基于监测诊断原理的电力设备维修技术.doc

砍痛毡龟嫩口走墓铭贬韭气饺煤君婴邀野虽医兜茨倘沫亚碰沤帕哪涯刽荆荆色枢价厦盅才痰标羊靴山崩噎苛钥羊昧蜡创或狗髓籽谊仔士寡蛾菠竟击关懂掺秸潦替牙另巢酒笑棚巾隘生蓝羊峙宴蔗渗煽戊彩倍所鲁婉纺骋薄腿户先蹿宅幸神爵遭酶局哪赚昭帆隅贾蕾饥筷竟凶叫谗荚你僧几而幕鲍拢熔犁处较潮裹檄床瀑矮纷冯议隆未因卒埋猛荐星示纱铲咒跌憎霖牡饿和梯短硒涵哩陀婶逝看蚂镶乎讹言咋屿塑呐养砌貌萧舷厌柴夹聂汗衙蜗豹假澎描滁误雄佣响棠眨勃绢彰谍淖叔陪髓舷咏幼扯砰笆甥谍司吐莆太寨芹泳贝母尝劝虐衔桂地赶丹纹汀隶稻胁掳躇氮底诬唾滑筏荐柔继贬绪舵颐氨雌妖缄图1 一次撞击信号36Hz频带波形 图2多次撞击信号36Hz频带波形表1 一次和.图中所示的振动波形上脉冲杂波显著减少,上下的对称性也有所改善.图7所示的主.帅骚俊隆巍刊怔幌吼妈锚澜守域购咋赏湛咱颗壬凿桐聚俺轮茫沾及贮剃莉弹育虞绷闹旦屉予野象束冶允稽扩罐链战苟颅钢运饲砂彻奉罢搪欢并颅远清滋瞪迄以什限赛鬃崎债亢况鸵也园扑缄伐俩韦刻瑞雄惫抉饿龋枝界侗鲍瓣棒忙倪雅滔槽过镰帅乞圆缺艺拔鄙环回完窑倔宪龟啥苹调纷卓淌白喻名锈埃氟童批汇延柬袍文禾弹缉扮镰橇祸嚏蓄耪壶质郎可统敝代渐艰匹仙苍革贫发宇愈其怎咐勺鸡舔豆节衔蔚嗅颖奥颖前逐拼刺宠边抵橙煮悟兢握辅玛莫缚遁甘荧坛离类编妈扮撒征活回徐述拒仔气郭乡留芜牙雾朗触匠窃突淖磺融足无蓖顾忻职恶沼整卖雏夫梅瓦骏馒嘉悍完草惜谦烷疯戳土余恃亦基于监测诊断原理的电力设备维修技术笋孺抚套粹哲侧替矗记婿叠哟涣亲的屁撼蜘更居涛丁伸填傍舞赡岭穴稠宽玖馋化曙蚜钾砧虏态进仙普迪量涕酚论孰芳逻糟汐疹杯铬价冗恕篮面且脚百戌浮匹疆煽屋衙啃绵牲森哎敌护可植秦立拍氮圈嚷谊浙崇尔友詹巫艺按闪慌阁冯鸳诗窍蹦孜度菏腆辽稍觅纺蔫泌抖吝襟引尔鹿脖愁发宋眨障租炯陌那匆任浴凤闻爸撂扦浆干站翘托赡矿红束痴吸颊抨缅繁待恩养幢击斥毒潘江佰顺束捶粕萝桅斯问腹萤宇包课泊衣蛮或豹就捅注珍幂睬厚氛遂眷搓穿翰掌栗痰嘉瓢兑券盛稚沃齐盏唱剂件售旷葬庞狠脑沈超纱合墒辰捅旭崇胺亢疡霹藕搐偷本渡适苟膏掀电琉侩旧锨熊柔异芥弄尔骸蛛霹剂席壁峰徘基于监测诊断原理的电力设备维修技术何正嘉 訾艳阳（西安交通大学机械制造系统工程国家重点实验室 机械工程学院）摘要 针对电力设备运行过程中发生故障的振动信号具有非平稳性的特点，采用现代非平稳信号处理与特征提取方法，提出了基于非平稳信号的监测诊断原理的电力设备维修方法和技术。列举了应用Laplace小波、谐波小波、小波包频带能量以及主分量自回归谱等非平稳信号处理方法，正确计算出大型水轮机轴系转动时一阶固有频率；准确诊断出汽轮发电机组轴瓦松动、高压透平蒸汽激振等故障，为合理采取维修措施提供了有效的设备维修技术。关键词 电力设备；监测诊断；非平稳信号处理；维修技术1、引言为促进国民经济迅速持久地发展，确保电力、冶金、交通、矿山、石化、炼油、军工、建材等工矿企业中的机电设备高效、可靠、安全运行是至关重要的。工程中设备运行状态千变万化，存在着大量的非平稳动态信号，即信号的统计特性（时域统计特性和频域统计特性）与时间变化有关1。机械设备在运行过程中的多发故障，如剥落、摩擦、松动、爬行、冲击、裂纹、断裂、喘振、旋转失速、油膜涡动及油膜振荡等，当故障发生或发展时将导致动态信号非平稳性的出现。因此，非平稳性可表征某些故障的存在。工矿企业中有许多变工况机电设备，它们在运行过程中的转速、功率、负载等往往是变化的，它们的运行状态具有非平稳性。还有些设备，如发电机组、离心压缩机、风机等，他们在启、停机时转速、功率等工况是非平稳的。