设备故障振动识别方法与实例下.doc

图3-14 后轴承垂直方向振动频谱
a—电机空转；b—连泵满负荷

图3-15 78μm振动频谱
表3-7 更换垫铁后振幅
测振部位
前轴承
后轴承
测振方向
垂直
水平
垂直
水平
电机单独空转振幅（μm）
6
10
10
10
连泵满负荷振幅（μm）
44
59
78
35
本机经过两次诊断，终于使初始的200μm剧烈振动降至l6μm的平稳运行。它证明，凡是1×RPM、3×RPM、5×RPM等奇数倍频分量大时（尤其3×RPM），常常与支承部件松动致使刚性下降有直接关系。矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。
实例2 发电机组汽轮机支承松动
（1）故障情况
某电厂1号发电机组汽轮机检修后开机，发现后轴承水平方向振动位移达85μm（按IEC1968标准应小于50μm为合格），使机组不能并网发电（表3-8）。聞創沟燴鐺險爱氇谴净。
表3-8 汽轮机各部位振动值
测振部位
前轴承
后轴承
测振方向
垂直
水平
轴向
垂直
水平
轴向
振幅（μm）
6.5
30
12
15
85
28

（2）诊断
采集和分析后轴承水平方向振动信号（图3-16）。由谱图和频率结构可以看出，频谱由1×RPM、3×RPM、5×RPM等分量组成，以3×RPM为主，它占通频振动的80.5%。残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟。
据此，诊断为支承部件松动。

（3）验证
经检查，发现后轴承座一侧的两个地脚螺栓螺母与轴承座无紧力，且有间隙，原因是预留膨胀间隙过大。把两个螺母略带紧力后，振幅随即明显下降，由原来的85μm降为27μm，其余各点振幅也随着下降。此时，机组平稳运行，并网发电。酽锕极額閉镇桧猪訣锥。

图3-16 汽轮机后轴承水平方向振动波形和频谱

3.4 转子或轴裂纹

大功率发电机组超寿命运行，有时转子或轴上会出现裂纹，及时确定裂纹的存在，可防止突然断裂的灾难性事故。
3.4.1 频谱和波形特征
（1）1×RPM、2×RPM分量随时间进展而逐渐增大，特别是2×RPM分量，它随裂纹深度的增加而明显增大。这是转子或轴存在裂纹的重要特征。彈贸摄尔霁毙攬砖卤庑。
（2）在转速等于1/2倍或1/3倍一阶临界转速时，由于二次或三次谐波发生共振，频谱中2×RPM 或3×RPM分量的幅值急剧增大。这是转子或轴存在裂纹的又一特征。謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔。
3.4.2 仪器设置
（1）最高分析频率：低转速：200Hz。高转速：400Hz；
（2）频谱，波形，速度或加速度显示。
3.4.3 诊断
（1）转子或轴裂纹日渐扩展和加深，使1×RPM、2×RPM分量的幅值随时间而稳定地增长，这是存在裂纹与其他产生1×RPM、2×RPM分量的故障之间最大的区别。应在对转子1×RPM、2×RPM分量进行长期状态监测的基础上进行趋势分析，当确认上述二分量的幅值随时间呈稳定增长趋势时，可能存在转子或轴裂纹。厦礴恳蹒骈時盡继價骚。
（2）在升速或降速过程中，当转速通过1/2倍一阶临界转速时，2×RPM分量由于共振而对裂纹非常敏感，其幅值会发生显著变化。同理，转速通过1/3倍一阶临界转速时，3×RPM分量的幅值也会发生显著变化。因此，应当监测2×RPM和3×RPM分量随转速的变化。当确认转速等于1/2或1/3倍一阶临界转速而2×RPM和3×RPM分量显著改变时，可能存在转子或轴裂纹。茕桢广鳓鯡选块网羈泪。
实验 裂纹转子的振动特性及诊断
（l）实验情况
实验装置如图3-17所示。为了消除非振动因素影响，在测点1和测点2分别相对地安装两个电涡流位移传感器。改变裂纹深度，测得1×RPM、2×RPM 分量的变化趋势如图3-18所示。由图可知，1×RPM和2×RPM分量均随裂纹深度的增大而稳步增长，尤以2×RPM分量变化为大。鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴。
改变裂纹深度和转速，使转速通过1/2倍一阶临界转速点，得到裂纹转子的三维谱图（图3-19）。由图可知，当转速等于1/2倍一阶临界转速时，裂纹使2×RPM分量出现共振，振幅在共振点增大。当裂纹加深时，2×RPM共振幅值显著增大，且与最大幅值对应的转速值下降。籟丛妈羥为贍偾蛏练淨。

