离心压缩机振动故障综合分析DOCWord格式文档下载.docx
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3.当转动频率小于固有频率时，振幅随转动频率的增加而增加；
当转动频率大于固有频率后，转动频率增加时振幅趋于一个较小的稳定值；
当转动频率接近于固有频率时，振幅具有最大峰值。
4.当工作转速一定时，相位稳定。
5.转子的轴心轨迹为椭圆。
6.转子的进动特征为同步正进动。
7.振动的强烈程度对工作转速的变化和敏感。
8.质量偏心的矢量域稳定于某一允许范围内。
1.1.3转子不平衡的故障甄别及处理措施
一般而言，工频谱线或一次谐波表示转子不平衡，但这不是绝对的。
对于刚组装完成的压缩机机组，要确诊是不是由于动平衡引起的振动过大，应与下列情况加以区别：
（1）对刚性转子，要排除是否遇到了转子的临界转速问题，这就需要通过瀑布图或波特图等来分析，确定转子的固有频率，看是否与压缩机的工作转速相近。
（2）工频分量过大时，还应注意是否遇到了基础共振，这就需要进行相位分析来进一步确诊。
基础共振使机组各点都以同一频率和相位进行，而由不平衡引起的振动，在顺着旋转方向上各点的振动存在着相位差。
（3）当用涡流传感器测振动位移时，工频成分也有可能是由于测振部位处轴颈加工不同心或有椭圆度、表面剩磁等造成的假振动，需用降低转速的办法来检查，如果低速时振幅与高速时振幅相近，很可能是一种假振动。
因此，要判断是否转子不平衡引起的振动，除了根据转子不平衡振动的主要特征外，还要看其敏感参数，如表1-1所示。
振动随转速变化
振动随负荷变化
振动随油温变化
振动随压力变化
振动随流量变化
其它识别方法
明显
不明显
不变
低速时振幅趋于零
表1－1转子不平衡振动的主要敏感参数
对于确认的转子不平衡振动故障，则应该查找不平衡的原因，可从如下几个方面入手并加以解决：
（1）检查转子上各零部件是否有松动。
（2）检查转子上是否有结构不对称的地方。
（3）重新对转子做动平衡校验。
2、转子不对中引起的振动
压缩机组通常都由电机或汽轮机、变速机、压缩机组成，机组各转子之间由联轴器连接而构成轴系，传递运动和扭矩。
由于机器的安装误差、机组承载后的变形以及机组基础的沉降不均等原因，往往造成机器工作时各转子的轴线之间产生轴线平行位移、轴线角度位移或综合位移等对中变化误差。
转子系统不对中将产生一系列有害于机组的动态效应，导致压缩机发生异常振动。
转子系统不对中的故障发生的比较多，因此需要认识转子系统不对中故障的机理和表现出来的现象，能够准确诊断这种故障。
1.2.1转子系统不对中的形式
图2-1转子不对中的形式
1.2.2转子不对中故障的诊断及特征
转子不对中的轴系，不仅改变了转子轴颈与轴承的相互位置和轴承的工作状态，同时也降低了轴系的固有频率。
轴系由于转子不对中，使转子受力及支承所受的附加力是转子发生异常振动和轴承早期损坏的重要原因。
转子不对中的转子系统的主要振动特征为：
1）振动频率是转子工作频率的2倍；
2）由不对中故障产生的对转子的激励力幅，随转速的升高而加大；
3）激励力幅与不对中量成正比，随不对中量的增加，激励力幅呈线性加大；
4）联轴器同一侧相互垂直的两个方向上，2倍频的相位差是基频的2倍；
联轴器两侧同一方向的相位在平行位移不对中时为0o，在角位移不对中时为180o，综合位移不对中时为0o～180o。
5）由于改变了轴承的油膜压力，负荷较小的轴承可能引起油膜失稳，因此，出现最大振动往往是紧靠联轴器两端的轴承；
