基于振动数据的摩擦诊断

叶轮机械的振动漂移是很麻烦的，尤其是接近或超过跳闸水平时。了解其根源对采取适当行动和解决问题至关重要。摩擦当然是引起振动偏移的最常见故障之一。本文讨论了如何根据振动数据对叶轮机械中常见的摩擦进行诊断。这包括在稳态和瞬态条件下发生的摩擦。选择和解释振动数据图，如趋势、极、波德、轨道和瀑布，说明了精确摩擦和导致的轴弓症状。所有的数据都是从发生摩擦的真实机器上获得的。本文以案例研究为主。所介绍的案例和利用振动数据图得出的诊断规律将有助于工程师的实践，并增强诊断工具的功能。

叶轮机械的高振动偏移常常伴随着需要正确识别的故障。此类故障如果不进行处理，可能会导致性能下降、计划外停机或灾难性故障。摩擦经常发生在叶轮机械中，特别是在停机后的初始启动期间，甚至是新机组，由于密封间隙过紧，校准条件的变化，高不平衡响应等。将摩擦与其他故障区分开来，对于立即采取适当措施，避免机械损坏，确保操作安全至关重要。

摩擦的话题已经引起了许多研究人员和实践工程师的极大兴趣。泰勒[1]和纽柯克[2]首先报道并分析了这种行为。在叶轮机械中，固定部件如填料、密封件和油偏转板用于分离转子周围的两种流体。当转子接触静止元件时，产生的热量使转子热变形，从而产生等效的不平衡，此外由于摩擦产生的摩擦力主要引起1X同步振动的变化。这种热摩擦行为现在被称为纽柯克效应。由于这些天转子已经变得更长，更灵活的更紧的间隙，摩擦问题可以更明显。

除了纽柯克效应外，许多研究者还研究了全环摩擦。这包括通过共振速度时具有1倍同步振动的正向进动全环摩擦，以及反向进动全环摩擦，通常称为干旋或鞭子，频率接近最低固有频率。这些研究可从Black[3,4]、Crandall和Lingener[5,6]、Muszynska[7]、Yu[8,9]和Childs[10,11]的著作中找到。然而，除了在实验装置中，这些情况几乎没有在真实的机器中发生过。此外，Bently[12]还研究了运行速度频率为分数阶的摩擦类型，通常称为法向紧摩擦。虽然这种类型的摩擦可以很容易地产生与1 / 2 X振动转子套件与黄铜螺丝，它不经常发生在真实的机器上。相反，在实际机器中的½X振动通常表示正常松动情况，如过大的轴承或Yu[13]报告的轴承松动。

从笔者近十年来直接经历和回顾的实际机械摩擦案例来看，由于纽柯克效应，几乎所有的摩擦案例都伴随着1X振动偏移。除了Newkirk和Taylor，还有许多分析和实验研究，如Dimarogonas [14]， Muszynska[15]和Sawicki[16]。除了摩擦，还有许多其他的根本原因也可以导致1X的振动偏移，如热瞬态和峰值条件、发电机热敏度、蒸汽负荷、对准条件的变化、莫顿效应[17]等。目前可用的振动数据收集和监测系统除了读数外，还能产生各种振动数据图。如何选择和解释与摩擦有关的振动数据图，对于正确、快速地解决机械和振动问题至关重要。本文以实际机械摩擦案例为例，说明如何基于振动数据进行有效的摩擦诊断。

该案例发生在一台功率输出约9兆瓦的蒸汽涡轮发电机上。额定转速约4350转的双流汽轮机通过减速变速箱驱动1800转的四极发电机。其机床结构图如图1所示。当从涡轮机看向发电机，涡轮机被看作是在顺时针方向旋转。涡轮上的振动仅在垂直方向的内(IB)和外(OB)轴承上通过接近探头进行监测。

汽轮机转子发生高振动漂移，在启动或额定转速时始终使机组跳闸。因此，作者被要求诊断高振动的根本原因。临时安装了光学Keyphasor探头来测量一次转信号，以获得滤波后的1X振动数据。还临时安装了独立布线的速度传感器，以验证邻近探头的振动偏移是否真实。所有这些信号连同来自现有近距离探测器的信号被连接到Bently NevadaADRE数据采集系统。

