旋轉(zhuǎn)機械常見故障診斷分析案例

旋轉(zhuǎn)機械常見故障診斷分析案例積累典型設(shè)備診斷案例在設(shè)備監(jiān)測診斷工作中具有重要作用。首先它為設(shè)備診斷理論提供支撐。常見的設(shè)備故障有成熟的理論基礎(chǔ)，一個成功的案例通常是診斷理論在現(xiàn)場正確應(yīng)用和診斷人員長期實踐的結(jié)果。典型診斷案例具有強大的說服力，一次成功而關(guān)鍵的診斷足可以改變某些人根深蒂固的傳統(tǒng)觀念，對現(xiàn)場推廣設(shè)備診斷技術(shù)具有重要意義。其次它為理論研究提供素材。在醫(yī)學(xué)上，由典型的特例研究發(fā)現(xiàn)病理或重大理論的案例很多。設(shè)備故障的情形多種多樣，現(xiàn)場疑難雜癥還比較多，有許多故障很難用現(xiàn)有理論解釋，只能作為診斷經(jīng)驗看待，這種經(jīng)驗有沒有通用參考價值，需要在理論上進行說明。另外，有許多案例無法在試驗室模擬，而它們在不同的現(xiàn)場又常常出現(xiàn)，因此典型案例為同行提供了寶貴經(jīng)驗和經(jīng)過證實的分析方法。診斷人員可以參考相似案例的解決方案解決新的問題，提供快速的決策維護支持，并為基于案例的推理方法提供數(shù)據(jù)基礎(chǔ)。典型案例分析的重要性還表現(xiàn)在它是監(jiān)測診斷人員快速成長的捷徑。目前實用的振動診斷方法、技術(shù)和診斷儀器已經(jīng)相當(dāng)完善，而許多企業(yè)在診斷技術(shù)推廣應(yīng)用方面存在困難除了思想觀念方面的原因外，更主要的原因是缺乏專業(yè)人才。研究案例的一般做法是，從新安裝設(shè)備或剛檢修好的設(shè)備開始，可以選擇重點或典型設(shè)備進行監(jiān)測，根據(jù)不同設(shè)備制定不同的監(jiān)測方案和監(jiān)控參數(shù)，定期測試設(shè)備的振動，包括各種幅值、振動波形和頻譜等。如果設(shè)備出現(xiàn)劣化跡象或異常，要縮短監(jiān)測周期，倍加留心振動波形和頻譜的變化，注意新出現(xiàn)的譜線及其幅值的變化，在檢修之前做出故障原因的判斷。設(shè)備檢修時要到現(xiàn)場，了解第一手資料，全程跟蹤設(shè)備拆檢情況，掌握設(shè)備參數(shù)（如軸承型號，必要時測量有關(guān)尺寸、齒輪齒數(shù)、葉片數(shù)、密封結(jié)構(gòu)、聯(lián)軸器和滑動軸承形式等），做好檢修記錄（有時需要拍照記錄），比較自己的判斷對在哪里，錯在哪里，進行完善的技術(shù)總結(jié)。幾個過程下來，水平自然有很大提高。總之，添置幾件診斷儀器是很容易的事，診斷成果和效益的產(chǎn)生不是一朝一夕的事，需要柞大量艱苦、細(xì)致的工作，長期積累設(shè)備的狀態(tài)數(shù)據(jù)，對此應(yīng)有應(yīng)清醒地認(rèn)識。表51為某鋼鐵公司多年來162例典型故障的原因或部位分布情況?？梢娹D(zhuǎn)子不平衡、軸承故障、基礎(chǔ)不良、不對中和齒輪故障是主要原因。設(shè)備故障原因分布序號原因次數(shù)百分比（）1轉(zhuǎn)子不平衡2917902滑動軸承故障2414813滾動軸承故障2213584基礎(chǔ)不良2112965軸系不對中169886齒輪故障169887機械松動95568機械配合不良53099共振530910其他15926合計16210051轉(zhuǎn)子動平衡故障診斷、現(xiàn)場校正方法與實例分析511轉(zhuǎn)子不平衡的幾種類型與診斷轉(zhuǎn)子不平衡通常是由于轉(zhuǎn)子質(zhì)量中心線與旋轉(zhuǎn)中心線存在物理差異引起的。按照兩線的物理位置可以將轉(zhuǎn)子不平衡分為四種類型靜不平衡或力不平衡、力矩不平衡或偶不平衡、準(zhǔn)靜不平衡和動不平衡。靜不平衡或力不平衡（51）轉(zhuǎn)子中央平面內(nèi)存在不平衡質(zhì)量，使軸的質(zhì)量中心線與旋轉(zhuǎn)中心線偏離，但兩線平行。對于兩端支撐的簡支型轉(zhuǎn)子，兩軸承處的振動幅值和相位接近。圖51靜不平衡力矩不平衡或偶不平衡（圖圖52）轉(zhuǎn)子兩端平面存在質(zhì)量相等、相位相差180度的不平衡質(zhì)量，使軸的質(zhì)量中心線與旋轉(zhuǎn)中心線相交于重心處。力矩不平衡一般發(fā)生在寬徑比較大的轉(zhuǎn)子上。對于簡支型轉(zhuǎn)子，兩軸承處的振動幅值接近，但相位相差180度。圖52力矩不平衡準(zhǔn)靜不平衡（圖53）是靜不平衡和力矩不平衡的組合。但靜不平衡質(zhì)量于力矩不平衡質(zhì)量之一在一條與軸心線平行的直線上，使軸的質(zhì)量中心線與旋轉(zhuǎn)中心線相交但不交于重心處。對于簡支型轉(zhuǎn)子，兩軸承處的振動幅值存在差異，相位相差180度或相等。圖53準(zhǔn)靜不平衡動不平衡（圖54）是靜不平衡和力矩不平衡的隨機組合，軸的質(zhì)量中心線與旋轉(zhuǎn)中心線不平行也不相交。對于簡支型轉(zhuǎn)子，一般情況下兩軸承處的振動幅值接近，但相位相差在0度180度之間。圖54動不平衡一般情況下，葉輪的寬度與直徑之比大于5時易產(chǎn)生力矩不平衡，小于5時易產(chǎn)生動不平衡。靜不平衡可采用單面平衡法校正；力矩不平衡應(yīng)采用雙面平衡法校正；動不平衡采用單面法或雙面平衡法校正。轉(zhuǎn)子不平衡故障具有如下振動特征（1）振動波形接近正弦波、波形對稱、連續(xù)；（2）軸心軌跡近似圓形；（3）振動頻率以1X轉(zhuǎn)頻振動為主，高次諧波較小；沒有其它顯著頻率；（4）振動以徑向為主，一般水平方向幅值大于垂直方向的幅值；（5）水平方向和垂直方向的1X轉(zhuǎn)頻振動幅值差別不大（31以內(nèi)）；（6）軸線方向1X轉(zhuǎn)頻振動幅值明顯小于水平方向和垂直方向；（7）振動幅值隨轉(zhuǎn)速增加而大幅度增加；（8）振動相位一般穩(wěn)定（波動范圍在20以內(nèi)）。要特別強調(diào)使用相位信息進行確認(rèn)。對于靜不平衡或力不平衡故障，兩軸承測點水平方向振動同相位、垂直方向振動也同相位；同一軸承垂直和水平測點相位差為90（30）。對于力矩不平衡故障，兩軸承測點水平方向振動反相位、垂直方向振動也反相位；同一軸承垂直和水平測點相位差為90（30）。對于一般的動不平衡故障，兩軸承座同方向振動相位差約為30，同一軸承垂直和水平測點相位差約為90（30）。（9）若轉(zhuǎn)動頻率的譜線能量占7080或更高，而其它頻率譜線成分所占比例只有2030，其幅值速度、位移超過正常的34倍。