转子故障诊断论文

1、20132014学年第二学期机械故障诊断技术读书报告旋转机械转子不平衡故障案例分析综述 学院：机械与汽车工程学院专业：测控技术与仪器班级：11级测控一班学号：1102415036姓名：史延冲指导老师：王林鸿旋转机械转子不平衡故障案例分析综述 摘 要 旋转机械转子不平衡故障是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺陷造成的故障, 旋转机械约有近七成的故障与转子不平衡有关, 且旋转机械转子故障类型多样, 故障特征相近, 因此对旋转机械的转子不平衡故障的分析、诊断以及类型的甄别是十分必要的。 关键词 旋转机械; 转子不平衡; 故障诊断; 状态监测Analysis of fault cases is no

2、t balancing for rotating machineryAbstract The rotor imbalance fault of rotating machinery is caused by the quality eccentricity or bugs of rotor components. Nearly seventy percent of rotating machinery fault is related to the rotor imbalance. In addition, there are various and similar rotor faults.

3、 Thus, it is very necessary to study and analyze the rotor imbalance fault, as well as discriminate fault types of rotating machinery.Key words rotating machinery; rotor imbalance; fault diagnosis; condition monitoring前言近年来化工生产中的设备、机器有着明显趋势就是向功能原理多样化、大型化、连续化和集成化方向发展。以此提高生产效率，降低生产成本，使用较低的消耗来充分完成设备的工艺

4、目标。然而，一旦机器设备发生故障，所造成的后果将是十分严重的，甚至是灾难性的。首先，生产过程被中断，最直接的就是经济损失；其次，由于石化生产的特殊性，可能造成人身伤亡以及对环境的污染。在机器设备的故障中，旋转机械故障占了很大的比重。如风机、压缩机和汽轮机等设备，都是石油、化工、冶金和电力等现代企业中的关键生产工具。通常大型旋转机械的故障常在振动状况方面体现出来，要保证设备安全可靠运行，就必须对其进行故障诊断和状态的监测。现代化生产中，不能停留在设备的事故后维修，要进行故障前的监测并对得到信息进行分析同时预测设备下一步的运行趋势。据统计，旋转机械约有近七成的故障与转子不平衡有关。因此，对旋转机械

5、的转子不平衡故障的研究和诊断最有实际意义。 不平衡故障诊断实例 转子不平衡包括转子系统的质量偏心及转子部件出现缺损。除了转子本身制造误差、装配误差、材质不均匀等原因引起的初始不平衡以外，运行过程中由于转子积灰、结垢、腐蚀、磨损、零部件脱落损坏及转子上卡有异物等原因，也会破坏转子的平衡状况，引起很大的振动。案例一气压机三种不同原因造成的不平衡故障：结垢；零件飞脱；对轮螺栓等造成的失衡。某厂焦化装置富气压缩机由透平驱动，运行一段时间后，振动上升，特别是1998年2月以后，机组振值明显增长，经常发生报警现象。由于该机为单机运行，运行是否平稳将直接影响整个焦化装置的生产。为弄清机组强振原因，对该机进行

6、了多次监听和分析，其特点如下： 1）时域波形近似为正弦波形；从频谱图上看，振动能量主要集中在转子工频上；轴心轨迹较圆，且重复性较好。如图1-1至图1-3所示。 图1-1气压机振动时域波形图1-2气压机振动频谱 图1-3气压机振动轴心轨迹 2）振值随转速的升高明显上升； 3）振值随运动时间缓慢增长。分析认为机组存在较为严重的转子不平衡，其原因为转子存在结垢现象，建议停机检查。3月中旬，该机停机检修揭盖后发现转子上发生了较为严重的结焦现象，严重影响了转子的平衡状况，并导致周晶磨损。检修后重新开机，机组振动有明显下降（从50m以上降至30m）。 该机组正常运行至7月29日，因雷雨引起停电造成停机，后

7、重新开机时，Bently振动仪表显示振值满量程，机组转速为4400r/min时（限定转速为11000r/min），测振仪测得振值为360m；机组转速为3000r/min时机壳上4H测得的最大振值为8.7mm/s（正常时只有1.0mm/s左右）；且机组运行时振动随转速增加而增加，压缩机内侧测点的振动随转速变化情况见下表：转速/（r/min）2000250034004400振值/m307090120360从频谱图上看，机组振动能量主要集中在工频上，转速升高后振值增大主要表现为工频增大。当时，有鉴于年初诊断结论，装置技术人员怀疑压缩机内又存在结焦现象，采用蒸汽吹扫后重新开机，振动依然超标。由于机组运

