为0.10。如超过允许值, 应寻找原因, 消除振源, 使振动降低到允许范围内。

由于转动部件不平衡力的扰动, 使电动机导轴承及机架发生振动, 机架内端的位移值称为振幅, 单位时间振动的次数称为振动频率, 而往复振动的间隙时间, 称振动周期。这些特性, 均可用电测振动仪量出。

通常振动较大的机组, 其摆度也一定较大。振动摆度的大小, 是综合鉴定一台机组安装质量好坏的重要技术指标, 故在一定的安装条件下, 应使机组振动及摆度尽量减小到允许范围内。

根据干扰的不同, 水泵机组产生的振动可分以下三种情况:

一、机械振动

当转子不平衡时, 由于离心力的作用, 使转子不通过推力轴承中心旋转, 因导轴承有一定间隙, 转轴就在这范围内振摆, 由于轴向力不通过推力轴承中心, 就会产生偏心锯, 使推力轴各抗重螺丝承受力不均, 随着转子的旋转, 偏心锯也同样旋转, 使抗重螺丝承受脉动力, 其脉动频率与转速频率相同, 从而使推力轴承各个抗重螺丝产生轴向振动, 转子也就随之振动。当主轴中心不正确, 轴线弯曲, 水泵在偏离设计工况时产生脉动水推力, 转子振摆将更严重, 当其频率与轴向支承的自振频率相同时, 转子振摆更剧烈, 承重支架容易被破坏。

其他如机组轴线曲折而产生倾斜, 导轴承间隙过大且润滑条件不良, 橡胶轴承的橡胶瓦弹性变形过大, 机组部件有碰擦现象等, 都能引起振动。

为了分辨哪个根源是主要的, 应进行转速试验, 即在不同转速下, 测量各导轴承支持机架内端的振幅和频率, 绘制转速与振幅关系曲线, 公式为:

A=f (n2)

式中A—双振幅, mm;

n—转速, r/min。

另外, 还需绘制转速与振动频率关系曲线, 公式为:f=f (n2)

式中f—振动频率, 周/s。

如果振幅随机组转速增高而加大, 且与转速平方成正比, 而振动频率与转速频率又一致, 则振动原因是由转动部件静 (动) 不平衡引起的, 应作静 (动) 平衡试验, 并根据试验结果加配重块处理。

如果机组在 (0.6~1) n转速范围内运行, 振幅一直很大, 改变转速对振幅的影响不大, 而振动频率与转速频率基本一致。其振动原因可能是:轴线曲折, 盘车摆度未调好, 导轴承不同轴, 主轴与固定部件有偏磨现象等, 应重新盘车调摆度未调好, 导轴承不同轴, 主轴与固定部件有偏磨现象等, 应重新盘车调摆度与调中心。

例如:我处暗渠泵站在2007年5月17日, 因10#机组导轴承磨损过大, 较为严重, 产生了一定的间隙, 使间隙过大, 在转子旋转过程中, 转子在这个范围内产生了振动, 使转子振摆剧烈, 产生了机械振动的现象。

二、电磁振动

电磁振动的主要是由转子绕组短路, 空气间隙不匀, 磁极次序错误等造成的, 它们的直接后果是使磁路不对称, 因而造成磁拉力不平衡。

检查时应作励磁试验, 即在额定转速下给转子磁极加励磁电流, 测量并绘制振幅与励磁电流的关系曲线。公式为:

A=f (n)

如振幅随励磁电流的加大而增大, 去掉励磁电流振动使消失, 则磁拉力不平衡是引起机组振动的主要原因。应注意, 磁极线圈短路引起振动的力是以大小相等, 方向相反作用于转子和定子的, 故当定子装得不牢固时, 除转子振动外, 定子也出现振动。

当电动机转子不圆或有摆度时, 将造成空气间隙不均匀, 从而产生单边的磁拉力不平衡, 随着转子的旋转, 将引起空气间隙作用周期性变化, 使单边磁拉力不平衡, 并沿着圆周作周期性移动, 从而引起机组振动。这种振动随励磁电流的加大而增大。

三、水力不平衡振动

当振幅随负荷增减而增减时, 1:1水导轴承处的振幅变化比值, 比上导轴承处的振幅变化来得敏感, 而在调相运行中振幅大幅度下降, 则水力不平衡是引起机组振动的主要原因。应检查水泵过流部分有无局部堵塞现象, 叶轮叶片间隙是否一致, 如果水流失去轴对称, 就会产生一个平衡的横向力作用在叶轮上, 故应作相应的处理。

如果振动仅在某负荷区运行中较大, 避开这负荷区域运行时, 振动明显降低, 则气蚀也是产生振动的主要原因。

如果振动的频率为:

f=2n/60

式中z—叶轮的叶片数;

n—机组转速, r/min。

就会产生间隙气蚀, 使叶轮外壳内壁和叶片外缘部位产生气蚀破坏。

参考文献

[1]《大型泵站机组安装与检修》, 扬州大学高等教材。

水电站防止机组振动超标采取措施 篇2

一、加强水电机组运行区管理

新投产机组、重大技术改造后机组应进行水轮发电机组稳定性试验，对照制造厂资料试验报告应对水轮机运行区并将测试结果报电力调度机构、明确提出机组运行区域。规程制度明确规定机组运行工况范围和运行限制条件，制定避免机组长时间在振动区运行的措施。改善运行条件，避免机组长时间在振动区运行。

二、加强机组振摆装置的在线监测。

三、加强对机组不同工况下水机（包括大轴、顶盖等处）振动、摆度的监测，运行规程明确规定应定期监测、记录和分析的时间。应安装振动、摆度在线监测装置，设定报警值，并结合每年机组C 级以上检修对装置的准确性进行检查校对；运行中发现机组监测数据超过厂家规定值或技术规范要求时，应当立即采取相应措施。

四.修订相关水轮机检修规程，规定水电机组C级以上检修时定期对水轮机的各承水压部件（特别对顶盖、蜗壳进人孔、尾水管进人孔等）的紧固件、预埋件和连接件进行检查，发现异常及时处理。对蜗壳进入门螺栓采用8.8级高强度螺栓，螺母采用8.0级螺母。做好水轮机各部件的检查、分析、处理记录。根据相关规定，定期对水轮机的各承水压部件焊缝和螺栓进行无损检测。

五.水轮机调速系统在失电情况应能自动关闭导叶。

六、采用主阀的机组，在中控室应设置具有事故快速关闭机组主阀的功能；采用快速进水闸门的机组，在快速进水闸门旁设置具有事故快速关闭机组进水闸门的功能，并在检修时进行关闭试验。

七、防止水轮机损坏：避开机组在振动区长期运行，结合设备检修定期检查转轮空蚀、磨损、裂纹情况；检查泄水锥紧固螺栓、焊缝情况；检查补气装置、真空破坏阀完好情况；检查尾水管是否有淘空、汽蚀及裂纹现象；若有异常，及时采取措分析处理。

