设备故障振动识别方法与实例下.docx
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设备故障振动识别方法与实例下
图3-14后轴承垂直方向振动频谱
a—电机空转;b—连泵满负荷
图3-1578μm振动频谱
表3-7更换垫铁后振幅
测振部位
前轴承
后轴承
测振方向
垂直
水平
垂直
水平
电机单独空转振幅(μm)
6
10
10
10
连泵满负荷振幅(μm)
44
59
78
35
本机经过两次诊断,终于使初始的200μm剧烈振动降至l6μm的平稳运行。
它证明,凡是1×RPM、3×RPM、5×RPM等奇数倍频分量大时(尤其3×RPM),常常与支承部件松动致使刚性下降有直接关系。
矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。
实例2发电机组汽轮机支承松动
(1)故障情况
某电厂1号发电机组汽轮机检修后开机,发现后轴承水平方向振动位移达85μm(按IEC1968标准应小于50μm为合格),使机组不能并网发电(表3-8)。
聞創沟燴鐺險爱氇谴净。
表3-8汽轮机各部位振动值
测振部位
前轴承
后轴承
测振方向
垂直
水平
轴向
垂直
水平
轴向
振幅(μm)
6.5
30
12
15
85
28
(2)诊断
采集和分析后轴承水平方向振动信号(图3-16)。
由谱图和频率结构可以看出,频谱由1×RPM、3×RPM、5×RPM等分量组成,以3×RPM为主,它占通频振动的80.5%。
残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。
据此,诊断为支承部件松动。
(3)验证
经检查,发现后轴承座一侧的两个地脚螺栓螺母与轴承座无紧力,且有间隙,原因是预留膨胀间隙过大。
把两个螺母略带紧力后,振幅随即明显下降,由原来的85μm降为27μm,其余各点振幅也随着下降。
此时,机组平稳运行,并网发电。
酽锕极額閉镇桧猪訣锥。
图3-16汽轮机后轴承水平方向振动波形和频谱
3.4转子或轴裂纹
大功率发电机组超寿命运行,有时转子或轴上会出现裂纹,及时确定裂纹的存在,可防止突然断裂的灾难性事故。
3.4.1频谱和波形特征
(1)1×RPM、2×RPM分量随时间进展而逐渐增大,特别是2×RPM分量,它随裂纹深度的增加而明显增大。
这是转子或轴存在裂纹的重要特征。
彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。
(2)在转速等于1/2倍或1/3倍一阶临界转速时,由于二次或三次谐波发生共振,频谱中2×RPM或3×RPM分量的幅值急剧增大。
这是转子或轴存在裂纹的又一特征。
謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。
3.4.2仪器设置
(1)最高分析频率:
低转速:
200Hz。
高转速:
400Hz;
(2)频谱,波形,速度或加速度显示。
3.4.3诊断
(1)转子或轴裂纹日渐扩展和加深,使1×RPM、2×RPM分量的幅值随时间而稳定地增长,这是存在裂纹与其他产生1×RPM、2×RPM分量的故障之间最大的区别。
应在对转子1×RPM、2×RPM分量进行长期状态监测的基础上进行趋势分析,当确认上述二分量的幅值随时间呈稳定增长趋势时,可能存在转子或轴裂纹。
厦礴恳蹒骈時盡继價骚。
(2)在升速或降速过程中,当转速通过1/2倍一阶临界转速时,2×RPM分量由于共振而对裂纹非常敏感,其幅值会发生显著变化。
同理,转速通过1/3倍一阶临界转速时,3×RPM分量的幅值也会发生显著变化。
因此,应当监测2×RPM和3×RPM分量随转速的变化。
当确认转速等于1/2或1/3倍一阶临界转速而2×RPM和3×RPM分量显著改变时,可能存在转子或轴裂纹。
茕桢广鳓鯡选块网羈泪。
实验裂纹转子的振动特性及诊断
(l)实验情况
实验装置如图3-17所示。
为了消除非振动因素影响,在测点1和测点2分别相对地安装两个电涡流位移传感器。
改变裂纹深度,测得1×RPM、2×RPM分量的变化趋势如图3-18所示。
