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旋转设备振动案例分析一、水流作用引起的振动1、异常情况简介：7号机1号、2号循环泵并列运行时，2号循环泵电机上机架振动变化不大，1号循环泵电机上机架水平振动最高达到0.17mm；站在电机上机架的平台上有很强的晃动感，1号循环泵电机电流为185A, 2号循环泵电流为225A；两台泵的出口压力均为0.22MPa。
1号循环泵单独运行时的参数：电流225～227A，出口压力0.155MPa（2号泵单独运行出口压力也为0.155MPa），电机上机架水平振动最大0.04mm。
2、振动分析：当1号循环泵单独运行时，电机电流，电机上机架振动，泵出口压力均处于正常状态。
当与2号泵并列运行时，此时1号泵性能不如2号泵性能好，2号泵的出口水压对1号泵产生影响，即水力冲击或1号泵入口产生涡流现象，1号泵的流量大幅度降低，出现1号泵在并列运行时电机上机架水平振动大和电机电流低的现象。
分析原因为1号循环泵的泵体密封环与叶轮密封环由于磨损间隙过大，泵的轴套与导向橡胶轴承间隙由于磨损超标。
3、结论：3个月后利用机组小修的机会对7号机1号循环泵解体检查，橡胶轴承磨损严重与轴套的总间隙达2.5毫米，叶轮密封环间隙达7毫米。
导叶室内积聚有许多细砂。
二、由于处理缺陷工艺程序不正确引起的振动1、详细经过2012年8月30日9时20分，1号机汽泵转速5140r/min，机组负荷280MW，点检员现场点检发现汽泵振动增大，振动产生的声音也很大，用听针进行听诊，驱动端声音比非驱动端声音偏大，由于振动太大，没有听到有摩擦的声音，用点检仪测定振动主要以工频振动为主。
点检员申请降低汽泵转速运行观察，晚上低负荷时停汽泵检查，当转速降低时，振动的振幅值也在下降。
8月31日4时50分停泵检查，解体联轴器罩发现联轴器膜片出现多处对称裂纹，此时由于电泵偶合器润滑油滤网堵塞，润滑油压不断降低，偶合器轴瓦温度在不断上升，切换滤网操作有断油危险，为了防止发生引起停机事故，因此没有进一步检查，更换联轴器膜片后恢复运行。
旋转机械常见振动故障及原因分析旋转机械是指主要依靠旋转动作完成特定功能的机械，典型的旋转机械有汽轮机、燃气轮机、离心式和轴流式压缩机、风机、泵、水轮机、发电机和航空发动机等，广泛应用于电力、石化、冶金和航空航天等部门。
大型旋转机械一般安装有振动监测保护和故障诊断系统，旋转机械主要的振动故障有不平衡、不对中、碰摩和松动等，但诱发因素多样。
本文就旋转设备中，常见的振动故障原因进行分析，与大家共同分享。
一、旋转机械运转产生的振动机械振动中包含着从低频到高频各种频率成分的振动，旋转机械运转时产生的振动也是同样的。
轴系异常（包括转子部件）所产生的振动频率特征如表1。
二、振动故障原因分析1、旋转失速旋转失速是压缩机中最常见的一种不稳定现象。
当压缩机流量减少时，由于冲角增大，叶栅背面将发生边界层分离，流道将部分或全部被堵塞。
这样失速区会以某速度向叶栅运动的反方向传播。
实验表明，失速区的相对速度低于叶栅转动的绝对速度，失速区沿转子的转动方向以低于工频的速度移动，这种相对叶栅的旋转运动即为旋转失速。
旋转失速使压缩机中的流动情况恶化，压比下降，流量及压力随时间波动。
在一定转速下，当入口流量减少到某一值时，机组会产生强烈的旋转失速。
强烈的旋转失速会进一步引起整个压缩机组系统产生危险性更大的不稳定气动现象，即喘振。
此外，旋转失速时压缩机叶片受到一种周期性的激振力，如旋转失速的频率与叶片的固有频率相吻合，将会引起强烈振动，使叶片疲劳损坏造成事故。
旋转失速故障的识别特征：1）振动发生在流量减小时，且随着流量的减小而增大；2）振动频率与工频之比为小于1X的常值；3）转子的轴向振动对转速和流量十分敏感；4）排气压力有波动现象；5）流量指示有波动现象；6）机组的压比有所下降，严重时压比可能会突降；7）分子量较大或压缩比较高的机组比较容易发生。
2、喘振旋转失速严重时可以导致喘振。
