第六章 旋转机械故障诊断 6．1 旋转机械振动的动力学特征及信号特点 第六章 旋转机械故障诊断 6．1 旋转机械振动的动力学特征及信号特点 6．1．1 转子特性 　　转子组件是旋转机械的核心部分，由转轴及固定装上的各类盘状零 件（如：叶轮、齿轮、联轴节、轴承等）所组成。 　　从动力学角度分析，转子系统分为刚性转子和柔性转子。转动频率 低于转子一阶横向固有频率的转子为刚性转子，如电动机、中小型离心 式风机等。转动频率高于转子一阶横向固有频率的转子为柔性转子，如 燃气轮机转子。 　　在工程上，我们也把对应于转子一阶横向固有频率的转速称为临界 转速。当代的大型转动机械，为了提高单位体积的做功能力，一般均将 转动部件做成高速运转的柔性转子(工作转速高于其固有频率对应的转 速)，采用滑动轴承支撑。由于滑动轴承具有弹性和阻尼，因此，它的 作用远不止是作为转子的承载元件，而且已成为转子动力系统的一部分 。在考虑到滑动轴承的作用后，转子——轴承系统的固有振动、强迫振 动和稳定特性就和单个振动体不同了。

柔性转子的临界转速 　　　由于柔性转子在高于其固有频率的转速下工作，所以 在起、停车过程中，它必定要通过固有频率这个位置。此 时机组将因共振而发生强烈的振动，而在低于或高于固有 频率转速下运转时，机组的振动是一般的强迫振动，幅值 都不会太大，共振点是一个临界点。故此，机组发生共振 时的转速也被称之为临界转速。 　　　转子的临界转速往往不止一个，它与系统的自由度数 目有关。实际情况表明带有一个转子的轴系，可简化成具 有一个自由度的弹性系统，有一个临界转速；转轴上带有 二个转子，可简化成二个自由度系统，对应有二个临界转 速，依次类推。其中转速最小的那个临界转速称为一阶临 界转速nc1，比之大的依次叫做二阶临界转速nc2、三阶临 界转速nc3。工程上有实际意义的主要是前几阶，过高的临 界转速已超出了转子可达的工作转速范围。

临界转速的变动 为了保证大机组能够安全平稳的运转，轴系转速应处于该轴系各 临界转速的一定范围之外，一般要求： 刚性转子 n<0.75 nc1 柔性转子 1.4 nc1 < n <0.7 nc2 式中，nc1、nc2分别为轴系的一阶、二阶临界转速。 机组的临界转速可由产品样本查到或在起停车过程中由振动测试 获取。需提出的是，样本提供的临界转速和机组实际的临界转速可能 不同，因为系统的固有频率受到种种因素影响会发生改变。设备故障 诊断人员应该了解影响临界转速改变的可能原因。一般地说，一台给 定的设备，除非受到损坏，其结构不会有太大的变化，因而其质量分 布、轴系刚度系数都是固定的，其固有频率也应是一定的。但实际上 ，现场设备结构变动的情况还是很多的，最常遇到的是换瓦，有时是 更换转子，不可避免的是设备维修安装后未能准确复位等等，都会影 响到临界转速的改变。

6．1．2 转子—轴承系统的稳定性 　　　转子——轴承系统的稳定性是指转子在受到某种小干 扰扰动后能否随时间的推移而恢复原来状态的能力，也就 是说扰动响应能否随时间增加而消失。如果响应随时间增 加而消失，则转子系统是稳定的。若响应随时问增加，则 转子系统就失稳了。 　　　比较典型的失稳是油膜涡动。在瓦隙较大的情况下， 转子常会因不平衡等原因而偏离其转动中心，致使油膜合 力与载荷不能平衡，就会引起油膜涡动。机组的稳定性能 在很大程度上取决于滑动轴承的刚度和阻尼。当系统具有 正阻尼时，系统具有抑制作用，振动逐渐衰减。反之系统 具有负阻尼时，油膜涡动就会发展为油膜振荡。油膜涡动 与油膜振荡都是油膜承载压力波动的反映，表现为轴的振 动。

（1）油膜涡动与油膜振荡的发生条件 （2）油膜涡动与油膜振荡的信号特征 ① 只发生在使用压力油润滑的滑动轴承上。在半润滑轴 承上不发生。 　① 只发生在使用压力油润滑的滑动轴承上。在半润滑轴 　　 承上不发生。 　② 油膜振荡只发生在转速高于临界转速的设备上。   （2）油膜涡动与油膜振荡的信号特征 　① 油膜涡动的振动频率随转速变化，与转频保持 　　　 =（0.43～0.48） n。 　② 油膜振荡的振动频率在临界转速所对应的固有频率附　　　　　 　　 近，不随转速变化。 　③ 两者的振动随油温变化明显。

（3）油膜涡动与油膜振荡的振动特点 （4）消除措施 ① 油膜涡动的轴心轨迹是由基频与半速涡动频率叠加成的双 椭圆，较稳定。 　① 油膜涡动的轴心轨迹是由基频与半速涡动频率叠加成的双 椭圆，较稳定。 　② 油膜振荡是自激振荡，维持振动的能量是转轴在旋转中供 应的，具有惯性效应。由于有失稳趋势，导致摩擦与碰撞，因 此轴心轨迹不规则，波形幅度不稳定，相位突变。   （4）消除措施 ① 设计时使转子避开油膜共振区； ② 增大轴承比压，减小承压面； ③ 减小轴承间隙； ④ 控制轴瓦预负荷，降低供油压力； ⑤ 选用抗振性好的轴承结构； ⑥ 适当调整润滑油温； ⑦ 从多方面分析并消除产生的因素。

6．1．3 转子的不平衡振动机理 　　　旋转机械的转子由于受材料的质量分布、加工误差、 装配因素以及运行中的冲蚀和沉积等因素的影响，致使其 质量中心与旋转中心存在一定程度的偏心距。偏心距较大 时，静态下，所产生的偏心力矩大于磨擦阻力矩，表现为 某一点始终恢复到水平放置的转子下部，其偏心力矩小于 磨擦阻力矩的区域内，称之为静不平衡。偏心距较小时， 不能表现出静不平衡的特征，但是在转子旋转时，表现为 一个与转动频率同步的离心力矢量，离心力F=Meω2， 从而激发转子的振动。这种现象称之为动不平衡。静不平 衡的转子，由于偏心距e较大，表现出更为强烈的动不平 衡振动。 　　虽然作不到质量中心与旋转中心绝对重合，但为了设备 的安全运行，必需将偏心所激发的振动幅度控制在许可范 围内。

