大型机组通常由多个转子组成，各转子之间用联轴器连接构成轴系，传递运动和转矩。由于机器的安装误差、工作状态下热膨胀、承载后的变形以及机器基础的不均匀沉降等，有可能会造成机器工作时各转子轴线之间产生不对中。具有不对中故障的转子系统在其运转过程中将产生一系列有害于设备的动态效应，如引起机器联轴器偏转、轴承早期损坏、油膜失稳、轴弯曲变形等，导致机器发生异常振动，危害极大。今天因大师将给大家介绍转子不对中的几种类型。如图1所示，转子不对中包括轴承不对中和轴系不对中两种情况。轴颈在轴承中偏斜称为轴承不对中。轴承不对中本身不会产生振动，它主要影响到油膜性能和阻尼。在转子不平衡情况下，由于轴承不对中对不平衡力的反作用，会出现工频振动。图1 转子不对中的受力情况机组各转子之间用联轴器连接时，如不处在同一直线上，就称为轴系不对中。通常所讲的不对中多指轴系不对中。造成轴系不对中的原因有安装误差、管道应变影响、温度变化热变形、基础沉降不均等。由于不对中，将导致轴向、径向交变力，引起轴向振动和径向振动。由于不对中引起的振动会随不对中严重程度的增加而增大，不对中是非常普遍的故障，即使采用自动调位轴承和可调节联轴器也难以使轴系及轴承绝对对中。当对中超差过大时，会对设备造成一系列有害的影响，如联轴器咬死、轴承碰磨、油膜失稳、轴挠曲变形增大等，严重时将造成灾难性事故。如图2所示，轴系不对中一般可分为以下3种情况：（1）轴线平行位移，称为平行不对中；（2）轴线交叉成一角度，称为角度不对中；（3）轴线位移且交叉，称为综合不对中。图2 齿式联轴器转子不对中形式

