振动故障分析与诊断教材

1、. PAGE 166：.； PAGE 166旋转机械缺点诊断上技术处性能实验科2021-11旋转机械振动分析与诊断前言现代预测维修技术最大的提高也许就是能诊断机器内部的机械缺点和电气缺点。诊断的证据就是震动超越预先设定的振动中联报警值和频谱报警值的振动特征信号。例如，大部分正规的工矿企业都有预测维修用的数据采集器和相应的软件，并且，胜利地建立了宏大的数据库，还采集了大量测点的振动数据。然而，调查阐明，只需15%以下的工厂知道如何大致建立振动总量报警值和振动频谱报警值。因此，须真正了解如何利用振动频谱和相关参数例如，振动尖峰能量gSE数据诊断潜在的缺点。本书的目的就是要引导读者，如何从振动频谱和

2、相关的变量中诊断缺点。诊断频谱中包含有大量的、有价值的信息，只需当分析人员能解开其中的“时，才干有益于缺点诊断任务的开展。在书的最后附有一张非常适用的缺点诊断图标表10。这张缺点诊断表不仅详尽论述了机器各种缺点的振动症兆，还解释了各种缺点的“典型振动频谱。此外，还图讲解明了这些缺点占优势时的相位关系。本书代表了作者根据约16年振动特征信号分析的现场阅历以及对机器形状监测、缺点诊断领域内大量论文的研讨。并且论述了作者对这些机器缺点机理的了解以及诊断这些机器缺点的成果。目 录 HYPERLINK l 振动缺点分析与诊断 振动缺点分析与诊断上第一章： HYPERLINK l 第一章：质量不平衡 质量

3、不平衡第一节：HYPERLINK l 第一节：力不平衡力不平衡第二节： HYPERLINK l 第二节：力偶不平衡 力偶不平衡第三节： HYPERLINK l 第三节：动不平衡 动不平衡第四节： HYPERLINK l 第四节：悬臂转子不平衡 悬臂转子不平衡第二章： HYPERLINK l 第二章：偏心的转子 偏心的转子第三章： HYPERLINK l 第三章：弯曲的轴 弯曲的轴第四章： HYPERLINK l 第四章：不对中 不对中第一节： HYPERLINK l 第一节：角向不对中 角相不对中第二节： HYPERLINK l 第二节：平行不对中 平行不对中第三节： HYPERLINK l

4、第三节：卡住在轴上不对中的轴承 卡住在轴上不对中的轴承第四节： HYPERLINK l 第四节：联轴器缺点 联轴器缺点第五章： HYPERLINK l 第五章：共振呵斥机器损坏 共振呵斥机器缺点第一节： HYPERLINK l 第一节：识别自振频率特性 识别自振频率特性第二节： HYPERLINK l 第二节：如何估算 如何估算悬臂转子和简支支承转子的机器的自振频率第六章： HYPERLINK l 第六章：机械松动 机械松动第一节： HYPERLINK l 第一节：A型构造框架或根底松动 A型构造框架或根底松动第二节： HYPERLINK l 第二节：B型由于摇动 B型由于摇动运动或开裂的构造

5、或轴承座产生的松动第三节： HYPERLINK l 第三节：C型轴承 C型轴承在轴承座中松动或两个零部件之间配合不良引起的机械松动第七章： HYPERLINK l 第七章：转子摩擦 转子摩擦第一节： HYPERLINK l 第一节：部分摩擦 部分摩擦第二节： HYPERLINK l 整圆周摩擦 整圆周摩擦第八章： HYPERLINK l 第八章：滑动轴承缺点 滑动轴承缺点第一节： HYPERLINK l 第一节：滑动轴承磨损和间歇缺点 滑动轴承磨损和间隙缺点第二节： HYPERLINK l 第二节：油膜涡动不稳定 油膜涡动不稳定第三节： HYPERLINK l 第三节：油膜拍打不稳定 油膜拍打

6、不稳定第四节： HYPERLINK l 第四节：干拍打 干拍打第九章： HYPERLINK l 第九章：利用振动尖峰能量 利用振动尖峰能量；高频包络和解调谱技术跟踪滚动轴承的轴承缺点开展各个阶段第一节： HYPERLINK l 第一节：前言 前 言第二节： HYPERLINK l 第二节：滚动轴承形状评定的最正确振动参数 滚动轴承形状评定的最正确振动参数第三节： HYPERLINK l 第三节：有缺点的滚动轴承产生的振动频谱的类型 有缺点的滚动轴承产生的振动频谱的类型第四节： HYPERLINK l 第四节：跟踪滚动轴承经过的各缺点阶段的典型频谱 跟踪滚动轴承经过的各缺点阶段的典型频谱第十章：

7、 HYPERLINK l 第十章：流体引起的振动 流体引起的振动第一节： HYPERLINK l 第一节：水力学力和气动力 水力学力和气动力第二节： HYPERLINK l 第二节：气穴和缺乏流表达象 气穴和缺乏流表达象第三节： HYPERLINK l 第三节：回流 回流第四节： HYPERLINK l 第四节：紊流 紊流第五节： HYPERLINK l 第五节：喘振 喘振第六节： HYPERLINK l 第六节：阻塞 阻塞第十一章： HYPERLINK l 第十一章：齿轮缺点 齿轮缺点第一节： HYPERLINK l 第一节：齿轮的齿的磨损 齿轮的齿的磨损第二节： HYPERLINK l 第

