機械故障診斷技術(shù)6_旋轉(zhuǎn)機械故障診斷

1、第六章 旋轉(zhuǎn)機械故障診斷61 旋轉(zhuǎn)機械振動的動力學(xué)特征及信號特點6.1.1 6.1.1 轉(zhuǎn)子特性轉(zhuǎn)子特性轉(zhuǎn)子組件轉(zhuǎn)子組件是旋轉(zhuǎn)機械的核心部分，由轉(zhuǎn)軸及固定裝上的各類盤狀零件（如：葉輪、齒輪、聯(lián)軸節(jié)、軸承等）所組成。 從動力學(xué)角度分析，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)分為剛性轉(zhuǎn)子和柔性轉(zhuǎn)子。剛性轉(zhuǎn)子剛性轉(zhuǎn)子：轉(zhuǎn)動頻率低于轉(zhuǎn)子一階橫向固有頻率的轉(zhuǎn)子為剛性轉(zhuǎn)子，如電動機、中小型離心式風(fēng)機等。柔性轉(zhuǎn)子柔性轉(zhuǎn)子：轉(zhuǎn)動頻率高于轉(zhuǎn)子一階橫向固有頻率的轉(zhuǎn)子為柔性轉(zhuǎn)子，如燃?xì)廨啓C轉(zhuǎn)子。在工程上，我們也把對應(yīng)于轉(zhuǎn)子一階橫向固有頻率的轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速臨界轉(zhuǎn)速。當(dāng)代的大型轉(zhuǎn)動機械，為了提高單位體積的做功能力，一般均將轉(zhuǎn)動部件做成高速運轉(zhuǎn)的柔

2、性轉(zhuǎn)子(工作轉(zhuǎn)速高于其固有頻率對應(yīng)的轉(zhuǎn)速)，采用滑動軸承支撐。由于滑動軸承滑動軸承具有彈性和阻尼，因此，它的作用遠(yuǎn)不止是作為轉(zhuǎn)子的承載元件，而且已成為轉(zhuǎn)子動力系統(tǒng)的一部分。在考慮到滑動軸承的作用后，轉(zhuǎn)子在考慮到滑動軸承的作用后，轉(zhuǎn)子軸承系軸承系統(tǒng)的固有振動、強迫振動和穩(wěn)定特性就和單個振動體不統(tǒng)的固有振動、強迫振動和穩(wěn)定特性就和單個振動體不同了同了。柔性轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速由于柔性轉(zhuǎn)子在高于其固有頻率的轉(zhuǎn)速下工作，所以在起、停車過程中，它必定要通過固有頻率這個位置。此時機組將因共振而發(fā)生強烈的振動，而在低于或高于固有頻率轉(zhuǎn)速下運轉(zhuǎn)時，機組的振動是一般的強迫振動，幅值都不會太大，共振點共振點是一個臨界點

3、。故此，機組發(fā)生共振時的轉(zhuǎn)速也被稱之為臨界轉(zhuǎn)速臨界轉(zhuǎn)速。轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速往往不止一個，它與系統(tǒng)的自由度數(shù)目有關(guān)轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速往往不止一個，它與系統(tǒng)的自由度數(shù)目有關(guān)。實際情況表明：帶有一個轉(zhuǎn)子的軸系，可簡化成具有一個自由度的彈性系統(tǒng)，有一個臨界轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)軸上帶有二個轉(zhuǎn)子，可簡化成二個自由度系統(tǒng)，對應(yīng)有二個臨界轉(zhuǎn)速，依次類推。其中轉(zhuǎn)速最小的那個臨界轉(zhuǎn)速稱為一階臨界轉(zhuǎn)速nc1，比之大的依次叫做二階臨界轉(zhuǎn)速nc2、三階臨界轉(zhuǎn)速nc3。工程上有實際意義的主要是前幾階主要是前幾階，過高的臨界轉(zhuǎn)速已超出了轉(zhuǎn)子可達(dá)的工作轉(zhuǎn)速范圍。臨界轉(zhuǎn)速的變動為了保證大機組能夠安全平穩(wěn)的運轉(zhuǎn)，軸系轉(zhuǎn)速應(yīng)處于該軸系各臨界轉(zhuǎn)速的一定

4、范圍之外，一般要求：剛性轉(zhuǎn)子 n0.75 nc1柔性轉(zhuǎn)子 1.4 nc1 n 0.7 nc2式中，nc1、nc2分別為軸系的一階、二階臨界轉(zhuǎn)速。機組的臨界轉(zhuǎn)速機組的臨界轉(zhuǎn)速可由產(chǎn)品樣本查到或在起停車過程中由振動測試獲取。需指出的是需指出的是，樣本提供的臨界轉(zhuǎn)速和機組實際的臨界轉(zhuǎn)速可能不同，因為系統(tǒng)的固有頻率受到種種因素影響會發(fā)生改變。設(shè)備故障診斷人員應(yīng)該了解影響臨界轉(zhuǎn)速改變的可能原因。一般地說一般地說，一臺給定的設(shè)備，除非受到損壞，其結(jié)構(gòu)不會有太大的變化，因而其質(zhì)量分布、軸系剛度系數(shù)都是固定的，其固有頻率也應(yīng)是一定的。但實際上但實際上，現(xiàn)場設(shè)備結(jié)構(gòu)變動的情況還是很多的，最常遇到的是換瓦，有時是

5、更換轉(zhuǎn)子，不可避免的是設(shè)備維修安裝后未能準(zhǔn)確復(fù)位等等，都會影響到臨界轉(zhuǎn)速的改變。多數(shù)情況下多數(shù)情況下，這種臨界轉(zhuǎn)速的改變量不大，處在規(guī)定必須避開的轉(zhuǎn)速區(qū)域內(nèi)，因而被忽略。 612 轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的穩(wěn)定性轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定與失穩(wěn)：轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)定與失穩(wěn)：轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)的穩(wěn)定性穩(wěn)定性是指轉(zhuǎn)子在受到某種小干擾擾動后能否隨時間的推移而恢復(fù)原來狀態(tài)的能力，也就是說擾動響應(yīng)能否隨時間增加而消失。如果響應(yīng)隨時間增加而消失，則轉(zhuǎn)子系統(tǒng)是穩(wěn)定穩(wěn)定的。若響應(yīng)隨時問增加，則轉(zhuǎn)子系統(tǒng)就失穩(wěn)失穩(wěn)了。油膜渦動與油膜振蕩：油膜渦動與油膜振蕩：在瓦隙較大的情況下，轉(zhuǎn)子常會因不平衡等原因而偏離其轉(zhuǎn)動中心，致使油膜合力與載荷不能平衡，就會

6、引起油膜渦動油膜渦動。油膜渦動是一種比較典型的失穩(wěn)。機組的穩(wěn)定性能在很大程度上取決于滑動軸承的剛度和阻尼剛度和阻尼。當(dāng)系統(tǒng)具有正阻尼時，系統(tǒng)具有抑制作用，振動逐漸衰減。反之系統(tǒng)具有負(fù)阻尼時，油膜渦動就會發(fā)展為油膜振蕩油膜渦動就會發(fā)展為油膜振蕩。油膜渦動與油膜振蕩都是油膜承載壓力波動油膜承載壓力波動的反映，表現(xiàn)為軸的振動表現(xiàn)為軸的振動。（1）油膜渦動與油膜振蕩的發(fā)生條件油膜渦動與油膜振蕩的發(fā)生條件 只發(fā)生在使用壓力油潤滑的滑動軸承上。在半潤滑軸 承上不發(fā)生。 油膜振蕩只發(fā)生在轉(zhuǎn)速高于臨界轉(zhuǎn)速高于臨界轉(zhuǎn)速的設(shè)備上。（2）油膜渦動與油膜振蕩的信號特征油膜渦動與油膜振蕩的信號特征 油膜渦動的振動頻率隨

