机械故障诊断技术6旋转机械故障诊断ppt课件

1、第六章 旋转机械缺点诊断61 旋转机械振动的动力学特征及信号特点6.1.1 6.1.1 转子特性转子特性转子组件是旋转机械的中心部分，由转轴及固定装上的各转子组件是旋转机械的中心部分，由转轴及固定装上的各类盘状零件如：叶轮、齿轮、联轴节、轴承等所组成。类盘状零件如：叶轮、齿轮、联轴节、轴承等所组成。 从动力学角度分析，转子系统分为刚性转子和柔性转子。从动力学角度分析，转子系统分为刚性转子和柔性转子。刚性转子：转动频率低于转子一阶横向固有频率的转子为刚性刚性转子：转动频率低于转子一阶横向固有频率的转子为刚性转子，如电动机、中小型离心式风机等。转子，如电动机、中小型离心式风机等。柔性转子：转动频率

2、高于转子一阶横向固有频率的转子为柔性柔性转子：转动频率高于转子一阶横向固有频率的转子为柔性转子，如燃气轮机转子。转子，如燃气轮机转子。在工程上，我们也把对应于转子一阶横向固有频率的转速称为临界转速。当代的大型转动机械，为了提高单位体积的做功才干，普通均将转动部件做成高速运转的柔性转子(任务转速高于其固有频率对应的转速)，采用滑动轴承支撑。由于滑动轴承具有弹性和阻尼，因此，它的作用远不止是作为转子的承载元件，而且已成为转子动力系统的一部分。在思索到滑动轴承的作用后，转子轴承系统的固有振动、强迫振动和稳定特性就和单个振动体不同了。柔性转子的临界转速由于柔性转子在高于其固有频率的转速下任务，所以在起

3、、停车过程中，它必定要经过固有频率这个位置。此时机组将因共振而发生剧烈的振动，而在低于或高于固有频率转速下运转时，机组的振动是普通的强迫振动，幅值都不会太大，共振点是一个临界点。故此，机组发生共振时的转速也被称之为临界转速。转子的临界转速往往不止一个，它与系统的自在度数目有关。实践情况阐明：带有一个转子的轴系，可简化成具有一个自在度的弹性系统，有一个临界转速；转轴上带有二个转子，可简化成二个自在度系统，对应有二个临界转速，依次类推。其中转速最小的那个临界转速称为一阶临界转速nc1，比之大的依次叫做二阶临界转速nc2、三阶临界转速nc3。工程上有实践意义的主要是前几阶，过高的临界转速已超出了转子

4、可达的任务转速范围。临界转速的变动为了保证大机组可以平安平稳的运转，轴系转速应处于该轴系各临界转速的一定范围之外，普通要求：刚性转子 n0.75 nc1柔性转子 1.4 nc1 n 0.7 nc2式中，nc1、nc2分别为轴系的一阶、二阶临界转速。机组的临界转速可由产品样本查到或在起停车过程中由振动测试获取。需指出的是，样本提供的临界转速和机组实践的临界转速能够不同，由于系统的固有频率遭到种种要素影响会发生改动。设备缺点诊断人员应该了解影响临界转速改动的能够缘由。普通地说，一台给定的设备，除非遭到损坏，其构造不会有太大的变化，因此其质量分布、轴系刚度系数都是固定的，其固有频率也应是一定的。但实

5、践上，现场设备构造变动的情况还是很多的，最常遇到的是换瓦，有时是改换转子，不可防止的是设备维修安装后未能准确复位等等，都会影响到临界转速的改动。多数情况下，这种临界转速的改动量不大，处在规定必需避开的转速区域内，因此被忽略。 612 转子轴承系统的稳定性 转子系统的稳定与失稳： 转子轴承系统的稳定性是指转子在遭到某种小干扰扰动后能否随时间的推移而恢复原来形状的才干，也就是说扰动呼应能否随时间添加而消逝。假设呼应随时间添加而消逝，那么转子系统是稳定的。假设呼应随时问添加，那么转子系统就失稳了。 油膜涡动与油膜振荡： 在瓦隙较大的情况下，转子常会因不平衡等缘由而偏离其转动中心，致使油膜合力与载荷不

6、能平衡，就会引起油膜涡动。油膜涡动是一种比较典型的失稳。 机组的稳定性能在很大程度上取决于滑动轴承的刚度和阻尼。当系统具有正阻尼时，系统具有抑制造用，振动逐渐衰减。反之系统具有负阻尼时，油膜涡动就会开展为油膜振荡。 油膜涡动与油膜振荡都是油膜承载压力动摇的反映，表现为轴的振动。1油膜涡动与油膜振荡的发生条件 只发生在运用压力油光滑的滑动轴承上。在半光滑轴 承上不发生。 油膜振荡只发生在转速高于临界转速的设备上。2油膜涡动与油膜振荡的信号特征 油膜涡动的振动频率随转速变化，与转频坚持 f=0.430.48fn。 油膜振荡的振动频率在临界转速所对应的固有频率附 近，不随转速变化。 两者的振动随油温

7、变化明显。3油膜涡动与油膜振荡的振动特点 油膜涡动的轴心轨迹是由基频与半速涡动频率叠加成的双椭圆，较稳定。 油膜振荡是自激振荡，维持振动的能量是转轴在旋转中供应的，具有惯性效应。由于有失稳趋势，导致摩擦与碰撞，因此轴心轨迹不规那么，波形幅度不稳定，相位突变。4消除措施 设计时使转子避开油膜共振区； 增大轴承比压，减小承压面； 减小轴承间隙； 控制轴瓦预负荷，降低供油压力； 选用抗振性好的轴承构造； 适当调整光滑油温； 从多方面分析并消除产生的要素。 6.1.3 转子的不平衡振动机理旋转机械的转子由于受资料的质量分布、加工误差、装配要素以及运转中的冲蚀和堆积等要素的影响，致使其质量中心与旋转中心

