机械故障诊断技术旋转机械故障诊断

机械故障诊断技术旋转机械故障诊断机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第1页在工程上，咱们也把对应于转子一阶横向固有频率转速称为临界转速。当代大型转动机械，为了提升单位体积做功效力，普通均将转动部件做成高速运转柔性转子(工作转速高于其固有频率对应转速)，采取滑动轴承支撑。因为滑动轴承含有弹性和阻尼，所以，它作用远不止是作为转子承载元件，而且已成为转子动力系统一个别。在考虑到滑动轴承作用后，转子——轴承系统固有振动、强迫振动和稳定特征就和单个振动体不一样了。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第2页柔性转子临界转速因为柔性转子在高于其固有频率转速下工作，所以在起、停车过程中，它必定要经过固有频率这个位置。此时机组将因共振而发生强烈振动，而在低于或高于固有频率转速下运转时，机组振动是普通强迫振动，幅值都不会太大，共振点是一个临界点。故此，机组发生共振时转速也被称之为临界转速。转子临界转速往往不止一个，它与系统自由度数目相关。实际情况表明：带有一个转子轴系，可简化成含有一个自由度弹性系统，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。其中转速最小那个临界转速称为一阶临界转速nc1，比之大依次叫做二阶临界转速nc2、三阶临界转速nc3。工程上有实际意义主要是前几阶，过高临界转速已超出了转子可达工作转速范围。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第3页临界转速变动为了确保大机组能够安全平稳运转，轴系转速应处于该轴系各临界转速一定范围之外，普通要求：刚性转子n<0.75nc1柔性转子1.4nc1<n<0.7nc2式中，nc1、nc2分别为轴系一阶、二阶临界转速。机组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。需指出是，样本提供临界转速和机组实际临界转速可能不一样，因为系统固有频率受到种种原因影响会发生改变。设备故障诊疗人员应该了解影响临界转速改变可能原因。普通地说，一台给定设备，除非受到损坏，其结构不会有太大改变，因而其质量分布、轴系刚度系数都是固定，其固有频率也应是一定。但实际上，现场设备结构变动情况还是很多，最常碰到是换瓦，有时是更换转子，不可防止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改变。多数情况下，这种临界转速改变量不大，处于要求必须避开转速区域内，因而被忽略。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第4页6．1．2转子—轴承系统稳定性转子系统稳定与失稳：转子——轴承系统稳定性是指转子在受到某种小干扰扰动后能否随时间推移而恢复原来状态能力，也就是说扰动响应能否随时间增加而消失。 假如响应随时间增加而消失，则转子系统是稳定。 若响应随时问增加，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，致使油膜协力与载荷不能平衡，就会引发油膜涡动。油膜涡动是一个比较经典失稳。机组稳定性能在很大程度上取决于滑动轴承刚度和阻尼。当系统含有正阻尼时，系统含有抑制作用，振动逐步衰减。反之系统含有负阻尼时，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反应，表现为轴振动。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第5页（1）油膜涡动与油膜振荡发生条件①只发生在使用压力油润滑滑动轴承上。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设备上。

（2）油膜涡动与油膜振荡信号特征①油膜涡动振动频率随转速改变，与转频保持f=（0.43～0.48）fn。②油膜振荡振动频率在临界转速所对应固有频率附近，不随转速改变。③二者振动随油温改变显著。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第6页（3）油膜涡动与油膜振荡振动特点①油膜涡动轴心轨迹是由基频与半速涡动频率叠加成双椭圆，较稳定。②油膜振荡是自激振荡，维持振动能量是转轴在旋转中供给，含有惯性效应。因为有失稳趋势，造成摩擦与碰撞，所以轴心轨迹不规则，波形幅度不稳定，相位突变。

（4）消除办法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选取抗振性好轴承结构；⑥适当调整润滑油温；⑦从多方面分析并消除产生原因。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第7页6.1.3转子不平衡振动机理 旋转机械转子因为受材料质量分布、加工误差、装配原因以及运行中冲蚀和沉积等原因影响，致使其质量中心与旋转中心存在一定程度偏心距。静不平衡：偏心距较大时，静态下，所产生偏心力矩大于摩擦阻力矩，表现为某一点一直恢复到水平放置转子下部，其偏心力矩小于摩擦阻力矩区域内，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特征，不过在转子旋转时，表现为一个与转动频率同时离心力矢量，离心力F=Meω2，从而激发转子振动。这种现象称之为动不平衡。特点：静不平衡转子，因为偏心距e较大，表现出更为强烈动不平衡振动。要求：即使作不到质量中心与旋转中心绝对重合，但为了设备安全运行，必需将偏心所激发振动幅度控制在许可范围内。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第8页（1）不平衡故障信号特征①时域波形为近似等幅正弦波。②轴心轨迹为比较稳定圆或椭圆，这是因为轴承座及

基础水平刚度与垂直刚度不一样所造成。③频谱图上转子转动频率处振幅。④在三维全息图中，转频振幅椭圆较大，其它成份较小。

（2）敏感参数特征①振幅随转速改变显著，这是因为，激振力与角速度ω是指数关系。②当转子上部件破损时，振幅突然变大。比如某烧结

厂抽风机转子焊接合金耐磨层突然脱落，造成振幅

突然增大。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第9页6.1.4转子与联轴节不对中振动机理

转子不对中包含轴承不对中和轴系不对中两类。轴承不对中本身不引发振动，它影响轴承载荷分布、油膜形态等运行情况。普通情况下，转子不对中都是指轴系不对中，故障原因在联轴节处。

引发轴系不对中原因：①安装施工中对中超差；②冷态对中时没有正确预计各个转子中心线热态升高量，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。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第10页

