1、會計學1設備狀態監測與故障診斷基礎設備狀態監測與故障診斷基礎機械振動低頻振動：f 1000 Hz齒輪故障波形圖具有明顯的沖擊特征幅值譜分析是故障診斷的基本工具倒譜上的譜線是幅值譜中的周期性譜線族三維譜陣圖是分析機組轉子支撐系統動力學特性和非穩定區域監測的主要工具。一般的頻譜圖一般的頻譜圖其某頻段的其某頻段的原動機（電動機）傳動系統工作機（引風機）、電動機滾動軸承、引風機滾動軸承 水平垂直軸向一般來說水平振動幅值大于垂直方向幅值，當軸承蓋松動時就會出現垂直方向幅值大的現象，并伴隨著高次頻率成份。輸以其它方法故 障樣板模式對 象待檢模式比較判別故障標準設備（或零部件）類型部位程度故障診斷的基本方法

2、故障來源主 要 原 因設計、制造1. 設計不當，動態特性不良，運行時發生強迫 振動或自激振動2. 結構不合理，有應力集中3. 工作轉速接近或落入臨界轉速區4. 運行點接近或落入運行非穩定區5. 零部件加工制造不良，精度不夠6. 零件材質不良，強度不夠，有制造缺陷7. 轉子動平衡不符合技術要求故障來源主 要 原 因安裝、維修1.機器安裝不當，零部件錯位，預負荷大2.軸系對中不良（對軸系熱態對中考慮不夠）3.機器幾何參數（如配合間隙、過盈量及相對位置）調整位置不當4.管道壓力大，機器在工作狀態下改變了動態特性和安裝精度5.轉子長期放置不當，破壞了動平衡精度6.安裝或維修工程破壞了機器原有的配合性質

3、和精度運行操作1.機器在非設計狀態下運行（如超轉速、超負荷或低負荷運行），改變了機器工作特性2.潤滑或冷卻不良3.旋轉體局部損壞或結垢4.工藝參數（如介質的溫度、壓力、流量、負荷等）不當，機器運行失穩5.啟動、停機或升降速過程操作不當，暖機不夠，熱膨脹不均勻或在臨界區停留時間長故障來源主 要 原 因機器惡劣1.長期運行，轉子撓度增大2.旋轉體局部損壞、脫落或產生裂紋3.零、部件磨損、點蝕或腐蝕等4.配合面受力劣化，產生過盈不足或松動等，破壞了配合性質和精度5.機器基礎沉降不均勻，機器殼體變形表2 轉子質量偏心的振動特征12345678特征頻率 常伴頻率 振動穩定性 振動方向 相位特征軸心軌跡

4、進動方向矢量區域1穩定徑向穩定橢圓正進動不變表3 轉子質量偏心的敏感參數123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法明顯不明顯不變不變不變低速時振幅趨于零12345678特征頻率 常伴頻率 振動穩定性 振動方向 相位特征軸心軌跡 進動方向矢量區域1突發性增大后穩定徑向突變后穩定橢圓正進動突變后穩定表4 轉子部件缺損的振動特征表5 轉子部件缺損的敏感參數123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法明顯不明顯不變不變不變振幅突然增加表6 轉子質量偏心的故障原因故障來源1234設計、制造安裝、維修運行

5、、操作機器劣化主要原因結構不合理，制造誤差大，材質不均勻，動平衡精度低轉子上零件安裝錯位轉子回轉體結垢（例如壓縮機流道內結垢）轉子上零件配合松動故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因結構不合理，制造誤差大，材質不均勻轉子有較大預負荷1.超速、超負荷運行2.零件局部損壞脫落轉子受腐蝕疲勞，應力集中表7 轉子部件缺損的故障原因12345678特征頻率 常伴頻率 振動穩定性 振動方向相位特征軸心軌跡進動方向矢量區域12穩定徑向、軸向穩定橢圓正進動矢量起始點大，隨運行繼續增大表8 轉子弓形彎曲的振動特征123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓

6、力變化其它識別方法明顯不明顯不變不變不變1.機器開始升速運行時，在低速階段振動幅值就較大2.剛性轉子兩端相位差180表9 轉子弓形彎曲的敏感參數12345678特征頻率常伴頻率振動穩定性振動方向相位特征軸心軌跡進動方向矢量區域1穩定徑向、軸向穩定橢圓 正進動升速時矢量逐漸增大，穩定運行后矢量減小表10 轉子臨時性彎曲的振動特征表11 轉子臨時性彎曲的敏感參數123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法明顯不明顯不變不變不變升速過程振幅大，往往不能正常啟動故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因結構不合理，制造誤差大，材質不

7、均勻1.轉子長期存放不當，發生永久彎曲變形2.軸承安裝錯位，轉子有較大預負荷高速、高溫機器，停車后未及時盤車轉子熱穩定性差，長期運行后自然彎曲表12 轉子弓形彎曲的故障原因故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因結構不合理，制造誤差大，材質不均勻轉子有較大預負荷升速過快，加載太大轉子穩定性差表13 轉子臨時性彎曲的故障原因12345678特征頻率 常伴頻率 振動穩定性 振動方向 相位特征軸心軌跡 進動方向矢量區域21、3穩定徑向、軸向較穩定雙環橢圓正進動不變表14 轉子不對中的振動特征表15 轉子不對中的敏感參數123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨

