水轮发电机转子不平衡分析与处理

水轮发电机转子动不平衡分析与处理

赵邦银

新疆额河水电有限公司

【摘要】大中型水轮发电机的转子通常是在安装现场叠装,一般是按照相同重量对称悬挂磁极，现场通常又不具备做动平衡试验的条件，机组安装完毕投产后难免有动不平衡的情况。本文介绍了水轮发电机转子动不平衡的现象及分析，并介绍了配重处理的过程，值得借鉴。

【关键词】发电机转子动不平衡水平振动垂直振动

一、机组概况

本公司“喀站”装机四台，机组总容量4*40MW，机组型号“SF40000-20/5500”，立轴悬垂型，额定转速“300r/min”，额定水头“86.3m”，额定流量“54.98m3/s”,转动惯量GD2“≥1776t.m2”,轴承冷却方式为“油浸式自循环水冷却”。1-4号机组分别于2010年7月至9月相继投产，但4号机组投产后运行异常，与其它机组相比，有很大的低频轰鸣声，上机架水平振动偏大。

二、异常现象及危害

1.机组异常的轰鸣声

4号机组运行声音异常，如飞机飞行的轰鸣声伴随有嗡嗡的震颤，在水机室半封闭环境下，这种高能量的低频轰鸣声让人耳膜无法承受,高达120-130分贝，而正常机组在同样运行工况同一位臵为80-90分贝。

2.机组上导支架水平振动值偏大

4号机组除了声音异常大外，机组上导水平振动偏大，人站在上机架上明显感到晃动，水平振动实测值如下：

从上表中可以看出，机组上导除了水平振动偏大外，垂直振动、大轴摆度基本是满足要求的，水导的轴承支架水平、垂直振动、大轴摆度均满足要求。《水轮机发电机组安装技术规范》（GB/T 8564-2003）对水轮发电机组带导轴承支架的水平振动允许值如下表红色数值：

额定转速在250至375r/min之间的机组允许值为0.07mm，而实测值在机组空载状态（发电机全压不带负荷）为0.16mm，是最大允许值的两倍还多。

3.机组下导油盆盖迷宫环对大轴瓦裙有明显的“啃食”，检查图片如下：

4. 机组上导支架水平振动值偏大的危害

（1）容易使机组上机架连接部件松动，使转动部件与静止部件之间产生摩擦甚至扫膛而损坏。

（2）引起零部件或焊缝疲劳，形成并扩大裂缝甚至断裂。由于转子与定子气隙不匀，转子运行受力不均，可能引起大轴弯曲变形，而轴变形越大,振动也越严重。

三、原因分析与检查

分析机组上机架水平振动偏大，主要从水力、机械、电气三个方面的因素进行,分别对转子的叠加工艺、磁极重量、圆度，发电机气隙，导瓦间隙，导轴承摆度，导轴承机架的水平、垂直振动等数据进行了分析，初步确定4号水轮发电机组振动过大是由于发电机组偏心、推力瓦不平、镜板倾斜以及转子质量不平衡引起的机械方面振动。针对上述可能原因进行了如下检查内容。

1.发电机组中心检查

吊出发电机组的转子及转轮，对发电机的上、下机架，水轮机的座环进行中心检查。

2.对上导瓦、瓦背、推力瓦、抗重螺栓、推理头、镜板进行全面检查。

3.对下导瓦、瓦背、轴领进行全面检查。

4.对水导瓦、瓦背、抗重螺栓、水导轴领等进行全面检查。

5.测量并调整镜板水平。

6.转子推中，发电机空气间隙、转轮上冠、下环同心度及中心调整。

7.打推力瓦受力及机组轴线定位。

8.机组回装并调整上导、下导、水导瓦间隙。

经过上述检查、调整后，前、后数据对比如下：

1.转子气隙调整前后数据

2.镜板调整前后数据

3.上导中心调整前后数据

4.下导中心调整前后的数据

5.转轮迷宫环间隙

6. 主轴密封间隙（设计单边间隙0.35-0.50mm)

7.上导、下导、水导瓦间隙调整。上到瓦设计间隙0.15mm-0.20mm，下导瓦设计间隙0.15mm-0.20mm，水导瓦设计间隙0.15mm-0.20mm。

通过对4号机组机械结构检查，中心、水平、气隙调整，回装后运行的实测数据如下：

从调整前后的数据分析，上导、推力、下导、水导的瓦温是符合规范要求，说明瓦间隙，推力瓦水平、受力都满足要求；机组上导和水导的摆度都较小，证明机组的轴线也是符合要求的；机组空载的振动从调整前0.16mm减到调整后的0.08mm，带满负荷后振动减到0.07mm，有了明显的效果，但未达到规范规定的0.07mm的允许值范围内，随着运行时间增加，导瓦间隙的变化，水平振动还会逐渐变大。机组经过上述的检查调整后，虽然有了明显的改善，但还存在其它的因素—转子动不平衡的问题，有几个明显的特征也待解释，

如：水平振动的频率和机组转速频率一致，振幅值随转速增加而增大；重负荷时振幅值减小；下导瓦裙一边“啃食”。其次，发电机转子是在现场叠装的，虽然在安装过程中为使转子均质分布而采取了对磁极称重均衡叠装的措施，但没有做动平衡试验，转子不平衡的理由是存在的。

四、处理过程

由于现场不具备转子动平衡试验条件，采用了目前国内常用的“三次试加重法”，虽然效率没有先进的仪器那么快，但在本次处理过程中达到了非常好的效果。本次处理过程配重共进行了八次，将4号水轮发电机组空载时上导水平振动0.08mm减少到0.02mm，水导振动也减到0.01mm，使整个机组达到了非常平稳的状态。

将天车大钩落下，作为监测发电机上机架水平振动用百分表磁放基础，监测数据较为准确，如下图：

“三次试加重法”具体操作顺序就是在发电机转子的同一半径互成120o的三点逐次加试重块，分别启动机组至额定转速，并测记轴承所在机架各次的振幅u1、u2、u3，连同未加试重时所测得的振幅值u0共有四个，根据这四个振幅值计

算求出转子原来存在的不平衡质量的大小和方位。

转子质量150000kg，机组配重前空载最大振幅0.08mm，配重半径是240cm，额定转速300r/min。转子配重试块计算公式（与振幅有关的公式）m0=450u0G/Rn H2（公式中：m0为试块重量，也就是需要配重重量,kg； u0为机组配重前的最大振幅,1/100mm；G为转子质量Kg；R为配重半径,cm；n H为额定转速,r/min。

根据公式计算出机组试加配重块的质量为：

m0=450×（u0G/Rn H2）

=450×[（0.08×100×150000）/（240×3002）]

=25kg

为了避免机组因配重产生剧烈振动，在试加重时选择试重块为17kg（即m0为17kg），三次试加重后启动机组至额定转速分别测量上导振动值。

第一次试配重后，启动机组至额定转速测量机组上机架水平振动值u1=0.15mm ，第二次u2=0.06mm，第三次u3=0.03mm。

未加试重块时u0=0.08mm，试加重产生的振动值u p：u p=0.578√（u12+u22+u32-3u02）

=0.578√（0.152+ 0.062+ 0.032- 3×0.082）

≈0.051mm

根据三次试加重测试数据计算实际需配重的质量为：

m= (u0/u p)×m0

= (0.08/0.051)×17

≈27kg

应加配重块的固定角：

α=60o-arccos[（u12-u02-u p2）/2u0u p]

