旋转机械设备动平衡故障与分析

,旋转机械设备动平衡故障与分析,徐光增,（讲座）,统计指出，旋转机械设备发生的振动故障，60% 以上是由 于旋转部件质量不平衡造成的。这些信息的统计来源于以 下三个方面： 新建造设备振动故障监测统计； 等级计划修理后的设备振动监测故障统计； 设备日常运行维护过程中发生的振动故障统计。,第一节 概述,1.1 轴系质量不平衡振动故障率统计,某2#系统设备2003年10月小修后，监测设备60台，诊断振动故障11台，设备故障率18.3。其中动平衡故障 8台 73；轴承故障 1台 9；对中故障 1台 9；其他故障 1台 9。2004年9月，日常维护监测设备55台(组)，诊断故障机器6台（组），故障率10.9。其中不平衡故障 4台 67 ；轴承 故障 2台 33,某3号系统设备2006年2月振动监测设备65台，故障设备6台，故障率9.2%，其中：不平衡故障设备5台 占故障设备 83%；不对中故障设备1台 占故障设备 16%， 某4号系统设备2006年振动监测设备69台，故障设备22台，其中不平衡故障设备13台，占故障设备的 59%；某9号系统设备2008年，振动监测设备52台，故障设备13台，不平衡故障10台，76.9%,不平衡故障的平均故障率为：,第一节 概述, 当然，不同类型的故障率，与设备管理的科学性、状态监测技术的正确选择以及故障诊断水平都有密切关系。, 多数行业的统计信息具有可比性，特殊行业的不平衡故障率甚至还高，例如冶金、水呢等；,1.2 轴系质量不平衡故障的影响, 设备振动超标、噪音增大；, 破坏轴系的对中联结；, 损坏轴系密封；, 轴承动反力增大加速损坏；, 轴系运转部件磨损量增大；, 使轴系运转紊乱；,第一节 概述,前摆头,后摇尾,中间紊乱,1.2 轴系质量不平衡故障的影响,2003年对某系统两台汽轮发电机组进行状态监测，由于1# 发电机存在 严重的不平衡振动，使整个机组振动超标,并导致机组轴系处于“紊乱” 运行状态，在相同工况下，1#机组比2#机组的运行噪声高出8db。,第一节 概述,V 10 mm/s,A 30 m/s2,A 200 m/s2,D 80 um,不平衡振动使整个轴系的基准间隙发生形变,1.2 轴系质量不平衡故障的影响,轴承使用寿命与设备振动的基本关系,第一节 概述,H 轴承有效使用寿命（小时） c 轴承静负荷 （N）,L 轴承动负荷（N） M 相对振动部件的重量（KG）,v 测量振动值（mm/s） 振动频率（r/min）,第一节 概述,c 轴承静负荷5000 （N） L 轴承动负荷（100,000 N）,M 部件重量（6000 千克力） rpm 1800 (r/min）,第一节 概述,不平衡作用力对轴系“密封”部件 性能的损伤远大于轴承器件，尤其 对“介质泄漏”有严格要求的设备 对此更应该引起足够的重视,中海油炼化某炼油分公司重整生成油塔底泵事故分析,中海油炼化某炼油分公司重整生成油塔底泵事故分析,2011年7月10日2#泵组投入运行，9点钟“点检”工采集到的一组振动数据说明，该 泵组的运行质量已经处于故障状态。,8.4 mm/s,采集信息已基本满足了对泵组运行状况的定性、定量分析和诊断需求！,2011年7 月11日4时10分，该炼油分公司运行三部400单元 的重整生成油塔多级离心泵因机械密封损伤，造成“芳烃” 介质泄漏着火，初步统计经济过亿元。,一把 不该燃烧的 大火,xx炼油分公司重整生成油塔底泵事故分析,第一节 概述,1.3 研究不平衡振动故障的目的,研究 不平衡振动 目的,认识设备不平衡故障的 高故障率,重视不平衡振动故障的 高危害性,熟悉不平衡振动故障的 故障机理,掌握诊治不平衡故障的 技术方法,弄清产生不平衡振动的 工程原因,2.1 设备产生不平衡振动的原因,第二节 不平衡振动机理分析,通俗的讲，不平衡振动的根本原因就是旋转体上存在者多余的质量。使转子质量 中心和旋转中心线之间存在偏心距，当转子旋转时便形成了周期性的离心力干扰， 并通过“转子 轴承”系统，在支承上产生动载荷（动反力），进而迫使机器产 生左右摇摆的“不平衡”振动。,第二节 不平衡振动机理分析,2.2 怎样消除不平衡振动,满足平衡的条件,第二节 不平衡振动机理分析,2.2 怎样消除不平衡振动,e 偏心距。