大型旋转机械的状态监测与故障诊断

大型旋转机械的状态监测与故障诊断

大型旋转机械作为连续化工生产的单系列心脏设备，对其运行的可靠性有非常高的要求，要求它在装置的运行周期内必须稳定的运转。对其进行准确的状态监测和故障诊断就显得尤为重要，必须随时准确的掌握其运行状态，并且在其出现异常时，能够准确的分析出异常原因，找出对策。再不影响其安全运行的基础上进行故障运行或进行特护，以优化生产与设备维护的时间。

本章节对公司内普遍采用的在线及离线状态监测与故障诊断系统作一介绍，并对机组出现的常见故障作一些介绍，并根据经验，教授一些实际处理问题的方法。

第一节：基本参量与监测系统

一部运转的机器，都伴有振动信号的产生，它的变化常常隐含着初期故障特征信号，因此需对振动信号进行监测，这种监测方法有以下特点：

1.方便性：

利用现代的各种振动传感器及二次仪表，可以很方便的检测出设备振动的信号。

2.在线性：

监测可以在现场以及在设备正常运转的情况下进行。

3.无损性：

在监测过程中，通常不会给研究对象造成任何形式的损坏。

但是一部机械是非常复杂的，仅仅靠振动信号来判断它是否正常，显然不够，这就需要对它多方面进行了解，亦即需要对多方面的参量进行测量。每一种故障在下列参数上均有不同表现，因此测量以下基本参数，再通过分析，可以掌握机器的运转状态。

基本参量

一. 振动参量

1.振幅

振幅值有三个单位，即振动位移(μm)，速度(mm/s)，加速度(mm/s2)，都是振动强度的标志，用来表明机器运行是否平稳，振动位移是通过非接触式的电涡流传感器直接测量的轴与轴承座（探头安装的基础）的相对位移量。

振动速度与加速度是通过测量机壳而得到的振动数据。振动速度是通过惯性式速度传感器（磁力线圈）测量的，而加速度是通过压电式加速度传感器测量的，振动位移，速度，加速度

三者之间的关系是微积分关系D=∫vdt=∫∫adt。三者在实际应用中是相辅相成的，有时对异常的信号需要对两个参数进行测量，以求精确的掌握机组运行状态。

2.频率

振动频率常表示为机器运转的倍数，其原因主要是机器的振动频率趋向于机器的整数倍或分数倍。下面简单介绍一下几种振动与频率的关系。

a)强迫振动问题：

指由外来确定的扰动力应起的振动问题，而振动本身并不反过来影响扰动力，比如由于质量不平衡引起的强迫振动，发电机转子不均匀磁拉力而引起的强迫振动。强迫振动问题的特点在于强迫振动的频率总是等于扰动力频率。由质量不平衡力引起的强迫振动其频率恒等于转速。由3000 rpm二极发电机不均匀磁拉力引起的强迫振动，其频率为6000rpm即100Hz。

b)自激振动问题：

第二类是属于自激振动问题。自激振动的引起归之于转子--支承系统中存在某一机械能量办反馈环节。这一反馈环节使转子从转动中获取能量，并转变为某一特定频率下的横向振动能量（一般不等于转速），而这一横向振动又通过反馈环节进一步从转动中取得能量，从而加剧了横向振动，直至获取的能量等于消耗于阻尼的能量，则振动稳定在某一极限环上。实际上，有时自激振动未到达极限环之前，转子已不允许再运转或已引起破坏。这些在转子--支承系统中出现的自激振动现象有油膜半速涡动和油膜振荡；

