滚动轴承故障诊断分析

滚动轴承故障诊断
滚动轴承是应用最为广泛的机械零件质疑，同时，它也是机器中最容易损坏的元件之一。

许多旋转机械的故障都与滚动轴承的状态有关。

据统计，在使用滚动轴承的旋转机械中，大约有30%的机械故障都是由于轴承而引起的。

可见，轴承的好坏对机器工作状态影响极大。

通常，由于轴承的缺陷会导致机器产生振动和噪声，甚至会引起机器的损坏。

而在精密机械中（如精密机床主轴、陀螺等），对轴承的要求就更高，哪怕是在轴承上有微米级的缺陷，都会导致整个机器系统的精度遭到破坏。

最早使用的轴承诊断方法是将听音棒接触轴承部位，依靠听觉来判断轴承有无故障。

这种方法至今仍在使用，不过已经逐步使用电子听诊器来替代听音棒以提高灵敏度。

后来逐步采用各式测振仪器、仪表并利用位移、速度或加速度的均方根值或峰峰值来判断轴承有无故障。

这可以减少对设备检修人员的经验的依赖，但仍然很难发现早期故障。

随着对滚动轴承运动学、动力学的深化研究，对轴承振动信号中频率成分和轴承零件的几何尺寸及缺陷类型的关系有了比较清楚的了解，FFT级数的发展也使得利用频率域分析和检测轴承故障成为一种有效的途径。

也是目前滚动轴承监测诊断的基础。

从发展的历程看，滚动轴承故障检测诊断技术大致经历了以下阶段：
1961年，W.F.Stokey完成了轴承圈自由共振频率公式的推导，并发表；
1964年，O.G.Gustafsson研究了滚动轴承振动和缺陷、尺寸不均匀及磨损之间的关系，这与目前诊断滚动轴承故障的方法是基本一致的；
1969年，H.L.Balderston根据滚动轴承的运动分析得出了滚动轴承的滚动体在内外滚道上的通过频率和滚动体及保持架的旋转频率的计算公式。

至此，有关滚动轴承监测诊断的理论体系已经基本完成；
1976年，日本新日铁株式会社研制了MCV-021A机器检测仪，其方法是通过检测低频、中频和高频段轴承的信号特征来判断轴承的工作状态；
1976～1983年之间，日本精工公司也积极在滚动轴承检测仪器方面做工作，相继推出了NB系列轴承检测仪，利用1～15kHz范围内的轴承振动信号的有效值（rms）和峰峰值（p－p）来诊断轴承的故障；
1980年代至今，以改良频率分析的方法来精密诊断滚动轴承的故障、确定故障位置，一直是精密诊断采取的必备方法，其中包括细化谱分析、倒频谱分析、共振解调技术、包络分析技术等。

在检测用传感器技术方面，除了加速度传感器外，还发展了红外、声发射、接触电阻、滚动轴承专用检测传感器（如美国本特利公司的REBAM），其目的都是尽量提高故障信号的灵敏度和信号的直接感知程度。

从滚动轴承监测诊断技术的发展来看，解决滚动轴承故障诊断的基本方法主要有：
1、传感器技术；
2、合理的滤波技术；
3、与传统FFT技术的结合。

本章介绍的方法仍以振动分析方法为主。

10.1 滚动轴承的主要故障形式
1. 疲劳剥落
滚动轴承工作时，滚道和滚动体表面既承受载荷又相对滚动，由于交变载荷的作用，首先在表面一定深度处（最大剪应力处）形成裂纹，继而扩展到接触表层发生剥落坑，最后发展到大片剥落，这种现象就叫疲劳剥落。

疲劳剥落会造成运转时的冲击载荷，使振动和噪声加剧。

在正常工作条件下，疲劳剥落往往是滚动轴承寿命的主要原因。

我们习惯上所说的轴承寿命就是指轴承疲劳寿命。

我们可以将滚动轴承的疲劳剥落过程总结如下表：
2. 磨损
由于滚道和滚动体的相对运动（包括滚动和滑动）和尘埃异物的侵入等都会引起表面磨损，而当润滑不良时更是加剧了表面磨损。

