1、1第 5 章 旋转机械常见故障诊断分析案例积累典型设备诊断案例在设备监测诊断工作中具有重要作用。首先它为设备诊断理论提供支撑。常见的设备故障有成熟的理论基础，一个成功的案例通常是诊断理论在现场正确应用和诊断人员长期实践的结果。典型诊断案例具有强大的说服力，一次成功而关键的诊断足可以改变某些人根深蒂固的传统观念，对现场推广设备诊断技术具有重要意义。其次它为理论研究提供素材。在医学上，由典型的特例研究发现病理或重大理论的案例很多。设备故障的情形多种多样，现场疑难杂症还比较多，有许多故障很难用现有理论解释，只能作为诊断经验看待，这种经验有没有通用参考价值，需要在理论上进行说明。另外，有许多案例无法在
2、试验室模拟，而它们在不同的现场又常常出现，因此典型案例为同行提供了宝贵经验和经过证实的分析方法。诊断人员可以参考相似案例的解决方案解决新的问题，提供快速的决策维护支持，并为基于案例的推理方法提供数据基础。典型案例分析的重要性还表现在它是监测诊断人员快速成长的捷径。目前实用的振动诊断方法、技术和诊断仪器已经相当完善，而许多企业在诊断技术推广应用方面存在困难除了思想观念方面的原因外，更主要的原因是缺乏专业人才。研究案例的一般做法是，从新安装设备或刚检修好的设备开始，可以选择重点或典型设备进行监测，根据不同设备制定不同的监测方案和监控参数，定期测试设备的振动，包括各种幅值、振动波形和频谱等。如果设备
3、出现劣化迹象或异常，要缩短监测周期，倍加留心振动波形和频谱的变化，注意新出现的谱线及其幅值的变化，在检修之前做出故障原因的判断。设备检修时要到现场，了解第一手资料，全程跟踪设备拆检情况，掌握设备参数（如轴承型号，必要时测量有关尺寸、齿轮齿数、叶片数、密封结构、联轴器和滑动轴承形式等） ，做好检修记录（有时需要拍照记录） ，比较自己的判断对在哪里，错在哪里，进行完善的技术总结。几个过程下来，水平自然有很大提高。总之，添置几件诊断仪器是很容易的事，诊断成果和效益的产生不是一朝一夕的事，需要柞大量艰苦、细致的工作，长期积累设备的状态数据，对此应有应清醒地认识。表 51 为某钢铁公司多年来 162 例
4、典型故障的原因或部位分布情况。可见转子不平衡、轴承故障、基础不良、不对中和齿轮故障是主要原因。设备故障原因分布序号 原因 次数 百分比（）1 转子不平衡 29 17.902 滑动轴承故障 24 14.813 滚动轴承故障 22 13.584 基础不良 21 12.965 轴系不对中 16 9.886 齿轮故障 16 9.887 机械松动 9 5.568 机械配合不良 5 3.099 共振 5 3.0910 其他 15 9.26合计 162 1005.1 转子动平衡故障诊断、现场校正方法与实例分析5.1.1 转子不平衡的几种类型与诊断【左经刚，设备故障的相位分析诊断法，中国设备管2理，2001
5、年第 5 期】转子不平衡通常是由于转子质量中心线与旋转中心线存在物理差异引起的。按照两线的物理位置可以将转子不平衡分为四种类型：静不平衡或力不平衡、力矩不平衡或偶不平衡、准静不平衡和动不平衡。静不平衡或力不平衡（5-1） ：转子中央平面内存在不平衡质量，使轴的质量中心线与旋转中心线偏离，但两线平行。对于两端支撑的简支型转子，两轴承处的振动幅值和相位接近。图 5-1 静不平衡力矩不平衡或偶不平衡（图图 5-2）：转子两端平面存在质量相等、相位相差 180 度的不平衡质量，使轴的质量中心线与旋转中心线相交于重心处。力矩不平衡一般发生在宽径比较大的转子上。对于简支型转子，两轴承处的振动幅值接近，但相