在排除了其它原因后，可認(rèn)為振動是由轉(zhuǎn)子不平衡引起的。在診斷轉(zhuǎn)子不平衡故障時，必須關(guān)注聯(lián)軸器的故障問題。聯(lián)軸器故障通常造成旋轉(zhuǎn)件之間同心度變差、質(zhì)量偏移、張角等，因此聯(lián)軸器故障常常引起轉(zhuǎn)子不平衡、軸系不對中的故障特征。根據(jù)一些診斷經(jīng)驗，聯(lián)軸器故障所引起的振動主要表現(xiàn)為軸的轉(zhuǎn)頻振動，有時有較豐富的高次諧波，有時不一定有明顯的高次諧波。一般情況下振動表現(xiàn)為徑向。由于診斷中，人們往往把注意力集中在與之相連的轉(zhuǎn)子上，因而通常把聯(lián)軸器的故障排除在診斷視線之外，常常判斷為轉(zhuǎn)子不平衡和不對中。從維修的經(jīng)濟性考慮，應(yīng)充分注意到聯(lián)軸器故障的可能性。對于懸臂式轉(zhuǎn)子，根據(jù)測試診斷經(jīng)驗，當(dāng)轉(zhuǎn)子平衡狀況較好時，在垂直徑向、水平徑向和軸線方向，近轉(zhuǎn)子側(cè)軸承振動和遠轉(zhuǎn)子側(cè)軸承振動都比較小，振動值接近。當(dāng)轉(zhuǎn)子存較嚴(yán)重不平衡時，在垂直徑向和水平徑向，近轉(zhuǎn)子側(cè)軸承振動比遠轉(zhuǎn)子側(cè)軸承振動大3040，軸線方向兩軸承振動相當(dāng)或有一定差異，徑向振動一般遠大于軸向振動。當(dāng)轉(zhuǎn)子存在非常嚴(yán)重不平衡時，在垂直徑向和水平徑向，近轉(zhuǎn)子側(cè)軸承振動比遠轉(zhuǎn)子側(cè)軸承振動大50100，軸線方向兩軸承振動相當(dāng)或有一定差異，徑向振動一般遠大于軸向振動。相位方面兩軸承測點軸向同相位振動，而水平徑向相位可能不穩(wěn)定。512轉(zhuǎn)子動平衡故障的確認(rèn)在動平衡前首先要排除是否存在潛在性的結(jié)構(gòu)振動問題，這是關(guān)系到平衡是否成功的關(guān)鍵因素之一。結(jié)構(gòu)振動的主要問題有嚴(yán)重機械松動、結(jié)構(gòu)共振以及基礎(chǔ)不良等。為檢查是否存在結(jié)構(gòu)振動問題，建議分別測量兩端軸承垂直和水平方向在轉(zhuǎn)頻上的振動幅值、以及相位，如圖1，圖中顯示的數(shù)據(jù)是較為典型動不平衡振動模式。不平衡力是徑向力，它應(yīng)該分別在垂直和水平方向產(chǎn)生同樣的振幅。此外，軸承座從上到下，水平方向振幅應(yīng)該越來越小，而不是相當(dāng)或變大。通過這些數(shù)據(jù)分析，可以發(fā)現(xiàn)是否存在結(jié)構(gòu)松動等。圖1圖2參考圖2，首先注意到各點振幅相對差異較大，后軸承測點水平和垂直振幅比值超過3倍。其次后軸承測點水平和垂直徑向相位差為182，接近0或180，而不是接近90，因此很可能存在轉(zhuǎn)速下結(jié)構(gòu)共振的問題。在接近共振區(qū)運行的轉(zhuǎn)子會出現(xiàn)相位不穩(wěn)定、振幅很大的特點，而且經(jīng)常出現(xiàn)軸承等零部件的損壞等故障。513現(xiàn)場動平衡質(zhì)量分解13MM/S15615MM/S1699MM/S5111MM/S7255MM/S155165MM/S27461MM/S7149MM/S92210FW）（NR513轉(zhuǎn)子動不平衡現(xiàn)場校正方法5131單面平衡法靜不平衡指的是不平衡量處于單個平面里。當(dāng)轉(zhuǎn)子僅由安裝在完全平衡過的軸上的單個薄盤構(gòu)成或純粹是靜不平衡問題時才屬于單面平衡。工業(yè)現(xiàn)場的許多轉(zhuǎn)子如大量的風(fēng)機轉(zhuǎn)子，其動不平衡問題都可以通過單面平衡校正【JS米切爾著機器故障的分析與監(jiān)測,機械工業(yè)出版社,1990；施維新】。其平衡步驟如圖55為A在工作轉(zhuǎn)頻下，測試初始不平衡量A幅值和相角；B加上試重W后，測試新的不平衡量B幅值和相角；引入單位效果矢量，其方向角為零度，定義為BA/W，則平衡條件為PA（51）解式51可得校正質(zhì)量P幅值和相角。圖55單面平衡法過程加試重W的大小及方位的確定是現(xiàn)場平衡工作的重要技巧。試重加上后應(yīng)引起振動有足夠大的變化，但不應(yīng)造成設(shè)備損壞如果加放的位置不當(dāng)，可以稱之為“3030規(guī)則”，即通常要求振幅變化在30以上或相位的變化量30度以上。一般認(rèn)為，試重引起的不平衡力約等于轉(zhuǎn)子重量的10，試重W可按下式計算式中W試加重量，GR加試重處的半徑，CMN旋轉(zhuǎn)體轉(zhuǎn)速，R/MINF單個軸承承受的試重引起的不平衡力，約等于轉(zhuǎn)子重量的5（低速時為1020），KG例如，轉(zhuǎn)子質(zhì)量2000KG，加重半徑100CM，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速1500R/MIN，則試重W為（52）G40150102W2）（5122雙面平衡法當(dāng)葉輪的寬度與直徑之比5時易產(chǎn)生力偶不平衡，這時宜應(yīng)采用雙面平衡法。雙面平衡法中影響系數(shù)法矢量運算法應(yīng)用最廣泛，其運算原理如下【袁宏義等著設(shè)備振動診斷技術(shù)基礎(chǔ)國防工業(yè)出版社,1991；屈梁生、何正嘉編著機械故障診斷學(xué)上?？茖W(xué)技術(shù)出版社,1986】平衡步驟為A）測得轉(zhuǎn)子的原始不平衡下左、右側(cè)面的不平衡量幅值V10、相角P10和幅值V20、相角P20；B）在左側(cè)面R1處加試重P1,測得左、右側(cè)面新的不平衡量V11、P11和V21、P21；C）取下試重P1,在右側(cè)面R2處加試重P2,測得左、右側(cè)面新的不平衡量V12、P12和V22、P22；D）據(jù)上述參數(shù)計算左、右側(cè)面的校正質(zhì)量和相位角。若定義K11V11V10/P1K21V21V20/P1K12V12V10/P2K22V22V20/P2上式中P1和P2的方向角為0則得平衡方程為K11MC1K12MC2V1053K21MC1K22MC2V2054式中MC1和MC2分別為左、右側(cè)面的校正質(zhì)量,包括幅值和相位。設(shè)Q1MC1/P155Q2MC2/P256則式53和式54可以改寫為Q1V11V10Q2V12V10V1057Q1V21V20Q2V22V20V2058解式57和式58可得Q1和Q2如下Q1V10Q2V12V10/V11V10（59）V20V11V10V10V21V20Q2（510）V21V20V12V10V22V20V11V10根據(jù)式（59）和式510計算的Q1和Q2的值，再結(jié)合式55和56可以得到校正質(zhì)量MC1和MC2（包括大小和相位）。