李金月油膜振荡

1、机械故障诊断技术读书报告 院系：机械与汽车工程学院 专业：机械设计制造及自动化 班级：13机制（升） 姓名：李金月 学号：1302224032 指导老师：王平 学年：2014-2015学年第一学期 【摘要】 随着科学技术及工业经济的发展,滑动轴承机械设备广泛用于厂、石油化工等一些行业,且向着大型化、高速化、连续化和自动化方向发展,从而使得滑动轴承机械设备的稳定性越来越引人注目。油膜涡动和油膜振荡故障是滑动轴承旋转机械设备中常见故障,破坏性很大,一旦发生此类故障,造成的损失将十分严重。作者在总结了前人大量的有关滑动轴承油膜涡动和油膜振荡特性、故障诊断等研究工作的基础上,以实现在线消除油膜振荡为目

2、的,从理论和实验两方面研究了滑动轴承-转子系统由油膜力引起的自激振荡及其特性。本文根据滑动轴承的理论基础流体动力润滑理论,推导了动压轴承的Reynolds方程,表明轴承间隙油膜力主要由于流体的楔形效应和挤压效应。并分析了影响轴承与轴颈间隙内油膜分布和油膜力大小的因素,油膜的自由边界的改变与轴承的几何尺寸、润滑表面的粗糙度、油质的状态参数及物理性能、油膜运动的雷诺数Re和轴承的运动参数等有关。同时对轴承转子运动进行受力分析,推导了油膜涡动状态下振动方程并分析其振动特性。当涡动力大于阻尼力时,轴承转子系统处于不稳定状态。阐述了油膜涡动与油膜振动故障的机理与特征,并提出了系统稳定性的影响因素和判别准

3、则. 【Abstract】   Along with the development of science and technology and industrial economy, sliding bearing mechanical equipment are widely used in power plant, petrochemical and&

4、#160;some other industries, and it develops towards largescale, quick running, continuous and automation direction, which call more and more attention to the stability of sliding&#

5、160;bearing mechanical equipment. Oil film vortex move and oil membrane oscillation as common faults of sliding bearing rotation machinery equipments, once produced,.【关键词】油膜涡动；油膜振荡；故障诊断；在线消除；【Key

6、 words】oil whirl； oil oscillation； online eliminate； online elimination目录前言 1一、油膜故障的发生与发展1二、滑动轴承油膜振荡故障机理分析1三、油膜涡动和油膜振荡故障特征3四、消除措施4五、旋转机械油膜振荡故障的实例分析51、催化气压机油膜振荡52、圆筒瓦油膜振荡故障的诊断63、某厂两台汽轮机油膜振荡故障分析84、某厂一台200MW汽轮发电机组油膜振荡故障分析95、油温不当造成的油膜振荡12结论13参考文献14前言一：油膜振荡故障的发生与发展

7、过程 油膜振荡故障大多发生在机组启动升速和超速试验过程中。当机组升到一定转速时，转子产生涡动，涡动频率等于转动频率的一半。出现涡动的这个转速通常称为失稳转速，这时轴承处于自激振动的开始阶段。随着转速的升高，涡动频率随之升高，但始终保持等于转动频率的一半。油膜涡动时的振动幅值一般不大。转速升到临界转速附近时，半速涡动甚至会被临界共振所掩盖，越过临界转速后，油膜半速涡动重新出现。转速升至两倍临界转速时，涡动频率与转子固有频率重合，产生共振，此时振动幅值会剧烈增加，油膜涡动发展为油膜振荡，轴承处于自激振动的后期阶段。由此可见，只有当转速大于两倍转子临界转速后，才有可能发生油膜振荡故障，轴承在该转速下

8、是否发生油膜振荡，还取决于系统稳定性、阻尼等其他因素。油膜振荡发生后，振荡频率被“锁定”，始终保持等于转子固有频率，不再随转速的升高而变化，因此油膜振荡不同于普通的共振，不能用提高转速的方法来消除。典型的油膜引起的自激振动，随着转速的升高，需要经历油膜涡动和油膜振荡两个阶段。但是，这样的划分并不绝对，与轴承所承受的载荷有很大的关系。承载较轻的轴承一般首先表现为油膜涡动，两个阶段都存在。承载较重的轴承往往不经过油膜涡动阶段，而是直接激发出油膜振荡，如图1-1给出了轻载和重载轴承升速过程中振幅随转速变化情况。图1-1不同载荷用下轴承自激振动故障的发生和发展过程（a）轻载轴承（b）重载轴承二：滑动轴

