机械振动特征分析3方案课件.ppt

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1、机器振动特征分析（3）共振问题滑动轴承故障流体引起的振动拍振 当强迫振动频率与某固有频率一致时便发生共振，共振很容易导致机器过早地或者甚至灾难性地损坏。固有频率可以是：转子的固有频率支承框架的固有频率基础的固有频率传动皮带的固有频率强迫振动频率包括：不平衡不对中松动轴承故障齿轮故障皮带磨损等振源频率共振问题共振放大曲线 垂直轴为共振幅值放大因子Q，水平轴为激振频率与固有频率比(ffn)，频率比接近1.0时，振动幅值变得极高，它仅与系统的阻尼量有关。共振时对振动幅值的唯一的限制是系统的阻尼(，也称为阻尼因子)。在钢制，铝制，铸铁等制造的普通机器结构中，通常阻尼因子小于0.05，共振幅值在这个阻尼

2、因子下将增大10倍，在小阻尼系统，放大因子甚至可达50倍。因此，这种振动很容易导致机器过早地或者甚至灾难性地损坏。右图：对于各种不同的阻尼值，相位滞后随频率比变化的曲线。当机器通过共振时，在固有频率这一点处相位变化90度，在共振区内相位还将继续迅速变化，完全通过共振时，相位几乎变化180度。总的相位变化和相位变化速率，与离开固有频率的距离和系统阻尼值有关。阻尼愈小，相位变化速率愈快。共振相位变化曲线 机器启机和停机过程中，振动幅值和相位随转速变化的曲线绘制在一张图上波德图机器从6500RPM停机，通过两个共振区： 通过4850rpm时，振幅从仅0.13mil增大到0.87mil，然后再次下降到

3、0.13mil 通过2450rpm时，幅值增大到0.60mil，最后振幅再次减小，直到停车为止。 如果该机器从0到2200rpm，或从2700到4300rpm，或从5300到6500rpm运转，则很平稳。然而，如果该机器从约2300到2600rpm，或从4600到5100rpm运转，则会出现严重的共振放大。 当机器共振时，振动相位变化90度，随转速通过共振点，相位继续变化到180度。 高于、低于和处在转子共振频率时，振动位移和相位滞后随转速的变化转子通过共振的响应转子重点(实际不平衡位置)相对于其高点(转子最大挠曲点)奇特的相互关系。 在A区域中，刚性控制动态阻力，重点与高点之间无相位差。即，

4、在通过重点的瞬间位移最大。不平衡振动响应也随着转速的平方增大(转速升高3倍，振动位移增大9倍)。 进入B区域时，阻尼使轴振动高点滞后于轴的重点一定的角度。当转子第一阶临界转速共振时刻，重点超前高点90度，限制振动响应的唯一参数就是阻尼值。 进入C区时，相位滞后继续急剧变化，在完全通过共振时接近180度。这时，意味着高点(转子挠曲最大点)滞后于重点18O度。动态阻力主要由质量控制，弹簧刚度或者阻尼几乎没有施加阻力，转子系统几乎成为纯的质量响应。注意，在C区域内远离第一阶临界转速处(并远在第二阶临界转速区域之前)，即使离心力(Fc)继续随转速的平方增加，而振动位移几乎不变。其原因就是质量与加速度的

5、乘积(m2，=2f60)控制着c区域内的振动阻力。因此，即使离心力随转速平方增大，振动的动力阻力似乎也随转速的平方增大，抵消离心力，最终导致振动位移接近常数。 共振问题的识别 1高度定向的振动 在HVA三个方向上，共振方向的振动比其它两个方向的振动大5到15倍。许多专家诊断软件系统利用这一事实查找可能的共振。这也就是为什么在定期的预测维修巡检中要在每个轴承的所有三个方向测量振动的重要性。 2共振测量方向的相位特性 在机器共振方向，相位随转速变化很大，在共振频率处相位将变化90度，通过共振时相位几乎变化180度，与存在的阻尼值有关。 另一方面，非共振测量方向相位的变化可能很小，因为它们未经受共振