=60o- arccos[（0.152-0.082-0.0512）/2×0.08×0.051]

=60o- arccos1.654

式中：α—配重块固定角，它是从最小振动值u3向中间振动值u2偏移的夹角。

此题无解，是因为机组振动不单是由转子质量不平衡引起的，还有其它的因素—如电磁力和水力等的影响，这就使得计算受到了干扰，产生了计算误差，这也说明本次配重试验不能一次配重成功。考虑到配重方位在C点偏B点方向左右，围绕C点左右每次移动20o分别加试重块并启动机组至额定转速，测量上机架振动值u4、u5、u6、u7如下。

第四次配重后，启动机组至额定转速测量机组上机架水平振动值u4=0.05mm,第五次u5=0.03mm，第六次u6=0.03mm，第七次u7=0.04mm。

根据所测得的振动值u4=0.05mm、u5=0.03、u6=0.03、u7=0.04可知试重块在E点、F点时机组振动值最小，经计算4号机组的不平衡质量是27kg，最后决定在E点、F点分别加17kg、10kg配重钢板固定并焊接。

第八次配重如图：

启动机组至额定转速测量机组上导水平振动值0.02mm

五、处理后的效果

喀站4号机组共经过了8次配重试验，取得了非常好的

效果，第8次配重完成后启动机组，各部位振动、摆度数据如下：单位mm

本次对喀站4号机组中心、水平、轴线、轴瓦等重新调整，特别是进行转子配重试验后，使4号机组的振动、摆度达到了最佳状态，彻底消除了机组上机架水平振动大的问题。

汽轮机大轴偏心与晃度

晃动度的测量方法： 转子的晃动度的测量是在汽机轴承内进行。首先把测点打磨光滑，将千分表架固定在轴承或汽缸水平结合面上。为了测量最大晃动度的位置，需将圆周分为八等份，用笔按照逆时针方向编号。表的测量杆对准位置1并与表面垂直，适当压缩一部分使大针指“50”。按旋转方向盘动转子，顺次对准各点进行测量，并记录各测点的数值。最大晃动值是直径两端相对数值的最大差值，最大晃动度的1/2即为最大弯曲值。 晃动度与以下因素有关： 1、汽缸上下壁温差； 2、轴封供汽温度； 3、一侧轴封被严重磨损； 4、轴颈在运行中振动大及轴承钨金脱落； 5、轴端部件有摩擦和振动； 6、轴段或叶轮轮毂有单侧严重摩擦； 7、汽轮机振动大及大修过程中等。 汽轮机大轴偏心度的定义及影响因素： 汽轮机在启动或停机过程中，偏心测量已成为必不可少的测量项目。它能测量到由于受热或重力所引起的轴弯曲的幅度。偏心是在低转速的情况下，对轴弯曲的测量，这种弯曲可由下列情况引起：原有的机械弯曲，临时温升导致的弯曲，在静态下必然有些向下弯曲，有时也叫重力弯曲。转子的偏心位置，也叫做轴的径向位置，它经常用来指示轴承的磨损以及予加的负荷大小，例如由不对中导致的那种情况。它同时也用来决定轴的方位角，方位角可以说明转子是否稳定。 偏心检测系统DYW-P型偏心监控仪是精密测控仪表。具有报警与停机控制信号输出，设有电流输出通用接口，可与计算机等设备连接。该监控仪采用160×80（mm）通用机箱，LED数字显示,PVC彩色面膜和轻触摸键,外形美观，款式新颖，结构合理，安装简单，性能稳定，质量可靠，测量准确。 现场常发生的汽轮机偏心大有以下几种原因： 1、测量装置本身有问题，造成测量值摆动大，无法读取。建议汽机检修检查处理，将机械测量与热工测量进行校对； 2、汽轮对轮安装时原始张口不合格，超过80um，导致盘车时偏心大与原始值20um 以上。这种现象一般不易调校，要对对轮进行调整； 3、运行中偏心变大，可能存在动静碰磨、油膜振荡、汽温突降或水击、汽流激振、电磁干扰、轴承油膜刚度不足、汽轮机转子部件脱落或松动等因素。 4、汽轮机转子出现热弯曲或出现裂纹； 5、机组启动过程中汽缸温差，特别是上、下缸温差和法兰内、外壁温差超标会

转子不平衡的故障机理与诊断

转子不平衡的故障机理与诊断(1) 转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。据统计，旋转机械约有一半以上的故障与转子不平衡有关。因此，对不平衡故障的研究与诊断也最有实际意义。 一、不平衡的种类 造成转子不平衡的具体原因很多，按发生不平衡的过程可分为原始不平衡、渐发性不平衡和突发性不平衡等几种情况。 原始不平衡是由于转子制造误差、装配误差以及材质不均匀等原因造成的，如出厂时动平衡没有达到平衡精度要求，在投用之初，便会产生较大的振动。 渐发性不平衡是由于转子上不均匀结垢，介质中粉尘的不均匀沉积，介质中颗粒对叶片及叶轮的不均匀磨损以及工作介质对转子的磨蚀等因素造成的。其表现为振值随运行时间的延长而逐渐增大。 突发性不平衡是由于转子上零部件脱落或叶轮流道有异物附着、卡塞造成，机组振值突然显著增大后稳定在一定水平上。 不平衡按其机理又可分为静失衡、力偶失衡、准静失衡、动失衡等四类。 二、不平衡故障机理 设转子的质量为M，偏心质量为m，偏心距为e，如果转子的质心到两轴承连心线的垂直距离不为零，具有挠度为a，如图1-1所示。

图1-1 转子力学模型 由于有偏心质量m和偏心距e的存在，当转子转动时将产生离心力、离心力矩或两兼而有之。离心力的大小与偏心质量m、偏心距e及旋转角速度ω有关，即F＝meω2。众所周知，交变的力（方向、大小均周期性变化）会引起振动，这就是不平衡引起振动的原因。转子转动一周，离心力方向改变一次，因此不平衡振动的频率与转速相一致，振动的幅频特性及相频特性。 三、不平衡故障的特征 实际工程中，由于轴的各个方向上刚度有差别，特别是由于支承刚度各向不同，因而转子对平衡质量的响应在x、y方向不仅振幅不同，而且相位差也不是90°,因此转子的轴心轨迹不是圆而是椭圆，如图1-2所示。 由上述分析知，转子不平衡故障的主要振动特征如下。 (1) 振动的时域波形近似为正弦波（图1-2）。 (2)频谱图中，谐波能量集中于基频。并且会出现较小的高次谐波，使整个 频谱呈所谓的“枞树形”，如图1-3所示。

