转子系统的故障机理及诊断技术(共55页)

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1、精选优质文档-倾情为你奉上第六章 转子系统的故障机理及诊断技术第一节 概 述 旋转机械的种类繁多，有发电机、汽轮机、离心式压缩机、水泵、通风机以及电动机等，这类机械的主要功能都是由旋转动作完成的，统称为机器。旋转机械故障是指机器的功能失常，即其动态性能劣化，不符合技术要求。例如，机器运行失稳，机器发生异常振动和噪声，机器的工作转速、输出功率发生变化，以及介质的温度、压力、流量异常等。机器发生故障的原因不同，所生产的信息也不一样，根据机器特有的信息，可以对机器故障进行诊断。但是，机器发生故障的原因往往不是单一的因素，特别是对于机械系统中的旋转机械故障，往往是多种故障因素耦合结果，所以对旋转机械进

2、行故障诊断，必须进行全面的综合分析研究。对旋转机械的故障诊断过程，类似于医生对患者的治疗。医生基于病理需要向患者询问病、病史。切脉（听诊）以及量体温、验血相、测心电图等，根据获得的多种数据，进行综合分析才能得出诊断结果，提出治疗方案。同样，对旋转机械的故障诊断，首先要求诊断者，在通过监测获取机器大量信息的基础上，基于机器的故障机理，从中提取故障特征，进行周密的分析。例如，对于汽轮机、压缩机等流体旋转机械的异常振动和噪声，其振动信号从幅值域、频率域和时间域为诊断机器故障提供了重要的信息，然而它只是机器故障信息的一部分；而流体机械的负荷变化，以及介质的温度、压力和流量等，对机器的运行状态有重要的影

3、响，往往是造成机器发生异常振动和运行失稳的重要因素。因此，对旋转机械的故障诊断，应在获取机器的稳态数据、瞬态数据以及过程参数和运行工作状态等信息的基础上，通过信号分析和数据处理从中提取机器特有的故障征兆及故障敏感参数等，经过综合分析判断，才能确定故障原因，作出符合实际的诊断结论，提出治理措施。旋转机械的故障来源及其主要原因，见表6-1。表6-1 旋转机械故障的来源及主要原因故障来源主 要 原 因设计、制造1） 设计不当，动态特征不良，运行时发生强迫振动或自激振动2） 结构不合理，有应力集中3） 工作转速接近或落入临界转速区4） 运行点接近或落入运行非稳定区5） 零部件加工制造不良，精度不够6）

4、 零件材质不良，强度不够，有制造缺陷7） 转子动平衡不符合技术要求安装、维修1） 机器安装不当，零部件错位，预负荷大2） 轴系对中不良（对轴系热态对中考虑不够）3） 机器几何参数（如配合间隙、过盈量及相对位置）调整不当4） 管道应力大，机器在工作状态下改变了动态特征和安装精度5） 转子长期放置不当，破坏了动平衡精度6） 安装或维修过程破坏了机器原有的配合性质和精度运行操作1） 机器在非设计状态下运行（如超速转、超负荷或低负荷运行），改变了机器工作特性2） 润滑或冷却不良3） 旋转体局部损坏或结垢4） 工艺参数（如介质的温度、压力、流量、负荷等）不当，机器运行失稳5） 启动、停机或升降速过程操作

5、不当，暖机不够，热膨胀不均匀或在临界区停留时间长故障来源主 要 原 因机器劣化1） 长期运行，转子挠度增大2） 旋转体局部损坏、脱落或产生裂纹3） 零、部件磨损、点蚀或腐蚀等4） 配合面受力劣化，生产过盈不足或松动等，破坏了配合性质和精度5） 机器基础沉降不均匀，机器壳体变形第二节 转子振动的基本概念旋转机械的主要功能是由旋转动作完成的，转子是其主要的部件。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。因此，了解和掌握旋转机械在故障状态下的振动机理，对于监测机器的运行状态和提高诊断故障的准确度具有重要的理论意义和实际工程应用

6、价值。一、 转子振动的基本特征转子的结构形式多种多样，但对一些简单的旋转机械来说，为分析和计算方便，一般都将转子的力学模型简化为一圆盘装在一无质量的弹性转轴上，转轴两端由刚性的轴承及轴承座支撑。该模型称为刚性支撑的转子，对它进行分析计算所得到的概念和结论用于简单的旋转机械是足够精确的。由于作了上述种种简化，若把得到的分析结果用于较为复杂的旋转机械虽然不够精确，担仍能明确、形象的说明转子振动的基本特性。一般情况下，旋转机械的转子轴心线是水平的，转子的两个支撑点在同一水平线上。设转子上的圆盘位于转子两支点的中央，当转子静止时，由于圆盘的质量使转子轴弯曲变形产生静挠度，即静变形，但由于静变形较小，对

