旋转设备故障诊断技术

1、第一节旋转设备故障诊断技术概述旋转设备故障诊断技术的定义：利用测取的设备在运行或相 对静态下的状态信息，通过对信号进行分析、处理，并结合诊断对象 的性能、结构特性，历史状况，来识别识别设备极其零部件所处技术 状况，有关异常故障，并预测未来的技术状态，从而确定必要对策的 技术。在旋转故障设备的的状态监测和故障诊断技术中有多种方法可使用。 例如振动监测技术、油液分析技术、红外测温技术、声发射技术、无 损检测技术等。其屮振动监测技术是普遍采用的基本方法，其原因一 般基于以下两点：(1)旋转设备工作时始终在传递力和运动，其中 任何一个运动部件或与之相关的零件出现故障，必然破坏机械运动的 平衡性，这种力

2、和运动的非平稳性的出现，即表现为振动。(2)因 为振动的理论和测量方法都比较成熟，且简单易行。据统计，机械故 障90%可以从振动测量屮检测出来。旋转机械振动故障从性质上可以分为强迫振动和自激振动两人类。按 振动故障源分类方法，如转子不平衡、不对中，轴系不稳定、共振、 转动部件松动、支承松动、轴瓦松动、转子热弯曲等等。 旋转设备故障诊断的方法：(1) 正向推理使用正向推理的前提是振动故障范围必须明确，具体推理方法是 在能够引起振动故障全部原因(称故障总目录)与实际机组存在的振 动特征，振动史进行探索、比较分析，采用逐个排除的方式，剩下不 能排除即为诊断结果。正向推理诊断全过程，可以用下列流程表示

3、。机组振动划分振动类别排除或确定支承刚度低激振力 振源故障源故障具体部件。（2）反向推理也称目标直接推理，它是依据振动特征与故障特征比对，直接得 出故障原因，所以称它为反向推理，在推理过程中只与单一目标有关, 诊断方法较为简单，容易掌握。反向推理优点不需要了解故障范围及相应特征，只要对和关的故障特 征有所了解，即可进行诊断，目前不仅离线诊断，而且在线诊断软件 设计，都是采用这种思维方式在诊断故障（3）定向综合判断。这种方法是建立在振动故障的发生，发展总是有一个过程、诱 导因素的理论基础上的，根据对设备制造、结构特点、运行检修状况、 各类故障的特征的熟练把握，直接确定故障的大致范围，利用正推，

4、反推的相结合，筛选、排除、佐证（包括必要的试验），确定故障原 因。比如：某风机振动原来正常，但电机解体检修后振动异常，振动 不可能无故产生，振动异常必然与此次检修活动导致的某种因素的改 变有关，故障原因的范围可以划定在检修可能改变的参数，部件的范 围之内。实际上目前大多有经验的振动技术工作者基本采取的是这种 方法，这种方法往往能取到事半功倍的效果，但其确定是，判断的准 确性和快速性更多地受到工作者个人的经验、知识而的限制。第二节旋转设备振动基础构成一个确定性振动有三个基本要素：即振幅s,频率f(co) 和相位(p,即使在非确定性振动中，有时也包含有确定性振动。下面 已确定性振动中的简谐振动为例

5、来说明三者之间的关系。1、振幅简谐振动可以用以下的函数表示，s= asin(cot+(p)a最大振幅，2a峰蜂值，我们平时所说的一般就是指2a。振幅还可以用速度v和加速度a表示，他们分别是位移函数的一次 和二次微分。所要指出的是，我们经常用到的一个振动测量参数ves为速度有效 值，0.7 0 7v也称速度均方根，因为它最反映振动的强烈程 度,所以又称振动烈度。vgsuo.7 0 7 vo2、相位cot+(p为相位。实际工作中我们测量的相位是一个以键相脉冲为参 考点的一个角度，目前大多仪器是如此定义的：振动高点相对与键相 脉冲的角度差。3、频率co 角频率，co=2ji/t, 1 / t=f,即

6、频率。一个周期性振动是又多个不同的简谐振动叠加而成，将一个振动信号 进行傅立叶变换后即可得到，这就是我们常说的频谱分析的理论基 础。一个周期振动的频谱是离散的，当周期趋向无限大的时候，其频 率间隔是无限小的，因此非周期性振动的频谱是连续的。第三节典型的振动故障分析根据我省多年來频繁出现，或者现场可能经常能碰到的旋转设备典型 的振动故障大致分为如下几类：1. 不平衡（质量改变、转子弯曲，旋转部件脱落）2. 动静摩擦。3. 对中不良。4. 结构共振。不平衡故障的分析处理不平衡是再常见的一类故障，他一般有如下特点：（1）振动的波形近似为正弦波；（2 ）频谱中主耍为工频；（3 ）当转速一定的时候，振动