（1）不平衡故障的信号特征 （2）敏感参数特征 ① 时域波形为近似的等幅正弦波。 ② 轴心轨迹为比较稳定的圆或椭圆，这是因为轴承座及 　① 时域波形为近似的等幅正弦波。 　② 轴心轨迹为比较稳定的圆或椭圆，这是因为轴承座及 　　基础的水平刚度与垂直刚度不同所造成。 　③ 频谱图上转子转动频率处的振幅。 　④ 在三维全息图中，转频的振幅椭园较大，其他成份较 　　 小。   （2）敏感参数特征 　① 振幅随转速变化明显，这是因为，激振力与转速ω是 平方指数关系。 ② 当转子上的部件破损时，振幅突然变大。例如某烧结 　厂抽风机转子焊接的合金耐磨层突然脱落，造成振幅 　突然增大。

6．1．4 转子与联轴节的不对中振动机理 　　　转子不对中包括轴承不对中和轴系不对中。轴承不对 中本身不引起振动，它影响轴承的载荷分布、油膜形态等 运行状况。一般情况下，转子不对中都是指轴系不对中， 故障原因在联轴节处。   　引起轴系不对中的原因： 　① 安装施工中对中超差； 　② 冷态对中时没有正确估计各个转子中心线的热态升高 　　 量，工作时出现主动转子与从动转子之间产生动态对 　　中不良； 　③ 轴承座热膨胀不均匀； 　④ 机壳变形或移位； 　⑤ 地基不均匀下沉； 　⑥ 转子弯曲，同时产生不平衡和不对中故障。

轴系不对中可分为三种情况： ① 轴线平行不对中 ② 轴线交叉不对中 ③ 轴线综合不对中 　轴系不对中可分为三种情况： 　① 轴线平行不对中 　② 轴线交叉不对中 　③ 轴线综合不对中 　　　在实际情况中，都存在着综合不对中。只是其中平行 不对中和交叉不对中所占的比重不同而已。 　　　由于两半联轴节存在不对中，因而产生了附加的弯曲 力。随着转动，这个附加弯曲力的方向和作用点也被强迫 发生改变，从而激发出转频的2倍、4倍等偶数倍频的振动 。其主要激振量以2倍频为主，某些情况下4倍频的激振量 也占有较高的份量。更高倍频的成份因所占比重很少，通 常显示不出来。

轴系不对中故障特征： ① 时域波形在基频正弦波上附加了2倍频的谐波。 ② 轴心轨迹图呈香蕉形或8字形。 　轴系不对中故障特征： 　① 时域波形在基频正弦波上附加了2倍频的谐波。 　② 轴心轨迹图呈香蕉形或8字形。 　③ 频谱特征：主要表现为径向2倍频、4倍频振动成份， 　　 有角度不对中时，还伴随着以回转频率的轴向振动。 　④ 在全息图中2、4倍频椭圆较扁，并且两者的长轴近似 　　 垂直。

　不对中故障甄别： 　① 不对中的谱特征和裂纹的谱特征类似，均以两倍频为主 ，二者的区分主要是振动幅值的稳定性，不对中振动比较稳 定。用全息谱技术则容易区分，不对中为单向约束力，二倍 频椭圆较扁。轴横向裂纹则是旋转矢量，二倍频全息谱比较 圆。 　② 带滚动轴承和齿轮箱的机组，不对中故障可能引发出通 过频率或啮合频率的高频振动，这些高频成分的出现可能掩 盖真正的振源。如高频振动在轴向上占优势，而联轴器相联 的部位轴向工频亦相应较大，则齿轮振动可能只是不对中故 障所产生的过大的轴向力的响应。 　③ 轴向工频有可能是角度不对中，也有可能是轴承不对中 。一般情况，角度不对中，轴向工频振值比径向为大，而轴 承不对中正好相反，因为后者是由不平衡引起，它只是对不 平衡力的一种响应。

6．1．5 转轴弯曲故障的机理 　　　设备停用一段较长时间后重新开机时，常常会遇到振 动过大甚至无法开机的情况。这多半是设备停用后产生了 转子轴弯曲的故障。转子弯曲有永久性弯曲和暂时性弯曲 两种情况。永久性弯曲是指转子轴呈弓形。造成永久弯曲 的原因有设计制造缺陷(转轴结构不合理、材质性能不均 匀)、长期停放方法不当、热态停机时未及时盘车或遭凉 水急冷所致。临时性弯曲指可恢复的弯曲。造成临时性弯 曲原因有预负荷过大、开机运行时暖机不充分、升速过快 等致使转子热变形不均匀等。 　　　轴弯曲振动的机理和转子质量偏心类似，因而都要产 生与质量偏心类似的旋转矢量激振力，与质心偏离不同点 是轴弯曲会使轴两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生 较大昀工频振动。

　转轴弯曲故障的振动信号特征： 　（轴弯曲故障的振动信号与不平衡基本相同。） 　① 时域波形为近似的等幅正弦波； 　② 轴心轨迹为一个比较稳定的圆威偏心率较小的椭圆， 　　 由于轴弯曲常陪伴某种程度的轴瓦摩擦，故轨迹有时 　　会有摩擦的特征； 　③ 频谱成份以转频为主，伴有高次谐波成份。与不平衡 　　 故障的区别在于：弯曲在轴向方面产生较大的振动。

6．1．6 转轴横向裂纹的故障机理 　　　转轴横向裂纹的振动响应与所在的位置、裂纹深度及 受力的情况等因素有极大的关系，因此所表现出的形式也 是多样的。在一般情况下，转轴每转一周，裂纹总会发生 张合。转轴的刚度不对称，从而引发非线性振动，能识别 的振动主要是1X、2X、3X倍频分量。

故障甄别 转轴横向裂纹的振动信号特征： ① 振动带有非线性性质，出现旋转频率的l×、2×、3× …·等高 　转轴横向裂纹的振动信号特征： 　① 振动带有非线性性质，出现旋转频率的l×、2×、3× …·等高 　　 倍分量，随裂纹扩展，刚度进一步下降，l×、2×……等频率 　　 幅值随之增大，相位角则发生不规则波动，与不平衡相角稳定 　　 有差别。 　② 开停机过程中，由于非线性谐频关系，会出现分频共振，即转 　　 子在经过1／2、1／3……临界转速时，由于相应的高倍频(2× 、3×)正好与临界转速重合，振动响应会出现峰值。 　③ 裂纹的扩展速度随深度的增大而加速，相应的l×、21×的振 　　 动也会随裂纹扩展而快速上升，同时1×、2×相位角出现异常 　　 波动。 　④ 全息谱表现为2×椭圆，与不对中的扁圆有明显的差别。 　故障甄别 　　　稳态运行时，应能与不对中故障区分。全息谱是最好的区分 　方法。

