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1、转子发生摩擦故障，从机理上分析有两类情况转子发生摩擦故障，从机理上分析有两类情况l转子与静子零部件发生干摩擦，这是最常见的摩擦故障。l例如:高速旋转的转子与迷宫密封件之间的摩擦，叶轮口环与密封环之间的摩擦，叶轮与隔板之间的摩擦，轴颈与轴承之间的摩擦，轴与浮动环之间的摩擦等。l这类摩擦故障的起因，可能是转子与静子之间的安装间隙太小、轴承间隙太大或太小、轴存在挠曲变形、轴位移量过大或轴有蹿动、转子与静子部件热膨胀量不一致、润滑系统故障以及其他原因引起的转子大振动(如:过大的不平衡、不对中、油膜振荡、流体激振、转子和轴承系统的共振等)。l机器在工作中如果发生摩擦，不仅会产生转子或大或小的振动，同时也
2、会带来零部件的损伤甚至引发重大的破坏性事故。l对于摩擦故障，需要查找出发生转子摩擦的直接或间接原因。只有找到并消除第一故障源，才能从根本上解决摩擦故障问题。1 1l转子内部发生的内摩擦故障。内摩擦又可分为两种类型:l一类是转轴材料弹性滞后产生的内摩擦力激发转子涡动;l另一类是轴上配合零件与轴在弯曲时产生的摩擦以及齿式联轴节的齿套与齿壳之间的轴向滑动摩擦，这种摩擦同样也会激励转子涡动。l内摩擦力对于具有足够大阻尼的转子并不会产生问题，但是对于柔性较好的高速转子，在某些情况下可能会引起转子的自激振动。2 23. 4. 13. 4. 1干靡擦故障的机理和特征干靡擦故障的机理和特征l转子与静子之间发生
3、的干摩擦有轻重之分。l轻摩擦，如转子与迷宫密封齿之间的摩擦、轴颈与轴承表面巴氏合金之间的轻微摩擦属于表面擦伤，由于摩擦力不大，并不影响转子的运动特性，也不会产生很大的转子振动，机器未停车拆检之前往往没有发现问题。l重摩擦，是指转子与静止部件之间发生碰撞摩擦，产生较大的摩擦力，有时甚至发生360的整周接触摩擦，显然这种摩擦就会引起转子很大振动，并且对机器零部件带来严重损伤。l在摩擦故障的诊断中，局部碰擦和整周接触摩擦的故障特征是不同的，利用振动信号进行诊断是常用的方法: 3 3（1）局部碰摩的故障特征l局部碰摩是指转子在进动过程中与静止部件发生问歇性的、局部性的碰撞摩擦。l反向进动模型：当转子与
4、静子在A点发生旋转摩擦时，转子给静子壁面一个摩擦力Fa，而静子以反作用力Fa作用于转子上。如果把力Fa平移至转子旋转中心O,即在O点上加相等相反的力F和F,则F的作用是促使转子以旋转的相反方向进动(反进动)，而F与Fa组成了一个力偶，阻止转子旋转，因而多消耗了转子的驱动功率。4 4l事实上，转子与静子发生碰撞摩擦的振动特性还要复杂，已有不少学者进行了研究。从机理上分析，转子发生碰摩时存在如图所示的几种力:l N正压力.此力决定摩擦力的大小;l P反弹力，由于静子的弹性变形而施加于转子上的反作用力，l K附加弹性力，由于碰摩时转子刚度变化而作用于转子上的力;l F摩擦力，F=uN,u为摩擦因数。
5、5 5l如果转子不旋转.仅由涡动角速度引起转子与静子直接接触的力是不大的。但是当转子高速旋转时发生碰摩，作用于转子上的反弹力和摩擦力均很大。l碰摩后的瞬间，转子表现为横向自由振动，振动频率为一阶或多阶转子自振频率。横向自由振动响应与转子旋转运动、强迫进动运动叠加在一起，形成一种复杂的转子振动形态。l转子与静子碰摩时，大部分情况下转子作前向进动。反弹力P和切向摩擦力F的大小，主要受转子不平衡质量的影响。这些力在转子涡动周期内，按其接触圆弧大小发生变化，因而转子振动情况也在变化。l转子碰摩后发生转速波动，波动幅度大小取决于摩擦转矩的大小，碰摩瞬时转矩增大，转速瞬间下降，摩擦转矩消失阶段，又会发生短