8、存在一定程度的偏心距。 静不平衡：偏心距较大时，静态下，所产生的偏心力矩大于摩擦阻力矩，表现为某一点一直恢复到程度放置的转子下部，其偏心力矩小于摩擦阻力矩的区域内，称之为静不平衡。 动不平衡：偏心距较小时，不能表现出静不平衡的特征，但是在转子旋转时，表现为一个与转动频率同步的离心力矢量，离心力F=Me2，从而激发转子的振动。这种景象称之为动不平衡。 特点：静不平衡的转子，由于偏心距e较大，表现出更为剧烈的动不平衡振动。 要求：虽然作不到质量中心与旋转中心绝对重合，但为了设备的平安运转，必需将偏心所激发的振动幅度控制在答应范围内。1不平衡缺点的信号特征 时域波形为近似的等幅正弦波。 轴心轨迹为比

9、较稳定的圆或椭圆，这是由于轴承座及 根底的程度刚度与垂直刚度不同所呵斥。 频谱图上转子转动频率处的振幅。 在三维全息图中，转频的振幅椭圆较大，其他成份较 小。2敏感参数特征 振幅随转速变化明显，这是由于，激振力与角速度是指数关系。 当转子上的部件破损时，振幅忽然变大。例如某烧结 厂抽风机转子焊接的合金耐磨层忽然零落，呵斥振幅 忽然增大。 6.1.4 转子与联轴节的不对中振动机理 转子不对中包括轴承不对中和轴系不对中两类。 轴承不对中本身不引起振动，它影响轴承的载荷分布、油膜形状等运转情况。普通情况下，转子不对中都是指轴系不对中，缺点缘由在联轴节处。 引起轴系不对中的缘由： 安装施工中对中超差；

10、 冷态对中时没有正确估计各个转子中心线的热态升高量，任务时出现自动转子与从动转子之间产生动态对中不良； 轴承座热膨胀不均匀； 机壳变形或移位； 地基不均匀下沉； 转子弯曲，同时产生不平衡和不对中缺点。轴系不对中可分为三种情况： 轴线平行不对中 轴线交叉不对中 轴线综合不对中在实践情况中，都存在着综合不对中。只是其中平行不对中和交叉不对中所占的比重不同而已。由于两半联轴节存在不对中，因此产生了附加的弯曲力。由于转动，这个附加弯曲力的方向和作用点也被强迫发生改动，从而激发出转频的2倍、4倍等偶数倍频的振动。其主要激振量以2倍频为主，某些情况下4倍频的激振量也占有较高的份量。更高倍频的成份因所占比重

11、很少，通常显示不出来。轴系不对中缺点特征： 时域波形在基频正弦波上附加了2倍频的谐波。 轴心轨迹图呈香蕉形或8字形。 频谱特征：主要表现为径向2倍频、4倍频振动成份， 有角度不对中时，还伴随着以回转频率的轴向振动。 在全息图中2、4倍频椭圆较扁，并且两者的长轴近似 垂直。不对中缺点甄别： 不对中的谱特征和裂纹的谱特征类似，均以两倍频为主，二者的区分主要是振动幅值的稳定性，不对中振动比较稳定。用全息谱技术那么容易区分，不对中为单向约束力，二倍频椭圆较扁。轴横向裂纹那么是旋转矢量，二倍频全息谱比较圆。 带滚动轴承和齿轮箱的机组，不对中缺点能够引发出经过频率或啮合频率的高频振动，这些高频成分的出现能

12、够掩盖真正的振源。如高频振动在轴向上占优势，而联轴器相联的部位轴向工频亦相应较大，那么齿轮振动能够只是不对中缺点所产生的过大的轴向力的呼应。 轴向工频有能够是角度不对中，也有能够是轴承不对中。普通情况，角度不对中，轴向工频振值比径向为大；而轴承不对中正好相反，由于后者是由不平衡引起，它只是对不平衡力的一种呼应。通频振动：表示振动原始波形的振动幅值。通频振动：表示振动原始波形的振动幅值。选频振动：表示所选定的某一频率正弦振动的幅值。选频振动：表示所选定的某一频率正弦振动的幅值。 工频振动：表示与所测机器转子的旋转频率一样的正弦振动的幅值。工频振动：表示与所测机器转子的旋转频率一样的正弦振动的幅值

13、。基频振动：工频振动又叫基频振动。基频振动：工频振动又叫基频振动。例：对于任务转速为例：对于任务转速为6000r/min的机器，工频振动频率是的机器，工频振动频率是100HZ。 615 转轴弯曲缺点的机理 设备停用一段较长时间后重新开机时，经常会遇到振动过大甚至无法开机的情况。这多半是设备停用后产生了转子轴弯曲的缺点。转子弯曲有永久性弯曲和临暂时性弯曲两种情况。 永久性弯曲是指转子轴呈弓形。呵斥永久弯曲的缘由有设计制造缺陷(转轴构造不合理、材质性能不均匀)、长期停放方法不当、热态停机时未及时盘车或遭凉水急冷所致。 暂时性弯曲指可恢复的弯曲。呵斥暂时性弯曲缘由有预负荷过大、开机运转时暖机不充分、

14、升速过快等致使转子热变形不均匀等。 轴弯曲振动的机理和转子质量偏心类似，因此都要产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力，与质心偏离不同点是轴弯曲会使轴两端产生锥形运动，因此在轴向还会产生较大的工频振动。转轴弯曲缺点的振动信号特征：轴弯曲缺点的振动信号与不平衡根本一样。 时域波形为近似的等幅正弦波； 轴心轨迹为一个比较稳定的圆或偏心率较小的椭圆， 由于轴弯曲常陪伴某种程度的轴瓦摩擦，故轴心轨迹有时会有摩擦的特征； 频谱成份以转动频率为主，伴有高次谐波成份。与不平衡缺点的区别在于：弯曲在轴向方面产生较大的振动。 616 转轴横向裂纹的缺点机理 转轴横向裂纹的振动呼应与所在的位置、裂纹深度及受力的情况等

15、要素有极大的关系，因此所表现出的方式也是多样的。在普通情况下，转轴每转一周，裂纹总会发生张合。转轴的刚度不对称，从而引发非线性振动，能识别的振动主要是1X、2X、3X倍频分量。 转轴横向裂纹的振动信号特征： 振动带有非线性性质，出现旋转频率的l、2、3 等高 倍分量，随裂纹扩展，刚度进一步下降，l、2等频率 幅值随之增大，相位角那么发生不规那么动摇，与不平衡相角稳定 有差别。 开停机过程中，由于非线性谐频关系，会出现分频共振，即转 子在经过12、13临界转速时，相应的高倍频(2、3)正好与临界转速重合，振动呼应会出现峰值。 裂纹的扩展速度随深度的增大而加速，相应的l、2倍频的振动也会随裂纹扩展

