《振动分析案例》PPT课件.ppt

1,Case Histories,故障诊断应用实例精选 -(48例)-,2,Contents目录,实例No.1某压缩机组振动频谱分析 实例No.2某 30万吨/年乙烯装置裂解气压缩机组转子 动不平衡故障 实例No.3某汽轮机叶片断裂故障 实例No.4某透平膨胀机叶片断裂故障 实例No.5某锅炉风机地脚螺栓松动故障 实例No.6某大型风机轴承座松动故障 实例No.7某油气田平台中甲板压缩机平台振动故障诊断 实例No.8某循环气压缩机管道振动和噪声故障 实例No.9某原油泵进口管道共振故障的诊断和排除 实例No.10某立式泵严重共振引起叶轮轴疲劳断裂故障的诊断 实例No.11某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断 实例No.12某锅炉给水泵的流体动力振动故障的诊断 实例No.13某除尘风机组轴承座刚性差及流体动力激振振动故障的诊断 实例No.14某汽轮机转子摩擦和滚动轴承故障 实例No.15某送风机电动机转子与定子相磨故障的诊断 实例No.16某螺杆式压缩机转子磨损故障的诊断,3,Contents目录,实例No.17若干压缩机组齿轮箱齿轮摆动频率实测 实例No.18某离心机行星齿轮偏摆振动故障 实例No.19某驱动箱伞齿轮高噪声和振动故障的诊断 实例No.20某电动机转子条故障 实例No.21某纸机滚动轴承外环故障 实例No.22某纸机滚动轴承外环故障 实例No.23某纸机滚动轴承内环故障 实例No.24某纸机滚动轴承滚动体故障 实例No.25某纸机滚动轴承保持架故障 实例No.26某纸机滚动轴承松动故障 实例No.27某纸机滚动轴承同时出现若干故障 实例No.28某纸机滚动轴承松动故障 实例No.29某纸机滚动轴承外环故障 实例No.30某纸机滚动轴承内环故障 实例No.31某纸机滚动轴承外环故障 实例No.32某纸机滚动轴承外环故障,4,Contents目录,实例No.33某纸机辊子SKF23260滚动轴承外环故障 实例No.34某锅炉给水泵SKF7310滚动轴承内环故障 实例No.35某水环式压缩机滚动轴承同时出现若干故障 实例No.36某水环式压缩机滚动轴承内环故障分析诊断 实例No.37某齿轮箱输入齿轮轴承内环严重磨损故障的诊断的诊断 实例No.38某螺杆式压缩机滚动轴承外环严重磨损故障的诊断 实例No.39某引风机 LinkBelt22232轴承保持架故障的诊断 实例No.40某电动机 FAG6215C3轴承内环和外环故障的诊断 实例No.41一次风机电动机转子与定子之间气隙变化故障的诊断 实例No.42某离心式冷水机(约克)电动机定子偏心或定子绝缘层短路故障诊断 实例No.43某干燥机排风机电动机转子条松动故障的诊断 实例No.44某变速交流感应电动机转子条松动故障的诊断 实例No.45某离心式冷水机(约克)电动机相位故障的诊断 实例No.46某电厂大型引风机电动机多根转子条断裂故障的诊断 实例No.47某往复式空压机的同步电动机线圈松动故障的诊断 实例No.48某直流电动机可控硅整流器 起动卡故障的诊断,5,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 一,Case History #1 Compressor Vibration Spectrum 某压缩机组振动频谱分析,6,机器状态检修的基础 振动频谱中包含机器零部件的 机械状态信息,7,9999999,Case History #1 Compressor Vibration Spectrum 振动频谱中包含机器零部件的机械状态信息,电机转速N0=1480转/分=24.6667赫兹 压缩机转速N1=6854.7转/分=114.245赫兹 小齿轮齿数Z0=38 大齿轮齿数Z1=176 齿轮啮合频率Fm=N0Z0 =N1 Z =4341.3赫兹 齿轮边带频率Fb=Fmi N0或 Fm i N1,8,振动频谱中包含机器零部件的机械状态信息,某压缩机组振动频谱实例,压缩机,电动机,齿轮箱,振动速度,频率,电动机转子动平衡,电动机与大齿轮轴联轴器对中,压缩机转子动平衡,压缩机与小齿轮轴联轴器对中,齿轮啮合，齿缺陷,电机转速N0=1480转/分=24 . 6667赫兹 压缩机转速N1=6854 .7转/分=114 . 245赫兹 小齿轮齿数Z0=38 大齿轮齿数Z1=176 齿轮啮合频率Fm=N0Z0=N1 Z1 =4341 . 