7、轉(zhuǎn)速變化，與轉(zhuǎn)頻保持 f=（0.430.48）fn。 油膜振蕩的振動頻率在臨界轉(zhuǎn)速所對應(yīng)的固有頻率附 近，不隨轉(zhuǎn)速變化。 兩者的振動隨油溫變化明顯。（3）油膜渦動與油膜振蕩的振動特點油膜渦動與油膜振蕩的振動特點 油膜渦動的軸心軌跡軸心軌跡是由基頻與半速渦動頻率疊加成的雙雙橢圓，較穩(wěn)定橢圓，較穩(wěn)定。 油膜振蕩是自激振蕩自激振蕩，維持振動的能量是轉(zhuǎn)軸在旋轉(zhuǎn)中供應(yīng)的，具有慣性效應(yīng)。由于有失穩(wěn)趨勢，導(dǎo)致摩擦與碰撞，因此軸心軌跡不規(guī)則軸心軌跡不規(guī)則，波形幅度不穩(wěn)定，相位突變波形幅度不穩(wěn)定，相位突變。（4）消除措施 設(shè)計時使轉(zhuǎn)子避開油膜共振區(qū)； 增大軸承比壓，減小承壓面； 減小軸承間隙； 控制軸瓦預(yù)負(fù)荷，

8、降低供油壓力； 選用抗振性好的軸承結(jié)構(gòu)； 適當(dāng)調(diào)整潤滑油溫； 從多方面分析并消除產(chǎn)生的因素。 6.1.3 轉(zhuǎn)子的不平衡振動機理旋轉(zhuǎn)機械的轉(zhuǎn)子由于受材料的質(zhì)量分布、加工誤差、裝配因素以及運行中的沖蝕和沉積等因素的影響，致使其質(zhì)量中心與旋轉(zhuǎn)中心存存在在一定程度的偏心距偏心距。靜不平衡：偏心距較大時靜不平衡：偏心距較大時，靜態(tài)下，所產(chǎn)生的偏心力矩大于摩擦阻力矩，表現(xiàn)為某一點始終恢復(fù)到水平放置的轉(zhuǎn)子下部，其偏心力矩小于摩擦阻力矩的區(qū)域內(nèi)，稱之為靜不平衡靜不平衡。動不平衡動不平衡：偏心距較小時偏心距較小時，不能表現(xiàn)出靜不平衡的特征，但是在轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時，表現(xiàn)為一個與轉(zhuǎn)動頻率同步的離心力矢量離心力矢量，離心力

9、F=Me2，從而激發(fā)轉(zhuǎn)子的振動。這種現(xiàn)象稱之為動不平衡動不平衡。特點特點：靜不平衡的轉(zhuǎn)子，由于偏心距e較大，表現(xiàn)出更為強烈的動不平衡振動。要求：要求：雖然作不到質(zhì)量中心與旋轉(zhuǎn)中心絕對重合，但為了設(shè)備的安全運行，必需將偏心所激發(fā)的振動幅度控制在許可范圍內(nèi)。（1）不平衡故障的信號特征不平衡故障的信號特征 時域波形為近似的等幅正弦波。 軸心軌跡為比較穩(wěn)定的圓或橢圓，這是因為軸承座及 基礎(chǔ)的水平剛度與垂直剛度不同所造成。 頻譜圖上轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動頻率處的振幅。 在三維全息圖中，轉(zhuǎn)頻的振幅橢圓較大，其他成份較 小。（2）敏感參數(shù)特征敏感參數(shù)特征 振幅隨轉(zhuǎn)速變化明顯，這是因為，激振力與角速度是指數(shù)關(guān)系。 當(dāng)轉(zhuǎn)子上

10、的部件破損時，振幅突然變大。例如某燒結(jié) 廠抽風(fēng)機轉(zhuǎn)子焊接的合金耐磨層突然脫落，造成振幅 突然增大。 6.1.4 轉(zhuǎn)子與聯(lián)軸節(jié)的不對中振動機理轉(zhuǎn)子不對中包括軸承軸承不對中和軸系軸系不對中兩類。軸承不對中軸承不對中本身不引起振動，它影響軸承的載荷分布、油膜形態(tài)等運行狀況。一般情況下，轉(zhuǎn)子不對中都是指軸系不對中指軸系不對中，故障原因在聯(lián)軸節(jié)處。 引起軸系不對中的原因：引起軸系不對中的原因： 安裝施工中對中超差； 冷態(tài)對中時沒有正確估計各個轉(zhuǎn)子中心線的熱態(tài)升高量，工作時出現(xiàn)主動轉(zhuǎn)子與從動轉(zhuǎn)子之間產(chǎn)生動態(tài)對中不良； 軸承座熱膨脹不均勻； 機殼變形或移位； 地基不均勻下沉； 轉(zhuǎn)子彎曲，同時產(chǎn)生不平衡和不對

11、中故障。軸系不對中可分為三種情況軸系不對中可分為三種情況： 軸線平行不對中 軸線交叉不對中 軸線綜合不對中在實際情況中，都存在著綜合不對中。只是其中平行不對中和交叉不對中所占的比重不同而已。由于兩半聯(lián)軸節(jié)存在不對中，因而產(chǎn)生了附加的彎曲力。由于轉(zhuǎn)動，這個附加彎曲力的方向和作用點也被強迫發(fā)生改變，從而激發(fā)出轉(zhuǎn)頻的2倍、4倍等偶數(shù)倍頻的振動。其主要激振量以主要激振量以2 2倍頻為主倍頻為主，某些情況下4倍頻的激振量也占有較高的份量。更高倍頻的成份因所占比重很少，通常顯示不出來。軸系不對中故障特征軸系不對中故障特征： 時域波形在基頻正弦波上附加了2倍頻的諧波。 軸心軌跡圖呈香蕉形或香蕉形或8 8字形

12、字形。 頻譜特征：主要表現(xiàn)為徑向2倍頻、4倍頻振動成份， 有角度不對中時，還伴隨著以回轉(zhuǎn)頻率的軸向振動。 在全息圖中2、4倍頻橢圓較扁，并且兩者的長軸近似 垂直。不對中故障甄別不對中故障甄別： 不對中不對中的譜特征和裂紋裂紋的譜特征類似，均以兩倍頻兩倍頻為主，二者的區(qū)分區(qū)分主要是振動幅值的穩(wěn)定性，不對中振動比較穩(wěn)定。用全息譜技術(shù)用全息譜技術(shù)則容易區(qū)分，不對中為單向約束力，二倍頻橢圓較扁。軸橫向裂紋軸橫向裂紋則是旋轉(zhuǎn)矢量，二倍頻全息譜比較圓。 帶滾動軸承和齒輪箱的機組，不對中故障可能引發(fā)出通過頻率或嚙合頻率的高頻振動，這些高頻成分的出現(xiàn)可能掩蓋真正的振源。如高頻振動在軸向上占優(yōu)勢，而聯(lián)軸器聯(lián)軸器

13、相聯(lián)的部位軸向工頻亦相應(yīng)較大，則齒輪振動可能只是不對中故障所產(chǎn)生的過大的軸向力的響應(yīng)不對中故障所產(chǎn)生的過大的軸向力的響應(yīng)。 軸向工頻有可能是角度不對中角度不對中，也有可能是軸承不對中軸承不對中。一般情況，角度不對中角度不對中，軸向工頻軸向工頻振值比徑向徑向為大；而軸承不對中軸承不對中正好相反，因為后者是由不平衡引起，它只是對不平衡力的一種響應(yīng)。通頻振動：通頻振動：表示振動原始波形的振動幅值。選頻振動：選頻振動：表示所選定的某一頻率正弦振動的幅值。 工頻振動：工頻振動：表示與所測機器轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)頻率相同的正弦振動的幅值?；l振動：工頻振動基頻振動：工頻振動又叫基頻振動基頻振動。例：對于工作轉(zhuǎn)速為6

14、000r/min的機器，工頻振動頻率是100HZ。 615 轉(zhuǎn)軸彎曲故障的機理設(shè)備停用一段較長時間后重新開機時，常常會遇到振動過大甚至無法開機的情況。這多半是設(shè)備停用后產(chǎn)生了轉(zhuǎn)子軸彎曲的故障。轉(zhuǎn)子彎曲有永久性彎曲永久性彎曲和臨（暫）時性彎曲臨（暫）時性彎曲兩種情況。永久性彎曲永久性彎曲是指轉(zhuǎn)子軸呈弓形。造成永久彎曲的原因有設(shè)計制造缺陷(轉(zhuǎn)軸結(jié)構(gòu)不合理、材質(zhì)性能不均勻)、長期停放方法不當(dāng)、熱態(tài)停機時未及時盤車或遭涼水急冷所致。臨時性彎曲臨時性彎曲指可恢復(fù)的彎曲。造成臨時性彎曲原因有預(yù)負(fù)荷過大、開機運行時暖機不充分、升速過快等致使轉(zhuǎn)子熱變形不均勻等。軸彎曲振動的機理機理和轉(zhuǎn)子質(zhì)量偏心類似，因而都要