16、而快速上升，同时1、2相位角出现异常动摇。 全息谱表现为2倍频的椭圆外形，与轴系不对中的扁圆外形有明显的差别。 缺点甄别 稳态运转时，应能与不对中缺点区分。全息谱是最好的区分方法。 6.1.7 衔接松动缺点的机理 松动振动异常的根本缘由：振动幅值由激振力和机械阻抗共同决议，松动使衔接刚度下降，这是松动振动异常的根本缘由。 支承系统松动引起异常振动的机理：从以下两个侧面加以阐明。 1)当轴承套与轴承座配合具有较大间隙或紧固力缺乏时，轴承套受转子离心力作用，沿圆周方向发生周期性变形，改动轴承的几何参数。进而影响油膜的稳定性。 2)当轴承座螺栓紧固不牢时，由于结合面上存在间隙，使系统发生不延续的位移

17、。 上述两顶要素的改动，都属于非线性刚度改动，变化程度与激振力相联络，因此使松动振动显示出非线性特征。松动的典型特征是产生2及3、4、5等高倍频的振动。 衔接松动缺点的振动特征：衔接松动缺点的振动特征： 轴心轨迹混乱，重心飘移。轴心轨迹混乱，重心飘移。 频谱图中，具有频谱图中，具有3 3、5 5、7 7等高阶奇次倍频分量，等高阶奇次倍频分量， 也有偶次分量。也有偶次分量。 松动方向的振幅大。松动方向的振幅大。 当高次谐波的振幅值大于转动频率振幅的当高次谐波的振幅值大于转动频率振幅的1/2 1/2 时，应疑心有松动时，应疑心有松动缺点。缺点。 6 61 18 8 碰摩缺点的机理碰摩缺点的机理 动

18、静件之间的细微摩擦，开场时缺点病症能够并不十清楚显，动静件之间的细微摩擦，开场时缺点病症能够并不十清楚显，特别是滑动轴承的细微碰摩，由于光滑油的缓冲作用，总振值的变化特别是滑动轴承的细微碰摩，由于光滑油的缓冲作用，总振值的变化是很微弱的，主要靠油液分析发现这种早期隐患；有阅历的诊断人员是很微弱的，主要靠油液分析发现这种早期隐患；有阅历的诊断人员，由轴心轨迹也能做出较为准确的诊断。，由轴心轨迹也能做出较为准确的诊断。 当动静碰摩开展到一定程度后，机组将发生碰撞式大面积摩擦，碰摩当动静碰摩开展到一定程度后，机组将发生碰撞式大面积摩擦，碰摩特征就将转变为主要病症。特征就将转变为主要病症。动静碰摩的特

19、点分析：动静碰摩的特点分析：动静碰摩与部件松动具有类似特点。动静碰摩与部件松动具有类似特点。动静碰摩是当间隙过小时发生动静件接触再弹开，改动构动静碰摩是当间隙过小时发生动静件接触再弹开，改动构件的动态刚度；松动是衔接件紧固不牢、受交变力件的动态刚度；松动是衔接件紧固不牢、受交变力( (不平不平衡力、对中不良鼓励等衡力、对中不良鼓励等) )作用，周期性地脱离再接触，同作用，周期性地脱离再接触，同样是改动构件的动态刚度。样是改动构件的动态刚度。不同点是，前者还有一个切向的摩擦力，使转子产生涡动不同点是，前者还有一个切向的摩擦力，使转子产生涡动。转子强迫振动、碰摩自在振动和摩擦涡动运动叠加到一。转子

20、强迫振动、碰摩自在振动和摩擦涡动运动叠加到一同，产生出复杂的、特有的振动呼应频率。同，产生出复杂的、特有的振动呼应频率。由于碰摩力是不稳定的接触正压力，时间上和空间位置上由于碰摩力是不稳定的接触正压力，时间上和空间位置上都是变化的，因此摩擦力具有明显的非线性特征都是变化的，因此摩擦力具有明显的非线性特征( (普通表普通表现为丰富的超谐波现为丰富的超谐波) )。因此，动静碰摩与松动相比，动静。因此，动静碰摩与松动相比，动静碰摩振动成分的周期性相对较弱，而非线性更为突出。碰摩振动成分的周期性相对较弱，而非线性更为突出。碰摩缺点的振动特征：1) 时域波形存在“削顶景象，或振动远离平衡位置时出现高频小

21、幅振荡。2) 频谱上除转子工频外，还存在非常丰富的高次谐波成分(经常出 如今气封摩擦时)。3) 严重摩擦时，还会出现12、l3、1/N等准确的分频成 分(经常出如今轴瓦磨损时)。4) 全息谱上出现较多、较大的高频椭圆，且偏心率较大。5) 提纯轴心轨迹(1、2、3、4合成)存在“尖角。6) 轴瓦磨损时，还伴有轴瓦温度升高、油温上升等特征，气封摩 擦时，在机组起停过程中，可听到金属摩擦时的声音。7) 轴瓦磨损时，对光滑油样进展铁谱分析，可发现如下特征： 谱片上磁性磨粒在谱片入口沿磁力线方向呈长链密集状陈列，且存在超越20m的金属磨粒； 非磁性磨粒随机地分布在谱片上，其尺寸超越20m； 谱片上测试的

22、光密度值较上次测试有明显的增大。碰摩缺点的缺点甄别：碰摩缺点的缺点甄别：1) 1) 由于缺点机理与松动类似，两者由于缺点机理与松动类似，两者不容易加以区分。据现场阅历：不容易加以区分。据现场阅历：松松 动动a.松动时以高次谐波为特征；松动时以高次谐波为特征；b.松动振动来源于不平衡力，松动振动来源于不平衡力，故松动振动随转速变化比较故松动振动随转速变化比较明显；明显；c. 在波形表现方式上：松动那在波形表现方式上：松动那么不存在削顶问题。么不存在削顶问题。碰碰 摩摩a.摩擦时以分谐波为特征；摩擦时以分谐波为特征；b.碰摩受间隙大小控制，与转碰摩受间隙大小控制，与转速关系不甚亲密；速关系不甚亲密