汽轮机振动异常原因分析及解决方法

汽轮机振动异常原因分析及解决方法前言 汽轮机的振动大小，是评价汽轮机组运行可靠性的重要指标。对于高速转动的汽轮机来说，微小的振动是不可避免的，振动幅度不超过规定的标准属于正常振动。对汽轮机的运转没有影响，但是当振动超过规定限值时，对整个汽轮机组的运行是有害的，表明机组内部存在缺陷。本文所分析的就是这种振动过大的异常振动产生的原因和减小振动的方法。 一、汽轮机振动过大的危害 汽轮机组振动过大，会使机组内部部件的连接松动，基础台板和基础之间的刚性连接削弱，或使机组的动静部分发生摩擦，造成转子变形、弯曲、断裂，甚至是叶片损坏。当机头发生振动时，可能直接导致危机保安器动作，造成停机事故。当汽轮机动静叶片由于过大的振动而发生相对偏移时，会造成高低压端部轴封发生不正常磨损。低压缸端轴封的磨损破坏轴封的密封作用，使空气被吸入负压状态下的低压缸，破坏凝汽器的真空，直接影响汽轮机组的经济运行。高压缸端轴封的破坏会使高压缸的蒸汽大量向外泄露，降低高压缸做功能力，甚至会引起转子发生局部热弯曲。泄露的高压蒸汽如果进入轴封系统的油档中，使润滑油内混入水分，造成油膜失稳，也可能产生油膜振荡，造成轴瓦乌金熔化。当过大的振动造成轴弯曲时，可能使发电机滑环和电刷的磨损加剧、静子槽楔松动、绝缘被破坏，造成发电机或励磁机事故。当过大的振动造成某些紧固螺丝松脱、断裂时，甚至会造成整个汽轮机组的报废。所以，消除异常振动，是确保安全生产的重要环节。 二、汽轮机异常振动的原因分析与解决方法 汽轮机组负担着将热能转化为电能的任务，由于其长时间运行、关键部位长期磨损等特点，各种故障时常发生，其中，振动异常是汽轮机组常见故障中最频繁的一种，严重影响了电厂的正常发电。由于振动产生的原因非常复杂，汽轮机

转子允许动不平衡量的计算

转子允许动不平衡量的计算 允许不平衡量的计算公式 U per=M X G X n r x x 260 Π X 103 （g ） 转子重量M,Kg 0.2 0.3 0.2 0.2 平衡精度G ,gmm/kg 6.3 2.5 6.3 6.3 转子的校正半径r ，mm 20 20 20 20 转子的转速n ，rpm 1000 1000 1000 1000 允许不平衡量，g 0.602 0.358 0.602 0.602 每面的允许不平衡量，g 0.301 0.179 0.301 0.301 U per 为允许不平衡量 M 代表转子的自身重量，单位是kg ； G 代表转子的平衡精度等级，单位是mm/s ； r 代表转子的校正半径，单位是mm ； n 代表转子的转速，单位是rpm 。 一、动平衡机常用术语 1.不平衡量U ：转子某平面上不平衡量的量值大小，不涉及不平衡的角度位置。 它等于不平衡质量m 和转子半径r 的乘积。其单位是gmm 或者gcm ，俗称“矢径积”。 2.不平衡相位：转子某平面上的不平衡质量相对于给定极坐标的角度值。 3.不平衡度e ：转子单位质量的不平衡量，单位是gmm/kg 。 在静不平衡时相当于转子的质量偏心距，单位为μm 。 4.初始不平衡量：平衡前转子上存在的不平衡量。 5.许用不平衡量：为保证旋转机械正常工作所允许的转子剩余不平衡量。 该指标用不平衡度表示时，称为许用不平衡度（亦称许用不平衡率）。 6.剩余不平衡量：平衡校正后转子上的剩余不平衡量。 7.校正半径：校正平面上校正质量的质心到转子轴线的距离，一般用mm 表示。 8.校正平面的干扰（相互影响）：在给定转子某一校正面上不平衡量的变化引起另一校正平面上的改变（有时称为平面分离影响） 9.转子平衡品质：衡量转子平衡优劣程度的指标。

转子故障振动机理分析

转子故障振动机理分析 转子故障引起振动有许多形式, 现对其中的几个典型振动故障产生的原因及其对应的振动机理进行如下分析: 1.转子不平衡故障及振动机理分析 转子不平衡包括转子系统的质量偏心及转子部件出现缺陷;转子质量偏心是由于转子的制造误差、装配误差、材料不均匀等原因造成的，称为初始不平衡。转子部件缺损是指转子在运行中由于腐蚀、磨损、介质结垢以及转子受疲劳力的作用，使转子的零部件（如叶轮、叶片等）局部损坏、脱落、碎片飞出等，造成的新的转子不平衡。转子质量偏心及转子部件缺损是两种不同的故障，但其不平衡振动机理却有共同之处。 振动机理分析:旋转过程中,转子产生不平衡离心力与力矩通过支承点作用在轴及轴承上,引起振动.设转子质量为M（包括偏心质量m），偏心距e，旋转角频率w=2 f（v f为 v 转动频率），在t瞬时位移在直角坐标系分量x，y，如图6-3所示，则可得转子中心运动微分方程为 图6-3 转子力学模型

则有 以上几式中的K可以近似简化为机器的安装总刚度，M为机器的总质量，为K和M构成的振动体的无阻尼固有频率。为无量纲阻尼因子，它的取值不同，会影响到系统 的响应，是激励频率与固有频率之比，也是无量纲因子。根据上式，按不同的频率比和阻尼系数的变化，作出幅频响应图及相频响应图，如下图所示： 图6-4 幅频响应图及相频响应图 转子不平衡所引起振动有下列特点:振动方向为径向,振动的特征频率等于转频;转子的轴承均发生较大的振动;在转子通过临界转速时振幅有特别显著的增大;在高速下随转轴转速上升振动很快增大;振动频率与转速相等且为正弦波;在没有带负荷时振动就达到最大值. 2.转子不对中故障振动机理分析 机组各转子之间由联轴器联接构成轴系，传递运动和转动。由于机器的安装误差、承载后的变形以及机器基础的沉降不均等，造成机器工作状态时各转子轴线之间产生轴线平

机械故障诊断论文 旋转机械故障诊断技术

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前言 设备状态监测与故障诊断是通过掌握设备过去和现在运行中或基本不拆卸的情况下的状态量，判断有关异常或故障的原因及预测对将来的影响，从而找出必要对策的技术。它是一门综合性技术，涉及传感及测试技术、电子学、信号处理、识别理论、计算机技术以及人工智能专家系统等多门基础学科，是对这些基础理论的综合应用。 旋转机械的主要功能是由旋转动作完成的，转了是其最主要的部件。旋转机械发生故障的重要特征是机器伴有异常的振动和噪声，其振动信号从幅值域、频率域和时间域实时地反映了机器故障信息。转子常见的故障有转子不平衡、转子不对中、转子弯曲、油膜涡动和油膜振荡等[1]。 1.旋转机械故障诊断的内容 作为设备故障诊断技术的一个分支--旋转机械状态监测与故障诊断技术.其研究领域也同样主要集中在故障信息检测、故障特征分析、状态监测方法、故障机理研究、故障识别及其专家系统。 2.旋转机械的振动关系及故障分类 旋转式机械的主要组成部分是转轴组件，又称转子系统，它包括转子、轴承、支座及密封装置等部分。由于转子类型及振动性质的不同，其产生故障的原因，机理及振动特征各不相同。 2.1转子不平衡 2.1.1转子不平衡产生原因 在旋转机械中，若转子的质心与旋转轴不重合，就存在不平衡。转子不平衡包括转了系统的质量偏心及转子部件出现缺损。转子质量偏心是由于转子的制造误差、装配误差、材质不均匀等原因造成的，称此为初始不平衡。转了部件的缺损是指转子在运行中由于腐蚀、磨损、介质结垢以及转子受疲劳力的作用使转子的零部件(如叶轮、叶片等)局部损坏、脱落、碎块飞出，从而造成新的转了不平衡。转子质量偏心和转子部件缺损是两种不同的故障但其不平衡振动机理却有共同之处。 2.1.2转子不平衡的振动特征 转子不平衡故障的主要振动特征为：频谱图中，谐波能量集中于基频；振动的时域波形为正弦波；当工作转速一定时，相位稳定；转子的轴心轨迹为椭圆；转子的进动特征为同步正进动；转子振动的强烈程度对工作转速的变化很敏感，振动幅值与转速的平方成正比，而与负荷大小无关；当转速大于第一临界转速后，转速上升，振幅趋向于一个较小的稳定值。当转速接近第一临界转速时，发生共振，振幅具有最大峰值；不平衡故障主要有静不平衡和动不平衡两种。对于静不平衡，其振动方向主要反映在径向，与轴向振动无关，转子两端轴承同一方向的径向振动为同相。 2.2转子不对中 2.2.1转子不对中产生原因 机组各转子之间由联轴器联接构成轴系传递运动和转矩。由于机器的安装误

