【正文】 謝謝觀看 /歡迎下載 BY FAITH I MEAN A VISION OF GOOD ONE CHERISHES AND THE ENTHUSIASM THAT PUSHES ONE TO SEEK ITS FULFILLMENT REGARDLESS OF OBSTACLES. BY FAITH I BY FAITH 。反映在頻譜圖上，就出現(xiàn)了兩個振動頻率之和等于旋轉頻率的振動分量，而在二維全息譜上表現(xiàn)為與旋轉方向相反運動的圓或橢圓。當氣體脫離團以角速度 ω在葉輪中傳播，方向與轉子旋轉方向相反時，對轉子的激振頻率為 Ω一 ω和 ω，其中 Ω表示轉子回轉頻率。 5) 。 3) ，兩者振動頻率之和恰好是轉子的回轉頻率。 振動情況綜述 通過上面幾種方法的分析說明二氧化碳壓縮機高壓缸轉 子 ： 1) 只有當壓縮機達到一定的負荷及一定轉速的情況下，才產生 。 圖 6—30 高壓缸轉子振動幅值譜 傳統(tǒng)的振動譜分析 其次用傳統(tǒng)的振動譜進行分析 ， 圖 6— 30是高壓缸轉子振動的幅值譜 ， 譜中不但包括 、 基頻 、 2倍頻等振動成分 ， 而且包含一個頻率為 ? = 39Hz的振動分量（ 即圖中第 5點 ） ， 其幅值大小僅次于 、 基頻 、 2倍頻 、 3倍頻振動分量的幅值 。首先用瀑布圖分析 的振動特性 ， 圖 629是二氧化碳壓縮機組高壓缸轉子啟動過程中振動的瀑布圖 ， 從圖中可以看到 起動過程無論哪一轉速下都沒有 這一振動分量出現(xiàn) 。圖 6— 28是二氧化碳 壓縮機高壓缸轉子振動幅值譜，圖中“ 1”就是 ，其振動 頻率 =，“ 2”是基頻振動分量，其振動頻率 ?1=，從圖 中我們可以看到 值，成為引起轉子振動的主要因素，為此，需要分析其產生原因，以便加 以控制和消除 。 圖 6—28 高壓缸轉子振動幅值譜 ?喘振故障實例二 某廠的二氧化碳壓縮機組是尿素生產裝置的關鍵設備之一，其運行狀 態(tài)正常與否直接關系到安全生產的順利進行。 由以上的變工況試驗可見， 55Hz低頻成分是隨出口壓力升高和流量下降而出現(xiàn)的，又隨背壓下降和流量增加而消失，因此診斷它是 壓縮機高壓缸旋轉失速所產生的一種氣體動力激振頻率 ，這一振動頻率嚴重地危及機器的安全運轉。 繼而在小流量區(qū)域出口壓力升到 14MPa以上時，通頻振幅達60μ m， 55Hz的低頻及其倍頻成分則始終存在。當四段出口壓力為 11MPa時，振動測點測得的通頻值為 37μ m，頻譜圖上除了轉速頻率 219Hz成分外，無明顯的低頻成分出現(xiàn)，壓力脈動的信號也比較小，見圖 6— 27中的 (a)和 (b)。分析四段軸振動信號和四段出口氣流壓力脈動信號隨工況的變化過程，可得到該機故障原因的信息。頻譜分析顯示，一個 55Hz及其倍頻成分占有顯著的地位，其幅值隨通頻振幅的增大而增大，轉速頻率成分的幅值則基本保持不變。但投產后不久，因生產的原因，將流量下降至額定流量的 66%左右，機器第四段的軸振動達 58μ m，而且高壓缸機殼和四段出口管道振動劇烈，甚至把高壓導淋管振裂。低壓缸工作轉速 6546 r/min，高壓缸工作轉速 13234 r/min，中間通過增速齒輪連接。壓縮機分為 2缸、 4段、 13級。