故障診斷4-旋轉機械的振動監(jiān)測與診斷

0旋轉機械的振動及故障概論4.1、旋轉機械的振動及故障概論1)機械設備振動的特點：

4.1.1旋轉機械的振動及故障概論

振動存在的廣泛性；振動監(jiān)測的有效性；振動的可識別性；振動識別的復雜性。12)振動信號的系統(tǒng)特征

故障振動特征不僅取決于故障，而且還受到系統(tǒng)特性的影響，從系統(tǒng)的觀點來分析，有利于對問題進性描述。系統(tǒng)輸入輸出關系表達為：旋轉機械的振動及故障概論24.1.2轉子系統(tǒng)、轉子振動和轉子故障的分類

按轉子系統(tǒng)在坐標平面內發(fā)生的振動形式分為如下三種：橫向振動---振動發(fā)生在包括轉軸的橫向平面內；軸向振動---振動發(fā)生在轉軸的軸線方向上；扭轉振動---沿轉軸軸線發(fā)生的扭振；旋轉機械故障所激發(fā)的振動多為橫向振動。以臨界轉速為分界可把轉子系統(tǒng)分為兩種：剛性轉子系統(tǒng)---工作轉速在（一階）臨界以下的轉子系統(tǒng)；柔性轉子系統(tǒng)---工作轉速在（一階）臨界轉速以上的轉子系統(tǒng)。旋轉機械的振動及故障概論3

按轉子類型及其振動性質不同，可將旋轉機械主要故障作以下分類，見下圖：：旋轉機械的振動及故障概論44.2、診斷信息的表達與分析4.2.1波形分析法

波形分析方法主要是通過觀察振動波形的特征來獲取診斷信息。診斷信息的表達與分析54.2.2頻譜分析法

頻譜圖是用頻譜分析法提取診斷信息的一種方法，常采用FFT來對采樣序列進行計算。診斷信息的表達與分析61）幅值譜及相位譜振動信號中主要由哪些頻率成分及諧波分量所組成；組成的諧波分量中哪些頻率成分的幅值最為突出，這提示著和故障的某種關系。診斷信息的表達與分析72）階比幅值譜將頻譜圖中的頻譜軸（橫坐標）改用工作頻率的倍數(shù)來表示，而縱坐標仍表示幅值，稱為階比幅值譜。診斷信息的表達與分析83）(自)功率譜信號自功率譜表示信號樣本中所含能量沿頻率軸的分布狀況。多用于隨機信號分析中。診斷信息的表達與分析94.2.3軸心軌跡分析法

1）軸心軌跡的測量采集兩個相互垂直的方向上軸心相對于軸承的位移信號，將信號放大并消除直流分量后即可在示波器上或x-y繪圖儀上合成為軸心軌跡。診斷信息的表達與分析102）軸心軌跡的分析方法軸心軌跡的形狀軸心軌跡的形狀與機器的運行狀態(tài)及發(fā)生故障的類型有密切關系，主要包括幾種典型軸心軌跡圖。不平衡--不平衡引起的軸心軌跡理論上應為圓形，但由于軸承油膜剛度在x、y方向上的差別，以及其他一些因素的影響，實際上是一個橢圓。如下圖為汽輪發(fā)電機過程中的基頻分量的仿真軸心軌跡圖。診斷信息的表達與分析11不對中--不對中軸心軌跡主要由二倍頻、四倍頻諧波分量由計算機仿真合成。下圖為存在不同程度不對中缺陷時的軸心軌跡。隨著不對中的增大，軌跡由橢圓變?yōu)橄憬缎?，最后變?yōu)椤?”字形。亞同步振動—由于渦動頻譜并非恰為轉子旋轉頻率的一半以及內摩擦失穩(wěn)等原因造成的。診斷信息的表達與分析12油膜渦動軸心軌跡再線顯示診斷信息的表達與分析13油膜渦動軸心軌跡提取