6、。 3与共振测量方向垂直方向的相位差 如果一个径向方向共振，振动传感器转过90度测量其他方向的振动时，相位差将接近或0度或180度， 不像在不平衡占优势的情况中那样，相位差约90度。即，如果水平方向共振，则水平方向相位与垂直方向相位，或是相等或是相差约18O度。这是由于共振时引入附加的90度相位变化。 在任何一种情况下，水平与垂直方向相位差0度或180度代表共振高度定向的振动特性(或者偏心)。共振问题的识别 4出现共振时的频率 共振不仅发生在1X转速频率。它可以是对与自振频率一致的任何强迫振动频率的响应。这些情况下，比较某个方向某个频率的振动幅值和其他两个正交方向的相同频率的振动幅值很有用。如

7、果共振，这个频率应该比这三个方向之一的任何振动频率更高。这个频率可能是4X、5X、或6X转速频率处的振动尖峰(或者甚至更高频率)，这些频率也可能是叶片通过频率(BPF)，轴承故障频率，齿轮啮合频率(GMF)，或者甚至机器松动状态的振动频率。请记住，共振频率幅值=静振幅放大因子Q。 5共振体过大的振动 不仅必须研究机器转子(旋转件)的共振，还应研究激起支承框架，基础甚至连接管道的自振频率。疲劳故障经常发生在连接框架或管道上，这是因为它们对来自机器的强迫振动频率发生共振。解决问题的方法一般是，降低机器中强迫振动频率源；把共振框架体与机器隔离；改变转子转速或者改变框架体本身的自振频率。 解决共振问题

8、的措施 a改变刚性 增强轴承座或框架的刚性，夹紧地脚，消除加垫引起的变形或采用减小轴承间隙有时可解决共振问题(这些措施将通过影响刚性，从而影响固有频率)。 b增加或减掉重量(质量) 虽然改变刚性通常比较简单和便宜，但是增加或减掉重量也改变自振频率。然而，这种效果只是局部共振时才有效。 c采取隔振措施 对外部设备振动激起机器的一个固有频率产生共振时，隔振可能很有效。 例如，设计1780rpm运转的泵，有一个750cpm的固有频率，如果附近有一台以75Orpm运转的大风机不平衡，则该泵可能出现共振问题。这种情况下，可把泵与风机隔离，动平衡风机，或者把泵本身与地板隔离。 解决共振问题的措施 e安装调

9、谐阻尼器(振动减振器)： 在其他技术措施无法实施或者不能有效把振动降到可接受的水平时，有时可以安装调谐阻尼器。然而，这种调谐阻尼器在只有一个占优势的频率引起过大的振动，并且这个频率就是调谐阻尼器的固有频率的情况下才有效。调谐阻尼器可以设计成固有频率等于故障频率，并与共振的振动响应相位差180度，它将有效地“抵消掉”共振。 f精确的动平衡： 因为共振幅值等于强迫振动幅值放大因子，利用减小强迫振动源(例如，不平衡)可以减小共振幅值。如果通过动平衡处理，可以明显减小动平衡强迫振动幅值，即使处于共振时，其共振振幅可以减小到可以接受的程度。 滑动轴承故障 滑动轴承有时也称为流体动压轴承。这种轴承有许多种

10、类，它是在旋转的轴颈与静止的轴承孔之间形成油膜进行工作的。左图：滑动轴承内旋转轴位置及油膜压力分布；轴逆时针方向旋转，最大压力位于与垂线方向约15度到20度处。油膜压力分布 偏心距和姿态角 滑动轴承的一个关键项目：稳定性 偏心距和姿态角是轴承稳定性的关键指示 偏心距：轴承与轴颈中心线之间的距离。 姿态角：中心连线与施加的负载向量之间 的夹角。滑动轴承亚同步振动的产生 当轴承负载减小或转子转速提高时，滑动轴承的姿态角增大，轴承稳定性降低。当轴承不能承受足够的预载，保持旋转轴处于稳定位置时，任何干扰轴承载荷的外力都可能引起轴承不稳定状态的出现。在这种不稳定的运转状态下，由于系统中包含了引起失稳的各