磨损的结果使轴承游隙增大，表面粗糙度增加，从而降低了轴承的运转精度，因而也降低了机器的整体运动精度，振动及噪声也随之增大。

对于精密机械中所使用的轴承，往往就是因为磨损量限制了轴承的寿命。

此外还有一种所谓的微振磨损。

当轴承本身不旋转而手到振动时，由于滚动体和滚道接触面间有微小的、往复的相对滑动，因而导致微振磨损产生，其结果在滚道上形成波纹状的磨痕。

在工作负荷过重的情况下，轴承受到过大的冲击载荷或静载荷，或者因为热变形引起额外的载荷，或者当有高硬度的异物侵入时，都会在滚道表面上形成凹痕或划痕。

这将使轴承在运转时产生剧烈的振动和噪声。

而且，一旦产生上述凹痕，由此所引起的冲击载荷可能还会进一步引起附近表面的剥落。

4. 腐蚀
腐蚀也是滚动轴承的常见故障之一。

当水分直接侵入轴承时就会引起轴承腐蚀，另一方面，当轴承停止工作时，轴承温度下降达到露点，空气中的水分凝结成水滴吸附在轴承的表面上也会引起腐蚀。

此外，当轴承内部有电流通过时，在滚道和滚动体之间的接触点处，电流通过很薄的油膜引起火花，使表面局部熔融，在表面上形成波纹状的凹凸不平。

高精度的轴承往往由于表面腐蚀，丧失精度而不能继续工作。

5. 断裂
当载荷超过轴承滚道或滚动体的强度极限时会引起轴承零件的破裂。

此外，由于磨削加工、热处理或装配时引起的残余应力、工作时的热应力过大等都有可能造成轴承零件的断裂。

6. 胶合
所谓胶合是指一个表面上的金属粘附到另一表面上的现象。

在润滑不良，重载高速的情况下，由于摩擦发热，轴承零件可能在极短的时间内达到很高的温度，从而导致表面烧伤及胶合。

7. 保持架损坏
通常，由于装配或使用不当而引起保持架发生变形，从而就可能增加保持架与滚动体之间的摩擦，甚至使某些滚动体卡死而不能转动，或者由于保持架与内外滚道发生摩擦等均可能引发保持架损坏，导致振动、噪声与发热增加。

10.2 滚动轴承振动信号的特征
滚动轴承的振动可以是由于外部的振源所引起，也可以是由于轴承本身的结构特点及缺陷引起。

原则上，可以分为与轴承的弹性有关的振动和与轴承滚动表面状况有关的振动两种类型。

前者无论轴承正常与否，都会产生振动，在一定程度上代表了振动系统传递特性，而后者则反映了轴承的损坏状况。

此外，在滚动轴承的运转过程中还可能存在由于
润滑剂而产生的流体动力振动和噪声。

1. 轴承零件的振动固有频率
（1）轴承圈在自由状态下径向弯曲振动的固有频率（Hz ）为： 222(1)2(/2)1R k k EIg f A D k ρπ-=+ (10.1)
式中： k —— 轴承圈固有振动的节点术（共振阶数为k －1），k ＝2，3，……
E —— 弹性模量，钢材为2.1×104（kg/mm 2）；
I —— 轴承圈横截面的惯性矩（mm 2）；
ρ—— 材料密度，钢材为7,87×10-6（kg/mm 2）；
A —— 轴承圈截面积，A ≈b ×h （mm 2）
D —— 轴承圈横截面中性轴直径（mm ）
g —— 重力加速度，9800（mm/s 2）
对于钢材，代入上述诸常数，则有：
252(1)0.9410()1R h k k f Hz D k -=⨯⨯⨯+ (10.2)
这里的h 是什么？？ 另有公式1)1(104.92225
+-⨯⨯⨯=n n n b h f n ，h ：厚度，b ：滚柱直径，该公式验证过。