由图可知,1×RPM和2×RPM分量均随裂纹深度的增大而稳步增长,尤以2×RPM分量变化为大。
鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。
改变裂纹深度和转速,使转速通过1/2倍一阶临界转速点,得到裂纹转子的三维谱图(图3-19)。
由图可知,当转速等于1/2倍一阶临界转速时,裂纹使2×RPM分量出现共振,振幅在共振点增大。
当裂纹加深时,2×RPM共振幅值显著增大,且与最大幅值对应的转速值下降。
籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。
图3-17裂纹转子实验装置
图3-18振动随裂纹深度的变化
a—1×RPM分量;b—2×RPM分量
图3-19裂纹转子三维谱
(2)结论
实验证实,裂纹转子的振动特性与裂纹深度有密切关系,可据此进行监测和诊断。
实例合成气压缩机轴裂纹
(1)故障情况
澳大利亚一氨厂的关键设备合成气离心式压缩机,由13239kW反动式蒸汽透平驱动,增速箱增速。
机组上各测点装有BN7200系列电涡流轴位移传感器。
1991年10月在例行监测中发现,增速箱输入轴测点垂直和水平方向的1×RPM振动幅值有一定程度增大,其中垂直方向的变化最明显。
因此,在停车前一周内密切注意监测,包括监测2×RPM振动幅度。
停车前几个小时的1×RPM振动幅值随时间的变化如图3-20所示。
由图可见,两个半小时内1×RPM幅值由20.3μm增加到50.8μm。
这时,从图3-21上可以看到,2×RPM振动幅值突然增大到25.4μm。
預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。
图3-20垂直方向1×RPM振动幅值随时间的变化
图3-21垂直方向2×RPM振动幅值随时间的变化
(2)诊断
根据上述情况,分析并排除了其他可能的因素,最终诊断为转轴出现裂纹,并且正在迅速扩展。
遂决定立即停车。
(3)验证
停车后,重点检查透平与增速箱之间的联轴器。
透平端半联轴器拆卸后,发现装配半联轴器的锥体轴段上有裂纹,从键槽开始沿轴段横向扩展,深约55mm,周向长约135mm,肉眼可见。
正是由于此裂纹的出现和逐渐扩展,才造成了1×RPM和2×RPM振动幅值的异常变化。
检修中更换了新的齿轮箱输入轴,避免了因裂纹进一步扩展而引起断轴的恶性事故。
由于缩小了检修范围,节省了维修时间,整个氨厂在不到四天的时间里就恢复了生产。
渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。
3.5滚动轴承
3.5.1故障原因
滚动轴承的早期故障是滚子和滚道剥落、凹痕、破裂、腐蚀和杂物嵌入。
产生原因包括搬运粗心、安装不当、不对中、轴承倾斜、轴承选用不正确、润滑不足或密封失效、负载不合适以及制造缺陷。
铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。
3.5.2频谱和波形特征(图3-22)
图3-22滚动轴承频谱
(1)径向振动在轴承故障特征频率(见下面说明部分)及其低倍频处有峰。
若有多个同类故障(内滚道、外滚道、滚子……),则在故障特征频率的低倍频处有较大的峰。
擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。
(2)内滚道故障特征频率处有边带,边带间隔为1×RPM。
(3)滚动体故障特征频率处有边带,边带间隔为保持架故障特征频率。
(4)在加速度频谱的中高频区域若有峰群突然生出(图3-23),表明有疲劳故障。
(5)径向振动时域波形有重复冲击迹象(有轴向负载时,轴向振动波形与径向相同),或者其波峰系数(见说明部分)大于5,表明故障产生了高频冲击现象。
贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。
图3-23轴承疲劳时的加速度频谱
a—正常轴承;b—外圈疲劳;
c—钢球疲劳;d—内圈疲劳
3.5.3仪器设置
(1)最高分析频率:
低转速:
200Hz。
高转速:
1000Hz
(2)频谱、波形、加速度显示。
