第5章--旋转机械常见故障诊断分析案例1.doc

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5－1为某钢铁公司多年来162例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
17.90
2
滑动轴承故障
24
14.81
3
滚动轴承故障
22
13.58
4
基础不良
21
12.96
5
轴系不对中
16
9.88
6
齿轮故障
16
9.88
7
机械松动
9
5.56
8
机械配合不良
5
3.09
9
共振
5
3.09
10
其他
15
9.26
合计

162
100

5.1 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，中国设备管理，2001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

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。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3～4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。当转子存较严重不平衡时，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。
11mm/s@72°

9mm/s@51°
15mm/s@169°

13mm/s@156°

图1

4.9mm/s@92°

6.1mm/s@71°
16.5mm/s@274°

5.5mm/s@155°

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。

5.1.3 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(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α，其方向角为零度，定义为α=(B－A)/W，则平衡条件为：
α·P =－A （5－1）
解式5－1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“30——30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：
（5－2）

式中： W——试加重量，g
R——加试重处的半径，cm
n——旋转体转速，r/min
F——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：

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)/P1
K12=(V12-V10)/P2 K22=(V22-V20)/P2
(上式中P1和P2的方向角为0°)
则得平衡方程为:
K11·MC1+K12·MC2=-V10 (5－3)
K21·MC1+K22·MC2=-V20 (5－4
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 (5－5)
Q2=MC2/P2 (5－6)
则式5－3和式5－4)可以改写为
Q1·(V11-V10)+Q2·(V12-V10)=-V10 (5－7)
Q1·(V21-V20)+Q2·(V22-V20)=-V20 (5－8)
解式5－7和式5－8可得Q1和Q2如下：
Q1=〔-V10-Q2(V12-V10)〕/(V11-V10) （5－9）
V20·(V11-V10)-V10·(V21-V20)
Q2= ───────────────────── （5－10）
(V21-V20)·(V12-V10)-(V22-V20)·(V11-V10)
根据式（5－9）和式5－10计算的Q1和Q2的值，再结合式(5－5)和(5－6)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50～60％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和偶不平衡合成的结果。如图5－6a，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

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；
试验配重加在3点，开机测量振幅为9.5mm/s。
如图5－8，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、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OD＝3.6mm/s。则校重重量＝试验配重×初始振幅÷（OD×2）＝12×10÷（3.6×2）＝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5－9。电动机转速为960rpm，风机叶片数为12。
1 2 3 4
轴承座
进风管
电机

图5－风

机
9 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5－2。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5－2 机组振动速度有效值和加速度有效值

速度有效值（10~1000Hz），mm/s
加速度有效值（0~5000Hz），g

1
2
3
4
1
2
3
4
垂直V
1.85
2.26
2.70
3.62
2.33
2.23
1.87
1.22
水平H
342
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5－10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等；
（3） 叶轮轴弯曲；
（4） 叶轮变形或损坏、主轴变形等；
（5） 气体输送管道负荷发生急剧变化，主要是进出风口阀门及管道有堵塞等；
（6） 轴向密封安装不正确，导致轴于密封产生局部磨擦，引起轴局部过热，使轴产生弯曲；
（7） 气体中粉尘冲击、腐蚀导致叶轮产生不均匀磨损、甚至疲劳断裂等；
（8） 叶轮表面粘着脏物（灰尘、油污或铁锈等）；
（9） 其它原因。
对以上各种情况分析如下：
因风机一直处于作业状态，而且风机轴承座测点振动谱图上没有高次谐波，所以可以排除原因（1）和（2）。在轴线方向，测点3和4的振动同相位并且谱图上是单一的叶轮转频，固不存在轴弯曲的可能。原因（４）往往出现在新叶轮试车情况；根据机组运行状况，也不存在原因（５）和（６）的可能性。在剩下的情况中，由于机组是除尘风机，所以造成不平衡的原因很可能是（７）或（８）。
三．检修验证
风机在检修时，发现叶轮积尘很多，经清理，重新起动，机组振动正常，风机进风管和厂房的振动明显下降，说明这是一起典型的风机叶轮不平衡故障。
0.17g