汽轮机转子运行故障分析及诊断

汽轮机转子运行故障分析及诊断 发表时间：2017-05-12T09:03:43.900Z 来源：《防护工程》2017年第1期作者：李钢 [导读] 在目前工业生产中，汽轮机作为重要的旋转设备，是工业生产中必不可少的机械设备。 辽宁大唐国际阜新煤制天然气有限责任公司辽宁阜新 123000 摘要：在目前工业生产中，汽轮机作为重要的旋转设备，是工业生产中必不可少的机械设备。其中汽轮机转子是汽轮机的主要零部件，使得汽轮机转子安全性、可靠性、适用性以及可维修性特点受到人们的关注，促使关于汽轮机转子运行故障机理与诊断技术也在飞速发展。在汽轮机转子运行过程中，发生的振动信号是判断汽轮机工作状态的重要指标，更是影响机械设备运行安全与操作人员人身安全的因素，因此对汽轮机转子运行故障分析及诊断的研究工作迫在眉睫。 关键词：汽轮机转子；运行故障；诊断 1概述 汽轮机组的振动是机组运行必须要监测的一个非常重要的参数，因为当机组振动超过规定的范围时，将会引起设备的损坏，甚至造成严重后果：(1)使转动部件损坏。当机组振动过大时，会使叶片、围带、叶轮等各部件的应力增加，从而产生很大的交变应力，导致疲劳而损坏；(2)使机组动、静部分发生磨损；(3)使各链接部件松动；(4)直接造成运行事故。当机组振动过大，同时又发生在高压缸端侧时，有可能危及保安器误动作而发生停机事故。因此，机组运行中要严格检测其振动值。 近几年来，大庆油田宏伟热机组频繁出现振动大引起的停机事件，这就使得我们不得不引起对汽轮机组振动故障的重视。 2汽轮机转子运行故障类型 在汽轮机转子运行过程中，振动信号发生是转子发生故障的前提表现，对此应在汽轮机转子运行过程中，对其振动信号进行准确测量，为了更好地判断汽轮机转子运行故障类型，对其进行分类阐述。振动频率：基频振动、倍频振动、整分数基频振动、比例基频振动、超低基频振动以及超高基频振动；振幅方位：横向振动（水平振动和垂直振动）、轴向振动与扭转振动；振动原因：转子平衡度较差、轴系不对称和零件松动、摩擦（密封件摩擦、转子和定子之间产生的摩擦）、轴承损坏、轴承内部油膜涡动与油膜振动、动力和水力的影响、轴承刚度较差、电气等；振动部位：转子和轴系振动（轴颈、轴纹叶片）、轴承（油膜滑动和波动）、壳体振动与轴承座振动、基础振动（基座、工作台、支架）、其他结构振动（阀门、阀杆、管道等）。 3结合实际案例对汽轮机转子运行故障及诊断进行分析 某市炼油厂，利用延迟焦化装置中采用汽轮机，其具体的汽轮机厂商为杭州汽轮机厂，类型为凝气反动式汽轮机，现采用ENTEK振动检测系统对汽轮机运行状态进行诊断与监测。其详细的汽轮机转子运行故障诊流程为：对汽轮机转子振动信号信息进行检测和采集、分析与处理、传输、推理以及控制等。因为振动信号检测是判断汽轮机转子运行故障的主要依据，振动信号分析与处理工作是判断汽轮机转子故障的关键环节，传输与推理是整体运行故障判断的核心，控制是汽轮机转子运行故障诊断的最终目标。同时在汽轮机转子内部安装电涡流传感器，将线缆与控制箱相连，控制箱自带的振动监测模块可完成高速度数字振动信号的传输与处理工作，再使用以太网将信号处理结果上传至上位机中，从而完成汽轮机转子运行故障的诊断工作。 3.1对ENTEK振动检测系统的利用 在该炼油厂使用的ENTEK振动检测系统性能参数如下所示：型号：NK25/NK28/NK12.5；额定功率：1178KW、常规功率：1071KW；额定转速：12176RPM、常规转速：9132RPM-12785RPM；最大进汽压力：1.2MPa（a）、常规进汽压力：1MPa（a）；常规排汽压力：0.012MPa（a）；最大进汽温度300摄氏度、常规进汽温度230摄氏度。 在ENTEK振动检测系统中，对于汽轮机转子运行故障的诊断，产生的信号数据直接送至XM模块中，经过以太网的传输，将信号传输至emonitor系统软件内部，在该软件界面中，实现传感器与信号数据的相接，使其成为振幅型数据，从而可知由emonitor系统软件连接的采集器、监测模块以及保护监测表共同组成具有共享能力的数据库，其共享数据库内自主携带故障诊断工作，能够依据实际需求，对汽轮机转子的运行故障类别进行准确定位，对此，操作人员以手动输送的方式，完成故障诊断报告的生成工作。 在此系统故障诊断环节中，由汽轮机转子振动值超出限定值而产生的故障，则需对汽轮机进行停机检修，同时加大对转子运行状态的监测工作，并对转子的转速进行妥善控制。汽轮机转子在初始运行期间，振动值均以达到限定值范围，但是由于难以在生产中对汽轮机进行检修。因此，采用转子减速与状态控制的方式，实现对汽轮机转子运行故障的诊断工作。 3.2报警和故障诊断 在对汽轮机转子振动信号数据分析过程中，应利用事先采集的信号设置与之相对应的报警界定，进而才能在振动值高出正常限定值时，及时对汽轮机转子的运行故障类型进行识别和分类，其详细的振动值高超报警流程为：输定报警值界限——输入采集数据限号——汽轮机转子运行——发生警报。首先，对转子平衡度较差故障诊断：水平与垂直倍频不平衡值均大于等于1、单倍频振动效果较为明显；其次，转子摩擦故障诊断：4倍频占据1倍频20%以上、5倍频与0.5倍频占据1倍频10%以上、2倍频占据1倍频50%以上、3倍频占据1倍频20%以上以及1倍频在界定值以上；最后，油膜涡动与油膜振动故障诊断：0.5倍频、1倍频其幅值均在2.0以上。 3.3摩擦振动故障排查措施分析 通常情况下，汽轮机转子运行的环境比较复杂，它在运行过程中不仅会受到高速旋转和气流冲击作用力，同时高温、潮湿以及高压的工作环境会对转子造成一定的破坏，影响机组转子的安全稳定运行。因此，应当对转子日常的保养和检查工作给予高度的重视，一旦检查过程中发现故障，维修技术人员应当立即采取解决措施，对产生摩擦振动的部件进行必要维修，而如果机组部件维修价值不高应当进行更换，以消除摩擦振动对汽轮机运行造成的不利影响。 3.4汽轮机积盐原因及处理措施 对于正常运行的汽轮机，其饱和蒸汽实际含盐量会与过热蒸汽含盐量相同或饱和蒸汽含盐量略高。若汽轮机的过热蒸汽含盐量比过饱和蒸汽含盐量高时，则说明汽轮机内部积盐现象已很严重，此时应及时停机，全面清洗汽轮机。在清洗时我们常用到两种处理方法手工除垢与喷砂除垢。如果用这两种除垢法不能完全去除汽轮机内部污垢，可用柠檬酸溶液配合软水来进一步清洗汽轮机。

