机械故障与振动波形特征

第二章振动状态监测基础知识

构成一个确定性振动有3个基本要素，即振幅D，频率f（或ω）和相位φ。即使在非确定性振动中，有时也包含有确定性振动。振幅、频率、相位，这是振动诊断中经常用到的三个最基本的概念。

1）

振幅D:简谐振动可以用下面函数式表示：特点：速度比位移的相位超前90º，加速度比位移的相位超前180º。比速度超前90º。2.1振动信号的描述中点上限下限

1）振幅式中A为最大振幅（μm或mm），指振动物体（或质点）在振动过程中偏离平衡位置的最大距离）。

峰值（单峰值）：A

峰峰值（双峰值，双幅）：2A必须特别说明一个与振动幅值有关的物理量即速度有效值Vrms，亦称速度均方根值。这是一个经常用到的振动测量参数。因为它最能反映振动的烈度，所以又称振动烈度指标。

振幅反映振动的强度，振幅的平方常与物质振动的能量成正比。因此，振动诊断标准都是用振幅来表示的。速度有效值Vrms、速度最大值Vp（峰值）、速度平均值Vav之间的关系如下式。速度有效值介于速度最大值和速度平均值之间。2）

频率f频率f：振动物体（或质点）每秒钟振动的次数称为频率，用f表示，单位为Hz。振动频率在数值上等于周期T的倒数，即：f=1/T

式中T——周期，即质点再现相同振动的最小时间间隔(s或ms)。频率还可以用角频率ω来表示，即：ω＝2πf

频率是振动诊断中一个最重要的参数，振动频率与诊断方案的确定、状态识外、诊断标准的选用有关。

3）

相位ψ

相位ψ由转角ωt与初相角φ两部分组成:ψ＝ωt＋φ

振动信号的相位，表示振动质点的相对位置。

不同振动源产生的振动信号都有各自的相位。*

相位相同的振动会引起合拍共振，产生严重的后果。* 相位相反的振动会产生互相抵消的作用，起到减振的效果。由几个谐波分量叠加而成的复杂波形，即使各谐波分量的振幅不变，仅改变相位角，也会使波形发生很大变化，甚至变得面目全非。

相位测量分析在故障诊断中亦有相当重要的地位，一般用于谐波分析，动平衡测量，识别振动类型和共振点等许多方面。两物体振动相位差为0度两物体振动相位差为180度t0度2πABt2πAB90度t2πABπ两物体振动相位差90度转机振动相位的测定在转子上布置键相标记K’，在轴承座上布置键相传感器K

（光电或涡流式），其输出的参考脉冲为相位的基准。以参考脉冲后到第一个正峰值的转角定义振动相位，即a。振动相位直接和转子的转动角度有关，在平衡和故障诊断中有重要作用。参考脉冲也用于测量转子的转速。2023/2/772023/2/78旋转机械振动测量中的相位是指某一制定的谐振信号相对于转轴上某个物理标记产生的每转一次的脉冲信号之间的角度差。测振仪显示的相位是振动传感器逆转向到高点的角度，也就是高点顺转向振动传感器的角度，或波形图上键向标记到高点的角度。2.2振动位移、速度、加速度之间的关系振动位移

(Displacement)速度

(Velocity)加速度

(Acceleration)

位移、速度、加速度都是同频率的简谐波。三者幅值依次为A、A、A2。相位关系：加速度领先速度90°;速度领先位移90°。2023/2/712:31101)2)3)系统—

用以完成一定功能的各有关部分的组合2.3有关名词解释（GB/T2298—91）机械系统—

由质量、刚度、和阻尼各元素组成的系统刚度（K）—

作用在弹性元件上的力（或力矩）的增量与相应 的位移的增量之比（表征系统支承强弱的物理量）阻尼（C）—

能量随时间或距离的耗散（消耗能量的物质）阻尼器—

用能量耗散的方法减少冲击和振动的装置隔振器—

用来在某一频率范围内减弱振动传输的隔振器激励

—

作用于系统的外力或其它输入

大多数机械设备的振动是左图所示几种振动中的一种，或是某几种振动的组合。设备在实际运行中，其表现的周期信号往往淹没在随机振动信号中，而当设备故障程度加剧时，随机振动中的周期成分加强。因此，从某种意义上讲，设备振动诊断过程，是从随机信号中提取周期成分的过程。2.4振动的分类2.4.1按振动的动力学特征分类及其概念1）自由振动与固有频率这种振动靠初始激励（通常是一个脉冲力）一次性获得振动能量，历程有限，一般不会对设备造成破坏，不是现场设备诊断所需考虑的目标。描写单自由度线性系统的运动方程式为： 式中x-振动位移量通过对自由振动方程的求解，我们导出了一个很有用的关系式：无阻尼自由振动的振动频率为:式中：m—物体的质量、k—物体的刚度

这个振动频率与物体的初始情况无关，完全由物体的力学性质决定是物体自身固有的称为固有频率，这个结论对复杂振动体系同样成立。它揭示了振动体的一个非常重要的特性。许多设备强振问题，如强迫共振、失稳自激、非线性谐波共振等均与此有关。

阻尼振动体在运动过程中总是会受到某种阻尼作用，如空气阻尼、材料内摩擦损耗等，只有当阻尼小于临界值时才可激发起振动。临界阻尼Ce：振动体的一种固有属性。阻尼比ζ：实际阻尼系数C与临界阻尼Ce之比。

当阻尼比ζ＜1时，为一种振幅按指数规律衰减的振动，其振动频率与初始振动无关，振动频率ω略小于固有频率ωn；

当ζ≥1时，物体不会振动，而是作非周期运动。2)强迫振动和共振物体在持续的周期变化的外力作用下产生的振动叫强迫振动，如由不平衡、不对中所引起的振动。图1-4为强迫振动的力学模型。（惯性力）（阻尼力）（弹性力）（激振力）图1－4强迫振动力学模型图1－5强迫振动响应过程a)强迫振动b)衰减振动c)合成振动