6．1．7 连接松动故障的机理 　　　振动幅值由激振力和机械阻抗共同决定，松动使连接 刚度下降，这是松动振动异常的基本原因。支承系统松动 引起异常振动的机理可从两个侧面加以说明。 　　1)当轴承套与轴承座配合具有较大间隙或紧固力不足时 ，轴承套受转子离心力作用，沿圆周方向发生周期性变形 ，改变轴承的几何参数。进而影响油膜的稳定性。 　　2)当轴承座螺栓紧固不牢时，由于结合面上存在间隙， 使系统发生不连续的位移。 　　　上述两顶因素的改变，都属于非线性刚度改变，变化 程度与激振力相联系，因而使松动振动显示出非线性特征 。松动的典型特征是产生2×及3×、4×、5×等高倍频的 振动。

连接松动故障的振动特征： ① 轴心轨迹混乱，重心飘移 ② 频谱图中，具有3×、5×、7×等高阶奇次倍频分量， 也有偶次分量。 　① 轴心轨迹混乱，重心飘移 　② 频谱图中，具有3×、5×、7×等高阶奇次倍频分量， 　　 也有偶次分量。 　③ 松动方向的振幅大。 　　高次谐波的振幅值大于转频振幅的1/2 时，应怀疑有松 动故障。

6．1．8 碰摩故障的机理 　　　动静件之间的轻微摩擦，开始时故障症状可能并不十分明 显，特别是滑动轴承的轻微碰摩，由于润滑油的缓冲作用，总 振值的变化是很微弱的，主要靠油液分析发现这种早期隐患； 有经验的诊断人员，由轴心轨迹也能做出较为准确的诊断。当 动静碰摩发展到一定程度后，机组将发生碰撞式大面积摩擦， 碰摩特征就将转变为主要症状。 　　　动静碰摩与部件松动具有类似特点。动静碰摩是当间隙过 小时发生动静件接触再弹开，改变构件的动态刚度；松动是连 接件紧固不牢、受交变力(不平衡力、对中不良激励等)作用， 周期性地脱离再接触，同样是改变构件的动态刚度。不同点是 ，前者还有一个切向的摩擦力，使转子产生涡动。转子强迫振 动、碰摩自由振动和摩擦涡动运动叠加到一起，产生出复杂的 、特有的振动响应频率。由于碰摩力是不稳定的接触正压力， 时间上和空间位置上都是变化的，因而摩擦力具有明显的非线 性特征(一般表现为丰富的超谐波)。因此，动静碰摩与松动相 比，振动成分的周期性相对较弱，而非线性更为突出。

碰摩故障的振动特征： 1) 时域波形存在“削顶”现象，或振动远离平衡位置时出现高频 小幅振荡。 　碰摩故障的振动特征： 　1) 时域波形存在“削顶”现象，或振动远离平衡位置时出现高频 　　小幅振荡。 　2) 频谱上除转子工频外，还存在非常丰富的高次谐波成分(经常出 　　现在气封摩擦时)。 　3) 严重摩擦时，还会出现1／2×、l／3×、1/N×等精确的分频成 　　 分(经常出现在轴瓦磨损时)。 　4) 全息谱上出现较多、较大的高频椭圆，且偏心率较大。 　5) 提纯轴心轨迹(1×、2×、3×、4×合成)存在“尖角”。 　6) 轴瓦磨损时，还伴有轴瓦温度升高、油温上升等特征，气封摩 　　擦时，在机组起停过程中，可听到金属摩擦时的铉声。 　7) 轴瓦磨损时，对润滑油样进行铁谱分析，可发现如下特征： 　①谱片上磁性磨粒在谱片入口沿磁力线方向呈长链密集状排列 ，且存在超过20μm的金属磨粒； 　②非磁性磨粒随机地分布在谱片上，其尺寸超过20μm； 　③谱片上测试的光密度值较上次测试有明显的增大。

碰摩故障的故障甄别： 1) 由于故障机理与松动类似，两者不容易加以区分。据现场 经验，松动时以高次谐波为特征，摩擦时以分谐波为特征。 另外，松动振动来源于不平衡力，故松动振动随转速变化比 较明显，碰摩受间隙大小控制，与转速关系不甚密切，由此 可对两者加以区分。在波形表现形式上，摩擦常可见到削顶 波形，松动则不存在削顶问题。 2) 局部碰摩与全弧碰摩的区分。全弧碰摩分频明显，超谐波 消失，局部轻摩擦很少有分频出现，谐波幅值小但阶次多， 局部严重摩擦介于两者之间，有分频也有低次谐波，且谐波 幅值比基频还大。基频则由未碰撞前的较大值变为较小值。 在轨迹上，局部摩擦轨迹乱而不放大，正进动；连续全弧摩 擦则随时间逐渐扩散，进动方向为反进动。

6．1．9 喘振的机理 　　　喘振是一种很危险的振动，常常导致设备内部密封件、叶轮导流 扳、轴承等损坏，甚至导致转子弯曲、联轴器及齿轮箱等机构损坏。 它也是流体机械特有的振动故障之一。 　　　喘振是压缩机组严重失速和管网相互作用的结果。它既可以是管 网负荷急剧变化所引起，也可以是压缩机工作状况变化所引起。当进 入叶轮的气体流量减少到某一最小值时，气流的分离区扩大到整个叶 道，使气流无法通过。这时叶轮没有气量甩出，压缩机出口压力突然 下降。由于压缩机总是和管网连在一起的，具有较高背压的管网气体 就会倒流到叶轮里来。瞬间倒流来的气流使叶轮暂时弥补了气体流量 的不足，叶轮因而恢复正常工作，重新又把倒回来的气流压出去，但 过后又使叶轮流量减少，气流分离又重新发生。如此周而复始。压缩 机和其连接的管路中便产生出一种低频率高振幅的压力脉动，造成机 组强烈振动。 　　　喘振是压力波在管网和压缩机之间来回振荡的现象，其强度和频 率不但和压缩机中严重的旋转脱离有关，还和管网容量有关；管网容 量越大，则喘振振幅愈大，频率愈低；管网容量小，则喘振振幅小， 喘振频率也较高，一般为0.5～20Hz。

6．2 不平衡分析案例 某厂芳烃车间一台离心式氢气压缩机是该厂生产的关键设备之一。 驱动电动机功率为610KW，压缩机轴功率550KW，主机转予转速15300r／ min，属4级离心式回转压缩机，工作介质是氢气，气体流量38066Nm／h ，出口压力1.132MPa，气体温度200℃，该压缩机配有本特利公司7200 系列振动监测系统；测点有7个，测点A、B、C、D为压缩机主轴径向位 移传感器，测点E、F分别为齿轮增速箱高速轴和低速轴轴瓦的径向位移 传感器，测点G为压缩机主轴轴向位移传感器。 该机组于5月中旬开始停车大检修，6月初经检修各项静态指标均达 到规定的标准。6月10日下午启动后投入催化剂再生工作。再生工作要 连续运行一周左右。再生过程中工作介质为氮气。压缩机启动后，各项 动态参数，如流量、压力、气温、电流振动值都在规定范围内，机器工 作正常，运行不到两整天，于6月12日上午振动报警，测点D振动值越过 报警限，高达60～80μm之间波动，测点C振动值也偏大，在50～60μm 之间波动，其它测点振动没有明显变化。当时，7200系统仪表只指示出 各测点振动位移的峰—峰值，它说明设备有故障，但是什么故障就不得 而知了。依照惯例，设备应立即停下来，解体检修，寻找并排除故障， 但这要使再生工作停下来，进而拖延全厂开车时间。