7、稳定；（4）对于挠性转子，过临界的时候存在较为明显的共振峰值。其原因大致如下：（1）存在较大原始不平衡量，这类不平衡往往不随其他参数的改变 而改变，是最为简单的一类故障；（2 ）转子存在热变形，往往随着机组的热状态的变化而变化，这类 在主机上较常见，但在辅机上很少出现。（3）转子部件飞脱，这类的特点就是在振动趋势中出现明显的突变 现象。（4 ）磨损，振动往往是随着运行时间的增加，振动逐渐增大，这类 在风机中较为常见。（5）检修中由于重套部件，或进行了焊接等工作，这类也常见。 举例1:yy电厂#1机组于2006年7月小修中处理了发电机护环，小 修后开机，机组通过发电机二阶临界转速时发电机#5、#

8、6轴承振动 超标，#5轴承振动最人高达98m,通过转子一轴承支撑系统二阶共 振区2 3 0 0 口寸，#5、#6轴承出现明显振动峰值。通频工频通频工频通频工频通频工频1300r/min2300r/min#5丄#6丄#5丄#6丄68.266.8z14735.333.6z13890.992.5z33369.268.7z165bode 5point:"瑚承振动point. #3丽振动machne f驱转子from 23jul2006 06:01:37.5 to 23jul2006 12:29:37.6 startup5001000.ii1x uncomp direct28.5/297278

9、poimt: ”4轴放振动poimt *4釉承振动macht4e:低压转子1x uncomp orect2580 rpm3000fla<270dd £ 6.5z 山anind金speed: 100 rpm/divbodo 7point *5釉承械动/0*point *5釉承振动zo*machne发电机转子ix uncomp direct41 1/24*421ltbslfrom 23jul2006 06:01:37.5 to 23jul2006 12:29:37.6 startup2580 rpm00030004-亠-亠，j,50010001 5002000speed: loor

10、pm/div25003000from 23jul2006 06:01:37.5 to 23 jul200612:2937.6 startup2580 rpmzp- dd £ 802 6工 z山onind長8speed: 100rpm«iv bode 8powt *6釉承赧动pomt *6釉预振动machne:发电机转子1x uncomp cxrect33.2/230°32.2from 23jul2006 06:01:37.5 to 23jul2006 12:29.37.6 startip2580 rprn3000flnpapx2p、& e 0j9mjj?

11、ujcmlnd 富5001000180270丄一： :-込 :_: :!- r亠丄 e:-e;-e一 6040205002500100015002000speed: 100rpitiwiv3000从测试的振动数据看，#5、#6轴承通过一、二阶临界转速时呈现明显的同相和反相峰值，一、二阶不平衡现象明显。发电机二阶临界时#5轴承通频值90.9pm、工频分量92.5|im/333°, #6轴承通频值 69.2pm、工频分量68.7|im/165°,主要成分都是工频分量，#5、#6轴 承振动相位相差168°,工作转速时#5、#6轴承振动相位相差107% 根据同类型机组影响

12、系数，于2007年4月6 ei利用发电机抽转子的 机会在发电机平衡槽内反对称预加重2x450go动平衡后机组开机振 动特性试验2006年4月21日19:34机组小修后首次冲转，机组转速升至 2030r/min中速暖机，暖机结束后升速，转速至2494r/min发电机二阶 临界时，#5轴承振动为38|im, #6轴承振动为23.2ym ；转速升至 3000r/min时，#5轴承振动为20.5gm , #6轴承振动为16.3pm,低 压转了和发电机转了平衡状况良好。示例2 :yy电厂#1机1b小机叶片飞脱事件过程2009年6月25日23:4o#1b小机前后轴承轴振出现突发性振动,#1、2 轴振分别由

13、 7.63|im> 19.7|im 跳升至 55.9pm 和 3&6|im。表轴系振动跳变前后的数据轴系振动跳变前有关参数轴系振动跳变后有关参数跳变前时刻6 m 25 h 23： 37跳变后时刻6 月 25 h 23： 43流量492t/h流量488t/h转速5180r/min转速5148r/min进汽压力0.9mpa进汽压力0.9mpa进汽温度343 °c进汽温度340 °c泵出口压力19.45mpa泵出口压力19.49mpa#1轴振7.63gm#1轴振55.9|im#2轴振19.74pm#2轴振3&6pm推力瓦温45.43 °c推力瓦温4

14、5.5°c轴承温度147.31 °c轴承温度47.3 °c轴承温度243.56°c轴承温度43.5°c轴向位移07 mm轴向位移07mm经多次观测振动突变有如下特征:1、振动为跳跃式变化，在其他运行参速无异常的情况下，轴系 各轴承振动同时出现突变，变化幅度大，变化无口寸间延迟。2、振动出现突变后，振动稳定在一个相对高位值运行，无下降 趋势。3、当转速变化时，特别是转速下降时，振动出现脉冲式波动， 转速稳定后，振动迅速稳定在原相对高位值运行,与转速高低无关系。4、振动变化吋，小机泵组其他参数运行无异常变化。通过试验分析，初步认为汽动给水泵组转子上