由图1-5所见，衰减自由振动随时间推移迅速消失，而强迫振动则不受阻尼影响，是一种振动频率和激振力同频的振动。从而可见，强迫振动过程不仅与激振力的性质（激励频率和幅值）有关，而且，与物体自身固有的特性（质量、弹性刚度、阻尼）有关，这就是强迫振动的特点。强迫振动的特点：（1）物体在简谐力作用下产生的强迫振动也是简谐振动，其稳态响应频率与激励频率相等。由强迫振动的运动方程式知，其解由通解和特解组成，即通解部分为衰减自由振动，特解部分为稳态强迫振动。式中A-自由振动的振幅，B-强迫振动的振幅。ζ-阻尼比，φ,ψ-初相角。（2）振幅B的大小除与激励力大小写成正比、与刚度成反比外，还与频率比、阻尼比有关。（a）当激励力的频率很低时，即ω/ωn很小时：强迫振动的振幅接近于静态位移（力的频率低，相当于静力），即振幅B与静力作用下的位移比值β=1。（b）当激励力的频率很高时：β≈0，即物体由于惯性原因跟不上力的变化而几乎停止不动。（c）当激励力的频率与固有频率相近时：若阻尼很小，则振幅很大，为共振现象。共振频率为此时共振振幅为：共振区角频率：一般为(0.7~1.4)ωn（3）

物体位移达到最大值的时间与激振力达到最大值的时间是不同的，两者之间存在有一个相位差，这个相位差同和频率比与阻尼比有关。 当ω=ωr时，即共振时，相位差ψ等于90°。

当ω>>ωr时，相位差ψ≈180°。3)自激振动

自激振动是在没有外力作用下，只是由于系统自身的原因所产生的激励而引起的振动，如油膜振荡、喘振等。自激振动是一种比较危险的振动。设备一旦发生自激振动，常常使设备运行失去稳定性。

比较规范的定义是：在非线性机械系统内，由非振荡能量转变为振荡激励所产生的振动称为自激振动。

自激振动的特点：1）随机性。因为能引发自激振动的激励（大于阻尼力的失稳力）一般都是偶然因素引起的，没有一定规律可循。2）振动系统非线性特征较强，即系统存在非线性阻尼、元件（如油膜的粘温特性，材料内摩擦）、非线性刚度元件（柔性转子、结构松动等）才足以引发自激振动，使振动系统所具有的非周期能量转为系统振动能量。3）自激振动频率与转速不成比例，一般低于转子工作频率，与转子第一临界转速相符合。只是需要注意，由于系统的非线性，系统固有频率会有一些变化。4）转轴存在异步涡动。5）振动波形在暂态阶段有较大的随机振动成分，而稳态时，波形是规则的周期振动，这是由于共振频率的振值远大于非线性影响因素所致；与一般强迫振动近似的正弦波（与强迫振动激励源的频率相同）有区别。

自由振动、强迫振动、自激振动这三种振动在设备故障诊断中有各自的主要使用领域。对于结构件，因局部裂纹、紧固松动等原因导致结构件的特性参数发生改变的故障，多利用脉冲力所激励的自由振动来检测，测定构件的固有频率、阻尼系数等参数的变化。对于减速箱、电动机、低速旋转设备等机械故障，主要以强迫振动为特征，通过对强迫振动的频率成分、振幅变化等特征参数分析，来鉴别故障。对于高速旋转设备以及能被工艺流体所激励的设备，除了需要监测强迫振动的特征参数外，还需监测自激振动的特征参数。2.4.2按振动频率分类

在低频范围，主要测量的振幅是位移量。这是因为在低频范围造成破坏的主要因素是应力的强度。位移量是与应变、应力直接相关的参数。在中频范围，主要测量的振幅是速度量。这是因为振动部件的疲劳进程与振动速度成正比，振动能量与振动速度的平方成正比。在这个范围内，零件的疲劳破坏为主要表现，如点蚀、剥落等。在高频范围，主要测量的振幅是加速度。它表征振动部件所受冲击力的强度。冲击力的大小与冲击的频率与加速度值正相关。低频振动：f<10Hz中频振动：f=10～1000Hz高频振动：f>1000Hz机械振动（按频率分类）2.5单自由度系统的强迫振动振动的频率等于激励的频率。振幅大小与激励力的大小成正比。激励频率接近固有频率时，振幅增大称为共振。共振峰大小决定于阻尼大小。振幅和位相随激励频率而变化，变化规律用系统的幅频特性和相频特性来表示。2023/2/722幅频特性相频特性2.6系统固有频率和阻尼的确定2023/2/7232.7设备振动问题简化系统模型MFF—

激励力KX-XC机器的力学模型基础在线性系统中，部件呈现的振幅与作用在部件上的激振力成正比，与它的动刚度成反比。系统刚度直接影响到轴系的不平衡振动响应，当支承动刚度或设备的结构刚度较低时，在不大的激振力作用下，也会产生显著的振动。

作用在系统上的激振力

系统动刚度，产生单位振幅（位移）所需的交变力

系统静刚度，产生单位位移（变形）所需的静力

系统放大系数

提示：在机械设备振动故障维修中，必须特别注意设备的支承刚度问题！如部件连接刚度、轴系装配间隙等，都会严重影响到设备的运行质量

第三章常用振动测试传感器3振动传感器的特征与选择

3.1振动传感器的分类1）

按所测机械量输出信号分

（1）加速度传感器

（2）速度传感器

（3）位移传感器2）按机械接收原理分

相对式、惯性式；3）按机电变换原理分

电动式、压电式、电涡流式、电感式、电容式、电阻式、光电式；（4）力传感器（5）应变传感器（6）扭振传感器（7）扭矩传感器3.2振动传感器选择时应注意的关键参数

1）频响范围（线性范围）2）使用温度范围

3）灵敏度（灵敏度越大越好吗？）4）量程3.3振动传感器原理

1）压电加速度传感器特点2023/2/729接收形式：惯性式变换形式：压电效应典型频率范围：0.2Hz~10kHz线性范围和灵敏度随各种不同型号可在很大范围内变化。测量非转动部件的绝对振动的加速度。适应高频振动和瞬态振动的测量。传感器质量小，可测很高振级。现场测量要注意电磁场、声场和接地回路的干扰。典型的压电加速度传感器及其特性2023/2/730预紧环底座质量块出线口晶体片2）磁电速度传感器测量非转动部件的绝对振动的速度。不适于测量瞬态振动和很快的变速过程。低，抗干扰力强。传感器质量较大，对小型对象有影响。在传感器输出阻抗固有频率附近有较大的相移。2023/2/731接收形式：惯性式变换形式：磁电效应典型频率范围：10Hz~1000Hz典型线性范围：0~2mm典型灵敏度：20mV/mm/s典型的磁电速度传感器及其特性2023/2/7323）涡流位移传感器不接触测量，特别适合测量转轴和其他小型对象的相对位移。有零频率响应，可测静态位移和轴承油膜厚度。相移很小。灵敏度与被测对象的电导率和导磁率有关。2023/2/733接收形式：相对式变换形式：电涡流典型频率范围：0~20kHz典型线性范围：0~2mm典型灵敏度：8.0V/mm(对象为钢)典型的涡流位移传感器及其特性2023/2/734第四章

