旋转机械振动分析案例
旋转机械常见故障诊断分析案例
第5章旋转机械常见故障诊断分析案例积累典型设备诊断案例在设备监测诊断工作中具有重要作用。
首先它为设备诊断理论提供支撑。
常见的设备故障有成熟的理论基础，一个成功的案例通常是诊断理论在现场正确应用和诊断人员长期实践的结果。
典型诊断案例具有强大的说服力，一次成功而关键的诊断足可以改变某些人根深蒂固的传统观念，对现场推广设备诊断技术具有重要意义。
其次它为理论研究提供素材。
在医学上，由典型的特例研究发现病理或重大理论的案例很多。
设备故障的情形多种多样，现场疑难杂症还比较多，有许多故障很难用现有理论解释，只能作为诊断经验看待，这种经验有没有通用参考价值，需要在理论上进行说明。
另外，有许多案例无法在试验室模拟，而它们在不同的现场又常常出现，因此典型案例为同行提供了宝贵经验和经过证实的分析方法。
诊断人员可以参考相似案例的解决方案解决新的问题，提供快速的决策维护支持，并为基于案例的推理方法提供数据基础。
典型案例分析的重要性还表现在它是监测诊断人员快速成长的捷径。
目前实用的振动诊断方法、技术和诊断仪器已经相当完善，而许多企业在诊断技术推广应用方面存在困难除了思想观念方面的原因外，更主要的原因是缺乏专业人才。
研究案例的一般做法是，从新安装设备或刚检修好的设备开始，可以选择重点或典型设备进行监测，根据不同设备制定不同的监测方案和监控参数，定期测试设备的振动，包括各种幅值、振动波形和频谱等。
如果设备出现劣化迹象或异常，要缩短监测周期，倍加留心振动波形和频谱的变化，注意新出现的谱线及其幅值的变化，在检修之前做出故障原因的判断。
设备检修时要到现场，了解第一手资料，全程跟踪设备拆检情况，掌握设备参数（如轴承型号，必要时测量有关尺寸、齿轮齿数、叶片数、密封结构、联轴器和滑动轴承形式等），做好检修记录（有时需要拍照记录），比较自己的判断对在哪里，错在哪里，进行完善的技术总结。
几个过程下来，水平自然有很大提高。
总之，添置几件诊断仪器是很容易的事，诊断成果和效益的产生不是一朝一夕的事，需要柞大量艰苦、细致的工作，长期积累设备的状态数据，对此应有应清醒地认识。
国内外旋转机械故障案例
国内外旋转机械故障案例一、国内旋转机械故障案例。
1. 电厂汽轮机振动故障。
我有个朋友在电厂工作，他们那儿的汽轮机有次出了大问题。
这汽轮机就像个巨大的、爱闹脾气的大家伙。
正常的时候，它稳稳地转着发电，可那次突然开始剧烈振动。
就像一个平时很沉稳的人突然开始疯狂跳舞一样。
工程师们赶紧检查，发现是叶片断了一片。
你想啊，汽轮机的叶片就像风扇的扇叶一样，少了一片那肯定转得不平稳了。
原来是那片叶片有制造缺陷，长期运行后就扛不住压力断了。
这一断可不得了，整个汽轮机就像瘸了腿的马，不但振动得厉害，还影响发电效率。
后来费了好大劲儿才把断叶片取出来，换上新的叶片，又重新做了动平衡调试，这汽轮机才又正常工作了。
2. 工厂里的离心风机故障。
在一个生产化肥的工厂，有一台离心风机。
这风机每天呼呼地转，把生产过程中的废气排出去。
有一天，工人发现风机的声音不对劲儿，就像人感冒了喉咙里有痰一样，呼呼噜噜的。
维修师傅一检查，发现是风机的轴承磨损严重。
这轴承啊，就像风机的关节一样，关节磨损了，转起来就不顺溜了。
原来是风机长时间运行，而且工厂环境比较恶劣，有很多灰尘和小颗粒进到轴承里，就把轴承给磨坏了。
维修师傅只好把旧轴承拆下来，换上新的轴承，还对风机的密封系统进行了改进，防止灰尘再进去捣乱。
3. 水轮机的转轮故障。
有个水电站的水轮机出了故障。
这水轮机就像一个巨大的水车，靠水流的力量转动来发电。
水轮机的转轮是关键部件，就像水车的轮子一样。
这次转轮出现了裂纹。
为啥呢？因为这个水电站的水流有时候不太稳定，一会儿大一会儿小，就像人的情绪忽高忽低一样。
转轮长期受到这种不稳定水流的冲击，金属材料就疲劳了，慢慢就出现了裂纹。
要是不及时处理，这裂纹越来越大，转轮可能就会坏掉。
工程师们用了一种特殊的焊接技术，把裂纹修复了，还对水轮机的运行参数进行了调整，让它能更好地适应不稳定的水流。
二、国外旋转机械故障案例。
1. 美国某飞机发动机故障。
听说美国有架飞机的发动机出过事。
旋转机械振动及频谱分析.ppt