图3-17 裂纹转子试验装置

图3-18 振动随裂纹深度的变化
a—1×RPM分量；b—2×RPM分量

图3-19 裂纹转子三维谱
（2）结论
实验证实，裂纹转子的振动特性与裂纹深度有密切关系，可据此进行监测和诊断。
实例 合成气压缩机轴裂纹
（1）故障情况
澳大利亚一氨厂的关键设备合成气离心式压缩机，由13239kW反动式蒸汽透平驱动，增速箱增速。机组上各测点装有BN7200系列电涡流轴位移传感器。1991年10月在例行监测中发现，增速箱输入轴测点垂直和水平方向的1×RPM振动幅值有一定程度增大，其中垂直方向的变化最明显。因此，在停车前一周内密切注意监测，包括监测2×RPM振动幅度。停车前几个小时的1×RPM振动幅值随时间的变化如图3-20所示。由图可见，两个半小时内1×RPM幅值由20.3μm增加到50.8μm。这时，从图3-21上可以看到，2×RPM振动幅值突然增大到25.4μm。預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴。

图3-20 垂直方向1×RPM振动幅值随时间的变化

图3-21 垂直方向2×RPM振动幅值随时间的变化

（2）诊断
根据上述情况，分析并排除了其他可能的因素，最终诊断为转轴出现裂纹，并且正在迅速扩展。遂决定立即停车。
（3）验证
停车后，重点检查透平与增速箱之间的联轴器。透平端半联轴器拆卸后，发现装配半联轴器的锥体轴段上有裂纹，从键槽开始沿轴段横向扩展，深约55mm，周向长约135mm，肉眼可见。正是由于此裂纹的出现和逐渐扩展，才造成了1×RPM 和2×RPM振动幅值的异常变化。检修中更换了新的齿轮箱输入轴，避免了因裂纹进一步扩展而引起断轴的恶性事故。由于缩小了检修范围，节省了维修时间，整个氨厂在不到四天的时间里就恢复了生产。渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦。

3.5 滚动轴承

3.5.1 故障原因
滚动轴承的早期故障是滚子和滚道剥落、凹痕、破裂、腐蚀和杂物嵌入。产生原因包括搬运粗心、安装不当、不对中、轴承倾斜、轴承选用不正确、润滑不足或密封失效、负载不合适以及制造缺陷。铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡。
3.5.2 频谱和波形特征（图3-22）

图3-22 滚动轴承频谱
（1）径向振动在轴承故障特征频率（见下面说明部分）及其低倍频处有峰。若有多个同类故障（内滚道、外滚道、滚子……），则在故障特征频率的低倍频处有较大的峰。擁締凤袜备訊顎轮烂蔷。
（2）内滚道故障特征频率处有边带，边带间隔为1×RPM。
（3）滚动体故障特征频率处有边带，边带间隔为保持架故障特征频率。
（4）在加速度频谱的中高频区域若有峰群突然生出（图3-23），表明有疲劳故障。
（5）径向振动时域波形有重复冲击迹象（有轴向负载时，轴向振动波形与径向相同），或者其波峰系数（见说明部分）大于5，表明故障产生了高频冲击现象。贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷。

图3-23 轴承疲劳时的加速度频谱
a—正常轴承；b—外圈疲劳；
c—钢球疲劳；d—内圈疲劳
3.5.3 仪器设置
（1）最高分析频率：低转速：200Hz。高转速：1000Hz
（2）频谱、波形、加速度显示。
在比较低频部分和高频部分的振动有效值时，分析频率应分别设置为1000Hz和10000Hz。测量波峰系数时，分析频率应设置为10000Hz。坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈淚。
3.5.4 诊断
（1）频域
①确认故障特征频率处有峰，表明存在该种故障，若还有明显的倍频成分，表明故障严重。
②确认内滚道特征频率处不但有峰，还有间隔为1×RPM的边频，表明有内滚道故障。
③确认滚子特征频率处不但有峰，还有边频，表明有滚子故障。

④确认高频区域有峰群出现，表明轴承有疲劳故障。
⑤若轴向有负载，则可注意轴向滚动。与径向振动有类似特征。
（2）时域
可能有重复冲击现象，但很小。重复效率等于故障特征频率。
3.5.5 说明
（1）轴承故障特征频率如下：
a．内环滚动，外环静止（最常见情形）：

