转动设备常见振动故障频谱特征与案例分析报告

转动设备常见振动故障频谱特征及案例分析

一、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。结构设计不合理，制造和安装误差，材质不均匀造成的质量偏心，以及转子运行过程中由于腐蚀、结垢、交变应力作用等造成的零部件局部损坏、脱落等，都会使转子在转动过程中受到旋转离心力的作用，发生异常振动。

转子不平衡的主要振动特征：

1、振动方向以径向为主，悬臂式转子不平衡可能会表现出轴向振动；

2、波形为典型的正弦波；

3、振动频率为工频，水平与垂直方向振动的相位差接近90度。

案例：某装置泵轴承箱靠联轴器侧振动烈度水平13.2 mm／s，垂直11.8mm／s，轴向12.0 mm／s。各方向振动都为工频成分，水平、垂直波形为正弦波，水平振动频谱如图1所示，水平振动波形如图2所示。再对水平和垂直振动进行双通道相位差测量，显示相位差接近90度。诊断为不平衡故障，并且不平衡很可能出现在联轴器部位。

解体检查未见零部件的明显磨损，但联轴器经检测存在质量偏心，动平衡操作时对联轴器相应部位进行打磨校正后振动降至2.4 mm／s。

二、不对中

转子不对中包括轴系不对中和轴承不对中两种情况。轴系不对中是指转子联接后各转子的轴线不在同一条直线上。轴承不对中是指轴颈在轴承中偏斜，轴颈与轴承孔轴线相互不平行。通常所讲不对中多指轴系不对中。

不对中的振动特征：

1、最大振动往往在不对中联轴器两侧的轴承上，振动值随负荷的增大而增高；

2、平行不对中主要引起径向振动，振动频率为2倍工频，同时也存在工频和多倍频，但以工频和2倍工频为主；

3、平行不对中在联轴节两端径向振动的相位差接近180度；

4、角度不对中时，轴向振动较大，振动频率为工频，联轴器两端轴向振动相位差接近180度。

案例：某卧式高速泵振动达16.0 mm／s，由振动频谱图(图3)可以看出，50 Hz（电机工频）及其2倍频幅值显著，且2倍频振幅明显高于工频，初步判定为不对中故障。再测量泵轴承箱与电机轴承座对应部位的相位差，发现接近180度。

解体检查发现联轴器有2根联接螺栓断裂，高速轴上部径向轴瓦有金属脱落现象，轴瓦间隙偏大；高速轴止推面磨损，推力瓦及惰性轴轴瓦的间隙偏大。检修更换高速轴轴瓦、惰性轴轴瓦及联轴器联接螺栓后，振动降到A区。

三、松动

机械存在松动时，极小的不平衡或不对中都会导致很大的振动。通常有三种类型的机械松动，第一种类型的松动是指机器的底座、台板和基础存在结构松动，或水泥灌浆不实以及结构或基础的变形，此类松动表现出的振动频谱主要为1x。第二种类型的松动主要是由于机器底座固定螺栓的松动或轴承座出现裂纹引起，其振动频谱除1X外，还存在相当大的2X分量，有时还激发出1／2X和3X振动分量。第三种类型的松动是由于部件间不合适的配合引起的，产生许多振动谐波分量，如1X、2X、??，nX，有时也会产生1／2X、1／3X、??等分数谐波分量。这时的松动通常是轴承盖里轴瓦的松动、过大的轴承间隙、或者转轴上零部件存在松动。

案例：某引风机振动增大，轴承箱最大振动16.9 mm／s。该机为悬臂式离心式风机，最大振动在轴承箱靠叶轮侧，倍频丰富，初步判断存在松动。监测4个地脚，发现其中一个地脚03（靠叶轮侧）振动较大，约9 mm／s，其余三个地脚振动分别为0.5 mm／s、1.8 mm／s和2.0 mm／s，很明显03地脚有松动。

由引风机地脚03垂直振动频谱（图4）可以看出，1X、2X较大，还有较多的谐波成分。紧固地脚螺栓后轴承箱最大振动降至4.2 mm／s，仍偏大，分析应该还存在轴承或轴上零件配合松动。2012年8月解体检查引风机，发现轴承与压盖紧力不足，加铜垫片调整压盖紧力后振动降到2.7 mm／s。