3赫兹 齿轮边带频率Fb=Fmi N0或 Fm i N1,N0,2N0,3N0,N1,2N1,3N1,Fm,N1,N1,N1,N1,N0,N0,N0,N1,N1,N1,高速齿轮左边带族,高速齿轮右边带族,低速齿轮左边带族,低速齿轮右边带族,1,2,3,4,6,5,9,这 个 实 例 的 振 动 频 谱 中 包 含 了 (1)电 动 机 转 子 动 平 衡 (2)电 动 机 转 子 与 定 子 等 小 间 隙 摩 擦 (3)电 动 机 与 低 速 齿 轮 轴 之 间 联 轴 器 对 中 (4)压 缩 机 转 子 动 平 衡 (5)压 缩 机 转 子 与 壳 体 间 摩 擦 (6)压 缩 机 与 高 速 齿 轮 轴 之 间 联 轴 器 对 中 (7)齿 轮 啮 合 和 齿 轮 缺 陷 (8)各 轴 承 运 行 状 况 等 等 机 器 主 要 零 部 件 的 机 械 状 态 信 息 等 等,10,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 二,Case History #2 Rotor Unbalance 某 30万吨/年乙烯装置裂解气压缩机组转子动不平衡故障,罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,11,Case History #2 Rotor Unbalance 实例NO.2 30万吨/年乙烯装置裂解气压缩机组转子动不平衡故障,1996年11月2日某大型裂解气压缩机中压缸两端轴承座振动突增数倍，诊断为转子严重不平衡!开缸检查证实，因进口过滤器支承块断裂，刮下大量积焦，堆积在转子上造成严重不平衡!经清焦处理，开车证实：振动恢复正常。,12,Case History #2 Rotor Unbalance 实例NO.2 30万吨/年乙烯装置裂解气压缩机组转子动不平衡故障 Typical Spectrum典型的频谱,Typical spectrum shows dominant GMF典型频谱表明转子转速频率突增，这是典型的转子不平衡的特征!,严重不平衡的典型频谱,13,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 三,某汽轮机叶片断裂故障 (转子不平衡故障),罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,14,实例No.3 某汽轮机叶片断裂故障,上海石化自备电厂5#汽轮机轴承座振动速度突增至5. 25毫米/ 秒，有效值，而6#机仅为0. 466毫米/秒，有效值；振动速度频谱均为一倍转速频率50赫兹。诊断为转子不平衡，据历史经验，汽轮机叶片又断了!停机检查证实的确断了五片转子叶片!,转子不平衡 !,15,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 四,某透平膨胀机叶片断裂故障 (转子不平衡和流体动力激振故障),罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,16,实例No.4某透平膨胀机叶轮叶片断裂故障,1989年1月27日某透平膨胀机振动和噪声突增。频谱显示1RPM和8RPM频率分量最大分别达5.91和4.68毫米/秒，有效值，比正常机分别大18和25倍。诊断为转子不平衡，并且已断一片叶片(出口导叶为8片叶片，即静子叶片通过频率为 8 RPM)。,转 子 不 平 衡,17,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 四,转 子 不 平 衡！ ！,振动超标 !,转子不平衡 !,18,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 四,诊断结论：BPFS静子叶片通过频率证实，离心叶轮断一片叶片!(流体动力激振故障),导 流 叶 片 数 为 8片,19,实例No.4某透平膨胀机叶轮叶片断裂故障,离心叶轮14片转子叶片已断一片叶片的透平膨胀机叶轮照片,断了一片叶片！,20,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 五,某锅炉风机 地脚螺栓松动故障,罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,21,实例No.5某锅炉风机基础地脚螺栓松动故障,3#和4#测点处地脚螺栓松动,松 动,22,某大型风机 轴承座松动故障,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 六,罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,23,实例No.6 5#风机轴承座松动故障,汽轮机,轴流式风机,YISA106A(轴水平振动) YISA106B(轴垂直振动),YISA105(轴水平振动 