由于转子的内阻而引起的不稳定自激振动；由于动静部分间的干摩擦而引起的自激振动以及由于不均匀蒸汽泄漏所引起的气隙振荡（蒸汽轮机）等等。

c)非定常强迫振动问题：

第三类是属于非定常强迫振动。这一类问题在性质上是属于强迫振动，因为振动仍然是由外来扰动力所引起的，而且与扰动力具有相同的频率。但不同的是振动本身又反过来影响扰动力的大小与相位。这样，它虽属强迫振动，但强迫振动的幅值与相位是在变化的。比如转子轴上某一局部出现不均匀热变形，它相当于给转子增添了不平稳质量，从而使强迫振动的幅值和相位都发生了变化，而当强迫振动的幅值和相位发生变化时，反过来又影响转子轴上局部不均匀热变形的部位。这样，表现出来的强迫振动，其幅值和相位都在连续不断地变化。这里暂且将这类强迫振动称之为不定常强迫振动，并单列为一类。

3.相角

就是利用键相器描述一特定时刻转子的位置，通过这一相角，可以确定转子的平衡状态及转

子上残留的非平衡重的位置。在故障诊断中，相角具有很大作用，在一些不同的故障中，相角有不同的特点，比如在关于不平衡及不对中的区分中。有时相角的测量与比较是影响测量判定效果的直接因素，通过测量同一轴承座各个方向上的相位角及两端轴承座上各测点的相位角，为准确判断提供了依据。

4.振动形式

振动形式是显示在示波器上的原始振动波形，有两种形式：

振动的时域波形：

轴心轨迹：

5.振型

转子在一定转速下，沿轴向的一种变形。

二. 位置参量

1.轴在轴承内的径向位置

径向位置是指转子在轴承内的径向位置。在出现重大负荷情况下，因偏心较大，振幅并不增大，但可能由于偏心太大而发生故障，在这种情况下必须及时检查偏心位置，才能做出早期预报，径向位置的检查非常简单，只需察看电涡流传感器反应的间隙电压即可。

2.轴向位置

转子运行中的轴向位置关系到机器的安全运行。在监测中对同一监测点一般选用两只以上的探头同时监测。它能比较容易的反映止推轴承的工作情况。

3.偏心度峰—峰值

测量转子静态时的弯曲量，特别是发电用大型蒸汽透平机，在启动时必须测量转子静弯曲量。当低于允许的弯曲量时，可以启动，以防止引起密封件与转子之间的摩擦。另外在往复式压缩机的连杆（水平式）上，有时安装探头，以测量其下降程度，以便监测活塞托瓦的磨损量。

4.差涨，机壳膨胀，对中（各机壳之间）

三. 其他测量参数

1.机器的转速

用以找出振动与转速的关系。

2.温度

这是机械的重要参数，轴承处温度能直接反映轴承工作状况。

3.相关性

测量各工艺状况参数（T、P、V）及其它一些可能影响机器运行状态的外部参数，分析它们的相互关系对优化生产维修时间、帮助决策有很大作用。

监测系统

监测系统分为离线监测系统和在线监测系统，它们在实际工作中相辅相成，不可或缺。

一. 在线监测系统

对机组运行参数进行不间断监测的系统。我们以公司大机组普遍采用的Bently监测系统来进行说明。

其特点是：能够连续的监测机组运行状态，而且与联锁保护相连；另外，新型号的表还附加了后续故障诊断系统，但是价格昂贵；测点固定，监测手段固定，时实数据丰富，分析手段较少，数据管理性较差。

指示表

二. 离线监测系统

一种巡检系统，在机组需要时进行测试，以明确机组的运行状况或判断设备故障。离线状态监测的分析手段很多，较在线系统有很多优点，诸如使用灵活，分析精密，数据便于管理等，而与在线监测相比则缺少了监测的连续性。下面就介绍一下我公司的离线监测仪器及系统。三. 在线监测系统与离线监测系统的相互关系

我公司的大型机组，绝大部分带有Bently监测系统，对机组进行实时在线监测与保护。对于出现异常的设备，采用专用仪器（离线手段）通过在线系统进行数据采集与故障分析。对于特护的设备，离线手段可以临时实时服务于现场，以监测故障部位的运行有是用于机组的开停

