旋转设备故障诊断技术

1、第一节 旋转设备故障诊断技术概述旋转设备故障诊断技术的定义：利用测取的设备在运行或相对静态下的状态信息，通过对信号进行分析、处理，并结合诊断对象的性能、结构特性，历史状况，来识别识别设备极其零部件所处技术状况，有关异常故障，并预测未来的技术状态，从而确定必要对策的技术。在旋转故障设备的的状态监测和故障诊断技术中有多种方法可使用。例如振动监测技术、油液分析技术、红外测温技术、声发射技术、无损检测技术等。其中振动监测技术是普遍采用的基本方法，其原因一般基于以下两点：（1）旋转设备工作时始终在传递力和运动，其中任何一个运动部件或与之相关的零件出现故障，必然破坏机械运动的平衡性，这种力和运动的非平稳性

2、的出现，即表现为振动。（2）因为振动的理论和测量方法都比较成熟，且简单易行。据统计，机械故障90%可以从振动测量中检测出来。旋转机械振动故障从性质上可以分为强迫振动和自激振动两大类。按振动故障源分类方法，如转子不平衡、不对中，轴系不稳定、共振、转动部件松动、支承松动、轴瓦松动、转子热弯曲等等。 旋转设备故障诊断的方法：（1） 正向推理使用正向推理的前提是振动故障范围必须明确，具体推理方法是在能够引起振动故障全部原因（称故障总目录）与实际机组存在的振动特征，振动史进行探索、比较分析，采用逐个排除的方式，剩下不能排除即为诊断结果。正向推理诊断全过程，可以用下列流程表示。机组振动划分振动类别排除或确

3、定支承刚度低激振力振源故障源故障具体部件。（2）反向推理也称目标直接推理，它是依据振动特征与故障特征比对，直接得出故障原因，所以称它为反向推理，在推理过程中只与单一目标有关，诊断方法较为简单，容易掌握。反向推理优点不需要了解故障范围及相应特征，只要对相关的故障特征有所了解，即可进行诊断，目前不仅离线诊断，而且在线诊断软件设计，都是采用这种思维方式在诊断故障（3）定向综合判断。这种方法是建立在振动故障的发生，发展总是有一个过程、诱导因素的理论基础上的，根据对设备制造、结构特点、运行检修状况、各类故障的特征的熟练把握，直接确定故障的大致范围，利用正推，反推的相结合，筛选、排除、佐证（包括必要的试验

4、），确定故障原因。比如：某风机振动原来正常，但电机解体检修后振动异常，振动不可能无故产生，振动异常必然与此次检修活动导致的某种因素的改变有关，故障原因的范围可以划定在检修可能改变的参数，部件的范围之内。实际上目前大多有经验的振动技术工作者基本采取的是这种方法，这种方法往往能取到事半功倍的效果，但其确定是，判断的准确性和快速性更多地受到工作者个人的经验、知识面的限制。第二节 旋转设备振动基础构成一个确定性振动有三个基本要素：即振幅 s，频率f（）和相位，即使在非确定性振动中，有时也包含有确定性振动。下面已确定性振动中的简谐振动为例来说明三者之间的关系。1、 振幅简谐振动可以用以下的函数表示，s=

5、 Asin(t+)A-最大振幅，2A峰蜂值，我们平时所说的一般就是指2A。振幅还可以用速度v 和加速度a表示，他们分别是位移函数的一次和二次微分。所要指出的是，我们经常用到的一个振动测量参数Vrms为速度有效值，Vrms.v也称速度均方根，因为它最反映振动的强烈程度，所以又称振动烈度。Vrms.v。、相位t+-为相位。实际工作中我们测量的相位是一个以键相脉冲为参考点的一个角度，目前大多仪器是如此定义的：振动高点相对与键相脉冲的角度差。、频率角频率，f,即频率。一个周期性振动是又多个不同的简谐振动叠加而成，将一个振动信号进行傅立叶变换后即可得到，这就是我们常说的频谱分析的理论基础。一个周期振动的