7、于转子运动的影响不显著，可以忽略不计，即仍认为圆盘的几何中心O与轴线AB上O点相重合，如图6-1（课本92页）。当转子开始转动后，由于离心惯性力的作用，转子产生动挠度，其向径为r。此时，转子有两种运动：一种是转子自身的转动，即圆盘绕其轴线AOB的转动；另一种是弓形转动，即弯曲的轴心线AOB与轴承联线AOB组成的平面绕AB轴线的转动。圆盘的质量以m 表示，他所受的力是转子的弹性恢复力F (6-1)式中k为转子刚度系数，r=OO。圆盘的运动微分方程为 （6-2）令 则有 （6-3）它的解可写作 （6-4）其中振幅X、Y和初相位 都与启示的振动状态有关。由式（6-4）可知，圆盘或转子的中心O，在互相

8、垂直的两个方向作频率为的简谐振动。在一般情况下，振幅X、Y不相等，O点轨迹为一椭圆。O的这种运动是一种“涡动”或称“进动”。为分析其进动情况，将式（6-3）改写为复数形式 （6-5）式中 z=x+iy其解为 （6-6）式中、为复振幅，与系统的初始运动有关。圆盘中心O的涡动就是式（6-6）中两种运动的合成。如图6-2所示，其中，第一项是半径为的逆时针方向的运动，与转动角度同相，称为正进动；第二项是半径为的顺时针方向的运动，与转动角速度反向，称为反进动。其合成运动有以下几种情况。1），=0。涡动为正进动，轨迹为圆，其半径为。2）=0，。涡动为反进动，轨迹为圆，其半径为。3）=。轨迹为直线，点O作直

9、线简谐运动。4）。轨迹为椭圆，时，O作正向涡动；0,O点和C点在O点的同一侧，如图6-4a所示。2）时，Ae，C在O和O之间，如图6-4b所示。3）时，或OO -OC,圆盘的质心C近似地落在固定点O，振动很小，转动反而比较平稳，这种情况为“自动对心”。由式（6-12）知，当时，A,是共振情况。实际上由于存在阻尼，振幅A不是无穷大而是较大的有限值，但转轴的振动仍然非常剧烈，以致于有可能断裂。称为转轴的“临界角速度”，与其对应的每分钟转数则称为“临界转速”，以表示 （6-14）因 故 （6-15）式中 圆盘质量引起的转轴中心O的静挠度。如果机器的工作转速小于临界转速，则转轴称为刚性轴。如果工作转速

10、高于临界转速，则转轴称为柔性轴。由上面分析可知，具有柔性轴的旋转机器运转时较为平稳，但在起动过程要经过临界转速。如果缓慢起动，则经过临界转速时，也会发生剧烈的振动。在实际中由于阻尼的存在，转子中心O对不平衡质量的响应在时不是无穷大而是有限值，而且不是最大值。最大值发生在时。对于实际的转子系统，在升速或降速过程中，用测量响应的办法来确定转子的临界转速，把出现最大值即峰值时的转速作为临界转速。测量所得的临界转速在升速时略大于前面所定义的临界转速而在降速时则略小于。2.影响临界转速的因素（1）陀螺力矩对转子临界转速的影响 当转子上的圆盘不装在两支撑的中点而是偏于一侧时，转轴变形后，圆盘的轴线与两支点

11、A和B的连线有夹角。设圆盘的自转角速度为，转动惯量为，则圆盘对质心O的动量矩为它与轴线AB的夹角也因该是，见图6-5。当转轴有自然振动时，设其频率为。由于进动，圆盘的动量矩L将不断改变方向，因此有惯性力矩方向与平面OAB垂直，大小为 （6-16）这一惯性力矩称为陀螺力矩或回转力矩，它是圆盘加于转轴的力矩。因夹角较小，上式可写作 （6-17）这一力矩与成正比，相当于弹性力矩。在正进动()的情况下，它使转轴的变形减小，因而提高了转轴的弹性刚度，即提高了转子的临界角速度。在反进动（）的情况下，它使转轴的变形增大，从而降低了转轴的弹性刚度，即降低了转子的临界角速度。故陀螺力矩对转子临界转速的影响是：正

12、进动时，它提高了临界转速；反进动时，它降低了临界转速。（2）弹性支撑对转子临界转速的影响 只有在支架即轴承架完全不变形的条件下，支点才能在转子运动时保持不动。实际上，支架并不是绝对刚性不变形的，因而考虑支架的弹性变形时，这支架就相当于弹簧与弹性转轴相串联，如图6-6所示。支架与弹性转轴串联后，其总的弹性刚度要低于转轴本身的弹性刚度。因此，弹性支撑可使转子的进动角速度或临界转速降低；减小支撑刚度可以使临界角速度显著降低。（3）组合转子对临界转速的影响 转子系统经常是由多个转子组合而成的，例如在汽轮机发电机组中，有高、中、低压汽轮机转子，发电机和励磁机转子等。各单个转子有其本身的临界转速，组合成一

