旋转机械振动分析案例

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
（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