6、频谱是离散的，当周期趋向无限大的时候，其频率间隔是无限小的，因此非周期性振动的频谱是连续的。第三节 典型的振动故障分析根据我省多年来频繁出现，或者现场可能经常能碰到的旋转设备典型的振动故障大致分为如下几类：1. 不平衡（质量改变、转子弯曲，旋转部件脱落）2. 动静摩擦。3. 对中不良。4. 结构共振。不平衡故障的分析处理不平衡是再常见的一类故障，他一般有如下特点：（）振动的波形近似为正弦波；（）频谱中主要为工频；（）当转速一定的时候，振动稳定；（）对于挠性转子，过临界的时候存在较为明显的共振峰值。 其原因大致如下：（）存在较大原始不平衡量，这类不平衡往往不随其他参数的改变而改变，是最为简单的一

7、类故障；（）转子存在热变形，往往随着机组的热状态的变化而变化，这类在主机上较常见，但在辅机上很少出现。（）转子部件飞脱，这类的特点就是在振动趋势中出现明显的突变现象。（）磨损，振动往往是随着运行时间的增加，振动逐渐增大，这类在风机中较为常见。（）检修中由于重套部件，或进行了焊接等工作，这类也常见。 举例：电厂#1机组 于2006年7月小修中处理了发电机护环，小修后开机，机组通过发电机二阶临界转速时发电机#5、#6轴承振动超标，#5轴承振动最大高达98µm，通过转子轴承支撑系统二阶共振区2时，#、#轴承出现明显振动峰值。表1从测试的振动数据看，#5、#6轴承通过一、二阶临界转速时呈现明

8、显的同相和反相峰值，一、二阶不平衡现象明显。发电机二阶临界时#5轴承通频值90.9m、工频分量92.5m/333°，#6轴承通频值69.2m、工频分量68.7m/165°，主要成分都是工频分量，#5、#6轴承振动相位相差168°，工作转速时#5、#6轴承振动相位相差107°。根据同类型机组影响系数，于2007年4月6日利用发电机抽转子的机会在发电机平衡槽内反对称预加重2×450g。动平衡后机组开机振动特性试验2006年4月21日19:34机组小修后首次冲转，机组转速升至2030r/min中速暖机，暖机结束后升速，转速至2494r/min发电机二

9、阶临界时，#5轴承振动为38µm，#6轴承振动为23.2µm ；转速升至3000r/min时， #5轴承振动为20.5µm ，#6轴承振动为16.3µm，低压转子和发电机转子平衡状况良好。 示例：YY电厂#1机1B小机叶片飞脱事件过程2009年6月25日23:40#1B小机前后轴承轴振出现突发性振动,#1、2轴振分别由7.63m、19.7m跳升至55.9m和38.6m。表 轴系振动跳变前后的数据经多次观测振动突变有如下特征：1、振动为跳跃式变化，在其他运行参速无异常的情况下，轴系各轴承振动同时出现突变，变化幅度大，变化无时间延迟。2、振动出现突变后，振动

10、稳定在一个相对高位值运行，无下降趋势。3、当转速变化时，特别是转速下降时，振动出现脉冲式波动，转速稳定后，振动迅速稳定在原相对高位值运行，与转速高低无关系。4、振动变化时，小机泵组其他参数运行无异常变化。通过试验分析，初步认为汽动给水泵组转子上存在部件松动或脱落，28日停泵进行全面检查：检查对轮连接情况，无异常；检查小机前端短轴相关部件，无异常；检查各轴承，无异常；通过小机人孔门检查，发现末级静叶片损伤变形，认为转子叶片可能出现断裂，决定揭缸进行全面检查。揭盖检查发现次末级即第6级断脱1片叶片，为第88叶片。投产以来，1B小汽机总运行时间为43466小时，2008年大修后运行了2722小时。从

11、运行情况看，机组振动一直良好，其他运行参数均在规程要求范围内，无异常变化。结合振动变化情况，可以断定叶片断裂时间为6月25日23：40，叶片断裂时各运行参数稳定，无异常波动，随后的转速变化时振动脉冲式变化为叶片碎片冲击所致。因此叶片断裂原因可以排除运行方面因素。从叶片频率看，叶片为不调频叶片，频率和分散率合格，片断裂原因也可以排除叶片自振和安装不良的因素。通过断口和同类型小机情况看，认为该机存在设计缺陷，其关键因素是强度不够。加工方面，第6级动叶片在距叶片根部高约50mm处即断裂位置处存在明显过渡区印痕（如图1所示），第7级动叶在距叶片根部高约60mm处也存在明显过渡区印痕，该位置区域属薄弱环