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比重不一样而已。因为两半联轴节存在不对中，因而产生了附加弯曲力。因为转动，这个附加弯曲力方向和作用点也被强迫发生改变，从而激发出转频2倍、4倍等偶数倍频振动。其主要激振量以2倍频为主，一些情况下4倍频激振量也占有较高份量。更高倍频成份因所占比重极少，通常显示不出来。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第11页

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，还伴伴随以回转频率轴向振动。④在全息图中2、4倍频椭圆较扁，而且二者长轴近似垂直。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第12页

不对中故障甄别：

①不对中谱特征和裂纹谱特征类似，均以两倍频为主，二者区分主要是振动幅值稳定性，不对中振动比较稳定。用全息谱技术则轻易区分，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机组，不对中故障可能引发出经过频率或啮合频率高频振动，这些高频成份出现可能掩盖真正振源。如高频振动在轴向上占优势，而联轴器相联部位轴向工频亦对应较大，则齿轮振动可能只是不对中故障所产生过大轴向力响应。③轴向工频有可能是角度不对中，也有可能是轴承不对中。普通情况，角度不对中，轴向工频振值比径向为大；而轴承不对中恰好相反，因为后者是由不平衡引发，它只是对不平衡力一个响应。通频振动：表示振动原始波形振动幅值。 选频振动：表示所选定某一频率正弦振动幅值。工频振动：表示与所测机器转子旋转频率相同正弦振动幅值。基频振动：工频振动又叫基频振动。例：对于工作转速为6000r/min机器，工频振动频率是100HZ。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第13页6．1．5转轴弯曲故障机理

设备停用一段较长时间后重新开机时，经常会碰到振动过大甚至无法开机情况。这多半是设备停用后产生了转子轴弯曲故障。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。造成永久弯曲原因有设计制造缺点(转轴结构不合理、材质性能不均匀)、长久停放方法不妥、热态停机时未及时盘车或遭凉水急冷所致。暂时性弯曲指可恢复弯曲。造成暂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。轴弯曲振动机理和转子质量偏心类似，因而都要产生与质量偏心类似旋转矢量激振力，与质心偏离不一样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工频振动。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第14页

转轴弯曲故障振动信号特征：（轴弯曲故障振动信号与不平衡基础相同。）

①时域波形为近似等幅正弦波；②轴心轨迹为一个比较稳定圆或偏心率较小椭圆，因为轴弯曲常陪同某种程度轴瓦摩擦，故轴心轨迹有时会有摩擦特征；③频谱成份以转动频率为主，伴有高次谐波成份。与不平衡故障区分在于：弯曲在轴向方面产生较大振动。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第15页6．1．6转轴横向裂纹故障机理转轴横向裂纹振动响应与所在位置、裂纹深度及受力情况等原因有极大关系，所以所表现出形式也是多样。在普通情况下，转轴每转一周，裂纹总会发生张合。转轴刚度不对称，从而引发非线性振动，能识别振动主要是1X、2X、3X倍频分量。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第16页

转轴横向裂纹振动信号特征：①振动带有非线性性质，出现旋转频率l×、2×、3×…·等高倍分量，随裂纹扩展，刚度深入下降，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异。②开停机过程中，因为非线性谐频关系，会出现分频共振，即转子在经过1／2、1／3……临界转速时，对应高倍频(2×、3×)恰好与临界转速重合，振动响应会出现峰值。③裂纹扩展速度随深度增大而加速，对应l×、2×（倍频）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倍频椭圆形状，与轴系不对中扁圆形状有显著差异。

故障甄别

稳态运行时，应能与不对中故障区分。全息谱是最好区分方法。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第17页6.1.7连接松动故障机理松动振动异常基础原因：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，这是松动振动异常基础原因。支承系统松动引发异常振动机理：从以下两个侧面加以说明。1)当轴承套与轴承座配合含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，改变轴承几何参数。进而影响油膜稳定性。2)当轴承座螺栓紧固不牢时，因为结合面上存在间隙，使系统发生不连续位移。上述两顶原因改变，都属于非线性刚度改变，改变程度与激振力相联络，因而使松动振动显示出非线性特征。松动经典特征是产生2×及3×、4×、5×等高倍频振动。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第18页连接松动故障振动特征：

①轴心轨迹混乱，重心飘移。②频谱图中，含有3×、5×、7×等高阶奇次倍频分量，也有偶次分量。③松动方向振幅大。当高次谐波振幅值大于转动频率振幅1/2时，应怀疑有松动故障。6．1．8碰摩故障机理

动静件之间轻微摩擦，开始时故障症状可能并不十分显著，尤其是滑动轴承轻微碰摩，因为润滑油缓冲作用，总振值改变是很微弱，主要靠油液分析发觉这种早期隐患；有经验诊疗人员，由轴心轨迹也能做出较为准确诊疗。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。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第19页动静碰摩特点分析：动静碰摩与部件松动含有类似特点。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，一样是改变构件动态刚度。不一样点是，前者还有一个切向摩擦力，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、特有振动响应频率。因为碰摩力是不稳定接触正压力，时间上和空间位置上都是改变，因而摩擦力含有显著非线性特征(普通表现为丰富超谐波)。所以，动静碰摩与松动相比，动静碰摩振动成份周期性相对较弱，而非线性更为突出。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第20页

碰摩故障振动特征：

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，还存在非常丰富高次谐波成份(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×等准确分频成分(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，可听到金属摩擦时声音。7)轴瓦磨损时，对润滑油样进行铁谱分析，可发觉以下特征：

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，且存在超出20μm金属磨粒；

②非磁性磨粒随机地分布在谱片上，其尺寸超出20μm；

③谱片上测试光密度值较上次测试有显著增大。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第21页碰摩故障故障甄别：1)因为故障机理与松动类似，二者不轻易加以区分。据现场经验：松

