振动故障类型及机理

发布时间：2024-12-19   

旋转机械常见故障的机理，旋转机械是指汽轮机、发电机、压缩机、水轮机、航空发动机等机械设备，这些设备广泛应用于电力、石化、冶金、机械、航空等部门。随着旋转机械向大型、高速和自动化方向发展，迫切需要先进的状态监测与故障诊断技术。而诊断结果的可靠性取决于对故障机理的深刻了解和丰富的实践经验，这里先介绍旋转机械几种常见故障的机理和特征。

转子不平衡

不平衡是旋转机械最常见的故障。引起转子不平衡的原因有：结构设计不合理，制造和安装误差，材质不均匀，受热不均匀，运行中转子的腐蚀、磨损、结垢、零部件的松动和脱落等。转子不平衡故障包括：转子质量不平衡、初始弯曲、热态不平衡、部件脱落、结垢、联轴器不平衡等，不同原因引起的转子不平衡故障规律相近，但也各有特点。

1、转子质量不平衡

所有不平衡都可归结为转子的质量偏心。根据振动理论分析可知，转子质量不平衡的振动特征是：

转子质量不平衡引起的振动，在整个机组轴承中均发生较大的振动，在转子通过临界转速时振动幅值有时特别明显地增大，其振动频率与转子转速一致，波形为正弦波，以一倍频振幅为主，其他谐波的振幅较小，频谱呈枞树形，轴心轨迹椭圆形，定速下幅值稳定，相位稳定。

2、转子初始弯曲

人们习惯上将转子的初始弯曲与质量不平衡同等看待，实际上是有区别的。所谓质量不平衡是指各横截面的质心连线与其几何中心连线存在偏差，而转子弯曲是指各横截面的几何中心连线与旋转轴线不重合。二者都会使转子产生偏心质量，从而使转子产生不平衡振动。初弯转子具有与质量不平衡转子相似的振动特征，所不同的是初弯转子在转速较低时振动较明显，趋于初弯值。

3、热态不平衡

在机组的启动和停机过程中，由于热交换速度的差异，使转子横截面产生不均匀的温度分布，使转子发生瞬时热弯曲，产生较大的不平衡。热弯曲引起的振动一般与负荷有关，改变负荷，振动相应地发生变化，但在时间上较负荷的变化滞后。随着盘车或机组的稳态运行，整机温度趋于均匀，振动会逐渐减小。

4、转子部件脱落

运行中的转子部件突然脱落也会引起转子不平衡，使转子振幅突然发生变化。可以将部件脱落失衡现象看作对工作状态的转子的瞬时阶跃响应。由于瞬态响应最终要衰减为零，因此，部件脱落的主要特征是振动会突然发生变化而后趋于稳定，振动的幅值一般会有较明显的增大，振动的相位一般会有改变。

5、转子部件结垢

如果工质的质量不合格，随着时间的推移，将在转子的动叶和静叶表面产生尘垢，使转子原有的平衡遭到破坏，振动增大。由于结垢需要相当长的时间，所以振动是随着年月逐渐增大的。并且由于通流条件变差，轴向推力增加，轴向位移增大，机组级间压力逐渐增大，效率逐渐下降。

6、联轴器不平衡

由于制造、安装的偏差或者动平衡时未考虑联轴器的影响，可能使联轴器产生不平衡。联轴器不平衡具有与质量不平衡相似的振动特征，通常是联轴器两端轴承的振动较大，相位基本相同。

转子不对中

转子不对中通常是指相邻两转子的轴心线与轴承中心线的倾斜或偏移程度。转子不对中可分为联轴器不对中和轴承不对中，联轴器不对中又可分为平行不对中、偏角不对中和平行偏角不对中三种情况。