23、；c.在波形表现方式上：摩擦常在波形表现方式上：摩擦常可见到削顶波形。可见到削顶波形。2) 部分碰摩与全弧碰摩的区分部分碰摩与全弧碰摩的区分全弧碰摩分频明显，超谐波消逝，全弧碰摩分频明显，超谐波消逝，部分轻摩擦很少有分频出现，谐波幅值小但阶次多，部分轻摩擦很少有分频出现，谐波幅值小但阶次多，部分严重摩擦介于两者之间，有分频也有低次谐波，且谐部分严重摩擦介于两者之间，有分频也有低次谐波，且谐波幅值比基频还大。基频那么由未碰撞前的较大值变波幅值比基频还大。基频那么由未碰撞前的较大值变为较小值。为较小值。在轨迹上，在轨迹上，部分摩擦轨迹乱而不放大，正进动；部分摩擦轨迹乱而不放大，正进动；延续全弧摩擦

24、那么随时间逐渐分散，进动方向为反进动。延续全弧摩擦那么随时间逐渐分散，进动方向为反进动。 6.1.9 喘振的机理 喘振是一种很危险的振动，经常导致设备内部密封件、叶轮导流扳、轴承等损坏，甚至导致转子弯曲、联轴器及齿轮箱等机构损坏。它也是流体机械特有的振动缺点之一。 喘振是紧缩机组严重失速和管网相互作用的结果。它既可以是管网负荷急剧变化所引起，也可以是紧缩机任务情况变化所引起。当进入叶轮的气体流量减少到某一最小值时，气流的分别区扩展到整个叶道，使气流无法经过。这时叶轮没有气量甩出，紧缩机出口压力忽然下降。由于紧缩机总是和管网连在一同的，具有较高背压的管网气体就会倒流到叶轮里来。瞬间倒流来的气流使

25、叶轮暂时弥补了气体流量的缺乏，叶轮因此恢复正常任务，重新又把倒回来的气流压出去，但过后又使叶轮番量减少，气流分别又重新发生。如此周而复始。紧缩机和其衔接的管路中便产生出一种低频率高振幅的压力脉动，呵斥机组剧烈振动。 喘振是压力波在管网和紧缩机之间来回振荡的景象，其强度和频率不但和紧缩机中严重的旋转脱离有关，还和管网容量有关；管网容量越大，那么喘振振幅愈大，频率愈低；管网容量小，那么喘振振幅小，喘振频率也较高，普通为0.520Hz。62 不平衡分析案例例6-1：某厂芳烃车间一台离心式氢气紧缩机是该厂消费的关键设备之一。驱动电动机功率为610KW，紧缩机轴功率550KW，主机转子转速15300rm

26、in，属4级离心式回转紧缩机，任务介质是氢气，气体流量38066m3h，出口压力1.132MPa，气体温度200，该紧缩机配有本特利公司7200系列振动监测系统；测点有7个，测点A、B、C、D为紧缩机主轴径向位移传感器，测点E、F分别为齿轮增速箱高速轴和低速轴轴瓦的径向位移传感器，测点G为紧缩机主轴轴向位移传感器。该机组于5月中旬开场停车大检修，6月初经检修各项静态目的均到达规定的规范。6月10日下午启动后投入催化剂再生任务。再生任务要延续运转一周左右。再生过程中任务介质为氮气。紧缩机启动后，各项动态参数，如流量、压力、气温、电流振动值都在规定范围内，机器任务正常。运转不到两整天，于6月12日

27、上午振动报警：测点D振动值越过报警限，高达6080m之间动摇；测点C振动值也偏大，在5060m之间动摇；其它测点振动没有明显变化。当时，7200系统仪表只指示出各测点振动位移的峰峰值，它阐明设备有缺点，但是什么缺点就不得而知了。按照惯例，设备应立刻停下来，解体检修，寻觅并排除缺点，但这要使再生任务停下来，进而拖延全厂开车时间。缺点分析利用计算机进展了频谱分析，见图6-1，并与缺点前5月21日相应测点的频谱图6-2进展对比，发现：图6-1 6月12日 D点频谱图图6-2 5月21日 D点频谱图1倍频的幅值明显添加，C点增大到5月21日的1.9倍，D点增大1.73倍。其它倍频成分的幅值几乎没变化。

28、根据以上特征，可作出以下结论：1) 转子出现了明显的不平衡，能够是因转子的结垢所致；2) 振动虽然大，但属于受迫振动，不是自激振动。并不可怕。采取措施与事后复查根据前述结论，因此做以下处置：1) 可以不停机，再维持运转45天，直到催化剂再生任务完成；2) 亲密留意振动形状，再生任务完成后有停机的时机，做解体检查。6月18日催化剂再生任务圆满完成，紧缩机停顿运转。6月20日对机组进展解体检查，发现机壳气体流道上结垢非常严重，结垢最厚处达20mm左右。转子上结垢较轻，垢的主要成分是烧蚀下来的催化剂，第一节吸入口处约34的流道被堵，只剩一条窄缝。因此检修主要是清垢，其它部位如轴承、密封等处都未动，然

29、后安装复原，总共只用了两天时间。6月25日紧缩机再次起动，紧缩机任务一切正常。63 轴弯曲分析案例例例6-2， 某公司一台某公司一台200MW汽轮发电机组，型号为汽轮发电机组，型号为C145N200130535535，型式为超高压、中间再热单抽冷凝式。，型式为超高压、中间再热单抽冷凝式。1982年年11月投产，月投产，1994年初次大修，至高压转子发生弯轴缺点前，已运转近年初次大修，至高压转子发生弯轴缺点前，已运转近6年，共进展过年，共进展过7次小修。次小修。在长期的运转中，该机高压转子振动不断坚持在较好范围，轴承振动小在长期的运转中，该机高压转子振动不断坚持在较好范围，轴承振动小于于10m，