12、节，容易产生应力集中；从叶片受力情况看，该位置也为弯扭应力最大区域。长期在蒸汽的动应力和叶片自振动应力的作用下，在强度不够的情况下，叶片振动幅度相对较大，由于叶片的出汽边较薄，在材料薄弱或应力集中部位容易产生疲劳微裂纹，当裂纹扩展到一定值后，扩展速度加快，最后导致叶片断裂，因此2003年以前的该型号小机，经常发生与我厂类似的断裂现象，断口位置基本为离叶根1/3的位置。动静摩擦基本特点：（）波形有削顶现象；（）除共频外，往往存在一定的大量高次谐波成分（注：轻微碰摩有时没有），严重情况下有分频成分；（）对机组升、降速振动影响有随机性，振动重复性不好，降速过临界转速区拓宽，幅值放大；（）转速稳定时，

13、相位可能变化不大、也可能逆转向变化、甚至周期性旋转360°；（）轴心轨迹突存在跳跃性尖角（）振动出现周期性变化，严重情况下，振动逐渐发散。 可能原因：（）缸温差大、膨胀不畅；（）各种安装缺陷，间隙过小；（）部件存在较大变形，构件失效。（）存在异物（）振动过大例：某电厂#1机系哈尔滨汽轮机厂、哈尔滨电机厂生产的300MW机组，汽轮机型号为N300-16.7/537/537，发电机型号为QFSN-300-2，机组没有励磁机， 在机组基建调试期间，机组在首次冲转过程中，发电机#5、#6轴承处油档发生较为严重的碰摩，当转速升至800r/min时，#5轴振达250m而跳机，通过重新挂闸，在低转

14、速下（600r/min）适当停留，将间隙磨大，碰摩现象得以消除， #4轴承在一次翻瓦检查后开机至3000r/min时，也出现过碰摩现象，经过一段时间后，摩擦现象消失，其轴承垂直振动趋势及轴心轨迹/时基图见图3。考虑到动静间隙已磨大，可以不予处理，在以后的多次启动中未出现过由于碰摩导致振动增大的现象。首次冲转振动波德图摩擦振动现象在新装机组中较为常见，其原因往往是动静部分碰摩所致，一般是油档、轴封等部位，动静摩擦可以产生摩擦涡动和转子热弯曲。动静摩擦引起的热弯曲，在不同的转速下有不同的反映，当转速低于临界转速时，此时转子对摩擦比较敏感，在图4a中设转子原始不平衡为OA，由于滞后作用，振动高点为H

15、点，H点为摩擦重点，在OH方向上产生一个热不平衡OB，OB与OA合成为一个新的不平衡OC，由于转速低于临界转速，滞后角AOH小于90°，OC较原不平衡OA逆转了一个角度并且大于OA，这样造成了动静摩擦进一步加剧；当转速高于临界转速时，如图4b所示，滞后角AOH大于90°，OC虽然不断逆转，但幅值越来越小，因此摩擦不会越摩越严重，而是振幅和相位出现周期性变化，变化的周期和幅度与动静摩擦的严重性有关。对于第一种情况，应迅速将转速降低，严重时应立即打闸停机，因为在低转速下，不平衡振动相应较小，低转速下，摩擦导致的振动不会很大，运行一段时间后，接触部分金属会很快磨损和熔化，脱离接触

16、，当振动稳定后可重新升速（见图2）；对于第二种情况，当确定为摩擦且情况不是很严重时，可监视运行，运行一段时间后，摩擦振动也可逐渐消除，但由于轴封比较“耐磨”，摩擦振动往往需要较长时间才能消除。摩擦振动发生时，振幅和相位将发生变化，特别是1倍频振幅将发生较大变化，理论上将产生较多的谐波分量，但实际检测中往往不会很明显，特别是在检测轴承振动时，甚至检测不到谐波分量，而且谐波分量往往与电气等其他因素造成的谐波分量混淆在一起，而难以判断。摩擦振动发生时，一般在轴心轨迹图和振动波形图上有较明显的反映，轴心轨迹出现跳动，振动波形将出现削波现象（见图3下图）。因此要准确判断摩擦振动，应结合多种分析手段才能判

17、断振动的性质。a b例电厂2007年6月14日19:56机组大修后首次冲转，至20:26机组转速升至2030r/min中速暖机。暖机过程中高中压转子出现一次碰摩，1X/1Y轴振动最高爬升至90.4µm/105µm,经近三个小时的磨合，碰摩现象逐步消失，轴振恢复至暖机前水平。15日0：36暖机结束，机组升速至2320r/min，#3、#4轴承振动呈快速爬升趋势，4X轴振急增至175um，手动打闸停机。数据分析认为机组升速至2320r/min已进入支撑系统共振区，#3、#4轴承垂直振动达38um，相位反相，低压转子存在较大的不平衡量，但是4X轴振单独出现急增现象属传感器支架共振