1 R d R
保持架 fc= －－ 1－－cosα ≈0.4－ ；
2 60 D 60

N R d R
外滚道 fo= －－ 1－－cosα ≈0.4N－ ；
2 60 D 60

N R d R
内滚道 fi = －－ 1－－cosα ≈0.6N－ ；
2 60 D 60

1 R D d 2
滚 子 fb = －－－ 1－ －cosα
2 60 d D

R
≈0.23N－ ，（N<10）
60

R
≈0.18N－ ，（N>10）。
60

式中 R——转速（RPM）;
d——滚子直径；
D——节园直径；
α——接触角；
N——滚子数。
b．外环滚动，内环静止：

1 R d R
保持架 fc= －－ 1＋－cosα ≈0.6－ ；
2 60 D 60

N R d R
外滚道 fo= －－ 1－－cosα ≈0.4N－ ；
2 60 D 60

N R d R
内滚道 fi = －－ 1－－cosα ≈0.6N－ ；
2 60 D 60

1 R D d 2
滚 子 fb = －－－ 1－ －cosα
2 60 d D

R
≈0.23N－ ，（N<10）
60

R
≈0.18N－ ，（N>10）。

60

（2）波峰系数Fc=峰值/有效值，轴承使用初期状态正常时，Fc≈5；局部故障产生并逐步发展时，Fc>5，此阶段有冲击现象，Fc最大可达到10。此后故障达到严重程度，有效值增大而Fc减小，轴承到了应更换的时候。蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘。

实例1 压缩机轴承损伤
（1）故障情况
某初轧厂有三台同样规格的螺杆式压缩机，转速1480r/min，其中，3号机噪音特别响（图3-4）。用测振仪测得振动加速度值如表3-9。買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄。

表3-9 三台压缩机振动加速度数据
参数
测点
设备

平均值（G）
峰值（G）
①H
②H
④H
①H
②H
④H
1号机
1.3
1.9
1.8
5.1~8.8
12~18
7.3~13
2号机
0.58
1.0
0.67
1.8
3.3
2.7
3号机
超4.4
2.2
1.8
超40
16
8.7~13

图3-24 压缩机及测点示意图
1—电机；2—阴螺杆；3—阳螺杆
（2）诊断：
由表3-9可知，3号机测点①处振动大，比1号机和2号机相同部位大得多，初步估计测点①处轴承有问题。
对测点①振动波形的包络信号作功率谱分析（图3-25），分析频率500Hz，400谱线，功率谱。计算该测点轴承特征频率（R=1480r/min，D=122.5mm，d=22mm，N=11，α=10°）为：綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴。

图3-25 3号机①H振动频谱
外滚道：108.75Hz；
内滚道：162.8Hz；
保持架：9.9Hz；
滚 子：48.8Hz。
对照频谱可知，108.75Hz是轴承外滚道上有一点损伤时的振动频率，它的2、3、4倍频分别为217.5Hz、326Hz、435Hz。另外，188.75Hz是内滚道有一点损伤时的振动频率与转轴频率之和（调制）。作为对比，2号机①H处频谱（图3-26）上几乎没有较大峰值。由此，诊断结论为：3号机测点①处轴承有严重损伤，没尽快检修。驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦。
（3）验证
五天后拆开检修，发现该轴承外滚道、内滚道、钢球均已大面积剥落，损伤已达非常危险的程度。
本例证明，在同一轴承（齿轮也类似）上有多个同类故障（内滚道、外滚道、滚子、齿上……）时，除位于其特征频率处有峰外，还在特征频率的n倍频成分（n为正整数）处有较大峰值。它表明损伤程度比只有一处损伤时严重得多。猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑。

图3-26 2号机①H振动频谱
实例2 煤气排送机故障
（1）故障情况
某厂煤气排送机由电机带动（图3-27），监测中发现风机振动超标。

图3-27 风机示意图
（2）诊断
对风机两端振动进行频谱分析（图3-28），发现振动峰值频率为50.8Hz，停机两天后重新开动时，上述峰值更大。其他峰值还有：238.2Hz，1425Hz，2148Hz，2382Hz。据此，分析锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔。

