【原】干货‖从现场服务的角度谈振动基础及振动处理的基本思路（第2部分）

上接：干货‖从现场服务的角度谈振动基础及振动处理的基本思路（第1部分）。

泵振动故障处理案例

振动故障处理案例1：不同心、不平衡

发生振动的设备概况：泵为OH1型式卧式端吸离心泵，吸入和吐出口通径为DN250/DN200；电机基本参数为110 kW - 4P。泵运行约两年，客户反馈振动较大。现场用简易测振仪测量泵组振动值，发现电机非驱动端水平方向的振动值最大，振动速度高达24.3 mm/s（各测点振动测量值详见表1）。根据GB/T 29531-2013的评价标准，该泵的振动已经达到D级不合格，必需停机排查故障。

检查泵的运行工况，泵基本运行在设计工况范围之内。经过与客户详细了解得知，该系统由多台同型号泵并联运行，其它几台泵运行时振动值很小。该泵开始运行时相对其他几台泵振动稍大，但远小于当前振动幅值，只是客户没有记录振动数据。运行两年中，该泵振动逐渐增大。

表1：案例1泵组现场振动测量值

图6：泵组振动测量位置示意图

由于振动频谱分析仪价格昂贵，操作也需要掌握专业知识和技能，一般除对疑难故障进行专业的振动分析需要使用振动频普仪外，大部分服务工程师和设备管理人员现场点检时均使用简易振动仪，通过测量振动的位移和速度，并对照GB/T 29531-2013《泵的振动测量和评价方法》或ISO 10816对泵的振动进行评估。如福禄克805可以对同一测点采集振动的位移、速度、加速度，还能对轴承的状态进行评级。如果在现场只有简易测振仪，仅能测到某一时刻的振动位移、速度及加速度，则可以对设备各个测点采集同一时点的振动位移Ap-p和振动速度Vrms，可以根据图4简谐振动位移、速度频率关系预估出振动特征频率，也可以根据经验公式进行计算估计处振动的频率范围：

例如：某一测点测得的振动速度Vrms = 4.62 mm/s，位移Ap-p = 172 μm，假设这个振动是一个简谐振动，根据以上估算公式计算：

f = 450 Vrms / Ap-p = 450ⅹ4.62/172 = 12.1（Hz），该振动的频率约为12.1 Hz。

根据经验公式估算出的频率f，与转频1X进行比较，会出现以下三种情况：

1）f 远小于1X，则振动频率中小于工频的频率占主导，需要考虑如碰磨、松动、轴承保持架故障、滑动轴承的油膜涡动及油膜振荡、叶轮入口回流等原因。

2）f 大约等于1X，则振动的工频占主导成分，这时需要考虑不平衡、轴系不对中、共振等原因。

3）f 远大于1X，则振动频率中大于工频的频率占主导，这时需要考虑轴系的角度不对中、轴承故障、压力脉动、汽蚀、水力激振、电机三相不平、线圈松动、气隙不均以及带齿轮的传动系统等原因。

根据表1测得的振动位移和速度，通过以上的经验公式可以简单估算出振动的频率（见表1中的红色数字）。根据估算的振动频率、并结合与客户沟通内容的分析，发现该泵振动具有以下特点：

1）刚开始运行时振动就稍大。振动是渐进性的，当前振动值很大，已处于不合格状态。

2）从泵入口至电机风扇端，振动烈度逐步变大，电机非驱动端的振动最大。

3）水平振动要比垂直振动大，与该泵的结构水平刚度要比垂直刚度低是一致的。

4）根据估算的振动频率，该振动的特征频率接近1X。

5）该泵振动随转速增加而变大，工频时振幅最大。

6）该现场同型号的其它泵振动状态良好，基本可以初步排除设计和系统上的问题。

从以上振动特点中可以看出，振动特征频接近一倍频即工频。而1X振动的特征有以下几点：

1）几乎所有情况下1X幅值总是最大的，只有在其异常增大的情况下才视为故障。

2）导致1X故障的因素很多，但统计显示示约有60 %的1X振动是由不平衡导致，不平衡有初始不平衡、渐变不平衡（如结垢、磨损等）、突发不平衡（如叶片断裂）等。

3）另外也有约40 %的因素为间隙过大、轴承座刚度差异大、平行不对中、碰磨、基础松动、裂纹等刚度差异引起的振动或共振。

根据以上对本案例振动特点的分析，可能产生振动的因素大概有以下几个：

1）叶轮静平衡超差，导致转子初始不平衡。但结合叶轮和密封环材质及配合间隙，推断这个平衡一般不会导致碰磨，也即这个初始不平衡可能会导致振动幅值高，但一般不会导致振动幅值持续变大，需要解体检查确认。经后来对泵进行解体检查，发现叶轮耐磨环磨损轻微且均匀，基本可以排除原始不平衡。

2）电机风扇端振动幅值最大，是否因电机风扇损坏或灰尘堆积而导致了风扇不平衡？后对电机风扇检查，发现电机的风扇完好，基本没有灰尘堆积，也没有破损。从而可以排除该因素。

3）同心度超差，导致初始振动值稍大；联轴器柱销在长期振动状态下磨损，导致振动加剧。结合现场同心度检查，泵侧和电机侧的联轴器同心度误差0.54 mm，已经超出同心度标准0.05 mm的要求（见图7联轴器同心度检查方法及要求）。检查中发现泵的底板上有联轴器柱销弹性圈磨损的橡胶粉末，且泵侧联轴器柱销孔变形扩大，初步分析振动应该是联轴器轴系不同心及后续磨损导致的不平衡力激发，根据振动幅值的估算，基本是1X频占主导，也符合不平衡的振动特点。

联轴器同心度检查方法及要求：轴心的状态如图7所示。在联轴器的外圆周及端面上各测量4个位置的数据，联轴器外圆的阶梯差允许值为：0.05 mm；端面之间的间隙差允许值为：0.10 mm。

图7：联轴器同心度检查方法及要求

根据以上分析，采用替换法，对泵侧联轴器及柱销进行了更换，更换后按照图7的要求调整同心度，重新运行泵，最大振动幅值降至2.3 mm/s，故障排除，验证了以上分析的思路是正确的。