11、种因素，一旦产生失稳，转子就会产生自激振动，即使消除了原始激励源，转子的自激振动现象还会保持下去，这就是与转速亚同步的振动(即低于转速的振动)。 通常，只有明显降低转速才能稳定转子，转子将稳定下来，使它返回到正常转速，只有直到系统扰动力再次干扰系统时为止，系统能保持稳定。当抑制不稳定的力减小或失去时，振动幅值可能突增，因此，看滑动轴承振动特征的关键项目将是低于转速的亚同步振动。滑动轴承磨损和间隙故障 1. 间隙过大且磨擦的滑动轴承，可使轴在在轴承内的位置发生改变，可能导致不对中，常常产生2X转速频率的振动。有时，间隙过大使轴与轴承相磨擦，或者与诸如密封等其他零部件磨擦。在这些情况下，这些扰动力

12、引起处在不稳定状态的轴，产生自激振动。 2间隙过大的滑动轴承可能使小的不平衡、不对中或其他相关的力产生如下图所示类似于机械松动故障的振动频谱。这种情况下，轴承不是故障源。然而，如果轴承间隙达到规定要求，则振动幅值不会增大。滑动轴承磨损和间隙故障油膜涡动不稳定 油膜涡动是转子中心绕轴承中心转动的亚同步现象，其回转频率即振动频率约为转子回转频率的一半，所以常称为半速涡动。通常，油膜本身以略低于50颈表面速度的平均速度环绕轴颈转动，润滑和冷却轴承。通常，轴浮在油膜之上，略偏离垂直线，略高于轴承给定的稳定姿态角和偏心距处。这个抬起量与转子转速、转子重量和油膜压力有关。如果轴受到诸如突然冲击或外部冲撞等

13、干扰力，可能瞬间增大相对于某平衡位置的偏心。在这种情况下，附加的油立即被泵打入被轴弄空的空间中。这就导致负载油膜压力的增加，在油膜与轴之间产生附加的力。在这种情况下，油膜实际上推动轴在向前的圆周运动中前进，促使转子绕轴承中心以0.40X到0.48X转速频率回转。如果系统中有足够的阻尼，轴可能返回到它的正常位置并且稳定。否则，轴将继续它的涡动运动，而产生剧烈的振动。 油膜涡动呈现的特征1如下若干状态可引起油膜涡动： (1) 动态和予载力轻； (2) 过大的轴承磨损和过大的间隙； (3) 滑油特性改变(主要是剪切粘度)： (4) 油膜压力提高，不适当的轴承设计 在轴承载荷或转速变化的影响下，转子偏

14、离初始位置达到不稳定状态后，如果出现以上任何一种情况都可能引起油膜涡动。2有时机器可能间歇地呈现油膜涡动，这时滑动轴承可能没有问题，而是有外部振动力传入机器，或者有来源于机器本身传入轴承的外部干扰力。这种情况下，这些干扰力的频率恰好等于该轴承的油膜涡动频率，并且该扰动力的量也恰好能把轴推入涡动运动状态。这种振动可能是从其他机器通过结构接触，例如管道或者支撑，甚至通过楼板或基础传入。如果出现这种情况，可把这台机器与周围的机器隔离或者隔离有涡动问题的机器本身。3油膜涡动通常发生在40到48倍轴转速频率处，可很容易识别(某参考文献认为，纯的油膜涡动出现在43轴转速，而不稳定可能出现在第一阶临界转速频

15、率)。油膜涡动呈现的特征4.如下图表示轴升速后油膜涡动的发展。注意，轴清楚地在约1800转/分机器转速时进入油膜涡动，并保持到约4000转/分。这一点处，注意，轴的1X转速开始进入共振，实际产生足够的克服油膜涡动的力。然而，一旦机器通过共振，在5200转/分以上再次出现油膜涡动。 起动后油膜涡动(9200至12000转/分发生油膜拍打) 油膜涡动呈现的特征5当振动幅值达到轴承正常间隙的50时，认为油膜涡动最严重。这时，必须采取解决措施。6临时修正措施包括改变油温(因此改变油的粘度)。有意引入小量不平衡或不对中，以增大负载，加热或冷却支承脚，“临时”偏移对中，刮削轴承两侧或者轴承表面开槽，以破坏

