机械故障案例选编.docx

旋转机械常见故障
诊断实践
案 例 选 编
1.不平衡类故障
1.1 风机转子不平衡
2007年8月15日，国投海南水泥股份有限公司所属一台风机振动较大，严重的影响了正常生产，受其委托，我们对该机组进行了振动检测，检测仪器使用乙方的检测设备——PDES-C型设备状态检测及安全评价系统，分别检测了电机两端轴承处和风机两端轴承处的振动。
机组情况
转速：850-900rpm
功率：1300Kw
风机叶片数：11
轴承：双列滚柱轴承
型号：SKF22328C3/W33
本案例只列出振动较强烈的风机前端（靠近电机端）的振动谱图，图1和图2为风机前端（靠近电机端）轴承振动的时域波形和频谱图，图3和图4为该测点垂直方向振动波形和频谱图。

图1.水平方向振动时域波形： 图2.水平方向振动频谱图

图3.垂直方向振动时域波形： 图4.垂直方向振动频谱图
⑴ 分析
从以上振动的频谱图可以看出：振动中具有强烈的一倍频成分，据此可以判断此风机存在不平衡故障。
⑵ 治理措施
鉴于上述的检测和分析结果，我们建议甲方立即停机，并进行转子动平衡实验。于8月16日，对该转子实施了动平衡操作。
⑶ 动平衡后的振动检测情况
完成了动平衡实验后，风机振动明显减小，振动的速度有效值由原来的14mm/s降至2mm/s左右，见图5和图6。故障排除，机组回复正常运行。

图5.治理后振动频谱图： 图6. 治理后振动时域波形

⑷ 案例解析
该案例符合平衡故障判别的特征，如强烈的1X特征，振动幅度的分布特征（靠近不平衡截面的测点振动幅度较大），都是正确诊断的重要依据。对该机组进行的现场动平衡也非常成功，振动幅度的降低很明显，达到了预期的目的，从另一个方面证明了高振的主要原因就是转子的平衡问题。
1.2 汽轮发电机组振动
2010年11月28日，榆林能化集团的一台汽轮发电机组，在运行过程中振动较大，影响生产，厂方希望对机组振动进行测试、分析，找出故障原因。
⑴ 机组情况及测试方案
机组情况：机组结构简图及测点布置图如下：
图1. 机组结构简图及测点布置图

汽轮机转速为3000rpm，通过联轴器等转速发电机运转。
根据现场实际情况，选用吸附式加速度传感器测量。测点选取如图：①为汽轮机前端轴瓦；②为汽轮机后端轴瓦；③为发电机前端轴瓦；④发电机后端轴瓦。
测试结果如下。
⑵ 测试结果
各测点的振动加速度大小如表1所示。
表1 各测点振动加速度值（g）
测点
①
②
③
④
水平
0.690
4.024
2.764
0.762
垂直
0.571
2.461
1.561
0.694

