转动设备常见振动故障频谱特征与案例分析

1、WOR/式转动设备常见振动故障频谱特征及案例分析一、不平衡转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件由现缺损造成的故障，它是 旋转机械最常见的故障。结构设计不合理，制造和安装误差，材质不均匀造成的 质量偏心，以及转子运行过程中由于腐蚀、结垢、交变应力作用等造成的零部件 局部损坏、脱落等，都会使转子在转动过程中受到旋转离心力的作用，发生异常 振动。转子不平衡的主要振动特征：1、振动方向以径向为主，悬臂式转子不平衡可能会表现由轴向振动；2、波形为典型的正弦波；3、振动频率为工频，水平与垂直方向振动的相位差接近90度。案例：某装置泵轴承箱靠联轴器侧振动烈度水平13.2m" s,垂直11.8

2、mm/s,轴向12.0mm/so各方向振动都为工频成分，水平、垂直波形为正弦波， 水平振动频谱如图1所示，水平振动波形如图 2所示。再对水平和垂直振动进行 双通道相位差测量，显示相位差接近90度。诊断为不平衡故障，并且不平衡很可能由现在联轴器部位。专业资料整理图1 jfi本装置泵13/2水平赤初成话00.020.040.060.08 0Jt图2酮笨装置系113/2水平振副淞形解体检查未见零部件的明显磨损，但联轴器经检测存在质量偏心，动平衡操作时对联轴器相应部位进行打磨校正后振动降至2.4m2 so二、不对中转子不对中包括轴系不对中和轴承不对中两种情况。轴系不对中是指转子联接后各转子的轴线不在同

3、一条直线上。轴承不对中是指轴颈在轴承中偏斜，轴颈与轴承孔轴线相互不平行。通常所讲不对中多指轴系不对中。不对中的振动特征：1、最大振动往往在不对中联轴器两侧的轴承上，振动值随负荷的增大而增 高；2、平行不对中主要引起径向振动，振动频率为2倍工频，同时也存在工频和多倍频，但以工频和 2倍工频为主；3、平行不对中在联轴节两端径向振动的相位差接近180度；4、角度不对中时，轴向振动较大，振动频率为工频，联轴器两端轴向振动相位差接近180度。案例：某卧式高速泵振动达 16.0m"s,由振动频谱图（图3）可以看由，50Hz （电机工频）及其 2倍频幅值显著，且 2倍频振幅明显高于工频，初步判定为

4、不对中故障。再测量泵轴承箱与电机轴承座对应部位的相位差，发现接近180度。图3润加氢装置系701/2振3板信解体检查发现联轴器有 2根联接螺栓断裂，高速轴上部径向轴瓦有金属脱落现象，轴瓦间隙偏大；高速轴止推面磨损，推力瓦及惰性轴轴瓦的间隙偏大。检修更换高速轴轴瓦、惰性轴轴瓦及联轴器联接螺栓后，振动降到A区。三、松动机械存在松动时，极小的不平衡或不对中都会导致很大的振动。通常有三种类型的机械松动，第一种类型的松动是指机器的底座、台板和基础存在结构松动，或水泥灌浆不实以及结构或基础的变形，此类松动表现曲的振动频谱主要为1x第二种类型的松动主要是由于机器底座固定螺栓的松动或轴承座由现裂纹引起，其振动

5、频谱除1X外，还存在相当大的 2X分量，有时还激发由1/2X和3X振动分量。第三种类型的松动是由于部件间不合适的配合引起的，产生许多振动谐波分量，如IX、2X、？，nX,有时也会产生 1/2X、1/3X、？?等分数谐波分量。这时的松动通常是轴承盖里轴瓦的松动、过大的轴承间隙、或者转轴上零部件存 在松动。案例：某引风机振动增大，轴承箱最大振动16.9m" so该机为悬臂式离心式风机，最大振动在轴承箱靠叶轮侧，倍频丰富，初步判断存在松动。监测 4 个地脚，发现其中一个地脚 03 （靠叶轮侧）振动较大，约 9mmzs,其余三个 地脚振动分别为 0.5mm/s、1.8mm/s和2.0mm/