及時的分析診斷和停機處理，避免了設備故障的進一步擴大和可能給生產造 成的更大損失。 結合現(xiàn)場的一些其它情況分析認為，機 組振動存在很強烈的非線性，極有可能是由 于殼體膨脹受阻，造成轉子與殼體不同心，導致動靜件摩擦，而引起的。 由圖可見，風機正常運行時，其主要 振動頻率為轉子工頻 101Hz及其低次諧波， 且振幅較小，峰 — 峰值約 23μ m。 ?碰摩故障實例二 1996年 7月 26日，某廠一臺主風機運行過程中突然出現(xiàn)強振現(xiàn)象，風機出 口最大振值達 159μ m，遠遠超過其二級報警值 (90μ m)，嚴重威脅著風機的 安全生產。 拆開檢查，發(fā)現(xiàn)南北瓦均有明顯的磨損痕跡，南瓦有一徑向裂紋，并 有巴氏合金呈塊狀脫落，主推力瓦有三個瓦塊已出現(xiàn)裂紋。時域波形存在明 顯的削波現(xiàn)象。 殼 體上測得的振動頻譜如圖 6— 24 所示。 圖 6－ 24 煙機強振時的頻譜 a) 北瓦 b) 南瓦 6． 8 碰摩分析案例 ?實例一 某煉油廠煙氣輪機正常運行 時，軸承座的振動不超過 6mm/s 。 事后，為進一步驗證這個措施的有效性?；谶@個分析，判定機組的振動超標是軸承油膜渦動所引起，并導致了動靜件的摩擦觸碰。正常時，機組振動以轉頻為主。 ?油膜渦動及振蕩實例四 1997年 11月，某鋼鐵公司空壓站的一臺高速空壓機開機不久，發(fā)生陣發(fā)性強烈吼叫聲，最大振值達 17mm/s（正常運行時不大于 2 mm/s），嚴重威脅機組的正常運行。 ③兩端聯(lián)軸節(jié)對中不符合要求，平行對中量超差，角度對中的張口方向相反，使機器在運轉時產生附加的不對中力。 停機檢查，發(fā)現(xiàn)如下問題： ①軸承間隙超過允許值 (設計最大允許間隙為 ，實測為 )； ② 5塊可傾瓦厚度不均勻，同一瓦塊最薄與最厚處相差 ，超過設計允許值。低壓缸前、后軸承上的振動測點信號頻譜圖如圖 6— 23(a)、 (b)所示，圖中主要振動頻率為 ，其幅值為工頻（ 190Hz）振幅的 3倍多，另外還有 2倍頻和 4倍頻成份，值得注意的是，圖中除了非常突出的低頻 ， 4倍頻成分也非常明顯。 圖 6—22 高壓缸油膜振蕩初期及發(fā)展的振動頻譜比較 ?油膜渦動及振蕩實例三 某公司一臺空氣壓縮機，由高壓缸和低壓缸組成。 55Hz為油膜振蕩頻率 Ω。 圖 6— 22(a)表示高壓缸軸振動剛出現(xiàn)油膜振蕩時的頻譜。據(jù)此判定高壓缸轉子軸承發(fā)生油膜渦動。高壓缸轉子的徑向振動頻譜圖見圖 621， a圖是故障前的振動頻譜，振動信號只有轉頻的幅值。 圖 6—19 離心泵葉輪松動頻譜圖 圖 621 故障前 a與故障后 b 的頻譜圖 6． 7 油膜渦動及振蕩分析案例 ?實例一 某化肥廠的二氧化碳壓縮機組，在檢修后，運行了 140多天，高壓缸振動突然升到報警值而被迫停車。在泵側的兩個軸承上檢測振動信號，經(jīng)頻譜分析，顯示有很多旋轉頻率的諧波成分 (見圖 6— 19)，這些很強的諧波預示泵的轉子零件存在松動問題。 3）地腳螺絲直徑偏小，剛度不足。 4 導致地基垂直剛度不足的可能原因： 1）安裝墊板與地基的接觸面積不夠，空洞面積大，導致彈性變形大。這與通常的狀態(tài)相矛盾，即垂直剛度小于水平剛度，也證明地基存在問題。