16、润滑油的油楔或改变滑油压力。7解决油膜涡动，比较永久的修正步骤包括安装具有合适间隙的新轴承壳用内部油压工具对轴承加预载，完全改变轴承的类型，采用没有油膜涡动的滑动轴承。油膜振荡不稳定 当油膜涡动频率与系统自振频率接近时，产生油膜振荡问题。有油膜涡动的机器可能出现油膜振荡。 由右图所示，随着转子转速的提高，油膜涡动的频率也提高，两者保持一个近乎不变的恒定比例，即约为0.5。但是当转子回转频率约为该转子一阶临界转速的两倍时，随着转子转速的提高，涡动频率将保持不变，而且等于该转子一阶临界转速。这时油膜涡动变为油膜振荡。此时引起过大的振动，油膜可能不再具有支承能力。振荡转速实际将“锁定”在转子临界转速

17、，这是一种可导致灾难性破坏的因有的不稳定的振动。 与诸如不平衡，不对中，共振等机械振动故障不一样，流体引起的振动往往与工作状态关系密切。即，机器类型和机器完成的工作对振动影响非常大。流体引起的振动包括： 1流体动力激振 2气蚀和缺乏流体现象 3回流 4流体紊流 5喘振 6阻塞流体引起的振动流体动力激振 流体机械包括泵，风机，透平，真空泵等等各种类型机器，因为它们的叶轮对它们处理的流体(液体或气体)作功，它们都固有地产生水力学力和气动力。 通常，用如下方程计算流体动力激振所产生的叶片通过频率： 叶片通过频率=BPF=叶片数目叶轮的转速(cpm或Hz) 当叶片通过静止件附近(诸如扩压叶片或出口涡壳

18、)时，叶片每次承载或卸载的压力变化或脉动产生这些力。即，如果一个人站在空间某固定点，观察6片叶片的泵叶轮，叶轮每转一转，他将感觉到6个扰动力脉冲。 流体动力激振振动特征 1如果叶轮中心与其壳体中心不重合，并与扩压器未恰当对准，则将产生叶片通过频率及其谐波频率的明显振动。例如，如果叶轮与扩压器叶片之间的一边间隙为6毫米，而另一边间隙为12毫米)，则将产生一系列叶片通过频率，振动幅值很大。除非有特殊设计要求(如在某些类型泵和风机中)，整个圆周的所有间隙都应该相等。 2确保叶片通过频率或谐波频率都与转子或支承结构的自振频率不重合,否则，可能产生过大振动。 流体动力激振振动特征一个例子：14310cp

19、m(16X转速频率)的叶片通过频率振动，在两次监测之间从0.25mm/s明显增大到2.54mm/s，然后，由于扩压器焊接损坏，导致在下次监 测 时 再 次 倍 增 到4.90mm/s。 由于扩压器叶片损坏(16叶片风机) 造成的大的叶片通过频率振动流体动力激振振动特征 具有旋转叶片和静止扩压叶片的离心式机器，有时可产生另一种频率，这种频率称为叶片比频率 (BRF)叶片比频率(BRF)与旋转叶片和静止叶片彼此相重合的倍数和比率有关。当旋转叶片和静止叶片相处重合时，由于在旋转叶片与静止叶片之间流体(气体或液体)的压缩可能会出现明显的脉冲。在某瞬时，两组或更多组叶片同时重合所产生的脉冲，要比只有一组

20、旋转叶片和静止叶片彼此成一线(重合)所产生的脉冲大得多。这就是为什么旋转叶片数和扩压叶片数彼此有公约数不是好主意。 叶片比频率(BRF)为： BRF=(叶轮叶片数目)(扩压器叶片数目)(转速)K 式中：BRF=叶片比频率(cpm或Hz) K=叶轮叶片数目和扩压器叶片数目的最大公约数。 流体动力激振振动特征 例如，如果某机器叶轮叶片有18个和扩压器叶片有24个，则K等于6，所以： BRF=1824转速6=72转速 因此，这个例子中，叶片比频率BRF(72转速频率)比叶片通过频率BPF(18转速频率)高4倍。并且，如同以上所指出，这台机器由于一组以上旋转叶片和静止叶片彼此重合(这个例子中，6个叶轮