图10两个相差90度相位角振动 的质量块系统
图11 两个相差180度相位角振动 的质量块系统
什么是振动相位？
振动相位是以角度为单位，通常是利用频闪灯或光电头测量得到。 下图给出了，振动相位与机器振动间的关系。
在左侧图中，机器上的轴承1和轴承2之间的振动相位差为0度（同 相振动），而在右侧图中的机器，轴承1和轴承2之间的振动相位差为 180度（反相振动）。
什么是振动
当有一个作用力施加在质量块上时，如向上托起质量块，如图 二所示，质量块向上运动，弹簧在这个力的作用下被压缩。
图2 质量块被一个向上的力激励
图3 撤除作用力后质量块的响应
一旦这个质量块达到上部极限位置时，撤除作用力，质量块开
始下落。质量块将下落通过平衡位置而继续向下运动到它的下部极 限位置处如图三所示。
图9 两个同相位振动的质量块振动系统
什么是振动相位？
图10给出了，两个相位差为90度的振动系统，即#2质量块超前#1质 量块1/4周（或90度）运动，或#1质量块相对滞后#2质量块90度。
图11给出了同样的两个质量块，相位差为180度时的振动情况，在 任何时刻，#1质量块向下运动的同时，#2质量块向上运动。
1987年国务院《全民所用制公交设备管理条例》
监测和诊断的各种手段
★ 振动：适用于旋转机械、往复机械、轴承、齿轮等。
★ 温度（红外）：适用于工业炉窑、热力机械、电机、电器等。 ★ 声发射：适用于压力容器、往复机械、轴承、齿轮等。 ★ 油液（铁谱） ：适用于齿轮箱、设备润滑系统、电力变压器等。 ★ 无损检测：采用物理化学方法，用于关键零部件的故障检测。 ★ 压力：适用于液压系统、流体机械、内燃机和液力耦合器等。 ★ 强度：适用于工程结构、起重机械、锻压机械等。 ★ 表面：适用于设备关键零部件表面检查和管道内孔检查等。 ★ 工况参数：适用于流程工业和生产线上的主要设备等。 ★ 电气：适用于电机、电器、输变电设备、电工仪表等。
旋转机械常见振动故障及原因分析
旋转机械常见振动故障及原因分析旋转机械是指主要依靠旋转动作完成特定功能的机械，典型的旋转机械有汽轮机、燃气轮机、离心式和轴流式压缩机、风机、泵、水轮机、发电机和航空发动机等，广泛应用于电力、石化、冶金和航空航天等部门。
大型旋转机械一般安装有振动监测保护和故障诊断系统，旋转机械主要的振动故障有不平衡、不对中、碰摩和松动等，但诱发因素多样。
本文就旋转设备中，常见的振动故障原因进行分析，与大家共同分享。
一、旋转机械运转产生的振动机械振动中包含着从低频到高频各种频率成分的振动，旋转机械运转时产生的振动也是同样的。
轴系异常（包括转子部件）所产生的振动频率特征如表1。
二、振动故障原因分析1、旋转失速旋转失速是压缩机中最常见的一种不稳定现象。
当压缩机流量减少时，由于冲角增大，叶栅背面将发生边界层分离，流道将部分或全部被堵塞。
这样失速区会以某速度向叶栅运动的反方向传播。
实验表明，失速区的相对速度低于叶栅转动的绝对速度，失速区沿转子的转动方向以低于工频的速度移动，这种相对叶栅的旋转运动即为旋转失速。
旋转失速使压缩机中的流动情况恶化，压比下降，流量及压力随时间波动。
在一定转速下，当入口流量减少到某一值时，机组会产生强烈的旋转失速。
强烈的旋转失速会进一步引起整个压缩机组系统产生危险性更大的不稳定气动现象，即喘振。
此外，旋转失速时压缩机叶片受到一种周期性的激振力，如旋转失速的频率与叶片的固有频率相吻合，将会引起强烈振动，使叶片疲劳损坏造成事故。
旋转失速故障的识别特征：1）振动发生在流量减小时，且随着流量的减小而增大；2）振动频率与工频之比为小于1X的常值；3）转子的轴向振动对转速和流量十分敏感；4）排气压力有波动现象；5）流量指示有波动现象；6）机组的压比有所下降，严重时压比可能会突降；7）分子量较大或压缩比较高的机组比较容易发生。
2、喘振旋转失速严重时可以导致喘振。
喘振除了与压缩机内部的气体流动情况有关，还同与之相连的管道网络系统的工作特性有密切的联系。
火力发电厂旋转机械振动实例
二 XX 厂#42 凝结泵振动处理 1 振动概况
#42 凝泵电机小修前振动正常，小修时更换了泵与电机的连接短轴，并对电 机进行了检查。小修后电机振动超标，动平衡加重后振动在 100um 左右，偏大。 2 振动分析及处理