动a.松动时以高次谐波为特征；b.松动振动起源于不平衡力，故松动振动随转速改变比较显著；c.在波形表现形式上：松动则不存在削顶问题。碰

摩a.摩擦时以分谐波为特征；b.碰摩受间隙大小控制，与转速关系不甚亲密；c.在波形表现形式上：摩擦常可见到削顶波形。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第22页2)局部碰摩与全弧碰摩区分全弧碰摩分频显著，超谐波消失，局部轻摩擦极少有分频出现，谐波幅值小但阶次多，局部严重摩擦介于二者之间，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步扩散，进动方向为反进动。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第23页6.1.9喘振机理

喘振是一个很危险振动，经常造成设备内部密封件、叶轮导流扳、轴承等损坏，甚至造成转子弯曲、联轴器及齿轮箱等机构损坏。它也是流体机械特有振动故障之一。

喘振是压缩机组严重失速和管网相互作用结果。它既能够是管网负荷急剧改变所引发，也能够是压缩机工作情况改变所引发。

当进入叶轮气体流量降低到某一最小值时，气流分离区扩充到整个叶道，使气流无法经过。这时叶轮没有气量甩出，压缩机出口压力突然下降。因为压缩机总是和管网连在一起，含有较高背压管网气体就会倒流到叶轮里来。瞬间倒流来气流使叶轮暂时填补了气体流量不足，叶轮因而恢复正常工作，重新又把倒回来气流压出去，但过后又使叶轮番量降低，气流分离又重新发生。如此周而复始。压缩机和其连接管路中便产生出一个低频率高振幅压力脉动，造成机组强烈振动。

喘振是压力波在管网和压缩机之间往返振荡现象，其强度和频率不但和压缩机中严重旋转脱离相关，还和管网容量相关；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，普通为0.5～20Hz。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第24页6．2不平衡分析案例

例6-1：某厂芳烃车间一台离心式氢气压缩机是该厂生产关键设备之一。驱动电动机功率为610KW，压缩机轴功率550KW，主机转子转速15300r／min，属4级离心式回转压缩机，工作介质是氢气，气体流量38066m3／h，出口压力1.132MPa，气体温度200℃，该压缩机配有本特利企业7200系列振动监测系统；测点有7个，测点A、B、C、D为压缩机主轴径向位移传感器，测点E、F分别为齿轮增速箱高速轴和低速轴轴瓦径向位移传感器，测点G为压缩机主轴轴向位移传感器。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第25页该机组于5月中旬开始停车大检修，6月初经检修各项静态指标均到达要求标准。6月10日下午开启后投入催化剂再生工作。再生工作要连续运行一周左右。再生过程中工作介质为氮气。压缩机开启后，各项动态参数，如流量、压力、气温、电流振动值都在要求范围内，机器工作正常。运行不到两整天，于6月12日早晨振动报警：测点D振动值越过报警限，高达60～80μm之间波动；测点C振动值也偏大，在50～60μm之间波动；其它测点振动没有显著改变。当初，7200系统仪表只指示出各测点振动位移峰—峰值，它说明设备有故障，不过什么故障就不得而知了。依照通例，设备应马上停下来，解体检修，寻找并排除故障，但这要使再生工作停下来，进而拖延全厂开车时间。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第26页故障分析利用计算机进行了频谱分析，见图6-1，并与故障前5月21日对应测点频谱图6-2进行对比，发觉：图6-16月12日D点频谱图图6-25月21日D点频谱图机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第27页1倍频幅值显著增加，C点增大到5月21日1.9倍，D点增大1.73倍。其它倍频成份幅值几乎没改变。依据以上特征，可作出以下结论：1)转子出现了显著不平衡，可能是因转子结垢所致；2)振动即使大，但属于受迫振动，不是自激振动。并不可怕。谐波频率HZ21/5日，振幅12/6日，振幅改变量1×254.88170.93295.621252×510.8038.0238.8203×764.6534.4035.3814×1021.5323.3826.723机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第28页采取办法与事后复查

依据前述结论，所以做以下处理：1)能够不停机，再维持运行4～5天，直到催化剂再生工作完成；2)亲密注意振动状态，再生工作完成后有停机机会，做解体检验。6月18日催化剂再生工作圆满完成，压缩机停顿运行。6月20日对机组进行解体检验，发觉机壳气体流道上结垢十分严重，结垢最厚处达20mm左右。转子上结垢较轻，垢主要成份是烧蚀下来催化剂，第一节吸入口处约3／4流道被堵，只剩一条窄缝。所以检修主要是清垢，其它部位如轴承、密封等处都未动，然后安装复原，总共只用了两天时间。6月25日压缩机再次起动，压缩机工作一切正常。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第29页6．3轴弯曲分析案例例6-2，某企业一台200MW汽轮发电机组，型号为C145／N200／130／535／535，型式为超高压、中间再热单抽冷凝式。1982年11月投产，1994年首次大修，至高压转子发生弯轴故障前，已运行近6年，共进行过7次小修。 在长久运行中，该机高压转子振动一直保持在很好范围，轴承振动小于10μm，轴振动小于100μm。1998年在一次热态起动时#2、#3轴、#1、和#2轴承振动出现短时突增，被迫紧急关小闸门；再次开大蒸汽闸门，使转子快速加速，冲过临界转速（称为冲车）后并网运行。 并网后，#2轴和#1、#2轴承振动即使仍处于良好范围，但其振动有显著增大趋势，经连续观察运行近一月，也未能恢复至以前运行时振动水平。 为此，结合该机历史振动数据、停机前后振动数据及运行参数进行诊疗分析。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第30页