6）不对中引起的振幅与转子的负荷有关，随负荷的增大而增大，位置低的轴承振幅比位置高的轴承大；
7）平行不对中主要引起径向振动，角不对中主要引起轴向振动；
转子不对中的振动特征、敏感参数和故障原因分别如表2-1、表2-2、表2-3所示。
特征频率
常伴频率
振动稳定性
振动方向
相位特征
轴心轨迹
进动方向
矢量区域
2X
1X、3X
稳定
径向、轴向
较稳定
双环椭圆
正进动
表2-1转子不对中振动特征
振动随转速变化
有影响
转子轴向振动较大；
联轴器相邻轴承处振动较大；
随机器负荷增加，振动增大；
对环境温度变化敏感。
表2-2转子不对中的敏感参数
故障来源
设计、制造
安装维修
运行操作
主要原因
对机器热膨胀考虑
不够，给定的安装
对中技术要求不准
安装精度未达到技术要求；
对热态时转子不对中变化量考虑不够
超负荷运行；
机组保
温不良，轴系各转子
热变形不同
表2-3转子不对中的故障原因
3、油膜涡动和油膜振荡引起的振动
离心压缩机一般均采用滑动轴承在支承转子系统，机组运行的稳定性和轴承的类型有很大关系。
随着高稳定性滑动轴承的普遍应用，轴承的故障大大减少，但尽管这样，油膜涡动和油膜振荡仍然是离心压缩机振动的主要原因，而且产生的破坏性是巨大的。
由于滑动轴承工作状态的复杂性，掌握油膜涡动和油膜振荡的机理，及时准确地做出判断，对压缩机振动故障的诊断是非常重要的。
1.3.1油膜涡动和油膜振荡的振动机理
`动压滑动轴承的工作原理是基于油楔的承载机理，即依靠油的粘性，在轴径旋转时将润滑油连续地带入由轴径和轴承表面之间所形成的收敛型油楔之中，油流在截面逐渐减小的油楔中受到挤压作用，产生油膜压力，油膜压力对轴径反作用，将轴径和轴承隔开，达到支承和润滑的作用。
油膜涡动就是转子在轴承内做高速旋转的同时，还环绕某一个平衡中心做
回转运动，涡动可以是与转速同向，也可以是反向的，涡动角速度可以是同步，也可以是异步。
涡动的速度由油膜流动速度所决定。
假定油膜速度按线性分布，即轴径表面油膜速度与轴径表面速度相同，轴瓦表面的油膜速度为零，则油膜的平均周向速度为轴径表面的圆周速度的一半，即转子转动时油膜将以轴径表面轴向速度的一半平均速度环行，因此常称为半速涡动。
实际上，考虑到油膜速度并不按线性规律分布，而且由于润滑油在轴承端面有泄露，油膜速度不仅有周向分量，还有轴向分量，因而沿周向环行的油膜平均速度小于轴径表面周向速度的一半，由资料和实践可知，一般涡动频率约在回转频率的0.43~0.48倍之间。
油膜涡动的主要特征是：
频谱中的次谐波在半频处有峰值，其轴心轨迹是基频与半频叠加构成的较为稳定的双椭圆，相位稳定，正进动。
涡动是一种自激振动，但半速涡动的频率小于转子的一阶固有频率时，由于油膜具有非线性特征，转子轴心轨迹为一稳定的闭圆形，转子仍能平稳地
工作。
油膜涡动产生后，随着工作转速的升高，其涡动频率也不断增加，频谱图中半频谐波的振幅也不断增大，使转子振动加剧。
如果转子的转速升高到第一阶临界转速的2倍附近，由于涡动转速和第一阶临界转速相重合，转子系统将发生激烈的共振，轴心轨迹突然变成扩散的不规则曲线，频谱图中半频谐波的振幅增加到接近或超过基频振幅，并有组合频率的特征。
若继续提高转速，转子的涡动频率保持不变，始终等于转子的固有频率，这种现象称为油膜振荡。
油膜振荡的主要特征是：
频谱中转子第一阶临界频率成分为主峰，存在非线性振动成分（基频和涡动频率的组合频率成分），轴心轨迹扩散、不规则，波形幅度不稳，相位突变（大幅振荡、碰撞结果）。
为了避免轴承油膜引起的转子失稳，对于大型的离心压缩机通常采用抗振性优良的可倾瓦轴承。