5123靜偶分解平衡法影響系數(shù)法適用于一端配重對另一端振動的交叉影響不超過5060的情況。若交叉影響更大，則用靜偶分解法能得到更好的結(jié)果。靜偶分解法矢量運算原理【JS米切爾著機器故障的分析與監(jiān)測,機械工業(yè)出版社,1990】是這樣的一般情況下，離心慣性力分解的結(jié)果為一個力和一個力偶，因此一般的動不平衡都可以視為靜不平衡和偶不平衡合成的結(jié)果。如圖56A，假設(shè)矢量V10和V20分別代表平面1和平面2的初始不平衡量，C為線段BD的中點，則矢量AC即S0為初始靜不平衡分量，矢量CB即V101和矢量CD即V201分別為平面1和平面2的初始偶不平衡分量。因此可以分別校正靜不平衡分量和偶不平衡分量來校正轉(zhuǎn)子。A初始不平衡B加試重P后C靜不平衡校正后，加試重Q圖56靜偶分解法平衡過程AB圖57靜偶分解法試重加法靜偶分解法的平衡步驟是A）測得轉(zhuǎn)子在平面1和平面2的初始不平衡量V10幅值為V10,相位為P10和V20幅值為V20,相位為P20，計算矢量S0幅值S0,相位PS0、V101幅值V101,相位P101和V201幅值V201,相位P201；B）加靜不平衡試重P,測得轉(zhuǎn)子在平面1和平面2的新的不平衡量V11幅值為V11,相位為P11和V21幅值為V21,相位為P21,如圖圖56B,計算矢量S1幅值為S1,相位為PS1試重的加法如圖57A所示；C）根據(jù)矢量S0和S1校正靜不平衡；D）加偶不平衡試重Q,測得轉(zhuǎn)子在平面1和平面2新的偶不平衡量V12幅值為V12,相位為P12和V22幅值為V22,相位為P22，試重的加法如圖57B所示。由于靜不平衡得到校正,理論上有矢量V12V22,如圖56C。根據(jù)矢量V101和V12或矢量V201和V22,校正偶不平衡。5124四圓法做現(xiàn)場動平衡在測量不到相位情況下，仍然可以對轉(zhuǎn)子做現(xiàn)場動平衡。這時需要運用四次啟動試驗以求得校重的大小和位置。其做法是將轉(zhuǎn)子等分為3份（也可以不等分），見圖58，分別在等份位置標(biāo)上1、2和3。啟動轉(zhuǎn)子，測量不平衡情況下振動初始幅值（如速度有效值）。停機，在1位置安放適當(dāng)?shù)脑囼炁渲?，啟動轉(zhuǎn)子，測量同一部位的振動幅值。停機，將1點試驗配重取下安放于2點，啟動轉(zhuǎn)子，再次測量同一部位的振動幅值。停機，將2點試驗配重取下安放于3點，啟動轉(zhuǎn)子，再次測量同一部位的振動幅值。在極坐標(biāo)紙上，分別以圖58，中的O、1、2和3點為圓心，以上述四個幅值為半徑或直徑（或按照同樣比例）畫圓。求出O點到3個試驗圓交叉區(qū)域中心的距離，據(jù)此求出校重的大小和方位角。下面以一個現(xiàn)場實例說明該方法的應(yīng)用。某水泥生產(chǎn)線的一冷卻風(fēng)機機組，由電動機（型號為Y280M2）直接帶動一臺懸臂式風(fēng)機（型號為PCF0731）組成。電動機為2790RPM，功率為90KW。風(fēng)機轉(zhuǎn)子重量約150KG，有11個葉片，流量為20000M3/H。機組投產(chǎn)后振動一直較大，風(fēng)機靠近葉輪側(cè)軸承H向振動速度有效值達到10MM/S。經(jīng)過診斷判定為轉(zhuǎn)子動不平衡?，F(xiàn)場動平衡過程如下經(jīng)過計算，試驗配重12G（含焊條重量）。試驗配重加在1點，開機測量振幅為16MM/S；試驗配重加在2點，開機測量振幅為12MM/S；試驗配重加在3點，開機測量振幅為95MM/S。如圖58，分別以O(shè)、1、2和3點為圓心，以10、16、12和95為直徑畫圓。標(biāo)出3個試驗圓的交點A、B和C。理論上A、B和C應(yīng)為一個點。但正如本例這樣，由于多種因素的影響（機組振動特性、其它設(shè)備對振動的影響、實際配重位置誤差、測量誤差、作圖誤差等），A、B和C三點不能交于一點。這時可以連接A、B、C三點成為三角形，求出該三角形的外接圓的圓心D點（繪圖求法以三角形的任意兩邊，分別做垂直平分線，兩直線的交點即為D點）。如果3個試驗圓不能相交，則需要在3圓圍成的小區(qū)域求出3圓的最小公切圓，求出最小公切圓的圓心D點即可。連接OD，這就是校重重量的方位，如圖從2點轉(zhuǎn)動72。根據(jù)比例求得OD36MM/S。則校重重量試驗配重初始振幅（OD2）1210（362）17G。動平衡效果在OD處的試重半徑位置焊接了一塊20G鋼板（含焊條重量）后，重新啟動，機組整機的振動速度有效值減小到2MM/S以下，消除了設(shè)備長期振動大的現(xiàn)象，達到了預(yù)期效果。圖58四圓法做現(xiàn)場動平衡應(yīng)當(dāng)說明的是，現(xiàn)場動平衡的效果往往好于在平衡機上對轉(zhuǎn)子做平衡，主要是因為現(xiàn)場平衡時測量的是軸承座的振動，該振動包含了轉(zhuǎn)子和軸承座的影響，現(xiàn)場平衡去除了對中等的影響。此外轉(zhuǎn)子現(xiàn)場平衡一般是在轉(zhuǎn)子的工作轉(zhuǎn)頻下進行，平衡轉(zhuǎn)速高于平衡機上轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速，而同樣的不平衡質(zhì)量在高轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生的離心力也大，因此對機組的振動值影響也大，故現(xiàn)場平衡的計算精度和平衡精度更高。另外現(xiàn)場平衡不需要解體轉(zhuǎn)子，因而速度快，節(jié)省檢修時間。5125現(xiàn)場動平衡質(zhì)量分解513煉鋼除塵風(fēng)機轉(zhuǎn)子動平衡故障診斷一機組簡況1993年12月下旬，某煉鋼廠一臺除塵風(fēng)機振動忽然增大，風(fēng)機車間地基甚至廠房均有強烈振感，風(fēng)機機殼的振動速度有效值達到135MM/S。機組傳動與測點示意圖見圖59。電動機轉(zhuǎn)速為960RPM，風(fēng)機葉片數(shù)為12。圖59風(fēng)機傳動測點示意圖二診斷分析首先測量了機組振動值，見表52?？梢姡鳒y點H向振動速度有效值較大?，F(xiàn)場觀察發(fā)現(xiàn)，風(fēng)機進風(fēng)管在水平徑向明顯處于共振狀態(tài)，車間地面振動較大。