(1)振动趋势历史数据

在长久运行中，该机l#、2#轴承振动分别为小于2μm及小于10μm，2#轴振幅为80～90μm。为便于突出比较，停机前振动数据选取4月2～5日，热态起动后数据选取4月6～9日，作该期间振动趋势统计曲线。见图6-3。该趋势统计曲线表明长久运行时高压转子轴及轴承振动均处于优异范围，热态起动后高压转子轴承及轴振动依然在正常范围以内。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第31页图6—3振动历史历程曲线1——停机前1#轴承振动≤2μm，热态开启后，为6μm曲线2——停机前2#轴承振动≤10μm，热态开启后，为16～18μm曲线3——停机前轴Ⅱ振幅≤80μm，热态开启后，为120～140μm机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第32页(2)

停机前后数据1998年4月5日因处理锅炉隐患而停机，停机时主要参数及振动数以下：1)停机前各轴承和轴振动数据如表6-2(略）所表示，停机前各轴承和轴振动均在良好范围，其中，1#、2#轴及轴承振动均处于优异标准以内，反应高压转子停机前状态良好。2)停机时临界振动数据。查一周振动趋势统计，2#、3#轴停机临界振动值均未超出230μm，处于良好范围。

3)停机主要参数(4月5日)：停机过程电流、各点振动、温度等均属正常。4)热起动(4月6日)主要参数与振动数据：

主要动力蒸汽参数：压力2.2MPa，温度412℃，再热汽温度392℃，真空77kPa，大轴挠度值30μm，主机润滑油温40℃。

4：25 冲车：低速(500r／min)、10min，摩擦检验。4：25

升速至1600r／min，此时1#轴承振动达120μm，2#轴承振动达65μm，2#、3#轴振动到达监测表满量程（即轴振动值已大于400μm），运行人员采取紧急关闸办法停机。

机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第33页

5：05转子静止投盘车，大轴挠度值增大为120μm，盘车电流32A。6：40再次起动，快速冲车至3000r／min定速，然后并入电网。

从热态开启数据知：在起动过程中，机组1#、2#轴承及2#、3#轴振动异常增大，紧急关闸停机后，电动盘车时机组大轴挠度值增加较大，盘车电流略有增加。5)热态起动运行后振动数据自再次起动并网后，机组高压转子轴和轴承振动均未能恢复历史振动水平，尽管1#、2#轴承振动均小于20μm，仍处于优异振动标准表5-7范围内，但与历史数据比较都有所增大。尤其是2#轴振动增大显著。从频率成份来看，主要是一倍频成份增加，其余频率振动成份无改变，见表6-3（略）。6)运行近一月后，停机时临界振动数据4月30日，该机因电网调峰转为备用而停机。在机组停机惰走降速过程中，2#轴和l#、2#轴承临界振动值比历史数据有成倍增加，其振动成份是1倍频，机组停机时临界振动数据见表6-4。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第34页(3)数据分析综合图6一3、表6—2至表6—4数据及起动前后运行参数分析，可得出以下分析结论：

1)探头所在处转子跳动值从30μm增加至120μm，比起动前增大了4倍，反应出高压转子挠曲程度加剧，提醒可能已产生转子弯曲。2)从振动频率以及振值随转速改变情况来看。其症状和转子失衡极为相同。但停机前运行一直很正常，只是在机组停车后再次起动中振动异常，且在并网后一直维持较大振值，缺乏造成转子失衡理由或转子零部件飞脱原因，故可排除转子失衡可能。3)综合二次起动及并网运行一个月后停机惰走振动情况，表明机组在第一次起动时即存在较大热弯曲，而停车后间隔l.5h再次起动，盘车时间不足，极易造成转子永久性弯曲。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第35页①在第一次热态起动时，高压转子轴及轴承振动急剧增加(转速高达1600r／min时，轴振幅即已超满量程值，即最少已大于400μm，表明在第一次起动时，转子存在较大热弯曲，而停车1.5h后再次起动，盘车时间严重不足，极易造成转子永久性弯曲。②机组起动并网连续运行近一月，其振动一直处于稳定状态。1#、2#轴承和2#轴振幅在热态起动后比历史数据有显著增大。而且振幅增大主要原因是一倍频振幅增大。工频振幅增大反应出转子弯曲程度增大，振幅稳定反应出弯曲量大小基础恒定。③查起动后运行近一月频谱图，除1倍频振动和2#轴处少许2倍频振动成份外，无其它振动频率成份。少许2倍频振动成份产生，则分析认为是高压转子弯曲后与中压转子对中性变差所造成。④中、低压转子各轴承及各轴振动与历史数据相比基础无改变，反应出故障发生部位主要是在高压转子。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第36页诊疗结论尽管该机组高压转子振动仍在良好范围以内，但从各种参数综合分析来看，均表明高压转子上已发生了转子弯曲故障。而不论是转子弯曲引发机组过临界振动过大或是存在围带损伤等事故隐患，均对该机组安全运行组成极大威胁。所以，诊疗分析结论是：该机马上进行提前大修，解体查明故障并给予消除。

解体大修检验情况：5月4日，该机提前转入大修。经揭缸解体检验证实，高压转子前汽封在距调速级180mm处弯曲0.08mm，中压转子在19级处弯曲0.055mm，高压汽封、围带、隔板汽封和中压汽封、隔板汽封及围带都有不一样程度摩擦损伤，其中，中压19级近半圈围带前缘已磨坏，为此，高压转子采取直轴、中压转子采取低速动平衡处理，同时对损伤围带也进行了对应处理，经大修处理后高压转子振动重新恢复到优异标准内。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第37页6．4不对中分析案例例1：主风机对中不妥造成故障某冶炼厂一台新上烟机一主风机组于1997年5月中旬投用。机组配置及测点如图6—4所表示。