图3-28 风机的振动频谱
如下：
①50.80Hz峰值产生原因
频谱分析仪的分析频率设置为0～1kHz，频率分辨率为3.9Hz，因此，中心频率50.8Hz的实际频率范围为48.8～52.7Hz。根据计算，叶轮旋转频率fo49.5Hz，故知50.8Hz正是叶轮旋转频。此处峰值突出，可能因为转子不平衡或风机与电机的同轴度不好。但因2×49.5Hz峰值不大，又无较大的轴向振动，可排除不对中的可能。所以诊断为风机转子不平衡。停机两天后峰值加大可能由于无煤气通过时温度下降，煤焦油凝固在原本就不平衡的转子偏重一侧所致。構氽頑黉碩饨荠龈话骛。
②238.2Hz等峰值产生原因
238.2Hz的实际频率范围是236.2～240.2Hz，根据计算，风机轴承外滚道特征频率为235.97Hz，由于轴承尺寸频率测算和振动测试都有一定误差，可以断定238.2Hz峰值表明轴承外滚道有缺陷。又因238.2×6=1429，238.2×92143.8，238.2×10=2382，表明外滚道损伤比较严重，同类缺陷增多。輒峄陽檉簖疖網儂號泶。
（3）验证
①拆修时发现叶片上有煤焦油凝固，证实风机转子存在不平衡；
②发现风机轴承外滚道确实存在较严重缺陷，其中一个轴承一侧出现剥离，另一侧出现10个凹坑。滚动体出现麻点，保持架已经断裂。可以设想，外圈出现一个凹坑，产生238.2Hz峰值，随着时间延长，凹坑使滚动体产生点蚀（麻点），这又加剧了滚子与保持架摩擦，造成保持架断裂。外滚道凹坑的增多，使出现了1425Hz、2148Hz及2382Hz等峰值。尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅。
实例3 挖土机滚动轴承损坏
（1）故障情况
某矿业公司为了尽可能早期确认滚动轴承损坏，每隔几个月对所有轴承作一次频谱分析，并将实际频谱与初始频谱进行对比。结果发现挖土机的一个滚动轴承的高频成分（约1000Hz）明显增大（图3-29）识饒鎂錕缢灩筧嚌俨淒。

图3-29 某滚动轴承振动频谱
上：现时频谱；下：初始频谱
（2）诊断
对照现时频谱与初始频谱，并未发现在轴承故障特征频率处有显著增大，也就是说，实际频谱不象预期的那样。高频成分是轴承谐振产生的，它表明有疲劳损伤。凍鈹鋨劳臘锴痫婦胫籴。
（3）验证
在进行下一次维修时，对该轴承作了检查，发现润滑脂已结块，导致滚子与内滚道之间金属直接接触，造成内滚道和一些滚子损坏。这些损坏并未在故障特征频率处清楚地显示出来，但却产生了高频成分明显增大。其原因可理解为，滚子通过内滚道损伤部位时，产生明显的撞击，激发出轴承的谐振。恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦。

3.6 滑动轴承

3.6.1 故障原因
滑动轴承可能有多种故障，其中包括间隙过大，油膜涡动和油膜振荡以及摩擦。造成这些故障的原因是装配不当，润滑不良，负荷欠妥，长久磨损及轴承设计不当。鯊腎鑰诎褳鉀沩懼統庫。
3.6.2 间隙过大（无涡动）
轴与轴承间隙过大，这种情况类似于不对中和机械松动，应注意其区别。
3.6.2.1 频谱和波形特征（图3-30）