是转子重心偏离中心的距离，为转子单位质量的不平衡矢量，表征不平衡程度高低的物理量。（um = g.mm/kg） U “质径积”。工程上习惯称为不平衡量，是指向半径方向上的一个矢量，表征了不平衡量的大小，（g mm） M 转子质量，（kg）。,通过调整配重m或平衡半径r来减小,平衡的实质就是减小质量中心的偏心距,提高和控制设备装配质量的重要性,2.3 不平衡的三种基本类型, 静不平衡(力不平衡）,第二节 不平衡振动机理分析,力不平衡就是离心惯性力只作用在转子重心C所在的径向平面上、转子 质量中心线等距平行于轴几何中心线的一种不平衡状态。,静不平衡的特点： 主惯性轴线与回转轴线平行； 转子只存在离心惯性力，即静不平衡力，不存在力偶； 静不平衡在两轴承上存在着大小相等的对称作用力； 静不平衡在静止状态下可以观察到，并在重心平面内的反方向施加单个配重后可进行校正。 因转子重心线平行偏于轴线一侧，轴线涡动的轨迹呈现出圆柱形，这种振动也称为圆柱振动,第二节 不平衡振动机理分析,讨论,第二节 不平衡振动机理分析,c,（1） 力不平衡使转子的动能增加、扰动力增大,圆盘转子的振动能量,（2） 力不平衡的静态观察特征,有工程指导意义,由惯性力偶引起的不平衡称为力偶不平衡。旋转轴与中心主惯性轴A-B相交于转子质量重心c， 并成一夹角，此即为偶不平衡状态。,第二节 不平衡振动机理分析, 偶不平衡,偶不平衡的特点 在转子两端存在大小相等、方向相反的不平衡力偶； 力偶不平衡的合力为0，力偶矩不等于0，即,第二节 不平衡振动机理分析,偶不平衡的特点 不平衡力偶矩使转子产生“摇摆型”振动； 两端支承水平（或垂直）方向相位相差1800（晃动相反） 严重的力偶不平衡有时会产生显著的轴向振动； 在静态下力偶不平衡是平衡的，只有在动态状况下其不平衡特征才有可观察性，旋转轴线呈圆锥形涡动轨迹； 根据“力偶必须用力偶平衡” 的原则，力偶不平衡需要在垂直回转轴线的两个校正平面内分别进行校正。,第二节 不平衡振动机理分析,不平衡仿真振动真实的揭示了不平衡力在支承轴承上产生的动反力响应,为什么不平衡振动会强力干扰转子支承轴承的运行寿命,？,第二节 不平衡振动机理分析,力偶不平衡的动态观察特征,动不平衡是转子的旋转轴线与主惯性轴（AB）即不平行 又不重合的状态，它由静不平衡和力偶不平衡两种状态叠 加而成。,第二节 不平衡振动机理分析, 动不平衡,第二节 不平衡振动机理分析,动不平衡的特点 不平衡离心力F和不平衡力偶aF1（ aF2 ）都不等于零； 在静态状况下，动不平衡也具有一定的可观察性； 两端支承径向或水平向振动相位在01800之间，纯动不平衡故障，振动相位稳定； 动不平衡通常可用在两个任意平面上的等效不平衡矢量表示。所以，动不平衡也需要在垂直于轴线的两个平面内校正。 动不平衡的旋转轴线同样为“锥形”涡动轨迹，但在轴向和径向都不具有对称性。,3.1 转子分类, 工作转速低于转子的第一阶临界转速, 刚性转子动平衡不考虑转子变形问题,第三节 转子动平衡原理,转子柔度特性, 工作转速高于转子的第一阶临界转速,刚性转子, 挠性转子动平衡必须考虑转子的形变位移,挠性转子,25%30%,40%,3.2 关于转子挠度,第三节 转子动平衡原理,令,讨论,第三节 转子动平衡原理, 当转速=n 时，轴的挠度理论上为无限大, 转子系统受到滑动面间的摩擦阻尼和轴的油膜、气体、液体等多种阻尼的影响，转轴的挠曲位移被系统阻尼制约在一定的限值范围内。, 转动部件的支承间距越长，越容易发生转动弯曲变形。, 在不同状态下的振动测试数据产生的平衡补偿响应会有差异, 负载状态测量计算的振动数据会在轻负荷状态产生不平衡过补偿；, 空载状态测量计算的振动数据会在重负荷状态产生不平衡欠补偿；,第三节 转子动平衡原理,讨论,初始振动幅值 带负荷、热态工况，3瓦水平振幅 960um1500,动平衡后振幅 空负荷、冷态工况，3瓦水平振幅 68um 100,动平衡后振幅 带负荷、热态工况，3瓦水平振幅 30um 60, 静力的分解,根据理论力学原理，一个力可以分解成与其相平行的两个分力,第三节 动平衡原理,3.3 刚性转子的平衡分析,振动的实质是什么？