汽轮机断叶故障诊断实例分析.doc
[摘 要]针对神宁煤制油化工烃压机汽轮机双端径向轴承4个测点多次振值突变，本文介绍了故障现象，比较几次突变的异同，分享了诊断经验，提出诊断结论及运行决策，展现大型机组状态监测工作在设备管理中的作用。
[关键词]故障诊断、汽轮机、断叶、相位。
中图分类号：TK264.2 文献标识码：A 文章编号：1009-914X（2016）17-0211-01
0.前言
我公司烃压机机组汽轮机，自2012年1月至2014年2月，先后8次出现过双端径向轴承4个测点振值突变、更换过3个转子。本文从突变案例背景、故障现象、分析诊断过程进行分析讨论及经验分享。
1.案例背景
该汽轮机为辛比隆反动式抽汽-凝汽式汽轮机，输出功率14512（kW），转速6400转/min，2011年4月投入运行。2012年1月16日汽轮机首次发生振值突变，故障发生时机组运行时间为5000小时左右。
2.故障现象
2012年1月16日双端径向轴承4个测点振值突变，相位有30°左右变化；1月19日再次出现突变，但相位无明显变化。2012年6月首次更换汽轮机转子（1#转子）。同年9月份及12月份，机组先后两次出现突变；与年初故障现象相似，不同在于两次突变均伴有明显振幅及相位改变。2013年7月第二次更换汽轮机转子（2#转子）。2013年10月至2014年2月又先后发生四次突变，并在2014年2月份第三次更换汽轮机转子（3#转子）。3#转子的四次突变与1#、2#转子振值突变不同的是：
（1） 第二次突变后，汽轮机双端径向轴承4个测点振幅降低，且数值接近第一次突变前幅值，非驱动端相位也接近第一次突变前相位。
（2） 第三次突变，汽轮机4个测点振幅及相位变化量又与第一次突变振幅及相位变化量大小接近。
（3） 第四次突变，其相位较前几次变化较小，振值进一步增大。
3.分析诊断
汽轮机3个转子先后发生过8次振值突变，突变主要频谱成份均为1X，但每次突变机组均有不同。
（1） 1#转子2次突变分析及结论验证
2012年1月16烃压缩机汽轮机双端径向轴承4个测点振动突然上升，双端X测点振幅均有明显升高，相位从90°变化到60°，振值突变主要频谱成份为1X。当时汽轮机轴承温度和轴向位移非常稳定；齿轮箱和压缩机高低压缸的振动和温度数据稳定，工作状态稳定。
分析振值突变产生的原因可能有：转子激振、支撑动刚度变化、转子动不平衡等原因。
1） 支撑动刚度变化引起振动原因的分析
引起机组支撑动刚度变化的原因可能有：
A. 前轴承箱或汽轮机后缸与机组底座连接刚度的变化而导致设备刚度的降低而引起振动加大。
B. 蒸汽透平连接管线应力变化，造成管线位置变化；引起蒸汽透平刚度变化振值上升。或进、排、抽汽管线因热膨胀的影响支撑管线应力变化，引起前轴承座或后汽缸猫爪与机组底座间隙的变化引起振动加大。
综上检查前轴承座及后汽缸猫爪与机组底座间隙、连接螺栓、管线连接情况，测得轴承座和机组底座的间隙在9-15μm间，间隙略微偏小，但未对机组造成太大影响。连接螺栓、管线连接情况检查也基本正常，未发现大的管道偏移。排除是由设备支撑刚度变化导致振值增加的原因。
2） 激振故障引起的振动原因分析
油膜振荡，一般是因为油膜刚度和阻尼的变化改变了转子的临界速度，使之发生油膜振荡并且极不稳定。因第一次振值增加后，振值稳定在30-40μm，排除油膜振荡引起的振动。
3） 转子动不平衡引起振动原因分析
A. 机组转动部件脱落，转子上转动部件脱落或转轴上的垢脱落，都有可能引起转子动不平衡的变化。
B. 转子碰摩弯曲或受热不均引起转子较大热弯曲导致转子动不平衡变化。
由于振值分量主要为1X，且突变的主要频谱成份也为1X，故可断定振动主要是转子自身动不平衡引起。但是机组是在正常工艺参数下运行，转子要突然产生较大的热弯曲，可能产生的原因有：缸体漏气或转轴严重碰磨，经过现场排查没有上述现象。