图2为涡轮IB和OB轴承顶部垂直方向两个接近探头测量的直接和1x滤波振动趋势图，随速度趋势。趋势图显示了振动水平的一般信息，通常用于监测目的。在额定转速约4350 rpm时，IB轴承的直接振动振幅不断增大。20分钟后，它从大约1 mil pp增加到4 mil pp。如果只绘制直接振幅，将很难诊断问题。然而，由于包含了1X振幅，可以看到振动偏移主要由1X分量组成。不幸的是，大多数叶轮机械的振动问题是由1倍振动引起的，许多故障可能产生高1倍振动偏移。

为了帮助诊断问题，应该使用其他类型的振动图。波德图可以有效地用来观察振动与速度的关系。图3为两个接近探头测得的1X波德图。使用三种不同的颜色来区分启动(蓝色)、稳态或额定速度(红色)和关闭(绿色)条件。正如你可以看到的，1X振动开始低在OB和IB轴承。然后，该装置达到了约1800转/分的热浸速度。然而，在保持这一恒定速度5分钟后，OB和IB轴承的1X振动急剧增加。在OB轴承上，1倍振幅从0.5 mil pp上升到3 mil pp，然后降低到200 rpm以下。正如Bode图所示，在从200转/分到1800转/分的速度范围内，滑行期间的1X振幅比启动期间要高得多。这表明由于摩擦产生的热弓在速度降低到200转左右时有所减少。 The unit was then brought up again to rated speed of 4350 rpm. Note that the 1X amplitudes during the re-startup already became higher than during the initial startup for the same speed in the speed range from 200 rpm to1800 rpm due to residual shaft bow. At rated speed of 4350 rpm, vibration kept increasing. 20 Minutes after staying at 4350 rpm, the 1X vibration at IB bearing increased from 0.8 mil pp to 3.6 mil pp. Changes in 1X vibration at this constant rated speed cannot be fully presented from Bode plots. Due to the high vibration excursion that kept increasing its level, the unit was shut down. The 1X amplitudes were significantly higher during shutdown than during startup due to developed thermal bow from rubbing. Bode plots from proximity probes can show not only high vibration due to shaft bow from rubbing, but also shaft bow directly at low speed. Fig. 4 shows 1X Bode plots measured by two velocity transducers mounted on bearing caps parallel to the existing proximity probes. Unlike the proximity probes, these two velocity transducers could not clearly capture rub behavior at the heat-soak speed of around 1800 rpm as well as shaft bow below that speed from the Bode plots. Higher amplitudes at speed range above 1800 rpm during shutdown than during startup were observed along with casing resonance of around 3600 rpm. 1X peak amplitudes, however, appeared to capture the casing resonance of around 3640 rpm, as marked by the cursor in the plots, during both startup and shutdown conditions.

图5和图6分别显示了用接近探头和速度传感器测量的极坐标图。在瞬时启动或关闭条件下，如果速度与极坐标图不同，则很难诊断摩擦是否存在。然而，当速度在稳态条件下是恒定的，对于没有任何问题的机器，1X向量也倾向于保持几乎恒定。图5和图6中的红色表示额定转速4350转/分时的稳态状态。在这样的速度下，在20分钟内，来自接近探头和速度传感器的1X矢量一直朝着轴旋转的方向滚动。船内振动漂移高于船外振动漂移。在20分钟内，内舷轴承的1X矢量由接近探头测量的大约1 mil pp变为3.5 mil pp，由速度传感器测量的从0.15 in/s pk变为0.45 in/s pk。从极坐标图的趋势来看，如果机器一直以这个额定速度运行，振动就会不断增加。从接近探头或套管安装速度传感器在恒定额定速度下的极性图可以有效地精确定位摩擦引起的纽柯克效应。

图7和图8分别显示了用接近探头和速度传感器测量的瀑布图。近距离探测产生的2X、3X和4X等超谐波分量似乎始终存在(见图7)。探测观测区域的机械和电气跳动可能是造成这些分量的原因。然而，只有在摩擦发生时，速度传感器的3X到6X分量才会出现(见图8)。这些部件是由摩擦接触引起的高非线性振动响应造成的。从外壳安装的换能器中产生丰富的超谐波似乎是摩擦接触的症状。

根据上述振动数据图，对摩擦进行了明确的诊断。由于在这次启动之前，多次启动都因振动过大而失败，因此打开涡轮外壳进行检查。在涡轮转子和顶部外壳上观察到严重的摩擦迹象，包括新的摩擦痕迹，如图9所示。后来发现密封清除设置是错误的。

