设备状态监测与故障诊断基础课件.ppt

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设备状态监测与故障诊断技术基础知识郑州恩普特设备诊断工程有限公司 设备故障诊断技术的含义在设备运行中或基本不拆卸全部设备的情况下，掌握设备的运行状态，判定产生故障的部位和原因，并预测预报未来状态的技术。是防止事故的有效措施，也是设备维修的重要依据。 应用设备故障诊断技术的目的：采用设备故障诊断技术，至少可以达到以下目的：⑴保证设备安全，防止突发事故；⑵保证设备精度，提高产品质量；⑶实施状态维修，节约维修费用；⑷避免设备事故造成的环境污染；⑸提高企业设备的现代化管理水平，给企业带来较大的经济效益和良好的社会效益。 振动诊断的基本知识振动是物体运动的一种形式，通常是指物体经过其平衡位置而往复变化的过程。振动有时对人类是有害的，但有时人们可以利用振动来为我们服务。只要是运转的机器，都或多或少地发生振动，因此，振动诊断在各种诊断方法中所占的比例最大，一般可达60%-70%。 按振动频率分类机械振动低频振动：f<10Hz中频振动：f=10-1000Hz高频振动：f>1000Hz 振动的一般分类 振动三要素及其在振动诊断中的应用构成一个确定性振动有3个基本要素，即振幅d、频率f和相位φ。当然，振幅不仅用位移，还可以用速度和加速度。要特别说明一个与振动有关的量就是速度有效值，也常被称为速度均方根值。这是一个经常用到的振动测量参数。目前许多振动标准都是采用作为判别参数，因为它最能够反映振动的烈度。 振动三要素及其在振动诊断中的应用幅值反映振动的强度，振幅的平方常与物质振动的能量成正比，振动诊断标准都是用振幅来表示的。同样的振幅其频率越高，对机组损坏程度越大，因此不同转速的机组定义的振动标准值不同。当频率和频率一定时，相位的大幅偏移就是故障（异常）的征兆。 振动信号处理所谓振动信号处理，就是对振动波形进行加工处理，抽取与设备运行状态有关的特征，以便对设备状态实施有效的判别。 信号处理的基本方法有：时域分析，幅域分析，频域分析和相域分析。时域分析------就是对信号在时间域内的分析或变换；幅域分析------就是对信号在幅值上进行各种分析；频域分析------就是要确定信号的频率结构，即弄清楚信号中都包含有哪些频率成分及各频率成分的幅值大小；相域分析------就是进行相位值测量及对相位随时间的变化进行分析。 时域分析又包含有：波形图，自相关，互相关，轴心轨迹、轴心位置等。齿轮故障波形图具有明显的冲击特征 频域分析又包含有：幅值谱,功率谱,倒频谱等。幅值谱分析是故障诊断的基本工具 倒谱上的谱线是幅值谱中的周期性谱线族 相域分析包含有：相位谱等相位谱 另外，还有三维功率谱，细化谱等等三维功率谱又叫三维谱阵、转速谱图、功率谱场、瀑布图等。是机器在起动或停车过程中，不同转速下功率谱图的迭加。纵坐标为机器的转速，自零升到额定转速（起动）、或从额定转速降到零（停车）；横坐标为频率；竖坐标为振幅。三维功率谱是描述机器瞬态过程的有利工具。对机器振动做三维功率谱分析，可以了解机器通过临界转速的振动情况，用来确定监测对象的固有频率判定是否存在不平衡等故障。 三维谱阵图是分析机组转子－支撑系统动力学特性和非稳定区域监测的主要工具。 所谓细化谱，就是把一般频谱图上的某部分频段沿频率轴进行放大后所得到的频谱。采用细化谱分析的目的是为了提高图象的分辨率。从功能上看，细化谱的作用类似于机械制图中的“局部放大图”。一般的频谱图其某频段的细化谱 现场测试诊断的实施步骤诊断步骤概括为准备工作、诊断实施和决策验证等3个环节，具体分为6个步骤来介绍。一.了解被诊断的对象了解被诊断的对象是开展现场诊断的第一步。概括起来，对一台被列为诊断对象的设备要着重掌握4个方面的内容：⒈设备的结构组成1）搞清楚设备的基本组成部分及其联接关系。一台完整的设备一般由三大部分组成，即：原动机（也叫做辅机，大多数采用电动机，也有用内燃机、汽轮机、水轮机）、工作机（也叫做主机）和传动系统。要分别查明它们的型号、规格、性能参数及联接的形式，画出结构简图。 Ⅰ－原动机（电动机）Ⅱ－传动系统Ⅲ－工作机（引风机）①、②－电动机滚动轴承③、④－引风机滚动轴承 2）必须查明各主要零部件（特别是运动零件）的型号、规格、结构参数及数量等，并在结构图上表明或另予说明。这些零件包括：轴承型式、滚动轴承型号、齿轮的齿数，叶轮的叶片数、带轮直径、联轴器型式等。 2.机器的工作原理及运行特性主要了解以下内容：1）各主要零部件的运动方式：旋转运动还是往复运动；2）机器的运动特性：平稳运动还是冲击性运动；3）转子运行速度：低速(<10Hz)、中速(10-1000Hz)还是高速(>1000Hz)，匀速还是变速等等。 3.机器的工作条件1）载荷性质：均载还是冲击载荷；2）工作介质：有无尘埃、颗粒性杂质或腐蚀性气体（液体）；3）周围环境：有无严重的干扰（或污染）源存在，如振源，粉尘、热源等。 4.设备基础型式及状况搞清楚是刚性基础还是弹性基础等等。5.主要资料档案资料设备原始档案资料、设备检修资料、设备故障记录档案等。 二.确定诊断方案在此基础上，接下来就要确定具体的诊断方案。诊断方案应包括以下几方面的内容。1.选择测点测点就是机器上被测量的部位，它是获取诊断信息的窗口。诊断方案正确与否关系到能否所需要的真实完整的设备状态信息，只有在对诊断对象充分了解的基础上才能根据诊断目的恰当地选择测点，具体要求如下： 1）对振动反映敏感所选测点在可能时要尽量靠近振源，避开或减少信号在传播通道上的界面、空腔或隔离物(如密封填料等)最好让信号成直线传播。这样可以减少信号在传播途的能量损失。2）适合于诊断目的3）符合安全操作要求因为测量时，设备在运行，因此需要注意安全问题。4）适合于安置传感器有足够的空间，有良好的接触，测点部位有足够的刚度等。 通常，轴承是监测振动最理想的部位，因为转子上的振动载荷直接作用在轴承上，并通过轴承把机器和基础联接成一个整体，因此轴承部位的振动信号还反映了基础的状况。所以，在无特殊要求的情况下，轴承是首选测点。如果条件不允许，也应使测点尽量靠近轴承，以减小测点和轴承之间的机械阻抗。此外，设备的地脚、机壳、缸体、进出口管道、阀门、基础等，也是测振的常设测点。 有些设备的振动特征有明显的方向性，不同方向的振动信号也往往包含着不同的故障信息。即水平方向（H）、垂直方向（V）和轴线方向（A）。水平垂直轴向一般来说水平振动幅值大于垂直方向幅值，当轴承盖松动时就会出现垂直方向幅值大的现象，并伴随着高次频率成份。 2.预估频率和振幅振动测量前，对所测振动信号的频率范围和幅值要做基本的预估，防止漏检某些可能存在的故障信号而造成误判或漏诊。通常可采取以下几种方法：1）根据经验，估计各类常见多发故障的振动特征频率和振幅。2）根据结构特点、性能参数和工作原理计算出某些可能发生的故障特征频率。3）广泛搜集诊断知识，掌握一些常用设备的故障特征频率和相应的振幅大小。 3.确定测量参数经验表明，根据诊断对象振动信号的频率特征来选择参数。通常的振动测量参数有加速度、速度和位移。一般按下列原则选用：低频振动（<10Hz）采用位移；中频振动（10-1000Hz）采用速度；高频振动（>1000Hz）采用位移。 对大多数机器来说，最佳诊断参数是速度，因为它是反映振动强度的理想参数，国际上许多振动标准都采用速度有效值作为判断参数，而国内一些行业大多采用位移作为诊断参数。所以在选择测量参数时，还须与所采用的判断标准使用的参数相一致，否则判断状态时将无据可依。 4.选择诊断仪器测振仪器的选择除了重视质量和可靠性外，最主要的还要考虑两条：1）仪器的频率范围要足够的宽，要求能记录下信号内所有重要的频率成分，一般来说要在10-10000Hz或更宽一些。对于预示故障来说，高频成分是一个重要信息，机械早期故障首先在高频中出现，待到低频段出现异常时，故障已经发生了。所以仪器的频率范围要能覆盖高频低频各个频段。2）要考虑仪器的动态范围。要求测量仪器在一定的频率范围内能对所有可能出现的振动数值，从最高到最低均能保证一定的显示精度。这种能够保证一定精度的数值范围称为仪器的动态范围。对多数机械来说，其振动水平通常是随频率变化的。 5.选择与安装传感器用于测量振动的传感器有三种类型，一般都是根据所测量的参数类型来选用：测量位移采用涡流式位移传感器，测量速度采用电动式速度传感器，测量加速度采用压电式加速度传感器。在现场主要是使用压电式加速度传感器测量轴承的绝对振动。 