首先，该机组在不带负荷情况下试运了3天，振幅约50μm，5月20日2:05开始带负荷运行，各测点振值都有所上升，尤其是2#测点振动由原来55μm上升至70μm以上，运行至16：54机组发生突发性强振，现场本特利监测仪表指示振动满量程，同时机组因为润滑油压低而联锁停机。停机后，惰走时间很短，大约只l～2min，停车后盘不动车。电动机增速箱风机烟机654321图6—4机组配置及测点图机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第38页机组事故停机前振动特点以下：1)20日16：54之前，各测点通频振值基础稳定，其中烟机2#轴承振动大于其余各测点振动。20日16；54前后，机组振值突然增大，主要表现为联轴器两侧轴承,即2#、3#轴承振值显著增大，如表6—4所表示。

表6—4强振前后各轴承振动比较

注意：2#轴承与3#轴承改变最大，说明最靠近故障点。2)20日14:31之前，各测点振动均以转子工频、2倍频为主，同时存在较小3×、4×、5×、6×等高次谐波分量，2#测点合成轴心轨迹很不稳定，有时呈香蕉形，有时呈“8”字形，图6-5是其中一个时刻时域波形和合成轴心轨迹(1×、2×)。部位1#轴承2#轴承3#轴承4#轴承强振前振值26762820强振时振值502327322机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第39页图6-52#测点合成轴心轨迹图(1倍频、2倍频)a)轴心轨迹 b)径向振动波形3)20日14：31时，机组振动状态发生显著改变。从时域波形上看，机组振动发生跳变，其中2#、3#轴承振动由大变小（如，烟机后水平方向由65.8μm降至26.3μm，如图6-6所表示），而1#与4#振动则由小变大（如烟机前垂直方向由14.6μm升至43.8μm，如图6-7所表示），说明此时各轴承载荷分配发生了显著改变，很有可能是因为联轴器工作情况改变所致。同时，2#轴承V方向出现很大0.5×成份，并超出工频幅值，H方向除有很大0.5×成份外，还存在突出78Hz成份及其它一些非整数倍频率分量，如图6—8所表示。烟机前78Hz成份也非常突出。这说明此时机组动静碰摩加剧。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第40页图6—82#轴承振动频谱图4)机组运行至20日16：54前后，机组振值突然急剧上升，烟机后V方向和H方向振值分别由45μm、71μm上升至153μm和232μm，其中工频幅值上升最多。且占据绝对优势（V方向和H方向工频幅值分别为120μm和215μm），同时0.5倍频及高次谐波幅值也有不一样程度上升。这说明，此时烟机转子已出现严重转子不平衡现象。5)开机以来，风机轴向振动一直较大，普通均在80μm以上，烟机轴向振幅也在30～50μm之间。20日16：54达最大值115μm，其频谱以1×为主，轴向振动如此之大，这也是很不正常。不对中故障特征之一就是引发1X倍频轴向窜动。频谱图及故障现象机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第41页故障分析结论总而言之，可得出以下结论：1)机组投用以来，风机与烟机间存在显著不对中现象，且联轴器工作情况不稳定。2)20日14：31左右，一联轴器工作情况发生突变，呈咬死状态，烟机气封与轴套碰摩加剧。其直接原因是对中不良，或联轴器制造缺点。3)20日16：54，因为烟机气封与轴套发展为不稳定全周摩擦，产生大量热量，引发气封齿与轴套熔化，造成烟机转子突然严重失衡，振值严重超标。所以分析认为造成此次事故主要原因是机组对正曲线确定不妥。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第42页解体检验情况事故后解体发觉：1)烟机前瓦(1#测点)瓦温探头导线破裂；2)副推力瓦有磨损，但主推力瓦正常；3)二级叶轮轮盘装配槽部位法兰过热，有熔化痕迹及裂纹；4)气封套熔化、严重磨损，熔渣达数千克之多；5)上气封体拆不下来；6)烟机——主风机联轴器咬死，烟机侧有损伤。机组修复后，在8月底烟机进行单机试运时，经测量发觉烟机轴承箱中分面向上膨胀0.80mm，远高于设计给出膨胀量0.37mm。而冷态下当初现场找正时烟机比风机反而高0.396mm，实际风机出口端轴承箱中分面仅上胀0.50mm，故热态下烟机比风机高了：0.80＋0.396—0.50=0.696mm，从而造成了机组在严重不一样轴情况下运行，加重下联轴器咬合负荷，引发联轴器相互咬死，烟机发生剧振。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第43页例2：复合不对中故障诊疗图6-9机组简图和测点布置

年4月上旬某厂催化主风机检修后，开机运行，电动机轴承温度和振值都较正常(振值为9μm)。不过，半小时后电动机联轴器端轴承温度连续增加，振值从原9μm一直升到53μm，已经超出电动机制造厂出厂标准。

年4月17日和18日对该机组进行了全方面测试。鉴于故障发生位置主要在电动机侧，所以测试主要集中在电动机侧。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第44页联机后，在正常载荷情况下，测试结果分别如图6-10～图6-16所表示，各点振幅见表6-7。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第45页从以上测试结果中能够看出，电动机测点1轴向振幅偏高，已经超该机组出厂振动标准（小于50μm），表现出故障频率主要为工频。同时，从电动机测点2垂直方向频谱图上不难看出，其2倍频振幅远高于工频对应振幅。电动机水平方向振幅较小，主要是工频成份。对比图6-10、图6-11，联机状态下轴向振幅53.0μm是脱机状态下轴向振幅25.4μm和2倍，这是角度不对中特征。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第46页测点频谱图图6-12测点2#垂直方向频谱图图6-14测点2#水平方向频谱图图6-13测点3#垂直方向频谱图图6-15测点3#水平方向频谱图