本案涉及一台功率输出约为28兆瓦的蒸汽涡轮发电机。一台1800转/分的四极水冷发电机由一台3000转/分的汽轮机通过减速变速箱驱动。其机床结构图如图10所示。当从涡轮机看向发电机，发电机被视为逆时针方向旋转。振动监测由一对X-Y接近探头在每个轴承。

发电机轴承在启动过程中产生高振动，额定转速约为1800转/分。由于振动读数过高，机器在达到全速空载(FSNL)状态30秒后停机。振动主要由1X分量组成。从涡轮或齿轮箱高速轴轴承没有观察到振动偏移。

图11显示了在发电机和齿轮箱低速轴轴承的x方向上通过接近探头测量的1X波德图。由于在这种情况下，逆时针旋转的发电机转子和齿轮箱低速轴(水平和重力加载)x方向的振动比y方向的振动高，因此在这些波德图中使用了x方向的振动水平。使用三种不同的颜色来区分启动(蓝色)、FSNL(红色)和关闭(绿色)条件。在1500转/分的启动过程中，所有轴承的振动都保持在较低水平。即使在1200 rpm左右的第一个临界转速下，峰值振幅仍然低于1.5 mil pp。然而，当转速从1500 rpm增加到1800 rpm时，发电机内轴承的振动增加到约5 mil pp。机器在FSNL状态下停留约30秒后关闭。在停机过程中，即使超过1200转/分左右的第一个临界转速，振动仍然持续增加。在1000转/分时，发电机内舷轴承的振动超过8 mil pp。博德图表示轴热弓，由于发电机转子上的摩擦。由于发电机转子弓形，齿轮箱低速轴轴承的振动也受到影响。

图12显示了从发电机舷外轴承到低速轴舷外轴承在三个不同时间(从左到右顺序)的轨道(从上到下顺序)。这些轨道由190转/分钟的样品进行波形补偿，以消除探头观察区域跳动效应。图11中的Bode图精确指出，当启动过程中转速从1500转/分增加时，摩擦可能就开始了。在1822转的转速下检查所有四个轨道图，可以清楚地看到发电机内轴承由于硬摩擦而扭曲的轨道。从发电机内舷轴承的轨道，虽然平坦，有时可能发生由于轴承加载问题。齿轮箱低速轴轴承的轨道没有出现故障的症状。在停机期间，摩擦保持到转速低于1000转/分。从发电机内轴承可以观察到1150转/分的类似轨道，甚至更扭曲的形状，表明摩擦仍然在那个速度下进行。在540转/分的速度下，从发电机内舷轴承开始的轨道变得正常和光滑，没有任何受限形状或突变，表明摩擦很可能已经脱离，但振幅仍然在5 mil pp左右。振幅仍然很高的原因是摩擦产生的热弓仍然存在。简而言之，发电机内舷轴承的轨道突变，而其他轴承的轨道显示正常，表明摩擦发生在发电机内舷轴承附近，可能是对这台水冷发电机的油偏转板。 Changes in orbit shape help to determine rubbing location and duration.

图13显示了在发电机内舷轴承上用一对X和Y探头测量的全光谱瀑布图。当这种硬摩擦发生时，出现了超谐波分量。摩擦发生时出现正向4X和5X分量，同时出现反向3X和4X分量。这可以用观察到的异常轨道形状来解释，这对应于对这些不规则波形在时间基上进行FFT时丰富的超谐波分量。

注意，由于在FSNL条件下缺乏足够的恒速数据，这里没有展示趋势和极坐标图。机组在FSNL状态下启动，然后立即关闭。当速度变化时，检测趋势图或极坐标图不会为摩擦检测提供额外的令人信服的信息，因为即使在正常情况下，1X振动也应该随速度变化。

在第三个案例中，一个输出功率约为180兆瓦的蒸汽涡轮发电机组发生多处摩擦。汽轮机由HP(高压)-IP(中压)和LP(低压)转子组成，驱动3600转/分钟发电机。其机床结构图如图14所示。从驱动到被驱动，轴的旋转方向被认为是逆时针的。汽轮机和发电机的振动都是由X-Y对非接触接近探头测量的，这些探头安装在左边45度(y探头)和右边45度(x探头)，相对于从轴承# 1到#6的每个轴承上的0度垂直参考点，称为轴承T1到T6。

由于该装置是水平的，重力加载逆时针旋转，安装在右侧45度的探头(x探头)的振动读数通常高于安装在左侧45度的探头(y探头)。因此，当呈现趋势图或极坐标图时，只选择x探针中的振动变量。