1、联轴器不对中

经过分析可知，平行不对中时振动频率为转子工频的两倍。偏角不对中使联轴器附加一个弯矩，弯矩的作用是力图减小两轴中心线的偏角。轴旋转一周，弯矩作用方向交变一次，因此，偏角不对中增加了转子的轴向力，使转子在轴向产生工频振动。平行偏角不对中是以上两种情况的综合，当转子运转时，就有一个两倍频的附加径向力作用于靠近联轴器的轴承上，有一个同频的附加轴向力作用于止推轴承上，从而激励转子发生径向和轴向振动。

2、轴承不对中

轴承不对中实际上反映的是轴承座标高和左右位置的偏差。由于结构上的原因，轴承在水平方向和垂直方向上具有不同的刚度和阻尼，不对中的存在加大了这种差别。虽然油膜既有弹性又有阻尼，能够在一定程度上弥补不对中的影响，但当不对中过大时，会使轴承的工作条件改变，使转子产生附加的力和力矩，甚至使转子失稳和产生碰摩。

轴承不对中使轴颈中心的平衡位置发生变化，使轴系的载荷重新分配。负荷大的轴承油膜呈现非线性，在一定条件下出现高次谐波振动，负荷较轻的轴承容易失稳。同时还使轴系的临界转速和振型发生改变。

因此，不对中故障的特征是：

● 转子径向振动出现二倍频，以一倍频和二倍频分量为主，不对中越严重，二倍频所占比例越大；

● 相邻两轴承的油膜压力反方向变化，一个油膜压力变大，另一个则变小；

● 典型的轴心轨迹为香蕉形，正进动；

● 联轴器不对中时轴向振动较大，振动频率为一倍频，振动幅值和相位稳定；

● 轴承不对中时径向振动较大，有可能出现高次谐波，振动不稳定；

● 振动对负荷变化敏感。当负荷改变时，由联轴器传递的扭矩立即发生改变，如果联轴器不对中，则转子的振动状态也立即发生变化。由于轴承座的热膨胀不均匀而引起轴承不对中，使转子的振动也要发生变化。但由于热传导的惯性，振动的变化在时间上要比负荷的改变滞后一段时间。

转子碰摩

随着机组参数的不断提高，动静间隙的不断缩小，以及运行过程中不平衡、不对中、热弯曲等的影响，经常发生转子碰摩故障。从不同的角度，摩擦可分为径向碰摩和轴向碰摩，局部摩擦和全周摩擦，早期、中期和晚期碰摩等。

1、机理分析

转子碰摩是一个复杂的过程，从机理上分析，摩擦振动对转子有以下三方面的影响：

1）直接影响 转子运动可分为自转和进动两种形式。摩擦对自转的影响在于附加了一个力矩，因此，在转子原有力矩不变的条件下有可能使转子转速发生波动。至于进动，由于摩擦力的干预可能使正进动转化为反进动，特别是全周摩擦，常常产生所谓的“干摩擦”现象，从而引起自激振动，影响转子正常运行，甚至损坏机组。

2）间接影响 摩擦的作用使动静部件相互抵触，相当于增加了转子的支承条件，增大了系统的刚度，改变了转子的临界转速及振型，且这种附加支承是不稳定的，从而可能引起不稳定振动及非线性振动。

3）冲击影响 局部碰摩除了摩擦作用外还会产生冲击作用，其直观效应是给转子施加了一个瞬态激振力，激发转子以固有频率作自由振动。虽然自由振动是衰减的，但由于碰摩在每个旋转周期内都产生冲击激励作用，在一定条件下有可能使转子振动成为叠加自由振动的复杂振动。

4）热变形 摩擦引起的热变形可能引起转子弯曲，加大偏心量，使振动增大。

转子碰摩的定量分析比较困难。一般来说，转子与静止件发生摩擦时，转子受到静止件的附加作用力，它是非线性的和时变的，因此使转子产生非线性振动，在频谱图上表现出频谱成分丰富，不仅有工频，还有高次和低次谐波分量。当摩擦加剧时，这些谐波分量的增长很快。转子径向碰摩主要影响转子的径向振动，对转子的轴向振动影响较小。但当转子发生轴向碰摩时，除了对径向振动产生影响外，由于轴向力的存在，使轴向位移和轴向振动增大，有时还会使级间压力发生变化，造成机组效率的下降。