15、存在部件松动或脱 落，28日停泵进行全面检查：检查对轮连接情况，无异常；检查小 机前端短轴相关部件，无异常；检查各轴承，无异常；通过小机人孔 门检查，发现末级静叶片损伤变形，认为转子叶片可能出现断裂，决 定揭缸进行全面检查。揭盖检查发现次末级即第6级断脱1片叶片， 为第88叶片。投产以来，#1b小汽机总运行时间为43466小时，2008年大修 后运行了 2722小时。从运行情况看，机组振动一直良好，其他运行 参数均在规程要求范围内，无异常变化。结合振动变化情况，可以断 定叶片断裂吋间为6月25 h 23： 40,叶片断裂吋各运行参数稳定， 无异常波动，随后的转速变化时振动脉冲式变化为叶片碎片冲

16、击所 致。因此叶片断裂原因可以排除运行方而因素。从叶片频率看，叶片为不调频叶片，频率和分散率合格，片断裂 原因也可以排除叶片自振和安装不良的因素。通过断口和同类型小机情况看，认为该机存在设计缺陷，其关键 因素是强度不够。加工方面，第6级动叶片在距叶片根部高约50mm 处即断裂位置处存在明显过渡区印痕（如图1所示），第7级动叶在距 叶片根部高约60mm处也存在明显过渡区印痕，该位置区域属薄弱环 节，容易产生应力集中；从叶片受力情况看，该位置也为弯扭应力最 大区域。长期在蒸汽的动应力和叶片自振动应力的作用下，在强度不 够的情况下，叶片振动幅度相对较人，由于叶片的出汽边较薄，在材 料薄弱或应力集中部

17、位容易产生疲劳微裂纹，当裂纹扩展到一定值 后，扩展速度加快，最后导致叶片断裂，因此2003年以前的该型号小 机，经常发生与我厂类似的断裂现象，断口位置基本为离叶根1/3的 位置。动静摩扌基本特点：(1)波形有削顶现象；(2 )除共频外，往往存在一定的大量高次谐波成分(注：轻微碰摩 有时没有)，严重情况下有分频成分；(3 )对机组升、降速振动影响有随机性，振动重复性不好，降速过 临界转速区拓宽，幅值放大；(4 )转速稳定时，相位可能变化不大、也可能逆转向变化、甚至周 期性旋转360°；(5)轴心轨迹突存在跳跃性尖角.(6 )振动出现周期性变化，严重情况下，振动逐渐发散。可能原因：(1)

18、缸温差大、膨胀不畅；(2 )各种安装缺陷，间隙过小；(3 )部件存在较人变形，构件失效。(4 )存在异物(5 )振动过大某电厂#1机系哈尔滨汽轮机厂、哈尔滨电机厂生产的300mw机组，汽 轮机型号为n300-16.7/537/537,发电机型号为qfsn-300-2,机组没有励磁机, 在机组基建调试期间，机组在首次冲转过程中，发电机#5、#6轴承处油档发 生较为严重的碰摩，当转速升至800r/min时，#5轴振达250|im而跳机，通过 重新挂闸，在低转速下(600r/min)适当停留，将间隙磨大，碰摩现象得以消 除，#4轴承在一次翻瓦检查后开机至3000r/min时，也出现过碰摩现象，经 过

19、一段时间后，摩擦现象消失，其轴承垂直振动趋势及轴心轨迹/时基图见图 3o考虑到动静间隙已磨大，可以不了处理，在以后的多次启动中未出现过由 于碰摩导致振动增大的现象。pointpoint: 嵌 sx +y.笈z.lf so'45 leftoircct ix uncompfrom 14maa2oo1 03:23:10 to 14mar2o01 04:37:10 startup 0500154/o110268541 rpm27036090180/upoint: .<66x /solxtdirect03今/ opoiht: wfelkgxuktix uncomp85.203»&

20、#171;农心机from 14mar2oo1 03:23:10 to 14mar2001 (m:37:10 startupml rpm1000spt0-ioorpnvd»v20002000180 .27015005001000speed: 100 rpnvdiv首次冲转振动波德图14apr2oo1 ot>：oo14arr2oo1 oe；ooy aan口 nooi 07:001 vaahnoot 08:0009:00eooimt: 偽«p 1*1o1 x umcorwip02.< *otq micro <r» ps>/ 41acmimk: (