就是力的作用和力的变化，不平衡振动同样是由力而 生，这种力称之为惯性离心力，是由两种类型的力组成的，一种是静力， 产生静不平衡；另一种是力偶，产生了偶不平衡和动不平衡。所以对不平 衡振动的分析，必须由 “力” 着手。,刚性转子是由若干个薄圆盘组合在一起的等效体，因此，可以用刚体力学的 方法来处理其存在的不平衡问题 出差,这样在把空间力系的平衡转化为两个平面汇交力系的平衡问题后，在选定的 （A、B）平衡面离心力汇交点上施加等效的校正力- FA和- FB ，使两平面内 的惯性力之和分别为零，该转子即达了新的平衡状态，,第三节 动平衡原理, 空间不平衡力系与平面会交力系的转化,在转子的动平衡振动测量中，支承两侧的振动相位多数情况下既不完全 同相位也不完全反相位，可以通过矢量运算分解出同向分量和反向分量,第三节 动平衡原理, 刚性转子的同向分量与反向分量,0AA端测点的振动矢量； 0BB端测点的振动矢量； C A/B连线的中点。 0C两个测点振动的同相分量；,用同相平衡配重平衡振动的同相分量静不平衡风量； 用反相平衡配重平衡振动的反相分量力偶不平衡分量。,C,第三节 动平衡原理, 刚性转子空间不平衡力系的平衡条件,工程应用不论转子初始不平衡量如 何分布，总可以在选定的两个 校正平面内进行校正。转子的不平衡由静不平衡 和动不平衡组成，两者可分别 校正。对刚性转子来说可直接 作动平衡校正，而无需先对转 子作静平衡，因为动平衡合格 的转子，静不平衡也是合格的。,第四节 刚性转子动平衡的支承条件,4.1 刚性转子是一个线性振动系统, 转子系统的力学模型,第四节 刚性转子动平衡的支承条件, 线性振动系统的四个特征条件, 惯性力与加速度成正比、阻尼力与速度成正比、弹性力与位移成正比, 简谐激振力作用下的强迫振动也为简谐振动, 系统的固有频率与激励振幅大小无关，只决定于系统特征参数, 系统激励与响应满足“叠加定理” 要求,系统在多个激振力作用下的响应等效为各个激振力单独作 用下系统响应的叠加,第四节 刚性转子动平衡的支承条件,4.2 振动系统动刚度, 动刚度的定义,动载荷下结构抵抗变形的能力称为动刚度，单位动态力引起的振动位移,动刚度是用结构的固有频率来衡量的。, 动刚度的量度,干扰力变化很慢（即远小于结构的固有频率），动刚度与静刚度基本相同；,干扰力变化极快（即远大于结构的固有频率），结构变形较小，即动刚度比较大。,干扰力的频率与结构的固有频率相近时,产生共振现象,此时动刚度最小，即最易变 形，其动变形可达静载变形的几倍乃至十几倍。,5.1 动平衡机技术,适用于新建造的转动部件；不能在现场和工作转速下进行平衡；大中修时吊出机器的转子等,第五节 刚性转子动平衡技术,第五节 刚性转子动平衡技术, 7 刚性转子的平衡质量等级（品质）,事实上，由于不平衡所引起的振动的大小只是一个相对概念，对于不同类型、不同尺寸、规格的机器来说，所谓不平衡或振动过大代表着不的含义。,因此，应当根据不同机器设备所允许的振动水平分别对其转子实施合理的、满足运行要求的平衡。,工程上用“平衡品质”（G）来表征机器转子平衡质量的等级。根据动平衡工程经验和数学上的相似条件， “平衡品质”的推荐公式为：G=eper/1000 (mm/s)式中：eper 转子单位质量的不平衡量或偏心距（gmm/kg或um)； 对应于工作转速的角速度=2n/60n/10根据不同设备的运行条件，平衡品质按着2.5的倍数从G0.1G4000共分了11级,二 不平衡振动故障机理分析, 5 刚性转子的平衡方法,特殊环境机械设备做动平衡遇到的问题 大机组转子出厂做平衡困难； 牵连工程大、维修周期长、工作效率低 轴系平衡问题无法解决； 大直径叶轮不能随转子移动导致平衡失效,3,XX变流机组直流机转子结构示意图,第五节 刚性转子动平衡技术, 5 刚性转子的平衡方法,平衡机法（固定式/移动式）,现场动平衡方法, 大机组转子出厂做平衡困难； 牵连工程大、维修周期长、工作效率低 轴系平衡问题； 大直径叶轮转子动平衡失效的问题,二 不平衡振动故障机理分析,现场动平衡就是在设备正常的支承和与运转条件下， 通过振动测量、分析、计算，对其不平衡状态实施现 场校正的一种平衡技术。