6、暂时间的转子扭转振动 l转子发生碰摩时相当于在碰摩点处增加了一个支承，改变了转子的刚度。转子与静子不断发生局部摩擦，刚度在接触(刚度变大)与非接触(刚度变小)两种情况之间发生变化，刚度变化的频率就是转子的进动频率，这种周期性变化的刚度使得转子自由振动变为不稳定。6 6l发生局部碰摩时，接触力和转子运动之间为非线性关系，使转子产生次谐波和高次谐波振动响应。l在次谐波响应中，对称型的非线性振动产生奇次谐波响应，不对称型的非线性振动产生偶次谐波响应。局部碰摩一般是不对称的非线性振动，因此多数情况下是产生转速频率的1/2次谐波响应。l当转速高于转子一阶自振频率的二倍时，就会激起1/2次谐波共振。但是，
7、转子实际碰摩情况比较复杂，既有对称型又有不对称型的非线性振动，因此在转子的振动响应中，既有转速频率成分和2，3 .一些高次谐波成分，又有的低次谐波成分/i (i=2,3,4, )。l在低次谐波中，重摩擦时，i=2;轻摩擦时，随着转速升高，出现i=2或3，4，5，各个低次谐波。某一转速下i值的大小，取决于转速频率与转子在碰摩状态下的一阶自振频率比值，当转速频率为一阶自振频率的i倍时，就将激起/i的次谐波共振。l次谐波共振的幅值大小取决于转子的不平衡力、阻尼、外载荷大小、摩擦副的几何形状以及材料特性等因素，在阻尼足够高的转子系统中，也可能完全不出现次谐波振动。7 78 8l图 (a), (b)分别
8、表示轻摩擦转子与重摩擦转子的三坐标图和轴心轨迹。l图(a)为轻摩擦转子，频谱中除了出现工频和2，3的高次谐波成分之外，在不同转速下出现/2或/3，/4，/5的低次谐波成分。随着转速的升高，次谐波的阶次由高变低，某一转速下出现的次谐波在图中横坐标上对应的频率，实际上就是转子在该状态下的一阶自振频率。l图(b)为重摩擦转子，随着转速升高，频谱中明显地显示出/2谐波成分，以及/2和的高次谐波成分。另外，从轴心轨迹上观察，所有次谐波成分的轨迹图都是向左上方倾斜的:对次谐波进行相位分析，垂直和水平方向上的相位差为1809 9（2）摩擦接触弧增大时的故障特征l当离心压缩机发生喘振、轴承油膜振荡等大振动时，
9、转子处于完全失稳状态，转子在轴承、密封等处表面作大面积摩擦，甚至发生整周摩擦，产生很大的摩擦力。在整周摩擦时。高的摩擦力可使转子由正向涡动变为反向涡动。l转子发生重摩擦，且摩擦接触弧较大时，在波形图上就会产生单边波峰“削波”现象，这时将在频谱上出现涡动频率与转速频率的和差频率成分，即产生 的频率成分l另外，由于转子振动进入了非线性区，因而在频谱上还会出现幅值升高了的高次谐波。l从实验研究中得到如下几点结论。1010l在刚开始发生摩擦接触情况下.由于转子不平衡，转速频率成分幅值较高。高次谐波中第二、第三次谐波一般并不太高。第二次谐波幅值必定大于第三次谐波。随着转子摩擦接触弧的增加，由于摩擦起到附