13、个多跨转子系统后，整个组合转子系统也有其本身的临界转速。组合转子与个单个转子的临界转速间既有区别又有联系，其间存在一定规律。如果各单个转子是由不同制造厂生产的，那么当制造厂给出各单个转子的临界转速后，利用纸一规律，就可以估计组合后转子临界转速的分布情况；此外也可估计在组合转子的每一阶主振型中，哪一个转子的振动特别显著等。当两个或多个转子用连轴器组合在一个系统后，相当于在原系统上增加了若干个线性约束条件，使系统的刚度有所增加，故组合后整个系统的各阶临界转速将有不同程度的提高，且与转子之间的联接方式有关。图6-7a为A、B两个系统，图b为将其用铰接方式联接，图c为将其刚性联结。如原系统A、B的频率

14、从小到大的排序顺序是则系统C的临界角速度与原系统临界角速度的关系为 组合系统D的临界角速度与各组成转子的临界角速度间的关系为 即组合系统D的各阶临界角速度，总是高于原系统相应的各阶临界角速度。如图6-8（课本97页）。三、 非线性振动特征及识别方法实际工程中有许多振动问题是非线性振动，例如油膜振荡、摩擦、旋转失速、流体动力激振等。线性振动系统与非线性振动系统之间的区分，往往取决于该系统在激振力作用下的振幅大小。由于用线性振动理论能比较简便地研究和解决旋转机械系统的主要故障，所以在精度允许的情况下，可以把非线性振动问题线性化，作为线性振动处理。但是在实际工程中，有些异常振动现象无法用线性振动理论

15、解释，而用非线性振动理论阐明故障机理，却很方便。非线性振动的主要特征如下：1、 固有频率随振动复制而变化 线性振动系统的固有频率只与系统的固有特征（k、m）有关，是一固定数值。而非线性振动系统则不同，其固有频率随振动系统的振幅大小而变化，如图6-9（课本97页）。2、 振幅跳跃现象 具有非线性弹性的机械系统，在周期激振力作用下，振动可用强迫振动的基本成分与其高次谐波分量之和在表示，其方程为 （6-18） （6-19）式中 相位滞后角。将式（6-19）代入式（6-18），略去高阶振动成分，得式中，右边为因此，比较的系数后，得将上式分别加以平方后相加，得 （6-20）由此得 （6-21）式中 根据

16、式（6-21），就各种和来计算X，得图6-10所示的共振曲线。图a为软弹簧的情况，图b为硬弹簧的情况。在图a中，如将激励频率慢慢增大，振幅将沿曲线AB变化；在BC之间具有三个平衡点，而CF之间的平衡点是不稳定的平衡点。因此，从B移向C，一过C点就突然跳跃到D，然后进到E点。振幅发生突变。如将激励频率慢慢减少，从E下降的情况，经过的路程是从EDF跳跃到BA。在图b中，振幅也同样发生突变，这种现象称为振幅跳跃现象。相位也有相同的跳跃现象。3、分数谐波共振和高频谐波共振 在非线性系统中，若以频率接近于固有频率整数倍的激励作用于系统发生共振时，以激励频率为基准，则共振的频率为激励频率的整数分之一，称为

17、分数谐波共振。若激励频率接近于固有频率的整分数倍时，也会引起共振，这种共振称为高频谐波共振。4、组合共振（和差谐波共振） 在非线性系统中，若有两种不同频率和的激振力作用于系统，当它们的和或差或于固有频率一致时，往往会引起共振，这种共振称为组合共振。第三节 转子不平衡的故障机理与诊断转子不平衡包括转子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，碎块飞出等，造成的新的转子不平衡。转子质量偏心及转子部件

18、缺损是两种不同的故障，但其不平衡振动激励却有共同之处。一、 振动机理设转子的质量为M，偏心质量为m，偏心距为e。转子的质心到两轴承连心线的垂直距离不为零，挠度为a，如图6-11所示。一具有偏心质量的转子，设其偏心质量集中于 C点，考虑到其外阻尼的作用，转子以角速度转动时，其轴心O的运动微分方程为 （6-22）令z=x+iy,其复数形式的运动方程为 （6-23）设其特解为 代入后可得 因 故有 解出和 （6-24a） （6-24b）令，有 （6-25a） （6-25b）根据式（6-25a）和（6-25b），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，如图6-12 所示。实际的转子

19、，由于轴的各向弯曲刚度有差别，特别是由于支撑刚度各向不同，因而转子对不平衡质量的响应，在x、y方向不仅振幅不同，而且相位差也不是，因而转子的轴心轨迹不是圆而是椭圆，如图6-13所示。由上述分析知，转子质量偏心及转子部件出现缺损故障的主要振动特征如下：1） 振动的时域波形为正弦波。2） 频谱图中，谐波能量集中于基频。3） 当时，振幅随的增加而增大；当后，增加时振幅趋于一个较小的稳定值；当接近于时发生共振，振幅具有最大峰值。4） 当工作转速一定时，相位稳定。5） 转子的轴心轨迹为椭圆。6） 转子的进动特征为同步正进动。7） 振动的强烈程度对工作转速的变化很敏感。8） 质量偏心的矢量域稳定于某一允许