八、防止水淹水车室.1.主轴工作密封、检修密封检查，运行中各工况下无大量漏水，结合设备修试检查密封件磨损、老化应正常，转动部件固定可靠，否则应采取措施处理。

2.顶盖各结合面、导叶轴套，顶盖补气阀等各部无漏水，固定螺栓齐全、紧固良好。、3.定期检查双连臂、拐臂、剪断销、分半键等导水机构各部无松脱、剪断等异常情况，各固定螺栓齐全、完整。

4.顶盖排水正常，定期清扫顶盖淤泥；若采用排水泵排水应能正常投入，并配备备用水泵，顶盖上应设置监视水位控制和信号装置，并结合修试定期试验正常。

九、防止机组引水管路系统事故

1.调保计算满足机组各种运行工况要求，否则应采取相关措施。2.压力钢管首次安全检测应在钢管运行后5～10年内进行。以后每隔10～15年进行一次中期检测。钢管运行满40年，必须进行折旧期满安全检测，并确定钢管是否可以继续运行和必须采取的加固措施。

输油泵机组振动超标原因及解决措施 篇3

关键词：输油泵;振动超标;检测设备;原因;解决措施

中图分类号： TE974+.1            文献标识码： A            文章编号： 1673-1069（2016）30-190-2

0  引言

输油泵是输油作业工作环节中的“心脏设备”，其能否长期稳定安全运行，直接关系到长输管线装置的长久运转，对整个管线装置的运行效率具有很大的经济效益，同时可确保泵站操作人员的人身安全不受影响。在日常工作中发现，输油泵机组虽然整体运行情况良好，但每年都会有因为振动原因造成的停机、维修，这样不仅仅造成大量的人力和物力的经济浪费，同时对人身安全及整个长输装置存在很大的安全隐患，因此，很有必要进一步对输油泵机组振动的原因进行分析与研究。

1  输油泵机组振动超标原因的理论分析

1.1 设计制造

设计欠佳引起的泵机组振动是泵生产厂家不容忽视的重要因素。一般包括泵轴设计的刚性不够，将导致临界转速下降或者造成轴弯曲，在运行过程中产生主频的振动;叶轮水力设计考虑不周全，叶轮进口冲角、进口面积、出口角、包角，进出口面积比等方面的设计都会造成水力的损失或者冲击，从而使叶轮在湿态环境下运转时产生低于主频的振动;泵体喉部面积与理论流量设计不匹配，会造成液体流速过快或者脱流，都会产生流体的脉冲式冲击，引起机组的振动;动静配合间隙设计得过小、过大或两侧不对称，都会造成内部介质压力的不稳定，引起机组的振动。但在泵站实际运行中产生的振动，设计制造原因占的比例应该很小，因为只要是可靠的泵厂家在泵机组出厂时都会经过一系列严格的检测与测试，因为保证产品出厂的合格率是国家标准和产品生产许可证认证的基本要求。

1.2 施工安装

施工单位未按设计部门或者泵厂家的技术要求施工操作是引起输油泵机组振动的重要原因之一。泵机组安装时起吊过程中造成底座的变形弯曲、二次灌浆前基础平面未找平、灌浆过程中未采用标准垫铁、联轴器找正未达到同轴度要求、双吸泵进口管路水平安装、进出口管路安装应力过大、基础固定螺栓松动等原因都会不同程度上引起输油泵运行过程中的振动。

1.3 日常操作与维护

无法保证进口压力造成进口汽蚀，会引起噪音和振动，严重的会引起泵机组与管路的共振;偏离优先工作区运行，叶轮出口液流角发生变化，会造成对泵体或导叶的冲击，产生振动。同时由于径向力的加大，如果长期偏离运行，会引起零部件的磨损，甚至轴承的损坏，引起很大的泵机组振动;对于输送黏度大的介质（庆油），未进行充分的伴热就启动泵机组，使泵机组受热不均匀，同时内部阻力严重增加，同时造成轴系的变形和吸入不足，引起泵机组强烈的振动;轴承箱润滑油脂差，未定期换油或者未使用正确牌号的润滑油，机组运行中轴承无法形成良好油膜，导致轴承产生低频的油润滑震荡。

2  振动超标原因分析采用的方法

2.1 日常记录，横纵向对比，判断振动是否为设备固有问题还是瞬间不稳定因素

横向对比即对同一泵站相同结构、相同参数的输油泵每天的运行记录数据进行对比，或者与以往同结构、同参数的输油泵在一定时期内（例如试车运行一个月时间）的运行记录进行对比。通过横向对比可以对比出同结构、同参数的输油泵是否存在振动问题;纵向对比即对同一台输油泵每天的运行记录或者每月的运行记录进行对比，通过纵向对比可以判断输油泵在运行期间振动的趋势，从而判断输油泵是否存在相关的运行问题。在横纵对比的基础上，横纵对比本身是有交集的，整体的每个纵向对比又可以形成横向对比，所以振动数据的横纵对比是最直观、最方便的判别输油泵运行是否存在问题的方法之一。

2.2 现场振动频率分析装置

对振动进行扫频，对各振动频率进行采集分析，判断引起振动的主要原因。故障特征见表1。

①针对设计上引起的振动超标，需要我们在每个项目开始的时候，对输油泵厂家的设计和制造进行监造，对输油泵叶轮和泵体的水力计算、轴和泵座强度计算的设计，转子动平衡检测，出厂性能试验和机械运转试验的重要制造和检测环节进行严格和专业监督与控制。

②现场施工单位在输油泵起初的安装过程中要严格按照设计院及输油泵生产厂家的技术要求和规范去执行，仔细认真的落实每一个技术要求细节。

③各泵站巡检和检修人员要严格按照操作规程认真仔细的排查巡检，及时发现相关问题和记录问题的细节，不能忽视任何异常现象。同时要严格按照要求，定期更换轴承润滑油，保证轴承具有良好的润滑条件。

④运行单位一定要在输油泵优先工作区内进行输量工艺的操作，最好不要让输油泵机组长期偏离优先工作区工作，长期偏离优先工作区运行，泵机组振动情况和整体的使用寿命肯定会受到一定的影响。

⑤在输油泵机组发生异常振动后，一定要及时进行诊断和确认问题原因，不能忽视。同时在任何振动问题解决后，建立详细情况的档案记录，为下次检修和泵振动情况分析打下一定的基础。最终不断的记录总结，形成更能指导实际工作的方法理论。

3  实际案例分析

①新港站KDY790输油泵，曾出现径向振动大，分析为滑动轴承上间隙超差，下部接触点少原因造成，或同轴度超差。经现场处理，刮削下瓦接触点，调整上瓦与泵轴间隙，调整上瓦与瓦盖的球面间隙，最终使泵振动恢复正常水平。

②熊岳输油站采用德国ZM型梯森泵，曾出现径向振动大，此泵采用滚动轴承，分析原因为泵机组同轴度超差。通过调整泵机组同轴度，使泵振动恢复正常水平。

③新港站KDY790输油泵，曾出现振动大情况，经泵机组同轴度及滑动轴承间隙调整，振动情况仍未得到缓解。为彻底解决问题，组织对泵解体检查，发现泵转子有气蚀现场，委托厂家对泵转子进行动平衡测试，采用去除法调整，最终解决问题，泵机组振动恢复正常。

4  结论

总体看来，输油泵机组振动超标的原因极其复杂，影响因素众多，有时可能不是单一的因素存在，因此想要深入的了解和掌握对实际输油泵运行过程中振动原因的判定和解决，需要我们在日常检查过程中详细记录运行情况，不断总结和交流经验，最终形成指导实践工作的理论依据，对长输管路装置整体的经济运行、安全可靠运行是具有十分重要的意义。

参 考 文 献

[1] 韩荣，赵宗彬，惠恒雷，徐展.炼油厂离心泵振动状态监测及故障诊断技术研究进展[J].石油化工设备，2011.