21、u.ikf-wapfwnooron» oo oc>o 00:00:00 tc 1 -»xxpr2oo1 1o:33:-4a staftop o4：26:、70o1 20；os1 oo凤c403020v axjiuo00:00i4arr2oo12拒勰。、摩擦振动现象在新装机组屮较为常见，其原因往往是动静部分碰摩所致, 一般是油档、轴封等部位，动静摩擦可以产生摩擦涡动和转子热弯曲。动静摩擦引起的热弯曲,在不同的转速下有不同的反映,当转速低于临界转速时，此时转子对摩擦比较敏感，在图4a中设转子原始不平衡为0a, 由于滞后作用，振动高点为h点，h点为摩擦重点，在0h方向上产生

22、一个 热不平衡ob,ob与0a合成为一个新的不平衡0c,由于转速低于临界转速, 滞后角zaoh小于90°, oc较原不平衡0a逆转了一个角度并且人于0a,这样造成了动静摩擦进一步加剧；当转速高于临界转速时，如图4b所示，滞 后角zaoh大于90。，0c虽然不断逆转，但幅值越来越小，因此摩擦不会越 摩越严重，而是振幅和相位出现周期性变化，变化的周期和幅度与动静摩擦 的严重性有关。对于第一种情况，应迅速将转速降低，严重时应立即打闸停 机，因为在低转速下，不平衡振动相应较小，低转速下，摩擦导致的振动不 会很大，运行一段时间后，接触部分金属会很快磨损和熔化，脱离接触，当 振动稳定后可重新升速

23、（见图2）；对于第二种情况，当确定为摩擦且情况不 是很严重时，可监视运行，运行一段时间后，摩擦振动也可逐渐消除，但由 于轴封比较“耐磨”，摩擦振动往往需要较长时间才能消除。摩擦振动发生时，振幅和相位将发生变化，特别是1倍频振幅将发生较 大变化，理论上将产生较多的谐波分量，但实际检测屮往往不会很明显，特 别是在检测轴承振动时，甚至检测不到谐波分量，而且谐波分量往往与电气 等其他因素造成的谐波分量混淆在一起，而难以判断。摩擦振动发牛时，一 般在轴心轨迹图和振动波形图上有较明显的反映，轴心轨迹出现跳动，振动 波形将出现削波现象（见图3下图）。因此要准确判断摩擦振动，应结合多种 分析手段才能判断振动的

24、性质。ab例2sm电厂2007年6月14 h 19:56机组大修后首次冲转，至20:26机组转 速升至2030r/min中速暖机。暖机过程中高中压转子出现一次碰摩，1x/1y轴 振动最高爬升至90.4|lnn/105|lim,经近三个小时的磨合，碰摩现象逐步消失，轴振恢复至暖机前水平。15 h 0： 36暖机结束，机组升速至2320r/min, #3、#4 轴承振动呈快速爬升趋势，4x轴振急增至175um,手动打闸停机。数据分析 认为机组升速至2320r/min已进入支撑系统共振区，#3、#4轴承垂直振动达 38um,相位反相，低压转了存在较大的不平衡量，但是4x轴振单独出现急增现象属传感器支

25、架共振，不影响机组轴系安全。经会议研究决定：为取得 低压转了支撑系统共振区的振动数据，便于进行高速动平衡试加重量，将4x 轴振保护定債放大至400|im并延时5秒跳机。再次升速至2380r/min时，4x 轴振最人达434pm, #3轴承垂直振动达50um, #4轴承垂直振动达62um,打闸停机。 bodepoint.轴掖/45* lettchrect76.1point划x轴岳z45*left-1x uncomp67.8厶 68°machne: hp turbne bode 2powt：扳(45° left directpowt:?45° left1x uncom

26、pmachine: kp turbinefrom 14jun2007 192227.6 to15jun2007 03:30:27.6 startup50.130 8/162*1720 rpm8060402002»r:lbgul9speed: 100rpm/drvdvft6多e9ujolujldmr500speed 100rpm/divbode 3point *5x轴/45* left point: #5xw? /45*left machwe: hp turbinedfect1x uncomp59.613.6/13*1720rpmbode 4pont*6x 釉扳leftpomt：,6x

27、 轴？sz45ket1machine: hp turbinedirect1x uncomp42110 3/139*1720 rpmfrom 14jun2007 19:22:27.6 to 1sjun2007 03 30.27.6 startup3303603060902000mvrrs多e9 ujollbw806040050010001 500speed. 100rpm/drvo o o o o o9 8 7 6 9 812 3 15001 0001500speed 100rpm/div1112000bndo 5point: #7x轴麺machwe: lp turbinefrom 14jun2

28、007 19:22:27.6 to1&jun2007 03 30 27.6 startup500left1x uncompm rp 011bode 6pof4t*8x 釉械 machine: lp turbioeleft1x uncomp180書p9-03 蚩51000iff-:i i十ifrocn14jun2007 1&2227b to 15jun2007 03 30:27.6 startup101 rpm2000uiidlwspeed: 4 00 rpm區awgtetwmjzujngspeed 100 rpm/div50403020 bode 7ox bode 8ldlxl