21、叶片在0度，60度，120度，180度，240度和300角度处)直接对准扩压器叶片，所以将产生更大的脉冲，导致明显的叶片比频率(BRF)脉冲。 如果该机器叶轮叶片数为17，扩压器叶片数为25，则没有一个瞬间会有一组以上叶轮叶片与扩压器叶片彼此对准，因此，该机器的振动将较小。气蚀和缺乏流体现象 气蚀是离心泵常见的故障，它对泵内部零件有十分大的破坏力。有连续气蚀的泵，往往使叶轮产生严重的凹坑或冲刷腐蚀。有些情况下，气蚀可以把叶轮叶片完全冲刷腐蚀光。 泵在过高的流量能力或过低的进口压力下工作时，往往会发生气蚀。主要是因为泵缺乏流体，当进入泵的流体试图填充存在的凹坑处时，进入泵的流体被”气化”，这就形

22、成了接近完全真空的凹坑，这种接近完全真空的凹坑很容易崩溃或爆破。如果出现这种现象，那么这些爆破就产生冲击，激起叶轮及附近零件的局部自振频率。因为这些爆破可以在整个泵或连续的管道内随机出现，所以振动的幅值和频率两者都非常随机。气蚀的振动特征 1指示气蚀的典型频谱在约（300Hz到2000Hz）范围内，是随机的宽带能量谱。可以像没有离散的频率分量的“白噪声”那样出现，或者伴有叶片通过频率及若干谐波频率。 2气蚀往往产生奇特的噪声，轻微气蚀发出的声音通常像泵压砂子的声音，较严重的气蚀发出的声音像卵石通过泵的声音。 气蚀的振动特征供水泵中气蚀 回流 在泵中，回流恰好与气蚀相反，泵在太小流量能力或太高进

23、口压力下工作时，可能会出现回流。出现回流时，一部分流体从出口返回到叶轮，当泵试图让过多的流体通过泵时。这就引起反向流动，导致两部分或更多流体反方向流动，产生振动和噪声。 回流呈现如下特征： 1回流产生非常类似于气蚀引起的频谱。即，往往有随机的，高频振动，有时还叠加叶片通过频率。 2与气蚀不一样，回流不会引起泵零件的磨损或者冲刷腐蚀。然而，如果振动过大，可能损坏轴承，摩擦环，阀门和其他相关的零件。 紊流 通过泵，风机，压缩机或真空泵正常流动的液体或气体受到某些干扰或阻止时，出现紊流。管道中的妨碍物，急剧的直角转向，直径的急变等都可引起这些流体扰动而出现紊流。这一故障的修正，包括拆去妨碍物。如果管

24、道存在太急的直角转弯，则应插入转向叶片，在必须减小管道截面的地方提供较长的，逐步变化的直径。 紊流故障呈现如下特征： 1虽然紊流可能产生随机的，高频振动，通常它也将引起低于1X转速频率的随机的低频振动。在风机中，紊流将产生集中在约50cpm到2000cpm频率范围内的随机的，低频振动，它代表该机器结构和管道的自振频率。在泵中，水力学不稳定，摩擦环有故障，密封有故障，或平衡盘或平衡鼓有问题时，将激起从0.55X转速频率到0.78X转速频率的范围内的振动成分。 2紊流振动的频率和幅值都是不规律的，有时是宽广的脉冲。 3紊流产生的噪声有时将非常大，虽然伴随大噪声，机器本身的振动相对较小。其原因是紊流

25、状态本身在机器外面。紊流 振动显示这台风机是紊流流动 喘振 高速离心式和轴流式压缩机较重要的故障之一就是喘振。发生喘振的压缩机典型地都是在设计极限值以外工作。当相对于某具体工作转速的设计状态下，出口压力太高或者流量太低时，会发生喘振。发生喘振时，压缩机中气流实际上反向流动。只是局部喘振时，这种反向流动可能只出现在叶轮叶片的边界层处。然而，发展到完全喘振时，整个流体的流动将反向，流体从出口向进口流动。由于喘振会导致广泛的破坏，所以必须防止压缩机喘振。 喘振呈现如下特征：喘振呈现如下特征： 1局部喘振引起明显的叶片通过频率及其谐波频率振动，在仅几秒钟就明显增大。这种叶片通过频率振动幅值可能倍增或者

