第6章 频谱分析-典型故障

图 3 – 软脚或其它轴承座变形如管道应力能引起轴承的部件不对中而使配合失常
轴承座变形 (软脚, 管道应力等)
图 1 – 轴承座变形引起的典型轴向FFT
图 2 – 轴承座变形引起的典型径向FFT
共振
共振是一个部件或多个部件（组合）的固有频率引起的。 所有的构件有一个共振 频率。 如果你用足够的力压此构件直到它移动, 它就会产生固有频率的振动。 一 个结构在三个平面方向有共振频率(x, y和z,或称之为水平,垂直和轴向)。 不管振动 力出现在（接近于）哪个共振频率，共振都会使振动增强。 值得注意的是共振不 会引起振动而是增强振动。 共振有两种主要形式: 临界速度 – 当一个部件按其自身的固有 频率旋转时。当转速(rpm)与转子的固 有频率(cpm)相同时的速度为“临界速 度”。 在临界转速时，即使是非常小的 残余不平衡 (总是存在的)也足以引起非 常大的振动。 转子的加速和减速都受此 影响(如涡轮)。 在这些情况下，通常需 要知道临界速度。 与临界转速有关的最 常见故障是皮带。 皮带以共振频率旋转 (或接近激发共振频率)可能会振动过大并 引起其它问题。 例如，如果皮带的固有 频率和风机的转速一致，皮带就会以固 有频率振动。 如果转速足够大时还会发 生第二和第三临界转速。 结构共振 – 这是比临界速度还常见的 故障。 当受迫频率接近 (+/- 10%) 结构的共振频率 (固有频率)就会发生。 结构可能是机器支架本身或邻近的构 件如扶手或I型梁。 常见的例子是垂 直的泵。 由于缺乏顶部的支撑, 通常 共振频率都较低 (~ 300 cpm)。 当运 行时并不是问题。但当启停时, 机组 会发生结构性共振而“震颤” (这并 没达到临界速度 –而是结构共振频率)。 结构本身会过度振动 – 不要与临界速 度混淆，结构振动的 “形状”是重要 的线索，它被称为 “模式形状"。 测 量结构的固有频率对研究共振有至关 重要的作用 (必要的)。
轴承座变形 (软脚, 管道应力等)
轴承座变形的症状: （1）1x rpm轴向振动大或有2x rpm。 （2）轴向相位分析可说明相位在通过轴承部件时改变了。 （3）轴向相位分析可说明轴承变形 (如轴承扭曲)。 （4）电机上的2x网频是由气隙振动产生的, 尤其是径向的。 （5）泵 /风扇可能出现严重问题 (叶片脱落)。 （6）非直接驱动部件的轴向振动大 (如皮带驱动, 悬臂风机等)。 （7）泵、压缩机和风机/送风机可能出现相同的管道应力状况。
轴承扭转 / 轴系弯曲
轴承扭转/ 轴系弯曲 – 它们与不对中故障特征相同 (相位例外)- 主要是角度 不对中 (轴向振动)。 因此一定要检测和分析轴向相位。
轴承扭转
轴承扭转特征: 振动症状非常类似于直接驱动的角度不对中。 1x rpm轴向振动大, 在2x & 3x处有谐波。 2x rpm径向和1x一样或更大。 轴承的轴向相位变化同传感器的位置变化相同。
悬臂转子不平衡的症状: •径向振动 1x rpm。 •轴向振动 1x rpm。 •传感器改变90°，轴承附近的相位也随之改变 90° 。 •轴向相位读数通常是同相的。 •径向相位读数可能是不同相的。 •平衡可能需要轴向相位的读数。
图 2 – 悬臂转子不平衡
悬臂转子不平衡
图 1 – 由不平衡产生的典型轴向 FFT
图 1 – 由不平衡产生的典型径向FFT
不平衡的典型特征
• • • • • • • 诊断 — 具有较高的径向振动. 时域波形和频谱图上均具有稳定的1XRPM分量 在1XRPM上的幅值随转速稳定的增加 在2XRPM,3XRPM等处幅值较低 — 具有较低的轴向振动 — 不平衡对转速的变化最敏感（与转速平方成正 比）
图 5 - 转轴中心线在联轴器处 相交。注意联轴器无位移，并且 轴承的径向和轴向位移大。
图 6 – 转轴中心线在轴承处相交。 注意到联轴器径向位移大，轴承径 向位移小，轴向位移大
平行不对中
图 7 – 平行不对中引起的典型 FFT 说明: 转轴中心线平行但不相交