YISA105B(轴垂直振动),YISA103A(轴水平振动) YISA103B(轴垂直振动,YISA102A(轴水平振动) YISA102B(轴垂直振动),1#轴承座振动1H，1V，1A,ZISA104(轴向振动),ZISA101(轴向振动),2#轴承座振动2H，2V，2A,3#轴承座振动3H，3V，3A,4#轴承座振动4H，4V，4A,5#风机是汽轮机驱动的14级轴流式风机，功率为22，247千瓦，最高转速为4463转/分,24,34V,33V,39V,310V,37V,38V,36V,35V,312V,311V,31V,32V,32A,33A,34A,汽轮机侧,风机侧,35A,36A,31A,37A,38A,39A,310A,311A,31H,32H,33H,34H,35H,36H,汽轮机侧,风机侧,H-水平方向 V-垂直方向 A-轴向方向,3#轴承座,3#轴承座振动监测点位置,实例No. 6武汉钢铁公司5#风机轴承座松动故障,25,实例No. 6武汉钢铁公司5#风机轴承座松动故障,3#轴承座轴向，水平和垂直方向振动监测结果,3#轴承座靠风机侧轴承座，底板垂直振动为7. 2至8. 2毫米/秒有效值；而靠汽轮机侧轴承座，底板垂直振动仅为0. 5至1. 0毫米/秒有效值，两侧振动相差约十倍!导致轴承座轴向振动高达13. 6毫米/秒有效值，远远超过ISO10816-3标准规定的极限值7. 1毫米/秒有效值!3#轴承座振动大的故障原因可能是底板与混凝土基础之间的地脚螺栓和垫铁固定不可靠，甚至松动!,8.2mm/s RMS,0.7mm/s RMS,13.6mm/s RMS,7.8mm/s RMS,垂直方向振动幅值两者相差约十倍!,此处松动!,26,某油气田平台中甲板压缩机 平台振动故障诊断实例,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 七,罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,27,某油气田海上平台中甲板压缩机 平台振动故障诊断实例,28,某油气田中甲板设备布置图,天 然 气 压 缩 机 中 甲 板,29,某油气田中甲板压缩机甲板(C3210A/B),天 然 气 压 缩 机 中 甲 板,30,某油气田中甲板压缩机甲板(C3310A/B),天 然 气 压 缩 机 中 甲 板,31,ISO10816-6标准规定的往复式压缩机振动测量点位置,往复式压缩机缸体,往复式压缩机缸头,往复式压缩机缸头,32,压缩机制造厂振动速度总量标准,压 缩 机 振 动 超 标 区,33,中甲板振动测点布置位置,34,加固前中甲板振动实测结果,35,中甲板加固布置图,粉 红 粗 线 为 加 固 梁,36,某油气田平台中甲板压缩机平台振动故障诊断实例,37,加固前后甲板振动结果比较,38,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 某循环气压缩机 管道振动和噪声故障 (流体动力激振故障),罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,39,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,出 口 导 流 叶 片,转 子 叶 轮 叶 片 数 Zr=20,40,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,某 离 心 式 压 缩 机 组 及 其 测 量 系 统 示 意,41,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,某 离 心 式 压 缩 机 组 及 其 管 道 系 统 结 构 示 意,42,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,1975赫兹 (转子叶片通过频率),振动幅值,振动幅值,频率,频率,排故之前,排故之后,1975赫兹 (转子叶片通过频率),转子叶片通过频率BPFR,转子叶片通过频率BPFR,BPFR=ZRRPM =20 RPM =1975赫兹,振 动 速 度 频 谱,43,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,1975赫兹 (转子叶片通过频率),噪 声 dBA,频率,频率,排故之前,排故之后,1975赫兹 (转子叶片通过频率),转子叶片通过频率BPFR,转子叶片通过频率BPFR,BPFR=ZRRPM =20 RPM =1975赫兹,噪 声 dBA,噪 声 谱,44,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,转子叶片通过频率BPFR=1975Hz,排故前,排故后,转子叶片通过频率BPFR消 失,排 故 前 后 振 动 频 谱 比 较,45,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,20X转 