振动标准解析2023/2/712:3136ISO10816-1-1995机械振动在非旋转部件上测量和评定机器振动第1部分:总则ISO10816-1ISO10816-2TechnicalCorrigendum1-2004机械振动.通过在非旋转部件上的测量评价机械振动.第2部分:超过50MW功率的标准操作速度为1500r/min、1800r/min、3000r/min和3600r/min的固定式蒸汽轮机和发电机.技术勘误1ISO10816-2ISO10816-2-2001在非旋转部件上的测量和评定机器的机械振动第2部分：功率超过50MW、额定转速在1500r/min、1800r/min、3000r/min和3600r/min的陆地安装的汽轮机发和发电机ISO10816-2ISO10816-3-1998机械振动在非旋转部件上测量和评定机器振动第3部分:在额定功率大于15kW、额定转速在120r/min和15000r/min之间现场测量的工业机器ISO10816-3ISO10816-4-1998机械振动在非旋转部件上测量和评定机器振动第4部分:不包括航空器类的燃气轮驱动装置ISO10816-4ISO10816-5-2000机械振动在非旋转部件上测量和评定机器振动第5部分:水力发电厂和泵站机组ISO10816-5ISO10816-6-1995机械振动在非旋转部件上测量和评定机械振动第6部分:额定功率在100KW以上的往复式机器ISO10816-64.1.振动标准的选择与制定2023/2/72023/2/712:3137GB/T6075.1-1999idtISO10816-1:1995在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动第1部分：总则GB/T6075.2-2007idtISO10816-2:2001在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动第2部分：50MW以上，额定转速1500r/min、1800r/min、3000r/min、3600r/min陆地安装的汽轮机和发电机GB/T6075.3-2001idtISO10816-3:1998在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动第3部分：额定功率大于15kW额定转速在120r/min~15000r/min之间的在现场测量的工业机器GB/T6075.4-2001idtISO10816-4:1998在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动第4部分：不包括航空器类的燃气轮机驱动装置GB/T6075.5-200*idtISO10816-5:2000在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动第5部分：水力发电厂和泵站机组GB/T6075.6-200*idtISO10816-6:1995在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动第6部分：功率大于100kW的往复式机器2023/2/712:3138GB/T11348.1-1999idtISO7919-1:1996旋转机械转轴径向振动的测量和评定第1部分：总则GB/T11348.2-2007idtISO7919-2:2001旋转机械转轴径向振动的测量和评定第2部分：50MW以上，额定转速1500r/min、1800r/min、3000r/min、3600r/min陆地安装的汽轮机和发电机GB/T11348.3-1999idtISO7919-3:1996旋转机械转轴径向振动的测量和评定第3部分：耦合的工业机器

GB/T11348.4-1999idtISO7919-4:1996旋转机械转轴径向振动的测量和评定第4部分：燃气轮机组GB/T11348.5-200*idtISO7919-5:1997旋转机械转轴径向振动的测量和评定第5部分：水力发电厂和泵站机组1.ISO

7919-1~7非往复式机器的机械振动

在旋转轴上的测量和评价机械振动2.ISO

5348:1998(GB/T

14412-2005)加速度计的机械安装3.ISO

2954:1975

(GB/T13824-1992)对测量振动烈度仪器的要求4.ISO16063-1:1998(GB/T20485.1-2008)振动与冲击传感器校准方法第1部分：基本概念5.ISO1925:2001(GB/T6444-2008)机械振动

平衡词汇6.ISO1940-1:2003(GB/T9239.1-2006)机械振动恒态(刚性)转子平衡品质要求第1部分：规范与平衡允差的检验7.ISO11342:1998(GB/T6557-2009)挠性转子机械平衡的方法和准则8.ISO10817-1:1998旋转轴振动测量系统9.ISO/TC108/SC5WG7N2机器状态监测和诊断

专业人员的培训及认证10.ISO

1217:1996

容积式压缩机

验收试验2023/2/712:313911.ISO

3046-1:2002往复式内燃机

性能第1部分：标准参考条件，动力说明，燃料和润滑油消耗以及试验方法12.ISO

3046-3:2006往复式内燃机

性能第3部分：试验测量13.ISO

2314:2009燃气轮机

验收试验14.ISO

4020:2001ISO

4392-3:1993路面车辆

柴油机的燃料过滤

试验方法15.ISO

5151:2010液压液体动力

发动机特性的确定

第3部分：在恒定和恒扭矩下非导管空气调节器和汽泵性能试验和鉴定16.ISO

5389:2005涡轮压缩机

性能试验规程17.ISO

5801:2007工业风机使用标准化气道的性能试验18.ISO

6954:2000机械振动与冲击

商船振动的整体评定指南19.ISO

8002:1986机械振动

陆地车辆

报告测量数据的方法20.ISO

8528-1:2005往复式内燃机驱动的交流发电机组第1部分：应用，鉴定和性能2023/2/712:314021.ISO8528-6:2005往复式内燃机驱动的交流发电机组第6部分：试验方法22.ISO8528-9:199往复式内燃机驱动的交流发电机组第9部分：机械振动的测量和评定23.ISO8579-2:1993齿轮验收规程