图10.1计算轴承圈径向弯曲振动固有频率而采用的横截面简化图。

图10.2是当k ＝2和3时轴承圈径向弯曲振动的振型。

利用式（10.1）计算所得的频率是轴承圈在自由状态下的固有频率，当轴承安装到机器中后，由于受到邻近结构零件的影响，此频率将有所变化。

（图10.1 滚动轴承圈横截面简化图） （图10.2 滚动轴承圈径向弯曲振动）
例如，6025轴承内圈的弯曲固有频率为：
k
2 3 4 5 f c (kHz)
3.94 11.14 21.36 3
4.54 （2）钢球的固有频率
0.4242bc Eg f R ρ=(10.3) 式中：R 代表钢球半径，其余项意义见上。

例如对于R ＝5/32吋的钢球，其固有频率为f bc ＝386.5kHz 。

2. 滚动轴承的运动学
在这里我们以向心推力滚动轴承为例来分析滚动轴承的运动学。

向心推力滚动轴承的结构如图10.3所示，其中（b ）是球轴承的轴向剖面图，（c ）是滚柱轴承的轴向剖面图。

（图10.3 向心推力滚动轴承图）
（1）不承受轴向力时的特征频率
首先假设滚动体装入保持架后在内外滚道之间呈均匀分布，且同时与内外滚道相接触，工作时无相对滑动。

如图10.4给出了滚动（球）轴承不承受轴向力时的剖面结构图。

（图10.4 滚动（球）轴承不受轴向力时的剖面图）
如图10.4所示，滚动体绕O 点作定点运动，它与内圈在A 点接触，与外圈在B 点建造出，滚动体的中心点为C 点。

定义，内圈旋转频率为f i ，在A 点的切线速度为V i ，外圈旋转频率为f o ，在B 点的切线速度为V o ，保持架旋转频率（即滚动体公转频率）为f c ，在C 点的切线速度为V c ，轴承节径（滚动体中心所在圆）为D ，滚动体直径为d 。

因此，内圈的旋转速度（A 点的切线速度）V i 为：
12()i i i V r f D d f ππ==- (10.4) 外圈的旋转速度（B 点的切线速度）V o 为：
22()o o o V r f D d f ππ==+ (10.5) 因而，公转体公转速度（C 点的速度）V c 为： 1()2
c i o c V V V D f π=+= (10.6) 于是，可求得单个滚动体或保持架的公转频率f c 为： 1[(1)(1)]22i o c i o V V
d d f f f D D D π+==-++ (10.7)
单个滚动体在外圈滚道上的通过频率，即保持架相对于外圈的旋转频率f oc ，可由式（10.6）和式（10.7）求得为： 2oc o i o i D d f f f f f D
-=-=- (10.8) 同样，单个滚动体在内圈滚道的通过频率，即保持架相对于内圈的旋转频率f ic 为： 2ic c i o i D d f f f f f D +=-=- (10.9)
滚动体的自转频率，即滚动体相对于保持架的频率为： 22
2bc o i D d f f f Dd -=- (10.10)
这也是滚动体相对于内、外圈滚道的旋转频率。

对于具有Z 个滚动体的滚动轴承，其滚动体在内、外滚道上的通过频率f ip 和f op 分别为：
()2ip ic o i Z D d f Zf f f D +==- (10.11) ()2op oc o i Z D d f Zf f f D -==- (10.12)
（2）承受轴向力时的特征频率
一般来说，滚动轴承其滚动体与滚道之间都存在一定间隙，在受到轴向力作用时就会形成如图10.5所示的状态，此时，轴承的内、外圈在轴向相互错开，使轴承内、外滚道的工作直径分别变大和变小，其原因是滚珠的工作直径由
d 减小为cos d α（α称为接触角）。

