设备状态监测与故障诊断基础课件.ppt

1、设备状态监测与故障诊断技术设备状态监测与故障诊断技术基基 础础 知知 识识郑州恩普特设备诊断工程有限公司机械振动低频振动：f 1000 Hz齿轮故障波形图具有明显的冲击特征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。一般的频谱图一般的频谱图其某频段的其某频段的原动机（电动机）传动系统工作机（引风机）、电动机滚动轴承、引风机滚动轴承 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。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

2、备（或零部件）类型部位程度故障诊断的基本方法故障来源主 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故障来源主 要 原 因安装、维修1.机器安装不当，零部件错位，预负荷大2.轴系对中不良（对轴系热态对中考虑不够）3.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4.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5.转子长期放置不当，破坏了动平衡精

3、度6.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1.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2.润滑或冷却不良3.旋转体局部损坏或结垢4.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5.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1.长期运行，转子挠度增大2.旋转体局部损坏、脱落或产生裂纹3.零、部件磨损、点蚀或腐蚀等4.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5.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

4、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

5、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1.超速、超负荷运行2.零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12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

6、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1.机器开始升速运行时，在低速阶段振动幅值就较大2.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

7、器劣化主要原因结构不合理，制造误差大，材质不均匀1.转子长期存放不当，发生永久弯曲变形2.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21、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

8、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1.转子轴向振动较大2.联轴器相邻轴承处振动较大3.随机器负荷增加，振动增大4.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1.安装精度未达到技术要求2.对热态时转子不对中变化量考虑不够1.超负荷运行2.机组保温不良，轴系各转子热变形不同1.机器基础或机座沉降不均匀 ，时不对中超差2.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

9、脱 轴瓦表面巴氏合金与基体金属结合不牢 轴瓦磨损1.转子对中不良2.轴承安装缺陷，两半轴瓦错位，单边接触3.润滑不良，供油不足4.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）1.轴承过载，轴瓦局部应力集中2.润滑不良，承载区油膜破裂3.轴承间隙不适当4.轴承配合松动，过盈不足5.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1.转子涡动速度高，发生异常振动2.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

10、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21123456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1.轴承间隙不当2.轴承壳体配合过盈不足3.轴瓦参数不当1.润滑油不良2.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21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

11、振动方向 相位特征 轴心轨迹 进动方向矢量区域 （0.430.48)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1.工作角频率等于或高于 时突然发生2.振动强烈，有低沉吼叫声3.振荡发生前发生油膜涡动4.异常振动有非线性特征n221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1.轴承间隙不当2.轴承壳体配合过盈不足3.轴瓦参数不当1.润滑油不良2.油温或油压不当轴承磨损，疲

12、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s）（s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1.机器出口压力波动大2.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1.入口滤清器堵塞2.叶轮流道或气流流道堵塞机器的

13、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（0.520Hz）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

14、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1.振动剧烈2.出口压力和进口流量波动大3.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1.入口滤清器堵塞2.叶轮流道或气流流道堵塞1.压缩机的实际运行流量小于喘振流量2.压缩机出口压力低于管网压力3.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1.管道阻力增大2.管网阻力增加3.管路逆止阀失灵等表31 转子与静止件

15、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1.连续摩擦：反向位移、跳动、突变2.局部摩擦：反向位移1.连续摩擦：扩散2.局部摩擦：紊乱1.连续摩擦：反进动2.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

16、当1.转子与定子偏心2.转子对中不良3.转子动挠度大1.机器运行时热膨胀严重不均匀2.转子位移基础或壳体变形大振动频率（040）（4050）（50100）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nt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

17、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

18、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

19、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 1 2 3 4 5 6 7 8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22、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旋转机械常见故障的振

20、动诊断及实例旋转机械常见故障的振动诊断及实例转子不平衡转子不平衡不平衡类不平衡类 型型不平衡频不平衡频 谱谱转子不平衡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、引风机轴承测点电机测点测点方位H20.01526Hz4.62.52.4V5.53.41.04.5A3.72.41.6锅炉引风机振动速度有效值（mm/s rms）H H、V V、A A分别代表水平、垂直和轴向分别代表水平、垂直和轴向测点水平方向频谱转子不对中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明显的2X特征重新对中后2X基本消失机械松动机械松动1-汽轮机 2-减速机3-发电机 4-励磁机后轴承 前轴

21、承汽轮机前后轴承振动值 um PPum PPH8530V156A2828摩擦摩擦高次谐波及其分数倍谐波是摩擦的主要频谱特征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波形出现“削顶”丰富的高次谐波油膜振荡油膜振荡故障发生前故障发生后注意0.5X的出现综合故障综合故障41.907.49水平方向轴向频谱垂直方向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