6.做好其它相关事项的准备测量前的准备工作一定要仔细。为了防止测量失误，最好在正式测量前做一次模拟测试，以检验仪器是否正常，准备工作是否充分。比如检查仪器的电量是否充足，这看似小事，但也决不能疏忽，在现场常常发生因仪器无电而使诊断工作不得不终止的情况。各种记录表格也要准备好，真正做到“万事俱备”。 三.进行振动测量与信号分析1.测量系统目前，有两种基本的简易振动诊断系统可用于现场，它们分别代表了简易诊断发展的不同的发展阶段。一种是模拟式测振仪所构成的测量系统，一种是以数据采集器为代表的数字式测振仪所构成的测量系统。2.振动测量信号分析确定了诊断方案以后，根据诊断目的对设备进行各项相关参数测量。一般来讲，如果现场条件允许，每个测点都是测量三个方向的振动值。即水平、垂直和轴向。而且要定点、定时地进行测量，以有利于进行比较。 3.数据记录整理测量数据一定要作详细记录。记录数据要有专用的表格，做到规范化，完整而不遗漏。最好将数据分类整理，每个测点按方向整理，用图形或表格表示，这样做有利于抓住特征，也便于发现一些问题。 四.实施状态判断根据测量数据和信号分析所得到的特征信息，对设备的运行状态做出判断。首先，判断机器是否处于正常状态，然后对存在异常的设备做进一步的分析，指出故障的原因，部位和程度。 五.做出诊断决策通过测量分析、状态识别等几个程序，搞清楚了设备的实际状态，也就为处理决策创造了良好的条件。这时应当提出处理意见：或是继续运行，或是停机修理。对需要修理的设备，应当指出修理的具体内容，如待处理的故障部位、所需要更换的零部件等。 六.检查验证设备诊断的全过程并不是做出结论就算完了，最后还有重要的一步，就是必须检查验证诊断结论及处理决策的结果。诊断人员应当向用户了解设备拆机检修的详细情况及处理后的效果，如果有条件的话最好亲临现场查看，检查诊断结论与实际情况是否相符，这是对整个诊断过程最权威的总结。如果相符，既为企业解决了问题，同时又增加了测试诊断人员对以后工作的信心，要及时地总结经验，继续努力，争取在今后的工作中做得更好。否则，也不要气馁，要竭力分析和找出其中的主要原因，以免在今后的工作中再犯同样的错误，争取在下一次把工作做扎实。 常见故障特征分析设备诊断实质上就是一种比较分类，在判断故障时，我们是将故障待检模式与故障样板模式相比较，把一个具体的故障（待检模式）归入到某种故障类型（样板模式）中去，如下图所示。任何一种机械故障，都具有自己的特征，故障特征是构成故障样板模式的基本要素。所以，对每种故障的表现形式要全面的了解和掌握，对一个故障与其它故障在表现形式上的相同点和区别要有清晰的认识，因为掌握各种常见故障的基本特征是判断设备故障的基础（先决条件）。 输以其它方法故障样板模式对象待检模式比较判别故障标准设备（或零部件）类型部位程度故障诊断的基本方法 一.旋转机械故障诊断的特点旋转机械——指那些功能是由旋转运动完成的机械。尤其指那些旋转速度较高的机械，如电动机、离心式压缩机、汽轮发电机、以及离心式鼓风机、离心式水泵、真空泵等，都属于旋转机械的范围。在对它们进行诊断时，必须注意它的以下几个特点。 1.转子特性转子组件是旋转机械的核心部分，它是由转轴及固装在其上的各类圆形盘状零部件所组成。旋转机械的故障诊断主要是监测诊断转子的运行状态。从转子动力学的角度说，转子系统分为刚性转子和柔性转子。刚性转子——转子的转速低于其本身第一阶临界转速的转子。柔性转子——转子的转速高于其本身第一阶临界转速的转子。 2.旋转机械振动的频率特征旋转机械的振动信号大多数是一些周期信号、准周期信号或平稳随机信号，旋转机械振动故障的特征有一个共同点，就是其故障特征频率都与转子的转速有关，等于转子的回转频率（简称转频，又称工频）及其倍频或分频。分析振动信号的频率与转频的关系是诊断旋转机械故障的金钥匙。 故障特征频率与转频的三种关系1）同步振动同步振动——转子振动频率等于转子转速或倍频。强迫振动多表现为同步振动。转子不平衡属典型的同步振动，联轴器不对中一般也表现为同步振动。2）亚同步振动亚异步振动——其主要振动成分的频率低于转频，为转频的分数倍谐波。这多属自激振动，如滑动轴承的油膜振荡，涡轮机械的喘振等等。3）超异步振动超异步振动——其主要振动成分的频率高于转频。如齿轮损坏时的啮合频率，叶轮叶片振动的通过频率即属此类。注意：实际机组的振动往往是同时存在以上三种振动。 获取旋转机械故障信号的主要途径：1）振动频率分析旋转机械的每一种故障都各自的特征频率，在现场对其振动信号做频率分析是诊断旋转机械故障最有效的方法。2）分析振幅的方向特征在有些情况下，旋转机械不同的故障类型在振动表现上有比较明显的方向特征。所以只要条件允许，对其测点进行振动测量时，都应该测量3个方向，因为不同的方向表现出不同的故障特征。3）分析振幅随转速变化的关系旋转机械有相当一部分故障的振动幅值与转速变化有密切的关系，所以现场测量时，在必要的时候，要尽量创造条件，在改变转速的过程中测量机器的振幅值。 表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，动态特性不良，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6.零件材质不良，强度不够，有制造缺陷7.转子动平衡不符合技术要求旋转机械常见故障产生的原因及其频谱特征 故障来源主要原因安装、维修机器安装不当，零部件错位，预负荷大轴系对中不良（对轴系热态对中考虑不够）机器几何参数（如配合间隙、过盈量及相对位置）调整位置不当管道压力大，机器在工作状态下改变了动态特性和安装精度转子长期放置不当，破坏了动平衡精度安装或维修工程破坏了机器原有的配合性质和精度运行操作机器在非设计状态下运行（如超转速、超负荷或低负荷运行），改变了机器工作特性润滑或冷却不良旋转体局部损坏或结垢工艺参数（如介质的温度、压力、流量、负荷等）不当，机器运行失稳启动、停机或升降速过程操作不当，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恶劣长期运行，转子挠度增大旋转体局部损坏、脱落或产生裂纹零、部件磨损、点蚀或腐蚀等配合面受力劣化，产生过盈不足或松动等，破坏了配合性质和精度机器基础沉降不均匀，机器壳体变形 表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×稳定径向稳定椭圆正进动不变表3转子质量偏心的敏感参数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低速时振幅趋于零 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×突发性增大后稳定径向突变后稳定椭圆正进动突变后稳定表4转子部件缺损的振动特征表5转子部件缺损的敏感参数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振幅突然增加 表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超速、超负荷运行零件局部损坏脱落转子受腐蚀疲劳，应力集中表7转子部件缺损的故障原因 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1×2×稳定径向、轴向稳定椭圆正进动矢量起始点大，随运行继续增大表8转子弓形弯曲的振动特征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机器开始升速运行时，在低速阶段振动幅值就较大刚性转子两端相位差180°表9转子弓形弯曲的敏感参数 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×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表10转子临时性弯曲的振动特征表11转子临时性弯曲的敏感参数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升速过程振幅大，往往不能正常启动 