平行不对中的特征: （1）1x rpm径向振动大, 2x & 3x处有谐波。 （2）2x rpm轴向振幅可能和1x的一样大或更大。 （3）在1x, 2x 和 3x的径向振动可能比轴向小。 （4）联轴器的径向相位变化明显 (> 60°)。 （5）联轴器的轴向相位变化明显 (> 60°)。
直接驱动的不对中
图 1 – 完全对中
图 2 – 纯粹的角度不对中
图3 – 纯粹的平行不对中
角度不对中
图 4 – 角度不对中引起的典型 FFT 说明: 转轴中心线相交但不平行
角度不对中的特征: （1）1x rpm轴向振动大, 可能在 2x & 3x有谐波。 （2）2x rpm 轴向可能和1x 的轴向同样大或更大。 （3）径向振动在1x, 2x 和 3x可能比轴向振幅小。 （4）径向振动取决于转轴中心线在何处与装配中心线相交。 （5）通过联轴器的轴向相位变化明显 (> 60°)。
图 2 – 在松动方向上 容许的运动
上述动画模拟的是在一个低速运动研究中，一个松动的电机地脚 垂直运动的情况。 现在注意在这种情况下，垂直振幅会比水平振幅大许多。 转轴每转一圈电机地脚会升降一次。 由于冲击可能出现2x rpm (时域图的形状 – 通过时域图可了解 更多的信息)。 由于时域信号的形状可能产生附加的谐波。 如果图形由正弦波 变为方波，会有更多的谐波。
不对中
不对中 – 最常见的振动故障。 和不平衡不同, 它没有 单一的振动特征。 完全 对中 – 转轴的中心线平行并相交。 不对中的类型: 角度不对中 – 转轴的中心线相交但不平行 平行不对中 – 转轴中心线平行但不相交。 在实际中单纯只遇到角度不对中或平行不对中是不太 可能的- 一般这两种情况总是同时发生。 所以不对中的振 动特征复杂。
轴承松动
图 1 – 轴承松动产生的典型径向FFT
松动的特征: 1x的径向振动谐波大。 当松动严重时，谐波会延伸 一段，甚至在极端的情况下 会产生半速谐波 (1.5、 2.5、 3.5等)。
图 2 – 轴承松动产生更多的方波，多于 正弦波，并形成更多的谐波
机械松动检测与确认
• • • • • • • • • • • • • • • • • • • 诊断 — 具有较大的径向（特别是垂直方向）的振动。 具有较强的谐波存在，特别是在3-10XRPM处。 还可能出现次谐波或混叠谐波。 时域波形显示出杂乱和冲击。 — 具有较低或正常的轴向振动，如果是止推轴承出现了松动则会出现较大的 轴向振动。 — 松动引起的振动，幅值与负荷有密切关系，随负荷增加而增大；松动时设 备对转速的变化也很敏感，随转速的增减而表现出无规律变化，忽大忽 小。 测量 — Fmax 设置500HZ以下；速度频谱图；加速度时域图 — 检查径向振动3-10XRPM处是否出现了峰值。 — 检查轴向振动是否较低或正常。 — 检查时域波形是否杂乱或存在冲击。 — 检查是否有次谐波或混叠谐波。 — 松动时设备上各个点的相位读数会发生漂移。 — 一般地脚与基座之间有相位差，而且通常相位差大于90° — 有机械松动的波形非常明显，随机和不具有重复性。
许多位置会发生影响振动测量的松动。 它们是: 轴承 / 转轴 (轴承松动) 轴承 /轴承座 (轴承松动) 轴承的内部裂纹 (轴承松动) 相邻的加固表面 (结构松动) 基础面 (结构松动) 然而，每一种都可能有不同的特征。
结构松动
图 1 – 机械（结构）松动引起的典型 FFT
结构松动特征: （1）1x, 2x rpm 径向振动大(经常 2x较大)， 也有可能有较小的3x径向振动。 （2）可能只在松动方向振幅很大 (垂直的或水平的) – 比正交的径向方向要大 得多。 （3）很容易发现邻近表面上的背景振动。 （4）低速运动的研究是诊断此类状态的有效工具。
图 8 – 转轴中心ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ不相交。 注意到轴 承的径向和轴向位移大。
图 9 – 转轴中心线不相交。 注意到 轴承的径向和轴向位移甚至更高。
不对中轴心轨迹
不对中的典型特征