（图10.5 承受轴向力作用时的滚珠轴承剖面图）
于是，在承受轴向力作用时具有Z 个滚动体的滚动轴承的各特征频率计算公式分别为： 滚动体的自转频率：
22(cos )2bc o i D d f f f Dd α-=- (10.13) 内滚道通过频率：
(cos )2ip o i Z D d f f f D α+=- (10.14) 外滚道通过频率：
(cos )2op o i Z D d f f f D α-=- (10.15) 保持架相对内圈滚道的旋转频率：
cos 2ic o i D d f f f D α+=- (10.16) 保持架相对外滚道的旋转频率： cos 2oc o i D d f f f D α-=- (10.17)
【例】一204型滚珠轴承，其节圆直径D =33.5mm ，滚珠直径d ＝7.938mm ，滚珠数Z =8，接触角α＝3°，当轴转速n ＝3000rpm 、且外圈固定时，其特征频率值为：
2222
(cos )33.5(7.938cos3)5099.598()2233.57.938
o bc i D d f f Hz Dd α--==⨯=⨯⨯ cos 33.57.938cos35030.916()2233.5
o
ic i D d f f Hz D α++==⨯=⨯ foc cos 33.57.938cos35019.084()2233.5
o
io i D d f f Hz D α--==⨯=⨯ (cos )8(33.57.938cos3)50247.326()2233.5
o ip i Z D d f f Hz D α+⨯+==⨯=⨯ (cos )8(33.57.938cos3)50152.672()2233.5
o op i Z D d f f Hz D α-⨯-==⨯=⨯ 值得一提的是，从理论上讲滚动轴承的故障频率就等于相应的特征频率，但由于滚珠除正常的公转和自转外，还会发生随轴向力变化而引起的摇摆和横向振动。

因此，尤其是当轴承表面存在小缺陷时，在其滚动过程中缺陷时而能碰到内或外滚道，时而又碰不到，以至产生故障信号的随机性，也就是说可能出现故障信号时有时无或频率时高时低的波动现象。

3. 轴承的基本振动信号特征
所谓正常轴承只是一个相对的概念，对于一般普通机械是“正常”的轴承，用于航空或精密机械就可能被视为“异常”轴承。

即使是正常的轴承由于其本身结构的特点也会导致运转时产生振动和噪声，同时由于制造、装配及安装等过程中引入的误差，如滚动体和滚道表面的波纹度、粗糙度
以及几何精度误差等，也会使轴承在运转中产生振动和噪声。

（1）由于轴承结构特点引起的振动
如图10.6所示，滚动轴承在承载时，由于在不同部位承载的滚子数目不同，因而承载的刚度会随旋转而发生变化，引起轴心的起伏波动。

这种起伏波动有时被称为滚动体的传输振动，其振动的主要频率为f op。

为了要减小这种振动的振幅可以使用游隙比较小的轴承或通过增加预紧力来消除游隙。

（图10.6 滚动轴承承载刚度与滚子位置的关系）
（2）由于轴承刚度非线性引起的振动
滚动轴承是通过滚道与滚动体之间的弹性接触来承受载荷的，具有非线性弹簧之性质。

通常，滚动轴承的轴向刚度常呈非线性（图10.7），特别是当润滑不良时，容易产生异常的轴向振动。

在刚度曲线呈对称非线性时，振动频率为f r，2f r，3f r，……；当刚度曲线呈非对称非线性时，振动频率就为f r，f r/2，f r/3，……等分数谐频，其中f r为轴心的旋转频率。

刚度非线性引起的振动是一种自激振动，常发生在深沟槽的球轴承上，而自调心球轴承及滚珠轴承则不太会发生这样的振动。

（3）由于轴承制造及装配原因引起的振动
1）由于加工表面波纹度引起的振动。

由于轴承内圈、外圈滚道表面及滚动体表面的波纹度会引起振动和噪声，因而影响轴承的运转精度。

波纹度一般将引起比滚动体在滚道上的通过频率高很多倍的高频振动、噪声及轴心的振摆，其结果不仅会引起轴承的径向振动，在一定条件下还会引起轴向振动。

Gastafson给出了振动频率与波纹度峰值的关系，如表10.1所示。

有波纹度的零件
波纹度峰值振动频率（Hz）
径向振动轴向振动径向振动轴向振动
内圈kZ±1kZ kZf ic±fr kZf ic 外圈kZ±1kZ kZf oc kZf oc 球（滚动体）2k2k2kf bc±f oc2kf bc
（图10.7 轴承的轴向刚度）
下面就这种振动的机理作一说明。