图6—12到图6—15都是在联机状态下，图6—12中1阶转频振幅很低，2X频振幅最高，对应3#点垂直方向（图6—13）1X、2X、3X倍频幅值都存在。水平方向2#、3#点主要振动都是1X、2X倍频振幅（图6-14、图6-15）。这是不对中特征。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第47页对比图6-12与图6-16，图6-16主要振动是1倍频振动，图6-12主要振动是2倍频振动。从对图6-10～图6-16综合分析中能够看出：电动机轴和增速齿轮箱输入轴在垂直方向存在着严重不对中。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第48页解体后发觉：1)电动机轴和齿轮箱低速轴在垂直方向，相差100μm，已大大超出维修规范所要求限值。2)电动机轴承室原刷镀层（修复部位）发生变形，使轴承室产生了一定锥度，严重地破坏了原有配合精度。这说明，在加载运行初始阶段，电动机轴与其轴承维修时正确位置并没有被破坏。所以，其壳体轴向振动并不大。不过，电动机轴和齿轮箱低速轴在垂直方向存在严重平行不对中，引发动载荷迫使电动机滚动轴承逐步离开原始位置，发生了偏斜。这么，就造成了电动机轴和齿轮箱低速轴之间，又产生了角度不对中故障。所以，它最终是一个复合型不对中，既包含了平行不对中特点，又存在角度不对中特征。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第49页6．5热变形分析案例汽轮机、高温气体透平机、航空发动机等机器，需要引入高温、高压气体将整个缸体或壳体加热，介是缸体不均匀，上缸温度大于下缸，反应在转子上是上半侧热传导量大，下半侧热传导量小，假如转子在热态下静止不动，则很快会发生弯曲变形。对于空压机而言，因为空气被压缩发烧，而缸体上、下结构并不对称，储热容量相差大，一样也能造成缸体、转子不均匀热变形。所以，对于这种转子在起动之前必须充分盘车，防止起动后引发过大振动。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第50页例6-5转子热膨胀阶段弯曲振动

某炼油厂催化车间一台离心式空压机，开车后轴振幅逐步上升，开启约40min，振幅抵达90μm，往后在操作参数不变状态下，振幅会自动逐步下降，最终轴振幅稳定在35μm左右，这是该机每次开车振动规律。机器在开车阶段振幅较大原因，是因为空压机抵达额定压力后温度上升，转子装配零件首先受热膨胀。因为轴上零件(叶轮、轴套、平衡盘、密封套和止推盘等)轴向接触端面彼此不平行，热膨胀时迫使转轴强制弯曲，产生不停增大不平衡振动。往后伴随转子温度逐步趋于均匀，轴也取得充分伸长，消除了轴上装配零件对轴施加热弯曲应力，所以转子因弯曲产生不平衡振动就慢慢自动消失。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第51页例6-6

壳体非均匀膨胀造成振动

某炼油厂主风机开启两个小时，带上负荷后，风机出口侧振值急剧上升，最大达164μm，机组振动频谱上，转子工频振动占绝对忧势；铁谱分析亦未发觉显著磨损，红外测试表明，主风机外壳温度分布不均匀，外壳上对称位置温度差最大达30℃。分析认为造成强强振原因是：风机开机因为负荷上升过快造成壳体热膨胀不均，致使转子与壳体不一样心。一旦壳体抵达热平衡，振值应会下降。两天后机组振值降至89μm（一级报警值为90μm），恢复正常。以后该机组开机时，注意迟缓提升负荷，再未发生类似情况。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第52页图6-17锅炉引风机示意图6．6支承松动分析案例例6-7某发电厂一台大型锅炉引风机。由一台转速840r／min电动机直联驱动。该机组运转时振动很大，测量结果显示电动机工作很平稳。总振幅不超出2.5mm／s，但在风机上振幅很高，前后轴承在水平和垂直方向上振幅却很大。AFV=150μm，AFH=250μm，ARV=87μm，ARH=105μm。风机轴向振幅小于50μm。频率分析指出，振动频率主要是转速频率成份。这些数据表明，风机振动并不是联轴节不对中或轴发生弯曲，应诊疗为转子不平衡故障。不过对风机振动最大外侧轴承在水平和垂直方向上相位进行分析，发觉两个方向上相位是准确地同相，说明是“定向振动”问题，而不是单纯不平衡。然后对外侧轴承、轴承架和基础各个别位置进行振动测量，检验出轴承架一边安装螺钉松动了，使整个轴承架以另一边为支点进行摆振。用一样方法检验了内侧轴承架安装螺钉，也发觉有轻微松动。当全部安装螺钉被紧固以后，风机振值就大大下降，达到可接收水平。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第53页例6-8支承松动故障实例某厂一台离心式压缩机，转速为7000r／min，经过齿轮增速器，由一台功率为1470kW，转速为3600r／min电动机驱动。机组运行中测得电动机和压缩机振动很小，振幅不超出2.5mm／s，不过齿轮增速器却振动很大，水平方向振幅为12.5mm／s，垂直方向振幅为10mm／s，振动频率为低速齿轮转速频率(60Hz)，轴向振幅很低。停机后打开齿轮箱，检验了齿轮和轴承，并没有发觉任何问题，怀疑是不平衡引发振动。把低速齿轮送到维修车间进行了平衡和偏摆量检验，在安装过程中又对电动机和齿轮箱进行了重新对中，不过这一切方法对于改进齿轮箱振动毫无效果。为了对齿轮箱振动作深入分析，测量水平和垂直方向上相位，发觉两个方向上相位是准确地同相，显示是一个“定向振动”，然后又对齿轮箱壳体安装底脚和底板进行测振和检验，底脚螺钉是紧固，但从底板振动形态中发觉一边挠曲得很厉害。移去底板，就看到底板挠曲个别下面水泥浆已经破碎，减弱了该处支承刚度。处理底板局部松动处理方法是把混凝土基础进行刮削，在底板下重新浇灌了混凝土，当机组放回到原处安装后，齿轮箱振幅就下降到2.5mm／s以下。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第54页图6—18联机运转时地基振动频谱图例6-9支承松动故障