30、轴振动小于，轴振动小于100m。2019年在一次热态起动时年在一次热态起动时#2、#3轴、轴、#1、和、和#2轴承振动出现短时突增，被迫紧急关小闸门；再次开大蒸汽闸门，使轴承振动出现短时突增，被迫紧急关小闸门；再次开大蒸汽闸门，使转子迅速加速，冲过临界转速称为冲车后并网运转。转子迅速加速，冲过临界转速称为冲车后并网运转。并网后，并网后，#2轴和轴和#1、#2轴承振动虽然仍处于良好范围，但其振动有明轴承振动虽然仍处于良好范围，但其振动有明显增大趋势，经延续察看运转近一月，也未能恢复至以前运转时的振动程度显增大趋势，经延续察看运转近一月，也未能恢复至以前运转时的振动程度。为此，结合该机历史振动数据

31、、停机前后振动数据及运转参数进展诊断为此，结合该机历史振动数据、停机前后振动数据及运转参数进展诊断分析。分析。 (1) 振动趋势历史数据 在长期运转中，该机l#、2#轴承振动分别为小于2m及小于10m，2#轴的振幅为8090m。为便于突出比较，停机前振动数据选取4月25日，热态起动后数据选取4月69日的，作该期间的振动趋势记录曲线。见图6-3。该趋势记录曲线阐明长期运转时高压转子的轴及轴承振动均处于优秀范围，热态起动后高压转子轴承及轴振动依然在正常范围以内。图63 振动历史历程曲线1停机前1#轴承振动2m，热态启动后，为6m曲线2停机前2#轴承振动10m，热态启动后，为1618m曲线3停机前轴

32、振幅80m，热态启动后，为120140m (2) 停机前后数据 2019年4月5日因处置锅炉隐患而停机，停机时主要参数及振动数如下： 1) 停机前各轴承和轴振动数据如表6-2(略所示，停机前各轴承和轴振动均在良好范围，其中，1#、2#轴及轴承振动均处于优秀规范以内，反映高压转子停机前形状良好。 2) 停机时的临界振动数据。查一周振动趋势记录，2#、3#轴停机临界振动值均未超越230m，处于良好范围。 3) 停机主要参数 (4月5日)： 停机过程的电流、各点振动、温度等均属正常。 4) 热起动(4月6日)主要参数与振动数据： 主要动力蒸汽参数：压力2.2MPa，温度412，再热汽温度392，真空

33、77kPa，大轴挠度值30m，主机光滑油温40。 4：25冲车：低速(500 rmin)、10min，摩擦检查。 4：25升速至1600rmin，此时1#轴承振动达120m，2#轴承振动达65m，2#、3#轴振动到达监测表的满量程即轴振动值已大于400m，运转人员采取紧急关闸措施停机。5：05 转子静止投盘车，大轴挠度值增大为120m，盘车电流32A。6：40 再次起动，快速冲车至3000 rmin定速，然后并入电网。从热态启动数据知：在起动过程中，机组1#、2#轴承及2#、3#轴振动异常增大，紧急关闸停机后，电动盘车时机组大轴挠度值添加较大，盘车电流略有添加。5) 热态起动运转后的振动数据自

34、再次起动并网后，机组高压转子轴和轴承振动均未能恢复历史振动程度，虽然1#、2#轴承振动均小于20m，仍处于优秀振动规范表5-7的范围内，但与历史数据比较均有所增大。尤其是2#轴的振动增大显著。从频率成分来看，主要是一倍频成分添加，其他频率的振动成分无变化，见表6-3略。6) 运转近一月后，停机时临界振动数据4月30日，该机因电网调峰转为备用而停机。在机组停机惰走降速过程中，2#轴和l#、2#轴承临界振动值比历史数据有成倍的添加，其振动成分是1倍频，机组停机时的临界振动数据见表6-4。(3) 数据分析综合图6一3、表62至表64数据及起动前后运转参数分析，可得出以下分析结论： 1) 探头所在处的

35、转子跳动值从30m添加至120m，比起动前增大了4倍，反映出高压转子挠曲程度加剧，提示能够已产生转子弯曲。2) 从振动频率以及振值随转速变化的情况来看。其病症和转子失衡极为类似。但停机前运转不断很正常，只是在机组停车后再次起动中振动异常，且在并网后不断维持较大振值，缺乏呵斥转子失衡的理由或转子零部件飞脱的要素，故可排除转子失衡的能够。3) 综合二次起动及并网运转一个月后停机惰走振动情况，阐明机组在第一次起动时即存在较大的热弯曲，而停车后间隔l.5h再次起动，盘车时间缺乏，极易呵斥转子永久性弯曲。 在第一次热态起动时，高压转子的轴及轴承振动急剧添加(转速高达1600rmin时，轴振幅即已超满量程

36、值，即至少已大于400m，阐明在第一次起动时，转子存在较大的热弯曲，而停车1.5h后再次起动，盘车时间严重缺乏，极易呵斥转子永久性弯曲。 机组起动并网延续运转近一月，其振动不断处于稳定形状。1#、2#轴承和2#轴振幅在热态起动后比历史数据有明显的增大。并且振幅增大的主要缘由是一倍频振幅增大。工频振幅的增大反映出转子弯曲程度的增大，振幅的稳定反映出弯曲量的大小根本恒定。查起动后运转近一月的频谱图，除1倍频振动和2#轴处的少量2倍频振动成分外，无其它振动频率成分。少量2倍频振动成分的产生，那么分析以为是高压转子弯曲后与中压转子的对中性变差所呵斥的。中、低压转子各轴承及各轴的振动与历史数据相比根本无

37、变化，反映出缺点的发生部位主要是在高压转子。诊断结论虽然该机组高压转子振动仍在良好范围以内，但从各种参数的综合分析来看，均阐明高压转子上已发生了转子弯曲缺点。而无论是转子弯曲引起机组过临界振动过大或是存在围带损伤等事故隐患，均对该机组平安运转构成极大的要挟。因此，诊断分析的结论是：该机立刻进展提早大修，解体查明缺点并予以消除。解体大修检查情况：5月4日，该机提早转入大修。经揭缸解体检查证明，高压转子前汽封在距调速级180mm处弯曲0.08mm，中压转子在19级处弯曲0.055mm，高压汽封、围带、隔板汽封和中压汽封、隔板汽封及围带均有不同程度的摩擦损伤，其中，中压19级近半圈围带前缘已磨坏，为