动平衡相关知识3-转子剩余不平衡量的计算方法

转子允许的剩余不平衡量的计算 东莞市元创机械是动平衡专家，为您解决电机转子动平衡难题，提供电机转子动平衡机，全自动平衡机，在这篇文章中主要向大家介绍转子允许的剩余不平衡量的计算方法，首先我们就需要先了解动平衡机的常用术语。 一、动平衡机常用术语 1.不平衡量U：转子某平面上不平衡量的量值大小，不涉及不平衡的角度位置。 它等于不平衡质量m和转子半径r的乘积。其单位是gmm或者gcm，俗称“重径积”。 2. 不平衡相位：转子某平面上的不平衡质量相对于给定极坐标的角度值。 3. 不平衡度e：转子单位质量的不平衡量，单位是gmm/kg。 在静不平衡时相当于转子的质量偏心距，单位为μm。 4. 初始不平衡量：平衡前转子上存在的不平衡量。 5. 许用不平衡量：为保证旋转机械正常工作所允许的转子剩余不平衡量。 该指标用不平衡度表示时，称为许用不平衡度（亦称许用不平衡率）。 6. 剩余不平衡量：平衡校正后转子上的剩余不平衡量。 7. 校正半径：校正平面上校正质量的质心到转子轴线的距离，一般用mm表示。 8. 校正平面的干扰（相互影响）：在给定转子某一校正面上不平衡量的变化引起另一校正平面上的 改变（有时称为平面分离影响） 9. 转子平衡品质：衡量转子平衡优劣程度的指标。 计算公式：G=e perω/1000 式中G－转子平衡品质，单位mm/s。从G0.4-G4000分11级。 e per－转子允许的不平衡率gmm/kg或转子质量偏心距μm。 ω－相应于转子最高工作转速的角速度＝2πn/60≈n/10，n为转子的工作转速r/min。 10. 转子单位质量的允许不平衡度（率）： e per＝(G×1000)/(n/10) 单位：gmm/kg或μm 11. 最小可达剩余不平衡量（U mar）：指平衡机能使转子达到的剩余不平衡量的最小值，是衡量平衡 机最高平衡能力的性能指标。单位为gmm。 12. 不平衡量减少率（URR）：经过一次平衡修正减少的不平衡量与初始不平衡量之比值。 它是衡量平衡机效率的性能指标，以百分数表示： URR（％）＝（U1－U2）/U1＝（1－U2/U1）×100 式中：U1－初始不平衡量 U2－一次平衡修正后的剩余不平衡量 13. 校验转子：为校验平衡机性能而设计的刚性转子。 其质量、大小、尺寸均有规定，分立式和卧式两种。 立式转子质量为1.1，3.5，11，35，110 kg。 卧式转子质量为0.5，1.6，5，16，50，160，500kg。

不平衡故障(附定向振动) (DEMO)

不平衡故障 一、 不平衡故障的产生机理 由于设计、制造、安装中转子材质不均匀、结构不对称、加工和装配误差等原因或由于机器运行时结垢、热弯曲、零部件脱落、电磁干扰力等原因而产生质量偏心。转子旋转时，由于转子质量中心偏离转动中心，将激起转子的振动，这是旋转机械最常见的故障。 由于有偏心质量m 和偏心距e 的存在，当转子转动时将产生离心力、离心力矩或两者兼而有之。离心力的大小与偏心质量m 、偏心距e 及旋转角速度ω有关，即2ωme F =。众所周知，交变的力（方向、大小均周期性变化）会引起振动，这就是不平衡引起振动的原因。转子每转动一周，离心力方向变化一周，因此不平衡振动的频率与转速相一致。 不平衡故障的主要振动特征： 1) 振动的时域波形近似为正弦波； 2) 频谱图中，谐波能量集中于基频。并且会出现较小的高次谐波，使整个频谱呈所谓的“枞树形”； 3) 当ω＜n ω时，即在临界转速以下，振幅随着转速的增加而增大；当ω＞n ω后，即在临界转速以上，转速增加时振幅趋于一个较小的稳定值；当ω接近于n ω时，即转速接近临界转速时，发生共振，振幅具有最大峰值。振动幅值对转速的变化很敏感。 4) 当工作转速一定时，相位稳定。 5) 转子的轴心轨迹为椭圆。（由于支撑刚度不同的影响） 6) 从轴心轨迹观察其进动特征为同步正进动。 对于原始不平衡、渐变不平衡和突发性不平衡这三种形式，其共同点较多，但可以从以下两个方面对其进行甄别。

1)振动趋势不同 原始不平衡：在运行初期机组的振动就处于较高的水平。 渐变不平衡：运行初期机组振动较低，随着时间的推移，振值逐步升高。 突发不平衡：振动值突然升高，然后稳定在一个较高的水平； 2)矢量域变化不同 原始不平衡：矢量域稳定于某一允许的范围。 渐变不平衡：矢量域逐渐变化； 突发性不平衡：矢量域某一时刻发生突变，然后稳定。 2．转子不平衡可能导致的后果 对于柔性转子还可能由于动挠度产生附加的惯性离心力而造成不平衡。不同原因所引起的转子不平衡故障是具有基本上一致的规律。归结起来，转子不平衡可能会导致下列不良后果； (1)造成转子的反复弯曲和内应力，从而引起转子疲劳，甚至引起转子断裂； (2)使机器在运转过程中产生过度振动和噪声，从而会加速轴承等零件的磨损及缩短使用寿命。

不平衡量计算方法

不平衡量的简化计算公式： M ----- 转子质量单位kg G ------精度等级选用单位 kg r ------校正半径单位mm n -----工件的工作转速单位 rpm m------不平衡合格量单位g -------m=风机动平衡的阐述 1、风机动平衡标准：如动平衡精度≤ G (指位移振幅6.3mm/s)； 2、一般动平衡机采用350 rpm和720 rpm两种转速做动平衡测试；

3、一般动平衡机采用最大动平衡重量（Kg）命名型号； 4、动平衡方法：加重平衡和去重平衡； 平衡对象：轴，风轮，皮带轮和其它转子 6、平衡的原因：一个不平衡的转子将造成振动和转子本身及其支撑结构的应力（应力：材料内部互相拉推的力量，即作用与反作用力）； 7、平衡的目的： A,增加轴承寿命； B,减少振动； C,减少杂音； D,减少操作应力； E,减少操作者的困扰和负担； F,减少动力损耗； G,增加产品品质； H,使顾客满意。 8、不平衡的影响 A,只有一个传动组件的不平衡会导致整个组合产生振动，在转动所引起的振动会造成轴承﹑轴套﹑轴心﹑卷轴﹑齿轮等的过大磨损，而减少其使用寿命； B,一旦很高的振动出现，则在结构支架和外框产生应力，经常导致其整个故障； C,且被支架结构吸收的能量会使得等效率的减低； D,振动也会经由地板传给邻近的机械，会严重影响其精确度或正常功能。 9、不平衡的原因： 不平衡为转子（风轮﹑轴心或皮带轮等）的重量分布不均匀。 一、叶轮产生不平衡问题的主要原因