表52機組振動速度有效值和加速度有效值速度有效值（101000HZ），MM/S加速度有效值（05000HZ），G12341234垂直V185226270362233223187122水平H342313389587187202118164軸線A117169218251053077095103由振動頻譜可知，電機上1、2測點譜圖有大量以轉(zhuǎn)頻為間隔的梳狀譜線。而風(fēng)機軸承座3、4測點的振動能量集中在葉輪轉(zhuǎn)頻上，風(fēng)機各基礎(chǔ)測點振動特征類似于風(fēng)機軸承座振動。圖510為4H測點的振動波形與速度頻譜。風(fēng)機3、4點在H向振動具有接近并且穩(wěn)定的相位，縱上分析判斷風(fēng)機振動大的主要原因是1）風(fēng)機葉輪不平衡；2）因不平衡振動的激勵，導(dǎo)致風(fēng)機進風(fēng)管支架局部共振。風(fēng)機葉輪不平衡的常見原因有（1）制造過程中造成的（如平衡校正不正確或精度不夠等）；（2）因運輸、保管不當(dāng)造成葉輪零部件松動、葉輪鉚釘松動、軸盤和軸的接合面松動等；（3）葉輪軸彎曲；1234電機軸承座風(fēng)機進風(fēng)管（4）葉輪變形或損壞、主軸變形等；（5）氣體輸送管道負(fù)荷發(fā)生急劇變化，主要是進出風(fēng)口閥門及管道有堵塞等；（6）軸向密封安裝不正確，導(dǎo)致軸于密封產(chǎn)生局部磨擦，引起軸局部過熱，使軸產(chǎn)生彎曲；（7）氣體中粉塵沖擊、腐蝕導(dǎo)致葉輪產(chǎn)生不均勻磨損、甚至疲勞斷裂等；（8）葉輪表面粘著臟物（灰塵、油污或鐵銹等）；（9）其它原因。對以上各種情況分析如下因風(fēng)機一直處于作業(yè)狀態(tài)，而且風(fēng)機軸承座測點振動譜圖上沒有高次諧波，所以可以排除原因（1）和（2）。在軸線方向，測點3和4的振動同相位并且譜圖上是單一的葉輪轉(zhuǎn)頻，固不存在軸彎曲的可能。原因（）往往出現(xiàn)在新葉輪試車情況；根據(jù)機組運行狀況，也不存在原因（）和（）的可能性。在剩下的情況中，由于機組是除塵風(fēng)機，所以造成不平衡的原因很可能是（）或（）。三檢修驗證風(fēng)機在檢修時，發(fā)現(xiàn)葉輪積塵很多，經(jīng)清理，重新起動，機組振動正常，風(fēng)機進風(fēng)管和廠房的振動明顯下降，說明這是一起典型的風(fēng)機葉輪不平衡故障。圖5104H測點的振動波形與速度頻譜514大型空壓機轉(zhuǎn)子不平衡故障診斷75MM/S002SEC017G017G0200HZ165HZ/555MM/S一機組簡況2000年12月中旬，某空壓機進行了一次年修。年修結(jié)束后在機組試車啟動過程中，發(fā)現(xiàn)空壓機出氣側(cè)軸承見圖511中測點7在轉(zhuǎn)子通過二階臨界轉(zhuǎn)速時在線監(jiān)測儀表軸振動讀數(shù)時達到130UM。過了二階臨界轉(zhuǎn)速后振動值降到110UM不再下降，該直遠大于報警值54M和停機值72M，導(dǎo)致保護跳機。后多次啟動，均因振動較大，未能成功。機組由同步電動機（功率為15000KW，轉(zhuǎn)速為1500RPM）、增速齒輪箱（齒數(shù)比為29/112，嚙合頻率為2800HZ）和RIK100112型空壓機（轉(zhuǎn)子名義速度為5793RPM，一界臨界速度為1500RPM，二界臨界速度為4600RPM，三界臨界速度為8000RPM）組成。圖511空壓機機組簡圖二診斷分析據(jù)多年監(jiān)測記錄，正常情況下該空壓機出氣側(cè)軸承座振動速度有效值一般在283MM/S，年修停機前為V23MM/S，但水平振動略大，為53MM/S。年修后啟動時，在達到額定轉(zhuǎn)速（機組空轉(zhuǎn)）時，7點振動為V4MM/S，H5MM/S，A2MM/S。為分析機組振動大原因，再次啟動時記錄了機組振動信號。測試系統(tǒng)為若干加速度傳感器、電荷放大器和磁帶記錄儀，同時用FFT分析儀現(xiàn)場實時觀察7H的啟動過程三維頻譜圖。圖512為機組空運轉(zhuǎn)時7H的振動加速度波形和速度頻譜，圖513為機組啟動過程中7H的三維譜圖。56781234電動機增速機空壓機圖512機組空運轉(zhuǎn)時7H的振動加速度波形和速度頻譜圖513機組啟動過程中7H的三維譜圖由圖512可見工頻9625HZ的振動幅值為458MM/S，占絕對優(yōu)勢，圖513也顯示啟動過程中沒有其它顯著的振動譜線，因此判斷空壓機轉(zhuǎn)子動不平衡是主要原因。了解檢修過程后判斷很可能是轉(zhuǎn)子清灰不徹底或不均勻造成。三檢修驗證診斷結(jié)束后，再次拆開空壓機，發(fā)現(xiàn)1）轉(zhuǎn)子存在明顯積灰現(xiàn)象，灰塵厚度為12MM，仔細(xì)清灰又清掉了約500克以上的灰塵；2）空壓機出氣側(cè)下瓦調(diào)整存在一定缺陷。再次檢修后，機組一次性開機成功，開機過程及運轉(zhuǎn)情況下，在線軸振動儀表讀數(shù)值最大僅為20UM?？諌簷C軸承座的最大速度有效值只有26MM/S。515高爐一次粉煤風(fēng)機轉(zhuǎn)子動平衡與軸承座松動故障診斷劉學(xué)華，王俊洪，徐劍峰，高爐粉煤風(fēng)機的振動監(jiān)測及故障診斷，冶金設(shè)備管理與維修，20012一機組簡況高爐噴吹煤粉技術(shù)是煉鐵降耗的關(guān)鍵因素之一，制粉設(shè)備分別由一臺制粉機和兩臺風(fēng)機等主體設(shè)備組成。兩臺風(fēng)機的作用是一次風(fēng)機主要是制粉后煤粉進行一次回收；二次風(fēng)機是對一次風(fēng)機收集后煤粉進行二次收集。由于生產(chǎn)工藝的影響，通常一次風(fēng)機葉輪的磨損較二次風(fēng)機葉輪的磨損要大得多，因此一次風(fēng)機是故障多發(fā)設(shè)備，也是重點監(jiān)測的設(shè)備。一次風(fēng)機為懸臂式風(fēng)機，傳動形式為電動機通過彈性聯(lián)軸器直接驅(qū)動風(fēng)機，機組基本技術(shù)參數(shù)為電動機為Y400504型三相異步電動機；功率偉450KW；轉(zhuǎn)速為1485RPM。風(fēng)機為M926NO15D型離心鼓風(fēng)機；流量為101330M3/H；風(fēng)壓為9830PA；日產(chǎn)煤粉為450T。機組傳動及監(jiān)測點示意圖見圖514。圖514一次風(fēng)機傳動示意圖長期的振動監(jiān)測發(fā)現(xiàn)，風(fēng)機的振動以水平徑向為主，垂直振動和軸向次之。從生產(chǎn)工藝知，一次風(fēng)機主要是收集煤粉，因此在經(jīng)過長期運行后，風(fēng)機葉輪遭沖刷磨損造成葉輪葉輪動不平衡是機組存在的主要故障形式。二診斷分析從2000年7月11日始，一次風(fēng)機振動開始加大，逐步超出正常。