#42 凝泵投入运行后，电机振动数值较动平衡后有所增加，且随着运行时间 的增加，振动有不断上涨的趋势。被迫切换到 41 凝泵运行。在 41 凝泵运行的情 况下，对 42 凝泵电机振动进行了测量。测量结果表明，电机上轴承南北方向振 动很不稳定，在 90~180μm 之间波动；东西方向相对稳定，基本保持在 150~160 μm。对其进行频谱分析，发现南北方向工频成分只有 70μm 左右，但却存在着 大量的低频成分，这也是该方向振动不稳定的主要原因；而东西方向以工频成分 为主，低频成分很少。
通过分析以上 2 瓦轴振异常的特点，发现 2 瓦轴振在 5100rpm 附近的变化 类似于通过临界转速的情况，而从现场了解到的情况是该转子 1 阶临界转速在 2600rpm 左右，不是临界；而振动的变化又表现为两倍频的变化，属于 2 倍频共 振，可能的原因为 2 瓦轴振探头的自振频率与轴振 2 倍频率靠得太近造成的探头 共振。这种情况下转子的真实振动并不大（相邻 1 瓦轴振很稳定）。
启动，小机轴振异常，最大达到 90um 以上。 2 振动分析及处理
现场数据表明，转速在 4600rpm 以下时小机振动正常；超过 4600rpm 后， 振动开始增加且波动很大，极不稳定，轴振超过报警值 56um，最大达到 90um 以上。通过分析，发现引起轴振不稳定波动的原因主要是存在一个频率为 55Hz 左右的分量（与转子临界 3100rpm 比较接近），而工频分量一直很小而且稳定。
旋转机械振动分析与工程应用
第二节 刚性转子动平衡
一、刚性转子平衡特点 刚性转子的工作转速低于转子临界转速， 其幅频响应曲线如图3 工作区域所示。从图中 可以看出：①刚性转子振 动随转速的升高而增大， 变化规律比较简单；②刚 性转子平衡可以在任意转 速下进行。比较图3 中两 条曲线可以发现，刚性转
图3 刚性转子不平衡响应幅频曲线
上。在平衡台电机的驱动下，转子低速旋转。 经测试和计算，可以直接显示出转子上不平衡 量的大小和角度。2002 年火电机组振动国家工 程研究中心引进了目前世界上最先进的德国申 克公司HT90 型低速动平衡台，可以完成2.5 吨～100 吨、最大直径4000mm 的转子低速动 平衡试验，基本满足了大型旋转机械低速动平 衡试验的需要。图1给出了汽轮机转子在低速 动平衡台上试验时的图片。 这种低速动平衡方法可以在现场结合机组 大修开展，时间短、工作量小。但由于动平衡 试验是在低速下进行，无法考虑高速下转子变 形的影响。
如图4所示，设F 1
F2 为转子上两个 不平衡力，平面 Ⅰ和Ⅱ是两个任 选的平衡面。根 据力和力矩相等 的原则，可以 将F , 解到两 1 F2
子在一个转速下平衡好后，在其它所有转速下 也都是平衡的。 二、刚性转子平衡基础
图4 不平衡力的分解与合成
个平面去，即
F11 l2 l3 l1 F1 , F12 F1 l1 l2 l3 l1 l2 l3 l3 l1 l2 F21 F2 , F22 F2 l1 l2 l3 l1 l2 l3
0
点振动，而双平面平衡可以同时考虑两个测点 振动。 双平面平衡具体步骤如下： A0 , B0 ； (1)测量两点原始振动 (2) 1 上试加重 P1 ，测量加重后的 在平面 振动 A01 , B01 ； (3)取下 P 2 上试加重 P 2 ，测量 1 ，在平面 加重后的振动 A02 , B02 ； (4)分别计算两个平面加重对两个测点的影 响系数：
大型旋转机械故障诊断案例集
前言S8000系统为阿尔斯通创为实技术发展（深圳）有限公司开发的新一代大型旋转机械状态监测系统，该系统现已被越来越多的石化、电力、冶金企业所使用，并成为设备管理人员对大机组管理、诊断的得力助手。
本案例集收集了近三年内，使用S8000系统进行的部分诊断案例，并按案例类别进行了大概的整理，供各企业设备管理人员参考；由于原诊断报告篇幅过长，在本案例集中对原报告进行了一些删剪，以方便阅读，如需对某案例进行更详细了解，请与创为实公司联系；由于我们的水平有限，可能的失误难免存在，欢迎批评指正。
