旋轉(zhuǎn)機械振動分析案例

1、振動分析技術(shù)振動分析技術(shù)轉(zhuǎn)子不平衡產(chǎn)生的原因及頻率特征轉(zhuǎn)子不平衡產(chǎn)生的原因及頻率特征不平衡不平衡類類 型型不平衡不平衡頻頻 譜譜轉(zhuǎn)子不平衡轉(zhuǎn)子不平衡實例實例1： 某公司有一臺電動機，額定轉(zhuǎn)速某公司有一臺電動機，額定轉(zhuǎn)速3000r/min，運行中發(fā)現(xiàn)振動異常，測取軸承部位的振動信號作頻運行中發(fā)現(xiàn)振動異常，測取軸承部位的振動信號作頻譜分析，其譜圖如右下圖所示。以電動機轉(zhuǎn)頻譜分析，其譜圖如右下圖所示。以電動機轉(zhuǎn)頻（50Hz）最為突出，判斷電動機轉(zhuǎn)子存在不平衡。）最為突出，判斷電動機轉(zhuǎn)子存在不平衡。在作動平衡測試時，轉(zhuǎn)子不平衡量達在作動平衡測試時，轉(zhuǎn)子不平衡量達5000g.cm，遠，遠遠超過標準允許值

2、遠超過標準允許值。經(jīng)動平衡處理后，振。經(jīng)動平衡處理后，振動狀態(tài)達到正常。動狀態(tài)達到正常。 這個實例，故障典型，過程完整。它的價值在于印這個實例，故障典型，過程完整。它的價值在于印證了不平衡故障的一個最重要特征，激振頻率等于轉(zhuǎn)證了不平衡故障的一個最重要特征，激振頻率等于轉(zhuǎn)頻，又通過動平衡測試處理進一步驗證了診斷結(jié)論的頻，又通過動平衡測試處理進一步驗證了診斷結(jié)論的正確性。正確性。轉(zhuǎn)子不平衡轉(zhuǎn)子不平衡不平衡故障的典型頻譜特征是工頻分量占主導地位實例實例2： 某 引 風 機 ， 型 號某 引 風 機 ， 型 號 Y 2 8 0 5 - 4 型 ， 轉(zhuǎn) 速型 ， 轉(zhuǎn) 速1480r/min，功率，功率75

3、kW，結(jié)構(gòu)簡圖見圖。，結(jié)構(gòu)簡圖見圖。、引風機軸承測點電機測點測點方位H20.0（26Hz）4.62.52.4V5.53.41.04.5A3.72.41.6引風機振動速度有效值（mm/s rms）H H、V V、A A分別代表水平、垂直和軸向分別代表水平、垂直和軸向測點水平方向頻譜轉(zhuǎn)子不對中轉(zhuǎn)子不對中聯(lián)軸器不對中軸承不對中帶輪不對中平行不對中角度不對中實例：實例： 某廠一臺離心壓縮機，結(jié)構(gòu)如圖所示。電動機某廠一臺離心壓縮機，結(jié)構(gòu)如圖所示。電動機轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速1500r/min1500r/min（轉(zhuǎn)頻為（轉(zhuǎn)頻為25Hz25Hz）。該機自更換減）。該機自更換減速機后振動增大，速機后振動增大，A A點水平方

4、向振動烈度值為點水平方向振動烈度值為6.36mm/s6.36mm/s，位移，位移D=150mD=150m，超出正常水平。，超出正常水平。 明顯的2X特征重新對中后2X基本消失地腳松動引起振動的方向特征及頻率結(jié)構(gòu)機械松動機械松動實例實例 某發(fā)電廠某發(fā)電廠1 1發(fā)電機組，結(jié)構(gòu)如圖。發(fā)電機組，結(jié)構(gòu)如圖。 1-汽輪機 2-減速機3-發(fā)電機 4-勵磁機后軸承 前軸承汽輪機前后軸承振動值 um PPum PPH8530V156A2828摩擦摩擦高次諧波及其分數(shù)倍諧波是摩擦的主要頻譜特征實例：實例： 某廠一臺某廠一臺3W3W1B11B1型高壓水泵的電動機，型高壓水泵的電動機，轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速1485r/min148

