故障诊断读书报告

1、机械故障诊断技术读书报告不平衡诊断案例分析综述Unbalanced Diagnosis Case Analysis Were Reviewed学 院：专 业：班 级：姓 名：学 号：指导教师：学年学期：摘要：近年来化工生产中的设备、机器有着明显趋势就是向功能原理多样化、大型化、连续化和集成化方向发展。以此提高生产效率,降低生产成本,使用较低的消耗来充分完成设备的工艺目标。然而,一旦机器设备发生故障,所造成的后果将是十分严重的,甚至是灾难性的。首先,生产过程被中断,最直接的就是经济损失;其次,由于石化生产的特殊性,可能造成人身伤亡以及对环境的污染。在机器设备的故障中,旋转机械故障占了很大的比重。

2、如风机、压缩机和汽轮机等设备,都是石油、化工、冶金和电力等现代企业中的关键生产工具。通常大型旋转机械的故障常在振动状况方面体现出来,要保证设备安全可靠运行,就必须对其进行故障诊断和状态的监测。现代化生产中,不能停留在设备的事故后维修,要进行故障前的监测并对得到信息进行分析同时预测设备下一步的运行趋势。据统计,旋转机械约有近七成的故障与转子不平衡有关。因此,对旋转机械的转子不平衡故障的研究和诊断最有实际意义。关键词：转子不平衡 故障诊断 时域分析 频谱分析Abstract: in recent years in the chemical production equipment and mach

3、inery is a clear trend to the functional principle of diversified, large-scale, continuous and integrated direction. In order to improve the production efficiency, reduce production cost, low consumption to fully complete equipment of process goal. However, once the equipment failure, the consequenc

4、es will be very serious, even be disastrous. First of all, the production process is interrupted, is the most direct economic loss; Secondly, due to the particularity of petrochemical production, may cause personal casualty and pollution to the environment. In the machinery fault, rotating machinery

5、 fault accounted for a large proportion. Such as equipment, such as fan and the compressor and turbine are petroleum, chemical industry, metallurgy and electric power and key production tools in the modern enterprise. Usually large rotating machinery fault is often reflected in vibration condition,

6、to ensure the safe and reliable operation of the equipment, it must to fault diagnosis and condition monitoring. In modern production, cannot stay on after the accident of equipment maintenance, must carry on the before failure monitoring and forecast analysis at the same time get the information eq

7、uipment run trend of the next step. According to statistics, about nearly seventy percent of the rotating machinery fault is associated with the rotor unbalance. Therefore, rotor imbalance of rotating machinery fault diagnosis research and the most practical significance.Keywords: Rotor imbalance Fa

8、ult diagnosis Time domain analysis Spectrum analysis目录0.引言31.转子不平衡表现41.1转子振动41.2轴承箱振动42.转子不平衡机理53.转子不平衡危害63.1转子应力63.2摩擦64.案例分析64.1不平衡案例一64.2不平衡案例二84.3不平衡案例三94.4不平衡案例四104.5不平衡案例五125.结论14参考文献150.引言转子的不平衡是旋转机械主要的激振源,也是其他一些振动故障的主要触发因素。转子的不平衡会产生下列不良的后果:(1)引起转子反复的弯曲和内应力,造成转子疲劳损坏和断裂。(2)引起旋转机械产生振动和噪声,会加速轴承、

9、轴封等零件的磨损,降低机组的工作效率和使用寿命。(3)转子的振动可以通过轴承、基座传递到基础和周围的建筑物上,恶化周围的工作环境。为了改善机组的工作状态,在转子制造、安装调试过程中及大修后,常常需要对转子进行故障诊断。1.转子不平衡表现1.1转子振动 一般来说,转子的振动可表示为:振动=力/动刚度(2)该等式说明转子的振动幅值同转子的不平衡激振力成正比,同转子系统的动刚度成反比。一旦确定了转子系统的结构型式,其动刚度就为定值。在设计阶段可以方便地通过改变转子系统的动刚度来改变转子的振动大小,即改变转子系统的动态响应;但是鉴于转子支撑系统的复杂性,在机组运行现场中改变转子系统的动刚度的办法却很难