喘振除了与压缩机内部的气体流动情况有关，还同与之相连的管道网络系统的工作特性有密切的联系。
齿轮主要振动故障特征及实测频谱案例一、齿轮故障的频谱特征1、齿的磨损、过载齿轮的均匀性磨损、齿轮载荷过大等原因引起的故障，都会在轮齿之间产生很高的冲击力，此时会产生以啮合频率的谐波频率为载波的频率，其中啮合频率的幅值相对正常状态将明显增大，但在啮合频率及其谐波周围不产生边频带。
随着齿轮磨损劣化，啮合频率及谐波幅值会继续增长。
2、断齿、齿面剥落等属于齿轮集中缺陷的局部性故障，在齿轮运行至缺陷部位时，会激发瞬时的冲击，产生一个高幅值的波峰。
此时，啮合频率将受到旋转频率的调制，在啮合频率其及谐波两侧产生一系列的边频带，其频谱特点是边频带数量多、范围广、分布均匀且较为平坦。
随着此类缺陷的扩大，边频带在宽度范围及幅值上也会增大。
3、点蚀、胶合点蚀、胶合等分布比较均匀的缺陷，同样也将产生周期性冲击脉冲和调幅、调频现象。
但是，与断齿等局部性故障不同的是，由于点蚀、胶合都属于浅表缺陷，在齿轮啮合时不会激发瞬态冲击，因此在啮合频率及其谐波两侧分布的边频带阶数少且集中，其频谱特点是边频带数量分布范围窄、幅值起伏变化大。
二、诊断实例对某减速箱的例行巡检过程中发现，该齿轮箱存在周期约为0.5s 的振动冲击，但减速箱本身振动值没有明显变化。
该减速箱为核心设备，一旦该设备出现问题停运，整条生产线将被迫停车，造成巨大的经济损失。
鉴于现场减速箱无明显振动，通过听棒听诊及振动检测等常规方式均无法判断出振动冲击的部位及形成原因，故对该减速箱进行现场振动信号采集和诊断。
查看频谱图，明显存在第三轴和第四轴四级啮合频率(28.15Hz )，且振动能量的缓慢增加，说明磨损在缓慢增长。
随着状态恶化，振动值缓慢增长，三级与四级啮合频率幅值增长明显，同时啮合频率周围开始产生以第三轴转频(2.01Hz )为间隔的边频，而且边频带体现的特征为数量多、范围广(24~60Hz )、分布均匀且较为平坦，如下图所示。
通过时域波形图可以发现，时域信号明显存在着周期约为0。
振动故障特征1转子质量不平衡（1）转子的振动是一个与转速同频的强迫振动，振动幅值随转速按振动理论中的共振曲线规律变化，在临界转速处达到最大值。
因此，转子不平衡故障的突出表现为一倍频率振动幅值大。
同时，出现较小的高次谐波，整个频谱呈所谓的“枞树形”，如图。
（2）在一定的转速下，振动的幅值和相位基本上不随时间发生变化。
（3）轴心运动轨迹为圆型或椭圆型。
（4）动态下，轴线弯曲成空间曲线，并以转子转速绕静态轴心线旋转。
2 转子初始弯曲有初始弯曲的转子具有与质量不平衡转子相似的振动特征，所不同的是初弯转子在转速较低时振动较明显，趋于弯曲值。
在一定的转速下振动特征稳定，振幅和相位受机组参数影响不大，与升速时或带负荷的时间延续没有直接的关联，也不受启动方式的影响。
3转子热态不平衡(1)转子的振动频谱与质量不平衡时的振动频谱类似。
(2)振动的幅值和相位随负荷发生变化。
(3)在一定负荷下，振动的幅值和相位随时间发生变化。
(4)轴心运动轨迹与质量不平衡时的轴心运动轨迹类似。
4转子部件脱落转子部件脱落的主要特征有：(1)转子部件脱落后，转子的振动频谱与质量不平衡时的振动频谱类似。
(2)转子部件脱落的前后，振动的幅值和相位突然发生变化。
(3)部件脱落一段时间后，振动的幅值和相位趋于稳定。
(4)轴心运动轨迹与质量不平衡时的轴心运动轨迹类似。
5转子部件结垢特征分析主要特征：（1）转子的振动频谱与质量不平衡时的振动频谱类似。
（2）轴心运动轨迹与质量不平衡时的轴心运动轨迹类似。
（3）振动的幅值和相位随时间发生极为缓慢的变化，这种变化有时需要一个月甚至数个月才能发现明显的差别。
辅助特征：（4）机组的出力和效率逐渐下降。
（5）各监视段的压力随时间的变化而缓慢增加。
6动静碰磨故障发生动静碰磨故障转子振动特征有：(1)振动的时域波形特征当转子发生碰磨故障时，振动的时域波形发生畸变，出现削波现象。