經(jīng)過一段時間跟蹤測試，至10月8日振動值已經(jīng)超出控制范圍，見表53，為此對機組進行了精密診斷。表53機組振動速度有效值（101000HZ，MM/S）測點日期1V1H1A2V2H2A3V3H3A4V4H4A10083060505095161520151027101507141009224518182820由表52知風(fēng)機振動很大，測試時發(fā)現(xiàn)風(fēng)機軸承座鋼基礎(chǔ)振動也較大，3和4點鋼基礎(chǔ)H向振動接近20MM/S。圖515為風(fēng)機4H振動波形和速度頻譜，可見引起風(fēng)機H向振動的主要頻率是風(fēng)機運轉(zhuǎn)頻率25HZ（現(xiàn)場實測轉(zhuǎn)速為1490RPM，即2483HZ）及其諧波。1234鼓風(fēng)機電動機振動波上波形存在明顯沖擊，但波形不很對稱。從相位分析知3、4兩點H向振動同相位。圖3為4H停機過程的三維譜圖。圖5154H測點振動波形和速度頻譜圖5164H測點停機過程三維頻譜圖綜合以上各種振動信息并結(jié)合風(fēng)機近年來的監(jiān)測診斷經(jīng)驗，判斷引起風(fēng)機劇烈異常振動的主要原因是1）風(fēng)機轉(zhuǎn)子組件動平衡差；2）風(fēng)機軸承座松動。建議檢查風(fēng)機轉(zhuǎn)子組件動平衡狀況并校正；檢查風(fēng)機基礎(chǔ)。三檢修驗證日后該機組停機檢修，檢修發(fā)現(xiàn)風(fēng)機軸存在尺寸偏差，風(fēng)機軸與聯(lián)軸器連接一端滾動軸承軸頸為橢圓，直徑差最大達到100M。根據(jù)前蘇聯(lián)國家標(biāo)準(zhǔn)332550規(guī)定【蘇舒波夫著，電機的噪聲和振動，機械工業(yè)出版社，1990】，軸承軸徑的許可橢圓度應(yīng)小于12M。軸的橢圓度過大將產(chǎn)生較大的動載荷并作用于軸承座上，產(chǎn)生類似平衡不良的效果。風(fēng)機葉輪一端滾動軸承軸頸尺寸偏小，風(fēng)機滾動軸承內(nèi)圈與軸配合存在松動，風(fēng)機軸被判報廢。檢查發(fā)現(xiàn)風(fēng)機軸承座基礎(chǔ)嚴(yán)重松動，并重新做灌漿處理。檢修后2000年10月27日風(fēng)機試車結(jié)果見表52?？梢姍z修后除3H測點振動稍大外，其它點均為優(yōu)質(zhì)狀態(tài)。3H振動大的主要原因是該處下軸承座兩邊與軸承上蓋在水平徑向方向每邊有約10M的誤差。四滾動軸承軸頸橢圓引起動載荷分析轉(zhuǎn)子軸頸橢圓引起的振動，類似與軸的兩個方向剛度不同時的情況，將引發(fā)機組的2倍轉(zhuǎn)頻振動，如圖517所示。轉(zhuǎn)子重心在垂直徑向的位移可以表示為YDMAXDMIN/4SIN2T轉(zhuǎn)子重心的加速度幅值為YDMAXDMIN2則，作用于軸承座上的力的幅值為FMYMDMAXDMIN2圖517轉(zhuǎn)子軸頸橢圓以上式子中M為轉(zhuǎn)子的質(zhì)量，為轉(zhuǎn)子的角頻率。將轉(zhuǎn)子質(zhì)量和角頻率值等代入上式可以估算力的幅值有幾千牛頓，可見軸頸橢圓引起的動載荷是巨大的。因此為了減少轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動激勵，應(yīng)盡可能的減少轉(zhuǎn)子軸頸的橢圓度。本例中盡管軸徑出現(xiàn)橢圓，但是在頻譜圖中2倍工頻譜線并不是很高，很可能是是另一側(cè)軸承內(nèi)圈與軸松動以及基礎(chǔ)的松動對振動的貢獻也相當(dāng)大造成的。516燒結(jié)廠機尾除塵風(fēng)機振動診斷一機組簡況機尾除塵風(fēng)機的傳動方式和測點布置見圖518。圖518機組測點布置電動機為Y16008/1430型號異步電機，功率為1600KW，轉(zhuǎn)速為740RPM。液力偶合器型號為YOTCS1250，傳動功率為11502050KW。風(fēng)機葉輪直徑315米，重量7噸多；葉片數(shù)12，風(fēng)機為滑動軸承支撐。從2002年3月中旬開始，機組振動有較大增長，到3月19日，風(fēng)機轉(zhuǎn)速在630RPM情況下，5H測點振動速度有效值（以下同）為76MM/S，6H達到147MM/S。其他測點振動值在3MM/S以下。當(dāng)轉(zhuǎn)速降為550RPM時，5H和6H振動值分別為4和7MM/S。電動機和液力偶合器運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。根據(jù)這種現(xiàn)象，初步判斷風(fēng)機葉輪平衡存在問題。二診斷分析為確診風(fēng)機故障，3月22日對風(fēng)機進行了精密診斷。1風(fēng)機振動值現(xiàn)場使用轉(zhuǎn)速表測量風(fēng)機轉(zhuǎn)速，在690RPM時風(fēng)機振動值見表54。表54風(fēng)機振動值測點振值（MM/S）測點振值（MM/S）5V6855點軸承鋼板基礎(chǔ)H8115H12156點軸承中部H18205A13186點軸承鋼板基礎(chǔ)H14186V11166點軸承中部A8116H22276點軸承鋼板基礎(chǔ)A7116A14182升降速試驗現(xiàn)場診斷時還進行了風(fēng)機升降速試驗。升速試驗風(fēng)機從振動非常平穩(wěn)的90RPM開始升速，逐步到690RPM。風(fēng)機在升速過程中振動逐步變大，噪聲也越來越大。振動最大的測點6H升速過程的速度三維譜圖見圖519。由圖2可知，升速時轉(zhuǎn)頻振動不斷增加，2倍轉(zhuǎn)頻振動也逐步變大。在轉(zhuǎn)速690RPM時，機組振動值最大的測點6H的速度譜圖見圖3，可見振動主要譜線為風(fēng)機轉(zhuǎn)頻1125HZ和2倍頻。降速試驗在690RPM穩(wěn)定運轉(zhuǎn)一段時間錄制了機組振動信號后，風(fēng)機開始降速。將測振儀置于5H測點上，隨著轉(zhuǎn)速下降，振動值明顯下降。到350RPM時，5H振動值僅2MM/S。圖5196H測點升速過程速度譜圖3振動相位分析在試驗室對現(xiàn)場錄制的信號進行了相位分析，見表55。表中的相位值指轉(zhuǎn)頻1125HZ譜線上的相位?？梢婏L(fēng)機軸承在V和H向振動基本上同相位。5V和5H之間以及6V和6H之間的相位差接近90。表55工頻相位加速度互譜相位角變化范圍5V、5H加速度互譜941036V、6H加速度互譜951205V、6V加速度互譜16105V、6H加速度互譜85125在加速度功率譜上，1125HZ譜線上的相位見表55。表中數(shù)據(jù)為分析儀上隨機讀取的數(shù)值。