车，监视、采集开停车数据。

第二节：大型旋转机械典型故障的诊断及处理方法

一. 转子不平衡故障

1． 转子不平衡的概念及特征

众所周知，旋转机械的转子由于受材料质量和加工技术等各方面的影响，转子上的质量分布相对于旋转中心线不可能绝对地轴对称的，因此任何一个转子不可能做到“绝对平衡”，转子质量中心和旋转中心线之间总是有一定的偏心距存在，这就使得转子旋转时形成周期性的离心力干扰，在轴承上产生动载荷，使机器发生振动。我们把产生离心力的原因——旋转体质量沿旋转中心线的不均匀分布叫做“不平衡”，也可以认为，不平衡就是指处于平衡状态的旋转体上存在多余（或不足）的质量。

ω

F=MR ω2

转子不平衡式旋转机械主要的激振源，也是许多种自激振动的触发因素。不平衡会引起转子的挠曲和内应力，实际其产生振动和噪音，加速轴承、气封等部件的磨损，降低机器的工作效率，引发各种事故。因为所有转动设备均存在这种不平衡振动，只有这种不平衡振动超过机器

的设定标准，才称之为不平衡故障。

转子不平衡故障特征是：

1)在转子径向测点的频谱图上，转速频率成分具有突出的峰值；

2)转子频率的高次谐波幅值很低，因此反映在时域上的波形很接近于一个正弦波；

3)除了悬臂转子之外，对于普通两端支撑的转子，轴向测点上的振值一般并不明显；

4)垂直与水平的振动相位相差90°，在轴心轨迹上表现为近似一个圆。

2．常见不平衡振动的机械原因

1)固有不平衡

即使机组在制造过程中对各个转子以作了动平衡，当时在连接起来的转子系统中还是不可避免的出现某些固有不平衡，其不平衡原因有：

a)各个转子残余不平衡的积累结果；

b)平衡方法、平衡转速不对，于机器实际使用情况差别较大；

c)转子由于材质不良，热处理不当，安装、运输过程中的碰撞，运转过程中的碰摩而产生

永久性弯曲。

2)叶片飞离

由于缺少质量，引起不平衡。

3)转子弯曲

a)永久性弯曲

b)由于转子和静子之间发生间歇性的局部摩擦产生热量引起转子的临时性弯曲；转子不均匀

受热所引起的临时性弯曲。

c)转子自重或外力影响引起的临时性弯曲。

3．刚性转子与挠性转子的动平衡技术

1)刚性转子的动平衡技术。

从转子平衡观点看，工作中的转子可分为刚性转子和挠性转子两类。转子在较低转速下运行时（一般认为工作转速低于其临界转速的0.5倍），由于离心力产生的动挠度变形很小，可以忽

略不计，转子可以看作不发生变形的“刚体”，这种转子成为刚性转子。但在高速时（工作转速通过一阶临界转速的0.7倍）,由于分布在轴向不同位置上的不平衡力作用，转子产生很大的挠度变形，轴向弯矩增大，轴承振动也随之增大，这种转子就不能视为“刚性”，成为挠性。刚性转子因为不考虑挠曲变形的影响，因而可以在转子上任意选择一个或两个平衡校正面进行不平衡量的校正，经过平衡校正后的转子，在最高转速范围以内，其不平衡量都不应该有明显变化。大部分刚性转子按照其厚度不同、结构形式和平衡工艺的要求不同，分为静平衡和动平衡两种方法，或称单面平衡和双面平衡，也有少数刚性转子（如曲轴一类）采用多面平衡。

2)挠性转子的动平衡技术。

转子在高速时（工作转速通过一阶临界转速的0.7倍）,由于分布在轴向不同位置上的不平衡力作用，转子产生很大的挠度变形，轴向弯矩增大，轴承振动也随之增大，这种转子就不能视为“刚性”，成为挠性。由于挠性转子的工作转速超过转子的一阶临界转速，这时转子因挠曲变形而产生的质心偏移将增大离心力的作用，而且挠曲变形又是随着转速的变化而变化的，因此它的平衡原理不同于刚性转子。

