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1、目 录一、高速旋转机械常见故障 1（一）转子不平衡故障1（二）转子不对中3（三）油膜振荡及涡动5（四）迷宫密封气流激振的故障特征10 （五）喘振的机理与故障特征10（六）转子亚异步振动12二、 传感器选择及安装 12(一)测振动传感器选择12(二)测噪声传感器选择13三、选择放大电路 14四、滤波器选择 15五、测量放大电路15六、记录器选择16七、主要参考文献17八、课程设计心得体会17一高速旋转机械常见故障（一）转子不平衡转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。据统计，旋转机械约有一半以上的故障与转子不平衡有关。因此，对不平衡故障的研究与诊断
2、也最有实际意义。 1.不平衡的种类 造成转子不平衡的具体原因很多，按发生不平衡的过程可分为原始不平衡、渐发性不平衡和突发性不平衡等几种情况。 原始不平衡是由于转子制造误差、装配误差以及材质不均匀等原因造成的，如出厂时动平衡没有达到平衡精度要求，在投用之初，便会产生较大的振动。 渐发性不平衡是由于转子上不均匀结垢，介质中粉尘的不均匀沉积，介质中颗粒对叶片及叶轮的不均匀磨损以及工作介质对转子的磨蚀等因素造成的。其表现为振值随运行时间的延长而逐渐增大。 突发性不平衡是由于转子上零部件脱落或叶轮流道有异物附着、卡塞造成，机组振值突然显著增大后稳定在一定水平上。 不平衡按其机理又可分为静失衡、力偶失衡、
3、准静失衡、动失衡等四类。 2、不平衡故障的特征 实际工程中，由于轴的各个方向上刚度有差别，特别是由于支承刚度各向不同，因而转子对平衡质量的响应在x、y方向不仅振幅不同，而且相位差也不是90,因此转子的轴心轨迹不是圆而是椭圆，如图1-2所示。由上述分析知，转子不平衡故障的主要振动特征如下。 (1)振动的时域波形近似为正弦波（图1-2）。 (2)频谱图中，谐波能量集中于基频。并且会出现较小的高次谐波，使整个频谱呈所谓的“枞树形”，如图1-3所示。图1-2 转子不平衡的轴心轨迹 图1-3 转子不平衡故障谱图 (3)当n 时，即在临界转速以下，振幅随着转速的增加而增大；当n后，即在临界转速以上，转速增
4、加时振幅趋于一个较小的稳定值；当接近于n时，即转速接近临界转速时，发生共振，振幅具有最大峰值。振动幅值对转速的变化很敏感，如图1-4所示。 (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)从轴心轨迹观察其进动特征为同步正进动。图1-4 转子不平衡的主要特征大型机组通常由多个转子组成，各转子之间用联轴器联接构成轴系，传递运动和转矩。由于机器的安装误差、工作状态下热膨胀、承载后的变形以及机器基础的不均匀沉降等，有可能会造成机器工作时各转子轴线之间产生不对中。（二）转子不对中 具有不对中故障的转子系统在其运转过程中将产生一系列有害于设备的动态效应，如引起机器联轴器偏转、轴承早
5、期损坏、油膜失稳、轴弯曲变形等，导致机器发生异常振动，危害极大。 1、转子不对中的类型 如图1-1所示，转子不对中包括轴承不对中和轴系不对中两种情况。轴颈在轴承中偏斜称为轴承不对中。轴承不对中本身不会产生振动，它主要影响到油膜性能和阻尼。在转子不平衡情况下，由于轴承不对中对不平衡力的反作用，会出现工频振动。 机组各转子之间用联轴节连接时，如不处在同一直线上，就称为轴系不对中。通常所讲的不对中多指轴系不对中。造成轴系不对中的原因有安装误差、管道应变影响、温度变化热变形、基础沉降不均等。由于不对中，将导致轴向、径向交变力，引起轴向振动和径向振动。由于不对中引起的振动会随不对中严重程度的增加而增大。