[2] 田志刚.离心泵振动的原因及预防[J].石油化工设备，2010.

[3] 赵鹏.离心泵振动故障诊断方法研究及系统实现[J].华北电力大学，2011.

[4] 刘红云，卢捍卫.离心泵振动原因分析和解决方案[J].炼油技术与工程，2009（06）.

[5] 王煜，陈淑英.多级离心泵振动原因分析及解决办法[J].大氮肥，2006（02）.

[6] 吉天锡.试论离心泵振动的原因及其防范措施[J].化工设计通讯，2002.

[7] 陈程.离心泵振动特性有限元分析及试验研究[J].武汉理工大学，2012.

[8] 淮慧海，朱晓辉.水泵振动原因及对策[J].机械工程及自动化，2004.

[9] 罗智，杨春花.离心输油泵振动分析及减振措施[J].中国油气储运技术交流大会.

氮压机组振动原因分析 篇4

根据S8000在线系统, 2012年4月7日夜间乙烯二空分1#氮压机三级转子振动联锁停机。从振动趋势图 (图1) 中可以看出, 停机前5min一组振动数据的三级X、Y振动幅值均不超过12μm, 远低于报警值25μm和停机值30μm。

从振动趋势图 (图2) 中可以看出, 停机前5min机组3Y测点振动幅值就触及报警值, 3X、3Y振动幅值为20.7μm和24.7μm, 之后仅过了8s左右, 机组就联锁停机了。

在机组停机过程中振动值继续上升, 三级X幅值最大达到360μm, 三级Y幅值最大达到340μm, 分析认为这是机组过临界转速的现象。

二、机组解体检查

1#氮压机是三级压缩的离心式压缩机, 其中一级转子转速16 842r/min, 二级转子转速24 000r/min, 三级转子转速33 000r/min。其他设备工艺情况见表1。

机组的三级转子及对应的三级换热器解体后发现:三级转子的轴颈与轴瓦有碰磨;三级转子的叶轮与导流筒有碰磨;转子与密封有碰磨。

三、振动原因分析

1. 碰磨特征

一般情况下, 如机组存在碰磨振动信号, 特征如下。

(1) 振动波形中有削波现象。

(2) 振动频谱图中, 除转子工频外, 还存在非常丰富的高次谐波, 碰磨严重时还会出现一系列的分数谐波。

(3) 轴心轨迹出现反进动一定是发生了碰磨, 但发生碰磨时轴心轨迹不一定会出现反进动, 只有比较严重的碰磨才会出现反进动。

实际情况是, 在联锁停机前三级转子对应测点3X、3Y振动波形没有出现削波现象。振动频谱图中也没有很多高次谐波和分数谐波。轴心轨迹也没有出现反进动。只是在联锁停机过程中, 过临界转速时由于振动较大出现了严重的碰磨, 这时三级转子的轴心轨迹出现了反进动。

2. 联锁停机前振动信号的特征

(1) 三级转子振动出现较大的波动 (图3) 。

(2) 1倍频幅值波动是三级转子振动波动的主因 (图4) 。

(3) 三级转子1倍频振幅的持续性增大导致机组联锁停机。

3. 机组振动联锁停机原因分析

根据S8000在线系统监测的数据, 以及机组解体检查的情况, 分析认为机组振动联锁停机的原因是:1#氮压机三级转子轴颈与轴瓦长期润滑不良, 导致其转子轴颈与轴瓦发生碰磨, 但是, 由于碰磨轻微, 其振动特征没有反映出来。但随着热量的积聚, 最终导致三级转子发生了热弯曲, 其振动特征表现为1倍频振动幅值的持续性增大, 并由此导致机组联锁停机。在联锁停机过程中, 由于不能及时降负荷, 过临界转速时发生了较大的振动, 导致了叶轮与导流筒、转子与密封发生较大的碰磨, 其振动特征是三级转子的轴心轨迹由正进动变为反进动。

四、结语

机组振动 篇5

【关键词】振动；异常

1、设备概况

京能（赤峰）能源是装有2×135MW机组的火力发电厂，汽轮机为哈尔滨汽轮机厂生产的CC135/N150-13.24/535/535/0.981/0.294型超高压一次中间再热、单轴、双缸、双抽汽供热、凝汽式汽轮机。4个高调门分为两组，其中1、4号调门为一组，2、3号调门为一组。DEH为上海新华公司的XDPS-400E+分散控制系统（DCS）。本次改变汽轮机高压调门进汽顺序逻辑组态就是利用XDPS控制系统进行的。

2、机组振动情况分析

振动一般分为摩擦振动（其主要特点：一是振动信号的主频仍为工频，但由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会出现少量分频、倍频和高频分量；二是振动的幅值和相位都具有波动现象，且持续时间较长；三是降速过临界时的振动较正常升速时大，停机静止后大轴偏心明显增大）；转子热变形引起异常振动（其主要特点：一倍振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，同时伴随相位变化，都会产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力）汽流激振（其主要特点：一是有较大量值的低频分量；二是振动的增大受运行参数的影响明显，如负荷、汽压等，且增大应该呈突发性。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体流动冲击而发生汽流激振）2010年期间#2机组负荷在80-100MW间运行时一瓦轴振经常异常升高，经多次查找历史曲线，依据异常振动特征，结合对本机组设备安装检修与运行参数的分析，造成一瓦振动波动大的原因，可能有以下几点：一是轴系对中与转子平衡不良；二是存在汽流扰动作用力的影响；三是轴承的负荷分配与转子扬度有待改进；四是主油泵齿形联轴器松动。经长时间运行调整发现#2机一瓦轴振异常波动只发生在80-100 MW负荷之间，而在此区间外机组各参数均正常。正常运行时一瓦轴振X40um、Y42um，异常波动后X/Y均突然上升至110-130um，其他轴瓦振动无明显变化。我厂高调门GV1、GV2对应调节级下缸进汽，GV3、GV4对应调节级上缸进汽DEH由单阀控制切换为多阀控制时，高压调节阀的原设计开启顺序为GV1+GV2→GV3→GV4，即GV1、GV2和GV3同时开启，然后是GV4最后开启。关闭顺序与此相反。