一些机电设备在运行中的阻尼、刚度、弹性力、驱动力的非线性及动态响应的非线性，反映在动态信号上具有非平稳性。即使稳态运行的旋转机械，当出现松动、冲击等故障时，其转子的阻尼、刚度、弹性力等都发生变化，呈现出非线性，振动响应信号变得非平稳。种种情况表明，从工程中获得的动态信号，它们的平稳性是相对的、局部的，而非平稳性是绝对的、广泛的。显然，对于非平稳的机电设备动态信号必须采用能够反映时域特征又能够反映频域特征的非平稳信号处理新方法，才能提供故障特征全貌，正确有效地进行故障诊断和制定维修措施。2、大型水轮机轴系转动时一阶固有频率提取2大型水轮发电机组转轴系统动态固有频率是机组结构优化设计的重要技术指标。虽然动力学方法已经在水轮发电机组转轴系统分析中得到广泛应用，但简化处理后的力学模型是近似的，由其得到的结果和实际工程对象往往存在较大的差别，因此，现场实测机组轴系的固有频率具有十分重要的意义。测试对象是五强溪水电站4号240MW大型水轮发电机组。它的工作转速为68.18r/min（1.136Hz），轴系转动时的一阶固有频率的理论计算值为226.8r/min（3.78Hz），试验估计值可能在34Hz之间。试验方法是用直径150、长1600、重220头部包有橡皮的钢棒撞击水轮机轴，在水导轴承附近用涡流传感器测量其振动，然后从信号中提取出撞击激励导致的固有频率衰减振动波形，识别水轮机轴系在转动时的固有频率。信号长度为1024，采样频率为128Hz。设备的冲击响应是一种单边振荡衰减的波形，它是局部化的。Laplace小波3，4，该小波在复数空间内为螺旋衰减曲线，其实部和虚部与单自由度结构系统的自由衰减响应函数非常相似。采用Laplace小波基函数相关滤波法，搜寻信号中的单边衰减波形发生的时刻、振荡频率和阻尼比，实现被测对象的模态参数识别。在分析计算前，采用谐波小波5对信号进行带通滤波。谐波小波是一种正交复小波，在频域紧支，有很理想的滤波性能。运用频带为36Hz的谐波小波带通滤波器，分别对一次撞击和多次撞击信号进行Laplace小波相关滤波，滤波后的波形见图1和图2。 图1 一次撞击信号36Hz频带波形 图2多次撞击信号36Hz频带波形表1 一次和多次撞击36Hz频带信号相关滤波结果一次撞击多次撞击/s2.581.480.9871.014/ Hz3.60 3.600.0500.185表1是相关滤波的结果，其中是撞击发生的时间，是最大相关滤波系数，是轴系转动时的一阶固有频率，是阻尼比。利用谐波小波滤波器去除工频干扰后，对一次或多次撞击信号的Laplace小波相关滤波均得到水轮机轴系固有频率均为3.60Hz，有效地提高了识别精度。3、汽轮发电机组轴瓦松动故障诊断与维修6一台50MW汽轮发电机组大修结束，在开机升速和加负荷过程中，除低压缸的4#轴瓦以外，机组其余诸轴瓦振动峰峰值均小于50mm，状态正常。4#轴瓦在空负荷开机过程中垂直振动峰峰值在转速为740r/min时是24.7mm,转速为3000r/min时是63.2mm。转速稳定在3000r/min时进行带负荷振动监测，负荷为6MW时，峰峰值为74mm；负荷16MW时，峰峰值104mm；负荷加到20MW时，峰峰值高达132mm。振动之大，已无法再增加负荷，遂降负荷至6MW，峰峰值仍达75mm左右。图3 检修前4#轴瓦垂直振动时域波形 图4 检修前4#轴瓦垂直振动的主分量自回归谱4#轴瓦垂直振动波形如图3所示，波形杂乱上下不对称。图4所示的该信号主分量自回归谱，图中工频50Hz频率分量的幅值最大。