10、得以实施,因此,如何降低转子不平衡力就是最简单、最实用的方法。由于转子的不平衡量同转子一同旋转,转子不平衡量所引起的振动总是表现为基频分量(又称为同步振动),其基频幅值通常用模拟跟踪滤波或数字滤波方式得到;而不平衡量所引起的振动相位角(又叫做高点位置)被定义为当键相信号被触发时,从振动探头开始逆转子旋转方向到振动正峰值的角度,该相位角的范围为003600。在自由振动时任何转子系统均存在几阶固有频率。当转子在固有频率下旋转时,不平衡力所产生的挠曲变形是有一定振型的,称为主振型或模态振型。在不同固有频率下,转子的振型是不一样的,且不同的主振型具有正交性,也就是说在不同主振型下,转子上所分布的不平衡

11、力仅对当前振型有作用,而对其他振型没有作用。由此可见,当转子通过一个固有频率时,相应的不平衡量就被分解为一个单一的模态振型,为此就产生了振型平衡的方法。在实际情况中转子的工作转速往往在某阶固有频率之上,但却在另外某阶固有频率之下,此时转子的挠曲变形将会混合两阶或两阶以上的振型。值得注意的是,上述结论均是在线性振动理论的基础上提出来的。现实中转子系统总会存在一些非线性因素,如转子在轴承中处于高偏心率工作区域、摩擦或者运动部件存在松动所引起的支承刚度增加或减少等非线性情况,这时转子的振动除会产生基频振动外,还将产生其他如2倍频、3倍频等谐波分量。为此,如果转子处于高1倍频振动情况下,转子在轴承中的

12、运动轨迹将通过高偏心率工作区域,此时同样会产生2倍频谐波振动。另外对于重量较重的转子除了不平衡力产生1倍频振动分量外,还将因重力而产生明显的2倍频振动分量。1.2轴承箱振动 在轴承中转子的1倍频振动是一个动载荷,该动载荷通过轴承传递到轴承箱上,使轴承箱产生振动。轴承箱的振动可能同转子振动同相,也可能同转子振动反相,此时轴承箱的振动强度将受到转子和轴承的相对质量、轴承的支承刚度、轴承箱本身的刚度和基础的刚度等因素影响。(1)当轴承箱的质量同转子质量之比较高时,轴承箱的振动幅值就较低,大型汽轮机和燃气轮机就属于这种情况。所以汽轮机往往只测量转子相对振动就能很好地反映出机组的振动状况。(2)当轴承箱

13、质量同转子的质量之比较小时,如果轴承箱的振动与转子的振动同相,此时转子的相对振动值可能较小,而轴承箱的绝对振动值却较大;反之当两个振动反相时,又会发生转子振动较大,而轴承箱振动较小的情况。此时必须同时测量转子相对振动和轴承箱绝对振动,才能完全反映机组振动状况和保证机组的安全性。(3)当轴承箱刚度较小时,也必须同时测量转子相对振动和轴承箱绝对振动。但需要注意的是由于轴承箱相对较柔,测量轴承箱绝对振动的传感器应尽量避免装在轴承箱振动的节点上。 (4)在润滑轴承中,当一个不平衡转子工作在高偏心率区域时,轴承将产生较大的油膜刚度。高的油膜刚度在抑制转子振动幅值的同时却极易把转子振动传递到轴承箱上,此时

14、反映出转子的相对振动较小,而轴承箱的振动却较大。总之，转子不平衡的具体表现为：振动的时域波形近似为正弦波，频谱成分以工频为主，由于非线性关系，常伴有部分谐波成分；当n 时，即在临界转速以下，振幅随着转速的增加而增大；当n 后，即在临界转速以上，转速增加时振幅趋于一个较小的稳定值；当接近于n 时，即转速接近临界转速时，大声共振，振幅具有最大峰值。振动幅值对转速的变化很敏感；当工作转速一定时，相位稳定：轴心轨迹为一个比较稳定的圆或偏心率较小的椭圆；转子部件脱落，振幅变化明显。2.转子不平衡机理设转子的质量为M，偏心质量为m，偏心距为e，如果转子的质心到两轴承连心线的垂直距离不为零，具有扰度为a，如

15、图1所示。由于有偏心质量m和偏心距e的存在，当转子转动时将产生离心力、离心力矩或两者兼而有之。离心力的大小与偏心质量m、偏心距e及旋转角速度有关，即 F=me2。众所周知，交变的力（方向、大小均周期性变化）会引起振动，这就是不平衡引起振动的原因。转子转动一周，离心力方向变化一个周期，因此不平衡振动的频率与转速一致。3.转子不平衡危害3.1转子应力 如果转子是完全刚性的,则转子在重力作用下不会产生静态变形。转子旋转后,由转子不平衡力产生的1倍频振动则不会使转子的表面纤维发生应力交变。而对于水平的柔性转子而言,转子在重力和其他径向力的作用下,将产生一定的静态变形;当转子旋转时,转子的内表面将受到压