由上式看出，转速变化，转子上离心力也跟随变化，由于转子的挠曲情况不一样，就不能保证在一种转速下平衡后，其它转速下也能平衡，因此挠性转于的平衡效果不仅和校正质量在转子上的轴向位置有关，也和转速有关，这就不同于刚性转子平衡。在实际中，对于挠性转子而言，新转子必须作高速动平衡，否则极有可能在低速动平衡中起到反作用。

4．实例介绍

1）甲醇车间C/T-601

2）氯碱厂氯气压缩机

3）塑料厂循环气压缩机

二. 转子不对中

在此只讨论由于联轴节而导致的转子不对中。在工程中，有以下常见的不对

中情况：

1）理想对中 2）平行不对中

3）角度并不对中 4）组合不对中

1．转子不对中引起的故障，主要特征如下：

（1）由于不对中的原因，改变了轴承中的油膜压力。联轴节两侧轴承的支承负荷有较大变化，负荷减小的轴承在某些情况下可引起油膜失稳。因此不对中所出现的最大振动往往表现在紧靠联轴节两端的轴承上。

（2）不对中引起的振动幅值与转子的负荷有关，它随负荷的增大而增高。

（3）平行不对中主要引起径向振动，如果轴承架在水平和垂直方向上的刚度基本相等，则在轴承两个方向上进行振动测量，显示振幅最大的方向就是原始不对中方向。当然刚度在两个方向上不相同时，不对中方向是要通过测量和计算分析来确定的。角度不对中主要引起轴向振动，对于刚性联轴节，轴向振动要大于径向振动。

（4）不对中使联轴节两侧的转子振动产生相位差。平行不对中时，两侧轴承径向振动相位差基本上为180°；角度不对中使联轴节两侧轴承轴向振动相位差180°，而径向振动时同相位的。上述故障特征均指刚性联轴节情况。

（5）从振动频率上分析，不同类型的机组和不同形式的不对种情况引起的振动频率时不相同的。

对于刚性联轴节，平行不对中易激起两倍转速频率的振动，同时也存在工频（转速频率）和多倍频的振动成分。角度不对中易激起工频振动，同时也存在多倍频振动。对于挠性联轴节，按其结构形式不同，安装和负荷的状态不同，所表现的振动方向和振动频率是不相同的。

（6）大型涡轮机械上多跨转子的不对中，一般因为伴随有其他故障因素，因而振动情况更为复

杂。例如，悬臂较长的联轴节，如果悬臂倾斜或联轴节平行不对中，则可引起像平衡一样的工频振动。

2．刚性联轴节的故障特征和诊断方法

（1）刚性联轴节平行不对中的特征频率：

1X 2X 3X 4X 5X 6X

Fx=ke/

Sin2ωt

4

即水平扰动力的频率为2倍的转速，2倍频作为判断不对中的特征之一。

对上述概念的简单理解就是：轴1和轴2半联轴节发生平行不对中，则在不对中方向上有一对用螺钉连接的螺孔，当螺钉拉紧时，一个螺孔的旋转半径受拉伸，另一个受压缩。它们在旋转过程中，每转动180度，各螺孔旋转半径拉伸和压缩交变一次，作用在半联轴节上的力也交变一次；旋转360度，则力交变两次，是轴在径向方向上产生两倍频振动。

（2）不对中的诊断方法

●通过对轴心轨迹的研究发现，转子不对中的全息谱轴心轨迹为“8”字形或香蕉形（电涡流信号）。

全息谱轴心轨迹

●频谱分析中，存在2倍频（占相当大成分），

还有偶次倍频，但不对中有时不会出现较大的2倍频，而是以工频或轴心振动增加而表现出来。

●对于同时表现为工频振动的不平衡和不对中的故障可以通过机器的负荷调整来进行区分。在运行状态下，不平衡振动只与转速有关，而不对中与传递的力矩有关。因此，根据这种性质，我们可以通过调整机组的转速（电机驱动的机组可以通过调整负荷），来确定振幅与转速或振幅与