图2 测点②水平方向波形频谱图
图3 测点②垂直方向波形频谱图

图4 测点③水平方向波形频谱图
图5 测点③垂直方向波形频谱图
⑶ 测量结果分析
从测量结果分析，可以得到以下几点结论：
① 联轴器两端振动比较大，汽轮机前端和发电机后端振动较小。可见振动的根源应在联轴器部分；
② 联轴器两侧的振动除了具有明显的一倍频分量外，其二倍频分量也较为明显，可能汽轮机轴存在不平衡质量，且联轴器对中已经超过了要求。
⑷ 处理建议
对联轴器进行精确对中。
对汽轮机转子部件进行动平衡（包括清洁除垢、修补缺损等）。
⑸ 案例解析
一般来说，联轴器不对中的识别原则是：联轴器两侧的振动较大，且存在较为明显的二倍频分量。本案例中符合这项识别原则，联轴器汽轮机侧的振动值最大，二倍频特征最明显，时间波形呈明显的“w”型。
1.3 离心式通风机振动
天脊中化高平化工有限公司硫化车间一离心式通风机，自2008年1月以来，该机组电机振动较大，连续更换两台电机均无效，振动直接影响到机组的安全生产。本公司应邀于2008年2月19日对该机组进行振动检测和诊断。
图1 硫化风机机组监测示意图
⑴ 机组概况和测点布置
该风机机组是由三相异步电动机直接拖动，风机为悬臂式风机，结构简图及测点布置如图1所示。机组工作转速为1450r/min，功率为160kw，风机流量为87736m3/h，没有备机。钢筋混凝土专用基础，滚动轴承支承。
⑵ 测量结果
振动测量使用郑州恩普特设备诊断有限公司研制的PDES设备状态检测与安全评价系统，测点分布为图1所示，每个测点测试包括水平方向、垂直方向和轴向。测点1对应于电动机前端，测点2对应风机后端，测点3对应风机前端，各测点振动记录如表1所示。
表1 硫化风机振动测量记录
转速1450rpm 振动烈度（mm/s rms）
方向
①
②
③
垂直
6.9
2.0
3.2
水平
5.8
2.9
3.6
轴向
4.9
3.4

典型测点的波形图和频谱图如图2所示。
图2 典型测点波形图与频谱图
⑶ 诊断分析
通过对本次振动数据的提取与分析，结合机组现场实际条件，得出以下结论：引起电机处振动大的原因是电动机驱动端靠背轮问题及风机叶片存在一定的不平衡。
⑷ 结论
2008年2月20日上午开始停机首先对风机进行现场动平衡处理，到下午14：00点动平衡处理完毕后开机振动值明显减小，原来最大振动位置处的振动值在4.0mm/s之内，其它各点振动烈度均有不同程度的下降。由于没有靠背轮备件，无法立即更换。如果靠背轮质量较好且成对更换的话振动效果应该更好！到目前为止，机组振动值没有继续增大的迹象，机组保持稳定运行。
⑸ 案例解析
本案例符合转子平衡问题的基本特征，即振动幅度具有明显的分布特征，在本例中振动幅度最大点为电动机内侧测点，判断为靠背轮质量问题定位准确（并不是对中问题，二倍频分量较小）。

2. 转轴弯曲类故障
2.1 制氧厂风机电机轴故障
2010年09月17日，鄂钢制氧厂2#冷却风机在运行过程中机组振动较大，严重影响生产，厂方希望对机组振动进行测试、分析，找出故障原因。
⑴ 机组情况
机组结构简图如图1。
图1 冷却风机简图
电机转速为1480rpm，额定功率160KW。
根据现场实际情况，使用吸附式速度传感器对电机输出端径向和轴向振动、风机的径向振动、电机的安装基础振动分别进行了测量。
采集参数设置为：自由采集，采样长度1024，采样频率789Hz，传感器选用速度传感器磁座安装，测试仪器为PDES-E，测试结果如下。
⑵ 测试结果
电机输出端水平、竖直和轴向的波形频谱图如图2、图3、图4所示。

图2 电机输出端水平方向波形频谱图
图3 电机输出端竖直方向波形频谱图

图4 电机输出端轴向波形频谱图
图5 风机径向振动波形频谱图

图6 电机基础振动波形频谱图
⑶ 结果分析与处理建议
① 电机两端振动均超出振动标准，电机输出端水平方向振动为5.4mm/s,竖直方向振动为8.1mm/s，轴向振动达到7.1mm/s,振动信号以工频（24.67Hz）为主。
② 电机基础水平方向振动为0.8mm/s,竖直方向为2.5mm/s,其竖直方向的振动大于水平方向的振动，其振动频率24.67Hz，为电机旋转频率。可见基础的振动是由电机的振动而引起。
③ 对风机座用传感器测其相互垂直的两个方向振动，发现其径向振动分别为2.2mm/s和2.4mm/s,风机振动明显弱于电机振动。
④ 由以上分析，振动的振源主要是电机的振动，电机振动以一倍频为主且没有其它高频成份存在，排除电机轴承的问题，故障的原因可能是电机转子存在平衡问题，如热弯曲变形、质量分布不均匀、转子构件结构缺损或结垢等问题。因此，建议从电机转子部件查找故障，如更换电机主轴或对主轴进行校直处理。同时基础因振动而遭到破坏，建议检修中同时强化基础，使其恢复稳固。
最后厂方决定整体更换电动机。
⑷ 处理结果
更换电机后，测量电机输出轴端的振动波形频谱图如图7、图8所示。

