中科大机械振动分析与维修课件05使用振动分析的机器故障诊断

5使用振动分析的机器故障诊断由于对旋转设备可靠性的要求更迫切，碳氢化合物、发电、流程和运输工业一贯需要，在这个领域产生持续的进展。由于工程和材料科学的进步，旋转机器变得更快和更轻。同时要求它们能运行更长的时间。在追求高度可靠运行的过程中，故障的检测、定位和分析起着关键的作用。如果利用振动分析，可以连续地监测机器的状态。可以通过详细的分析确定机器的完好性和识别可能出现或已经存在的故障。5.1概述5.2.1失衡（unbalance）国际标准化组织（ISO）定义失衡为：

由于离心力的作用，对它的轴承施加速度、力或运动时的转子存在的状态。也可以定义为：关于转子回转中心的质量的不均匀分布。回转中心线（rotatingcenterline）定义为不受轴承约束时，转子旋转所绕的轴线（也称为原理惯性轴即PIA）。几何中心线（geometriccenterline，GCL）是转子的物理中心线。两个中心线分开时，转子失衡。失衡的三种类型静失衡（PIA和GCL平行）；力偶失衡（PIA和GCL在中心交叉）；动失衡（PIA和GCL不接触或重合）。全部失衡类型，

FFT显示突出的1×rpm

的振动频率。其振动幅值正比于转速的平方。图5.1

FFT分析—失衡静失衡（staticunbalance）静失衡总是同相和稳定的（15～20°）。如果拾振器从垂直方向向水平方向移动，相位会移动90°（±30°）。在同一个平面（垂直或水平）把拾振器从一个轴承移动到另一个轴承。如果故障是静失衡，相位将保持不变（图5.2）。如果机器除了失衡以外没有其他主要缺陷，那么时间波形为频率与转速相同的纯净的SHM（简谐运动）波形。图5.2相位关系—静失衡图5.3相位关系—力偶失衡力偶失衡（coupleunbalance）轴向和径向振动。力偶失衡的相位趋势为在同一根轴上差180°。在水平面，垂直平面内，两个轴承之间存在几乎180°的相位差。特别建议用运转挠度形状（ODS）分析检查系统中是否存在力偶失衡。失衡——悬臂转子（overhungrotor）轴向和径向振动。两个轴承的轴向是同相的。径向相位的趋势不稳定。可能既有静失衡也有力偶失衡，必须用分析仪或平衡设备进行试验和安装。图5.4悬臂转子轴向相位5.2.2偏心转子（eccentricrotor）转子的回转中心偏离皮带轮、齿轮、轴承、电动机的电枢或任何其他转子的几何中心线。最大的幅值发生在偏心零件的1×rpm，沿着通过两个转子中心的方向。幅值随着负载变化。在水平和垂直方向测量时，相位读数差0或180°（每一个都表示直线运动）。平衡偏心转子经常导致一个方向的振动减小，而另一个径向的振动增大（取决于偏心的严重性）图5.5带传动风扇/鼓风机—振动图图5.6偏心转子5.2.3轴弯曲（bentshaft）径向以及轴向的振动总是很大。轴向可能比径向大。FFT一般含有1×和2×成分。如果：1×突出，弯曲靠近轴的中心；2×突出，弯曲靠近轴端。轴向相位差180°。图5.8注意轴向180°的相位差5.2.4不对中（misalignment）角不对中（anglemisalignment）1×rpm频率的轴向振动。单纯的角不对中是罕见的。典型地，1×和2×rpm的轴向振动。常见以1×、2×或3×为主。这些征兆也可以指示联轴器的问题（例如松动）。图5.10角不对中的FFT角不对中主要使驱动和从动机器的轴受到1×rpm频率的轴向振动。

图5.9角不对中如果在联轴器两边测量两个机器轴承的轴向相位，就会观察到180°的相位差图5.11由相位分析确认角不对中平行不对中（parallelmisalignment）每周期2次撞击，径向有2×rpm的振动。联轴器两边径向振动的相位差接近180°。图5.12平行不对中平行不对中的频谱一般可观测到与角不对中结合在一起的情况。可以看到1×和2×的峰线。如果平行不对中是主要的，2×一般大于1×，不过它相对于1×的幅值一般取决于联轴器的类型和结构。图5.13平行不对中的频谱不对中与轴弯曲的对比（misalignmentversusbentshaft）轴弯曲与以角为主的不对中通常呈现类似的FFT频谱。在轴向和径向振动测量中都可见明显的振动。只有用相位分析才能进一步地解决这些问题。在存在轴弯曲的机器中，应观察同一根轴的两个轴承的相位差。在不对中的情况下，联轴器两边的轴承有明显的相位差。卡在轴上的不对中轴承（misalignedbearingcockedonshaft）卡住的轴承能产生相当大的轴向振动。在同一个轴承座做轴向（axialdirection）测量时，从上到下和/或从一侧到另一侧近似180°的相移，引起扭曲运动。图5.15轴承不对中轴承不对中的其他特征即使组件是平衡的，也会测到很大的轴向振动。轴向1×、2×和3×。对准联轴器和平衡转子的尝试不能减轻问题。在径向滑动轴承的情况下，观测不到由于卡住的组件引起的振动。问题一定与失衡一起存在。由于不对中的轴承对于失衡产生的力反应的结果，会观测到径向和轴向振动。转子的平衡将减小两个方向的振动。如果怀疑不对中，但是在检查联轴器和卡住的轴承之后不能确认，就需要调查“软脚”的状态。不对中和其他径向预载荷（misalignmentandotherradialpreloads）接近探头。轨迹是轴中心线一转的踪迹。在确定的（certain）时间周期，取轴中心线的平均位置。如果轴顺时针，并且正常加载，那么轴中心线的理想平均位置应在大约7点钟到8点钟的位置。图5.16不对中的轨迹图