负荷的关系。

表现为工频的不平衡和不对中故障的区分：

3、诊断实例

因为受到机械安装、热态和冷态的状态的差别等原因，任何旋转机械要达到转子的绝对对中是不可能的，资格就要求在机组对中时严格按照设计要求进行调整。运行后，要看不对中振动情况（超标或趋势增加）来判断机组是否处于不对中故障。

某空压机组大修后，处于45μm振动报警状态，较大修前20μm有明显增加，而且与负荷大小有直接关系，见下列频谱：

频谱图轴心轨迹图

图不能说明为不对中故障而类似为不平衡，通过轴心轨迹图与现场振幅与负荷的关系判断为不对中。停车后，对中复查结果验证了以上结论，用4小时重新对中后，运行状态良好。

三. 滑动轴承故障

1、油膜涡动及油膜振荡

油膜涡动是轴承的一种不稳定的工作状态，发生于圆柱轴

承中，振动时频率为

f

涡动=（0.43-0.48）n

转速

有理论得出，f

涡动=0.5n

转速

但是在实际中，其为转速的0.43~0.48倍。当出现油膜涡动时，其涡动频率会随转速而变化，当机组的转速达到2倍的一阶临界转速时，便会出现油膜振荡故障。这是油膜振荡的频率不会改变，稳定在一阶临界转速上，是一种自激振荡，能量非常大，能发生灾难性事故。国内某电厂机组因产生油膜振荡而出现整台机组报废的恶性事故。

实例：公司某原料气循环气压缩机，在开车氮气运行升温时，振动突然增加，有频谱分析得知，其幅值集中在0.45倍转速频率的低频振动上。通过作全息轴心轨迹分析得知，机组运行处于一不稳定的油膜涡动状态，两轴承侧同时产生相同的涡动。

此机组为5油楔轴承，是不应该出现不稳定状态的，那又是什么原因造成的油膜涡动呢？机组为浮环密封结构，我们认为密封环失去浮动作用，成为转子的第二个支承，产生轴承作用。基于这种分析，我们要求绝对控制压缩机在低转速运行，不能超过其2阶临界转速，待压缩机在设计的工作介质上运行时，机组轴承会趋于稳定。

经过一个运行周期，机组解体后发现浮环密封的浮动环磨损严重，证明了我们的分析是正确的。

2、滑动轴承常见故障

（1）巴氏合金松脱

主要是表面巴氏合金（常称钨金）与基体金属结合不牢引起的，其原因多半是在浇注钨金前基体金属清洗不够，材料镀锡，浇注温度不够。当钨金材料松脱时，轴承就加速疲劳，部分钨金可能与基体金属分离，润滑油窜入分离面，此时轴承将很快损坏。

（2）巴氏合金磨损

磨损现象是多种多样的，轴颈在加速起动跑合过程中轻微的磨合磨损和配研磨损是属于正常磨损。但是当轴承存在装配缺陷（如两半轴瓦错位、轴承对中不良、存在单边接触或局部压力点）、轴承不圆、油膜振荡或转子失稳时产生的高振幅，就会出现严重的异常磨损，钨金表面减磨层被强烈磨去。还有一些机器因安装时轴承装反，供油孔错位或转子反转而造成供油不足、润滑不良，也会发生严重磨损，有些甚至把钨金瓦上刮下的金属粘咬在轴颈上。另外，机组在停工盘车时，长时间盘车因油膜形成不好会导致轴承下部出现磨损。