在比较低频部分和高频部分的振动有效值时,分析频率应分别设置为1000Hz和10000Hz。
测量波峰系数时,分析频率应设置为10000Hz。
坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。
3.5.4诊断
(1)频域
①确认故障特征频率处有峰,表明存在该种故障,若还有明显的倍频成分,表明故障严重。
②确认内滚道特征频率处不但有峰,还有间隔为1×RPM的边频,表明有内滚道故障。
③确认滚子特征频率处不但有峰,还有边频,表明有滚子故障。
④确认高频区域有峰群出现,表明轴承有疲劳故障。
⑤若轴向有负载,则可注意轴向滚动。
与径向振动有类似特征。
(2)时域
可能有重复冲击现象,但很小。
重复效率等于故障特征频率。
3.5.5说明
(1)轴承故障特征频率如下:
a.内环滚动,外环静止(最常见情形):
1RdR
保持架fc=--1--cosα≈0.4-;
260D60
NRdR
外滚道fo=--1--cosα≈0.4N-;
260D60
NRdR
内滚道fi=--1--cosα≈0.6N-;
260D60
1RDd2
滚子fb=---1--cosα
260dD
R
≈0.23N-,(N<10)
60
R
≈0.18N-,(N>10)。
60
式中R——转速(RPM)。
d——滚子直径;
D——节园直径;
α——接触角;
N——滚子数。
b.外环滚动,内环静止:
1RdR
保持架fc=--1+-cosα≈0.6-;
260D60
NRdR
外滚道fo=--1--cosα≈0.4N-;
260D60
NRdR
内滚道fi=--1--cosα≈0.6N-;
260D60
1RDd2
滚子fb=---1--cosα
260dD
R
≈0.23N-,(N<10)
60
R
≈0.18N-,(N>10)。
60
(2)波峰系数Fc=峰值/有效值,轴承使用初期状态正常时,Fc≈5;局部故障产生并逐步发展时,Fc>5,此阶段有冲击现象,Fc最大可达到10。
此后故障达到严重程度,有效值增大而Fc减小,轴承到了应更换的时候。
蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。
实例1压缩机轴承损伤
(1)故障情况
某初轧厂有三台同样规格的螺杆式压缩机,转速1480r/min,其中,3号机噪音特别响(图3-4)。
用测振仪测得振动加速度值如表3-9。
買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。
表3-9三台压缩机振动加速度数据
参数
测点
设备
平均值(G)
峰值(G)
①H
②H
④H
①H
②H
④H
1号机
1.3
1.9
1.8
5.1~8.8
12~18
7.3~13
2号机
0.58
1.0
0.67
1.8
3.3
2.7
3号机
超4.4
2.2
1.8
超40
16
8.7~13
图3-24压缩机及测点示意图
1—电机;2—阴螺杆;3—阳螺杆
(2)诊断:
由表3-9可知,3号机测点①处振动大,比1号机和2号机相同部位大得多,初步估计测点①处轴承有问题。
对测点①振动波形的包络信号作功率谱分析(图3-25),分析频率500Hz,400谱线,功率谱。
计算该测点轴承特征频率(R=1480r/min,D=122.5mm,d=22mm,N=11,α=10°)为:
綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。
图3-253号机①H振动频谱
外滚道:
108.75Hz;
内滚道:
162.8Hz;
保持架:
9.9Hz;
滚子:
48.8Hz。
对照频谱可知,108.75Hz是轴承外滚道上有一点损伤时的振动频率,它的2、3、4倍频分别为217.5Hz、326Hz、435Hz。
另外,188.75Hz是内滚道有一点损伤时的振动频率与转轴频率之和(调制)。
作为对比,2号机①H处频谱(图3-26)上几乎没有较大峰值。
由此,诊断结论为:
3号机测点①处轴承有严重损伤,没尽快检修。
驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。