10、加支承作用，转速频率幅值有所下降，第二，第三次谐波幅值由于附加的非线性作用而有明显增大。l转子在超过临界转速时，如果发生360全摩擦接触，将会产生很强的摩擦切向力，此力可引起转子的完全失稳:在转子的振动响应中将含有幅值很高的次谐波成分，该成分一般为转子发生摩擦时的一阶自振频率(注意转子发生摩擦时相当于增加了一个支承。使自振频率升高)。除此之外，还会出现转速频率与振动频率之间的和差频率成分例如.重摩擦时频谱图上可出现以半频0.5为主的主频，还有半频与工频组成的和差组合频率1.5、2、2.5.等成分。1111l利用双踪示波器观察转子的进动方向，如果出现由正向进动变为反向进动，那就表示转子发生了全摩
11、擦接触。l轴心轨迹形状，较轻的局部碰摩，轴心轨迹出现小圆环内圈。随着碰摩程度的增加，内圈小圆环数增多，旦形状变化不定。轨迹图上键相位的位置不稳定，出现快速跳动现象。当发生整周摩擦时，轴心轨迹形状像花瓣形，键相位信号数目不变。在重摩擦转子中，往往出现/2的频率成分，其轴心轨迹形状为“8”字形。1212(3)摩擦产生转子热弯曲l 一些大型的挠性转子，发生摩擦后产生转子热弯曲变形，变形后将形成新的不平衡。发生摩擦的转速不同。碰磨点的位置不同.热弯曲后形成的不平衡情况也是不同的。l如在临界转速以下发生碰摩。因为振动位移方向滞后于原始不平衡力方向的相位角小于90，碰摩点的方位接近原始不平衡方位.热弯曲后
12、加剧转子的不平衡量，产生更大的碰靡力，由此形成恶性循环。l如果在临界转速以上发生碰摩，因为振动位移与原始不平衡力之间的相位角大于90，碰摩方位靠近原始不平衡方位的反方向，热弯曲后可部分抵消转子的不平衡量，可能会改善转子的振动情况，但是实际热弯曲情况是要根据转子的振型和碰摩点的位置而定。l大部分挠性转子升速时，在临界转速点附近最易发生碰摩。转子到达工作转速后可能已脱离了碰摩，但是升速阶段碰摩时所产生的滞后弯曲变形并不会消失，将在降速过程中反映出来。因此一些发生碰摩的转子，在降速停机经过临界转速点时的振幅要大于升速经过临界点时的振幅。如果出现这种情况，需要停机后对转子作较长时间的盘车，以消除热弯曲
13、变形。1313l转子碰摩后的热弯曲变形将引起转子的振动矢量变化。如图所示，转子原始不平衡引起的振动矢量为Ac,摩擦接触点滞后原始不平衡点，由摩擦热弯曲变形引起的振动矢量为At，其合成矢量Am可作为新的不平衡矢量。l随着摩擦的继续，摩擦的滞后角不变，摩擦热弯曲变形引起的振动矢量由At，变为At，其合成矢量变为Am，这样反映在转子上的振幅和相位均会随时间变化，振动矢量的旋转方向与转子的旋转方向相反。14143. 4. 23. 4. 2转子内摩擦引起失稳的机理转子内摩擦引起失稳的机理 l转子旋转时，由于离心力的作用使轴弯曲，弯曲的结果是轴外侧部分材料纤维受拉伸，内侧部分受压缩。如果轴的转速与涡动速度
14、相等时，则拉伸部分材料纤维永远为拉伸，压缩部分永远为压缩; 如果 ，则转轴上各段纤维依次受到交变拉伸和压缩，如图a所示。(1)(1)转轴材料弹性滞后引起的不稳定振动转轴材料弹性滞后引起的不稳定振动1515l因为实际材料不具有完全弹性性质，材料在卸载时某一应变的弹性力总是小于加载时同一应变下的弹性力，即应力、应变的加载曲线位于卸载曲线之上，构成一条滞迟回线，如图b所示。l因此，材料在加载时作的功大于卸载时释放的功，这部分耗散的能量转变为热量，回线所围面积即为耗散能。1616l研究一垂直转轴(这样可不考虑转子自重影响)，轴中间装一圆盘，当轴挠曲涡动时，质心S将围绕旋转中心O进行涡动。取轴的一个截面