在停机后的15mw的初始运行过程中，振动读数的变化几乎完全由1X组件组成，主要观察到T5X(轴承#5 x探针)和T6X(轴承#6 x探针)。在T3X(轴承# 3 x探针)和T4X(轴承#4 x探针)也观察到较小程度的变化。图15为额定转速为3600 rpm时，从T3X到T6X的1X趋势图。在T5X和T6X处的1X振幅从0.5 mil pp到3 mil pp不等，同时在运行过程中相位角也发生了变化。

从T3X到T6X的1X极坐标图表明，1X矢量与轴转速方向相同，如图16所示。从类似的装置中可以看到，在T4和T5之间的接地碳刷环上有轻微的摩擦。通常是由于转子与电刷环接触不均匀或不同心引起的。进一步的测试可以从四个刷环中挑出一个，看是否有1X的振动变化进行验证。一旦用铜丝编织代替碳刷，振幅的振荡就会消失。正如预期的那样，这种刷式摩擦在T5X和T6X处表现为振动不超过3 - 4 mils pp的极限环，也在较小程度上影响涡轮轴承振动读数。

然而，在第二次运行至63mw的过程中，当T6X处的直接振动超过9 mil pp时，机组跳闸。图17显示了从T3X到T6X测量的1X趋势图。当1X振动在T6X处达到接近9 mil pp时，T3X处的1X振幅也达到超过6 mil pp。检查图18所示的极坐标图表明，1X矢量改变了它们的模式，从由于刷擦而与轴速度方向相同的方向滚动，到径向向外移动或与轴速度方向相反的微滚动。这表明，当刷式摩擦仍然保持时，LP转子上发生了密封或填料摩擦。由于发电机转子运行接近第三模式，来自相邻的低压转子的热弓将影响发电机轴承的振动比低压轴承更显著。

图19显示了在T3X和T6X处直接振动读数分别超过6和8 mil pp时，从T3到T6的波形补偿轨道。在LP轴承上可以看到扭曲的轨道，特别是在T3。T3X到T6X测得的1X Bode图如图20所示，清楚地显示了启动和关闭条件之间的显著差异。结果表明，由于摩擦，低压轴弓产生了很高的峰值响应，特别是在其第一个临界转速约1300转/分附近。然而，发电机转子在大约1000转的第一个临界转速附近没有经历高峰值响应。

在接下来的85mw的运行过程中，发生了几次振动偏移，但没有绊倒机组，如图21所示。第一次振动偏移是由基于极坐标图中前滚1X向量的刷式摩擦引起的，如图22所示。由于刷式摩擦产生的振动通常不会超过起下钻水平。第二和第三次振动偏移是由热再热或LP旁通阀打开事件触发的。部分喷嘴可能被堵塞，冷凝器内蒸汽喷射不均匀可能导致低压涡轮机匣热变形不均匀。结果，LP转子接触填料或密封。由旁通阀开启事件引起的摩擦所产生的高1X矢量与之前观察到的摩擦不同。这表明LP转子上有多个位置的摩擦。当振动漂移不是由刷摩擦引起时，轻微降低MW可以缓解摩擦情况，避免振动上升到跳闸水平。一周后，机组在低振动读数的情况下成功恢复到基本负荷状态。

由于纽柯克效应，摩擦通常与高1X振动偏移有关。当然，还有许多其他因素，包括热瞬态条件、发电机热敏度、蒸汽负荷、对准条件的变化，莫顿效应也可能与1X振动的变化有关。因此，需要对振动数据进行全面的审查，以确保正确的诊断。由于篇幅所限，本文仅展示了三种摩擦情况。从包括这三个病例在内的大量摩擦病例历史中，可以看出选择适当的数据图和获取关键特征对摩擦诊断的成功至关重要。表1列出了这些相关图及其与摩擦有关的特征。

可用于诊断摩擦的振动数据格式包括趋势图、极坐标图、波德图、轨道图和瀑布图，如表1所示。X-Y正交安装的接近探头比套管安装的速度传感器更适合用于流体膜轴承支持的机器的摩擦诊断。前者可以产生轨道和显示轴弓即使在低速，尽管后者可以产生瀑布图显示真正的超谐波。