9、承油膜振荡故障机理分析1：滑动轴承内油膜产生的切向力分析一根不受任何载荷作用的转轴在轴承内旋转时，其轴颈中心应该位于轴承中心稳定旋转，（如图1-2a）。如果此时外界一个小的扰动使轴颈中心偏离轴承中心，（如图1-2b），在轴承内就会形成收敛油楔，产生压力区。油膜压力形成后，会产生一个径向力和一个切向力。径向力像一个弹簧，迫使轴颈中心返回轴承中心。切向力垂直于外界干扰方向，迫使转子沿着垂直于径向偏移方向运动。一旦切向力超过系统本身的阻尼力，转轴就会产生涡动。涡动发生后，离心力增大，轴颈中心偏离轴承中心更大，所产生的切向力更大，进一步推动轴颈涡动，形成自激振动。由此可见，轴承内油膜产生的垂直于转子偏

10、位方向的切向力是破坏轴承工作稳定性的根源。图1-2滑动轴承油膜失稳（a）轴颈位于轴承中心（b）外界干扰下轴颈偏离轴承中心上面分析的是不考虑轴承自重和动载荷的情况。实际轴承工作时，轴颈不可能位于轴承中心，转轴也会受到不平衡等动载荷的作用。在外界干扰下，在轴颈平衡位置附近，油膜力的增量同样会在垂直于外界干扰的方向上产生一个切向力，因此也会导致失稳。三：油膜涡动和油膜振荡故障特征1: 油膜涡动是轴承自激振动的前期，其特点如下：（1） 涡动大多发生在两倍临界转速以下区域。（2） 涡动振幅较小、幅值可控。（3） 转速变化时，涡动频率始终等于转速频率的一半。 2：油膜振荡是轴承自激振动的后期，其特点如下：

11、（1） 振动频率始终等于转子系统固有频率，不随转速的变化而变化。（2） 油膜振荡之前，振动以工频分量为主。振动突变后，工频分量幅值会减小，低频分量幅值可能超过工频分量，成为主要频率成分。（3） 振动具有幅值大和突发性的双重特性。临界油膜振荡时，会出现不稳定的低频振动分量，幅值时隐时现。一旦出现油膜振荡，振动幅值会在短时间（几分钟）内剧增，而且振动幅值远大于普通强迫振动。某台发电机在启动升速过程中，2600r/min附近偶尔出现不稳定的低频振动，幅值不超过20um。低频分量出现后能够很快消失，但是当转速继续升到2750r/min时，振动在短时间内直线上升，轴承座振动幅值达到520um。（4） 只

12、有当转速大于两倍转子一阶临界转速之后，才有可能发生油膜振荡。轻载轴承在该转速之前可能会首先出现油膜涡动，重载轴承在升速过程中可能会直接发生油膜振荡。（5） 转速滞后现象。升速过程中，转速大于失稳阈值转速后出现油膜振荡。但是油膜振荡发生后，当机组降速到该阈值转速时，振动并不减小。只有当转速进一步降低后，振动才会减小。在升速、降速过程中，油膜振荡发生和消失转速之间具有差值，该现象称为转速滞后现象。下图给出了某机组油膜振荡故障发生的过程，具有典型的转速滞后现象。图1-3油膜振荡故障的转速滞后现象（6） 油膜振荡是由轴承内润滑油的流动所引起的。因此润滑油温、润滑油压、轴承形式、轴承顶隙、侧隙和载荷等都