子 转 速,20X转 子 转 速,振 动 速 度,噪 声,转子叶片通过频 率(BPFR=20X转 速 )振动和噪声占绝对优势,46,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,出 口 主 管 道 振 动 分 布,47,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,出 口 旁 路 管 道 振 动 分 布,48,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 八,Case History #8Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,离 心 式 压 缩 机 试 验 装 置,模 型 压 缩 机,振 动 传 感 器 (出 口 管 道 ),振 动 传 感 器 (压 缩 机 壳 体 ),消 音 器,小 孔 流 量 计,550千 瓦 带 内 置 齿 轮 的 驱 动 器,扭 力 计,声 级 计,进 口,控 制 阀,出 口,49,振动源： 1.转子不平衡1XRPM 2.转子轴心线不对中2XRPM，3XRPM 3.齿轮啮合频率Fm=Z0XRPM0=Z1XRPM1 4油膜振荡(0.430.48)RPM 5.气动力激振-叶片通过频率转子叶片通过频率 BPFR=ZRXRPM 定子叶片通过频率BPFS=ZSXRPM 6.管道振动气流脉动 结构共振，等等 噪声源： 1.气动力激振-叶片通过频率转子叶片通过频率BPFR=ZRXRPM 定子叶片通过频率BPFS=ZSXRPM 2.齿轮啮合频率Fm=Z0XRPM0=Z1XRPM1，等等 振动源： 1.转子不平衡1XRPM 2.转子轴心线不对中2XRPM，3XRPM 3.齿轮啮合频率Fm=Z0XRPM0=Z1XRPM1 4油膜振荡(0.430.48)RPM 5.气动力激振-叶片通过频率转子叶片通过频率BPFR=ZRXRPM BPFR 定子叶片通过频率BPFS=ZSXRPM 6.管道振动气流脉动 结构共振，等等 噪声源： 1.气动力激振-叶片通过频率转子叶片通过频率BPFR=ZRXRPM BPFR 定子叶片通过频率BPFS=ZSXRPM 2.齿轮啮合频率Fm=Z0XRPM0=Z1XRPM1，等等 对策-从预测的振动源和噪声源与实测的响应的对应关系，查找故障源，对症下药 调频改变ZR 修改离心叶轮的叶型设计，等等,识别故障源,预测的源,响应实测频谱,对症下药，排故,某离心压缩机管道振动，噪声故障诊 断 排故思路,Case History #8 Compressors Pipe Vibration & Noise Defect 实例No.8 某循环气压缩机管道振动和噪声故障,对策-从预测的振动源和噪声源与实测的响应的对应关系，查找故障源，对症下药 调频改变ZR 修改离心叶轮的叶型设计，等等,50,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 九,某 原 油 泵 进 口 管 道 共 振 故 障 的 诊 断 和 排 除,罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,51,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 九,原 油 泵,电 动 机,进 口 管 道,6H,5H,4H,1A 1H 1V,2H 2V,3H 3V,某 原 油 泵 进 口 管 道 共 振 故 障 的 诊 断 和 排 除,振 动 单 位 ： 毫 米 /秒 ， 峰 值,52,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 九,53,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 九,54,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 九,55,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 九,诊 断 结 论 ： 该 原 油 泵 进 口 管 道 水 平 方 向 共 振,56,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 九,故 障 排 除 ： 加 固 该 原 油 泵 进 口 管 道 支 承 ， 共 振 便 消 除,57,实例10,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 十 某立式泵严重共振引起叶轮轴疲劳断裂故障的诊断,罗克韦尔自动化(厦门)有限公司 大连分公司,58,实例 10,某立式泵严重共振引起叶轮轴疲劳断裂故障的诊断,1C,1A,1B,2B,2A,2C,3H,4H,3V,4V,电动机,立式泵,1#立式泵多次发生泵轴断裂，断裂处紧靠叶轮压紧螺母处。