第二部分：在验收试验中齿轮装置的机械振动的确定24.ISO8821:1989机械振动

轴和配键的平衡(惯例)25.ISO9905:1994离心泵的技术规定I类26.ISO9906:1999旋转离心泵

验收的液压性能试验规程I级和II级27.ISO9908:1993离心泵的技术规定III类28.ISO

13253:1995

导管空气调节器和空对空汽泵

性能试验和鉴定29.ISO

13350:1999工业风机

喷气风机的性能试验2023/2/712:314130.ISO

14695:2003风机振动的测量方法31.IEC60034

旋转电机

鉴定和性能32.SAERP1587:1981推荐的宇航实习，美国汽车工程师学会[飞机燃气轮机监测系统指南]33.ASMEPowerTestCodePTC10压缩机和抽风机美国机械工程师学会动力试验规程34.JB/T8097-1999泵的振动测量与评价方法35.API670振动、轴向位置和轴承温度监测系统36.API681应用于石油、化工、天然气行业的液环真空泵及压缩机37.GB2807-81《电机振动测定方法》2023/2/712:31422023/2/712:3143转速振幅（双振幅）（mm）优等良好合格n≤10000.050.070.101000＜n≤20000.040.060.082000＜n≤30000.030.040.05n＞30000.020.030.041500r/min3000r/min相对位移绝对位移相对位移绝对位移A（良好）10012080100B（合格）200240165200C（停机）3003852603201.1机组振动标准1）附属机械轴承振动标准附属机械轴承振动标准2）机组轴振动标准国产200MW及以下机组，一般以测轴承为准，如测轴振动制造厂家无规定时，可参照下表执行。大型汽轮发电机组轴振参考标准（双振幅um）2023/2/712:3144优良好合格1500r/min≤30≤50≤703000r/min≤20≤25≤50≥5000r/min≤10≤25≤503）轴承振动标准轴承振动标准（双振幅，mm）4）ISO3945振动标准振动烈度Vf（mm/s）与振动位移峰峰值Sp-p（mm）之间的换算关系

Sp-p＝2√2Vf/ω其中角速度ω＝2лf，f为频率。当f＝50Hz时，振动烈度与振动位移对应值见下表：振动烈度与振动位移对应值Vf(mm/s)0.450.711.121.82.84.57.111.218.028.045.071.0Sp-p(um)46.310162540.6631001622504066302023/2/712:3145振动烈度Vf（mm/s）支撑分类刚性支撑柔性支撑0.45A（好）A（好）0.711.121.8B（满意）B（满意）2.84.57.1C（不满意）C（不满意）11.218D（立即停机）D（立即停机）2845712023/2/712:3146

功率标准K(<15Kw)M(>15~75Kw)G(>75Kw)T(弹性支撑)注意值1.82.84.57.1危险值4.57.111.2185）ISO2372国际振动烈度标准转速：600~12000r/min;10~1000Hz的通频带速度有效值Vrms2023/2/712:31476）2023/2/712:31487）电机的振动强度极限（ISO2373）质量等级速度r/min轴高在80～400mm允许最大Vrms值80≤H≤132132<H≤225225<H≤400mm/sin/smm/sin/smm/sin/sN级600~36001.80.0712.80.1104.50.177R级600~1800>1800~36000.711.120.0280.0441.121.80.0440.0711.82.80.0710.110S级600~1800>1800~36000.450.710.0180.0280.711.120.0280.0441.121.80.0440.0712023/2/712:31498）部分日本引进设备的Dp-p(全振幅)标准序号设备类别转速r/min允许全振幅（mm）标准代号1*单列式往复压缩机0.15JISB341-19762*多列式往复压缩机0.03JISB8341-19763*对称平衡式往复压缩机0.02JISB8341-19764离心泵150030000.040.03轻柴油裂解年产30万吨乙烯技术资料第一册5离心式压缩机4000600080001000012000140000.0720.0180.01550.0140.01250.012轻柴油裂解年产30万吨乙烯技术资料第一册2023/2/712:31509）电厂汽轮机振动标准（IEC1968）单位：um转速r/min轴流式汽轮机振动标准(轴承处全振幅)优等良好合格1500<30<50<703000<20<30<50转速（r/min）10001500180030003600060007200轴承振动7550402521126轴振动150100805042241210）IEC振动标准（双振幅，um）IEC振动标准转速r/min（允许全振幅（μm））〈20002000~40004000~60006000~10000〉10000轴承座振动17.512.5107.56.2轴振3523201512.52023/2/712:315111）JEAC3717-1974振动标准日本电气协会10MW汽轮发电机组振动允许值2023/2/712:3152Vrms(mm/s)状态判别≤5.0良好≤6.3合格Vrms(mm/s)状态判别≤1.5良好≤2.8允许≤4.5较差12）一般离心式/轴流式通风机振动判别标准（JB/TQ334-87）

我国风机专业标准13）大型离心式/轴流式鼓风机振动判别标准（JB/TQ433-85）2023/2/712:315314）2023/2/712:3154振动烈度等级机器结构上的整体振动的极限值振动位移μm(r.m.s)振动速度mm/s(r.m.s)振动加速度m/s2(r.m.s)1.1≤17.8≤1.12≤1.761.8≤28.3≤1.78≤2.792.8≤44.8≤2.82≤4.424.5≤71.0≤4.46≤7.017.1≤113≤7.07≤11.111.2≤178≤11.2≤17.618≤283≤17.8≤27.928≤448≤28.2≤44.245≤710≤44.6≤70.171≤1125≤70.7≤111112≤1784≤112≤176180＞1784＞112＞176注：该极限值表示从2赫兹到10赫兹的范围内为恒定位移。从10赫兹到250赫兹恒定速度。250赫兹到1000赫兹为恒定加速度。

14）振动烈度等级（2Hz～1000Hz）A区—良好，新建造的机器振动水平落在该区域B区—合格，检修后的机器振动水平落在该区域C区—不合格，机器存在故障隐患应该适时检修D区—故障严重，继续运行会对机器造成破坏153050Am/s2HAm/s2Vmm/sDµmdBn－dBdBc－dBBACD2.54.57.13080507.0

15

2020

30405.01520振动状况综合评价标准模型——

振动位移——

振动速度——

振动加速度——

高频加速度——

轴承冲击值——

轴承地毯值15）部分经验门限值4.2设备状态的判定标准的制订1）按测量参数⑴位移标准⑵速度标准⑶加速度标准2）按制定方法

(1)绝对标准(2)相对标准(3)类比标准2023/2/712:31

第56页

1.2.1相对判定标准的制订以正常状态的测定值为初值，以当前实测数据达到初值的倍数为阈值来判定设备当前所出的状态。

1）常用的相对标准

ISO建议的相对标准2023/2/712:31

第57页低频（＜1KHZ）机械高频（＞4KHZ）机械注意2.5倍6倍异常10倍100倍

4.2.2我国一些厂家采用的相对标准

2023/2/712:31

第58页低频（＜1KHZ）机械高频（＞4KHZ）机械注意1.3~2倍3倍异常4倍6倍旋转机械、齿轮滚动轴承和滑动轴承良好1~2倍1~2倍异常2~4倍2~6倍故障＞4倍＞6倍