故障分析 利用计算机进行了频谱分析，见图6-1，并与故障前5月21日相应测 点的频谱图6-2进行对比，发现： 　　利用计算机进行了频谱分析，见图6-1，并与故障前5月21日相应测 点的频谱图6-2进行对比，发现： 图6-1 6月12日 D点频谱图 图6-2 5月21日 D点频谱图

1倍频的幅值明显增加，C点增大到5月21日的1.9倍，D点增大1.73倍。 其它倍频成分的幅值几乎没变化。 根据以上特征，可作出以下结论： 谐波 频率HZ 21/5振幅 12/6振幅 改变量 1× 254.88 170.93 295.62 125 2× 510.80 38.02 38.82 3× 764.65 34.40 35.38 1 4× 1021.53 23.38 26.72 3 1倍频的幅值明显增加，C点增大到5月21日的1.9倍，D点增大1.73倍。 其它倍频成分的幅值几乎没变化。 　根据以上特征，可作出以下结论： 　1) 转子出现了明显的不平衡，可能是因转子的结垢所致； 　2) 振动虽然大，但属于受迫振动，不是自激振动。并不可怕。

采取措施与事后复查 根据前述结论，因此做以下处理： 1) 可以不停机，再维持运行4～5天，直到再生工作完成； 　根据前述结论，因此做以下处理： 　1) 可以不停机，再维持运行4～5天，直到再生工作完成； 　2) 密切注意振动状态，再生工作完成后有停机的机会，做 解体检查。 　　6月18日催化剂再生工作圆满完成，压缩机停止运行。 　　6月20日对机组进行解体检查，发现机壳气体流道上结 垢十分严重，结垢最厚处达20mm左右。转子上结垢较轻， 垢的主要成分是烧蚀下来的催化剂，第一节吸入口处约3／4 的流道被堵，只剩一条窄缝。 　　因此检修主要是清垢，其它部位如轴承、密封等处都未 动，然后安装复原，总共只用了两天时间。 　　6月25日压缩机再次起动，压缩机工作一切正常。

6．3 轴弯曲分析案例 　　　某公司一台200MW汽轮发电机组，型号为C145／ N200／130／535／535，型式为超高压、中间再热单抽 冷凝式。1982年11月投产，1994年首次大修，至高压转子 发生弯轴故障前，已运行近6年，共进行过7次小修。在长 期的运行中，该机高压转子振动一直保持在较好范围，轴 承振动小于10μm，轴振动小于100μm。1998年在一次热 态起动时#2、#3轴、#1、和#2轴承振动出现短时突增， 被迫打闸；再次冲车后并网运行。并网后，#2轴和#1、 #2轴承振动虽然仍处于良好范围，但其振动有明显增大趋 势，经连续观察运行近一月，也未能恢复至以前运行时的 振动水平。为此，结合该机历史振动数据、停机前后振动 数据及运行参数进行诊断分析。

(1) 振动趋势历史数据 　在长期运行中，该机l#／2#轴承振动分别为<2μm及<10μm，2#轴振为80～90μm。为便于突出比较，停机前振动选取4月2～5日，热态起动后数据选取4月6～9日，作该期间的振动趋势记录曲线。见图6-3。该趋势记录曲线表明长期运行时高压转子的轴及轴承振动均处于优秀范围，热态起动后高压转子轴承及轴振动仍然在优良范围以内。 图6—3 振动历史历程 曲线1——停机前1#轴承振动≤1μm，热态启动后，为6μm 曲线2——停机前2#轴承振动≤6μm，热态启动后，为16～18μm 曲线3——停机前3#轴承振动≤80μm，热态启动后，为120～140μm

(2) 停机前后数据 1998年4月5日因处理锅护隐患而停机，停机时主要参数及振动数如下 ： 　　　1998年4月5日因处理锅护隐患而停机，停机时主要参数及振动数如下 ： 　　1) 停机前各轴承和轴振动数据如表6—1所示，停机前各轴承和轴振动 均　在良好范围，其中，#1、#2轴及轴承振动均处于优秀标准以内，反映 高压转子停机前状态良好。 　　2) 停机时的临界振动数据 查一周振动趋势记录，2#、3#轴停机临界振 动值均未超过230μm，处于良好范围。 　　3) 停机主要参数 (4月5日)： 　　　 停机过程的电流、各点振动、温度等均属正常。 　　4) 热起动(4月6日)主要参数与振动数据： 　　　主汽参数：压力2.2MPa，温度412℃，再热汽温度392℃，真空77kPa，大轴挠 度值30μm，主机润滑油温40℃。 　　　 4：25冲车：低速(500 r／min)、10min，摩擦检查。 　　　4：25升速至1600r／min，此时1#轴承振动达120μm，2#轴承振动达 65μm，2#、3#轴振动达到监测表的满量程（即轴振动值已>400μm）， 运行人员采取紧急打闸措施停机。　

5：05转子静止投盘车，大轴挠度值增大为120μm，盘车电流32A。 6：40再次起动，快速冲车至3000 r／min定速，然后并入电网。 从热态启动数据知：在起动过程中，机组1#、2#轴承及2#、3#轴振 动异常增大，紧急打闸停机后，电动盘车时杌组大轴挠度值增加较大， 盘车电流略有增加。 5) 热态起动运行后的振动数据 自再次起动并网后，机组高压转子轴和轴承振动均未能恢复历史振 动水平，尽管#1、#2轴承振动均小于20μm，仍处于优秀振动标准范围内 ，但与历史数据比较均有所增大。尤其是#2轴的振动增大显著。从频率 成分来看，主要是一倍频成分增加，其余频率的振动成分无变化。 6) 运行近一月后，停机时临界振动数据 4月30日，该机因电网调峰转为备用停机。在机组停机惰走降速过程 中，2#轴和l#、2#轴承临界振动值比历史数据有成倍的增加，其振动成 分是1倍频。