（3）腐蚀

腐蚀损坏主要是由润滑剂的化学作用引起的。如果润滑剂选用不当，在工作条件下生成氧化

膜和反应物，使润滑剂很快“老化”，丧失润滑性能。滑动性能良好的轴承合金中主要成分铅是特别容易受到腐蚀的，添加锡和锑的成分可以大大提高耐腐蚀性能。但是如果轴承在工作时发生气蚀、高温的情况，仍然会发生表面层腐蚀。腐蚀损坏和磨损损坏有某些相似，但是从轴瓦表面上看，可发现腐蚀往往有局部或全部因腐蚀而变色的氧化层，在金相显微镜下观察，可看到一些化学腐蚀凹坑，凹坑内一般有腐蚀沉积物，腐蚀层并不像磨损那样发生在油膜承载区域，它在任意部位上均可能出现。另外，还有因电刷损坏而引起的电腐蚀。

（4）气蚀

气蚀是在轴承内油液压力低的区域（压力低于油液的饱和蒸汽压）生成一个个微小的气泡，这些气泡带到高压区时被挤破，挤破瞬间形成的压力冲击波冲击轴承表面，使表面金属很快产生疲劳裂纹或金属层剥落。轴承工作时如果轴颈涡动幅度增大，涡动速度又高，则间隙中的油液存在很大的压力差。容易发生气蚀；高速轴承在油孔、油槽以及轴承剖分面的接合处，油流发生强烈的涡流或断流，容易发生气蚀；润滑油粘度下降或油中混有空气或水分，也容易发生气蚀。减缓气蚀的方法有：减小油的扰动，增加油的粘度，加大供油压力等措施。

四. 转子的低频振动

1.轴承系统不稳定造成的低频振动。（详见前所述的油膜涡动）

1)工艺介质的扰动。

2)气流小间隙扰动。

3)机械松动。

2.压缩机气流的不稳定当离心式和轴流式风机、压缩机，因操作点远离它的设计工况点，气流会

在机器流道内产生严重的压力脉动，导致机器和管道的强烈振动，产生一系列严重后果。本章内容简单介绍原理及在现场的表现及处理实例。

1)旋转脱离

Q

当气量减少到一定程度后，进入叶轮或扩压器流道

的气流方向发生变化，气流向凸面冲击在凹面产生许多气流旋涡,这些旋涡的多少、大小与减少的气量有关，并且相对于叶轮作反向运动，这种气流减速所形成的压力脉动是一种受迫振动，它具有一定周期性，如果受迫振动频率与叶栅固有频率和拍，将引起结构共振，导致机器的损坏；另外，旋转脱离是喘振的前兆，如果不及时发现，采取措施，一旦发生喘振会造成装置停车，损失巨大。旋转脱离在实际中有以下特点。

a.由于失速区内部气流减速流动以次在叶轮各个流道内出现，它以叶轮旋转相反方向作环

向移动，这就破坏了叶轮内部的轴对称性。是苏区内因为压力变化剧烈，就会引起叶轮出口和管道内的压力脉动发生机器和管道的振动。

b.旋转失速产生的振动基本频率，叶轮失速在0.5~0.8转速频率范围内，扩压器失速在

0.1~0.25转速频率范围内。在振动频率上既不同于低频喘振，又不同于较高频率的不

稳定进口涡流。故可以利用振动诊断将这种故障鉴别出来。

c.压缩机进入旋转失速范围以后，虽然存在压力脉动，但是机器的流量基本上是稳定的，

不会发生较大幅度的波动，这一点与喘振有根本性的不同。

d.旋转失速引起的振动，在强度上比喘振要小，但比不稳定进口涡流要大得多。此外，由

于旋转失速引起的机器振动又不同于其他机械故障的振动，转子的不平衡、不对中可能使转子振幅较高，但在机壳和管道上并不一定感到明显的振动，而属于气流激振一类的旋转失速却与此不同，有时在转子上测得的振幅虽然还不太严重，然而机壳和管道（尤其是排气管道）却表现出不可忍受的剧烈振动。

实例：供排水厂空压机振动监测报告

99年9月21 日，现场操作人员发现空气压缩机入口过滤器箱体有间断的异音，压缩机各运行参数稳定。该机组自身配有Bently 7200系列监测仪表，机组结构简图见图1。