13、会对油膜振荡故障产生不同程度的影响。（7） 油膜振荡故障大多发生在升速，特别是超速试验过程中，也有部分发生于机组带负荷过程中。四：消除措施（1） 设计时使转子避开油膜共振区。（2） 增大轴承比压，减小承压面。（3） 减小轴承间隙。（4） 控制轴瓦预负荷，降低供油压力。（5） 选用抗振性好的轴承结构。（6） 适当调整润滑油温。（7） 从多方面分析并消除产生的因素。五：旋转机械油膜振荡故障的实例分析 例1：催化气压机油膜振荡  某压缩机组配置为汽轮机十齿轮箱压缩机，压缩机技术参数如下： 工作转速：7500r/min出口压力：1.OMPa 轴功率：1700kW

14、 进口流量：220m3 /min 进口压力：0.115MPa转子第一临界转速：2960r/min  1986年7月，气压机在运行过程中轴振动突然报警，Bently 7200系列指示仪表打满量程，轴振动值和轴承座振动值明显增大，为确保安全，决定停机检查。  揭盖检查，零部件无明显损坏，测量转子对中数据、前后轴承的间隙、瓦背紧力和转子弯曲度，各项数据均符合要求。对转子进行低速动平衡后重新安装投用，振动状况不但没有得到改善，反而比停机前更差。气压机前端轴振动值达到185m，其中47Hz幅值为181m, 125Hz幅值为42m，如图1-4（a）所示。气压机后端轴

15、振动值为115m，其中47Hz幅值为84m，125Hz幅值为18m，如图1-4（b）所示。轴心轨迹为畸形椭圆。气压机前后轴承座水平方向振动剧烈，分别达到39m、29m。 图1-4 气压机轴承振动频谱为进行故障识别，又一次进行升速试验，记录振动与转速变化的关系，气压机升速过程三维谱图，如图1-5所示。   前后轴承振动频谱图均发现有47Hz低频峰值存在，观察三维谱图可发现，当升速至4260r/min时出现半速涡动，随着转速的上升，涡动频率和振幅不断增加，当涡动频率达到47Hz时不再随转速而上升，转速提高到7500r/min工作转速时，振动频率仍为47Hz，但振幅非常

16、大，低频分量为179m，而工频分量只有40m。   诊断意见：对转子一支承系统进行核算，发现转子第一临界转速为：2820r/min（47Hz）。   据此进一步分析发现，其振动特征及变化规律与典型的高速轻载转子的油膜振荡故障现象完全吻合。因此可以判定其故障原因为油膜振动。  由于油膜振荡故障危害极大，可能在短时间内造成机组损坏，所以必须立即停机检修处理。   生产验证：停机后解体检查发现，轴瓦巴氏合金表面发黑，上瓦有磨损并伴有大量小气孔，前轴承巴氏合金有部分脱落。更换新的可倾瓦轴承后，再次启动机组，47H

17、z的低频分量不再出现，油膜振荡故障消失。图1-5  前轴承升速过程振动瀑布图某化肥厂的二氧化碳压缩机组，在检修后，运行了140多天，高压缸振动突然升到报警值而被迫停车。 例2：圆筒瓦油膜振荡故障的诊断   某气体压缩机运行期间，状态一直不稳定，大部分时间振值较小，但蒸汽透平时常有短时强振发生，有时透平前后两端测点在一周内发生了20余次振动报警现象，时间长者达半小时，短者仅1min左右。图1-6是透平1轴承的频谱趋势，图1-7、图1-8分别是该测点振值较小时和强振时的时域波形和频谱图。经现场测试、数据分析，发现透平振动具有如下特点。 图1-6 1*轴承的测点频谱变化

18、趋势图1-7  测点振值较小时的波形与频谱图1-8 测点强振时的波形和频谱    (1)正常时，机组各测点振动均以工频成分(143.3Hz）幅值最大，同时存在着丰富的低次谐波成分，并有幅值较小但不稳定的69.8Hz（相当于0.49×）成分存在，时域波形存在单边削顶现象，呈现动静件碰磨的特征。       (2)振动异常时，工频及其他低次谐波的幅值基本保持不变，但透平前后两端测点出现很大的0.49×成分，其幅度大大超过了工频幅值，其能量占到通频能量的75%左右。  &