(3)验证
五天后拆开检修,发现该轴承外滚道、内滚道、钢球均已大面积剥落,损伤已达非常危险的程度。
本例证明,在同一轴承(齿轮也类似)上有多个同类故障(内滚道、外滚道、滚子、齿上……)时,除位于其特征频率处有峰外,还在特征频率的n倍频成分(n为正整数)处有较大峰值。
它表明损伤程度比只有一处损伤时严重得多。
猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。
图3-262号机①H振动频谱
实例2煤气排送机故障
(1)故障情况
某厂煤气排送机由电机带动(图3-27),监测中发现风机振动超标。
图3-27风机示意图
(2)诊断
对风机两端振动进行频谱分析(图3-28),发现振动峰值频率为50.8Hz,停机两天后重新开动时,上述峰值更大。
其他峰值还有:
238.2Hz,1425Hz,2148Hz,2382Hz。
据此,分析锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。
图3-28风机的振动频谱
如下:
①50.80Hz峰值产生原因
频谱分析仪的分析频率设置为0~1kHz,频率分辨率为3.9Hz,因此,中心频率50.8Hz的实际频率范围为48.8~52.7Hz。
根据计算,叶轮旋转频率fo=49.5Hz,故知50.8Hz正是叶轮旋转频。
此处峰值突出,可能因为转子不平衡或风机与电机的同轴度不好。
但因2×49.5Hz峰值不大,又无较大的轴向振动,可排除不对中的可能。
所以诊断为风机转子不平衡。
停机两天后峰值加大可能由于无煤气通过时温度下降,煤焦油凝固在原本就不平衡的转子偏重一侧所致。
構氽頑黉碩饨荠龈话骛。
②238.2Hz等峰值产生原因
238.2Hz的实际频率范围是236.2~240.2Hz,根据计算,风机轴承外滚道特征频率为235.97Hz,由于轴承尺寸频率测算和振动测试都有一定误差,可以断定238.2Hz峰值表明轴承外滚道有缺陷。
又因238.2×6=1429,238.2×9=2143.8,238.2×10=2382,表明外滚道损伤比较严重,同类缺陷增多。
輒峄陽檉簖疖網儂號泶。
(3)验证
①拆修时发现叶片上有煤焦油凝固,证实风机转子存在不平衡;
②发现风机轴承外滚道确实存在较严重缺陷,其中一个轴承一侧出现剥离,另一侧出现10个凹坑。
滚动体出现麻点,保持架已经断裂。
可以设想,外圈出现一个凹坑,产生238.2Hz峰值,随着时间延长,凹坑使滚动体产生点蚀(麻点),这又加剧了滚子与保持架摩擦,造成保持架断裂。
外滚道凹坑的增多,使出现了1425Hz、2148Hz及2382Hz等峰值。
尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。
实例3挖土机滚动轴承损坏
(1)故障情况
某矿业公司为了尽可能早期确认滚动轴承损坏,每隔几个月对所有轴承作一次频谱分析,并将实际频谱与初始频谱进行对比。
结果发现挖土机的一个滚动轴承的高频成分(约1000Hz)明显增大(图3-29)识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。
图3-29某滚动轴承振动频谱
上:
现时频谱;下:
初始频谱
(2)诊断
对照现时频谱与初始频谱,并未发现在轴承故障特征频率处有显著增大,也就是说,实际频谱不象预期的那样。
高频成分是轴承谐振产生的,它表明有疲劳损伤。
凍鈹鋨劳臘锴痫婦胫籴。
(3)验证
在进行下一次维修时,对该轴承作了检查,发现润滑脂已结块,导致滚子与内滚道之间金属直接接触,造成内滚道和一些滚子损坏。
这些损坏并未在故障特征频率处清楚地显示出来,但却产生了高频成分明显增大。
其原因可理解为,滚子通过内滚道损伤部位时,产生明显的撞击,激发出轴承的谐振。
恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦。
3.6滑动轴承
3.6.1故障原因
滑动轴承可能有多种故障,其中包括间隙过大,油膜涡动和油膜振荡以及摩擦。
造成这些故障的原因是装配不当,润滑不良,负荷欠妥,长久磨损及轴承设计不当。