故障现象是：开始振动大(3V和4V处最大)，叶轮压紧螺母松动。随后用环氧粘住叶轮压紧螺母，能有效防止螺母松动。然而，之后许多泵出现叶轮轴断裂的灾难性破坏。于是，决定进行监测分析：1.测定振动；2.评定振动严重程度；3.诊断潜在的故障；4.提出有效的排故措施。,电动机驱动长度为1879.6毫米，轴径为88.9毫米，壁厚为2.4毫米的轴。叶轮的叶片数为2片。,59,实例 10,某立式泵严重共振引起叶轮轴疲劳断裂故障的诊断,4.6mm/s 1770rpm=1*RPM,16.51mm/s 3570rpm=2*RPM,振动速度毫米/秒峰值,频率(转/分),1#泵 3V测点,振动总量18.14mm/s 峰值,振动实测表明：3V和4V测点振动最大。3V测点频谱中，2*RPM频率3570rpm分量的幅值达16.51mm/s峰值，而1*RPM频率分量的幅值仅为4.60mm/s峰值。注意：该叶轮的叶片数为2片，叶片通过频率BPF=2*RPM。,这 是 什 么 原 因 引 起 的 ？,60,实例 10,某立式泵严重共振引起叶轮轴疲劳断裂故障的诊断,振动速度毫米/秒峰值,0 . 43mm/s 2009rpm(轴防护罩自振频率),0 . 42mm/s 3780rpm (泵系统自振频率),频率(转/分),用锤击法测试电动机，轴和泵的自振频率。4V测点的自振频率测试频谱表明：占优势的自振频率3780rpm，它与运行中测到的频谱的最大振动频率分量3570rpm=2*RPM=BPF泵叶轮的叶片通过频率(BPF)仅差210rpm或5.9%。此外，还有2009rpm轴防护罩自振频率。由于自振频率3780rpm太靠近泵叶轮的叶片通过频率或泵转速的二倍频率3570rpm，极易激起泵系统共振。因此，试验用加固泵系统支承刚度，改变系统自振频率(“调频”)，以避免发生共振。,1#泵 4V测点,BPF=2*RPM=3570rpm,仅差5 . 9%或210rpm,锤 击 试 验 结 果 表 明 ： 存 在 泵 系 统 自 振 频 率 !,61,实例 10,某立式泵严重共振引起叶轮轴疲劳断裂故障的诊断,2根50.8X101.6mm粱加固,1#泵,1根101.6X101.6mm粱加固,2#泵,北墙面,东墙面,对1#泵加辅助支撑，改变其自振频率,62,实例 10,某立式泵严重共振引起叶轮轴疲劳断裂故障的诊断,4 . 6mm/s 1770rpm=1*RPM,16 . 51mm/s 3570rpm=2*RPM=BPF,振动速度毫米/秒峰值,频率(转/分),1#泵 3V测点加固前,振动总量18.14mm/s 峰值,对泵系统加固前后振动实测比较表明：加固后自振频率提高到3960rpm,提高了180rpm或4. 8%,使之与BPF=2*RPM激励频率有效地错开，避免共振。3V测点振动总量从18 . 14mm/s峰值减小到5 . 99mm/s峰值，减幅达67%。2*RPM频率3570rpm分量的幅值从16. 51mm/s峰值减小到4. 98mm/s峰值，减幅达70%。,1 . 57mm/s 1770rpm =1*RPM,4 . 98mm/s 3570rpm =2*RPM=BPF,2.23mm/s 3960rpm (加固后自振频率),加固后,振动总量 5 . 99mm/s 峰值,频率(转/分),自振频率提高 390rpm,63,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 十 一 某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断,罗克韦尔自动化(厦门)有限公司 大连分公司,64,某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断,实例 11,1A,1V,2V,1H,2H,2A,3H(E-W),3A,3V(N-S),4V,4H,4A,同步电动机,一级缸,二级缸,压缩机为英格索兰公司XLE24往复式，一级缸和二级缸成90度配置。电动机为通用电气公司同步电动机，转速为450转/分=7. 5赫兹。,65,某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断,实例 11,压缩机,储气罐,建筑物墙壁,此处加支撑,此处45度方向加支撑,此处垂直方向加支撑,2,3,4,5,6,7,8,9,10,12,11,14,13,16,15,XLE型6#压缩机出口管道布置及测点位置示意,66,某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断,实例 11,4 . 39mm/s 1*RPM =450rpm,4 . 