15、，轴涡动的某瞬间位置如图（c)所示。1717l从截面上看，轴如果作顺时针方向旋转，涡动方向也是顺时针的，在图示这个位置上，断面中性线A- A以上的材料受到拉伸，A-A以下的材料受到压缩，因此A-A为应变中性线。l假定轴旋转时，轴载面上受拉伸点P1(以“+”号表示拉伸)将逐渐进入到压缩区，压缩点P3以“-”号表示压缩)将逐渐进入到拉伸区，图中P1-P2-P3是纤维的缩短过程，P3-P2-P1是纤维的伸长过程。l根据材料弹性滞后性质，图(b)的回线下半部表示纤维的缩短过程，在P1和P2之间经过无应力点Q1(=0);回线上半部表示纤维的伸长过程，在P3和P4之间经过无应力点Q2，因此Q1Q2为=0的
16、应力中性线。l由此可见，由于材料的弹性滞后，轴截面上的应力中性线与应变中性线不重合，倾斜一个角度。应力中性线的上半侧为拉伸应力(以“+”号表示)，下半侧为压缩应力(以“-”号表示)，其合力F垂直应力中性线，从拉伸侧指向压缩侧。如把F力分解为与转子位移垂直的分量Fu和位移相反方向的分量Fr， 则Fr指向涡动中心O，即为弹性恢复力，而Fu与涡动方向一致，它将加剧转子涡动运动，引起转子失稳。1818l转轴弯曲所形成的涡动激振力Fu是由转子本身旋转产生的，使输人转子系统的能量增加，这种由运动本身产生并提供能量的振动就是自激振动。力Fu是与转子弯曲情况相配合的，转子的弯曲次数即为Fu出现的次数，转子按其
17、弹性线弯曲的振动频率即为自振颇率。因此，由材料弹性滞后所引起的振动频率就是轴系的自振频率，通常为转子的一阶自振频率。l从上面分析中看出，只有时，转子才会形成自激，因此材料弹性滞后产生的自激振动多发生在挠性转子中。如果P2-P3是纤维的缩短过程， P3-P2-P1是纤维的伸长过程，与弹性滞迟回线对应，可得到应力中性线是在图69(C)中的第2、4象限，合力F仍是从拉伸侧指向压缩侧，则分力与涡动方向相反，起到对涡动的阻尼作用。1919(2)轴上零件滑动摩擦引起的不稳定振动l转子上的叶轮轮毂、轴套、密封衬套、平衡盘等配合件与轴进行缩配后，如配合力不足，轴在作弓状回转期间，由于配合件的刚性大于转轴刚性，
18、配合件与轴之间将发生滑动摩擦，摩擦力是反抗轴的弯曲，如图（a）所示。图(b)为轴在配合处的一个截面，S为质量中心，O为涡动中心。2020l转子在旋转过程中，由于轴的弯曲，A1点的纤维伸长量为最大，A3点的纤维收缩量为最大。l当时，A1点的纤维经过A1-A2-A3向内侧转动，轴上纤维逐渐收缩，但轮毂等配合件刚性较大，很难收缩，纤维就向轮毂中间滑动，在轮毂上产生一个向内收缩的摩擦力(图中以“-”号表示)；与此同时，轴上A3点的纤维经过向外侧转动，纤维逐渐伸长，与轮毂相对滑动的结果是在轮毂上产生一个向外伸长的摩擦力(图中以“+”号表示)。这样，轮毅对轴的摩擦力从“+”指向“-”，抵抗轴的弯曲，合力F
19、作用在转子质量中心S上，其方向与涡动方间一致，加大转子的涡动运动，成为一个引起转子不稳定的激振力。l经试验研究后认为，在通常情况下，配合件上的摩擦作用所引起的激振力远大于轴材料内摩擦作用引起的激振力，因此必须重视这一因素引起的自激振动。2121(3)齿式联轴节摩擦引起的不稳定振动l采用齿式联轴节的转子，在工作状态下存在一定程度的角度不对中。转子在进动时，如，齿壳与齿套之间的相对滑动具有加剧转子涡动运动的趋向。2222l如图(a)所示，联轴节啮合部分上半侧因两半联轴节逐渐拉开，齿啮合长度减少;下半侧因两半联轴节逐渐靠近，齿啮合长度增加，这样就在齿面上产生摩擦力。l如图 ( b )所示，齿壳中某一