19、#160;    (3)分频成分随转速的改变而改变，与转速频率保持0.49×左右的比例关系。       (4)将同一轴承两个方向的振动进行合成，得到提纯轴心轨迹。正常时，轴心轨迹稳定，强振时，轴心轨迹的重复性明显变差，说明机组在某些随机干扰因素的激励下，运行开始失稳。       (5)随着强振的发生，机组声响明显异常，有时油温也明显升高。       诊断意见：根据现场了解到，压缩机第一临界转速为336

20、2r/min，透平的第一临界转速为8243r/min，根据上述振动特点，判断故障原因为油膜涡动。根据机组运行情况，建议降低负荷和转速，在加强监测的情况下，维持运行等待检修机会处理。       生产验证：机组一直平稳运行至当年大检修。检修中将轴瓦形式由原先的圆筒瓦更改为椭圆瓦后，以后运行一直正常。 3：某厂两台汽轮机油膜振荡故障分析 某厂两台同一型号汽轮机（如图1-9）在出厂试验过程中出现了异常振动。该型机组汽轮机和发电机工作转速分别为8500r/min和1500r/min。两台机组出现的振动问题既有共性，也有不同点。图1-9某厂两台

21、汽轮机轴系结构布置 当汽轮机升速到7500r/min左右时，两台机组都出现了较大幅度的低频分量。但两台机组出现的低频分量频率不同，分别为57Hz和65Hz,这个现象比较奇怪。进一步分析表明，这两个频率都不是转子的频率，但都近似于0.46x0.52x（半频）。两台机组的振动都具有突发性，12s内1号、2号轴瓦各方向振动同时突升。降速过程中振动消失转速较升速过程中振动突增转速小约100r/min。上述振动现象与轴承油膜振荡很相似。为了寻找汽轮机在7500r/min附近振动突增的原因，采用锤击法测试了台架固有频率。试验发现，两台汽轮机前轴承箱底部支撑板的固有频率分别为60Hz和64Hz。结合机组振动

22、现象、轴承形式和台架固有频率测试，可以认为该型机组所采用的圆筒瓦稳定性较差，在升速过程中出现了油膜涡动，频率近似于半频。当升速到7500r/min附近时，油膜涡动产生的激振力频率与台架固有频率（不是转子固有频率）重合，产生了共振，导致了机组振动的突增。在上述分析的基础上，为了减小油膜产生的激振力，提出了修刮轴承中分面，将圆筒瓦改为椭圆瓦的处理措施。处理后的轴承直径顶隙为200um，侧隙为200um，椭圆度为0.5。检修后，两台机组在升速和带负荷过程中均未出现低频振动。4：某厂一台200MW汽轮发电机组油膜振荡故障分析某厂一台早期国产200MW汽轮发电机组轴系布置如图1-10所示。轴上1号7号轴

23、承全部采用三油楔油承，6号、7号轴承为发电机端盖轴承，3号5号轴承坐落在排气缸上。除发电机与励磁机转子为半挠性连接外，其余转子均采用刚性连接。表（1-1）给出了轴系各临界转速值。图1-10某台200MW机组轴系布置表1-1 轴系临界转速 r/min 该机投运后的三年多时间内，因油膜振荡共停机29次，其中，新机投运中发生4 次，机组启动至3000r/min后发生8次，超速至31003400r/min过程中发生10次并网带负荷过程中发生7次。 现以某次启动过程为例进行分析。该机组在正常进油温度为4245摄氏度下先后发生过多次大幅度的低频振动，不得已把油温控制在50摄氏度重新启动。机组启动升速至30

24、00r/min过程中振动并不大，各轴瓦过临界转速时的振幅均为超过60um，说明转子平衡状况尚好。升速过程中轴系各轴瓦振动都不含低频分量。随后进行了7次超速试验，但每次都发生了大幅度振动。当超速至3217r/min时，6号轴瓦首先出现低频，然后逐步波及7号、5号、1号、3号、4号。超过该转速后，振动迅速增大，而且突发后的振动振幅非常大。在一次超速试验中，实测6号轴瓦垂直振动为573um，1号轴瓦水平振动为370um，5号轴瓦垂直振动为280um，3号轴瓦水平振动为250um，4号轴瓦水平振动112um,5号轴瓦垂直振动为58um。从出现低频到振幅发展到最大，所需时间仅为10s。振幅最大时完全为低