15、產(chǎn)生與質(zhì)量偏心類似質(zhì)量偏心類似的旋轉(zhuǎn)矢量激振力旋轉(zhuǎn)矢量激振力，與質(zhì)心偏離不同質(zhì)心偏離不同點是軸彎曲軸彎曲會使軸兩端產(chǎn)生錐形錐形運動，因而在軸向還會產(chǎn)生較大的工頻振動工頻振動。轉(zhuǎn)軸彎曲故障的振動信號特征轉(zhuǎn)軸彎曲故障的振動信號特征：（軸彎曲故障的振動信號與不平衡基本相同。） 時域波形為近似的等幅正弦波； 軸心軌跡為一個比較穩(wěn)定的圓或偏心率較小的橢圓， 由于軸彎曲常陪伴某種程度的軸瓦摩擦，故軸心軌跡有時會有摩擦的特征； 頻譜成份以轉(zhuǎn)動頻率為主，伴有高次諧波成份。與不平衡故障的區(qū)別在于：彎曲在軸向方面產(chǎn)生較大的振動。 616 轉(zhuǎn)軸橫向裂紋的故障機理轉(zhuǎn)軸橫向裂紋的振動響應(yīng)與所在的位置、裂紋深度及受力的情

16、況等因素有極大的關(guān)系，因此所表現(xiàn)出的形式也是多樣的。在一般情況下，轉(zhuǎn)軸每轉(zhuǎn)一周，裂紋總會發(fā)生張合。轉(zhuǎn)軸的剛度不對稱，從而引發(fā)非線性振動，能識別的振動主要是1X、2X、3X倍頻分量。 轉(zhuǎn)軸橫向裂紋的振動信號特征轉(zhuǎn)軸橫向裂紋的振動信號特征： 振動帶有非線性性質(zhì)，出現(xiàn)旋轉(zhuǎn)頻率的l、2、3 等高 倍分量，隨裂紋擴展，剛度進(jìn)一步下降，l、2等頻率 幅值隨之增大，相位角則發(fā)生不規(guī)則波動相位角則發(fā)生不規(guī)則波動，與不平衡相角穩(wěn)定與不平衡相角穩(wěn)定 有差別有差別。 開停機過程中，由于非線性諧頻關(guān)系，會出現(xiàn)分頻共振分頻共振，即轉(zhuǎn) 子在經(jīng)過12、13臨界轉(zhuǎn)速時，相應(yīng)的高倍頻(2、3)正好與臨界轉(zhuǎn)速重合，振動響應(yīng)會出現(xiàn)

17、峰值。 裂紋的擴展速度隨深度的增大而加速，相應(yīng)的l、2（倍頻）的振動也會隨裂紋擴展而快速上升，同時1、2相位角出現(xiàn)異常波動相位角出現(xiàn)異常波動。 全息譜表現(xiàn)為全息譜表現(xiàn)為2 2倍頻的橢圓形狀倍頻的橢圓形狀，與軸系不對中的扁圓形狀有明顯的差別。 故障甄別故障甄別穩(wěn)態(tài)運行時，應(yīng)能與不對中故障區(qū)分。全息譜是最好的區(qū)分方法。 6.1.7 連接松動故障的機理松動振動異常的基本原因松動振動異常的基本原因：振動幅值由激振力激振力和機械阻抗機械阻抗共同決定，松動使連接剛度下降連接剛度下降，這是松動振動異常的基本原因松動振動異常的基本原因。支承系統(tǒng)松動引起異常振動的機理支承系統(tǒng)松動引起異常振動的機理：從以下兩個側(cè)

18、面加以說明。1)當(dāng)軸承套與軸承座配合具有較大間隙或緊固力不足時，軸承套受轉(zhuǎn)子離心力作用，沿圓周方向發(fā)生周期性變形，改變軸承的幾何參數(shù)。進(jìn)而影響油膜的穩(wěn)定性。2)當(dāng)軸承座螺栓緊固不牢時，由于結(jié)合面上存在間隙，使系統(tǒng)發(fā)生不連續(xù)的位移。上述兩頂因素的改變，都屬于非線性剛度改變，變化程度與激振力相聯(lián)系，因而使松動振動顯示出非線性特征。松動的典型特征是產(chǎn)生2及3、4、5等高倍頻的振動。 連接松動故障的振動特征連接松動故障的振動特征： 軸心軌跡混亂，重心飄移。 頻譜圖中，具有3、5、7等高階奇次倍頻分量， 也有偶次分量。 松動方向的振幅大。當(dāng)高次諧波的振幅值大于轉(zhuǎn)動頻率振幅的1/2 時，應(yīng)懷疑有松動故障。

19、 6 61 18 8 碰摩故障的機理碰摩故障的機理動靜件之間的輕微摩擦輕微摩擦，開始時故障癥狀可能并不十分明顯，特別是滑動軸承的輕微碰摩輕微碰摩，由于潤滑油的緩沖作用，總振值的變化是很微弱的，主要靠油液分析油液分析發(fā)現(xiàn)這種早期隱患；有經(jīng)驗的診斷人員，由軸心軌跡軸心軌跡也能做出較為準(zhǔn)確的診斷。當(dāng)動靜碰摩發(fā)展到一定程度后，機組將發(fā)生碰撞式大面積摩擦碰撞式大面積摩擦，碰摩特征就將轉(zhuǎn)變?yōu)橹饕Y狀。動靜碰摩的特點分析：動靜碰摩的特點分析：動靜碰摩與部件松動具有類似特點。動靜碰動靜碰摩是當(dāng)間隙過小時發(fā)生動靜件接觸再彈開接觸再彈開，改變構(gòu)件的動態(tài)剛度；松動松動是連接件緊固不牢、受交變力(不平衡力、對中不良激

20、勵等)作用，周期性地脫離再接觸脫離再接觸，同樣是改變構(gòu)件的動態(tài)剛度。不同點是不同點是，前者還有一個切向的摩擦力，使轉(zhuǎn)子產(chǎn)生渦動切向的摩擦力，使轉(zhuǎn)子產(chǎn)生渦動。轉(zhuǎn)子強迫振動、碰摩自由振動和摩擦渦動運動疊加到一起，產(chǎn)生出復(fù)雜的、特有的振動響應(yīng)頻率。由于碰摩力是不穩(wěn)定的接觸正壓力，時間上和空間位置上都是變化的，因而摩擦力具有明顯的非線性特征(一般表現(xiàn)為豐富的超諧波)。因此，動靜碰摩與松動相比動靜碰摩與松動相比，動靜碰摩振動成分的周期性相對較弱，而非線性更為突出。碰摩故障的振動特征碰摩故障的振動特征：1) 時域波形存在“削頂”現(xiàn)象，或振動遠(yuǎn)離平衡位置時出現(xiàn)高頻小幅振蕩。2) 頻譜上除轉(zhuǎn)子工頻外，還存在非

21、常豐富的高次諧波成分(經(jīng)常出 現(xiàn)在氣封摩擦?xí)r)。3) 嚴(yán)重摩擦?xí)r，還會出現(xiàn)12、l3、1/N等精確的分頻成 分(經(jīng)常出現(xiàn)在軸瓦磨損時)。4) 全息譜上出現(xiàn)較多、較大的高頻橢圓，且偏心率較大。5) 提純軸心軌跡(1、2、3、4合成)存在“尖角”。6) 軸瓦磨損時，還伴有軸瓦溫度升高、油溫上升等特征，氣封摩 擦?xí)r，在機組起停過程中，可聽到金屬摩擦?xí)r的聲音。7) 軸瓦磨損時，對潤滑油樣進(jìn)行鐵譜分析，可發(fā)現(xiàn)如下特征： 譜片上磁性磨粒在譜片入口沿磁力線方向呈長鏈密集狀排列，且存在超過20m的金屬磨粒； 非磁性磨粒隨機地分布在譜片上，其尺寸超過20m； 譜片上測試的光密度值較上次測試有明顯的增大。碰摩故障