叶轮在使用中产生不平衡的原因可简要分为两种：叶轮的磨损与叶轮的结垢。造成这两种情况与引风机前接的除尘装置有关，干法除尘装置引起叶轮不平衡的原因以磨损为主，而湿法除尘装置影响叶轮不平衡的原因以结垢为主。现分述如下。 1.叶轮的磨损 干式除尘装置虽然可以除掉烟气中绝大部分大颗粒的粉尘，但少量大颗粒和许多微小的粉尘颗粒随同高温、高速的烟气一起通过引风机，使叶片遭受连续不断地冲刷。长此以往，在叶片出口处形成刀刃状磨损。由于这种磨损是不规则的，因此造成了叶轮的不平衡。此外，叶轮表面在高温下很容易氧化，生成厚厚的氧化皮。这些氧化皮与叶轮表面的结合力并不是均匀的，某些氧化皮受振动或离心力的作用会自动脱落，这也是造成叶轮不平衡的一个原因。 2．叶轮的结垢 经湿法除尘装置(文丘里水膜除尘器)净化过的烟气湿度很大，未除净的粉尘颗粒虽然很小，但粘度很大。当它们通过引风机时，在气体涡流的作用下会被吸附在叶片非工作面上，特别在非工作面的进口处与出口处形成比较严重的粉尘结垢，并且逐渐增厚。当部分灰垢在离心力和振动的共同作用下脱落时，叶轮的平衡遭到破坏，整个引风机都会产生振动。 二、解决叶轮不平衡的对策 1．解决叶轮磨损的方法 对干式除尘引起的叶轮磨损，除提高除尘器的除尘效果之外，最有效的方法是提高叶轮的抗磨损能力。目前，这方面比较成熟的方法是热喷涂技术，即用特殊的手段将耐磨、耐高温的金属或陶瓷等材料变成高温、高速的粒子流，喷涂到叶轮的叶片表面，形成一层比叶轮本身材料耐磨、耐高温和抗氧化性能高得多的超强外衣。这样不仅可减轻磨损造成叶轮动平衡的破坏，还可减轻氧化层产生造成的不平衡问题。 选用引风机时，干式除尘应优先选用经过热喷涂处理的叶轮。使用中未经过热喷涂处理的叶轮，在设备维修时，可考虑对叶轮进行热喷涂处理。虽然这样会增加叶轮的制造或维修费用，但却提高叶轮的使用寿命l～2倍，延长了引风机的大修周期。从而降低了引风机和整个生产系统的运行成本，综合效益很好。 2．解决叶轮结垢的方法 (1)喷水除垢：这是一种常用的除垢方法，喷水系统装在引风机的机壳上，由管道、3个喷嘴(1个位于叶轮出口处，2个位于进口处)及排水孔组成。水源一般为自来水，压力约。这种方法通常还是有效的。缺点是每次停机除垢的时间较长，每月需停机数次进行除垢。影响机组的正常使用。 (2)高压气体除垢：该系统采用与喷水系统相似的结构，但其管道为耐高压管道、专用的喷嘴和高压气源。这种装置对叶片的除垢是快速有效的，它可以在引风机正常停机的间隙，开启高压气源，仅用数十秒的时间即可完成除垢。由于操作简单方便，一天可以进行许多次，不但解决了人工除垢费力、费时的问题，还明显降低了整个机组的生产成本。问题是用户是否有现成的高压气源(压力在～之间，可以用压缩空气或氮气)，否则，需要专用的高压压缩机设备。

振动故障诊断及其转子平衡

振动故障诊断及其转子平衡 一、振动基础理论知识简介 1、基本概念： ▲振动：一个弹性体或弹性系统（几个弹性体连在一起）离开其平衡位置做周期性往复运动就叫振动。 其振动量有：极值（峰值），其中单峰值X m，峰-峰值X m-m，X m-m=2 X m；平均值（X i）和均方根值（有效值-X S）。 ▲简谐振动：能用一项正弦或余弦函数表示其运动规律的周期性振动，现场发生的一些复杂振动均是几种不同频率的简谐振动的合成，因此一些资料或书籍均以简谐振动为主加以分析和研究。 X=A.cos（ωt+Φ） ▲通频振幅、基频振幅/基频相位：目前测量振动的仪表按功能来分有两种，一种只能测量振幅值，称为振动表；另一种除能测量幅值外，还能测量振动相位和不同频率下的振动分量，称作振动仪。 振幅有两个含义：1.振幅的表示方法；2.振幅中所含的频率成分。 描述振动的几个物理量： 振动速度：X=A.sin ωt 振动位移：Y=dx/dt=ωt sin（ωt+900） 振动加速度：Z= d2x/dt2=ω2t sin（ωt+1800） X、Y、Z：ω相同，A（最大位移），ωA，ω2A； Y比X矢量超前900；Z比X矢量超前1800。

表示振动强度，位移是最有效的；表示振动平均能量的振动速度是有效的；表示振动冲击强度，振动加速度是最有效的。 ▲极值（幅值）、有效值、平均值的关系： X S =Xm Xi 2 1223600= 极值（幅值）：单峰值X （t ）=1；峰-峰值=2 平均值：（ X ）=A dt t x T T 636.0)(10=? 均方根值（有效值）：X S =A dt t x T T 707.0120 =?）（ 三者之间的关系：双振幅近似等于3倍的有效值或平均值。 轴承振动烈度是以振动速度的均方根值， 我们现在一直沿用的是轴承振动位移峰-峰值S P-P ，国外和国内某些制造厂有用轴承烈度表示 振动，上述换算关系只是指单一频率的振动，如果是混频振动不能直接换算。 ▲通频振幅：用普通振动表（不带滤波器）测得的振幅值是各种频率振动分量的叠加值，如果振幅是由几种不同频率的周期振动叠加而成，其叠加后的振动仍是周期振动，A 在各个周期内保持不变，仪表指示稳定，如果表记示值不稳定，说明由非周期成分存在。 ▲基频振幅：通频振动只能反映物体总的状态，如果要反映振动故障的性质和计算转子重量，就要获取基频振幅。所谓基频振幅是指基波振动频率（机组振动的基波频率等于转子工作频率）下运动量值按正弦规律变化的幅值。测取的方法是采用可调滤波器，可调滤波器