图7 更换电机后电机输出端水平方向波形频谱图
图8 更换电机后电机输出端竖直方向波形频谱图
从测量图像和数据可以看出，此时电机水平方向振动为0.07mm/s，竖直方向振动为1.5mm/s。远远小于更换电机前的振动值，并且已经小于允许振动值范围内，可以满足正常生产。很好的验证了以上的分析。
⑸ 案例解析
明显的一倍频分量和较大的轴向振动是轴弯曲的主要振动特征。
3.不对中类故障
2008年5月6日，河南济源豫光锌业五厂铸锭机组存在振动超标，需要对其进行测振分析，查找振动原因。
⑴ 机组情况及测点布置

机组参数：
电机： 型号Y100L1-4
功率：2.2kW
额定转速：1420 r/min
生产厂家：天津市小型电机厂
生产日期：2004年
调速方式：电磁调速
测试实际转速：1250 r/min
链轮轴承：滑动轴承P326
（2）测试结果
测试结果见表1。
表1 测试结果汇总表
测试方向
振动烈度 mm/s rms
1
2
3
4
5
H
1.23
1.30
1.55
1.13
1.30
V
0.67

0.81
1.37
2.44
2.09
A
0.62
/
/
0.72
/
测点4和测点5的时间波形和频谱图见图2-图5。

图2 测点4水平方向振动 图3 测点4垂直方向振动
图4 测点5水平方向振动 图5 测点5垂直方向振动
⑶ 分析及处理意见
从各点振动幅值看，4点垂直方向振动最大，其次是5点垂直方向，结合波形频谱图和机组特点，振动主要表现为不对中的特征，考虑到机组中滑差离合器与电机处于悬臂状态，这样当铝锭对机组产生一个冲击作用时，就使悬臂部分产生较大的振动，长期下来，就会降低轴承的使用寿命。因此建议在滑差离合器和电机处加强支承。
⑷ 案例解析
除了本例所属原因，从波形具有明显的调制现象看，铝锭对机组冲击的作用非常明显，应是振动的主要原因。增加支撑刚度有助于降低振动响应，但应进行必要的计算。

4.基础松动类故障
4.1．风机基础松动
(1) 机组情况
8月20日，某水泥厂称，其所属的一台风机振动突然加剧，振动量达到10mm/s2,已经失去了先前的稳定运行状态。要求对其进行检测诊断。接到告急后，我们立即赶到现场，对其进行了检测和分析诊断，现就检测和分析诊断情况报告如下。
(2) 振动测试
风机两端轴承处径向振动特征见图1-图4。
图1 水平方向振动波形 图2 水平方向振动频谱
图3 垂直方向振动波形 图4 垂直方向振动频谱
(3) 振动分析
从此次振动的波形图和频谱图来看，频谱图上具有1X、2X、3X等较多的高倍频部分，具有基础松动故障的特征。经检查发现，确实有一支地角螺栓损坏，出现滑丝现象，无法紧固。
(4) 建议措施及处理结果
根据诊断分析结果，我们建议厂家更换此坏掉的地脚螺栓，但由于更换地脚螺栓需要拆除地基重新埋置新的地脚螺栓，时间限制，我们不能在现场等待更换地脚螺栓后的情况，也就没有测量新的振动数据。后经厂家反映，更换地脚螺栓后振动减低，恢复到正常状态。
处理后的振动时域波形和频谱图如图5、图6所示。
图5 水平方向振动波形 图6 水平方向振动频谱
⑸ 案例解析
水平方向振动较垂直方向大，说明主要原因是基础刚度差，而丰富的谐波特征，则是松动的表现。更换地脚螺栓同时加固了基础，因此振动得以有效的控制。

