• [技术知识] 离心泵的主要性能参数,你都清楚了吗?
    离心泵的性能参数主要包括流量、扬程、功率、效率、允许吸入真空度及允许汽蚀余量等,这些参数反映了离心泵的综合性能,一般在离心泵的铭牌上都会标出这些基本参数的数值。大多数泵业生产厂家所用泵铭牌的内容及形式如图1所示。图1 离心泵铭牌示例01 流量流量又称为排量,是指泵在单位时间内排出的液体的数量(可由出口流量计测定),有体积流量和质量流量两种。体积流量:泵在单位时间内排出的液体的体积,一般用Q表示,常用单位为L/s(升/秒)、m3/s(米3/秒)或m3/h(米3/时)等。质量流量:泵在单位时间内排出的液体的质量,一般用G表示,常用单位为kg/s(千克/秒)、kg/h(千克/时)、t/d(吨/天)等。质量流量和体积流量的换算关系如下:G=ρQ式中G——质量流量,kg/s;Q——体积流量,m3/s;ρ——液体密度,kg/m3。02 扬程单位质量的液体从泵进口到泵出口的能量增值称为泵的扬程,也就是单位质量的液体通过泵所获得的有效能量,也称为泵的总扬程,常用符号H表示。在国际单位制中,扬程H的单位为J/kg,但习惯上常以液柱高度(m)来表示其能量头,这样比较形象。虽然泵的扬程单位与高度单位一致,都是米(m),但不应把泵的扬程简单理解为液体排送所能达到的高度,因为泵的总扬程不仅要用来提高液体的位置高度,还要用来克服液体在输送过程中的流动阻力以及提高液体的静压能和速度能。在本文中,为了与国内泵的型号及产品样本单位一致,扬程H的单位均用“米液柱”或“m”表示(“J/kg”与"m"之间可通过重力加速度g换算)。在工程计算中,可应用伯努利方程计算管路系统中泵所提供的扬程H,如图2所示。图2 离心泵装置示意图1—泵;2—吸液罐;3—底阀;4—吸入管路;5—吸入管调节阀;6—真空表;7—压力表;8—排出管调节阀;9—单向阀;10—排出管路;11—流量计;12—排液罐03 转速转速是指泵轴每分钟旋转的次数,一般用符号n表示,单位为r/min。转速是离心泵的一个很重要的性能指标,转速改变后,离心泵的流量、扬程、轴功率都要发生变化。一般泵产品样本上规定的转速是指泵的最高转速许可值,实际工作中最高不超过许可值的4%。04 功率功率是单位时间内所做的功,常用单位是瓦特(W)或千瓦(kW)。泵的功率有有效功率、轴功率和配用功率之分。(1)有效功率有效功率是离心泵的输出功率,即泵在单位时间内对输送出去的液体所做的功,用符号Ne表示,可按下式计算:式中 ρ——液体的密度,kg/m3;Q——体积流量,m3/s;H——扬程,m;G——重力加速度,m/s2;Ne——有效功率,kW。(2)轴功率轴功率是指离心泵的输入功率,即原动机传给泵轴的功率,用符号N表示。由于泵内存在各种损失,泵不可能将原动机输入的功率全部转变为液体的有效功率。(3)配用功率离心泵的配用功率是指与之配合的原动机的功率,用ND表示,它和轴功率的关系为:ND=(1.1~1.2)N一般情况下,当N<4.5kW时,取1.2;当4.5kW<N≤40kW时,取1.15;当N>40kW时,取1.10。通常泵铭牌上标明的功率不是有效功率,而是轴功率或配用功率。05 效率效率是表示离心泵性能好坏以及利用原动机能量多少的主要技术经济指标,是指泵的有效功率和轴功率的比值,又称为泵的总效率,用符号η表示。因为离心泵内存在各种损失,所以离心泵的效率不可能为100%。离心泵内存在的损失主要有:(1)容积损失。由于泵的泄漏,泵的实际排出量总是小于吸入量,这种损失称为容积损失,主要包括密封环泄漏损失、平衡机构泄漏损失、级间泄漏损失和轴封泄漏损失。(2)水力损失(又称流动损失)。离心泵内的流动损失主要包括摩擦阻力损失及冲击损失。摩擦阻力损失指液体流经吸入室、叶轮流道、蜗壳和扩压管(或导叶)时的沿程摩擦阻力损失以及液流流过弯道、突然收缩或扩大等管件所产生的局部阻力损失;冲击损失是指泵的实际流量偏离设计流量所造成的损失。(3)机械损失。高速转动的叶轮盘面与液体之间、轴与轴承之间、轴与轴封部件之间的机械摩擦造成的损失称为机械损失。06 允许吸入真空度及允许汽蚀余量允许吸入真空度和允许汽蚀余量是离心泵非常重要的性能参数,是表示离心泵抗汽蚀性能的指标,单位与扬程单位相同。
  • [技术知识] 摩擦振动的诊断,看完值得收藏
    一.初步诊断(1)动静摩擦是机组比较常见的一种振动现象。特别在新机投产或大修后,因为这个阶段动静间隙需要有一个磨合过程。这个阶段如果发生振动不稳定,应该将动静摩擦作为一个重点进行排查。(2)启动过程中,如果转速稳定在某一点时振动继续上升,则属于动静摩擦的可能很大。(3)定速运行过程中,如果振动出现波动,属于动静摩擦的可能很大。二.详细诊断1.振动为基频(1X)分量动静摩擦引起转子的热弯曲,使质量中心偏离转动中心,因此产生的振动与转速频率一致,即为基频振动,或称1X分量。当机组在3000r/min运行时,频率为50Hz。有看法认为,摩擦振动的频谱中除了基频之外,还存在高次谐波(2X、3X…)和分数谐波(½X,⅓X…)的频率分量。其依据是:①认为动静摩擦的机理是转子与汽封发生撞击,这种撞击会激发高次谐波振动;②动静接触处相当于转子上多了一道或数道支承。支承处的刚度和阻尼不是常数,而与转子的转动角度有关。由此建立的转子的运动方程是非线性方程,它的解不仅含有基频,也将含有高次谐波和分数谐波的成分。上述看法仅仅是从理论角度分析的。实际上由于支持轴承对转子的定位作用,所谓的“撞击”几乎是不可能的。而且动静接触处的支承作用与支持轴承比较是微不足道的,不会对转子系统的刚度和阻尼产生明显影响。从对几十台机组摩擦振动的观察看,都是以基频为主,其他频谱分量很小。当然并不排除发生剧烈摩擦时出现高次谐波和分数谐波振动的可能,但不能将这作为诊断的必要条件。2.振动的不稳定动静摩擦发生的过程中,不断有热量由接触部位进入转子,转子的温度处于非稳态过程,它的热弯曲也在不断变化。因此,只要动静摩擦存在,振动就不可能稳定,而将处于连续的变化过程中。如果振动稳定了,说明动静摩擦消失了。3.趋势特征摩擦振动是由于转子不均匀加热引起的,而转子温度的变化是一个平滑连续的过程,而且要经历一定的时间。因此摩擦振动的最终结果不论是波动还是发散,趋势图都是一条平滑连续的曲线。