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，材质不均匀转子长期存放不当，发生永久弯曲变形轴承安装错位，转子有较大预负荷高速、高温机器，停车后未及时盘车转子热稳定性差，长期运行后自然弯曲表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，材质不均匀转子有较大预负荷升速过快，加载太大转子稳定性差表13转子临时性弯曲的故障原因 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2×1×、3×稳定径向、轴向较稳定双环椭圆正进动不变表14转子不对中的振动特征表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它识别方法明显明显有影响有影响有影响转子轴向振动较大联轴器相邻轴承处振动较大随机器负荷增加，振动增大对环境温度变化敏感 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安装精度未达到技术要求对热态时转子不对中变化量考虑不够超负荷运行机组保温不良，轴系各转子热变形不同机器基础或机座沉降不均匀，时不对中超差环境温度变化大，机器热变形不同表16转子不对中的故障原因 表17油膜轴承故障的主要原因轴承故障主要原因巴氏合金松脱轴瓦表面巴氏合金与基体金属结合不牢轴瓦磨损转子对中不良轴承安装缺陷，两半轴瓦错位，单边接触润滑不良，供油不足油膜振荡或转子失稳时，由于异常振动的大振幅造成严重磨损疲劳损坏（疲劳裂纹）轴承过载，轴瓦局部应力集中润滑不良，承载区油膜破裂轴承间隙不适当轴承配合松动，过盈不足转子异常振动，在轴承上产生交变载荷 腐蚀润滑剂的化学作用气蚀转子涡动速度高，发生异常振动润滑油粘度下降或油中混有客气和水分等，使轴承内的油液在低压区产生微小汽泡，在高压区被挤破而形成压力冲击波冲击轴承表面，产生疲劳裂纹或金属剥落表18油膜涡动的振动特征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×较稳定径向稳定双环椭圆正进动改变 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明显不变不变涡动频率随工作角频率升降，保持表19油膜涡动的敏感参数故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机器劣化主要原因轴承设计或制造不符合技术要求轴承间隙不当轴承壳体配合过盈不足轴瓦参数不当润滑油不良油温或油压不当轴承磨损，疲劳损坏，腐蚀及气蚀等表20油膜涡动的故障原因 表21油膜振荡的振动特征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≤×（0.43~0.48)组合频率不稳定径向不稳定（突变）扩散不规则正进动改变表22油膜振荡的敏感参数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振动发生后，升高转速，振动不变不明显明显不变不变工作角频率等于或高于时突然发生振动强烈，有低沉吼叫声振荡发生前发生油膜涡动异常振动有非线性特征 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轴承设计或制造不符合技术要求轴承间隙不当轴承壳体配合过盈不足轴瓦参数不当润滑油不良油温或油压不当轴承磨损，疲劳损坏，腐蚀及气蚀等表23油膜振荡的故障原因 表24旋转失速的振动特征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及的成对次谐波组合频率振幅大幅度波动径向、轴向不稳定杂乱正进动突变表25旋转失速的敏感参数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很明显不变很明显变化机器出口压力波动大机器入口气体压力及流量波动 表26旋转失速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机器的各级流道设计不匹配入口滤清器堵塞叶轮流道或气流流道堵塞机器的工作介质流量调整不当，工艺参数不匹配机器气体入口或流道有异物堵塞表27区别旋转失速与油膜振荡的主要方法区别内容旋转失速油膜振荡振动特征频率与工作转速的关系振动特征频率随转子工作转速而变油膜振荡发生后，振荡特征频率不随工作转速变化振动特征频率与机器进口流量的关系振动强烈程度随流量改变而变化振动强烈程度不随流量变化压力脉动频率的特点压力脉动频率与工作流速频率相等压力脉动频率与转子固有频率接近 表28喘振的振动特征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超低频（0.5～20Hz）1×不稳定径向不稳定紊乱正进动突变表29喘振的敏感参数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改变改变改变明显改变明显改变振动剧烈出口压力和进口流量波动大噪声大，低沉吼叫，声音异常 表30喘振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设计制造不当，实际流量小于喘振流量，压缩机工作点离防喘线太近入口滤清器堵塞叶轮流道或气流流道堵塞压缩机的实际运行流量小于喘振流量压缩机出口压力低于管网压力气源不足，进气压力太低，进气温度或气体相对分子质量变化大，转速变化太快及升压速度过快、过猛管道阻力增大管网阻力增加管路逆止阀失灵等 表31转子与静止件径向摩擦的振动特征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高次谐波、低次谐波及其组合频率1×不稳径向连续摩擦：反向位移、跳动、突变局部摩擦：反向位移连续摩擦：扩散局部摩擦：紊乱连续摩擦：反进动局部摩擦：正进动突变 表32转子与静止件径向摩擦的敏感参数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不明显不明显不变不变不变时域波形严重削波表33转子与静止件径向摩擦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转子与静止件（如为轴承、密封、隔板等）的间隙不当转子与定子偏心转子对中不良转子动挠度大机器运行时热膨胀严重不均匀转子位移基础或壳体变形大 表34转子系统出现各次谐波的可能性振动频率（0～40％）（40％～50％）（50％～100％）不规则出现的可能性（％）40401010表35转子过盈配合件过盈不足的振动特征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×（次谐波）1×不稳径向杂乱不稳定正进动改变 表36转子过盈配合件过盈不足的敏感参数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有变化有变化不变不变不变1）转子失稳涡动频率2）振动大小与转子不平衡量成正比 表37转子过盈配合件过盈不足的故障原因故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机械劣化主要原因转轴与旋转体配合面过盈不足1）转子多次拆卸，破坏了转轴与旋转体原有的配合性质2）组装方法不当超转速、超负荷运行配合件蠕变 表38转子支承系统联接松动的振动特征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基频及分数谐波2×，3×……不稳定。