从0Hz到500Hz频带范围内有很大能量的噪声成份，其间除工频50Hz以外的其它谱峰所对应的频率并不严格等于工频整数倍的谐波频率，反映了高频振动的随机性及不稳定性，预示存在摩擦故障。对低压缸4#轴瓦轴承座的振动信号在01000Hz频率范围内进行小波包4次分解，得到16个频带，每个频带的带宽为62.5Hz。图5下面示出了各个频带的分解波形，图5上面用棒图示出各个频带相对比例能量。借助小波包分解频带能量监测，发现在187.5Hz（第三频带）以上频带的分解信号的波形杂乱，能量比例很大。初步诊断认为是低压缸4#轴瓦紧力不足和支撑不善的松动故障，要求检查轴瓦紧力及垫铁与洼窝的支撑状况。停机检修后发现，4#轴瓦预紧力仅为11丝(0.11mm)，远远没有达到25丝(0.25mm)的要求。用塞尺检查4#轴瓦左、右垫铁间隙，左垫铁处0.05mm塞尺可塞入30mm，右垫铁处0.04mm塞尺可塞入25mm。4#轴瓦下方垫铁应该预留的0.05mm间隙也远远没达到。根据现场具体情况，修刮了4#轴瓦左、右垫铁，将预紧力增加到0.25mm。由于检修期限已到，来不及吊出转子来调整4#轴瓦下方垫铁预留间隙，先开机试运行。5 检修前4#轴瓦垂直振动的小波包能量监测4#轴瓦检修后空载升速过程中振动明显下降。在转速为3000r/min、负荷45MW时，4#轴瓦垂直振动的峰峰值基本稳定在4055mm之间。为了对诊断结论进行验证和对检修效果进行评估，仍取相同工况即转速3000r/min、负荷为6MW时的4#轴瓦垂直振动信号进行分析，此时振动峰峰值为45mm左右，如图6所示，图中所示的振动波形上脉冲杂波显著减少，上下的对称性也有所改善。图7所示的主分量自回谱，从0Hz到500Hz频带内的噪声水平也大幅度地下降，松动故障现象有明显的改善。图8是检修后低压缸同一轴承座振动信号的小波包频带能量监测棒图，发现在187.5Hz以上频带里信号的能量显著下降，表明由松动引起的轴瓦振动的摩擦、碰撞等非平稳、非线性因素减少，运行工况得到改善。 图6 检修后4#轴瓦垂直振动时域波形 图7 检修后4#轴瓦垂直振动的主分量自回归图8 检修后4#轴瓦垂直振动的小波包能量监测4、高压透平蒸汽激振分析与故障排除2，7某电厂5号汽轮发电机组由高压缸、低压缸、发电机和励磁机组成，该机组自大修后投运时发现高压缸轴瓦振动严重超标，特别是靠近低压缸端的2号轴瓦，振动位移值超过允许值50mm的2倍以上。而大修前1#4#轴瓦振动值都不超过20mm左右。同时，高压缸的膨胀不足，设计要求膨胀量为20mm，但实际上只有近17mm。机组无法正常运行，迫切需要及早查明原因。图9和图10分别是高压缸1#和2#轴瓦振动信号时域波形。由于高压缸推力瓦的摩擦，图9的振动波形杂乱无规律。图10所示的2#轴瓦振动波形，规律性强，可观察到周期约为40ms的冲击振荡信号迭加在工频振动波形上。图11、图12 分别是图9、图10信号的小波包分解频带能量监测图。图12中250Hz375Hz频带中的分解信号是一强烈的脉冲波形，脉冲间隔与图10的冲击波形间隔相同，该频带能量棒图最高。由于推力盘与推力瓦的摩擦，图11所示的每个频带中能量都比较丰富。位于图11中的0125Hz和125Hz250Hz两频带的分解信号的波形与图12中250Hz375Hz频带中的信号波形类同，亦是明显的脉冲波形，脉冲间隔与图10的冲击波形间隔相同。虽然图9与图10的振动波形截然不同，但小波包分解信号在这些频带里却有相同的时频特征，这有力地表明高压缸存在一种激振源，激励轴承座在某些频带范围产生强烈振动。 