8、流量變化振動隨壓力變化其它識別方法明顯明顯有影響有影響有影響1.轉子軸向振動較大2.聯軸器相鄰軸承處振動較大3.隨機器負荷增加，振動增大4.對環境溫度變化敏感故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因對機器熱膨脹量考慮不夠，給定的安裝對中技術要求不準1.安裝精度未達到技術要求2.對熱態時轉子不對中變化量考慮不夠1.超負荷運行2.機組保溫不良，軸系各轉子熱變形不同1.機器基礎或機座沉降不均勻 ，時不對中超差2.環境溫度變化大，機器熱變形不同表16 轉子不對中的故障原因表17 油膜軸承故障的主要原因 軸承故障 主 要 原 因巴氏合金松脫 軸瓦表面巴氏合金與基體金屬結合不牢 軸瓦

9、磨損1.轉子對中不良2.軸承安裝缺陷，兩半軸瓦錯位，單邊接觸3.潤滑不良，供油不足4.油膜振蕩或轉子失穩時，由于異常振動的大振幅造成嚴重磨損 疲勞損壞（疲勞裂紋）1.軸承過載，軸瓦局部應力集中2.潤滑不良，承載區油膜破裂3.軸承間隙不適當4.軸承配合松動，過盈不足5.轉子異常振動，在軸承上產生交變載荷 腐 蝕 潤滑劑的化學作用 氣 蝕1.轉子渦動速度高，發生異常振動2.潤滑油粘度下降或油中混有客氣和水分等，使軸承內的油液在低壓區產生微小汽泡，在高壓區被擠破而形成壓力沖擊波沖擊軸承表面，產生疲勞裂紋或金屬剝落表18 油膜渦動的振動特征12345678特征頻率 常伴頻率 振動穩定性 振動方向 相位

10、特征軸心軌跡進動方向 矢量區域 1較穩定徑向穩定雙環橢圓正進動改變21123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法明顯不明顯明顯不變不變渦動頻率隨工作角頻率升降，保持表19 油膜渦動的敏感參數故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因軸承設計或制造不符合技術要求1.軸承間隙不當2.軸承殼體配合過盈不足3.軸瓦參數不當1.潤滑油不良2.油溫或油壓不當軸承磨損，疲勞損壞，腐蝕及氣蝕等表20 油膜渦動的故障原因21表21 油膜振蕩的振動特征12345678特征頻率 常伴頻率 振動穩定性 振動方向 相位特征 軸心軌跡 進動方向矢量區

11、域 （0.430.48)組合頻率不穩定徑向 不穩定（突變）擴散不規則正進動改變表22 油膜振蕩的敏感參數123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法振動發生后，升高轉速，振動不變不明顯明顯不變不變1.工作角頻率等于或高于 時突然發生2.振動強烈，有低沉吼叫聲3.振蕩發生前發生油膜渦動4.異常振動有非線性特征n221故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因軸承設計或制造不符合技術要求1.軸承間隙不當2.軸承殼體配合過盈不足3.軸瓦參數不當1.潤滑油不良2.油溫或油壓不當軸承磨損，疲勞損壞，腐蝕及氣蝕等表23 油膜振蕩的故障原

12、因表24 旋轉失速的振動特征12345678特征頻率 常伴頻率 振動穩定性 振動方向 相位特征軸心軌跡進動方向 矢量區域 及 的成對次諧波組合頻率振幅大幅度波動徑向、軸向不穩定雜亂正進動突變s）（s表25 旋轉失速的敏感參數123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法明顯很明顯不變很明顯變化1.機器出口壓力波動大2.機器入口氣體壓力及流量波動表26 旋轉失速的故障原因故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因機器的各級流道設計不匹配1.入口濾清器堵塞2.葉輪流道或氣流流道堵塞機器的工作介質流量調整不當，工藝參數不匹配機器氣體

13、入口或流道有異物堵塞表27 區別旋轉失速與油膜振蕩的主要方法區別內容 旋轉失速 油膜振蕩振動特征頻率與工作轉速的關系振動特征頻率隨轉子工作轉速而變油膜振蕩發生后，振蕩特征頻率不隨工作轉速變化振動特征頻率與機器進口流量的關系振動強烈程度隨流量改變而變化振動強烈程度不隨流量變化壓力脈動頻率的特點壓力脈動頻率與工作流速頻率相等壓力脈動頻率與轉子固有頻率接近表28 喘振的振動特征12345678特征頻率 常伴頻率振動穩定性 振動方向 相位特征軸心軌跡進動方向 矢量區域超低頻（0.520Hz）1不穩定徑向不穩定紊亂正進動突變表29 喘振的敏感參數123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動