5. 齿轮类故障
5.1．球磨机变速箱齿轮故障
2009年12月19，武汉鑫凌云水泥厂所属的一台水泥磨机出现了较大的振动，要求对其进行检测和振动分析。
(1) 机组情况及测点布置
机组简图和测点布置如图1所示：
图1 磨机简图及测点位置
(2) 测量结果及分析
测试中发现测点3处振动最大，达到20mm/s.。分析测点3处的振动波形图和频谱图如下。

从波形图上看有明显的拍现象，频谱图上也有明显的边频现象，这是齿轮故障的典型图谱，是齿轮轴旋转频率和齿轮啮合频率调制的结果，所以可以断定这是变速箱齿轮发生了故障。但由于不得知具体的变速箱参数，还难以确定具体的故障部位（哪个齿轮发生了故障）和故障类型，但这已经足够了，判断出是变速箱中齿轮发生了故障，就可以对齿轮箱进行检修。
经停机检修，发现小齿轮存在均匀磨损情况，经更换齿轮后振动大大降低，工作状态恢复正常。
⑶ 案例解析
典型的齿轮故障特征：冲击、调制、边频带。

6.轴承类故障
6.1．云南铜业股份有限公司锅炉引风机故障诊断

（1）机组概述
电收尘车间锅炉引风机（布袋风机），由电动机通过联轴器和轴承座带动风机叶轮转动，叶片数12，为典型的悬臂风机，介质为烟气尾气，支承均为滚动轴承。其相关参数如下：
电机额定功率：250KW
电机额定转速：1477r/min
电机端轴承型号：N322（负载端）、6322（风扇端）
风机端轴承型号：N322
（2）测试方案
根据机组特点，对机组轴承处壳体振动信号进行测量提取，共提取4个测点，9个振动通道。测试仪器为郑州恩普特设备诊断工程有限公司的设备状态检测与安全评价系统PDES-E，传感器主要为速度传感器，磁座吸附安装。测点布置图如图1。
图1 机组简图及测点布置
⑶ 测试数据
测试数据见表1。

表1 测试数据汇总表
振动烈度 mm/s rms
测点
01
02
03
04
垂直（V）
0.59
0.67
1.71
1.38
水平（H）
0.49
0.81
1.79
0.93
轴向（A）

0.81

下图为轴承振动的波形和频谱图。
从本次测量的振动值大小和频谱图来看，机组目前处于良好的工作状态，没有明显故障成分。但，从该机组运行的历史可知，该机组的轴承经常损坏，寿命很短，说明存在其他损坏轴承的因素。本次所测的数据，虽然振动值不大，但也初现轴承故障特征。
图2 轴承前端水平方向振动特征
⑷ 案例解析
从历史的角度看问题是故障诊断的基本准则之一。一般来说，变化率或累计变化率都能够正确判断机器状态的变化。本例中振动烈度虽然较小，但冲击特征很明显，滚动轴承故障特征初现，说明轴承处于故障初期，属轻微的冲击性局部故障。
6.2．焦作电厂锅炉引风机故障诊断
⑴ 测试与分析概况
2006年12月5号，焦作一发电厂锅炉引风机振动大，尤其在电机端，振动异常，并有较大噪声，经测试分析发现，在16Hz处振动值0.3mm/s, 而在110Hz处振动达到0.8mm/s。该风机转速为960rpm(16Hz)，分析知道，110Hz是略低于7倍频的频率，经查，该处轴承为滚子轴承滚子数量为14，110Hz的频率正好接近于1/2*14*fr,可以判断为轴承故障。
⑵ 案例解析
判断滚动轴承故障的简易方法是，3倍频以上非整数倍转速频率成份是关注的重点，如本例中特征频率为6.875倍转速频率，在滚动体数目不详的情况下用此法预估，完全可以满足现场诊断的需求。

