旋转机械振动分析案例

振动分析技术目录：1、旋转机械常见故障的案例分析2、振动故障识别方法转子不平衡产生的原因及频率特征●旋转机械常见故障的案例分析不平衡类型不平衡频谱——转子不平衡实例1：某公司有一台电动机，额定转速3000r/min，运行中发现振动异常，测取轴承部位的振动信号作频谱分析，其谱图如右下图所示。以电动机转频（50Hz）最为突出，判断电动机转子存在不平衡。在作动平衡测试时，转子不平衡量达5000g.cm，远远超过标准允许值150g.com。经动平衡处理后，振动状态达到正常。这个实例，故障典型，过程完整。它的价值在于印证了不平衡故障的一个最重要特征，激振频率等于转频，又通过动平衡测试处理进一步验证了诊断结论的正确性。转子不平衡不平衡故障的典型频谱特征是工频分量占主导地位实例2：某引风机，型号Y2805-4型，转速1480r/min，功率75kW，结构简图见图。①、②－引风机轴承测点③～⑤－电机测点测点方位①②③④⑤H20.0（26Hz）4.62.52.4－V5.53.41.0－4.5A3.72.41.6－－引风机振动速度有效值（mm/srms）H、V、A分别代表水平、垂直和轴向测点①水平方向频谱从频率结构看，测点①水平方向的频率结构非常简单，几乎只存在风机的转速频率（26Hz近似于转频）。对比表中测点①、②振值，可见测点②的振值比测点①要小得多。测点①最靠近风机叶轮，其振动值最能反映风机叶轮的振动状态。据此判断风机叶轮存在不平衡故障。转子不对中联轴器不对中轴承不对中带轮不对中平行不对中角度不对中实例：某厂一台离心压缩机，结构如图所示。电动机转速1500r/min（转频为25Hz）。该机自更换减速机后振动增大，A点水平方向振动烈度值为6.36mm/s，位移D=150μm，超出正常水平。测点A水平方向振动信号的频谱结构图明显的2X特征重新对中后2X基本消失地脚松动引起振动的方向特征及频率结构机械松动实例某发电厂1＃发电机组，结构如图。1-汽轮机2-减速机3-发电机4-励磁机①－后轴承②－前轴承汽轮机前后轴承振动值①umP－P②umP－PH8530V156A2828振动信号所包含的主要频率成分都是奇数倍转频，尤以3倍频最突出。另外，观察其振动波形振幅变化很不规则，含有高次谐波成分。根据所获得的信息，判断汽轮机后轴承存在松动。停机检查时发现汽轮机后轴承的一侧有两颗地脚螺栓没有上紧，原因在于预留热膨胀间隙过大。后来按要求旋紧螺母，振幅则从85μm下降至27μm，其余各点的振动值也有所下降，实现了平稳运行。这个实例的振动过程完整，它给我们的启示在于，判断松动故障，频率特征仍是最重要的信息。此例中因为轴承一侧的螺栓没有上紧，却表现出水平振动大的现象，这再一次证明，振动的方向特征是有条件的，只能作为判断时的参考，应用时必须小心。摩擦高次谐波及其分数倍谐波是摩擦的主要频谱特征实例：某厂一台3W－1B1型高压水泵的电动机，转速1485r/min，泵轴转速225r/min，水泵的轴承为滑动轴承，设备运行中发现水泵轴承的垂直方向（V）振动强烈。其振动信号的时域波形、频谱如图所示。水泵轴承垂直方向的振动波形成单边“截头”状，频谱结构主要是转频及其高次谐波，都呈典型的摩擦特征。后经检查发现，该轴承由于润滑油路堵塞而形成干摩擦。如此可见，频率分析结合波形观察，是诊断摩擦故障的有效方法。波形出现“削顶”丰富的高次谐波1.滚动轴承信号的频率结构滚动轴承主要振动频率有：（1）通过频率当滚动轴承元件出现局部损伤时（如图中轴承的内外圈或滚动体出现疲劳剥落坑），机器在运行中就会产生相应的振动频率，称为故障特征频率，又叫轴承通过频率。各元件的通过频率分别计算如下：滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例if0f01(1cos)2rdffDbf221[1()cos]2brDdffdD2/)/cos1()(DdnfHzfra.外环损坏：b.