1、安裝設備振動分析主講教師：徐向陽重慶大學網絡教育學院2014年11月8日目錄一、機械振動基礎二、振動測量及頻譜分析三、安裝設備典型振動案例分析一、機械振動基礎一 機械振動基礎 1引 言 2單自由度系統的自由振動 3計算固有頻率的能量法 4單自由度系統的有阻尼自由振動 5單自由度系統的無阻尼受迫振動 6單自由度系統的有阻尼受迫振動 1 引 言 振動是一種運動形態，是指物體在平衡位置附近作往復運動。 物理學知識的深化和擴展物理學中研究質點的振動；工程力學研究研究系統的振動，以及工程構件和工程結構的振動。 振動屬于動力學第二類問題已知主動力求運動。 振動問題的研究方法與分析其他動力學問題相類似： 選

2、擇合適的廣義坐標； 分析運動； 分析受力； 選擇合適的動力學定理； 建立運動微分方程； 求解運動微分方程，利用初始條件確定積分常數。 振動問題的研究方法與分析其他動力學問題不同的是：一般情形下， 都選擇平衡位置作為廣義坐標的原點。 研究振動問題所用的動力學定理： 矢量動力學基礎中的 動量定理； 動量矩定理； 動能定理； 達朗貝爾原理。 分析動力學基礎中的 拉格朗日方程。 按激勵特性劃分：振動問題的分類 自由振動沒有外部激勵，或者外部激勵除去后，系統自身的振動。 參激振動激勵源為系統本身含隨時間變化的參數，這種激勵所引起的振動。 自激振動系統由系統本身運動所誘發和控制的激勵下發生的振動。 受迫振

3、動系統在作為時間函數的外部激勵下發生的振動，這種外部激勵不受系統運動的影響。 按系統特性或運動微分方程類型劃分： 線性振動系統的運動微分方程為線性方程的振動。 非線性振動系統的剛度呈非線性特性時，將得到非線性運動微分方程，這種系統的振動稱為非線性振動。 按系統的自由度劃分： 單自由度振動一個自由度系統的振動。 多自由度振動兩個或兩個以上自由度系統的振動。 連續系統振動連續彈性體的振動。這種系統具有無窮多個自由度。 自由度與廣義坐標 自由度數: 完全確定系統運動所需的獨立坐標數目稱為自由度數。 剛體在空間有6個自由度：三個方向的移動和繞三個方向的轉動，如飛機、輪船； 質點在空間有3個自由度：三個

4、方向的移動，如高爾夫球； 質點在平面有2個自由度：兩個方向的移動，加上約束則成為單自由度。 2單自由度系統的自由振動l0mkkxOxl0stFW1.自由振動微分方程l0彈簧原長；k彈簧剛性系數；st彈簧的靜變形；取靜平衡位置為坐標原點，x 向下為正，則有：單自由度無阻尼自由振動方程 A振幅； n固有頻率；（n + ）相位； 初相位。系統固有的數值特征，與系統是否正在振動著以及如何進行振動的方式都毫無關系 不是系統的固有屬性的數字特征，與系統過去所受到過的激勵和考察開始時刻系統所處的狀態有關 無阻尼的質量彈簧系統受到初始擾動后，其自由振動是以 為振動頻率的簡諧振動，并且永無休止。 單自由度無阻尼

5、自由振動 單自由度線性系統無阻尼自由振動微分方程物理學基礎的擴展這一方程，可以擴展為廣義坐標的形式例 題 1mv 提升重物系統中，鋼絲繩的橫截面積A2.89104m2，材料的彈性模量E200GPa。重物的質量m6000kg，以勻速 v 0.25m/s 下降。 當重物下降到 l 25m 時，鋼絲繩上端突然被卡住。l求：（1）重物的振動規律； （2）鋼絲繩承受的最大張力。 解：鋼絲繩重物系統可以簡化為彈簧物塊系統,彈簧的剛度為mk靜平衡位置Ox 設鋼絲繩被卡住的瞬時t0，這時重物的位置為初始平衡位置；以重物在鉛垂方向的位移x作為廣義坐標，則系統的振動方程為方程的解為利用初始條件求得mk靜平衡位置O