汽轮发电机组的静止部件（汽缸、发电机定子、轴承箱）体积庞大，机组又是在高温状态下运行，这些部件受热后将发生膨胀。保证机组的膨胀正常是汽轮机运行中的一个十分重要的问题。今天因大师给大家讲讲汽轮机发生膨胀不畅的原因。一 总体原因1.滑销系统卡涩汽轮发电机组滑销系统的作用是既要使膨胀畅通，又要对膨胀导向，以保证动静部分的间隙。滑销分为纵销、横销和立销。纵销和横销的交点称为死点，机组由死点向两端膨胀，死点一般在低压缸附近。如果滑销系统存在卡涩，将导致缸体在受热时膨胀不出去，受到压缩而产生压应力；冷却时收缩不回来而产生拉应力。滑销表面要有较高的光洁度，并与缸体的结合面有一定的间隙。加工精度不够、运行过程中的锈蚀或变形、缸体的跑偏等都可以导致间隙的消失，使卡涩发生。滑销系统卡涩容易在机组长期停运之后发生。这是因为：长期停运使汽缸完全冷却，重新启机后的膨胀量大；而且长期停机容易使滑销表面发生锈蚀。2.管道的作用力汽轮机的缸体与各种蒸汽管道（主蒸汽管道、再热蒸汽管道、抽汽管道）连接。蒸汽管道对缸体的影响表现在两个方面：（1）管道受热膨胀时作用于缸体的力；（2）缸体膨胀时受到管道的约束。3.螺栓间隙消失低压缸支座与台板用螺栓连接，螺栓与支座之间预留一定的间隙，以保证低压缸的自由膨胀。如果间隙消失，将使膨胀受阻。发电机与台板的连接也会出现同样的问题。4.缸体急剧加热或冷却热蒸汽进入汽缸、长时间空转引起的低压缸缸温升高、冷空气或水进入汽缸，这些都将引起缸体的过量膨胀或收缩，使汽缸受到滑销系统和管道较大的约束力。二 具体结构的原因如果机组的各部位可以自由膨胀，受热后将不会产生任何应力。如果膨胀受到约束，将会有内应力出现并引起变形。这种变形有可能导致支撑系统刚度的降低，下面结合具体的结构进行分析。1.落地轴承这种轴承直接坐落在基础上，如果存在膨胀受阻，可以导致轴承座与台板之间出现间隙。由于汽缸的重量（包括管道的附加力）通过轴承座作用在台板上，这使轴承座与台板之间产生很大的摩擦力，阻碍汽缸的膨胀。当轴承座由汽缸推动时，着力点距离滑动面的距离较大，使推力与摩擦力之间产生一力偶，使前轴承箱发生倾斜，在接触面出现间隙。汽缸膨胀受阻，也会对后轴承箱产生一个向后的推力，使后轴承箱倾斜，并使接触面出现间隙。为了减少摩擦阻力，在轴承座与台板的接触面灌注抗燃润滑油，或在接触面安置专用的滑块。但要注意：如果润滑油固化或滑块失效，都可能使膨胀阻力增大。2.低压缸轴承大多数低压转子的轴承箱与低压排汽缸为一个整体。转子的载荷通过轴承传递到汽缸壳体，再通过汽缸的支承面和台板传递到基础。引起低压缸膨胀受阻的原因有：（1）纵销。低压缸的前后端各有一只纵销，用来保证缸体膨胀时不偏离中心。这些销子的卡涩都可能影响到膨胀。（2）凝汽器。低压排汽缸坐落在凝汽器上，凝汽器有外接管道。如果这些管道膨胀不畅，膨胀力可能将缸体顶起。（3）汽缸内应力。低压缸体积庞大，而且存在大量的焊接部件，在受热时有可能发生不均匀的变形。（4）汽轮机其他部位膨胀受阻。汽轮机的高、中、低压缸连同轴承座作为一个整体是相互连接的。汽轮机的膨胀死点一般在低压缸的进汽中分面附近。机组受热时，低压缸推动中压缸、中压缸推动高压缸向前膨胀。如果高压缸或中压缸的膨胀受阻，低压缸的膨胀也将受到影响。尽管低压缸的蒸汽参数低，但是低压缸的体积大、刚度低，存在膨胀问题时容易发生变形，使汽缸的支承面与台板之间出现间隙。（5）特殊结构。有的机组低压转子后轴承与发电机前轴承（或盘车装置）在同一轴承箱内，轴承箱的前端坐落在低压排汽缸上，后端直接坐落在基础台板上。当轴承箱的前端随排汽缸一同升降时，会使后端翘起，使接触面出现间隙。所以有时低压缸的膨胀问题反映在发电机轴承上。3.端盖轴承氢冷发电机多采用端盖轴承。转子的重量通过端盖和发电机机座传递到基础。运行中发电机定子的温升在50℃左右，由于定子的体积大，膨胀力也是不可忽略的。如果存在膨胀不畅，定子的变形将使定子与台板的结合面出现间隙。可能导致膨胀受阻的部位包括：（1）立销。发电机定子的前后端各有一对立销。立销的卡涩使发电机垂直方向的位移受阻，还可以使轴向位移受阻。（2）螺栓间隙。在定子的支承面与台板之间设有联系螺栓，螺栓与支承面有一定的间隙。间隙的消失将会影响到膨胀。