(3) 数据分析 综合图6一3、表6—1至表6—3数据及起动前后运行参数分析，可 得出下列分析结论： 　　　综合图6一3、表6—1至表6—3数据及起动前后运行参数分析，可 得出下列分析结论： 　　1) 探头所在处的转子跳动值从30μm增加至120μm，比起动前增大 了4倍，反映出高压转子挠曲程度加剧，提示可能已产生转子弯曲。 　　2) 从振动频率以及振值随转速变化的情况来看。其症状和转子失 衡极为相似。但停机前运行一直很正常，只是在机组停车后再次起动 中振动异常，且在并网后一直维持较大振值，缺乏造成转子失衡的理 由或转子零部件飞脱的因素，故可排除转子失衡的可能。 　　3) 综合二次起动及并网运行一个月后停机惰走振动情况，表明机 组在第一次起动时即存在较大的热弯曲，而停车后间隔l.5h再次起动 ，盘车时间不足，极易造成转子永久性弯曲。

① 在第一次热态起动时，高压转子的轴及轴承振动急剧增加(转速刚 达1600r／min时，轴振动即已超满量程值，即至少已大于400μm， 表明在第一次起动时，转子存在较大的热弯曲，而停车1.5h后再 次起动，盘车时间严重不足，极易造成转子永久性弯曲。 ② 机组起动并网连续运行近一月，其振动一直处于稳定状态。#1、 #2轴承和#2轴振幅在热态起动后比历史数据有明显的增大。并且振 幅增大的主要原因是一倍频振幅增大。工频振幅的增大反映出转 子弯曲程度的增大，振幅的稳定反映出弯曲量的大小基本恒定。 ③查起动后运行近一月的频谱图，除一倍频振动和#2轴处的少量二倍 频振动成分外，无其它振动频率成分。少量二倍频振动成分的产生 ，则分析认为是高压转子弯曲后与中压转子的对中性变差所造成的 。 ④中、低压转子各轴承及各轴的振动与历史数据相比基本无变化，反 映出故障的发生部位主要是在高压转子。

诊断结论 尽管该机高压转子振动仍在良好范围以内，但从各种参数的综合 分析来看，均表明高压转子上已发生了转子弯曲故障。而无论是转子 弯曲引起机组过临界振动过大或是存在围带损伤等事故隐患，均对该 机组安全运行构成极大的威胁。因此，诊断分析的结论是：该机立即 进行提前大修，解体查明故障并予以消除。 解体大修检查情况： 5月4日，该机提前转入大修。经揭缸解体检查证实，高压转子前 汽封在距调速级180mm处弯曲0.08mm，中压转子在19级处弯曲0.055mm ．，高压汽封、围带、隔板汽封和中压汽封、隔板汽封及围带均有不 同程度的摩擦损伤，其中，中压19级近半圈围带前缘已磨坏，为此， 高压转子采取直轴、中压转子采取低速动平衡处理，同时对损伤的围 带也进行了相应的处理，经大修处理后高压转子振动重新恢复到优秀 标准内。

6．4 不对中分析案例 例1：主风机对中不当造成的故障 　　　某冶炼厂一台新上的烟机一主风机组于1997年5月中旬投用。机 组配置及测点如图6—4所示。         　　首先，该机组在不带负荷的情况下试运了3天，振动约50μm，5 月20日2：05开始带负荷运行，各测点振值均有所上升，尤其是2#测 点的振动由原来的55μm上升至70μm以上，运行至16：54机组发生突 发性强振，现场的本特利监测仪表指示振动满量程，同时机组由于润 滑油压低而联锁停机。停机后，惰走的时间很短，大约只l～2min， 停车后盘不动车。 电动机 增速箱 风机 烟机 6 5 4 3 2 1 图6—4 机组配置及测点图

注意：2#轴承与3#轴承变化最大，约3倍，说明最接近故障点。 机组事故停机前振动特点如下： 1) 20日16：54之前，各测点的通频振值基本稳定，其中烟机2#轴承的 振动大于其余各测点的振动。20日16；54前后，机组振值突然增大， 主要表现为联轴器两侧轴承,即2#、3#轴承振值显著增大，如表6—4 所示。 　　　　　　　　表6—4 强振前后各轴承振动比较 注意：2#轴承与3#轴承变化最大，约3倍，说明最接近故障点。 2) 20日14—31之前，各测点的振动均以转子工频、二倍频为主，同时 存在较小的3×、4×、5×、6×等高次谐波分量，2#测点的合成轴心 轨迹很不稳定，有时呈香蕉形，有时呈“8”字形，图6-5是其中一个 时刻的时域波形和合成轴心轨迹(1×、2×)。 部位 1#轴承 2#轴承 3#轴承 4#轴承 强振前振值 26 76 28 20 强振时振值 50 232 73 22

图6-5 2#测点的合成轴心轨迹图(1×、2×) 3) 20日14：31时，机组振动状态发生显著变化。从时域波形上看，机 组振动发生跳变，其中2#、3#轴承的振动由大变小（如，烟机后H方 向由65.8μm降至26.3μm，如图6-6所示），而1#与4#的振动则由小 变大（如烟机前V方向由14.6μm升至43.8μm，如图6-7所示），说明 此时各轴承的载荷分配发生了显著的变化，很有可能是由于联轴器的 工作状况改变所致。同时，2#轴承V方向出现很大的0.5×成分，并超 过工频幅值，H方向除有很大的0.5×成分外，还存在突出的78Hz成分 及其它一些非整数倍频率分量，如图6—8所示。烟机前78Hz成分也非 常突出。这说明此时机组动静碰摩加剧。

频谱图及故障现象 4) 机组运行至20日16：54前后，机组振值突然急剧上升，烟机后V方向和H方 向的振值分别由45μm、71μm上升至153μm和232μm，其中工频幅值上升最 多。且占据绝对优势（V方向和H方向工频幅值分别为120μrn和215μm），同 时0.5×及高次谐波幅值也有不同程度的上升。这说明，此时烟机转子已出现 严重的转子不平衡现象。 5) 开机以来，风机轴向振动一直较大，．一般均在80μm以上，烟机的轴向振 动也在30～50μm之间。20日16：54达最大值115μm，其频谱以1×为主，轴 向振动如此之大，这也是很不正常的。不对中故障的特征之一就是引发1X倍 频的轴向窜动。 图6—8 2#轴承振动频谱图

故障分析结论 综上所述，可得出如下结论： 1) 机组投用以来，风机与烟机间存在明显不对中现象， 且联轴器工作状况不稳定。 　综上所述，可得出如下结论： 1) 机组投用以来，风机与烟机间存在明显不对中现象， 且联轴器工作状况不稳定。 2) 20日14：31左右，一联轴器工作状况发生突变，呈咬 死状态，烟机气封与轴套碰摩加剧。其直接原因是对中不 良，或联轴器制造缺陷。 3) 20日16：54，由于烟机气封与轴套发展为不稳定的全 周摩擦，产生大量热量，引起气封齿与轴套熔化，导致烟 机转子突然严重失衡，振值严重超标。 　　因此分析认为造成本次事故的主要原因是机组对正曲线 确定不当。