某钢铁企业氧气厂三车间压缩机建成以来长久因振动过大，不能投入生产。该机组由一台2500KW，转速2985r/min电动机经增速齿轮箱后，压缩机转子为9098r/min。现场调查表明：因迟迟不能投产，厂方已分别对电动机、压缩机转子作过动平衡校正，也对联轴节进行屡次找正、找同心。但依然未能降低振动。依据调查情况，采取频谱分析技术，期望能从振动成份频率分布中分析振动原因。１．测得厂房大地基础振动：0.1Hz，振幅5.6mv。２．测得地基固有频率：7Hz(10.14mv)；二阶频率：19Hz；三阶频率：29Hz；四阶频率：38Hz；３．测得在联机运转时，地基振动主频0.15Hz；振幅：110～151mv。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第55页分析与结论：1振动以低频振动为主要矛盾，地基是0.15Hz；电机是50Hz。二者不一致。2地基振动振幅151mv(频谱图中）远大于电机振幅62mv。说明地基振动是主要矛盾。地基偏软，刚度不足。但与地基固有频率7Hz相矛盾，因而问题应在电机与地基连接部位。3依据电修厂方面提供信息：安装后电机垂直振动大于水平振动。这与通常状态相矛盾，即垂直刚度小于水平刚度，也证实地基存在问题。正常状态是垂直刚度大于水平刚度。4造成地基垂直刚度不足可能原因：1）安装垫板与地基接触面积不够，空洞面积大，造成弹性变形大。2）地脚螺丝与地基联结刚度不足。3）地脚螺丝直径偏小，刚度不足。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第56页例6-10

离心泵叶轮松动

一台悬臂式单级离心泵，运转了几个月后发生了叶轮松动。在泵侧两个轴承上检测振动信号，经频谱分析，显示有很多旋转频率谐波成份(见图6—19)，这些很强谐波预示泵转子零件存在松动问题。另外，从图中还能够看出，频谱噪声底线很高，谱线连续表明松动零件对轴施加了一个不稳定随机性冲击力。图6—19离心泵叶轮松动频谱图机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第57页例6-11氯气鼓风机转子叶轮松动一台4级离心式氯气鼓风机，转速为2796r/min，由一台3000r/min电动机用带拖动。这台鼓风机运转时振动很大，到达50mm/s，振动特点是机器开车后几分钟内振幅增大，不过当整台鼓风机预热几小时以后，振幅又降下来。预热方法是将机壳隔热，并将热空气鼓进风机入口。图6-20所表示为开车后30min这段时间内，在鼓风机上测得振幅与相位随时间改变曲线。从图中看出，振动最大峰值出现在开车约4min时候，随即振幅下降，但在运转20~30min后，又开始增大。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第58页振动分析表明，鼓风机旋转频率是引发振动主要原因。从相位上观察，在试验30min时间内，转子上不平衡矢量转动了360°，从这故障现象中能够判断叶轮发生了松动。叶轮在轴上即使用键固定，不过间隙较大，叶轮轮壳内孔只要稍微出现一点间隙，就会产生旋转偏心，破坏了预先平衡状态。因为旋转偏心方向在连续地改变，所以，不平衡矢量相位也跟着改变。当偏心方向与原先不平衡方向一致时，振动就增大，反相时振动就降低，这么就清楚地解释了上面所说这些现象。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第59页图6-21故障前a与故障后b频谱图6．7油膜涡动及振荡分析案例例6-12

某化肥厂二氧化碳压缩机组，在检修后，运行了140多天，高压缸振动突然升到报警值而被迫停车。在机组运行过程中及故障发生前后，在线监测系统均作了数据统计。高压缸转子径向振动频谱图见图6-21，a图是故障前振动频谱，振动信号只有转频幅值。b图是故障发生时振动频谱，振动信号除转频外，还有约为1/2转频振幅，这是经典油膜涡动特征。据此判定高压缸转子轴承发生油膜涡动。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第60页例6-13油膜涡动及振荡实例某企业国产30万吨合成氨装置，其中一台ALS—16000离心式氨压缩机组，在试车中曾碰到轴承油膜振荡。图6—22(a)表示高压缸轴振动刚出现油膜振荡时频谱。从图中可见，140.5Hz(8430/min)是轴转速频率ω，由轴不平衡振动引发。55Hz为油膜振荡频率Ω。当转速升至8760r／min(146Hz)时，油膜振荡频率Ω幅值巳超出转速频率幅值，见图6—22(b)，这是一幅经典油膜振荡频谱图，从图(b)中可见，频率成份除了ω(146Hz)和Ω(56.5Hz)之外，还存在其它频率成份；这些成份是；主轴振动频率ω和油膜振荡频率Ω一系列和差组合频率。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第61页图6—22高压缸油膜振荡早期及发展振动频谱比较机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第62页例6-14油膜涡动及振荡实例