診斷信息的表達與分析14油膜振蕩軸心軌跡

診斷信息的表達與分析15轉子與靜止部件的碰撞和摩擦--圖a、b、c、d為轉子與靜止件產生不同程度的碰撞和摩擦時的軸心軌跡。診斷信息的表達與分析16軸心軌跡的旋轉方向若軸的旋轉方向與軸心軌跡旋轉方向一致，稱為正向進動；反之，稱為逆向進動。一般情況下為正向進動。轉子和定子之間的干摩擦和某些具有螺旋槳的旋轉機械由于葉片的動力作用，則會產生逆向進動。

軸心軌跡的穩(wěn)定性一般情況下，軸心軌跡保持穩(wěn)定。一旦發(fā)生形狀大小的變化或軌跡紊亂，則提示著機器運行狀態(tài)已發(fā)生了變化或進入異常狀態(tài)。

診斷信息的表達與分析174.2.4轉速跟蹤分析方法

轉速跟蹤分析方法設備診斷分析包括：穩(wěn)態(tài)分析方法；轉速跟蹤分析法。

1）奈奎斯特(Nyquist)圖和波德(Bode）圖奈奎瑟特圖是極坐標表示法，取振動信號基頻分量的幅值為極坐標的模，基準相位角為幅角，構成極坐標平面上的一個點。波德圖是各轉速下基頻分量的幅值和基準相位角分別繪制在轉速-幅值和轉速-相位兩個直角對數(shù)坐標系的圖上。182）瀑布圖和坎貝爾圖瀑布圖又稱瀑陣圖是將振動信號的功率譜或幅值譜隨著轉速的變化疊置而成的三維譜圖。轉速跟蹤分析方法19坎貝爾圖是橫坐標為轉速，縱坐標為頻率，斜線為各倍頻分量頻率的階次比f/fr。轉速跟蹤分析方法204.2.5統(tǒng)計分析方法

統(tǒng)計分析方法是對振動信號中各頻率分量的綜合影響用統(tǒng)計方法進行量化處理的一種方法。

1）常用的診斷指標振動峰－峰值（Ρ－Ρ值）：常用的峰－峰值為振動位移和加速度的峰－峰值xp-p和ap-p；統(tǒng)計分析方法21振動烈度（振動速度的均方根，或有效值）vrms。vrms是根據(jù)振動速度曲線的均方根值求出的；

振動烈度表征著振動的威力或破壞能力，故稱振動烈度。它是一種比較敏感的診斷指標，廣泛應用于各種測振標準中，特別在設備的簡易診斷中應用最為廣泛。統(tǒng)計分析方法22無量綱指標。波形指標峰值指標脈沖指標裕度指標均方根值樣本的絕對平均值統(tǒng)計分析方法23功率譜圖導出的診斷指標譜圖均方值譜圖重心峰值指標譜圖方差MS，C及R用于描繪譜圖主峰位置的變化，而V則用于描述譜圖能量分布的分散程度。實踐表明，計算上述診斷指標比計算功率譜快且比較敏感。統(tǒng)計分析方法244.3、旋轉機械故障的簡易診斷方法

簡易法是通過便攜測振儀拾取信號，并直接由信號的某些參數(shù)或統(tǒng)計量構成診斷指標。

4.3.1振動信號的測定

1）正確地選擇測定方式和測定參數(shù)低頻范圍(10~100Hz):位移參數(shù)（xp-p，xp，xrms

等）；

中頻范圍(10~1000Hz):速度參數(shù)（xrms

等）；

高頻范圍(>1kHz):加速度參數(shù)（arms

，ap-p等）；

簡易診斷方法252）合理地布置測點主要測點布置：反映振動特征最敏感的部位即軸承部位；

輔助測點的布置：可布置在機殼、箱體、基礎等部位（參看課本p83）；

測定振動時的注意事項：應遵循如下原則，即每次測量要在同一測點進行，否則會因傳遞通道不同造成結果誤差；其次，保證工況相同；測量的參數(shù)相同；使用的儀器和測量方法相同。簡易診斷方法263）選擇合適的測定周期高速旋轉機械（壓縮機、透平機）：每月測定；