此外，在不同转速下发生的摩擦对机组的影响是不同的。对于柔性转子，在临界转速以下发生摩擦时，由于相位差小于 90 度，摩擦引起的热变形将加大转子的偏心，进而发生转子越摩越弯、越弯越摩的恶性循环，如果不紧急停机势必造成大轴的永久弯曲。在临界转速以上发生摩擦时，由于相位差大于 90 度，摩擦引起的热变形有抵消原始不平衡的趋向，如果摩擦轻微，可以迅速提升到工作转速。在工作转速下发生轻微摩擦时，振动矢量逆转动方向旋转。

转子碰摩故障的特征：

● 转子失稳前频谱丰富，波形畸变，轴心轨迹不规则变化，正进动；

● 转子失稳后波形严重畸变或削波，轴心轨迹发散，反进动；

● 轻微摩擦时同频幅值波动，轴心轨迹带有小圆环；

● 碰摩严重时，各频率成分幅值迅速增大；

● 系统的刚度增加，临界转速区展宽，各阶振动的相位发生变化；

工作转速下发生的轻微摩擦振动，其振幅随时间缓慢变化，相位逆转动方向旋转。

油膜振荡

不考虑非线性作用力的油膜振荡的机理研究比较成熟，简述如下：轴颈在轴承中转动时受到油膜的挤压力，当用油膜的八个动力特性系数表示时，主要是指交叉刚度系数和交叉阻尼系数引起的循环力和陀螺力。当其切向分量大于阻尼力时转轴将产生涡动，也就是说转子一方面绕其轴心线高速旋转，转速为Ω，其轴心本身也在不稳定地运动。当载荷较小，不考虑轴的变形时，可以证明：当Ω大于失稳转速时轴颈出现涡动，涡动频率ω小于Ω/2。随着转速Ω上升，涡动频率ω也随着上升，当涡动频率接近转子的临界转速时（通常为轴系最低一阶临界转速），产生共振，表现为剧烈的振动现象，称为油膜振荡。因此产生油膜振荡的两个必要条件是：

●轴承的失稳转速低于实际可能的转速。

●机组的一阶临界转速低于实际可能的转速的一半。

油膜振荡的特征是：

●油膜振荡一般发生在一阶临界转速较低的转子。

●由第二个必要条件可知，油膜振荡总是发生在机组工作转速高于转子一阶临界转速的２倍以上。

●油膜振荡的频率接近转子的一阶临界转速，即使转速再升高，其频率基本不变。

●油膜振荡时，转子两端轴承振动相位基本相同。

●油膜振荡时，振动的波形发生畸变。

●油膜振荡时，转子涡动方向与转子转动方向相同，轴心轨迹正进动。

●油膜振荡的发生和消失具有突然性。

●油膜振荡剧烈时，能听到周期性的吼声。

油膜振荡对转速和油温的变化较敏感，一般当机组发生油膜振荡时，随着转速增加，振动不下降，随着转速降低，振动也不立即消失，称为滞后现象；提高进油温度，振动有所降低。

旋转失速

旋转失速是压缩机中最常见的一种不稳定现象。当压缩机流量减少时，由于冲角增大，叶栅背面将发生流体分离，流道将部分或全部被堵塞。这样失速区会以某速度向叶栅运动的反方向传播。实验表明，失速区传播的相对速度低于叶栅转动的绝对速度。因此观察到的失速区沿转子的转动方向移动，故称分离区这种相对叶栅的旋转运动为旋转失速。