T CCCCCC

1 2 3 4

图1 空气压缩机组结构简图

我们通过数据采集器和全息数据采集系统，对轴承壳和电涡流数据进行了采集分析，得出以下两条结论：

1．机组振动的通频振动值(包括电涡流数据和轴承壳数据)稳定，处于一个良好的趋势内。图2是C-3点的振动趋势。

图2 C-3点振动趋势图

2．局部点的频谱图和全息轴心轨迹发生变化。图3为C-3点的振动频谱图与轴心轨迹图。 C-3点是压缩机的出口(既高压)侧，在此处发现明显的亚异步振动信号，频率为工频的0.44倍，在轴承壳测取得振动能量与工频相仿，约0.4mm/s;在C-3点测取的电涡流全息轴心轨迹杂乱，与运行正常时稳定的圆形轨迹形成鲜明的对比。以上是压缩机发生气流旋转脱离明显的特征，再者，操作者发现的入口过滤器间断的异音，也是气流旋转脱离产生的一个明显现象。

旋转脱离是压缩机处于正常运行工况与喘振工况之间的一种异常工况，继续发展就造成压缩机发生喘振，发生事故停机，所以必须尽快查出造成气流发生旋转脱离的原因。

图3 C-3点频谱图与轴心轨迹图

由图4可知，在一定转速下，流量的

减少，会使压缩机向非稳区发展。

Q

图4 压缩机性能曲线示意图

现场透平调节阀开度已经达到最大，既压缩机在最高转速上运行。此时仪表测试的转速为9030rpm，而通过对压缩机工频频率的测量，发现实际转速为9480rpm。而压缩机的排气量为

9000rpm的排气量，因此，可以确定压缩机的实际排气量远远小于设计排气量。

打开过滤箱体的人口，使气流走短路，撇开过滤网直接进入压缩机，发现压缩机的排气量几乎没有变化。因此，首先排除了过滤网堵塞的可能。

从压缩机的运行趋势中可知(图5)，在夏季压缩机气封齿曾发生过磨擦现象，可以确认机组的效率已有下降。从该机组的历史记录中得知，压缩机运行周期一般一年左右。所以，我们得出结论，由于压缩机级间气封齿的磨损，造成设备排气量的降低，使压缩机运行向非稳态运行区发展，现在使压缩机处于喘振边缘上运行。必须尽快对压缩机进行大修处理，更换级间气封齿，以防出现事故停机和对设备造成的损伤。

图5压缩机振动幅值趋势

气封齿的使用寿命不应如此短暂，说明过滤器对空气的过滤质量太差，应对过滤器的结构进行改进，以提高过滤质量。

在做好准备后，水厂于10月7日停车对空气压缩机进行抢修(储满液氮储罐，防止公用系统出现问题)。利用4天时间完成了抢修工作，实际情况说明，压缩机转子高压级气封齿磨损已相对严重。

在水厂停车抢修过程中，公用系统的大空分装置(二化)突然事故停车，幸亏水厂氮气储备系统有准备，否则如果无准备情况下突然停车，会造成氮气系统的停车，损失将是惨重的。

2)喘振

喘振在离心式和轴流式压缩机中已为人们所熟知的一种现象，然而在很多情况下，其他一些不稳流动所造成的机器故障，往往也会错误地认为是机器发生了喘振（喘振是突变型失速的进一步发展）当气量进一步减小时，压缩机整个流道为气流旋涡区所占据，这时压缩机出口压力将突然下降，但是较大容量的管网系统压力并不马上下降，出现管网气体向压缩机倒流现象。当管网中压力下降到低于压缩机出口压力时，气体倒流才停止，压缩机又恢复向