20、的范围内（见图6-14）。而转子发生部件缺损故障时，其矢量域在某一时刻从点突变到点（见图6-15）。 二、诊断方法及治理措施1、转子质量偏心的诊断方法（1）振动特征（表6-2）表6-2 转子质量偏心的振动特征12345678特征频率常伴频率振动稳定性振动方向相位特征轴心轨迹进动方向矢量区域1项稳定径向稳定椭圆正进动不变（2）敏感参数（表6-3）表6-3 转子质量偏心的敏感参数123456振动岁转速变化振动随负荷变化振动随油温变化振动随流量变化振动随压力变化其他识别方法明显不明显不变不变不变低速时振幅趋于零2、 转子部件缺损的诊断方法（1） 振动特征 （表6-4）表6-4 转子部件缺损的振动特征

21、12345678特征频率常伴频率振动稳定性振动方向相位特征轴心轨迹进动方向矢量区域1x突发性增大后稳定径向突发后稳定椭圆正进动突发后稳定（2） 敏感参数（表6-5）表6-5 转子部件缺损的敏感参数123456振动岁转速变化振动随负荷变化振动随油温变化振动随流量变化振动随压力变化其它识别方法明显不明显不变不变不变振幅突然增加3、 故障位置的诊断方法 准确判定故障发生的位置。对于采取有效的治理措施是的。简便的判定方法为“三位诊断法”，具体方法如下：1） 转子的1阶振型及2阶振型如图6-16所示，将转子分为A、B、C三段，测出个段的振型响应，如图6-17所示。2） 用、分别表示轴承1处A段的1阶及2

22、阶振动响应，用、分别表示轴承2处C段的1阶及2阶振动响应，则 （6-23）3） 确定故障位置。故障位置在转子的左端A段时 （6-28）故障位置在转子的中间位置B段时 （6-29）故障位置在转子的左端C段时 （6-29）由式（6-27）、（6-28）或（6-29）即可确定故障位置。4、 转子质量偏心的故障原因及治理措施（1） 故障原因（表6-6）表6-6 转子质量偏心的故障原因故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机器劣化主要原因结构不合理，制造误差大，材质不均匀，动平衡精度低转子上零件安装错位转子回转体结垢（例如压缩机流道内结垢）转子上零件配合松动（2） 治理措施1） 转子除垢，进行修

23、复。2） 按技术要求对转子进行动平衡。5、 转子部件缺损的故障原因及治理措施(1) 故障原因（表6-7）表6-7 转子部件缺损的故障原因故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机器劣化主要原因结构不合理，制造误差大，材质不均匀转子有较大预负荷1）超速、超负荷运行2）零件局部损坏脱落转子受腐蚀疲劳，应力集中（3） 治理措施 修复转子，重新动平衡，正确操作。三、诊断实例某大型离心机式压缩机，经检修更换转子后，机组运行时发生强烈振动，压缩机两端轴承处径向振幅超过设计允许值3倍，机器不能正常运行。主要振动特征如图6-18所示。1） 振动与工作转速同频，其时域波形如图c所示。2） 频谱中能量集中于

24、基频，具有突出的峰值（见图a）。3） 轴心轨迹为椭圆（见图b）。4） 转子相位稳定，为同步正进动。5） 改变工作转速，振幅有明显变化。诊断意见 根据图6-18所示的振动特征可知，压缩机发生强烈振动的原因是由于转子质量偏心、不平衡造成的，应停机检修或更换转子。生产验证 按该转子的动平衡技术要求，不平衡质量误差应小于。经拆机检验，转子的实际不平衡量一端为，另一端为，具有严重不平衡质量。将该转子在工作转速下经过认真高速动平衡，使其达到技术要求。该转子重新安装后，压缩机恢复正常运行。第四节 转子弯曲的故障机理与诊断转子弯曲包括转子弓形弯曲和临时性的弯曲两种故障。转子弓形弯曲是指转子轴呈弓形，它是由于转

25、轴结构不合理、制造误差大、材质不均匀、转子长期存放不当等，发生永久弯曲变形或是由于热态停机时未及时盘车、热稳定性差、长期运行后转轴自然弯曲加大等原因造成的。转子临时性弯曲是指转子的转轴有较大预负荷、开机运行时暖机不足、升速过快、加载太大、转轴热变形不均匀等原因造成的。转轴弓形弯曲与转轴临时性弯曲是两种不同的故障，但其故障机相同。一、振动机理旋转轴弯曲时，由于弯曲所产生的力和转子不平衡所产生的力相位不同，两者之间相互作用有所抵消，转轴的振幅将在某个速度下减小。当弯曲的作用小于不平衡时，振幅的减小发生在临界转速以下；当弯曲的作用大于不平衡时，振幅的减小就发生在临界转速以上。转子无论发生弓形弯曲还是