14、隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法改變改變改變明顯改變 明顯改變1.振動劇烈2.出口壓力和進口流量波動大3.噪聲大，低沉吼叫，聲音異常表30 喘振的故障原因故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因設計制造不當，實際流量小于喘振流量，壓縮機工作點離防喘線太近1.入口濾清器堵塞2.葉輪流道或氣流流道堵塞1.壓縮機的實際運行流量小于喘振流量2.壓縮機出口壓力低于管網壓力3.氣源不足，進氣壓力太低，進氣溫度或氣體相對分子質量變化大，轉速變化太快及升壓速度過快、過猛1.管道阻力增大2.管網阻力增加3.管路逆止閥失靈等表31 轉子與靜止件徑向摩擦的振動特征12345678特征頻率常

15、伴頻率振動穩定性振動方向相位特征軸心軌跡進動方向矢量區域高次諧波、低次諧波及其組合頻率1 不穩 徑向1.連續摩擦：反向位移、跳動、突變2.局部摩擦：反向位移1.連續摩擦：擴散2.局部摩擦：紊亂1.連續摩擦：反進動2.局部摩擦：正進動突變表32 轉子與靜止件徑向摩擦的敏感參數123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法不明顯不明顯不變不變 不變時域波形嚴重削波表33 轉子與靜止件徑向摩擦的故障原因故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主要原因轉子與靜止件（如為軸承、密封、隔板等）的間隙不當1.轉子與定子偏心2.轉子對中不良3.轉子

16、動撓度大1.機器運行時熱膨脹嚴重不均勻2.轉子位移基礎或殼體變形大振動頻率（040）（4050）（50100）不規則出現的可能性（）40401010 表35 轉子過盈配合件過盈不足的振動特征12345678特征頻率常伴頻率振動穩定性振動方向相位特征軸心軌跡進動方向矢量區域 1（次諧波）1不穩徑向雜亂不穩定正進動改變123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法有變化有變化不變不變不變1）轉子失穩渦動頻率2）振動大小與轉子不平衡量成正比nt故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機械劣化主要原因轉軸與旋轉體配合面過盈不足1）轉子多次拆卸，破壞

17、了轉軸與旋轉體原有的配合性質2）組裝方法不當超轉速、超負荷運行配合件蠕變12345678特征頻率 常伴頻率振動穩定性振動方向相位特征軸心軌跡進動方向矢量區域基頻及分數諧波2，3不穩定。工作轉速達到某閾值時，振幅突然增大或減小松動方向振動大不穩定紊亂正進動變動123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法很敏感敏感不變不變不變非線性振動特征表40 轉子支承系統聯接松動的故障原因故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機械劣化主要原因配合尺寸加工誤差大，改變了設計所要求的配合性質支承系統配合間隙過大或緊固不良、防松動措施不當超負荷運行支承系統配

18、合性質改變，機殼或基礎變形，螺栓松動12345678特征頻率常伴頻率振動穩定性振動方向相位特征軸心軌跡進動方向矢量區域小于（1/2）的次諧波1、（1/n)及n不穩定強烈振動徑向不穩定紊亂并擴散正進動突變123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法在某閾值矢穩很敏感明顯改變不變有影響1）分數諧波及組合頻率2）工作轉速達到某閾值時突然振動劇烈故障來源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機械劣化主要原因制造誤差造成密封或葉輪在內腔的間隙不均勻轉子或密封安裝不當，造成密封或葉輪在內腔的間隙不均勻操作不當，轉子升降速過快，升降壓過猛，超負荷運行轉軸彎曲

19、或軸承磨損產生偏隙 1 2 3 4 5 6 7 8特征頻率 常伴頻率振動穩定性振動方向 相位特征 軸心軌跡 進動方向 矢量區域半臨界點的22、3等高頻譜波不穩定徑向、軸向不規則變化雙橢圓或不規則正進動改變123456振動隨轉速變化振動隨負荷變化振動隨油溫變化振動隨流量變化振動隨壓力變化其它識別方法 變化不規則變化不變不變不變非線性振動。過半臨界點2諧波有共振峰值故 障來 源1234設計、制造安裝、維修運行、操作機器劣化主 要 原 因材質不良、應力集中檢修時未能發現潛在裂紋及其頻繁啟動，升速、升壓過猛，轉子長期受交變力軸產生疲勞裂紋旋轉機械常見故障的振動診斷及實例旋轉機械常見故障的振動診斷及實例

20、轉子不平衡轉子不平衡不平衡類不平衡類 型型不平衡頻不平衡頻 譜譜轉子不平衡轉子不平衡不平衡故障的典型頻譜特征是工頻分量占主導地位、引風機軸承測點電機測點測點方位H20.01526Hz4.62.52.4V5.53.41.04.5A3.72.41.6鍋爐引風機振動速度有效值（mm/s rms）H H、V V、A A分別代表水平、垂直和軸向分別代表水平、垂直和軸向測點水平方向頻譜轉子不對中轉子不對中聯軸器不對中軸承不對中帶輪不對中平行不對中角度不對中明顯的2X特征重新對中后2X基本消失機械松動機械松動1-汽輪機 2-減速機3-發電機 4-勵磁機后軸承 前軸承汽輪機前后軸承振動值 um PPum PP