25、频振荡，工频幅值反而减小，低频幅值约为工频幅值的20倍（如图1-11）。低频振动的频率为17,8Hz，接近发电机转子一阶固有频率18Hz。图1-11超速过程中的6号轴瓦频谱图1-12图1-12给出了这台机组油膜振荡故障发生、发展过程。从图中可以看出，超速至3200r/min时出现油膜振荡故障。但是在打闸降速初期，低频幅值并不是立即减小，仍维持在500um左右。当转速降至2900r/min时，6号轴瓦振幅仍有300um。随着转速的持续下降，振动才逐渐消失。一直到转速降至2850r/min后，低频振荡才完全消失，振动恢复到工频振动。油膜振荡发生转速和油膜振荡消失转速之间有较明显的滞后现象。所有这些

26、表明机组发生了油膜振荡。该机组油膜振荡故障还有以下特点：对油温比较敏感。机组投产初期，在3000r/min下，油温为42时发生过3次油膜振荡。油温必须保持在45以上，机组才能维持运行。机组小修后进行过三次超越试验，油温为42时超速至3023r/min就出现了低频分量；油温为43时超速至3285r/min时出现了低频分量，继续升速即发生油膜振荡；油温为48时要超速到3346r/min才会出现低频分量，机组又一次在油温43下启动，振动情况良好,但是3000r/min下稳定运行8min后，因油温降到40以下，随后即发生了油膜振荡。对轴承标高变化比较敏感。在该机组上试验了标高变化对油膜振荡的影响。发现

27、当6号轴承标高比5号轴承标高高0.5mm时，可以维持在3000r/min下运行，但超速时仍可能产生油膜振荡。当6号轴承标高比5号轴承标高高0.19mm时，虽然能维持运行，但在超速和带负荷过程中仍出现 低频分量。当6号轴承标高比5号轴承标高低0.175时，机组因振动过大不能运行。 根据该机组振动特点，制定了综合治理消除油膜振荡的三点措施：消除轴系及支撑系统上的缺陷。如对轮瓢偏、晃度过大、发电机紧力不足、低压缸跑偏、轴承垫铁接触不均匀等，尽可能减小轴系上的扰动因素。（1）轴系标高调整。该汽轮发电机组3号5号轴承分别坐落在三个排气缸上，轴承标高受排气缸温度、真空等因素的影响较大。6号、7号轴承坐落在

28、发电机端盖上，受氢压影响，其标高也会发生明显变化。标高变化会改变轴承合理的载荷分配，影响轴系稳定性。根据实测和经验，决定在冷凝器不充水、发电机不充氢的情况下，将发电机轴承抬高0.100.15mm（2）更换轴承。将3号7号轴瓦由三油楔轴承全部更换为椭圆 轴承，提高轴系稳定性。原机组采用三油楔瓦时，发电机转子稳定性很差，不足以抵抗外界扰动。计算表明，改瓦后，发电机的稳定性和失稳转速可以大大提高。 （3） 该机组综合治理后振动良好。在油温从47降到35过程中均未出现低频分量和油膜振荡，在油温为43下进行三次超速试验也没有出现低频分量，机组振动恢复正常。5：油温不当造成的油膜振荡 1997年11月，某

29、空压站一台空压机开机时发生阵发性的强烈吼叫声，最大值达17mm/s（正常运行时仅有2mm/s），严重威胁着机组的安全运行。对该机组的振动进行分析表明：正常时，机组振动以转子工频为主，而机组吼叫时振动频谱上出现非常大的0.5X成分，工频幅值增长较小。综合分析后，认为：机组存在动静件摩擦的情况，故障原因是由于轴承膜失稳造成的。现场技术技术人员根据这一结论，调整润滑油温度，当润滑油冷后温度由30升至38后，机组强振消失，恢复了正常运行。后来，为进一步验证该结论，还多次调整润滑油温度，以考察机组振动的变化情况，结果表明，当润滑油温度在3538左右时，可显著降低机组振动，解决了该机组多年来运行管理中的瓶颈问题，避免了设备事故的发生。, 结论 电气工业在现代化的