22、的故障甄別：碰摩故障的故障甄別：1) 由于故障機理與松動類似，兩者不容易加以區(qū)分。據(jù)現(xiàn)場經(jīng)驗：松松 動動a.松動時以高次諧波為特征；b.松動振動來源于不平衡力，故松動振動隨轉(zhuǎn)速變化比較明顯；c. 在波形表現(xiàn)形式上在波形表現(xiàn)形式上：松動則不存在削頂問題。碰碰 摩摩a.摩擦?xí)r以分諧波為特征；b.碰摩受間隙大小控制，與轉(zhuǎn)速關(guān)系不甚密切；c.在波形表現(xiàn)形式上在波形表現(xiàn)形式上：摩擦?？梢姷较黜敳ㄐ?。2) 局部碰摩與全弧碰摩的區(qū)分局部碰摩與全弧碰摩的區(qū)分全弧碰摩全弧碰摩分頻明顯，超諧波消失，局部輕摩擦局部輕摩擦很少有分頻出現(xiàn)，諧波幅值小但階次多，局部嚴(yán)重摩擦局部嚴(yán)重摩擦介于兩者之間，有分頻也有低次諧波，且

23、諧波幅值比基頻還大?；l則由未碰撞前的較大值變?yōu)檩^小值。在軌跡上在軌跡上，局部摩擦軌跡局部摩擦軌跡亂而不放大，正進(jìn)動；連續(xù)全弧摩擦連續(xù)全弧摩擦則隨時間逐漸擴散，進(jìn)動方向為反進(jìn)動。 6.1.9 喘振的機理喘振的機理喘振喘振是一種很危險的振動，常常導(dǎo)致設(shè)備內(nèi)部密封件、葉輪導(dǎo)流扳、軸承等損壞，甚至導(dǎo)致轉(zhuǎn)子彎曲、聯(lián)軸器及齒輪箱等機構(gòu)損壞。它也是流體機械特有的振動故障之一。喘振喘振是壓縮機組嚴(yán)重失速和管網(wǎng)相互作用的結(jié)果。它既可以是管網(wǎng)負(fù)荷急劇變化所引起引起，也可以是壓縮機工作狀況變化所引起引起。當(dāng)進(jìn)入葉輪的氣體流量減少到某一最小值時，氣流的分離區(qū)擴大到整個葉道，使氣流無法通過。這時葉輪沒有氣量甩出，壓縮

24、機出口壓力突然下降。由于壓縮機總是和管網(wǎng)連在一起的，具有較高背壓的管網(wǎng)氣體就會倒流到葉輪里來。瞬間倒流來的氣流使葉輪暫時彌補了氣體流量的不足，葉輪因而恢復(fù)正常工作，重新又把倒回來的氣流壓出去，但過后又使葉輪流量減少，氣流分離又重新發(fā)生。如此周而復(fù)始。壓縮機和其連接的管路中便產(chǎn)生出一種低頻率高一種低頻率高振幅的壓力脈動振幅的壓力脈動，造成機組強烈振動。喘振喘振是壓力波在管網(wǎng)和壓縮機之間來回振蕩來回振蕩的現(xiàn)象，其強度和頻率不但和壓縮機中嚴(yán)重的旋轉(zhuǎn)脫離有關(guān)，還和管網(wǎng)容量有關(guān)；管網(wǎng)容量越大，則喘振管網(wǎng)容量越大，則喘振振幅愈大，頻率愈低振幅愈大，頻率愈低；管網(wǎng)容量小，則喘振振幅小，喘振頻率也較高，一般為

25、0.520Hz。62 不平衡分析案例例例6-16-1：某廠芳烴車間一臺離心式氫氣壓縮機是該廠生產(chǎn)的關(guān)鍵設(shè)備之一。驅(qū)動電動機功率為610KW，壓縮機軸功率550KW，主機轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速15300rmin，屬4級離心式回轉(zhuǎn)壓縮機，工作介質(zhì)是氫氣，氣體流量38066m3h，出口壓力1.132MPa，氣體溫度200，該壓縮機配有本特利公司7200系列振動監(jiān)測系統(tǒng)；測點有7個，測點A、B、C、D為壓縮機主軸徑向位移傳感器，測點E、F分別為齒輪增速箱高速軸和低速軸軸瓦的徑向位移傳感器，測點G為壓縮機主軸軸向位移傳感器。該機組于5月中旬開始停車大檢修，6月初經(jīng)檢修各項靜態(tài)指標(biāo)均達(dá)到規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)。6月10日下午啟動后

26、投入催化劑再生工作。再生工作要連續(xù)運行一周左右。再生過程中工作介質(zhì)為氮氣。壓縮機啟動后，各項動態(tài)參數(shù)，如流量、壓力、氣溫、電流振動值都在規(guī)定范圍內(nèi)，機器工作正常。運行不到兩整天，于6月12日上午振動報警：測點D振動值越過報警限，高達(dá)6080m之間波動；測點C振動值也偏大，在5060m之間波動；其它測點振動沒有明顯變化。當(dāng)時，7200系統(tǒng)儀表只指示出各測點振動位移的峰振動位移的峰峰值峰值，它說明設(shè)備有故障，但是什么故障就不得而知了。依照慣例，設(shè)備應(yīng)立即停下來，解體檢修，尋找并排除故障，但這要使再生工作停下來，進(jìn)而拖延全廠開車時間。故障分析利用計算機進(jìn)行了頻譜分析，見圖6-1，并與故障前5月21日

27、相應(yīng)測點的頻譜圖6-2進(jìn)行對比，發(fā)現(xiàn)：圖6-1 6月12日 D點頻譜圖圖6-2 5月21日 D點頻譜圖a) 1倍頻的幅值明顯增加，C點增大到5月21日的1.9倍，D點增大1.73倍。b) 其它倍頻成分的幅值幾乎沒變化。根據(jù)以上特征，可作出以下結(jié)論：1) 轉(zhuǎn)子出現(xiàn)了明顯的不平衡，可能是因轉(zhuǎn)子的結(jié)垢所致；2) 振動雖然大，但屬于受迫振動，不是自激振動。并不可怕。諧波頻率HZ21/5日，振幅12/6日，振幅改變量1254.88170.93295.621252510.8038.0238.8203764.6534.4035.38141021.5323.3826.723采取措施與事后復(fù)查根據(jù)前述結(jié)論，因此

28、做以下處理：1) 可以不停機，再維持運行45天，直到催化劑再生工作完成；2) 密切注意振動狀態(tài)，再生工作完成后有停機的機會，做解體檢查。6月18日催化劑再生工作圓滿完成，壓縮機停止運行。6月20日對機組進(jìn)行解體檢查，發(fā)現(xiàn)機殼氣體流道上結(jié)垢十分嚴(yán)重，結(jié)垢最厚處達(dá)20mm左右。轉(zhuǎn)子上結(jié)垢較輕，垢的主要成分是燒蝕下來的催化劑，第一節(jié)吸入口處約34的流道被堵，只剩一條窄縫。因此檢修主要是清垢，其它部位如軸承、密封等處都未動，然后安裝復(fù)原，總共只用了兩天時間。6月25日壓縮機再次起動，壓縮機工作一切正常。63 軸彎曲分析案例例例6-2， 某公司一臺200MW汽輪發(fā)電機組，型號為C145N20013053

29、5535，型式為超高壓、中間再熱單抽冷凝式。1982年11月投產(chǎn)，1994年首次大修，至高壓轉(zhuǎn)子發(fā)生彎軸故障前，已運行近6年，共進(jìn)行過7次小修。在長期的運行中，該機高壓轉(zhuǎn)子振動一直保持在較好范圍，軸承振動小于10m，軸振動小于100m。1998年在一次熱態(tài)起動時#2、#3軸、#1、和#2軸承振動出現(xiàn)短時突增，被迫緊急關(guān)小閘門；再次開大蒸汽閘門，使轉(zhuǎn)子迅速加速，沖過臨界轉(zhuǎn)速（稱為沖車）后并網(wǎng)運行。并網(wǎng)后，#2軸和#1、#2軸承振動雖然仍處于良好范圍，但其振動有明顯增大趨勢，經(jīng)連續(xù)觀察運行近一月，也未能恢復(fù)至以前運行時的振動水平。為此，結(jié)合該機歷史振動數(shù)據(jù)、停機前后振動數(shù)據(jù)及運行參數(shù)進(jìn)行診斷分析。