,优点：,技术简练、高效快捷、经济实用；通常情况下，有35次 启停车操作即可把不平衡振动降低到安全水平,缺点：,受到现场操作条件的制约,绘图法,解析计算法,影响系数法,三元法,第一步 在轴承座的主方向测量初始振动,x00,第二部 加试重原则上，“试重”可任意部位放置,第三步 测量加试重后的振动响应,X11,第四步 计算由试重产生的振动响应,第五步 计算影响系数,X2=X1-X0,第六步 计算校正重量, m2,m1800+0-2,单面动平衡（影响系数）计算法,第四节 现场动平衡技术,m03600-2, 8 刚性转子的平衡质量等级（品质）,二 不平衡振动故障机理分析, 9 刚性转子平衡残留质量计算,根据机器设备的转速、功率、回转部件的尺寸、振动标准等基本条件,选择设备的平衡等级（G）,计算出设备允许残留的不平衡质量,式中：m 允许残留的不平衡质量（g）M 平衡部件质量（k g)G 部件平衡品质（mm/s)r 部件平衡半径（mm）n 设备工作转速（r/min）,二 不平衡振动故障机理分析, 10 小结,不论转子的初始不平衡量沿轴线如何分布，总可以在预定的两个校正平面内进行平衡补偿。刚性转子的平衡与平衡转速无关，（一般平衡转速500700rpm)即在一定转速下取得平衡的转子，其剩余不平衡质量不随转速变化而改变。转子的平衡状态一般由静不平衡和动不平衡叠加组成，做动平衡时，可以综合校正。挠性转子因为存在动挠度弯曲，需要在真空条件下做额定转速动平衡，如果过临界转速的振动峰值不可接受时，先进行各阶“振型”平衡。,二 不平衡振动故障机理分析,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 序言1对不平衡振动故障的全寿命认识过程,转子不平衡是旋转机器中的一种多发故障，故障原因有多种因素，人们通过社会实践，从不同环节总结出了很多可贵的经验。在某系统中，90%的机器是旋转设备，经过近20 年来的不断探索、疏理，对该系统不平衡故障的原因有了较清晰的认识。在上个世纪的80年代，可以说对某系统机械设备不平衡振动故障的认识还非常有限，致使不少设备的振动故障处理走了弯路。如3号工程的1号汽轮发电机组振动故障，发电机的最大振动位移超过300um； 励磁机的强迫振动响应已经达到28mm/s、500 um。由于缺乏专业知识，人们还企图从轴瓦间隙、轴系对中质量等方面找到故障原因。直到90年代，随着对故障诊断技术的了解，才逐渐认识到什么是转子不平衡振动故障和故障发生的机理。并且初步分析发现，机械设备不平衡振动故障的原因，贯穿到了设备的建造、运行和维修的全部寿命过程中。伴随设备的老化，故障率高的问题将会十分突出，认真总结机械设备的故障规律和故障原因，找到解决问题的技术措施，有效降低不平衡振动故障率，已经成为机械设备维修工程中需要解决的重点、难点问题。,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 序言2 机械设备不平衡故障四一四分析网络设计,从目前疏理情况看，设备不平衡振动故障率高的原因 与以下四个方面、十四个环节有密切关系,设备建造,维修与装配,动平衡操作,运行与管理,单元设备动平衡不合格,组合轴系残留质量累计超标,存在部件装配间隙,工件的技术状况不满足规范标 要求,轴系连接部位发生周向相对位 移变化,大叶轮组合部件制约影响,工件的动平衡方法错误,轴系部件焊接维修的影响,选择的平衡品质等级低,轴颈键配置不当,平衡方法、去重部位错误,转子部件缺失,耦合、匹配间隙异常,汽轮发电机转子弯曲,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 1 设备在建造环节中出现的质量问题,A 单元设备动平衡不合格,平衡方法、工艺不对,执行的动平衡和振动 评价标准低,主要问题是转子上的单元部件分别平衡， 尤其多叶翅设备，在新系统的 10台不平衡设备中，有8台是风机！,多数行业以G6.3为标准; Vrms6.0mm/s,B 组合轴系中残留不平衡质量累计超标,C 轴系存在装配间隙或不对中,单转子动平衡后总是存在一定的剩余质量，在多转子组合成为 一个轴系后，这种剩余质量既会相互抵消也会正向叠加，或许 会形成新的不平衡“力偶距”，进而激励起轴系的不平衡振动。