16、缩,而转子的外表面将受到拉伸。对于各向刚度同性的转子,在同步振动的情况下,转子上的轴向纤维将始终保持其原来的拉伸或压缩状态,故在转子上不会产生交变应力;而发生异步振动时,则转子的轴向纤维将产生交变应力。但是在多数实际转子上,由于轴的各向弯曲刚度(电机转子)及支承刚度(如轴承)存在差异,此时由不平衡量引起的振动响应将不再是一个圆,而是一个椭圆,这时即使转子仅仅存在同步振动,轴的弯曲平面相对于轴来说不再是固定不变的,而是以轴的某一条线为中心发生左右摆动,从而在转子上形成交变应力。另外,转子的同步振动还将导致转子进一步弯曲变形,从而加大了转子表面的交变应力,此时如果转子表面存在较大应力集中,高的1倍

17、频振动将加速转子的疲劳损伤。3.2摩擦 一旦由不平衡力所产生的1倍频振动幅值超过机械的动、静间隙就会产生动、静摩擦故障。动、静摩擦的结果将导致转子和静止部件的机械磨损,从而影响机器的经济型和安全性。当动、静摩擦发生时,转子的振动会受到一定程度的限制,这相当于增加了转子的动刚度,此时反映在振动频谱图上不但有1倍频振动,同时还会有1/n倍频和n倍频谐波分量。在机组过临界转速时,由于转子的1倍频振动响应较高,所以转子的动、静摩擦更易发生。当动、静摩擦发生时,随着转子的加速使得转子系统刚度增加,转子振动的共振峰值也向更高的频率方向移动,这就使得Bode升速曲线图中的共振峰值发生变形4.案例分析4.1不

18、平衡案例一某石化公司炼油厂一台压缩机组轴承箱振值突然增大，现已超过报警值，该压缩机组由电机驱动，由刚性联轴器连接，电机转速750111212r/min，该机组结构简图如图5所示。测试的有关数据见表1测点VT2431VT2432VT2433VT2434二次表振值36.416.314.87.67200振值36.7814.814.76.6GAP（v）9.649.389.589.73经到现场对该压缩机机组进行现场测试，从表1测得的数据来看，测点VT2431/VT2432和VT2433/VT2434水平方向全频值均大于垂直方向全频值；从测得的频谱图来看，测点VT2431/VT2432和VT2433/VT

19、2434均以工频占主导（见图6和图7），且轴心轨迹为不规则椭圆，见图8。因此分析认为造成该机组高振值的主要原因是机组轴系不平衡，结合机组运行实际情况认为转子存在严重损伤，建议立即停车检查。 生产验证：在次日对该机组进行了解体检修，发现第二级叶片上有明显裂纹，第一、三级叶片上分别存在多处细小裂纹，叶片出现了较严重缺损。因此证明了此次诊断的正确性。4.2不平衡案例二某石化公司一台循环氢压缩机组停车对透平端转子除垢后启车，透平转子过一阶临界转速后因振动过大而无法运行。透平端转子一阶临界转速为6300r/min，工作转速7500r/min，膜片联轴器单面螺栓为12个，轴承振动标准为<35微米。该

20、机组的测点布置见图1，对该风机进行了现场监测，应用全频测振仪测得机组转速提高到7500时全频振值见表3.振动测试及频谱分析显示，振动频率主要为转速频率.且当转速恒定时，幅值及相位较稳定，振动频谱图见图2，图3。 从测得的频谱图上看，循环氢压缩机透平端轴承测点振动以工频为主导，振幅随转速变化明显，当转速恒定时，振动幅值及相位稳定，且同测点水平$垂直位置振动相位相差近900，均符合转子动不平衡故障特征，因此判断为透平端转子因叶轮检修清垢造成了不平衡故障。利用频谱分析仪选用单面双测点法在工作转速下对该压缩机组的透平端转子进行动平衡校正，操作步骤如下(1)循环氢压缩机转速提升至7500r/min时，测