• • • • • • • • • • • • • • • • • • • • 诊断 — 具有较大的轴向和径向振动 在1X， 2X或3XRPM处会出现稳定的峰值 在4到10XRPM处谐波成分较低 时域波形中没有“g‖形冲击 －不对中振动随负荷的增加而成正比增加，但转速影响不大。 测量 — Fmax 设置在500HZ 以下；速度频谱图；加速度时域图 — 轴向和径向振动频谱图上是否有1X，2X或3XRPM峰值 若无明显的峰值，请考虑其他故障。 — 检查轴向和径向振动的频谱图的4-10RPM处的峰值，若较大，则可能是 松动。 — 检查时域波形是否稳定，是否有较大的“g‖形冲击 — 若时域波形不稳定或显示有冲击，则考虑其他故障 相位分析 — 角度不对中时，联轴器两端轴向相位差180°（±30°） — 平行不对中时，联轴器两端径向相位差180°（±30°） — 角度不对中的轴向1倍频峰值非常高 — 平行不对中的径向2倍频峰值非常高 — 组合不对中的轴向和径向峰值都高
• • • • • • • • • • •
测量 — Fmax 设置在500HZ 以下；速度频谱图；加速度时域图 — 检查径向振动频谱图上是否有1XRPM峰值 — 如果出现了其他的谐波成分，请考虑其他故障 频谱分析： — 1倍频峰值很大，较少伴随其它倍频 — 无其它较大峰值出现 — 采用细化分析或同步平均确认1倍频峰值特征 — 1倍频水平方向与垂直方向峰值比不超出3:1 — 1倍频轴向振动远远低于径向振动 相位分析 — 同一轴承座水平方向与垂直方向测得的相位差约为90° — 轴两端水平方向（垂直方向）测得的相位相同或相反 — 相位数据相对稳定：15°－20° — 不平衡振动在相位上保持恒定不变，与转速同步
静不平衡
不存在其它问题时, 不平衡产生一 个正弦图形 (不会扭曲信号的形 状) ，因此在1x rpm产生峰值。
静不平衡的特征: •径向振动 @ 1x rpm。 •轴承相位随传感器改变 90°而改变 90°。 •两轴承之间很少或没有相 位改变 [轴承振动是 “同相 "]
偶不平衡特征:
•径向振动 @ 1x rpm。 •传感器改变 90°相位改变90° 。 •轴承之间有明显的相位改变 (> 60°) [轴承振动是 “不同相的"]
图 2 - 倾斜轴承
8:00传感器
11:00 传感器
注意到传感器位置变化了，相位会随之变 化。 这是由于轴承的扭转造成的
轴系弯曲
图 1 – 轴系弯曲所产生的典型 FFT
轴系弯曲的特征: （1）振动特征非常类似于刚性联轴器的角度不对中。 （2）1x & 2x rpm轴向振动大。 （3）2x rpm径向和1x的相同或更大。 （4）轴承轴向相位变化与传感器位置的改变一样 (扭转作用)。 （5）轴承的两边径向相位变化明显 (> 60°)。 这可能在如下的图 2中了 解。 当轴承右边的转轴上升时, 转轴的左边会相应到降低。
依靠频谱分析法进
行故障诊断
减速箱故障分析
a）时域波形 b）频域波形
不平衡
不平衡 – 通常是诊断中最简单的故障 (也是最常 见的)。 不平衡是离心力。 例如一台 直径为0。 91 米的风扇，转速为 2000 rpm: 周长 = 0。91 x 3。14 = 2。86m。 2000 rpm = 120,000 转/小时 (rph) 120,000 rph x 2。86m/rev = 342888m/hour OR 342。9 km/hr 风扇边缘的不平衡质量 (不管是多大)运行速度接 近与一台跑车的最快速度。 另外要记住: 力 = 质量 x 速度的平方
频谱说明
以下的内容将针对可能出现的 不同机器故障，提供典型的振 动频率范例。 这是以概率计算 为基础的，并且不管你多确信 诊断结果，现场测试总是必要 的。
振动时域/频域图形
不同频率的正弦波频谱变化
振动时域/频域图形（续）
包含高次谐波的频谱
基波与三次谐波的频谱
基波与
3次谐
波合成
的波形
方波可分解 成同频基波 及 3、 5、 7……奇次 谐波
图 2 –轴承轴向的扭曲作用
图 3 -轴承轴向的扭曲作用
松动
松动 – 不是振动源而是放大器。 这意味着当部件松动时, 无论产生的力有 多大，都会很容易使受影响的部件发生振动。 但是，如果力很小或没有， 可能只增大很少的振动量。 为了明白这一点, 假设一台理想的机器 – 没有 任何机械故障，没有任何振动。 现在松动固定地脚的螺钉，…… 什么也 没发生因为没有力会把机器抬高离开基础。