解体检查情况 事故后解体发现： 1) 烟机前瓦(1#测点)瓦温探头导线破裂； 2) 付推力瓦有磨损，但主推力瓦正常； 　事故后解体发现： 1) 烟机前瓦(1#测点)瓦温探头导线破裂； 2) 付推力瓦有磨损，但主推力瓦正常； 3) 二级叶轮轮盘装配槽部位法兰过热，有熔化痕迹及裂纹； 4) 气封套熔化、严重磨损，熔渣达数公斤之多； 5) 上气封体拆不下来； 6) 烟机——主风机联轴节咬死，烟机侧有损伤。 　　机组修复后，在8月底烟机进行单机试运时，经测量发现烟机轴承箱 中分面向上膨胀0.80mm，远高于设计给出的膨胀量0.37mm。而冷态下 当时现场找正时烟机比风机反而高0.396mm，实际风机出口端轴承箱中 分面仅上胀0.50mm，故热态下烟机比风机高了：0.80＋0.396— 0.50=0.696mm，从而导致了机组在严重不同轴的情况下运行，加重下 联轴器的咬合负荷，引起联轴器相互咬死，烟机发生剧振。

例2：复合不对中故障的诊断 　2000年4月上旬某厂催化主风机检修后，开机运行，电动机轴承温度和振值都较正常(振值为9μm)。但是，半小时后电动机联轴器端轴承温度持续增加，振值从原9μm一直升到53μm，已经超出电动机制造厂出厂标准。 　2000年4月17日和18日对该机组进行了全面的测试。鉴于故障的发生位置主要在电动机侧，所以测试主要集中在电动机侧。 图6-9 机组简图和测点布置

测点频谱图 图6-12 测点2#垂直方向频谱图 图6-14 测点2#水平方向频谱图 图6-13 测点3#垂直方向频谱图 图6-15 测点3#水平方向频谱图 　　图6—12到图6—15都是在联机状态下，图6—12中1阶转频的振幅很低，2X频振幅最高，对应的3#点垂直方向（图6—13）1X、2X、3X倍频幅值都存在。水平方向2#、3#点主要振动都是1X、2X倍频的振幅（图6—14、图6—15）。这是不对中的特征。 　　电动机轴和增速齿轮箱输入轴在垂直方向存在着严重的不对中。

解体后发现： 1) 电动机轴和齿轮箱低速轴在垂直方向，相差100μm， 已大大超过维修规范所要求的限值。 2) 电动机的轴承室原刷镀层（修复的部位）发生变形， 使轴承室产生了一定的锥度，严重地破坏了原有的配合 精度。 这说明，在加载运行的初始阶段，电动机轴与其轴承 维修时的正确位置并没有被破坏。因此，其壳体轴向的振 动并不大。但是，电动机轴和齿轮箱低速轴在垂直方向存 在严重的平行不对中，引起的动载荷迫使电动机滚动轴承 逐渐离开原始的位置，发生了偏斜。这样，就造成了电动 机轴和齿轮箱低速轴之间，又产生了角度不对中的故障。 因此，它最终是一种复合型不对中，既包含了平行不对中 的特点，又存在角度不对中的特征。

6．5 热变形分析案例 实例一 转子热膨胀阶段的弯曲振动 实例一 转子热膨胀阶段的弯曲振动 　　　某炼油厂催化车间一台离心式空压机，开车后轴振幅 逐渐上升，启动约40 min，振幅达到90μm，往后在操作 参数不变状态下，振幅会自动逐渐下降，最后轴振幅稳定 在35μm左右，这是该机每次开车的振动规律。机器在开 车阶段振幅较大的原因，是因为空压机到达额定压力后温 度上升，转子的装配零件首先受热膨胀。由于轴上零件( 叶轮、轴套、平衡盘、密封套和止推盘等)的轴向接触端 面彼此不平行，热膨胀时迫使转轴强制弯曲，产生不断增 大的不平衡振动。往后随着转子温度逐渐趋于均匀，轴也 获得充分伸长，消除了轴上装配零件对轴施加的热弯曲应 力，因此转子因弯曲产生的不平衡振动就慢慢自动消失。

实例二 壳体非均匀膨胀造成的振动 　　　某炼油厂主风机启动两个小时，带上负荷后，风机出 口侧振值急剧上升，最大达164μm，机组振动频谱上，转 子工频振动占绝对忧势；铁谱分析亦未发现明显磨损，红 外测试表明，主风机外壳温度分布不均匀，外壳上对称位 置温度差最大达30℃。分析认为导致强强振的原因是：风 机开机由于负荷上升过快造成壳体热膨胀不均，致使转子 与壳体不同心。一旦壳体到达热平衡，振值应会下降。两 天后机组振值降至89μm（一级报警值为90μm），恢复正 常。以后该机组开机时，注意缓慢提升负荷，再未发生类 似情况。

6．6 支承松动分析案例 实例一 某发电厂一台大型锅炉引风机。由一台转速840r／min的电动机直联驱动。 该机组运转时振动很大，测量结果显示电动机工作很平稳。总振幅不超过2.5mm ／s，但在风机上振幅很高，前后轴承 在水平和垂直方向上的振幅却很大。 AFV=150μm，AFH=250μm， ARV=87μm，ARH=105μm。风机的轴 向振幅小于50μm。频率分析指出， 振动频率主要是转速频率成分。这些 数据表明，风机振动并不是联轴节不 对中或轴发生弯曲，应诊断为转子的 不平衡故障。但是对风机振动最大的 外侧轴承在水平和垂直方向上的相位进行分析，发现两个方向上的相位是精确地 同相的，说明是“定向振动”问题，而不是单纯的不平衡。然后对外侧轴承、轴 承架和基础各部分位置进行振动测量，检查出轴承架一边的安装螺钉松动了，使 整个轴承架以另一边为支点进行摆振。用同样方法检查了内侧轴承架的安装螺钉 ，也发现有轻微松动。当全部安装螺钉被紧固以后，风机的振值就大大下降，达 到可接受的水平。 图6-17 锅炉引风机示意图

支承松动故障实例二 　　　某厂一台离心式压缩机，转速为7000r／min，通过齿轮增速器， 由一台功率为1470kW，转速为3600r／min的电动机驱动。机组运行中 测得电动机和压缩机的振动很小，振幅不超过2.5mm／s，但是齿轮增 速器却振动很大，水平方向振幅为12.5mm／s，垂直方向振幅为10mm ／s，振动频率为低速齿轮的转速频率(60Hz)，轴向振幅很低。停机 后打开齿轮箱，检查了齿轮和轴承，并没有发现任何问题，怀疑是不 平衡引起的振动。把低速齿轮送到维修车间进行了平衡和偏摆量检查 ，在安装过程中又对电动机和齿轮箱进行了重新对中，但是这一切措 施对于改善齿轮箱的振动毫无效果。 　　　为了对齿轮箱振动作进一步分析，测量水平和垂直方向上的相位 ，发现两个方向上的相位是精确地同相，显示是一种“定向振动”， 然后又对齿轮箱壳体安装底脚和底板进行测振和检查，底脚螺钉是紧 固的，但从底板的振动形态中发现一边挠曲得很厉害。移去底板，就 看到底板挠曲部分下面的水泥浆已经破碎，削弱了该处的支承刚度。 解决底板局部松动的处理办法是把混凝土基础进行刮削，在底板下重 新浇灌了混凝土，当机组放回到原处安装后，齿轮箱的振幅就下降到 2.5mm／s以下。