案例：某双支撑离心式风机非联轴器端轴承箱振动大幅上升，最大振动轴向方向为14.8mm/s。现场监测记录列于表1。水平、垂直、轴向振动均表现出2倍工频显著，且垂直、轴向2倍工频幅值大于工频成分。风机轴向振动频谱如图5所示。

因轴支承为滑动轴承，据相关振动分析理论，轴瓦松动将使转子产生很大的振动，振动频率一般为1／2或2倍转速频率，初步分析可能存在轴承压盖紧力不足，建议先检查轴承压盖紧力。检查验证确实存在压盖紧力不足，调整后振动降至B区。

四、流体扰动

高速离心泵中的流体，从叶轮的流道中流出，进入扩压器或蜗壳时，如果流体的流动方向与叶片角度不一致，流道中就产生很大的边界层分离、混流和逆向流动，流体对扩压器叶片和蜗壳隔舌的冲击，将使流体在管道中引起很大的压力脉动和不稳定流动，这种压力波又可能反射到叶轮上，激发转子振动，振动频率为叶轮叶片数乘以转速（称叶片过流频率）或其倍数。在工艺流量与泵额定流量偏差较大或叶轮出口与蜗壳对正不良时，过流频率振动明显，称流体扰动。一般把叶轮外缘和开始卷曲处的距离拉大，能够缓和压力脉动并减小振幅。

案例：某泵振动超标，管线振动也大。监测发现前轴承最大振动19.4 mm ／s，4倍工频振幅最大，此成分系泵过流频率，泵振动频谱如图6所示。经过核算，该泵选型过大，解体切削叶轮后，振动降到标准之内。

五、动静碰摩

在旋转机械中，由于轴弯曲、转子不对中等引起轴心严重变形，或非旋转件弯曲变形，都可能引起转子与固定件的碰摩而引起异常振动。动静碰摩的振动特征：频谱图上以工频分量为主，存在少量低频或倍频，碰摩严重时，低频和倍频分量都有较明显的反映。波形图上可出现单边削顶现象或在接近最大振幅处出现锯齿形。

案例：监测发现进料泵振动偏大，监测数据列于表2。前轴承水平振动波形如图7所示，垂直方向振动波形如图8所示。

该泵各测点振动值与该泵历史良好状况（2 mm／S以内）相比增加较大，倍频成分丰富，且波形图较多波折，尤其是垂直方向存在单边锯齿状，分析存在松动和轻微碰摩。对该泵跟踪监测，振动值较稳定，运行到2012年4月焦化装置停工检修时，对该泵解体大修，发现后轴瓦巴氏合金层磨损严重，泵轴在喉部衬套部位有磨损痕迹，检修后振动降到1.7 mm／S。

六、滚动轴承故障

有关振动分析理论，出现滚动轴承损伤或磨损时，高频解调值一般会增大，并且往往可见轴承外圈、内圈等部件的故障特征频率。当轴承磨损到后期时，轴承故障特征频率可能消失，但振动值通常会加大，振动频谱图变成一系列谱线。

案例：气分装置泵振动达18.2 mm／s，由前轴承水平振动频谱图图9可

以看出，除工频外，存在密集的高频成分。由前轴承水平解调谱图（图10）可以看出，突出的频谱成分只有工频，但谱线底线较高。

分析该泵轴承磨损严重，已发展到轴承故障特征频率消失。解体检修发现靠联轴器侧的轴承保持架已断裂，更换轴承后振动降到B区。

案例：引风机振动增大，最大振动8.1 mm／s。由引风机前轴承振动频谱图（图11）可以看出，高频成分振幅显著。由引风机前轴承解调谱图（图12）可以看出，约5.8倍转速频率幅值突出，该成分与该机轴承22316外圈故障特征频率接近，诊断为轴承磨损。解体验证轴承的确存在磨损，更换轴承后最大振动1 mm／s，解调值最大0.8 g。