工作转速达到某阈值时，振幅突然增大或减小松动方向振动大不稳定紊乱正进动变动 表39转子支承系统联接松动的敏感参数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很敏感敏感不变不变不变非线性振动特征表40转子支承系统联接松动的故障原因故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机械劣化主要原因配合尺寸加工误差大，改变了设计所要求的配合性质支承系统配合间隙过大或紧固不良、防松动措施不当超负荷运行支承系统配合性质改变，机壳或基础变形，螺栓松动 表41密封和间隙动力失稳的振动特征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小于（1/2）×的次谐波1×、（1/n)×及n×不稳定强烈振动径向不稳定紊乱并扩散正进动突变 表42密封和间隙动力失稳的故障原因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在某阈值矢稳很敏感明显改变不变有影响1）分数谐波及组合频率2）工作转速达到某阈值时突然振动剧烈 表43密封和间隙动力失稳的故障原因故障来源1234设计、制造安装、维修运行、操作机械劣化主要原因制造误差造成密封或叶轮在内腔的间隙不均匀转子或密封安装不当，造成密封或叶轮在内腔的间隙不均匀操作不当，转子升降速过快，升降压过猛，超负荷运行转轴弯曲或轴承磨损产生偏隙 表44转轴具有横向裂纹的振动特征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半临界点的2×2×、3×等高频谱波不稳定径向、轴向不规则变化双椭圆或不规则正进动改变 表45转轴具有横向裂纹的敏感参数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变化不规则变化不变不变不变非线性振动。过半临界点2×谐波有共振峰值 表46转轴具有横向裂纹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材质不良、应力集中检修时未能发现潜在裂纹及其频繁启动，升速、升压过猛，转子长期受交变力轴产生疲劳裂纹 转子不平衡产生的原因及频率特征旋转机械常见故障的振动诊断及实例——转子不平衡不平衡类型不平衡频谱 实例1：某公司有一台电动机，额定转速3000r/min，运行中发现振动异常，测取轴承部位的振动信号作频谱分析，其谱图如右下图所示。以电动机转频（50Hz）最为突出，判断电动机转子存在不平衡。在作动平衡测试时，转子不平衡量达5000g.cm，远远超过标准允许值150g.com。经动平衡处理后，振动状态达到正常。这个实例，故障典型，过程完整。它的价值在于印证了不平衡故障的一个最重要特征，激振频率等于转频，又通过动平衡测试处理进一步验证了诊断结论的正确性。转子不平衡 不平衡故障的典型频谱特征是工频分量占主导地位 实例2：某卷烟厂的锅炉引风机，型号Y2805-4型，转速1480r/min，功率75kW，结构简图见图。①、②－引风机轴承测点③～⑤－电机测点 测点方位①②③④⑤H20.015@26Hz4.62.52.4－V5.53.41.0－4.5A3.72.41.6－－锅炉引风机振动速度有效值（mm/srms）H、V、A分别代表水平、垂直和轴向 测点①水平方向频谱从频率结构看，测点①水平方向的频率结构非常简单，几乎只存在风机的转速频率（26Hz近似于转频）。对比表4-1中测点①、②振值，可见测点②的振值比测点①要小得多。测点①最靠近风机叶轮，其振动值最能反映风机叶轮的振动状态。据此判断风机叶轮存在不平衡故障。 转子不对中联轴器不对中轴承不对中带轮不对中 平行不对中角度不对中 实例：某厂一台离心压缩机，结构如图所示。电动机转速1500r/min（转频为25Hz）。该机自更换减速机后振动增大，A点水平方向振动烈度值为6.36mm/s，位移D=150μm，超出正常水平。 测点A水平方向振动信号的频谱结构图明显的2X特征重新对中后2X基本消失 地脚松动引起振动的方向特征及频率结构机械松动 实例某发电厂1＃发电机组，结构如图。1-汽轮机2-减速机3-发电机4-励磁机①－后轴承②－前轴承 汽轮机前后轴承振动值①umP－P②umP－PH8530V156A2828 振动信号所包含的主要频率成分都是奇数倍转频，尤以3倍频最突出。另外，观察其振动波形振幅变化很不规则，含有高次谐波成分。根据所获得的信息，判断汽轮机后轴承存在松动。 停机检查时发现汽轮机后轴承的一侧有两颗地脚螺栓没有上紧，原因在于预留热膨胀间隙过大。后来按要求旋紧螺母，振幅则从85μm下降至27μm，其余各点的振动值也有所下降，实现了平稳运行。这个实例的振动过程完整，它给我们的启示在于，判断松动故障，频率特征仍是最重要的信息。此例中因为轴承一侧的螺栓没有上紧，却表现出水平振动大的现象，这再一次证明，振动的方向特征是有条件的，只能作为判断时的参考，应用时必须小心。 摩擦高次谐波及其分数倍谐波是摩擦的主要频谱特征 实例1：某科研单位在双盘转子试验台上作振动试验。当转速升到12000r/min时，转子开始发生油膜振荡，振动值突然升高。其时在68～72Hz频率处出现高幅值，并可以看到转轴与保护架内孔因发生强烈摩擦而发出强烈火花。这时振动信号的主要频率成分及其位移幅值时域波形和频谱如图所示，各频率所对应的幅值见表。从波形图上可以看到，近似正弦波形在波峰处被“截断”，呈典型的“截头状”。在复杂的频率结构中，由于转子强烈摩擦而激起的转子多阶自振频率和转速倍频占据着主导作用。这是一个感官观察（目视摩擦火花）与信号分析统一的典型的摩擦实例，对我们理解摩擦的本质特征很有参考价值。 12345678910频率3672108109145181217253289362幅值875112018224314533219213813196倍频关系1阶自振频率2阶自振频率转频3阶自振频率4阶自振频率2倍转频各特征频率幅值及其倍频关系 实例2：某厂一台3W－1B1型高压水泵的电动机，转速1485r/min，泵轴转速225r/min，水泵的轴承为滑动轴承，设备运行中发现水泵轴承的垂直方向（V）振动强烈。其振动信号的时域波形、频谱如图所示。水泵轴承垂直方向的振动波形成单边“截头”状，频谱结构主要是转频及其高次谐波，都呈典型的摩擦特征。后经检查发现，该轴承由于润滑油路堵塞而形成干摩擦。如此可见，频率分析结合波形观察，是诊断摩擦故障的有效方法。 波形出现“削顶”丰富的高次谐波 实例某化肥厂的二氧化碳压缩机组，从1987年开始振动渐增，至9月4日高压缸振动突然升到报警值而被迫停车。机组运行过程中，在故障发生的前后，均对高压缸转子的径向振动作了频谱分析，谱图如图所示。故障发生前，振动信号中只有转频（fr）成分，故障发生时，谱图中除转频外，还有明显的半倍频成分。油膜振荡 故障发生前故障发生后注意0.5X的出现 实例某冶炼厂一台用于余热发电的小型汽轮发电机组，汽轮机转速5550r/min（转频92.5Hz），发电机转速1500r/min（转频25Hz）。减速器小齿轮（主动齿轮）齿数z1=27，大齿轮（被动齿轮）齿数z2=100，齿轮啮合频率fm＝2497.5Hz，机组结构简图如图所示。综合故障 机组于1998年1月初检修后，在试运行过程中振动一直不正常，到1月23日汽轮机测点①轴承温度持续上升，操作工告急。为查明原因，对其进行了振动测量分析。汽轮机测点①、②轴承部位的振动值见表4－7。其中测点①垂直方向（V）的振动最大，且呈上升趋势。采用振通－904数据采集器对该点作振动信号分析，水平（H）垂直（V）和轴向（A）三个方向的频谱图如图所示，其幅值参数为速度峰值。在三个方向的频谱图上都存在90Hz（近似于转频92.5Hz）振动和50Hz分频振动以及大量高次谐波，其中垂直方向振动最为强烈。频谱结构显示测点①轴承振动信号存在严重的非线性问题。根据这些情况判断测点①轴承轴瓦存在松动，并由松动而引起摩擦，处于松动与摩擦并存状态。 41.907.49 水平方向轴向频谱垂直方向 1998年1月26日拆机检查，发现测点①轴承下轴瓦表面巴氏合金局部龟裂脱落，有摩擦烧伤痕迹所示。分析产生这种情况的原因在于轴瓦没有正确定位，运行中与瓦座之间发生相对摩擦，引起轴承发热，致使巴氏合金在高温高压下碎裂，由此又进一步加大了摩擦，使振动日益增大。在处理故障时，更换了轴瓦，重新调整了轴承间隙，紧固了各联结部位，刮研了轴瓦接触表面使之保持良好的接触。机组于2月18日投入运行，3月4日进行了复测，测点①轴承的振动值垂直方向的速度有效值较处理前降低了3倍，位移峰峰值降低了近4倍。其频谱结构如图所示。这时，转频分量（90Hz）大为减弱，低频分量（50Hz）已经消失，高次谐波成分减少，且幅值显著降低。 水平方向垂直方向轴向 这是一个比较典型的实例，类似这样的情况在现场诊断中经常会碰到。机器上有些配合件的松动故障往往与摩擦故障联系在一起，它们之间存在着因果关系。由于配合件松动，机器在运行中常引起零件的相对移动而产生摩擦，所以在频谱上常出现类似两种故障频率的复杂情况。在这里松动是原发故障，摩擦属引发故障。掌握了其中的规律，对我们作现场故障分析很有助益。 1.