18、，不影响机组轴系安全。经会议研究决定：为取得低压转子支撑系统共振区的振动数据，便于进行高速动平衡试加重量，将4X轴振保护定值放大至400µm并延时5秒跳机。再次升速至2380r/min时，4X轴振最大达434µm，#3轴承垂直振动达50µm，#4轴承垂直振动达62µm，打闸停机。机组升速振动特性图在机组惰走过程中，当转速降至335r/min时#4瓦顶轴油压从7.37MPa急降至6.12MPa，#4瓦第2点金属温度开始爬升，至191r/min时，#4瓦第2点金属温度最高达109，转速至130r/min时，#4瓦第1点金属温度开始急速爬升，最高达126.15

19、，转子在335r/min转速以下惰走时间急剧降低，仅为6min。 分析认为#4轴承已受到较严重的磨损，需进行翻瓦检查。机组翻瓦检查发现#4轴承下瓦磨损，由于发生轴颈与轴瓦发生摩擦的转速较低，转轴动能水平相对较低，轴瓦除较大面积的摩擦发黑外，轴瓦磨削量较小，乌金稍有起皮。综合#4轴承磨损发生和检查的情况分析，造成#4轴承磨损原因是低转速下轴承油膜的破坏，从而导致轴颈与轴瓦发生直接接触性摩擦。造成此次#4轴承低转速下轴承油膜压力破坏的原因有三个方面： 顶轴油压力不足，轴颈与轴瓦直接接触。大型机组由于轴承负载较重，轴承均设置顶轴油顶起转子，使转轴处于浮动状态，以减小盘车力矩。同时顶轴油的存在有利于转

20、子在升速过程中建立油膜，并在降速过程起到防止油膜破坏的作用。次此大修恢复顶轴油系统时，仅凭以往经验将顶轴油压调至10MPa，未按要求对每一个轴承进行静止状态下的顶起高度测量，导致#4轴承实际顶起高度为0。翻瓦检查后将顶轴油压调至12MPa，#4轴承顶起高度为0.01mm，仍不满足厂家0.04mm0.06mm的标准。轴承自位能力较差，轴承发生偏斜。从机组#4轴承金属温度变化的过程可知：#4轴承第2点金属温度先于335r/min开始爬升，至191r/min时达最高109，其后持续下降，转速至130r/min时，#4瓦第1点金属温度开始急速爬升，最高达126.15（轴承两金属温度测点为轴承底部前后布

21、置）。从照片中亦可以看出，轴承前后侧档油边磨损程度不一。说明轴承在低转速下由于自位能力较差，发生了前后偏斜，使得轴瓦与轴颈间沿轴向形成一楔形间隙，造成顶轴油部分泄漏，#4瓦顶轴油压从7.37MPa急降至6.12MPa，导致油膜破坏引发轴瓦磨损。 轴颈在轴承中存在脱空的可能。由于低压转子#4轴承支承瓦枕为悬挂式，瓦枕两侧支承在轴承箱的水平中分面上，瓦枕底部无支撑，当轴承承接转子重量以及变工况轴承负载发生变化时，轴承将发生不同程度的变形，导致轴承侧隙减小，轴颈与轴承底部接触面积减小，甚至脱空，导致顶轴油泄油量增大，转轴顶起高度不足。低速下#4轴承温度变化曲线图4、#4瓦磨损照片经对#4轴承进行修刮

22、后，将顶轴油压调至12MPa后，重新开机，#4轴承温度正常，满足正常运行要求。但当停机转速降至127r/min时，#4轴承温度第一点仍有所增加，转速至零时最高升至62.66，轴颈顶起高度仍不足，建议进一步增加#4轴承顶轴油压，使得#4轴承顶起高度达到0.04mm0.06mm的标准。对中不良对于汽轮机而言，联轴器基本为刚性，连接刚度大，一般不会出现由于联轴器故障现象，中心状况的不良，更多的体现在导致复合分配不均匀上，往往将导致油膜失稳或瓦温偏高而对于大部分辅机，往往采用的是挠性联轴器和齿式联轴器，不对中或连接不良在振动上表现就比较突出 其特点往往有：（）除工频振动增大外，往往出现较大的频振动（）