21、H8530V156A2828摩擦摩擦高次諧波及其分數倍諧波是摩擦的主要頻譜特征12345678910頻率3672108109145181217253289362幅值875112018224314533219213813196倍頻關系1階自振頻率2階自振頻率轉頻3階自振頻率4階自振頻率2倍轉頻各特征頻率幅值及其倍頻關系波形出現“削頂”豐富的高次諧波油膜振蕩油膜振蕩故障發生前故障發生后注意0.5X的出現綜合故障綜合故障41.907.49水平方向軸向頻譜垂直方向水平方向垂直方向軸向 這是一個比較典型的實例，類似這樣的情況在現場診斷中經常會碰到。機器上有些配合件的松動故障往往與摩擦故障聯系在一起，它們

22、之間存在著因果關系。由于配合件松動，機器在運行中常引起零件的相對移動而產生摩擦，所以在頻譜上常出現類似兩種故障頻率的復雜情況。在這里松動是原發故障，摩擦屬引發故障。掌握了其中的規律，對我們作現場故障分析很有助益。滾動軸承故障的振動診斷及實例滾動軸承故障的振動診斷及實例 滾動軸承故障的振動診斷及實例滾動軸承故障的振動診斷及實例 if1(1cos)2irdffD0f01(1cos)2rdffDbf2211 () cos2brDdffdD滾動軸承故障的振動診斷及實例滾動軸承故障的振動診斷及實例cf1(1cos)2crdffDrfrfdDz滾動軸承故障的振動診斷及實例滾動軸承故障的振動診斷及實例滾動軸

23、承故障的振動診斷滾動軸承故障的振動診斷0.6irff z00.4rff z0.4crff 該機組自1986年1月30日以后，測點的振動加速度從0.07g逐漸上升，至6月19日達到0.68g，幾乎達到正常值的10倍。為查明原因，對測點的振動信號進行頻譜分析。軸承的幾何尺寸如下： 軸承型號：210； 滾動體直徑：d12.7mm； 軸承節徑：D70mm； 滾動體個數：z10； 壓力角：00。rf01(1cos )2112.715 (1cos0 ) 1027088.6()irdffzDHz001(1cos)2115 (1cos0 ) 1061.3()2rdffzDdHzD2222011 () cos2

24、17012.715 1 () cos 0 212.77040.6()brDdffdDHz高頻低頻波形if0fbfcf1主軸 2軸承 3軸承座4冷卻管 5密封 在一個月的時間內，變頻機運行不正常。對A出的速度信號作頻率分析。頻譜圖中20Hz的頻率峰值最突出，呈保持架的特征頻率。此處還有轉速頻率及分數倍低次諧波，說明有非線性問題存在，頻譜結構如圖所示。 齒輪機構故障的振動診斷齒輪機構故障的振動診斷測點 VAVAVAVA6.57.814.4 12.69.58.313.311.8rmsV電動機轉速為150r/min時減速器振動值（單位：mm/s）注：V為垂向；A為軸向測點垂直方向頻譜測點垂直方向細化頻

25、譜 可以推測，213Hz這個不隨轉速而改變的頻率是齒輪的固有頻率。機器運行中，由于齒輪嚙合的強烈沖擊（見圖458b）激發了齒輪以固有頻率振動。 根據所獲得的信息，可以推斷齒輪存在嚴重故障（如輪齒變形等），而且主要振源在大齒輪上。 在檢修處理時拆開減速器檢查，發現兩個齒輪的輪齒表面的鏨銼痕跡很顯眼，凹凸不平，這樣粗糙的齒面在輪齒嚙合時必然產生嚴重沖擊。另外，大齒輪有5個輪齒的齒頂邊緣因長期擠撞而呈臺階突起，高達56mm，齒輪在運轉時必然出現大齒輪的輪齒頂撞小齒輪的輪齒根部，齒輪在這種惡劣的狀態下運行，激起齒輪固有頻率是理所當然的。強勁的固有頻率分量湮沒了齒輪嚙合頻率的分量，所以在譜圖中沒有出現嚙

26、合頻率分量的譜線。參數名稱 加速度峰值（Ap/(mm/s2) ） 速度有效值（Vrms/(mm/s) ） 位移峰峰值（Dp-p/m）測值217.62.8217.96汽輪發電機組減速器小齒輪軸承水平方向振值測點HVAHVAA7.06.621.510.713.721.5機組檢修前加速度有效值m/s*s檢修前檢修后簡易振動故障類型識別方法簡易振動故障類型識別方法主頻率識別法主頻率識別法 機組1992年8月中修后運行了一段時間振動逐漸增大，到1993年1月，測點水平方向同振動值達到15.15mm/s。當時在現場作了頻譜分析，譜圖如圖所示。 測點最大峰值頻率為12.65Hz，與轉頻基本一致。此外還有弱小