假设在图10.8所示的轴承上，轴承内圈存在波纹度，球的个数Z=8，内圈旋转，当内圈波纹峰值分别为kZ-1，kZ和kZ+1时，让我们来分析一下波纹度对外圈径向振动的影响。

图中都是标有“1”的球与波峰接触。

当波纹度分别为kZ±1时，外圈在箭头方向上有最大位移。

反之，当标有“1”的球与波谷接触时，仍然是kZ个波峰数时外圈无径向位移，而kZ±1个波峰时，外圈在与箭头相反的方向上出现最大位移。

因此，说明了当波峰数等于kZ±1时将会产生最大振动。

（图10.8 内圈波纹度引起外圈径向振动的机理）
（图10.9 轴承零件波纹度引起的轴心摆动轨迹）
当然，必须说明，表10.1中所给出的条件是完全理想的，即波纹呈均匀分布，且波纹的形状为正先进弦变化。

而在实际当中的波纹并非如此，因此可能还会出现别的频率成份。

图10.9是机床中使用加有预紧力的两个超精密向心球轴承时，有时滚道波纹度而引起的轴心摆动轨迹。

此时轴心轨迹图呈内卷形或外卷形。

此外，不仅轴承滚道和滚动体的波纹度会引起轴承振动，轴承的内外配合面及轴颈和轴承座孔的波纹度对精密轴承也会引起类似的振动，因为在轴承装配后会引起套圈的变形。

2）由于轴承偏心引起的振动。

如图10.10所示，当轴承游隙过大或滚道偏心时，都会引起轴承振动，其振动频率为kf r（k＝1，2，3，……），f r为轴的旋转频率。

3）滚动体大小不均匀引起的轴心摆动。

如图10.11所示，由于滚动体大小不均匀会导致工作时轴心变动，以及支撑刚性的变化。

其振动频率为f c和kf c±f r，k＝1，2，……（fr为保持架旋转频率），通常振动频率在1kHz以下。

4）由于轴弯曲导致轴承偏斜或轴承装配不正（图10.12）而引起的振动。

轴承的弯曲将引起轴上所安装轴承的偏移。

因此轴在转动时就会引起轴承的振动。

其振动频率为kf c±f r，k＝1，2，……。

（图10.10 轴承偏心引起的轴承振动）（图10.11 滚动体大小不均匀引起的轴心摆动）
（图10.12 轴弯曲及轴承装配不正）
（图10.13 装配过紧引起的振动）
5）由于装配过紧或过松引起的振动。

如图10.13所示，在装配过紧或过松的情况下当滚动体通过特定位置时，就会产生频率相应于滚动体通过周期的振动。

综上所述，即使是正常轴承在运转时也会出现十分复杂的振动和噪声。

图10.14所示为正常的6206轴承的振动加速度频谱图。

由图可见振动频谱有很宽的频率范围。

（图10.14 正常6206轴承的振动加速度频谱）
4. 故障轴承的振动信号特征
滚动轴承的故障种类是多种多样的，这一点在本章开始时就已经介绍过，但在实际应用中最常见和最有代表性的故障类型通常只有三种，即疲劳剥落损伤、磨损和胶合。

（1）疲劳剥落损伤。

在这类故障中包括疲劳剥落、裂纹、压（划）痕等滚动体表面上形成的局部损伤状态。

当轴承零件上产生了疲劳剥落凹坑后（图10.15以夸大的方式画出了疲劳剥落凹坑），在轴承运转过程中，因为遇到凹坑造成碰撞就会产生冲击振动。

图10.16给出了钢球落下产生的冲击过程的示意图。

在冲击的第一阶段，在碰撞点将产生很大的冲击加速度（见图（a）和图（b）），其大小与冲击速度v成正比（而在轴承中则与疲劳损伤的大小成正比）。

第二阶段，构件变形产生衰减自由振动（见图（c）），振动频率取决于系统的结构，即系统的固有频率（见图（d））。

振幅非增加量A也与冲击速度v成正比（见图（e））。

（图10.15 轴承零件上的疲劳剥落凹坑）
（图10.16 冲击过程的示意图）
在滚动轴承中剥落凹坑处由于碰撞而产生的冲击力的脉宽一般都很小，大致为微秒级。

我们知道力的频谱宽度与脉冲持续时间成反比，因此，冲击力的频谱可从0Hz延展到100～500KHz，这样就意味着可以在很宽的频率范围内激发起轴承－传感器系统的固有振动。