8、二节：齿轮接受大的负载 齿轮接受大的负载第三节： HYPERLINK l 第三节：齿轮偏心和齿隙游移 齿轮偏心和齿隙游移第四节： HYPERLINK l 第四节：齿轮不对中 齿轮不对中第五节： HYPERLINK l 第五节：裂纹的、破碎的或断的齿 裂纹的、破碎的或断的齿第六节： HYPERLINK l 第七节：齿摆动缺点 齿摆动缺点第十二章 HYPERLINK l 第十二章：电气缺点 电气缺点第一节： HYPERLINK l 第一节：定子缺点问题 定子缺点问题第二节： HYPERLINK l 第二节：偏心的转子 偏心的转子第三节： HYPERLINK l 第三节：转子缺点 转子缺点第四节：

9、HYPERLINK l 第四节：转子不均匀的部分受热引起的轴弯曲 转子不均匀的部分受热引起的轴弯曲第五节： HYPERLINK l 第五节：电气相位缺点接头松动 电气相位缺点第六节： HYPERLINK l 第六节：同步电动机松动的定子线圈 同步电动机第七节： HYPERLINK l 第七节：直流电动机缺点 直流电动机缺点第八节： HYPERLINK l 第八节：扭矩脉冲缺点 扭矩脉冲缺点第十三章： HYPERLINK l 第十三章：皮带松动缺点 皮带松动缺点第一节： HYPERLINK l 第一节：磨损、松动或不匹配的皮带 磨损、松动或不匹配的皮带第二节： HYPERLINK l 第二节：皮

10、带、皮带轮不对中 皮带/皮带轮不对中第三节： HYPERLINK l 第三节：偏心的皮带轮 偏心的皮带轮第四节： HYPERLINK l 第四节：皮带共振 皮带共振第五节： HYPERLINK l 第五节：由于电动机框架、根底共振引起电动机 由于电动机框架/根底共振引起电动机以及风机转速频率过大的振动第六节： HYPERLINK l 第六节：皮带轮松动或风机轮毂松动 皮带轮松动或风机轮毂松动第十四章： HYPERLINK l 第十四章：拍振 拍振第十五章： HYPERLINK l 第十五章：交流感应电动机缺点的分析和诊断 交流感应电动机缺点的分析和诊断第一节： HYPERLINK l 第一节：

11、序文 序文第二节： HYPERLINK l 第二节：感应电动机振动分析 感应电动机振动分析第三节： HYPERLINK l 第三节：感应电动机电流分析 感应电动机电流分析第四节： HYPERLINK l 第四节：实例 实例第十六章： HYPERLINK l 第十七章：直流电动机缺点的分析和诊断 直流电动机缺点的分析和诊断第一节： HYPERLINK l 第一节：直流电动机的构造和任务原理 直流电动机的构造和任务原理第二节： HYPERLINK l 第二节：利用振动分析检测直流电动机缺点问题和控制问题 利用振动分析检测直流电动机缺点问题和控制问题第三节： HYPERLINK l 第三节：开发尚末

12、正式证明的直流电动机缺点 开发尚末正式证明的直流电动机缺点和控制缺点的诊断技术第四节： HYPERLINK l 第四节：在分析直流电动机缺点问题和控制缺点问题中 在分析直流电动机缺点问题和控制缺点问题中输入准确的转速的重要性 HYPERLINK l 振动缺点分析与诊断下 振动缺点分析与诊断下第十七章： HYPERLINK l 第十八章：用于滚动轴承缺点诊断的高频包络解调技术 用于滚动轴承缺点诊断的高频包络解调技术第一节： HYPERLINK l 第一节：关于高频包络的初步引见 关于高频包络的初步引见第二节： HYPERLINK l 第二节：引见高频包络谱分析实际和重要要素 引见高频包络谱分析实

13、际和重要要素第三节： HYPERLINK l 第三节：高频包络实例 高频包络实例第十八章： HYPERLINK l 第十九章：低速机器所需的振动分析技术及仪器 低速机器所需的振动分析技术及仪器第一节： HYPERLINK l 第一节：前言 前言第二节： HYPERLINK l 第二节：低频丈量的最正确振动参数 低频丈量的最正确振动参数第三节： HYPERLINK l 第三节：对低频分析仪器的要求 对低频分析仪器的要求第四节： HYPERLINK l 第四节：评定低速机器的滚动轴承 评定低速机器的滚动轴承第五节： HYPERLINK l 第五节：低频丈量引荐技术的总结 低频丈量引荐技术的总结第六

14、节： HYPERLINK l 第六节：低速机器的振动总量报警和频带报警的设定 低速机器的振动总量报警和频带报警的设定第七节： HYPERLINK l 第七节：低频丈量中遇到的困难和错误 低频丈量中遇到的困难和错误第十九章： HYPERLINK l 第二十章：实例A 实例A第二十章： HYPERLINK l 第二十一章：高速机器所需的振动分析技术和仪器 高速机器所需的振动分析技术和仪器第二节： HYPERLINK l 第二节：高频振动丈量的最正确参数 高频振动丈量的最正确参数第三节： HYPERLINK l 第三节：对高频振动分析仪器的要求 对高频振动分析仪器的要求第四节： HYPERLINK