支承松动故障实例三 某钢铁公司氧气厂三车间压缩机建成以来长期因振动过大，不能投入生产。 　　某钢铁公司氧气厂三车间压缩机建成以来长期因振动过大，不能投入生产。 该机组由一台2500 KW，转速2985 r/min的电动机经增速齿轮箱后，压缩机转 子为9098 r/min。 　　现场调查表明：因迟迟不能投产， 厂方已分别对电动机、压缩机转子作过 动平衡校正，也对联轴节进行多次找正、 找同心。但仍然未能降低振动。 根据调 查情况，采用频谱分析技术，期望能从 振动成分的频率分布中分析振动的原因。 １．测得厂房大地的基础振动：0. 1Hz， 　　振幅5.6 mv。 ２．测得地基的固有频率：7Hz(10.14mv)； 　　二阶频率：19 Hz；三阶频率：29 Hz； 　　四阶频率：38 Hz； ３．测得在联机运转时，地基的振动主频 　　0.15 Hz；振幅：110～151 mv。 图6—18 联机运转时地基的振动频谱图

分析与结论： 1 振动以低频振动为主要矛盾，地基是0.15 Hz；电机是50 Hz。两者不一致。 2 地基振动的振幅151 mv远大于电机的振幅62 mv。说明地 基的振动是主要矛盾。地基偏软，刚度不足。但与地基固 有频率7 Hz相矛盾，因而问题应在电机与地基连接部位。 3 根据电修厂方面提供的信息：安装后电机垂直振动大于水 平振动。这与通常的状态相矛盾，即垂直刚度小于水平刚 度，也证明地基存在问题。正常状态是垂直刚度大于水平 刚度。 4 导致地基垂直刚度不足的可能原因：1）安装垫板与地基 的接触面积不够，空洞面积大，导致弹性变形大。2）地 脚螺丝与地基的联结刚度不足。3）地脚螺丝直径偏小， 刚度不足。

实例四 离心泵叶轮松动 　　一台悬臂式单级离心泵，运转了几个月后发生了叶轮松动。在泵侧的两个轴承上检测振动信号，经频谱分析，显示有很多旋转频率的谐波成分(见图6—19)，这些很强的谐波预示泵的转子零件存在松动问题。另外，从图中还可以看出，频谱的噪声底线很高，谱线连续表明松动零件对轴施加了一种不稳定的随机性冲击力。 图6—19 离心泵叶轮松动频谱图

6．7 油膜涡动及振荡分析案例 实例一 　　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。Bb 图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。 图6-21 故障前a与故障后b 的频谱图

油膜涡动及振荡实例二 某公司国产30万吨合成氨装置，其中一台ALS—16000离心式氨压 缩机组，在试车中曾遇到轴承油膜振荡。 　　　图6—22(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ω，由轴的不平衡振动引 起。55Hz为油膜振荡频率Ω。当转速升至8760r／min(146Hz)时，油 膜振荡频率Ω的幅值巳超过转速频率幅值，见图6—22(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ω(146Hz) 和Ω(56.5Hz)之外，还存在其他频率成分；这些成分是；主轴振动频 率ω和油膜振荡频率Ω的一系列和差组合频率。

图6—22 高压缸油膜振荡初期及发展的振动频谱比较

油膜涡动及振荡实例三 　　　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50~55μm，大大超过允许值33μm，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6—23(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： ①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 速涡动； ②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： ①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)； ②5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 。瓦块内表面的预负荷处于负值状态(PR值原设计为0.027，现降为－0.135) ，降低了轴承工作稳定性。 ③两端联轴节对中不符合要求，平行对中量超差，角度对中的张口方向相反， 使机器在运转时产生附加的不对中力。

图6—23 低压缸前、后轴承上的振动测点信号频谱比较 　　　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20μm，检修前原频谱图上反映轴承油膜不稳定的91.2Hz 低频成分和反映对中不良的4倍频成分均已消失[图6—23(c)、(d)]。 图6—23 低压缸前、后轴承上的振动测点信号频谱比较

油膜涡动及振荡实例四 　　　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30℃～38℃左右时， 可显著降低机组的振动。

6．8 碰摩分析案例 实例一 某炼油厂烟气轮机正常运行 时，轴承座的振动不超过6mm/s 。1993年11月，该机组经检修后 　　某炼油厂烟气轮机正常运行 时，轴承座的振动不超过6mm/s 。1993年11月，该机组经检修后 刚投入运行即发生强烈振动。 壳 体上测得的振动频谱如图6—24 所示。除转子工频外，还存在大 量的低倍频谐波成分，如2×、 3×、4×、5×等，南瓦的5倍频 振动特别突出。时域波形存在明 显的削波现象。 　　分析认为烟机发生严重的碰摩故障，主要部位应为轴瓦（径向轴承和 推力轴承均由5块瓦块组成）。 　　拆开检查，发现南北瓦均有明显的磨损痕迹，南瓦有一径向裂纹，并 有巴氏合金呈块状脱落，主推力瓦有三个瓦块已出现裂纹。 　　更换轴瓦，经仔细安装调整，开机恢复正常。 图6－24 烟机强振时的频谱 a) 北瓦 b) 南瓦

碰摩故障实例二 1996年7月26日，某厂一台主风机运行过程中突然出现强振现象，风机出 　　1996年7月26日，某厂一台主风机运行过程中突然出现强振现象，风机出 口最大振值达159μm，远远超过其二级报警值 (90μm)，严重威胁着风机的 安全生产。图6－25、图6—26分别是风机运行正常时和强振发生时的时域波形 和频谱。 　　由图可见，风机正常运行时，其主要 振动频率为转子工频101Hz及其低次谐波， 且振幅较小，峰—峰值约23μm。而强振时 ，一个最突出的特点就是产生一振幅极高 的0.5×(50.5Hz)成分，其幅值占到通频幅 值的89％，同时伴有1.5×(151.5Hz)、 2.5×(252.5Hz)等非整数倍频，此外，工频 及其谐波幅值也均有所增长。 　　结合现场的一些其它情况分析认为，机 组振动存在很强烈的非线性，极有可能是由 于壳体膨胀受阻，造成转子与壳体不同心，导致动静件摩擦，而引起的。随后 的停机揭盖检查表明，风机第一级叶轮的口环磨损非常严重，由于承受到巨大 的摩擦力整个叶轮也已经扭曲变形，如果再继续运行下去，其后果将不堪设想 。及时的分析诊断和停机处理，避免了设备故障的进一步扩大和可能给生产造 成的更大损失。