21、得的初始振值和相位：CH58全频振值146微米，相位-150.270；CH57全频振值102微米，相位129.310(2)停车，在对应联轴器螺栓位置加试重垫片4.4g(3)再次启车，循环氢压缩机转速升至7500时，测得的响应为：CH58全频振值133微米，相位-161.480；CH57全频振值95微米，相位117.560(4) 通过计算，应取下试重，并沿试重位置逆转向旋转600（移动两个螺栓位置），加重垫片21g,再次启动循环氢压缩机组，在工作转速下，应用频谱分析仪测得机组全频振值见表4显然全频振值已经满足轴承振动标准，所以此次故障分析诊断是正确的，并且现场动平衡校验也是非常成功的.4.3不平

22、衡案例三某台汽轮发电机组，额定功率为 6MW，配济南电机厂制造的 QF62 型汽轮发电机。轴系由汽轮机转子和发电机转子组成，共有 4 个轴承，轴系布置如图 3.1 所示。故障表现为：（1）机组振动突出表现在1、2、3 轴承上。6MW 负荷以下，这几个轴承振动都在 5080µm之间，最大振动为 1 号轴承振动，达到 80µm。4 轴承振动很小，小于 10µm。（2）机组过临界时振动也比较大，2 瓦振动过临界时振动为 128µm。（3）机组振动与负荷有关。负荷改变，振动几乎立即改变滞后现象不明显。随着负荷的增大，垂直方向振动减小，而水平方向振动增大很快振动频

23、率主要为工频，其他频率分量较少。（4）基础台架振动较大，最大点达到 100µm，振动频率为工频。1 轴承座存在差别振动，该轴承座地脚螺丝处，西侧振动比东侧大 2530µm。正常情况下，这两点振动应该很小，而且应该差别不大。（6）低速下盘车处联轴器明显感觉到冲击噪音和冲击振动，声音很不稳定。具体数据见表31根据机组升降速和带负荷所测得的振动数据，制定了如下治理方案：（1）更换汽轮机和发电机之间的齿式靠背轮；（2）检查滑销系统，如角销、纵销等。纵销配合间隙要严格按规程允许范围调整；（3）检查转子中心孔有没有进油；（4）检查1 轴承座和台板之间的接触情况以及台板下二次灌浆情况；（

24、5）检查1、2、3 轴承，轴承顶隙和侧隙必须控制在检修规程允许范围内；（6）中心调整后，必须复查汽发对轮以及主油泵与汽轮机连接短轴跳动，复查1、#2、3 轴承处轴颈跳动。大修后第一次开机。表32为大修后第一次开机各瓦振动数据，图 3.2 为3 瓦升速波德图，图 3.3 为4 瓦升速波德图。从图中可以看出：发电机临界转速为 1825rpm。过临界转速时，3 瓦振动特别大，达到 151µm 340° ，4 瓦振动特别小为 12µm 150° ，两瓦振动差别很大。根据谐分量平衡法，将3、4 轴承振动分解为对称和反对称分量。图 3.4 给出了升速过程中一、二阶分

25、量随转速变化情况。从图中可以看出，一、二阶分量变化趋势几乎相同。由常规理论可知，过一阶临界转速时，对称不平衡分量作用应该很明显，反对称分量作用很小，通过一阶临界转速后，随转速升高，对称分量应逐渐减小，反对称分量逐渐增大。本机组现象与此明显不同。如果按照常规动平衡理论，3000rpm下的对称和反对称分量都有，应该在转子上同时加对称和反对称分量。实际上本次平衡只是在转子两端加反对称分量，平衡效果很明显。平衡后各瓦振动全部小于 20µ m。表33为平衡后各瓦振动数据。4.4不平衡案例四2011年2月21日上午,某冷轧厂设备人员按计划采用振动分析仪对1号排烟风机轴承座每月按周期进行振动测量时

26、,发现振动值达到16mm/s,为确保数值准确在2月24日又再次进行了测量,振动值达到17.98mm/s。经查阅振动测量记录发现在2010年12月27日对1号排烟风机电机侧轴承座测量时振动速度大小为8.89mm/s,间隔不足一个月,设备振动明显变大,而且振动值已临界国际振动危险标准值18mm/s,判定1号排烟风机设备存在较大故障隐患。故障发生时排烟风机1号风机电机侧轴承座振动速度时域波形及频谱如图4.4和4.5所示。A从时域波形及频谱可以看出,振动波形为典型正弦波,周期与风机转子的转频对应,频谱图中风机转子的转频12.5Hz特别突出,为明显不平衡特征。B结合排烟风机底座振动速度、排烟风机1号风机

