案例較為典型，對現(xiàn)場診斷工作比較有借鑒意義，本文早期已發(fā)布，整理后重發(fā)。軸振與瓦振在某些故障類型中也確實存在不同特征。個人觀點，本文可能的振動原因是軸瓦部位間隙不當造成的摩擦，在高運行參數(shù)設備中其熱響應會遠遠大于其他響應。
一、設備結構參數(shù)
空壓機組的結構簡圖和測點布置如下圖，該機組電機額定轉速為l500 r/min，功率為5200 kW，空壓機轉速7 258r/min，空壓機一階臨界轉速為5252 r/min。
二、故障現(xiàn)象
該空壓機在一次嚴重事故后，經(jīng)過檢修，重新啟機測點3振動嚴重超標，在經(jīng)過低速動平衡、轉軸修復、修軸瓦等措施后，半個月時間內試車8次，測點3振動仍不能滿足要求，在第9次試車前，作者應邀前去進行振動測試，協(xié)助進行故障分析與診斷。圖3給出了測點1—4徑向軸振動的波形頻譜圖。
三、振動分析
4個測點的徑向振動均采用電渦流傳感器測量，其呈45度和135度布置，從電機尾端看，左手側設為X，右手側設為y。從各個測點振動值看，很明顯測點3的振動遠遠大于其他測點，說明產生振動的原因可能位于測點3附近。從頻譜圖上看，除了測點1、2有齒輪低速軸的頻率成分外，其余各測點各方向的振動均主要表現(xiàn)為高速軸的工作頻率(即轉頻)。
因此，按照傳統(tǒng)的故障分析方法，該機組的故障應該是空壓機轉子不平衡，但是，該轉子在動平衡機上經(jīng)過低速動平衡，殘余不平衡量已經(jīng)很小，在許可范圍內，因此，診斷結果與實際相矛盾，除非是低速動平衡不能滿足此轉子的動平衡要求(此轉子是柔性轉子，工作在一階臨界轉速之上)。
但還有另一種可能，就是同側軸承不對中故障，也就是說，該類不對中只有軸承不對中，而沒有轉子不對中。當轉予運動時，由于同側軸承不對中，使得這兩個軸承在不對中方向上的軸瓦間隙發(fā)生變化，油膜厚度變小，從而使支承剛度發(fā)生變化，就有可能使間隙變小的地方發(fā)生軸頸與軸瓦間的摩擦，對于在一階振型為主要振動型態(tài)的轉子系統(tǒng)，就會使軸承3、4承受2倍工頻的周期激勵，根據(jù)作用力與反作用力原理，同樣的力也會作用到轉子上面，但是由于轉子間對中情況良好，這種2倍頻激勵在轉子軸振信號中不一定表現(xiàn)明顯，因此對于此類不對中形式，應以瓦振(或座振)信號為準，而且由于轉子間不存在不對中，因此與之相連的轉子振動不會受到不對中的影響。
如果存在同側軸承不對中，應該是測點3附近的軸承與其他軸承不對中，由于軸振動并沒有表現(xiàn)出不對中的振動特征，還必須檢測測點3處軸承座的振動。下圖給出了測點3的軸承座振動的波形頻譜圖。
從圖4的波形頻譜圖上，可以很明顯的看出不對中故障的振動特征，基本判斷出是測點3處軸承在水平方向上軸承不對中，因此，首先應該檢測測點3處軸承對中問題。
四、問題處理
停機后通過打表檢測發(fā)現(xiàn)，測點3處軸承向左偏了0.19 mm，嚴重超過了標準要求。通過把測點3軸承中心往右調整0.19 mm，啟機后測點3振動峰幅值由原來的大于250um(儀器量程為250um，該振動值已經(jīng)超過儀器量程)降到40um左右，達到機組振動要求。
五、小結
對于同側軸承不對中，在傳統(tǒng)的不對中形式中并沒有特別指出，因此沒有現(xiàn)成的振動特征，作者通過理論分析和現(xiàn)場診斷實例證明，對于同側軸承不對中，軸振動往往不會表現(xiàn)出明顯的2倍頻特征，軸振動不能作為診斷同側軸承不對中的可靠依據(jù)，而軸承座振動表現(xiàn)的不對中特征比較明顯，因此在實際診斷中應充分考慮軸承座振動特征。
來源：網(wǎng)絡
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