29、p0int*3tt 帝振动/0 directpoint x堀预掀动/001x uncompmachne: lp turbne50.048.0/620powt:承振动powt. <4轴承:播动direct1x uncomp60.959.8/246°from 14jun2007 19:22:27.6 to 15jun2007 03 30 27.6 startup2380 rpm360npjffp290180270360machine: lp turbinefrc<n14jun2007 2.22 276 to15jun2007 03 30:27.6 startup2380 rp

30、m总 dd e 8ve zluonmd 運5040302010sco10001500speed: 100rpm/cfcv2000.2w dd e ge6.gzujanlnd 運机组升速振动特性图在机组惰走过程屮，当转速降至335r/min时#4瓦顶轴油压从7.37mpa 急降至6.12mpa, #4瓦第2点金属温度开始爬升，至191 r/min时，#4瓦第2 点金属温度最高达109°c,转速至130i7min时，#4瓦第1点金属温度开始急 速爬升，最高达126.15°c,转子在335r/min转速以下惰走时间急剧降低，仅 为6min。 分析认为#4轴承已受到较严重的磨损，需

31、进行翻瓦检查。机组翻瓦检查发现#4轴承下瓦磨损，由于发生轴颈与轴瓦发生摩擦的转 速较低，转轴动能水平相对较低，轴瓦除较大面积的摩擦发黑外，轴瓦磨削 量较小，乌金稍有起皮。综合#4轴承磨损发生和检查的情况分析，造成#4轴 承磨损原因是低转速下轴承油膜的破坏，从而导致轴颈与轴瓦发生直接接触 性摩擦。造成此次#4轴承低转速下轴承油膜压力破坏的原因有三个方面： 顶轴油压力不足，轴颈与轴瓦直接接触。大型机组由于轴承负载较重，轴承均设置顶轴油顶起转子，使转轴处于浮动状态，以减小盘车力矩。同时顶 轴油的存在有利于转子在升速过程中建立油膜，并在降速过程起到防止油膜 破坏的作用。次此大修恢复顶轴油系统时，仅凭以

32、往经验将顶轴油压调至 lompa,未按要求对每一个轴承进行静止状态下的顶起高度测量，导致#4轴 承实际顶起高度为oo翻瓦检查后将顶轴油压调至12mpa, #4轴承顶起高度 为0.01mm,仍不满足丿家0.04mm0.06mm的标准。 轴承自位能力较差，轴承发生偏斜。从机组#4轴承金属温度变化的过程可 知：#4轴承第2点金属温度先于335r/min开始爬升，至191r/min时达最高 109°c,其后持续下降，转速至130r/min吋，#4瓦第1点金属温度开始急速 爬升，最高达126.15°c （轴承两金属温度测点为轴承底部前后布置）。从照片 中亦可以看出，轴承前后侧档油边磨

33、损程度不一。说明轴承在低转速下由于 自位能力较差，发生了前后偏斜，使得轴瓦与轴颈间沿轴向形成一楔形间隙, 造成顶轴油部分泄漏，#4瓦顶轴油压从7.37mpa急降至6.12mpa,导致油膜 破坏引发轴瓦磨损。 轴颈在轴承中存在脱空的可能。市于低压转子#4轴承支承瓦枕为悬挂式， 瓦枕两侧支承在轴承箱的水平中分面上，瓦枕底部无支撑，当轴承承接转子 重量以及变工况轴承负载发生变化时，轴承将发生不同程度的变形，导致轴 承侧隙减小，轴颈与轴承底部接触面积减小，甚至脱空，导致顶轴油泄油量 增大，转轴顶起高度不足。5:00 >2007-06-15,04:16:00:006/7511 "t27i

34、lmpa mpap3zi.0 tb42主机43轴承油膜压力4号轴承轴瓦温度26 62p109. 10160. 88tarws转速值191.00m55.8 ip u mhl0184号轴承回油温度49. 44|天-时:分:秒000:30:00低速下#4轴承温度变化曲线12.0 12.0 12.0 150.0 150.0 3000. i 150.0 60.040.0u000.0.00.2007-06-15 04:16:00 a/mcu000000图4、#4瓦磨损照片经对#4轴承进行修刮后，将顶轴油压调至12mpa后，重新开机，#4轴 承温度正常，满足正常运行要求。但当停机转速降至127r/min吋，

35、#4轴承温 度第一点仍有所增加，转速至零时最高升至62.66°c,轴颈顶起高度仍不足， 建议进一步增加#4轴承顶轴油压，使得#4轴承顶起高度达到0.04mm 0.06mm的标准。对中不良对于汽轮机而言，联轴器基本为刚性，连接刚度大，一般不会出现由 于联轴器故障现象，中心状况的不良，更多的体现在导致复合分配不均匀上, 往往将导致油膜失稳或瓦温偏高.而对于大部分辅机，往往采用的是挠性联 轴器和齿式联轴器，不对中或连接不良在振动上表现就比较突出.其特点往往有：(1) 除工频振动增大外，往往出现较大的2 x频振动.(2) 不同方向的振动差别较大，在进行动平衡试验时，常常出现无法同时 消除相邻