27、的2倍頻分量及少量微弱的高次諧波。 低頻段頻譜高頻段頻譜低頻段高頻段簡易振動故障類型識別方法簡易振動故障類型識別方法共變法共變法汽輪機壓縮機低壓缸壓縮機高壓缸汽機轉速7500r/min汽機轉速9975r/min汽機轉速10800r/min 簡易振動故障類型識別方法簡易振動故障類型識別方法時域波形識別法時域波形識別法簡易振動故障部位識別方法簡易振動故障部位識別方法特征頻率識別法特征頻率識別法 齒輪機構參數如下： 輸入軸轉數 ，轉頻3 Hz； 輸出軸轉數 ，轉頻12.5Hz； 大齒輪齒數 ； 小齒輪齒數 ； 齒輪嚙合頻率 。1180 /minnr2750 /minnr199z 224z 300mf

28、Hz實例實例1 1 國外某石油化工公司，一臺用于關鍵設備的齒輪減速箱采用一對錐齒輪和一對圓柱齒輪兩級傳動，結構布置如圖所示，減速箱輸入軸轉速為1200rpm，輸出軸轉速為52.7rpm。 設備綜合診斷設備綜合診斷 該減速箱運行了一年半以后，在輸入高速軸一端出現高幅值異常振動，其振動信號的幅值頻譜、波形、細化譜如圖所示。 齒輪故障發生前，振動頻譜圖上主要顯示嚙合頻率338Hz（實際值是340Hz，存在測量誤差）及其弱小的倍頻成分（圖a）。故障發生后，頻譜圖上在嚙合頻率的兩邊出現了大量的邊頻(圖c)。由于譜線密集難以辨認，故取100200Hz頻段進行細化處理，得到圖d所示的細化譜，譜圖上清楚地顯示

29、出20Hz的邊頻間隔，與輸入軸轉速頻率一致（12006020Hz）。這表明，嚙合頻率為輸入軸轉速頻率所調制。根據邊帶特征，初步分析高速軸小齒輪發生了故障。然后又對時域波形進行分析，波形如圖b所示，圖上清晰地顯示每轉一周有一個脈沖信號，脈沖間隔為0.05s，頻率值為20Hz（1/0.05=20Hz）,這進一步證明小齒輪存在嚴重故障。當打開箱蓋檢查時，發現小齒輪有一齒斷裂。 斷齒前斷齒后斷齒后斷齒后實例實例2 2 某廠一臺DH-80型離心式空氣壓縮機，1996年8月15日作振動測試，低速軸、號軸承測點的振動位移值分別為40m和15m，運行狀態良好。到了1997年1月9日發現振動非常嚴重，測點的振動

30、值分別猛增刀201m和65m，超過了報警值（60m），測點的振值超過了自動停車值（80/m），機組自動停車。在振動測量分析時，重點對測點的振動信號作了頻譜分析，并結合進行波形觀察，其頻譜、波形圖見下頁附圖。 測點的波形與頻譜圖空壓機故障狀態下低速軸測點的波形與頻譜圖 頻譜圖上的129.39Hz是低速轉頻；64.7Hz為半倍頻。測點的振動波形都存在不對稱，且有不同程度的單邊削波現象。這是典型的摩擦故障振動特征。在頻譜圖上，兩測點都存在突出的轉頻和半倍頻，半倍頻成分幾乎與轉頻一樣強勁，且有微弱的高倍頻成分，呈現出非線性故障的典型特征。波形和頻譜結合起來分析，使得問題更加明朗了，判定機組存在不平衡和

31、轉子摩擦。1997年1月10日拆開檢查時發現低速軸一級葉片積灰厚達9.5mm，轉子周圍有嚴重的摩擦痕跡。事后查明，由于空氣濾清器損壞，不起過濾作用，致使大量粉塵雜質進入葉輪所導致的惡果。經清灰處理，更換了損壞的濾清器后，機組運行正常。其時測點的振動值分別為35m和18m，振動波形和頻譜圖如圖。 空壓機故障排除后低速軸測點振動波形與頻譜圖空壓機故障排除后低速軸測點振動波形與頻譜圖 故障排除后，測點的振動波形呈典型的周期信號，頻譜圖上只有幅值不大的轉頻成分，半倍頻分量消失了。測點的振動信號中除微弱的轉頻分量外，還有大量十分微弱的低次和高次諧波成分，呈隨機性振動。這都是機組正常運行的特征。實例實例

32、1998年3月，某廠在檢修75L-40/8空壓機之前，根據平時掌握的情況對重點部位進行了一次測量診斷。為了使診斷工作更有成效地進行，診斷人員分析了設備可能發生故障的部位，并計算出各故障的特征頻率。這臺空壓機由同步電動機拖動，電動機功率250kW，轉速428rpm，主要測量3個部位，測點布置如圖?？諌簷C特征頻率計算：（1）空壓機受迫振動引起的頻率 1）電動機轉子不平衡特征頻率： 2）空壓機工作一個循環（從吸氣到排氣）中的變載沖擊是一個規則的周期信號，其頻率與電動機轉頻一致，即曲軸回轉一周沖擊一次，其基頻為：這種沖擊信號會激起一系列的高次諧波，下表給出了 的部分高次諧波成分。 428/607.13

