当前位置：文档之家› 基于松动的机械故障诊断实例与分析

基于松动的机械故障诊断实例与分析

案例一：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/s,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，技术人员立即赶到现场，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。

2. 部件松动引起的振动分析

套装部件松动、平衡块松动、轴瓦松动是旋转机械最常见的三类松动故障。对于有中心孔的转子而言，中心孔两侧的堵头也有可能出现松动。松动故障的典型特征是振动的不规则性，机组启停和运行状态下的振动没有重复性。虽然松动故障的原因明确，但是要在机组运行状态下判明松动故障并不容易，往往需要机组多次启停，从中发现振动规律。故障处理的工作量和时间都可能较长。

一、套装部件松动引起的振动分析

套装部件松动是人们最常想到的一类故障。实际上，套装部件（叶轮或联轴器）松动所产生的直接不平衡力并不大。假设套装部件重 1 吨，部件与转轴之间出现了0.1mm 的间隙,由其引起的不平衡重径乘积为50Kg.mm，相当于加重半径0.4m 处有不平衡力125 克。对于大型旋转机械而言，该力引起的振动并不大。但是，如果联轴器与转轴之间的配合出现了间隙，情况就不同了。机组带负荷过程中，传递的扭矩越来越大，联轴器与转轴在配合处会产生相对位移。由此会改变两转子连接的同心度和平直度等，从而产生振动。出现这种情况后，振动的变化主要反映在联轴器两侧的轴承上，对两个轴承的影响为同相。振动与机组所带负荷之间有一定关联。在一定负荷下，振动可能会发生突变。

二、平衡块松动引起的振动分析

平衡块螺丝没有锁紧或长期运行后受热变形等因素的影响，平衡块有可能出现松动。平衡块松动后，将在平衡槽内作周向移动，甚至会脱落，转子上的不平衡状况将会发生随机变化。

正常运行时，该故障的特征与普通不平衡完全相同。多次启停时，因为平衡块角度随机变化，定速下的振动幅值和相位的分散度较大。因此，只有通过多次启停，从随机振动特征中寻找规律，才有可能准确判定该故障。动平衡试验时，受平衡块滑动的影响，影响系数误差较大，加重效果可能会与预期设想有较大差别。反复调整平衡，有可能无法将振动减小下来。

三、中心孔堵头松动引起的振动分析

汽轮发电机组转子中心孔两端各有一个堵头。旋转状态下，由于堵头位于转子旋转中心，堵头所承受的离心力合力为零，一旦失去约束就处于自由状态。如果联轴器有内孔，堵头就可能进入联轴器内孔，导致轴系剧烈振动。近年来，国内发生过多起由于中心孔堵头松动所引发的振动故障。高速运行时，在离心力的作用下，堵头吸附在联轴器内孔内壁，振动幅值和相位比较稳定。多次开机后就会发现，由于每次启动堵头所处周向位置不同，定速后的振动幅值和相位分散度较大。此时如果进行动平衡试验，就会发现动平衡加重后的振动与期望值相差较大，动平衡试验毫无规律可循。某台汽轮发电机组由高压转子、低压转子、发电机转子和励磁机转子组成。每根转子由两个轴承支撑，轴系共有8 个轴承。＃2、＃3 号轴承和＃4、＃5 号轴承支撑在低压排汽缸上。该机于2002 年11 月进行了大修。大修后开机过程中出现了比较大的振动，通过对低压转子的现场高速动平衡，将振动控制在35μm

以内。机组稳定运行至2003年9月，此阶段内振动正常。

2003 年9月3日凌晨2 时，机组带负荷76MW，一切正常。在没有任何运行操作和没有任何先兆的情况下，＃2、＃3、＃4轴承振动在几秒钟内突增，从25μm 增大到250μm 以上，超出监测仪表量程。＃4 轴承振动受其影响，也达到167μm。＃1、＃5 轴承振动也分别增大到40μm 和80μm。揭低压缸检查没有发现明显缺陷，就没有将转子解开作进一步检查。扣缸后开机，振动正常。该机组在12 日和13 日由于系统需要调峰两次，并于