23、不同方向的振动差别较大，在进行动平衡试验时，常常出现无法同时消除相邻两轴承的振动，或无法同时降低垂直和水平振动即动平衡无规律性可言（）对于三支撑转子，特别是目前机组瓦，不对中往往导致瓦异常增大，而且有时往往伴随较大的半频成分原因：（）检修工艺不到位；（）套装联轴器出项松动或联轴器出现变形；（）连接螺栓变形或连接工艺不良，存在预载荷或紧力不均匀；（）基础出现沉降，或热态下轴承标高出现变化，运行中心状况发生改变等等示例：YY电厂四台排粉风机为悬臂式、离心风机，工作转速为1450r/min，风机轴系支撑示意图如右图所示。箱体和支架由碳钢焊接而成，箱体高约1.5m，宽约1.2m，联轴节依靠带弹性橡胶垫

24、圈的螺栓挠性连接。、概述承振动严重超标，振动超标主要体现在水平方向，水平振动最大超过400m，（基建调试验收规程要求：80m以内合格，60m以内优良），四台风机的原始振动如表1所示。制造厂在现场进行多次动平衡处理，虽有一定的效果，但风机轴承振动仍严重超标，无法正常运行，显然风机异常振动除不平衡外，还存在其他因素。另该风机受其结构特点及制造精度的制约，其振动本身就很难达到验收规程的要求（制造厂要求113m合格）。鉴于以上因素，有必要对风机振动特性进行进一步的测试分析，并采取相应的减振动技术措施。表 1 风机原始振动（工频） 单位：m度2、风机异常振动的原因分析和处理 2.1现场动平衡试验从以往的

25、经验来看，风机振动超标往往是由于不平衡所致，处理也相对简单，通过现场动平衡即能消除风机的振动，本着从易到难的思路，决定对风机进行现场动平衡试验，其目的是降低风机不平衡干扰力，了解风机振动的变化规律。平衡后风机的振动数据如表2所示。表2 平衡试验后风机的振动 单位：m度在动平衡试验过程中发现风机振动具有如下特性： 风机及电机原始振动大，主要是水平方向，最大超过400m（通频），从振型分析看，既存在较大的对称不平衡分量，也存在一定的反对称分量（见表1）；从频谱分析看，存在一定的2倍频振动分量，为2030m。 #1风机动平衡效果明显，一次加重，振动即降至优良范围内，但#2#4风机却不同，当振动较大时

26、，平衡效果较好，规律性也较强，但当振动降低到一定水平时（80100m左右），风机轴承水平、垂直及轴向振动无法同时降低，即当水平振动降低时，垂直振动和轴向振动则增大，反之当垂直和轴向振动减小时，则水平方向增大，从振型分析看，动平衡对降低对称分量效果明显，对降低反对称分量则不理想。风机振动对不平衡重量的灵敏度很高，平衡块重量和方位略有变化，则振动变化较大，1015克平衡重量即可影响振动10m。电机振动在不带风机运行时振动很小，在30m以下，但带风机运行时，振动成倍增加（见表1），在进行风机动平衡时，电机振动基本不受动平衡的影响，最大仍达230m（见表2）。以上现象说明不平衡是造成风机异常振动的一个

27、重要原因，但风机振动超标不仅仅受不平衡力的影响，还受其他因素如刚度、轴系中心等的影响，当不平衡力消除到一定程度时，其他因素的影响成为风机振动超标的主要原因，继续进行动平衡已没有意义。2.2风机支撑箱体刚度差的处理鉴于动平衡过程中发现的振动现象，测量了#3风机支撑箱体的振动特性，发现支撑箱体上部水平振动基本与风机轴承振动相同，箱体与支架的差别振动大，如接触面A处箱体垂直振动高达8090m，而支架振动较小，检查发现箱体与支架的接触面之间绝大部分存在较大间隙，电机与箱体的接触面也存在较大间隙，其余3台风机均不同程度存在此现象。为了消除接触不良的问题，在箱体与支架之间塞垫片，考虑到不影响风机轴系中心，