6、xmxWFT（2）鋼絲繩承受的最大張力。取重物為研究對象繩中的最大張力等于靜張力與因振動引起的動張力之和 ：動張力幾乎是靜張力的一半 動張力表達式： 為了減少振動引起的動張力，應當降低升降系統的剛度 分析2 例： 重物落下，與簡支梁做完全非彈性碰撞梁長 L，抗彎剛度 EI求：梁的自由振動頻率和最大撓度mh0l/2l/2例 題 2解：由材料力學 ：自由振動頻率為 ： 取平衡位置以梁承受重物時的靜平衡位置為坐標原點建立坐標系靜變形mh0l/2l/2x靜平衡位置撞擊時刻為零時刻，則 t=0 時，有： 則自由振動振幅為 ：梁的最大擾度： mh0l/2l/2x靜平衡位置例：圓盤轉動圓盤轉動慣量 I在圓盤

7、的靜平衡位置上任意選一根半徑作為角位移的起點位置扭振固有頻率為軸的扭轉剛度，定義為使得圓盤產生單位轉角所需的力矩由牛頓第二定律：例 題 3由上例可看出，除了選擇了坐標不同之外，角振動與直線振動的數學描述是完全相同的。如果在彈簧質量系統中將 m、k 稱為廣義質量及廣義剛度，則彈簧質量系統的有關結論完全適用于角振動。以后不加特別聲明時，彈簧質量系統是廣義的 。0mx靜平衡位置彈簧原長位置 從前面兩種形式的振動看到，單自由度無阻尼系統總包含著慣性元件和彈性元件兩種基本元件，慣性元件是感受加速度的元件，它表現為系統的質量或轉動慣量，而彈性元件是產生使系統恢復原來狀態的恢復力的元件，它表現為具有剛度或扭

8、轉剛度度的彈性體。同一個系統中，若慣性增加，則使固有頻率降低，而若剛度增加，則固有頻率增大。 串聯彈簧與并聯彈簧的等效剛度k1k2mgk1mgk2串 聯k1k2mk1k2mmgF1F2并 聯能量法對于不計阻尼即認為沒有能量損失的單自由度系統，也可以利用能量守恒原理建立自由振動的微分方程，或直接求出系統的固有頻率。無阻尼系統為保守系統，其機械能守恒，即動能 T 和勢能 V 之和保持不變 ，即：或：固有頻率計算 3 計算固有頻率的能量法mk靜平衡位置Ox物塊的動能為取靜平衡位置為零勢能點，有在靜平衡位置處，有物塊在平衡位置處，其動能最大物塊在偏離平衡位置的極端處，其勢能最大無阻尼自由振動系統是保守

9、系統，系統的機械能守恒mkal解：設OA桿作自由振動時，其擺角 的變化規律為系統的最大動能為系統的最大勢能為由機械能守恒定律有例由能量法解例：均質圓柱質量m，半徑R與地面純滾動在A、B點掛有彈簧確定系統微振動的固有頻率k1abRk1k2k2AB解：k1abRk1k2k2AB廣義坐標：圓柱微轉角圓柱做一般運動，由柯希尼定理，動能：C點為運動瞬心勢能：CA點速度：B點速度：解：k1abRk1k2k2AB動能：勢能：C瑞利法 利用能量法求解固有頻率時，對于系統的動能的計算只考慮了慣性元件的動能，而忽略不計彈性元件的質量所具有的動能，因此算出的固有頻率是實際值的上限。這種簡化方法在許多場合中都能滿足要

10、求，但有些工程問題中，彈性元件本身的質量因占系統總質量相當大的比例而不能忽略，否則算出的固有頻率明顯偏高。mkx0例：彈簧質量系統設彈簧的動能: 系統最大動能： 系統最大勢能： 若忽略 ，則 增大 彈簧等效質量 mtmkx0無阻尼自由振動能量法瑞利法等效質量和等效剛度阻尼自由振動等效粘性阻尼 4單自由度系統的自由振動拉格朗日方程 本部分是將達朗伯原理和虛位移原理結合起來推導出動力學普遍方程和拉格朗日方程。動力學普遍方程中系統的運動是直角坐標來描述的，而拉格朗日方程是用廣義坐標來描述系統的運動，兩者都是用來解決非自由質點系的動力學問題，它是用分析的方法解決動力學問題的出發點，因此它是分析力學的基