22、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。滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例 滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例 if1(1cos)2irdffD0f01(1cos)2rdffDbf2211 () cos2brDdffdD滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例cf1(1cos)2crdffDrfrfdDz滚动轴承故障的振动

23、诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断及实例滚动轴承故障的振动诊断滚动轴承故障的振动诊断0.6irff z00.4rff z0.4crff 该机组自1986年1月30日以后，测点的振动加速度从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：d12.7mm； 轴承节径：D70mm； 滚动体个数：z10； 压力角：00。rf01(1cos )2112.715 (1cos0 ) 1027088.6()irdffzDHz001(1cos)2115 (1cos0 ) 1061.3()2rdf

24、fzDdHzD2222011 () cos217012.715 1 () cos 0 212.77040.6()brDdffdDHz高频低频波形if0fbfcf1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。 齿轮机构故障的振动诊断齿轮机构故障的振动诊断测点 VAVAVAVA6.57.814.4 12.69.58.313.311.8rmsV电动机转速为150r/min时减速器振动值（单位：mm/s）注：V为垂向

25、；A为轴向测点垂直方向频谱测点垂直方向细化频谱 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458b）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56mm，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

26、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。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/m）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测点HVAHVAA7.06.621.510.713.721.5机组检修前加速度有效值m/s*s检修前检修后简易振动故障类型识别方法简易振动故障类型识别方法主频率识别法主频率识别法 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。 测点最大峰值频率为

27、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。 低频段频谱高频段频谱低频段高频段简易振动故障类型识别方法简易振动故障类型识别方法共变法共变法汽轮机压缩机低压缸压缩机高压缸汽机转速7500r/min汽机转速9975r/min汽机转速10800r/min 简易振动故障类型识别方法简易振动故障类型识别方法时域波形识别法时域波形识别法简易振动故障部位识别方法简易振动故障部位识别方法特征频率识别法特征频率识别法 齿轮机构参数如下： 输入轴转数 ，转频3 Hz； 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 。1180 /minnr2750

28、 /minnr199z 224z 300mfHz实例实例1 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100200Hz频段进行细化

29、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（12006020Hz）。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实例2 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、号轴承测点的振动位移值分别为40m和15m，运行状态良好。到了1

30、997年1月9日发现振动非常严重，测点的振动值分别猛增刀201m和65m，超过了报警值（60m），测点的振值超过了自动停车值（80/m），机组自动停车。在振动测量分析时，重点对测点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。 测点的波形与频谱图空压机故障状态下低速轴测点的波形与频谱图 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

31、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。其时测点的振动值分别为35m和18m，振动波形和频谱图如图。 空压机故障排除后低速轴测点振动波形与频谱图空压机故障排除后低速轴测点振动波形与频谱图 故障排除后，测点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

32、性振动。这都是机组正常运行的特征。实例实例 1998年3月，某厂在检修75L-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

33、 的部分高次谐波成分。 428/607.13rfHz428/607.13pfHz 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。 1214.2rffHz1f4）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

34、：D=235mm； 滚动体直径：d42mm； 滚动体数量：z15； 压力角1216。 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 ；58.9ifHz41.27ofHz38.7bfHz（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： 。17.13fHz2100fHz 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

35、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

36、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振动频谱实例实例 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

37、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

38、大（见图b），这都表现为“松动”特征。 0f 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垂直方向振动a)振动波形 b)振动频谱实例实例 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

39、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，其中号的测点水平方向的振动频谱如图所示。7

40、.1/rmsVmm s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)(8 .2404186 .133Hzfz 分析压缩机各测点振动信号在08000Hz频段上的频率结构，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JS11

41、6-4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，在电动机转子面相位-44.7处加配重104.7086g；在面相位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

42、中发现，当把号轴承盖的固定螺栓紧一点，点的振动值又有增加。 HVAHVA129.08.56.25.75.66.0228.59.54.07.04.24.0电动机动平衡处理后振动速度有效值HVAHVA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。 电动机测点振动频谱水平方向电动机测点振动频谱水平方向电动机测点振动频谱垂直方向电动机测点振动频谱垂直方向电动机测点振动频谱轴向电动机测点振动频谱轴向 把测点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

43、）（ 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，测点比测点大出10多倍。另外，两测点振动信号的频率成分差别也很大， 号比号要复杂的多。 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

44、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

45、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工频类故障的诊断实例转子转子不平衡不平衡 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6080m之间波动，测点C振动值也偏大，在506

46、0m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

47、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45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

48、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工频类故障的诊断实例转子转子弯曲弯曲 （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2m及400m），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120m，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，

49、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20m，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54。 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55。 （3）数据分析 综合图517、表53至表5

50、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30m增加至120m,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。 在第一次热态起动时，高压转子的轴