6、不对中是非常普遍的故障，即使采用自动调位轴承和可调节联轴器也难以使轴系及轴承绝对对中。当对中超差过大时，会对设备造成一系列有害的影响，如联轴节咬死、轴承碰磨、油膜失稳、轴挠曲变形增大等，严重时将造成灾难性事故。图1-1 转子不对中的受力情况 如图1-2所示，轴系不对中一般可分为以下三种情况： (1)轴线平行位移，称为平行不对中； (2)轴线交叉成一角度，称为角度不对中； (3)轴线位移且交叉，称为综合不对中。 图1-2 齿式联轴器转子不对中形式 2、转子不对中的故障特征 实际工程中遇到的转子不对中故障大多数为齿式联轴器不对中，在此以齿式联轴器不对中为例介绍其故障特征。 由上述分析知，齿式联轴器
7、连接不对中的转子系统，其振动主要特征如下。 （1）故障的特征频率为角频率的2倍。 (2)由不对中故障产生的对转子的激励力随转速的升高而加大，因此，高速旋转机械应更加注重转子的对中要求。 (3)激励力与不对中量成正比，随不对中量的增加，激励力呈线性增大。 (4)联轴器同一侧相互垂直的两个方向，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0，在角位移不对中时为180，综合位移不对中时为0180。 (5)轴系转子在不对中情况下，中间齿套的轴心线相对于联轴器的轴心线产生相对运动，在平行位移不对中时的回转轮廓为一圆柱体，角位移不对中时为一双锥体，综合位移不对中时是介于二者之间
8、的形状。回转体的回转范围由不对中量决定。 (6)轴系具有过大的不对中量时，会由于联轴器不符合其运动条件而使转子在运动中产生巨大的附加径向力和附加轴向力，使转子产生异常振动，轴承过早损坏，对转子系统具有较大的破坏性。（三）油膜振荡及涡动1、油膜轴承的不稳定工作机理 在石油、化工、电力、钢铁和航空工业部门中使用的高性能旋转机械，多数属于高速轻载转子，即p1。高速轻载轴承由于设计不良或使用中多种因素的影响，易发生油膜不稳定。转子轴承系统在某种工作状态下，还会发生高速滑动轴承的一种特有故障油膜涡动和油膜振荡问题，转子轴颈在油膜中的剧烈振动将会直接导致机器零部件的损坏。因此，必须了解产生油膜不稳定工作的
9、原因、故障机理和特征，采取措施防止转子在工作时失稳。1轴颈在油膜中的涡动与稳定性 转子轴颈在轴承中以角速度稳定运转时，轴颈上的载荷与油膜力相平衡，即作用在轴颈中心上的力大小相等、方向相反。如图1-3所示，假如轴颈中心在O1位置上，轴颈载荷W和油膜力P大小相等，方向相反，O1点就是轴颈旋转的平衡位置，这个平衡位置由轴颈的偏心率和偏位角来确定的。假如转子受到外界瞬时干扰力的作用，轴颈中心移到O位置时，如果能够回复到原来的位置，则认为系统是稳定的，否则认为是不稳定的。当轴心移到O位置时，该处的油膜反力为P，与W不再衡，两合力为F。把F分解为一个切向分量F2和一个径向分量Fl,力F1与轴径的位移方向相
10、反，试图把轴颈推回到原处，这是一种弹性恢复力；而力F2与轴颈位移方向垂直，它有推动轴颈中心涡动的趋势，故F2称为涡动力。如果涡动力等于或小于油膜阻尼力，轴颈的涡动将是稳定的；如果涡动力超过阻尼力，则轴心轨迹继续扩大，这时轴心是不稳定的。 图1-3 轴颈的受力分析 2.半速涡动与油膜振荡 涡动是转子轴颈在作高速旋转的同时，还环绕轴颈某一平衡中心作公转运动。按照激励因素不同，涡动可以是正向的（与轴旋转方向相同），也可以是反向的（与轴旋转方向相反）；涡动角速度与转速可以是同步的，也可以是异步的。如果转子轴颈主要是由于油膜力的激励作用而引起涡动，则轴颈的涡动角速度将接近转速的一半，故有时也称之为“半速