38、此，高压转子采取直轴、中压转子采取低速动平衡处置，同时对损伤的围带也进展了相应的处置，经大修处置后高压转子振动重新恢复到优秀规范内。64 不对中分析案例例1：主风机对中不当呵斥的缺点某冶炼厂一台新上的烟机一主风机组于2019年5月中旬投用。机组配置及测点如图64所示。 首先，该机组在不带负荷的情况下试运了3天，振幅约50m，5月20日2:05开场带负荷运转，各测点振值均有所上升，尤其是2#测点的振动由原来的55m上升至70m以上，运转至16：54机组发生突发性强振，现场的本特利监测仪表指示振动满量程，同时机组由于光滑油压低而联锁停机。停机后，惰走的时间很短，大约只l2min，停车后盘不动车。电

39、动机增速箱风机烟机654321图64 机组配置及测点图机组事故停机前振动特点如下：1) 20日16：54之前，各测点的通频振值根本稳定，其中烟机2#轴承的振动大于其他各测点的振动。20日16；54前后，机组振值忽然增大，主要表现为联轴器两侧轴承,即2#、3#轴承振值显著增大，如表64所示。表64 强振前后各轴承振动比较 留意：2#轴承与3#轴承变化最大，阐明最接近缺点点。2) 20日14:31之前，各测点的振动均以转子工频、2倍频为主，同时存在较小的3、4、5、6等高次谐波分量，2#测点的合成轴心轨迹很不稳定，有时呈香蕉形，有时呈“8字形，图6-5是其中一个时辰的时域波形和合成轴心轨迹(1、2

40、)。 图6-5 2#测点的合成轴心轨迹图(1倍频、2倍频)a)轴心轨迹b)径向振动波形3) 20日14：31时，机组振动形状发生显著变化。从时域波形上看，机组振动发生跳变，其中2#、3#轴承的振动由大变小如，烟机后程度方向由65.8m降至26.3m，如图6-6所示，而1#与4#的振动那么由小变大如烟机前垂直方向由14.6m升至43.8m，如图6-7所示，阐明此时各轴承的载荷分配发生了显著的变化，很有能够是由于联轴器的任务情况改动所致。同时，2#轴承V方向出现很大的0.5成分，并超越工频幅值，H方向除有很大的0.5成分外，还存在突出的78Hz成分及其它一些非整数倍频率分量，如图68所示。烟机前7

41、8Hz成分也非常突出。这阐明此时机组动静碰摩加剧。图68 2#轴承振动频谱图4) 机组运转至20日16：54前后，机组振值忽然急剧上升，烟机后V方向和H方向的振值分别由45m、71m上升至153m和232m，其中工频幅值上升最多。且占据绝对优势V方向和H方向工频幅值分别为120m和215m，同时0.5倍频及高次谐波幅值也有不同程度的上升。这阐明，此时烟机转子已出现严重的转子不平衡景象。5) 开机以来，风机轴向振动不断较大，普通均在80m以上，烟机的轴向振幅也在3050m之间。20日16：54达最大值115m，其频谱以1为主，轴向振动如此之大，这也是很不正常的。不对中缺点的特征之一就是引发1X倍

42、频的轴向窜动。频谱图及缺点景象缺点分析结论综上所述，可得出如下结论：1) 机组投用以来，风机与烟机间存在明显不对中景象，且联轴器任务情况不稳定。2) 20日14：31左右，一联轴器任务情况发生突变，呈咬死形状，烟机气封与轴套碰摩加剧。其直接缘由是对中不良，或联轴器制造缺陷。3) 20日16：54，由于烟机气封与轴套开展为不稳定的全周摩擦，产生大量热量，引起气封齿与轴套熔化，导致烟机转子忽然严重失衡，振值严重超标。因此分析以为造本钱次事故的主要缘由是机组对正曲线确定不当。解体检查情况事故后解体发现：1) 烟机前瓦(1#测点)瓦温探头导线破裂；2) 副推力瓦有磨损，但主推力瓦正常；3) 二级叶轮轮

43、盘装配槽部位的法兰过热，有熔化痕迹及裂纹；4) 气封套熔化、严重磨损，熔渣达数公斤之多；5) 上气封体拆不下来；6) 烟机主风机联轴器咬死，烟机侧有损伤。机组修复后，在8月底烟机进展单机试运时，经丈量发现烟机轴承箱中分面向上膨胀0.80mm，远高于设计给出的膨胀量0.37mm。而冷态下当时现场找正时烟机比风机反而高0.396mm，实践风机出口端轴承箱中分面仅上胀0.50mm，故热态下烟机比风机高了：0.800.3960.50=0.696mm，从而导致了机组在严重不同轴的情况下运转，加重下联轴器的咬合负荷，引起联轴器相互咬死，烟机发生剧振。例2：复合不对中缺点的诊断图6-9 机组简图和测点布置2

44、000年4月上旬某厂催化主风机检修后，开机运转，电动机轴承温度和振值都较正常(振值为9m)。但是，半小时后电动机联轴器端轴承温度继续添加，振值从原 9m不断升到53m，曾经超出电动机制造厂出厂规范。2000年4月17日和18日对该机组进展了全面的测试。鉴于缺点的发生位置主要在电动机侧，所以测试主要集中在电动机侧。联机后，在正常载荷的情况下，测试结果分别如图6-10图6-16所示，各点的振幅见表6-7。从以上测试结果中可以看出，电动机测点1轴向的振幅偏高，曾经超该机组出厂的振动规范小于50m，表现出缺点频率主要为工频。同时，从电动机测点2垂直方向的频谱图上不难看出，其2倍频的振幅远高于工频对应的

45、振幅。电动机程度方向的振幅较小，主要是工频成分。对比图6-10、图6-11，联机形状下的轴向振幅53.0m是脱机形状下的轴向振幅25.4m和2倍，这是角度不对中的特征。测点频谱图 图6-12 测点2#垂直方向频谱图图6-14 测点2#程度方向频谱图图6-13 测点3#垂直方向频谱图图6-15 测点3#程度方向频谱图图612到图615都是在联机形状下，图612中1阶转频的振幅很低，2X频振幅最高，对应的3#点垂直方向图6131X、2X、3X倍频幅值都存在。程度方向2#、3#点主要振动都是1X、2X倍频的振幅图6-14、图6-15。这是不对中的特征。对比图6-12与图6-16，图6-16的主要振动