11、礎。對于解決復雜的非自由質點系的動力學問題，應用拉格朗日方程往往要比用動力學普遍方程簡便得多。對拉格朗日方程的評價 拉氏方程的特點（優點）： 是一個二階微分方程組，方程個數與體系的自由度相同。形式簡潔、結構緊湊。而且無論選取什么參數作廣義坐標，方程形式不變。 方程中不出現約束反力，因而在建立體系的方程時，只需分析已知的主動力，不必考慮未知的約束反力。體系越復雜，約束條件越多，自由度越少，方程個數也越少，問題也就越簡單。 拉氏方程是從能量的角度來描述動力學規律的，能量是整個物理學的基本物理量而且是標量，因此拉氏方程為把力學規律推廣到其他物理學領域開辟了可能性，成為力學與其他物理學分支相聯系的橋梁

12、。 拉氏方程的價值 拉氏方程在理論上、方法上、形式上和應用上用高度統一的規律，描述了力學系統的動力學規律，為解決體系的動力學問題提供了統一的程序化的方法，不僅在力學范疇有重要的理論意義和實用價值，而且為研究近代物理學提供了必要的物理思想和數學技巧。等效質量和等效剛度方法1：選定廣義位移坐標后，將系統得動能、勢能寫成如下形式： 當 、 分別取最大值時：則可得出： Ke：簡化系統的等效剛度Me：簡化系統的等效質量 這里等效的含義是指簡化前后的系統的動能和勢能分別相等 等效質量：使系統在選定的坐標上產生單位加速度而需要在此坐標方向上施加的力，叫做系統在這個坐標上的等效質量 動能勢能零平衡位置1lma

13、k/2k/2k1abRk1k2k2AB動能勢能阻尼自由振動 前面的自由振動都沒有考慮運動中阻力的影響，實際系統的機械能不可能守恒，因為總存在著各種各樣的阻力。振動中將阻力稱為阻尼，例如摩擦阻尼，電磁阻尼，介質阻尼和結構阻尼。盡管已經提出了許多數學上描述阻尼的方法，但是實際系統中阻尼的物理本質仍然極難確定。 最常用的一種阻尼力學模型是粘性阻尼。在流體中低速運動或沿潤滑表面滑動的物體，通常就認為受到粘性阻尼。 單自由度系統自由振動物體運動沿潤滑表面的阻力與速度的關系C粘性阻尼系數或粘阻系數2. 振動微分方程mkmcOxFkFcv取平衡位置為坐標原點，在建立此系統的振動微分方程時，可以不再計入重力的

14、影響。根據牛頓定律，物塊的運動微分方程為固有頻率相對阻尼系數相對阻尼系數3. 小阻尼情形 當 n1)情形臨界阻尼(1)情形 這兩種情形下，運動不再是周期型的，而是按負指數衰減11xOt非周期蠕動，沒有振動發生 臨界阻尼系數tx(t)臨界也是按指數規律衰減的非周期運動，但比過阻尼衰減快些 三種阻尼情況比較：欠阻尼過阻尼臨界阻尼欠阻尼是一種振幅逐漸衰減的振動過阻尼是一種按指數規律衰減的非周期蠕動，沒有振動發生 小結：動力學方程欠阻尼過阻尼臨界阻尼按指數規律衰減的非周期蠕動 按指數規律衰減的非周期運動，比過阻尼衰減快 振幅衰減振動例：阻尼緩沖器靜載荷 P 去除后質量塊越過平衡位置得最大位移為初始位移

15、的 10 求：緩沖器的相對阻尼系數 kcx0 x0Pm平衡位置解：由題知 設求導 ：設在時刻 t1 質量越過平衡位置到達最大位移，這時速度為： 即經過半個周期后出現第一個振幅 x1kcx0 x0Pm平衡位置由題知 解得：例：剛桿質量不計求：（1）寫出運動微分方程（2）臨界阻尼系數，阻尼固有頻率小球質量 mlakcmb解：阻尼固有頻率：無阻尼固有頻率：m廣義坐標力矩平衡：受力分析lakcmb 5單自由度系統無阻尼受迫振動km0e受迫振動系統在外界激勵下產生的振動。激勵形式 外界激勵一般為時間的函數，可以是周期函數，也可以是非周期函數。 簡諧激勵是最簡單的激勵。一般的周期性激勵可以通過傅里葉級數展

16、開成簡諧激勵的疊加。FkF1. 振動微分方程mOxx振動微分方程微分方程的解為：將 x2 代入微分方程，得解得2. 受迫振動的振幅幅頻特性曲線3. 共振現象當 n 時，激振力頻率等于系統的固有頻率時，振幅在理論上應趨于無窮大，這種現象稱為共振。這表明無阻尼系統發生共振時，振幅將隨時間無限地增大。 6單自由度系統有阻尼受迫振動FkmcFmOxFkFc 這一微分方程的全解等于齊次方程的全解與非齊次方程的特解之和。有阻尼系統在簡諧激勵下，運動微分方程的全解代入微分方程，解得運動微分方程的通解為：在簡諧激勵的作用下，有阻尼系統的總響應由二部分組成：第一部分是衰減振動；第二部分是受迫振動。引入：幅頻特性