管道振动会使管道、支架甚至混凝土基础松动或损坏，此时急于恢复损坏的部位并非治本之策。从源头上解决系统振动问题才是压缩机组平稳运行的关键。管道振动有的是由频率共振引起的，有的则是由气流脉动引起的，只有找出管道系统振动的内在原因，才能恰当地选择消减管道系统振动的有效方法。01 消除频率共振为防止管道系统发生共振，在选择管道两个支座间的距离时，应使管段的固有频率比激励基频高30%或低30%。对于复杂的管道系统，固有频率很多，而且间隔很小，很难使管系脱离各阶共振区，但是高阶共振振幅因为幅值较小，故不必考虑，只要避开管系基频或低阶共振频率就可以了。常用的改变管道固有频率、消除管道共振的方法有以下几种。1）改变管道参数。缩短管道长度或扩大管道直径，可以使管道系统的刚度、固有频率及共振的简谐阶次得到提高，从而避免共振。这适用于处于设计阶段的压缩机装置的管道系统。2）改变支承刚度。支承刚度大小是影响管道固有频率的重要因素。支承刚度越高，管系的固有频率值越高，反之固有频率值越低。所以支承的结构应做成刚度大而质量要小，管道和支承间力求采用刚性连接。一般可采用增加支承点、加固支承或在管路上附加质量的方法，改变管道的固有频率，使其远离激振频率。应注意的是，采用增加支承的方法只适用于管道振动是由共振引起的情况，并且使用时要对管道进行应力校核。否则盲目采用的话，可能会增加管道中的应力，加速管道的破裂。支承及管夹的设计安装应按照相关标准执行。下面列出支承安装时应注意的一些事项。1）水平敷设在支架上的有隔热层的管道应设管托，当管道热胀量超过100mm时，应选用加长管托。2）不得用高温管道、低温管道、振动管道和蒸汽管道支承其他管道。3）支吊架边缘与管道焊缝的间距不应小于50mm，与需要热处理的管道焊缝的间距不应小于100mm。4）当支吊架或管托必须与合金钢管道直接焊接时，其连接构件的材质应与管道材质相同。02 消减气流脉动大多数管道振动问题都是由气流脉动引起的。关于如何消减气流脉动，经过一系列理论研究及工程实践，人们已经总结了一些方法措施。有些措施在压缩机设计阶段就已经考虑在内，如合理布置气缸，适当配置各级压力比；压缩机的入口、出口设置吸气、排气缓冲罐；有些措施也可以在生产现场根据振动分析结论，采取因地制宜的措施，如在管道中设置声学滤波器、孔板、改变管道长度以及改变管路支承方式等。1）合理布置气缸,适当配置各级压力比；2）设置缓冲器；3）设置声学消振器；4）设置孔板消振；03 转移、耗减振动能量工程上也常在管道系统中采用减振元件，来转移、耗散局部振动能量，达到降低某段管道振动振幅的目的，如在支承上使用石棉胶板或其它材料制成的减振衬垫，以及阻止振动发展的制动器，或者在管道上紧固动力减振器、管道阻尼器等。

叶轮是叶片式流体机械中对流体传递能量的唯一部件，通过它将原动机的机械能转变为流体的动能和压能。泵的流量、扬程和效率都与叶轮的形状、尺寸及表面粗糙度有密切关系。对叶轮的主要要求是：每个单级叶轮能使液体获得最大的理论能头或压力增值；由叶轮组成的级具有较高的效率，且性能曲线的稳定工况区较宽；具有较高的强度，结构简单，制造工艺性好。离心泵叶轮从外形上可分为闭式、半开式和开式三种。闭式叶轮在叶片的两端面有轮盖及轮盘，叶道截面是封闭的，如图1（a）所示，这种叶轮水力效率高，但制造略复杂，适用于高扬程泵，输送较洁净的液体；半开式叶轮只有轮盘而无前盖板，流道是半开启的；如图1（b）所示，适合输送含有杂质的液体，泵的水力效率较低；开式叶轮既无前盖板又无轮盘后盖，流道完全敞开，如图1（c）所示，常用来输送浆状黏稠介质。离心泵叶轮还分单吸和双吸两种，双吸叶轮如图1（d）所示，适用于流量较大的情况，其抗汽蚀性能较好，而且基本上可以消除轴向力。图1 离心泵叶轮型式离心泵的叶轮大多数为后弯叶片型叶轮，后弯叶片型叶轮的叶片数一般为6~12片。通常叶片数增加可改变液体流动情况，能相应提高泵的扬程，但也会使液体在泵内的摩擦损失增加，效率降低，容易发生汽蚀；叶片数过少，每个叶片负荷增大，对液体的导流作用减小，也会使泵的扬程下降。叶片弯曲型式如图1-33所示。图2 叶片弯曲型式在相同的叶轮结构尺寸条件下，前弯叶片型叶轮具有较大的叶片弯曲度和较短的叶道，叶道的截面积增加较快，如图3所示，因此流体易产生边界层分离，故效率较低，而后弯叶片型叶轮则相反，效率较高，径向叶片型叶轮介于两者之间。图3 前、后弯叶片型叶轮的叶道βA1——叶片进口安装角；βA2——叶片出口安装角