当然，从冲击发生处到测量点的传递特性对此有很大影响。

所以在测量中要恰当地选择测点位置，最好接近承载区，振动传
递界面越少越好。

冲击振动从分析的角度来看可以分为两种类型。

第一种是直接分析由于滚动体通过工作面上的缺陷，产生反复冲击而形成1kHz以下的低频振动，或称为轴承的通过振动，它是滚动轴承的重要特征信号之一。

但由于这一频带中的噪声干扰很大，所以不容易捕捉到早期故障信息。

第二类是分析冲击而激起的轴承零部件的固有振动。

实际应用中可以利用的固有振动有三种：1）轴承内、外圈一阶径向固有振动，其频率范围多在1～8kHz之间；（参照式10-2，岂不是为0？）
2）轴承零件其它固有振动，其频率范围多在20～60kHz之间；
3）加速度传感器的一阶固有频率，其频率中心通常选择在10～25kHz附近。

疲劳剥落故障的典型振动信号如图10.17所示，其中图（a）为测量所得的振动信号，图（b）为放大后的波形。

（图10.17 有疲劳剥落故障轴承的振动信号）
图中的T取决于碰撞的频率，T=1/f碰。

在一般简单的情况下，碰撞频率就等于滚动体在滚道上的通过频率f ip或f op，或者为滚动体的自转频率f bc。

图10.18展示了309轴承在正常、外圈疲劳剥落、钢球疲劳剥落和内圈疲劳剥落状态下其振动加速度信号的功率谱图形（原始信号来自通过轴承疲劳寿命试验机）。

由谱图可见，当轴承处于正常状态时，频率成份主要集中在800Hz以下的低频段（a）；当轴承发生疲劳损伤后，低频段中的频率成份变化并不十分明显，但在稍高的频段上（309轴承为500～3000Hz）却增添了大量的峰值群。

深入的分析结果表明，这些峰值群的中心频率与相应轴承外圈及其外圈与机壳形成的振动系统的一阶径向固有振动有关。

（图10.18 309轴承不同状态下的振动加速度功率谱图）
轴承发生疲劳剥落后其振动信号的幅值概率密度函数分布比正常轴承明显加宽，如图10.19所示。

这主要是由于疲劳剥落所引起的冲击振动所致。

（图10.19 轴承振动信号的概率密度函数）
在轴承疲劳剥落发展过程中振动幅值的变化可见图10.20及图10.21。

其中图10.20是球轴承6206试验的结果。

由图可知，在A点之前，均方根值（RMS）和峰值变化不大；而在A点之后，有的轴承的振动加速度峰值出现较大波动，但此时的RMS值其变化仍然不大。

当疲劳剥落凹坑形成时，二者都急剧上升。

图10.21则是锥面滚柱轴承的试验结果。

时间坐标单位为LB10＝50（ω），可以看到加速度峰值和RMS值以及峭度系数在剥落形成过程中都明显上升，但是不如图10.20那样陡峭，这可能是因为滚柱轴承不如球轴承对剥落凹坑敏感。