滚动轴承信号的频率结构滚动轴承主要振动频率有：（1）通过频率当滚动轴承元件出现局部损伤时（如图中轴承的内外圈或滚动体出现疲劳剥落坑），机器在运行中就会产生相应的振动频率，称为故障特征频率，又叫轴承通过频率。各元件的通过频率分别计算如下：滚动轴承故障的振动诊断及实例 1）内圈通过频率()，即内圈上的某一损伤点与滚动体接触过程中产生的频率：（4－4）2）外圈通过频率()，即外圈上的某一损伤点与滚动体接触过程中产生的频率：（4－5）3）滚动体通过频率()，即滚动体上某一损伤点与内圈或外圈接触过程中产生的频率：（4－6）滚动轴承故障的振动诊断及实例 4）保持架通过频率（）：式中─滚动轴承内圈的回转频率（Hz），＝n/60,n为内圈的转速；─滚动体直径（mm）；─轴承节径（mm）；─滚动体个数；─压力角（又称接触角，有时用表示）。以上这些参数值，可以在有关设计手册或轴承手册中查到。滚动轴承故障的振动诊断及实例 滚动轴承各结构参数所表示的意义参看图。上述公式中的计算符号适用于轴承外圈固定内圈转动的情况。如果轴承内圈固定，外圈转动，那么计算公式中的加减符号要改变，即“－”变“＋”，“＋”变“－”。不过这种内圈固定的情况很少见。滚动轴承故障的振动诊断及实例 （2）几种滚动轴承通过频率的简化近似计算在现场，有时因为轴承参数掌握不全，不便作频率计算。或者为了节省时间，希望尽快得出分析结果，为此，我们这里推荐几个简化近似计算公式：1)内圈通过频率（Hz）简化计算式：2)外圈通过频率（Hz）简化计算式：3)保持架通过频率（Hz）简化计算式：采用简化计算所带来的误差很小，约3％，作一般分析还是能满足要求的。滚动轴承故障的振动诊断 实例1一台单级并流式鼓风机，由30KW电动机减速后拖动，电动机转速1480r/min,风机转速900r/min。两个叶轮叶片均为60片，同样大小的两个叶轮分别装在两根轴上，中间用联轴器链接，每轴由两个滚动轴承支承，风机结构如图所示。 该机组自1986年1月30日以后，测点③的振动加速度从0.07g逐渐上升，至6月19日达到0.68g，几乎达到正常值的10倍。为查明原因，对测点③的振动信号进行频谱分析。轴承的几何尺寸如下：轴承型号：210；滚动体直径：d＝12.7mm；轴承节径：D＝70mm；滚动体个数：z＝10；压力角：＝00。 轴承的特征频率计算：鼓风机转速频率：＝n/60=900/60=15(Hz)；轴承内圈通过频率：轴承外圈通过频率：滚动体通过频率： 测点③的时域波形和高低两个频段的频谱。高频低频波形 在图a所显示的高频段加速度的频谱图上，出现1kHz以上的频率成分1350Hz和2450Hz，行成小段高频峰群，这是轴承元件的固有频率。图b是低频段的频谱，图中清晰地显示出转速频率（15Hz），外圈通过频率（61Hz），内圈通过频率（88Hz）及外圈通过频率的2次、3次谐波（122Hz和183Hz），图c是加速度时域波形，图上显示出间隔为5.46ms的波峰，其频率亦为183Hz（1000÷5.46＝183Hz），即为外圈通过频率的三次谐波，与频谱图显示的频率相印证（见图4－38b），据两个频段分析所得到的频率信息，判断轴承外圈存在有故障，如滚道剥落、裂纹或其它伤痕。同时估计内圈也有一些问题。 后来停机检查发现，轴承内、外圈都存在很长的轴向裂纹，与诊断结论一致。经查明，引起该轴承振动并导致产生裂纹的原因是轴承座刚性不足以及皮带的拉力不合适造成的。本例的特色在于从高、低两个频段分析故障轴承的频率特征，同时又从时域波形得到进一步印证，这种多方位的分析方法，叶可以在其它故障诊断中加以应用。 实例2某单位有一台变频机组，主轴转速2996r/min(轴频50Hz)，设备结构如图所示，通过计算，机器上端轴承各特征频率分别为：内圈＝390Hz，外圈＝260Hz，滚动体＝117Hz，保持架＝20Hz。1－主轴2－轴承3－轴承座4－冷却管5－密封 在一个月的时间内，变频机运行不正常。对A出的速度信号作频率分析。频谱图中20Hz的频率峰值最突出，呈保持架的特征频率。此处还有转速频率及分数倍低次谐波，说明有非线性问题存在，频谱结构如图所示。 从时域波形图上可见，其振动波形上下不对称，下边呈“截头”状，上边尖锐突出，呈摩擦特征，见图4－41。拆机检查时见，轴承座孔有滑动摩擦痕迹，孔径呈不均匀磨损，保持架破裂。经查明，引起故障的原因，主要是在于安装不良，对中性不好所致。 实例1某厂一台轧机减速器，1994年4月大修，投入运行后振动很大，对其进行简易振动诊断。减速器结构如图。电动机为可调速电动机，工作转速500r/min，功率970kw，小齿轮齿数50，大轮齿数148。齿轮机构故障的振动诊断 当电动机转速调至150r/min时，减速器振动值Vrms见表4－11。从测值看，测点（2）、（4）（低速轴轴承）的振动值均大于高速轴。测点①②③④VAVAVAVA6.57.814.412.69.58.313.311.8电动机转速为150r/min时减速器振动值（单位：mm/s）注：V为垂向；A为轴向 电动机转速为150r/min时，对测点（2）垂直方向（V）作频率分析，其时低速轴转速为51r/min，转频为0.85Hz，谱图如图4－56所示。频谱图上没有出现啮合频率fm（fm＝0.85×148＝125.8Hz），却出现了213Hz这个突出的峰值。然后对213Hz附近的频段作细化谱分析，谱图如图所示。这时发现，213Hz的两旁的边频间隔为0.85Hz，恰好是低速轴转频。 测点②垂直方向频谱测点②垂直方向细化频谱 与此同时，在该转速下，对测点（1）（2）垂直方向的振动信号作时域波形分析，其波形图分别如图a、b所示。 从时域波形图上可以看出，高速轴（测点（1））振动波形属常规振动（见图4－58a），低速轴（测点（2））的时域波形有明显的冲击信号（见图4－58b），其脉冲间隔为1176ms，相当频率值0.85Hz（1000÷1176＝0.85Hz）,即为低速轴转频。为了进一步查明原因，把电动机转速调至500r/min，对测点（2）垂直方向作频谱分析，其频谱图如图。其实，213Hz频率依然存在，它不随转速而变化。此时，该频率的边频谱线的间隔为2.5Hz，等于低速轴转频。 可以推测，213Hz这个不随转速而改变的频率是齿轮的固有频率。机器运行中，由于齿轮啮合的强烈冲击（见图4－58b）激发了齿轮以固有频率振动。根据所获得的信息，可以推断齿轮存在严重故障（如轮齿变形等），而且主要振源在大齿轮上。在检修处理时拆开减速器检查，发现两个齿轮的轮齿表面的錾锉痕迹很显眼，凹凸不平，这样粗糙的齿面在轮齿啮合时必然产生严重冲击。另外，大齿轮有5个轮齿的齿顶边缘因长期挤撞而呈台阶突起，高达5～6mm，齿轮在运转时必然出现大齿轮的轮齿顶撞小齿轮的轮齿根部，齿轮在这种恶劣的状态下运行，激起齿轮固有频率是理所当然的。强劲的固有频率分量湮没了齿轮啮合频率的分量，所以在谱图中没有出现啮合频率分量的谱线。 后来经过了解，该机在大修时，由于没有新齿轮备件更换，只得用一对使用过的旧齿轮稍加修理后代用，所以造成这种被动的局面。本例从振动幅值的变化，分析了故障频率特征，并对时域波形进行观察，然后通过改变转速测量，查明了故障原因，最后揭盖检查得到了验证，诊断过程完整，思路清晰，是一个很典型的现场实例。 实例2某厂一台小型汽轮发电机组，在汽轮机与发电机之间用减速箱减速。汽轮机转速5550r/min，发电机转速1500r/min，小齿轮齿数27，大齿轮齿数100。齿轮啮合频率为2497.5Hz。在一次年终检修前，采用便携式仪器对其进行了振动测量，其中变速器小齿轮轴承测点水平方向的振动值见表，加速度峰值显得特别突出。参数名称加速度峰值（Ap/(mm/s2)）速度有效值（Vrms/(mm/s)）位移峰峰值（Dp-p/μm）测值217.62.8217.96汽轮发电机组减速器小齿轮轴承水平方向振值 为查明情况，在现场利用便携式仪器对其振动信号作频谱分析，其频谱如图所示。谱图上出现了三个特征频率2500Hz，5000Hz和7500Hz，分别为齿轮的啮合频率及其2次，3次谐波，其中以2次谐波的速度峰值较为突出，其他两个分量都很弱小。这表明减速器齿轮存在早期故障迹象。后来在揭盖检查时，未发现明显的齿轮缺陷，因为齿轮状态这种细微的变化用肉眼是很难察觉的。 实例3某有色金属加工厂的一台3W－1B1型高压水泵，通过减速器把电动机与水泵的曲轴连接起来。电动机转速1485r/min，减速器小齿轮齿数z1为24齿，大齿轮齿数z2为155齿，其结构简图如图。 