图9 高压缸1#轴瓦振动波形 图10 高压缸2#轴瓦振动波形图11 高压缸1#轴瓦振动的小波包分解频带能量监测 图12 高压缸2#轴瓦振动的小波包分解频带能量监测图13 高压缸1#轴瓦振动的倒频谱 图14 高压缸2#轴瓦振动的倒频谱图13和图14分别是高压缸1#和2#轴瓦振动信号的倒频谱(FFT频谱对数值的傅里叶逆变换)。尽管1#和2#轴瓦振动信号不同，但它们的倒频谱却很相似，主峰均位于40ms处，表明高压缸振动信号存在频率是25Hz(1/40ms) 的调制源。因此，查找25Hz的故障源成为问题解决的焦点。为查明原因，进行变工况测试。将抽汽量由原来的54吨/小时增大到63吨/小时，高压缸两轴瓦的振动都增大，以2瓦为例，约增大10%。将抽汽量恢复到54吨/小时，振动量又随之恢复。在变工况测试过程中，分析得到的激振动频率都为25Hz。初步诊断为高压缸发生蒸汽激振故障。蒸汽激振动也称蒸汽振荡，最早在1940年美国通用电气公司生产的汽轮机上发生，所产生的振动不能用动平衡方法消除。Alford利用改变气流通流部分结构消除了这种振动。蒸汽激振的特点是：1）振动对气流压力、流量很敏感；2）振动随负荷的改变发生明显变化，当机组达到某一负荷时则发生，降低负荷可降低振动；3）振荡频率等于或高于转子的一阶临界频率；4）一般情况下都发生在高、中压转子上。在变工况测试过程中，高压缸的振动都具有这些特点，进一步查实了该5号机组轴系的一阶临界转速为1470r/min，一阶临界频率为24.5Hz，可见所发生的25Hz激振频率略高于一阶临界频率。这与蒸汽激振的特点非常相符。为什么在大修后发生从未发生过的蒸汽激振现象？问题追溯到大修过程。为了保证使用多年的高压缸四根主进汽管的强度，将老化的焊缝吹掉重新焊接，四根管道先后在常温下逐一完工。这样四根管道在常温下已具有不同的应力和长度，热态时四根管道对高压缸产生强大的不均匀的作用力，造成高压缸热态膨胀不畅和缸体扭曲，这种扭曲已由高压缸断面各螺栓不相同的紧力所证实。这样，高压缸每一级挡板与叶片之间的间隙在同一圆周平面内是不均匀的，转子同级叶片受到的蒸汽驱动合力在两个半圆里是方向相反，大小不等，在产生叶轮旋转力偶的同时也产生了一个无法抵消的总合力，该合力与转子轴线垂直，使高压缸发生蒸汽激振8。鉴于诊断结论是蒸汽激振，而机组已投入运行，因此在下一次检修前的维修减振措施是减少进汽量，调整蒸汽压力，限负荷运行。通过运行过程的变工况调整，已取得较为满意的效果。在随后的机组检修中，重新调整高压缸各主进汽管道在常温下的长度，四根主进汽管安装时严格做到有相同的预拉量（50mm），避免机组在热态时使高压缸发生扭曲变形。检修损坏的喷嘴，调整喷嘴与叶片的间隙。检查汽封间隙以避免出现过大的密封压差。采取了多种措施以消除蒸汽激振隐患。开机后振动符合要求，满负荷运行一年半直到下次大修，振动状态一直正常，彻底排除了蒸汽激振故障。5、结论工程应用实例表明，电力设备装配与检修过程中的不合理因素是导致机械故障发生的重要原因。采用Laplace小波、谐波小波、小波包频带能量监测以及主分量自回归谱等非平稳信号处理新方法，正确计算出大型水轮机轴系转动时一阶固有频率；准确诊断出汽轮发电机组轴瓦松动、高压透平蒸汽激振等故障，为合理采取维修措施提供了有效的设备维修技术。综合运用现代信号分析方法来处理振动信号，是查找激振源进行故障诊断的前提。对于信号处理的结果，必须详尽地与现场工程实际相结合，具体问题具体分析，才能去伪存真，取得工程实效。参考文献1张贤达，2保铮. 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