而且其变化过程都要经历相当的时间(几十分钟甚至数小时),不会像自激振动那样发生突变。4.随机性摩擦振动的出现经常会表现出随机性,很难预料它在何时发生。即使在工况完全稳定,未进行任何运行操作的情况下也会突然发生。这说明转子某些部位的动静间隙已到了似接触而非接触的边缘状态。三.通过磨合消除摩擦振动遇到动静摩擦,最简单的办法是经过磨合消除。所谓磨合,就是通过机组的运行过程,将接触的部位磨平,使动静间隙达到维持正常运行的水平。在磨合的过程中,一定要严密监视振动的情况,并将振动控制在一定范围内。(1)如果启动过程存在摩擦,可以将机组停下来暖机,连续盘车后再升速。也可以在较低的转速连续运行,确认动静接触脱离后(由振动是否恢复到正常水平判断)再提升转速。升速过程如果仍存在摩擦,可以将转速降低,继续磨合。启动过程存在摩擦时,绝不能强行通过临界转速,这样风险很大。(2)工作转速的摩擦振动也可以经过磨合消除。在这种情况下,应该明确停机值,且停机值应适当控制严格一些。这是因为停机惰走的过程中动静摩擦还会继续发展,特别是到达一阶临界转速附近,摩擦加剧,振动可能达到很高的程度。一般来说,不能通过运行的调整(例如降低负荷),消除动静摩擦。(3)高、中压转子一般采用落地轴承,轴承座的刚度大,灵敏度低。对于这类轴承,应该注意监视轴振的变化。例如,国产200MW机组已经多次发生高压转子的弯轴事故。事故的重要原因是高压转子轴承的刚度大,当动静摩擦的程度已经很严重时,轴承座的振动反映并不明显,故没有引起注意。如果当时能够监测轴振,有些事故本可以避免。(4)转子平衡状态不好,存在较大的挠度,是诱发动静摩擦的一个重要因素。如果同时存在不平衡和动静摩擦,应该首先调整好转子的平衡。平衡状况的改善,可使整体的振动水平降低,对于消除摩擦也是有利的。
  • [技术知识] 轴流压缩机定子的知识讲解
    轴流压缩机定子主要由前气缸、后气缸及其内表面上的静叶所构成,进气管内的收敛器用作收集吸入的气体,第一级动叶前的进气导流器用作控制进入第一级的气流方向,出口导流器可使末级静叶出来的气流变为轴向流动,扩压器可对出口导流器流出的气体进行进一步降速增压,并将气体导向出气管排出。在压缩机结构中,定子部件的核心部分是气缸,它构成整台机器的承力骨架。机组中的转子以及其他各种静止部件,大部分都在气缸上安装和定位。通常气缸是由几个不同的构件(装有静叶的壳体和进气、排气蜗壳等)连接成为一个整体的,它承受着机组的大部分质量, 又要在高温、高压条件下承受通过静叶传递给气缸的气动载荷等。因此,气缸的结构应该具有足够的强度、耐热性和气密性。压缩机的静叶(导叶)装在气缸内,它们与装在转子上的动叶一起构成气流的通流部分,是压缩机的主要工作部件。因此,不仅每个静叶的形状和尺寸都要求有很高的加工精确度,而且要求静叶能够准确而可靠地安装并定位在气缸上。此外,各静止部件之间的连接结构(气缸与气缸之间,气缸与静叶、气封、轴承之间的连接)还必须保证既能做到不会由于差异膨胀而引起过大的应力和变形,又不至于破坏原先装配时所达到的同心要求。由于压缩机气缸所受的温度和压力都不太高(进气是大气温度和压力,出口压力是从几个大气压到几十个大气压,出气温度为200~ 300℃),因而,气缸通常为铸造,也有焊接或焊铸结合的。气缸壁厚度可按工作压力设计,进气、排气道有轴向式和蜗壳型,它们应有良好的气动性能。收敛段和扩压段应有足够的长度,当量扩压角不宜过大。由于压缩机级数多,轴向尺寸长,直径较小,缸壁较薄,因此气缸的刚性较差,容易产生变形。而压缩机通流部分的径向间隙又要求很严(因为径向间隙加大将严重影响压缩机的压比和效率),这就要求压缩机具有较大的刚性。这是结构上需要妥善解决的问题。有时为了增加薄壁气缸的刚性,在气缸上可以设置加强筋。压缩机气缸可以做成前后一体,也可以分成几个段,然后通过垂直法兰上的螺栓固结在一起。气缸分段的主要原因是为了使前后段可以采用不同材料,也为了加工工艺上的方便。此外,在压缩机气缸上常常开有防喘放气口以及冷却和密封抽气口,因此,也常常在放气口处分段。定子中的静叶均匀固定在动叶后的气缸上,使动叶中流出的气体动能转化为压能,又控制下一级动叶前的气流速度和方向。静叶分为固定静叶和可调静叶两种,静叶通过燕尾型或其他形式叶根固定在气缸上,如图1所示。为改变叶片安装角度,设有专门的调节机构。静叶调节是轴流压缩机常用的调节方式。一般静叶内装有内环,它比不带内环的静叶具有刚度大、抗振性好的优点,并能防止叶端漏气。图1 固定式和可调式静叶片其他部件如密封、轴承、平衡盘等与离心压缩机类似,此处不再赘述。
  • [技术知识] 超详细的干气体密封介绍,速度收藏
    与机械接触式密封、浮环油膜密封相比,干气体密封可以省去密封油系统及排除一些相关的常见问题,具有泄漏量少、磨损小、使用寿命长、能耗低、操作简单可靠等优点。现已广泛用于石化行业的离心压缩机中。通常干气体密封与机械接触式密封有着相似的剖面外形,密封是在与转动相垂直的平面内实现。干气体密封公用面结构主要有四种形式:扁平密封块、台阶形密封块、楔形密封块和螺旋槽表面。本文以螺旋槽式气体密封为例,简要介绍干气体密封的结构特点、工作原理和维护要求等。01 基本结构干气体密封结构示意如图1。动环端面槽型示意见图2。干气体密封主要由动、静两部分组件组成。静止部分包括由O形环密封的静环(主环)、加载弹簧及固定静环的不锈钢夹持套(固定在压缩机机壳内)。动环(又称配对环)组件由一夹紧套和一锁定螺母(保持轴向定位)等部件安装在旋转轴上随轴高速旋转,动环一般由硬度高、刚性好且耐磨的钨、硅硬质合金制造。螺旋槽式干气密封设计的特别之处是在动环表面加工出一系列螺旋状沟槽,深度般为0.0025~0.01mm。在静止条件下,由于静环也就是主环上的弹性负荷,使动环与静环保持相互接触。图1 干气体密封结构1—动环;2—静环;3—弹簧;4,5,8—0形密封环;6—转轴;7—组装套图2 部分非接触式密封端面槽型02 工作原理螺旋槽的气体密封的工作原理是流体静力和流体动力的平衡。为了清晰起见,特将螺旋槽密封块外形放大示意如图3、图4。密封气体注入密封装置,使动、静环受到流体静压力作用,不论配对环是否转动,这些力都是存在的。而流体的动压力只是在转动时才产生。