11、涡动”。其运动的机理如下。 轴颈在轴承中作偏心旋转时，形成一个进口断面大于出口断面的油楔，如果进口处的油液流速并不马上下降（例如，对于高速轻载转子，轴颈表面线速度很高而载荷又很小，油楔力大于轴颈载荷，此时油楔压力的升高不足以把收敛形油楔中的流油速度降得较低），则轴颈从油楔间隙大的地方带入的油量大于从间隙小的地方带出的油量，由于液体的不可压缩性，多余的油就要把轴颈推向前进，形成了与转子旋转方向相同的涡动运动，涡动速度就是油楔本身的前进速度。 轴颈涡动速度可以定量分析如下：当转子旋转角速度为时，因润滑油具有黏性，所以轴颈表面的油流速度与轴颈线速度相同，均为r，而在轴瓦表面处的润滑油流速为零。为分析
12、方便，假定间隙中的油流速呈直线分布，如图1-4所示。在油楔力的推动下转子发生涡动运动，涡动角速度为，假定dt时间内轴颈中心从O1点涡动到O点，轴颈上某一直径AB扫过的面积为 (1-2)图1-4 轴颈半速涡动分析此面积等于轴颈掠过面积（图中有阴影线部分的月牙形面积），这部分面积也就是油流在AA断面间隙与BB断面间隙中的流量差。假如轴承宽度为1，轴承两端的泄油量为dQ，根据流体连续性条件，则可得到 (1-3) 解得 (1-4) 当轴承两端泄漏量时，可得： (1-5)实际上，由于以下原因的影响，涡动频率通常略低于转速频率的1/2： (1)在收敛区入口的油流速度由于受到不断增大的油压作用而逐渐减慢，而
13、在收敛区出口的油流速度在油楔压力作用下会有所增大。这两者的作用与轴颈旋转时引起的直线速度分布相叠加，就使得图1-4中AA断面上的速度分布线向内凹进，BB断面上的速度分布线向外凸出，这种速度分布上的差别使轴颈的涡动速度下降。 (2)注入轴承中的压力油不仅被轴颈带着作圆周运动，还有部分润滑油从轴承两侧泄漏，此时，因而，这是造成涡动速度低于转速之半的另一个原因，式（1-5)变为：实际上，半速涡动的频率约为(0.380.48)。 涡动频率在转子一阶自振频率以下时，半速涡动是一种比较平静的转子涡动运动，由于油膜具有非线性特性（即轴颈涡动幅度增加时，油膜的刚度和阻尼较线性关系增加得更快，从而抑制了转子的涡
14、动幅度），轴心轨迹为一稳定的封闭图形，如图1-5（a)所示。转子仍能平稳地工作。 图1-5 油膜涡动与油膜振荡的频谱及轴心轨迹 随着工作转速的升高，半速涡动频率也不断升高，频谱中半频谐波的振幅不断增大，使转子振动加剧。如果转子的转速升高到第一临界转速的2倍以上时，半速涡动频率有可能达到第一临界转速，此时会发生共振，造成振幅突然骤增，振动非常剧烈。同时轴心轨迹突然变成扩散的不规则曲线，频谱图中的半频谐波振幅值增大到接近或超过基频振幅，频谱会呈现组合频率的特征。若继续提高转速，则转子的涡动频率保持不变，始终等于转子的一阶临界转速，即c1 ，这种现象称为油膜振荡，如图1-5（c）、（d）所示。2、油
15、膜涡动与油膜振荡的特征 由以上分析可知，油膜涡动与油膜振荡具有以下特征。起始失稳转速与转子的相对偏心率有关，轻载转子在第一临界转速之前就可能发生不稳定的半速涡动，但不产生大幅度的振动；当转速达到两倍第一临界转速时，转子由于共振而有较大的振幅；越过第一临界转速后振幅再次减少，当转速达到两倍第一临界转速时，振幅增大并且不随转速的增加而改变，即发生了油膜振荡，如图1-6（a)。 对于重载转子，因为轴颈在轴承中相对偏心率较大，转子的稳定性好，低转速时并不存在半速涡动现象，甚至转速达到两倍的第一临界转速时，也不会立即发生很大的振动，当转速达到两倍的第一临界转速之后的某一转速时，才突然发生油膜振荡，如图1