-0.17g

0 2sec

7.5mm/s

0

16.5Hz/5.55mm/s

0 200Hz

图5－10 4H测点的振动波形与速度频谱

5.1.4 大型空压机转子不平衡故障诊断
一．机组简况
2000年12月中旬，某空压机进行了一次年修。年修结束后在机组试车启动过程中，发现空压机出气侧轴承(见图5-11中测点7) 在转子通过二阶临界转速时在线监测仪表轴振动读数时达到130um。过了二阶临界转速后振动值降到110um不再下降，该直远大于报警值54µm和停机值72µm，导致保护跳机。后多次启动，均因振动较大，未能成功。
机组由同步电动机（功率为15000Kw，转速为1500rpm）、增速齿轮箱（齿数比为29/112，啮合频率为2800Hz）和RIK100-1-1-2型空压机（ 转子名义速度为5793rpm， 一界临界速度为1500 rpm，二界临界速度为4600 rpm，三界临界速度为8000 rpm）组成。

5 6 7 8
空压机
增
速
机

1 2 3 4
电动机

图5－11 空压机机组简图

二．诊断分析
　　据多年监测记录，正常情况下该空压机出气侧轴承座振动速度有效值一般在2.8～3mm/s，年修停机前为V=2～3mm/s，但水平振动略大，为5.3mm/s。年修后启动时，在达到额定转速（机组空转）时，7点振动为：V=4 mm/s，H=5 mm/s，A=2 mm/s。
为分析机组振动大原因，再次启动时记录了机组振动信号。测试系统为若干加速度传感器、电荷放大器和磁带记录仪，同时用FFT分析仪现场实时观察7H的启动过程三维频谱图。图5－12为机组空运转时7H的振动加速度波形和速度频谱，图5－13为机组启动过程中7H的三维谱图。

图5－12 机组空运转时7H的振动加速度波形和速度频谱

图5－13 机组启动过程中7H的三维谱图
由图5-12可见工频96.25Hz的振动幅值为4.58mm/s，占绝对优势，图5－13也显示启动过程中没有其它显著的振动谱线，因此判断空压机转子动不平衡是主要原因。了解检修过程后判断很可能是转子清灰不彻底或不均匀造成。

三．检修验证
诊断结束后，再次拆开空压机，发现1）转子存在明显积灰现象，灰尘厚度为1～2mm，仔细清灰又清掉了约500克以上的灰尘；2）空压机出气侧下瓦调整存在一定缺陷。再次检修后，机组一次性开机成功，开机过程及运转情况下，在线轴振动仪表读数值最大仅为20um。空压机轴承座的最大速度有效值只有2.6mm/s。

5.1.5 高炉一次粉煤风机转子动平衡与轴承座松动故障诊断[刘学华，王俊洪，徐剑峰，高炉粉煤风机的振动监测及故障诊断，冶金设备管理与维修，2001(2)]
一．机组简况
高炉喷吹煤粉技术是炼铁降耗的关键因素之一，制粉设备分别由一台制粉机和两台风机等主体设备组成。两台风机的作用是：一次风机主要是制粉后煤粉进行一次回收二次风机是对一次风机收集后煤粉进行二次收集。由于生产工艺的影响，通常一次风机叶轮的磨损较二次风机叶轮的磨损要大得多，因此一次风机是故障多发设备，也是重点监测的设备。
一次风机为悬臂式风机，传动形式为电动机通过弹性联轴器直接驱动风机，机组基本技术参数为：电动机为Y400-50-4 型三相异步电动机；功率伟450Kw；转速为1485rpm。风机为M9-26NO15D型离心鼓风机；流量为101330m3/h；风压为9830Pa；日产煤粉为450t。机组传动及监测点示意图见图5－14。

电动机
1
鼓风机
2 3 4

图5－14 一次风机传动示意图
长期的振动监测发现，风机的振动以水平径向为主，垂直振动和轴向次之。从生产工艺知，一次风机主要是收集煤粉，因此在经过长期运行后，风机叶轮遭冲刷磨损造成叶轮叶轮动不平衡是机组存在的主要故障形式。

二． 诊断分析
从2000年7月11日始，一次风机振动开始加大，逐步超出正常。经过一段时间跟踪测试，至10月8日振动值已经超出控制范围，见表5－3，为此对机组进行了精密诊断。
表5－3 机组振动速度有效值（10~1000Hz，mm/s）
测点
日期
1V
1H
1A
2V
2H
2A
3V
3H
3A
4V
4H
4A
10.08
－
－
－
3．0
6.0
5.0
5.0
9.5
16
15
20
15
10.27
1．0
1.5
0.7
1.4
1．0
0.9
2.2
4.5
1.8
1.8
2.8
2．0
由表5－2知风机振动很大，测试时发现风机轴承座钢基础振动也较大，3和4点钢基础H向振动接近20mm/s。图5－15为风机4H振动波形和速度频谱，可见引起风机H向振动的主要频率是风机运转频率25Hz（现场实测转速为1490rpm，即24.83 Hz）及其谐波。振动波上波形存在明显冲击，但波形不很对称。从相位分析知3、4两点H向振动同相位。图3为4H停机过程的三维谱图。