6、s,很明显03地脚有松动。由引风机地脚03垂直振动频谱（图4）可以看由，IX、2X较大，还有较多的谐波成分。紧固地脚螺栓后轴承箱最大振动降至4.2mm/ s,仍偏大，分析应该还存在轴承或轴上零件配合松动。2012年8月解体检查引风机，发现轴承与压盖紧力不足，加铜垫片调整压盖紧力后振动降到2.7mm/s。4分子端装置引风机地脚。3垂二事幼我浴案例：某双支撑离心式风机非联轴器端轴承箱振动大幅上升，最大振动轴向方向为14.8mm/s。现场监测记录列于表1。水平、垂直、轴向振动均表现由2倍工频显著，且垂直、轴向2倍工频幅值大于工频成分。风机轴向振动频谱如图5所示。L 其.堂"裁1 VW风IR

7、W承会面动者Tdblc 1 Surface vibrBtu>n intcnMt cl fun fl Sulhjinc Aod I HUHz图5谶酸装置风机303轴向振动族用因轴支承为滑动轴承，据相关振动分析理论，轴瓦松动将使转子产生很大的 振动，振动频率一般为 1/2或2倍转速频率，初步分析可能存在轴承压盖紧力 不足，建议先检查轴承压盖紧力。检查验证确实存在压盖紧力不足，调整后振动 降至B区。四、流体扰动高速离心泵中的流体，从叶轮的流道中流由，进入扩压器或蜗壳时，如果流 体的流动方向与叶片角度不一致，流道中就产生很大的边界层分离、混流和逆向 流动，流体对扩压器叶片和蜗壳隔舌的冲击，将使流

8、体在管道中引起很大的压力 脉动和不稳定流动，这种压力波又可能反射到叶轮上，激发转子振动，振动频率 为叶轮叶片数乘以转速（称叶片过流频率）或其倍数。在工艺流量与泵额定流量 偏差较大或叶轮由口与蜗壳对正不良时，过流频率振动明显，称流体扰动。一般 把叶轮外缘和开始卷曲处的距离拉大，能够缓和压力脉动并减小振幅。案例：某泵振动超标，管线振动也大。监测发现前轴承最大振动19.4mm/s, 4倍工频振幅最大，此成分系泵过流频率，泵振动频谱如图6所示。经过核算，该泵选型过大，解体切削叶轮后，振动降到标准之内。U 2UU 44MJ MMJ SOU 1加 UUO 1,4UU lstrtJU i.M iWU Hz6

9、 3气分装置泵2106A振力根电五、动静碰摩在旋转机械中，由于轴弯曲、转子不对中等引起轴心严重变形，或非旋转件弯曲变形，都可能引起转子与固定件的碰摩而引起异常振动。动静碰摩的振动特 征：频谱图上以工频分量为主，存在少量低频或倍频，碰摩严重时，低频和倍频 分量都有较明显的反映。波形图上可由现单边削顶现象或在接近最大振幅处由现 锯齿形。案例：监测发现进料泵振动偏大，监测数据列于表2。前轴承水平振动波形如图7所示，垂直方向振动波形如图8所示。*2焦化装泵发”搬动(3 hie 2 SurfAt ibnii kin 的6，认 ufputnn*? I >n Code Lmt7前轴承水平2H波影前轴承

10、垂直方向2Vk%该泵各测点振动值与该泵历史良好状况（2mmZ S以内）相比增加较大，倍频成分丰富，且波形图较多波折，尤其是垂直方向存在单边锯齿状，分析存在松 动和轻微碰摩。对该泵跟踪监测，振动值较稳定，运行到 2012年4月焦化装置 停工检修时，对该泵解体大修，发现后轴瓦巴氏合金层磨损严重，泵轴在喉部衬 套部位有磨损痕迹，检修后振动降到1.7mm/ S六、滚动轴承故障有关振动分析理论，由现滚动轴承损伤或磨损时，高频解调值一般会增大， 并且往往可见轴承外圈、内圈等部件的故障特征频率。当轴承磨损到后期时，轴 承故障特征频率可能消失，但振动值通常会加大，振动频谱图变成一系列谱线。案例：气分装置泵振动达 18.2mm/ s,由前轴承水平振动频谱图图 9可以 看由，除工频外，存在密集的高频成分。由前轴承水平解调谱图（图 10）可以 看由，突生的频谱成分只有工频，但谱线底线较高。Hi9 3气分装置泵115前轴承水平揖动岐立图10 3气分装置泵115前轴承平解分析该泵轴承磨损严重，已发展到轴承故障特征频率消失。解体检修发现靠联轴器侧的轴承保持架已断裂，更换轴承后振动降到B区。案例：引风机振动增大，最大振动8.1m" so由引风机前轴承振动频谱图（