5、5r/min，泵軸轉(zhuǎn)速，泵軸轉(zhuǎn)速225r/min225r/min，水，水泵的軸承為滑動軸承，設(shè)備運行中發(fā)現(xiàn)水泵泵的軸承為滑動軸承，設(shè)備運行中發(fā)現(xiàn)水泵軸承的垂直方向（軸承的垂直方向（V V）振動強烈。其振動信）振動強烈。其振動信號的時域波形、頻譜如圖所示。號的時域波形、頻譜如圖所示。 水泵軸承垂直方向的振動波形成單邊水泵軸承垂直方向的振動波形成單邊“截截頭頭”狀，頻譜結(jié)構(gòu)主要是轉(zhuǎn)頻及其高次諧波，狀，頻譜結(jié)構(gòu)主要是轉(zhuǎn)頻及其高次諧波，都呈典型的摩擦特征。后經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)，該軸都呈典型的摩擦特征。后經(jīng)檢查發(fā)現(xiàn)，該軸承由于潤滑油路堵塞而形成干摩擦。如此可承由于潤滑油路堵塞而形成干摩擦。如此可見，頻率分析結(jié)合

6、波形觀察，是診斷摩擦故見，頻率分析結(jié)合波形觀察，是診斷摩擦故障的有效方法。障的有效方法。波形出現(xiàn)“削頂”豐富的高次諧波1. 滾動軸承信號的頻率結(jié)構(gòu) 滾動軸承主要振動頻率有：（1）通過頻率 當滾動軸承元件出現(xiàn)局部損傷時（如圖中軸承的內(nèi)外圈或滾動體出現(xiàn)疲勞剝落坑），機器在運行中就會產(chǎn)生相應(yīng)的振動頻率，稱為故障特征頻率，又叫軸承通過頻率。 各元件的通過頻率分別計算如下： 滾動軸承故障的振動診斷及實例滾動軸承故障的振動診斷及實例 滾動軸承故障的振動診斷及實例滾動軸承故障的振動診斷及實例 if0f01(1cos)2rdffDbf2211 () cos2brDdffdD2/ )/cos1 ()(DdnfH

7、zfra.外環(huán)損壞： b.內(nèi)環(huán)損壞： 2/ )/cos1 ()(DdnfHzfrc.滾動體損壞： 2/ )(cos1)/()(2DddDfHzfrd.保持架故障： 2/ )(cos1 / )(cos1 )(DdfDdfHzfoi式中：n-滾動體數(shù)、fr-內(nèi)外環(huán)相對轉(zhuǎn)速頻率、d-滾動體直徑、D-節(jié)圓直徑、-接觸角、fi、fo幾分別為內(nèi)外環(huán)轉(zhuǎn)速頻率，二者方向一致取正號，方向相反則取負號。 實例實例 一臺單級并流式鼓風機，由30KW電動機減速后拖動，電動機轉(zhuǎn)速1480r/min,風機轉(zhuǎn)速900r/min。兩個葉輪葉片均為60片，同樣大小的兩個葉輪分別裝在兩根軸上，中間用聯(lián)軸器鏈接，每軸由兩個滾動軸承

8、支承，風機結(jié)構(gòu)如圖所示。 該機組自1986年1月30日以后，測點的振動加速度從0.07g逐漸上升，至6月19日達到0.68g，幾乎達到正常值的10倍。為查明原因，對測點的振動信號進行頻譜分析。軸承的幾何尺寸如下： 軸承型號：210； 滾動體直徑：d12.7mm； 軸承節(jié)徑：D70mm； 滾動體個數(shù)：z10； 壓力角：00。軸承的特征頻率計算： 鼓風機轉(zhuǎn)速頻率： n/60=900/60=15(Hz)； 軸承內(nèi)圈通過頻率：88Hz 軸承外圈通過頻率：61Hz 滾動體通過頻率：40.6Hzrf測點的時域波形和高低兩個頻段的頻譜。 高頻低頻波形 在圖a所顯示的高頻段加速度的頻譜圖上，出現(xiàn)1kHz以上的

9、頻率成分1350Hz和2450Hz，形成小段高頻峰群，這是軸承元件的固有頻率。圖b是低頻段的頻譜，圖中清晰地顯示出轉(zhuǎn)速頻率（15Hz），外圈通過頻率（61Hz），內(nèi)圈通過頻率（88Hz）及外圈通過頻率的2次、3次諧波（122Hz和183Hz），圖c是加速度時域波形，圖上顯示出間隔為5.46ms的波峰，其頻率亦為183Hz（10005.46183Hz），即為外圈通過頻率的三次諧波，與頻譜圖顯示的頻率相印證（見圖438b），據(jù)兩個頻段分析所得到的頻率信息，判斷軸承外圈存在有故障，如滾道剝落、裂紋或其它傷痕。同時估計內(nèi)圈也有一些問題。實例實例1 1 某廠一臺軋機減速器，1994年4月大修，投入運行后

