振动大实例与原因分析.docx

1、振动大实例与原因分析1倍频振动大除了动平衡还应检查什么？750KW异步电机，3000V工频，2极，轴长2M6，轴瓦档轴颈80mm，端盖式滑动轴承，中心高500mm。检修后空载试车，垂直4.6mm/s，水平6.5mm/s，轴向1.2mm/s，振动较大，振感很强。振动频谱1倍频4-5mm/s，2倍频1-2mm/s，断电后1倍频2倍频值一点点降下来的。据维修技师反应3年前空载试车也是振动大到现场连上机械接手在转就好了，于是到现场安装试车，结果振动还是大。重新拆回车间，转子在动平衡机上做了动平衡，装配时轴瓦间隙也重新复测了。再试车振动比原来还大了点，频谱和原来一样。我问了维修人员，动平衡配重2面都加了

2、，轴瓦间隙都在标准里面。请问做动平衡时是在1300-1500左右做的，有无可能在3000转时平衡改变了？除了动平衡还要检查其他什么？可能是共振问题，这个规格的电机转子固有频率接近5ohz，本案例中应大于50hz动平衡后单机试转仍大，是由于加重后固有频率下降更接近转频，所以振动有升无减请注意：动平衡的速度不是工频，平衡本身可能是合格的联合运行振动值更大，是由于连接上了被驱动设备，形成转子副，电机转子带载后固有频率下降较多，更接近工频。所以振动愈发的大其实就一句话：组合转子的固有频率小于原来单体的，好像这么说的，原话不记得了据统计，有19的设备振动来自动不平衡即一倍频，而产生动不平衡有很多原因。现

3、场测量的许多频谱结果也多与机器的一倍频有关系，下面仅就一倍频振动增大的原因进行分析。一、单一一倍频信号转子不平衡振动的时域波形为正弦波，频率为转子工作频率，径向振动大。频谱图中基频有稳定的高峰，谐波能量集中于基频，其他倍频振幅较小。当振动频率小于固有频率时，基频振幅随转速增大而增大；当振动频率大于固有频率时，转速增加振幅趋于一个较小的稳定值；当振动频率接近固有频率时机器发生共振，振幅具有最大峰值。由于通常轴承水平方向的刚度小，振动幅值较大，使轴心轨迹成为椭圆形。振动强烈程度对工作转速的变化很敏感。1力不平衡频谱特征为振动波形接近正弦波，轴心轨迹近似圆形；振动以径向为主，一般水平方向幅值大于垂直

4、方向；振幅与转速平方成正比，振动频率为一倍频；相位稳定，两个轴承处相位接近，同一轴承水平方向和垂直方向的相位差接近90度。2偶不平衡频谱特征为振动波形接近正弦波，轴心轨迹近似圆形；在两个轴承处均产生较大的振动，不平衡严重时，还会产生较大的轴向振动；振幅与转速平方成正比，振动频率以一倍频为主，有时也会有二、三倍频成分；振动相位稳定，两个轴承处相位相差180度。3动不平衡频谱特征为振动波形接近正弦波，轴心轨迹近似圆形；振动以径向为主，振幅与转速平方成正比，频率以一倍频为主；振动相位稳定，两个轴承处相位接近。4外力作用下（旋转）产生的共振各个零部件、结构件在外力作用下所产生的固有共振为自激振动，其频

5、率与不同的结构对应，即刚度不同引起的不同共振。频谱特征为时域波形为正弦波，振动频率以一倍频为主。二、相关一倍频信号1转子永久弯曲振动类似于动不平衡和不对中，以一倍转频为主，也会产生二倍转频振动；振动随转速增加很快；通常振幅稳定，轴向振动较大，两支承处相位相差180度。2转子存在裂纹使挠度增大转子系统的转轴上出现横向疲劳裂纹，可能引发断轴事故，危害很大。及时确定裂纹可防止突然断裂的灾难性事故。转轴裂纹常用的诊断方法是监测机器开停机过程中通过“半临界转速”的振幅变化，以及监测转子运行中振幅和相位的变化。转轴的横向疲劳裂纹为半月状的弧形裂纹，由于裂纹区所受的应力状态不同，转轴的横向裂纹呈现张开、闭合