该机在检修前进行了振动测量分析，发现减速器小齿轮轴承测点③、④振动值较大，见表。③④测点HVAHVAA7.06.621.510.713.721.5机组检修前加速度有效值m/s*s 对测点③、④水平方向的振动信号作频谱分析，频谱结构分别如图a和图b。检修前检修后 两测点振动信号的频率结构基本一致，主要频率有齿轮啮合频率fm（fm＝1485÷60×24＝594Hz）及其2倍频（2fm=594×2=1188Hz）和3倍频（3fm=594×3=1782Hz），且2、2次谐波分量幅值较大，同时啮合频率及其倍频两旁还有较多的边频成分以及低次谐波。边频间距为24.4Hz，与小齿轮的转频24.75Hz基本一致，边频成分分布比较几种，呈分布故障特征。据此，判断小齿轮存在较为严重的磨损故障。在揭盖检查时，得到了验证，实际情况与分析结论基本一致。修理时更换了小齿轮，振动值下降到正常水平。检修后的频谱图分别如图b。其时啮合频率的谐波分量大为减弱或消失，边频已不复存在，说明齿轮的运行状况有所改善。 本例的特点在于，齿轮故障的频率特征很明显，随着故障的排除，故障特征频率发生了很大的变化，有的消失，有的减弱。这再一次证明利用频率分析诊断齿轮故障是很有成效的。本例的另一个特点是将故障处理前后的振动值及其频率特征作对比分析，这是故障诊断中应当坚持的基本原则，值得借鉴。 实例1某钢铁厂化铁炉除尘风机，型号D28，电动机功率800Kw，转速750rpm，结构简图如下。简易振动故障类型识别方法－主频率识别法 机组1992年8月中修后运行了一段时间振动逐渐增大，到1993年1月，测点①水平方向同振动值达到15.15mm/s。当时在现场作了频谱分析，谱图如图所示。测点①最大峰值频率为12.65Hz，与转频基本一致。此外还有弱小的2倍频分量及少量微弱的高次谐波。 由于测点①靠近风机叶轮，1倍频分量又占绝对优势且又是水平方向振动最大，根据这些情况，判断风机叶轮存在较严重的不平衡。在拆机检查过程中发现，叶轮周边存在严重的不均匀磨蚀，破坏了转子平衡。根据设备管理部门反映，由于通风系统的除尘装置停用3个多月，气流中铁砂含量剧增，加快了叶轮的磨损，而且叶片上不均匀地粘附着大量的粉尘杂质，蜗壳下步积满了炉灰，更加剧了叶轮的不平衡损坏。在检修时更换了叶轮，清除了蜗壳内积存的粉尘，恢复使用了除尘装置，此后，风机运行正常。 实例2某发电厂4号机组2＃循环泵，1994年11月对轴承的振动信号作频谱分析，谱图上出现了滚动轴承的故障特征频率206Hz和239Hz，但信号比较弱小，处于早期故障。到1995年2月振动变得严重起来，其时对轴承从高低两个频段作了振动频率分析，谱图如图。在低频段的谱图中，轴承的故障特征频率显得十分突出（见图a），而在高频段在2~5KHz的范围内出现了峰值逐渐增大的频谱峰群，显示了故障轴承的固有频率特征。因此可以肯定轴承已存在较为严重的故障。 低频段频谱高频段频谱 2＃泵在检修时更换了轴承，其时振动频谱发生了显著的变化。谱图上，低频段谱峰消失，高频段的强劲峰群也减缩成低矮的“丘陵”状了。对滚动轴承来说，这种高频峰群与低频特征一样都是滚动轴承存在故障的标志，这是它区别于其他故障的地方。所以从频率领域识别故障类型时必须具体对象具体分析。低频段高频段 实例某单位从国外引进一台离心压缩机，汽轮机额定工作转速10920rpm，功率4850kW，结构简图如图。简易振动故障类型识别方法－共变法汽轮机压缩机低压缸压缩机高压缸 这台机组运行半年之后振动逐步增大，在70％的负荷下，位移振幅达到75μm，其中测点④的垂直振动最大。为了查明故障原因，在保持机组负荷不变的条件下，改变汽轮机的转速，分别对3种转速下的振动信号作频谱分析，频率结构如图所示。汽机转速7500r/min汽机转速9975r/min汽机转速10800r/min 压缩机在图a、b、c3种转速下的转频分别为125Hz、166.25Hz和180Hz，这3个频率在谱图上表现最为醒目，这是造成机组振动的主要原因，分析测点④水平方向的振动频谱，主要有两个显著特点：1）机器的转速改变，主要激振频率也改变，且始终保持与转速频率一致；2）转频幅值随转速升高而增加。根据激振频率随转速变化的关系判断该机振动过大的主要原因是转子不平衡引起的。通过检查，发现转子叶轮上不均匀结垢很严重，这是造成不平衡振动的主要原因。通过检修处理后，该点振动值降低到12~14μm。 实例某矿一台球磨机减速器，主动轴转速900rpm，（转频15Hz），从动轴220rpm（转频3.67Hz）。在运行中常发生断齿事故。从减速器的频谱图5-14上看到有一个突出的频率峰值，但具体反映什么问题还不清楚。从数据采集器采集的时域波形上，看到明显的周期性冲击信号。其冲击周期为0.272s正好等于减速器上从动齿轮的转速频率（1/0.272＝3.67Hz）。这表明问题就车子从动齿轮上。在检修时，看到从动齿轮的啮合齿面磨损很严重，并存在严重的局部点蚀。简易振动故障类型识别方法－时域波形识别法 实例某水电站的一台JCF-500型齿轮箱，通过频率分析对故障齿轮作出了定位判断。图5-17a为水轮发电机组的结构示意图，水轮机与发电机之间由JCF-500型齿轮增速箱传动。简易振动故障部位识别方法－特征频率识别法齿轮机构参数如下：输入轴转数，转频3Hz；输出轴转数，转频12.5Hz；大齿轮齿数；小齿轮齿数；齿轮啮合频率。 实例1国外某石油化工公司，一台用于关键设备的齿轮减速箱采用一对锥齿轮和一对圆柱齿轮两级传动，结构布置如图所示，减速箱输入轴转速为1200rpm，输出轴转速为52.7rpm。设备综合诊断 该减速箱运行了一年半以后，在输入高速轴一端出现高幅值异常振动，其振动信号的幅值频谱、波形、细化谱如图所示。齿轮故障发生前，振动频谱图上主要显示啮合频率338Hz（实际值是340Hz，存在测量误差）及其弱小的倍频成分（图a）。故障发生后，频谱图上在啮合频率的两边出现了大量的边频(图c)。由于谱线密集难以辨认，故取100~200Hz频段进行细化处理，得到图d所示的细化谱，谱图上清楚地显示出20Hz的边频间隔，与输入轴转速频率一致（1200÷60＝20Hz）。这表明，啮合频率为输入轴转速频率所调制。根据边带特征，初步分析高速轴小齿轮发生了故障。然后又对时域波形进行分析，波形如图b所示，图上清晰地显示每转一周有一个脉冲信号，脉冲间隔为0.05s，频率值为20Hz（1/0.05=20Hz）,这进一步证明小齿轮存在严重故障。当打开箱盖检查时，发现小齿轮有一齿断裂。 断齿前断齿后断齿后断齿后 实例2某厂一台DH-80型离心式空气压缩机，1996年8月15日作振动测试，低速轴①、②号轴承测点的振动位移值分别为40μm和15μm，运行状态良好。到了1997年1月9日发现振动非常严重，测点①②的振动值分别猛增刀201μm和65μm，超过了报警值（60μm），测点①的振值超过了自动停车值（80/μm），机组自动停车。在振动测量分析时，重点对测点①②的振动信号作了频谱分析，并结合进行波形观察，其频谱、波形图见下页附图。 测点①的波形与频谱图 空压机故障状态下低速轴测点②的波形与频谱图 频谱图上的129.39Hz是低速转频；64.7Hz为半倍频。测点①②的振动波形都存在不对称，且有不同程度的单边削波现象。这是典型的摩擦故障振动特征。在频谱图上，两测点都存在突出的转频和半倍频，半倍频成分几乎与转频一样强劲，且有微弱的高倍频成分，呈现出非线性故障的典型特征。波形和频谱结合起来分析，使得问题更加明朗了，判定机组存在不平衡和转子摩擦。1997年1月10日拆开检查时发现低速轴一级叶片积灰厚达9.5mm，转子周围有严重的摩擦痕迹。事后查明，由于空气滤清器损坏，不起过滤作用，致使大量粉尘杂质进入叶轮所导致的恶果。经清灰处理，更换了损坏的滤清器后，机组运行正常。其时测点①②的振动值分别为35μm和18μm，振动波形和频谱图如图。 空压机故障排除后低速轴测点①振动波形与频谱图 空压机故障排除后低速轴测点②振动波形与频谱图 故障排除后，测点①②的振动波形呈典型的周期信号，频谱图上只有幅值不大的转频成分，半倍频分量消失了。测点②的振动信号中除微弱的转频分量外，还有大量十分微弱的低次和高次谐波成分，呈随机性振动。这都是机组正常运行的特征。 实例1998年3月，某厂在检修7＃5L-40/8空压机之前，根据平时掌握的情况对重点部位进行了一次测量诊断。为了使诊断工作更有成效地进行，诊断人员分析了设备可能发生故障的部位，并计算出各故障的特征频率。