,当轴系存在不对中特别是平行不对中状况时，联轴器的不对中偏移量 就会折射、等效为轴系的不平衡质量，从而产生或者增大不平衡振动,当轴系部件存在装配间隙时（如轴承游隙/耦合间隙大、松动等），就 会发生转频振动，如不能及时消除隐患，会导致轴系弯曲；,三三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 2 设备在维修环节中出现的质量问题,A 工件的动平衡方法错误,B 工件的技术状况不满足规范标准要求,理论分析和实践经验告诉我们，一般情况下，都要把泵组的电机转子和泵轴视为一个“整体”进 行整轴系动平衡，只有在经过严谨的振动分析并确认有较大把握的情况下，才可做分体动平衡。,多宗轴系动平衡不合格的根本原因是 联轴器磨损，对中状况不符合规范要 求以及轴系跳动超标等，其动平衡结 果必然满足不了运行要求, 0.03,0.05,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 2 设备在维修环节中出现的质量问题,C 轴系连接部位发生相对周向位移变化,作为一项维修工艺原则：工件平衡前、后，轴系之间 的连接位置必须是固定的，不论是刚性联轴器连接还 是弹性联轴器连接，这是保证整体轴系平衡质量的基 本要求。一般做法：要对联轴器作标记,451号主凝水泵为2轴系、柱销弹性联轴器连接、两级电动离心泵，如图210所示。因故更换电 机后，电机上端转频振动位移40um，逐对泵组进行现场动平衡调整，在电机风扇部位做单面动平 衡校正，加重24g930，电机上端转频振幅减小到7um。因检修泵轴封，电机作整体移位，复装后，电机同一部位的转频振幅由7um飙升到127um。做 现场动平衡调整，补偿重量81g1950，转频振幅减小到4um。轴系发生的不平衡变化，就是因为 半联轴器之间的周向相对位置变更造成的。,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 2 设备在维修环节中出现的质量问题,D 轴系大叶轮组合部件出舱制约的影响,刚性转子是一个线性部件，旋转产生的不平 衡，是所有组合件不平衡响应的矢量叠加， 在GB /T9239.12006（ISO19401：2003）恒态（刚性）转子平衡品质要求 第一部分：规范与平衡允差的检验 标准中指出： 对组装转子，处理转子中所有不平衡量和 每一工序相关的装配间隙的最好方法是将 转子作为一个整体来平衡。在计划修理任务中，70%的主变流机组 存在修后不平衡振动，原因就是在转子部件 重新组合后又改变了轴系的平衡质量分布。,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 2 设备在维修环节中出现的质量问题,E 轴系或轴系部件焊接维修的影响,6.58.2mm/s ; 45 51mu,7.0mm/s ; 63um,4.5cm疲劳裂缝部位,案例一： 2004年3#系统2#主滑油泵振动异常，故障特征为 振动值大小变化； 50Hz、100Hz谱峰交替变化。现场检查，轴系不存在异常晃动间隙。 故障诊断: 联轴器不良；轴系对中不好。 维修建议：检查、检修联轴器，轴系找对中。 检 查：螺杆泵轴颈侧半联轴器的一个虎爪根部有长度约为4.5cm的裂纹。,处 理：承修单位对部件裂纹焊接后复装。 复 测：振幅不稳定特征消失；呈不平衡特征。 技 措：更换联轴器，设备恢复良好状态。 结 论：裂纹导致动刚度发生变化和非线性振动；部件焊缝影响到轴系的平衡状态。,1.4mm/s ; 10um,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 2 设备在维修过程中出现的质量问题,E 轴系或轴系部件焊接维修的影响,案例二： 2002年6月10日，3号系统4号海水泵运 行中有风哨声，经检查，电机风轮一个 叶翅的外端开裂，裂缝约3cm,随后对裂 缝进行铝焊，电机的不平衡振动增大：焊接前：V=2.0mm/s D=18um;焊接后：V=6.0mm/s D=54um故障处理电机转子出舱做动平衡。 