30、(1) 振動趨勢歷史數(shù)據(jù)振動趨勢歷史數(shù)據(jù) 在長期運行中，該機l#、2#軸承振動分別為小于2m及小于10m，2#軸的振幅為8090m。為便于突出比較，停機前振動數(shù)據(jù)選取4月25日，熱態(tài)起動后數(shù)據(jù)選取4月69日的，作該期間的振動趨勢記錄曲線。見圖6-3。該趨勢記錄曲線表明長期運行時高壓轉(zhuǎn)子的軸及軸承振動均處于優(yōu)秀范圍，熱態(tài)起動后高壓轉(zhuǎn)子軸承及軸振動仍然在正常范圍以內(nèi)。圖63 振動歷史歷程曲線1停機前1#軸承振動2m，熱態(tài)啟動后，為6m曲線2停機前2#軸承振動10m，熱態(tài)啟動后，為1618m曲線3停機前軸振幅80m，熱態(tài)啟動后，為120140m (2) 停機前后數(shù)據(jù)停機前后數(shù)據(jù)1998年4月5日因處

31、理鍋爐隱患而停機，停機時主要參數(shù)及振動數(shù)如下：1) 停機前各軸承和軸振動數(shù)據(jù)如表6-2(略）所示，停機前各軸承和軸振動均在良好范圍，其中，1# #、2 2# #軸及軸承振動均處于優(yōu)秀標(biāo)準(zhǔn)以內(nèi)軸及軸承振動均處于優(yōu)秀標(biāo)準(zhǔn)以內(nèi)，反映高壓轉(zhuǎn)子停機前狀態(tài)良好高壓轉(zhuǎn)子停機前狀態(tài)良好。2) 停機時的臨界振動數(shù)據(jù)。查一周振動趨勢記錄，2#、3#軸停機臨界振動值均未超過230m，處于良好范圍。3) 停機主要參數(shù) (4月5日)： 停機過程的電流、各點振動、溫度等均屬正常。4) 熱起動(4月6日)主要參數(shù)與振動數(shù)據(jù)：主要動力蒸汽參數(shù)：壓力2.2MPa，溫度412，再熱汽溫度392，真空77kPa，大軸撓度值30m，

32、主機潤滑油溫40。 4：25沖車：低速(500 rmin)、10min，摩擦檢查。4：25升速至升速至1600r1600rminmin，此時，此時1#1#軸承振動達(dá)軸承振動達(dá)120m120m，2#2#軸承振動軸承振動達(dá)達(dá)65m65m，2#2#、3#3#軸振動達(dá)到監(jiān)測表的滿量程（即軸振動值已大于軸振動達(dá)到監(jiān)測表的滿量程（即軸振動值已大于400m400m），運行人員采取緊急關(guān)閘措施停機。），運行人員采取緊急關(guān)閘措施停機。5：05 轉(zhuǎn)子靜止投盤車，大軸撓度值增大為120m，盤車電流32A。6：40 再次起動，快速沖車至3000 rmin定速，然后并入電網(wǎng)。從熱態(tài)啟動數(shù)據(jù)知從熱態(tài)啟動數(shù)據(jù)知：在起動過程

33、中，機組1#、2#軸承及2#、3#軸振動異常增大，緊急關(guān)閘停機后，電動盤車時機組大軸撓度值增加較大，盤車電流略有增加。5) 熱態(tài)起動運行后的振動數(shù)據(jù)自再次起動并網(wǎng)后，機組高壓轉(zhuǎn)子軸和軸承振動均未能恢復(fù)歷史振動水平，盡管1#、2#軸承振動均小于20m，仍處于優(yōu)秀振動標(biāo)準(zhǔn)表5-7的范圍內(nèi)，但與歷史數(shù)據(jù)比較均有所增大。尤其是2#軸的振動增大顯著。從頻率成分來看，主要是一倍頻成分增加，其余頻率的振動成分無變化，見表6-3（略）。6) 運行近一月后，停機時臨界振動數(shù)據(jù)4月30日，該機因電網(wǎng)調(diào)峰轉(zhuǎn)為備用而停機。在機組停機惰走降速過程中，2#軸和l#、2#軸承臨界振動值比歷史數(shù)據(jù)有成倍的增加，其振動成分是1

34、倍頻，機組停機時的臨界振動數(shù)據(jù)見表6-4。(3) 數(shù)據(jù)分析綜合圖6一3、表62至表64數(shù)據(jù)及起動前后運行參數(shù)分析，可得出下列分析結(jié)論： 1) 探頭所在處的轉(zhuǎn)子跳動值從30m增加至120m，比起動前增大了4倍，反映出高壓轉(zhuǎn)子撓曲程度加劇，提示可能已產(chǎn)生轉(zhuǎn)子彎曲。2) 從振動頻率以及振值隨轉(zhuǎn)速變化的情況來看。其癥狀和轉(zhuǎn)子失衡極為相似。但停機前運行一直很正常，只是在機組停車后再次起動中振動異常，且在并網(wǎng)后一直維持較大振值，缺乏造成轉(zhuǎn)子失衡的理缺乏造成轉(zhuǎn)子失衡的理由或轉(zhuǎn)子零部件飛脫的因素，故可排除轉(zhuǎn)子失衡的可能由或轉(zhuǎn)子零部件飛脫的因素，故可排除轉(zhuǎn)子失衡的可能。3) 綜合二次起動及并網(wǎng)運行一個月后停機惰

35、走振動情況，表明機組在第一次起動時即存在較大的熱彎曲，而停車后間隔l.5h再次起動，盤車時間不足，極易造成轉(zhuǎn)子永久性彎曲盤車時間不足，極易造成轉(zhuǎn)子永久性彎曲。 在第一次熱態(tài)起動時，高壓轉(zhuǎn)子的軸及軸承振動急劇增加(轉(zhuǎn)速高達(dá)1600rmin時，軸振幅即已超滿量程值，即至少已大于400m，表明在第一次起動時，轉(zhuǎn)子存在較大的熱彎曲，而停車而停車1.5h1.5h后再次后再次起動，盤車時間嚴(yán)重不足，極易造成轉(zhuǎn)子永久性彎曲起動，盤車時間嚴(yán)重不足，極易造成轉(zhuǎn)子永久性彎曲。 機組起動并網(wǎng)連續(xù)運行近一月，其振動一直處于穩(wěn)定狀態(tài)。1#、2#軸承和2#軸振幅在熱態(tài)起動后比歷史數(shù)據(jù)有明顯的增大。并且振振幅增大的主要原因

36、是一倍頻振幅增大幅增大的主要原因是一倍頻振幅增大。工頻振幅的增大反映出轉(zhuǎn)子彎曲程度的增大，振幅的穩(wěn)定反映出彎曲量的大小基本恒定。查起動后運行近一月的頻譜圖，除1倍頻振動和2#軸處的少量2倍頻振動成分外，無其它振動頻率成分。少量2倍頻振動成分的產(chǎn)生，則分析認(rèn)為是高壓轉(zhuǎn)子彎曲后與中壓轉(zhuǎn)子的對中性變差所造成的。中、低壓轉(zhuǎn)子各軸承及各軸的振動與歷史數(shù)據(jù)相比基本無變化，反映出故障的發(fā)生部位主要是在高壓轉(zhuǎn)子。診斷結(jié)論盡管該機組高壓轉(zhuǎn)子振動仍在良好范圍以內(nèi)，但從各種參數(shù)的綜合分析來看，均表明高壓轉(zhuǎn)子上已發(fā)生了轉(zhuǎn)子彎曲故障。而無論是轉(zhuǎn)子彎曲引起機組過臨界振動過大或是存在圍帶損傷等事故隱患，均對該機組安全運行構(gòu)