卷扬机，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称绞车。卷扬机可以垂直提升、水平或倾斜拽引重物。卷扬机分为手动卷扬机和电动卷扬机两种。现在以电动卷扬机为主，可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。今天因大师给大家分享的内容是某钢铁公司炼铁厂卷扬机故障诊断案例。01 案例背景该钢铁公司与因联科技于2021年9月开始达成合作，使用因联iPHM设备健康智能维护云平台监测炼铁厂机泵的运行状态，及时发现设备故障并发出预警，避免设备因突发性故障引起的非计划停机，保障工厂生产正常运行。该卷扬机于2022年3月由iPHM系统监测到异常情况，触发二级报警，诊断师分析为第二级齿轮存在磨损。由于振动幅值稳定和生产任务原因，工厂决定使用iPHM系统密切监测该卷扬机的运行状态，随时掌握设备运行信息。02 故障诊断以下是详细分析呈现。1#卷扬机形貌图信息：图1 卷扬机形貌图从图2减速箱各点振动趋势图可以看出，1#卷扬机振动幅值明显比2#偏大，相差达两倍左右。图2 减速箱各点振动趋势图2轴驱动端V速度频谱图（图3）显示，速度谱存在93.594hz及谐波，且底噪较高，和同类型设备对比，振动幅值明显偏大。图3 2轴驱动端V速度频谱图综上，频谱图主要存在93Hz左右及其高次谐波，且底噪较高，分析为减速箱第二级齿轮存在故障。03 拆机验证2022年4月10日，工厂停机检修，下线齿轮箱开盖检查发现，2轴和3轴齿轮存在点蚀剥落。情况与诊断结论一致，检修后更换齿轮箱。图4 现场检修图检修后重新开机，齿轮箱各测点速度与加速度频谱图中的93Hz左右的谐波消失，且底噪也基本消失，主要成分为转频谐波及高速轴啮合频率，振动值恢复到正常水平。图5 检修前后2轴速度频谱图

由于转子裂纹的危险性，迫切需要进行有效地监测，以尽可能早地发现事故征兆，至少在发展为灾难性事故前能够觉察。目前直接确定裂纹的方法如超声波、红外线、磁力探伤等仅能够在停机条件下检测，而不能提供运行状态下的测量。今天因大师给大家分享的内容是转子裂纹的原因。引起转子裂纹的原因包括高频疲劳、低频疲劳、蠕变和应力腐蚀。它们首先与转子运转的机械状态有关，另外还受环境的影响，主要是热参数和工作介质中含有腐蚀性的化学物质的影响。1.交变应力交变应力可以使材料疲劳断裂。转子上存在两种类型的交变应力：1）横向振动横向振动引起的弯曲变形使转子出现应力。此时的应力有两种：一种是非交变的，另一种是交变的。基频（1X）振动只产生非交变的应力，而其他频率的振动将产生交变应力：交变应力的频率=振动频率－转速频率。2）扭转振动正常运转时，旋转机械的转子产生稳定的扭转应力，但在故障状态时（甩负荷、短路、非同步并网等），转子将产生交变扭矩，从而出现交变的剪切应力。2.应力集中通常促使裂纹扩展的最重要的应力集中部位是转子材料的缺陷处，如夹渣及其他非金属夹杂物处。例如钢的氢脆就削弱了晶粒的连接并促使空位产生，其作用最终与增大应力一样。应力集中经常发生在转子被削弱的地方，如轴的阶梯部位、键槽、孔（叶轮的平衡孔、转子内孔）、螺纹、装配处的间隙等。所有紧固在转子上的零件都在紧固表面形成一个潜在的应力集中区域。例如：由于装配不好使圆盘与转子定位轴肩之间存在的间隙会产生类似于沟槽的集中应力效应，当机器运转时，一些装配部位可能发生松动，成为裂纹的激发源；转子的锥度配合或热装表面通常会产生应力集中，特别是在较高的温度梯度时；发电机转子极易产生沟槽型应力集中效应，在松动的绕组或绝缘垫片的共同作用下，槽楔成为一个潜在的裂纹激发源。3.环境因素转子的内孔、键槽、沟槽、装配处的间隙和尖角不仅产生应力集中，还特别容易腐蚀。盐、硫酸盐、蒸汽、水或其他工作介质中的酸性物质对孔槽状部位具有特别的腐蚀性。当水蒸气的纯度较差时，时间很短也能形成激发裂纹的环境。时间一长，腐蚀就会使材料劣化，极易促进裂纹的形成。热状态是裂纹形成和开展的另一个重要因素。例如：过高的温度会使蠕变加速，这将在金属中形成晶间空位，从而产生裂纹；温度变化率过大也会产生大应力，这是大量的非均匀膨胀所致。在上述情况下，热应力都促使轴的状态变化，促进裂纹扩展。