6、、时张时闭三种情况。当裂纹区转轴总受拉应力时，裂纹处于张开或具有张开倾向的状态，轴刚度小于无裂纹时的刚度，挠度大于无裂纹时的挠度，在一定工作转速下振幅及相位都发生变化。当裂纹区转轴总受压应力时，裂纹处于闭合状态，轴的刚度略小于无裂纹时，裂纹对转子的振动特性基本没有影响。当裂纹区转轴受交变应力时，裂纹周期性时闭时开，对振动的影响比较复杂。出现横向疲劳裂纹时，轴的刚度呈各向异性，振动带有非线性性质。一倍频和二倍频分量随时间逐渐增大，特别是二倍频分量，随裂纹深度的增加而明显增大。3滑动轴承间隙变大轴与轴承间隙过大，类似于不对中和机械松动，应注意区别。此时径向振动较大，特别是垂直径向；可能有较大的轴向

7、振动，止推轴承可能有较高次谐波分量；径向和轴向时域为稳定的周期波形占优势，每转一圈有13个峰值；没有较大的加速度冲击现象。若轴向振动与径向振动大小接近，表明问题严重。4轴承压盖松动振动频率为转频，并有高次谐波和分数谐波。振动具有方向性，幅值稳定。5轴系同轴度差造成轴系不对中的原因很多，如安装误差、调整不够、承载后的变形、机器基础的沉降不均匀等。转子径向振动以一倍频和二倍频为主，轴向振动在一倍频、二倍频和三倍频处有稳定的高峰，一般可达径向振动50以上。若与径向振动一样大或更大，表明情况严重。三、其它与一倍频有关的原因1电机、风机等底座龟裂，引起刚度变化，易产生共振。2联轴器制造安装偏差造成的磨损

8、；不配套的连接螺帽螺栓缺损；联轴器螺帽磨损。3转子温度梯度影响。4润滑油温度变化引起的失稳。5转子或轴承刚性变化。6电磁异常。7齿轮机构中齿轮的累积制造误差。1、质量不平衡所谓不平衡即是质量和几何中心线不重合所导致的一种故障状态。当转子旋转时，其重心产生一个离心力作用在轴承上，该力的大小随着转子的旋转而稳定的变化。不平衡的类型有三种：静不平衡或力不平衡、力矩不平衡或偶不平衡和动不平衡。不平衡时频谱的表象：波形为正弦波；轴心轨迹为圆或椭圆；1X频率为主；径向（水平和垂直）振动为主；振幅随转速升高而增大；过临界转速有共振峰；悬臂转子不平衡水平和垂直轴向振动都很大。另外，如果滑轮、齿轮、轴承或转子的

9、旋转中心偏离几何中心线就会出现偏心。2、不对中不对中的现象较为普遍，且非常重要，因为它而增加的旋转力会对轴承和密封件施加异常的应力。不对中的类型有：平行不对中、角度不对中、平行和角度不对中。典型的不对中主要由以下原因引起：原部件的不精确装配，如电机、泵等；安装后原部件间的相对位置发生移动；因为管道系统的压力而造成的扭曲变形；由于扭矩而引起的柔性支撑扭曲变形；温度变化引起的机器变形；耦合面与轴线不垂直；由于地基柔性太大，在旋紧固定螺栓时机器发生移动。实际上大多数不对中案例都是轴线角度不对中和平行不对中的组合。一般原则是：诊断应该根据轴向和垂直（或水平）方向上随着1X转速的增加，对应的2X处的振动

10、级的变化情况来判断。对于齿轮联轴器，一般认为存在以下振动特征： 1） 对中不良引起转子2倍频振动分量，不对中越严重，2倍频分量所占比例越大；2） 不对中量和联轴器内阻尼越大，倍频振动的幅值越大；3） 不对中产生的振动幅值，随着转速的升高而增大；4） 对中不良引起的弯曲振动中有工频的2，4，6，8等偶数倍频振动分量，且靠近联轴器处的轴承的弯曲振动振幅大于远离联轴器处的轴承振幅；扭转振动有工频的1，3，5，7等奇数倍频振动分量，靠近联轴器处的轴承的弯曲振动振幅小于远离联轴器处的轴承振幅。3、机械松动由于松动会产生非常明显的1X基频波峰。在实际中存在有两种类型的松动：旋转松动和非旋转松动。轴承磨损可