8、行一直正常，强振是在停电造成停机后再次启动时出现的，分析认为机组发生严重的的突发性质量不平衡，且结焦不应是主要矛盾，因为结焦使转子产生动不平衡应是渐进的，机组振值从逐渐增大发展至严重超标应有一段过程，从当时的情况分析，振值如此之大，机组转子上肯定用部件脱落或者有异物卡附，必须立即停机检修。8月1日，机组揭盖检查，发现压缩机第三极叶轮处轴套脱落，掉入叶轮中。其尺寸为206（外径）/168（内径）x48（长度）mm,同时发现机内有轻微结焦，与诊断结果相符，避免了严重设备事故的发生。8月3日，机组检修后重新开机，压缩机运行正常，最大振值为30m，但是原来振值处于良好范围的透平部分振动报警，最大振值达

9、55m，振动频谱上工频占绝对优势；机组壳体上水平方向振动为4.8mm/s（正常时小于2.0mm/s），有明显增。综合其他情况分析，怀疑透平转子也出想了不平衡的情况，但不平衡量是怎么产生的，一时还难以判明。机组运行至8月13日上午10时，因工艺上的要求提高气压机的出口压力，透平转速由9800r/min升至11000r/min，此时透平振动达75m，达二级报警，气压机被迫放空，透平振动随转速增加而增加，振动频谱上主要谱峰为工频，同时存在二倍频和其它高次谐波。分析确认透平转子不平衡是强振的主要原因。8月13日晚停机揭盖检修，发现部分对轮螺栓有明显被挫过的痕迹，为按要求进行装配，这是造成转子动不平衡的

10、原因之一。对透平转子进行高速动平衡校验，初始不平衡量为50g.cm，振动4mm/s，加配重平衡后振动1mm/s，并严格按要求装配对轮螺栓。9月14日整机投运，机组振值均在良好范围之内。同一台机组，在半年左右的时间内先后出现三次转子失衡故障，具体原因却各不相同，如果对现场情况没有全面的了解，要准确判断或许就不会那么请而易见的。案例二：风机转子不平衡2007年8月15 日，国投海南水泥股份有限公司所属一台风机振动较大，严重的影响了正常生产，受其委托，我们对该机组进行了振动检测，检测仪器使用乙方的检测设备PDES-C 型设备状态检测及安全评价系统，分别检测了电机两端轴承处和风机两端轴承处的振动。机组

11、情况转速：850-900rpm功率：1300Kw风机叶片数：11轴承：双列滚柱轴承型号：SKF22328C3/W33 本案例只列出振动较强烈的风机前端（靠近电机端）的振动谱图，图2-1和图2-2为风机前端（靠近电机端）轴承振动的时域波形和频谱图，图2-3和图2-4为该测点垂直方向振动波形和频谱图。 图2-1水平方向振动的时域波形 图2-2水平方向振动频谱图图2-3垂直方向振动的时域波形 图2-4垂直方向振动频谱图（1） 分析从以上振动的频谱图可以看出：振动中具有强烈的一倍频成分，据此可以判断此风机存在不平衡故障。（2） 治理措施鉴于上述的检测和分析结果，我们建议甲方立即停机，并进行转子动平衡实

12、验。于8 月 16 日，对该转子实施了动平衡操作。（3） 动平衡后的振动检测情况完成了动平衡实验后，风机振动明显减小，振动的速度有效值由原来的 14mm/s 降至 2mm/s 左右，见图2-5和图2-6。故障排除，机组回复正常运行。图2-5治理后振动频谱图 图2-6治理后振动时域波形（4） 案例解析该案例符合平衡故障判别的特征，如强烈的1X特征，振动幅度的分布特征（靠近不平衡截面的测点振动幅度较大），都是正确诊断的重要依据。对该机组进行的现场动平衡也非常成功，振动幅度的降低很明显，达到了预期的目的，从另一个方面证明了高振的主要原因就是转子的平衡问题。案例三：叶片磨损造成的转子失衡 2006.1

13、0.01山东东营某木业集团停工检修时，发现烟气引风机的叶轮叶片磨损严重，便对其进行了补焊处理，重新开机时，该风机开始振动，于是该厂决定对其进行现场动平衡处理。设备参数具体如下： 设备名称：烟气引风机 转 速：1450rpm 风机型式：单级悬臂式风机 轴承型式：滚动轴承 联接型式：联轴器直连 转子质量：约300kg在做动平衡之前，我们我们先对其作了现场数据采集和分析，发现风机端4#测点水平振动达到6.0mm/s，属于在超标边缘（该机组的测点位置布置简图见图3-1） 通过振动测试及频谱分析显示：（1）风机4#轴承水平振动大于垂直振动（具体数值见下表）；（2）振动频率主要为工频即转速频率（频谱见图3