内环损坏：2/)/cos1()(DdnfHzfrc.滚动体损坏：2/}]/)(cos[1){/()(2DddDfHzfrd.保持架故障：2/]}/)(cos1[]/)(cos1[{)(DdfDdfHzfoi式中：n-滚动体数、fr-内外环相对转速频率、d-滚动体直径、D-节圆直径、α-接触角、fi、fo几分别为内外环转速频率，二者方向一致取正号，方向相反则取负号。实例一台单级并流式鼓风机，由30KW电动机减速后拖动，电动机转速1480r/min,风机转速900r/min。两个叶轮叶片均为60片，同样大小的两个叶轮分别装在两根轴上，中间用联轴器链接，每轴由两个滚动轴承支承，风机结构如图所示。该机组自1986年1月30日以后，测点③的振动加速度从0.07g逐渐上升，至6月19日达到0.68g，几乎达到正常值的10倍。为查明原因，对测点③的振动信号进行频谱分析。轴承的几何尺寸如下：轴承型号：210；滚动体直径：d＝12.7mm；轴承节径：D＝70mm；滚动体个数：z＝10；压力角：＝00。轴承的特征频率计算：鼓风机转速频率：＝n/60=900/60=15(Hz)；轴承内圈通过频率：88Hz轴承外圈通过频率：61Hz滚动体通过频率：40.6Hzrf测点③的时域波形和高低两个频段的频谱。高频低频波形在图a所显示的高频段加速度的频谱图上，出现1kHz以上的频率成分1350Hz和2450Hz，形成小段高频峰群，这是轴承元件的固有频率。图b是低频段的频谱，图中清晰地显示出转速频率（15Hz），外圈通过频率（61Hz），内圈通过频率（88Hz）及外圈通过频率的2次、3次谐波（122Hz和183Hz），图c是加速度时域波形，图上显示出间隔为5.46ms的波峰，其频率亦为183Hz（1000÷5.46＝183Hz），即为外圈通过频率的三次谐波，与频谱图显示的频率相印证（见图4－38b），据两个频段分析所得到的频率信息，判断轴承外圈存在有故障，如滚道剥落、裂纹或其它伤痕。同时估计内圈也有一些问题。后来停机检查发现，轴承内、外圈都存在很长的轴向裂纹，与诊断结论一致。经查明，引起该轴承振动并导致产生裂纹的原因是轴承座刚性不足以及皮带的拉力不合适造成的。本例的特色在于从高、低两个频段分析故障轴承的频率特征，同时又从时域波形得到进一步印证，这种多方位的分析方法，也可以在其它故障诊断中加以应用。实例1某厂一台轧机减速器，1994年4月大修，投入运行后振动很大，对其进行简易振动诊断。减速器结构如图。电动机为可调速电动机，工作转速500r/min，功率970kw，小齿轮齿数50，大轮齿数148。齿轮机构故障的振动诊断当电动机转速调至150r/min时，减速器振动值Vrms见表4－11。从测值看，测点（2）、（4）（低速轴轴承）的振动值均大于高速轴。测点①②③④VAVAVAVA6.57.814.412.69.58.313.311.8rmsV电动机转速为150r/min时减速器振动值（单位：mm/s）注：V为垂向；A为轴向电动机转速为150r/min时，对测点（2）垂直方向（V）作频率分析，其时低速轴转速为51r/min，转频为0.85Hz，谱图如图4－56所示。频谱图上没有出现啮合频率fm（fm＝0.85×148＝125.8Hz），却出现了213Hz这个突出的峰值。然后对213Hz附近的频段作细化谱分析，谱图如图所示。这时发现，213Hz的两旁的边频间隔为0.85Hz，恰好是低速轴转频。测点②垂直方向频谱测点②垂直方向细化频谱与此同时，在该转速下，对测点（1）（2）垂直方向的振动信号作时域波形分析，其波形图分别如图a、b所示。从时域波形图上可以看出，高速轴（测点（1））振动波形属常规振动（见图4－58a），低速轴（测点（2））的时域波形有明显的冲击信号（见图4－58b），其脉冲间隔为1176ms，相当频率值0.85Hz（1000÷1176＝0.85Hz）,即为低速轴转频。为了进一步查明原因，把电动机转速调至500r/min，对测点（2）垂直方向作频谱分析，其频谱图如图。