转子存在活动部件时，相当于一个可移动的不平衡量。今天主要讨论活动部件引起振动的机理，提出如何通过振动分析诊断这种故障。1 转子上的活动部件转子上的部件如果在圆周方向失去约束，就可能沿圆周位移。这样的部件包括中心孔堵头、平衡块、发电机端部线圈垫块。1）中心孔堵头转子中心孔两端各有一个堵头，用来防止运行过程中油汽和水汽进入孔内。堵头的质量一般在2kg以上，位于转子的转动中心，受离心力的合力为零。如果联轴器的端面是紧贴的，堵头即便松动也不可能脱落。但有的联轴器的端面存在一定的退让间隙（内腔），堵头就有可能落入其中。在盘车过程和高速运行中都有可能出现这种情况。机组在大修时通常要打开堵头检查中心孔。堵头与中心孔是紧配合，堵头的直径应比中心孔略大一些。装配时先将堵头侵入液氢中，充分冷却后打入中心孔，令两者有一定的紧力。现场不具备这样的条件，一般是将堵头直接打入，这样就容易造成堵头脱落。2）平衡块如果平衡块松动，在盘车或低速运行时其可能沿平衡槽位移。3）线圈垫块发电机转子的端部线圈由胶木垫块固定，它的质量一般在1kg以上。垫块如果松动，由于受护环的约束不可能飞脱，但有可能沿圆周位移。2 振动机理上述活动部件即使松脱，也并不意味着在任何情况下该部件都可以移动。在低转速的情况下，它是可以移动的；而在高转速的情况下，由于巨大的离心力，会使其附着在转子的某个部位，并将随转子同步转动。活动部件与转子同步转动的最低转速为式中g——重力加速度， g=9810mm/s2；r——活动部件的转动半径；μ——接触面的摩擦系数。由于μ2≤1，所以上式可以近似表示为当转速w<wmin时，部件不能随转子同步转动，将滑动或滚动；当转速w>wmin时，部件停留在某一位置并随转子同步转动。这个位置是随机的，每次开机都不相同，相当于角度变化的不平衡量。3 诊断1）初步诊断转子上存在活动部件时，如果仅仅依据一次启动过程的测量数据，很容易判断为不平衡。但是如果平衡过程出现以下异常现象，应该将活动部件作为一个疑点排查：（a）多次平衡，振动无法降低。（b）平衡计算的预期值与实际值差别很大。（c）各次平衡得到的影响系数差别很大。（d）各次平衡加重的角度差别很大。从已有的案例看，这类故障以中心孔堵头落入联轴器内腔的情况居多。如果存在这方面的怀疑，还应该注意到转子的结构特点。2）详细诊断（a）振动为基频。（b）转速试验。将机组从盘车状态（或很低的转速）升速至3000r/min。反复启动两次以上，比较同一转速下的振动。如果振幅或相位的重现性差，则属于活动部件的特征。需要注意的是：①应该比较同一转速下的振动；②应该在高转速（2000~3000r/min）进行比较，因为在低转速下振动的灵敏度差，对不平衡变化的反映不灵敏；③由于活动部件位置的随机性，也有可能在两次启动过程中位置接近，因此转速试验应该多做几次。（c）矢量分析。活动部件沿圆周方向的位移将引起相位的变化。如果转子的原始不平衡量很小可以忽略，则每次启动后振动的大小不变，只是相位变化。（d）实时记录。在运行过程中，当中心孔堵头落入联轴器内腔时，堵头与内腔要经过一段撞击和相对运动后才能稳定在内腔的某一位置，因此振动存在一个变化过程。这与断叶片不同，后者表现为振动瞬间增大。