这样当低负荷、主汽压力较高，尤其是多阀控制时，就会造成高压缸下缸进汽多，上缸进汽少，当圆周进汽不均或存在较大的扰流，就可能会改变一瓦受力，使机组一瓦X/Y振动异常波动。经分析其振动特性与上述的“汽流激振”特性相似（振动的增大受运行参数的影响明显，如负荷、汽压等，且增大呈突發性。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体流动冲击而发生汽流激振）。通过改变负荷，或进汽方式，可以降低振动水平。

综上所述，经运行人员请示，有关领导研究决定：当一瓦振动异常波动时，我们将多阀控制方式切换为单阀控制方式。或请示调度，将负荷避开80-100MW区间。一瓦轴振果然恢复至正常值，效果非常明显。这就更加确认了一瓦异常振动与高调门及调节级配汽有关，即汽流激振。

3、方案制定

3.1避免机组在80-100MW负荷运行。此方案不可能长时间实施，不可取。3.2异常振动时将多阀控制切至单阀控制。此方案会降低机组经济性，且频繁切换单/多阀控制对机组安全运行不利，不提倡。3.3将#2、#3高调门所对应导管对调，使高压缸调节级均匀进汽，消除汽流激振。此方案必须停机处理，且工期长、工作量大，短期内无法实现。3.4 DEH在线组态：将原开启顺序GV1+GV2→GV3→GV4改为GV1+GV3→GV2→GV4.此方案可以不停机排除故障，风险是调门控制逻辑复杂，防止保护误动作造成跳机。

4、故障排除

经研究决定实施“在线组态”方案，具体实施方案及注意事项如下：

4.1负荷稳定在110MW，解除协调，解除一次调频、投入功率回路控制，主要参数正常；汽轮机背压稳定；4.2 DEH为单阀控制，所有阀门指令、行程及反馈正常，无卡涩现象；4.3切换前，维持稳定运行时间不少于30分钟；4.4切换过程需记录机组负荷、各高调门阀位等重要参数；4.5附汽轮机单＼顺阀流量曲线图；确认ETS主保护投入。

实施过程中安全、技术措施：

1）在切换过程中不得进行任何有影响机组工况的操作，密切监视一瓦振动、温度等变化；2）机组振动发生异常时应立即切回至原方式运行，查明并消除原因后经允许再次向“顺序阀”控制方式切换；3）切换时如出现任一高调门卡涩、大幅摆动则强行将阀门置于单阀方式，以减小负荷扰动； 4）切换过程中，如机组主要参数超限，按运行规程处理。经充分准备工作后，热工人员开始在工程师站进行“在线组态”，即将4个高调门开启顺序改为GV1+GV3→GV2→GV4。经随后的观察试验，各调门控制功能正常，控制方式由“单阀控制”切换为“多阀控制”后机组运行稳定。将负荷降至100-80MW后运行稳定，一瓦振动恢复正常，无异常波动现象。至此，#2机组在线组态DEH调门开启逻辑成功。

5、结束语

汽轮机异常振动是运行过程中不可避免的故障，同时也是较为常见的故障。在进行此类故障排除时，不能急于拆解机组，首先要根据故障特征进行故障分析，确定故障原因，针对本机组制定最佳最有效的方案。京能（赤峰）热电针对#2机一瓦异常振动情况的分析，经在线组态DEH逻辑改变高调门开启顺序，减小汽流扰动作用力的影响，改善了机组振动情况，提高了机组的安全性、经济性，取得了较好的经济效益和良好的社会效益。

参考文献

[1]潘宏刚，易东来等.汽轮机叶轮振动实验装置研发[J].沈阳工程学院学报，2013-10：314～316.

汽轮机组异常振动诊断与处理 篇6

对于旋转机械而言, 振动超标是最常见的故障, 引起转子振动大的原因却各有不同。大型机组除了常见的转子不平衡、不对中、轴弯曲等引起的强迫振动外, 可能还有油膜涡动、振荡引起的自激振动等, 异常振动的原因更复杂, 必须找出真正振动原因才能有效处理。

某厂汽轮机组出现振动大导致无法正常开车故障, 采用S8000大型旋转机械在线状态监测与分析诊断, 对机组各轴振过程和数据进行对比分析, 对现场操作、设备检维修和设备本体等影响因素进行了逐个排查, 最终故障原因确定为机组氧化氮压缩机转子存在原始不平衡。利用S8000的在线动平衡功能, 对轴系进行了现场动平衡校正, 成功地解决了机组无法升速到10 800r/min的问题, 将机组轴振降到30μm以下。

在对转子振动异常的分析和处理中, 遇到许多困难: (1) 转子为挠性转子, 模态多, 振型复杂; (2) 启动费用高, 检维修时间有限, 动平衡次数有限; (3) 校正面有限, 加重面及加重质量和角度受限; (4) 引起基频振动因素很多, 如质量不平衡, 转子不对中, 转子弯曲, 基础松动等。说明实际分析和动平衡过程是比较复杂的, 因此, 要消除质量不平衡引起的转子振动故障, 特别是现场平衡挠性转子的振动, 除了必须的动平衡理论和严格的计算外, 还要根据现场实际情况, 做出针对性的分析, 及时调整方案, 才能在苛刻的条件下, 最大化的减少停机次数, 节约资金和时间并最终解决振动超标问题。

二、存在问题

该汽轮机组由汽轮机、氧化氮压缩机、空气压缩机、尾气汽轮机及减速箱组成。汽轮机型号NK32/36/32, 功率3515k W;氧化氮压缩机型号R45-3, 为3级离心式压缩机;空气压缩机为14级动、静叶可调轴流式压缩机;尾气汽轮机为第1级静叶可调式4级轴流式结构, 机组的布置见图1。

该机组从2011年12月23日开车以来, 氧化氮压缩机进气端6201X振动值趋势较为平稳, 不超过50μm。直到2012年5月份, 在汽轮机和压缩机8个径向测点中, 有3个测点振动偏大。汽轮机进气6401X振幅43μm、氧化氮压缩机排气6202X振幅44μm和进气6201X振幅54μm, Y测点振幅均不超过30μm, 氧化氮压缩机进气端6201X振幅最大。ISO 10816—4规定, 50MW以下大型压缩机长期工作振动区域应为23~57μm之间。氧化氮压缩机汽轮机功率为3.5MW, 轴振持续大于50μm且呈逐渐上升趋势, 如果长期运行, 可能会导致开机过程振动过大自锁而无法开车。

2012年8月6日上午11:00机组开车, 12:35当转速升至7754r/nim时, NO压缩机转子产生剧烈振动, 进气端6201X振幅达到77μm, 6201Y振幅达到70μm (高报为70μm, 高高报为80μm) , 排气端6202X和6202Y振幅均为20μm, 机组振动超标导致报警联锁停机。