趋势图，用于检测来自任何数据通道的任何被测变量在一段时间内的变化，可以用来观察1X振动振幅和相位角是否随时间变化。这些图应该包含1X振动，并在稳态或几乎恒定的速度条件下检查数据范围。如果没有摩擦或其他故障发生，近距离探头或套管安装传感器的读数应保持恒定或随时间稳定。经常需要检查其他数据图来辅助摩擦诊断。仅从趋势图中观察1X相位角有时可能会对1X矢量的变化(包括滚动的方向和程度)产生歪曲的印象。

极地的情节，用于在极坐标中显示滤波后的振幅和相位角作为速度或时间的函数，可以最好地用于观察1X向量如何随时间变化。数据审查应集中在稳态或几乎恒定的速度条件。如果匀速下没有摩擦或其他故障发生，数据点就不会移动。对于大多数摩擦，1X矢量会以与轴速度相反的方向滚动或径向向外移动。然而，对于刷式摩擦，它们很可能以与轴速度相同的方向滚动，这种行为已被Adams[18]解释为惯性调制摩擦，它产生一个与位移振动矢量(高点)180度不相的最大接触力(导致热点)。不同的1X矢量可以从接近探头或套管安装换能器看到。

波德图，用来记录同步滤波振幅和相位随轴转速的变化，可以用来观察启动和关闭条件之间1X振动的变化。如果热弓是停机前摩擦的结果，停机期间的1倍振动将明显高于启动时，特别是接近临界速度时。在近距离探测中，由于摩擦引起的热弓，在关闭过程中经常可以在非常低的速度下观察到更高的1倍振幅。1X峰值速度可能会改变，取决于摩擦和热弓条件，如果用接近探头测量。

轨道的情节，用于显示X-Y正交安装的接近探头的轴动态轨迹，可以有效地识别硬摩擦。当使用这些图时，可以用低速波形对其进行补偿，以消除跳动效应，从而反映真实的动态运动。请注意，这种波形补偿的做法只适用于手动机械诊断，而不是作为一个永久安装的保护和状态监测系统的通用规则。带有突变的扭曲轨道通常能精确定位出一个困难的摩擦。然而，应该注意的是，轻微或轻微的摩擦可能对应于看似正常的轨道。轨道的进动通常仍然是向前的。

瀑布的情节，用于跟踪光谱含量在一段时间内的变化，可用于观察2X以上超谐波分量的发生。如果用一对X-Y正交安装的接近探头测量振动，则最好采用全谱瀑布图。由于摩擦引起的扭曲轨道通常会产生超谐波分量。由于探头观察区域的机械和电气跳动也会产生丰富的超谐波分量，摩擦产生的超谐波分量可能不容易识别。注意，瀑布图实际上源自轨道/时间基图。检查波形补偿轨道可能更有帮助，除非只有一个接近探测器。安装在壳体上的换能器可以检测到摩擦引起的真正的超谐波分量。注意，应该查看瀑布图而不是光谱图进行比较。轻微或轻微的摩擦可能与超谐波成分无关。

许多摩擦情况不会导致打开机器检查和重新安装密封或填料。有时，摩擦可以通过降低MW来降低振动水平来缓解，在经历几次摩擦后，密封间隙将适合而无需再经历进一步的摩擦。这可能发生在新机器或刚刚经历停机的机器上。在某些情况下，摩擦与造成机壳热变形的工艺或操作条件有关，在此期间需要密切监测振动。有时，密封表面会被石油沉积物污染，由于高温而变得碳化和焦化，从而造成摩擦。查明摩擦的根本原因并了解如何控制摩擦是确保机器安全运行的必要条件。

基于许多摩擦案例，包括本文展示的三个案例，基于振动数据的摩擦诊断得出以下结论:

(1)通过对振动数据图的综合分析，可以成功诊断出引起1X次振动偏移的摩擦。注意，许多其他故障也可能导致1X振动漂移。

(2)选择合适的数据图进行检查和获取摩擦的关键特征是摩擦诊断成功的关键。这些图包括趋势图、极图、波德图、轨道图和瀑布图。

(3) X-Y正交安装的接近探测器比套管安装的速度传感器更适合于捕获轨道和由于低速摩擦可能产生的轴热弓。

(4)在稳态或恒速条件下，极坐标图是最重要的复习图。大多数摩擦伴随着1X反向滚动或径向向外移动的矢量，而刷状摩擦通常与正向1X滚动矢量有关。

(5)在瞬态或变速条件下，波德图是最重要的复习图。当摩擦和热弓存在时，1倍的速度振动将改变其模式，在停机期间，在临界和低速时，其振幅将显著更高。

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