故认为1#转子首次突变是由于转子转动部件脱落或转轴上的垢脱落，引起转子自身不平衡。
2012年1月19日汽轮机双端径向轴承振值再次突增，主要频谱成份为1X，相位无明显变化；双端X测点振幅再次升高，说明转子动不平衡又发生变化。据首次突变后每天对脱盐水工艺指标加样分析，未发现超标现象；且新增不平衡量相对较大，故排除转子结垢脱落可能性。同时，未发现有明显碰擦图谱数据，故排除气封松脱可能性。认为是转子叶片断裂导致的不平衡，但是断叶产生不平衡量尚未达到机组报警值，所以怀疑断叶位置应该位于高压侧或者调节级等叶片自重较小的部位。汽轮机最终稳定振值在振动标准ISO7919-3的A/B区域内，汽轮机设定报警值为100μm pp，建议工艺车间制定“定期检测前轴承箱及后汽缸与机组底座间隙、调整生产工艺条件、防止中抽出口压力压差过大”等措施加强机组监控，遇合适机会立刻停机对机组进行检修。上述分析结论在2012年6月大修更换1#转子时得到了验证。
（2） 2#转子突变分析及结论验证
汽轮机2#转子2012年9月份及12月份，先后两次出现振值突变。汽轮机双端径向轴承4个测点振幅及相位均有明显变化，主要突变成份为1X；认为振动变化主要由于转子自身动不平衡引起，结合2012年故障及检修情况初步怀疑再次出现了叶片断裂。此结论在2013年7月更换2#转子时得到了验证。
（3） 3#转子4次突变分析及结论验证
汽轮机振值突增时，汽轮机双端径向轴承4个测点振幅及相位均有明显变化；对比振值突增前后频谱图其主要突变成份为1X，其他2X、3X、4X均为普通强迫振动，且波动不大；认为振动变化原因主要由于转子自身动不平衡引起，结合2012年故障及检修情况，初步怀疑再次出现了叶片断裂。
机组第二次发生突变，其主要频谱成份也是1X，各图谱特征与第一次相似，结合两次突变测点极坐标图及四次振值、相位波动情况，分析认为第二次突变产生的不平衡力矩与第一次突变产生的不平衡力矩恰好“抵消”，故第二次突变表现出汽轮机双端径向轴承4个测点振幅降低，且数值接近第一次突变前振幅。
汽轮机第三次突变，其主要频谱成份也是1X。且振幅及相位变化量均与第一次突变振幅及相位变化量大小接近，分析认为机组转子可能再次出现部件脱落，且脱落位置靠近第一次突变位置。
机组第四次突变，其相位较前几次变化较小，主要频谱成份也是1X，汽轮机整体不平衡量更大，机组轴瓦承受载荷更大，振值进一步增大；同样分析认为机组可能再次出现部件脱落。
结合该机组历史运行情况及故障检维修情况；认为该机组调节级叶轮再次出现叶片断裂，先后出现4次故障状况，怀疑断裂至少4片叶片；并且，前两次叶片断裂位置应该互成180°或接近180°，第三次断裂位置应该与第一次叶片断裂位置相邻或相近，第四次断裂位置应与前两次断裂位置互成一定角度。汽轮机最终稳定振值在振动标准ISO7919-3的B/C区域内，汽轮机设定报警值为100μm pp，建议工艺车间制定“定期检测前轴承箱及后汽缸与机组底座间隙、调整生产工艺条件、防止中抽出口压力压差过大”等措施加强机组监控，遇合适机会立刻停机对机组进行检修。
2014年2月，该机组因厂区其他装置故障，全厂停车检修。利用此次停车修机会对汽轮机进行开缸检查，发现汽轮机转子调节级有4片动叶断裂。其中， 两断叶相邻，一片断叶与两相邻断叶互成近180°；另一断叶与两相邻断叶夹角约60°。检修结果充分验证了前期机组异常变化时故障诊断的相关分析及讨论。
4.结束语
通过对上述案例的分析，我们可以看到运用故障在线监测系统结现场工艺情况，准确了解到设备的运行风险，为管理层决策提供依据。对设备安全运行、维修管理起到了重要的指导作用。
作者简介：王建龙（1986—），男，宁夏盐池人，2009年毕业于宁夏大学过程装备与控制工程专业，现为神华宁夏煤业集团煤制油化工安装检修分公司技术员，从事状态监测及故障诊断相关工作。