15、l 第四节：高频丈量所需的传感器 高频丈量所需的传感器第五节： HYPERLINK l 第五节：振动加速度计固定对频率呼应的影响 振动加速度计固定对频率呼应的影响第六节： HYPERLINK l 第六节：超声丈量 超声丈量第七节： HYPERLINK l 第七节：高频数据的可靠性；精度和可反复性 高频数据的可靠性；精度和可反复性第八节： HYPERLINK l 第八节：真实世界中实例 真实世界中实例 HYPERLINK l _top 振动缺点分析与诊断上HYPERLINK l _top质量不平衡概述如图11至14新的质量中心线与轴中心线不重合时便产生不平衡。无论是冷却塔风扇还是精细磨床的砂轮，

16、一切的都存在一定程度的不平衡。关键是要知道对于某详细的机器在规定的任务转速下多大的不平衡是允许的，在第四节“允许的剩余不平衡量中讨论之。图11 力不平衡图12 力不平衡图13力偶不平衡图14动不平衡不平衡转子呈现如下特征：振动不平衡总是显示出不平衡件转速频率一倍频率的大的振动但是1X转速频率的并不总是不平衡。通常，这个1X转速频率的振动尖峰在频谱中占优势。当缺点仅限于不平衡时，1X转速频率的振动尖峰的幅值通常大于或等于振动总量幅值的80%假设除了不平衡之外还有其他缺点，那么能够仅为振动总量幅值的50%到80%。振动幅值与质量中心离轴中心线的间隔 多远成正比。例如，当低于转子第一阶临界转速运转时

17、，振动幅值将随转速的平方成正比例变化。即；转速升高3倍，将导致不平衡振动增大9倍。质量不平衡产生一个均匀的旋转力，此力的方向延续变化，但是一直作用在径向方向上。因此，轴和支承轴承趋向于以某圆周轨道运动，然而，由于轴承的垂直方向刚性比程度方向刚性强，所以通常振动呼应是一定程度的椭圆轨迹。因此，程度方向振动通常略大于垂直方向振动，普通范围在2至3倍左右。当程度方向与垂直方向振动之比大于6比1时，通常阐明是其他缺点，尤其是共振。当不平衡超越其他缺点成为主要振动缘由时，那么轴承上程度方向与垂直方向振动相位差约为90度30度。因此，假设存在1X转速频率的大振动，但是，程度方向与垂直方向振动相位差为0度或

18、接近180度，通常阐明是其它缺点源，例如偏心。也许比不平衡的程度方向振动与垂直方向振动的相位差约为90度更为明显的指示是，假设存在明显的不平衡，那么内侧轴承与外侧轴承的程度方向振动的相位差应该接近垂直方向振动的相位差。即，不是比较同一轴承座上程度方向与垂直方向的相位差，而是比较内侧轴承与外侧轴承程度方向振动相位差和垂直方向振动相位差。例如，请参见图15的表A，它表示一台主要是力不平衡缺点的机器。请留意，1#和2#轴承之间的程度方向振动相位差约为5度30度或25度，与垂直方向振动相位差约为10度120度或110度相比较。同样地，在泵上，程度方向振动相位差位置3约为10度，垂直方向振动相位差约为1

19、5度。这就是力不平衡为主的振动缺点所期望的振动相位呼应。当不平衡占优势时，径向方向程度方向和垂直方向振动通常比轴向方向振动大许多除了悬臂转子之外，这将在第四节中讨论。不平衡转子通常在径向方向呈现稳定的，反复的振动相位，在调整平衡转子时，振动相位在到达较好平衡时，在频闪光照耀下开场“锁定，尤其是假设存在其他缺点时。然而，假设存在大的不平衡，并且其他缺点不明显，那么振动相位应该稳定和可反复。共振有时对转子的大的振动影响能够很大。现实上，在有不平衡的转子上，假设能平衡转子，虽然最小的剩余不平衡也还会出现不平衡，但是，动平衡还是可明显减小松动引起的振动。但是，往往无法平衡有松动的转子。有三种主要的不平

20、衡类型。包括力不平衡，力偶不平衡和动不平衡。将在第一节，第二节和第三节中分别讨论之。 HYPERLINK l 第一章：质量不平衡 力不平衡力不平衡有时也称为“静不平衡。力不平衡就是质量中心线分开和平行轴中心线的一种形状，如图11所示。这是力不平衡的一种类型，多年来把风扇转子放在刀刃上或放在其轴承上，使之“滚动究竟部修正之。即假定该转子完全自在地在其轴承内转动，当松开风扇叶轮时，假设叶轮的重点在角向方向上分开底部6点钟位置，它必将滚究竟部，并停顿在6点钟位置。然后在这个位置的反面位置或在12点钟位置上放置一个适宜的分量便可修正这种力不平衡。实践上有两种类型的力不平衡，如图11和12所示。在图11

21、的情况中，只存在一个重点，它位于接近转子重心CG的位置。在这个重点的相反的180度位置加一个相等的分量便可简单地修正之。图12似乎阐明重点作用在内侧平面和外侧平面的力不平衡实践上，两个重点作用面角向平行的。在这种情况下，可以在重心CG位置加修正分量，或者在两个平面内相反位置加上相等的修正分量，便可修正之。假设在重心CG处修正，在这个例子中当然需求两倍的修正分量。 力不平衡共同特征概括为如下：以1X转速频率旋转的一样的不平衡力通常都差不多出如今内侧和外侧转子轴承座上然而，根据每个方向的支承刚性，程度和垂直方向的呼应能够略不同。在纯的力不平衡情况下，外侧程度方向振动相位等于同一轴上内侧程度方向振动