6．9 喘振 实例一： 　　　某大型化肥厂的二氧化碳压缩机组由汽轮机和压缩机组成。压缩 机分为2缸、4段、13级。高压缸为2段共6级叶轮，低压缸为2段共7级 叶轮。低压缸工作转速6546 r/min，高压缸工作转速13234 r/min， 中间通过增速齿轮连接。正常出口流量应为避免9400 m3/h。但投产 后不久，因生产的原因，将流量下降至额定流量的66%左右，机器第 四段的轴振动达58μm，而且高压缸机壳和四段出口管道振动剧烈， 甚至把高压导淋管振裂。当开大“四回一”防喘阀以后，振幅可下降 至50μm，然而机器剧烈振动的现象还难以消除。频谱分析显示，一 个55Hz及其倍频成分占有显著的地位，其幅值随通频振幅的增大而增 大，转速频率成分的幅值则基本保持不变。 　　　从频谱图上看出，55Hz低频成分是引起机器振动的主要因素，但 属何种原因尚不很清楚。分析四段轴振动信号和四段出口气流压力脉 动信号随工况的变化过程，可得到该机故障原因的信息。

图6—27 高压缸四段轴振动和气压脉动频谱 　图6—27为高压缸四段轴振动和气流压力脉动的频谱图(压力脉动信号直接从四段出口管线上用压力传感器测取)。当四段出口压力为11MPa时，振动测点测得的通频值为37μm，频谱图上除了转速频率219Hz成分外，无明显的低频成分出现，压力脉动的信号也比较小，见图6—27中的(a)和(b)。 　在升压过程中，当测点通频振幅增至47μm时，轴振动频谱图和压力脉动信号频谱图上均突然出现55Hz的低频及其倍频成分，见图6—27中的(c)和(d)。 　继而在小流量区域出口压力升到14MPa以上时，通频振幅达60μm，55Hz的低频及其倍频成分则始终存在。当压缩机背压降低，流量上升后，通频振幅下降至一定值，55Hz低频成分随之消失。

　　　由以上的变工况试验可见，55Hz低频成分是随出口压 力升高和流量下降而出现的，又随背压下降和流量增加而 消失，因此诊断它是压缩机高压缸旋转失速所产生的一种 气体动力激振频率，这一振动频率严重地危及机器的安全 运转。最后通过加装“四回四”管线（即从四段出口加一 旁通管至四段入口，并在其间加一调节阀），调节“四回 四”，或“四回一”阀门，适当增加四段供气量，四段轴 振动就由原来的高振幅下降至22μm，机器强烈振动情况 也就随之消失。

喘振故障实例二 某厂的二氧化碳压缩机组是尿素生产装置的关键设备之一，其运行状 　　某厂的二氧化碳压缩机组是尿素生产装置的关键设备之一，其运行状 态正常与否直接关系到安全生产的顺利进行。但是该机组高压缸转子振动 中始终存在一个与转速大致成0.8倍关系的振动分量，有时这一振动分量的 幅值与基频振动分量的幅值相等，甚至大于基频幅值。图6—28是二氧化碳 压缩机高压缸转子振动幅值谱，图中“1”就是0.8倍频振动分量，其振动 频率ƒ0.8=183.6Hz，“2”是基频振动分量，其振动频率ƒ1=222.7Hz，从图 中我们可以看到0.8倍频的振动幅值大于包括基频在内的其它振动成份的幅 值，成为引起转子振动的主要因素，为此，需要分析其产生原因，以便加 以控制和消除。 图6—28 高压缸转子振动幅值谱

（1）振动特性分析 　　0.8倍频振动比较特殊，它不同于基频和2倍频振动等有明显的影响因素和解释，为此，采用多种分析方法就其振动方式以及振动与运行工况之间的关系进行分析。首先用瀑布图分析0.8倍频的振动特性，图6-29是二氧化碳压缩机组高压缸转子启动过程中振动的瀑布图，从图中可以看到起动过程无论哪一转速下都没有0.8倍频这一振动分量出现。 　　起动过程中负荷低，可见0.8倍频振动分量与负荷有关，在低负荷和低转速下，其振动并不表现出来。 图6-29 高压缸转子启动过程的瀑布图

传统的振动谱分析 　　其次用传统的振动谱进行分析，图6—30是高压缸转子振动的幅值谱，谱中不但包括0.8倍频、基频、2倍频等振动成分，而且包含一个频率为ƒ = 39Hz的振动分量（即图中第5点），其幅值大小仅次于0.8倍频、基频、2倍频、3倍频振动分量的幅值。而且ƒ＋ƒ0.8=39+184=223Hz，近似于转子基频振动频率ƒl = 223Hz（其中的误差是由于FFT谱分辨率引起），由此可见，转子振动中不但包含有一个0.8倍频的振动分量，对应还有一个0.2倍频的振动分量。 图6—30 高压缸转子振动幅值谱

振动情况综述 通过上面几种方法的分析说明二氧化碳压缩机高压缸转 子0.8倍频振动主要有下列特性： 1) 只有当压缩机达到一定的负荷及一定转速的情况下， 才产生0.8倍频振动。 2) 其振动频率随转速的升高而增加，但并不成线性关系 。 3) 0.8倍频的振动伴随者一个0.2倍频的振动，两者振动 频率之和恰好是转子的回转频率。 4) 引起0.8倍频振动的激振力是一个旋转力，类似于不平 衡力引起的转子振动。 5) 0.8倍频振动的涡动方向与转子转动方向相反。

(2)振动原因分析 　　　上面分析可得出0.8倍频振动的特征与转子旋转脱离 引起的振动比较吻合，旋转脱离是由于气体容积流量不足 等原因引起，气体不能按设计的合理角度进入叶轮或者扩 压器，造成叶轮内出现气体脱离团，这些气体脱离团以与 叶轮转动方向相反的方向在通道间传播，造成旋转脱离。 当气体脱离团以角速度ω在叶轮中传播，方向与转子旋转 方向相反时，对转子的激振频率为Ω一ω和ω，其中Ω表 示转子回转频率。因此，旋转脱离引起对转子的作用力表 现为Ω一ω和ω两个频率成分。反映在频谱图上，就出现 了两个振动频率之和等于旋转频率的振动分量，而在二维 全息谱上表现为与旋转方向相反运动的圆或椭圆。所以认 为引起0.8倍频振动的最大可能是旋转脱离。