三、振动分析与诊断

1. 振动波形频谱图分析

从氧化氮压缩机进气端6201X测点的振动波形看 (图2) , 波形为正弦波, 波峰平齐无畸变。同样, 排气端波形也是正弦波。

频谱图3中进气端测点1×占主导, 为52.2μm, 占通频的95%;排气端通频值为44.9μm, 1×振幅为44.2μm, 占98%。两测点1×振幅均超过同频80%以上。说明转子可能存在不平衡故障、轴弯曲或者基础松动。

2. 轴心轨迹分析

氧化氮压缩机进气端轴心轨迹呈现椭圆形 (图4) , 转子进动方向为正进动。同理, 通过对排气端轴心轨迹分析, 发现轴心轨迹同样为椭圆形, 说明转子很可能存在动不平衡故障。

3. 多值棒图分析

多值棒图中氧化氮压缩机排气端6202X残余量较大, 为6g, 进气端为5g。汽轮机、轴流压缩机和尾气汽轮机各测点残余量正常, 除氧化氮压缩机通频和1×幅值较高外, 其他测点幅值正常。

4. 综合分析

(1) 6201X和6202X探头Gap电压分别为8.2m V和9m V, 同前几个月比较无变化, 说明仪表探头正常。

(2) 波德图中升速曲线和降速曲线基本重合, 说明转子无热弯曲现象, 询问操作工得知开机前会电动盘车20nim左右, 转速保持在90r/nim。

(3) 波德图中1000r/nim以下4个探头位移值为3~5μm, 横向比较基本无偏差, 说明转子无机械偏差和物理偏差。

综上所述, 氧化氮压缩机仪表探头正常, 转子振动大的原因为转子很可能存在渐发型或原始动平衡故障。建议对压缩机进行拆检, 检查转子上零部件有无脱落、叶片和转子有无腐蚀、轴瓦有无磨损等情况。

5. 诊断结果验证

8月26日, 停机后对机组进行了解检, 通过对氧化氮压缩机解检发现, 叶轮及转子为不锈钢材料, 叶轮上存在不均匀结垢, 且流道存在不同程度的腐蚀剥落, 可能为氧化氮冲刷腐蚀造成。其他零部件完好, 上下轴瓦无磨损, 各间隙正常。用百分表测量圆跳动, 跳动最大值为0.01mm, 转子无弯曲, 激光对中仪复查中心, 端面偏差最大0.01mm, 外圆最大偏差为0.05mm, 对中良好, 和上述诊断结果一致。转子振动大的原因为转子存在原始不平衡或由于结垢造成的渐发性不平衡。加上流道的剥落冲刷, 可能会对转子运行存在一定的影响。建议对转子积垢进行清理, 然后重新开机, 若振动还是偏大, 说明转子振动主要原因为转子存在原始不平衡。8月27日, 检修人员清理掉转子上的积垢后, 重新开机发现异常振动依旧存在。因此, 可以断定转子振动大的主要原因为转子存在原始不平衡。

四、解决措施

1. 现场单面动平衡

因转子无备用件, 且开工时间紧, 于是决定对氧化氮压缩机做现场动平衡。氧化氮压缩机转子工作转速为10 800r/nim, 其理论1阶临界转速为6100r/nim, 该转子为挠性转子。结合实际情况开车转速不能超过7700r/nim, 很可能是高速转动下挠曲度引起转子振型改变造成的, 因此, 可做低速动平衡以平衡1阶振型, 再逐步平衡2阶振型。实践表明, 这对冲到10 800r/nim和平衡终极转速下的振动都是有意义的。

经过现场观察, 氧化氮压缩机无法在跨内加重, 压缩机排气端对轮靠减速箱太近, 风险较大, 不便于加重, 因此, 加重面定为进气端对轮面, 且对轮上有24个M10的加重孔, 配重角度分布均匀, 便于加重和拆卸。8月28日对氧化氮压缩机进气端联轴器上进行了加重。

根据经验公式求得试重质量5.2g, 角度280°。

第1次配重9g, 170°, 第2次调整配重为4g, 160°。经过调整配重, 机组转速从7 700r/nim提高到10 500r/nim并最终达到10800r/nim.通过对进气端对轮160°加4g, 机组达到10 800r/nim后, 氧化氮压缩机轴振x方向分别为59μm和55μm, 机组投入运行。

从第一次配重后开机, 可以发现进气端振幅大幅下降, 但排气端振幅明显上升, 幅度超过20%, 这说明平衡方向是正确的。此次配重消除了进气端振动, 但是随着转子转速提高, 转子振型发生了改变, 低速下的配重已平衡不了高速运动下的转子, 其振动增大的根本原因就在于, 对挠性转子而言, 低速下的单面配重只能使轴承合力为零, 却不能平衡转速升高带来的弯矩, 转速提高后会施加一个附加的离心力, 从而导致剧烈振动。

此次单面动平衡让转子工作转速从7 700r/nim提高到10 800r/nim, 且将进排气测点振动值拉平, 使得机组可以投入运行, 同时, 得到了终极转速下氧化氮压缩机进排气各个测点的振动值, 这些数据可以作为终极转速下的原始振动值, 为以后的动平衡提供更精确的数据。

2. 现场双面动平衡

设氧化氮压缩机进排气端对轮分别为A、B面。 (1) 将10800r/nim时A面和B面振动幅值和相位数据作为原始振动值; (2) 通过试重公式计算出A、B面需加试重质量分别为1.6g、2.5g。经过计算试重质量偏小, 如果经过试重后的转子振幅未超过20%或相位改变低于30°, 则试重是不成功的, 起不到试重效果, 反之太大, 则会引起升速困难。因此, 灵敏系数取最大值, 则A面2g, B面2.5g; (3) 在A面加试重2g, 相位210°, 因考虑到A面加试重后振幅变化为21%, 而B面对轮比A面对轮直径小39%, 因此, 决定在B面多加试重40%, 即B面加3.5g, 经计算得出A、B面各自配重质量和相位。 (4) 两次试重结束后, 在A面加配重4g, 相位150°;B面加配重17g, 相位285°。启动, 升速至10 800r/nim。8月30日16:42启机, 19:00达到10 800r/nim后运行正常。

双面动平衡后, 氧化氮压缩机进气端振动为36μm和30μm;排气端两测点振动均为15μm。平均振动为24μm, 较之双面平衡前振动降低60%。经过长期运行和加载运行后, 氧化氮压缩机轴振最低水平可保持在28μm左右。

参考文献

电厂汽轮机组异常振动与排除 篇7

1 汽轮机组常见异常震动的分析与排除

汽轮机组在正常运行时, 每当引发生异常振动时, 可以从汽流激振、转子热变形、摩擦振动等三个方面进行检查。在大多数的异常振动中都是由于这三个方面的原因引志的, 因此对这三个方面可以进行详细的分析, 从而查出引起汽轮机振动的原因。

