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1、六、诊断实例 例1：圆筒瓦油膜振荡故障的诊断 某气体压缩机运行期间，状态一直不稳定，大部分时间振值较小，但蒸汽透平时常有短时强振发生，有时透平前后两端测点在一周发生了20余次振动报警现象，时间长者达半小时，短者仅1min左右。图1-7是透平1轴承的频谱趋势，图1-8、图1-9分别是该测点振值较小时和强振时的时域波形和频谱图。经现场测试、数据分析，发现透平振动具有如下特点。 图1-7 1*轴承的测点频谱变化趋势图1-8 测点振值较小时的波形与频谱 图1-9 测点强振时的波形和频谱 (1)正常时，机组各测点振动均以工频成分(143.3Hz）幅值最大，同时存在着丰富的低次谐波成分，并有幅值较小但不稳
2、定的69.8Hz（相当于0.49）成分存在，时域波形存在单边削顶现象，呈现动静件碰磨的特征。 (2)振动异常时，工频及其他低次谐波的幅值基本保持不变，但透平前后两端测点出现很大的0.49成分，其幅度大大超过了工频幅值，其能量占到通频能量的75%左右。 (3)分频成分随转速的改变而改变，与转速频率保持0.49左右的比例关系。 (4)将同一轴承两个方向的振动进行合成，得到提纯轴心轨迹。正常时，轴心轨迹稳定，强振时，轴心轨迹的重复性明显变差，说明机组在某些随机干扰因素的激励下，运行开始失稳。 (5)随着强振的发生，机组声响明显异常，有时油温也明显升高。 诊断意见：根据现场了解到，压缩机第一临界转速为
3、3362r/min，透平的第一临界转速为8243r/min，根据上述振动特点，判断故障原因为油膜涡动。根据机组运行情况，建议降低负荷和转速，在加强监测的情况下，维持运行等待检修机会处理。 生产验证：机组一直平稳运行至当年大检修。检修中将轴瓦形式由原先的圆筒瓦更改为椭圆瓦后，以后运行一直正常。 例2：催化气压机油膜振荡 某压缩机组配置为汽轮机十齿轮箱压缩机，压缩机技术参数如下： 工作转速：7500r/min出口压力：1.OMPa 轴功率：1700kW 进口流量：220m3 /min 进口压力：0.115MPa转子第一临界转速：2960r/min 1986年7月，气压机在运行过程中轴振动突然报警，
4、Bently 7200系列指示仪表打满量程，轴振动值和轴承座振动值明显增大，为确保安全，决定停机检查。 揭盖检查，零部件无明显损坏，测量转子对中数据、前后轴承的间隙、瓦背紧力和转子弯曲度，各项数据均符合要求。对转子进行低速动平衡后重新安装投用，振动状况不但没有得到改善，反而比停机前更差。气压机前端轴振动值达到185m，其中47Hz幅值为181m, 125Hz幅值为42m，如图1-10（a）所示。气压机后端轴振动值为115m，其中47Hz幅值为84m，125Hz幅值为18m，如图1-10（b）所示。轴心轨迹为畸形椭圆。气压机前后轴承座水平方向振动剧烈，分别达到39m、29m。 图1-10 气压机
5、轴承振动频谱 为进行故障识别，又一次进行升速试验，记录振动与转速变化的关系，气压机升速过程三维谱图，如图1-11所示。 前后轴承振动频谱图均发现有47Hz低频峰值存在，观察三维谱图可发现，当升速至4260r/min时出现半速涡动，随着转速的上升，涡动频率和振幅不断增加，当涡动频率达到47Hz时不再随转速而上升，转速提高到7500r/min工作转速时，振动频率仍为47Hz，但振幅非常大，低频分量为179m，而工频分量只有40m。 诊断意见：对转子一支承系统进行核算，发现转子第一临界转速为：2820r/min（47Hz）。 据此进一步分析发现，其振动特征及变化规律与典型的高速轻载转子的油膜振荡故障
