旋轉機械振動分析案例方案課件

振動分析技術振動分析技術

目錄：1、旋轉機械常見故障的案例分析2、振動故障識別方法目錄：轉子不平衡產(chǎn)生的原因及頻率特征●旋轉機械常見故障的案例分析不平衡類型不平衡頻譜——轉子不平衡轉子不平衡產(chǎn)生的原因及頻率特征●旋轉機械常見故障的案例分析不實例1：

某公司有一臺電動機，額定轉速3000r/min，運行中發(fā)現(xiàn)振動異常，測取軸承部位的振動信號作頻譜分析，其譜圖如右下圖所示。以電動機轉頻（50Hz）最為突出，判斷電動機轉子存在不平衡。在作動平衡測試時，轉子不平衡量達5000g.cm，遠遠超過標準允許值150。經(jīng)動平衡處理后，振動狀態(tài)達到正常。這個實例，故障典型，過程完整。它的價值在于印證了不平衡故障的一個最重要特征，激振頻率等于轉頻，又通過動平衡測試處理進一步驗證了診斷結論的正確性。轉子不平衡實例1：轉子不平衡不平衡故障的典型頻譜特征是工頻分量占主導地位不平衡故障的典型頻譜特征是工頻分量占主導地位實例2：

某引風機，型號Y2805-4型，轉速1480r/min，功率75kW，結構簡圖見圖。①、②－引風機軸承測點③～⑤－電機測點實例2：①、②－引風機軸承測點測點方位①②③④⑤H20.0（26Hz）4.62.52.4－V5.53.41.0－4.5A3.72.41.6－－引風機振動速度有效值（mm/srms）H、V、A分別代表水平、垂直和軸向測點①②③④⑤H20.0－V5.53.41測點①水平方向頻譜從頻率結構看，測點①水平方向的頻率結構非常簡單，幾乎只存在風機的轉速頻率（26Hz近似于轉頻）。對比表中測點①、②振值，可見測點②的振值比測點①要小得多。測點①最靠近風機葉輪，其振動值最能反映風機葉輪的振動狀態(tài)。據(jù)此判斷風機葉輪存在不平衡故障。測點①水平方向頻譜從頻率結構看，測點①水平方向的頻率結構非常轉子不對中聯(lián)軸器不對中軸承不對中帶輪不對中轉子不對中聯(lián)軸器不對中軸承不對中帶輪不對中平行不對中角度不對中平行不對中角度不對中實例：

某廠一臺離心壓縮機，結構如圖所示。電動機轉速1500r/min（轉頻為25Hz）。該機自更換減速機后振動增大，A點水平方向振動烈度值為6.36mm/s，位移D=150μm，超出正常水平。

實例：測點A水平方向振動信號的頻譜結構圖明顯的2X特征重新對中后2X基本消失測點A水平方向振動信號的頻譜結構圖明顯的2X特征重新對中后2地腳松動引起振動的方向特征及頻率結構機械松動地腳松動引起振動的方向特征及頻率結構機械松動實例

某發(fā)電廠1＃發(fā)電機組，結構如圖。

1-汽輪機2-減速機3-發(fā)電機4-勵磁機①－后軸承②－前軸承實例1-汽輪機2-減速機汽輪機前后軸承振動值①umP－P②umP－PH8530V156A2828汽輪機前后軸承振動值①②H8530V156A2828振動信號所包含的主要頻率成分都是奇數(shù)倍轉頻，尤以3倍頻最突出。另外，觀察其振動波形振幅變化很不規(guī)則，含有高次諧波成分。根據(jù)所獲得的信息，判斷汽輪機后軸承存在松動。振動信號所包含的主要頻率成分都是奇數(shù)倍轉頻，尤以3倍頻最突出

停機檢查時發(fā)現(xiàn)汽輪機后軸承的一側有兩顆地腳螺栓沒有上緊，原因在于預留熱膨脹間隙過大。后來按要求旋緊螺母，振幅則從85μm下降至27μm，其余各點的振動值也有所下降，實現(xiàn)了平穩(wěn)運行。這個實例的振動過程完整，它給我們的啟示在于，判斷松動故障，頻率特征仍是最重要的信息。此例中因為軸承一側的螺栓沒有上緊，卻表現(xiàn)出水平振動大的現(xiàn)象，這再一次證明，振動的方向特征是有條件的，只能作為判斷時的參考，應用時必須小心。