20、齿沿方向旋转时，齿向齿套内滑动，齿套对齿壳产生一个轴向压缩的摩擦力图中以“一”号表示);当齿壳点上的齿沿方向旋转时，齿向齿套外滑动，齿套对齿壳的摩擦力是轴向拉伸的(图中以“+”号表示)。这样，在联轴节中心S点上，形成一个从A1A3线右侧(轴向拉伸)指向左侧(轴向压缩)的合力F，力F与转子的进动方向一致，推动转子作圆锥形的涡动运动。l这个涡动激振力有时可能会引起高速转子的自激振动，美国早期的某些航空发动机转子曾经发生过这种类型的振动问题。2323(4)防止滑动摩擦激振的方法l缩短配合轮子的轮毅长度，如图 (a)所示。l对于较长的叶轮轮毅或配合轴套要作内部根切，以减小滑动摩擦面，如图 (b)所示。
21、l将配合处的轴段加粗，以增加这部分轴的刚性，如图 (c)所示。l适当加大公盈量，使零件与轴的配合越紧越好。如有可能，把轴套与轴做成一体，这样既增加轴的刚性，又避免配合面在高转速时发生弯曲滑动。24243.5 3.5 浮动环密封故障诊断浮动环密封故障诊断253.5 3.5 浮动环密封故障诊断浮动环密封故障诊断l高速、高压的离心式压缩机为了防止气体向外泄漏，很多转子结构采用浮动环密封。浮动环密封的特点是：在浮动环和转轴之间注入密封液体密封液的压力略高于压缩机内需要防止泄漏气体的压力。 l由于浮动环与转轴之间的间隙很小(一般比滑动轴承的间隙还要小)，密封液体在间隙内形成很大的流动阻力，因而有效地阻止
22、了高压气体向外泄漏。l浮动环在工作时只浮不转，浮动环密封的典型结构如图所示 图 浮动环密封结构1密封壳体；2防转销盯；3浮动环；4O形圈；5间隔环；6转轴2626l浮动环上的受力情况如图所示。作用在浮动环上的力有；浮动力F()、端面摩擦力Ff和浮动环的重力G。浮动力F()是浮动环上液膜压力的合力，它是相对偏心率的函数。l浮动环正常工作时其力的平衡条件为： F()=Ff+Gl即浮动力必须克服环的端面摩擦力和环的重力后才能使环产生浮动作用2727l但是在很多情况下，由于热膨胀等原因，在浮动环与密封壳体之间产生过大的端面摩擦力，浮动环不能正常浮动，卡死后的浮动环就变成了一个径向间隙很小的圆柱轴承，容
23、易发生油膜不稳定形式的轴振动。l当浮动环上的端面摩擦力Ff过大时，相应的浮动力F()也必须随之增大，但是F()是与浮动环和轴之间的相对偏心率有关， F()增大时，也增大。浮动环与转轴之间的最小间隙变得更小，如果浮动环一旦卡住不动，而轴的振动基本上由转子轴承系统的动力特性所控制，因此，失去了浮动能力的浮动环很容易发生浮动环内壁与转轴之间的碰撞摩擦，使转子表现出摩擦故障的特征。2828l另外，从图上可以看出，浮动环上的浮动力F() ，可以分解为一个径向力Fr,和一个切向力Ft，切向力Ft是作用在浮动环上的一个力矩，该力矩欲驱动浮动环转动。当浮动环一旦不能正常浮动时，由于转子高速旋转时对浮动环的摩擦
24、力矩和密封液体动压力产生的驱动力矩联合作用，可能会折断防转销钉。防转销钉一旦被折断，浮动环就会转动，转动的浮动环并不能产生液体动压力把浮动环浮起，不能形成稳定的液膜密封，这不仅会产生高压气体的大量泄漏，而且浮动环随着轴的旋转，时而发生相对摩擦，引起摩擦振动，时而被转轴带动，给转子带来附加离心力，引起不平衡振动。2929浮动环密封产生的故障振动特征浮动环密封产生的故障振动特征 30303131转转 子子 摩摩 擦擦轴径和滑动轴承钨金干摩电动机转子与定子接触叶轮与扩压器口接触汽轮机动叶片与静叶片接触严严 重重 摩摩 擦擦轻轻 微微 摩摩 擦擦轴与汽封摩擦联轴器罩摩轴皮带摩擦皮带罩叶片摩擦外罩l轴流