33、rfHz428/607.13pfHz 3）曲柄連桿機構往復運動通過上下死點時，會產生強烈的變向周期沖擊力，曲軸每轉一周沖擊2次，故其基頻為轉頻的2倍，即： 。 這也是一種周期性沖擊信號，同樣會激起一系列高次頻波，且與變載沖擊的諧波相吻合，互相推波助瀾，使振動更加強烈，下表給出了 的部分高次諧波成分。 1214.2rffHz1f4）滾動軸承的通過激振力激起各元件的通過頻率（即故障特征頻率）。 7空壓機1號軸承型號為3630雙面向心球面滾子軸承，其主要尺寸參數為： 外徑：320mm，內徑：150mm； 節徑：D=235mm； 滾動體直徑：d42mm； 滾動體數量：z15； 壓力角1216。 通過計

34、算，軸承的故障特征頻率為： 內圈通過頻率 ； 外圈通過頻率 ； 滾動體通過頻率 ；58.9ifHz41.27ofHz38.7bfHz（2）電磁振動頻率 因為電動機工作溫度正常，只有可能存在以下兩種電磁振動： 1） 電動機磁隙不均勻產生的電磁振動，其特征頻率與電動機轉頻一致，即： 。 2） 電動機電磁基波產生的倍頻振動，其特征頻率為電動機轉頻的2倍，即： 。17.13fHz2100fHz 在對空壓機待測部位可能出現的各種故障作出了基本預測之后，下一步則進行振動測量分析?？諌簷C軸承、機座及電機機座的振動加速度信號的頻譜分別如圖所示。 在上圖中，可以看到有幾個突出的譜峰，將其與計算的通過頻率對比發現

35、，其中58.71Hz是軸承內圈通過頻率，82.83Hz是外圈通過頻率（41.27Hz）的2次諧波，38.55Hz是滾動體通過頻率，156.25Hz是它的4次諧波。從頻率特征分析，軸承外圈和滾動體均存在一定的故障。如果能與歷史情況作一個對比分析，則可進一步說明故障達到何種程度。 空壓機軸承部位測點振動頻譜 分析圖6-18的頻譜結構，空壓機變載沖擊和變向沖擊的頻率特征十分明顯，其中最突出的是變向沖擊頻率14.25Hz（或視為變向沖擊與變載沖擊的2次諧波的重合），其余譜峰均是其高次諧波。將頻譜圖與歷次測量結果比較，可以從頻率結構的變化中判斷曲柄連桿機構或活塞與缸體配合的狀態變化。 空壓機機座測點振動

36、頻譜 在電機機座測得的振動頻譜圖上（上圖），主要譜峰是轉速頻率（7.03Hz）及其高次諧波，說明轉子平衡性不佳，也可能是電磁振動，通過斷電測試很容易將二者區別開來。 空壓機電機機座測點振動頻譜實例實例 某廠一臺拖動離心泵的電動機，轉速2950r/min，功率160kW，結構簡圖如圖所示。1電動機 2離心泵測點 電動機在帶負荷運行時振動十分嚴重，下表列出了部分振動參數值。 為了查明振動異常與水泵是否有聯系，拆離了聯軸器，讓電動機單獨空車運轉，測量通頻振動值和1倍頻幅值，列于下表。 電動機振動有三個特征有三個特征：垂直方向振動大，1倍頻振動大，帶負荷運行比空車運行振動大，這都表現出松動的特征。但是

37、1倍頻振動大也是不平衡故障的典型特征。為確定電動機轉子是否存在不平衡問題，先對電動機作了動平衡處理，然后又在電動機空載和滿負荷運行兩種情況下進行兩種情況下進行振動測量，結果如下表。 電動機在空載運行時振動顯著降低了，但是在帶荷運行時振動依然很大，說明振動與負荷關系密切。這時，電動機測點垂直方向（V）的振動信號，在空載和帶荷運行兩種情況下的振動波形和頻譜圖分別如圖。 從時域波形上看，基頻（ ）信號受到了多種干擾信號的調制（見圖a）；在頻譜圖上，帶負荷和空載運行都顯示奇數倍高次諧波，但帶負荷運行時頻率幅值更大（見圖b），這都表現為“松動”特征。 0f 通過仔細檢查，發現電動機地腳的墊鐵不合適，沒有

38、很好緊固。經處理后振動值見表。 電動機地腳處理后，減振效果很明顯，除了測點垂直方向（V）的振動較大外，其他各值都達到了正常狀態的水平。在頻譜圖上，5、7等高次諧波已經消失，只剩下基頻，3次諧頻等微弱的振動分量，表明振動狀態確已好轉。 通過進一步檢查，還是地腳處理不完善，有一塊斜鐵還沒有完全固定好，于是又做了加固處理。這時，設備運行達到了良好狀態，振動值見表。 電動機地腳第一次處理后測點垂直方向振動a)振動波形 b)振動頻譜實例實例 1996年8月，某廠新車間安裝了一臺離心式壓縮機，當時從機器的技術文檔中查到機器的主要參數如下： 壓縮機型號：1TY-578/5-8，實際轉速：8016.5rpm，