上端：40g3600 1.5g 1200 下端： 6g3450 2.0g 200 电机复装后振动值： V=1.0mm/s D=9um,讨论：案例1： r，但m（钢材焊接）,F案例2： m(铝材焊接），但r, F,F=Me2=mr2,案例1、2：轴系部件实施焊接维修后，必然会影响到轴系的平衡状态，因此，必须对组合 了焊接部件的轴系进行动平衡处理。,F m、r,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在平衡操作过程中出现的质量问题,A 动平衡的质量等级选择低,设备的振动水平VG,经验证明, 在多数情况下，选择 G=6.3mm/s的平 衡等级，设备的振动状况往往得不到 有效改善。要求：,8.5 mm/s77m,8.2 g 2500 0.9 g 3200,0.8 mm/s6.0m,5.3 mm/s47m,4.7 g 1500 2.2g 1900,0.4 mm/s4.0m,M=30kg; 1500rpm; r1=r2=70mm, G=6.3mm/s,轴承两端分配的不平衡质量为4.5g,结论： G2.5（mm/s）！,一般机械设备：G2.5（mm/s）；重要机械设备：G =1.0（mm/s）；设备复装后，在正常使用负荷下， 设备振幅1.5A/B区边界值。,在良好的平衡状态下，因没有过 大的离心反动力，设备才会健康运行,8.2g，使振动,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在平衡操作过程中出现的质量问题,B 轴颈键配置不当,这种情况多发生在由传动轴拖动的动平衡机上，在实施工件平衡时，对轴 颈配合键进行了过补偿或浅补偿，在设备复装后，工件的平衡力系又发生变化， 这完全是因为操作过程不严谨造成的。,以螺栓代替轴颈配合键，存在不良匹配,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在平衡操作过程中出现的质量问题,轴颈键配置不当实例,20090526,20090804,联轴器端 风扇端 平衡前： 12.5g1740 7.0g10 平衡后： 1.8g2660 2.6g300,联轴器端 风扇端 复 测： 7.35g610 3.6g3180 平衡后： 1.5g3410 2.5g3460,螺栓质量33g,配键重65g,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在平衡操作过程中出现的问题,C 平衡方法、部位错误,某些泵组平衡时，不是对轴系做整体平衡，而只对在轴申端安装了半联轴器 的电机转子实施平衡；并且在不允许进行平衡质量操作的转子组合部件上作了错 误的去重操作，不仅损坏了转子部件的基本功能，也破坏了轴系的平衡状况。,方法错误破坏了轴系平衡的整体性,去重部位错误损坏了轴系部件功能,轴系平衡状况又改变,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在运行管理过程中出现的问题,A 转子部件缺失,设备在运行过程中出现部件缺失的情况多发生在09T通风系统中的“多叶翅” 的风机设备中，先是由风轮的个别“叶翅”松动开始，伴随设备的运行时间增加而 逐渐加重，最后演变成脱落、打碰、缺失情况发生。这种情况先后在排气风机、空调风机、其它风机中多次发生。,一根支撑筋脱落; 4个小风叶断裂,电机后端外侧 减震器损坏,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在运行管理过程中出现的质量问题,B 异常耦合、匹配间隙1,轴系中存在的异常耦合、匹配间隙包括转子部件松动、过盈不足、磨损、配合间隙增大等 多项不良因素，都可激励起转频振动。,电机后端外侧 减震器损坏, 泵组的轴系风轮配合松动即电机的转子风轮轮毂与 轴颈之间不是用键配合，而是 采用螺栓咬紧颈箍的方式，运 行中经常造成松动移位，使轴 系平衡状发生变化。该类型故 障多发生在10kw以下的液体泵 设备上，如一代XT的副凝水 泵，这是设计缺陷 ，但完全可 以通过技术改造消除。,2002年9月10日，3号XT1号副凝 水泵，电机转子动平衡复装后， 1端振动值V=1.8mm/s、D=34um， 在合格范围内。