17、與相頻特性1、 0的附近區域(低頻區或彈性控制區)， 1，0，響應與激勵同相；對于不同的 值，曲線密集，阻尼影響不大。2、 1的區域(高頻區或慣性控制區)， 0， ，響應與激勵反相；阻尼影響也不大。幅頻特性與相頻特性 在低頻區和高頻區，當 1時， B /a 1 。因此，設計時應當使測振儀具有比較低的固有頻率，才能有比較大的 值。 被測頻率愈高，測量精度也高；被測頻率低，測量精度便低。 對于同一 值，阻尼較大時， B /a 趨近于1。 單自由度線性系統的受迫振動 受迫振動中的能量關系 慣性力、阻尼力、彈性恢復力和激勵力在一個周期內怎樣作功？又有怎樣的能量關系呢？無阻尼自由振動 系統機械能守恒，既

18、無能量的損耗又無外界能量的輸入，一個周期內僅有系統動能和勢能的轉換。有阻尼自由振動 阻尼不斷耗散能量，而外界又無能量補充，因此振動幅值隨時間衰減。受迫振動二 振動測量及頻譜分析2022/7/1776振動測量及頻譜分析 一、振動的基本概念 振動可分為機械振動、土木結構振動、運輸工具振動、武器、爆炸引起的沖擊振動等。 從振動的頻率范圍來分，有高頻振動、低頻振動和超低頻振動等。 從振動信號的統計特征來看，可將振動分為周期振動、非周期振動以及隨機振動等。 2022/7/1777二、測振傳感器分類 測振用的傳感器又稱拾振器，它有接觸式和非接觸式之分。接觸式中有磁電式、電感式、壓電式等；非接觸式中又有電渦

19、流式、電容式、霍爾式、光電式等。下面介紹壓電式測振傳感器及其應用。2022/7/1778三、壓電式振動加速度傳感器的 結構及外形 橫向振動測振器縱向振動測振器2022/7/1779四、壓電振動加速度傳感器的性能指標（以某小型“內裝IC的壓電加速度傳感器”為例） 技術指標：靈敏度：500mV/g 量程：10g 頻率范圍：4-4000Hz安裝諧振點:15kHz 分辨力：0.00004g 重量：40g 安裝螺紋：M5 mm 線性：1%2022/7/1780五、壓電加速度傳感器的安裝及使用 a)雙頭螺絲固定 b)磁鐵吸附 c)膠水粘結 d)手持探針式 1壓電式加速度傳感器 2雙頭螺栓 3磁鋼 4粘接劑

20、 5頂針 2022/7/1781六、壓電振動加速度傳感器應用 加速度傳感器可以用于判斷汽車的碰撞，從而使安全氣囊迅速充氣，從而挽救生命；還可安裝在氣缸的側壁上，盡量使點火時刻接近爆震區而不發生爆震，但又能使發動機輸出盡可能大的扭矩。 2022/7/1782七、振動的頻譜分析及儀器 時域圖形 測量時域圖形用的是示波器，測量頻域圖形用頻譜儀。2022/7/1783頻譜儀 頻域圖形 （頻譜圖） 頻譜圖或頻域圖：它的橫坐標為頻率f，縱坐標可以是加速度，也可以是振幅或功率等。它反映了在頻率范圍之內，對應于每一個頻率分量的幅值。 2022/7/1784頻譜儀外形（續）頻域圖 （頻譜圖）（參考深圳安泰信電子

21、有限公司資料）2022/7/1785頻域圖形 對應于時域波形（失真的正弦波）的譜線圖 2022/7/1786振動時域/頻域圖形（參考東方振動和噪聲技術研究所資料不同頻率的正弦波頻譜變化2022/7/1787振動時域/頻域圖形（續）（參考東方振動和噪聲技術研究所資料）包含高次諧波的頻譜2022/7/1788基波與三次諧波的頻譜2022/7/1789基波與3次諧波合成的波形2022/7/1790方波可分解成同頻基波及3、5、7奇次諧波2022/7/1791 減速箱故障分析 a）時域波形 b）頻域波形依靠頻譜分析法進行故障診斷 2022/7/1792爆破振動記錄儀打印機三、安裝設備典型振動案例分析振