36、两轴承的振动，或无法同时降低垂直和水平振动.即动平衡无规律 性可言.(3 )对于三支撑转子，特别是冃前6 0 0 mw机组# 9瓦，不对中往往导 致#9瓦异常增大，而且有时往往伴随较大的半频成分.原因：(1)检修工艺不到位；(2 )套装联轴器出项松动或联轴器出现变形；(3) 连接螺栓变形或连接工艺不良，存在预载荷或紧力不均匀；(4) 基础出现沉降，或热态下轴承标高出现变化，运行中心状况发生改变 等等.示例1 :yy电厂四台排粉风机为悬臂式、离心风 机，工作转速为1450r/min,风机轴系支撑示意 图如右图所示。箱体和支架由碳钢焊接而成， 箱体高约1.5m,宽约1.2m,联轴节依靠带 弹性橡胶

37、垫圈的螺栓挠性连接。1、概述该四台风机在试运时，风机轴承及电机轴 承振动严重超标，振动超标主要体现在水平 方向，水平振动最大超过400pm,（基建调 试验收规程要求：80ym以内合格，60|im 以内优良），四台风机的原始振动如表1所 示。制造厂在现场进行多次动平衡处理，虽有 一定的效果，但风机轴承振动仍严重超标，无 法正常运行，显然风机异常振动除不平衡外， 还存在其他因素。另该风机受其结构特点及制 造精度的制约，其振动本身就很难达到验收规#4电机风机轴承箱#3#2#1ii=支據箱体支架/tt7e7''"弋接融面a程的要求（制造厂要求113pm合格）。鉴于以上因素，有

38、必要对风机振动特性 进行进一步的测试分析，并采取和应的减振动技术措施。表1 风机原始振动（工频）单位：|imz度#1轴承#2轴承#3轴承风机轴承 箱轴向水平方向垂肓方向水平方向垂直方向水平方向#1风机97z30773z22050z2740z2590z29144#2风机143z230110z13160z28373z282220z212126#3风机372z9972z23342z9593z313260z30110#4风机237z12936z105230z11939z11160z50802风机异常振动的原因分析和处理2.1现场动平衡试验从以往的经验來看，风机振动超标往往是由于不平衡所致，处理也相对简

39、 单，通过现场动平衡即能消除风机的振动，本着从易到难的思路，决定对风 机进行现场动平衡试验，其目的是降低风机不平衡干扰力，了解风机振动的 变化规律。平衡后风机的振动数据如表2所示。表2 平衡试验后风机的振动单位：pnz度#1轴承#2轴承#3轴承风机轴承 箱轴向水平方向垂直方向水平方向垂直方向水平方向#1风机21z24028z20133z2129z2086z28715#2风机37z16548z11571z2866z284160z21759#3风机25z14137z12146z32770z278230z3183#4风机31z13966z19953z9267z350i30z4280在动平衡试验过程中

40、发现风机振动具有如下特性： 风机及电机原始振动大，主要是水平方向，最大超过400|ini （通频），从 振型分析看，既存在较大的对称不平衡分量，也存在一定的反对称分量（见 表1）；从频谱分析看，存在一定的2倍频振动分量，为2030|im。 #1风机动平衡效果明显，一次加重，振动即降至优良范围内，但#2#4风 机却不同，当振动较大时，平衡效果较好，规律性也较强，但当振动降低到 一定水平时（80looym左右），风机轴承水平、垂直及轴向振动无法同时降 低，即当水平振动降低时，垂直振动和轴向振动则增人，反之当垂直和轴向 振动减小吋，则水平方向增大，从振型分析看，动平衡对降低对称分量效果 明显，对降低

41、反对称分量则不理想。 风机振动对不平衡重量的灵敏度很高，平衡块重量和方位略有变化，则振 动变化较大，1015克平衡重量即可影响振动10|imo 电机振动在不带风机运行时振动很小，在30切 以下，但带风机运行时，振 动成倍增加（见表1）,在进行风机动平衡吋，电机振动基木不受动平衡的影 响，最大仍达230pm （见表2）。以上现象说明不平衡是造成风机异常振动的一个重要原因，但风机振动超 标不仅仅受不平衡力的影响，还受其他因索如刚度、轴系中心等的影响，当 不平衡力消除到一定程度时，其他因素的影响成为风机振动超标的主要原因, 继续进行动平衡已没有意义。2.2风机支撑箱体刚度差的处理鉴于动平衡过程中发现