表56工頻相位測點瞬時同一時刻5點和6點相位角5V8141116627496V634226686345H10515596531613871816985571286H932167158817252861678878663118根據(jù)以上振動特征，判斷風(fēng)機葉輪存在動不平衡故障是機組振動巨大的主要原因。一般來講，轉(zhuǎn)子平衡差往往是一倍頻振動較大，但本例2倍頻振動也較大；6H的加速度波形還存在明顯的沖擊。在各測點振動加速度譜圖上轉(zhuǎn)頻的高次諧波也比較多。這似乎與平衡差的特征矛盾。但從點軸承座的振動值可知，由于平衡差，導(dǎo)致軸承座基礎(chǔ)振動很大，軸承座在H和A方向明顯擺動，基礎(chǔ)有松動的現(xiàn)象。三檢修驗證診斷測試后，對風(fēng)機葉輪進行檢查，發(fā)現(xiàn)1）葉輪12個葉片中，各葉片的迎風(fēng)面焊縫存在不同程度的破壞，有6個葉片磨出通孔1個葉片已經(jīng)磨出深溝槽，即將通孔。2）葉輪積塵嚴(yán)重。以上因素是葉輪平衡破壞的原因。檢修時，首先對葉輪進行清灰處理；之后對葉輪進行補焊，每個葉片上焊補了2根焊條（每條估計重約60克）。處理后，風(fēng)機在580RPM下軸承座H向最大振動值為41MM/S，630RPM下為71MM/S。顯然葉輪動平衡還存在一定問題，主要是因為各葉片磨損量不同，但是焊補的焊條重量相同所致。但廠方考慮到風(fēng)機在580RPM下振動值較小，而且除塵效果也很好，所以未進行其它處理。517燒結(jié)抽風(fēng)機轉(zhuǎn)子不平衡和不對中故障一機組簡況抽風(fēng)機是燒結(jié)廠的重要設(shè)備，該抽機組的傳動方式是由電動機通過聯(lián)軸器直接驅(qū)動風(fēng)機，電動機的轉(zhuǎn)速為1485RPM即2492HZ。機組在2000年7月初出現(xiàn)異常振動。二診斷分析機組各軸承處的振動數(shù)據(jù)見表57。由振動測試數(shù)據(jù)知,風(fēng)機3點軸承振動最大。3H振動的波形和頻譜見圖520，3A振動波形和速度頻譜見圖521?？梢?點軸承振動的主要頻率是風(fēng)機軸頻、2倍頻和高次諧波。水平方向工頻和2倍頻為主，軸向以2倍頻和工頻為主。綜合以上振動特征以及幾臺類似工況下運行的風(fēng)機診斷經(jīng)驗認(rèn)為，機組故障為（1）風(fēng)機轉(zhuǎn)子動平衡狀況差；（2）風(fēng)機軸與電機軸明顯對中不良。建議廠方停機檢修。表57機組振動速度有效值（101000HZ，MM/S）設(shè)備名稱測點VHA1153535電動機22442353306560風(fēng)機4204045圖5203點水平方向振動波形和速度譜圖5213A振動波形和速度頻譜三檢修驗證在隨后的檢修中發(fā)現(xiàn)風(fēng)機轉(zhuǎn)子動平衡差，風(fēng)機轉(zhuǎn)子動平衡校正結(jié)果為I面449克/123；II面227克/231。同時在檢修中發(fā)現(xiàn)，聯(lián)軸器的連接孔磨損嚴(yán)重，是造成機組對中差的主要原因。對故障處理后開機，設(shè)備運行平穩(wěn)。52不對中故障診斷與實例分析不對中指軸系中由聯(lián)軸器聯(lián)接的軸之間幾何中心線不在一條直線的故障。而同一轉(zhuǎn)子兩端軸頸在滾動軸承或滑動軸承中的安裝偏斜，一般稱為不同心。由于制造、安裝誤差、運行中軸承座的膨脹、機客膨脹變形、管道力作用以及基礎(chǔ)的不均勻下沉等因素影響，都會造成轉(zhuǎn)子不對中。統(tǒng)計顯示，有大約60的設(shè)備達不到理想對中精度，成為軸承、密封等壽命縮短的重要原因和其它故障的重要誘因。不對中增大了轉(zhuǎn)子所受的動負(fù)荷，使軸承磨損和發(fā)熱，大大縮短軸承壽命。同時還可能使聯(lián)軸器發(fā)熱，縮短聯(lián)軸器壽命，不對中還增加了設(shè)備的功率消耗等【JWESLEYHINES,STEPHENJESSE,ANDANDREWEDMONDSON,STUDYSHOWSSHAFTMISALIGNMENTREDUCESBEARINGLIFE,HTTP/WWWMTONLINECOM/】。根據(jù)大型汽輪發(fā)電機組的診斷資料【譚士森，袁立平，國外對旋轉(zhuǎn)機械軸承不對中研究簡況，中國振動工程學(xué)會第二屆全國機械設(shè)備故障診斷學(xué)術(shù)會議論文集，北戴河，19884；袁立平，譚士森，大型汽輪發(fā)電機組軸系不對中的振動響應(yīng)與故障識別，中國振動工程學(xué)會第二屆全國機械設(shè)備故障診斷學(xué)術(shù)會議論文集，北戴河，19884；譚士森，袁立平等，國產(chǎn)大機組運行中軸承不對中特性，中國振動工程學(xué)會第二屆全國機械設(shè)備故障診斷學(xué)術(shù)會議論文集，北戴河，19884】，軸系對中不良可以引起多種故障，典型的有1）造成各軸承負(fù)荷分配變化和軸承的動特性變化，影響轉(zhuǎn)子和軸承系統(tǒng)的穩(wěn)定性。例如可以引起滑動軸承的油膜渦動、油膜振蕩和滑動軸承損壞等嚴(yán)重故障參考本書第562和563節(jié)有關(guān)內(nèi)容。2）使軸系臨界轉(zhuǎn)速變化和振型變化，可誘發(fā)共振。3）使動靜間隙不均，引起動靜磨擦、電磁振動或蒸汽流體自激振蕩。4）可能導(dǎo)致系統(tǒng)振動呈現(xiàn)大的非線性，出現(xiàn)分?jǐn)?shù)諧波與高次諧波振動。在可以大幅度延長設(shè)備壽命的諸多因素中，除了精密的動平衡、正確的潤滑和提高油液的清潔度等級外，另一個最重要的因素就是提高設(shè)備對中精度。盡可能采用激光對中儀提高對中精度。良好的預(yù)知維修程序應(yīng)當(dāng)具有真實的、完整的對中記錄。最好的辦法是設(shè)備一停機，立即復(fù)查中心數(shù)據(jù)并記錄之，這應(yīng)該成為檢修、維護規(guī)程的一部分。實踐證明，提高設(shè)備對中精度可以顯著延長設(shè)備平均無故障周期，延長軸承壽命，減少設(shè)備維修費用。521不對中故障特征與診斷不對中分為以下三種情況，見圖522，其故障特征見表58。A平行不對中B角度不對中C平行和角度不對中圖522不對中的類型表58不對中故障特征平行不對中角度不對中平行和角度不對中振動方向徑向振動大軸向振動大徑向和軸向振動都大振動頻率以2FR和FR為主，2FR譜線往往超過FR；不對中嚴(yán)重時，也會產(chǎn)生高階諧波。以FR和2FR為主，往往有高次諧波；如果2FR或3FR譜線超過FR30到50，則可認(rèn)為是存在不對中。