管网输气。然而，因为进气量的不足，当压缩机在倒流气体排出、

管网回复到原来压力以后，又会出现整个流道内的旋涡区。如此

周而复始，机器和管道内的总流量发生周期性的忽上忽下变化，

机器进出口处的压力也将出现大幅度脉动。由于发生喘振时气体

在压缩机进出口处吞吐导流，并且伴随有巨大气流吼声和剧烈的

机器振动。这些现象可以从仪表操作的压力流量振动信号大幅度

变动的记录上清楚地反映出来，从操作现场也可以立即发觉得

到。由喘振引起的机器振动频率、振幅与管网容积大小密切相关，管网容积越大，喘振频率越低；振幅就越大，一些大容量的机器喘振频率多数小于1Hz。当气量进一步减小，进入图示的非稳定工况区，便发生喘振，喘振的特征明显，一般情况下会损伤机器造成停工。在轴心轨迹上，表现杂乱。

3)非接触式密封中的流体激振

在讨论气隙激振的机理中，认为引起转子不稳定的根本

原因，是转子周围的密封工作流体存在一个与

转子位移相垂直的作用力，此力即为切向力或横向

力，如图所示。由于该力的存在，加剧了转子在轴承

中的涡动运动，使其振幅不断扩大，假如没有足够的

阻尼力与之抵消，转子就失去稳定。

4)机械松动

1.供排水厂压缩机止推盘与二化103-J中压缸止

推盘松动实例。

五. 仪表系统故障

大机组的监测系统往往与机组保护系统相连的，因此检测系统是否能够真实地反映机组状况或者说测取的数据是否可靠，直接关系到装置的稳定运行监测系统如果出现误报，要么使已经出现故障的机组状态得不到反映，发生设备事故；要么是平稳运行的机组出现虚假的故障信号或数据，造成机组联锁停机，给生产造成巨大损失。

在日常的监测工作中，对测取信号的质量及真实性必须做首要的简单判别，因为这会影响到后续的分析。本章节对如何判断信号或数据的真实性作一介绍。

1)趋势历程：

一台运转平稳的设备，其振动历程趋势应当是平稳的。如果出现振动突然增高，那说明该设备或仪表系统出现异常，一般首先分析仪表系统的真实性。运用机械知识、仪表知识、工艺参数及现场经验，粗略判断数据的真实性。在机械设备故障诊断中，经常穿插着分析测取数据是否真实准确的工作。现举例如下：

公司某机组监测系统指示透平前机组振动值突然增加，达到报警值，因影响装置的安全生产，所以引起重视，经过现场检查发现，只是机头水平方向的振动大幅度增加，而垂直方向、机尾、压缩机两侧振动并没有增加，工艺参数也没有任何变化，这从机械知识上是讲不通的，很明显是仪表误反映。通过测试仪器进一步分析，证实了判断是正确的。

2)信号结构：

在线监测系统受电信号干扰的情况在实际中经常出现，电信号有时在振动幅值中占有较大比例，使振动数值上升，严重影响了对设备运行情况的正确判断，有时突然的振动增大会导致连锁停机，造成重大损失。在频谱分析中，这样的故障有比较明显的特征，即存在50Hz或其倍频的信号。举例如下：

以上是在某压缩机侧取得的频谱信号，很明显，其存在着50HZ的电信号干扰，在转速作调整时，1×及其倍频不变化，验证了为电信号干扰的判断；另外，从全息谱分析看出，其轴心轨迹为一条线（滤波轴心轨迹）。

有时探头在有毒介质中被腐蚀。在有毒介质中探头长时间运行会产生腐蚀，造成探头失效，

这时振值会发生大幅度变化，在频谱中会表现出大片的噪声信号。

六. 往复压缩机状态监测及故障诊断简介

往复压缩机作为容积式压缩机，本身特点就是往复惯性力大，压力冲击大，特征频率繁多等特点，导致在状态监测及故障诊断中一些有价值的判别信号被淹没，给判别工作带来难度。现在，还没有一套行之有效的监测方法。本章节简易介绍一下监测往复压缩机常用的方法。

（1）、振动趋势法

（2）、P-V示功图

（3）、活塞沉降法