停機檢查時發(fā)現(xiàn)汽輪機后軸承的一側有兩顆地腳螺栓沒摩擦高次諧波及其分數(shù)倍諧波是摩擦的主要頻譜特征摩擦高次諧波及其分數(shù)倍諧波是摩擦的主要頻譜特征實例：某廠一臺3W－1B1型高壓水泵的電動機，轉速1485r/min，泵軸轉速225r/min，水泵的軸承為滑動軸承，設備運行中發(fā)現(xiàn)水泵軸承的垂直方向（V）振動強烈。其振動信號的時域波形、頻譜如圖所示。水泵軸承垂直方向的振動波形成單邊“截頭”狀，頻譜結構主要是轉頻及其高次諧波，都呈典型的摩擦特征。后經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)，該軸承由于潤滑油路堵塞而形成干摩擦。如此可見，頻率分析結合波形觀察，是診斷摩擦故障的有效方法。實例：波形出現(xiàn)“削頂”豐富的高次諧波波形出現(xiàn)“削頂”豐富的高次諧波1.滾動軸承信號的頻率結構滾動軸承主要振動頻率有：（1）通過頻率當滾動軸承元件出現(xiàn)局部損傷時（如圖中軸承的內(nèi)外圈或滾動體出現(xiàn)疲勞剝落坑），機器在運行中就會產(chǎn)生相應的振動頻率，稱為故障特征頻率，又叫軸承通過頻率。各元件的通過頻率分別計算如下：

滾動軸承故障的振動診斷及實例

1.滾動軸承信號的頻率結構滾動軸承故障的振動診斷及實例滾動軸承故障的振動診斷及實例

a.外環(huán)損壞：

b.內(nèi)環(huán)損壞：c.滾動體損壞：d.保持架故障：

式中：n-滾動體數(shù)、fr-內(nèi)外環(huán)相對轉速頻率、d-滾動體直徑、D-節(jié)圓直徑、α-接觸角、fi、fo幾分別為內(nèi)外環(huán)轉速頻率，二者方向一致取正號，方向相反則取負號。滾動軸承故障的振動診斷及實例a.外環(huán)損壞：b.內(nèi)環(huán)損

實例

一臺單級并流式鼓風機，由30KW電動機減速后拖動，電動機轉速1480r/min,風機轉速900r/min。兩個葉輪葉片均為60片，同樣大小的兩個葉輪分別裝在兩根軸上，中間用聯(lián)軸器鏈接，每軸由兩個滾動軸承支承，風機結構如圖所示。

實例

該機組自1986年1月30日以后，測點③的振動加速度從0.07g逐漸上升，至6月19日達到0.68g，幾乎達到正常值的10倍。為查明原因，對測點③的振動信號進行頻譜分析。

軸承的幾何尺寸如下：軸承型號：210；滾動體直徑：d＝12.7mm；軸承節(jié)徑：D＝70mm；滾動體個數(shù)：z＝10；壓力角：＝00。該機組自1986年1月30日以后，測點③的振動加速度軸承的特征頻率計算：鼓風機轉速頻率：＝n/60=900/60=15(Hz)；軸承內(nèi)圈通過頻率：88Hz

軸承外圈通過頻率：61Hz

滾動體通過頻率：40.6Hz軸承的特征頻率計算：測點③的時域波形和高低兩個頻段的頻譜。

高頻低頻波形測點③的時域波形和高低兩個頻段的頻譜。高頻低頻波形

在圖a所顯示的高頻段加速度的頻譜圖上，出現(xiàn)1kHz以上的頻率成分1350Hz和2450Hz，形成小段高頻峰群，這是軸承元件的固有頻率。圖b是低頻段的頻譜，圖中清晰地顯示出轉速頻率（15Hz），外圈通過頻率（61Hz），內(nèi)圈通過頻率（88Hz）及外圈通過頻率的2次、3次諧波（122Hz和183Hz），圖c是加速度時域波形，圖上顯示出間隔為5.46ms的波峰，其頻率亦為183Hz（1000÷5.46＝183Hz），即為外圈通過頻率的三次諧波，與頻譜圖顯示的頻率相印證（見圖4－38b），據(jù)兩個頻段分析所得到的頻率信息，判斷軸承外圈存在有故障，如滾道剝落、裂紋或其它傷痕。同時估計內(nèi)圈也有一些問題。在圖a所顯示的高頻段加速度的頻譜圖上，出現(xiàn)1kHz以