日本丰田利夫建议的相对标准

4.2.3企业相对标准的建立的方法

对具体设备制定切实可行的相对标准，是最合适的。①确定基线（初值）：以等时间间隔为基础，至少取二十个有效数据的平均值作为初值。注意：同测点、同方向、同角度和同压力。②计算平均值和标准值：

平均值：

标准差：2023/2/712:31

第59页③计算注意和危险的标准：2023/2/712:31

第60页

注意标准：

危险标准：a)低频领域（1KHZ以下）

b)高频领域（10KHZ以上）1.2.4企业相对标准的建立示例

由上述平均值和标准差的公式可计算出：

μ0=0.211，σ0=0.056注意标准为：xe=0.211+3×0.056=0.380.38/0.211=1.8>1.5(判定标准有效。)危险标准为：x=3*0.211+9*0.056=1.14

1.14/0.211=5.42023/2/712:31

第61页123456789100.150.190.160.170.250.180.190.150.180.22111213141516171819200.270.320.190.210.170.230.200.150.350.293.3类比判定标准相同条件下，对数台设备的同一部位进行测定，并对测定值相互比较进行判定的方法，称为类比判定标准。对于同规格、同型号、同工况的小型机械如水泵,，在缺乏必要的标准时可采用类比标准进行判别。2023/2/712:31

第62页测部位泵名速度/（cm/s）①②③④A0.060.070.060.07B0.060.050.070.06C0.060.070.140.17D0.060.070.050.071.4诊断标准的使用方法1）诊断标准的科学性与相对性不要将绝对标准绝对化适用于所有设备的绝对值判定标准是没有的。2）明确标准适用的对象和应用条件3）标准的综合应用三种标准的采用原则（优先顺序）：

绝对标准＞相对标准＞类比标准从维修的角度：兼用绝对值判定标准和相对值判定标准。注：对具体设备制定切实可行的相对标准，是最合适的。2023/2/712:31

第63页5.7频谱分析中的几个常用概念工频、基频、转频、1X（1倍频）谐波、次谐波、倍频谐波倍频是指某一频率的整倍数频率分量，如2X，3X，4X，5X……nX。次谐波是指某一频率的分数倍频率分量，如1/2X，1/3X，1/4X，3/2X……

最高分析频率、采样频率、采样点数N、频率分辨率、谱线数M2023/2/712:3164第六章旋转机械故障诊断技术6.0基于振动分析的故障诊断的一般方法1）观察时域波形的形状，读取有效值、峰值、平均值、脉冲指标、峭度指标等参数。根据时域波形的有量刚参数如有效值等判断设备总体状态。2）观察频谱图中各频率分量的大小和分布。既要关心各

频率分量幅值具体量的大小又要关心各频率分量幅值的相对大小。从频率分布及其结构判断故障类型，并结合设备总体状态判断其严重程度2023/2/712:31666.1

旋转机械振动的动力学特征及信号特点6.1.1转子特性

转子组件是旋转机械的核心部分，由转轴及固定装上的各类盘状零件（如：叶轮、齿轮、联轴节、轴承等）所组成。

从动力学角度分析，转子系统分为刚性转子和柔性转子。刚性转子：转动频率低于转子一阶横向固有频率的转子为刚性转子，如电动机、中小型离心式风机等。柔性转子：转动频率高于转子一阶横向固有频率的转子为柔性转子，如燃气轮机转子。在工程上，我们也把对应于转子一阶横向固有频率的转速称为临界转速。当代的大型转动机械，为了提高单位体积的做功能力，一般均将转动部件做成高速运转的柔性转子（工作转速高于其固有频率对应的转速），采用滑动轴承支撑。由于滑动轴承具有弹性和阻尼，因此，它的作用远不止是作为转子的承载元件，而且已成为转子动力系统的一部分。在考虑到滑动轴承的作用后，转子——轴承系统的固有振动、强迫振动和稳定特性就和单个振动体不同了。柔性转子的临界转速由于柔性转子在高于其固有频率的转速下工作，所以在起、停车过程中，它必定要通过固有频率这个位置。此时机组将因共振而发生强烈的振动，而在低于或高于固有频率转速下运转时，机组的振动是一般的强迫振动，幅值都不会太大，共振点是一个临界点。故此，机组发生共振时的转速也被称之为临界转速。转子的临界转速往往不止一个，它与系统的自由度数目有关。实际情况表明：带有一个转子的轴系，可简化成具有一个自由度的弹性系统，有一个临界转速；转轴上带有二个转子，可简化成二个自由度系统，对应有二个临界转速，依次类推。其中转速最小的那个临界转速称为一阶临界转速nc1，比之大的依次叫做二阶临界转速nc2、三阶临界转速nc3。工程上有实际意义的主要是前几阶，过高的临界转速已超出了转子可达的工作转速范围。临界转速的变动为了保证大机组能够安全平稳的运转，轴系转速应处于该轴系各临界转速的一定范围之外，一般要求：刚性转子n<0.75nc1柔性转子1.4nc1<n<0.7nc2式中，nc1、nc2分别为轴系的一阶、二阶临界转速。机组的临界转速可由产品样本查到或在起停车过程中由振动测试获取。需指出的是，样本提供的临界转速和机组实际的临界转速可能不同，因为系统的固有频率受到种种因素影响会发生改变。设备故障诊断人员应该了解影响临界转速改变的可能原因。一般地说，一台给定的设备，除非受到损坏，其结构不会有太大的变化，因而其质量分布、轴系刚度系数都是固定的，其固有频率也应是一定的。但实际上，现场设备结构变动的情况还是很多的，最常遇到的是换瓦，有时是更换转子，不可避免的是设备维修安装后未能准确复位等等，都会影响到临界转速的改变。多数情况下，这种临界转速的改变量不大，处在规定必须避开的转速区域内，因而被忽略。6.1.2转子—轴承系统的稳定性转子系统的稳定与失稳：转子——轴承系统的稳定性是指转子在受到某种小干扰扰动后能否随时间的推移而恢复原来状态的能力，也就是说扰动响应能否随时间增加而消失。 如果响应随时间增加而消失，则转子系统是稳定的。 若响应随时间增加，则转子系统就失稳了。油膜涡动与油膜振荡：