42、的振动现象，测量了#3风机支撑箱体的振动特性, 发现支撑箱体上部水平振动基本与风机轴承振动和同，箱体与支架的差别振 动大,如接触面a处箱体垂直振动高达8090pm,而支架振动较小，检查发 现箱体与支架的接触面z间绝大部分存在较大间隙，电机与箱体的接触面也 存在较大间隙，其余3台风机均不同程度存在此现象。为了消除接触不良的问题，在箱体与支架之间塞垫片，考虑到不影响风 机轴系屮心，先只松开部分连接螺栓，加垫片后再拧紧，如此依次进行。经过处理后，风机垂直振动有所改善，箱体差别振动也得以消除，接触面a处 箱体垂直振动约10|imo #3风机箱体与支架接触状况处理前后的数据对比见 表3o表3#3风机接触

43、问题处理前后的数据对比单位：pirn#1轴承#2轴承#3轴承风机轴承 箱轴向水平方向垂直方向水平方向垂直方向水平方向处理前25137467023083处理后2056675620066经过采取动平衡及改善箱体接触状况等处理措施后，风机轴承振动虽 有很大的改善，但无法降至优良水平，且风机驱动电机轴承的水平振动仍 很大，严重超标，针对风机振动对干扰力的灵敏度较高，支承箱体水平刚 度很差这一现象，决定在#2#4风机轴承支承箱体内加两个横向“人字支 撑，以增加箱体刚度；并重新调整电动机与箱体的接触，保证接触良好。经过处理后，电动机振动有明显好转，所有电动机垂直振动在50pm以 下,#4、#3电动机轴承水

44、平振动为3740ym,#2电动机水平振动为110pm； 风机轴承水平振动却有所增大，测得的具体数据见表4。表4增加#2#4风机箱体刚度后的振动数据 单位：|im#1轴承#2轴承#3轴承风机轴承 箱轴向水平方向垂直方向水平方向垂直方向水平方向#2风机104655583753#3风机141401475411067#4风机1043596273839分析认为：由于联轴节连接螺栓位置的调整（在上述处理过程发现风 机联轴节螺栓重量差别大，差别最大达180克，联轴节连接时重新调整了 螺栓位置，以保证联轴节平衡），及调整电机与箱体的接触时，联轴节中心 状态发生了变化，风机轴系平衡状况也因此发生变化，致使风机轴

45、承振动发生相应的变化（见表4）,鉴于此，有必要调整风机平衡重量，调整后风机振动如下表5所示。表5 调整平衡重量后风机的振动单位：ym#1轴承#2轴承#3轴承风机轴承 箱轴向水平方向垂直方向水平方向垂直方向水平方向#2风机646586312066#3风机7367435612785#4风机251841216735在调整重量时，风机振动的变化规律仍存在一些异常现象: #2、#3风机#1、#2轴承垂直、轴向与水平方向的振动相矛盾，无法 同时降低；而#4风机轴承各方向的振动却能迅速降低，且振动稳定。 电动机振动（水平方向）变化较大，#2电动机振动由120ym增大 至136pm, #3电动机由40|im增

46、大至127|im 、 #4电动机由36（im增大至 67|imo 风机振动对联轴节中心的变化很敏感，如#3风机联轴节左右张口由 0.15mm调整至0.05mm时，#1轴承垂直振动市67pm增加至92|im,水平 振动由73|im降至56|im, #2轴承水平振动由43gm降至37ym,轴向变化 最大，由85|im增大至124|im；另外即使不改变轴系屮心状况，只要将联 轴节重新连接，风机及电机的振动也发生较大变化。2.3联轴节连接不良的分析与处理从2. 2节发现的现象分析，显然#2、#3风机联轴节连接状况对风机 振动存在较大的影响，在处理完不平衡及箱体刚度差的问题后，联轴节 的连接不良成为风机

47、振动超标的主要原因。因此检查#2、#3风机联轴节 的对中状况，并重新找中，但重新找中后启动风机，振动测试发现：即 使联轴节圆周湼及张口调整至优良范围内，2.3节所述的现象仍然存在。针对风机联轴节的结构特点，决定对联轴节作进一步的详细检查， 发现#2、#3风机联轴节螺栓橡胶圈直径、联轴节螺孔内径以及螺孔之间 的间距不均匀，联轴节连接后，静态下联轴节螺栓橡胶圈与联轴节螺孔 的接触面及间隙不均匀，差别很大。理论上，挠性联轴节可以改进轴系不对中的能力，然而，正是市于 联轴节为挠性连接，当螺栓橡胶圈与联轴节螺孔的接触面或间隙不一时, 在带负荷运行后，只是部分弹性橡胶垫圈受力，取到传递扭矩的作用， 这样势