26、临时性弯曲，他都要产生于质量偏心类似的旋转矢量激振力，同时在轴向发生与角频率相等的振动。这两种故障的机理与转子质量偏心相同。二、诊断方法及治理措施转子弓形弯曲和转子零时性弯曲的故障诊断，与转子质量偏心的诊断方法基本相同。其不同之处是，具有转子弓形弯曲故障的机器，开机起动时振动就较大；而转子临时性弯曲的机器，是随着开机升速过程振幅增大到某一值后振幅有所减小，其振幅矢量域如图6-19所示。1、转子弓形弯曲的诊断方法(1) 振动特征（表6-8）表 6-8 转子弓形弯曲的振动特征12345678特征频率常伴频率振动稳定性振动方向相位特征轴心轨迹进动方向矢量区域1x2x稳定径向、轴向稳定椭圆正进动矢量起

27、始点大，随运行继续增大（2） 敏感参数（表6-9）表6-9 转子弓形弯曲的敏感参数123456振动随转速变化振动随负荷变化振动随油温变化振动随流量变化振动随压力变化其它识别方法明显不明显不变不变不变1） 机器开始升速运行时，在低速阶段振动幅值就较大2） 刚性转子两端相位差2、转子临时性弯曲的诊断方法（1） 振动特征（表6-10）表6-10 转子临时性弯曲的振动特征12345678特征频率常伴频率振动稳定性振动方向相位特征轴心轨迹进动方向矢量区域1x稳定径向、轴向稳定椭圆正进动升速时矢量逐渐增大，稳定运行后矢量减小（2） 敏感参数（表6-11）表6-11 转子临时性弯曲的敏感参数123456振动

28、随转速变化振动随负荷变化振动随油温变化振动随流量变化振动随压力变化其它识别方法明显不明显不变不变不变升速过程振幅大，往往不能正常启动 转子弓形弯曲的故障原因及治理措施1. 故障原因（表6-12）表6-12 转子弓形弯曲的故障原因故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机器劣化主要原因结构不合理，制造误差大，材质不均匀1） 转子长期性存放不当，发生永久弯曲变形2） 轴承安装错位，转子有较大预负荷高速、高温机器，停机后未及时盘车转子热稳定性差，长期运行后自然弯曲（2）治理措施1）正确存放转子，科学管理。2）校直转子。3）按技术要求进行平衡。2 转子临时性弯曲的故障原因及治理措施1. 故障原因

29、（表6-13 ）表6-13 转子临时性弯曲的故障原因故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机器劣化主要原因结构不合理，制造误差大，材质不均匀转子有较大预负荷升速过快，加载太大转子稳定性差（2）治理措施1）重新开机启动2）将转子转动在启动。三、诊断实例例1 某厂告诉压缩机检修时更换了转子，该机开机后低速运行时压缩机振动较大，而且随着工作转速的升高，振动也随着增大并发生强烈振动，经数次开机都未能通过临界转速，机器不能正常运行，其振动矢量域如图6-19a所示。诊断意见 根据区振动特征诊断，机器故障是转子弓形弯曲造成的。生产验证 该压缩机的备用转子，在仓库中长期存放将近两年，未做过技术处理，致

30、使转子由于自重而造成弯曲；转子安装使用前又未进行高速度平衡，从而造成开机时发生异常振动。针对这种情况，将转子经过技术处理，重新安装后运行正常。列2 某厂汽轮机停机检修时，更换了经过严格高速动平衡的转子，开机升速时未按升速曲线进行，其振动矢量域如图6-19b所示。诊断意见 根据其振动特征，诊断该机组的异常振动是由于机器的升速过程暖机不够，操作不当，转子升速、升压过快，造成转子临时弯曲的结果。生产验证 根据诊断意见，该机经过充分暖机，按正确操作规程升速后，机器正常运行。第五节 转子不对中的故障机理与诊断机组各转子之间由联轴器联接构成轴系，传递运动和转矩。由于机器的安装误差、承载后的变形以及机器基础

31、的沉降不均匀等，造成机器工作状态时各转子轴线之间产生轴线平行位移、轴线角度位移或综合位移等对中变化误差，统称为转子不对中，如图6-20（课本106页）。转子系统机械故障的60%是由不对中引起的。具有不对中故障的转子系统在其运转过程中将产生一系列有害于设备的动态效应，如引起机器联轴器偏转、轴承早期破坏、油膜失稳和轴的挠曲变形等，导致机器发生异常振动，危害极大。一、振动机理 转子不对中的轴系，不仅改变了转子轴颈与轴承的相互位置和轴承的工作状态，同时也降低了轴系的固有频率。如图6-21（课本106页），轴系由于转子不对中，使转子受力及支撑所受的附加力是转子发生异常振动和轴承早期损坏的重要原因。联轴器