18 日停机备用，22 日转机并网。此阶段振动正常。9 月23 日19：28，振动保护再次动作。9 月25 日4：03 和14：16 振动保护两次动作，现象与前几次基本相同。直到此时，才充分认识到该突发性振动故障的复杂性。由于没有安装在线监测系统，上述突发振动均未能捕捉到。为了监测突发性振动时的数据，下次开机前特地安装了振动监测系统，决定在机组并网运行正常后做变负荷、变油温、变真空试等验，力争把突发性振动激发起来。但是直到所有试验完毕，机组并没有象预想的那样发生突发性振动。就在大家认为突发性振动已经消失时，9 月27 日7：49 分机组再次振动保护跳闸，终于捕捉到突发性振动数据。表10 给出了振动突发前后机组振动数据。图61 为＃2、＃3、＃4 轴承发生突发性振动前后的振动趋势图，图62为突发性振动时＃3轴承频谱图。

表10 突发性故障前后机组振动数据(μm)

图61 ＃2～＃4 轴承突发性振动前后振动趋势图

图62 ＃3 轴承突发性振动时的频谱图

对现场采集到的突发性振动数据进行了分析，发现以下几点特征：

1. 振动具有突发性。1s～2s 内振动由正常值突然增加到500μm 以上；

2. 振动突发时的频率主要为工频；

3. 振动以＃3 轴承最大，＃2、＃4 轴承次之；

4. ＃3 号轴承振动突发后，会出现一定量的高频分量(2 倍频、3 倍频)；

5. 振动突发后降速时会出现一定量的半频分量；

6. ＃3 轴承附近有较明显的碰摩痕迹；

引起突发性振动故障的可能原因有：断叶片、部件摩擦、汽流激振、电气故障、大的扰动冲击、油膜振荡、大的失衡等。现对上述故障的可能

性进行分析。该突发性振动的一大特点就是量值很大。如果是由断叶片引起的，那么，叶片断裂的数量肯定会较多，不会只是一、两片。断叶片产生的不平衡量，对转子临界转速下的振动肯定有非常大的影响。但从振动突发后的打闸停机过程数据来看，各瓦过临界振动只是稍有增大，最大为＃4 轴承（135μm）。因此,可以初步排除断叶片的可能性。摩擦是机组不稳定振动最常见的因素。摩擦故障通常有一个发生、发展过程。摩擦初期，通常具有一定的176先验征兆，如振动幅值和相位不稳定等。摩擦发展到一定程度后，振动才会突增。但该机组突发性振动故障之前，没有任何征兆，各轴承振动很稳定。从机组停机惰走时间来看，机组惰走时间基本正常，这表明轴承乌金等部件发生严重摩擦的可能性也比较小。汽流激振故障与机组所带负荷有较大关联，往往是在大负荷情况下发生。把负荷降低到一定数值后，振动会减小。但该机组振动故障发生后，负荷降为0MW 时，振动依然很大。因此，可以排除汽流激振故障的可能性。电气故障引起的振动应该对发电机转子两侧轴承(＃5、＃6)影响很大。本机组振动故障主要发生在＃2、＃3 轴承上，其余轴承振动可以看作是由这两个轴承引起的。因此，也可以排除电气故障的可能性。外界大的扰动冲击主要有水冲击和低压缸进水等，本机组未发生上述现象。油膜振荡也是一种突发性振动。但是，油膜振荡频率为转子一阶固有频率，这与本例不符。上述诸因素可一一排除，唯一不能排除的故障就是转子本身突然发生大的失衡。当然，具体失衡原因待查。根据上述分析,决定进行如下工作：

1、揭低压缸及缸内上半隔板套，检查低压轴承、滑销系统、油档间隙、低压台板间隙等；

2、检查低压部分的疏水系统；

3、揭高压缸及缸内上半隔板套，检查叶片、围带、拉筋等部件损坏情况；

4、检查轴承工作情况；

5、检查凝泵工作情况以及凝汽器水位测点和控制的可靠性；

6、检查轴封送气的汽源；

7、检查管路情况

上述检查均未发现异常，机组检修不得不扩大化。在把高低对轮联结螺栓解体后起吊低压转子的过程中，发现高压缸侧转子中心孔堵头掉落在联轴器腔室内。在该腔室内同时发现了大量的油泥和铁屑。图63 为中心孔堵头示意图。联轴器腔室直径约为600mm，堵头直径为150mm。图64 给出了堵头磨损前后的形状。可以看出，堵头已发生明显磨损，

磨损后的堵头重量为6.85kg。177堵头在联轴器腔室里活动，产生了一个不稳定的不平衡量作用于转子上。根据离心力计算公式，该活动堵头所产生的不平衡力约为177652N，完全能够产生巨幅振动。这正是引发本机组突发性振动的根本原因。