配对动环上的螺旋槽是产生这些流体动压力的关键,当动环随轴转动时,螺旋槽里的气体被剪切从外缘流向中心,产生动压力,而密封堰对气体的流出有抑制作用(静压力的存在),使得气体流动受阻,气体压力升高,这一升高的压力将挠性安装的静环与配对动环分开,当气体压力与弹簧恢复力平衡后,维持一最小间隙,形成气膜,密封工艺气体,这样,动、静环间互不接触,并且气膜具有良好的弹性,即气膜刚度。图5为动、静环工作时受力情况示意:①为动、静环间隙,根据不同密封形式,3~10μm左右,②为动环内螺旋槽,深度一般为0.0025~0.07mm,高压气由环的外侧进入螺旋槽内形成密封气动压力④,流动至密封堰⑤时受阻,气体压力升至最高值,然后迅速降低⑥,并使静环离开动环一个微小间隙,该间隙的大小是弹簧力⑦、介质气体压力⑧以及动静环间隙中密封气压力平衡的结果,并维持动、静环一个合适的间隙值。图3 气体密封的公用面结构示意图4 配对动环结构放大示意图5 气体密封动、静环工作时的受力图03 干气体密封在转子上的配置与运行要求由于结构上的要求,气体密封承担着两方面的任务:一是要防止转动期间主环与配对环接触,避免摩擦生热;同时当轴不转动时,密封应为零泄漏量。因此,首先主环与配对环要精加工、精安装,保持该接触面在光带上所测平面度要求。图6表示典型的安装在压缩机出口端的干气体密封。图6 安装在压缩机出口端的干气体密封示意这个密封是以固定的主环面安装在轴端上可以移动的夹持环里的简单装置。转动配对环利用台阶和O形环辅助密封与安装在轴上的夹持箍相连。这种固定压缩机密封主要工作面的方法是相当常见的。由于密封面上的螺旋槽深只有几个微米,因此必须有非常干净的气体来启动并保护显微深度的密封面外表面。一般要求密封上游的注气非常洁净,无论是外设气源还是来自压缩机出口的工艺密封气都需要经过严格滤清。04 干气体密封的辅助系统和浮环油膜密封比较,干气体密封不需要复杂的辅助系统。只需要提供简单的控制系统以监测密封的情况和自动停车的情况。图7所示为一典型的干气体密封辅助系统。洁净的密封气(可以是工艺气,也可以是外设的氮气)以高于压缩机内被封工艺气体的压力由入口1注入到密封装置,用以阻止压缩机工艺气体渗漏。在两侧干气密封面间泄漏的工艺介质气和隔离气的混合气经过压力开关PSM (PAM)、限流孔板3和流量计4后,排放到主放空口,去火炬系统。隔离气(氮气)由入口2注入,用以保护密封部件免受污染和阻止工艺气体泄漏,而靠近压缩机外部的密封泄漏气体主要为极少量的缓冲气体,经次放空口5放空。压缩机油泵运行前,必须将隔离气体(氮气)引入到干气密封装置,以防止密封部件和油接触。压缩机使用前,一般先注入洁净的氮气启动和保护密封面,在压缩机投入正常运行前,置换来自压缩机出口的工艺气,工艺气必须经过过滤器过滤。图7 干气体密封的辅助系统干气密封的支持系统控制部件及管线远不及常规液体密封安装的那么复杂或者那么昂贵,通常具有如下特点:①气源与支持系统工程简单;②操作时无磨损,密封寿命可达数年;③工艺气体漏损率低,且工艺介质不会被污染;④对转子轴向或径向移动不敏感;⑤对密封的气体性能相对来说不敏感;⑥低动力消耗,约为机械接触式密封的1/20左右。
  • [技术知识] 摩擦振动发生的原因有哪些?
    运行过程中,转子与汽封等静止部件的间隙消失,导致动、静部件的接触,由此引起的振动称为摩擦振动。大型汽轮机转子、缸体的体积和质量较大,因而柔度较大。出于经济性的考虑,汽封间隙又控制得比较小,使得摩擦振动在这类机组上较为频繁地发生。摩擦振动是机组常见的振动故障之一,这种振动往往比较剧烈,发散得比较快。动静接触产生的热应力如果超过材料的屈服极限,还会引起转子的永久弯曲。相当大一部分的转子弯曲是由动静摩擦引起的,一些轴系破坏事故也与摩擦振动有着直接或间接的关系。因此,识别摩擦振动的特点并及时采取正确的应对措施,是非常必要的。动静接触的原因动静接触最经常发生在轴封和隔板汽封。汽封是密封蒸汽的一种装置,按其位置的不同,分为端部汽封(又称轴封)、隔板汽封和叶片汽封。端部汽封在汽缸和转子之间,减少蒸汽漏出汽缸或空气进入汽缸;隔板汽封在转子与隔板间隙之外,减少蒸汽漏入隔板后;在动叶的端部和轮盘圆周上与隔板体上的轴向和径向处设有的阻汽片称为叶片汽封。在轴封和隔板汽封发生的动静接触将引起转子温度的不对称,使转子发生热弯曲。而叶片汽封处的动静接触对转子温度影响不大,不会产生摩擦振动。另外,油挡、轴瓦、发电机的端盖、密封瓦等部位都有可能与转子接触。动静接触的发生与结构、检修和运行等方面的原因有关。1 结构原因(1)有的低压缸的刚度较低,充水、抽真空和受热后容易发生变形。(2)汽封段较长或汽封接近跨中转子跨中挠度比较大的部位。(3)钢汽封或弹簧式汽封,这种汽封一旦发生碰摩,较难脱离接触。(4)隔板变形。(5)如果机组灵敏度较高,轻微的动静接触就会在振动上反映出来。2 检修原因(1)动静间隙调整不当。如片面追求经济性,不适当地将间隙减小,从而引起动静接触。例如,一台600MW的机组因投产后不能满发,在检修中将高、中缸的间隙不适当减小,造成开机后甚至不能达到3000r/min。后来对部分轴封间隙进行复查,发现有的地方间隙甚至为零。制造厂提供的间隙值,更多是出于机组经济性的考虑。按照这样的间隙值调整,并不能完全避免动静接触。如低压缸隔板汽封的安装间隙一般在1mm左右,但是运行中缸体的下沉可以达到数毫米。因为在安装中难以把握合理的间隙,所以在新机启动和机组大修后比较容易发生摩擦振动。(2)对中不良。(3)滑销系统的卡涩引起的汽缸变形、跑偏。3 运行原因(1)汽缸跑偏或基础不均匀沉陷。(2)蒸汽温度的变化。如果蒸汽温度的变化过于剧烈,将引起静止部件的变形。因此温度的变化必须控制在合理的范围内。(3)汽缸进水和保温不良。水由蒸汽管道或抽汽管道进入汽缸将急剧冷却汽缸壁,其结果是在上下缸出现较大的温差,缸体“拱背”(弯曲)。这将引起剧烈的摩擦,并对通流部分部件的安全构成威胁。汽缸保温不良同样可以引起缸体的变形。(4)排汽缸的快速加热和冷却。在低负荷和蒸汽流量小的情况下,排汽缸被快速加热,有可能导致汽缸变形。如果喷水装置没有及时投入,有可能引起摩擦。(5)汽封损坏。汽封系统进汽温度的剧烈变化或进水,都将使汽封变形或损坏。(6)暖机不充分,在转子存在较大晃度的情况下开机。(7)剧烈振动。
  • [技术知识] 旋转机械的主要故障原因,你知道几个?