22、相位即，假设外侧轴承上程度方向振动相位在6点钟处，由于两个轴端是一同运动的，所以内侧轴承上程度方向振动相位读数也应该在6点钟位置。同样，同一轴上外侧轴承的垂直方向振动相位也近似等于内侧轴承的垂直方向振动相位。力不平衡只需在经过转子重心CG的单一平面内加一个反作用的分量便可修正之。内侧和外侧轴承程度方向振动相位差应该大致等于内侧和外侧轴承垂直方向振动相位差，假设力不平平衡为主的话，经过联轴器的相位变化应该比较小小于60度到90度。 HYPERLINK l 第一章：质量不平衡 力偶不平衡力偶不平衡就是质量中心线轴线与轴几何中心线轴线相交于转子的重心处的一种形状，如图13所示。这里，在转子的每一端处

23、彼此相差180度的相等的重点产生一力偶。明显的力偶不平衡可以引起转子严重的不稳定，使之前后摆动像以转子重心CG处为支点的“跷跷板。力偶不平衡呈现如下特征：在纯的力偶不平衡中，转子是静平衡的，当把此转子放在刀刃上时不会滚动停顿于底部。即，参见图13，由于在位置1处的重点等于在位置2处的重点，这就是满足了力平衡或静平衡的要求。但是，力偶不平衡的转子还是会产生1X转速频率的明显的振动。力偶不平衡在外侧轴承座和内侧轴承座上产生1X转速频率的大的振动，能够一个轴承座上的振动略大于另一个轴承座上的振动。明显的力偶不平衡有时能够产生大的轴向振动。内侧和外侧轴承座上程度方向振动相位差将近似为180度即，假设外

24、侧轴承座程度方向振动相位在6点钟处，那么内侧轴承座程度方向振动相位也许在约12点钟处，由于两端的摇动运动彼此方向相反。同样地，外侧和内侧轴承座垂直方向振动相位差约为180度。参见图15表B，阐明振动相位如何对力偶不平衡反作用的。请留意，位置1和2程度方向的相位差180度210度减30度，位置1和2的垂直方向相位差175度295度减120度。这阐明，假设缺点是力偶不平衡不是不对中，那么程度和垂直方向的相位差应该粗略彼此相等，内侧与外侧轴承的程度和垂直方向两者相位差约为180度。表A：DIR1234A60*7060*80H30253040V120110120*:Corrected Phase Ac

25、counting For 180 Onentation of Accelerometer表B：DIR1234A60*7060*80H30210200180V120295280300*:Corrected Phase Accounting For 180 Onentation of Accelerometer表C：DIR1234A60*7060*80H30908070V120180170165*:Corrected Phase Accounting For 180 Onentation of Accelerometer图15 阐明力不平衡，力偶不平衡或动不平衡的典型化相位丈量 HYPERLINK

26、 l 第一章：质量不平衡 动不平衡与纯的力不平衡或力偶不平衡相比较，动不平衡是更普通的不平衡类型，它被定义为“质量中心线与轴几何中心线轴线既不平行也不相交的形状。动不平衡根本上是力不平衡和力偶不平衡两者的组合。它至少需求在垂直于轴中心线轴线的两个平面上才干修正平衡。动不平衡呈现如下特征：1动不平衡产生1X转速频率的大的振动，但是，在外侧轴承座上的振动幅值与在内侧轴承座上的振动幅值略不一样。假定没有其他明显的缺点的话，它们依然在一样的幅值量级或者小于3比1的比例。2与力不平衡或力偶不平衡一样，当动不平衡为主时，振动相位还是稳安的和可反复的。3虽然外侧轴承与内侧轴承之间的程度方向振动相位差能够是0

27、度至180度的任一角度，这个相位差还是近似等于垂直方向振动相位差。例如，假设程度方向振动相位差约为60度，垂直方向振动相位差也应该约为60度30度，如图15表C所示。请留意，这个例子中位置1与2处程度方向和垂直方向的振动相位差约为60度，而跨过联轴节的振动相位差接近180度。动不平衡至少需求两个平衡面才干修正之。4不论力不平衡或力偶不平衡能否占优势，轴承1和2处程度方向振动相位差应该近似等于这两个轴承处垂直方向振动相位差假设程度方向振动相位差约150度，表示大的力偶不平衡，那么垂直方向振动相位差也约为150度。 HYPERLINK l 第一章：质量不平衡 悬臂转子不平衡图16表示悬臂转子。这种

28、情况下，被驱动转子位于轴承1和2的外侧假设转子位于两个轴承之间，称这种转子为简支转子。悬臂转子可引起很有趣的振动症兆，往往对分析人员在试图平衡转子时产生容易出错的实践的问题。图16悬臂转子的动平衡悬臂转子呈现如下特征：悬臂转子可产生1X转速频率的轴向力，引起轴向振动，这种轴向振动等于或者大于径向振动幅值。悬臂转子往往除了产生力不平衡之外，还产生大的力偶不平衡，这两种不平衡必需都要修正之。参见图16，对于悬臂转子纯的不平衡，在轴承处的轴向方向振动相位将近似等于轴承处的轴向方向振动相位30度。这里的振动相位差还是取决于与其他的诸如不对中。共振等缺点比较，不平衡缺点占优势的程度。通常，首先处置力不平

