机械故障诊断案例分析

1、0400图1-8测点振值较小时的波形与频谱六、诊断实例例1:圆筒瓦油膜振荡故障的诊断某气体压缩机运行期间，状态一直不稳定，大部分时间振值较小，但蒸汽透平时常有短时强振发生，有时透平前后两端测点在一周内发生了20余次振动报警现象，时间长者达半小时，短者仅 1min左右。图1-7是透平1 #轴承的频谱趋势，图 1-8、图1-9 分别是该测点振值较小时和强振时的时域波形和频谱图。经现场测试、数据分析，发现透平振动具有如下特点。A# i 皿一 1 AA,Jlk虽卜JIAA41斗 0080D1300160020W图1-7 1*轴承的测点频谱变化趋势I!耐I 引f J 11 !FH ll11計】 fi60

2、4fl2DEA!(kl40 SQ 607D4WI WK)图1-9测点强振时的波形和频谱(1) 正常时，机组各测点振动均以工频成分)幅值最大，同时存在着丰富的低次谐波成分，并有幅值较小但不稳定的(相当于X)成分存在，时域波形存在单边削顶现象，呈现动静件碰磨的特征。(2) 振动异常时，工频及其他低次谐波的幅值基本保持不变，但透平前后两端测点出现很大的X成分，其幅度大大超过了工频幅值，其能量占到通频能量的75%左右。(3) 分频成分随转速的改变而改变，与转速频率保持X左右的比例关系。(4) 将同一轴承两个方向的振动进行合成，得到提纯轴心轨迹。正常时，轴心轨迹稳定，强振时，轴心轨迹的重复性明显变差，说

3、明机组在某些随机干扰因素的激励 下，运行开始失稳。(5) 随着强振的发生，机组声响明显异常，有时油温也明显升高。诊断意见：根据现场了解到，压缩机第一临界转速为3362r/min，透平的第一临界转速为8243r/min，根据上述振动特点，判断故障原因为油膜涡动。根据机组运行 情况，建议降低负荷和转速，在加强监测的情况下，维持运行等待检修机会处理。生产验证：机组一直平稳运行至当年大检修。检修中将轴瓦形式由原先的圆 筒瓦更改为椭圆瓦后，以后运行一直正常。例2:催化气压机油膜振荡某压缩机组配置为汽轮机十齿轮箱+压缩机，压缩机技术参数如下：工作转速：7500r/min出口压力：轴功率：1700kW 进口

4、流量：220m3/min 进口压力：转子第一临界转速：2960r/min1986年7月，气压机在运行过程中轴振动突然报警，Bently 7200系列指示仪表打满量程，轴振动值和轴承座振动值明显增大，为确保安全，决定停机检查。揭盖检查，零部件无明显损坏，测量转子对中数据、前后轴承的间隙、瓦背紧力和转子弯曲度，各项数据均符合要求。对转子进行低速动平衡后重新安装投用，振动状况不但没有得到改善，反而比停机前更差。气压机前端轴振动值达到185卩m其中47Hz幅值为181卩m, 125Hz幅值为42卩m如图1-10 (a)所示。气压机后端轴振动值为115卩m 其中47Hz幅值为84卩m 125Hz幅值为1

5、8卩m 如图1-10 ( b)所示。轴心轨迹为畸形椭圆。气压机前后轴承座水平方向振动剧烈，分别达到39卩m 29卩图1-10气压机轴承振动频谱为进行故障识别，又一次进行升速试验，记录振动与转速变化的关系，气压 机升速过程三维谱图，如图1-11所示。前后轴承振动频谱图均发现有47Hz低频峰值存在，观察三维谱图可发现，当升速至4260r/min时出现半速涡动，随着转速的上升，涡动频率和振幅不断增加，当涡动 频率达到47Hz时不再随转速而上升，转速提高到7500r/min工作转速时，振动频率仍为47Hz,但振幅非常大，低频分量为179卩m而工频分量只有 40卩m诊断意见：对转子一支承系统进行核算，发

6、现转子第一临界转速为：2820r/min(47Hz)。据此进一步分析发现，其振动特征及变化规律与典型的高速轻载转子的油膜振荡故障现象完全吻合。因此可以判定其故障原因为油膜振动。由于油膜振荡故障危害极大，可能在短时间内造成机组损坏，所以必须立即停机检修处理。生产验证：停机后解体检查发现，轴瓦巴氏合金表面发黑，上瓦有磨损并伴有大量小气孔，前轴承巴氏合金有部分脱落。更换新的可倾瓦轴承后，再次启动机组，47Hz的低频分量不再出现，油膜振荡故障消失。_ 7VirZrntnnm loWo-crirn 亠* filiiOmn 5WUcinn 三潑鷹S* il 60 (nun 一、更？伽怕 -%聞l mm T

7、$SO 耐 nun 4 硒fmiB *WMr min $丁20 rAnin 也剛伽F -.UUkr/mm 询 Frrvii JIMJi mm一 -j 亠A-JLIfgq亠川”一-4壬小iiq苗如eoso100 1201401100I io Jffl/ILf图1-11前轴承升速过程振动瀑布图某化肥厂的二氧化碳压缩机组，在检修后，运行了140多天，高压缸振动突然升到报警值而被迫停车。在机组运行过程中及故障发生前后，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图是故障前的振动频谱，振动信号只有转频的幅值。b图是故障发生时的振动频谱，振动信号除转频外，还有约为1/2转频的振幅

8、，这是 典型的油膜涡动特征。据此判定高压缸转子轴承发生油膜涡动。例3某公司国产30万吨合成氨装置，其中一台ALS-16000离心式氨压缩机组，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，(8430/min)是轴的转速频率3,由轴的不平衡振动引起。55Hz为油膜振荡频率Q。当转速升至8760r/min(146Hz)时，油膜振荡频率Q的幅值巳超过转速频率幅值，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 3 (146Hz)和Q之外，还存在其他频率成分；这些成分是；主轴振动频率3和油膜振荡频率Q的一系列和差组合频率。

9、例4某公司一台空气压缩机，由高压缸和低压缸组成。低压缸在一次大修后，转子两端轴振动持续上升，振幅达5055卩m,大大超过允许值 33卩m,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6 23(a) 、 (b) 所示，图中主要振动频率为，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,值得注意的是,图中除了非常突出的低频之外,4 倍频成分也非常明显。对该机组振动信号的分析认为： 低频成分突出，它与工频成分的比值为，可认为是轴承油膜不稳定的半速涡动； 油膜不稳定的起因可能是低压缸两端联轴节的对中不良，改变了轴承上的负荷大小和方 向。停机

10、检查,发现如下问题： 轴承间隙超过允许值 ( 设计最大允许间隙为,实测为； 5 块可倾瓦厚度不均匀,同一瓦块最薄与最厚处相差,超过设计允许值。瓦块内表面的 预负荷处于负值状态 PR 值(单位面积上的预加载荷力值)原设计为,现降为 ,降低了 轴承工作稳定性。 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。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20卩m检修前原频谱图上反映轴承油膜不稳定的低频成分和反映对中不良的4倍频成分均已消失图623（c）、（d）。例5油膜涡动及振荡实例1997年11月，某钢铁公司空压站的一台高速空压机开机不久，发生阵发性强烈吼叫声，最大振值达 17mm/s （正常运行时不大于 2 mm/s）,严重威胁机组的正常运行。对振动的信号作频谱分析。正常时，机组振动以转频为主。阵发性强烈吼叫时，振 动频谱图中出现很大振幅的x转频成分，转频振幅增加不大。基于这个