鯊腎鑰诎褳鉀沩懼統庫。
3.6.2间隙过大(无涡动)
轴与轴承间隙过大,这种情况类似于不对中和机械松动,应注意其区别。
3.6.2.1频谱和波形特征(图3-30)
图3-30滑动轴承间隙过大振动频谱
(1)径向振动较大,特别是垂直方向:
①有稳定的l×、2×或3×RPM分量;
②可能有明显的高次谐波分量(4~10)×RPM。
(2)可能有较大的轴向振动,特别对于止推轴承:
①有稳定的l×、2×或3×RPM分量;
②可能有较高次谐波分量。
(3)径向和轴向时域波形为稳定的周期波形占优势,每转一圈有1、2或3个峰值。
没有较大的加速度的冲击现象。
若轴向振动与径向振动大小相近,表明问题严重。
硕癘鄴颃诌攆檸攜驤蔹。
3.6.2.2仪器设置
(1)最高分析频率:
低转速:
200Hz。
高转速:
1000Hz。
(2)波形,频谱,速度或加速度显示。
3.6.2.3诊断
(1)确认频谱中有稳定的1×、2×或3×RPM分量并占优势。
垂直方向比水平方向振动更大。
相对较小的(4~10)倍频成分,但可能仍较显著。
阌擻輳嬪諫迁择楨秘騖。
(2)检查轴向振动,可能与径向频谱类似。
若与径向振动大小相近,表明问题严重。
(3)确认时域波形中稳定的周期波形占优势,每转一圈有1、2或3个峰值。
没有较大的加速度的冲击现象。
3.6.2.4说明
(l)间隙过大与不对中的区分可根据以下两点:
①间隙过大时垂直方向振动比水平方向更大;而不对中时垂直与水平方向振动相同;
②间隙过大时(4~10)×RPM分量较显著,类似于机械松动的现象;而不对中时高次谐波小。
(2)间隙过大与机械松动的区分可根据以下两点:
①间隙过大时其时域波形为稳定的周期波形占优势,且没有大的冲击现象;而机械松动时其时域波形较杂乱,有明显的非周期性信号使波形不稳定;氬嚕躑竄贸恳彈瀘颔澩。
②间隙过大时轴向振动可能较大,特别是止推轴承;而机械松动时轴向振动较小或正常。
一般应在排除了机械松动的可能性之后再确认间隙过大。
3.6.3油膜涡动和油膜振荡
在轴与轴承间隙太大或机组热态不对中等引起较大振动的情况下,若加之轴承设计不当、润滑不良或由于载荷、转速的突变破坏了正常润滑状态,可能产生油膜涡动。
在此情况下,如果转速高于轴系一阶临界转速的两倍,则涡动可能发展成更危险的油膜振荡。
釷鹆資贏車贖孙滅獅赘。
3.6.3.1频谱、轴心轨迹和波形特征(图3-31,图2-10)
(l)较大的径向振动。
频谱中有明显而稳定的涡动频率分量——(42~48)%×RPM分量。
可能有高次谐波分量。
怂阐譜鯪迳導嘯畫長凉。
(2)轴向振动在涡动频率处的分量较小。
(3)若在一阶临界转速频率处出现显著峰值,则表明已出现油膜振荡。
(4)轴心轨迹呈现双椭圆或紊乱不重合,模拟轴心轨迹呈现内“8”字形。
(5)时域波形中稳定的周期信号占优势,每转一周少于一个峰值,没有较大的加速度冲击。
3.6.3.2仪器设置
(1)最高分析频率:
200Hz
(2)频谱、轴心轨迹、波形、位移显示。
(3)800谱线(频率分辨率达0.25Hz)。
图3-31滑动轴承油膜涡动或油膜振荡时的频谱、波形
a—频谱;b—波形
3.6.3.3诊断
(1)确认径向振动频谱中有显著而稳定的(0.42~0.48)×RPM分量(看起来象是1/2×RPM分量,须仔细分辨)。
可能有较大的高次谐波分量。
谚辞調担鈧谄动禪泻類。
(2)确认轴向振动的涡动频率处分量较小。
(3)观察轴心轨迹呈双椭圆或紊乱不重合,模拟轴心轨迹呈内“8”字形。
(4)确认时域以稳定的周期波形为主,每转一周少于一个峰值。
没有较大的加速度冲击。
3.6.3.4说明
(1)为了区分涡动频率(42%~48%)×RPM分量与机械松动或轴承摩擦产生的1/2×RPM分量,须使用高分辨率频谱和峰值标记。
为此,应设置足够大的谱线数、使频率分辨率达到转速的(2~5)%。
如机器转速为7500r/min,分析频率2000Hz,要求分辨率达到2%RPM=7500/60×2%=2.5Hz,则谱线数N=2000/2.5=800(条)。
若分析分析频率改为1000Hz,则谱线数N=1000/2.5=400(条)。
嘰觐詿缧铴嗫偽純铪锩。