图3-30 滑动轴承间隙过大振动频谱
（1）径向振动较大，特别是垂直方向：
①有稳定的l×、2×或3×RPM分量；
②可能有明显的高次谐波分量（4～10）×RPM。
（2）可能有较大的轴向振动，特别对于止推轴承：
①有稳定的l×、2×或3×RPM分量；
②可能有较高次谐波分量。
（3）径向和轴向时域波形为稳定的周期波形占优势，每转一圈有1、2或3个峰值。没有较大的加速度的冲击现象。若轴向振动与径向振动大小相近，表明问题严重。硕癘鄴颃诌攆檸攜驤蔹。
3.6.2.2 仪器设置
（1）最高分析频率：低转速：200Hz。高转速：1000Hz。
（2）波形，频谱，速度或加速度显示。
3.6.2.3 诊断
（1）确认频谱中有稳定的1×、2×或3×RPM分量并占优势。垂直方向比水平方向振动更大。相对较小的（4～10）倍频成分，但可能仍较显著。阌擻輳嬪諫迁择楨秘騖。
（2）检查轴向振动，可能与径向频谱类似。若与径向振动大小相近，表明问题严重。
（3）确认时域波形中稳定的周期波形占优势，每转一圈有1、2或3个峰值。没有较大的加速度的冲击现象。
3.6.2.4 说明
（l）间隙过大与不对中的区分可根据以下两点：
①间隙过大时垂直方向振动比水平方向更大；而不对中时垂直与水平方向振动相同；
②间隙过大时（4～10）×RPM分量较显著，类似于机械松动的现象；而不对中时高次谐波小。
（2）间隙过大与机械松动的区分可根据以下两点：
①间隙过大时其时域波形为稳定的周期波形占优势，且没有大的冲击现象；而机械松动时其时域波形较杂乱，有明显的非周期性信号使波形不稳定；氬嚕躑竄贸恳彈瀘颔澩。
②间隙过大时轴向振动可能较大，特别是止推轴承；而机械松动时轴向振动较小或正常。
一般应在排除了机械松动的可能性之后再确认间隙过大。
3.6.3 油膜涡动和油膜振荡
在轴与轴承间隙太大或机组热态不对中等引起较大振动的情况下，若加之轴承设计不当、润滑不良或由于载荷、转速的突变破坏了正常润滑状态，可能产生油膜涡动。在此情况下，如果转速高于轴系一阶临界转速的两倍，则涡动可能发展成更危险的油膜振荡。釷鹆資贏車贖孙滅獅赘。
3.6.3.1 频谱、轴心轨迹和波形特征（图3-31，图2-10）
（l）较大的径向振动。频谱中有明显而稳定的涡动频率分量——（42～48）%×RPM分量。可能有高次谐波分量。怂阐譜鯪迳導嘯畫長凉。
（2）轴向振动在涡动频率处的分量较小。
（3）若在一阶临界转速频率处出现显著峰值，则表明已出现油膜振荡。
（4）轴心轨迹呈现双椭圆或紊乱不重合，模拟轴心轨迹呈现内“8”字形。
（5）时域波形中稳定的周期信号占优势，每转一周少于一个峰值，没有较大的加速度冲击。
3.6.3.2 仪器设置
（1）最高分析频率：200Hz
（2）频谱、轴心轨迹、波形、位移显示。
（3）800谱线（频率分辨率达0.25Hz）。

图3-31 滑动轴承油膜涡动或油膜振荡时的频谱、波形
a—频谱；b—波形
3.6.3.3 诊断
（1）确认径向振动频谱中有显著而稳定的（0.42～0.48）×RPM分量（看起来象是1/2×RPM分量，须仔细分辨）。可能有较大的高次谐波分量。谚辞調担鈧谄动禪泻類。
（2）确认轴向振动的涡动频率处分量较小。
（3）观察轴心轨迹呈双椭圆或紊乱不重合，模拟轴心轨迹呈内“8”字形。
（4）确认时域以稳定的周期波形为主，每转一周少于一个峰值没有较大的加速度冲击。
3.6.3.4 说明
（1）为了区分涡动频率（42%～48%）×RPM分量与机械松动或轴承摩擦产生的1/2×RPM分量，须使用高分辨率频谱和峰值标记。为此，应设置足够大的谱线数、使频率分辨率达到转速的（2～5）%。如机器转速为7500r/min，分析频率2000Hz，要求分辨率达到2%RPM=7500/60×2%=2.5Hz，则谱线数N=2000/2.5=800（条）。若分析分析频率改为1000Hz，则谱线数N=1000/2.5=400（条）。嘰觐詿缧铴嗫偽純铪锩。
（2）机器起动过程中，如果达到临界转速时油膜涡动开始出现，则当转速超过临界转速后涡动仍会存在，当转速超过临界转速的两倍时，油膜振荡有可能出现。一旦出现油膜振荡，振幅急剧增大，即使再提高转速，振幅也不会减小。熒绐譏钲鏌觶鷹緇機库。
（3）涡动频率与轴和轴承间隙有关，间隙增大时涡动频率减小。摩擦有可能激发涡动。
（4）具有导向轴承的长垂直轴容易发生涡动，部分原因是由于轴上静载小。由其他液体润滑轴承时也容易出现涡动，例如，具有水润滑导向轴承的垂直提升泵。鶼渍螻偉阅劍鲰腎邏蘞。
3.6.4 摩擦
轴颈与轴承表面直接接触就发生磨擦，摩擦可以是间断的或连续的。引起摩擦的原因是润滑不足，间隙不适当，载荷不正确或其他故障造成的较大振动。摩擦往往造成轴的反向涡动。纣忧蔣氳頑莶驅藥悯骛。
3.6.4.1 频谱和波形特征
（1）对于间断性摩擦：
①径向振动较大，有不稳定的1/2、1/3或1/4×RPM分量，类似于机械松动引起的1/2×RPM分量；颖刍莖蛺饽亿顿裊赔泷。
②时域波形中有不稳定的冲击信号占优势，轴每转一圈只有少于一个的峰值；
③轴向振动小。
（2）对于连续摩擦：
①径向振动大（止推轴承除外），高频部分能量较大；
②时域波形中有不稳定的“噪声”信号；
③轴向振动小（对于止推轴承，有摩擦时其轴向振动大于径向振动）。
3.6.4.2 仪器设置
（1）对于间断性摩擦：
①最高分析频率：200Hz；
②频谱，波形，800谱线。
（2）对于连续摩擦：
①最高分析频率：1000Hz或10000Hz。
②频谱，波形，800谱线。
3.6.4.3 诊断
（l）确认径向振动大（止推轴承除外）：
①若频谱中有不稳定的1/2、1/3或1/4×RPM分量，则可能是间断性摩擦；
②若频谱中高频部分能量大，则可能是连续性摩擦。
（2）若时域波形有不稳定的冲击信号占优势，轴每一转只有少于一个的峰值，则可能是间断性摩擦；若时域波形中有不稳定的“噪声”信号，则可能是连续性摩擦。濫驂膽閉驟羥闈詔寢賻。
（3）确认轴向振动小（止推轴承的轴向振动大于径向振动）。
3.6.4.4 说明
（1）摩擦可激发结构共振，共振频率在高频范围。由于连续摩擦造成的共振较大，所以其高频能量大。
（2）为了确认连续摩擦时的高频振动能量大，也可在低频10～1000Hz和高频100～10000Hz范围内分别测量其振动有效值并进行比较。銚銻縵哜鳗鸿锓謎諏涼。
实例1 离心压缩机油膜振荡
（1）故障情况
某炼油厂一台石油气离心压缩机，额定转速7500r/min，1986年7月发现振动突然增大，将转子作低速动平衡后振动仍不减，轴振幅超过180μm。挤貼綬电麥结鈺贖哓类。
（2）诊断
振动测试框图如图3-32所示。1#至4#为前后轴承处互成