26、甚至增大2倍。 2完全发展的喘振，往往将把整个频谱抬高。即，将抬高频谱的整个”噪声地平”，产生大幅值随机响应，覆盖宽频范围。这是压缩机内紊流造成的，它激起包括叶轮的轮盘，转子叶片，扩压器叶片，壳体，轴，齿轮，和其他零部件的一系列自振频率。如果不采取措施消除喘振，喘振可能在短时间内使压缩机破坏。阻塞 阻塞(有时称为“石墙”)本质上与压缩机中喘振相反。出口压力太低，造成扩压器段内流速太高时出现阻塞。这种流动速度接近马赫数1时，将在扩压器叶片之间出现紊流，它有阻塞流体流动的作用。出现这种现象时，不仅由于紊流造成的振动增大，而且，压缩机的效率和压缩比也将明显下降。 阻塞的频谱特征，本质上与喘振的频谱相

27、同。因此，为了区分正在发生的故障是什么故障，必须检查诸如压力，质量流量等其他工作参数。拍振的问题 我们或许有这样的体会，在定子或转子有故障的交流感应电动机旁，常常可以发现声学拍频。这种情况下，转速频率的谐波频率常发生在靠近电源频率两倍的频率处，引起拍振。 例如，如果一台3，580转分的电动机存在转子偏心故障，它引起7,200转分的大的振动幅值，其转速频率的两倍为7.160转分，它将与7200转分的2X电源频率形成拍振，将产生4 0转分的拍频。拍振的产生拍振的产生 图中演示了拍频产生的现象。这里，两个时域波形，每一个都相应于自己的频率，示于该图的上部。注意，这两个时域波形略有差别，即这两个频率略

28、有差别。然而，两个时域波形的尖峰，周期地同时彼此同相位进入。在这一点处，它们有效地彼此相加，形成最大幅值，如在下面的图中拍频时域波形本身所见。再回到上面的图形中，在另外一些时刻，这两个频率的时域波形相位差180度，彼此有效地抵消。直接看下面的图中这一点，发现这里的幅值几乎为零。因此，这就解释了为什么人们会感觉到和听到波动的噪声和振动。注意，下面的时域波形，事实上是这两个频率产生的拍频。如同图中所见，这个拍频(FB)事实上就是这两个频率的频率差(F1F2)。拍振举例图 NO1拉丝框架的主传动拍振举例 上图说明了一台真实机器的拍振。该齿轮箱的输出是一根长的传动轴。注意，从驱动电动机输入到齿轮箱的转

29、速为1477转分，其到传动轴的输出之一转速为1393转分(输入，输出转速之差仅为84转分)。在较宽频率刻度下看时，这两个单独的尖峰合并成一个，振动幅值显示出它们较大的波动。拍频为84转分，它们是较高的驱动电机转速与较低的传动轴转速两者之差。拍振举例由于拍振，传动轴和电动机转速频率 拍振所带来的影响 拍频本身未必成为问题。然而，人们想要平衡机器之一，例如，他发现动平衡非常困难，尤其是如果想用频闪灯完成此工作。如果涉及拍频，频闪的虚象将连续以拍频本身旋转。因为测量不到相位，所以变为不可能用任何类型动平衡进行平衡。 另一种情况，两台单独运转的机器，可能都在振动烈度标准内。然而，当两者一起运转时，结果

30、是两台机器都超过报警限。这种情况下，一种解决办法是，改变其中一台机器的转速，或者改变两台机器的转速，这样它们便不再拍振了。另一种解决办法是，在机器之一或两者下面放置隔振材料，保持彼此的振动不受影响。通常，为了阻止拍振，明显的强迫频率彼此至少保持离开10，这时频率差超过150到200转分时，拍频就已不成为问题。拍振举例人有了知识，就会具备各种分析能力，明辨是非的能力。所以我们要勤恳读书，广泛阅读，古人说“书中自有黄金屋。”通过阅读科技书籍，我们能丰富知识，培养逻辑思维能力；通过阅读文学作品，我们能提高文学鉴赏水平，培养文学情趣；通过阅读报刊，我们能增长见识，扩大自己的知识面。有许多书籍还能培养我们的道德情操，给我们巨大的精神力量，鼓舞我们前进。