98mm/s 2*RPM =900rpm,3*RPM,4*RPM,5*RPM,振动速度毫米/秒峰值,频率(转/分),6#压缩机3H测点,6#机3H测点的频谱表明：转速两倍频率2*RPM的振动幅值最高，达到4. 98毫米/秒峰值。通常这种类型往复式压缩机的二次往复力会超过一次转速频率激振力，因此引起的二次力2*RPM频率振动会超过1*RPM转速基频分量的幅值。振动总量为6.81毫米/秒峰值，而这种压缩机的振动允许值为12.70毫米/秒峰值可见，压缩机本身振动合格。,振动总量 6.81mm/s 峰值,往复式压缩机振动实测数据,67,某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断,实例 11,14.4mm/s 1*RPM =450rpm,39. 37mm/s 2*RPM =900rpm,3*RPM,4*RPM,5*RPM,振动速度毫米/秒峰值,频率(转/分),6#机出口管道测点9,6#机测点9处的频谱表明：转速两倍频率2*RPM的振动幅值最高，达到39. 37毫米/秒峰值。通常这种类型往复式压缩机的二次往复力会超过一次转速频率激振力，因此引起的二次力2*RPM频率振动会超过1*RPM转速基频分量的幅值。振动总量为42 . 42毫米/秒峰值或39. 99毫米/秒有效值，管道振动很大。,振动总量42.42mm/s 峰值,往复式压缩机出口配管振动实测数据,68,某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断,实例 11,往复式压缩机配管振动 与往复式压缩机相连接的管道常常会受来自压缩机的强迫振动频率的激励而产生共振。由于XLE型往复式压缩机的一次和二次往复力常会激起转速基频1*RPM和转速二倍2*RPM频率的明显振动，所以必需使配管的自振频率远离这些一次和二次往复力强激振频率。不仅这些压缩机的强迫振动频率会激起配管和结构的机械自振频率振动，而且往复式压缩机压缩的空气的压力脉动也会激起管道内空气的声学自振频率振动(声学自振频率需要在管道内安装压力传感器，通过FFT分析仪频谱分析测定)。配管和结构的自振频率可以用锤击法等测定。,69,某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断,实例 11,3.73mm/s 870rpm=Fn,3. 37mm/s 675rpm =Fn,无支撑时 测点9处,加支撑后 测点9处,振动速度毫米/秒峰值,振动速度毫米/秒峰值,频率(转/分),频率(转/分),6#压缩机出口配管自振频率测试结果的比较,无支撑时，在测点9处实测的出口配管的自振频率为Fn=870rpm=14 . 5赫兹，它比压缩机2*RPM=900rpm=15赫兹仅低3 . 3%。,加支撑后，在测点9处实测的出口配管的自振频率为Fn=675rpm=11 . 25赫兹，它比压缩机2*RPM=900rpm=15赫兹低25%，这样，使出口配管的自振频率有效地偏离了2*RPM激励频率，从而避免发生配管共振。,900rpm,900rpm (压缩机二倍转速),870rpm,仅差30rpm,出口配管自振频率 675rpm,相差225rpm,70,某往复式空压机的出口管道共振故障的诊断,实例 11,14.4mm/s 1*RPM =450rpm,39.37mm/s 2*RPM =900rpm,3*RPM,4*RPM,5*RPM,振动速度毫米/秒峰值,频率(转/分),6#机出口管道测点9,振动总量 42 . 42mm/s 峰值,2.17mm/s 1*RPM =450rpm,3.58mm/s 2*RPM =900rpm,振动速度毫米/秒峰值,频率(转/分),振动总量7.70mm/s 峰值,无支撑时,加支撑后,6#压缩机出口管道增加支撑后，改变了出口管道的自振频率，避免了出口管道的共振，从而管道振动大幅度下降，2*RPM振动分量幅值从39. 37mm/s峰值下降到3 . 58mm/s峰值，减小91%。,排故后的效果,71,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 十 二 某锅炉给水泵的 流体动力振动故障的诊断,罗克韦尔自动化(厦门)有限公司 大连分公司,72,实例 12,某锅炉给水泵的流体动力振动故障的诊断,汽轮机,给水泵,1989年8月16日测量时，某给水泵的3H，3V和4V测点处振动总量分别达到9.45mm/s ，11.46mm/s和13.03mm/s峰值，处于报警状态。要求诊断振动超标的原因。,1#,2#,3#,4#,73,实例 12,某锅炉给水泵的流体动力振动故障的诊断,4. 32mm/s 峰值1N=6750rpm,0. 