16、-6（c）。 中载转子在过了一阶临界转速C1后会出现半速涡动，而油膜振荡则在二倍的第一临界转速之后出现，如图1-6（b）。 油膜振荡还具有以下特征。 (1)油膜振荡在一阶临界转速的二倍以上时发生。一旦发生振荡，振幅急剧加大，即使再提高转速，振幅也不会下降。 (2)油膜振荡时，轴颈中心的涡动频率为转子一阶固有频率。 (3)油膜振荡具有惯性效应，升速时产生油膜振荡的转速和降速时油膜振荡消失时的转速不同，如图1-6（c）所示。 图1-6 不同载荷下的油膜振荡特点 (4)油膜振荡为正进动，即轴心涡动的方向和转子旋转方向相同。（四）迷宫密封气流激振的故障特征 密封和间隙动力失稳的振动特征与油膜振荡相似，
17、根据其振动波形、频谱、轴心轨迹、进动方向及相应变化等很难区分。两者的主要区别是敏感参数不同。密封及间隙动力失稳对机器工作介质的压力及负荷变化很敏感，当负荷或压力达到某一阈值时，突然失稳，发生强烈振动。而油膜振荡则对负荷或压力不敏感，只对转速敏感，当工作转速达到某一阈值（一般为工作转速大于一阶临界转速的2倍 在状态监测与故障诊断实际工作中，除了对各种故障的机理进行学习，根据每种故障的症兆进行故障诊断外，对国内外同行遇到的大量实际故障进行分类统计，按照症兆对应的故障发生频率来进行故障的初步识别，也不失为一种实用的故障诊断方法。（五）喘振的机理与故障特征 1喘振 喘振是离心式和轴流式压缩机运行中的常
18、见故障之一，是旋转失速的进一步发展。 如图3所示，离心式压缩机具有这样的特性，对于一个确定的转速，总对应一个流量值，压缩机效率达到最高点。当流量大于或小于此值时，效率都将下降。一般常以此流量的工况点为设计工况点。 压缩机的性能曲线左边受到喘振工况（Qmin )的限制，右边受到堵塞工况（Qmax）的限制，在这二者之间的区域，称为压缩机的稳定工况区域。稳定工况区域的大小，是衡量压缩机性能的重要指标。图3 压缩机性能曲线 当压缩机在运行过程中，若因外部原因使流量不断减小达到Qmin值时，就会在压缩机流道中出现严重的旋转脱离，若气量进一步减小时，压缩机叶轮的整个流道被气流旋涡区所占据，这时压缩机的出口
19、压力将突然下降。但是，压缩机出口所连接的较大容量的管网系统中压力并不马上下降，此时会出现管网中气体向压缩机倒流的现象。当管网中压力下降到低于压缩机出口排气压力时，气体倒流会停止，压缩机又恢复向管网排气。然而，因为进气量的不足，压缩机在出口管网恢复到原来的压力以后，又会在流道内出现旋涡区。如此周而复始，机组和管道内的流量会发生周期性变化，机器进出口压力会大幅度脉动。由于气体在压缩机进出口处吞吐倒流，会伴随有巨大周期性的气流吼声和剧烈的机器振动，这些波动在仪表操作盘的压力、流量、振动信号显示、记录中可以清楚地反映出来，在操作现场也可以立即觉察得到。 由喘振引起的机器振动频率、振幅与管网容积大小密切
20、相关，管网容积越大，喘振频率越低，振幅越大。一些机器的排气管网容量非常大，此时喘振频率甚至小于1Hz。 2喘振的故障特征 压缩机发生喘振的主要特征如下。 (1)压缩机接近或进入喘振工况时，缸体和轴承都会发生强烈的振动，其振幅要比正常运行时大大增加，喘振频率可参考式计算，一般都比较低，通常为130Hz。 (2)压缩机在稳定工况下运行时，其出口压力和进口流量变化不大，所测得的数据在平均值附近波动，幅度很小。当接近或进人喘振工况时，出口压力和进口流量的变化都很大，会发生周期性大幅度的脉动，有时甚至会出现气体从压缩机进口倒流的现象。 (3)压缩机在稳定运转时，其噪声较小且是连续性的。当接近喘振工况时，
