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。
d.保持架故障： f (Hfz0 ) { fi [1 d (cos) / D] fo[1 d (cos) / D]} / 2
式中：
n直-滚径动、体α数-接、触f角r-f内0、外f12i、环frf相(1o几对分Dd转c别速os为频内)率外、环d-转滚速动频体率直，径二、者D-方节向圆
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
轴承的特征频率计算： 鼓风机转速频率： fr＝n/60=900/60=15(Hz)； 轴承内圈通过频率：88Hz 轴承外圈通过频率：61Hz
滚动体通过频率：40.6Hz
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2019/7/30
测点③的时域波形和高低两个频段的频谱。
高频
低频
波形
在图a所显示的高频段加速度的频谱图上，出现 1kHz以上的频率成分1350Hz和2450Hz，形成小段高频峰 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。
滚动轴承故障的振动诊断及实例
a.外环损坏： f (Hz)fi nfr (1 d cos / D) / 2 b.内环损坏： 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
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。
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。
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：
一致取正号，方向相反则f取b 负号。
fb

1 2
D d
f
r

[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。
①、②－引风机轴承测点 ③～⑤－电机测点
引风机振动速度有效值（mm/s rms）
测点 ①
②
③
④
⑤
方位
H 20.0 4.6 2.5 2.4 －
（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。
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。
不平衡故障的典型 频谱特征是工频分 量占主导地位
实例2：
某 引 风 机 ， 型 号 Y2805-4 型 ， 转 速 1480r/min，功率75kW，结构简图见图。
摩擦
高次谐波及其分数倍谐波是摩擦的主 要频谱特征
实例：
某厂一台3W－1B1型高压水泵的电动机， 转速1485r/min，泵轴转速225r/min，水泵 的轴承为滑动轴承，设备运行中发现水泵轴 承的垂直方向（V）振动强烈。其振动信号 的时域波形、频谱如图所示。
水泵轴承垂直方向的振动波形成单边 “截头”状，频谱结构主要是转频及其高次 谐波，都呈典型的摩擦特征。后经检查发现， 该轴承由于润滑油路堵塞而形成干摩擦。如 此可见，频率分析结合波形观察，是诊断摩 擦故障的有效方法。
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。