22、動的基本概念 慣性力 阻尼力 彈性力 干擾力表征振動的三個要素：振動幅值、頻率（周期）、相位 有阻尼的強迫振動及其特性W/WoW/Wo現場設備實際的振動波形 振動信號的采集與處理快速傅里葉分析(FFT)原理用振動分析方法監測設備狀態分析方法幅值分析：振動總值（振動水平、列度）、變化趨勢、機械動態特性頻譜分析：引起設備振動原因的具體分析相位分析：設備振動原因的進一步確認、共振（相頻特性）、動平衡分析波形分析：振動總值（峰值、峰峰值）、周期、拍節峰值能量譜分析：軸承、齒輪振動分析的過程：問診 監測 診斷 措施問診：了解設備背景，列出可能引起振動的原因 設備結構（傳動鏈參數，如齒輪齒數、軸承型號、皮

23、帶輪直徑 等）、設備的動態特性等信息;設備運行工況，過程參數：溫度、壓力、轉速、負荷設備維修檔案監測: 確定振動監測和分析方案 測試的工況（轉速、負荷）；測點位置；測試參數（振動位移、速度、加速度）；絕對振動、相對振動測試振動的方向（H/V/A）數據類型（幅值、頻譜、波形、相位）信號檢測類型：峰值、峰峰值、有效值振動分析的過程：問診 監測 診斷 措施診斷：引起振動的原因和部位 振動幅值趨勢分析 振動波形識別頻譜分析、峰值能量譜分析 頻響特性與相干分析瞬時頻率變化與相位分析措施：給出結論 繼續運行；還能運行多久?維修、檢查；部位?不同設備故障的振動特點常 見 的 設 備 故 障不 平 衡偏 心

24、轉 子軸 彎 曲不 對 中松 動轉子與定子摩擦滑 動 軸 承滾 動 軸 承齒 輪 故 障 力不平衡 力偶不平衡 動不平衡 懸臂轉子不平衡 角不對中 平行不對中 軸承不對中 聯軸節故障 結構框架/底座松動 軸承座松動 軸承等部件松動 齒輪磨損 齒輪偏心 齒輪不對中質 量 不 平 衡A同頻占主導，相位穩定。如果只有不平衡，1X幅值大于等于通頻幅值的80，且按轉速平方增大。通常水平方向的幅值大于垂直方向的幅值，但通常不應超過兩倍。同一設備的兩個軸承處相位接近。水平方向和垂直方向的相位相差接近90度。 典型的頻譜 相位關系力 不 平 衡質 量 不 平 衡B 典型的頻譜 相位關系力 偶 不 平 衡同頻占

25、主導，相位穩定。振幅按轉速平方增大。需進行雙平面動平衡。偶不平衡在機器兩端支承處均產生振動，有時一側比另一側大較大的偶不平衡有時可產生較大的軸向振動。兩支承徑向同方向振動相位相差180。質 量 不 平 衡C動不平衡是前兩種不平衡的合成結果。仍是同頻占主導，相位穩定。 兩支承處同方向振動相位差接近 典型的頻譜 相位關系動 不 平 衡質 量 不 平 衡懸臂轉子不平衡在軸向和徑向都會引起較大1X振動。軸向相位穩定，而徑向相位會有變化。懸臂式轉子可產生較大的軸向振動，軸向振動有時甚至超過徑向振動。兩支承處軸向振動相位接近。往往是力不平衡和力偶不平衡同時出現 典型的頻譜 相 位 關 系懸 臂 轉 子 不

26、 平 衡 偏 心 轉 子當旋轉的皮帶輪、齒輪、電機轉子等有幾何偏心時，會在兩個轉子中心連線方向上產生較大的1X振動；偏心泵除產生1X振動外，還由于流體不平衡會造成葉輪通過頻率及倍頻的振動。垂直與水平方向振動相位相差為0或180。采用平衡的辦法只能消除單方向的振動。 典型的頻譜 相 位 關 系 軸 彎 曲振動特征類似動不平衡，振動以1X為主，如果彎曲靠近聯軸節，也可產生2X振動。類似不對中、通常振幅穩定，如果2X與供電頻率或其諧頻接近，則可能產生波動。軸向振動可能較大，兩支承處相位相差180度。振動隨轉速增加迅速增加，過了臨界轉速也一樣。 典型的頻譜 相位關系不 對 中有資料表明現有企業在役設備