(2)机器起动过程中,如果达到临界转速时油膜涡动开始出现,则当转速超过临界转速后涡动仍会存在,当转速超过临界转速的两倍时,油膜振荡有可能出现。
一旦出现油膜振荡,振幅急剧增大,即使再提高转速,振幅也不会减小。
熒绐譏钲鏌觶鷹緇機库。
(3)涡动频率与轴和轴承间隙有关,间隙增大时涡动频率减小。
摩擦有可能激发涡动。
(4)具有导向轴承的长垂直轴容易发生涡动,部分原因是由于轴上静载小。
由其他液体润滑轴承时也容易出现涡动,例如,具有水润滑导向轴承的垂直提升泵。
鶼渍螻偉阅劍鲰腎邏蘞。
3.6.4摩擦
轴颈与轴承表面直接接触就发生磨擦,摩擦可以是间断的或连续的。
引起摩擦的原因是润滑不足,间隙不适当,载荷不正确或其他故障造成的较大振动。
摩擦往往造成轴的反向涡动。
纣忧蔣氳頑莶驅藥悯骛。
3.6.4.1频谱和波形特征
(1)对于间断性摩擦:
①径向振动较大,有不稳定的1/2、1/3或1/4×RPM分量,类似于机械松动引起的1/2×RPM分量;颖刍莖蛺饽亿顿裊赔泷。
②时域波形中有不稳定的冲击信号占优势,轴每转一圈只有少于一个的峰值;
③轴向振动小。
(2)对于连续摩擦:
①径向振动大(止推轴承除外),高频部分能量较大;
②时域波形中有不稳定的“噪声”信号;
③轴向振动小(对于止推轴承,有摩擦时其轴向振动大于径向振动)。
3.6.4.2仪器设置
(1)对于间断性摩擦:
①最高分析频率:
200Hz;
②频谱,波形,800谱线。
(2)对于连续摩擦:
①最高分析频率:
1000Hz或10000Hz。
②频谱,波形,800谱线。
3.6.4.3诊断
(l)确认径向振动大(止推轴承除外):
①若频谱中有不稳定的1/2、1/3或1/4×RPM分量,则可能是间断性摩擦;
②若频谱中高频部分能量大,则可能是连续性摩擦。
(2)若时域波形有不稳定的冲击信号占优势,轴每一转只有少于一个的峰值,则可能是间断性摩擦;若时域波形中有不稳定的“噪声”信号,则可能是连续性摩擦。
濫驂膽閉驟羥闈詔寢賻。
(3)确认轴向振动小(止推轴承的轴向振动大于径向振动)。
3.6.4.4说明
(1)摩擦可激发结构共振,共振频率在高频范围。
由于连续摩擦造成的共振较大,所以其高频能量大。
(2)为了确认连续摩擦时的高频振动能量大,也可在低频10~1000Hz和高频100~10000Hz范围内分别测量其振动有效值并进行比较。
銚銻縵哜鳗鸿锓謎諏涼。
实例1离心压缩机油膜振荡
(1)故障情况
某炼油厂一台石油气离心压缩机,额定转速7500r/min,1986年7月发现振动突然增大,将转子作低速动平衡后振动仍不减,轴振幅超过180μm。
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(2)诊断
振动测试框图如图3-32所示。
1#至4#为前后轴承处互成
图3-32离心压缩机测试框图
1—后轴承;2—压缩机;
3—前轴承;4—放大器;5—磁带记录仪;
6—频谱分析仪;7—示波器
90°的涡流位移传感器。
由轴振动频谱(图3-33)可知,47Hz分量幅值最大,特别前轴承处,上述分量幅值达174.2μm。
根据压缩机计算出提供的数据,转子一阶临界转速为2964r/min(49.4Hz),与47Hz较接近,而47Hz为转速125Hz(7500r/min)的38%,显示出油膜振荡的迹象。
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图3-33轴振动频谱
a—前轴承处,b—后轴承处
为进一步获取确凿依据,作了升降速过程测试,1987年3月9日测得的升速过程三维谱如图3-34所示。
当转速达到额定塤礙籟馐决穩賽釙冊庫。
图3-34前轴承升速过程三维谱
转速时的振动频谱与图3-31相同,前后轴承振动主峰仍为47Hz分量,说明机组的原有故障在近五个月中基本未变。
裊樣祕廬廂颤谚鍘羋蔺。
由三维谱可知,整个升速过程中转频振幅较小。
当转速升到4260r/min时,开始出现低频分量,此时示波器上轴心轨迹不稳定,转子有失稳现象
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