6、位相差 180 度。图 5-2 力矩不平衡准静不平衡（图 5-3）：是静不平衡和力矩不平衡的组合。但静不平衡质量于力矩不平衡质量之一在一条与轴心线平行的直线上，使轴的质量中心线与旋转中心线相交但不交于重心处。对于简支型转子，两轴承处的振动幅值存在差异，相位相差 180 度或相等。图 5-3 准静不平衡3动不平衡（图 5-4）：是静不平衡和力矩不平衡的随机组合，轴的质量中心线与旋转中心线不平行也不相交。对于简支型转子，一般情况下两轴承处的振动幅值接近，但相位相差在 0 度180 度之间。图 5-4 动不平衡一般情况下，叶轮的宽度与直径之比大于 5 时易产生力矩不平衡，小于 5 时易产生动不平衡。
7、静不平衡可采用单面平衡法校正；力矩不平衡应采用双面平衡法校正；动不平衡采用单面法或双面平衡法校正。转子不平衡故障具有如下振动特征：（1）振动波形接近正弦波、波形对称、连续；（2）轴心轨迹近似圆形； （3）振动频率以 1X 转频振动为主，高次谐波较小；没有其它显著频率；（4）振动以径向为主，一般水平方向幅值大于垂直方向的幅值；（5）水平方向和垂直方向的 1X 转频振动幅值差别不大（3：1 以内） ；（6）轴线方向 1X 转频振动幅值明显小于水平方向和垂直方向；（7）振动幅值随转速增加而大幅度增加；（8）振动相位一般稳定（波动范围在 20以内） 。要特别强调使用相位信息进行确认。对于静不平衡或力不
8、平衡故障，两轴承测点水平方向振动同相位、垂直方向振动也同相位；同一轴承垂直和水平测点相位差为 90（30） 。对于力矩不平衡故障，两轴承测点水平方向振动反相位、垂直方向振动也反相位；同一轴承垂直和水平测点相位差为 90（30） 。对于一般的动不平衡故障，两轴承座同方向振动相位差约为30，同一轴承垂直和水平测点相位差约为 90（30） 。（9）若转动频率的谱线能量占 70%80% 或更高，而其它频率谱线成分所占比例只有20%30%，其幅值( 速度、位移) 超过正常的 34 倍。在排除了其它原因后，可认为振动是由转子不平衡引起的。在诊断转子不平衡故障时，必须关注联轴器的故障问题。联轴器故障通常造成
9、旋转件之间同心度变差、质量偏移、张角等，因此联轴器故障常常引起转子不平衡、轴系不对中的故障特征。根据一些诊断经验，联轴器故障所引起的振动主要表现为轴的转频振动，有时有较丰富的高次谐波，有时不一定有明显的高次谐波。一般情况下振动表现为径向。由于诊断中，人们往往把注意力集中在与之相连的转子上，因而通常把联轴器的故障排除在诊断视线之外，常常判断为转子不平衡和不对中。从维修的经济性考虑，应充分注意到联轴器故障的可能性。对于悬臂式转子，根据测试诊断经验，当转子平衡状况较好时，在垂直径向、水平径向和轴线方向，近转子侧轴承振动和远转子侧轴承振动都比较小，振动值接近。当转子存4较严重不平衡时，在垂直径向和水平
10、径向，近转子侧轴承振动比远转子侧轴承振动大30%40%，轴线方向两轴承振动相当或有一定差异，径向振动一般远大于轴向振动。当转子存在非常严重不平衡时，在垂直径向和水平径向，近转子侧轴承振动比远转子侧轴承振动大 50%100%，轴线方向两轴承振动相当或有一定差异，径向振动一般远大于轴向振动。相位方面两轴承测点轴向同相位振动，而水平径向相位可能不稳定。5.1.2 转子动平衡故障的确认在动平衡前首先要排除是否存在潜在性的结构振动问题，这是关系到平衡是否成功的关键因素之一。结构振动的主要问题有：严重机械松动、结构共振以及基础不良等。为检查是否存在结构振动问题，建议分别测量两端轴承垂直和水平方向在转频上的
11、振动幅值、以及相位，如图 1，图中显示的数据是较为典型动不平衡振动模式。不平衡力是径向力，它应该分别在垂直和水平方向产生同样的振幅。此外，轴承座从上到下，水平方向振幅应该越来越小，而不是相当或变大。通过这些数据分析，可以发现是否存在结构松动等。图 1 图 2参考图 2，首先注意到各点振幅相对差异较大，后轴承测点水平和垂直振幅比值超过3 倍。其次后轴承测点水平和垂直径向相位差为 182，接近 0或 180，而不是接近90，因此很可能存在转速下结构共振的问题。在接近共振区运行的转子会出现相位不稳定、振幅很大的特点，而且经常出现轴承等零部件的损坏等故障。13mm/s15615mm/s1699mm/s