图3-32 离心压缩机测试框图
1—后轴承；2—压缩机；
3—前轴承；4—放大器；5—磁带记录仪；
6—频谱分析仪；7—示波器
90°的涡流位移传感器。由轴振动频谱（图3-33）可知，47Hz分量幅值最大，特别前轴承处，上述分量幅值达174.2μm。根据压缩机计算出提供的数据，转子一阶临界转速为2964r/min（49.4Hz），与47Hz较接近，而47Hz为转速125Hz（7500r/min）的38%，显示出油膜振荡的迹象。赔荊紳谘侖驟辽輩袜錈。

图3-33 轴振动频谱
a—前轴承处，b—后轴承处
为进一步获取确凿依据，作了升降速过程测试，1987年3月9日测得的升速过程三维谱如图3-34所示。当转速达到额定塤礙籟馐决穩賽釙冊庫。

图3-34 前轴承升速过程三维谱
转速时的振动频谱与图3-31相同，前后轴承振动主峰仍为47Hz分量，说明机组的原有故障在近五个月中基本未变。裊樣祕廬廂颤谚鍘羋蔺。
由三维谱可知，整个升速过程中转频振幅较小。当转速升到4260r/min时，开始出现低频分量，此时示波器上轴心轨迹不稳定，转子有失稳现象，低频涡动转速为2160r/min。此后，随着转速升高，涡动分量不断增大，涡动转速也不断增加。当转速升至6540r/min时，涡动转速为2760r/min。上述过程中涡动转速与工作转速之比保持在0.42～0.50之间。当转速升到7080r/min时，涡动转速升至2820r/min（47Hz）。工作转速升至7500r/min时，涡动转速仍为2820r/min。在这一升速过程中，较清楚地看到了故障特征很象油膜振荡，而且在起初阶段出现了半速涡动。仓嫗盤紲嘱珑詁鍬齊驁。
但是，详细计算出的转子一阶临界转速为3500r/min而不是2820r/min。另一方面，压缩机自1978年投产以来，转子——轴承系统一直工作正常，未发生油膜振荡，为何现在系统稳定性降低了呢？为了解决这些疑问，又作了进一步的分析和诊断。绽萬璉轆娛閬蛏鬮绾瀧。
首先，停机后的测量数据表明，冷态机组齿轮箱与压缩机相联轴的中心比压缩机前轴承处转子中心高0.025mm，而从热态对中要求考虑，该齿轮箱轴中心应比压缩机转子中心低0.06～0.08mm。因此，存在热态不对中。其结果是，压缩机运行时转子前端将被齿轮箱轴抬起，使压缩机前轴承的负荷量减小，从而降低了系统的稳定性。骁顾燁鶚巯瀆蕪領鲡赙。
其次，停机发现压缩机前轴承因磨损出现轴承间隙增大和轴承盖紧力减小，促使前轴承负荷日渐减小，进一步降低了系统稳定性，最终导致发生了油膜振荡。瑣钋濺暧惲锟缟馭篩凉。
另外，根据前轴承负荷减小及油膜刚度随之减小计算出的轴系临界转速小于3500r/min，更接近于2820r/min，这可解释油膜振荡时产生47Hz剧烈振动的现象。压缩机故障诊断为油膜振荡完全正确。鎦诗涇艳损楼紲鯗餳類。
（3）验证
将压缩机换上可倾瓦轴承重新起动运行，油膜振荡现象彻底消除，机组运行平稳。在升速过程中通过转速-振幅变化图（波德图）测得转子的一阶临界转速为3580r/min（图3-35），这一数值与计算结果相符。栉缏歐锄棗鈕种鵑瑶锬。