25、压缩机由汽轮机拖动，整个转子1支于止推支持轴承3及支持轴承2上l压缩机的通流部分由静叶4和动叶5组成。l气体经进气管8，收敛器10、进气导流器11，在级组中压缩后，经出口导流器12、扩压器13，再由出气管9排出3232转子摩擦的影响转子摩擦的影响l转子碰磨是一复杂的过程，从机理上分析、摩擦振动对转子的影响：l1）直接影响：转子运行可分为自传和进动。摩擦对自传的影响在于附加了一个力矩，因此，在原有力矩不变的条件下有可能使转子转速发生波动。对于进动来说，由于摩擦力的干预可能改变进动方式。对于全摩擦来说，引起自激振动3333转子摩擦的影响转子摩擦的影响l2）间接影响：摩擦的作用使动静部件相互接触，相
26、当于增加了转子的支承条件，增大了系统的刚度，改变了转子的临界转速和振型，l这种附件支承是不稳定的，从而可引起不稳定振动及非线性振动l3）冲击影响：局部摩擦可以产生冲击作用，其直观效应是给予转子施加了一个瞬态激振力，激发转子的固有频率，由于碰磨随转子的旋转产生周期性的冲击激励作用，在一定条件下使得转子振动成为叠加自由振动的复杂振动。l4）热变形：可引起转子弯曲，加大偏心量，增加振动3434转子摩擦的频谱表现转子摩擦的频谱表现l转子碰磨的定量分析比较困难，一般来说，转子与静止件发生摩擦时，转子受到静止附加作用力，它是非线性的和时变的，因此，转子产生非线性振动，在频谱上表现出丰富的分量，工频和高次谐
27、波工频3535转转 子子 摩摩 擦擦转子在转动过程中与定子的摩擦会造成严重的设备故障在摩擦过程中, 转子刚度发生改变从而改变转子系统的固有频率, 可能造成系统共振。往 往 会 激 起 亚 谐 波 振 动(1/2X, 1/3X.), 严重时出现大量 的谐频(1/2X, 1.5X, 2.5X.)，并伴随有噪音。 典型的摩擦波形3636旋转脱离旋转脱离l旋转脱离是流体机械的常见故障之一，它是由于流体动力特性发生的自激振动。l高速运行的流体机械（例如离心式压缩机等）其流道是根据工况条件下的实际气体流量设计的。在设计工况条件下，压缩机各级间气体流量匹配，流向合理，流速稳定。l当由于某些原因使得实际流量小
28、于设计流量时，气流运行速度减慢，就会在叶轮的某一流道内发生气流失速，失速的气体占据了一部分空间，使通流截面减小。于是流经该通道的气流量相应减小，多余的气体将流向其它的通道，造成其它通道的失速。最终会在叶轮内形成一个与叶轮转向相反的失速运动，称之为旋转脱离。l旋转失速在叶轮间产生的压力波动就是引起转子振动的激振力。激振力的大小还与气体的分子量有关。如果气体的分子量较大，激振力也大，对机器的运行影响也大。3737基本原理基本原理l当机器在设计点工作时（图a），介质的入流角基本上等于叶轮叶片的进口安放角，流体顺利进入流道l当流量增大时（图b），介质的轴面速度cm1增大，冲角减小，流体射向叶片的背面，在工作面上出现流动分离现象。但流量增加时流速增加，在惯性作用上，限制了分离的扩大化l当流量减小时（图c），流体轴面速度C1减小，冲角i增大，这时流体射向叶片的工作面，使背面上出现分离，且很容易扩张开来，当流量减小到某临界值时，流动分离严重扩张，充满流道的相当大部分区域，使损失大大增加3838