一般旋轉機械（風機、水泵、機床等）：每月測定；

測點方向選擇:低頻振動一般都要從徑向水平、徑向垂直和軸向三個方向來評定振動狀況，這是因為載荷的影響和故障的變化，造成測點的三個方向的振動不一樣，總有一個或兩個方向反應敏感。簡易診斷方法274.3.2簡易診斷方法原理

1）統(tǒng)計分析法和劣化趨勢圖位移峰－峰值xp-p及振動烈度vrms用得最多。

按規(guī)定的周期，將測定的數(shù)據(jù)（統(tǒng)計量）按時間順序排列即可獲得劣勢趨勢圖，并可識別和預測設備的狀態(tài)。簡易診斷方法282）簡易診斷判別標準的制定綠區(qū)：正常使用，狀態(tài)良好；黃區(qū)：過渡狀態(tài)，注意維護；紅區(qū)：嚴重危險，隨時停機。設備劣化曲線。

簡易診斷方法29絕對標準

將測定的數(shù)據(jù)或統(tǒng)計量直接與標準閾值相比較以判斷設備所處的狀態(tài)。簡易診斷方法相對標準

相對標準是以正常狀態(tài)的測定值為初值，以當前實測數(shù)據(jù)達到初值的倍數(shù)為閾值來判斷設備當前所處的狀態(tài)。

相對標準中初值的確定極為重要，一般至少要取六個有效數(shù)據(jù)進行平均后作為初值。30類比標準

對同規(guī)格型號、同運行工況的若干設備，在缺乏必要的標準時可采用類比標準進行狀態(tài)判別。

類比標準：對數(shù)臺設備的同一部位進行測定，并對測定值進行相互比較，而判定某臺設備是否發(fā)生異常。

類比標準只能用于結構及工況比較簡單的小型機械上（如水泵）。對于大型高速的旋轉機械，其可比的條件相差很大，不宜采用類比標準。方法優(yōu)先順序：絕對標準>相對標準>類比標準簡易診斷方法31簡易診斷案例：1）設備簡圖及測點布置：各測點均配置渦流式位移傳感器2）故障簡況：T1發(fā)現(xiàn)中壓氣缸進口端測點4表頭顯示軸振動優(yōu)19um增至65um，超過預設報警值38um，跳車停機。為避免貿然停機，采用Vm-63便攜式振動計進行監(jiān)測。簡易診斷方法323）監(jiān)測方法：

振動計用于監(jiān)測軸承的絕對振動。測量中以中壓缸的進口端3，測定餐位為vrms及xp-p，并分別測試垂直（V)和水平（H）兩個方向的數(shù)據(jù)。

根據(jù)監(jiān)測趨勢圖，測點振動數(shù)據(jù)基本保持穩(wěn)定，而未超出給定的閾值。4）趨勢圖分析：

大修檢查結果：中壓缸止推軸承推力盤磨損，副推力瓦基破裂，因而引起振動。此外，發(fā)現(xiàn)轉子與隔板摩擦造成轉子失衡而加劇了振動。簡易診斷方法334.4、精密診斷方法與典型故障分析4.4.1精密診斷方法原理

故障診斷需要通過診斷信息所提供的振動特征與典型故障的振動特征相互聯(lián)系才能對故障的類型、性質和產生的部位和原因進行識別，為診斷決策提供依據(jù)。

精密診斷方法與典型故障34精密診斷方法的核心問題是振動特征的模式識別，通過從診斷信息中提取若干（n個）診斷指標（統(tǒng)計量）構成一個n維向量，即特征向量。

模式識別基本原理：

模式識別把待檢模式Xt與k種典型故障模式Xi（i=1，2，…,k)進行比較、分類的方法。精密診斷方法與典型故障35模式識別方法分類：直接觀察法；

把待檢模式的典型特征與典型模式的特征進行直觀的比較、分析后進行分類，以確定故障的類型、性質、原因和部位等。計算機輔助診斷法；

模式識別理論基礎—聚類分析法；以計算機為基礎的新方法主要有：時序診斷法；模糊診斷法；灰色系統(tǒng)診斷法等，主要用于解決模式邊界不太清晰的問題。計算機自動識別法。