11、能会导致出现旋转松动，此故障在检测时首先会测到轴承磨损的迹象，然后才能出现轴承松动。当滑动轴承出现间隙问题时，它的频谱上会显示出与旋转松动非常相似的特征：出现很强的1X谐波。在大多数情况下，其垂直方向上的振动要高于水平方向上的振动。对于结构松动（弹性地基）非旋转松动，机器与地基之间的松动会使其最小刚性方向上的1X振动升高，通常在水平方向上，同时还取决于机器的安装和布局方式。松动既可能导致机器的其他故障也可能因其它故障所引起，机械部件的磨损变形、轴系的不对中、不平衡等与松动相互影响。因为松动引发的振动多为中低频振动，一般在1000Hz以下，振动频率通常为转频或转频的分数谐波及高次谐波。4、轴承故

12、障轴承故障的分类：1）滚动轴承疲劳剥落、磨损、塑性变形、锈蚀、胶合和保持架损坏等。2）滑动轴承巴士合金松脱、巴士合金损坏、轴承壳体配合松动和轴承间隙过大等。一、振动实例 1、汽轮机出现的问题。某公司2号汽轮发电机组（简称#2机）为200MW三缸两排汽采暖、凝汽两用式机组；该机组轴系较长，由高压转子、中压转子、低压转子、发电机转子和励磁机转子组成，各转子之间为刚性靠背轮联接，共有12个支持轴承及1个推力轴承。 2、振动特征。在机组不停机的情况下，对#2机振动进行了测试，其间多次测到振动增大的过程，发现#2机振动呈现如下特征：（1）异常振动主要表现在#1、#2瓦轴振，它们分别可增大到160微米和2

13、40微米，#1瓦瓦振可达32微米，偏心测点振动最大大于450微米。（2）通频振幅增大的主要成分是1倍频分量，即工频，占通频振幅的85%以上；通频振幅增大时，测点1X、1Y、2Y的2倍频、3倍频振幅同时也有增加；（3）振幅增大的同时，#1、#2瓦轴振相位有明显增加，最大变化量到500；因测试没有安装键相传感器，只好利用3X和4X作为基准比较得到的相位变化结果。（4）测振表明，各次振动增大的过程可以分为两个阶段，第一阶段，1X、2X振幅缓慢增加，1Y、2Y振幅以及各测点间隙电压基本保持不变，持续约一小时左右后，进入第二阶段，偏心读数大于50微米，各测点振幅明显增大，同时，#2瓦、#1瓦轴颈向上偏南

14、（右）移动，这时开始调整负荷，持续数近1小时，振幅达到最高值后，开始缓慢下降，振幅下降恢复需要的时间约2小时，大于增大的时间。 二、引起汽轮机振动的原因分析 1、排除汽流激振。虽然在过去的处理过程中有单位将#2机的振动定性为汽流激振，但现已经确切排除汽流激振的可能。汽流激振有两个主要特征：一是应该出现较大量值的低频分量；二是振动的增大受运行参数的影响明显，如负荷，且增大应该呈突发性；这两点#2机均不具备。在测振中只测到了很低的2728Hz的分量，有单位称在#2机上测到量值为工频振幅四分之一的28Hz分量，并以此判断为汽流激振。根据现场经验，至少应该接近或等于一倍振幅。汽流激振的低频振幅和工频振

15、幅量值相当。 2、排除转子热变形等。造成在高负荷工况下汽轮机转子以一倍频振幅为主缓慢增大通常还有两个原因转子热变形和中心孔进油。转子热变形引发的振动特征是一倍频振幅的增加与转子温度和蒸汽参数有密切关系，大都发生在机组冷态启机定速后带负荷阶段，此时转子温度逐渐升高，材质内应力释放引起转子热变形，一倍频振动增大，同时可能伴随相位变化。#2机在正常带负荷运行中振动增大，整个转子和缸体的温度场已经均匀，如果存在内应力，应在这之前早已释放。 3、摩擦振动的故障特征和机理。（1）摩擦振动的特征。一是由于转子热弯曲将产生新的不平衡力，因此振动信号的主频仍为工频，但是由于受到冲击和一些非线性因数的影响，可能会