这台空压机由同步电动机拖动，电动机功率250kW，转速428rpm，主要测量3个部位，测点布置如图。 空压机特征频率计算：（1）空压机受迫振动引起的频率1）电动机转子不平衡特征频率：2）空压机工作一个循环（从吸气到排气）中的变载冲击是一个规则的周期信号，其频率与电动机转频一致，即曲轴回转一周冲击一次，其基频为：这种冲击信号会激起一系列的高次谐波，下表给出了的部分高次谐波成分。 3）曲柄连杆机构往复运动通过上下死点时，会产生强烈的变向周期冲击力，曲轴每转一周冲击2次，故其基频为转频的2倍，即：。这也是一种周期性冲击信号，同样会激起一系列高次频波，且与变载冲击的谐波相吻合，互相推波助澜，使振动更加强烈，下表给出了的部分高次谐波成分。 4）滚动轴承的通过激振力激起各元件的通过频率（即故障特征频率）。7＃空压机1号轴承型号为3630双面向心球面滚子轴承，其主要尺寸参数为：外径：320mm，内径：150mm；节径：D=235mm；滚动体直径：d＝42mm；滚动体数量：z＝15；压力角α＝12°~16°。通过计算，轴承的故障特征频率为：内圈通过频率；外圈通过频率；滚动体通过频率； （2）电磁振动频率因为电动机工作温度正常，只有可能存在以下两种电磁振动：1）电动机磁隙不均匀产生的电磁振动，其特征频率与电动机转频一致，即：。2）电动机电磁基波产生的倍频振动，其特征频率为电动机转频的2倍，即：。在对空压机待测部位可能出现的各种故障作出了基本预测之后，下一步则进行振动测量分析。空压机轴承、机座及电机机座的振动加速度信号的频谱分别如图所示。 在上图中，可以看到有几个突出的谱峰，将其与计算的通过频率对比发现，其中58.71Hz是轴承内圈通过频率，82.83Hz是外圈通过频率（41.27Hz）的2次谐波，38.55Hz是滚动体通过频率，156.25Hz是它的4次谐波。从频率特征分析，轴承外圈和滚动体均存在一定的故障。如果能与历史情况作一个对比分析，则可进一步说明故障达到何种程度。空压机轴承部位测点①振动频谱 分析图6-18的频谱结构，空压机变载冲击和变向冲击的频率特征十分明显，其中最突出的是变向冲击频率14.25Hz（或视为变向冲击与变载冲击的2次谐波的重合），其余谱峰均是其高次谐波。将频谱图与历次测量结果比较，可以从频率结构的变化中判断曲柄连杆机构或活塞与缸体配合的状态变化。空压机机座测点②振动频谱 在电机机座测得的振动频谱图上（上图），主要谱峰是转速频率（7.03Hz）及其高次谐波，说明转子平衡性不佳，也可能是电磁振动，通过断电测试很容易将二者区别开来。空压机电机机座测点③振动频谱 实例某厂一台拖动离心泵的电动机，转速2950r/min，功率160kW，结构简图如图所示。1－电动机2－离心泵①～⑤－测点 电动机在带负荷运行时振动十分严重，下表列出了部分振动参数值。 为了查明振动异常与水泵是否有联系，拆离了联轴器，让电动机单独空车运转，测量通频振动值和1倍频幅值，列于下表。 电动机振动有三个特征有三个特征：垂直方向振动大，1倍频振动大，带负荷运行比空车运行振动大，这都表现出松动的特征。但是1倍频振动大也是不平衡故障的典型特征。为确定电动机转子是否存在不平衡问题，先对电动机作了动平衡处理，然后又在电动机空载和满负荷运行两种情况下进行两种情况下进行振动测量，结果如下表。 电动机在空载运行时振动显著降低了，但是在带荷运行时振动依然很大，说明振动与负荷关系密切。这时，电动机测点①垂直方向（V）的振动信号，在空载和带荷运行两种情况下的振动波形和频谱图分别如图。 从时域波形上看，基频（）信号受到了多种干扰信号的调制（见图a）；在频谱图上，带负荷和空载运行都显示奇数倍高次谐波，但带负荷运行时频率幅值更大（见图b），这都表现为“松动”特征。 通过仔细检查，发现电动机地脚的垫铁不合适，没有很好紧固。经处理后振动值见表。 电动机地脚处理后，减振效果很明显，除了测点①垂直方向（V）的振动较大外，其他各值都达到了正常状态的水平。在频谱图上，5×、7×等高次谐波已经消失，只剩下基频，3次谐频等微弱的振动分量，表明振动状态确已好转。通过进一步检查，还是地脚处理不完善，有一块斜铁还没有完全固定好，于是又做了加固处理。这时，设备运行达到了良好状态，振动值见表。 电动机地脚第一次处理后测点①垂直方向振动a)振动波形b)振动频谱 实例1996年8月，某厂新车间安装了一台离心式压缩机，当时从机器的技术文档中查到机器的主要参数如下：压缩机型号：1TY-578/5-8，实际转速：8016.5rpm，转频：133.6Hz；电动机转速：1486rpm，功率：3600kW；增速器大齿轮（主动齿轮）齿数：205；小齿轮（从动齿轮）齿数：38。增速器齿轮啮合频率：5077Hz 电动机与增速器用弹性联轴器传动，压缩机与增速器用齿式联轴器传动。轴承均为滑动轴承。其结构如图所示。机组安装完毕后在验收试车时进行了振动测量，部分振动数据见表。 按照设备制造厂家提供的振动标准，压缩机轴承箱座和增速器箱盖部位振动正常值为，显然，机组振动已严重超标。然后对机组进行振动分析，其中①②③⑤⑥⑧号的测点水平方向的振动频谱如图所示。压缩机6个测点水平方向振动频谱 压缩机6个测点水平方向振动频谱 分析压缩机各测点振动信号在0~8000Hz频段上的频率结构，⑤号轴承的非线性问题比较严重，很可能存在轴瓦松动、摩擦之类的故障。在每个测点的频谱图上，最强劲的频率成分是2402Hz这个频率分量。它来自何处？查阅设计说明书，方知压缩机叶轮的叶片为18片，叶轮的通过频率为：与频谱上的2402Hz相当接近，可以沿着这个思路继续分析。当在排除了其他可能因素之后，那么叶轮通过振动就是引起压缩机振动的主要原因了。 实例1991年6月，某电动机修理厂为外地承修一台电动机型号为JS116-4型，155kW，1470r/min。修理前进行了振动测量，测点选在前后两个轴承上（如图)，振动值见表。 测量结果显示，测点①水平方向振动最大，其他各值均不同程度超差（见ISO2373电动机振动标准），初步分析认为电动机转子存在严重不平衡。根据测试结果，在电动机转子Ⅰ面相位-44.7°处加配重104.7086g；在Ⅱ面相位80.6°处加配重197.5375g，其后作了两次振动测量（中间间隔5min），两次测量振动值见表。两次测量结果表明，动平衡处理后，电动机振动不但没有降低反而增大了，尤其是测点①的水平振动增加得最多。从两次测量的结果显示振动值波动较大，且没有规律性，说明电动机运行很不稳定。在调试中发现，当把①号轴承盖的固定螺栓紧一点，②点的振动值又有增加。 ①②HVAHVA129.08.56.25.75.66.0228.59.54.07.04.24.0电动机动平衡处理后振动速度有效值①②HVAHVA烈度24.07.07.04.84.27.0电动机动平衡处理前振动速度有效值 然后，对①②点测点的振动信号作频谱分析，频率结构如图所示。电动机测点①振动频谱水平方向电动机测点②振动频谱水平方向 电动机测点①振动频谱垂直方向电动机测点②振动频谱垂直方向 电动机测点②振动频谱轴向电动机测点①振动频谱轴向 把测点①②的振动频谱作对比分析，两者既有共同点，也有不同之处，而且不同点多于共同点。电动机前后轴承都存在转频成分（24.5Hz）（①号轴承轴向转频不明显），这是它们唯一的相同之处。但是两测点转频成分的幅值相差很大，特别是水平方向，测点①比测点②大出10多倍。另外，两测点振动信号的频率成分差别也很大，②号比①号要复杂的多。 电动机前后轴承的振动图像（幅值和频谱）相差如此之大，说明引起电动机振动的原因不是一个简单的不平衡问题，不可能通过动平衡加以解决。因为一个以存在不平衡为主的转子，它对两端支承的作用应当是一致的，那么电动机两端轴承的振动值及其频谱结构也应大致相同。当然由于两个轴承的内部结构及与外部联系的差异，其振值和频谱也会有些差异，但绝不相差悬殊，更不会截然不同。所以，这台电动机的故障相当复杂。经动平衡处理后振动反而加大进一步证明了这一点。据了解，这台电动机使用了10多年，由于年久失修，事故频繁，曾发生轴承烧结事故，用电焊吹喷才把轴承取出。由此造成主轴及端盖严重变形。从此电动机振动更加严重，无法投入正常使用。也不能采用常规修理办法把它恢复正常。修理工艺相当复杂，修理费用很大、已无修复价值，作为报废处理。 测点A、B、C、D为压缩机主轴径向位移传感器，测点E、F分别为齿轮增速箱高速轴和低速轴轴瓦的径向位移传感器，测点G为压缩机主轴轴向位移传感器。7200系列仪表上可以随时读出当时振动位移的峰－峰值，且有报警功能。