9.典型机器故障振动特征分析(泵和电机).ppt

典型机器故障振动特征分析（三） 典型机器故障振动特征分析 （三） 共振问题 滑动轴承故障 流体引起的振动 拍振 交流感应电动机故障 共振问题 当强迫振动频率与某自振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。 自振频率可以是： 转子的自振频率 支承框架的自振频率 基础的自振频率 传动皮带的自振频率 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 共振放大曲线和相位变化曲线 共振时，共振放大曲线和相位变化曲线 共振放大曲线和相位变化曲线 图中，垂直轴线为放大因子Q，水平轴线为频率比(f／fn)。放大因子Q实际上是与机器通过共振时振动放大多少的振动幅值之比。频率比就是强迫振动频率f与自振频率fn之比。图中表示频率比接近1.0时(或者强迫振动频率与自振频率‘调谐”时)，振动幅值变得极高，它仅与系统的阻尼量有关。事实上，图下面的方程表示共振时对无限大振动幅值的唯一的限制是系统的阻尼(这里，阻尼为ζ，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，通常阻尼因子为0.05或更小，它表明共振幅值在这个阻尼因子下将增大10倍，在小阻尼系统情况下，放大因子甚至可达50倍(见图5.1左图)。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。 注意右侧图，即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，在自振频率这一点处相位变化90度，在自振频率区域内相位还将继续迅速变化。最后，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，是与离开自振频率的距离有关，并受阻尼值的控制，如从图5.1中可以看到。阻尼愈小，相位变化速率愈快。 波德图 波德图- 振动幅值和相位随转速变化的曲线 波德图 波德图(Bode)：振动幅值和相位都绘在同一张图上，垂直轴线为振动幅值和相位角，水平轴线为轴转速(转，分)，机器从静止达到全转速或者停机并滑行达到停止时，振动幅值和相位角随转速变化的曲线。请看振动幅值随转速变化曲线，该机器从约6500转／分滑行停车时，通过两个共振区，第一个，当机器接近4850转/分时，振动幅值从约仅0.125密尔增大到0.872密尔；然后迅速再次下降到约0.130密尔。后来，又激起约2450转／分的另一个自振频率，通过此共振频率时振动幅值增大到约O.600密尔。最后，振动幅值再次继续减小，直到停车为止。这是普通旋转机器的典型的波德图。在这个例子中，如果该机器从O到2200转／分，或从2700到4300转／分，或从5300到6500转／分运转，则很平稳。然而，如果该机器从约2300转／分到2600转／分，或从4600到5100转/分运转，则会出现严重的共振放大。 当机器通过共振时，在自振频率处振动相位精确地变化9O度，随转速通过共振点，相位继续变化到180度。 波德图 高于和低于和处在转子共振频率时振动位移和相位滞后随转速变化而变化曲线 波德图 共振问题的识别 共振问题的识别 解决共振问题的措施 解决共振问题的措施 滑动轴承故障 滑动轴承有时也称为流体动压轴承。这种轴承有许多种类，流体动压轴承通过在旋转的轴颈与静止的轴承孔之间形成油膜进行工作的。左图表示滑动轴承内旋转轴相对位置及油膜压力是如何分布的。在这张图中看到，轴反时针方向旋转，最大压力位于与垂线方向约15度到20度处。 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