14、-2）； 图3-2频谱图 经相位分析显示：风机前后轴承轴向振动相位基本相同；结论为叶轮补焊不均匀造成的不平衡故障，根据4#轴承振动大于3#轴承，说明不平衡类型应主要为静不平衡。 各部测点振值及相位 表测 点M1HM1VM2HM2VM2AF1HF1VF1AF2HF2VF2A1X相位（°）34.471.836.533713736.826133373201451X振值（mm/s）2.060.512.50.881.333.20.621.35.62.31.0通频振值（mm/s）2.72.83.42.42.33.81.361.66.02.71.6根据风机原始振幅值，通过公式换算，得出试加重量为2

15、38g，P=A。Gg/r²s式中P-转子某一侧端面上试加重量；A。-转子某一侧轴承的原始振幅；r-加重半径；-平衡时转子角速度；G-转子质量；g-重力加速度；s-灵敏度系数有了相位后，根据振动相位可以推算出不平衡所在角度。相位反映的是振动信号高点滞后于相位信号的角度，因此，由振动传感器逆转一个相位角，即可找到振动高点P；由振动理论可知，不平衡力总是超前振动高点一个滞后角，因此再由高点P顺转一个滞后角，即可找到不平衡所在的位置Q，而不平衡所在的位置的对面就是应该平衡配重的位置。目前振动相位37°，取滞后角为90°，实际加重位置即为由转轴上相位标记按照旋转方向转233

16、°处。停机，打开观察孔，将238g试重快点焊在233°（即叶轮前盘棱缘处），盖好观察孔。开机，待转速平稳后，在DP1500上输入试加重量和位置，通过计算得出实际配重重量和角度，分别为260g和245°，由于试加的重量，方位与计算值非常接近，一开机振值便下降到0.6mm/s，位移值为14um，说明所加重量与角度已达到预期的效果。二次停机，打开观察孔，直接将试重快焊牢，开机达到正常。（相位图见图3-3） 图3-3相位图案例四：不平衡逐渐增大的故障诊断某化工厂的离心压缩机高压缸的径向振动自3月份以后呈现不断增长趋势，有的测点振动峰-峰值从27m增长到4月底的50m，几乎

17、翻了一番，工厂对这样的增长幅度深为担忧，并有停车检修的想法。这台机器年初刚经过大修，离下次年度大修还有八个月之久。四五月份应该是生产的黄金时期，停工一天，即减少产值20万元，而检修一次要花费几天时间，加上检修费用，造成的经济损失可想而知。因为该机是工厂的关键设备，配备了转子检测和诊断系统，可以对机器振动增大原因做进一步分析，以决定是否停车检修。（1）数据处理压缩机分为高压缸和低压缸两个部分，代号分别为9102J（HP）和9102J（LP），通过增速箱（代号9102G）联接，压缩机由工业透平（代号9102JT）驱动，其排列简图和振动探头分布情况如图所示，其中，测点编号以G开头的为轴位移测点，以X

18、开头的为径向振动测点，标注的每个径向振动测点各有水平方向（H）和垂直方向（V）两个探头。所有探头都是振动位移传感器，机器工作时，透平驱动低压缸，并通过增速箱带动高压缸转子旋转，低压缸转子转速为6446r/min左右，高压缸转子转速为13175r/min左右，经过简单换算，高压缸转子振动的基频和主要倍频见表。图4-1振动测点分布图 高压缸振动的基频和倍频 表频率成分0.5倍频1倍频2倍频3倍频4倍频转速/（r/min）6587.513175263503952552700频率/Hz109.8219.6439.2658.8878.3倍频成分相对百分比（百分比/幅值m）表 图4-2a和b分别为高压缸转

19、子左轴承测点（即9108）在垂直和水平方向的振动频谱，图c和d分别为右轴承测点（9109）垂直和水平方向的振动频谱，频谱图上纵坐标是振幅（单位m），横坐标是频率，图下的数据依次为按振幅大小排列的序号,频率及该分量的振幅。从频谱图上看，主要的频率分量只有一个，即基频分量，其余倍频分量均较小，所占比例在10一下（见表）。再从此时的转子轴心轨迹来看（如图4-3）轨迹很规则，基本上呈圆形，波动很小，并且为正波动（轴心轨迹旋向与转子转速旋向相同）。 图4-2高压缸转子径向振动频谱 图4-3轴心轨迹图 a）左轴承b）右轴承 为了进一步了解情况，将3月份以来的转子振动数据作趋势分析，图4-4为转子左轴承水平

20、方向振动从3月20日到5月4日的趋势图，a，b，c分别为峰-峰值，基频和2倍频的趋势，右轴承在同期的振动趋势与左轴承类似，可以看出，2倍频分量的振幅基本上没有变化，振动峰-峰值增长的原因全由于基频振动分量的增长。（2）故障原因分析根据该机运行经验，为振动增加的原因可能有：1）探头失效，引起测试数据不准；2）转子对中不良；3）压缩机高压缸内部气流不稳；4） 油膜涡动；5）转子不平衡量增加。现在根据上面的分析所得到的信息来确定振动上升的原因。 图4-4左轴承振动趋势图 a）峰-峰值b）1倍频c）2倍频 探头失效造成振幅读数增加的可能性是不存在的。数据表明，高压缸四个径向振动探头的振幅都有所增加，根