7.机泵的振动分析
2010年11月23日，壳牌中国勘探与生产有限公司长北天然气处理厂有2台KSB离心泵，在运行过程中泵的轴承处振动较大，严重影响生产，厂方希望对机组振动进行测试、分析，找出故障原因。
（1）机组情况及测试方案
机组结构简图及测点布置图如图1。
图1 机组简图及测点布置
电机转速为2980rpm，通过联轴器等转速带动泵体运转。
根据现场实际情况，选用吸附式加速度传感器测量。
测点选取如图1：
① 为电机输前端基础；
② 为电机后端基础；
③ 为电机输出端轴承处；
④ 为联轴器输出端轴承处；
⑤ 为泵体前段轴承处；
⑥ 为泵体后端壳体。
测试结果如下。
⑵ 测试结果
各测点的振动加速度大小如表1所示（单位：g）

表1 振动测量数据汇总表
机组
测点
①
②
③
④
⑤
⑥
1#机组
水平
0.505
0.270
0.512
2.318
4.073
未测
垂直
0.371
0.466
0.485
3.899
4.593
未测
2#机组
水平
1.437
1.676
1.559
4.493
4.265
4.013
垂直
1.894
2.192
1.965
5.589
4.177
4.919
如下各图所示为第二号机组部分测点典型的波形频谱图。其余图略去。
图2 二号机组泵体前端（测点5）水平方向振动波形频谱图

图3 二号机组泵体前端（测点5）垂直方向振动波形频谱图
⑶ 测量结果分析
从测量结果分析，可以得到以下几点结论：
① 振动由电机端到泵体端是逐步增大的，在电机端振动较小，从联轴器到泵体端振动较大。可见振动的根源应在联轴器到泵体这部分。
② 振动在低频部分，一、二、三倍频都比较明显。可能的振动原因有二：一是联轴器对中不够良好，存在不良运转情况；二是泵的转子（包括叶片）部分存在不平衡情况。
③ 频率调制现象也比较明显。现场也反映，滚动轴承损坏较频繁，经常更换滚动轴承，这是由于联轴器对中状态不好和泵体不平衡造成振动，从而破坏了轴承的运转状态，使轴承寿命降低。
④ 两台机组振动情况基本一致，第一台机组振动略小一些，分析及所附简图以第二台为主，第一台机组情况与此分析报告完全一致。
⑷ 处理建议
① 对联轴器进行精确对中处理，并对泵体转动部件进行动平衡检验（包括清洁除垢、修补缺损等）。
② 检查轴承状态，包括滚动轴承和滑动轴承。更换损坏的轴承。
③ 在此基础上可以牢固基础。
⑸ 案例解析
机泵结构虽不复杂，但振动特征还是比较复杂的。本例中频谱有几个特征：以1X到3X的低频特征，与转子运行状态有关，属转子相关振动的频带；以3500Hz到4000多Hz的频带为滚动轴承相关振动频带。

7.油膜失稳故障
2008年08月10日，内蒙古博源集团一台合成气压缩机发生较大振动，现对其振动进行测试分析和诊断。
（1）机组简图及测点布置：
图1 合成气压缩机1302B结构简图和测点布置简图
（2）测试结果
表1 测试结果
方向
测点
041
042
043
044
X
24.7
28.6
16.5
45.9
Y
23.4
24.5
16.6
46.2
Z
41.1
34.6
/
/
注：
X、Y方向分别表示45°和135°方向（从驱动机侧观察）；
测试转速：10300rpm；
机组报警阈值：62 um
机组连锁阈值：76 um
轴位移阈值：041：-0.19mm；042：-0.16mm
部分测点数据波形和频谱图：