37、成極大的威脅。因此，診斷分析的結(jié)論是：該機立即進(jìn)行提前大修，解體查明故障并予以消除。解體大修檢查情況解體大修檢查情況：5月4日，該機提前轉(zhuǎn)入大修。經(jīng)揭缸解體檢查證實，高壓轉(zhuǎn)子前汽封在距調(diào)速級180mm處彎曲0.08mm，中壓轉(zhuǎn)子在19級處彎曲0.055mm，高壓汽封、圍帶、隔板汽封和中壓汽封、隔板汽封及圍帶均有不同程度的摩擦損傷摩擦損傷，其中，中壓19級近半圈圍帶前緣已磨壞，為此，高壓轉(zhuǎn)子采取直軸、中壓轉(zhuǎn)子采取低速動平衡處理，同時對損傷的圍帶也進(jìn)行了相應(yīng)的處理，經(jīng)大修處理后高壓轉(zhuǎn)子振動重新恢復(fù)到優(yōu)秀標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)。64 不對中分析案例例1：主風(fēng)機對中不當(dāng)造成的故障某冶煉廠一臺新上的煙機一主風(fēng)機組于19

38、97年5月中旬投用。機組配置及測點如圖64所示。 首先，該機組在不帶負(fù)荷的情況下試運了3天，振幅約50m，5月20日2:05開始帶負(fù)荷運行，各測點振值均有所上升，尤其是2#測點的振動由原來的55m上升至70m以上，運行至16：54機組發(fā)生突發(fā)性強振，現(xiàn)場的本特利監(jiān)測儀表指示振動滿量程，同時機組由于潤滑油壓低而聯(lián)鎖停機。停機后，惰走的時間很短，大約只l2min，停車后盤不動車。電動機增速箱風(fēng)機煙機654321圖64 機組配置及測點圖機組事故停機前振動特點如下：1) 20日16：54之前，各測點的通頻振值基本穩(wěn)定，其中煙機2#軸承的振動大于其余各測點的振動。20日16；54前后，機組振值突然增大，

39、主要表現(xiàn)為聯(lián)軸器兩側(cè)軸承,即2#、3#軸承振值顯著增大，如表64所示。表64 強振前后各軸承振動比較 注意：2#軸承與3#軸承變化最大，說明最接近故障點。2) 20日14:31之前，各測點的振動均以轉(zhuǎn)子工頻、2倍頻為主，同時存在較小的3、4、5、6等高次諧波分量，2#測點的合成軸心軌跡很不穩(wěn)定，有時呈香蕉形，有時呈“8”字形，圖6-5是其中一個時刻的時域波形和合成軸心軌跡(1、2)。 部位1#軸承2#軸承3#軸承4#軸承強振前振值26762820強振時振值502327322圖6-5 2#測點的合成軸心軌跡圖(1倍頻、2倍頻)a)軸心軌跡b)徑向振動波形3) 20日14：31時，機組振動狀態(tài)發(fā)生

40、顯著變化。從時域波形上看，機組振動發(fā)生跳變，其中2#、3#軸承的振動由大變?。ㄈ纾瑹煓C后水平方向由65.8m降至26.3m，如圖6-6所示），而1#與4#的振動則由小變大（如煙機前垂直方向由14.6m升至43.8m，如圖6-7所示），說明此時各軸承的載荷分配發(fā)生了顯著的變化，很有可能是由于聯(lián)軸器的工作狀況改變所致。同時，2#軸承V方向出現(xiàn)很大的0.5成分，并超過工頻幅值，H方向除有很大的0.5成分外，還存在突出的78Hz成分及其它一些非整數(shù)倍頻率分量，如圖68所示。煙機前78Hz成分也非常突出。這說明此時機組動靜碰摩動靜碰摩加劇。圖68 2#軸承振動頻譜圖4) 機組運行至20日16：54前后，

41、機組振值突然急劇上升，煙機后V方向和H方向的振值分別由45m、71m上升至153m和232m，其中工頻幅值上升最多。且占據(jù)絕對優(yōu)勢（V方向和H方向工頻幅值分別為120m和215m），同時0.5倍頻及高次諧波幅值也有不同程度的上升。這說明，此時煙機轉(zhuǎn)子已出現(xiàn)嚴(yán)重的轉(zhuǎn)子不平衡嚴(yán)重的轉(zhuǎn)子不平衡現(xiàn)象。5) 開機以來，風(fēng)機軸向振動一直較大，一般均在80m以上，煙機的軸向振幅也在3050m之間。20日16：54達(dá)最大值115m，其頻譜以1為主，軸向振動如此之大，這也是很不正常的。不對中故障的特征之一就是引發(fā)不對中故障的特征之一就是引發(fā)1X1X倍頻倍頻的軸向竄動的軸向竄動。頻譜圖及故障現(xiàn)象故障分析結(jié)論綜上所

42、述，可得出如下結(jié)論：1) 機組投用以來，風(fēng)機與煙機間存在明顯不對中現(xiàn)象，且聯(lián)軸器工作狀況不穩(wěn)定。2) 20日14：31左右，一聯(lián)軸器工作狀況發(fā)生突變，呈咬死狀態(tài)，煙機氣封與軸套碰摩加劇。其直接原因是對中不直接原因是對中不良良，或聯(lián)軸器制造缺陷。3) 20日16：54，由于煙機氣封與軸套發(fā)展為不穩(wěn)定的全周摩擦，產(chǎn)生大量熱量，引起氣封齒與軸套熔化氣封齒與軸套熔化，導(dǎo)致導(dǎo)致煙機轉(zhuǎn)子突然嚴(yán)重失衡突然嚴(yán)重失衡，振值嚴(yán)重超標(biāo)。因此分析認(rèn)為造成本次事故的主要原因是機組對正曲線確定不當(dāng)。解體檢查情況事故后解體發(fā)現(xiàn)： 1) 煙機前瓦(1#測點)瓦溫探頭導(dǎo)線破裂； 2) 副推力瓦有磨損，但主推力瓦正常； 3) 二

43、級葉輪輪盤裝配槽部位的法蘭過熱，有熔化痕跡及裂紋； 4) 氣封套熔化、嚴(yán)重磨損，熔渣達(dá)數(shù)公斤之多； 5) 上氣封體拆不下來； 6) 煙機主風(fēng)機聯(lián)軸器咬死，煙機側(cè)有損傷。機組修復(fù)后，在8月底煙機進(jìn)行單機試運時，經(jīng)測量發(fā)現(xiàn)煙機軸承箱中分面向上膨脹0.80mm，遠(yuǎn)高于設(shè)計給出的膨脹量0.37mm。而冷態(tài)下當(dāng)時現(xiàn)場找正時煙機比風(fēng)機反而高0.396mm，實際風(fēng)機出口端軸承箱中分面僅上脹0.50mm，故熱態(tài)下煙機比風(fēng)機高了：0.800.3960.50=0.696mm，從而導(dǎo)致了機組在嚴(yán)重不同軸的情況下運行，加重下聯(lián)軸器的咬合負(fù)荷，引起聯(lián)軸器相互咬死，煙機發(fā)生劇振。例2：復(fù)合不對中故障的診斷圖6-9 機組簡

44、圖和測點布置2000年4月上旬某廠催化主風(fēng)機檢修后，開機運行，電動機軸承溫度和振值都較正常(振值為9m)。但是，半小時后電動機聯(lián)軸器端軸承溫度持續(xù)增加，振值從原 9m一直升到53m，已經(jīng)超出電動機制造廠出廠標(biāo)準(zhǔn)。2000年4月17日和18日對該機組進(jìn)行了全面的測試。鑒于故障的發(fā)生位置主要在電動機側(cè)，所以測試主要集中在電動機側(cè)。聯(lián)機后，在正常載荷的情況下，測試結(jié)果分別如圖6-10圖6-16所示，各點的振幅見表6-7。從以上測試結(jié)果中可以看出，電動機測點1軸向的振幅偏高，已經(jīng)超該機組出廠的振動標(biāo)準(zhǔn)（小于50m），表現(xiàn)出故障頻率主要為工頻。同時，從電動機測點2垂直方向的頻譜圖上不難看出，其2倍頻的振

45、幅遠(yuǎn)高于工頻對應(yīng)的振幅。電動機水平方向的振幅較小，主要是工頻成分。對比圖6-10、圖6-11，聯(lián)機狀態(tài)下的軸向振幅53.0m是脫機狀態(tài)下的軸向振幅25.4m和2倍，這是角度不對中的特征角度不對中的特征。測點頻譜圖 圖6-12 測點2#垂直方向頻譜圖圖6-14 測點2#水平方向頻譜圖圖6-13 測點3#垂直方向頻譜圖圖6-15 測點3#水平方向頻譜圖圖612到圖615都是在聯(lián)機狀態(tài)下，圖612中1階轉(zhuǎn)頻的振幅很低，2X頻振幅最高，對應(yīng)的3#點垂直方向（圖613）1X、2X、3X倍頻幅值都存在。水平方向2#、3#點主要振動都是1X、2X倍頻的振幅（圖6-14、圖6-15）。這這是不對中的特征是不對