图63 中心孔堵头示意图

（a）磨损前（b）磨损后

图64 堵头磨损前后的形状

机组检修后于2003 年10 月6 日下午开机。机组过临界振动小于65μm，带负荷运行时各点振动都小于30μm，突发性振动故障消失。四、轴瓦松动引起的振动分析

旋转机械转子自重和动载荷都是靠转子两端的轴承来承受，轴承的工作状况对于旋转机械安全运行非常重要。轴瓦松动是诱发机组振动的一个重要因素。轴承紧力不足和垫铁与洼窝接触不均匀是引发轴瓦松动的两个主要因素。

1、轴瓦紧力消失

运行状态下，轴承外壳的温度通常比轴瓦温度高。检修时若没有预紧力，受热膨胀后，外壳不能压紧轴瓦，容易导致轴瓦振动。很多厂把检查和调整轴承紧力作为处理机组振动问题的“三板斧”之一。轴瓦紧力并不是越大越好，紧力过大会造成轴瓦变形。轴瓦紧力与轴承直径、环境温度等有关。对于球面轴承，为了保证轴瓦在运行中的自动调整，一般规定没有紧力，且略有间隙。例如，300MW 汽轮机轴承的球面座与瓦枕的间隙标准为0 mm～0.03 mm。

2、垫铁与洼窝接触不均匀

为了调整轴系中心，大功率旋转机械在轴承的下半部通常设有供调整中心用的垫块。如果垫块与洼窝之间接触不好，在转轴振动的作用下，两者之间会发生撞击，垫块和洼窝处容易产生疲劳损坏。时间长后，轴瓦与洼窝之间的间隙增大，两者之间的撞击将会进一步加剧。由于轴承下半部为承载区，轴瓦松动后对机组振动的影响比较大。除此之外，轴瓦松动后，轴瓦在洼窝内的支撑刚度显著降低，轴瓦自振频率降低。当作用在转子上的激振力中含有高频分量时，一旦高频分量与轴瓦自振频率重合，轴瓦在洼窝内就会出现高次谐波共振，导致轴瓦振动和噪音加大。出现这种情况后，检修时应重点检查轴承垫块的接触情况。转子没有放

在轴承上时，底部垫块应该有0.06mm～0.08mm 的间隙。转子放到轴承上后，下半轴瓦侧部垫铁的间隙用0.03mm 的塞尺片应该塞不进。这样即使转子重量将轴承压变形，亦可保证垫块受力均匀。若塞尺检查结果合格，可取出轴承进一步用涂红粉检查垫块与轴承座的接触情况。接触面积应该大于总面积的75％以上而且均匀分布。垫块接触不符标准时，应该进行研刮。

图65 ＃1 轴承轴振和瓦振频谱图

某电厂一台机组大修后开机，＃1 轴承振动较大修前明显增大。频谱分析表明，#1 瓦基频振动不大，但高频分量较大。与此同时，＃1 轴振却是以工频分量为主。图65 给出了轴振与瓦振频谱图。诱发#1 瓦高频振动的主要因素有：①高压转子与主油泵之间齿式联轴器磨损后产生的撞击振动；②轴瓦松动引起的高次谐波共振。如果是因齿式联轴器过度磨损所引起的，那么＃1 轴振信号中的高频分量应该较大，这与本例不符。因此，高频振动只能是轴瓦松动后产生的高次谐波共振。停机检查＃1 轴承，发现轴承上瓦枕垫铁与瓦盖之间大部分为间隙，抬起转子后下瓦枕两侧垫铁分别有25μm 和15μm 的间隙。检修时将下垫铁抽去45μm 的垫片，抽垫后复查两侧垫铁无间隙。同时，上瓦加垫片使紧力达到50μm。机组检修后启动，高频振动消失。

3 机械松动

机械松动有两种情况：一种是机器地脚螺栓连接松动，它引起整个机器的振动；另一种是零件间的配合关系被破坏而引起的松动，比如转子内孔与轴之间的配合、轴与轴承之间的配合、轴承与轴承座之间配合关系被破坏而造成的配合松动。