可倾瓦轴承由多个活动瓦块组成（多数是5块），每块瓦都有一个使瓦自由摆动的支点，瓦块按载荷方向自动调整，瓦块和轴颈之间形成一个收敛空间，旋转的轴颈将具有一点粘度的油液形成油楔，使轴颈能在全流体润滑状态下高速旋转。
由于瓦块可以随载荷的瞬时变化而摆动，因而能自动地调节它与轴颈的间隙，从而改变油膜的动力学特定。
当转子受到外界激励因素干扰，轴颈暂时偏离原来位置时，各瓦块可按轴颈偏移后的载荷方向自动调整到与外载荷相平衡，这样就不存在加剧涡动的切向油膜力。
另外，轴承由几个独立的瓦块组成，油膜不连续，大幅度涡动的可能性也就比较小。
因而在理想条件下可倾瓦轴承的稳定性很好，不发生油膜涡动和油膜振荡。
但是，由于轴承的实际工作状态非常复杂，如果可倾瓦轴承工作时改变了设定条件和技术要求，如瓦块与瓦壳不是点或线接触、支点有摩擦力、瓦壳与壳体的过盈配合不足及轴承间隙不适当等，可倾瓦轴承仍然象其它滑动轴承一样会发生油膜涡动或油膜振荡。
1.3.2油膜涡动的诊断方法和措施
≤1/2X
1X
径向
改变
表3-1油膜涡动振动特征
涡动频率随工作角
频率升降，保持
ω≤Ω
表3-2油膜涡动的敏感参数
故障、来源
设计、制造
安装维修
运行、操作
机器劣化
主要
原因
轴承设计或制造不符合技术要求
轴承间隙不当；
轴承壳体配合过盈不足；
轴瓦参数不当
润滑油不良
轴承磨损、疲劳损坏、腐蚀
及气蚀等
表3-3油膜涡动的故障原因
治理措施：
1）按技术要求安装轴承；
2）增加轴承比压；
3）调整润滑油温；
4）控制轴瓦预负荷；
5）更换符合技术要求的轴承。
1.3.3油膜振荡的诊断方法和措施
1.振动特征
1）油膜振荡是自激产生的，其振动具有非线性振动特征，特征频率有基频与涡动频率的组合频率；
振动的发生和消失具有突发性。
2）发生油膜振荡之前一般会有油膜涡动现象。
3）油膜振荡发生后，继续升高转速，振幅不下降。
（0.43－0.48）X
组合频率
不稳定
不稳定（突变）
扩散不规则
表3-4油膜振荡振动特征
振动产生后，升高转速，振幅不变
工作频率等于或高于固有频率的2倍时突然发生；
振动强烈，有低沉吼叫声；
振荡发生前发生油膜涡；
异常振动有非线性特征
表3-5油膜振荡的敏感参数
1）避开油膜共振区：
使压缩机工作转速避免在一阶临界转速的两倍附近运转。
2）增加轴承比压：
即增加轴瓦工作面上单位面积所承受的载荷。
增加比压就
等于增加轴颈的偏心率，提高油膜的稳定性。
3）减小轴承间隙：
轴承间隙减小，则可提高发生油膜振荡的转速。
4）控制适当的轴瓦预负荷：
预负荷为正值，就是轴瓦内表面上的曲率半径大
于轴承内圆半径，等于起到增大偏心距的作用。
5）选用抗振好的轴承：
圆柱轴承抗振性最差，其次是椭圆轴承，最好的是三
油楔和四油楔轴承。
6）调整油温：
升高油温，减小油的粘度，可以增加轴颈在轴承的偏心率，有
利于轴颈稳定。
4、气体间隙振荡
高速旋转的离心压缩机的叶轮及密封装置，由于密封压力差及较高的转速，在转子与定子之间的小间隙处容易产生激振力，导致转子运行失稳，发生异常振动，我们通常称这种现象为气体间隙振荡。
产生气体间隙振荡的主要原因就是由于加工或装配误差造成了密封间隙的偏心，在高转速、高压力的工作条件下，带有偏心的密封间隙产生了气体介质的交叉耦合力，这种气体介质的交叉耦合力作用在转子系统上就产生了气体间隙振荡。
1.4.1气体间隙振荡的振动机理
在梳齿密封中，密封装置前后的压力分别为p0及p2，且p0大于p2，密封腔内的压力为p1，p1的大小取决于p0、p2及密封间隙δ1、δ2。