12、5111mm/s725.5mm/s15516.5mm/s2746.1mm/s714.9mm/s925210.FW）（ nR5.1.3 现场动平衡质量分解5.1.3 转子动不平衡现场校正方法5.1.3.1 单面平衡法静不平衡指的是不平衡量处于单个平面里。当转子仅由安装在完全平衡过的轴上的单个薄盘构成或纯粹是静不平衡问题时才属于单面平衡。工业现场的许多转子如大量的风机转子，其动不平衡问题都可以通过单面平衡校正【J .S.米 切 尔 著 .机 器 故 障 的 分 析 与 监测 ,机 械 工 业 出 版 社 ,1990；施维新】 。其平衡步骤(如图 5-5)为： a 在工作转频下，测试初始不平衡量 A
13、(幅值和相角) ；b 加上试重 W 后，测试新的不平衡量 B(幅值和相角)；引入单位效果矢量 ，其方向角为零度，定义为 =(BA)/W，则平衡条件为： P =A （51）解式 51 可得校正质量 P(幅值和相角)。图 5-5 单 面 平 衡 法 过 程加试重 W 的大小及方位的确定是现场平衡工作的重要技巧。试重加上后应引起振动有足够大的变化，但不应造成设备损坏(如果加放的位置不当) ，可以称之为“3030 规则” ，即通常要求振幅变化在 30以上或相位的变化量 30 度以上。一般认为，试重引起的不平衡力约等于转子重量的 10%，试重 W 可按下式计算：式中： W试加重量，gR加试重处的半径，c
14、mn旋转体转速，r/minF单个轴承承受的试重引起的不平衡力，约等于转子重量的 5%（低速时为10%20%） ，kg例如，转子质量2000kg，加重半径100cm，转子转速1500 r/min，则试重 W 为：（52）6g4.0150*1.0%2W2）（5.1.2.2 双面平衡法当叶轮的宽度与直径之比5 时易产生力偶不平衡，这时宜应采用双面平衡法。双面平衡法中影响系数法矢量运算法应用最广泛，其运算原理如下【袁 宏 义 等 著 .设 备 振 动诊 断 技 术 基 础 .国 防 工 业 出 版 社 ,1991； 屈 梁 生 、 何 正 嘉 编 著 .机 械 故 障 诊 断 学 .上 海 科 学 技
15、 术 出 版 社 ,1986】平衡步骤为：a） 测得转子的原始不平衡下左、右侧面的不平衡量幅值 V10 、相角 P10 和幅值V20 、相角 P20；b） 在左侧面 R1 处加试重 P1,测得左、右侧面新的不平衡量 V11 、P11 和V21、P21；c） 取下试重 P1,在右侧面 R2 处加试重 P2,测得左、右侧面新的不平衡量 V12 、P12 和 V22、 P22；d） 据上述参数计算左、右侧面的校正质量和相位角。 若定义 K11=(V11-V10)/P1 K21=(V21-V20)/P1K12=(V12-V10)/P2 K22=(V22-V20)/P2(上式中 P1 和 P2 的方向角
16、为 0)则得平衡方程为:K11MC1+K12MC2=-V10 (53)K21MC1+K22MC2=-V20 (54式中 MC1 和 MC2 分别为左、右侧面的校正质量,包括幅值和相位。设 Q1=MC1/P1 (55)Q2=MC2/P2 (56)则式 53 和式 54)可以改写为Q1(V11-V10)+Q2(V12-V10)=-V10 (57)Q1(V21-V20)+Q2(V22-V20)=-V20 (58)解式 57 和式 58 可得 Q1 和 Q2 如下：Q1=-V10-Q2(V12-V10)/(V11-V10) （59）V20(V11-V10)-V10(V21-V20)Q2= （510）(