阿尔斯通创为实技术发展（深圳）有限公司2007年9月目 录1 叶片断裂类案例 (1)2 油膜涡动类故障 (35)3 磨擦类故障 (56)4 垢层脱落故障 (64)5 电气干扰类故障 (74)6 动平衡不良类 (88)7 通过相关性分析发现工艺量设置类问题 (95)8 转子热弯曲 (102)1叶片断裂类案例1.1某厂04年09月27日空压机断叶片故障诊断分析故障状态描述：此厂空气压缩机组K1202/KT1202于2004年9月27日发生空压机驱动透平振动突然增大事故，以下把故障发生过程中各图谱的变化情况列举如下：通频值振动趋势图（2004-09-27 12:01:5至2004-09-27 15:36:5的历史数据和灵敏监测数据）从上面的趋势图上可以很清楚的看出，该机组在9月27日的12：18：09时振动瞬间突发性升高，同时，振动的相位也发生了明显的变化，其振动能量主要是集中表现在工作频率上。
这些都意味着透平转子出现了故障，产生了极大的不平衡。
126V035A波形频谱图（事故发生瞬间的整个过程）上图为某一测点事故发生瞬间整个过程的波形频谱图，从图中可以看到转子物质脱落前的4个周期的振动波形、脱落开始的瞬间波形变化以及脱落后的振动慢慢趋于稳定的系列过程，这一瞬间不仅其振动的幅值有大幅度的增大，而且其相位的变化也较明显。
透平入口事故发生瞬间的轴心轨迹图诊断分析结果：通过对S8000系统所捕捉到的数据的分析，我们认为这次故障是因为透平转子上有部件掉落，如叶片突然断裂或围带、拉筋、铆钉脱落，因而瞬间造成了一个很大的不平衡，引起振动在短时间内突然上升。
振动检测在旋转设备中的应用
掣 Ｈ 馨
＼ ， 、 Ｊ 『 、 ， 、 Ｊ ｆ 、 Ａ Ｖ Ｖ Ｖ Ｖ Ｖ Ｖ ＼ 童
ａ／ ｍｒ ．
图 ２ 电机前轴承水平方向时域波形图和频谱图
通 过观察 可知 ， 电机 的基频为 ２ ４ ． ６ ７ Ｈ ｚ ， 转速为 １ ４ ８ ０ ｒ ／ ａｉ ｒ ｎ ， 目前电机的基频振动幅值为正常值 的 ２倍 ，且波形与正弦波相 似 ；虽然风机安装在 弹性基础上 ，但是 其垂直方 向的振动值与 水 平方 向的振动值都超过 了正 常值 。由上述分析可知 ，导致旋 转设 备出现故障 的原 因为风机 出现不平衡 问题。停止运行后发 现 风机 的风 叶上存在 大量 的灰尘 ， 将 风机上 的灰尘 清理 干净后 ， 异 常振 动现象 消失 ，排 风机运行恢 复正常。 ３ 结束语 总而言之 ，将振动检测应用 于旋转设备 中能够及时 、准确 地 检测 出旋转设备存在 的异常故 障 ，并采取 有效的措施处理 ， 提 高旋 转设 备的运行效率 ，延长设备 的使用 寿命 ；同时还能够 防止设 备故 障影响企业的正常运行 ，降低对 环境 造成的污染 ， 为企业创造更好 的经济效 益和社会效益 。 参 考文献 ［ １ ］李 淳． 振 动检 测在设备 中的应 用 ［ Ｊ ］． 商品与质量 ・ 建 筑与 发展 ，２ ０ １ ４（ ９ ） ：３ ７ ２ ． ［ 编辑 ：刘晓芳 ］
高频振动的异常现象主要有 以下两种 ：① 流体音振动 。它 的主要特征为流体机械 中 ，无论是 密封结构出现故障 ，还是压 力结 构出现故障 ，都会形成一种 涡流 ，且 随着旋转机械设备 的 高频 振动发 出声响 。②气浊 。它的主要 特征 为流体机械 中因局 部 出现低 压 ，导致气泡形成 ，进而导致压力增加 。一旦气泡破 灭， 则会产生 高频 振动并发 出声 响。 １ ． １ ． ２ 中频振动 中频 振动的异常现象主要有 以下两种 ： ① 叶轮叶片振动 。 离心式压 缩机或轴流式压缩机在透平运动 的过程 中因动、静叶 片之 间的相互 影响或者导 叶与 叶轮之 间的相互影 响 ，导致叶轮 与喷头之 间出现异常振动 。②压力脉动 。在风机 、泵 等有 压力 形成 的结构 中， 涡流每次经过蜗壳时都会引发压力与流体变动 ， 如果压力结构 出现 问题 ，则会引发压力脉动 。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
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
（26Hz）
V 5.5 3.4 1.0 － 4.5
A 3.7 2.4 1.6 － －
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。