27、3050存在不同程度的不對中，嚴重的不對中會造成設備部件的過早損壞，同時會造成能源的浪費。不對中既可產生徑向振動，又會產生軸向振動；既會造成臨近聯軸節處支承的振動，也會造成遠離聯軸節的自由端的振動。不對中易產生2X振動，嚴重的不對中有時會產生類似松動的高次諧波振動。 相位是判斷不對中的最好判據。 不對中A角不對中產生較大的軸向振動，頻譜成分為1X和2X；還常見1X、2X或3X都占優勢的情況。如果2X或3X超過1X的30到50，則可認為是存在角不對中。聯軸節兩側軸向振動相位相差180度。 典型的頻譜 相位關系角 不 對 中不對中 B 典型的頻譜 相 位 關 系平 行不 對 中平行不對中的振動特性

28、類似角不對中，但徑向振動較大。頻譜中2X較大，常常超過1X，這與聯軸節結構類型有關。角不對中和平行不對中嚴重時，會產生較多諧波的高諧次（4X8X）振動。聯軸節兩側相位相差也是180度。不對中 C軸承不對中或卡死將產生1X, 2X軸向振動，如果測試一側軸承座的四等分點的振動相位，對應兩點的相位相差180度。通過找對中無法消除振動，只有卸下軸承重新安裝。 典型的頻譜 相位關系軸 承 不 對 中不對中 D聯 軸 節 故 障 如果聯軸節的短節過長或過短，通常會產生明顯的3X振動。齒型聯軸節卡死會引起軸向和徑向振動，通常軸向大于徑向，頻譜以1X為主，兼有其它諧頻，也有出現4X為主的實例。振動隨負荷而變，

29、1X明顯。松動的聯軸節將引起嚙合頻率及葉片通過頻率的振動，其周圍分布1X旁瓣。對 中 不 良 設 備 的 軸 心 軌 跡機 械 松 動松動本身不是純粹 的故障，不會直接 產生振動，但它可 放大故障的作用。A 結 構 框 架 或 底 座 松 動B 軸 承 座 松 動C 軸 承 等部 件 配 合松 動A. 結 構 框 架/ 底 座 松 動振動特征: 類似不平衡或不對中，頻譜主要以1X為主。振動具有局部性，只表現在松動的轉子上。同軸承徑向振動垂直，水平方向相位差0或180度。底板連接處相鄰結合面的振動相位相差180度。如果軸承緊固是在軸向，也會引起類似不對中的軸向振動。 包括如下幾方面的故障 支腳、

30、底板、水泥底座松動/強度不夠； 框架或底板變形；緊固螺絲松動。B. 由于結構/ 軸承座晃動或開裂引起的松動振動特征:主要以2X為特征(主要是徑向2X超過1X的50%)幅值有時不穩定振動只有伴隨其它故障如不平衡或不對中時才有表現，此時要消除平衡或對中將很困難。在間隙達到出現碰撞前，振動主要是1X和2X；出現碰撞后，振動將出現大量諧頻。 包括如下幾方面的故障 結構或軸承座開裂 支承件長度不同引起的晃動 部件間隙出現少量偏差時(尚無碰撞) 緊固螺絲松動。C. 軸承在軸承座內松動或部件配合松動振動特征:常常出現大量的高次諧頻，有時10X，甚至20X，松動嚴重時還會出現半頻及諧頻 (0.5X, 1.5X

31、.) 成分。半頻及諧頻往往隨不平衡或不對中等故障出現。振動具有方向性和局部性。振動幅值變化較大，相位有時也不穩定。包括如下幾方面的故障軸承在軸承座內松動軸承內圈間隙大軸承保持架在軸承蓋內松動軸承松動或與軸有相對轉動轉 子 摩 擦轉子在轉動過程中與定子的摩擦會造成嚴重的設備故障在摩擦過程中, 轉子剛度發生改變從而改變轉子系統的固有頻率, 可能造成系統共振。往往會激起亞諧波振動(1/2X, 1/3X.), 嚴重時出現大量的諧頻(1/2X, 1.5X, 2.5X.)，并伴隨有噪音。軸徑和滑動軸承鎢金干摩電動機轉子與定子接觸葉輪與擴壓器口接觸汽輪機葉片與靜葉嚴 重 摩 擦輕 微 摩 擦軸與汽封摩擦聯軸器罩摩軸皮帶摩擦皮