不对中、重力、流体力和其他造成径向预载荷，轨迹变扁椭圆。组件卡紧也能使椭圆变扁。例如，轴中心线的平均位置左上四分之一圆移动。如果预载荷进一步增加，会使轨迹类似于8字形。轴顺时针旋转。由不对中造成的沉重的预载荷可以使轴进入向后进动。具有相当的破坏性。图5.17不对中引起预载荷增加时的轨迹

5.2.5机械松动（mechanicallooseness）内部组件松动（internalassemblylooseness）轴承盖的衬垫、滑动或滚动轴承及轴上的叶轮。零件的不正确安装引起，由于松动零件对转子激振力的非线性响应，产生许多谐波。谐波由时间波形的削波而引起。相位通常不稳定，从一次测量到下一次测量，可能有很大的变化，特别是当转子从一次启动到下一次启动而改变其在轴上的位置时。高度方向性。松动经常在精确的1/2×或1/3×rpm引起多重次谐波（例如1/2×，11/2×，21/2×等）。

图5.18内部组件松动的频谱图5.19松配合机器与机座之间的松动（loosenessbetweenmachinetobaseplate）与轴台螺栓的松动、框架结构的裂纹或轴承的底座联系在一起。螺栓松动的轴台的摇摆运动产生高次谐波。图5.20机械松动的频谱

图5.21机械松动

结构松动（structurelooseness）由结构松动或机器地脚、基座或基础的薄弱引起的。或填塞水泥浆的恶化、基础上固定螺栓的松动和框架或基础的变形而引起（称为“软脚”）。机器的地脚、基座和基础本身的垂直测量值之间有近似于180°的相移。确认软脚简单试验是一次一个地松开每个螺栓，看振动是否明显变化。这时，可能需要重新加工机座或安装垫片以消除重新紧固安装螺栓产生的变形。图5.22结构松动图5.23结构松动的频谱5.2.6共振（resonance）任何物体都有由其质量、刚度和阻尼性质确定的固有频率。用铃碗撞击一个钟时，铃碗撞击事件是强迫振动（forcevibration），而钟的回响是自由振动（freevibration）。在固有频率下的自由振动称为共振。确定固有频率的碰撞试验（bumptest）。用冲击锤打击物体，然后采集时间波形或FFT。在两个曲线图中观察到的突出频率就是物体的固有频率。图5.24碰撞试验的时间波形

图5.25碰撞试验的FFT频谱

时间波形中，冲击发生在数据采集开始后大约100ms。在自身固有频率下振动。振动的幅值按指数规律衰减。在500ms到1s的足够长的时间内计周期数。固有频率大约为990cpm。采集的频谱在1046cpm显示突出的峰线。这个频率接近于前面用时间波形计算的值。碰撞试验是一种确定结构和外壳共振频率的快速和准确的方法。通过在备用泵或其他没有轴承支撑的转子上的碰撞试验估计临界转速，可能很不精确。例如，在工作流体中并由其轴承支撑的有叶轮的转子的临界转速与利用转子的离线碰撞试验得到的临界转速有很大的不同。用波德图确认转子的临界转速接近临界转速时，达到最大值。临界转速的相位差是90°，当通过共振时接近于180°。临界转速下的高振动幅值对任何系统都是灾难性的，必须不惜代价地避免它。除转子之外，支撑框架基础、齿轮箱以至传动带也能产生结构共振。系统的固有频率不能消除，但是可以用不同的方法移到其他某个频率。固有频率的另一个性质是不管转速如何都保持不变，这样使其容易检测。失衡的数学描述物体或机械系统的响应方式：图5.27单盘转子系统失衡的数学描述用dω2代替加速度，用dω代替速度，有同步响应=图5.28力系图图5.29