3.1 松动的振动特征

3.1.1 频率特征

松动引起的振动具有一定的非线性，其振动信号的频率成分相当复杂，除了转频外，还产生高次谐波和分频振动，频谱结构成梳状。而由机器地脚螺栓连接松动引起的振动，其频率成分中转频的奇数倍频比较突出，常表现为，3倍频幅值＞1倍频幅值＞5倍频幅值。

3.1.2 振动方向特征

因地脚螺栓连接松动引起的振动，表现为垂直（V）的振动值远大于水平（H）振动值；配合松动引起的振动，其方向特征不明显，但这时机器对其它干扰的

反映却很明显。

3.1.3 振幅变化特征

机械松动引起的振动，振动幅度随负荷的增加而增加，对转速变化也很敏感，振幅随转速的增减表现出无规律变化，忽大忽小，呈跳跃式。

3.1.4 振动相位特征

机器存在松动时，相位与转频一致。

3.2 松动故障的诊断方法

不论地脚松动还是配合松动引起的机械振动，在振动频率上表现奇数倍频，呈梳状频谱；振动方向上表现为垂直方向的振动值远大于水平方向振动值；振动幅度随负荷变化而变化；相位与转频一致。在旋转机械故障诊断中，各类振动故障由转子不平衡、转子轴不对中、设备地脚（配合）松动或其他（机械摩擦、油膜振荡、轴承损坏、齿轮损坏等）一项或多项原因引起的。利用文中叙述的机械故障诊断方法，综合分析设备振动产生的原因和机理，结合设备振动频率、振动方向和振动相位的特征，可正确判断出引起机械振动的主要原因，进而采取必要的措施对设备进行维修。

4.某石化公司一台机组振动超过警报值，该机组风机由电机驱动，由刚性联轴器连接，电机转速2980r/min，电机功率220kW，该机组结构简图如图1所示，用便携式测振仪测得各测点的振动全频值见表1.

图2振动正常时的频谱图

图3振动异常时的频谱图

振动正常时的电机负荷端垂直方向频谱如图2所示，振动异常时的电机负荷端垂直方向频谱如图3所示。

随后现场对风机调整了负荷，随着负荷的下降电机负荷端垂直方向振动变化如表2所示。

从测得的全频值来看，电机两端垂直方向振动远大于水平方向，风机两端振动不是很大，从频谱图比较来看，异常振动时产生了大量的分频，振动以1/5、2/5等分频占主导，且随着负荷的下降，振值变化比较明显。这些特征都和基础或地脚松动的故障特征相吻合，由此可以判断造成该机振动超过报警值的原因为机组基础或地脚松动，经现场停车检

查，发现电机有一颗地脚螺栓已经断裂，更换全部地脚螺栓后，机组正常运行。

1 设备主要技术参数

天津石化公司乙烯厂5号裂解炉引风机有异响，我们对此引风机及其驱动电机进行连续的振动监测，以下为引风机和测试仪器的主要技术参数。

引风机参数：功率45．4kW，转速750r／min。振动测试仪器参数：灵敏度0．10V／G，探头响应频率2～1500Hz，分辨率400线，平均次数4。

2 诊断过程[1]

表1为风机各点振动值，振动频谱图见图1。由表1可以看出，测点MIH，MIV的振动值最大，并且其频谱中峰值也比其他各点大。图2为测点MIV点的波形图和频谱图，图3为MIV点振动频谱的对比图。由波形图可以看到，图形具有较大的冲击，最大峰值达到1．35G，呈振铃状图形，波峰因子值达6．33。由以上情况可以判断，电机联轴节侧的轴承存在问题。由此点的频谱图可以看到，主要的振动量都集中在1—20倍转速这一低频范围内，而通常轴承本体具有缺陷的典型频谱图，振动能量应在高频段有一定的非同步谐波成分体现，因而可以排除轴承本体存在故障的可能。同样在此频谱图中，可以看到图形具有很多的电机转速频率的低频同步峰值，主要分布于1—18倍转速之间，说明此设备有松动的因素。在现场测试的过程中，还发现振动呈现不规律非周期性的波动，振动值在0．9—5．6mm／s变化，同时伴有较大的异响。由以往经验，曾经有一台离心泵，因叶轮口环脱落，造成口环由叶轮带动产生激振，其振动和噪声的情况与此电机的情况相类似。由以上情况，可以初步判断风机电机的振动是由于联轴节侧的轴承发生松动导致。

表1 风机各点的振动值 mm／s

POH POV POA PIH PIV MOH MOV MIA MIH MIV检修前