图2 041X波形频谱 图3 041Y波形频谱
图4 042X波形频谱 图5 042Y波形频谱
图6 043X波形频谱 图7 043Y波形频谱

图8 044X波形频谱 图9 044Y波形频谱
图10 041A波形频谱 图11 042A波形频谱
从各点振动幅值并结合振动波形和频谱图来看，振动问题主要表现在测点041和042，也即问题应该发生在压缩机上.从振动频谱图上看，测点041的两个径向测量方向上除了1X（X表示倍频）外，还有0.44X、2X、3X等频率成分，轴心轨迹不太规则，而其轴向频谱图上（041A）1－4X都较大，且有0.46X频率成分和低于0.46X的频率簇，这可能与轴承油膜失稳、轴承摩擦有关。
⑶ 分析结论及处理建议
综上所述，本机故障诊断为轴承油膜失稳或轴承摩擦。
⑷ 处理建议
根据以上诊断结果，建议检修时重点检查压缩机轴承安装情况，查看轴瓦是否存在摩损，以及轴承间隙是否符合技术要求。
⑸ 案例解析
低频特征是失稳的重要判断依据。

8.摩擦类故障
8.1 TRT发电机组摩擦故障
⑴ 机组概述及测点布置
河北前进钢铁公司安装了3套TRT机组，主要由TRT透平转子、发电机和励磁机组成，为成都发电机公司生产制造，机组配备有美国本特利公司3300在线监测系统。机组运行半年来，1#机组因发电机靠近联轴器端轴振变化过大，无规律，有时从13um直接上窜到200um，超过预设连锁值，甚至达到本特利监测仪表的满量程，造成该机组出现多次跳车，不能安全、稳定、满负荷、常周期运行，影响正常生产。
该机组TRT转子第一临界转速3800r/min，为刚性转子，由成都发电机公司制造；发电机第一临界转速为1400~1700r/min左右，为柔性转子，由四川东风电机有限公司生产。均为滑动轴承支承，圆柱瓦结构。功率：3000kW。
由于影响正常生产，计划于2009年5月20日对其进行精密振动分析，测试仪器选用郑州恩普特设备诊断有限公司PDES设备状态检测与安全评价系统测点分布如图1所示，每个测点测试包括水平方向和垂直方向。测点1对应于透平靠近联轴器端，测点2对应发电机前端，测点3对应发电机后端，各测点振动记录如表1所示。
图1 TRT机组测点布置图
⑵ 测量结果
测量结果见表1。

表1 各个测点振动烈度值
2009年5月20日
测点振动值（速度有效值mm/s）
工作转速
3000rpm
方向
01
02
03
垂直
2.0
3.3
2.1
水平
1.5
5.4
2.9
该机组工作转速3000r/min，根据振动较大点分布规律，对测点2水平振动进行分析，从波形图上看振幅较大，波形较乱；从频谱图上看，特征频率为高次谐波、低次谐波及其组合谐波，常伴频率为一倍频成分，结合旋转机械故障诊断相关知识，其满足转子与静止件摩擦故障机理与诊断[2]要素，故可判断为轴瓦摩擦故障。该测点垂直方向振动亦有此特征。
图2 测点1水平方向波形频谱
⑶ 诊断分析及处理建议
通过对本次振动数据的提取与分析，结合机组现场实际条件，得出以下结论：引起机组振动变化大的原因是发电机前端转子与静止件摩擦故障所致。
⑷ 结论
2009年5月20日下午停机检查，轴承打开后，发现轴承座上有黑色油泥，轴瓦磨损已经比较严重，巴氏合金部分脱落。
生产任务在即，为了尽快投入安全生产，随即对轴瓦进行修复，对上瓦进行简单清洁处理修复，对下瓦进行了修刮处理，开出合适的油囊。18:00修理完毕，安装试车，本特利仪表显示机组振动值稳定30um之内，试车成功。
图4为上瓦清洁处理后的照片，图5为对下瓦进行修刮处理后在实物照片。
图3 测点2垂直方向波形频谱
图4 上轴瓦部分 图5 下轴瓦部分
⑸ 案例解析
本例的特征符合动静摩擦故障特征，特别是从频谱图上可以看出具有较明显的摩擦力能量（较高的基底噪声）。