1.1 汽流激振现象与故障排除

汽流激振有两个主要特征:一是应该出现较大量值的低频分量;二是振动的增大受运行参数的影响明显, 如负荷, 且增大应该呈突发性。其原因主要是由于叶片受不均衡的气体流冲击就会发生汽流激振;对于大型机组, 由于末级较长, 气体在叶片膨胀末端产生流道紊乱也可能发生汽流激振现象;轴封也可能发生汽流激振现象。对汽轮机汽流激振的故障进行分析需要较多的时间才能观察到, 因为要对每次振动的数据进行分析, 做出成组的曲线, 从而观察曲线变化的趋势, 从而寻求出科学的解决方案。对于汽流激振故障的处理可以通过改变升降负荷速率或是在不同负荷时调整汽轮机的高压调速汽门来消除气流故障。简单的说就是确定机组产生汽流激振的工作状态, 采用减低负荷变化率和避开产生汽流激振的负荷范围的方式来避免汽流激振的产生。

1.2 转子热变形导致的机组异常振动特征、原因及排除

在汽轮组冷启动完成定速后带负荷的阶段, 一倍频振幅会有所增加, 转子的温度会上升, 同时蒸汽的参数也会发生变化, 转子内温度的升高会使材质内的应力进行释放, 同时一倍频振动增大, 此时相位也会有所变化, 从而导致转子在应力作用下发生热变形, 从而导致机组产生异常振动, 威胁机组的运行安全。转子的弯曲故障发生时, 有永久性和临时性之分, 但二者的故障机理是相同的, 所产生的旋转矢量激振力都是一样的, 这点与转子质量的偏心相类似, 但有一点是不同的, 就是轴弯曲时会两端产生锥形运动, 同时还有较大的工频振动发生, 这点是与转子质量偏心相区别的。另外, 转轴弯曲时, 由于弯曲产生的弹力和转子不平衡所产生的离心力相位不同, 两者之间相互作用会有所抵消, 转轴的振幅在某个转速下会有所减小, 即在某个转速上, 转轴的振幅会产生一个“凹谷“, 这点与不平衡转子动力特性有所不同。当弯曲的作用小于不平衡量时, 振幅的减少发生在临界转速以下;当弯曲作用大于不平衡量时, 振幅的减少就发生在临界转速以上。针对转子热变形的故障处理就是更换新的转子以减低机组异常振动。没有了振动力的产生机组也就不会出现异常振动。

1.3 摩擦振动的特征、原因与排除摩擦振动的特征:

一是转子的热弯曲所产生的不平衡力不会影响振动信号的主频信号, 但由于部分冲击力和非线性因数的影响, 会有分频、倍频和高频分量的少量产生, 同时波形有时也会有“削顶”现象。

二是发生摩擦时, 振动的幅值和相位都具有波动特性, 波动持续时间可能比较长。摩擦严重时, 幅值和相位不再波动, 振幅会急剧增大。

三是降速过临界时的振动一般较正常升速时大, 停机后转子静止时, 测量大轴的晃度比原始值明显增加。

汽轮机的转子在运转过程中会因摩擦而产生抖动、涡动等情况, 转子在运转过程中其周围各点的摩擦程度是不一样的, 试探程度大的部位其因摩擦所产生的热量就多, 因此重摩擦部位的温度较其他部位就会高很多, 这样在转子的截面上就会因温度不均匀而造成局部过热部位发生热弯曲, 转子局部的弯曲会产生一个不平衡力, 从而引起振动的发生。

2 关于汽轮机异常振动故障原因查询步骤的分析

汽轮机运行中其瓦盖和轴承会发生异常的振动变化, 引起这种异常振动的原因较多, 在查找时需要根据引起振动的不同原因进行来源的查找, 通常在查找时应注意以下几个要素:振动的频率是1X, 2X, 1/2X等。振动的相位是否有变化及相邻轴承相位的关系。振动的稳定性如何 (指随转速、负荷、温度、励磁电流、时间、等的变化是否变化) 。例如汽轮机转子质量不平衡会有下列现象:升速时振动与转速的二次方成正比, 转速高振动大。特别过临界时振动比以往大得多。振动的频率主要是1X。振动的相位一般不变化及相邻轴承相位出现同相或反相。振动的稳定性好 (在振动没有引起磨擦的情况下) , 且重复性好。根据振动特征与日常检测维修记录多方面分析, 找出故障原因最终排除。另外对于一些原本设计上有通病的机组, 要做好心理准备并牢记其故障点, 一旦出现情况首先要检查设计缺陷部件。

结语

在电厂的正常运行中, 汽轮机发生异常振动故障是较为常见的, 很难避免, 因此对于此类故障的发生, 需要进行详细的观察和分析, 对于能不拆解机组的尽量避免拆解, 可以根据故障点的维修记录来确认故障的运行状态, 对于确定的故障内零部件是新更换过的, 需要对故障点进行重新的确认, 因为新更换的零件在短期内发生故障的机率要小得多, 因此在对汽轮机出现异常振动的原因进行分析时要格外的认真, 确保故障点判断的准确性, 避免误拆的可能。从而保证故障的有效排除, 保证机组的稳定运行, 为人们供应高质量的电力。

参考文献

[1]赵瑞林.关于发电机组异常震动的分析[J].工业科技, 2005.

[2]陈有利.发电机组常见故障检测与排除[J].电力信息, 2005.

[3]艾欣芳.发电机组检修技术手册[J].机械研究与分析, 2006.

[4]王东炎.发电机组异常振动排除[J].机械工业, 2007.

汽轮机组振动过大问题探析 篇8

汽轮机组在运行中振动过大, 可能造成以下危害。

1. 若剧烈振动发生在机头, 有可能直接导致危急保安器动作, 引起停机事故。

2. 致使汽轮机内部产生动静摩擦。

严重的振动还会使汽轮机内部的动静叶片相对距离发生偏移, 致使高低压缸端部轴封发生不正常磨损。

3. 滑销受损。

过大的振动会使汽轮机的滑销系统严重磨损, 滑销系统过度磨损又会直接影响到机组的正常热力膨胀与收缩, 从而引起更严重的事故。

4. 过大的振动会造成某些螺丝钉松脱、断裂, 引起汽轮机固定基础松动, 甚至造成机组彻底报废。

5. 对于水冷发电机来说, 振动过于剧烈会引起发电机冷却水管断裂或脱口, 发生冷却水大量泄漏。

6. 异常振动会使大轴发生弯曲, 甚至会使发动机滑环和电刷磨损加剧、静子槽楔松动、绝缘磨损等, 造成发电机或励磁机事故。

7. 长期的振动会使汽轮机转动部件发生疲劳磨损, 降低转动部件的耐疲劳强度。

8. 激烈的振动会使调速系统工作不稳定, 引起调速系统失常。

9. 长期的超限振动会对运行人员的身体造成危害。

二、产生汽轮机组振动过大问题的原因

汽轮机组在启动和运行中产生振动是比较普遍的现象。引起汽轮发电机组振动过大的原因很多, 但都主要与汽轮机的设计、制造、安装、检修和运行管理的水平息息相关。就运行管理方面来说, 主要有以下两方面的原因。

