旋转机械设备动平衡故障与分析

旋转机械设备动平衡故障与分析徐光增DH5901分析系统（讲座）统计指出，旋转机械设备发生的振动故障，60%以上是由于旋转部件质量不平衡造成的。这些信息的统计来源于以下三个方面：■新建造设备振动故障监测统计；■《等级计划修理》后的设备振动监测故障统计；■设备日常运行维护过程中发生的振动故障统计。第一节概述1.1轴系质量不平衡振动故障率统计某2#系统设备2003年10月小修后，监测设备60台，诊断振动故障11台，设备故障率18.3％。其中动平衡故障8台－73％；轴承故障1台－9％；对中故障1台－9％；其他故障1台－9％。2004年9月，日常维护监测设备55台(组)，诊断故障机器6台（组），故障率10.9％。其中不平衡故障4台－67％；轴承故障2台－33％第一节概述某3号系统设备2006年2月振动监测设备65台，故障设备6台，故障率9.2%，其中：不平衡故障设备5台→占故障设备83%；不对中故障设备1台→占故障设备16%，某4号系统设备2006年振动监测设备69台，故障设备22台，其中不平衡故障设备13台，占故障设备的59%；某9号系统设备2008年，振动监测设备52台，故障设备13台，不平衡故障10台，→76.9%第一节概述不平衡故障的平均故障率为：第一节概述●当然，不同类型的故障率，与设备管理的科学性、状态监测技术的正确选择以及故障诊断水平都有密切关系。%695840振动故障设备不平衡故障设备●多数行业的统计信息具有可比性，特殊行业的不平衡故障率甚至还高，例如冶金、水呢等；1.2轴系质量不平衡故障的影响●设备振动超标、噪音增大；●破坏轴系的对中联结；●损坏轴系密封；●轴承动反力增大加速损坏；●轴系运转部件磨损量增大；●使轴系运转紊乱；第一节概述22rmeF前摆头后摇尾中间紊乱1.2轴系质量不平衡故障的影响2003年对某系统两台汽轮发电机组进行状态监测，由于1#发电机存在严重的不平衡振动，使整个机组振动超标,并导致机组轴系处于“紊乱”运行状态，在相同工况下，1#机组比2#机组的运行噪声高出8db。第一节概述V＞10mm/sA＞30m/s2A≥200m/s2D≥80um不平衡振动使整个轴系的基准间隙发生形变1.2轴系质量不平衡故障的影响轴承使用寿命与设备振动的基本关系第一节概述rpmfvMLCH16667106674.236-H——轴承有效使用寿命（小时）c——轴承静负荷（N）L——轴承动负荷（N）M——相对振动部件的重量（KG）v——测量振动值（mm/s）ｆ——振动频率（r/min）第一节概述)1(fHc——轴承静负荷5000（N）L——轴承动负荷（100,000N）M——部件重量（6000千克力）rpm——1800(r/min）1.02.03.04.05.06.07.08.07.03.001.02.04.05.06.08.09.010111213141516Vmm/sH（年）8.465.443.72.631.941.471.14rpmfvMLCH16667106674.236-第一节概述不平衡作用力对轴系“密封”部件性能的损伤远大于轴承器件，尤其对“介质泄漏”有严格要求的设备对此更应该引起足够的重视第一节概述1.3研究不平衡振动故障的目的研究不平衡振动目的认识设备不平衡故障的高故障率重视不平衡振动故障的高危害性熟悉不平衡振动故障的故障机理掌握诊治不平衡故障的技术方法弄清产生不平衡振动的工程原因2.1设备产生不平衡振动的原因第二节不平衡振动机理分析MeMMFeM0ω2eMF通俗的讲，不平衡振动的根本原因就是旋转体上存在者多余的质量。使转子质量中心和旋转中心线之间存在偏心距，当转子旋转时便形成了周期性的离心力干扰，并通过“转子—轴承”系统，在支承上产生动载荷（动反力），进而迫使机器产生左右摇摆的“不平衡”振动。