其实，213Hz频率依然存在，它不随转速而变化。此时，该频率的边频谱线的间隔为2.5Hz，等于低速轴转频。可以推测，213Hz这个不随转速而改变的频率是齿轮的固有频率。机器运行中，由于齿轮啮合的强烈冲击（见图4－58b）激发了齿轮以固有频率振动。根据所获得的信息，可以推断齿轮存在严重故障（如轮齿变形等），而且主要振源在大齿轮上。在检修处理时拆开减速器检查，发现两个齿轮的轮齿表面的錾锉痕迹很显眼，凹凸不平，这样粗糙的齿面在轮齿啮合时必然产生严重冲击。另外，大齿轮有5个轮齿的齿顶边缘因长期挤撞而呈台阶突起，高达5～6mm，齿轮在运转时必然出现大齿轮的轮齿顶撞小齿轮的轮齿根部，齿轮在这种恶劣的状态下运行，激起齿轮固有频率是理所当然的。强劲的固有频率分量湮没了齿轮啮合频率的分量，所以在谱图中没有出现啮合频率分量的谱线。后来经过了解，该机在大修时，由于没有新齿轮备件更换，只得用一对使用过的旧齿轮稍加修理后代用，所以造成这种被动的局面。本例从振动幅值的变化，分析了故障频率特征，并对时域波形进行观察，然后通过改变转速测量，查明了故障原因，最后揭盖检查得到了验证，诊断过程完整，思路清晰，是一个很典型的现场实例。实例2某有色金属加工厂的一台3W－1B1型高压水泵，通过减速器把电动机与水泵的曲轴连接起来。电动机转速1485r/min，减速器小齿轮齿数z1为24齿，大齿轮齿数z2为155齿，其结构简图如图。该机在检修前进行了振动测量分析，发现减速器小齿轮轴承测点③、④振动值较大，见表。③④测点HVAHVAA7.06.621.510.713.721.5机组检修前加速度有效值m/s*s对测点③、④水平方向的振动信号作频谱分析，频谱结构分别如图a和图b。检修前检修后两测点振动信号的频率结构基本一致，主要频率有齿轮啮合频率fm（fm＝1485÷60×24＝594Hz）及其2倍频（2fm=594×2=1188Hz）和3倍频（3fm=594×3=1782Hz），且2、2次谐波分量幅值较大，同时啮合频率及其倍频两旁还有较多的边频成分以及低次谐波。边频间距为24.4Hz，与小齿轮的转频24.75Hz基本一致，边频成分分布比较几种，呈分布故障特征。据此，判断小齿轮存在较为严重的磨损故障。在揭盖检查时，得到了验证，实际情况与分析结论基本一致。修理时更换了小齿轮，振动值下降到正常水平。检修后的频谱图分别如图b。其时啮合频率的谐波分量大为减弱或消失，边频已不复存在，说明齿轮的运行状况有所改善。本例的特点在于，齿轮故障的频率特征很明显，随着故障的排除，故障特征频率发生了很大的变化，有的消失，有的减弱。这再一次证明利用频率分析诊断齿轮故障是很有成效的。本例的另一个特点是将故障处理前后的振动值及其频率特征作对比分析，这是故障诊断中应当坚持的基本原则，值得借鉴。实例1某钢铁厂化铁炉除尘风机，型号D28，电动机功率800Kw，转速750rpm，结构简图如下。●振动故障识别方法－主频识别法机组1992年8月中修后运行了一段时间振动逐渐增大，到1993年1月，测点①水平方向同振动值达到15.15mm/s。当时在现场作了频谱分析，谱图如图所示。测点①最大峰值频率为12.65Hz，与转频基本一致。此外还有弱小的2倍频分量及少量微弱的高次谐波。由于测点①靠近风机叶轮，1倍频分量又占绝对优势且又是水平方向振动最大，根据这些情况，判断风机叶轮存在较严重的不平衡。在拆机检查过程中发现，叶轮周边存在严重的不均匀磨蚀，破坏了转子平衡。根据设备管理部门反映，由于通风系统的除尘装置停用3个多月，气流中铁砂含量剧增，加快了叶轮的磨损，而且叶片上不均匀地粘附着大量的粉尘杂质，蜗壳下步积满了炉灰，更加剧了叶轮的不平衡损坏。在检修时更换了叶轮，清除了蜗壳内积存的粉尘，恢复使用了除尘装置，此后，风机运行正常。实例2某发电厂4号机组2＃循环泵，1994年11月对轴承的振动信号作频谱分析，谱图上出现了滚动轴承的故障特征频率206Hz和239