转子动平衡标准

平衡精度等级 考虑到技术的先进性和经济上的合理性，国际标准化组织(ISO)于1940年制定了世界公认的 ISO1940平衡等级，它将转子平衡等级分为11个级别，每个级别间以2.5倍为增量，从要求最高的G0.4到要求最低的G4000。单位为公克×毫米/公斤(gmm/kg)，代表不平衡对于转子轴心的偏心距离。如下表所示： G4000 具有单数个气缸的刚性安装的低速船用柴油机的曲轴驱动件 G1600 刚性安装的大型二冲程发动机的曲轴驱动件 G630 刚性安装的大型四冲程发动机的曲轴驱动件弹性安装的船用柴油机的曲轴驱动件 G250 刚性安装的高速四缸柴油机的曲轴驱动件 G100 六缸和多缸高速柴油机的曲轴传动件；汽车、货车和机车用的发动机整机 G40 汽车车轮、轮毂、车轮整体、传动轴，弹性安装的六缸和多缸高速四冲程发动机的曲轴驱动件 G16 特殊要求的驱动轴（螺旋桨、万向节传动轴）；粉碎机的零件；农业机械的零件；汽车发动机的个别零件；特殊要求的六缸和多缸发动机的曲轴驱动件 G6.3 商船、海轮的主涡轮机的齿轮；高速分离机的鼓轮；风扇；航空燃气涡轮机的转子部件；泵的叶轮；机床及一般机器零件；普通电机转子；特殊要求的发动机的个别零件 G2.5 燃气和蒸汽涡轮；机床驱动件；特殊要求的中型和大型电机转子；小电机转子；涡轮泵 G1 磁带录音机及电唱机、CD、DVD的驱动件；磨床驱动件；特殊要求的小型电枢 G0.4 精密磨床的主轴；电机转子；陀螺仪 在您选择平衡机之前，应该先确定转子的平衡等级。 举例：允许不平衡量的计算 允许不平衡量的计算公式为： (与JPARC一样的计算 gys)式中m per为允许不平衡量，单位是g； M代表转子的自身重量，单位是kg； G代表转子的平衡精度等级，单位是mm/s； r 代表转子的校正半径，单位是mm； n 代表转子的转速，单位是rpm。 举例如下： 如一个电机转子的平衡精度要求为G6.3级，转子的重量为0.2kg，转子的转速为1000rpm，校正半径20mm，则该转子的允许不平衡量为：

A、B功率柜输出转子电流不平衡原因分析

A、B可控硅整流柜输出转子电流不平衡原因分析 关键词：可控硅整流装置、转子电流、不平衡、均流系数 摘要：本发电机转子额定电流为1170A，励磁装置配置为南京南瑞公司生产的SAVR-2000发电机励磁调节器，其两台可控硅整流装置型号为FLZ-1000，晶闸管型号为5FPP24L2800,额定电流为1350A，两台可控硅整流装置自投运以来发现其转子电流不平衡，A柜输出转子电缆为400A左右，B柜输出转子电缆为700A左右，经现场检查，励磁装置可控硅整流柜无异常，两套整流装置触发角基本相同。那么是什么原因导致A、B可控硅整流柜输出转子电流不平衡呢？这个问题是本文此次讨论重点。 一、原因分析 首先从功率柜可控硅整流装置原理上入手分析，可控硅整流装置的核心是三相可控硅整流桥，其主回路接线如图1。 图1 整流柜主回路接线图

当它工作时，通过控制可控硅元件SCR1～SCR6的导通角α,将有效值为u2的三相交流电压整流成不同的直流输出电压u d。对发电机而言，通过改变励磁电压值u d，达到改变励磁电流I d的目的。针对理想的电感负载R O，其对应关系为： u d=1.35×u2×cosα (0°≤α＜180°) 触发角α的控制是通过励磁调节器输出与电压u2有一定时序关系的触发脉冲来实现的。触发脉冲有宽脉冲、双窄脉冲或脉冲阵列等形式，南京南瑞公司生产的SAVR-2000发电机励磁调节器使用双窄脉冲的形式，按照一定的规律控制六只可控硅元件SCR1～SCR6，使它们按顺序导通，完成整流（0°＜α＜90°）或逆变（α＞90°）功能，从而达到增加励磁电流或减少励磁电流的目的。 根据以上分析从理论上讲，如果触发角相同，则两套整流装置的输出电流应该相同，但实际上，由于两套整流装置是并联工作的，发电机单机容量不断增大，相应的励磁电流也不断提高，另外有时考虑到配置一定数量的备用整流柜，一般来讲，都需要有2～4个并联支路一起工作，这就有一个采取均流措施的问题。厂家设计时通常采取以下三个方面的措施来进行并联柜之间的均流问题： 1）根据硅元件的导通特性和正向导通电压降V T值进行各支路元件的编排。 2）在每个硅元件桥臂上串联一只空心电抗器来改善均流。 3）采用计算机软件产生触发脉冲，保证各并联支路的硅元件触发一致性，另外采用高性能的脉冲变压器，保证脉冲触发前沿的一致

汽轮机转子与构成

汽轮机转子及构成 1转子定义 汽轮机所有转动部件的组合体称为转子（图13）。它主要包括：主轴、叶轮（转鼓）、叶片、联轴器等部件。 图13 转子 转子的作用：汇集各级动叶栅所得到的机械能，并传给发电机。 转子受力分析：传递扭矩、离心力引起的应力、温度不均匀引起的热应力、轴系振动所产生的振动应力。 汽轮机转子在高温蒸汽中高速旋转，不仅要承受汽流的作用力和由叶片、叶轮本身离心力所引起的应力，而且还承受着由温度差所引起的热应力。 此外，当转子不平衡质量过大时，将引起汽轮机的振动，转子要承受轴系振 动所产生的振动应力。因此，转子的工作状况对汽轮机的安全、经济运行有着很大的影响。 2转子的分类 根据汽轮机的分类，转子分为两种：轮式转子、鼓式转子。前者用于冲动式汽轮机，后者用于反动式汽轮机，鼓式转子上的动叶直接安装在转鼓上。 按临界转速是否在运行转速围，分为刚性转子和柔性转子。在启动过程中，刚性转子启动就很方便，不存在跨临界区域，而柔性转子因需要快速的跨临界，故要求用户在实际启动过程中，要充分暖机，为快速跨临界作好准备。 1、轮式转子

轮式转子根据转子结构和制造工艺的不同，可分为：套装转子、整段转子、焊接转子以及组合转子。 1-油封环2-轴封套3-轴4-动叶栅5-叶轮6-平衡槽 图14 套装转子示意图 （1）套装转子 套装转子的叶轮、轴封套、联轴器等部件和主轴是分别制造的，然后将它们热套在主轴上，各部件与主轴之间采用过盈配合，并用键传递力矩。主轴加工成阶梯形，中间直径大。 适用性：只适用于中、低参数的汽轮机和高参数汽轮机的中、低压部分，其工作温度一般在400℃以下。不宜用于高温高压汽轮机的高、中压转子。 ①优点：加工方便，材料利用合理，质量容易得到保证。 ②缺点：轮孔处应力较大，转子刚性差，高温下套装处易松动。 （2）整锻转子 叶轮和主轴及其他主要零部件由整体毛坯加工制成，没有热套部件。主轴的 中心通常钻有中心孔，其作用是： ①去掉锻件中残留的杂质及疏松部分； ②用来检查锻件的质量； ③减轻转子的重量。

旋转机械不平衡故障的诊断

《机械故障诊断技术》 读书报告 院系：机械与汽车工程学院 专业：机械设计制造及自动化 班级：13机制（升） 姓名：林媛 学号：1302224001 指导老师：王平 学年：2014-2015学年第一学期