第二节不平衡振动机理分析eω2.2怎样消除不平衡振动MeMMFmmF022eMrmMmFF-UrmeM满足平衡的条件第二节不平衡振动机理分析2.2怎样消除不平衡振动MrmMUee———偏心距。是转子重心偏离中心的距离，为转子单位质量的不平衡矢量，表征不平衡程度高低的物理量。（um=g.mm/kg）U———“质径积”。工程上习惯称为不平衡量，是指向半径方向上的一个矢量，表征了不平衡量的大小，（gmm）M———转子质量，（kg）。通过调整配重m或平衡半径r来减小平衡的实质就是减小质量中心的偏心距提高和控制设备装配质量的重要性2.3不平衡的三种基本类型■静不平衡(力不平衡）第二节不平衡振动机理分析2/uAFFyxCemueuF主惯性轴线ωC旋转轴线AB刚性转子静不平衡轴心涡动轨迹力不平衡就是离心惯性力只作用在转子重心C所在的径向平面上、转子质量中心线等距平行于轴几何中心线的一种不平衡状态。2/uBFF静不平衡的特点：●主惯性轴线与回转轴线平行；●转子只存在离心惯性力，即静不平衡力，不存在力偶；●静不平衡在两轴承上存在着大小相等的对称作用力；●静不平衡在静止状态下可以观察到，并在重心平面内的反方向施加单个配重后可进行校正。●因转子重心线平行偏于轴线一侧，轴线涡动的轨迹呈现出圆柱形，这种振动也称为圆柱振动yxωeFz2/FFA2/FFBx旋转轴线主惯性轴线ACB第二节不平衡振动机理分析讨论第二节不平衡振动机理分析oMce（1）力不平衡使转子的动能增加、扰动力增大2MeJJJJocor圆盘转子的振动能量2222221221meJrrJmEodeMeMeM（2）力不平衡的静态观察特征有工程指导意义ωyxalxC由惯性力偶引起的不平衡称为力偶不平衡。旋转轴与中心主惯性轴A-B相交于转子质量重心c，并成一夹角，此即为偶不平衡状态。第二节不平衡振动机理分析■偶不平衡laFFB2laFFA1ACBAB1m1F2F2m刚性转子偶不平衡产生的园锥型轴线涡动轨迹偶不平衡的特点■在转子两端存在大小相等、方向相反的不平衡力偶；■力偶不平衡的合力为0，力偶矩不等于0，即第二节不平衡振动机理分析0iF0iMFF0iM0iFFF偶不平衡的特点■不平衡力偶矩使转子产生“摇摆型”振动；■两端支承水平（或垂直）方向相位相差1800（∵晃动相反）■严重的力偶不平衡有时会产生显著的轴向振动；■在静态下力偶不平衡是平衡的，只有在动态状况下其不平衡特征才有可观察性，旋转轴线呈圆锥形涡动轨迹；■根据“力偶必须用力偶平衡”的原则，力偶不平衡需要在垂直回转轴线的两个校正平面内分别进行校正。第二节不平衡振动机理分析不平衡仿真振动真实的揭示了不平衡力在支承轴承上产生的动反力响应为什么不平衡振动会强力干扰转子支承轴承的运行寿命？第二节不平衡振动机理分析力偶不平衡的动态观察特征动不平衡是转子的旋转轴线与主惯性轴（A—B）即不平行又不重合的状态，它由静不平衡和力偶不平衡两种状态叠加而成。第二节不平衡振动机理分析ωyxaCAB1m1F2F2mCABuF■动不平衡刚性转子动不平衡产生的园锥型轴线涡动轨迹第二节不平衡振动机理分析动不平衡的特点■不平衡离心力F和不平衡力偶aF1（aF2）都不等于零；■在静态状况下，动不平衡也具有一定的可观察性；■两端支承径向或水平向振动相位在0～1800之间，纯动不平衡故障，振动相位稳定；■动不平衡通常可用在两个任意平面上的等效不平衡矢量表示。所以，动不平衡也需要在垂直于轴线的两个平面内校正。■动不平衡的旋转轴线同样为“锥形”涡动轨迹，但在轴向和径向都不具有对称性。