【正文】 16： 54達(dá)最大值 115μ m，其頻譜以 1 為主，軸向振動如此之大，這也是很不正常的。 故障分析結(jié)論 綜上所述，可得出如下結(jié)論： ?1) 機組投用以來，風(fēng)機與煙機間存在明顯不對中現(xiàn)象，且聯(lián)軸器工作狀況不穩(wěn)定。其 直接原因是對中不良 ，或聯(lián)軸器制造缺陷。 因此分析認(rèn)為造成本次事故的主要原因是機組對正曲線 確定不當(dāng)。 機組修復(fù)后，在 8月底煙機進行單機試運時，經(jīng)測量發(fā)現(xiàn)煙機軸承箱 中分面向上膨脹 ，遠(yuǎn)高于設(shè)計給出的膨脹量 。 ?例 2：復(fù)合不對中故障的診斷 圖 69 機組簡圖和測點布置 2023年 4月上旬某廠催化主風(fēng)機檢修后，開機運行，電動機軸承溫度和振值都較正常 (振值為 9μ m)。 2023年 4月 17日和 18日對該機組進行了全面的測試。 測點頻譜圖 圖 612 測點 2垂直方向頻譜圖 圖 614 測點 2水平方向頻譜圖 圖 613 測點 3垂直方向頻譜圖 圖 615 測點 3水平方向頻譜圖 圖 6— 12到圖6— 15都是在聯(lián)機狀態(tài)下，圖 6— 12中 1階轉(zhuǎn)頻的振幅很低，2X頻振幅最高，對應(yīng)的 3點垂直方向（圖 6— 13） 1X、 2X、3X倍頻幅值都存在。這是不對中的特征。 解體后發(fā)現(xiàn)： 1) 電動機軸和齒輪箱低速軸在垂直方向，相差 100μ m， 已大大超過維修規(guī)范所要求的限值。 這說明，在加載運行的初始階段，電動機軸與其軸承維修時的正確位置并沒有被破壞。但是，電動機軸和齒輪箱低速軸在垂直方向存在嚴(yán)重的平行不對中，引起的動載荷迫使電動機滾動軸承逐漸離開原始的位置，發(fā)生了偏斜。因此，它最終是一種復(fù)合型不對中，既包含了平行不對中的特點，又存在角度不對中的特征。機器在開車階段振幅較大的原因，是因為空壓機到達(dá)額定壓力后溫度上升，轉(zhuǎn)子的裝配零件首先受熱膨脹。往后隨著轉(zhuǎn)子溫度逐漸趨于均勻，軸也獲得充分伸長，消除了軸上裝配零件對軸施加的熱彎曲應(yīng)力，因此轉(zhuǎn)子因彎曲產(chǎn)生的不平衡振動就慢慢自動消失。分析認(rèn)為導(dǎo)致強強振的原因是：風(fēng)機開機由于負(fù)荷上升過快造成殼體熱膨脹不均，致使轉(zhuǎn)子與殼體不同心。兩天后機組振值降至 89μ m（一級報警值為 90μ m），恢復(fù)正常。 圖 617 鍋爐引風(fēng)機示意圖 6． 6 支承松動分析案例 ?實例一 某發(fā)電廠一臺大型鍋爐引風(fēng)機。 該機組運轉(zhuǎn)時振動很大，測量結(jié)果顯示電動機工作很平穩(wěn)。 AFV=150μ m， AFH=250μ m， ARV=87μ m， ARH=105μ m。頻率分析指出， 振動頻率主要是轉(zhuǎn)速頻率成分。但是對風(fēng)機振動最大的 外側(cè)軸承在水平和垂直方向上的相位進行分析，發(fā)現(xiàn)兩個方向上的相位是精確地 同相的，說明是“定向振動”問題，而不是單純的不平衡。用同樣方法檢查了內(nèi)側(cè)軸承架的安裝螺釘 ，也發(fā)現(xiàn)有輕微松動。 ?支承松動故障實例二 某廠一臺離心式壓縮機，轉(zhuǎn)速為 7000r／ min，通過齒輪增速器，由一臺功率為 1470kW，轉(zhuǎn)速為 3600r／ min的電動機驅(qū)動。停機后打開齒輪箱，檢查了齒輪和軸承，并沒有發(fā)現(xiàn)任何問題，懷疑是不平衡引起的振動。 為了對齒輪箱振動作進一步分析，測量水平和垂直方向上的相位，發(fā)現(xiàn)兩個方向上的相位是精確地同相，顯示是一種“定向振動”，然后又對齒輪箱殼體安裝底腳和底板進行測振和檢查，底腳螺釘是緊固的，但從底板的振動形態(tài)中發(fā)現(xiàn)一邊撓曲得很厲害。