計算機自動識別法又稱故障診斷專家系統(tǒng)，通過將專家知識和各種故障診斷信息掌握在知識庫中，由計算機自動識別。精密診斷方法與典型故障36精密診斷方法與典型故障374.4.2旋轉機械的典型故障分析

典型故障的振動特征是旋轉機械故障模式識別的必要條件。

1）轉子不平衡（失衡）及原因材料和結構問題；安裝問題；配合松動；軸彎曲或軸變形（受熱不勻，水平存放過久等)；運行過程中旋轉零件磨損、腐蝕、剝落或介質沉積不勻；旋轉零件的斷裂。精密診斷方法與典型故障38精密診斷方法與典型故障轉子不平衡的振動分析設轉子旋轉的角速度為ω，則有：因不平衡產生的離心力為：39精密診斷方法與典型故障離心力在x，y軸上的分量分別為：所以，在x，y方向的激振力基本相同，相角相差90。。因此，任選一方向研究即可。振動微分方程式表示為：歸一化后得：40精密診斷方法與典型故障其中：為阻尼系數(shù)；稱為轉子系統(tǒng)自振頻率（固有頻率）。方程的通解為：暫態(tài)解穩(wěn)態(tài)解41精密診斷方法與典型故障系統(tǒng)響應為：幅頻響應函數(shù)：相頻響應函數(shù)：42精密診斷方法與典型故障說明：1）幅頻和相頻函數(shù)均受阻尼因數(shù)ξ的影響。阻尼值越大共振峰值越低，當ξ=0.7時，共振峰消失。2）當臨界轉速時，相角ψ與阻尼無關且ψ

=π/2。當轉子超越臨界轉速運行時與低臨界轉速時相比，其相角趨于相反。43轉子不平衡的振動分析頻率特征振動的激振頻率為單一的旋轉頻率（即工作頻率），而無其他倍頻成分；相位特征在工作頻率下相位穩(wěn)定；轉速跟蹤動態(tài)特征在單自由度模型情況下，轉子啟動時，振幅隨轉速之增大而增大。臨界轉速出現(xiàn)峰值，超過臨界轉速，振幅趨于定值，即偏心值；精密診斷方法與典型故障44精密振動的注意事項注意剛性轉子和柔性轉子的區(qū)別；注意轉子不平衡與基礎共振的區(qū)別；采用渦流式位移傳感器時，區(qū)別軸彎曲及軸頸橢圓度對振幅的影響；2）轉子不對中

轉子不對中指轉子中心與軸承中心不對中，或多轉子系統(tǒng)中各轉子的軸線不對中。精密診斷方法與典型故障45轉子不對中的類型及不對中的危害導致滾動軸承滾動體載荷的不均而產生振動噪聲、過度磨損或軸承卡死；滑動軸承油膜動壓失穩(wěn)而導致半速渦動和油膜振蕩；嚴重的不對中直接導致油膜破裂而燒損軸瓦；機床不對中引起頸項及軸向的振動降低加工精度。精密診斷方法與典型故障46產生不對中原因的分析產生轉子不對中的原因主要有以下幾方面轉子及支座安裝不良；軸承支座由不均勻膨脹引起變形；地基下沉；由不對中引起的轉子振動特征振動形態(tài)的特征平行不對中—頸向振動，角度不對中—徑向和軸向振動；綜合不對中。振動頻率的特征剛性聯(lián)軸器及齒輪聯(lián)軸器，徑向激振頻率以基頻及二倍和四倍頻率為主，尚伴有高次倍頻。轉速跟蹤幅值動態(tài)變化特征不對中振動幅值對轉速的變化不敏感，因此影響不太明顯。精密診斷方法與典型故障47不對中的診斷方法簡易診斷可以以軸向振動為標志進行判斷；精密診斷時主要以分析FFT譜或功率譜中二倍頻或四倍頻成分來判定不對中；為區(qū)別與其他故障與不對中二倍頻故障特征，可采用全息譜方法。精密診斷方法與典型故障483）基座或裝配松動