21、由于整个系统产生气流周期性的振荡，因而在气流管道中，气流发出的噪声也时高时低，产生周期性变化。当进入喘振工况时，噪声增剧，甚至有爆声出现。（六）转子亚异步振动 转子振动频率低于转速频率的振动。这种振动可分为强迫振动和自激振动两类。像喘振、旋转失速之类的气流激振属于前者，而油膜振荡、转子材料内磨擦阻尼引起的振动等属于后者。发生亚异步不稳定振动的转子往往运转在它的一阶临界转速之上，转子的振动一般具有突发性的特点，并与一定的速度、负荷或功率门槛值相联系。超过门槛值后，会发生强烈的振动。对此，有的称为共振涡动，也有的称分数频率涡动。三、 传感器选择及安装(一)测振动传感器选择布置及测量目的：振动信号中
22、含有相当丰富的频率成分，以高频成分为例，它可以较早的反映机械故障征兆，在机壳、机座处布置振动信号测点可以有效的监测采集旋转机械故障征兆信息。而电涡流位移传感器其测点布置在转子的垂直和水平两个方向，或45互成垂直方向上。常用的工程振动测量仪器中有专门的压电式测振系统，它主要由压电加速度传感器、电荷放大器和记录装置组成。其中压电加速度传感器输出阻抗很高，导线对阻抗的影响较大，可测频响效应较大，适于高频测量。由于电涡流传感器在金属体上产生的电涡流的渗透深度与传感器的励磁电流的频率有关，所以涡流传感器主要可分为高频反射式和低频透射式两类。 涡流的大小与金属的电阻率、磁导率、厚度t以及线圈与金属体的距离
23、x，线圈励磁电源的角频率等参数有关。固定其中若干数，就能按涡流大小测量出另外一些参数。涡流传感器的最大特点是可以对一些参数进行非接触的连续测量，动态响应好，灵敏度高，测量线性范围大（300m1000mm），抗干扰能力强，所以在工业中应用越来越广。利用电涡流位移传感器能很好的检测引起亚异步振动的故障，如半速涡动、油膜振荡以及旋转失速、喘振等。压电加速度传感器的选用：1 灵敏度与频率范围：灵敏度越高，固有频率越低，即可使用的频率范围越窄，一般来说，对于较精确的测量要保证足够宽的有效频率范围。2 几何尺寸与质量：尺寸越大对于测量的精确度会造成很大的影响，应尽量减小尺寸。3 横向灵敏度：加速度传感器感
24、受铅直于主轴方向的振动灵敏度就是横向灵敏度，一个较好的压电加速度传感器其横向灵敏度应小于主轴灵敏度的3%。根据测试要求，选择的压电加速度传感器型号为7240B，其主要技术指标如下：灵敏度2.7PC/G 重量4.8G 频响1HZ20KHZ温度范围-55+260 气密封，电缆连接，用于测量高频电路，单轴向敏感。电涡流位移传感器的选用型号为CZF1-1000，其主要技术指标如下：线性范围1mm 线圈外径3.5mm 分辨率0.001mm线性误差3% 使用温度-15+80 压电式加速度传感器的安装：使用压电加速度传感器要求使用固定的接线电缆，并使接线尽可能牢固的胶结或绑扎在振动体上，从振动最小点离开振动
25、体，可使电缆的动态电容变化对测量影响最小，其安装状态直接影响测量频率范围。用胶结等方式其频率应当小，所以用螺钉固定方法较好，尤其对冲击及测高频振动多用此方法，但用时需要注意不得让螺栓顶部压在加速度传感器第座步上，以免影响加速度传感器的灵敏度。一般在加速度传感器与被测物之间涂一层硅胶，这样可以改善冲击状态，有利于高频响应。(二)测噪声传感器选择噪声监测可以和工程图纸一起判断主要的故障部位。噪声声学信号经传感器转换为电信号，至信号调节器把电信号进行放大或衰减，馈入到信号处理器进行处理，然后进行显示。选用压电式传声器，其原理是传声器的振膜在声压作用下使压电晶体由于压电效应作用，产生输出信号。其结构简
26、单可靠，频率响应平直，动态量程的范围大，缺点是灵敏度较低，受温度的影响比较大。噪声测量的要求：1 测点的选择（1） 测点距机械位置 机器分类 最大尺寸(cm) 测点距机器位置（cm） 小 50100 100 特大 100 150（或更远）测点要均匀分布，若机器属于小型但噪声大，则测点应选择在相距510米处。（2） 对于空气动力设备的进排气噪声， 进气噪声测点应选在进气口轴向位置，与管口平面距离等于管口直径处。排气噪声测点应选在排气轴线45度方向上，与管口平面上外壳表面距离等于管口直径。2传声器布置方向 主要根据传声器校准时的频响来确定，若是掠入角有良好的频率响应，则传声器布置方向以掠入射为宜。