其中峭度系数上升得最早，即它对疲劳剥落故障较为敏感。

（图10.20 6206轴承振动加速度幅值随试验时间的变化）
（图10.21 锥面滚柱轴承振动加速度幅值及峭度系数随试验时间的变化）
（2）磨损。

伴随着轴承损坏的发生，其振动加速度信号的峰值和RMS值缓慢上升，假如不发生疲劳剥落，严重磨损后的振动幅值会比最初增大很多倍。

但振动信号的特性与正常轴承相比，呈较强的随机性，且振幅的概率密度基本上为正态分布，频谱特征亦无明显差别，如图10.22所示。

随着磨损的发展，振动信号峰值与RMS比值，呈不断增大的趋势，如图10.23所示，这个比值从5左右逐渐增加到5.5～6。

（图10.22 轴承不同状态振动波形比较）
（图10.23 轴承磨损时振动加速度峰值与RMS值的比值曲线）
（3）胶合。

胶合是轴承工作表面烧伤的直接结果。

烧伤过程中，伴随着间断性的冲击振动，但是由于从烧伤发生到胶合的时间过程很短，因此一般难以通过定期检查及时发现。

图10.24为一运转至发生胶合的滚动轴承的振动加速度及外圈温度的变化曲线。

由图可知，在A点之前，振动加速度值略有下降，温度缓慢上升。

A点之后，振动值开始急剧上升，而温度却反而有些下降，在这一段时间里轴承表面状态已经恶化。

在B点之后，振动值第二次急剧上升（这里已超过了仪器的测量范围），同时温度也急剧上升。

其实，在B点之前，轴承中已有明显的金属和金属的直接接触和短暂的滑动，B点之后就有更加频繁的金属之间的直接接触和滑动，润滑剂恶化甚至出现炭化，直至胶合发生。

值得注意的是振动值比温度能更早地预警胶合的发生。

（图10.24 发生胶合的轴承的试验曲线）
10.3 滚动轴承故障诊断方法
可用于对滚动轴承进行故障监测及招蜂忍蝶的方法有很多种，包括振动信号分析法、声发射法、油污染分析法（磁性法、铁谱法和光谱分析法）等，它们各有特点，其中以振动信号分析法相对简单方便，应用最为广泛。

1．分析频道选择
合理选择分析频率对滚动轴承的故障诊断是十分重要的。

一般来说，对于滚动轴承的振动信号在选定了分析频带之后，必须利用低通、带通或高通滤波器进行适当的滤波，同时往往还需要配以其它有效的预处理措施（如调制解调），然后才能够从所得到的信号中获得足够的有用信息。

（1）低频段（0～1kHz）。

由于在实际工作中滚动轴承非故障特征频率（如滚动体在内、外圈滚道的通过频率）通常都在1kHz以下，因此，我们可以直接通过振动信号的波形或根据频谱图上相应的特征谱线状况对可能的故障原因加以确定。

但是由于在该频域（带）范围内振动信号很容易受到机械、电源及流体动力噪声等干扰源的影响，并且在故障初期，反映故障的频率成份在低频段中的相对能量很小，因此，信号的信噪比较低、故障检测灵敏度差，目前一般仅在金丹机器的滚动轴承故障诊断中采用。

（2）中频段（1～20kHz）。

中频段的利用通常可分为两类方法：第一类是使用下限截至频率为1kHz的高通滤波器来滤除轴承振动信号中的低频部分，以消除各种低频干扰。

然后再利用滤波后的振动信号，通过求取峰值、有效值（RMS）、峭度系数……等参数进行监测判断。

许多简易的轴承监测仪表均采用这种方式，如日本NSK公司的NB-3和NB-4型轴承监测仪。

第二类是利用带通滤波器来提取轴承零部件或相关结构零部件的共振频率成份，例如，应用较多的检测轴承外圈一阶径向固有振动频率。

然后根据通带内信号成份的总功率大小来判断轴承状况良好与否。

一般来说，带通滤波器的中心频率和通带截至频率应根据轴承的类型及尺寸等进行相应的调整，以达到最佳效果。

（3）高频段（20～80kHz）。

由于在轴承（疲劳剥落）故障所引起的冲击振动中，有很大部分的冲击能量分布在高频段，因此，可以利用加速度传感器的谐振或专门设计的谐振放大电炉来放大或增强由于冲击而形成的衰减振动信号，以获得早期的诊断信息。

总体上讲，高频段中的信号经谐振放大后，富含信息，为有效、准确的诊断提供了较好的依据。

冲击脉冲计（SPM）和共振解调（IFD）方法均采用这个频段。

2．冲击脉冲法（SPM）
冲击脉冲法（SPM，Shock Pulse Method）是一种用于提取滚动轴承在运转中所产生的冲击能量的方法。

当滚动轴承受到损伤之后，如疲劳剥落、裂纹、磨损及表面划伤等，在运转过程中就会产生冲。