在瓦隙较大的情况下，转子常会因不平衡等原因而偏离其转动中心，致使油膜合力与载荷不能平衡，就会引起油膜涡动。油膜涡动是一种比较典型的失稳。机组的稳定性能在很大程度上取决于滑动轴承的刚度和阻尼。当系统具有正阻尼时，系统具有抑制作用，振动逐渐衰减。反之系统具有负阻尼时，油膜涡动就会发展为油膜振荡。油膜涡动与油膜振荡都是油膜承载压力波动的反映，表现为轴的振动。（1）油膜涡动与油膜振荡的发生条件①只发生在使用压力油润滑的滑动轴承上。在半润滑轴承上不发生。②油膜振荡只发生在转速高于临界转速的设备上。

（2）油膜涡动与油膜振荡的信号特征①油膜涡动的振动频率随转速变化，与转频保持f=（0.43～0.48）fn。②油膜振荡的振动频率在临界转速所对应的固有频率附近，不随转速变化。③两者的振动随油温变化明显。（3）油膜涡动与油膜振荡的振动特点

①油膜涡动的轴心轨迹是由基频与半速涡动频率叠加成的双椭圆，较稳定。②油膜振荡是自激振荡，维持振动的能量是转轴在旋转中供应的，具有惯性效应。由于有失稳趋势，导致摩擦与碰撞，因此轴心轨迹不规则，波形幅度不稳定，相位突变。

（4）消除措施①设计时使转子避开油膜共振区；②增大轴承比压，减小承压面；③减小轴承间隙；④控制轴瓦预负荷，降低供油压力；⑤选用抗振性好的轴承结构；⑥适当调整润滑油温；⑦从多方面分析并消除产生的因素。6.1.3转子的不平衡振动机理 旋转机械的转子由于受材料的质量分布、加工误差、装配因素以及运行中的冲蚀和沉积等因素的影响，致使其质量中心与旋转中心存在一定程度的偏心距。静不平衡：偏心距较大时，静态下，所产生的偏心力矩大于摩擦阻力矩，表现为某一点始终恢复到水平放置的转子下部，其偏心力矩小于摩擦阻力矩的区域内，称之为静不平衡。动不平衡：偏心距较小时，不能表现出静不平衡的特征，但是在转子旋转时，表现为一个与转动频率同步的离心力矢量，离心力F=Meω2，从而激发转子的振动。这种现象称之为动不平衡。特点：静不平衡的转子，由于偏心距e较大，表现出更为强烈的动不平衡振动。要求：虽然作不到质量中心与旋转中心绝对重合，但为了设备的安全运行，必需将偏心所激发的振动幅度控制在许可范围内。（1）不平衡故障的信号特征①时域波形为近似的等幅正弦波。②轴心轨迹为比较稳定的圆或椭圆，这是因为轴承座及

基础的水平刚度与垂直刚度不同所造成。③频谱图上转子转动频率处的振幅。④在三维全息图中，转频的振幅椭圆较大，其他成份较小。

（2）敏感参数特征①振幅随转速变化明显，这是因为，激振力与角速度ω是指数关系

②当转子上的部件破损时，振幅突然变大。例如某烧结厂抽风机转子焊接的合金耐磨层突然脱落，造成振幅突然增大。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150。经动平衡处理后，振动状态达到正常。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。转子不平衡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。①、②－引风机轴承测点③～⑤－电机测点测点方位①②③④⑤H20.0（26Hz）4.62.52.4－V5.53.41.0－4.5A3.72.41.6－－引风机振动速度有效值（mm/srms）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。2023/2/712:3182不平衡故障机理转子力学模型2023/2/712:3183令，则其复数形式的运动方程为

设其特解为:因

故有

解出和

代入后可得：2023/2/712:3184再令，

则有

6.1.4转子与联轴节的不对中振动机理

转子不对中包括轴承不对中和轴系不对中两类。轴承不对中本身不引起振动，它影响轴承的载荷分布、油膜形态等运行状况。一般情况下，转子不对中都是指轴系不对中，故障原因在联轴节处。

引起轴系不对中的原因：①安装施工中对中超差；②冷态对中时没有正确估计各个转子中心线的热态升高量，工作时出现主动转子与从动转子之间产生动态对中不良；③轴承座热膨胀不均匀；④机壳变形或移位；⑤地基不均匀下沉；⑥转子弯曲，同时产生不平衡和不对中故障。

轴系不对中可分为三种情况：

①轴线平行不对中②轴线交叉不对中③轴线综合不对中在实际情况中，都存在着综合不对中。只是其中平行不对中和交叉不对中所占的比重不同而已。由于两半联轴节存在不对中，因而产生了附加的弯曲力。由于转动，这个附加弯曲力的方向和作用点也被强迫发生改变，从而激发出转频的2倍、4倍等偶数倍频的振动。其主要激振量以2倍频为主，某些情况下4倍频的激振量也占有较高的份量。更高倍频的成份因所占比重很少，通常显示不出来。

轴系不对中故障特征：

①时域波形在基频正弦波上附加了2倍频的谐波。②轴心轨迹图呈香蕉形或8字形。③频谱特征：主要表现为径向2倍频、4倍频振动成份，有角度不对中时，还伴随着以回转频率的轴向振动。④在全息图中2、4倍频椭圆较扁，并且两者的长轴近似垂直。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。

测点A水平方向振动信号的频谱结构图明显的2X特征重新对中后2X基本消失

不对中故障甄别：

①不对中的谱特征和裂纹的谱特征类似，均以两倍频为主，二者的区分主要是振动幅值的稳定性，不对中振动比较稳定。用全息谱技术则容易区分，不对中为单向约束力，二倍频椭圆较扁。轴横向裂纹则是旋转矢量，二倍频全息谱比较圆。②带滚动轴承和齿轮箱的机组，不对中故障可能引发出通过频率或啮合频率的高频振动，这些高频成分的出现可能掩盖真正的振源。如高频振动在轴向上占优势，而联轴器相联的部位轴向工频亦相应较大，则齿轮振动可能只是不对中故障所产生的过大的轴向力的响应。③轴向工频有可能是角度不对中，也有可能是轴承不对中。一般情况，角度不对中，轴向工频振值比径向为大；而轴承不对中正好相反，因为后者是由不平衡引起，它只是对不平衡力的一种响应。通频振动：表示振动原始波形的振动幅值。 选频振动：表示所选定的某一频率正弦振动的幅值。工频振动：表示与所测机器转子的旋转频率相同的正弦振动的幅值。基频振动：工频振动又叫基频振动。例：对于工作转速为6000r/min的机器，工频振动频率是100HZ。6.1.5转轴弯曲故障的机理