29、衡分量，然后再处置剩下的相位差接近180度的力偶不平衡，最终修正悬臂转子的不平衡。因此力偶分量需求在彼此相差约180度的两个平面内加修正分量来修正之。41动平衡悬臂转子程序概要悬臂转子都是如图17所示的机器布置，要动平衡的风扇叶轮在两个轴承支承的外侧。这种布置在诸如风机；泵等中非经常见。图为必需接触的平衡修正分量的平面都在支承轴承的外侧，这些转子的动平衡采用规范的单面和双面动平衡方法往往不适用。此外，不平衡平面都在支承轴承的外侧，甚至仅仅静不平衡便产生与不平衡平面分开转子重心CG的间隔 成正比的力偶不平衡。因此，试图动平衡悬臂转子时，分析人员需求思索静不平衡力和力偶不平衡力两者，并相应处置之。

30、图17动平衡悬臂转子的现场仪器的设置动平衡悬臂转子时，应该思索两个如下过程之一：用传统的单面静力偶方法动平衡悬臂转子图17协助 解释动平衡悬臂转子的方法。传统上，轴承A对静不平衡最敏感，而离需求动平衡的叶轮最远的轴承轴承B对力偶不平衡最敏感。由于平面1最接近转子的重心CG，静平衡应该在这个平面内进展，而丈量轴承B的振动呼应。另一方面，在平面2内进展力不平衡修正时，应该在轴承B上丈量振动。然而，在平面2中加试重将破坏在轴承A处已获得的静平衡，因此，为了坚持轴承A处的静平衡，必需采用产生力偶的试重配置，因此，两个一样大小的试重应该放置在平面1和平面2内，这两个试重的角向位置应该相差180度。因此，

31、许多悬臂转子可心胜利地用数据采集的单面动平衡软件或前面解释的单面动平衡方法平衡之。尤其是假设转子的长度与直径之比L/D小于约05时这里L是旋转件的长度，修正分量将置在其上，D为旋转件的直径，见图17。 下面引见动平衡悬臂转子的传统的单面动平衡方法：设置数据采集器或者频谱分析仪好像D节和17表示双面动平衡过程的阐明中所述设置数据采集器，加速度计，光电式转速计等。此外，分析人员能够希望采用扫描滤波器分析仪即驱动一个频闪灯像美国恩泰克爱迪公司350或880或者频谱分析仪，频谱分析仪利用光电转速触发脉冲，以供丈量振动相位。进展第一次丈量在加任何试重之前，第一次先丈量1X 转速频率振动幅值，频率和振动相

32、位。这些丈量应该在内侧和外侧两个轴承的垂直方向和程度方向进展。初次动平衡时，通常在振动幅值最大的径向方向丈量然而，在径向方向修正了不平衡之后，必需在其他径向方向进展丈量，以确保这个径向方向的振动可以接受。确定主要是不平衡问题是静不平衡还是力偶不平衡查看两个轴承上径向方向和程度方向振动幅值和相位丈量结果，确定不平衡问题主要是静不平衡还是力偶不平衡，假设外侧轴承与内侧轴承之间的程度方向和垂直方向的相位差约为140度或者更大，那么主要是力偶不平衡。另一方面假设相位差在哪里都是从0度到40度，那么主要是静不平衡。假设不平衡呈现为主要是力偶不平衡，那么采用静平衡处置过程。如今，我们假定问题主要是静不平衡

33、。进展单面静平衡参见图17，用单面平衡方法在轴承A上丈量，在平面1中加试重和修正分量。确定最终的振动幅值能否满足规范要求利用平面1完成了单面静平衡后，在内侧和外侧轴承的程度垂直方向以及轴向方向反复丈量振动，确保如今的振动幅值满足允许的规范。假设还有明显的力偶不平衡，那么继续用单面动平衡方法在轴承B上动平衡悬臂转子往往有很大的相互影响，这意味着平面1的单面动平衡往往会在轴承B上引起大的振动因此，分析人员将再进展一次进展单面动平衡，这时他在离动平衡的件最远的轴承B上进展丈量。当到达单面修正分量后，应该把这个修正分量放在平面2中，然后把一样分量的修正分量放在平面1内，与平面2内的位置相差180位置。

34、确定如今的振动幅值能否满足一切的规范完成了单面平衡修正后，分析人员必需再次在每个轴承的程度；垂直和轴向方向丈量振动，确定这时一切的振动幅值都满足允许的规范。往往必需在这一点处用轴承A和平面1采用单面动平衡过程再次作进一步的动平衡，也答应能还要用另外的力偶动平衡修正。H假设每个轴承的一切三个方向都不满足允许的规范，那么需求下面引见的双面动平衡过程。有时，这种单面动平衡不能胜利地把每个轴承的三个一切方向振动幅值降低到允许的规范以下，尤其是假设L/D比率大于050或者动平衡的件位于远离轴承位置时。假设出现这种情况，必需求用下面引见的双面动平衡方法。用传统的双面静力偶方法动平衡悬臂转子由于在悬臂转子中

35、经常存在的明显的相互影响，双面动平衡修正的方法往往比那些采用单面动平衡方法更有效。然而，双面动平衡的问题之一是，有时在确定哪个是左轴承，哪个是右轴承的略有点混淆，同样地哪个平面是左平面，哪个平面是右平面?有些数据采集器与左和右不同，把这些称为接近的平面或者远间隔 的平面，名词术语不是问题，独一的问题是分析人员必需把他的商定坚持一致。参见图17，当利用双面动平衡方法时，以为轴承A是最接近悬臂转子的轴承，而轴承B是最接近皮带轮的轴承。同样，平面1在最接近轴承的叶轮的内侧，而平面2在外侧。完成了双面修正分量计算后，需再次采用静平衡/力偶平衡解。由于大多数悬臂转子都对静不平衡如此敏感，所以仅在获得这个