SDS图情况1——转速ω远远低于临界转速质量和阻尼对刚度的贡献很小。主要的刚度是弹簧刚度，假定弹簧刚度不变，而失衡力发生变化。转子的响应与转速的二次方成正比。转子基准和重点的相位关系是振动落后于失衡（重点），相位差小于90°图5.31

转子的相应与转速的关系曲线情况2——转速ω等于临界转速质量刚度和弹簧刚度对方程的贡献是幅值相等，方向相反。唯一约束力的因素是阻尼。这是同步转子响应（在1×的位移）在临界转速下最大的原因。响应和重点之间的相位关系是90°。在临界转速时，观察矢量：临界转速图5.3390°的相位关系

图5.32转子转速达到临界转速

情况3——转速ω远远高于临界转速质量刚度的贡献极快速地（与二次方成正比）增大，幅值变得比几乎保持不变的弹簧刚度的贡献大。阻尼刚度也增大，与转速成正比。图5.34在临界转速，质量刚度超过弹簧刚度

情况3——转速ω远远高于临界转速随着同步动刚度的增加，转子的振动幅值回降，相位差继续上升，其后接近于180°。图5.35转子振动幅值的下降

5.2.7转子摩擦（rotorrubs）似于机械松动的频谱。频谱的高频区产生白带噪声。激发次谐波即整分数频率（1/2，1/3，1/4,…,1/n）。如果N是轴的转速，Nc是轴的临界转速，摩擦产生的频率是：1×1/2×或1×1/3×,1/2×或1×1/4×,1/3×,1/2×或1×当N＜Nc当N＞2Nc当N＞3Nc当N＞4Nc图5.36转子摩擦

图5.37削波

转子摩擦的轨迹描述摩擦轨迹呈现不同的形状。从8字形到全环形。有时如图5.38。部分摩擦比全环摩擦更常见，在转子偶然接触静止零件时发生。一般产生1/2×的振动。除了在轨迹上看到两个圆点之外，好像8字形。图5.38摩擦的轨迹5.2.8滑动轴承（journalbearings）滑动轴承的间隙过大（highclearanceinjournalbearings）磨损的最后阶段，转速谐波可达到10×或20×。频谱好像是机械松动。即使很小的失衡或不对中，也能引起很大的振动。这是因为油膜刚度由于间隙过大而降低。图5.39间隙过大的滑动轴承油膜涡动（oilwhirl）在超过临界速度的压力润滑的滑动轴承上。油膜楔入轴和轴承之间，理想地以0.5×旋转。某些摩擦损失使油膜为0.42～0.48×。某些状态产生高的油膜压力。由于轴的偏心率降低，引起刚度、油压的减小或油温的下降。油膜可能把转子推向另一个位置。这个过程是反复的，轴在轴承内受到持续不断的旋转的推力。这种现象被称为油膜涡动。因为涡动增加离心力，而离心力总是增加涡动力，所以是不稳定的。如果位移幅值超过轴承间隙的50%，则超过正常范围。正常时（如果轴逆时针旋转，油膜在5点钟的位置托着转子），形成的偏心月牙形油楔有足够压力使转子保持在“举起”的位置。系统是平衡的，没有振动。图5.40油膜涡动油膜振荡（oilwhip）如果涡动频率与临界转速一致，就可能失去稳定。轴的共振频率与油膜涡动频率的巧合导致更严重的涡动形式，称为油膜振荡。涡动速度“锁定”在转子的临界转速，即使把机器的转速升高，也不会消失。图5.42油膜涡动/振荡—油膜振荡频率A也被锁定5.2.9滚动轴承（rollingelementbearings）有缺陷的轴承元件激起特殊的振动频率。轴承缺陷频率不完全是转速的谐波。可以使用公式确定轴承缺陷频率。关于轴承缺陷的频谱可以分成4段。随着轴承磨损的加剧发生变化。

A段：机器的rpm和谐波段；

B段：轴承缺陷频率段(5～30kcpm)；C段：轴承元件固有频率段(30～120kcpm)；D段：高频检测(HFD)段(120kcpm以上)。图5.46磨损清楚地显示在轴承的幅面上

(阶段3)图5.47在磨损的最后阶段严重损坏的轴承

5.2.10齿轮传动装置的缺陷（gearingdefects）任何齿轮箱的频谱都伴随啮合频率（GMF）显示1×和2×rpm。GMF=小齿轮的齿数×小齿轮rpm轮齿的磨损和测隙可以与齿轮啮合频率及其边频带一起激发齿轮固有频率。图5.48

齿轮箱的频谱齿轮的齿磨损（geartoothwear）激发附近有边频带的齿轮的固有频率。这些边频带的间距是坏齿轮的转速。尽管发生磨损时一般在GMF附近产生高幅值的边频带，但是GMF的幅值不一定变化。图5.50齿轮齿的磨损齿轮的齿载荷（geartoothload）载荷增加时，GMF的幅值也可能增加。高GMF幅值对指示问题是不必要的，特别是当边频带保持很低和没有激发齿轮的固有频率时。建议当齿轮箱传送最大功率时，进行齿轮箱的振动分析。