以FR和2FR為主，往往有高次諧波。振動相位1轉(zhuǎn)子兩端軸承工頻徑向相位差接近1802聯(lián)軸器兩側(cè)軸承工頻徑向相位差接近180；軸向同相位。1轉(zhuǎn)子兩端軸承工頻徑向相位差接近1802聯(lián)軸器兩側(cè)軸承工頻軸向相位差接近180；徑向同相位。1轉(zhuǎn)子兩端軸承工頻徑向相位差在0180之間。2聯(lián)軸器兩側(cè)軸承工頻徑向及軸向相位差在0180之間。振動位置聯(lián)軸器兩側(cè)軸承振動大聯(lián)軸器兩側(cè)軸承振動大；其它軸承可能存在較大的軸向振動聯(lián)軸器兩側(cè)軸承振動大；其它軸承可能存在較大的軸向振動注1）FR為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)頻。2）上表的分析是基于剛性聯(lián)軸器，典型的如齒形聯(lián)軸器。彈性聯(lián)軸器的特征可能不同。3）不對中有多種情況，可以僅引起工頻振動，特別是徑向工頻振動，要與轉(zhuǎn)子不平衡區(qū)分。有大量文獻以剛性聯(lián)軸器為例對不對中問題進行了較詳盡的分析【韓捷，張瑞林等編著，旋轉(zhuǎn)機械故障機理及診斷技術(shù)，機械工業(yè)出版社，1997年8Y月第1版；】，對于齒輪聯(lián)軸器不對中，一般認(rèn)為存在以下振動特征李明，齒輪聯(lián)軸器不對中轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)振動特性分析，機械強度，2002年第1期，第24卷1）對中不良會引起轉(zhuǎn)子2倍頻振動分量，不對中越嚴(yán)重，2倍頻分量所占比例越大。2）不對中量和聯(lián)軸器內(nèi)阻尼越大，倍頻振動的幅值越大。3）不對中產(chǎn)生的振動幅值，隨轉(zhuǎn)速的升高而增大。4）對中不良引起的彎曲振動中有工頻的2，4，6，8等偶數(shù)倍頻振動分量，且靠近聯(lián)軸器處的軸承的彎曲振動振幅大于遠離聯(lián)軸器處的軸承振幅；扭轉(zhuǎn)振動有工頻的1，3，5，7等奇數(shù)倍頻振動分量，且靠近聯(lián)軸器軸承振幅小于遠離聯(lián)軸器的軸承振幅。522不對中故障診斷應(yīng)考慮的因素在診斷不對中問題時，應(yīng)考慮以下若干因素1）目前的理論分析多局限于齒形聯(lián)軸器。實際情況是聯(lián)軸器的種類非常多，在故障機理上，這些聯(lián)軸器與齒行聯(lián)軸器的差異有多大還需要進一步的理論分析，因此要充分認(rèn)識到不對中故障診斷的復(fù)雜性。例如撓性和彈性聯(lián)軸器對不對中量的敏感度要低，剛性聯(lián)軸器對不對中量的敏感度要高。有些型式的聯(lián)軸器在不同振動方向的敏感度也不同。根據(jù)一些研究結(jié)果HTTP/WWWMAINTENANCERESOURCESCOM/,WHYSHAFTMISALIGNMENTCONTINUESTOBEFUDDLEANDUNDERMINEEVENTHEBESTCBMANDPROACTIVEMAINTENANCEPROGRAMS,BYTURVACINCORPORATEDHTTP/WWWRELIABILITYWEBCOM/,THETRUTHBEHINDMISALIGNMENTVIBRATIONSPECTRAOFROTATINGMACHINERY,SPECTRAQUEST,INCBYSGANERIWALA,PATEL,HAHARTUNGHTTP/WWWCOMPSYSCOM/,CHARACTERIZINGSHAFTMISALIGNMENTEFFECTSUSINGDYNAMICMEASUREMENTS,BYDANNOWER,PECURTTHOMASCOMPUTATIONALSYSTEMS,INCORPORATED（1）不同型式的聯(lián)軸器在不對中情況下的頻譜和振動值有顯著差異，因此不能簡單地依據(jù)振動頻譜判斷不對中故障。（2）不對中振動值與轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速和聯(lián)軸器剛度關(guān)系非常密切。（3）不同型式的聯(lián)軸器在不對中情況下的相位表現(xiàn)不同。在診斷不對中時，需要了解聯(lián)軸器的型式和性能。2）新設(shè)備投運初期或檢修后出現(xiàn)振動過大的現(xiàn)象，特別是振動以工頻或工頻及其2，3階諧波為主的情況下，從維修的經(jīng)濟性和可能性方面考慮，都應(yīng)首先要檢查聯(lián)軸器和對中情況【金少先，旋轉(zhuǎn)機械振動故障診斷中的幾個實際例子，振動、測試與診斷，第16卷第3期，1996年9月】。對于齒輪聯(lián)軸器，如果轉(zhuǎn)子在轉(zhuǎn)動一周的過程中，連接套筒在外齒軸套上移動靈活，而且在連續(xù)運行一段時間后沒有發(fā)現(xiàn)齒的磨損現(xiàn)象，說明軸系對中良好。3）要考慮軸系在熱態(tài)和動態(tài)時情況下的對中不良現(xiàn)象，新投運或檢修后設(shè)備的振動測試診斷，應(yīng)在機器達到工作溫度下進行。例如，某煉鋼除塵風(fēng)機由電動機、液力偶合器和風(fēng)機組成。試運轉(zhuǎn)時發(fā)現(xiàn)振動很大，特別是電動機和液力偶合器的軸向振動速度有效值值達到9MM/S，復(fù)查軸系中心，發(fā)現(xiàn)對中存在問題。原來偶合器在運行中溫度升高后會產(chǎn)生熱脹，軸心高度升高最大可達04MM。偶合器制造廠家提供的軸心高度熱脹補償值為015025MM。安裝后實測熱脹補償值為017MM。偶合器的熱脹值按照下式計算A（THT）H式中A熱脹值，MM；TH平均最高工作溫度（）；T平均最低工作溫度（）；鋼材的線膨脹系數(shù)（1/），約等于115105；H偶合器的高度，MM。對該偶合器，熱脹值計算如下A（6227）1151051000040MM可見計算結(jié)果040MM比實測值（017MM）高了023MM，這時對中不良的主要原因。重新安裝偶合器，使其中心線較風(fēng)機和電機低了033MM。運轉(zhuǎn)6小時，測試機組振動值在28MM/S左右，滿足了要求。4）要關(guān)注設(shè)備基座的變形和軟腳問題JACKBOLAM，“PRECISIONCOUPLINGALIGNMENT”,ENTERACT96,CINCINNATI,USA,1996HTTP/WWWCOMPSYSCOM/ALIGNMENTPITFALLSHOWTOIDENTIFYANDELIMINATETHEM,BYROBERTDSKEIRIK,1997。不對中常常與其他問題如軟腳、管道應(yīng)力、基座變形、軸承間隙過大等有關(guān)聯(lián)?