36、静/力偶动平衡解时才放置静平衡修正分量。因此，调整动平衡后，假设还有明显的力偶不平衡，分析人员还将继续修正它。他应遵照如下引见的过程；设定图17中引见的双面动平衡方法的仪器用数据采集器扫描滤波器分析或者实时分析仪都可采用一样的过程，然而，假设用扫描滤波器或实时分析仪，分析人员应该有可以提供静或力偶动平衡解的双面动平衡计算程序。在两个轴承上进展初始丈量这里还是在内侧轴承和外侧轴承的程度和垂直方向丈量1转速频率振动幅值；频率和相位。完成双面动平衡过程，但是还不能放置动平衡修正的分量。采用如D节中引见的双面动平衡过程，但是最终修正的分量还不能放置。而是对每个平面计算试重的大小和位置时，分析人员应该寻

37、觅静平衡解/力偶动平衡解。初始只能作静平衡修正例如，假设静平衡解要求在平面1内作1盎司2835克修正，而力偶平衡解要求在平面1和2内彼此成180度处作2盎司5670克的修正，那么在这一点处只作静平衡修正。确定如今振动幅值能否满足允许的规范规定在平面1内作静平衡修正后，检查一下每个轴承的三个方向的振动幅值能否符合允许的规范规定。假设不满足，那么需求再调整。在确定双面修正时还要求静平衡/力偶平衡解，还是先只能作静平衡修正。这一次大多数可以处理问题。然而，假设还有明显的力偶不平衡，再完成寻求静平衡/力偶平衡解的双面平衡修正，这次可以作力偶平衡修正，而不是作静平衡修正。确定这时振动幅值能否满足允许的规

38、范规定在两次试凑静平衡的每一次之后和一次力偶平衡试凑之后，把内侧轴承和外侧轴承的程度；垂直和轴向方向的振动幅值与允许的规范规定作比较。较少情况下，力偶平衡修正能够把静平衡修正破坏，假设是这种情况，那么能够需求在胜利地平衡转子之前作一次以上的静平衡修正。42允许的剩余不平衡和国际规范化组织ISO动平衡质量等级动平衡转子时，人们需求知道他动平衡转子的精度。实践上，简单地说以某转速把某机器动平衡到010英寸/秒或10密尔的等级是不够的。当某转子可以称心地动平衡到这样一种等级时，另一转子却没法动平衡到这种等级。这需前往1950年由动平衡领域内专家们的意见识别之。专家们以为，剩余不平衡确实与剩余的转子偏

39、心距的大小和半径以及转子本身的分量和它的运转转速成正比。因此他们研制出一系列动平衡允许值，即众所周知的国际规范化组织ISO规范1940“旋转的刚体的动平衡质量。表11提供了按照这些动平衡规范对整个转子类型组的动平衡质量等级。表12提供了每个ISO动平衡质量等级。ISOG1；ISOG25；ISOG63等的数字规范。请留意，G允差等级愈低，动平衡的质量等级精度愈高。还应留意，这些动平衡质量等级都是以转子的转速程度轴线以及每磅转子分量的剩余不平衡垂直轴线为根底的。表13提供了表示用每种动平衡质量某级等级带描画的一样的动平衡质量等级。表13还表示了美国通用的标称转速的分类1200；1800和3600转

40、/分。动平衡机器时，您首先要参考表11所列的信息，确定您动平衡该机器的动平衡允差。表11 根据ISO1940规范和ANSIS2191975规范各种代表性刚性转子组的动平衡质量规范Balance Quality Grades GEW 1,2(mm/sec)Rotor Types-General ExamplesG 40004000Crankshaft driver3 of rigidly mounted slow marine diesel engines with uneven number of cylinder4G 16001600Crankshaft driver of rigidly

41、mounted large two-cycle enginesG 630630Crankshaft driver of rigidly mounted large four-cycle enginesCrankshaft driver of elastically mounted marine diesel enginesG 250250Crankshaft driver of rigidly mounted fast four-cylinder diesel engines4G 100100Crankshaft driver of fast diesel engines with six o

42、r more cylinders4Complete engines(gasoline or diesel) for carstrucks and locomotives5G 4040Car wheelswheel rimswheel setsdrive shaftsCrankshaft drives or elastically mounted four-cycle engines(gasoline or diesel) with six or more cylinders4 Crankshaft drives for engines of carstrucks of locomotivesG

43、 1616Drive shafts (propeller shafts cardan hafts)with special requirementsParts of crushing machineryParty of agricultural machineryIndividual components of engines (gasoline of diesel)for carstrucksand locomotivesCrankshaft drives of engines with six or more cylinders under special requirementsSlur

44、ry or dredge pump impellerG 6363Parts of process plant machinesMarine main turbine gears(merchant service)Centrifuge drumsFansAssembly aircraft gas turbine rotorsFly wheelsPump impellersMachine-tool and general machinery partsnormal electrical armaturesIndividual components of engines under special