由于制造及装配误差，转子在密封中倾斜时（δ1>
δ2），若转子因受初始扰动而处于涡动状态，则转子与定子之间的密封间隙将发生周期性的变化。
当转子向着定子做径向运动时，密封腔的排出端和入口端间隙均缩小，但是排出端原来的间隙较小，因此相对间隙缩小率比入口端更大一些，这样密封腔中流入的气量大于排出的气量，由于气体的积聚而使腔中压力p1升高，形成一个向上用于转子
的力。
当转子离开定子做径向运动时，密封腔排出端相对间隙比入口端扩大得更快，腔中流出气量大于流入气量，压力下降，形成一个向下的作用于转子的力。
因此，作用在转子上的力是两者的叠加，由于合力在转子涡动方向始终有分力，即涡动切向力，就加剧了转子的涡动。
在振动过程中气流对密封装置是输入功的，密封装置的气体动力激振力为自激因素。
由于气体进入压缩机的密封腔后动能并不能安全损失掉，还有一定的余速，这部分速度不仅使气流沿轴向流动，而且还以很大的圆周速度分量围绕转子转动，即形成“螺旋形”流动。
如果压缩机腔内间隙不均匀，则气流在腔中从进口流向出口时随着截面间隙的不断变化，气流沿其流动方向上的压力也不断发生变化，因而在转子周围形成不均匀的压力分布，其合力的方向垂直于转子的位移方向，与转子的旋转方向相同，并激励转子做向前的正进动运动。
由于压缩机是高速、高压的旋转机器，当转子发生弯曲时，叶轮偏向内腔一侧，叶轮在内腔的间隙一边大，一边小，在这种情况下，气流作用在叶片的圆周力在间隙大的一侧大于间隙小的一侧，各叶片所受周向力的总和除力偶外，还有垂直于轴心和回转中心连线的力，这个力使转子失稳而产生涡动。
1.4.2气体间隙振荡的诊断方法和治理措施
气体间隙振荡的振动特征与油膜振荡的振动特征很相似，其振动波形、频谱、轴心轨迹、进动方向及相应变化等很难区分，二者的主要区别是敏感参数不同。
气体间隙振荡的主要特点有如下几点：
1）对机器工作介质的压力及负荷变化很敏感，当机组达到某一负荷时就会发生，降低转速时其效果是和明显的；
2）振荡频率等于或高于转子的一阶频率；
3）一般情况下都在高、低压转子上发生，但有时也会在低压的压缩机转子上发生。
≤1/2X的谐波
1X，1/nX或nX
不稳定，强烈振动
紊乱并扩张
突变
表4-1气体间隙振荡振动特征
在某阀
值失稳
很敏感
分数谐波及组合频率；
工作转速达到某阀值时突然振
动剧烈
表4-2气体间隙振荡的敏感参数
制造误差造成
密封或叶轮在
内腔的间隙不
均匀
转子或密封安装不当，造成密封或叶轮在内腔的间隙不均匀
操作不当，转子
升降速过快，升降压过猛，超负荷运行
转轴弯曲
或轴承磨损产生偏隙
表4-3油膜涡动的故障原因
治理措施
1）提高转子的临界转速，对压缩机来说转子的工作转速与临界转速之比一般以ω/ωk≤2.5~2.6为宜。
2）压缩机转子的中间气封尽量采用整锻而不采用套装式，以减少气体间隙振荡和内摩擦失稳的可能性。
随着密封技术的发展，可以应用性能更好的蜂窝密封或浮环密封。
3）适当增大密封径向间隙。
4）改变密封结构，降低密封压差。
5）改变润滑油粘度。
6）采用可倾瓦轴承，减小油膜交叉项和间隙激振力的耦合。
7）限制推力轴承间隙，以控制密封的轴向间隙。
5、转子与定子部分摩擦的故障引起的振动
离心压缩机往往把密封间隙、轴承间隙做的较小，以减少气体和润滑油的泄露。
但是，小间隙除了会引起流体动力激振之外，还会发生转子与定子部件的摩擦。
例如，轴的挠曲、转子不平衡、转子与定子热膨胀不一致、气体动力作用、密封激振力作用以及转子对中不良等原因引起的振动，轻者发生密封件的摩擦损伤，重者发生转子与定子不见的摩擦碰撞，引起严重的机器损伤事故。