6、现象完全吻合。因此可以判定其故障原因为油膜振动。 由于油膜振荡故障危害极大，可能在短时间造成机组损坏，所以必须立即停机检修处理。 生产验证：停机后解体检查发现，轴瓦巴氏合金表面发黑，上瓦有磨损并伴有大量小气孔，前轴承巴氏合金有部分脱落。更换新的可倾瓦轴承后，再次启动机组，47Hz的低频分量不再出现，油膜振荡故障消失。图1-11 前轴承升速过程振动瀑布图某化肥厂的二氧化碳压缩机组，在检修后，运行了140多天，高压缸振动突然升到报警值而被迫停车。 在机组运行过程中及故障发生前后，在线监测系统均作了数据记录。高压缸转子的径向振动频谱图见图6-21，a图是故障前的振动频谱，振动信号只有转频的幅值。b图
7、是故障发生时的振动频谱，振动信号除转频外，还有约为1/2转频的振幅，这是典型的油膜涡动特征。据此判定高压缸转子轴承发生油膜涡动。例3 某公司国产30万吨合成氨装置，其中一台ALS16000离心式氨压缩机组，在试车中曾遇到轴承油膜振荡。图622(a)表示高压缸轴振动刚出现油膜振荡时的频谱。从图中可见，140.5Hz(8430/min)是轴的转速频率，由轴的不平衡振动引起。55Hz为油膜振荡频率。当转速升至8760rmin(146Hz)时，油膜振荡频率的幅值巳超过转速频率幅值，见图622(b)，这是一幅典型的油膜振荡频谱图，从图 (b)中可见，频率成分除了(146Hz)和(56.5Hz)之外，还存
8、在其他频率成分；这些成分是；主轴振动频率和油膜振荡频率的一系列和差组合频率。 例4某公司一台空气压缩机，由高压缸和低压缸组成。低压缸在一次大修后，转子两端轴振动持续上升，振幅达5055m，大大超过允许值33m，但低压缸前端的增速箱和后端的高压缸振动较小。低压缸前、后轴承上的振动测点信号频谱图如图623(a)、(b)所示，图中主要振动频率为91.2Hz，其幅值为工频（190Hz）振幅的3倍多，另外还有2倍频和4倍频成份，值得注意的是，图中除了非常突出的低频91.2Hz之外，4倍频成分也非常明显。对该机组振动信号的分析认为：低频成分突出，它与工频成分的比值为0.48，可认为是轴承油膜不稳定的半速涡
9、动；油膜不稳定的起因可能是低压缸两端联轴节的对中不良，改变了轴承上的负荷大小和方向。 停机检查，发现如下问题：轴承间隙超过允许值(设计最大允许间隙为0.18mm，实测为0.21mm)；5块可倾瓦厚度不均匀，同一瓦块最薄与最厚处相差0.03mm，超过设计允许值。瓦块表面的预负荷处于负值状态PR值(单位面积上的预加载荷力值）原设计为0.027，现降为0.135，降低了轴承工作稳定性。两端联轴节对中不符合要求，平行对中量超差，角度对中的口方向相反，使机器在运转时产生附加的不对中力。 对上述发现的问题分别作了修正，机器投运后恢复正常，低压缸两端轴承的总振值下降到20m，检修前原频谱图上反映轴承油膜不稳
10、定的91.2Hz低频成分和反映对中不良的4倍频成分均已消失图623(c)、(d)。 例5 油膜涡动及振荡实例 1997年11月，某钢铁公司空压站的一台高速空压机开机不久，发生阵发性强烈吼叫声，最大振值达17mm/s（正常运行时不大于2 mm/s），严重威胁机组的正常运行。对振动的信号作频谱分析。正常时，机组振动以转频为主。阵发性强烈吼叫时，振动频谱图中出现很大振幅的0.5转频成分，转频振幅增加不大。基于这个分析，判定机组的振动超标是轴承油膜涡动所引起，并导致了动静件的摩擦触碰。现场工程技术人员根据这个结论，调整润滑油的油温，使供油油温从30提到38后，机组的强烈振动消失，恢复正常运行。事后，为进一步验证这个措施的有效性。还多次调整油温，考察机组的振动变化，证实油温在3038左右时，可显著降低机组的振动。