46、是1倍频的振动，图6-12的主要振动是2倍频的振动。从对图6-10图6-16的综合分析中可以看出：电动机轴和增速齿轮箱输入轴在垂直方向存在着严重的不对中。解体后发现：1) 电动机轴和齿轮箱低速轴在垂直方向，相差100m，已大大超越维修规范所要求的限值。2) 电动机的轴承室原刷镀层修复的部位发生变形，使轴承室产生了一定的锥度，严重地破坏了原有的配合精度。这阐明，在加载运转的初始阶段，电动机轴与其轴承维修时的正确位置并没有被破坏。因此，其壳体轴向的振动并不大。但是，电动机轴和齿轮箱低速轴在垂直方向存在严重的平行不对中，引起的动载荷迫使电动机滚动轴承逐渐分开原始的位置，发生了偏斜。这样，就呵斥了电动

47、机轴和齿轮箱低速轴之间，又产生了角度不对中的缺点。因此，它最终是一种复合型不对中，既包含了平行不对中的特点，又存在角度不对中的特征。65 热变形分析案例汽轮机、高温气体透平机、航空发动机等机器，需求引入高温、高压气体将整个缸体或壳体加热，介是缸体的不均匀的，上缸的温度大于下缸的，反映在转子上是上半侧的热传导量大，下半侧的热传导量小，假设转子在热态下静止不动，那么很快会发生弯曲变形。对于空压机而言，由于空气被紧缩发热，而缸体上、下的构造并不对称，储热容量相差大，同样也能呵斥缸体、转子的不均匀热变形。因此，对于这种转子在起动之前必需充分盘车，防止起动后引起过大的振动。例6-5 转子热膨胀阶段的弯曲

48、振动某炼油厂催化车间一台离心式空压机，开车后轴振幅逐渐上升，启动约40 min，振幅到达90m，往后在操作参数不变形状下，振幅会自动逐渐下降，最后轴振幅稳定在35m左右，这是该机每次开车的振动规律。机器在开车阶段振幅较大的缘由，是由于空压机到达额定压力后温度上升，转子的装配零件首先受热膨胀。由于轴上零件(叶轮、轴套、平衡盘、密封套和止推盘等)的轴向接触端面彼此不平行，热膨胀时迫使转轴强迫弯曲，产生不断增大的不平衡振动。往后随着转子温度逐渐趋于均匀，轴也获得充分伸长，消除了轴上装配零件对轴施加的热弯曲应力，因此转子因弯曲产生的不平衡振动就渐渐自动消逝。例6-6 壳体非均匀膨胀呵斥的振动某炼油厂主

49、风机启动两个小时，带上负荷后，风机出口侧振值急剧上升，最大达164m，机组振动频谱上，转子工频振动占绝对忧势；铁谱分析亦未发现明显磨损，红外测试阐明，主风机外壳温度分布不均匀，外壳上对称位置温度差最大达30。分析以为导致强强振的缘由是：风机开机由于负荷上升过快呵斥壳体热膨胀不均，致使转子与壳体不同心。一旦壳体到达热平衡，振值应会下降。两天后机组振值降至89m一级报警值为90m，恢复正常。以后该机组开机时，留意缓慢提升负荷，再未发生类似情况。图6-17 锅炉引风机表示图66 支承松动分析案例例6-7某发电厂一台大型锅炉引风机。由一台转速840rmin的电动机直联驱动。该机组运转时振动很大，丈量结

50、果显示电动机任务很平稳。总振幅不超越2.5mms，但在风机上振幅很高，前后轴承在程度和垂直方向上的振幅却很大。AFV=150m，AFH=250m，ARV=87m，ARH=105m。风机的轴向振幅小于50m。频率分析指出，振动频率主要是转速频率成分。这些数听阐明，风机振动并不是联轴节不对中或轴发生弯曲，应诊断为转子的不平衡缺点。但是对风机振动最大的外侧轴承在程度和垂直方向上的相位进展分析，发现两个方向上的相位是准确地同相的，阐明是“定向振动问题，而不是单纯的不平衡。然后对外侧轴承、轴承架和根底各部分位置进展振动丈量，检查出轴承架一边的安装螺钉松动了，使整个轴承架以另一边为支点进展摆振。用同样方法

51、检查了内侧轴承架的安装螺钉，也发现有细微松动。当全部安装螺钉被紧固以后，风机的振值就大大下降，达到可接受的程度。例6-8 支承松动缺点实例某厂一台离心式紧缩机，转速为7000rmin，经过齿轮增速器，由一台功率为1470kW，转速为3600rmin的电动机驱动。机组运转中测得电动机和紧缩机的振动很小，振幅不超越2.5mms，但是齿轮增速器却振动很大，程度方向振幅为12.5mms，垂直方向振幅为10mms，振动频率为低速齿轮的转速频率(60Hz)，轴向振幅很低。停机后翻开齿轮箱，检查了齿轮和轴承，并没有发现任何问题，疑心是不平衡引起的振动。把低速齿轮送到维修车间进展了平衡和偏摆量检查，在安装过程

52、中又对电动机和齿轮箱进展了重新对中，但是这一切措施对于改善齿轮箱的振动毫无效果。为了对齿轮箱振动作进一步分析，丈量程度和垂直方向上的相位，发现两个方向上的相位是准确地同相，显示是一种“定向振动，然后又对齿轮箱壳体安装底脚和底板进展测振和检查，底脚螺钉是紧固的，但从底板的振动形状中发现一边挠曲得很厉害。移去底板，就看究竟板挠曲部分下面的水泥浆曾经破碎，减弱了该处的支承刚度。处理底板部分松动的处置方法是把混凝土根底进展刮削，在底板下重新浇灌了混凝土，当机组放回到原处安装后，齿轮箱的振幅就下降到2.5mms以下。图618 联机运转时地基的振动频谱图例6-9 支承松动缺点某钢铁公司氧气厂三车间紧缩机建