48、必造成两个方面的影响：带负荷运行时，联轴节圆周差和张口 发生较大变化，致使转子增加附加弯矩和轴承增加附加负载；联轴节 刚度不对称，联轴节受力不均匀，即联轴节切线方向的合力不为零，该 作用力一方面取到传递扭矩的积极作用，另一方面取到一个类似于不平 衡力的负面影响。将#2、#3风机橡胶圈修刮，消除橡胶圈与联轴节螺孔的接触面及间 隙不均匀这一缺陷后，并对平衡重量略作调整，电机与风机轴承振动得 到明显改善，测得的数据如下表6所示。表6 #2、#3风机振动的最终处理结果单位：垂直方向水平方向轴向#2风#1轴承203037机#2轴承233037#3轴承206037#3风机#1轴承343058#2轴承375

49、857#3轴承61714至此，四台排粉风机异常振动现象得到圆满解决，风机及电机振动均在优良范围内，3、结论31益阳电厂排粉风机及电机振动严重超标问题，通过采取现场动平衡、增 加箱体刚度、修刮橡胶圈以消除橡胶圈与联轴节螺孔的接触面不良等措施 的综合治理，风机及电动机振动均在60ym以下，达到优良水平。32理论上挠性联轴节可以在一定程度上自动调整中心，但实践中，就其对振 动的影响而言，挠性连接转子的振动比刚性连接转子，受轴系对中或联轴节 连接不良的影响更明显。3.3随着电力生产自动化的提高，对设备运行的可靠性要求也越来越高，相应 地对设备制造、安装、检修也提出了更高的要求。风机的结构虽然简单，也

50、很少发生较为复杂的振动问题，但如果制造质量得不到相应的提高，以及安 装及检修质量控制不严格，势必增加振动故障出现的几率和分析、处理的难 度，影响设备的安全运行。结构共振结构共振的原因很多，其特征也很多.但基本有一个较为共同的规律:（1）振动突然增大很多，而相邻轴承振动往往反映不明显；（2 ）振动稳定性差，有时候出现较人跳动，或者出现弱周期的变化;（3 ）振动变化具有不可逆性；（4 ）频谱上有时出现不同程度的冲击谱；（5 ）轴承座出现较大差别振动一般原因：（1 ）连接螺栓松动，紧力下降导致刚度下降；（2 ）安装时接触面积不够，导致刚度变差；（3 ）基础出现沉降，松动；（3 ）部件连接时紧力不均匀

51、，导致支撑系统出现变形；（4 ）相连管系支吊架负荷分配不合理或管系膨胀受阻.示例1 :j z s电厂1a 次风机为上海鼓风机厂生产，工作转速为 1792r/min,功率为1240kw ,电机为湘潭电机厂生产；凝结水泵为 上海凯士比泵有限公司生产，工作转速为1480r/min ,功率为 2300kw ,电机为湘潭电机厂生产。1a 一次风机，ib、2a、2b凝结水泵在运行中发现振动超标， 影响到设备安全运行，应电厂要求，对异常振动进行分析处理。1、一次风机振动测试分析和处理1a 一次风机电机振动超标，带负荷运行时负载端水平振动达 125切，电机单独试运时负载端水平振动达60pm,测量电机差别振 动

52、比较大，7月7日晚，维修人员对电机台板进行了调整，电机单独 试运，负载端水平最大振动仍为54pm。7月8日下午对电机进行动平衡，靠背轮上加重315克，负载端 水平振动降为40屮m效果不明显，电机差别振动仍比较大，分析认 为电机垫片接触不良。7月8日晚，对电机垫片再次进行调整，将原 垫片与电机基脚平齐。7月9 h下午，电机单独试运，负载端水平最 大振动降为20pm。连接靠背轮，试运风机，轻载下电机负载端水平 最大振动34|im,风机振动良好。处理前后。2、#1、2机凝结水泵振动测试分析和处理2007年7月6日，对ib、2a、2b凝结水泵电机振动进行 测量和频谱分析，三台凝泵电机顶部振动均超标，2

53、a径向最大 280|nm, 2b径向最大230pm, ib最大130pm,所有振动数据波动大,电机顶部可感觉到明显的摆动。通过频谱分析,振动以174hz和74hz 振动为主，基频和2倍频振动很小，电机存在故障的可能性比较小。7月7日，维修人员对1a、1b凝泵所有连接螺栓进行紧固。紧 固后对1a、1b凝泵进行试运，顶部振动降到50pm以内，振动合格。7月7日晚，维修人员对2b凝泵连接螺栓进行紧固，紧固后运 行，电机振动无明显变化，测得水泵台板垂直振动达16|im。7月7日晚维修人员紧2a凝泵连接螺栓，7月9日运行时，电 机顶部振动有所增大，达310屮m同时测得水泵台板垂直振动达 18屮n,鉴于2a、2b凝泵超标，而又不具备停机检修的条件，经讨 论决定： 2b凝泵做为主力泵运行，运行人员、点检加强监视，如振动没有 突增的现象，则维持运行，在2号机b级检修中再做处理。 2a凝泵外部加支撑，