10、振動很大，對其進行簡易振動診斷。減速器結(jié)構(gòu)如圖。電動機為可調(diào)速電動機，工作轉(zhuǎn)速500r/min，功率970kw，小齒輪齒數(shù)50，大輪齒數(shù)148。 齒輪機構(gòu)故障的振動診斷齒輪機構(gòu)故障的振動診斷 當電動機轉(zhuǎn)速調(diào)至150r/min時，減速器振動值Vrms見表411。 從測值看，測點（2）、（4）（低速軸軸承）的振動值均大于高速軸。測點 VAVAVAVA6.57.814.4 12.69.58.313.311.8rmsV電動機轉(zhuǎn)速為150r/min時減速器振動值（單位：mm/s）注：V為垂向；A為軸向 電動機轉(zhuǎn)速為150r/min時，對測點（2）垂直方向（V）作頻率分析，其時低速軸轉(zhuǎn)速為51r/min，

11、轉(zhuǎn)頻為0.85Hz，譜圖如圖456所示。 頻譜圖上沒有出現(xiàn)嚙合頻率fm （fm0.85148125.8Hz），卻出現(xiàn)了213Hz這個突出的峰值。然后對213Hz附近的頻段作細化譜分析，譜圖如圖所示。這時發(fā)現(xiàn)，213Hz的兩旁的邊頻間隔為0.85Hz，恰好是低速軸轉(zhuǎn)頻。 測點垂直方向頻譜測點垂直方向細化頻譜 與此同時，在該轉(zhuǎn)速下，對測點（1）（2）垂直方向的振動信號作時域波形分析，其波形圖分別如圖a、b所示。 從時域波形圖上可以看出，高速軸（測點（1）振動波形屬常規(guī)振動（見圖458a），低速軸（測點（2）的時域波形有明顯的沖擊信號（見圖458b），其脈沖間隔為1176ms，相當頻率值0.85Hz

12、（100011760.85Hz）, 即為低速軸轉(zhuǎn)頻。 為了進一步查明原因，把電動機轉(zhuǎn)速調(diào)至500r/min，對測點（2）垂直方向作頻譜分析，其頻譜圖如圖。其實，213Hz頻率依然存在，它不隨轉(zhuǎn)速而變化。此時，該頻率的邊頻譜線的間隔為2.5Hz，等于低速軸轉(zhuǎn)頻。 可以推測，213Hz這個不隨轉(zhuǎn)速而改變的頻率是齒輪的固有頻率。機器運行中，由于齒輪嚙合的強烈沖擊（見圖458b）激發(fā)了齒輪以固有頻率振動。 根據(jù)所獲得的信息，可以推斷齒輪存在嚴重故障（如輪齒變形等），而且主要振源在大齒輪上。 在檢修處理時拆開減速器檢查，發(fā)現(xiàn)兩個齒輪的輪齒表面的鏨銼痕跡很顯眼，凹凸不平，這樣粗糙的齒面在輪齒嚙合時必然產(chǎn)生

13、嚴重沖擊。另外，大齒輪有5個輪齒的齒頂邊緣因長期擠撞而呈臺階突起，高達56mm，齒輪在運轉(zhuǎn)時必然出現(xiàn)大齒輪的輪齒頂撞小齒輪的輪齒根部，齒輪在這種惡劣的狀態(tài)下運行，激起齒輪固有頻率是理所當然的。強勁的固有頻率分量湮沒了齒輪嚙合頻率的分量，所以在譜圖中沒有出現(xiàn)嚙合頻率分量的譜線。 后來經(jīng)過了解，該機在大修時，由于沒有新齒輪備件更換，只得用一對使用過的舊齒輪稍加修理后代用，所以造成這種被動的局面。 本例從振動幅值的變化，分析了故障頻率特征，并對時域波形進行觀察，然后通過改變轉(zhuǎn)速測量，查明了故障原因，最后揭蓋檢查得到了驗證，診斷過程完整，思路清晰，是一個很典型的現(xiàn)場實例。實例實例2 2 某有色金屬加工