45、requirementsG 2525Gas and steam turbinesincluding marine main turbines(merchant service)Rigid turbo-generator rotorsRotorsTurbo-compressorsMachine-tool drivesMedium and large electrical armatures with special requirementsSmall electrical armaturesTurbine-driven pumpsG 11Tape recorder and phonograph(

46、gramophone)drivesGrinding machine drivesSmall electrical armatures with special requirementsG 0404Spindlesdisksand armatures of precision grindersGyroscopesw=2nn/60-n/10 if n is measured in revolutions per minute and w radians per secondin general For rigid rotors with two correction planesone-half

47、of the recommended residual unbalance is to be taken or each plane:these values apply usually for any two arbitrarily chosen planes But the state of unbalance may be improved upon at the bearings For disk-shaped rotors the full recommended value holds for one planeA crankshaft-drive is an assembly w

48、hile includes the crankshafta flywheel,clutch,pulley,vibration damper,rotating portion of connecting rodetcFor purposes of this Standard Slow diesel engines are those with a piston velocity of less than 9 mm/sec, fast diesel engines are those with a piston of greater than 9 mm/secIn complete engines

49、 The rotor mass comprises the sum of all masses belonging to the crankshaft drive described in Note 3 above例如，假设您动平衡一台汽车发动机的曲轴，它的动平衡允差应落在ISOG16这一等级。另一方面，风扇的动平衡允差为G63，磨床驱动电机落在G1。请留意，动平衡质量等级本身代表的毫米/秒表示的转子重心的最大允许圆周速度。例如，动平衡质量G63级表63毫米/秒有效值的转子速度，相当于当量0248英寸/秒有效值0351英寸/秒，峰值。作者以为1966年建立的这个ISO规范的新实验有点太保守，也

50、许由于与当时可用的技术有关。建议在运用这个ISO规范时，您应该采用您要动平衡的详细机器规定的动平衡质量等级高一级的等即，假设该规范要求G63级，那么我们建议采用ISOG25级。例如，假设动平衡到风机的叶轮，请留意，表11对风机的ISO动平衡质量等级要求为63级。这种情况下，我们建议采用ISOG25级。如下为如何确定允许的剩余不平衡的程序，即如何确定您已看到的ISO动平衡质量等级和转子动平衡灵敏度的程序。如何确定动平衡后转子中剩余的不平衡量现场动平衡时，您必需知道，确定完成的作业时间。您将了解，这不仅是他到达较小的振动的时间，还是他知道何时他把转子动平衡到允许的目的之内。为了知道这些，他必需确定

51、转子的剩余不平衡量。遵照以下程序便可到达此目的参见图18A进展振动幅值和相位的初始丈量，并将丈量结果绘到极坐标图上。称此为“O向量。加上试凑分量，并把这个试凑分量的大小和所加的位置的半径记录在文件上。mr=试凑分量大小加试凑分量的半径。加上试凑分量后，旋转转子，丈量振动幅值和相位。把这些丈量结果绘到极坐标图上，成为“O+T向量。从“O向量端到“O+T向量端绘一向量，称为“T量，T向量代表了仅是这个试凑分量的影响。以与O向量和O+T向量一样的比例，丈量T向量的长度。用此比例，确定当量振动值密尔或微米。根据如下方程计算转子灵敏度：试凑分量大小试凑分量处的半径转子灵敏度盎司英寸/密尔=方程11试凑分

52、量影响F利用方程12计算剩余不平衡量。假设剩余不平衡超越规范允差，那么把当前的修正分量作为调整动平衡运转的试凑分量进展调整动平衡。继续调整动平衡，直到把剩余不平衡降低到要求的动平衡允差以内上为止。剩余不平衡盎司-英寸=转子灵敏度X动平衡后的振动幅值盎司-英寸/密尔密尔.方程12图18规范的单面动平衡矢量解例子见图18：要求的ISO动平衡质量=G-25级转子分量=100磅转子转速=800转/分动平衡后的振动幅值=20密尔因此，要求的不平衡量U允许的=176盎司英寸，总的单面动平衡a初次读数=10密尔在240度处=“O向量b在该平面内6英寸半径处加3盎司试凑分量mr=3盎司6英寸=18盎司英寸c试

53、凑动平衡运转的读数=8密尔，在120度处=“O+T向量d仅仅试凑分量的影响=T=155密尔从图例18量出18盎司-英寸e转子的灵敏度=116盎司-英寸/密尔155密尔f剩余不平衡=116盎司-英寸/密尔20密尔=232盎司-英寸超越规范允差继续动平衡，使振动减少到10密尔剩余不平衡=116盎司-英寸/密尔10密尔=116盎司-英寸符合规范允差 HYPERLINK l _top 偏心的转子McGrawl-lill的机械和设计工程字典把偏心距定义为旋转体的几何中心分开其旋转轴线的间隔 ，换言之，参见图21到23，偏心的转子就是轴的中心线与转子的中心不重合的转子。这就导致了在旋转的中心线的一侧比另一

54、侧更大的分量，从而引起轴以不规那么的轨迹的摆动。这是固有的不稳定的，这就是缺点振动的源。有时，能够平衡掉部分偏心距的影响，但是更多的挪动运动依然保管。另一些情况中，假设该转子偏心距较大的话，甚至不能够对转子进展很好的动平衡。如今强调愈来愈高的旋转速度，因此偏心距最小非常重要图24中表示了偏心的转子的经典的振动频谱。请留意，象不平衡那样，偏心的转子的1X转速频率占优势的振动频谱，尤其是在经过两个转子的中心的方向丈量振动时。请看图24，该图表示一台电动机驱动一台风机的皮带轮，该风机的皮带轮偏心，留意电动机转速尖峰比风机转速的尖峰更低，尤其是在皮带方向进展丈量时。这个偏心距引起很高的定向的载荷，所以