解決底板局部松動的處理辦法是把混凝土基礎(chǔ)進行刮削，在底板下重新澆灌了混凝土，當(dāng)機組放回到原處安裝后，齒輪箱的振幅就下降到／ s以下。 該機組由一臺 2500 KW，轉(zhuǎn)速 2985 r/min的電動機經(jīng)增速齒輪箱后，壓縮機轉(zhuǎn) 子為 9098 r/min。但仍然未能降低振動。 １．測得廠房大地的基礎(chǔ)振動： 0. 1Hz， 振幅 mv。 分析與結(jié)論： 1 振動以低頻振動為主要矛盾，地基是 Hz；電機是 50 Hz。 2 地基振動的振幅 151 mv遠(yuǎn)大于電機的振幅 62 mv。地基偏軟，剛度不足。 3 根據(jù)電修廠方面提供的信息：安裝后電機垂直振動大于水平振動。正常狀態(tài)是垂直剛度大于水平剛度。 2）地腳螺絲與地基的聯(lián)結(jié)剛度不足。 ?實例四 離心泵葉輪松動 一臺懸臂式單級離心泵，運轉(zhuǎn)了幾個月后發(fā)生了葉輪松動。另外，從圖中還可以看出，頻譜的噪聲底線很高，譜線連續(xù)表明松動零件對軸施加了一種不穩(wěn)定的隨機性沖擊力。 在機組運行過程中及故障發(fā)生前后，在線監(jiān)測系統(tǒng)均作了數(shù)據(jù)記錄。 Bb圖是故障發(fā)生時的振動頻譜，振動信號除轉(zhuǎn)頻外，還有約為 1/2轉(zhuǎn)頻的振幅，這是典型的油膜渦動特征。 ?油膜渦動及振蕩實例二 某公司國產(chǎn) 30萬噸合成氨裝置，其中一臺 ALS— 16000離心式氨壓縮機組，在試車中曾遇到軸承油膜振蕩。從圖中可見， (8430/min)是軸的轉(zhuǎn)速頻率 ω，由軸的不平衡振動引起。當(dāng)轉(zhuǎn)速升至 8760r／ min(146Hz)時，油膜振蕩頻率 Ω的幅值巳超過轉(zhuǎn)速頻率幅值，見圖 6— 22(b)，這是一幅典型的油膜振蕩頻譜圖，從圖 (b)中可見，頻率成分除了 ω(146Hz)和 Ω()之外，還存在其他頻率成分；這些成分是；主軸振動頻率 ω和油膜振蕩頻率 Ω的一系列和差組合頻率。低壓缸在一次大修后，轉(zhuǎn)子兩端軸振動持續(xù)上升，振幅達(dá) 50~55μ m，大大超過允許值 33μ m，但低壓缸前端的增速箱和后端的高壓缸振動較小。對該機組振動信號的分析認(rèn)為： ①低頻成分突出，它與工頻成分的比值為 ，可認(rèn)為是軸承油膜不穩(wěn)定的半速渦動； ② 油膜不穩(wěn)定的起因可能是低壓缸兩端聯(lián)軸節(jié)的對中不良，改變了軸承上的負(fù)荷大小和方向。瓦塊內(nèi)表面的預(yù)負(fù)荷處于負(fù)值狀態(tài) (PR值原設(shè)計為 ，現(xiàn)降為－ )，降低了軸承工作穩(wěn)定性。 圖 6—23 低壓缸前、后軸承上的振動測點信號頻譜比較 對上述發(fā)現(xiàn)的問題分別作了修正，機器投運后恢復(fù)正常，低壓缸兩端軸承的總振值下降到 20μ m，檢修前原頻譜圖上反映軸承油膜不穩(wěn)定的 低頻成分和反映對中不良的 4倍頻成分均已消失 [圖 6— 23(c)、 (d)]。 對振動的信號作頻譜分析。陣發(fā)性強烈吼叫時，振動頻譜圖中出現(xiàn)很大振幅的 轉(zhuǎn)頻成分，轉(zhuǎn)頻振幅增加不大。 現(xiàn)場工程技術(shù)人員根據(jù)這個結(jié)論，調(diào)整潤滑油的油溫，使供油油溫從 30℃ 提到 38℃ 后，機組的強烈振動消失，恢復(fù)正常運行。還多次調(diào)整油溫，考察機組的振動變化，證實油溫在 30℃ ～ 38℃ 左右時，可顯著降低機組的振動。 