1. 机组在运行中产生大轴 (汽轮机与发动机轴系) 的中心偏移, 引起振动过大。

(1) 机组启动时, 如果暖机时间不充分, 引起高低压缸受热膨胀不均匀, 或者滑销系统卡涩, 使汽缸不能自由膨胀, 均会使汽缸相对转子发生歪斜, 使机组产生不正常的偏移, 引起振动超限。另外, 暖机时间不充分还会引起差胀超限, 产生动静摩擦, 加剧振动。

(2) 机组在运行中若真空出现非正常的极速下降, 将使排汽温度升高, 低压缸和转子膨胀不均, 后轴承向上抬升, 进而破坏机组的动平衡中心, 引起轴系振动超限。

(3) 靠背轮安装不正确。由于汽轮机的转子轴系是一个非常复杂的弹性系统, 中心找正是一项复杂的工作, 安装时的些许疏忽就会使中心找正工作出现偏差, 机组轴系中心发生偏移, 导致在运行时产生振动, 此种振动往往会随机组负荷的变化而成比例变化。

(4) 机组长期违规在进汽温度超过设计规范的条件下运行。过高或过低的蒸汽参数会使汽轮机的上下缸温差过大, 膨胀收缩不均匀, 极易造成机组轴系中心移位超限, 引起振动超限。

(5) 机组在长期的运行中, 由于没有严格执行运行规程的相关规定, 致使大轴漂偏超限, 引起轴系中心不正。

(6) 汽轮机长期运行引起大轴和轴瓦的过度磨损, 致使轴瓦间隙超限, 也会引起汽轮机轴瓦振动超限。

2. 转子动平衡不均匀也会引起汽轮机组振动过大问题。

(1) 运行中汽轮机叶片折断, 平衡块脱落, 使转子质量不平衡。如发电机转子绕组松动或不平衡等, 均会使转子在运行中产生质量不平衡。转子上出现质量不平衡时, 转子每转一周, 就要受到一次不平衡质量所产生的离心力的冲击, 这种离心力会周期作用, 久而久之就会发生振动超限。

(2) 水冲击而引起振动。当锅炉输送的新蒸汽参数不合格时, 里面混合的不饱和蒸汽中的水珠被裹挟进入汽轮机内, 发生水冲击, 将造成汽轮机转子轴向推力急剧增加, 进而产生剧烈的不平衡扭矩, 使转子产生剧烈的振动。轴向推力过大甚至会烧毁推力瓦块, 破坏结合面。运行中的除氧器满水造成轴封供汽带水, 也会使汽轮机转子断面冷却变形, 发生振动超限。

(3) 发电机内部故障引起振动。如发电机转子与定子之间的空气间隙不均匀造成磁通分布不均 (这类振动的主要特点就是转子的振动会引起钉子的倍频振动) , 发电机转子绕组短路等, 会使发动机内部电磁力不均衡, 这样就会引起发动机转子振动超限影响到轴系的振动超限。

(4) 汽轮机机械安装部件松动而引起振动。汽轮机外部零件如地脚螺丝、基础等在长期的周期作用力下会发生松动, 如果没有及时发现, 松动过于严重, 就会引起机组振动超限。

(5) 由于润滑油压过低或过高, 润滑油温过高或过低, 润滑油量不足或油中带水, 使油膜难以形成, 或者油膜失稳引起油膜振荡, 进而引起汽轮机振动超限。

(6) 汽轮机在运行中负荷过大会使转子和轴瓦的承受刚度超过设计刚度, 致使重心偏移, 使振动超限。

三、对汽轮机组振动过大问题的处理

一些振动在初期可能比较轻微, 但是这种轻微的振动往往会蕴含着突变, 绝对不能掉以轻心。还有一部分振动产生突然, 发展迅猛, 后果也往往十分严重, 此时就应该当机立断地停机, 否则就可能造成机毁人亡。所以在汽轮机组的启动和运行中, 必须对机组的振动进行严密监视, 采取严密的预防和保护措施。初期发生振动时, 应立即检查凝汽器真空、高低压缸差胀、轴向位移、气缸温度变化、主汽参数、润滑油温油压、推力瓦块的温度等参数, 如若异常及时加以调整, 使其恢复正常。如果振动超限, 则应立即拉闸停机, 防止长时间振动对设备造成重大伤害。尽可能多地及时记录下发生振动的第一时间的各种原始数据, 以便事后进行故障分析。停机后一定要等转子温度下降到规定值后方可停止转子转动, 以防转子弯曲变形。处理汽轮机振动问题时, 切记不可操之过急, 应及时组织有关人员全面分析产生振动的原因, 排除原因后方可再次启动。当振动过大而影响整个机组的安全运行时, 就应及时拉闸停机, 待检修完成后方可重新启动汽轮机组。

四、结论

汽轮发电机组振动分析及处理 篇9

大庆石化分公司热电厂5#汽轮发电机组为50MW抽汽凝汽式汽轮机组 (图1) , 型号C50-90/13。该机组于2008年4月28日至2008年10月27日相继发生19次前瓦轴 (1#轴瓦) 振幅值突增, 最大增至X1=211μm、Y1=214μm (轴振动标准:≤80μm为优良, ≤165μm机组报警, ≥300μm机组跳车) 。2008年10月25日, 经检查该机组运行参数历史曲线发现, 机组调峰时, 随着机组负荷的变化, 机组轴振动幅值、轴向位移量均有明显变化。

2. 振动原因分析

1#轴瓦振动特点如下:

(1) 轴振幅值突增都发生于机组调峰及调整负荷、抽汽量调整, 主蒸汽压力及其变化时。

(2) 轴振幅值由小到大再由大到小, 振动幅值的变化时间大约在15～30min。

(3) 每次发生轴振突增的周期不定, 幅值一次比一次大。

从采集的频谱分析, 频谱图中出现7× (C1=350Hz) 主油泵叶轮转频 (图2) 、速度峰值4.49mm/s, 说明机组主油泵出现问题。同时频谱图出现碰摩频率 (图3, C1=12.25Hz、C2=25Hz) , 速度峰值分别为0.064mm/s、0.012mm/s, 说明机组主油泵叶轮口环处发生间歇性碰摩现象。综合上述分析, 造成机组主油泵叶轮口环处发生间歇性碰摩的主要原因是1#轴瓦间隙过大, 当机组运行参数发生变化时, 1#轴瓦的稳定性相应发生变化, 造成机组前轴抖动增大, 从而发生机组主油泵叶轮口环处间歇性碰摩。

3. 采取的措施

2009年1月9日机组停机检修时对1#轴瓦及机组主油部位进行解体检查及测量, 1#轴瓦顶间隙0.65mm (标准为0.45～0.50mm) , 下轴瓦有明显的磨损, 上轴瓦有3条纵向裂纹, 有明显的脱胎现象, 主油泵口环间隙1.2mm (标准为0.06～0.15mm) 。更换1#轴瓦, 顶间隙0.45mm、侧间隙0.50mm;更换主油泵口环, 口环间隙0.10mm。