图5－15 4H测点振动波形和速度频谱

图5－16 4H测点停机过程三维频谱图
综合以上各种振动信息并结合风机近年来的监测诊断经验，判断引起风机剧烈异常振动的主要原因是：1）风机转子组件动平衡差；2）风机轴承座松动。建议检查风机转子组件动平衡状况并校正；检查风机基础。

三．检修验证
日后该机组停机检修，检修发现风机轴存在尺寸偏差，风机轴与联轴器连接一端滚动轴承轴颈为椭圆，直径差最大达到100µm。根据前苏联国家标准ГОСТ3325－50规定[苏] И.Г.舒波夫 著，电机的噪声和振动，机械工业出版社，1990】，轴承轴径的许可椭圆度应小于12µm。轴的椭圆度过大将产生较大的动载荷并作用于轴承座上，产生类似平衡不良的效果。风机叶轮一端滚动轴承轴颈尺寸偏小，风机滚动轴承内圈与轴配合存在松动，风机轴被判报废。检查发现风机轴承座基础严重松动，并重新做灌浆处理。检修后2000年10月27日风机试车结果见表5-2。可见检修后除3H测点振动稍大外，其它点均为优质状态。3H振动大的主要原因是：该处下轴承座两边与轴承上盖在水平径向方向每边有约10µm的误差。

四．滚动轴承轴颈椭圆引起动载荷分析
转子轴颈椭圆引起的振动，类似与轴的两个方向刚度不同时的情况，将引发机组的2倍转频振动，如图5-17所示。转子重心在垂直径向的位移可以表示为：
y=(dmax-dmin)/4*sin2ωt
转子重心的加速度幅值为：
Y= (dmax-dmin)*ω2
则，作用于轴承座上的力的幅值为：
F=m*Y=m*(dmax-dmin)*ω2

图5-17 转子轴颈椭圆

以上式子中m为转子的质量，ω为转子的角频率。将转子质量和角频率值等代入上式可以估算力的幅值有几千牛顿，可见轴颈椭圆引起的动载荷是巨大的。因此为了减少转子系统振动激励，应尽可能的减少转子轴颈的椭圆度。
本例中尽管轴径出现椭圆，但是在频谱图中2倍工频谱线并不是很高，很可能是是另一侧轴承内圈与轴松动以及基础的松动对振动的贡献也相当大造成的。

5.1.6 烧结厂机尾除尘风机振动诊断
一．机组简况
机尾除尘风机的传动方式和测点布置见图5－18。
图5－18 机组测点布置
电动机为Y1600-8/1430型号异步电机，功率为1600Kw，转速为740rpm。液力偶合器型号为YOTCS1250，传动功率为1150~2050Kw。风机叶轮直径3.15米，重量7吨多；叶片数12，风机为滑动轴承支撑。
从2002年3月中旬开始，机组振动有较大增长，到3月19日，风机转速在630 rpm 情况下，5H测点振动速度有效值（以下同）为7.6mm/s，6H达到14.7mm/s。其他测点振动值在3mm/s以下。当转速降为550rpm时，5H和6H振动值分别为4和7mm/s。电动机和液力偶合器运转平稳。根据这种现象，初步判断风机叶轮平衡存在问题。
二．诊断分析
为确诊风机故障， 3月22日对风机进行了精密诊断。
1．风机振动值
现场使用转速表测量风机转速，在690rpm时风机振动值见表5－4。

表5－4 风机振动值
测点
振值（mm/s）
测点
振值（mm/s）
5V
6~8.5
5点轴承钢板基础H
8~11
5H
12~15
6点轴承中部H
18~20
5A
13~18
6点轴承钢板基础H
14~18
6V
11~16
6点轴承中部A
8~11
6H
22~27
6点轴承钢板基础A
7~11
6A
14~18
－
－