1993年 11月，該機組經(jīng)檢修后 剛投入運行即發(fā)生強烈振動。除轉(zhuǎn)子工頻外，還存在大 量的低倍頻諧波成分，如 2 、 3 、 4 、 5 等，南瓦的 5倍頻 振動特別突出。 分析認(rèn)為煙機發(fā)生嚴(yán)重的碰摩故障，主要部位應(yīng)為軸瓦（徑向軸承和 推力軸承均由 5塊瓦塊組成）。 更換軸瓦，經(jīng)仔細(xì)安裝調(diào)整，開機恢復(fù)正常。圖 6－ 2圖 6— 26分別是風(fēng)機運行正常時和強振發(fā)生時的時域波形 和頻譜。而強振時 ，一個最突出的特點就是產(chǎn)生一振幅極高 的 ()成分，其幅值占到通頻幅 值的 89％，同時伴有 ()、 ()等非整數(shù)倍頻，此外，工頻 及其諧波幅值也均有所增長。隨后 的停機揭蓋檢查表明，風(fēng)機第一級葉輪的口環(huán)磨損非常嚴(yán)重，由于承受到巨大 的摩擦力整個葉輪也已經(jīng)扭曲變形，如果再繼續(xù)運行下去，其后果將不堪設(shè)想 。 6． 9 喘振 ： 2. 某大型化肥廠的二氧化碳壓縮機組由汽輪機和壓縮機組成。高壓缸為 2段共 6級葉輪，低壓缸為 2段共 7級葉輪。正常出口流量應(yīng)為避免 9400 m3/h。當(dāng)開大“四回一”防喘閥以后，振幅可下降至 50μ m，然而機器劇烈振動的現(xiàn)象還難以消除。 3. 從頻譜圖上看出， 55Hz低頻成分是引起機器振動的主要因素，但屬何種原因尚不很清楚。 圖 6—27 高壓缸四段軸振動和氣壓脈動頻譜 圖 6— 27為高壓缸四段軸振動和氣流壓力脈動的頻譜圖 (壓力脈動信號直接從四段出口管線上用壓力傳感器測取 )。 在升壓過程中，當(dāng)測點通頻振幅增至 47μ m時，軸振動頻譜圖和壓力脈動信號頻譜圖上均突然出現(xiàn) 55Hz的低頻及其倍頻成分，見圖6— 27中的 (c)和 (d)。當(dāng)壓縮機背壓降低，流量上升后，通頻振幅下降至一定值， 55Hz低頻成分隨之消失。最后通過加裝“四回四”管線（即從四段出口加一旁通管至四段入口，并在其間加一調(diào)節(jié)閥），調(diào)節(jié)“四回四”，或“四回一”閥門，適當(dāng) 增加四段供氣量 ，四段軸振動就由原來的高振幅下降至 22μ m，機器強烈振動情況也就隨之消失。但是該機組高壓缸轉(zhuǎn)子振動 中始終存在一個與轉(zhuǎn)速大致成 ，有時這一振動分量的 幅值與基頻振動分量的幅值相等，甚至大于基頻幅值。 （ 1）振動特性分析 圖 629 高壓缸轉(zhuǎn)子啟動過程的瀑布圖 ，它不同于基頻和 2倍頻振動等有明顯的影響因素和解釋 ，為此 ， 采用多種分析方法就其振動方式以及振動與運行工況之間的關(guān)系進行分析 。 起動過程中負(fù)荷低 ， 可見 有關(guān) ， 在低負(fù)荷和低轉(zhuǎn)速下 ，其振動并不表現(xiàn)出來 。而且 ?＋ =39+184=223Hz，近似于轉(zhuǎn)子基頻振動頻率 ?l = 223Hz（ 其中的誤差是由于FFT譜分辨率引起 ） ， 由此可見 ， 轉(zhuǎn)子振動中不但包含有一個 ，對應(yīng)還有一個 分量 。 2) 其振動頻率隨轉(zhuǎn)速的升高而增加，但并不成線性關(guān)系。 4) 引起 ，類似于不平 衡力引起的轉(zhuǎn)子振動。 (2)振動原因分析 上面分析可得出 引起的振動比較吻合，旋轉(zhuǎn)脫離是由于氣體容積流量不足等原因引起，氣體不能按設(shè)計的合理角度進入葉輪或者擴壓器，造成葉輪內(nèi)出現(xiàn)氣體脫離團，這些氣體脫離團以與葉輪轉(zhuǎn)動方向相反的方向在通道間傳播，造成旋轉(zhuǎn)脫離。因此，旋轉(zhuǎn)脫離引起對轉(zhuǎn)子的作用力表現(xiàn)為 Ω一 ω和 ω兩個頻率成分。所以認(rèn)為