16、出现少量分频、倍频和高频分量，有时波形存在“削顶”现象。二是发生摩擦时，振动的幅值和相位都具有波动特性，波动持续时间可能比较长。摩擦严重时，幅值和相位不再波动，振幅会急剧增大。三是降速过临界时的振动一般较正常升速时大，停机后转子静止时，测量大轴的晃度比原始值明显增加。（2）摩擦振动的机理。对汽轮机转子来讲，摩擦可以产生抖动、涡动等现象，但实际有影响的主要是转子热弯曲。动静摩擦时圆周上各点的摩擦程度是不同的，由于重摩擦侧温度高于轻摩擦侧，导致转子径向截面上温度不均匀，局部加热造成转子热弯曲，产生一个新的不平衡力作用到转子上引起振动。 三、振动的处理 1、振动性质诊断的结论。根据上述特征，现对#2

17、机组#1、#2瓦振动故障确定为高压通流部分动静碰磨，径向碰磨的可能性大于轴向碰磨，#2瓦轴承箱或前箱内存在碰磨的可能性不大。这个结论的依据主要是：（1）振动增大的成分是一倍频；（2）振幅增加的同时，相位增加；振幅减小，相位也随之减小；（3）振动增大和减小的速率缓慢，与转子热弯曲的振动特征类似；（4）一倍频振幅增大的同时，三倍频和三倍频分量有少量的增大；（5）低频振幅小且变化不明显；（6）在多次发生轻微碰磨，运行一段时间后振动已经自行消失。 2、处理意见。尽管#2机振动已经消失，但为慎重起见，对碰磨为#2机振动主要原因的可能性从检修和运行角度做深入地讨论分析，进一步研究分析引起碰磨的原因。建议从

18、以下几点考虑：高缸运行中位移的可能、隔板变形或位移的可能、通流间隙南侧偏小的原因、高外缸、内缸滑销系统定位不准的可能性。 关于处理方法，可以不考虑安排实施提高轴系稳定性的任何措施，如改瓦，调对中、标高等；不考虑实施消除汽流激振的措施。消除碰磨的工作，主要限于高压缸，如果从缸外部处理，通常是调整轴承标高或抬高缸体，改变缸内通流间隙，消除碰磨点。如果高缸还存在水平位移，则需要查找位移原因，有目标地采取措施。如果认定振动原因是碰磨而又无法肯定碰磨的原因，一个不得已而为之的办法就是根据检查的碰磨具体部位，放大动静间隙。 一般机组，碰磨可能发生在轴端汽封、隔板汽封、叶顶汽封；多数是径向碰、也可能是轴向碰

19、。通常情况，引起碰磨的原因很多，较常见的原因有间隙过小、缸胀不畅等。结合振动测试特征、相关运行参数以及#2机检修记录，分析发现，#2机振动增大与高缸、中缸胀差、膨胀无直接关系；与主蒸汽参数无关；与#1抽压力无关；与油温关系不大。并且可以初步排除碰磨原因来自缸胀不畅和滑销系统存在缺陷造成缸变形引发碰磨的可能；排除调门开启次序不妥造成碰磨的可能；排除转子热弯曲引起的间隙消失导致碰磨。根据同类机组运行经验，由于动静碰磨而引起的汽轮机非稳定性振动，碰磨点不需要很大，只要有局部范围的动静接触，就可以引起机组足够大的振动，从#2机实际振动增大的幅度和速率看，碰磨并不严重，动静接触范围应该不大，特别是2号机轴系振动出现历史最大值以后，机组振动便一直处于优良状况运行，且未出现任何不稳定趋势。这样，因动静碰磨而引起的汽轮机非稳定性振动运行中自行消失后，揭缸检查也很难以寻找到磨痕。