14、廠的一臺3W1B1型高壓水泵，通過減速器把電動機與水泵的曲軸連接起來。電動機轉(zhuǎn)速1485r/min，減速器小齒輪齒數(shù)z1為24齒，大齒輪齒數(shù)z2為155齒，其結(jié)構(gòu)簡圖如圖。 該機在檢修前進行了振動測量分析，發(fā)現(xiàn)減速器小齒輪軸承測點、振動值較大，見表。 測點HVAHVAA7.06.621.510.713.721.5機組檢修前加速度有效值m/s*s 對測點、水平方向的振動信號作頻譜分析，頻譜結(jié)構(gòu)分別如圖a和圖b。檢修前檢修后 兩測點振動信號的頻率結(jié)構(gòu)基本一致，主要頻率有齒輪嚙合頻率fm（fz）及其2倍 頻 （ 2 fm= 5 9 4 2 = 1 1 8 8 H z ） 和

15、 3 倍 頻（3fm=5943=1782Hz），且2、2次諧波分量幅值較大，同時嚙合頻率及其倍頻兩旁還有較多的邊頻成分以及低次諧波。邊頻間距為24.4Hz，與小齒輪的轉(zhuǎn)頻24.75Hz基本一致，邊頻成分分布比較幾種，呈分布故障特征。據(jù)此，判斷小齒輪存在較為嚴重的磨損故障。在揭蓋檢查時，得到了驗證，實際情況與分析結(jié)論基本一致。修理時更換了小齒輪，振動值下降到正常水平。 檢修后的頻譜圖分別如圖b。其時嚙合頻率的諧波分量大為減弱或消失，邊頻已不復存在，說明齒輪的運行狀況有所改善。 本例的特點在于，齒輪故障的頻率特征很明顯，隨著故障的排除，故障特征頻率發(fā)生了很大的變化，有的消失，有的減弱。這再一次證明

16、利用頻率分析診斷齒輪故障是很有成效的。本例的另一個特點是將故障處理前后的振動值及其頻率特征作對比分析，這是故障診斷中應(yīng)當堅持的基本原則，值得借鑒。 實例實例1 1 某鋼鐵廠化鐵爐除塵風機，型號D28，電動機功率800Kw，轉(zhuǎn)速750 rpm ，結(jié)構(gòu)簡圖如下。 振動故障識別方法振動故障識別方法主頻識別法主頻識別法 機組1992年8月中修后運行了一段時間振動逐漸增大，到1993年1月，測點水平方向同振動值達到15.15mm/s。當時在現(xiàn)場作了頻譜分析，譜圖如圖所示。 測點最大峰值頻率為12.65Hz，與轉(zhuǎn)頻基本一致。此外還有弱小的2倍頻分量及少量微弱的高次諧波。 由于測點靠近風機葉輪，1倍頻分量又

17、占絕對優(yōu)勢且又是水平方向振動最大，根據(jù)這些情況，判斷風機葉輪存在較嚴重的不平衡。在拆機檢查過程中發(fā)現(xiàn)，葉輪周邊存在嚴重的不均勻磨蝕，破壞了轉(zhuǎn)子平衡。根據(jù)設(shè)備管理部門反映，由于通風系統(tǒng)的除塵裝置停用3個多月，氣流中鐵砂含量劇增，加快了葉輪的磨損，而且葉片上不均勻地粘附著大量的粉塵雜質(zhì)，蝸殼下步積滿了爐灰，更加劇了葉輪的不平衡損壞。在檢修時更換了葉輪，清除了蝸殼內(nèi)積存的粉塵，恢復使用了除塵裝置，此后，風機運行正常。 實例實例2 2 某發(fā)電廠4號機組2循環(huán)泵，1994年11月對軸承的振動信號作頻譜分析，譜圖上出現(xiàn)了滾動軸承的故障特征頻率206Hz和239Hz，但信號比較弱小，處于早期故障。到1995年2月振動變得嚴重起來，其時對軸承從高低兩個頻段作了振動頻率分析，譜圖如圖。在低頻段的譜圖中，軸承的故障特征頻率顯得十分突出（見圖a），而在高頻段在25KHz的范圍內(nèi)出現(xiàn)了峰值逐漸增大的頻譜峰群，顯示了故障軸承的固有頻率特征。因此可以肯定軸承已存在較為嚴重的故障。 低頻段頻譜高頻段頻譜 2泵在檢修時更換了軸承，其時振動頻譜發(fā)生了顯著的變化。譜圖上，低頻段譜峰消失，高頻段的強勁峰群也減縮成低矮的“丘陵”狀了。對滾動軸承來說，這種高頻峰群與低頻特征一樣都是滾動軸承存在故障的標志，這是它區(qū)別于其他故障的地方。所以從頻率領(lǐng)域識