基座或裝配松動常和轉子不平衡相伴生，表現(xiàn)為非線性的振動特征。其振動形式以徑向垂直振動為主。從譜分析中可以發(fā)現(xiàn)其激振頻率除基頻fr

外，還存在高次諧波成分3×fr

、5×fr、7×fr

及分數(shù)諧波成分（0.3~0.5）×fr

等。當增速時振幅變化有跳躍現(xiàn)象，即突然增大或減小。如下圖所示：精密診斷方法與典型故障494）油膜渦動及油膜振蕩油膜失穩(wěn)故障機理：載荷與油膜動壓平衡與失衡的動態(tài)作用。精密診斷方法與典型故障50油膜渦動特點：渦動理論速度為：Ω=ω/2，實際渦動速度為：Ω=(0.42-0.48）ω，--半速渦動當轉子轉速達到2倍臨界轉速時（ω=2ωc），將發(fā)生渦動共振—渦動頻率與旋轉頻率無關。渦流軌跡呈螺旋線發(fā)散；由于偏心距增加，使油膜剛度進入非線性區(qū)導致渦流軌跡形成極限環(huán)。穩(wěn)定渦動時軸心軌跡為封閉的8字形；當油膜振蕩時其渦動頻率與轉速無關而等于轉子的一階自振頻率。精密診斷方法與典型故障515）旋轉失速和喘振故障發(fā)生的機理：流體機械，由于工藝參數(shù)調整不當引起；是由于渦流堵塞葉片通道而產生的氣流脈沖振動。

特點：渦流堵塞氣團是逐漸發(fā)展和傳播的，其方向與葉輪旋轉方向相反。

類型：漸變型和突發(fā)型。當突發(fā)型旋轉失速進一步發(fā)展時，整個出口管道為渦流所堵塞，造成出口壓力突然下降，同時管道內氣流向壓縮機倒流。由此所引起的管網的巨大脈動沖擊和強烈振動所發(fā)出的低頻噪聲，稱為喘振。精密診斷方法與典型故障52

特征：旋轉失速的頻率約為0.5~0.8fr；而喘振頻率一般與旋轉頻率無關，而與網管的容積有關，一般均低于1Hz。精密診斷方法與典型故障53一、軸彎曲分析案例某公司一臺200MW汽輪發(fā)電機組，型號為C145／N200／130／535／535，型式為超高壓、中間再熱單抽冷凝式。1982年11月投產，1994年首次大修，至高壓轉子發(fā)生彎軸故障前，已運行近6年，共進行過7次小修。在長期的運行中，該機高壓轉子振動一直保持在較好范圍，軸承振動小于10μm，軸振動小于100μm。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，被迫打閘；再次沖車后并網運行。并網后，#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，經連續(xù)觀察運行近一月，也未能恢復至以前運行時的振動水平。為此，結合該機歷史振動數(shù)據(jù)、停機前后振動數(shù)據(jù)及運行參數(shù)進行診斷分析。54圖振動歷史歷程曲線1——停機前1#軸承振動≤1μm，熱態(tài)啟動后，為6μm曲線2——停機前2#軸承振動≤6μm，熱態(tài)啟動后，為16～18μm曲線3——停機前3#軸承振動≤80μm，熱態(tài)啟動后，為120～140μm(1)振動趨勢歷史數(shù)據(jù)55在長期運行中，該機l#／2#軸承振動分別為<2μm及<10μm，2#軸振為80～90μm。為便于突出比較，停機前振動選取4月2～5日，熱態(tài)起動后數(shù)據(jù)選取4月6～9日，作該期間的振動趨勢記錄曲線。見圖。該趨勢記錄曲線表明長期運行時高壓轉子的軸及軸承振動均處于優(yōu)秀范圍，熱態(tài)起動后高壓轉子軸承及軸振動仍然在優(yōu)良范圍以內。(1)振動趨勢歷史數(shù)據(jù)56