64mm/s峰值5N=BPF =33300rpm,1.27mm/s峰值10N=2BPF =66600rpm,6.92mm/s峰值15N=3BPF =100350rpm ?,1.78mm/s峰值20N=4BPF =133650rpm,0.83mm/s峰值25N=5BPF =166950rpm,振动速度毫米/秒峰值,频率 转/分,3H 测点,3H测点振动频谱显示最高尖峰100350转/分频率可能是叶片通过频率的三次谐波频率(3BPF=15N)，即可能叶片数为5片。但是，当时，不知道叶片的确切数。,74,实例 12,某锅炉给水泵的流体动力振动故障的诊断,2. 54mm/s 峰值1N=6750rpm,0. 635mm/s 峰值 5N=BPF =33300rpm,1.21mm/s峰值10N=2BPF =66600rpm,7. 62mm/s峰值15N=3BPF =100350rpm ?,振动速度毫米/秒峰值,频率 转/分,3V 测点,3V测点振动频谱显示最高尖峰100350转/分频率可能是叶片通过频率的三次谐波频率(3BPF=15N)，即可能叶片数为5片。但是，当时，不知道叶片的确切数。,75,实例 12,某锅炉给水泵的流体动力振动故障的诊断,3. 62mm/s 峰值1N=6750rpm,1. 08mm/s 峰值 5N=BPF =33300rpm,0. 51mm/s峰值10N=2BPF =66600rpm,非常小 15N=3BPF =100350rpm,振动速度毫米/秒峰值,频率 转/分,4H 测点,4H测点振动频谱显示尖峰33300转/分频率可能是叶片通过频率 (BPF=15N)，即可能叶片数为5片。但是，当时，不知道叶片的确切数。,0. 76mm/s 峰值20N=4BPF= 133650rpm,76,实例 12,某锅炉给水泵的流体动力振动故障的诊断,0. 89mm/s 峰值1N=6750rpm,0. 76mm/s 峰值 5N=BPF =33300rpm,0. 63mm/s峰值10N=2BPF =66600rpm,10. 79mm/s峰值15N=3BPF =100350rpm ?,振动速度毫米/秒峰值,频率 转/分,4V 测点,4V测点振动频谱显示最高尖峰100350转/分频率可能是叶片通过频率的三次谐波频率(3BPF=15N)，即可能叶片数为5片。但是，当时，不知道叶片的确切数。,0.51mm/s 峰值20N=4BPF= 133650rpm,77,实例 12,某锅炉给水泵的流体动力振动故障的诊断,该泵内侧轴承座(3H，3V)和外侧轴承座(4H，4V振动频谱表明：振动主频率分量是100350转/分。泵内侧轴承水平和垂直方向(3H和3V)此频率分量的幅值差不多；而泵外侧轴承水平和垂直方向(4H和4V)此频率分量的幅值相差许多倍，4V处振动幅值最大，高达10.79mm/s峰值。怀疑该泵外侧轴承垂直方向共振，100350转/分就是垂直方向的共振频率。,78,实例 12,某锅炉给水泵的流体动力振动故障的诊断,诊断： 估计该泵叶轮的叶片数为ZW=5片。实测泵转速为N=6705转/分，则叶片通过频率BPF=N*ZW=6705转/分*5=33525转/分，而100350转/分/33525转/分=3，所以，100350转/分=3*BPF。也就是说，该泵的振动源是其叶轮的叶片通过频率BPF的三次谐波频率的气流扰动。这是由于流体机器中流体阻力(弯头。阀门，节流器，阻塞等)，叶轮与泵壳体中心偏置，甚至转子叶片，定子扩压器叶片之间的径向间隙在圆周方向不均匀等容易产生流体动力激振。,79,故 障 诊 断 实 例 分 析 之 十 三 某 除 尘 风 机 机 组 轴 承 座 刚 性 差 及 流 体 动 力 激 振 振 动 故 障 的 诊 断,罗克韦尔自动化(厦门 )有限公司大连分公司,80,双 吸 口 风 机,液力偶合器,电 动 机,某 除 尘 风 机 结 构 示 意 图,钢 筋 混 凝 土 基 础,槽 钢 ， 钢 板 焊 接 基 础 底 板(非 常 单 薄 ， 刚 性 极 差 ),M1HM1VM1A,M2HM2VM2A,CP3HCP3VCP3A,CP4HCP4VCP4A,F5HF5VF5A,F5HF5VF5A,N0=999转 /分,1250千 瓦,N1=200960转 /分 ， 风 机 叶 轮 叶 片 数 Z=9,SKF22322CC/W33,实 例 13,81,51A,52A,53A,54A,55A,56A,57A,58A,59A,51H,52H,53H,54H,55H,56H,57H,58H,51V,52V,53V,54V,55V,56V,57V,58V,液 力 偶 合 器 与 风 机 之 间 的 轴 承 座(5#) 振 动 测 点 位 置 示 意,钢 板 焊 接 结 构 支 座,铸 钢 支 座,59V,H-轴 向 方 向V-水 平 方 向 A-轴 向 方 向,风 机 侧,液 力 偶 合 器 侧,钢筋混凝土基础,实 例 13,82,61A,62A,63A,64A,65A,66A,61H,62H,63H,64H,65H,61V,62V,63V,64V,65V,风 机 自 由 端 的 轴 承 座(6#) 振 动 测 点 位 置 示 意,铸 钢 支 座,H-轴 向 方 向V-水 平 方 向 A-轴 向 方 向,风 机 侧,钢筋混凝土基础,实 例 13,83,51A OA=5. 