设备振动诊断与现场动平衡

2018-11-8 15:46| 发布者: weixin| 查看: 1582| 评论: 0|原作者: weixin|来自: 声振之家公众号

摘要: 设备振动是设备故障中的常见现象，是个十分复杂的问题，其原因也是多方面的。

　　设备振动是设备故障中的常见现象，是个十分复杂的问题，其原因也是多方面的。在工矿企业中由于转动设备数量多、种类杂、转速高、功率大等特点，而且有些设备多年运行，已经进入老化期，另外有些转动设备受物料磨损的影响，缩短了正常的使用周期，运行中出现异常的振动是经常发生的问题，设备故障的频繁发生，很大程度上影响了生产装置的稳定运行，所以设备振动诊断与现场处理是现代化企业检修中的必要手段。

　　旋转机械不平衡是构成振动的主要原因，据统计约60%～70%的振动故障是由于旋转机械的质量不平衡引起的，现场动平衡技术是旋转机械与其工作状态相同或接近的转速、安装条件、支承条件和负载情况下，对其进行振动测量和平衡校正的一种平衡方法。实践表明该技术的应用在解决设备故障中效果好，工作量小，且能兼顾安装状况，是解决动不平衡故障的首选方法。

　　一、振动分析
　　转动设备发生故障大多数伴随着超标准的振动，比如滚动轴承损坏除轴承温度高、噪音大外，还存在比较强烈的振动。机组对中不好、油膜涡动、油膜振荡、摩擦、磨损、轴承紧力不够、联轴节磨损、转子不平衡、转子裂纹、电机电磁力不平衡等等，均能引起设备的强烈振动。经验不足的振动分析工程师往往很难分辨出振动、频率与故障的对应关系，采用主导频率诊断法可以从各阶振动频率中找出引起振动占主要地位的频率，从而确定引起振动的真实原因。

　　在现场实际设备振动诊断过程中，一种故障原因引起的设备振动可能除有故障频率出现外，还有运转频率的出现及其各次谐频出现。

　　首先，要对进行振动分析的设备结构、特性必须了如指掌，一个合格的振动分析工程师，必须具有丰富的现场实践经验。一个毫无现场经验的人，很难对设备振动的真实原因做出准确的判断。例如：某一设备有振动情况发生，频谱图显示除一倍频外，还有二倍频、三倍频、及各次高频，造成一倍频振动大的原因有可能是转子不平衡、轴弯曲、动静部位摩擦、轴承磨损、轴承预紧力不足等多种原因。造成二倍频振动大的主要原因有对中不好，造成三倍频、五倍频振动大的主要原因可能是机械松动，如何确定造成振动的真实原因呢?这就需要我们对造成设备振动的各个频段进行分析，逐个进行排除，找出造成振动的是哪一频段占主要地位，是一倍频段还是二、三倍频段，进而确定振动的真实原因。

　　其次，想要找出设备振动的主导频率，要尽可能地利用多种检测手段来进行综合分析和全面考虑，不要拘泥于就振动一种手段。在实际的设备故障诊断中，要以振动手段为主，其它各参数如：温度、压力、电流、功率、流量及检修情况为次进行多方位、多角度综合分析判断，才能准确的找出造成振动的主要原因。

　　另外要尽量提高自己在振动方面的专业知识，多到现场采集、收集振动数据，多比较分析，多研究其它厂家有关振动方面的案例，多看有关这方面的文献，遇到振动方面的问题，尽可能的多与有关方面人员论证，只有这样，才能提高诊断准确率。

　　二、实际案例
　　下面举一个典型成功的事例，解决SFGX220-N022.3D型引风机振动问题，该风机为单吸悬臂离心风机，转子长2686mm，叶轮直径2230mm，叶轮厚度700mm，叶片数量12个，风机流量226332m3/h，电动机功率：500KW。在运行中出现轴承振动增大超标现象，风机叶轮侧轴承振值为14.6mm/s，超出标准值3倍多。

　　从频谱图上看到，该机的振动为一倍频峰值，无其它频率振动，由此，我们将一倍频定为该机振动的主导频率。在确定了主导频率为一倍频后，我们进一步分析，造成一倍频振动大的主要原因有：

　　  · 不平衡;

　　  · 较严重的不对中;

　　  · 动静叶片摩擦;

　　  · 轴裂纹。

　　通过对引风机进行综合分析，较严重的不对中问题可以排除，此风机在启动前不仅复查过对中，而且前期风机的运行振动值是在标准范围之内，运行中风机的对中不会出现大范围变化;动静摩擦问题，现场会出现尖锐的金属摩擦异音，现场检查结果无任何异常声音，可以排除;轴裂纹也可以排除，此轴最细部位直径为160mm，最粗部位直径为270mm，采用35CrMo调质处理后加工而成。排除了不平衡之外的其它因素，同时测量轴承水平振动大于垂直振动，振动频率主要为工频即转速频率(见图谱)，风机前后轴承轴向振动相位基本相同，结论为风机叶轮存在质量不平衡，而且不平衡类型应主要为静不平衡。2013年3月28日对该引风机进行检修，检查中发现叶轮流道部位磨损严重，事实证明诊断是完全正确的。

　　三、采用“六点平衡法”现场动平衡
　　1. 许用不平衡量的确定

　　对实际转子或叶轮，当平衡品质等级确定之后，可由已知的转子允许质量偏心距e乘以转子质量M，按公式U=eM求出转子的许用不平衡量U。

　　计算转子的允许不平衡度：

　　式中，Eper 为允许不平衡度，单位u;G 为平衡度等级，一般按4.0;n 为工作转速，单位r/min。则：

　　计算允许残余不平衡量：

　　式中，m 为允许残余不平衡量，单位g;M 为工件旋转质量，单位kg;r 为工件半径，单位mm。则：

　　试加重量计算：

　　式中，P 为转子某一侧端面上试加重量;A0为转子某一侧轴承的原始振幅;r 为加重半径;ω 为平衡时转子角速度;G 为转子质量;g 为重力加速度;s 为灵敏度系数。

　　则计算试加重量P=142g。

　　2. 启动引风机，重新测量记录未做动平衡前的振动数值

　　要求必须准确，然后分别将试加重量 (142g) 依次加在叶轮轮板的指定位置上，如图所示位置。

　　3. 确定位置及计算重量

　　  · 根据第二次试加重量振值与第三次试加重量振值，可以确定不平衡量近似旋转体质心所在的位置是在叶轮2号与3号位置中间偏向2号的位置;

　　  · 根据试加重量142g时，在2#位置由原来的14.6mm/s到8.8mm/s，减少振动值5.8mm/s，可以得出：将振值控制在5.6mm/s以下时，要将重量加至300g;

　　  · 在叶轮2号与3号位置中间偏向2号的位置加300g后，测量风机振值为外侧轴承4.8mm/s，内侧轴承1.8mm/s。

　　结论

　　通过设备振动的准确分析，采用现场动平衡方法，及时有效地解决了一次引风机振动故障。

　　来源：设备人微信公众号(ID：shebeiren01)，作者：王力新鲍奎元。

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