转子不平衡的诊断依据主要如表1和表2所示。表1 转子不平衡的振动特征表2 转子不平衡的振动敏感参数对于原始不平衡、渐变不平衡和突发性不平衡这3种形式，其共同点较多，但可以按振动趋势不同对其进行甄别。原始不平衡：在运行初期机组的振动就处于较高的水平，如图1（a）所示；渐变不平衡：运行初期机组振动较低，随着时间的推移，振动值逐步升高，如图1（b）所示；突发不平衡：振动值突然升高，然后稳定在一个较高的水平，如图1（c）所示。图1 几种不同性质的不平衡的振幅变化趋势

01 轴流压缩机的主要性能参数轴流压缩机的主要性能参数有流量、压比、转速、功率与效率。压缩机的流量可用容积流量Q（m3/s）或质量流量G（kg/s）表示，在标准状态或给定的进气状态下二者可以相互换算。压缩机的压比ε=pd/ps，这里pd和ps分别表示压缩机出口与进口的气体压力。通常，在压缩机的进气侧还装有空气过滤器等设备，因而压缩机的进气压力ps总会比外界大气压力pa略低一些。多级轴流压缩机的总压比等于各级压比的乘积，即ε=ε1•ε2•ε3…•εn。压缩机的转速n一般用r/min表示。压缩机的功率是指驱动压缩机所需要的轴功率P，其单位为kW。压缩机的效率有绝热效率ηab、多变效率ηpol、机械效率ηm等。轴流压缩机的每一台产品都用铭牌标明其主要性能参数以及所压缩的工质和进气条件。02 轴流压缩机的特性曲线与工况调节1）特性曲线轴流压缩机与离心压缩机一样，其主要特性参数为压缩机压比ε、效率η与功率P。它们可由压缩机的进口温度T1、进口压力ps、转速n、质量流量G或容积流量Q等独立参数来确定。通常把轴流压缩机的主要性能参数ε、η与决定工作状况的独立参数之间的关系称为压缩机的特性，常用特性曲线表示，即在一定的进口温度T1和进口压力ps下，绘出不同转速n时的压缩机压比ε、效率η与流量的关系曲线，即为压缩机的特性曲线或性能曲线。特性曲线反映了压缩机的气动参数、热力参数、结构参数与结构形式等因素的综合关系。利用特性曲线可以方便地了解轴流压缩机的基础性能，判断稳定工况范围及不稳定工况位置，确保设计工况条件，选择满足要求的压缩机。实际应用中，为了方便，常将ε=f1（n，Q）曲线与η=f2（n，Q）曲线画在同一张图上，绘制方法如图1所示。这种给定进口条件下的特性曲线称为正常特性曲线，如果进口条件改变，则正常特性曲线也随之改变。 图1 轴流压缩机的特性曲线区与离心压缩机一样，当环境条件变化时，会影响压缩机的特性曲线，为了使轴流压缩机特性曲线不受进气条件变化的影响，在各种不同的进气条件下，都能够直接应用轴流压缩机的同一特性曲线，可以应用相似原理，利用相似参数来绘制轴流压缩机的特性曲线，这就是轴流压缩机的通用特性曲线，如图2所示。 图2 轴流压缩机的通用特性曲线2）性能特点由通用特性曲线图可以看出，轴流压缩机具有如下性能特点：a）在一定的转速下，随着流量增大，压比下降；流量减小，压比增大。b）随着转速的增大，压比显著提高，特性曲线也变得更陡峭，稳定工作区变窄，并向大流量区移动。c）当转速一定，在某一进口流量下，压缩机效率有最大值，其效率曲线有最高位置。d）压缩机级数越多，压比越高，变工况时性能变化就更为敏感，则特性曲线就越陡，稳定工作区也越窄。e）存在喘振与阻塞等不稳定工况。轴流压缩机的特性曲线与离心压缩机有许多相似的特点，但由于轴流压缩机与离心压缩机的结构形式有很大的区别，它们在特性曲线上也存在着一些差异，并有各自的特点。图3为两台进口流量变化范围大致相同的轴流压缩机和离心压缩机的特性曲线图。 图3 轴流压缩机与离心压缩机变转速时的性能曲线比较从图3中可看出两种压缩机特性曲线的差异：a）轴流压缩机效率比较高。这是由于在轴流压缩机中气体直接从一级进入下一级，流道短。b）轴流压缩机级压比低。因为轴流压缩机利用叶栅流道扩压原理来提高气体压力，而离心压缩机则主要依靠离心力的作用来提高气体压力，故轴流压缩机的级压比低于离心压缩机。c）轴流压缩机稳定工况范围较窄。这是因为轴流压缩机叶栅对气流冲角的变化比较敏感，故其特性曲线与离心压缩机相比较陡，稳定工作区较窄。d）轴流压缩机的输入功率一般随流量增加而减小。