39、轉頻：133.6Hz； 電動機轉速：1486rpm，功率：3600kW； 增速器大齒輪（主動齒輪）齒數：205；小齒輪（從動齒輪）齒數：38。 增速器齒輪嚙合頻率：5077Hz 電動機與增速器用彈性聯軸器傳動，壓縮機與增速器用齒式聯軸器傳動。軸承均為滑動軸承。其結構如圖所示。機組安裝完畢后在驗收試車時進行了振動測量，部分振動數據見表。 按照設備制造廠家提供的振動標準，壓縮機軸承箱座和增速器箱蓋部位振動正常值為 ，顯然，機組振動已嚴重超標。然后對機組進行振動分析，其中號的測點水平方向的振動頻譜如圖所示。7.1/rmsVmm s壓縮機6個測點水平方向振動頻譜壓縮機6個測點水平方向振動頻譜)(8 .

40、2404186 .133Hzfz 分析壓縮機各測點振動信號在08000Hz頻段上的頻率結構，號軸承的非線性問題比較嚴重，很可能存在軸瓦松動、摩擦之類的故障。在每個測點的頻譜圖上，最強勁的頻率成分是2402Hz這個頻率分量。它來自何處？查閱設計說明書，方知壓縮機葉輪的葉片為18片，葉輪的通過頻率為：與頻譜上的2402Hz相當接近，可以沿著這個思路繼續分析。當在排除了其他可能因素之后，那么葉輪通過振動就是引起壓縮機振動的主要原因了。 實例實例 1991年6月，某電動機修理廠為外地承修一臺電動機型號為JS116-4型，155kW，1470r/min。修理前進行了振動測量，測點選在前后兩個軸承上（如圖

41、)，振動值見表。 測量結果顯示，測點水平方向振動最大，其他各值均不同程度超差（見ISO2373電動機振動標準），初步分析認為電動機轉子存在嚴重不平衡。根據測試結果，在電動機轉子面相位-44.7處加配重104.7086g；在面相位80.6處加配重197.5375g，其后作了兩次振動測量（中間間隔5min），兩次測量振動值見表。 兩次測量結果表明，動平衡處理后，電動機振動不但沒有降低反而增大了，尤其是測點的水平振動增加得最多。從兩次測量的結果顯示振動值波動較大，且沒有規律性，說明電動機運行很不穩定。 在調試中發現，當把號軸承蓋的固定螺栓緊一點，點的振動值又有增加。 HVAHVA129.08.56.

42、25.75.66.0228.59.54.07.04.24.0電動機動平衡處理后振動速度有效值HVAHVA烈度24.07.07.04.84.27.0電動機動平衡處理前振動速度有效值 然后，對點測點的振動信號作頻譜分析，頻率結構如圖所示。 電動機測點振動頻譜水平方向電動機測點振動頻譜水平方向電動機測點振動頻譜垂直方向電動機測點振動頻譜垂直方向電動機測點振動頻譜軸向電動機測點振動頻譜軸向 把測點的振動頻譜作對比分析，兩者既有共同點，也有不同之處，而且不同點多于共同點。電動機前后軸承都存在轉頻成分（24.5Hz）（ 號軸承軸向轉頻不明顯），這是它們唯一的相同之處。但是兩測點轉頻成分的幅值相差很大，特別

43、是水平方向，測點比測點大出10多倍。另外，兩測點振動信號的頻率成分差別也很大， 號比號要復雜的多。 電動機前后軸承的振動圖像（幅值和頻譜）相差如此之大，說明引起電動機振動的原因不是一個簡單的不平衡問題，不可能通過動平衡加以解決。因為一個以存在不平衡為主的轉子，它對兩端支承的作用應當是一致的，那么電動機兩端軸承的振動值及其頻譜結構也應大致相同。當然由于兩個軸承的內部結構及與外部聯系的差異，其振值和頻譜也會有些差異，但絕不相差懸殊，更不會截然不同。所以，這臺電動機的故障相當復雜。經動平衡處理后振動反而加大進一步證明了這一點。 據了解，這臺電動機使用了10多年，由于年久失修，事故頻繁，曾發生軸承燒結

44、事故，用電焊吹噴才把軸承取出。由此造成主軸及端蓋嚴重變形。從此電動機振動更加嚴重，無法投入正常使用。也不能采用常規修理辦法把它恢復正常。修理工藝相當復雜，修理費用很大、已無修復價值，作為報廢處理。 測點A、B、C、D為壓縮機主軸徑向位移傳感器，測點E、F分別為齒輪增速箱高速軸和低速軸軸瓦的徑向位移傳感器，測點G為壓縮機主軸軸向位移傳感器。7200系列儀表上可以隨時讀出當時振動位移的峰峰值，且有報警功能。 該機沒有備臺，全年8000h連續運轉，僅在大修期間可以停機檢修。生產過程中一旦停機將影響全線生產。因該機功率大、轉速高、介質是氫氣，振動異常有可能造成極為嚴重的惡性事故，是該廠重點監測的設備之