机组2009年2月26日启机并网发电, 2009年3月6日监测, 1#轴瓦轴振值X1=71μm、Y1=44μm, 机组运行状况良好。

4. 结束语

通过法国 (Movipack) 振动数据采集仪对汽轮机组轴瓦振动信息的采集分析, 针对机组存在的问题及时有效地采取措施, 避免汽轮机组因振动过大, 造成机组各部件损坏的事故发生, 确保汽轮发电机组的安全、平稳、长周期、满负荷运行, 杜绝机组非计划停机给生产造成经济损失。

摘要：针对汽轮机组 (50MW) 长期存在的轴瓦振动问题, 进行故障诊断及频谱分析, 找出振动故障原因, 采取了有效措施, 最终解决了汽轮机组振动问题, 保证了热电厂设备的安全、平稳、长周期、满负荷运行。

机组振动 篇10

一、机械振动定义

机械振动是指系统在某一位置（通常是静平衡位置）附近所作的往复运动。振动的专业术语比较多，这里只介绍两个重要术语：振幅、振动频率。振幅——振动体距平衡位置的最大位移。显然振幅越大，则振动越大，反之，则振动越小。振动频率——单位时间内完成的运动数。振动频率越大，则振动越剧烈。

振动可分为自由振动和受迫振动：系统受一个初始扰动后任其自身振动称为自由振动；系统在外力作用下（通常是重复性的力）所作的振动称为受迫振动。船上柴油机发电机组在运转时产生的振动都是受迫振动。

二、旋转机械振动的标准

我国是参照国际标准化组织《ISO1086-2:1996》制定旋转机械振动烈度评价标准的。分为A、B、C、D四个区域，它们的分界线是根据以下公式得出：区域边界A/BSpp=4800/；区域边界B/CSpp=9000/；区域边界C/DSpp=13200/ ，如图1和表1所示。

三、旋转机械振动的原因及其危害

1.旋转机械振动产生的原因

（1）连接刚度不足机组基座单薄，支撑强度不够；基座与机座之间垫片连接不好，螺丝松动；机座结构刚度不足。

（2）机械本身存在缺陷由于长期使用，缺乏保养，运动副的间隙过大；运动件损坏，产生不平衡质量，运动时产生不平衡力。

（3）联轴节缺陷齿轮式联轴器长时间运行，齿轮因磨损产生齿厚和齿隙不均，齿面接触不良；弹性柱销联轴器长时间运行，弹性胶老化、变形、磨损脱落，联接胶座孔磨损变形，联接螺丝疲劳折断。刚性联轴器平面跳动大，端面与轴中心不垂直等。

（4）修理、安装的精度差修理中更换运动件时没有考虑质量、间隙；电机与柴油机中线调整不合规范；在调整中线时垫片使用不合理等。

2.机械振动的危害

机械振动往往会导致轴承的过度磨损、机件裂纹的形成、紧固件松弛、结构和机械的破坏、机械设备频繁的维修，以及由此引起的过高费用、焊点破裂引发的电路故障、绝缘材料磨损造成的短路等。工作人员长时间在振动环境中会感到疼痛、不适，工作效率低下。

四、船用发电机组振动问题的处理

我们遇到的机械振动问题，一般都是由于机组长期运转后疲劳、损缺以及在修理、安装质量控制不好而造成的。

具体到每台发电机，振动的处理方法因机而异，现以“滨海281”轮2#发电机组为例，说明具体的处理方法。

“滨海281”轮2#发电机组型号12V-71N，额定转速1500r/min，额定功率 215kW。进厂修理前，船方反映2#付机的振动特别大，曾请过几家修理公司修理过，但效果没什么改变，现已不敢使用。进厂后经拆检，我们发现发电机右地脚δ20*120*730已振裂，风叶垫片全部振松，个别连接螺丝脱落。针对以上问题，我们制定了以下修理工艺：

第一，清洁检查基座、二座焊缝是否有裂纹，检查基座、二座紧固螺丝是否松动，消除缺陷。

第二，柴油机全面拆检，对不合格零部件换新或修复；12组活塞连杆组件称重检查，曲轴测量跳动检查，数据应符合规范要求。

第三，发电机的转子风叶与柴油机连接处的垫片板用M14*70*8套螺丝上紧，然后用电焊在垫片板（100*40*δ4*4件）的两端烧焊固定好。

第四，将风叶安装在发电机的转子上一起送外协测量跳动和做动平衡测量修理。使跳动量及动平衡符合规范。

第五，按以下方法修复发电机地脚：一是把发电机放在车间用平台上，地脚钢板校平，然后把右边裂的旧的地脚钢板按原焊口打进去，打至旧焊口处裂缝基本没间隙，点焊校好四边后，打磨波口。的、二是机组在机舱安装时，检查、调整转子在定子中的磁隙，同时检查调整电球地脚板与机架的接触情况。用0.05mm塞尺检查，塞不进，这时用螺丝把脚板上紧，并用木垫垫好柴油机输出端的底部。三是用电焊把电球地脚打波口处焊好。待冷却后，松开地脚螺丝再检查转子的磁隙和电球脚板与机架的接触的情况，应符合要求。四是把发电机拆出翻转，沿地脚板底裂缝打波口后焊接牢固，待冷却后用平板着色打磨平。

第六，安装好时再检查转子的磁隙，同时检查调查电球脚板与机架的接触情况，必要时可加垫片调整。

机组按工艺修理完后效用试验，在1000r/min以下，运转非常平稳，当转整加到1300r/min时，机组的振动明显增大，但还可以接受，转速加到1500r/min时，振动幅度突增（在柴油机顶上的温度探头的头部Φ50处摇晃频率相当大，肉眼根本看不清上面的结构）。

为了分清是柴油机引起振动还是发电机引起振动，我们做了一对专用地脚把柴油机支撑起来，起动柴油机，把转速慢慢加上去，柴油机在各个转速况下运转平稳。说明问题出在发电机身上。

把发电机吊厂解体，转子上车床测跳动，我们发现“膜片联轴器”（钢片弹性联轴器）对转子轴的中心线的跳动量为：外圆2mm，平面2.8mm。进一步测量“膜片联轴器”钢片，外圆Φ451mm、内孔Φ78.95mm；而发电机飞轮内止口Φ452.8mm、发电机转子轴外径Φ78.46mm。发电机与柴油机的连接方式见图2。

从这种连接结构形式看，机组的中线是靠发电机外壳与柴油机外壳的内外止口、联轴器内外径与转子轴轴头和飞轮内止口配合间隙来保证的。从测量的数据看，转子轴与柴油机曲轴中线定中非常不好，我们连夜把 “膜片联轴器”外径填焊加工，与柴油机飞轮内止口配合间隙都控制在0.10mm；转子轴头喷涂加工，与“膜片联轴器”内孔配合间隙都控制在0.02mm以内。加工完后将风叶安装在发电机的转子上一起送外协做动平衡。

发电机修完后安装、效用试验，机组运转非常平稳，达到正常使用要求。