17、V21-V20)(V12-V10)-(V22-V20)(V11-V10)7根据式（59）和式 510 计算的 Q1 和 Q2 的值，再结合式 (55)和(56) 可以得到校正质量 MC1 和 MC2（包括大小和相位） 。5.1.2.3 静偶分解平衡法影响系数法适用于一端配重对另一端振动的交叉影响不超过 5060的情况。若交叉影响更大，则用静偶分解法能得到更好的结果。静偶分解法矢量运算原理【J .S.米 切 尔 著 .机 器 故 障 的 分 析 与 监 测 ,机 械 工 业 出 版 社 ,1990】是这样的：一般情况下，离心惯性力分解的结果为一个力和一个力偶，因此一般的动不平衡都可以视为静不平衡
18、和偶不平衡合成的结果。如图 56a，假设矢量 V10 和 V20 分别代表平面 1 和平面 2 的初始不平衡量，C 为线段 BD 的中点，则矢量 AC(即 S0)为初始静不平衡分量，矢量 CB(即 V101)和矢量 CD(即 V201)分别为平面 1 和平面 2 的初始偶不平衡分量。因此可以分别校正静不平衡分量和偶不平衡分量来校正转子。a.初始不平衡 b.加试重 P 后 c.静不平衡校正后，加试重Q图 5-6 静偶分解法平衡过程a b图 5-7 静偶分解法试重加法8静偶分解法的平衡步骤是:a） 测得转子在平面 1 和平面 2 的初始不平衡量 V10(幅值为 V10,相位为 P10)和V20(幅
19、值为 V20,相位为 P20)，计算矢量 S0(幅值 S0,相位 PS0)、V101( 幅值 V101,相位 P101)和V201(幅值 V201,相位 P201)；b） 加静不平衡试重 P,测得转子在平面 1 和平面 2 的新的不平衡量 V11(幅值为 V11,相位为 P11)和 V21(幅值为 V21,相位为 P21),如图图 5-6b,计算矢量 S1(幅值为 S1,相位为 PS1);试重的加法如图 5-7a 所示；c） 根据矢量 S0 和 S1 校正静不平衡；d） 加偶不平衡试重 Q,测得转子在平面 1 和平面 2 新的偶不平衡量 V12(幅值为 V12,相位为 P12)和 V22(幅值
20、为 V22,相位为 P22)，试重的加法如 图 5-7b 所示。由于静不平衡得到校正,理论上有矢量 V12=V22,如图 5-6c。根据矢量 V101 和 V12 或矢量 V201 和 V22,校正偶不平衡。5.1.2.4 四圆法做现场动平衡在测量不到相位情况下，仍然可以对转子做现场动平衡。这时需要运用四次启动试验以求得校重的大小和位置。其做法是：将转子等分为 3 份（也可以不等分） ，见图 5-8，分别在等份位置标上1、2 和 3。启动转子，测量不平衡情况下振动初始幅值（如速度有效值） 。停机，在 1 位置安放适当的试验配重，启动转子，测量同一部位的振动幅值。停机，将 1 点试验配重取下安放
21、于 2 点，启动转子，再次测量同一部位的振动幅值。停机，将 2 点试验配重取下安放于 3 点，启动转子，再次测量同一部位的振动幅值。在极坐标纸上，分别以图 5-8，中的O、1、2 和 3 点为圆心，以上述四个幅值为半径或直径（或按照同样比例）画圆。求出 O点到 3 个试验圆交叉区域中心的距离，据此求出校重的大小和方位角。下面以一个现场实例说明该方法的应用。某水泥生产线的一冷却风机机组，由电动机（型号为 Y280M-2）直接带动一台悬臂式风机（型号为 PCF 0731）组成。电动机为2790rpm，功率为 90Kw。风机转子重量约 150Kg，有 11 个叶片，流量为 20000m3/h。机组投