机械密封是一种旋转机械的轴封装置，主要用于离心泵、离心机、反应釜和压缩机等设备。机械密封又叫端面密封，是由至少一对垂直于旋转轴线的端面在流体压力和补偿机构弹力（或磁力）的作用以及辅助密封的配合下保持贴合并相对滑动而构成的防止流体泄漏的装置。今天因大师给大家分享的是国内某石化公司一个水厂的立式悬臂泵的机械密封故障诊断案例。01 设备告警该石化公司与因联科技合作由来已久，其水厂依托因联iPHM设备健康智能维护云平台，实时监测厂内机泵、风机、压缩机等关键机组的运行情况，及时发现设备故障并预警，避免设备因突发性故障引起的非计划停机，保障工厂生产正常运行。该水厂一立式悬臂泵于2022年2月中旬停机，直到5月11日才重新开机。当天诊断工程师收到微信小程序告警通知，提示开机后泵两端振动快速上升，泵驱动端V速度最大值达到12mm/s，泵非驱动端加速度最大值达到120m/s2，包络值最大值达到300m/ s2，触发设备4级报警。图1 PHM系统报警通知02 故障诊断该立式悬臂泵基础信息如下：额定转速：1480RPM 额定功率：45kW电机驱动端轴承型号：6313 电机非驱动端轴承型号：6312联轴器类型：弹性柱销联轴器 泵两端轴承型号：6312从iPHM设备健康智能维护云平台显示的机组振动趋势图（图2）可以看出， 5月12日开机后泵非驱动端振动值急剧上升，5月13日加速度包络峰值最高达到300m/s2。图2 机组振动趋势图图3泵非驱动端A加速度包络解调频谱图显示，泵非驱动端A包络解调分析主要以轴承外圈故障频率及其倍频为主，说明泵端轴承存在外圈损伤故障。图3 泵非驱动端包络解调频谱图泵驱动端V速度上升明显，且频谱中主要为未知频率谐波（排除转频及谐波、轴承故障频率及谐波、工频），速度频谱中低频段能量较高，考虑该类设备机械密封常出现故障，因此建议现场工程师同时检测机械密封是否存在泄漏。图4 泵驱动端V速度频谱综上分析，该立式悬臂泵存在轴承故障等故障，诊断师跟工厂管理人员做了沟通，建议现场及时停机检修，检修更换泵端机械密封和轴承。03 拆机验证现场工程师根据系统显示情况于5月13日立即停机安排检修，经检修发现机械密封泄露、轴承存在损伤；现场更换了轴承和机械密封。检修完成后振动幅值明显下降。设备报警消除。检修后于5月25日开机，该立式悬臂泵的振动幅值下降至良好范围，运行状态良好。图5 检修前后泵两端振动趋势图

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。

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。

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。

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。

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。