46、中的特征。對比圖6-12與圖6-16，圖6-16的主要振動是1倍頻的振動，圖6-12的主要振動是2倍頻的振動。從對圖6-10圖6-16的綜合分析中可以看出：電動機軸和增速齒輪箱輸入軸在垂直方向存在著嚴(yán)重的不對中。解體后發(fā)現(xiàn)：1) 電動機軸和齒輪箱低速軸在垂直方向，相差100m，已大大超過維修規(guī)范所要求的限值。2) 電動機的軸承室原刷鍍層（修復(fù)的部位）發(fā)生變形，使軸承室產(chǎn)生了一定的錐度，嚴(yán)重地破壞了原有的配合精度。這說明，在加載運行的初始階段，電動機軸與其軸承維修時的正確位置并沒有被破壞。因此，其殼體軸向的振動并不大。但是，電動機軸和齒輪箱低速軸在垂直方向垂直方向存在嚴(yán)重的平行不對中，引起的動載

47、荷迫使電動機滾動軸承逐漸離開原始的位置，發(fā)生了偏斜。這樣，就造成了電動機軸和齒輪箱低速軸之間，又產(chǎn)生了角度不對中角度不對中的故障。因此，它最終是一種復(fù)合型不對中，既包含了平行不對中平行不對中的特點，又存在角度不對中的特征的特點，又存在角度不對中的特征。65 熱變形分析案例汽輪機、高溫氣體透平機、航空發(fā)動機等機器，需要引入高溫、高壓氣體將整個缸體或殼體加熱，介是缸體的不均勻的，上缸的溫度大于下缸的，反映在轉(zhuǎn)子上是上半側(cè)的熱傳導(dǎo)量大，下半側(cè)的熱傳導(dǎo)量小，如果轉(zhuǎn)子在熱態(tài)下靜止不動，則很快會發(fā)生彎曲變形。對于空壓機而言，由于空氣被壓縮發(fā)熱，而缸體上、下的結(jié)構(gòu)并不對稱，儲熱容量相差大，同樣也能造成缸體、

48、轉(zhuǎn)子的不均勻熱變形。因此，對于這種轉(zhuǎn)子在起動之前必須充分盤車，避免起動后引起過大的振動。例6-5 轉(zhuǎn)子熱膨脹階段的彎曲振動某煉油廠催化車間一臺離心式空壓機，開車后軸振幅逐漸上升，啟動約40 min，振幅達(dá)到90m，往后在操作參數(shù)不變狀態(tài)下，振幅會自動逐漸下降，最后軸振幅穩(wěn)定在35m左右，這是該機每次開車的振動規(guī)律。機器在開車階段振幅較大的原因，是因為空壓機到達(dá)額定壓力后溫度上升，轉(zhuǎn)子的裝配零件首先受熱膨脹。由于軸上零件(葉輪、軸套、平衡盤、密封套和止推盤等)的軸向接觸端面彼此不平行，熱膨脹時迫使轉(zhuǎn)軸強制彎曲熱膨脹時迫使轉(zhuǎn)軸強制彎曲，產(chǎn)生不斷增大的不平衡振動。往后往后隨著轉(zhuǎn)子溫度逐漸趨于均勻隨著

49、轉(zhuǎn)子溫度逐漸趨于均勻，軸也獲得充分伸長，消除了軸上裝配零件對軸施加的熱彎曲應(yīng)力，因此轉(zhuǎn)子因彎曲產(chǎn)生的不平衡振動就慢慢自動消失。例6-6 殼體非均勻膨脹造成的振動某煉油廠主風(fēng)機啟動兩個小時，帶上負(fù)荷后，風(fēng)機出口側(cè)振值急劇上升，最大達(dá)164m，機組振動頻譜上，轉(zhuǎn)子工頻振動占絕對憂勢；鐵譜分析亦未發(fā)現(xiàn)明顯磨損，紅外測試表明，主風(fēng)機外殼溫度分布不均勻，外殼上對稱位置溫度差最大達(dá)30。分析認(rèn)為導(dǎo)致強強振的原因是原因是：風(fēng)機開機由于負(fù)荷上升過快造成殼體熱膨脹不均殼體熱膨脹不均，致使轉(zhuǎn)致使轉(zhuǎn)子與殼體不同心子與殼體不同心。一旦殼體到達(dá)熱平衡，振值應(yīng)會下降。兩天后機組振值降至89m（一級報警值為90m），恢復(fù)正

50、常。以后該機組開機時，注意緩慢提升負(fù)荷緩慢提升負(fù)荷，再未發(fā)生類似情況。圖6-17 鍋爐引風(fēng)機示意圖66 支承松動分析案例例6-7某發(fā)電廠一臺大型鍋爐引風(fēng)機。由一臺轉(zhuǎn)速840rmin的電動機直聯(lián)驅(qū)動。該機組運轉(zhuǎn)時振動很大，測量結(jié)果顯示電動機工作很平穩(wěn)。總振幅不超過2.5mms，但在風(fēng)機上振幅很高，前后軸承在水平和垂直方向上的振幅卻很大。AFV=150m，AFH=250m，ARV=87m，ARH=105m。風(fēng)機的軸向振幅小于50m。頻率分析指出，振動頻率主要是轉(zhuǎn)速頻率成分振動頻率主要是轉(zhuǎn)速頻率成分。這些數(shù)據(jù)表明，風(fēng)機振動并不是聯(lián)軸節(jié)不對中或軸發(fā)生彎曲，應(yīng)診斷為轉(zhuǎn)子的不平衡故障。但是對風(fēng)機振動最大的

51、外側(cè)軸承在水平和垂直方向上的相位進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)兩個方向上的相位是精確地同相的，說明是“定向振動定向振動”問題，而不是單純的不平衡。然后對外側(cè)軸承、軸承架和基礎(chǔ)各部分位置進(jìn)行振動測量，檢查出軸承架一邊的安裝螺釘松動了，使整個軸承架以另一邊為支點進(jìn)行擺振。用同樣方法檢查了內(nèi)側(cè)軸承架的安裝螺釘，也發(fā)現(xiàn)有輕微松動。當(dāng)全部安裝螺釘被緊固以后，風(fēng)機的振值就大大下降，達(dá)到可接受的水平。例6-8 支承松動故障實例某廠一臺離心式壓縮機，轉(zhuǎn)速為7000rmin，通過齒輪增速器，由一臺功率為1470kW，轉(zhuǎn)速為3600rmin的電動機驅(qū)動。機組運行中測得電動機和壓縮機的振動很小，振幅不超過2.5mms，但是齒輪增速

52、器卻振動很大，水平方向振幅為12.5mms，垂直方向振幅為10mms，振動頻率為低速齒輪的轉(zhuǎn)速頻率(60Hz)，軸向振幅很低。停機后打開齒輪箱，檢查了齒輪和軸承，并沒有發(fā)現(xiàn)任何問題，懷疑是不平衡引起的振動。把低速齒輪送到維修車間進(jìn)行了平衡和偏擺量檢查，在安裝過程中又對電動機和齒輪箱進(jìn)行了重新對中，但是這一切措施對于改善齒輪箱的振動毫無效果。為了對齒輪箱振動作進(jìn)一步分析，測量水平和垂直方向上的相位，發(fā)現(xiàn)兩個方向上的相位是精確地同相同相，顯示是一種“定向振動定向振動”，然后又對齒輪箱殼體安裝底腳和底板進(jìn)行測振和檢查，底腳螺釘是緊固的，但從底板的振動形態(tài)中發(fā)現(xiàn)一邊撓曲得很厲害。移去底板，就看到底板撓