    近年来,随着现代工业的发展,大型旋转机械需求数量不断增加,而且这类机械本身还不断向大功率、大容量、高转速、高效率和复杂化等方面发展。如何管理好这些设备,确保工作过程的安全性和可靠性,避免事故发生,让设备发挥最大的经济效益,已成为现代企业管理的重要目标之一。为此,要求通过对机器的在线监测尽早识别较小的故障,并监视故障的发展,以便在整个系统受到较大破坏之前,及时实施补救措施或有准备地停机。另一方面,对大型旋转机械进行状态监测,可以更有效地指导设备的维修管理,将早期的事后维修方式和计划维修方式发展为预知维修,可以让机器在有限的使用寿命期内创造最大的价值。机械故障是指机器的功能失效,即其动态性能劣化,不符合技术要求。例如,机器运行失稳,产生异常振动和噪声,工作转速、输出功率发生变化,以及介质的温度、压力、流量异常等。机器发生故障的原因不同,所反映出的信息也不一样,根据这些特有的信息,可以对故障进行诊断。但是,机器发生故障的原因往往不是单一的因素,一般都是多种因素共同作用的结果,所以对设备进行故障诊断时,必须进行全面的综合分析研究。由于旋转机械的结构及零部件设计加工、安装调试、维护检修等方面的原因和运行操作方面的失误,使得机器在运行过程中产生振动,其振动类型可分为径向振动、轴向振动和扭转振动,其中过大的径向振动往往是造成机器损坏的主要原因,也是状态监测的主要参数和进行故障诊断的主要依据。从仿生学的角度来看,诊断设备的故障类似于确定人的病因:医生需要向患者询问病情、病史、切脉(听诊)以及量体温、验血相、测心电图等,根据获得的多种数据,进行综合分析才能得出诊断结果,提出治疗方案。同样,对旋转机械的故障诊断,也应在获取机器的稳态数据、瞬态数据以及过程参数和运行状态等信息的基础上,通过信号分析和数据处理提取机器特有的故障征兆及故障敏感参数等,经过综合分析判断,才能确定故障原因,做出符合实际的诊断结论,提出治理措施。根据故障原因和造成故障原因的不同阶段,可以将旋转机械的故障原因分为几个方面,如下所示。1.设计原因1)设计不当,动态特性不良,运行时发生强迫振动或自激振动;2)结构不合理,应力集中;3)设计工作转速接近或落入临界转速区;4)热膨胀量计算不准,导致热态对中不良。2.制造原因1)零部件加工制造不良,精度不够;2)零件材质不良,强度不够,制造缺陷;3)转子动平衡不符合技术要求。3.安装、维修1)机械安装不当,零部件错位,预负荷大;2)轴系对中不良;3)机器几何参数(如配合间隙、过盈量及相对位置)调整不当;4)管道应力大,机器在工作状态下改变了动态特性和安装精度;5)转子长期放置不当,改变了动平衡精度;6)未按规程检修,破坏了机器原有的配合性质和精度。4.操作运行1)工艺参数(如介质的温度、压力、流量、负荷等)偏离设计值,机器运行工况不正常;2)机器在超转速、超负荷下运行,改变了机器的工作特性;3)运行点接近或落入临界转速区;4)润滑或冷却不良;5)转子局部损坏或结垢;6)启停机或升降速过程操作不当,暖机不够,热膨胀不均匀或在临界区停留时间过久。5.机器劣化1)长期运研,转子挠度增大或动平衡劣化;2)转子局部损坏、脱落或产生裂纹;3)零部件磨损、点蚀或腐蚀等;4)配合面受力劣化,产生过盈不足或松动等,破坏了配合性质和精度;5)机器基础沉降不均匀,机器壳体变形。
  • [案例分享] 今日份干货,分享一个活塞式压缩机连杆断裂的故障诊断案例
    连杆及螺钉断裂,其原因如下。1)连杆螺钉长期使用产生塑性变形①螺钉头或螺母与大头端面接触不良产生偏心负荷,此负荷可大到是螺栓受单纯轴向拉力的七倍之多,因此,不允许有任何微小的歪斜,接触应均匀分布,接触点断开的距离最大不得超过圆周的1/8即45°。②薄壁瓦余面过高或厚壁瓦两边垫片不均匀。③螺钉材质或加工有问题。④安装或检修在拧紧螺栓时,应松紧适当,最好用扭矩扳手,必须穿上新开口销,以免松动。⑤质量不好或不符合图纸技术要求的连杆螺栓不能使用。2)连杆断裂连杆断裂往往发生在小头或杆身的连接处,此外是大头与杆身相接的直角处;因为这两处均为危险断面,如果材质不良或有加工缺陷会造成断裂。在安装或检修时,一定要按技术规定拧紧连杆螺母,认真检查连杆螺栓,并锁好开口销,防止撞缸;检查连杆材质和制造质量。1 案例简介1月2日12时5分,某工厂压缩机操作人员突然听到2#甲烷压缩机发出异响,还未来得及停车,机组就联锁跳车。机组停下后,经检查发现,一级东侧缸连杆断裂,曲轴箱北侧有直径85mm的穿孔,并有两条裂纹向上左右延伸至箱体肋筋上,曲轴箱盖被掀起105mmx125mm的1口子并伴有裂纹,活塞杆弯曲,十字头变形,拆开气缸检查,东面一级活塞端头粉碎性损坏,缸头及连接螺栓经检查没有发现变形及裂纹,查操作记录,事故前各工艺指数均在指标范围内。2 原因分析经分析认为主要是该压缩机的活塞采用空心铸铝,由于活塞在设计制造时,活塞端面排砂工艺孔采用锥形螺纹丝堵进行密封,活塞与丝堵两种材料均为ZGA1,丝堵拧紧后再上车床光平,没有采取必要的锁紧措施。当活塞在往复运行中,活塞空腔内存在一定的交变压力作用,在交变压力作用下,丝堵预紧力逐渐下降,丝堵就慢慢退出,当退至一定位置,预紧力小于气压差力时,丝堵就突然脱落于气缸中,造成活塞与缸体前端密封面机械撞击,致使活塞端面损坏,活塞碎片落入缸头活塞背帽孔中,活塞杆运动力直接作用于缸头上,活塞杆、连杆受拉、压折力的作用下,而使连杆最薄弱处断裂。断裂的连杆随曲轴做圆周运动,甩动连杆使曲轴箱、曲轴箱盖、箱内油管损坏,最终因油压降低而联锁自动停车。3 解决办法①停车将活塞取出,退出丝堵,在活塞各丝堵沿螺纹圆周镗60°、深20mm的坡口,然后在其中一个丝堵上钻直径为8mm的通孔,作加热和焊接时的排气孔。②将活塞吊至焊接平台,用电阻加热器缠绕活塞的侧面,用2~2.5h将活塞加热至250℃,用直径4mm铝焊丝,采用手工氩弧焊焊接。