22、产后振动一直较大，风机靠近叶轮侧轴承 H 向振动速度有效值达到 10mm/s。经过诊断判定为转子动不平衡。现场动平衡过程如下：经过计算，试验配重12g（含焊条重量） 。试验配重加在 1 点，开机测量振幅为 16mm/s；试验配重加在 2 点，开机测量振幅为 12mm/s；9试验配重加在 3 点，开机测量振幅为 9.5mm/s。如图 58，分别以 O、 1、2 和 3 点为圆心，以 10、16、12 和 9.5 为直径画圆。标出3 个试验圆的交点 A、B 和 C。理论上 A、B 和 C 应为一个点。但正如本例这样，由于多种因素的影响（机组振动特性、其它设备对振动的影响、实际配重位置误差、测量误差
23、、作图误差等） ，A、B 和 C 三点不能交于一点。这时可以连接 A、B、C 三点成为三角形，求出该三角形的外接圆的圆心 D 点（绘图求法：以三角形的任意两边，分别做垂直平分线，两直线的交点即为 D 点） 。如果 3 个试验圆不能相交，则需要在 3 圆围成的小区域求出 3圆的最小公切圆，求出最小公切圆的圆心 D 点即可。连接 OD，这就是校重重量的方位，如图从 2 点转动 72。根据比例求得OD3.6mm/s。则校重重量试验配重初始振幅（OD 2）1210（3.62）17g。动平衡效果：在 OD 处的试重半径位置焊接了一块 20g 钢板（含焊条重量）后，重新启动，机组整机的振动速度有效值减小到
24、 2mm/s 以下，消除了设备长期振动大的现象，达到了预期效果。图 5-8 四圆法做现场动平衡应当说明的是，现场动平衡的效果往往好于在平衡机上对转子做平衡，主要是因为现场平衡时测量的是轴承座的振动，该振动包含了转子和轴承座的影响，现场平衡去除了对中等的影响。此外转子现场平衡一般是在转子的工作转频下进行，平衡转速高于平衡机上10转子的转速，而同样的不平衡质量在高转速下产生的离心力也大，因此对机组的振动值影响也大，故现场平衡的计算精度和平衡精度更高。另外现场平衡不需要解体转子，因而速度快，节省检修时间。5.1.2.5 现场动平衡质量分解5.1.3 炼钢除尘风机转子动平衡故障诊断一机组简况1993
25、年 12 月下旬，某炼钢厂一台除尘风机振动忽然增大，风机车间地基甚至厂房均有强烈振感，风机机壳的振动速度有效值达到 13.5mm/s。机组传动与测点示意图见图59。电动机转速为 960rpm，风机叶片数为 12。图 59 风机传动测点示意图二诊断分析首先测量了机组振动值，见表 52。可见，各测点 H 向振动速度有效值较大。现场观察发现，风机进风管在水平径向明显处于共振状态，车间地面振动较大。表 52 机组振动速度有效值和加速度有效值速度有效值（101000Hz ） ， mm/s 加速度有效值（05000Hz ） ， g1 2 3 4 1 2 3 4垂直V 1.85 2.26 2.70 3.62
26、 2.33 2.23 1.87 1.22水平H 3.42 3.13 3.89 5.87 1.87 2.02 1.18 1.64轴线A 1.17 1.69 2.18 2.51 0.53 0.77 0.95 1.03由振动频谱可知，电机上 1、2 测点谱图有大量以转频为间隔的梳状谱线。而风机轴承座 3、4 测点的振动能量集中在叶轮转频上，风机各基础测点振动特征类似于风机轴承座振动。图 510 为 4H 测点的振动波形与速度频谱。风机 3、4 点在 H 向振动具有接近并且稳定的相位，纵上分析判断风机振动大的主要原因是：1）风机叶轮不平衡；2）因不平衡振动的激励，导致风机进风管支架局部共振。风机叶轮不平衡的常见原因有：（1）制造过程中造成的（如平衡校正不正确或精度不够等） ；（2）因运输、保管不当造成叶轮零部件松动、叶轮铆钉松动、轴盘和轴的接合面松动1 2 3 4电机 轴承座风机进风管