后來停機檢查發(fā)現(xiàn)，軸承內(nèi)、外圈都存在很長的軸向裂紋，與診斷結論一致。經(jīng)查明，引起該軸承振動并導致產(chǎn)生裂紋的原因是軸承座剛性不足以及皮帶的拉力不合適造成的。本例的特色在于從高、低兩個頻段分析故障軸承的頻率特征，同時又從時域波形得到進一步印證，這種多方位的分析方法，也可以在其它故障診斷中加以應用。后來停機檢查發(fā)現(xiàn)，軸承內(nèi)、外圈都存在很長的軸向裂實例1

某廠一臺軋機減速器，1994年4月大修，投入運行后振動很大，對其進行簡易振動診斷。減速器結構如圖。電動機為可調(diào)速電動機，工作轉速500r/min，功率970kw，小齒輪齒數(shù)50，大輪齒數(shù)148。

齒輪機構故障的振動診斷實例1齒輪機構故障的振動診斷

當電動機轉速調(diào)至150r/min時，減速器振動值Vrms見表4－11。從測值看，測點（2）、（4）（低速軸軸承）的振動值均大于高速軸。測點①②③④VAVAVAVA6.57.814.4

12.69.58.313.311.8電動機轉速為150r/min時減速器振動值（單位：mm/s）注：V為垂向；A為軸向當電動機轉速調(diào)至150r/min時，減速器振

電動機轉速為150r/min時，對測點（2）垂直方向（V）作頻率分析，其時低速軸轉速為51r/min，轉頻為0.85Hz，譜圖如圖4－56所示。頻譜圖上沒有出現(xiàn)嚙合頻率fm（fm＝0.85×148＝125.8Hz），卻出現(xiàn)了213Hz這個突出的峰值。然后對213Hz附近的頻段作細化譜分析，譜圖如圖所示。這時發(fā)現(xiàn)，213Hz的兩旁的邊頻間隔為0.85Hz，恰好是低速軸轉頻。

電動機轉速為150r/min時，對測點（2）垂直測點②垂直方向頻譜測點②垂直方向細化頻譜測點②垂直方向頻譜測點②垂直方向細化頻譜

與此同時，在該轉速下，對測點（1）（2）垂直方向的振動信號作時域波形分析，其波形圖分別如圖a、b所示。

與此同時，在該轉速下，對測點（1）（2）垂直方向的振

從時域波形圖上可以看出，高速軸（測點（1））振動波形屬常規(guī)振動（見圖4－58a），低速軸（測點（2））的時域波形有明顯的沖擊信號（見圖4－58b），其脈沖間隔為1176ms，相當頻率值0.85Hz（1000÷1176＝0.85Hz）,即為低速軸轉頻。為了進一步查明原因，把電動機轉速調(diào)至500r/min，對測點（2）垂直方向作頻譜分析，其頻譜圖如圖。其實，213Hz頻率依然存在，它不隨轉速而變化。此時，該頻率的邊頻譜線的間隔為2.5Hz，等于低速軸轉頻。

從時域波形圖上可以看出，高速軸（測點（1））振動

可以推測，213Hz這個不隨轉速而改變的頻率是齒輪的固有頻率。機器運行中，由于齒輪嚙合的強烈沖擊（見圖4－58b）激發(fā)了齒輪以固有頻率振動。根據(jù)所獲得的信息，可以推斷齒輪存在嚴重故障（如輪齒變形等），而且主要振源在大齒輪上。在檢修處理時拆開減速器檢查，發(fā)現(xiàn)兩個齒輪的輪齒表面的鏨銼痕跡很顯眼，凹凸不平，這樣粗糙的齒面在輪齒嚙合時必然產(chǎn)生嚴重沖擊。另外，大齒輪有5個輪齒的齒頂邊緣因長期擠撞而呈臺階突起，高達5～6mm，齒輪在運轉時必然出現(xiàn)大齒輪的輪齒頂撞小齒輪的輪齒根部，齒輪在這種惡劣的狀態(tài)下運行，激起齒輪固有頻率是理所當然的。強勁的固有頻率分量湮沒了齒輪嚙合頻率的分量，所以在譜圖中沒有出現(xiàn)嚙合頻率分量的譜線?？梢酝茰y，213Hz這個不隨轉速而改變的頻率是齒

后來經(jīng)過了解，該機在大修時，由于沒有新齒輪備件更換，只得用一對使用過的舊齒輪稍加修理后代用，所以造成這種被動的局面。本例從振動幅值的變化，分析了故障頻率特征，并對時域波形進行觀察，然后通過改變轉速測量，查明了故障原因，最后揭蓋檢查得到了驗證，診斷過程完整，思路清晰，是一個很典型的現(xiàn)場實例。后來經(jīng)過了解，該機在大修時，由于沒有新齒輪備件更實例2

