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 （ rotating centerline） 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 （ geometric centerline,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（ static unbalance）
? 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（ couple unbalance）
? 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（ overhung rotor）
? 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（ eccentric rotor）
? 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（ bent shaft）
? 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 （ angle misalignment）
? 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（ parallel misalignment）
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（ misalignment
versus bent shaft）
? 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（ misaligned
bearing cocked on shaft）
? 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 （ axial direction） 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（ misalignment
and other radial preloads）
? 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（ mechanical looseness）
内部组件松动 （ internal assembly looseness）
? 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（ looseness between
machine to base plate）
? 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（ structure looseness）
? 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 （ force vibration）, 而
钟的回响是 自由振动 （ free vibration） 。
? 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 （ bump test） 。 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,
)()()()s i n(2 dkvCaMtruMu ?????? ??
图 5.27
单盘转
子系统
失衡的 数学描述
)c os ()()( 22 utruMudkCMr ???????????? ????
用 dω2代替加速度, 用 dω代替速度, 有
?????? ?? kCMr ruM ?? ?2
2同步响应 =
同步动刚度
失衡力
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
Mrk /??
02 ??? ?Mrk
图 5.33
90° 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（ rotor rubs）
? 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（ journal bearings）
滑动轴承的间隙过大 （ high clearance in journal
bearings）
? 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（ oil whirl）
? 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（ oil whip）
? 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（ rolling element bearings）
? 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～ 30 kcpm)；
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（ gearing defects）
? 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（ gear tooth wear）
? 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（ gear tooth load）
? 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（ cracked or broken tooth
? 1× 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（ hunting tooth problem）
? 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 600 cpm,所
以在振动分析中常常被遗漏 。
式中 N称为 组合状态系数 （ assembly phase
factor）, 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 =
大齿轮齿数小齿轮齿数 ?
? NG M F
5.2.11 带缺陷（ belts defects）
带的磨损, 松弛和错移 （ worn, loose,
mismatched belts）
? 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 。
带的长度
节径带轮带频 ??? r p mπ
图 5.57 次谐波带频
带 /带轮不对中（ belt/sheave misalignment）
? 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（ electrical problems）
? 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 。
r p m
2 L
?
?
P
P
转子缺陷（ rotor defects）
? 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（ eccentric rotors）
? 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（ stator defects）
? 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 （ loose iron） 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（ phasing problems）（连接器松
动（ loose connector））
? 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）（ synchronous
motor（ loose stator coils））
? 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-related
vibrations）
叶片通过频率的振动（ blade pass and vane
pass vibrations）
? 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 叶片
通过频率
?叶轮梢和蜗壳舌部即扩散管入口之间的间隙 。
?磨损环把轴咬住或者连接扩压管的焊缝断裂 。
?两级（或更多的）泵中有作为附加刚度零件
的中间衬套。这些衬套中间隙的增加导致刚度
的下降 。
紊流（ flow turbulence）
? 常发生在鼓风机中, 由空气通过风机或连接
管路时的 压力和速度的变化引起 。
? 累积长度, 管道系统的转弯, 奇异的风机入
口结构和其他因素引起的管道振动可以是 低
频激励源 。
? 对流动的干扰引
起紊流, 因此产
生 随机的低频振
动, 典型范围是
20～ 2000 cpm。
图 5.71 紊流
旋转失速（ rotating stall）
? 风机和压缩机中发生的一种流体激振 。 是在
一定的低流速状态下, 来自叶片的流体的流
动分离 。 有时发生在部分关闭入口风门的系
统中 。
? 通常表现为转子振动频谱中的 低同步频率成
分 。
? 强烈地 依赖于工作状态, 一般通过调节工作
流体使它消失 。
? 在泵中, 紊流在叶轮叶梢和扩压器即涡壳边
缘之间的余隙空间引起涡旋和尾流 。 因为压
力脉冲撞击叶轮, 所以 动态压力波动 可以以
这种方式引起轴的振动 。
气蚀 （ cavitation）
? 产生随机的 高频宽带能量, 它有时与叶片通
过频率的谐波重叠 。
? 当液体被吸入泵中, 压力下降 。 在压力减少
到接近液体蒸汽压力的状态下, 液体蒸发 。
蒸汽泡流入叶轮, 压力回升引起 气泡的碰撞
和冲击 。 扰乱泵性能和损坏内部零件 。
图 5.72 气蚀
5.2.14 转子裂纹（ rotor crack）
? 为了正确诊断, 必须仔细观察从振动幅值和相
位得到的全部信息 。 两个基本症状,
1,1× 轴相对幅值和相位的无法说明的变化 ；
2,发生 2× rpm的振动频率 。
? 许多其他因素, 例如 负载, 励磁电流, 蒸发状
态或 其他运转参数的变化, 可能引起 1× 和 2×
幅值和相位读数的变化 。 大型蒸汽轮机中的 热
风 可能引起很高的 1× 成分 。 不对中 可能引起
很大的 1× 和 2× 成分 。 有时, 很大的 1× 幅值
与 失衡 有关 。 如果不能正确地平衡, 那么裂纹
可能是故障的原因 。
合格区 (acceptance
region)
指示正常运转向量
位置, 描述 1× 幅
值和相位 。 在瞬变
过程分析中, 也可
以画出 2× 的合格
区, 以便提供轴裂
纹的证据 。
图 5.74 极坐标图
? 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 （ rotating centerline） 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 （ geometric centerline,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（ static unbalance）
? 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（ couple unbalance）
? 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（ overhung rotor）
? 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（ eccentric rotor）
? 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（ bent shaft）
? 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 （ angle misalignment）
? 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（ parallel misalignment）
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（ misalignment
versus bent shaft）
? 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（ misaligned
bearing cocked on shaft）
? 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 （ axial direction） 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（ misalignment
and other radial preloads）
? 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（ mechanical looseness）
内部组件松动 （ internal assembly looseness）
? 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（ looseness between
machine to base plate）
? 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（ structure looseness）
? 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 （ force vibration）, 而
钟的回响是 自由振动 （ free vibration） 。
? 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 （ bump test） 。 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,
)()()()s i n(2 dkvCaMtruMu ?????? ??