图3-25 油膜振荡排除后的升速过程波德图
a—前轴承处；b—后轴承处
由此例可知，机组热态不对中、轴承间隙增大和轴承盖紧力减小等故障，使轴承负荷减小和轴系稳定性降低，导致油膜振荡的发生。此外，故障状态下轴系临界转速比正常轴承负荷状态时的临界转速低。辔烨棟剛殓攬瑤丽阄应。
实例2 二氧化碳压缩机停车事故
（1）事故情况
某石化总厂化肥厂二氧化碳压缩机组是关键设备五大机组之一。1987年3月份起监测发现振动逐渐增加。9月4日高压缸振动达到报警值并被迫连锁停车。设备操作人员认为，停车原因是设备运行时间太久造成了损坏，要求揭盖全面大修；而设备维修人员则认为是操作失误所致。峴扬斕滾澗辐滠兴渙藺。
（2）分析与诊断
利用在线监测和故障诊断系统所提供的事故发生前及事故发生时的振动数据作了如下分析：
①对高压缸转子径向振动的各倍频分量和通频峰-峰值分别作趋势分析（图3-36）。从图上可知，1倍频分量和2倍频分量的振动幅值在事故发生的9月4日下午并没有多少增加，振动一直平稳，而0.5倍频分量的振动幅值在9月4日下午明显出现突增；詩叁撻訥烬忧毀厉鋨骜。
②高压缸转子径向振动频谱如图3-37。（a）是9月4日上午振动增大前的频谱，（b）是9月4日下午事故发生时的频谱，频谱结构分析结果如表3-10。0.5倍频分量幅值在整个振动中所占比例由事故前1.8%上升到事故时的20%。则鯤愜韋瘓賈晖园栋泷。

表3-10 事故发生前后频谱结构分析
频率
时间
0.5倍频
1倍频
2倍频
事故发生前
（9月4日上午）
1.28
（1.8%）
66.40
(95%)
2.12
(3.0%)
事故发生时
（9月4日下午）

16.51
(20%)
63.36
(78%)
1.51
(1.9%)
（9月16日）
1.79
(2.5%)
66.59
(94%)
2.48
(3.5%)

根据上述分析，得出如下诊断结论：
异常振动的原因是油膜涡动。经调查，引起油膜涡动的原因是9月4日运行人员对工艺参数调整不当，以及高压缸转子胀鏝彈奥秘孫戶孪钇賻。

图3-36 趋势分析图
a—0.5倍频；b—1倍频
c—2倍频；d—通频峰-峰值
长期以来动态不平衡加剧。建议合理调整工艺参数，重新开车运行，不必揭盖检修，只需注意监测振动水平。至于工艺参数与振动间的关系，可进一步探索。鳃躋峽祷紉诵帮废掃減。

图3-37 频谱图
a—事故发生前；b—事故发生时
（3）验证
调整工艺参数后重新开车，9月16日高压缸转子径向振动的频谱如图3-38所示，0.5倍频振幅所占比例很小（参见3-10）。稟虛嬪赈维哜妝扩踴粜。

