转子故障诊断论文Word格式.doc
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conditionmonitoring
前言
近年来化工生产中的设备、机器有着明显趋势就是向功能原理多样化、大型化、连续化和集成化方向发展。
以此提高生产效率，降低生产成本，使用较低的消耗来充分完成设备的工艺目标。
然而，一旦机器设备发生故障，所造成的后果将是十分严重的，甚至是灾难性的。
首先，生产过程被中断，最直接的就是经济损失；
其次，由于石化生产的特殊性，可能造成人身伤亡以及对环境的污染。
在机器设备的故障中，旋转机械故障占了很大的比重。
如风机、压缩机和汽轮机等设备，都是石油、化工、冶金和电力等现代企业中的关键生产工具。
通常大型旋转机械的故障常在振动状况方面体现出来，要保证设备安全可靠运行，就必须对其进行故障诊断和状态的监测。
现代化生产中，不能停留在设备的事故后维修，要进行故障前的监测并对得到信息进行分析同时预测设备下一步的运行趋势。
据统计，旋转机械约有近七成的故障与转子不平衡有关。
因此，对旋转机械的转子不平衡故障的研究和诊断最有实际意义。
不平衡故障诊断实例
转子不平衡包括转子系统的质量偏心及转子部件出现缺损。
除了转子本身制造误差、装配误差、材质不均匀等原因引起的初始不平衡以外，运行过程中由于转子积灰、结垢、腐蚀、磨损、零部件脱落损坏及转子上卡有异物等原因，也会破坏转子的平衡状况，引起很大的振动。
案例一
气压机三种不同原因造成的不平衡故障：
①结垢；
②零件飞脱；
③对轮螺栓等造成的失衡。
某厂焦化装置富气压缩机由透平驱动，运行一段时间后，振动上升，特别是1998年2月以后，机组振值明显增长，经常发生报警现象。
由于该机为单机运行，运行是否平稳将直接影响整个焦化装置的生产。
为弄清机组强振原因，对该机进行了多次监听和分析，其特点如下：
1）时域波形近似为正弦波形；
从频谱图上看，振动能量主要集中在转子工频上；
轴心轨迹较圆，且重复性较好。
如图1-1至图1-3所示。
图1-1气压机振动时域波形
图1-2气压机振动频谱
图1-3气压机振动轴心轨迹
2）振值随转速的升高明显上升；
3）振值随运动时间缓慢增长。
分析认为机组存在较为严重的转子不平衡，其原因为转子存在结垢现象，建议停机检查。
3月中旬，该机停机检修揭盖后发现转子上发生了较为严重的结焦现象，严重影响了转子的平衡状况，并导致周晶磨损。
检修后重新开机，机组振动有明显下降（从50μm以上降至30μm）。
该机组正常运行至7月29日，因雷雨引起停电造成停机，后重新开机时，Bently振动仪表显示振值满量程，机组转速为4400r/min时（限定转速为11000r/min），测振仪测得振值为360μm；
机组转速为3000r/min时机壳上4H测得的最大振值为8.7mm/s（正常时只有1.0mm/s左右）；
且机组运行时振动随转速增加而增加，压缩机内侧测点的振动随转速变化情况见下表：
转速/（r/min）
2000
2500
3400
4400
振值/μm
30
70~90
120
360
从频谱图上看，机组振动能量主要集中在工频上，转速升高后振值增大主要表现为工频增大。
当时，有鉴于年初诊断结论，装置技术人员怀疑压缩机内又存在结焦现象，采用蒸汽吹扫后重新开机，振动依然超标。
由于机组运行一直正常，强振是在停电造成停机后再次启动时出现的，分析认为机组发生严重的的突发性质量不平衡，且结焦不应是主要矛盾，因为结焦使转子产生动不平衡应是渐进的，机组振值从逐渐增大发展至严重超标应有一段过程，从当时的情况分析，振值如此之大，机组转子上肯定用部件脱落或者有异物卡附，必须立即停机检修。
8月1日，机组揭盖检查，发现压缩机第三极叶轮处轴套脱落，掉入叶轮中。
其尺寸为φ206（外径）/φ168（内径）x48（长度）mm,同时发现机内有轻微结焦，与诊断结果相符，避免了严重设备事故的发生。
8月3日，机组检修后重新开机，压缩机运行正常，最大振值为30μm，但是原来振值处于良好范围的透平部分振动报警，最大振值达55μm，振动频谱上工频占绝对优势；
机组壳体上水平方向振动为4.8mm/s（正常时小于2.0mm/s），有明显增。
综合其他情况分析，怀疑透平转子也出想了不平衡的情况，但不平衡量是怎么产生的，一时还难以判明。
机组运行至8月13日上午10时，因工艺上的要求提高气压机的出口压力，透平转速由9800r/min升至11000r/min，此时透平振动达75μm，达二级报警，气压机被迫放空，透平振动随转速增加而增加，振动频谱上主要谱峰为工频，同时存在二倍频和其它高次谐波。