32、的结构种类较多，大型高速旋转机械常用齿式联轴器，中、小设备多用固定式刚性联轴器，现以这两种联轴器为例说明转子不对中的故障机理。1、齿式联轴器联接不对中的振动机理 齿式联轴器是最具代表性的允许综合位移的联轴器，为一般大型旋转设备所采用。它由两个具有外齿环的半联轴器和具有内齿环的中间齿套组成，半联轴器分别与主动轴和从动轴连接。其不对中形式有三种，即轴线平行位移不对中（图6-22a）、轴线角度位移不对中（图6-22b）和轴线综合位移不对中（图6-22c）。当机组轴系个转子之间的连接对中超差时，齿式联轴器内外齿面的接触情况都发生了变化（图6-23）。齿面的法向力为 （6-30）式中 d联轴器齿环以分度

33、圆直径（mm）； 联轴器齿环的压力角（）； 联轴器所传递的转矩（Nmm）。由齿面啮合的摩擦力所产生的摩擦力矩为 （6-31）中间齿套倾斜的力矩为 （6-32）式中 中间齿套的倾角； B外齿宽。若忽略其他因素的影响，设与在同一平面内且相互垂直，由这两个力矩所产生的径向分力为 及 （6-33）式中 L联轴器中间齿套两端齿的中心跨距（mm）。轴承所受的附加径向力为 （6-34）同样，由于摩擦力的影响，最大附加轴向力为 （6-35）由上述分析知，当机组轴系转子之间的联接队中超差时，联轴器在传递运动和转矩时产生附加径向利和附加轴向力，这是转子发生异常振动和轴承早期损坏的主要原因。转子发生异常振动的主要特

34、征如下：（1）轴线平行位移不对中的振动特征 转子轴线之间有径向位移时，联轴器的中间齿套于半联轴器组成移动副，不能像对转动，但是中间齿套于半联轴器可以滑动而作平面圆周运动，中间齿套的质心便以轴线的径向位移量（）为直径做圆周运动，如图6-24所示。设具有轴线平行位移不对中的转子系统的不对中量为，两半联轴器的回转中心为和,顶圆半径分别为和，角频率为;联轴器中间齿套的静态中心和相对运动中心分别为O和O，齿根圆半径为R。满足安装条件的最小根圆半径为 由于两个半联轴器军绕自己的中心、转动，且分别与中间齿套啮合在一起，则两半联轴器在运动的同时必然要就中间齿套的中心O绕其中心转动。同时满足两个回转中心要求的O

35、必然要做平面运动。显然，若,将出现“卡死”状态。一般齿式联轴器的许多位移比不对中量要大得多，联轴器的中间齿套除包容两半联轴器的顶圆以外，还有一定的空间供外圆摆动，实际运动轨迹是以O为中心，以为直径的圆。轴心线的运动轨迹轮廓为一圆柱体，如图6-24c所示。图6-25所示为半联轴器在转动过程中中间齿套中心O的运动情况，图a、图b、图c、图d分别表示半联轴器2上一点M绕中心转过、时O所处的位置。，从图6-25看出当半联轴器转过时，中间齿套的轴心已转过，完成了一周的运动，其运动轨迹可用图6-26表示。面O绕O的运动轨迹描述为 （6-36）式中 转子的角频率； 其实回转相角。中间齿套中心线的运动轨迹具有

36、明显的2倍频特征，其相位是转子转动相位的2倍。联轴器两端转子同一方向具有相同的相位。中间齿套的这种运动向转子系统所施加的力为 （6-37）式中 m联轴器中间此套质量； 转子在x方向受到的激振力； 转子在y方向受到的激振力。式（6-37）表明，激振力幅与不对中量和质量m成正比。激振力随转速变化的因子为，这说明不对中对转速的敏感程度比不平衡对转速的敏感程度要大4倍。（2）轴线角度位移不对中的振动特征 具有轴线角度位移不对中的齿式联轴器联接的转子系统如图6-27（课本110页），不对中量为，主、从动轴的角频率分别为和。由于轴线倾斜，半联轴器的齿顶圆在沿外壳回转轴线方向的投影为椭圆，椭圆的长短半轴分别

37、为 或由于半联轴器和中间齿套啮合在一起，彼此不能产生相对转动，故图6-27中所示位置是一种“卡死”状态。要使系统运行，中间齿套需有比R大的齿根圆直径，且中间齿套的中心O和两半联轴器的中心和不重合，并具有相对运动。事实上，中间齿套的轴线是两半联轴器之间不停地摆动和转动，其运动轨迹为一回转双锥体，如图6-27c所示，只有这样，才能满足机构的运动学条件，图6-28（课本110页）为半联轴器在转动过程中中间齿套中心O在同截面内的运动情况，图a、图b、图c、图d分别表示半联轴器1上一点M绕其中心点转过、时O所处的位置，其投影方向为中间齿套3的轴线方向。由图6-28知，当半联轴器1转过时，中间齿套的轴心已