27、电机振动速度、排烟风机1号风机电机底座振动速度的速度值大小的对比,发现振动应该是从风机转子传递到风机底座,再传递到电机底座,最后传递到电机,因此振动来源于风机转子。C根据排烟风机1号风机轴承座振动加速度值及峭度指标大小(峭度值<3),判断1号风机轴承座轴承状态良好。根据以上确定风机故障的类型属于叶轮转子不平衡故障处理过程:故障隐患发现后,点检组充分利用停机时间对可能造成叶轮不平衡的各种原因行检查,通过对风机叶片进行检查,查看叶轮表面是否正常有无损坏及变形,叶轮表面是否有结据,结论是无问题;通过振动分析判断轴承座轴承状态良好,未发现缺陷部位。此时如不抓紧利用停机时间进行处理,将会造成设备故

28、障劣化。为弄清设备结构,经过查阅风机资料并咨询厂家后,了解到此风机叶片是由一块钢板压成叶片形状后,两侧用轮毂密封并辉接在一起。结合现场排烟风机的使用情况,风机在工作时叶片要与水雾及蒸汽接触。因此分析造成叶轮不平衡的根本原因是由于风机叶片与轮毂的燥接部位长期?使用产生微小的缝隙,在风机使用过程中空气中的水雾及蒸汽进入叶片形成冷凝水,导致叶轮不平衡故障。选择有效钻孔部位,采用M8的钻头在每一片风机叶片的最底部钻孔,伴随钻头的转入,从叶片转孔部位流出大量冷凝水,证明原因分析非常准确。从时域波形看,波形没有明显特征,振动有效值降低为8.37mm/s,处于良好区域,设备状态良好。频谱上看,风机转频幅值明

29、显降低。经过一段时间的观察,风机振动值没有增加的迹象,利用生产停机时问检查排烟1#风机叶轮及钻孔的部位,发现叶轮辉接部位及钻孔部位外观良好,无裂纹及劣化趋势的发生。另外通过风机制造厂家了解到某厂5年前也发生过风机叶片进水事故,采用钻孔放水的办法处理后,风机叶轮一直使用至今仍然完好。说明风机转子不平衡现象已经消失,故障已经彻底排除,设备已经恢复正常。4.5不平衡案例五2011年3月25日，1#线联合机械酸洗头部点检员在每月使用振动分析仪对除尘风机进行振动检测的过程中,发现风机轴承座振动大。于是通知区域工程师和主任工程师使用振动巡检仪对除尘风机全面地进行振动测量,并对除尘风机振动异常的原因进行了详

30、细的频谱分析。对酸洗除尘风机1-5部位的测点进行振动测量,振动值如表4.5所示根掘IS010186标准,风机振动值不能大于18mm/s,若大于18mm/s,说明风机已经处于危险状态。观察各部位振动值大小,发现电机轴承振动良好,说明故障发生在风机上。叶轮侧轴承测点的时域及频谱图如图4.10和4.11所示:时域波形可以看出,振动波形为典型正弦波形,波形周期的频率为25HZ,即风机转轴的转频。频谱图上转频的峰值最大,非常明显。振动具有转子不平衡特征。查看测点2、3的峭度指标,发现峭度小于3,说明轴承没有损坏,风机振动不是由于轴承造成。对测点2、4、5的频谱进行分析,其时域波形和频谱与上面基本相同,排

31、除了底座松动引起故障和叶片损坏的可能性。根据以上分析,基本可以判断故障原因为风机转子不平衡。故障诊断结论出来后,为防止继续运转风机造成设备劣化,导致风机轴承及电机烧损等大事故发生,点检员组织检修人员对除尘风机及轴承座装配进行整体更换。处理后叶轮侧轴承振动时域及频谱图如图4.13和图4.14所示:处理后轴承振动速度有效值从36.02 mm/s降低到7.08 mm/s,风机转子转频振动幅值从50.05 mm/s降低到9.38 mm/s,根据国际振动标准,风机处于良好状态。3月31 日和4月12日,区域工程师又对酸洗除尘风机进行了两次振动测量,发现风机振动没有劣化趋势,风机运转一直良好。5.结论旋转机械的振动信号反映了设备的运