53、曲部分下面的水泥漿已經(jīng)破碎，削弱了該處的支承剛度。解決底板局部松動的處理辦法是把混凝土基礎(chǔ)進(jìn)行刮削，在底板下重新澆灌了混凝土，當(dāng)機組放回到原處安裝后，齒輪箱的振幅就下降到2.5mms以下。圖618 聯(lián)機運轉(zhuǎn)時地基的振動頻譜圖例6-9 支承松動故障某鋼鐵公司氧氣廠三車間壓縮機建成以來長期因振動過大，不能投入生產(chǎn)。該機組由一臺2500 KW，轉(zhuǎn)速2985 r/min的電動機經(jīng)增速齒輪箱后，壓縮機轉(zhuǎn)子為9098 r/min。現(xiàn)場調(diào)查表明：因遲遲不能投產(chǎn)，廠方已分別對電動機、壓縮機轉(zhuǎn)子作過動平衡校正，也對聯(lián)軸節(jié)進(jìn)行多次找正、找同心。但仍然未能降低振動。 根據(jù)調(diào)查情況，采用頻譜分析技術(shù)，期望能從振動成分

54、的頻率分布中分析振動的原因。測得廠房大地的基礎(chǔ)振動：0.1Hz，振幅5.6 mv。測得地基的固有頻率：7Hz(10.14mv)；二階頻率：19 Hz；三階頻率：29 Hz；四階頻率：38 Hz；測得在聯(lián)機運轉(zhuǎn)時，地基的振動主頻0.15 Hz；振幅：110151 mv。分析與結(jié)論：1 振動以低頻振動為主要矛盾，地基是0.15 Hz；電機是50 Hz。兩者不一致。2 地基振動的振幅151mv(頻譜圖中）遠(yuǎn)大于電機的振幅62 mv。說明地基的振動是主要矛盾。地基偏軟，剛度不足。但與地基固有頻率7 Hz相矛盾，因而問題應(yīng)在電機與地基連接部位。3 根據(jù)電修廠方面提供的信息：安裝后電機垂直振動大于水平振動

55、。這與通常的狀態(tài)相矛盾，即垂直剛度小于水平剛度，也證明地基存在問題。正常狀態(tài)是垂直剛度大于水平剛度。4 導(dǎo)致地基垂直剛度不足的可能原因：1）安裝墊板與地基的接觸面積不夠，空洞面積大，導(dǎo)致彈性變形大。2）地腳螺絲與地基的聯(lián)結(jié)剛度不足。3）地腳螺絲直徑偏小，剛度不足。例6-10 離心泵葉輪松動 一臺懸臂式單級離心泵，運轉(zhuǎn)了幾個月后發(fā)生了葉輪松動。在泵側(cè)的兩個軸承上檢測振動信號，經(jīng)頻譜分析，顯示有很多旋轉(zhuǎn)頻率的諧波成分(見圖619)，這些很強的諧波預(yù)示泵的轉(zhuǎn)子零件存在松動問題。另外，從圖中還可以看出，頻譜的噪聲底線很高，譜線連續(xù)表明松動零件對軸施加了一種不穩(wěn)定的隨機性沖擊力。圖619 離心泵葉輪松動

56、頻譜圖例6-11 氯氣鼓風(fēng)機轉(zhuǎn)子葉輪松動一臺4級離心式氯氣鼓風(fēng)機，轉(zhuǎn)速為2796r/min，由一臺3000r/min的電動機用帶拖動。這臺鼓風(fēng)機運轉(zhuǎn)時振動很大，達(dá)到50mm/s，振動的特點是機器開車后幾分鐘內(nèi)振幅增大，但是當(dāng)整臺鼓風(fēng)機預(yù)熱幾小時以后，振幅又降下來。預(yù)熱方法是將機殼隔熱，并將熱空氣鼓進(jìn)風(fēng)機入口。圖6-20所示為開車后30min這段時間內(nèi)，在鼓風(fēng)機上測得的振幅與相位隨時間的變化曲線。從圖中看出，振動的最大峰值出現(xiàn)在開車約4min的時候，隨后振幅下降，但在運轉(zhuǎn)2030min后，又開始增大。振動分析表明，鼓風(fēng)機的旋轉(zhuǎn)頻率是引起振動的主要因素。從相位上觀察，在試驗的30min時間內(nèi)，轉(zhuǎn)子

57、上的不平衡矢量轉(zhuǎn)動了360，從這故障現(xiàn)象中可以判斷葉輪發(fā)生了松動。葉輪在軸上雖然用鍵固定，但是間隙較大，葉輪輪殼內(nèi)孔只要稍微出現(xiàn)一點間隙，就會產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)偏心，破壞了預(yù)先的平衡狀態(tài)。由于旋轉(zhuǎn)偏心方向在連續(xù)地變化，因此，不平衡矢量的相位也跟著變化。當(dāng)偏心方向與原先的不平衡方向一致時，振動就增大，反相時振動就減少，這樣就清楚地解釋了上面所說的這些現(xiàn)象。圖6-21 故障前a與故障后b 的頻譜圖67 油膜渦動及振蕩分析案例 例6-12某化肥廠的二氧化碳壓縮機組，在檢修后，運行了140多天，高壓缸振動突然升到報警值而被迫停車。 在機組運行過程中及故障發(fā)生前后，在線監(jiān)測系統(tǒng)均作了數(shù)據(jù)記錄。高壓缸轉(zhuǎn)子的徑向振動

58、頻譜圖見圖6-21，a圖是故障前的振動頻譜，振動信號只有轉(zhuǎn)頻的幅值。b圖是故障發(fā)生時的振動頻譜，振動信號除轉(zhuǎn)頻外，還有約為1/21/2轉(zhuǎn)頻轉(zhuǎn)頻的振幅，這是典典型的油膜渦動特征型的油膜渦動特征。據(jù)此判定高壓缸轉(zhuǎn)子軸承發(fā)生油膜渦動。例6-13 油膜渦動及振蕩實例某公司國產(chǎn)30萬噸合成氨裝置，其中一臺ALS16000離心式氨壓縮機組，在試車中曾遇到軸承油膜振蕩。圖622(a)表示高壓缸軸振動剛出現(xiàn)油膜振蕩時的頻譜。從圖中可見，140.5Hz(8430/min)是軸的轉(zhuǎn)速頻率，由軸的不平衡振動引起。55Hz為油膜振蕩頻率。當(dāng)轉(zhuǎn)速升至8760rmin(146Hz)時，油膜振蕩頻率的幅值巳超過轉(zhuǎn)速頻率幅值

59、，見圖622(b)，這是一幅典型的油膜振蕩頻譜圖，從圖 (b)中可見，頻率成分除了(146Hz)和(56.5Hz)之外，還存在其他頻率成分；這些成分是；主軸振動頻率和油膜振蕩頻率的一系列和差組合頻率。圖622 高壓缸油膜振蕩初期及發(fā)展的振動頻譜比較例6-14 油膜渦動及振蕩實例某公司一臺空氣壓縮機，由高壓缸和低壓缸組成。低壓缸在一次大修后，轉(zhuǎn)子兩端軸振動持續(xù)上升，振幅達(dá)5055m，大大超過允許值33m，但低壓缸前端的增速箱和后端的高壓缸振動較小。低壓缸前、后軸承上的振動測點信號頻譜圖如圖623(a)、(b)所示，圖中主要振動頻率為91.2Hz，其幅值為工頻（190Hz）振幅的3倍多，另外還有2

60、倍頻和4倍頻成份，值得注意的是，圖中除了非常突出的低頻91.2Hz之外，4倍頻成分也非常明顯。對該機組振動信號的分析認(rèn)為：低頻成分突出，它與工頻成分的比值為0.48，可認(rèn)為是軸承油膜不穩(wěn)定的半速渦動；油膜不穩(wěn)定的起因可能是低壓缸兩端聯(lián)軸節(jié)的對中不良，改變了軸承上的負(fù)荷大小和方向。停機檢查，發(fā)現(xiàn)如下問題：軸承間隙超過允許值(設(shè)計最大允許間隙為0.18mm，實測為0.21mm)；5塊可傾瓦厚度不均勻，同一瓦塊最薄與最厚處相差0.03mm，超過設(shè)計允許值。瓦塊內(nèi)表面的預(yù)負(fù)荷處于負(fù)值狀態(tài)PR值(單位面積上的預(yù)加載荷力值）原設(shè)計為0.027，現(xiàn)降為0.135，降低了軸承工作穩(wěn)定性。兩端聯(lián)軸節(jié)對中不符合要