2．升降速试验
现场诊断时还进行了风机升降速试验。
升速试验：风机从振动非常平稳的90rpm开始升速，逐步到690rpm。风机在升速过程中振动逐步变大，噪声也越来越大。振动最大的测点6H升速过程的速度三维谱图见图5－19。由图2可知，升速时转频振动不断增加，2倍转频振动也逐步变大。在转速690rpm时，机组振动值最大的测点6H的速度谱图见图3，可见振动主要谱线为风机转频11.25Hz和2倍频。
降速试验：在690rpm稳定运转一段时间录制了机组振动信号后，风机开始降速。将测振仪置于5H测点上，随着转速下降，振动值明显下降。到350rpm时，5H振动值仅2mm/s。

图5－19 6H测点升速过程速度谱图

3．振动相位分析
在试验室对现场录制的信号进行了相位分析，见表5－5。表中的相位值指转频11.25Hz谱线上的相位。可见风机轴承在V和H向振动基本上同相位。5V和5H之间以及6V和6H之间的相位差接近90°。
表5－5 工频相位
加速度互谱
相位角变化范围
5V、5H加速度互谱
94°~103°
6V、6H加速度互谱
95°~120°
5V、6V加速度互谱
-16°~10°
5V、6H加速度互谱
8.5°~12.5°
在加速度功率谱上，11.25Hz谱线上的相位见表5－5。表中数据为分析仪上随机读取的数值。
表5－6 工频相位
测点
瞬时(同一时刻5点和6点)相位角
5V
81.4
11.1
66.2
74.9
…

6V
63.4
2.2
66.8
63.4
…

5H
-105
155.9
65.3
161
-38.7
181.6
-98
55.7
-128
…
6H
-93.2
167.1
58.8
172.5
-28.6
-167.8
-87.8
66.3
-118
…

　根据以上振动特征，判断风机叶轮存在动不平衡故障是机组振动巨大的主要原因。一般来讲，转子平衡差往往是一倍频振动较大，但本例2倍频振动也较大；6H的加速度波形还存在明显的冲击。在各测点振动加速度谱图上转频的高次谐波也比较多。这似乎与平衡差的特征矛盾。但从６点轴承座的振动值可知，由于平衡差，导致轴承座基础振动很大，轴承座在H和A 方向明显摆动，基础有松动的现象。

三．检修验证
诊断测试后，对风机叶轮进行检查，发现：1）叶轮12个叶片中，各叶片的迎风面焊缝存在不同程度的破坏，有6个叶片磨出通孔1个叶片已经磨出深沟槽，即将通孔。2）叶轮积尘严重。以上因素是叶轮平衡破坏的原因。
检修时，首先对叶轮进行清灰处理；之后对叶轮进行补焊，每个叶片上焊补了2根焊条（每条估计重约60克）。处理后，风机在580rpm下轴承座H向最大振动值为4.1mm/s，630rpm下为7.1mm/s。显然叶轮动平衡还存在一定问题，主要是因为各叶片磨损量不同，但是焊补的焊条重量相同所致。但厂方考虑到风机在580 rpm下振动值较小，而且除尘效果也很好，所以未进行其它处理。

5.1.7 烧结抽风机转子不平衡和不对中故障
一．机组简况
抽风机是烧结厂的重要设备，该抽机组的传动方式是由电动机通过联轴器直接驱动风机，电动机的转速为1485rpm(即24.92Hz)。机组在2000年7月初出现异常振动。
二．诊断分析
机组各轴承处的振动数据见表5－7。由振动测试数据知,风机3点轴承振动最大。3 H振动的波形和频谱见图5－20，3A振动波形和速度频谱见图5－21。可见3点轴承振动的主要频率是风机轴频、2倍频和高次谐波。水平方向工频和2倍频为主，轴向以2倍频和工频为主。综合以上振动特征以及几台类似工况下运行的风机诊断经验认为，机组故障为：（1）风机转子动平衡状况差；（2）风机轴与电机轴明显对中不良。建议厂方停机检修。

表5－7 机组振动速度有效值（10~1000Hz，mm/s）
设备名称
测点
V
H
A
电动机
1
1.5
3.5
3.5
2
2.4
4.2
3.5
风机
3
3.0
6.5
6.0
4
2.0
4.0
4.5

图5－20 3点水平方向振动波形和速度谱

图5－21 3A振动波形和速度频谱
三．检修验证
在随后的检修中发现风机转子动平衡差，风机转子动平衡校正结果为I面44.9克/123°；II面22.7克/231°。同时在检修中发现，联轴器的连接孔磨