旋转失速使压汽机中的流动情况恶化，压比下降，流量及压力随时间波动。在一定转速下，当入口流量减少到某一值 Qmin 时，机组会产生强烈的旋转失速。强烈的旋转失速会进一步引起整个压缩机组系统的一种危险性更大的不稳定的气动现象，即喘振。此外，旋转失速时压缩机叶片受到一种周期性的激振力，如旋转失速的频率与叶片的固有频率相吻合，则将引起强烈振动，使叶片疲劳损坏造成事故。

旋转失速故障的识别特征：

● 振动发生在流量减小时，且随着流量的减小而增大；

● 振动频率与工频之比为小于 1 的常值；

● 转子的轴向振动对转速和流量十分敏感；

● 排气压力有波动现象；

● 机组的压比有所下降，严重时压比突降。

喘振

旋转失速严重时可以导致喘振，但二者并不是一回事。喘振除了与压缩机内部的气体流动情况有关之外，还同与之相连的管道网络系统的工作特性有密切的联系。压缩机总是和管网联合工作的。为了保证一定的流量通过管网，必须维持一定压力，用来克服管网的阻力。机组正常工作时的出口压力是与管网阻力相平衡的。但当压缩机的流量减少到某一值 Qmin 时，出口压力会很快下降，然而由于惯性作用，管网中的压力并不马上降低，于是，管网中的气体压力反而大于压缩机的出口压力，因此，管网中的气体就倒流回压缩机，一直到管网中的压力下降到低于压缩机出口压力为止。这时，压缩机又开始向管网供气，压缩机的流量增大，恢复到正常的工作状态。但当管网中的压力又回到原来的压力时，压缩机的流量又减少，系统中的流体又倒流。如此周而复始产生了气体强烈的低频脉动现象—喘振。

喘振故障的识别特征：

● 诊断对象为压汽机组或其它带长导管、容器的流体动力机械；

● 振动发生时，机组的入口流量小于相应转速下的最小流量；

● 振动的频率一般在 1─15Hz 之内；

● 机组及与之相连的管道都发生强烈振动；

● 出口压力（压力表）呈大幅度的波动；

● 机组的功率（表指针）呈周期性的变化；

● 振动时有周期性的吼叫声。

迷宫密封的气流激振

气体在迷宫中流动是一种复杂的三维流动。当转子因挠曲、偏磨、安装偏心或旋转时的涡动运动时，密封腔内周向的间隙不均匀，即使密封腔内入口处的压力周向分布是均匀的，在该腔的出口处却形成了不均匀的周向压力分布，形成了一个作用于转子上的合力，此力在与转子偏心位移相垂直方向上的切向分力，就将激励转子作进一步的涡动，成为转子一个不稳定的激励力，可能导致转子失稳。失稳时的频率因不同的气体状态及迷宫几何形状而不相同。

迷宫密封气流涡动故障特征是：

● 涡动频率一般为 0.6─0.9 倍工频；

● 强振时激发转子的一阶固有频率，表现为自激振动，频带较宽；

● 负荷存在一个“阀门值”，在其值附近可导致强烈振动；

● 振动的再现性强。

松动

非转动部分配合松动是转子系统常见故障之一，其典型情况是轴承外壳以过大的间隙与轴承座配合，其它情况还有轴承座的松动，支座的松动，机架或灌浆的松动，地脚螺栓没有拧紧等。对松动影响的分析应借助于非线性理论，由于非线性可能引起转子的分数次谐波共振（亚谐波共振），其频率是精确的 1/2、1/3、…倍转速。

松动的另一特征是振动的方向性，特别是松动方向上的振动。由于约束力的下降，将引起振动的加大。松动使转子系统在水平方向和垂直方向具有不同的临界转速，因此分谐波共振现象有可能发生在水平方向，也有可能发生在垂直方向。

由于非线性，在松动情况下，振动形态会发生“跳跃”现象。当转速增加或减小时，振动会突然增大或减小。此外，松动部件的振动具有不连续性，有时用手触摸也能感觉到。

松动除产生上述低频振动外，还存在同频或倍频振动。