分析确认透平转子不平衡是强振的主要原因。
8月13日晚停机揭盖检修，发现部分对轮螺栓有明显被挫过的痕迹，为按要求进行装配，这是造成转子动不平衡的原因之一。
对透平转子进行高速动平衡校验，初始不平衡量为50g.cm，振动4mm/s，加配重平衡后振动1mm/s，并严格按要求装配对轮螺栓。
9月14日整机投运，机组振值均在良好范围之内。
同一台机组，在半年左右的时间内先后出现三次转子失衡故障，具体原因却各不相同，如果对现场情况没有全面的了解，要准确判断或许就不会那么请而易见的。
案例二：
风机转子不平衡
2007年8月15日，国投海南水泥股份有限公司所属一台风机振动较大，严重的影响了正常生产，受其委托，我们对该机组进行了振动检测，检测仪器使用乙方的检测设备——PDES-C型设备状态检测及安全评价系统，分别检测了电机两端轴承处和风机两端轴承处的振动。
机组情况
转速：
850-900rpm
功率：
1300Kw
风机叶片数：
11
轴承：
双列滚柱轴承
型号：
SKF22328C3/W33
本案例只列出振动较强烈的风机前端（靠近电机端）的振动谱图，图2-1和图2-2为风机前端（靠近电机端）轴承振动的时域波形和频谱图，图2-3和图2-4为该测点垂直方向振动波形和频谱图。
图2-1水平方向振动的时域波形图2-2水平方向振动频谱图
图2-3垂直方向振动的时域波形图2-4垂直方向振动频谱图
（1）分析
从以上振动的频谱图可以看出：
振动中具有强烈的一倍频成分，据此可以判断此风机存在不平衡故障。
（2）治理措施
鉴于上述的检测和分析结果，我们建议甲方立即停机，并进行转子动平衡实验。
于8月16日，对该转子实施了动平衡操作。
（3）动平衡后的振动检测情况
完成了动平衡实验后，风机振动明显减小，振动的速度有效值由原来的14mm/s降至2mm/s左右，见图2-5和图2-6。
故障排除，机组回复正常运行。
图2-5治理后振动频谱图图2-6治理后振动时域波形
（4）案例解析
该案例符合平衡故障判别的特征，如强烈的1X特征，振动幅度的分布特征（靠近不平衡截面的测点振动幅度较大），都是正确诊断的重要依据。
对该机组进行的现场动平衡也非常成功，振动幅度的降低很明显，达到了预期的目的，从另一个方面证明了高振的主要原因就是转子的平衡问题。
案例三：
叶片磨损造成的转子失衡
2006.10.01山东东营某木业集团停工检修时，发现烟气引风机的叶轮叶片磨损严重，便对其进行了补焊处理，重新开机时，该风机开始振动，于是该厂决定对其进行现场动平衡处理。
设备参数具体如下：
设备名称：
烟气引风机
转速：
1450rpm
风机型式：
单级悬臂式风机
轴承型式：
滚动轴承
联接型式：
联轴器直连
转子质量：
约300kg
在做动平衡之前，我们我们先对其作了现场数据采集和分析，发现风机端4#测点水平振动达到6.0mm/s，属于在超标边缘（该机组的测点位置布置简图见图
3-1）
通过振动测试及频谱分析显示：
（1）风机4#轴承水平振动大于垂直振动（具体数值见下表）；
（2）振动频率主要为工频即转速频率（频谱见图3-2）；
图3-2频谱图
经相位分析显示：
风机前后轴承轴向振动相位基本相同；
结论为叶轮补焊不均匀造成的不平衡故障，根据4#轴承振动大于3#轴承，说明不平衡类型应主要为静不平衡。
各部测点振值及相位表
测点
M1H
M1V
M2H
M2V
M2A
F1H
F1V
F1A
F2H
F2V
F2A
1X相位（°
）
34.4
71.8
36.5
337
137
36.8
26
133
37
320
145
1X振值（mm/s）
2.06
0.51
2.5
0.88
1.33
3.2
0.62
1.3
5.6
2.3
1.0
通频振值（mm/s）
2.7
2.8
3.4
2.4
3.8
1.36
1.6
6.0
根据风机原始振幅值，通过公式换算，得出试加重量为238g，
P=A。
Gg/rω²
s
式中P-转子某一侧端面上试加重量；
A。
-转子某一侧轴承的原始振幅；
r-加重半径；
ω-平衡时转子角速度；
G-转子质量；
g-重力加速度；
s-灵敏度系数
有了相位后，根据振动相位可以推算出不平衡所在角度。
相位反映的是振动信号高点滞后于相位信号的角度，因此，由振动传感器逆转一个相位角，即可找到振动高点P；
由振动理论可知，不平衡力总是超前振动高点一个滞后角，因此再由高点P顺转一个滞后角，即可找到不平衡所在的位置Q，而不平衡所在的位置的对面就是应该平衡配重的位置。
目前振动相位37°
，取滞后角为90°
，实际加重位置
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