图3-38 故障排除后振动频谱

3.7 齿轮箱

3.7.1 故障原因的基准频谱
齿轮箱会有一些特殊的故障，如节线偏斜、偏心、齿距误差、齿面磨损、点蚀和剥落、断齿等。造成上述故障的原因有：制造缺陷、安装调整不当、过量磨损、润滑不足、污染、金属疲劳和超负荷运转等。陽簍埡鲑罷規呜旧岿錟。
上述故障虽然可在频谱上反映出来，但由于齿轮箱频谱看起来比较复杂，辨认比较困难。一个有效可行的方法是，针对每个齿轮箱，在状态良好、工作正常情况下采集得到其基准频谱，并在状态监测和故障诊断中通过对比基准频谱发现问题。一般齿轮箱的基准频谱如图3-39所示。沩氣嘮戇苌鑿鑿槠谔應。

图3-39 齿轮箱基准频谱
3.7.2 频谱和波形特征（图3-40）
（1）故障齿轮在啮合频率机器谐波频率上有较大的振动分量。

图3-40 齿轮箱振动频谱和波形
a—频谱；b—波形
（2）在啮合频率及其谐波频率附近有表明调制作用的边频带。
（3）对于螺线齿轮、斜齿轮和人字齿轮，轴向振动大，其频谱特征与径向振动相同。
3.7.3 仪器设置
（1）最高分析频率：计算啮合频率，将分析频率设置为啮合频率的4倍左右。
（2）频谱（包括细化谱、倒频谱），800谱线。
3.7.4 诊断
（l）在相同工作条件下，将故障齿轮箱频谱与基准频谱对比，注意频谱中的啮合频率及其二倍和三倍频。根据明显增大的啮合频率分量或其谐波分量确定有故障的齿轮对。钡嵐縣緱虜荣产涛團蔺。
（2）在对比基准频谱时，注意啮合频率及其二倍和三倍频有无边频带。根源边频的频率间隔确定故障的根据（即产生调制的故障所在），边频幅值的大小表明故障严重程度。懨俠劑鈍触乐鹇烬觶騮。
（3）为求出边频的频率间隔，应设置足够大的谱线数，以提高频率分辨率，也可采用细化和倒频谱技术。
（4）利用连续监测判定齿面点蚀剥落程度（图3-41）。

图3-41 齿轮点蚀程度诊断
a—新齿轮；b—中等程度点蚀
c—严重点蚀；d—啮合频率
新齿轮全频范围内振动水平低，啮合频率分量及其二、三次谐波分量的幅值依次减小。中等点蚀程度的频谱振动水平增大，啮合频率二次谐波幅值超过基波幅值，且二次谐波边频增多。达到严重程度时，谱底噪声水平急剧上升，且啮合频率谐波延伸到七次以上。謾饱兗争詣繚鮐癞别瀘。
（5）齿轮缺陷产生的冲击可以激发一个或多个齿轮的自振，自振频率是各齿轮的固有频率（图3-42）。在自振频率两呙铉們欤谦鸪饺竞荡赚。

图3-42 以自振频率分量诊断齿轮故障
a—频谱；b—细化谱
侧有故障齿轮转速调制产生的边频，在高分辨率细化谱上可以象分析啮合频率边频一样进行诊断。
3.7.5 说明
（1）齿轮啮合频率计算：设两轴转速分别为f1、f2，两齿轮齿数分别为Z1、Z2，则
啮合频率fc= f1 Z1= f2 Z2
（2）由边频间距代表的调制频率可以是：
①各轴转速（输入轴、输出轴、中间轴）
②外部转速或负荷的波动频率
③波动啮合频率[等于（啮合频率fc）/（f1与f2的最小公倍数）]
（3）若同时存在两种以上的故障，则各故障频率之和或之差也可成为调制频率，这称为“中间调制”。
（4）常见的频率调制来自转速波动，常见的幅值调制来自齿轮偏心或不均匀磨损。密集在啮合频率周围的边频来自节圆偏心，很宽的边频来自断齿。莹谐龌蕲賞组靄绉嚴减。
实例1 JCF-500齿轮箱的边频分析
（1）故障情况
某水电站用JCF-500齿轮箱振动过大。其技术参数为：
输入轴转速f1=180r/min=3Hz；
输出轴转速f2=750r/min=12.5Hz；
大齿轮齿数Z1=99；
小齿轮齿数Z2=24；
啮合频率fc=f1Z1=300Hz。
（2）诊断
对振动最大的轴承作振动信号频谱分析并进行细化，其细化谱如图3-43所示。以非常接近啮合频率理论值的299Hz为中心，向两侧寻找边频带。结果见表3-11。麸肃鹏镟轿騍镣缚縟糶。

表3-11
编号
f（Hz）
编号
f（Hz）
1
274.8
1