首先将损坏部位焊好,再焊各丝堵,然后在不拆保温层的条件下使活塞整体慢慢冷却至常温,再用铝棒将丝堵上所钻的孔堵死,用手工氩弧焊焊死铝棒。焊好的活塞上车床车光平端面并检查圆柱度。③曲轴箱损坏部位的处理:首先用磨光机打磨损伤部位,找出各裂纹及裂纹终点,在各裂纹终点打直径6mm的通孔防止裂纹进一步延伸,然后对曲轴箱侧面裂纹用磨光机打磨60°、深15mm的坡口,用气焊将裂纹四周做预热处理,再用Z208焊条对裂纹进行手工电弧焊接,在焊接过程中采用间断焊接且边焊边敲打,焊后用气焊对焊缝周围加热使其慢慢冷却,以便消除焊接产生的应力。在通孔部位周围打直径10mm的通孔(应避开肋筋)8个,然后用厚度为8mm的盖板加密封垫,通过螺栓连接封死通孔,防止漏油,曲轴箱盖穿孔也是用盖板的方法做同样处理。4 吸取的教训①对于铝材活塞,在设计制造时,清砂工艺孔采用焊接方法处理是最理想的,或将活塞从中部分作两段浇铸,再靠机加工保证尺寸及密封位置精度,然后由活塞杆及活塞背帽来连接紧固。②无论用什么材料制成的活塞,在加工处理时,工艺孔丝堵不宜采用锥形螺纹,最好是丝孔内有密封端面,加热密封拧紧丝堵,防止压缩机在运行中活塞体内腔有压力变化,另外,工艺孔用丝堵处理时,丝堵一定要做防松处理,以防丝堵脱落。
  • [问题求助] 【IOTA数据分析】【数据分析功能】数据分析只能分析出单个属性
    【功能模块】实现数据分析【操作步骤&问题现象】1、设备接入有正常的数据但是在数据分析这里看不到任何数据2、【截图信息】【日志信息】(可选,上传日志内容或者附件)
  • [技术知识] 【干货】离心泵的分类与性能特点
    01 离心泵的分类离心泵的类型很多,分类方法也不同,比较传统的是按结构型式进行分类。(一)按级数分(1)单级离心泵(图1):在泵轴上只有一个叶轮的泵。单级离心泵是一种应用最为广泛的泵,由于液体在泵内只有一次增压,所以扬程较低。(2)多级离心泵(图2):在同一根泵轴上有两个或两个以上的叶轮,液体串联通过各级叶轮,泵的总扬程为多个叶轮产生的扬程之和,因此多级离心泵的扬程很高。(二)按吸入方式分(1)单吸离心泵(图1):只在叶轮的一侧有吸入口,液体从一侧流入叶轮。此类泵的叶轮制造方便,应用最为广泛,缺点是存在轴向力。(2)双吸离心泵(图3):叶轮两侧都有吸入口,液体从两侧进入叶轮,在同样条件下比单吸式泵流量增加一倍。由于双吸泵的叶轮结构对称,不存在轴向力,运行较平稳。(三)按叶轮出来的液体引向压出室的方式分类(1)蜗壳泵:液体从叶轮出来后,直接进入具有螺旋线形状的泵壳。(2)导叶泵:液体从叶轮出来后进入它外面的导叶,之后进入下一级或流入排出口。图1 IS型单级单吸离心泵结构图1—泵体;2—叶轮螺母;3—制动垫片;4—密封环;5—叶轮;6—泵盖;7—轴套;8—填料环;9—填料;10—填料压盖;11—轴承悬架;12—轴图2 分段式多级高压热油泵结构图1—泵轴;2—轴套螺母;3—轴承盖;4—轴承衬套甲;5—单列向心球轴承;6—轴承体;7—轴套甲;8—填料压盖;9—填料环;10—进水段;11—叶轮;12—密封环;13—中段;14—出水段;15—平衡环;16—平衡盘;17—尾盖;18—轴套乙;19—轴承衬套乙;20—圆螺母图3 双吸离心泵结构图1—下泵体;2—上泵体;3—叶轮;4—轴;5—密封环;6—轴套;7—填料套;8—填料;9—液封圈;10—水封管;11—填料压盖;12—轴套螺母;13—固定螺钉;14—轴承体;15—轴承体盖;16—单列向心球轴承;17—圆螺母;18—联轴器部件;19—轴承挡套;20—轴承端盖;21—双头螺栓;22—键此外,还可以按照比转数分为低比转数泵、中比转数泵和高比转数泵;按工作压力分为低压泵、中压泵、高压泵;按泵壳结合缝形式分为水平中开式泵、垂直结合面泵;按泵轴位置分为卧式泵、立式泵;按用途和输送液体性质分为水泵、油泵、耐腐蚀泵等。另外,API 610标准是国际公认的石油、重化学及天然气工业用离心泵最权威的技术标准。根据API 610标准第10版,将离心泵分为三大类共18小类,如图4、图5和图6所示。(1)OH型——悬臂式泵,共6小类,如图4所示。OH1型泵:底脚安装式单级悬臂泵(不符合本标准的所有要求)。OH2型泵:中心线安装式单级悬臂泵。有一个与泵成整体的轴承箱缓冲所有的转子载荷。驱动机安装在与泵成一整体的支座上。泵与其驱动机通过挠性联轴器连接。OH3型泵:具有独立轴承座的立式单级悬臂管道泵,用挠性联轴器。OH4型泵:无轴承座的立式单级悬臂管道泵,用刚性联轴器。OH5型泵:叶轮直接安装在电动机轴上的立式单级悬臂管道泵。OH6 型泵:与高速齿轮箱成一整体的单级悬臂泵,叶轮直接安装在齿轮箱的输出轴上,齿轮箱与泵之间无联轴器,齿轮箱由挠性联轴器连接到驱动机上。这类泵可以是立式或卧式。图4 OH型泵(2)BB型——两端支承泵,共5小类,如图5所示。BB1型泵:轴向剖分式单级或两级两端支承泵。BB2型泵:径向剖分式单级或两级两端支承泵。BB3型泵:轴向剖分式多级两端支承泵。BB4型泵:径向剖分式多级两端支承单壳体泵。这类泵也称为节段式泵、分节式泵或拉杆泵,在每段之间有潜在的泄漏通道。BB5型泵:径向剖分式多级两端支承双层壳体泵,也称为筒袋泵。图5 BB型泵(3)VS型——立式悬吊泵,共7小类,如图6所示。VS1型泵:立式悬吊单壳体导流壳泵,通过中央管排液。VS2型泵:立式悬吊单壳体涡壳式泵,通过中央管排液。VS3型泵:立式悬吊单壳体轴流泵,通过中央管排液。VS4型泵:立式悬吊单壳体涡壳式长轴液下泵,带独立的排液管。VS5型泵:立式悬吊单壳体悬臂式液下泵,带独立的排液管。VS6型泵:立式悬吊双壳体导流壳泵。VS7型泵:立式悬吊双壳体涡壳式泵。图6 VS型泵02 离心泵的性能特点(一)离心泵的优点(1)结构简单,零部件较少,便于维修。(2)体积小,占地面积小。