38、转过,完成了一周的运动，运动轨迹为一圆。中间齿套回转轴线上某点O的运动轨迹为以O为中心的圆，描述同轴线平行位移不对中式（6-36），其轴线回转轮廓为一双锥体，故在左边L截面 （6-38）考虑到中间齿套轴线在两端的摆动方向相反，故在右边R截面有 （6-39）这表明，中间齿套的运动轨迹同轴线平行位移不对中一样具有2倍特征，但在两半联轴器上同一方向，其相位差为。计算中间齿套运动向转子系统施加力时，可以假定中间齿套的质量集中分布在b、c两点（图6-27c），则在该两点所处截面内 （6-40）式中 两半联轴器之间的安转距离； 、在a截面内x、y向的激振力； 、b截面内x、y向的激振力。由式（6-40）知

39、，在轴线角度位移不对中情况下，激振力幅保持对转速的敏感。不对中量、质量m、安装距离对激振力有直接影响。( 3) 轴线综合位移不对中的振动特征 在实际生产中，机组轴系转子之间的联接对中情况，往往是既有平行位移不对中，又有角度位移不对中的综合位移不对中，因而转子发生径向振动的机理是两者的综合结果。当转子既有平行位移不对中又有角度位移不对中时，其动态特征比较复杂，中间齿套轴心线的回转轨迹既不是圆柱体，也不是双锥体，而是介于两者之间的半双锥体形状；激振频率为角频率的2倍；激振力幅随速度而变化，其大小和综合不对中量、安装距离以及中间齿套质量m等有关；连轴器两侧同一方向的激振力之间的相位差在之间。其它故障

40、物理特性也介于轴线平行位移不对中和轴线角度位移不对中之间。同时，齿式连轴器由于所产生的附加轴向力以及转子偏角位移的作用，从动转子以每回转一周为周期，在轴向往复运动一次，因而转子轴向振动的频率与角频率相同，如图6-29所示。有上述分析知：齿式连轴器联接的不对中转子系统，其主要振动特征为：1） 齿式联轴器不对中故障的特征频率为角频率的2倍。2） 由不对中故障产生的对转子的激振力幅，虽转速的升高而加大，因此，高速旋转机械应更加注重转子的对中要求。3） 激励力幅与不对中量成正比，随不对中量的增加，激励力幅呈线性加大。4） 联轴器同一侧相互垂直的两个方向，2倍频的相位差是基频的2倍；联轴器两侧同一方向的

41、相位在平行位移不对中时为，在角位移不对中时为，综合位移不对中时为。 5）轴系转子在不对中情况下，中间齿套的轴心线相对于联轴器的轴心线产生相对运动，在平行位移不对中是的回转轮廓为一圆柱体，角位移不对中时为一双锥体，综合位移不对中时是介于二者之间的形状。回转体的回转范围由不对中量决定。6）轴系具有过大的不对中量时，即使转子能够联接上，也会导致连轴器不符合其运动条件而使转子在运动中产生巨大的附加径向力和附加轴向力，使转子发生异常振动和轴承早期损坏，这对转子系统具有更大的破坏性。2、刚性连轴器联接转子不对中的故障机理 刚性联轴器联接的转子对中不良时，由于强制联接所产生的力矩，不仅使转子发生弯曲变形，而

42、且随转子轴线平行位移或轴线角度位移的状态不同，其变形和受力情况不一样，如图6-30所示。用刚性联轴器联接的转子不对中时，转子往往是既有轴线平行位移，又有轴线角度位移的综合状态，转子所受的力既有径向交变力，又有轴向交变力。弯曲变形的转子由于转轴内阻现象以及转轴表面与旋转体内表面之间的摩擦而产生的相对滑动，使转子产生自激旋转振动，而且当主动转子按一定转速旋转时，从动转子的转速会产生周期性变动，每转动一周变动两次，因而其振动频率为转子转动频率的两倍。转子所受的轴向交变力与图6-29相同，其振动特征频率为转子的转动频率。二、诊断方法及治理措施（1）振动特征 （表6-14）表6-14 转子不对中的振动特

43、征12345678特征频率常伴频率振动稳定性振动方向相位特征轴心轨迹进动方向适量区域2x1x、3x稳定径向、轴向较稳定双环椭圆正进动不变 （2）敏感参数 转子不对中时，转子受力及轴承所受的附加力直接与联轴器所传递的转矩成正比，即转子不对中所发生的异常振动随机器的负荷增加而增加。转子的热态对中状态对机器的基础变形、热膨胀不均匀及环境温度的突然变化等因素比较敏感，具体见表6-15。表6-15 转子不对中的敏感参数123456振动随转速变化振动随负荷变化振动随油温变化振动随流量变化振动随压力变化其他识别方法明显明显有影响有影响有影响1)转子轴向振动较大2）连轴器相邻轴承处振动较大3）随机器负荷增大，