21、据经验，四个探头同时失效的可能性极小，再说如果探头有问题，输出的振动信号各频率分量振幅应该同时增加和减弱，其频率分量也不一定能和转子回转频率对应上，因此，可以排除这种可能性。 转子对中条件恶化引起振动增加的可能性也不存在，若是因为转子不对中，则主要特征应该是振幅谱上2倍频分量增加，并在整个振动信号中占较大比重，轴心轨迹狭长。振动信号的处理结果却显示，2倍频没有明显变化，在整个振动振幅中所占的比例还不足10，轴心轨迹如图所示。压缩机内部工作气体不稳所激发的振动，一般在频谱上会出现一些与转子或其零部件固有频率有关的频率成分，而实际频谱上并不存在这样的频率成分，所以认为工作介质气流稳定，不构成激振源

22、。由频谱图直接看出。1/2倍频附近们有明显的频率分量存在，可以排除油膜涡动的可能性。相反的，由频谱上突出的基频分量和轴心轨迹图上的圆形轨迹，可以比较有把握的认为，不平衡量是振动中的主要因素，由趋势图上基频变化曲线和振动峰-峰值变化曲线的吻合也可以确定，不平衡增加是转子振动增加的主要原因，因此，转子振动增加的原因是不平衡的增加。高压缸转子转速高达13000r/min以上，对转子的微小不平衡量也很敏感。当然，引起转子不平衡逐渐增加的原因是非常多的。根据以往的运行记录和检修记录，认为导致不平衡量增加的可能原因有二：一是由于转子叶片结垢或者磨损不均匀使得不平衡量增加。如此的话，当转子继续运转时结垢或磨

23、损有可能趋于均匀，使振动逐渐平稳甚至降低。二是由于机器基础的热变形造成转子挠曲变形加大而使振动增加。热变形主要受气温的影响，不论实际上是哪个原因，振动都是渐变的，不会突然造成机器的损坏。（3）诊断结论通过上述分析，诊断意见是：1）转子振动增加的主要原因是不平衡量的增加，但转子运转平稳，振动变化较缓，只要注意监测，在振幅峰-峰值达到报警值以前，不必停车检修；2) 建议在下次大修时，对转子进行现场动平衡校验，以降低振动值。根据诊断意见，机组继续运转，直至下次大修，在这八个多月的运行中，机组运行平稳，虽然振幅平稳上升，但没发生什么故障，未影响生产正常运行，事实证明，诊断结论是正确的。案例五：合肥机务

24、段锅炉引风机型号为Y5 - 47 - 8C ,该风机为悬臂式结构,工作转速1 820 r/ min功率32 kW ,结构形式及测点布置如图5-1 ,该机在2006年1月17日运行时共检测6组12个数据,发现水平方向074测点振值大, 其他测点正常,该点轴温上升迅速。按照设备故障特征分析,以上现象有可能是轴承故障或叶轮不平衡。 图5-1锅炉引风机结构图及测点布置图图5-2速度频谱图现场引风机测点路径为074水平方向,选择分析频率为3 000 Hz ,采样点数设定1024 ,通过对位移时域幅值的分析,时域波形为典型的正弦波,即不平衡波形。对其进行频谱分析,如图2所示,可以看出速度幅值谱在30 Hz

25、 ,即引风机工频值明显较大,幅值为0. 175 cm/ s ,高频处无峰值。依据风机故障谱图,对照风叶不平衡故障的振动特征,符合转子不平衡三大故障特征,排除轴承故障。如果引风机继续运行可能会造成轴承损坏,转轴弯曲等,使设备故障扩大。于是立即停机,确定维修方案,将风机软接处拆除,检查叶轮、风道。 经检查发现叶轮上附着大量烟气灰垢,分析原因,是因为烟气中含水量过大,附着的灰垢粘在叶轮上造成叶轮不平衡,属于力不平衡,于是一方面清除叶轮上的附着物,消除不平衡因素,一方面检查水膜除尘塔,发现水膜除尘塔水封门水位设置不合理,通过适当降低水位,在保证除尘效果的前提下,降低了烟气含水量,从而减小了烟气中灰垢附着叶轮的可能。处置后至今风机运转正常,各项检测数据均在正常范围内。案例六某大型离心式压缩机组蒸汽透平经检修更换转子后，机组启动时发生强烈振动。压缩机两端轴承处径向振幅达到报警值，机器不能正常运行。主要振动特征如图6-1所示.图6-1压缩机振动特征由图可见： 振动大小随转速升降变化明显； 时域波形为正弦波； 轴心轨迹为椭圆；