3.1转子分类工作转速低于转子的第一阶临界转速n1刚性转子挠性转子n2刚性转子动平衡不考虑转子变形问题第三节转子动平衡原理转子柔度特性工作转速高于转子的第一阶临界转速刚性转子2eMFg挠性转子动平衡必须考虑转子的形变位移2)(eMFn挠性转子n0r/mincGoeδM≤25%～30%≥40%3.2关于转子挠度第三节转子动平衡原理kem2)(22me22222)1)(nnnee（mkn令OGeδMcKcKABC挠性转子力学模型OGeδMcKcKABC挠性转子力学模型lO————轴承中心C————圆盘几何中心G————圆盘质量中心δ————转轴挠度e————偏心距k————转轴在中心的刚度系数l————轴承间距第三节转子动平衡原理讨论初始振动幅值————带负荷、热态工况，3瓦水平振幅960um∠1500增压风机结构与振动测点布置示意图风机油润滑系统234DH5901分析系统冷却系统1动平衡后振幅————空负荷、冷态工况，3瓦水平振幅68um∠100动平衡后振幅————带负荷、热态工况，3瓦水平振幅30um∠60LlLFF)(121F2F1lLF●静力的分解LlFF11根据理论力学原理，一个力可以分解成与其相平行的两个分力第三节动平衡原理3.3刚性转子的平衡分析振动的实质是什么？就是力的作用和力的变化，不平衡振动同样是由力而生，这种力称之为惯性离心力，是由两种类型的力组成的，一种是静力，产生静不平衡；另一种是力偶，产生了偶不平衡和动不平衡。所以对不平衡振动的分析，必须由“力”着手。刚性转子是由若干个薄圆盘组合在一起的等效体，因此，可以用刚体力学的方法来处理其存在的不平衡问题出差11FlalF11FlaF22FlbF22FlblF这样在把空间力系的平衡转化为两个平面汇交力系的平衡问题后，在选定的（A、B）平衡面离心力汇交点上施加等效的校正力-FA和-FB，使两平面内的惯性力之和分别为零，该转子即达了新的平衡状态，1F1F2F2F1F2FAFlabBF第三节动平衡原理●空间不平衡力系与平面会交力系的转化AB5刚性转子的平衡方法特殊环境机械设备做动平衡遇到的问题大机组转子出厂做平衡困难；牵连工程大、维修周期长、工作效率低轴系平衡问题无法解决；大直径叶轮不能随转子移动导致平衡失效XX机组泵组安装环境31712￠￠130L:320￠:350直流机转子重850KGL:660￠:460L:90Ф820XX变流机组直流机转子结构示意图第五节刚性转子动平衡技术现场动平衡就是在设备正常的支承和与运转条件下，通过振动测量、分析、计算，对其不平衡状态实施现场校正的一种平衡技术。优点：技术简练、高效快捷、经济实用；通常情况下，有3～5次启停车操作即可把不平衡振动降低到安全水平缺点：受到现场操作条件的制约技术方法绘图法解析计算法影响系数法三元法kι0δstχοχFkwmkι0δstχοχFkwm第一步在轴承座的主方向测量初始振动x0∠φ0第二部加试重原则上，“试重”可任意部位放置第三步测量加试重后的振动响应X1∠φ1第四步计算由试重产生的振动响应第五步计算影响系数X2=X1-X0X2∠φ2m2∠φm2λ=————第六步计算校正重量X0∠φ0λ∠φλmˊ=————0090018002700φ0x1x0■m2x2-x0∠1800＋φ0mˊ∠1800+φ0-φ2φ2x2单面动平衡（影响系数）计算法φ1第四节现场动平衡技术φ2m0∠3600-φ2精度等级G(mm/s)转子类型举例G630刚性安装的船用柴油机的曲轴驱动件；刚性安装的大型四冲程发动机曲轴驱动件。G250刚性安装的高速四缸柴油机的曲轴驱动件。G100六缸和多缸柴油机的曲轴驱动件。汽车、货车和机车用的（汽油、柴油）发动机整机。G40汽车车轮、箍轮、车轮整体；汽车、货车和机车用的发动机的曲轴驱动件。G16粉碎机、农业机械的零件；汽车、货车和机车用的（汽油、柴油）发动机个别零件。G6.3燃气和蒸气涡轮,包括海轮(商船)主涡轮刚性涡轮发电机转子;透平增压器；机床驱动件;特殊要求的中型和大型电机转子;小电机转子;涡轮泵。G2.5海轮(商船)主涡轮机的