另外，轴承中发生的干摩擦或半干摩擦有时是不明显的，因此必须了解转子与定子摩擦激振的故障特征，便于及时作出诊断。
对于我们压缩机出厂前的机械运转试验来说，转子与定子部件的摩擦主要是转子在涡动过程中轴径或转子外缘与定子部件接触而引起的径向摩擦。
1.5.1转子与定子部件径向摩擦的振动机理
转子与定子部件发生径向接触瞬间，转子刚度增大；
被定子件反弹后脱离接触，转子刚度减小，并且发生横向自由振动（大多数情况下按第一阶临界频率振动）。
因此，转子刚度在接触与非接触两者之间变化，变化的频率就是转子的涡动频率。
转子横向自由振动与强迫的旋转运动、涡动运动叠加在一起，就会产生一些特有的、复杂的振动响应频率。
1.5.2转子与定子部件径向摩擦的诊断方法和治理措施
高次、低次谐波及组合频率
连续摩擦：
反向位移、跳动、突变
局部摩擦：
反向位移
扩散；
局部摩
擦：
紊乱
反进动
表5-1振动特征
时域波形严重削波
表5-2气体间隙振荡的敏感参数
转子与静止件（如轴承、密封、隔板等）的间隙不当
转子与定子偏心；
转子对中不良；
转子动挠度大
机器运行时热膨
胀严重不均匀；
转子位移
基础或壳体
变形大
表5-3故障原因
①调整转子与静止件的相对位置和间隙；
②调整转子不对中度；
③改善基础变形
6、转子过盈配合件过盈不足的故障引起的振动
压缩机转子上的叶轮等旋转体，通常是由热压配合的方法安装在转轴上的，其配合面要求为过盈配合。
当过盈量不足时，转子在高速旋转中由于动挠度以及交变激振力的作用，转轴材料内部以及转轴与旋转体配合面之间就会发生摩擦而影响转子的稳定性。
转子过盈配合件过盈不足引起振动的诊断方法和治理措施如下
<
杂乱
表6-1振动特征
有变化
转子失稳涡动频ωt>
ωn；
振动大小与转子不平衡量成正比
表6-2敏感参数
转轴与旋转体配合面过盈不足
转子多次拆卸，破坏了转轴与旋转体原有的配合性质；
组装方法不当
超转速、超负
荷运行
配合
件蠕
变
表6-3故障原因
①调整转轴与旋转体的配合过盈量，重新按技术要求组装；
②按技术要求正确操作、运行
7、旋转脱离引起的振动
1.7.1旋转脱离的机理：
当离心式压缩机工况发生变化时如果流过压缩机的量减小到一定程度，进入叶轮或扩压器的气流方向发生变化，气流向着叶片工作面产生冲击，在叶片非工作面上产生很多气流旋涡，
旋涡逐渐增多。
使流道流通面积减少。
假如2流道中旋涡较多，多余的气体就会进1和3叶道，进入1叶道的气体正好冲击叶片非工作面，使旋涡减少，而进入了叶道的气体冲击工作面使旋涡增多，堵塞流道的有效流通面积，迫使气流折向其它流道如此发展下去，旋涡组成的气团转速反向传播，并产生振动。
图7－1旋转脱离的形成
1.7.2旋转失速的类型及特征
（1）、类型：
旋转失速有渐进型和突变型两种。
渐进型失速是随气量的减小，气流堵塞区所占的面积是逐渐扩大的；
突变型失速是在气量减少到一定程度后失速区迅速扩大，占据较大面积，更容易产生较大的气流脉冲，会引起强烈的机器和管道的振动。
（2）、特征：
1>
、失速区内气体减速流动，依次在各个叶道内出现与旋转方向相反做环向移动，叶轮内压力是轴不对称的。
2>
、旋转失速产生的振动基本频率，叶轮失速0.5—0.8转速频率，扩压器失速在0.1—0.5转速频率。
3>
、压缩进入旋转失速后，压力发生脉动，但流量基本不变。
4>
、旋转失速引起的振动，强度比喘振小。
8、喘振引起的振动
喘振是突变型失速的进一步发展。
当气量进一步减小时，压缩机整个流量被气体旋涡区所占据，这时压缩机出口压力会突然下降。
但是
升级会员 