图 5.27
单盘转
子系统
失衡的 数学描述
)c os ()()( 22 utruMudkCMr ???????????? ????
用 dω2代替加速度, 用 dω代替速度, 有
?????? ?? kCMr ruM ?? ?2
2同步响应 =
同步动刚度
失衡力
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
Mrk /??
02 ??? ?Mrk
图 5.33
90° 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（ rotor rubs）
? 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（ journal bearings）
滑动轴承的间隙过大 （ high clearance in journal
bearings）
? 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（ oil whirl）
? 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（ oil whip）
? 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（ rolling element bearings）
? 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～ 30 kcpm)；
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（ gearing defects）
? 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（ gear tooth wear）
? 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（ gear tooth load）
? 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（ cracked or broken tooth
? 1× 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（ hunting tooth problem）
? 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 600 cpm,所
以在振动分析中常常被遗漏 。
式中 N称为 组合状态系数 （ assembly phase
factor）, 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 =
大齿轮齿数小齿轮齿数 ?
? NG M F
5.2.11 带缺陷（ belts defects）
带的磨损, 松弛和错移 （ worn, loose,
mismatched belts）
? 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 。
带的长度
节径带轮带频 ??? r p mπ
图 5.57 次谐波带频
带 /带轮不对中（ belt/sheave misalignment）
? 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（ electrical problems）
? 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 。
r p m
2 L
?
?
P
P
转子缺陷（ rotor defects）
? 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（ eccentric rotors）
? 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（ stator defects）
? 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 （ loose iron） 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（ phasing problems）（连接器松
动（ loose connector））
? 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）（ synchronous
motor（ loose stator coils））
? 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-related
vibrations）
叶片通过频率的振动（ blade pass and vane
pass vibrations）
? 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 叶片
通过频率
?叶轮梢和蜗壳舌部即扩散管入口之间的间隙 。
?磨损环把轴咬住或者连接扩压管的焊缝断裂 。
?两级（或更多的）泵中有作为附加刚度零件
的中间衬套。这些衬套中间隙的增加导致刚度
的下降 。
紊流（ flow turbulence）
? 常发生在鼓风机中, 由空气通过风机或连接
管路时的 压力和速度的变化引起 。
? 累积长度, 管道系统的转弯, 奇异的风机入
口结构和其他因素引起的管道振动可以是 低
频激励源 。
? 对流动的干扰引
起紊流, 因此产
生 随机的低频振
动, 典型范围是
20～ 2000 cpm。
图 5.71 紊流
旋转失速（ rotating stall）
? 风机和压缩机中发生的一种流体激振 。 是在
一定的低流速状态下, 来自叶片的流体的流
动分离 。 有时发生在部分关闭入口风门的系
统中 。
? 通常表现为转子振动频谱中的 低同步频率成
分 。
? 强烈地 依赖于工作状态, 一般通过调节工作
流体使它消失 。
? 在泵中, 紊流在叶轮叶梢和扩压器即涡壳边
缘之间的余隙空间引起涡旋和尾流 。 因为压
力脉冲撞击叶轮, 所以 动态压力波动 可以以
这种方式引起轴的振动 。
气蚀 （ cavitation）
? 产生随机的 高频宽带能量, 它有时与叶片通
过频率的谐波重叠 。
? 当液体被吸入泵中, 压力下降 。 在压力减少
到接近液体蒸汽压力的状态下, 液体蒸发 。
蒸汽泡流入叶轮, 压力回升引起 气泡的碰撞
和冲击 。 扰乱泵性能和损坏内部零件 。
图 5.72 气蚀
5.2.14 转子裂纹（ rotor crack）
? 为了正确诊断, 必须仔细观察从振动幅值和相
位得到的全部信息 。 两个基本症状,
1,1× 轴相对幅值和相位的无法说明的变化 ；
2,发生 2× rpm的振动频率 。
? 许多其他因素, 例如 负载, 励磁电流, 蒸发状
态或 其他运转参数的变化, 可能引起 1× 和 2×
幅值和相位读数的变化 。 大型蒸汽轮机中的 热
风 可能引起很高的 1× 成分 。 不对中 可能引起
很大的 1× 和 2× 成分 。 有时, 很大的 1× 幅值
与 失衡 有关 。 如果不能正确地平衡, 那么裂纹
可能是故障的原因 。
合格区 (acceptance
region)
指示正常运转向量
位置, 描述 1× 幅
值和相位 。 在瞬变
过程分析中, 也可
以画出 2× 的合格
区, 以便提供轴裂
纹的证据 。
图 5.74 极坐标图