某有色金屬加工廠的一臺3W－1B1型高壓水泵，通過減速器把電動機與水泵的曲軸連接起來。電動機轉速1485r/min，減速器小齒輪齒數(shù)z1為24齒，大齒輪齒數(shù)z2為155齒，其結構簡圖如圖。實例2

該機在檢修前進行了振動測量分析，發(fā)現(xiàn)減速器小齒輪軸承測點③、④振動值較大，見表。

③④測點HVAHVAA7.06.621.510.713.721.5機組檢修前加速度有效值m/s*s該機在檢修前進行了振動測量分析，發(fā)現(xiàn)減速器小齒輪軸承

對測點③、④水平方向的振動信號作頻譜分析，頻譜結構分別如圖a和圖b。檢修前檢修后對測點③、④水平方向的振動信號作頻譜分析，頻譜結構分

兩測點振動信號的頻率結構基本一致，主要頻率有齒輪嚙合頻率fm（fm＝1485÷60×24＝594Hz）及其2倍頻（2fm=594×2=1188Hz）和3倍頻（3fm=594×3=1782Hz），且2、2次諧波分量幅值較大，同時嚙合頻率及其倍頻兩旁還有較多的邊頻成分以及低次諧波。邊頻間距為24.4Hz，與小齒輪的轉頻24.75Hz基本一致，邊頻成分分布比較幾種，呈分布故障特征。據(jù)此，判斷小齒輪存在較為嚴重的磨損故障。在揭蓋檢查時，得到了驗證，實際情況與分析結論基本一致。修理時更換了小齒輪，振動值下降到正常水平。檢修后的頻譜圖分別如圖b。其時嚙合頻率的諧波分量大為減弱或消失，邊頻已不復存在，說明齒輪的運行狀況有所改善。兩測點振動信號的頻率結構基本一致，主要頻率有齒輪

本例的特點在于，齒輪故障的頻率特征很明顯，隨著故障的排除，故障特征頻率發(fā)生了很大的變化，有的消失，有的減弱。這再一次證明利用頻率分析診斷齒輪故障是很有成效的。本例的另一個特點是將故障處理前后的振動值及其頻率特征作對比分析，這是故障診斷中應當堅持的基本原則，值得借鑒。

本例的特點在于，齒輪故障的頻率特征很明顯，隨著故障

實例1

某鋼鐵廠化鐵爐除塵風機，型號D28，電動機功率800Kw，轉速750rpm，結構簡圖如下。

●振動故障識別方法－主頻識別法實例1●振動故障識別方法－主頻識別法

機組1992年8月中修后運行了一段時間振動逐漸增大，到1993年1月，測點①水平方向同振動值達到15.15mm/s。當時在現(xiàn)場作了頻譜分析，譜圖如圖所示。測點①最大峰值頻率為12.65Hz，與轉頻基本一致。此外還有弱小的2倍頻分量及少量微弱的高次諧波。

機組1992年8月中修后運行了一段時間振動逐漸增大，

由于測點①靠近風機葉輪，1倍頻分量又占絕對優(yōu)勢且又是水平方向振動最大，根據(jù)這些情況，判斷風機葉輪存在較嚴重的不平衡。在拆機檢查過程中發(fā)現(xiàn)，葉輪周邊存在嚴重的不均勻磨蝕，破壞了轉子平衡。根據(jù)設備管理部門反映，由于通風系統(tǒng)的除塵裝置停用3個多月，氣流中鐵砂含量劇增，加快了葉輪的磨損，而且葉片上不均勻地粘附著大量的粉塵雜質(zhì)，蝸殼下步積滿了爐灰，更加劇了葉輪的不平衡損壞。在檢修時更換了葉輪，清除了蝸殼內(nèi)積存的粉塵，恢復使用了除塵裝置，此后，風機運行正常。由于測點①靠近風機葉輪，1倍頻分量又占絕對優(yōu)勢且又是

實例2

某發(fā)電廠4號機組2＃循環(huán)泵，1994年11月對軸承的振動信號作頻譜分析，譜圖上出現(xiàn)了滾動軸承的故障特征頻率206Hz和239Hz，但信號比較弱小，處于早期故障。到1995年2月振動變得嚴重起來，其時對軸承從高低兩個頻段作了振動頻率分析，譜圖如圖。在低頻段的譜圖中，軸承的故障特征頻率顯得十分突出（見圖a），而在高頻段在2~5KHz的范圍內(nèi)出現(xiàn)了峰值逐漸增大