1998年4月5日因處理鍋護隱患而停機，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—1所示，停機前各軸承和軸振動均在良好范圍，其中，#1、#2軸及軸承振動均處于優(yōu)秀標準以內，反映高壓轉子停機前狀態(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230μm，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30μm，主機潤滑油溫40℃。

4：25沖車：低速(500r／min)、10min，摩擦檢查。

4：25升速至1600r／min，此時1#軸承振動達120μm，2#軸承振動達65μm，2#、3#軸振動達到監(jiān)測表的滿量程（即軸振動值已>400μm），運行人員采取緊急打閘措施停機。

(2)停機前后數(shù)據(jù)57

5：05轉子靜止投盤車，大軸撓度值增大為120μm，盤車電流32A。

6：40再次起動，快速沖車至3000r／min定速，然后并入電網。從熱態(tài)啟動數(shù)據(jù)知：在起動過程中，機組1#、2#軸承及2#、3#軸振動異常增大，緊急打閘停機后，電動盤車時杌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)自再次起動并網后，機組高壓轉子軸和軸承振動均未能恢復歷史振動水平，盡管#1、#2軸承振動均小于20μm，仍處于優(yōu)秀振動標準范圍內，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。

6)運行近一月后，停機時臨界振動數(shù)據(jù)

4月30日，該機因電網調峰轉為備用停機。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倍頻。(2)停機前后數(shù)據(jù)58綜合數(shù)據(jù)及起動前后運行參數(shù)分析，可得出下列分析結論：

1)探頭所在處的轉子跳動值從30μm增加至120μm，比起動前增大了4倍，反映出高壓轉子撓曲程度加劇，提示可能已產生轉子彎曲。

2)從振動頻率以及振值隨轉速變化的情況來看。其癥狀和轉子失衡極為相似。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，且在并網后一直維持較大振值，缺乏造成轉子失衡的理由或轉子零部件飛脫的因素，故可排除轉子失衡的可能。

3)綜合二次起動及并網運行一個月后停機惰走振動情況，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，極易造成轉子永久性彎曲。(3)數(shù)據(jù)分析59①在第一次熱態(tài)起動時，高壓轉子的軸及軸承振動急劇增加(轉速剛達1600r／min時，軸振動即已超滿量程值，即至少已大于400μm，表明在第一次起動時，轉子存在較大的熱彎曲，而停車1.5h后再次起動，盤車時間嚴重不足，極易造成轉子永久性彎曲。②機組起動并網連續(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。③查起動后運行近一月的頻譜圖，除一倍頻振動和#2軸處的少量二倍頻振動成分外，無其它振動頻率成分。少量二倍頻振動成分的產生，則分析認為是高壓轉子彎曲后與中壓轉子的對中性變差所造成的。④中、低壓轉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子。(3)數(shù)據(jù)分析60盡管該機高壓轉子振動仍在良好范圍以內，但從各種參數(shù)的綜合分析來看，均表明高壓轉子上已發(fā)生了轉子彎曲故障。而無論是轉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成極大的威脅。因此，診斷分析的結論是：該機立即進行提前大修，解體查明故障并予以消除。

解體大修檢查情況：

5月4日，該機提前轉入大修。經揭缸解體檢查證實，高壓轉子前汽封在距調速級180mm處彎曲0.08mm，中壓轉子在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，其中中壓19級近半圈圍帶前緣已磨壞，為此高壓轉子采取直軸、中壓轉子采取低速動平衡處理，同時對損傷的圍帶也進行了相應的處理，經大修處理后高壓轉子振動重新恢復到優(yōu)秀標準內。(4)診斷結論61二、不對中分析案例例1：主風機對中不當造成的故障某冶煉廠一臺新上的煙機一主風機組于1997年5月中旬投用。機組配置及測點如圖所示。