振动分析技术
目录：
1、旋转机械常见故障的案例分析 2、振动故障识别方法
●旋转机械常见故障的案例分析
——转子不平衡 转子不平衡产生的原因及频率特征
不平衡 类型
不平衡 频谱
转子不平衡
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。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。
明显的2X特征
重新对中后2X 基本消失
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。
③
④
测点 H V A H V A
A 7.0 6.6 21.5 10.7 13.7 21.5
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。
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。
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。
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。
测点A水平方向振动信号的频谱结构图
机械松动
地脚松动引起振动的方向特征及频率结构
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
①
②
um P－P
um P－P
H
85
30
V
15
6
A
28
28
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。
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。
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。
从测值看，测点（2）、（4）（低速轴轴承） 的振动值均大于高速轴。
电动机转速为150r/min时减速器振动值（单位：mm/s）
测点
① VA
② VA
③ VA
④ VA
Vrms
6.5 7.8 14.4 12.6 9.5 8.3 13.3 11.8
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。
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，也可以在其它故 障诊断中加以应用。
式中：
n径-滚、动α-体接数触、角f、r-内ffi0、外f环o12几相f分r (对1别转为Dd速内co频外s率环) 、转d速-滚频动率体，直二径者、方D向-节一圆致直
取正号，方向相反则取负f号b 。
fb
1 2
D d
fr
[1
(
d D
)2
cos2 ]
实例
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。
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。
●振动故障识别方法
－主频识别法 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750 rpm ，结构简图如下。
波形出现“削顶” 丰富的高次谐波
滚动轴承故障的振动诊断及实例
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：
齿轮机构故障的振动诊断
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。
当电动机转速调至150r/min时，减速器振 动值Vrms见表4－11。
滚动轴承故障的振动诊断及实例
a.外环损坏： b.内环损坏：
f (Hz)fi nfr (1 d cos / D) / 2 f (Hz) nfr (1 d cos / D) / 2
c.滚动体损坏： f (Hz ) fr (D / d ){1 [d (cos ) / D]2}/ 2