53、成以来长期因振动过大，不能投入消费。该机组由一台2500 KW，转速2985 r/min的电动机经增速齿轮箱后，紧缩机转子为9098 r/min。现场调查阐明：因迟迟不能投产，厂方已分别对电动机、紧缩机转子作过动平衡校正，也对联轴节进展多次找正、找同心。但依然未能降低振动。 根据调查情况，采用频谱分析技术，期望能从振动成分的频率分布中分析振动的缘由。测得厂房大地的根底振动：0.1Hz，振幅5.6 mv。测得地基的固有频率：7Hz(10.14mv)；二阶频率：19 Hz；三阶频率：29 Hz；四阶频率：38 Hz；测得在联机运转时，地基的振动主频0.15 Hz；振幅：110151 mv。分析与结

54、论：1 振动以低频振动为主要矛盾，地基是0.15 Hz；电机是50 Hz。两者不一致。2 地基振动的振幅151mv(频谱图中远大于电机的振幅62 mv。阐明地基的振动是主要矛盾。地基偏软，刚度缺乏。但与地基固有频率7 Hz相矛盾，因此问题应在电机与地基衔接部位。3 根据电修厂方面提供的信息：安装后电机垂直振动大于程度振动。这与通常的形状相矛盾，即垂直刚度小于程度刚度，也证明地基存在问题。正常形状是垂直刚度大于程度刚度。4 导致地基垂直刚度缺乏的能够缘由：1安装垫板与地基的接触面积不够，空洞面积大，导致弹性变形大。2地脚螺丝与地基的结合刚度缺乏。3地脚螺丝直径偏小，刚度缺乏。例6-10 离心泵叶

55、轮松动 一台悬臂式单级离心泵，运转了几个月后发生了叶轮松动。在泵侧的两个轴承上检测振动信号，经频谱分析，显示有很多旋转频率的谐波成分(见图619)，这些很强的谐波预示泵的转子零件存在松动问题。另外，从图中还可以看出，频谱的噪声底线很高，谱线延续阐明松动零件对轴施加了一种不稳定的随机性冲击力。图619 离心泵叶轮松动频谱图例6-11 氯气鼓风机转子叶轮松动一台4级离心式氯气鼓风机，转速为2796r/min，由一台3000r/min的电动机用带拖动。这台鼓风机运转时振动很大，到达50mm/s，振动的特点是机器开车后几分钟内振幅增大，但是当整台鼓风机预热几小时以后，振幅又降下来。预热方法是将机壳隔热

56、，并将热空气鼓进风机入口。图6-20所示为开车后30min这段时间内，在鼓风机上测得的振幅与相位随时间的变化曲线。从图中看出，振动的最大峰值出如今开车约4min的时候，随后振幅下降，但在运转2030min后，又开场增大。振动分析阐明，鼓风机的旋转频率是引起振动的主要要素。从相位上察看，在实验的30min时间内，转子上的不平衡矢量转动了360，从这缺点景象中可以判别叶轮发生了松动。叶轮在轴上虽然用键固定，但是间隙较大，叶轮轮壳内孔只需略微出现一点间隙，就会产生旋转偏心，破坏了预先的平衡形状。由于旋转偏心方向在延续地变化，因此，不平衡矢量的相位也跟着变化。当偏心方向与原先的不平衡方向一致时，振动就

57、增大，反相时振动就减少，这样就清楚地解释了上面所说的这些景象。图6-21 缺点前a与缺点后b 的频谱图67 油膜涡动及振荡分析案例 例6-12 某化肥厂的二氧化碳紧缩机组，在检修后，运转了140多天，高压缸振动忽然升到报警值而被迫停车。 在机组运转过程中及缺点发生前后，在线监测系统均作了数据记录。高压缸转子的径向振动频谱图见图6-21，a图是缺点前的振动频谱，振动信号只需转频的幅值。b图是缺点发生时的振动频谱，振动信号除转频外，还有约为1/2转频的振幅，这是典型的油膜涡动特征。据此断定高压缸转子轴承发生油膜涡动。例6-13 油膜涡动及振荡实例某公司国产30万吨合成氨安装，其中一台ALS1600

58、0离心式氨紧缩机组，在试车中曾遇到轴承油膜振荡。图622(a)表示高压缸轴振动刚出现油膜振荡时的频谱。从图中可见，140.5Hz(8430/min)是轴的转速频率，由轴的不平衡振动引起。55Hz为油膜振荡频率。当转速升至8760rmin(146Hz)时，油膜振荡频率的幅值巳超越转速频率幅值，见图622(b)，这是一幅典型的油膜振荡频谱图，从图 (b)中可见，频率成分除了(146Hz)和(56.5Hz)之外，还存在其他频率成分；这些成分是；主轴振动频率和油膜振荡频率的一系列和差组合频率。图622 高压缸油膜振荡初期及开展的振动频谱比较例6-14 油膜涡动及振荡实例某公司一台空气紧缩机，由高压缸和

59、低压缸组成。低压缸在一次大修后，转子两端轴振动继续上升，振幅达5055m，大大超越允许值33m，但低压缸前端的增速箱和后端的高压缸振动较小。低压缸前、后轴承上的振动测点信号频谱图如图623(a)、(b)所示，图中主要振动频率为91.2Hz，其幅值为工频190Hz振幅的3倍多，另外还有2倍频和4倍频成份，值得留意的是，图中除了非常突出的低频91.2Hz之外，4倍频成分也非常明显。对该机组振动信号的分析以为：低频成分突出，它与工频成分的比值为0.48，可以为是轴承油膜不稳定的半速涡动；油膜不稳定的原因能够是低压缸两端联轴节的对中不良，改动了轴承上的负荷大小和方向。停机检查，发现如下问题：轴承间隙超

60、越允许值(设计最大允许间隙为0.18mm，实测为0.21mm)；5块可倾瓦厚度不均匀，同一瓦块最薄与最厚处相差0.03mm，超越设计允许值。瓦块内外表的预负荷处于负值形状PR值(单位面积上的预加载荷力值原设计为0.027，现降为0.，降低了轴承任务稳定性。两端联轴节对中不符合要求，平行对中量超差，角度对中的张口方向相反，使机器在运转时产生附加的不对中力。图623 低压缸前、后轴承上的振动测点信号频谱比较对上述发现的问题分别作了修正，机器投运后恢复正常，低压缸两端轴承的总振值下降到20m，检修前原频谱图上反映轴承油膜不稳定的91.2Hz低频成分和反映对中不良的4倍频成分均已消逝图623(c)、(