但與地基固有頻率 7 Hz相矛盾，因而問題應在電機與地基連接部位。說明地基的振動是主要矛盾。兩者不一致。 ２．測得地基的固有頻率： 7Hz()； 二階頻率： 19 Hz；三階頻率： 29 Hz； 四階頻率： 38 Hz； ３．測得在聯(lián)機運轉時，地基的振動主頻 Hz；振幅： 110～ 151 mv。 根據(jù)調 查情況，采用頻譜分析技術，期望能從 振動成分的頻率分布中分析振動的原因。 現(xiàn)場調查表明：因遲遲不能投產， 廠方已分別對電動機、壓縮機轉子作過 動平衡校正，也對聯(lián)軸節(jié)進行多次找正、 找同心。 圖 6— 18 聯(lián)機運轉時地基的振動頻譜圖 ?支承松動故障實例三 某鋼鐵公司氧氣廠三車間壓縮機建成以來長期因振動過大，不能投入生產。移去底板，就看到底板撓曲部分下面的水泥漿已經(jīng)破碎，削弱了該處的支承剛度。把低速齒輪送到維修車間進行了平衡和偏擺量檢查，在安裝過程中又對電動機和齒輪箱進行了重新對中，但是這一切措施對于改善齒輪箱的振動毫無效果。機組運行中測得電動機和壓縮機的振動很小，振幅不超過 ／ s，但是齒輪增速器卻振動很大，水平方向振幅為 ／ s，垂直方向振幅為 10mm／ s，振動頻率為低速齒輪的轉速頻率 (60Hz)，軸向振幅很低。當全部安裝螺釘被緊固以后，風機的振值就大大下降，達 到可接受的水平。然后對外側軸承、軸 承架和基礎各部分位置進行振動測量，檢查出軸承架一邊的安裝螺釘松動了，使 整個軸承架以另一邊為支點進行擺振。這些 數(shù)據(jù)表明，風機振動并不是聯(lián)軸節(jié)不 對中或軸發(fā)生彎曲，應診斷為轉子的 不平衡故障。風機的軸 向振幅小于 50μ m?？傉穹怀^ ／ s，但在風機上振幅很高，前后軸承 在水平和垂直方向上的振幅卻很大。由一臺轉速 840r／ min的電動機直聯(lián)驅動。以后該機組開機時，注意緩慢提升負荷，再未發(fā)生類似情況。一旦殼體到達熱平衡，振值應會下降。 ?實例二 殼體非均勻膨脹造成的振動 某煉油廠主風機啟動兩個小時，帶上負荷后，風機出口側振值急劇上升，最大達 164μ m，機組振動頻譜上，轉子工頻振動占絕對憂勢；鐵譜分析亦未發(fā)現(xiàn)明顯磨損，紅外測試表明，主風機外殼溫度分布不均勻，外殼上對稱位置溫度差最大達 30℃ 。由于軸上零件 (葉輪、軸套、平衡盤、密封套和止推盤等 )的軸向接觸端面彼此不平行，熱膨脹時迫使轉軸強制彎曲，產生不斷增大的不平衡振動。 6． 5 熱變形分析案例 ?實例一 轉子熱膨脹階段的彎曲振動 某煉油廠催化車間一臺離心式空壓機，開車后軸振幅逐漸上升，啟動約 40 min，振幅達到 90μ m，往后在操作參數(shù)不變狀態(tài)下，振幅會自動逐漸下降，最后軸振幅穩(wěn)定在 35μ m左右，這是該機每次開車的振動規(guī)律。這樣，就造成了電動機軸和齒輪箱低速軸之間，又產生了角度不對中的故障。因此，其殼體軸向的振動并不大。 2) 電動機的軸承室原刷鍍層（修復的部位）發(fā)生變形， 使軸承室產生了一定的錐度，嚴重地破壞了原有的配合 精度。 電動機軸和增速齒輪箱輸入軸在垂直方向存在著嚴重的不對中。水平方向 3點主要振動都是 1X、2X倍頻的振幅（圖6— 1圖 6— 15）。鑒于故障的發(fā)生位置主要在電動機側