图5.51齿轮齿的载荷

齿轮不对中激发GMF的二次或较高次谐波，间距为转速的边频带。1×GMF幅值很小，2×或3×GMF很高。F-max设置到3×GMF以上。图5.53齿轮不对中

齿轮——裂纹或断齿（crackedorbrokentooth1×rpm的幅值很高，激发齿轮的具有间距为其转速的边频带的固有频率。时域检测是最适合的方法，每当有问题的齿与配对齿轮的齿进入啮合时，它将显示很明显的尖峰。冲击的时间间隔相应于1/断齿的齿轮转速。图5.54齿轮裂纹或断齿

齿轮——追逐齿问题（huntingtoothproblem）追逐齿频率对于检测大齿轮和小齿轮在制造期间和由于不正确运转产生的故障是特别有效的。虽然能引起相当大的振动，但是由于它发生在很低频率，显著地小于600cpm，所以在振动分析中常常被遗漏。式中N称为组合状态系数（assemblyphasefactor），是小齿轮和大齿轮齿数之间公素因子的积。这个追逐齿频率一般很低。追逐齿频率=5.2.11带缺陷（beltsdefects）带的磨损、松弛和错移（worn，loose，mismatchedbelts）带缺陷的频率属于次谐波型。需要使F-max较低。可能得到3×或4×带频率。常见以2×带频为主。图5.57次谐波带频

带/带轮不对中（belt/sheavemisalignment）在1×产生强烈振动，主要在轴向。主动与从动rpm的幅值之比取决于测量位置、相关质量和框架刚度。关于风扇的带轮不对中，最大的轴向振动总是在风扇的rpm下。

图5.58不对中的类型（鸽趾和角归类于角不对中）

5.2.12电气问题（electricalproblems）电动机、发电机和交流发电机。电气问题是由于不平衡的磁力作用于转子或定子。这些不平衡磁力产生的原因可能是：转子或定子绕组的开路或短路；转子条的断裂；相位不平衡；气隙不均。一般地，电气问题的振动总是在1×rpm，类似于失衡。电气问题的术语FL=电源频率（50/60Hz）；FS=转差频率=；FP=磁极通过频率=

FS×P；P=磁极数。转子缺陷（rotordefects）在转子两边的电流和磁场受干扰，两边的力就可能不平衡。导致径向力，振动。转子条的裂纹或断裂引起这种不平衡力。作用在轴承上的力含有1×rpm和1×rpm±2×转差的频率成分。断裂或裂纹的转子条或短接环，转子条或短接环之间的不良连接，短路的转子叠片将产生具有通过频率边频带的1×转速的强烈振动。裂纹的转子条也常在第3，4，和5次转速谐波两边产生FP的边频带。图5.62高的1×伴随FP的边频带

图5.63伴随FP的边频带的所有谐波转子条的松动在转子条通过频率（RBPF）和/或其谐波两边的2×电源频率（2FL）的边频带。RBPF=转子条数×rpm经常在2×RBPF产生很高的振级，而在1×RBPF却只有很低的振幅。图5.64转子条通过频率

偏心转子（eccentricrotors）产生磁不平衡力。在2FL两边产生磁极通过频率的边频带（FP也作为1×rpm两边的FP边频带）。磁极通过频率FP本身在很低的频率。

图5.65偏心转子

定子缺陷（statordefects）如果定子中有松动或支撑弱点，每次极通过时就会产生阻力。这样产生2×电源频率（2FL），也称为松铁（looseiron）频率。

偏心产生不均匀气隙，导致定向的振动。软脚和基础变形可以导致定子偏心。图5.66定子缺陷

定相问题（phasingproblems）（连接器松动（looseconnector））由于连接器松动或断裂产生的定相问题可以引起过度的2FL的振动，2FL两边具有间距为1/3电源频率（1/3FL）的边频带。图5.67定相问题同步电机（定子绕组松动）（synchronousmotor（loosestatorcoils））同步电机中定子绕组的松动将在绕组通过频率（CPF）产生相当大的振动：CPF=定子绕组数×rpm(定子绕组数=极×绕组数/极)绕组通过频率的两边有1×rpm

的边频带。

图5.68同步电机5.2.13关于流动的振动（flow-relatedvibrations）

叶片通过频率的振动（bladepassandvanepassvibrations）叶片通过频率一般不是破坏性的，但是可以产生大量的噪声和振动，而这些可以成为轴承故障和激起零件磨损的根源。叶片通过频率（BPF）=叶片数×rpm主要由转子和定子之间的间隙问题产生。图5.70