27、三、选择放大器由于加速度传感器是高阻抗，则后接的仪表其输入阻抗必须是高阻抗，这样才能把压电式加速度传感器由于振动而产生的电荷量测量出来，因此必须在压电式加速度传感器与一般的测量仪器之间加入前置放大器，其作用是把加速度传感器的高阻抗输出转换成低阻抗输出，以便与一般的测量仪器相匹配，同时还能把加速度传感器的输出信号进行放大。再加上在工业现场，对其电缆长度比较长，则应选用电荷放大器。其电路原理图如右图：U=当A1,CAC+C+C时有U=由上式可知，其灵敏度和时间常数都与压电晶体本身的电容和连接电缆电容无关，因而其接长电缆也不至于造成灵敏度的降低和频响特性的变化。由测试机器的频响要求可选择NF-3电荷
28、放大器，其技术指标如下：最大适调量1000000PF 灵敏度适调开关1110PC/G 下限频率0.3HZ上限频率100KHZ 电压+/-10V 电流500MA噪声（RMS）15MV 失真1% 准确度及线性度 各档增益误差+/-1% 电源220V由于压电式传声器也是高阻抗，故也能用该种前置放大器。四、滤波器选择由于该种机械频响范围处于10KHZ以上，属于高频测量，故可以采用高通滤波器。其电路原理图如下五、测量放大电路由于电涡流位移传感器不需要前置放大器，但其信号微弱，需要接测量放大电路进行信号的放大，易于判断，其电路图如下：六、记录器选择根据测试要求、现场条件和工作频率范围来选择记录器。由于磁带
29、记录器可以很好的满足工作要求，则可以选用它。其是利用电磁感应原理，通过变化的电信号磁化铁磁材料而进行记录的仪器，其工作频带宽（可以记录02MHZ的信号），可以多点记录，并且可以对记录信号进行长期保存，还能多次重放，便于输给专用分析仪或经过模数转换后进行数字计算。可以用记录速度和重放速度不同的方式进行频率变换，有利于信号的分析处理。选用SZ3型的模拟磁带记录仪，有16个通道。七、主要参考文献1. 沈庆根,郑水英.设备故障诊断,化学工业出版社,2006;2. 张洪润,傅瑾新.传感器技术大全,北航出版社;3. 张国忠,赵家贵.检测技术,中国计量出版社;4. 周泽存,刘馨媛,检测技术,机械工业出版社;
30、5. 美E.O.多贝林普.测量系统应用与设计,科学出版社;6. 徐国富,刘瑞复,田大超.非电量电测工程手册,机械工业出版社;7.李士军.机械维护修理与安装,化学工业出版社；8.王锡良，机械量测试技术，东北工学院出版社.八、课程设计心得体会本次课程设计就要结束了，通过两周的努力，终于设计出一套比较完善的高速旋转机械故障诊断系统。达到了预期的目的。因此，本次课程设计比较成功。课程设计使我们对以前学过的课程内所学知识有了更深的理解，让我们认识到了理论知识对工作实践的重要的知道意义，学会理论联系实际。课程设计要求我们完全依靠自己的能力去学习和设计，而不是像以往课程那样一切由教材和教师安排。因此，课程设计给了我们更大的发挥空间。让我们发挥主观能动性独立的查资料，找数据，设计实验方案，并将理论知识应用到实践中去。通过这次课程设计提高了我们的认识问题、分析问题、解决问题的能力。更重要的是，该课程设计需要我们充分发挥团队合作精神，组员之间必须紧密合作，相互配合，才可能在有限的时间内设计出最优的设计方案。总之，这次课程设计既是对我们课程知识的考核，又是对我们思考问题、解决问题能力的考核，课程设计让我们受益匪浅。