55、1X转速频率的振动在一个径向方向比其他方向的振动高得多取决于偏心的大小。图21偏心的皮带轮图22偏心的齿轮图23偏心的电动机转子图24偏心的转子的典型的频谱偏心的转子呈现如下的特征：某些较常见的偏心的转子，包括偏心的皮带轮，齿轮，电动机转子和泵叶轮：图21表示偏心的皮带轮。在这些设备中最大的振动最常出如今皮带拉伸方向和偏心的皮带轮的1X转速的频率处。偏心的皮带轮代表现代皮带传动中不希望的振动的最费事的源之一。遗憾的是现代工业尚不能有效地使常用的皮带轮的偏心距最小。经常试图在工厂用动平衡抑制皮带轮的偏心距。甚至这样作时还不能仅靠动平衡明显降低皮带的前后运动，取决于任何瞬间偏心的皮带轮的位置不同，

56、这种前后运动导致延续的皮带拉伸变化。工厂为了使他们的机器寿命最长并降低他们的振动，常需求在订贷合同中写上他们对皮带传动的偏心距指数的要求以维护本人。图22表示偏心的齿轮。在偏心的齿轮中，最大的振动将出如今两个齿轮中心连线方向和偏心的齿轮的1X转速频率。其振动特征信号类似于这个齿轮的不平衡，但是它不是不平衡。假设齿轮的偏心距明显，当齿轮的齿与匹配的齿一同被迫进入和退出啮合时对齿轮的齿产生非常高的动态载荷。可对具有1X转速频率较大振动的齿轮进展相位分析，以确定不平衡还是偏心距是振动的源见下面的特征3。偏心的齿轮不仅是产生1X转速频率的大振动而且还产生高幅值的齿轮啮合频率及其谐波，在啮合频率两侧伴有

57、高于正常幅值的边带频率，边带频率为偏心齿轮的转速频率。有时，这些边带频率将为偏心的齿轮的2X转速频率。这些边带将调制齿轮啮合频率本身的幅值。图23表示偏心的电动机转子。偏心的电动机转子在转子与定子之间产生旋转变化的气源，包括在2X电源频率7200转/分注；美国电网频率为60赫兹，中国电网频率为50赫兹及其最接近的转速谐波之间的脉动振动以及产生在2X电源频率两侧的极经过频率FP边带见第12章电气缺点振动病症即，对于3580转/分电动机，这将在2X转速频率与2X电源频率之间，而对于1780转/分电动机，它将在4X转速频率与7200转/分之间，第12章将阐明，偏心的电动机转子还将在2X电源频率两侧产

58、生极经过频率边带这里，极经过频率FP等于极数目与滑差频率的乘积。最后，偏心的电动机转子本身将引起定子极与转心之间的磁场的振动，因此包括转子与定子之间的1X转速频率的振动。偏心的泵叶轮可以在旋转的叶轮与静止的扩压器叶片之间产生不相等的液压力扰动。这不仅产生泵转速的大的振动，而且还产生叶片经过频率及其谐波频率叶片经过频率等于叶片数目与转速的乘积，这是由于偏心的叶轮产生的“液压不平衡呵斥的。试图动平衡偏心的转子常将减小一个方向的振动，而增大另一个径向方向的振动。偏心的转子能够引起一个径向方向比其它径向方向明显大的振动由于这个缘由，导致撞击轴承，有时还产生松动。可以采取相位分析作为有效的工具来确定1X

59、转速频率的大的振动终究是偏心矩引起的，还是其他的诸如不平衡等1X转速频率振动源引起的。比较程度方向和垂直方向的相位，通常相位差约0度或180度，由于偏心距产生的力都是非常定方向的不是像在不平衡缺点占优势的情况中那样，程度和垂直方向的相位差90度 HYPERLINK l _top 弯曲的轴弯曲的轴可在机器中产生过大的振动，根据弯曲的程度和位置不同，产生的振动大小不同。与偏心的轴一样，其作用有时可用动平衡减轻。然而，往往不能用动平衡减轻弯曲轴的振动，假设轴有明显的弯曲，不能够到达轴的称心的动平衡。分析人员有时利用各种方法，有时包括热处置来胜利地消除弯曲。然而这些情况下，必需很留意不要引入剩余应力，

60、由于剩余应力以后会导致轴损坏。弯曲的轴呈现如下特征：图31表示弯曲的轴引起的振动运动产生大的轴向振动。假设弯曲接近轴的中心通常占优势的振动为1X转速频率的振动，尤其是假设弯曲接近联轴器，那么还产生高于通常值的2X转速频率振动分量。同一转子轴的两个轴承之间的轴间方向相位变化接近180度，这与弯曲的程度有关见图31。此外，假设在同一轴承不同点的轴向方向作假设干丈量，通常会发如今轴承的左边和右边丈量的相位之间发生接近180度的相位差，在同一轴承的上边与下边丈量的相位之间也发生接近180度的相位差。1X转速频率和2X转速频率的幅值通常是稳定的，假定2X转速频率不在接近电源频率的两倍频率7200转/分注