首先，該機組在不帶負荷的情況下試運了3天，振動約50μm，5月20日2：05開始帶負荷運行，各測點振值均有所上升，尤其是2#測點的振動由原來的55μm上升至70μm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l～2min，停車后盤不動車。電動機增速箱風機煙機654321圖機組配置及測點圖62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，主要表現(xiàn)為聯(lián)軸器兩側軸承,即2#、3#軸承振值顯著增大，如表所示。

表強振前后各軸承振動比較

注意：2#軸承與3#軸承變化最大，約3倍，說明最接近故障點。2)20日14—31之前，各測點的振動均以轉子工頻、二倍頻為主，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例1：主風機對中不當造成的故障63圖6-52#測點的合成軸心軌跡圖(1×、2×)3)20日14：31時，機組振動狀態(tài)發(fā)生顯著變化。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?，煙機后H方向由65.8μm降至26.3μm，如圖6-6所示），而1#與4#的振動則由小變大（如煙機前V方向由14.6μm升至43.8μm，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6—8所示。煙機前78Hz成分也非常突出。這說明此時機組動靜碰摩加劇。例1：主風機對中不當造成的故障64頻譜圖及故障現(xiàn)象4)機組運行至20日16：54前后，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45μm、71μm上升至153μm和232μm，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120μrn和215μm），同時0.5×及高次諧波幅值也有不同程度的上升。這說明，此時煙機轉子已出現(xiàn)嚴重的轉子不平衡現(xiàn)象。5)開機以來，風機軸向振動一直較大，一般均在80μm以上，煙機的軸向振動也在30～50μm之間。20日16：54達最大值115μm，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)1X倍頻的軸向竄動。圖6—82#軸承振動頻譜圖65綜上所述，可得出如下結論：1)機組投用以來，風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，產生大量熱量，引起氣封齒與軸套熔化，導致煙機轉子突然嚴重失衡，振值嚴重超標。因此分析認為造成本次事故的主要原因是機組對正曲線確定不當。例1：主風機對中不當造成的故障66

事故后解體情況發(fā)現(xiàn)：1)煙機前瓦(1#測點)瓦溫探頭導線破裂；2)付推力瓦有磨損，但主推力瓦正常；3)二級葉輪輪盤裝配槽部位法蘭過熱，有熔化痕跡及裂紋；4)氣封套熔化、嚴重磨損，熔渣達數(shù)公斤之多；5)上氣封體拆不下來；6)煙機——主風機聯(lián)軸節(jié)咬死，煙機側有損傷。機組修復后，在8月底煙機進行單機試運時，經測量發(fā)現(xiàn)煙機軸承箱中分面向上膨脹0.80mm，遠高于設計給出的膨脹量0.37mm。而冷態(tài)下當時現(xiàn)場找正時煙機比風機反而高0.396mm，實際風機出口端軸承箱中分面僅上脹0.50mm，故熱態(tài)下煙機比風機高了：0.80＋0.396—0.50=0.696mm，從而導致了機組在嚴重不同軸的情況下運行，加重下聯(lián)軸器的咬合負荷，引起聯(lián)軸器相互咬死，煙機發(fā)生劇振。例1：主風機對中不當造成的故障67例2：不對中故障的診斷圖機組簡圖和測點布置

2000年4月上旬某廠催化主風機檢修后，開機運行，電動機軸承溫度和振值都較正常(振值為9μm)。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9μm一直升到53μm，已經超出電動機制造廠出廠標準。

2000年4月17日和18日對該機組進行了全面的測試。鑒于故障的發(fā)生位置主要在電動機側，所以測試主要集中在電動機側。68測點頻譜圖圖a測點2#垂直方向頻譜圖圖c測點2#水平方向頻譜圖圖b測點3#垂直方向頻譜圖圖d測點3#水平方向頻譜圖圖a到圖b都是在聯(lián)機狀態(tài)下，圖a中1階轉頻的振幅很低，2X頻振幅最高，對應的3#點垂直方向（圖b）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c、圖d）。這是不對中的特征。電動機軸和增速齒輪箱輸入軸在垂直方向存在著嚴重的不對中。69

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100μm，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（修復的部位）發(fā)生變形，使軸承室產生了一定