该机没有备台，全年8000h连续运转，仅在大修期间可以停机检修。生产过程中一旦停机将影响全线生产。因该机功率大、转速高、介质是氢气，振动异常有可能造成极为严重的恶性事故，是该厂重点监测的设备之一。该机组于5月中旬开始停车大检修，6月初经检修各项静态指标均达到规定的标准。6月10日下午启动后投入催化剂再生工作，为全线开车做准备。再生工作要连续运行一周左右。再生过程中工作介质为氮气（其分子量较氢气大，为28），使压缩机负荷增大。工频类故障的诊断实例－转子不平衡 压缩机启动后，各项动态参数，如流量、压力、气温、电流振动值都再规定范围内，机器工作正常，运行不到两整天，于6月12日上网振动报警，测点D振动值越过报警限，高达60～80μm之间波动，测点C振动值也偏大，在50～60μm之间波动，其它测点振动没有明显变化。当时，7200仪表只指示出各测点振动位移的峰－峰值，它说明设备有故障，但是什么故障就不得而知了。依照惯例，设备应立即停下来，解体检修，寻找并排除故障，但这要使再生工作停下来，进而拖延全厂开车时间。首先，采用示波器观察了各测点的波形，特别是D点和C点的波形，其波形接近原来的形状，曲线光滑，但振幅偏大，由此得知，没有出现新的高频成分。 用磁带记录仪记录了各测点的信号，并进行了频谱分析，与故障前5月21日相应测点的频谱进行对比，发现：1）1倍频的幅值明显增大，测点D增大到原来的1.90倍，测点C增大到原来的1.73倍。2）其它频率的振幅没有明显的变化，特别是1/3倍频，1/2倍频的附近的振幅仍然很小，初步排除了摩擦和油膜自激震荡的可能性。于是得到了以下结论：1）转子出现了明显的不平衡，可能是因转子的结垢所致；2）振动虽然大，但属于受迫振动，不是自激振动，并不可怕。 测点C的幅值谱图（6月12日上午分析结果） 测点C的幅值谱图（5月21日分析结果） 因此建议做以下处理：1）可以不停机，再维持运行4～5天，直到再生工作完成；2）密切注意振动状态，再生工作完成后有停机的机会，做解体检查。6月18日催化剂再生工作圆满完成，压缩机停止运行。6月20日对机组进行解体检查，发现机壳气体流道上结垢十分严重，结垢最厚处达20mm左右。转子上结垢较轻，垢的主要成分是烧蚀下来的催化剂，第一节吸入口处约3/4的流道被堵，只剩一条窄缝。因此检修主要是清垢，其它的部位如轴承、密封等处都未动，然后安装复原，总共只用了两天时间。6月25日压缩机再次起动，压缩机工作一切正常。 工频类故障的诊断实例－转子弯曲（1） 振动趋势历史数据在长期运行中，该机1#/2#轴承振动分别为<2μm及<10μm，2＃轴振动为80～90μm。为便于突出比较，停机前振动选取4月2～5日，热态启动后数据选取4月6～9日期间的振动趋势记录曲线，见图。该趋势记录曲线表明长期运行时高压转子的轴及轴承振动均处于优秀范围，热态启动后高压转子轴承及轴振动仍然在优良范围以内。（2） 停机前后数据1998年4月5日处理锅炉缺陷而停机，停机时的主要参数及振动数据如下：1）停机前各轴承和轴振动数据见表，停机前各轴承和轴振动均在良好范围，其中，＃1、＃2轴及轴承振动均处于优秀标准以内，反映了高压转子停机前状态良好。 2）停机时的临界振动数据查一周振动趋势记录：2＃、3＃轴停机临界振动值均未超过220μm,处于良好范围。3）停机主要参数（4月15日）：6：05＃1机打闸停机。6：25机组止速投盘车，盘车电流32A，大轴挠度值30μm。高压缸内壁上/下温度363℃/346℃；中压缸内壁上/下温度386℃/387℃；30μm，主机润滑油温40℃，中压缸外壁上/下温度386℃/383℃，均属正常。4）热启动（4月6日）主要参数与振动数据主汽参数：压力2.2MPa，温度412℃，再热汽温度392℃，真空77kPa，大轴挠度值30μm，主机润滑油温40℃；4：25冲车，低速（500r/min）10min，摩擦检查； 4：25升速至1600r/min，此时＃1轴承振动达120μm，＃2轴承振动达65μm，2#、3#轴振动达到表计的满量程（即轴振动值已>400μm），运行人员采取紧急打闸措施停机。5：05转子静止投盘车，大轴挠度值增大为120μm，盘车电流32A。6：40再次启动，快速冲车至30000r/min定速，然后并入电网。从热态启动数据知：在启动过程中，机组1＃/2＃轴承及2＃/3＃轴振动异常增大，紧急打闸停机后，电动盘车时机组大轴挠度值增加较大，盘车电流略有增加。5）热态启动运行后的振动数据自再次启动并网后，机组高压转子轴和轴承振动均未能恢复历史振动水平，尽管＃1、＃2轴承振动均小于20μm，仍处于优秀振动标准范围内，但与历史数据比较均有所增大。尤其是＃2轴的振动增大显著。 从频率成分来看，主要是一倍频成分增加，其余频率的振动成分无变化，见表5－4。 5）运行一月后，停机时临界振动数据4月30日，该机因电网调峰转为备用停机。在机组停机惰走降速过程中，2＃轴和1＃、2＃轴承临界振动比历史数据有成倍的增加，其振动成分是1倍频，机组停机临界振动数据见表5－5。 （3） 数据分析综合图5－17、表5－3至表5－5数据及启动前后运行参数分析，可得出下列分析结论：1）探头所在处的转子跳动值从30μm增加至120μm,比起动前增大了4倍，反映处高压转子挠曲程度加剧，提示可能已产生转子弯曲。2）从振动频率以及振值随转速变化的情况来看，其症状和转子失衡极为相似。但停机前运行一直很正常，只是在机组停车后再次起动中振动异常，且在并网后一直维持较大振值，缺乏造成转子失衡的理由或转子零部件飞脱的因素，故可排除转子失衡的可能。3）综合二次起动及并网运行一个月后停机惰走振动情况，表明机组在第一次起动时即存在较大的热弯曲，而停车后间隔1.5h再次起动，盘车时间不足，极易造成转子永久弯曲。 ①在第一次热态起动时，高压转子的轴即轴承振动急剧增加（转速刚达1600r/min时，轴振动即已超满量程值，即至少已大于400μm），表明在第一次起动转子存在较大的热弯曲，而停车1.5h后再次起动，盘车时间严重不足，极易造成转子永久性弯曲。②机组起动并网连续运行近一月，其振动一直处于稳定状态。＃1、＃2轴承和＃2轴振幅在热态起动后比历史数据有明显增大，并且振幅增大的主要原因是一倍频振幅增大。工频振动的增大反映出转子弯曲程度的增大，振幅的稳定反映出弯曲量的大小基本恒定。＃1和＃2轴承振动相位角一直保持稳定，且基本相近，＃2轴振相位角较历史数据变化了近20°。相位的稳定性表明弯曲的方向基本不变，＃2轴振相位角增大角对中状况变差（转子弯曲所致）。 ③查起动后运行近一月的频谱图，除一倍频振动和＃2轴处的少量二倍频振动成分外，无其它振动频率成分。少量二倍频振动成分的产生，则分析认为是高压弯曲后与中压转子的对中性变差所造成的。④中、低压转子各轴承及各轴的振动与历史数据相比基本无变化，反映出故障的发生部位主要是在高压转子。4）分析机组的历史故障及结构特点－－预测潜在的故障隐患。转子故障的历史记录表明，该机曾发生过高压末三级围带铆接不良造成的围带脱落故障，并且末三级围带具有铆接点较薄弱的结构特点，因此，在转子可能存在热弯曲的情况下进行起动，同时又发生了临界振动过大及转子挠度增大的异常情况，不能排除围带再次受到损伤的可能性。如围带损伤容易造成脱落，可能进一步发生运行中的动静碰摩而使转子严重损伤。 综上所述，尽管该机高压转子振动仍在良好范围以内，但从各种参数的综合分析来看，均表明高压转子上已发生了转子弯曲故障。而无论是转子弯曲引起机组过临界振动过大或是存在围带损伤等事故隐患，均对该机组安全运行构成极大的威胁。因此，诊断分析的结论是：该机应立即进行提前大修，解体查明故障并予以消除。解体大修检查情况：5月4日，该机提前转入大修，经揭盖解体检查证实，高压转子前汽封在距调速级180mm处弯曲0.08mm，中压转子在19级处弯曲0.055mm，高压汽封、围带、隔板汽封和中压汽封、隔板汽封级围带均又不同程度的摩擦损伤，其中，中压19级近半圈围带前缘已磨坏，为此，高压转子采取直轴、中压转子采取低速动平衡处理，同时对损伤的围带也进行了相应的处理，经大修处理后高压转子振动重新恢复到优秀标准以内。 以上的分析是基于频率分析而进行的，实际上诊断故障时应综合考虑各个方面的原因，对于不同的转子－支撑类型，所采用的分析方法有差异；对于某一个特定时刻的数据，往往由于不具有代表性而影响诊断的准确性。无论如何，综合分析力、刚度、振动三者之间的关系是诊断故障的基本方法。要善于应用趋势数据进行故障确认。