44、振动增大4）对环境温度变化敏感 （3）故障原因 （表6-16）表6-16 转子不对中的故障原因故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机器劣化主要原因对机器热膨胀量考虑不够，给定的安装对中技术要求不准1）安装精度未达到技术要求2）对热态时转子不对中变化量考虑不够1）超负荷运行2）机组保温不良，轴系个转子热变形不同1）机器基础或机座沉降不均匀，是不对中超差2）环境温度变化大，机器热变形不同（4）治理措施1）转子冷态对中时，因考虑到热态不对中变化量。2）按技术要求调整轴系转子对中量，重新对中。三、诊断实例某厂的透平压缩机组如图6-31（课本113页），机组检修时，除常规工作外，还更换了联接压

45、缩机高压缸和低压缸的联轴器的联接螺栓，对轴系的转子不对中度进行了调整等。机组检修后运行时，透平和压缩机低压缸运行正常，而压缩机高压缸振动较大（在振值允许范围内）；机组运行一周后压缩机高压缸振动突然加剧，测点4、5的径向振幅增大，其中测点5增加两倍，测点6的轴向振幅加大，透平机和压缩机的振幅无明显变化；机组运行两周后，高压缸测点5的振幅又突然增加一倍，超过设计允许值，振动强列，危及生产。压缩机高压缸振动特征主要为：联接压缩机高、低压缸的联轴器两端振动较大，测点5的振动波形畸变为基频与倍频的叠加波，频谱中2倍频谐波具有较大峰值，轴心轨迹为双椭圆复合轨迹，轴向振动较大等，如图6-32（课本113页）

46、。诊断意见 压缩机高压缸与低压缸的转子对中不良，联轴器发生故障，必须紧急停机检修。生产验证 机组在有准备的情况下，紧急停机处理。机组仅对联轴器局部解体检查发现，联接压缩机高压缸与低压缸的联轴器（半刚性联轴器）（见图6-33（课本113页）固定法兰与内齿套的联接螺栓已断掉三只，其位置如图6-34（课本113页）。根据电镜断口分析：螺栓断面为沿晶断裂，并有准解理及局部韧窝组织。根据上述振动特征及联接螺栓的断口分析知，透平机压缩机组发生故障的主要原因是：1） 转子对中超差，实际不对中量大于设计要求16倍。2） 联接螺栓的机械加工和热处理工艺不符合要求，螺纹根部产生应力集中，而且热理后未进行正火处理，

47、金相组织为淬火马氏体，螺栓在拉应力作用下脆性断裂。根据诊断意见及提出的治理措施，根据对中要求重新找正对中高压缸转子，并更换了符合技术要求的联结螺栓，机组运行正常，从而避免了恶性事故。第六节 油膜涡动和油膜振荡的故障机理与诊断油膜涡动和油膜振荡是由滑动轴承油膜力学特性引起的自激振动。一、振动机理以圆柱滑动轴承为例，由于交叉刚度系数不等于零，油膜弹性力有使轴径失稳的因素。在不同的工作转速下轴径中心位置如图（课本114页），其位置还随载荷大小而变，轨迹近似为一个半圆弧，称为平衡半圆（图），即轴承中轴径中心位置并不是沿着载荷作用方向移动，其位置与工作转速及载荷大小有关。对于受载条件一定的滑动轴承，当轴

48、径转速不太高时，即使受到一个偶然的外部干扰力的作用，轴径仍能回到平衡位置（图中曲线）；轴径转速升高达到一定数值后，一旦受外部干扰力作用，轴径便不能回到初始位置，而沿一近似椭圆的封闭轨迹涡动（图中曲线），或者沿某一极不规则的扩散曲线振荡（图中曲线）；这就形成了轴承的失稳状态。如图所示，当转子以角频率转动时，转子轴径中心偏离轴承中心，轴径和轴承的间隙沿周向是不均匀的。润滑液被轴径带动，顺着转动方向从较宽的间隙流进较窄的间隙而形成油楔，对轴径有挤压力作用。当润滑油从较窄的间隙流到较宽的间隙时，因出现空穴而对轴承有负压力。轴承的全部油膜对轴径的总压力位于挤压的一侧并朝向轴径中心，如图所示。将力分解为径

49、向力和切向力。分力起支撑轴径的作用，相当于转轴的弹性力；分力垂直于的径向并顺着转动方向，使的速度增大，因而使向径增大。就是使轴径运动失稳的力。当轴承油膜所受载荷较小时，可以近似认为径向力。在此条件下，以极坐标、表示轴径中心的位置（图6-38），如不考虑转轴的变形，的运动微分方程为 （641）式中 转轴连同圆盘的质量按照Sommerfeld的理论 （642）式中 轴承宽度； 轴承半径； 润滑油的动力粘性系数； 轴颈和轴承之间的间隙。式(641)可写为 （643）这是非线性微分方程，作为第一次近似解，可设 由第一式 得 由第二式 即 得 稳定运动的条件是的实部小于零。已知为实数，当时，则在或 的情况下，运动是稳定的。如果，则 运动是不稳定的，轴径出现涡动，其角频率为 （644）实际轴承的轴径半径和间隙的比