28、先只松开部分连接螺栓，加垫片后再拧紧，如此依次进行。经过处理后，风机垂直振动有所改善，箱体差别振动也得以消除，接触面A处箱体垂直振动约 10m。#3风机箱体与支架接触状况处理前后的数据对比见表3。表3 #3风机接触问题处理前后的数据对比 单位：m经过采取动平衡及改善箱体接触状况等处理措施后，风机轴承振动虽有很大的改善，但无法降至优良水平，且风机驱动电机轴承的水平振动仍很大，严重超标，针对风机振动对干扰力的灵敏度较高，支承箱体水平刚度很差这一现象，决定在#2#4风机轴承支承箱体内加两个横向“人”字支撑，以增加箱体刚度；并重新调整电动机与箱体的接触，保证接触良好。经过处理后，电动机振动有明显好转，

29、所有电动机垂直振动在50m 以下，#4、#3电动机轴承水平振动为3740m，#2电动机水平振动为110m；风机轴承水平振动却有所增大，测得的具体数据见表4。 表4 增加#2#4风机箱体刚度后的振动数据 单位：m分析认为：由于联轴节连接螺栓位置的调整（在上述处理过程发现风机联轴节螺栓重量差别大，差别最大达180克，联轴节连接时重新调整了螺栓位置，以保证联轴节平衡），及调整电机与箱体的接触时，联轴节中心状态发生了变化，风机轴系平衡状况也因此发生变化，致使风机轴承振动发生相应的变化（见表4），鉴于此，有必要调整风机平衡重量，调整后风机振动如下表5所示。表5 调整平衡重量后风机的振动 单位：m在调整重

30、量时，风机振动的变化规律仍存在一些异常现象： #2、#3风机#1、#2轴承垂直、轴向与水平方向的振动相矛盾，无法同时降低；而#4风机轴承各方向的振动却能迅速降低，且振动稳定。 电动机振动（水平方向）变化较大，#2电动机振动由120m增大至136m，#3电动机由40m增大至127m ，#4电动机由36m增大至67m。 风机振动对联轴节中心的变化很敏感，如#3风机联轴节左右张口由0.15mm调整至0.05mm时，#1轴承垂直振动由67m增加至92m，水平振动由73m降至56m，#2轴承水平振动由43m降至37m，轴向变化最大，由85m增大至124m；另外即使不改变轴系中心状况，只要将联轴节重新连接

31、，风机及电机的振动也发生较大变化。 2.3联轴节连接不良的分析与处理从2.节发现的现象分析，显然#2、#3风机联轴节连接状况对风机振动存在较大的影响，在处理完不平衡及箱体刚度差的问题后，联轴节的连接不良成为风机振动超标的主要原因。因此检查#2、#3风机联轴节的对中状况，并重新找中，但重新找中后启动风机，振动测试发现：即使联轴节圆周差及张口调整至优良范围内，2.3节所述的现象仍然存在。针对风机联轴节的结构特点，决定对联轴节作进一步的详细检查，发现#2、#3风机联轴节螺栓橡胶圈直径、联轴节螺孔内径以及螺孔之间的间距不均匀，联轴节连接后，静态下联轴节螺栓橡胶圈与联轴节螺孔的接触面及间隙不均匀，差别很

32、大。理论上，挠性联轴节可以改进轴系不对中的能力，然而 ，正是由于联轴节为挠性连接，当螺栓橡胶圈与联轴节螺孔的接触面或间隙不一时，在带负荷运行后，只是部分弹性橡胶垫圈受力，取到传递扭矩的作用，这样势必造成两个方面的影响：带负荷运行时，联轴节圆周差和张口发生较大变化，致使转子增加附加弯矩和轴承增加附加负载；联轴节刚度不对称，联轴节受力不均匀，即联轴节切线方向的合力不为零，该作用力一方面取到传递扭矩的积极作用，另一方面取到一个类似于不平衡力的负面影响。将#2、#3风机橡胶圈修刮，消除橡胶圈与联轴节螺孔的接触面及间隙不均匀这一缺陷后，并对平衡重量略作调整，电机与风机轴承振动得到明显改善，测得的数据如下

33、表6所示。表6 #2、#3风机振动的最终处理结果 单位：m至此，四台排粉风机异常振动现象得到圆满解决，风机及电机振动均在优良范围内， 3、结论3.1益阳电厂排粉风机及电机振动严重超标问题，通过采取现场动平衡、增加箱体刚度、修刮橡胶圈以消除橡胶圈与联轴节螺孔的接触面不良等措施的综合治理，风机及电动机振动均在60m以下，达到优良水平。3.2理论上挠性联轴节可以在一定程度上自动调整中心，但实践中，就其对振动的影响而言，挠性连接转子的振动比刚性连接转子，受轴系对中或联轴节连接不良的影响更明显。3.3随着电力生产自动化的提高，对设备运行的可靠性要求也越来越高，相应地对设备制造、安装、检修也提出了更高的要