出海运行10天， 1端V=5.2mm/s、D=96um疑转子部件松动、移位风轮顺时针调整120度：,V=1.1mm/s、D=18um,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在运行管理过程中出现的质量问题,B 异常耦合、匹配间隙2,轴系中存在的异常耦合、匹配间隙包括转子部件松动、过盈不足、磨损、配合间隙增大等 多项不良因素，都可激励起转频振动。, 风机群小叶轮配合松动风机转子自由端的小叶轮 与转子轴颈的配合方式也是采 用螺栓咬紧轮箍的形式，伴随 运行时间增加和受启、停设备 的惯性力影响，会产生配合松 动，破坏转子的平衡状态。此 外，在维修装配时也容易发生 平衡位置偏移的情况。,原始振动值 ：4.1mm/s、38um ; 8.6mm/s、96um小风叶移90度 ：4.1mm/s、39um ; 8.2mm/s、77um小风叶移180度 ：2.5mm/s、23um ; 0.2mm/s、 8um,2006年7 月20日，6号XTDC3号空调风机振动 增大，经过两次对小风叶转动移位，实施现场动平 衡调整，振动值恢复到良好状态。,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在运行管理环节中出现的质量问题,B 异常耦合、匹配间隙3,轴系中存在的异常耦合、匹配间隙包括转子部件松动、过盈不足、磨损、配合 间隙增大等多项不良因素，都可激励起转频振动。,电机后端外侧 减震器损坏, 转轴键或键槽磨损“转轴部件”配合键或键 槽磨损、腐蚀等原因，使得配 合间隙增大，旋转过程中轴系 部件产生松动和位移，改变了 轴系的平衡状况。,因键及键槽磨损、腐蚀等原因，导致部件与轴系的配合间隙增大,装配后检查，叶轮不应该有松动间隙,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在运行管理过程中出现的质量问题,C 电机转子弯曲,因转子弯曲而产生激烈不平衡振动 的情况基本都发生在汽轮发电机组发电 机轴系上，一代系统汽轮发电机组几乎 都发生并且有的机组多次发生了同类故 障。对轴系不平衡量作校正时，都是在 转子两端的同相位处补偿同样的重量。 这种现象说明在转子的居中部位发生了 弯曲，旋转心（00）与质量中心之间 不仅存在着偏心距 e，还出现了挠曲位 移，由此产生的旋转离心力为 F=M(e+)2 这是一种不平衡强迫振动。发电机转子 弯曲的运动力学模型如图所示,发电机运行模式矩形脉冲模式,汽轮发电机组的运行管理存在可探讨的问题,停机时间 T 运行t,p,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 3 设备在运行管理过程中出现的问题,A V Dm/s2 mm/s m,8.0 16 296,720 mm,泵叶轮端面轴向摆动1.2mm,轴颈径跳100um,r 160mm220g2950,r 80mm240g2950,轴系弯曲案例2 2003年9月5日，6号系统污凝水泵。 振动特点： 振动幅值大小变化；抖动。25Hz转频激励; 轴系特点： 轴系长；泵的离心叶轮直径大。 故障检查： 轴系弯曲，离心叶轮作弓形回转 结论：对大叶轮、长轴系的维修，要严格质量控制,7.0 7.1 131,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 小结动平衡故障处理应把握的几个问题, 轴系组合部件要装配齐全,携带联轴器做（单端/两端）动平衡，装配完整，无遗漏,不携带联轴器（单端/两端）动平衡，要对半键质量补偿, 刚性联轴器连接的转子，多数情况下做整轴系动平衡，且满足,无法同步平衡的转子组合件，会影响组合后的平衡状态，,对中良好,轴径跳动0.03,三 轴系质量不平衡故障原因四一四网络分析, 小结动平衡故障处理应把握的几个问题, 轴系的去重部位要规范,一般把跨外不平衡量折算到跨内处理；,在有关功能部件和功能部位上不允许作去重操作,平衡质量可补偿部位,不允许去重部位, 多支承组合轴系存在的不平衡问题只能在可操作的条件下做现场动平衡,谢谢,