设备停用一段较长时间后重新开机时，常常会遇到振动过大甚至无法开机的情况。这多半是设备停用后产生了转子轴弯曲的故障。转子弯曲有永久性弯曲和临（暂）时性弯曲两种情况。永久性弯曲是指转子轴呈弓形。造成永久弯曲的原因有设计制造缺陷(转轴结构不合理、材质性能不均匀)、长期停放方法不当、热态停机时未及时盘车或遭凉水急冷所致。临时性弯曲指可恢复的弯曲。造成临时性弯曲原因有预负荷过大、开机运行时暖机不充分、升速过快等致使转子热变形不均匀等。轴弯曲振动的机理和转子质量偏心类似，因而都要产生与质量偏心类似的旋转矢量激振力，与质心偏离不同点是轴弯曲会使轴两端产生锥形运动，因而在轴向还会产生较大的工频振动。

转轴弯曲故障的振动信号特征：（轴弯曲故障的振动信号与不平衡基本相同。）

①时域波形为近似的等幅正弦波；②轴心轨迹为一个比较稳定的圆或偏心率较小的椭圆，由于轴弯曲常陪伴某种程度的轴瓦摩擦，故轴心轨迹有时会有摩擦的特征；③频谱成份以转动频率为主，伴有高次谐波成份。与不平衡故障的区别在于：弯曲在轴向方面产生较大的振动。6.1.6转轴横向裂纹的故障机理转轴横向裂纹的振动响应与所在的位置、裂纹深度及受力的情况等因素有极大的关系，因此所表现出的形式也是多样的。在一般情况下，转轴每转一周，裂纹总会发生张合。转轴的刚度不对称，从而引发非线性振动，能识别的振动主要是1X、2X、3X倍频分量。

转轴横向裂纹的振动信号特征：①振动带有非线性性质，出现旋转频率的l×、2×、3×…·等高倍分量，随裂纹扩展，刚度进一步下降，l×、2×……等频率幅值随之增大，相位角则发生不规则波动，与不平衡相角稳定有差别。②开停机过程中，由于非线性谐频关系，会出现分频共振，即转子在经过1／2、1／3……临界转速时，相应的高倍频(2×、3×)正好与临界转速重合，振动响应会出现峰值。③裂纹的扩展速度随深度的增大而加速，相应的l×、2×（倍频）的振动也会随裂纹扩展而快速上升，同时1×、2×相位角出现异常波动。④全息谱表现为2倍频的椭圆形状，与轴系不对中的扁圆形状有明显的差别。

故障甄别

稳态运行时，应能与不对中故障区分。全息谱是最好的区分方法。6.1.7连接松动故障的机理松动振动异常的基本原因：振动幅值由激振力和机械阻抗共同决定，松动使连接刚度下降，这是松动振动异常的基本原因。支承系统松动引起异常振动的机理：从以下两个侧面加以说明。1)当轴承套与轴承座配合具有较大间隙或紧固力不足时，轴承套受转子离心力作用，沿圆周方向发生周期性变形，改变轴承的几何参数。进而影响油膜的稳定性。2)当轴承座螺栓紧固不牢时，由于结合面上存在间隙，使系统发生不连续的位移。上述两顶因素的改变，都属于非线性刚度改变，变化程度与激振力相联系，因而使松动振动显示出非线性特征。松动的典型特征是产生2×及3×、4×、5×等高倍频的振动。连接松动故障的振动特征：

①轴心轨迹混乱，重心飘移。②频谱图中，具有3×、5×、7×等高阶奇次倍频分量，也有偶次分量。③松动方向的振幅大。当高次谐波的振幅值大于转动频率振幅的1/2时，应怀疑有松动故障。6.1.8

碰摩故障的机理

动静件之间的轻微摩擦，开始时故障症状可能并不十分明显，特别是滑动轴承的轻微碰摩，由于润滑油的缓冲作用，总振值的变化是很微弱的，主要靠油液分析发现这种早期隐患；有经验的诊断人员，由轴心轨迹也能做出较为准确的诊断。当动静碰摩发展到一定程度后，机组将发生碰撞式大面积摩擦，碰摩特征就将转变为主要症状。地脚松动引起振动的方向特征及频率结构机械松动实例

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①umP－P②umP－PH8530V156A2828H、V、A分别代表水平、垂直和轴向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。动静碰摩的特点分析：动静碰摩与部件松动具有类似特点。动静碰摩是当间隙过小时发生动静件接触再弹开，改变构件的动态刚度；松动是连接件紧固不牢、受交变力(不平衡力、对中不良激励等)作用，周期性地脱离再接触，同样是改变构件的动态刚度。不同点是，前者还有一个切向的摩擦力，使转子产生涡动。转子强迫振动、碰摩自由振动和摩擦涡动运动叠加到一起，产生出复杂的、特有的振动响应频率。由于碰摩力是不稳定的接触正压力，时间上和空间位置上都是变化的，因而摩擦力具有明显的非线性特征(一般表现为丰富的超谐波)。因此，动静碰摩与松动相比，动静碰摩振动成分的周期性相对较弱，而非线性更为突出。

碰摩故障的振动特征：

1)时域波形存在“削顶”现象，或振动远离平衡位置时出现高频小幅振荡。2)频谱上除转子工频外，还存在非常丰富的高次谐波成分(经常出

现在气封摩擦时)。3)严重摩擦时，还会出现1／2×、l／3×、1/N×等精确的分频成分(经常出现在轴瓦磨损时)。4)全息谱上出现较多、较大的高频椭圆，且偏心率较大。5)提纯轴心轨迹(1×、2×、3×、4×合成)存在“尖角”。6)轴瓦磨损时，还伴有轴瓦温度升高、油温上升等特征，气封摩

擦时，在机组起停过程中，可听到金属摩擦时的声音。7)轴瓦磨损时，对润滑油样进行铁谱分析，可发现如下特征：

①谱片上磁性磨粒在谱片入口沿磁力线方向呈长链密集状排列，且存在超过20μm的金属磨粒；

②非磁性磨粒随机地分布在谱片上，其尺寸超过20μm；

③谱片上测试的光密度值较上次测试有明显的增大。摩擦高次谐波及其分数倍谐波是摩擦的主要频谱特征波形出现“削顶”丰富的高次谐波碰摩故障的故障甄别：1)由于故障机理与松动类似，两者不容易加以区分。据现场经验：松