旋转机械不平衡故障的诊断案例综述 The Summary of Unbalanced Rotating Machinery Fault Diagnosis Cases 【摘要】： 在理想的情况下回转体旋转与不旋转时，对轴承产生的压力是一样的，这样的回转体是平衡的回转体。但在实际应用中的各种回转体，由于材质不均匀 或毛坯缺陷、加工及装配中产生的误差，甚至设计时就具有非对称的几何形状 等多种因素，造成了回转体的不平衡，即使静态平衡了，回转体在旋转时，其 上每个微小质点产生的离心惯性力不能相互抵消，从而产生了不平衡的离心力，就造成了动态的不平衡。转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现 缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。据统计，旋转机械约有70%的 故障与转子不平衡有关。因此，对不平衡故障的研究与诊断也最有实际意义。 【关键词】： 旋转机械转子不平衡故障诊断 【Abstract】： In the ideal case, no matter how the rotary body is rotating or not rotating, the pressure on the bearings is the same, so that the rotary body is balanced. However, b ecause material is unevenblank has some defect and machining and assembling gene rate errors,even designing has been asymmetrical geometry and so on,the various rot ary body of the practical application become to be unbalanced. Even under Static bal ance.When the rotary body is rotating,centrifugal force of inertia generated on each t

转子动平衡原理图解

转子动平衡及操作技术 一. 转子动平衡.. (一).有关基本概念 1.转子 机器中绕轴线旋转的零部件,称为机器的转子. 2.平衡转子 旋转与不旋转时对轴承只有静压力的转子. 3.不平衡转子 如果转子在旋转时对轴承除有静压力外,附加有动压力,则称之为不平衡的转子不平衡是一个旋转体的质量轴线(惯量轴线)与实际的旋转轴线不重合。其单位为不平衡的质量与该质量中心至实际旋转轴线的距离的乘积，以gmm计量。不平衡有3种表现形式。 不平衡转子的危害性:转子如果是不平衡的,附加动压力将通过轴承传达到机器上,引起整个机器的振动产生噪音,加速轴承的磨损,降低机器的寿命,甚至使机器控制失灵,发生严重事故. (二)转子不平衡的几种形式 1.静不平衡 静力不平衡(单平面) 表现在一个旋转体的质量轴线与旋转轴线不重合，但平行于旋转轴线，因此不平衡将发生在单平面上。不平衡所产生的离心力作用于两端支承上是相等的、同向的。 主矢不为零,主矩为零: R0═Mrcω2≠0 rc≠0 M0═0JYZ═JZX═0 R0通过质心C，转轴Z与中心主惯性轴平行。 （图1） 通过加重、去重、调整等方法形成一个平衡合力，使原来不平衡力与附加的平衡力的矢量和趋于零。

主矢和主矩均不为零,但相互垂直 R0═Mrcω2≠0 M0═0JYZ═JZX═0 R0不通过质心C，转轴Z与中心主惯性轴相交于某一点。 （图2） 3.偶不平衡 偶力不平衡表现在一个旋转体的质量轴线与旋转轴线不重合，但相交于旋转体重心，不平衡所产生的离心力作用于两端支承是相等而180°反向的。 主矢为零,主矩不为零 R0═0 rc═0 M0≠0JXZ≠0 JYZ≠0 （图3） 通过加重、去重、调整等方法形成一个平衡合力，使原来不平衡力与附加的平衡力的矢量和趋于零。

转子大不平衡振动的研究

收稿日期:2009201207 　作者简介:施维新(19372),男,江苏南通人,高级工程师,从事汽轮发电机组振动研究。 转子大不平衡振动的研究 施维新 (西安热工研究院,西安710032) 摘要:为使轴系破坏事故调查、寻找转子大不平衡振动摆脱困境,历经近20年的研究,查明了引起轴系破坏的转子 各种大不平衡振动原因及形成机理。在阐述研究结果的同时,分析了国内5起破坏原因最为复杂的毁机事故。研究结果表明,造成轴系破坏的大不平衡振动原因有,转动部件飞脱、转轴碰磨、转轴刚度降低、扭矩冲击,其中转动部件飞脱引起的瞬态响应和扭矩冲击产生的大不平衡振动造成毁机事故机理,在国内外尚属首次提出。对查明轴系破坏真正原因和提高机组振动故障诊断水平有较大的帮助。关键词:转子大不平衡振动;瞬态响应;扭矩冲击;毁机分类号:TK268. + 1 文献标识码:A 文章编号:100125884(2010)0120051206 Large I m balance in the Rotor V ibration Research SH IW ei 2xin (Xi ’an Ther mos Power Research I nstitute,Xi ’an 710032,China ) Abstract:I n order t o under m ine the shaft da mage accident and t o find the large i m balance,after 20years of research,it can be identified that the da mage f or mati on mechanis m of the vibrati on caused by the r ot or shaft of large i m balances .I n this paper,study of the big i m balance in the r ot or vibrati on reas on is showed,the five maj or domestic shaft da mage accidents is als o analyzed,as a result,identify the real cause of the shaft damage .The research shows that the reas on of the shaft da mage due t o large i m balance is caused by s p inning off parts,shaft rub,shaft stiffness reduce and the i m pact of t orque .It is first ti m e t o point out that the da mage f or mati on mechanis m of the transient res ponse caused by s p inning off parts and vibrati on of large i m balances p r oduced by the i m pact of t orque in domestic .This research is more hel pful t o identify the real reas on of the shaft da mage accident and t o i m p r ove the vibrati on fault diagnosis . Key words:l arge i m ba l ance i n the rotor v i bra ti on;tran si en t respon se;torque i m pact ;shaft damage 0　前　言 转子不平衡不仅是运行机组振动最主要的激振力,而且 也是引起轴系破坏的主要原因,据2000年国内发生的毁机事故统计,由转子大不平衡振动引起的占80%,但是每次毁机事故调查为寻找转子大不平衡振动原因,程度不同地都会陷入困境。例如,分宜电厂6号机、秦岭电厂5号机、大同电厂2号机、新乡电厂2号机、阜新电厂8号机,这些机组轴系破坏真正原因,是后来通过转子大不平衡振动的研究才得到查明。 为了摆脱这种困境,在90年代初,将转子大不平衡振动,作为国家重点课题进行了研究。从国外关于毁机事故研究情况来看,除对转子材质、运行工况关注外,开始对轴系破坏主要原因,转子大不平衡振动进行了研究[1]。 经过5年的研究基本查明了,国内外在上世纪90年代初以前,历次发生的轴系破坏时转子产生大不平衡振动的原因及机理,但是对于严重的非同期合闸和轴系破坏起始断口发生之后,轴系破坏后继过程中,转轴快速断裂的大不平衡振动的原因还是不明。 1999年8月,阜新8号机发生了严重的轴系破坏事故, 轴系破坏时间历程仅为3s ～5s,轴系中各转轴断口是典型的由转子大不平衡振动引起,但为寻找转子大不平衡振源又一次陷入了困境。 在这起破坏事故中,由事故追忆装置和DCS 系统,精确地记录了事故过程中机组运行主要参数,时间历程精确到“秒”,为研究这起毁机事故真正原因提供了充分证据。研究结果表明,造成这起毁机事故的转子大不平衡振动,是由扭矩冲击引起,这是迄今为止还未见有人提出过的新的大不平衡振动,由此也就解开了长期以来轴系破坏后继过程中造成转轴快速断裂的大不平衡振动从何而来的迷团。 本文是针对目前国内外轴系破坏主要原因,转子大不平衡振动的产生及形成机理,做了近20年的研究。现将研究结果简述如下,为分析毁机事故寻找转子大不平衡振动原因及机理,可以摆脱困境,并为提高运行机组振动故障诊断水平提供帮助。 1　转动部件飞脱 转动部件损坏飞脱,是转子产生不平衡振动直观可见故 第52卷第1期 汽　轮　机　技　术Vol .52No .1 2010年2月 T URB I N E TECHNOLOGY Feb .2010