45、一。 該機組于5月中旬開始停車大檢修，6月初經檢修各項靜態指標均達到規定的標準。6月10日下午啟動后投入催化劑再生工作，為全線開車做準備。再生工作要連續運行一周左右。再生過程中工作介質為氮氣（其分子量較氫氣大，為28），使壓縮機負荷增大。工頻類故障的診斷實例工頻類故障的診斷實例轉子轉子不平衡不平衡 壓縮機啟動后，各項動態參數，如流量、壓力、氣溫、電流振動值都再規定范圍內，機器工作正常，運行不到兩整天，于6月12 日上網振動報警，測點D振動值越過報警限，高達6080m之間波動，測點C振動值也偏大，在5060m之間波動，其它測點振動沒有明顯變化。當時，7200儀表只指示出各測點振動位移的峰峰值，它

46、說明設備有故障，但是什么故障就不得而知了。依照慣例，設備應立即停下來，解體檢修，尋找并排除故障，但這要使再生工作停下來，進而拖延全廠開車時間。 首先，采用示波器觀察了各測點的波形，特別是D點和C點的波形，其波形接近原來的形狀，曲線光滑，但振幅偏大，由此得知，沒有出現新的高頻成分。 用磁帶記錄儀記錄了各測點的信號，并進行了頻譜分析，與故障前5月21日相應測點的頻譜進行對比 ，發現： 1）1倍頻的幅值明顯增大，測點D增大到原來的1.90倍，測點C增大到原來的1.73倍。 2）其它頻率的振幅沒有明顯的變化，特別是1/3倍頻，1/2倍頻的附近的振幅仍然很小，初步排除了摩擦和油膜自激震蕩的可能性。 于是

47、得到了以下結論： 1）轉子出現了明顯的不平衡，可能是因轉子的結垢所致； 2）振動雖然大，但屬于受迫振動，不是自激振動，并不可怕。測點C的幅值譜圖（6月12日上午分析結果）測點C的幅值譜圖（5月21日分析結果） 因此建議做以下處理： 1）可以不停機，再維持運行45天，直到再生工作完成； 2）密切注意振動狀態，再生工作完成后有停機的機會，做解體檢查。 6月18日催化劑再生工作圓滿完成，壓縮機停止運行。 6月20日對機組進行解體檢查，發現機殼氣體流道上結垢十分嚴重，結垢最厚處達20mm左右。轉子上結垢較輕，垢的主要成分是燒蝕下來的催化劑，第一節吸入口處約3/4的流道被堵，只剩一條窄縫。 因此檢修主要

48、是清垢，其它的部位如軸承、密封等處都未動，然后安裝復原，總共只用了兩天時間。 6月25日壓縮機再次起動，壓縮機工作一切正常。 工頻類故障的診斷實例工頻類故障的診斷實例轉子轉子彎曲彎曲 （1）振動趨勢歷史數據 在長期運行中，該機1#/2#軸承振動分別為2m及400m），運行人員采取緊急打閘措施停機。 5：05轉子靜止投盤車，大軸撓度值增大為120m，盤車電流32A。 6：40再次啟動，快速沖車至30000r/min定速，然后并入電網。 從熱態啟動數據知：在啟動過程中，機組1/2軸承及2/3軸振動異常增大，緊急打閘停機后，電動盤車時機組大軸撓度值增加較大，盤車電流略有增加。 5）熱態啟動運行后的振

49、動數據 自再次啟動并網后，機組高壓轉子軸和軸承振動均未能恢復歷史振動水平，盡管1、2軸承振動均小于20m，仍處于優秀振動標準范圍內，但與歷史數據比較均有所增大。尤其是2軸的振動增大顯著。 從頻率成分來看，主要是一倍頻成分增加，其余頻率的振動成分無變化，見表54。 5）運行一月后，停機時臨界振動數據 4月30日，該機因電網調峰轉為備用停機。在機組停機惰走降速過程中，2軸和1、2軸承臨界振動比歷史數據有成倍的增加，其振動成分是1倍頻，機組停機臨界振動數據見表55。 （3）數據分析 綜合圖517、表53至表55數據及啟動前后運行參數分析，可得出下列分析結論： 1）探頭所在處的轉子跳動值從30m增加至120m,比起動前增大了4倍，反映處高壓轉子撓曲程度加劇，提示可能已產生轉子彎曲。 2）從振動頻率以及振值隨轉速變化的情況來看，其癥狀和轉子失衡極為相似。但停機前運行一直很正常，只是在機組停車后再次起動中振動異常，且在并網后一直維持較大振值，缺乏造成轉子失衡的理由或轉子零部件飛脫的因素，故可排除轉子失衡的可能。 3）綜合二次起動及并網運行一個月后停機惰走振動情況，表明機組在第一次起動時即存在較大的熱彎曲，而停車后間隔