34、求。风机的结构虽然简单，也很少发生较为复杂的振动问题，但如果制造质量得不到相应的提高，以及安装及检修质量控制不严格，势必增加振动故障出现的几率和分析、处理的难度，影响设备的安全运行。结构共振结构共振的原因很多，其特征也很多但基本有一个较为共同的规律： （）振动突然增大很多，而相邻轴承振动往往反映不明显；（）振动稳定性差，有时候出现较大跳动，或者出现弱周期的变化； （）振动变化具有不可逆性；（）频谱上有时出现不同程度的冲击谱；（）轴承座出现较大差别振动一般原因：（）连接螺栓松动，紧力下降导致刚度下降； （）安装时接触面积不够，导致刚度变差；（）基础出现沉降，松动；（）部件连接时紧力不均匀，导致支

35、撑系统出现变形； （）相连管系支吊架负荷分配不合理或管系膨胀受阻示例：电厂1A一次风机为上海鼓风机厂生产，工作转速为1792r/min，功率为1240kW ，电机为湘潭电机厂生产；凝结水泵为上海凯士比泵有限公司生产，工作转速为1480r/min，功率为2300kW ，电机为湘潭电机厂生产。1A一次风机，1B、2A、2B凝结水泵在运行中发现振动超标，影响到设备安全运行，应电厂要求，对异常振动进行分析处理。 、一次风机振动测试分析和处理1A一次风机电机振动超标，带负荷运行时负载端水平振动达125m，电机单独试运时负载端水平振动达60m，测量电机差别振动比较大，7月7日晚，维修人员对电机台板进行了调

36、整，电机单独试运，负载端水平最大振动仍为54m。7月8日下午对电机进行动平衡，靠背轮上加重315克，负载端水平振动降为40m，效果不明显，电机差别振动仍比较大，分析认为电机垫片接触不良。7月8日晚，对电机垫片再次进行调整，将原垫片与电机基脚平齐。7月9日下午，电机单独试运，负载端水平最大振动降为20m。连接靠背轮，试运风机，轻载下电机负载端水平最大振动34m，风机振动良好。处理前后。、 #1、2机凝结水泵振动测试分析和处理2007年7月6日，对1B、2A、2B凝结水泵电机振动进行测量和频谱分析，三台凝泵电机顶部振动均超标，2A径向最大280m，2B径向最大230m，1B最大130m，所有振动数

37、据波动大，电机顶部可感觉到明显的摆动。通过频谱分析，振动以174Hz和74Hz振动为主，基频和2倍频振动很小，电机存在故障的可能性比较小。7月7日，维修人员对1A、1B凝泵所有连接螺栓进行紧固。紧固后对1A、1B凝泵进行试运，顶部振动降到50m以内，振动合格。7月7日晚，维修人员对2B凝泵连接螺栓进行紧固，紧固后运行，电机振动无明显变化，测得水泵台板垂直振动达16m。7月7日晚维修人员紧2A凝泵连接螺栓，7月9日运行时，电机顶部振动有所增大，达310m，同时测得水泵台板垂直振动达18m，鉴于2A、2B凝泵超标，而又不具备停机检修的条件，经讨论决定：2B凝泵做为主力泵运行，运行人员、点检加强监视

38、，如振动没有突增的现象，则维持运行，在2号机B级检修中再做处理。2A凝泵外部加支撑，增加2A凝泵的刚度。视振动变化情况再做处理。7月12日，2A凝泵加支撑后试运，振动明显下降，顶部振动在160m以内，暂监视运行，在2号机B级检修中对。凝结水泵进行了解体检查，并对水平情况进行了处理，处理后振动合格。示例ZZ电厂300MW机组灰渣泵第一级型号为：200ZBB-120，石家庄泵业集团生产，电机型号为：YKK4505-6，湘潭电机厂生产，转速992r/min。第一级灰渣泵轴系支撑结构图如下图1所示。图1 灰渣泵第一级支撑结构示意图灰渣泵第二级型号为：200ZGB，电机型号为：YKK4505-6，转速992r/min，偶合器型号为：YOTCS875，输入转速1