某企业一台空气压缩机，由高压缸和低压缸组成。低压缸在一次大修后，转子两端轴振动连续上升，振幅达50~55μm，大大超出允许值33μm，但低压缸前端增速箱和后端高压缸振动较小。低压缸前、后轴承上振动测点信号频谱图如图6—23(a)、(b)所表示，图中主要振动频率为91.2Hz，其幅值为工频（190Hz）振幅3倍多，另外还有2倍频和4倍频成份，值得注意是，图中除了非常突出低频91.2Hz之外，4倍频成份也非常显著。对该机组振动信号分析认为：①低频成份突出，它与工频成份比值为0.48，可认为是轴承油膜不稳定半速涡动；②油膜不稳定起因可能是低压缸两端联轴节对中不良，改变了轴承上负荷大小和方向。停机检验，发觉以下问题：①轴承间隙超出允许值(设计最大允许间隙为0.18mm，实测为0.21mm)；②5块可倾瓦厚度不均匀，同一瓦块最薄与最厚处相差0.03mm，超出设计允许值。瓦块内表面预负荷处于负值状态[PR值(单位面积上预加载荷力值）原设计为0.027，现降为－0.135]，降低了轴承工作稳定性。③两端联轴节对中不符合要求，平行对中量超差，角度对中张口方向相反，使机器在运转时产生附加不对中力。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第63页图6—23低压缸前、后轴承上振动测点信号频谱比较对上述发觉问题分别作了修正，机器投运后恢复正常，低压缸两端轴承总振值下降到20μm，检修前原频谱图上反应轴承油膜不稳定91.2Hz低频成份和反应对中不良4倍频成份均已消失[图6—23(c)、(d)]。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第64页例6-15油膜涡动及振荡实例1997年11月，某钢铁企业空压站一台高速空压机开机很快，发生阵发性强烈呼啸声，最大振值达17mm/s（正常运行时小于2mm/s），严重威胁机组正常运行。对振动信号作频谱分析。正常时，机组振动以转频为主。阵发性强烈呼啸时，振动频谱图中出现很大振幅0.5×转频成份，转频振幅增加不大。基于这个分析，判定机组振动超标是轴承油膜涡动所引发，并造成了动静件摩擦触碰。现场工程技术人员依据这个结论，调整润滑油油温，使供油油温从30℃提到38℃后，机组强烈振动消失，恢复正常运行。事后，为深入验证这个办法有效性。还屡次调整油温，考查机组振动改变，证实油温在30℃～38℃左右时，可显著降低机组振动。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第65页图6－24烟机强振时频谱

a)北瓦b)南瓦6．8碰摩分析案例例6-16某炼油厂烟气轮机正常运行时，轴承座振动不超出6mm/s。1993年11月，该机组经检修后刚投入运行即发生强烈振动。壳体上测得振动频谱如图6—24所表示。除转子工频外，还存在大量低倍频谐波成份，如2×、3×、4×、5×等，南瓦5倍频振动尤其突出。时域波形存在显著削波现象。

分析认为烟机发生严重碰摩故障，主要部位应为轴瓦（径向轴承和推力轴承均由5块瓦块组成）。拆开检验，发觉南北瓦都有显著磨损痕迹，南瓦有一径向裂纹，并有巴氏合金呈块状脱落，主推力瓦有三个瓦块已出现裂纹。更换轴瓦，经仔细安装调整，开机恢复正常。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第66页例6-17碰摩故障实例1996年7月26日，某厂一台主风机运行过程中突然出现强振现象，风机出口最大振值达159μm，远远超出其二级报警值(90μm)，严重威胁着风机安全生产。图6－25、图6—26分别是风机运行正常时和强振发生时时域波形和频谱。图6-25风机运行正常时波形和频谱机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第67页由图可见，风机正常运行时，其主要振动频率为转子工频101Hz及其低次谐波，且振幅较小，峰—峰值约23μm。而强振时，一个最突出特点就是产生一振幅极高0.5×(50.5Hz)成份，其幅值占到通频幅值89％，同时伴有1.5×(151.5Hz)、2.5×(252.5Hz)等非整数倍频，另外，工频及其谐波幅值也都有所增加。结合现场一些其它情况分析认为，机组振动存在很强烈非线性，极有可能是因为壳体膨胀受阻，造成转子与壳体不一样心，造成动静件摩擦而引发。随即停机揭盖检验表明，风机第一级叶轮口环磨损非常严重，因为承受到巨大摩擦力整个叶轮也已经扭曲变形，假如再继续运行下去，其后果将不堪构想。及时分析诊疗和停机处理，防止了设备故障深入扩充和可能给生产造成更大损失。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第68页6．9喘振例6-18：某大型化肥厂二氧化碳压缩机组由汽轮机和压缩机组成。压缩机分为2缸、4段、13级。高压缸为2段共6级叶轮，低压缸为2段共7级叶轮。低压缸工作转速6546r/min，高压缸工作转速13234r/min，中间经过增速齿轮连接。正常出口流量应为9400m3/h。但投产后很快，因生产原因，将流量下降至额定流量66%左右，机器第4段轴振幅达58μm，而且高压缸机壳和第4段出口管道振动猛烈，甚至把高压导淋管振裂。当开大“四回一”防喘阀以后，振幅可下降至50μm，然而机器猛烈振动现象还难以消除。频谱分析显示，一个55Hz及其倍频成份占有显著地位，其幅值随通频振幅增大而增大，转速频率成份振幅则基础保持不变。从频谱图（图6-27c）上看出，55Hz低频成份是引发机器振动主要原因，但属何种原因尚不很清楚。分析4段轴振动信号和4段出口气流压力脉动信号随工况改变过程，可得到该机故障原因信息。机械故障诊断技术旋转机械故障诊断第69页图6—27高压缸4段轴振动和气压脉动频谱图6—27为高压缸4段轴振动和气流压力脉动频谱图(压力脉动信号直接从4段出口管线上用压力传感器测取)。当4段出口压力为11MPa时，振动测点测得通频振幅为37μm，频谱图上除了转速频率219Hz成份外，无显著低频成份出现，压力脉动信号也比较小，见图6—27中(a)和(b)。在升压过程中，当测点通频振幅增至47μm时，轴振动频谱图和压力脉动信号频谱图上均突然出现55Hz低频及其倍频成份，见图6—27中(c)和(d)。继而在小流量区域出口压力升到14MPa以上时，通频振幅达60μm，55Hz低频及其倍频成份