(3)在动力足够的情况下泵所产生的压头取决于叶轮直径和泵的转速,并且不能超过这些参数所规定的数值。(4)流量连续均匀,工作平稳;流量调节容易,所适用的流量范围很大,常用范围为5~20000m3/h。(5)压力平稳,泵运转时振动较小。(6)转速高,可与电动机或汽轮机直接相连,结构简单紧凑,尺寸和重量比同样流量的往复泵小得多,造价低。(7)对杂质不敏感,易损件少,管理和维修较方便。无论在陆上还是船上,离心泵的数量和使用范围都超过了其他类型泵。(二)离心泵的缺点(1)本身没有自吸能力,容易抽空,如果抽送的液体动液面在泵中心线以下,开泵前需灌泵或抽真空。为扩大使用范围,在结构上采取特殊措施制造各种自吸式离心泵,在离心泵上附设抽气引水装置。(2)在低于额定流量、小流量操作时,泵的效率较低。(3)适用于输送黏度较低的各种液体,黏度对泵的性能影响较大。
  • [技术知识] 防止离心压缩机喘振的控制措施总结,速度收藏
    在实际生产运行过程中,为了防止离心压缩机发生喘振,可以采取以下措施。1)在运行过程中,提高离心压缩机入口流量和入口压力的参数,同时加装低流量报警装置。在流量不变时,可通过降低离心压缩机排气压力、提高入口压力或两者相结合的方法,减小出口、入口压比,以防止压缩机发生喘振。2)在离心压缩机出口管路上设置自动防喘振装置。目前,绝大多数离心压缩机已采用了防喘振阀,但从实际使用情况看,由于受温度、压力和调节阀自身灵敏度、准确度的影响,有些使用效果不是很理想。合理选择防喘振阀,其全行程反应时间最好控制在1s内,不能超过2s;防喘振阀的型号、尺寸应根据离心压缩机的性能和操作条件选取,一定要留有较大的余量。另外,防喘振阀的变送器应安装在离阀门尽可能近的地方,以缩短反应时间。3)在离心压缩机出口管路上增设非放空安全阀,以确保防喘振阀出现故障时能及时、迅速地卸压。4)设置回流旁路流程,使离心压缩机出口的部分气体经过冷却器后回流到压缩机入口,从而增加压缩机入口流量,减少喘振发生的概率。设计工艺管道时,压缩机出口管路及回流管路的容量应根据实际需要最小化(包括减小管径和长度)。因为管路的容量越大,喘振的振幅越大且频率越低;管路的容量越小,喘振的振幅越小且频率越高。5)大型空分设备离心压缩机进口过滤器若采用自洁式过滤器,要选择合适的过滤筒。6)定期调校安全阀、防喘振阀、压力及流量联锁仪表,确保其整定值准确、动作灵敏。要重点做好防喘振系统仪表的定期检查工作,确保该系统开启迅速。另外,要定期维护离心压缩机的出口单向阀,确保其灵活好用。进口带可调导叶机构的离心压缩机,其导叶执行机构要反应灵敏,反馈信号一定要准确无误,还应每隔2年校对导叶开度的精确性。7)提高岗位操作人员的综合素质,全面提升操作质量。在离心压缩机启动前,要首先做好各项检查工作;启动后系统升压操作要缓慢、平稳,切忌操作阀门的幅度过大,尽量减少工况的大幅度波动。“机、电、化、仪”四位一体的多工种联合检查、维护要到位。要加强机组运行状态的检测,发现异常现象应及时处理,必要时应紧急停车并检查。8)在设备运行期间,离心压缩机转子、叶片、叶轮的腐蚀和结垢,会使压缩机特性曲线发生变化,导致喘振线移位,当喘振线位移量足够大时,最初的防喘振线就不能再起到防止压缩机发生喘振的作用。所以,每隔3年应验证1次原喘振曲线的准确性,如果位移量过大,需重新修正。9)由于离心压缩机存在喘振问题,流量范围有限定,因此,对一定规模的生产装置选用流量过大的离心压缩机或留有过大裕度系数并非有利。如果离心压缩机的流量选得过大,那么为了避免发生喘振,必须使物料大量循环或放空,造成浪费。
  • [技术知识] 离心泵的工作原理,终于搞明白了
    离心泵是靠一个或几个叶轮旋转时产生的离心力来完成介质输送的,这可以从日常生活现象来说明。例如,雨天打伞外出时,急速转动伞柄,伞面上的水滴就会沿伞的四周飞溅出去,伞面越大或旋转得越快,水滴飞溅得越远。又如,用一根绳子拉着石块做圆周运动,如果速度太快,绳子就会断开,石块将会飞出,这就是所谓的离心力。离心泵就是根据这个原理设计的。为使离心泵正常工作,必须配备一定的管路和管件,这种配备有一定管路系统的离心泵称为离心泵装置。离心泵的工作过程,实际上就是一个能量传递和转换的过程,如图1所示。离心泵启动前,泵壳内首先应灌满被输送的液体,这个过程称为“灌泵”。启动后,原动机通过泵轴带动叶轮旋转,叶轮中的液体在叶片的驱动下与叶轮一起转动,因而产生离心力。在离心力作用下,液体沿叶片流道被甩向叶轮出口并获得能量,以高速离开叶轮出口进入蜗壳。在蜗壳中,液体由于流道的逐渐扩大而减速,将部分动能转变为静压能,最后以较高的压力流入排出管道,送至需要场所。图1 离心泵工作原理示意图1—叶轮;2—叶片;3,9—蜗壳;4—吸入口;5—排出管;6—漏斗;7—滤网和底阀;8—排出阀门在液体被甩向叶轮出口的同时,在叶轮入口中心处形成一定的真空,从而在吸液罐和叶轮入口中心处的液体之间产生了压差。在压差的作用下,吸液灌中的液体经吸入管路及泵的吸入室压入叶轮中。就这样,叶轮在旋转过程中,一面不断地吸入液体,一面又不断地给吸入的液体以一定的能量。只要叶轮不断地旋转,液体就会不断地被吸入和排出,离心泵就是这样进行工作的。必须注意的是:离心泵启动之前,必须在泵内和吸入管路中灌满所输送的液体或用真空泵抽出泵内空气。因为空气的密度比液体密度小得多,产生的离心力不足以将空气排出,叶轮入口中心处不能形成足够的真空,离心泵没有抽吸液体的能力,这种现象称为“气缚现象”,表示离心泵无自吸能力。另外,离心泵在运转过程中,也必须防止外界空气进入泵内。在图1中,离心泵吸入管路上的底阀是单向阀,泵在启动前此阀关闭,保证泵体及吸入管路内能灌满液体。启动后此阀开启,液体便可以连续流入泵内。底阀下部装有滤网,可防止杂物进入泵内堵塞流道。
  • [技术知识] 喘振的诱发因素有哪些?