；冃魏蛙浤_是引起設(shè)備振動的重要原因之一，是影響軸系對中的重要因素，對中完成后，鎖緊螺栓對中就會發(fā)生變化?，F(xiàn)場診斷時應(yīng)注意留心基礎(chǔ)可能存在的軟腳問題，特別是新機組和檢修更換機組的振動異常問題。測試各個基礎(chǔ)螺栓部位、基板部位的振動值有助于發(fā)現(xiàn)軟腳故障。軟腳有以下幾種常見情況（AE）A基座與基板平行（短腳）B基座彎曲/傾斜C基板彎曲/傾斜D墊片過多E基座與基板（墊片）間有臟物523不對中、不平衡和軸彎曲故障的區(qū)分實際的不對中故障往往是平行和角度不對中的組合，與不平衡和軸彎曲故障一樣，都可以引起工頻、2倍和3倍等工頻振動，診斷時應(yīng)仔細(xì)區(qū)分，見表59。表59不對中、不平衡和軸彎曲故障的區(qū)分不對中不平衡軸彎曲振動位置最大振動位置往往在聯(lián)軸器兩側(cè)軸承，徑向和軸向振動均較大最大振動位置往往在轉(zhuǎn)子兩端軸承，一般徑向振動較大最大振動位置往往在轉(zhuǎn)子兩端軸承，一般徑向振動較大，軸向振動可能較大振動頻率以FR和2FR為主以FR為主以FR為主振動相位轉(zhuǎn)子兩端軸承、聯(lián)軸器兩側(cè)軸承工頻徑向相位差在0180之間實際的不平衡一般為動不平衡，簡支轉(zhuǎn)子兩端軸承工頻徑向相位差在0180之間。同一軸承V向和H向振動相位差90簡支轉(zhuǎn)子兩端軸承工頻徑向同相位，工頻軸向相位差接近180與轉(zhuǎn)速關(guān)系隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速增加，振動幅值有增大隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速增加，振動幅值增大很快隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速增加，振動幅值增大很快與負(fù)荷關(guān)系不對中引起的振動隨負(fù)荷增加明顯增大負(fù)荷對不平衡引起的振動影響較小負(fù)荷對軸彎曲引起的振動影響較小524嚴(yán)重不對中可以引起和頻與差頻振動對中對于齒輪裝置的壽命是很重要的，對中不良引起振動，從而損壞聯(lián)軸器和軸承。對中不良還引起齒輪單邊接觸，使齒輪超載。對于透平機械和高速機械，對中是非常突出的問題。對于有齒輪箱的高速旋轉(zhuǎn)機械設(shè)備，如高爐鼓風(fēng)機組以及空壓機組等，當(dāng)電機或作業(yè)機械與增速機存在嚴(yán)重對中不良時，可能會出現(xiàn)和頻與差頻振動譜線。由于對中不良，齒輪的嚙合間隙不正確，造成齒輪嚙合不良是造成和頻與差頻振動譜線的主要原因，這些譜線還可能成為嚙合頻率的邊帶。參考本書第542節(jié)有關(guān)內(nèi)容。525軋機減速機與電動機對中不良診斷一機組簡況某軋鋼廠一臺軋機，驅(qū)動部分由電動機和減速機組成。電動機轉(zhuǎn)速為590RPM，減速機高速軸齒輪有29齒，則高速齒輪嚙合頻率為28517HZ。減速機和電動機都由滑動軸承支撐。二診斷分析一段時間以來，機組出現(xiàn)了較大振動?，F(xiàn)場測試發(fā)現(xiàn)高速軸系振動最大，表510為電動機測點（1、2）和減速機測點（3、4）在空載和軋鋼時振動值。表510高速軸14點最大振動速度有效值（MM/S）狀態(tài)測點位置V向H向A向電動機軸承1030403電動機軸承2051211減速機3081514空轉(zhuǎn)減速機4091314電動機軸承1911852軋鋼電動機軸承213793197減速機31074185減速機49571168由振動數(shù)據(jù)看，機組空運轉(zhuǎn)振動較小，但軋鋼時振動很大，特別是高速軸的軸線方向和聯(lián)軸器兩側(cè)的軸承測點2、3振動很大。圖523、524分別是2A測點軋鋼時振動加速度波形和速度頻譜。波形圖上有大量脈沖尖頭信號，是不對中故障的常見波形。速度譜圖上主要譜線為2倍電動機轉(zhuǎn)頻（1967HZ）、電動機轉(zhuǎn)頻983HZ，也存在983HZ的35倍頻，但幅值較小。由圖可知，轉(zhuǎn)頻983HZ譜線幅值為461MM/S，而2倍轉(zhuǎn)頻譜線為952MM/S，比轉(zhuǎn)頻譜線幅值大1倍以上。結(jié)合振動值判斷，這是一例很典型的軸系不對中故障。圖5232A測點軋鋼時振動加速度波形圖5242A測點軋鋼時振動速度頻譜三檢修驗證檢查對中發(fā)現(xiàn)，電動機和減速機的對中誤差嚴(yán)重超標(biāo)，在垂直方向電動機1瓦比減速機3瓦低2MM，電動機2瓦比減速機3瓦低5MM，原因是車間進水致電動機和減速機基礎(chǔ)不均勻下沉。526汽輪鼓風(fēng)機組對中故障診斷一機組簡況某汽輪鼓風(fēng)機組于2000年元月安裝完畢，其功用是為煉鐵高爐鼓風(fēng)。機組由汽輪機和鼓風(fēng)機組成。汽輪機功率為3200KW、額定轉(zhuǎn)速為5600MIN1。風(fēng)機出口風(fēng)量為1100M3/MIN、出口壓力為019MPA。汽輪機與風(fēng)機用撓性聯(lián)軸器直接相連，試運行時發(fā)現(xiàn)機組振動隨著轉(zhuǎn)速的升高振動增大的現(xiàn)象，為此利用簡易診斷儀器進行了振動診斷，通過對振動值的分析并結(jié)合診斷經(jīng)驗作出了正確的診斷，排除了故障。因汽輪機前軸承（1點）受空間位置所限無法測試，故選擇汽輪機的后軸承（2點），風(fēng)機的兩個軸承（3、4點）為監(jiān)測點。根據(jù)大型風(fēng)機長期振動監(jiān)測的經(jīng)驗，參考國際振動標(biāo)準(zhǔn)，對該機組來講，汽輪機的振動速度有效值應(yīng)小于3MM/SEC，風(fēng)機應(yīng)小于2MM/SEC。2000年2月26日機組試運轉(zhuǎn)，當(dāng)達到額定轉(zhuǎn)速5600R/MIN時，各測點的振動如下表511，表中記錄的振動數(shù)據(jù)大大超過了振動測試參考標(biāo)準(zhǔn)，尤其是2點的垂直方向及3點的軸向。表511機組試運行振動速度有效值（MM/S）測點位置測點方向2點（汽機傳動側(cè)）3（風(fēng)機前瓦）4（風(fēng)機后瓦）V55352H3553A573二診斷分析引起機組振動的原因可能是多方面的，一個或幾個部件工作不正常，都可能引起機組過大振動，為了縮小振動原因的分析范圍，對機組進行了不同轉(zhuǎn)速下的振動測試。將機組轉(zhuǎn)速從1000MIN1到額定轉(zhuǎn)速5600MIN1分成五個階段遞增，監(jiān)測每一段轉(zhuǎn)速的振動量。各測點振動速度有效值見表5