动a.松动时以高次谐波为特征；b.松动振动来源于不平衡力，故松动振动随转速变化比较明显；c.在波形表现形式上：松动则不存在削顶问题。碰

摩a.摩擦时以分数谐波为特征；b.碰摩受间隙大小控制，与转速关系不甚密切；c.在波形表现形式上：摩擦常可见到削顶波形。2)局部碰摩与全弧碰摩的区分全弧碰摩分频明显，超谐波消失，局部轻摩擦很少有分频出现，谐波幅值小但阶次多，局部严重摩擦介于两者之间，有分频也有低次谐波，且谐波幅值比基频还大。基频则由未碰撞前的较大值变为较小值。在轨迹上，局部摩擦轨迹乱而不放大，正进动；连续全弧摩擦则随时间逐渐扩散，进动方向为反进动。6.1.9喘振的机理

喘振是一种很危险的振动，常常导致设备内部密封件、叶轮导流扳、轴承等损坏，甚至导致转子弯曲、联轴器及齿轮箱等机构损坏。它也是流体机械特有的振动故障之一。

喘振是压缩机组严重失速和管网相互作用的结果。它既可以是管网负荷急剧变化所引起，也可以是压缩机工作状况变化所引起。

当进入叶轮的气体流量减少到某一最小值时，气流的分离区扩大到整个叶道，使气流无法通过。这时叶轮没有气量甩出，压缩机出口压力突然下降。由于压缩机总是和管网连在一起的，具有较高背压的管网气体就会倒流到叶轮里来。瞬间倒流来的气流使叶轮暂时弥补了气体流量的不足，叶轮因而恢复正常工作，重新又把倒回来的气流压出去，但过后又使叶轮流量减少，气流分离又重新发生。如此周而复始。压缩机和其连接的管路中便产生出一种低频率高振幅的压力脉动，造成机组强烈振动。

喘振是压力波在管网和压缩机之间来回振荡的现象，其强度和频率不但和压缩机中严重的旋转脱离有关，还和管网容量有关；管网容量越大，则喘振振幅愈大，频率愈低；管网容量小，则喘振振幅小，喘振频率也较高，一般为0.5～20Hz。电动机的振动限值分为N级(普通级)、R级(一级)和S级(优等级)等三个等级，如无其他规定，电动机的振动应符合N级的要求。异步电动机的振动限值：在空载时的振动限值应符合表10规定中的某一等级的要求，并在各类型电动机标准中规定。其他各类型电动机的振动限值各类型电动机标准中规定。异步电动机的振动测定按GB2807-81《电机振动测定方法》。2023/2/712:311096.2通过电流频谱法诊断电机故障

交流感应电动机的启动电流较大（通常为满载电流的5～7倍），在很短的启动时间内，笼形绕组将承受很大的热应力和机械应力，导致笼条和端环在很高的应力作用下疲劳断裂。根据故障统计结果，交流感应电动机转子断条、端环开裂、高阻接头、机械不平衡、转子轴弯曲等是常见故障，其中有些故障即使停车拆下检修仍难以发现问题。

交流感应电动机定子绕组通以三相交流电后，产生旋转磁场，在转子中产生感应电流。感应电流与通过转子和定子之间的气隙磁通相互作用，在转子与定子表面间产生电磁作用，其强度与磁通密度的平方成正比。如果电动机发生故障，就会改变正常的气隙磁通波形。作为气隙磁通波形函数的定子电流频率信号及杂散磁通信号会对故障有明显的反映。

2023/2/712:311101）转子绕组故障产生机理

转子绕组故障包括转子笼条断裂、转子端环开裂、压铸铝

转子中的铸造空隙或气孔以及转子中的不良铜焊接头等。

笼形转子绕组故障发生和发展过程如下：

(1)在即将发生故障的部位出现过热现象和很高的热应力或机

械应力；

(2)达到疲劳极限时笼条断裂，并产生电弧；

(3)在继续启动时，相邻的笼条通过更大的电流，并承受更大

的机械和热应力；

(4)造成更多笼条断裂、故障扩大，产生较大的单边磁拉力，

使电动机产生振动、噪声、定子电流摆动和温升增加、转速波动。2）电流频谱法检测转子绕组故障的原理

理想电动机的定子电流应当只存在单一供电频率分量。电动

机转子出现故障时，定子电流频谱图上，在与电源频率相差二

倍转差频率(±2sf)的位置上各出现一个边频带。假设电动机的极

对数为P，供电频率为ω，在机械转角为θ处产生的磁动势m

可由下式表示：

m1=N1I1sin(ωt—Pθ)

式中：

N1——定子绕组每相匝数；

I1——定子电流；

ω——电源角频率；

θ——转子相位角。

转子的相位角由下式确定：φ=θ－ωrt式中：ωr——转子旋转角速度。

由上可得转子极对数P=2时的磁动势为：

m1=N1I1sin[(ω－ωr)t—φ)]

在正常情况下，转子回路中产生的磁动势m与定子磁动势

相平衡：

m2=N2I2sin[(ω－ωr)t—φ)]

如果转子发生故障，如一根断条，那么由转子电流引起的

磁动势为：

m1=N1I1sin[(ω－ωr)t—φ)]sin（2φ）

因此：

m2=｛cos[(ω－ωr)t—3φ]－cos[(ω－ωr)t+θ]｝

同(4)式类似，上式的磁动势m在定子中感应产生的磁动势

m为：

m1=｛cos[(ω－2ωr)t—3θ]－cos[(ω－2ωr)

t+θ]｝

如果二极电动机的转差率用下式表示：s=(ω－ωr)/ω

则：m1=｛cos[(3－2ωr)t—3θ]－cos[(1－2s)

t－θ]｝

这时，磁动势的前一个分量，因其包含3ωt和3θ，在三相定子回路上感应产生的电动势为零，所以在定子电流上不会产生分量。但是，第二个分量在定子电流中感应出一个比电源频串低2sω的三相电流分量。这种电流的周期性变化反作用在转子上产生频率为二倍转差频率的转矩变化。如果转子不具备极大惯性矩，这种变化会反应在转速的变化上。此速度效应导致定子中的三次谐磁通的变化，使电流以频率ω(1-2s)变化。

边频带峰值同主频峰值的差值直接反映转子损坏程度。随着

断条数目的增加，ω(1—2s)处的幅值增大，由此Hargis等人提出了鼠笼式电动机的断条数预测公式:

式中：

R1——与频率处幅值之比；

P——极对数；

R——转子槽数；

n——预测转子断条数。2023/2/712:31