    大型离心压缩机广泛应用于石油、化工、冶金、动力、空分等行业,已成为工业生产中不可或缺的动设备。喘振是压缩机损坏的主要原因之一,具有较大危害性。今天因大师将为大家盘点喘振的诱发因素。引发离心压缩机喘振工况的因素不是单一的,往往是多种因素综合作用的结果。但是离心压缩机发生喘振的最根本原因是:进气量减少并达到压缩机允许的最小值。理论和实践证明,喘振发生的原因包括使离心压缩机工作点进入喘振区域的各种因素,有以下几方面。1)压缩机入口管线气流阻力增大,进气压力下降,主要是由进口过滤器前后压差变大造成的。而进口过滤器前后压差变大可能是进口过滤器堵塞或吸气负压值高所致。2)汽轮机的动力蒸汽供给异常,造成压缩机转速下降,而离心压缩机转速降低,易发生喘振。3)进口带可调导叶机构的离心压缩机,因导叶开度调整不正确,实际开度小于指示开度,造成盲目加减加工气量,也会引发喘振。4)离心压缩机进气温度升高,气体密度减小,也会引发机组喘振。因此,压缩机夏季比冬季更易发生喘振。5)级间气体冷却器的换热效果降低,会造成压缩机各级排气温度上升,也可能诱发机组喘振。6)离心压缩机出口压力值设定在喘振区边缘,也易引发机组喘振,但这种情况一般比较少见。7)离心压缩机启动过程中操作不当,出口阀开启不到位或升压过快,也易引发机组喘振。8)离心压缩机出口管道阻力增大,使排气压力升高、排气不畅,造成出口堵塞而引发喘振,最终原因可能是出口单向阀开启不灵活。9)后续生产系统用气量突然大幅度降低,导致系统压力迅速升高,直接使离心压缩机进入喘振工况。10)由于离心压缩机排气管直径较小,导致气体流速较快,也可能引发喘振。解决的办法就是扩大压缩机排气管的直径,以改善压缩机的运行现状,使其远离喘振区域。11)不带回流旁路流程的离心压缩机,其防喘振阀后的放空消声器排气孔一定要保持畅通。如果发生堵塞,那么在防喘振阀打开后若卸放不及时,也会造成机组喘振。12)带回流旁路流程的离心压缩机,其回流阀一定要保持运行正常。如果开启滞后或阀位开度偏小,会直接引起机组喘振。13)由于离心压缩机使用年限长,自身能力降低,对工况波动较敏感,也易发生喘振。14)中间冷却器阻力过大,也易引发离心压缩机喘振。
  • [技术知识] 机械接触式密封机理介绍说明
    ​机械接触式密封又称端面密封,在水泵中应用很广,积累了许多经验。这种密封的特点是被密封的介质漏损率很低,使用寿命比填料密封长。因此,在压缩机中,当被压缩的气体不允许向外泄漏时,也常常用到它。下面举一压缩机机械接触密封为例,作一些说明。图1是一压缩机的机械接触式密封结构。密封由端面密封(动环1、静环2等零件组成)、浮动减压碳环5、弹簧加载装置(弹簧4和带有疏齿密封的弹簧座3)以及辅助密封圈(静密封圈8、动环密封圈6)等部件组成,为了带动动环还设有驱动销7。动环和静环端面光洁而平直,在弹簧力的作用下,互相紧贴,并作相对旋转运动。端面之间保持一层薄薄的油膜,将工艺气封住。这是一种动密封,又叫相对旋转密封。图1 机械接触式密封1—动环;2—静环;3—弹簧座;4—弹簧;5—浮动减压碳环;6—O形密封圈;7—驱动销;8—迷宫密封动环和静环的摩擦面温度升高会使油膜破坏,使动静环磨损加剧。为此,采用油冲洗,把摩擦副的热量带走,使温度保持在一定的范围内,同时还可以防止端面附近的杂质聚集。有少量油进入摩擦副平面以润滑动、静环间摩擦面,少量污油流入C腔与控制气接触,经下部排泄孔排出。弹簧泡在油里,压在静环上,不随轴转动,常称为静止式。如果弹簧加载装置随轴旋转,就称为旋转式。和一般水泵密封不同,压缩机密封常采用多点均布小弹簧(有的有14个弹簧),而不是一个粗弹簧,有利于加载均匀。动、静环处于高速摩擦条件下工作(某化肥厂氨压缩机密封平均直径处线速度对低压缸为63m/s,对高压缸为73m/s),因此,合理选择好动、静环的材料,对密封工作性能和寿命影响很大。氨压缩机密封的动环材料是合金工具钢,经热处理淬硬,并作冰冷处理,保持尺寸稳定,静环以石墨为基础,浸渍其他金属。为了防止石墨环的渗漏,静环表面涂一层聚四氟乙烯塑料,为防止静环损坏,用钢环紧箍在石墨环外侧,钢环一般选用密度小、耐磨性和热稳定性好的材料。动、静环摩擦面要求经研磨,其平面度为0.3~0.6μm,用平晶仪检查为一光带。动、静环二平面要有较高的平行度和与轴的垂直度,安装后平面跳动量应小于5.8μm。
  • [最佳实践] 结构共振的典型案例分享
     01  XX电厂9号机组该机组是东方D029机组(200MW)。图1是启动过程的5、6号轴承的振动特性。在转速2500 r/min之前振动都很低;2500 r/min之后振动上升;而在2800 r/min之后上升的速率加快;峰值出现在3000 r/min附近;当转速超过3000 r/min之后,振动又呈现下降趋势。很明显,转速3000 r/min时存在共振,但引起共振的原因还需要进一步分析。图1 XX电厂9号机组5、6号轴承振动特性5、6号轴承是低压转子的支持轴承,低压转子的一阶临界转速为1650r/min。据此推算二阶临界转速在4000r/min以上。因此这个共振点不是低压转子的临界转速。5、6号轴承箱焊接在低压缸的凹窝内,低压缸的固有频率接近50Hz,这就是共振的原因。当转子的支撑部件存在共振时,一个显著的特征是轴承座振动大而转子的振动不大。表1是该机组5、6号轴承座振与轴振的比较,可以看出座振远远超过轴振。表1 XX电厂9号机组5、6号轴承座振与轴振的比较02  XX2号机组该机组为GE350MW机组,低压转子的临界转速是1800r/min。图2是启动过程中4号轴承(低压后轴承)的振动特性。在2700 r/min之后,座振迅速上升,最大振动在3021r/min,此后回落。图2 XX电厂2号机组启动过程中4号轴承的振动特性振动的原因与XX电厂9号机组D29一样,即低压缸存在共振。D29机组和GE350MW机组普遍存在低压缸的振动问题,其原因就是缸体的共振。有的电厂对D29的低压缸进行了加固,但效果不明显,甚至又引起了缸体的变形。为了消除振动,对这类机组采用平衡的方法,平衡后机组都能够安全运行一个时期。