08522mm/s RMS,52A OA=4. 51826mm/s RMS,53A OA=3. 94369mm/s RMS,54A OA=2. 77616mm/s RMS,55A OA=2. 58472mm/s RMS,56A OA=1. 49945mm/s RMS,57A OA=1. 33297mm/s RMS,58A OA=0. 334003mm/s RMS,59A OA=0. 137554mm/s RMS,51H OA=7. 88009mm/s RMS,52H OA=6. 80293mm/s RMS,53H OA=4. 55451mm/s RMS,54H OA=4. 14939mm/s RMS,55H OA=2. 84782mm/s RMS,56H OA=2. 72776mm/s RMS,57H OA=0. 623098mm/s RMS,58H OA=0. 464797mm/s RMS,51V OA=1. 8654mm/s RMS,52V OA=3. 1076mm/s RMS,53V OA=2. 63707mm/s RMS,54V OA=2. 15923mm/s RMS,55V OA=2. 17249mm/s RMS,56V OA=2. 22956mm/s RMS,57V OA=2. 45644mm/s RMS,58V OA=0. 525065mm/s RMS,液力偶合器与风机之间的轴承座(5# )各测点振动沿轴承座高度分布,钢板焊接结构支座,铸 钢 支 座,59V OA=0. 49022mm/s RMS,相 差 4 倍,相 差 4 倍,焊接钢板结构支座水平和轴向方向刚性太差导致振动剧烈,振 动 总 量 沿 轴 承 座 高 度 分 布,钢筋混凝土基础,实 例 13,84,51A SP=3. 77186mm/s PEAK,52A SP=3. 13719mm/s PEAK,53A SP=2. 74359mm/s PEAK,54A SP=1. 74301mm/s PEAK,55A SP=1. 56543mm/s PEAK,56A SP=0. 722635mm/s PEAK,57A SP=0. 635095mm/s PEAK,58A SP=0. 0576462mm/s PEAK,59A SP=0. 116555mm/s PEAK,51H SP=9. 01535mm/s PEAK,52H SP=7. 77505mm/s PEAK,53H SP=5. 18371mm/s PEAK,54H SP=4. 72426mm/s PEAK,55H SP=3. 13888mm/s PEAK,56H SP=3. 00124mm/s PEAK,57H SP=0. 68841mm/s PEAK,58H SP=0. 552183mm/s PEAK,51V SP=1. 59455mm/s PEAK,52V SP=3. 08988mm/s PEAK,53V SP=2. 76789mm/s PEAK,54V SP=2. 19405mm/s PEAK,55V SP=2. 3476mm/s PEAK,56V SP=2. 24036mm/s PEAK,57V SP=2. 36556mm/s PEAK,58V SP=0. 597432mm/s PEAK,液力偶合器与风机之间的轴承座(5#)各测点振动沿轴承座高度分布,钢板焊接结构支座,铸 钢 支 座,59V SP=0. 560703mm/s PEAK,相 差 6 倍,相 差 4 倍,焊接钢板结构支座水平和轴向方向刚性太差导致振动剧烈,转 速 基 频 分 量 沿 轴 承 座 高 度 分 布,钢筋混凝土基础,实 例 13,85,61A OA=2. 98467mm/s RMS,62A OA=2. 38022mm/s RMS,63A OA=1. 64162mm/s RMS,64A OA=0. 643415mm/s RMS,65A OA=0. 519673mm/s RMS,66A OA=0. 232773mm/s RMS,61H OA=2. 99829mm/s RMS,62H OA=2. 46681mm/s RMS,63H OA=1. 08887mm/s RMS,64H OA=0. 888379mm/s RMS,65H OA=0. 440782mm/s RMS,61V OA=1. 08048mm/s RMS,62V,63V OA=0. 922678mm/s RMS,64V OA=0. 77804mm/s RMS,65V OA=0. 541864mm/s RMS,风 机 自 由 端 的 轴 承 座(6#) 振 动 测 点 位 置 示 意,铸 钢 支 座