但是由于机组的不平衡灵敏度高(是同类转子的5倍左右),平衡状态稍有变化振动就增大,使得这类机组进行平衡次数较多。03  XX电厂1号机组该机组为国产125MW机组。其现象为发电机出线室及空气冷却器室所在的5m平台振动剧烈,达到310μm,引起励磁机灭磁电阻烧红,压力表管断裂。从转速特性看,在2757r/min之前平台振动低于30μm,到3000r/min超过300μm。站在平台上脚底感到麻木,很明显平台存在共振。经检查,平台的一根混凝土主梁存在很多横向裂纹。振动最大的部位就在该梁的跨中。共振的原因是裂纹使梁的固有频率降低,落入50Hz区域。处理措施:(1)加钢支撑。用一根钢管从0m平台顶在梁的跨中,并用千斤顶加力。处理后平台振动降低到58μm。(2)发电机平衡。平衡后发电机轴承的振动改善,平台的振动也降低到22μm。04  XX电厂2号机组该机组为阿尔斯通300MW机组,7、8号为发电机轴承。采用卧式冷却器,布置在发电机外壳的顶部。发电机外壳振动特别剧烈,振幅达到1mm(1000μm)左右,但是轴振并不大。测量(平衡后测量)启动过程的振动,2700 r/min之前外壳振动低于50μm,2900 r/min为120μm,3000 r/min达到380μm。很明显外壳存在共振。处理措施:首先在发电机外伸端平衡,平衡后外壳振动明显改善,但仍不理想。从结构上检查发现两个问题:①发电机冷却水管的支架(固定在发电机外壳上)松动;②冷却器的连接螺栓松动。这种松动可以导致:①外壳刚度降低;②外壳的固有频率落入共振区。将松动部件紧固后振动消除(表2)。表2 XX电厂2号机组振动 (基频,μm)05  XX电站2号机组该机组为GEC980MW机组。图3是启动过程中9号轴承(发电机前轴承)水平方向2X振动,2750r/min时2X最大。据此推算,9号轴承箱的水平方向的固有频率约为92Hz。由于存在共振,这台机组在运行过程中,9号轴承水平方向的2X振动在25~30μm左右。与此结构相同的其他几台机组,存在同样的问题。此种振动属设计制造原因,在现场无法处理。图3 启动过程中9号轴承水平方向2X振动06  XX铝厂4号机组该机组在进行发电机空载特性试验时,汽轮机前箱有强烈振感,振动的主要频率是100Hz。振动与发电机定子电压的关系见表3。表3 振动与发电机定子电压的关系从表3中看出,倍频振动(100Hz)随着电压的升高而增大,大体与电压的平方成正比。测量前箱的固有频率的测量方法是:维持空载电压不变(4000V)而逐渐升速,测量前箱和油动机的2X振动。这种方法实际就是在激振力大小不变的条件下测量振动与激振力频率的关系。激振力频率=转速×2。测量结果见图4。图4 频率响应特性从图4中看出,前箱的固有频率为99Hz,与激振力的频率(100Hz)十分接近。综上所述,前箱振动的原因是:①激振力是发电机的电磁力,振源在定子铁心;②汽轮机前箱的固有频率接近100Hz,与电磁力发生共振。由于振动问题是在空载试验的条件下出现的,机组并没有带负荷,分析认为并网后振动很可能降低。理由是:①定子铁心是由矽钢片叠装组成的,随着铁心温度的升高,矽钢片受热膨胀后能够紧紧挤压在一起;②矽钢片由20根鸠尾筋连为一体,电磁力矩会使矽钢片紧压在鸠尾筋上。由于这两方面的原因,并网后定子铁心的刚度会随负荷而增加,铁心的振动会降低,传递到汽轮机前箱的振动也会降低。因此决定并网。并网时前箱的2X振动为50μm,随着负荷升高而逐渐降低,50%额定负荷后降低到25μm。
  • [技术知识] 大型离心压缩机发生喘振会有哪些危害?
    大型离心压缩机具有排气量大、效率高、体积小、运转平稳、压缩气流恒定无脉动等特点,已成为不可或缺的动设备,近年来其市场占有率越来越高,已广泛应用于石油、化工、冶金、动力、空分等行业。这些行业的生产具有连续性强的特点,要求压缩机必须拥有良好的性能,以保证生产安全、稳定的进行。然而喘振作为离心压缩机的固有特性,具有较大危害性,是压缩机损坏的主要原因之一。在生产过程中,由于对喘振的危害性认识不足,导致判断喘振工况滞后,使机器损伤严重,有时甚至导致机器功能丧失。为了保证离心压缩机稳定、长周期运行,必须快速判断并迅速使其脱离喘振工况。今天因大师给大家分享的是大型离心压缩机发生喘振的危害。喘振现象发生后,应及时使压缩机脱离喘振区域或紧急停车,查清原因后方可再次开车,否则将对压缩机造成伤害。喘振对压缩机的危害主要表现在以下5个方面。1.喘振引起流量和压力强烈脉动和周期性振荡,会造成工艺参数(压力、流量等)大幅度波动,破坏生产系统的稳定性,导致一些测量仪表、仪器准确性降低,甚至失灵,如轴承测温探头、主轴振动探头、主轴位移量探头和各级进排气温度、各密封气压力指示仪表等,都是最容易损坏的测量仪器、仪表。2.受气体强烈、不稳定冲击,叶轮应力大大增加,使叶片强烈振动,噪声加剧,大大缩短整个转子的使用寿命;同时,也会引起机组内部动、静部件的摩擦与碰撞,使压缩机的轴弯曲变形,碰坏叶轮,最终造成整个转子报废。机器多次发生喘振,轻者会缩短压缩机的使用寿命,重者会损坏压缩机本体以及连接压缩机的管道和设备,造成被迫停车。3.由于流量和压力高速振荡,会伴随发生反向的轴向推力,使压缩机内部部件产生强烈振动,破坏润滑油膜的稳定性,加剧轴承、轴颈的磨损,使轴承合金产生疲劳裂纹或脱层,甚至烧毁。严重时会烧毁推力轴承的轴瓦,使转子产生超过设计值的轴向窜动量,造成主轴和压缩机大面积损坏。4.会损坏压缩机级间密封及轴封,使压缩机效率降低,迷宫密封齿片磨损,间隙增大,造成气体泄漏量增大。如果空分设备的原料空气压缩机和可燃气体压缩机的润滑油密封片因喘振而磨损,将会使润滑油窜入生产介质流道,引发爆炸和火灾等事故,后果不堪设想。5.喘振可能使压缩机的地脚螺栓松动,造成机组联轴器对中数据偏移,进而引起联轴器对中不良,导致联轴器的使用寿命缩短,甚至有可能发生疲劳性断裂。使用膜片式联轴器的机组,喘振严重时可能使膜片撕裂,联轴器报废,影响压缩机的正常运转。
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