另外，在振动信号中有奇异信号。
(2)振动的频谱特征由动、静部分碰磨而产生的振动，具有丰富的频谱特征。
高速旋转机械的振动频谱分析一、前言我公司绝大多数关键设备为旋转机械设备，如各类风机、空压机、大型电机等。
设备的日常维护和安装调试过程中，经常遇到因剧烈振动而无法正常生产的情况，而振动的原因错综复杂，仅靠耳听、手摸的原始方法，很难全面准确的分析判断故障的原因。
采用先进的设备状态检测和故障诊断技术，通过振动检测掌握各类设备在一定时期的运行状态，为从事设备维护、安装、调试的工程技术人员提供一套完整的设备运行状态资料，根据这些资料进行数据分析，可以准确的分析判断故障原因，缩短检修工期，合理的安排关键设备的预防维修计划，从而避免因突发性设备故障而造成的经济损失，确保产生的顺利进行。
二、采用故障诊断技术处理设备故障的几个实例 1．氧气厂2＃DA350一61型空压机组振动故障的处理氧气厂DA350～61型空压机是制氧机的动力设备，机组进行是否正常，直接关系到第一炼钢厂的生产，是总公司的关键设备。
1999年4月份，该机组借第一炼钢厂停产机会，解体大修，组装后试车时，机组振动超标，无法正常运行，严重影响检修工期。
如解体检查至少需要3天的时间，况且对能否检查到故障点也没有十分把握。
于是我们利用NG 一8902多通道数据采集故障诊断系统，对该机组进行了全面的测试。
(1)空压机组的测点布置如图1所示。
(2) 机组的测试情况（取振动值最大的方向）见表1 测点振动值，mm/s 特征频率，Hz 1 S(水平)0.12 50 2 S(水平)0.14 50 3 C(垂直)0.344 146 4 C(垂直)0.776 146 5 C(垂直)0.28 146 6 C(垂直)0.577 146 7 C(垂直)2.79 146 8 C(垂直)8.25 146 由表1可见，1#、2#、3#、4#、5#、6#测点，振动情况良好。
7#、8#测点振动速度超标，8#测点振值8.25mm/s，严重超标，7#、8#测点的轴向振动谱图如图2、图3又测量了7#、8#测点的振动加速度，见表2(取振动值最大的方向)。
转动设备常见振动故障频谱特征及案例分析一、不平衡转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。
结构设计不合理，制造和安装误差，材质不均匀造成的质量偏心，以及转子运行过程中由于腐蚀、结垢、交变应力作用等造成的零部件局部损坏、脱落等，都会使转子在转动过程中受到旋转离心力的作用，发生异常振动。
转子不平衡的主要振动特征：1、振动方向以径向为主，悬臂式转子不平衡可能会表现出轴向振动；2、波形为典型的正弦波；3、振动频率为工频，水平与垂直方向振动的相位差接近90度。
案例：某装置泵轴承箱靠联轴器侧振动烈度水平13.2 mm /s，垂直11.8mm /s,轴向12.0 mm /s。
各方向振动都为工频成分，水平、垂直波形为正弦波，水平振动频谱如图1所示，水平振动波形如图2所示。
再对水平和垂直振动进行双通道相位差测量，显示相位差接近90度。
诊断为不平衡故障，并且不平衡很可能出现在联轴器部位。
图1須苯装實泵邛13/2水平成功败请图2酮苯装■泵-113/2水平振勉波海解体检查未见零部件的明显磨损，但联轴器经检测存在质量偏心，动平衡操作时对联轴器相应部位进行打磨校正后振动降至 2.4 mm /s。
二、不对中转子不对中包括轴系不对中和轴承不对中两种情况。
轴系不对中是指转子联接后各转子的轴线不在同一条直线上。
轴承不对中是指轴颈在轴承中偏斜，轴颈与轴承孔轴线相互不平行。
通常所讲不对中多指轴系不对中。
不对中的振动特征：1、最大振动往往在不对中联轴器两侧的轴承上，振动值随负荷的增大而增高；2、 平行不对中主要引起径向振动，振动频率为2倍工频，同时也存在工频 和多倍频，但以工频和2倍工频为主；3、 平行不对中在联轴节两端径向振动的相位差接近 180度；4、 角度不对中时，轴向振动较大，振动频率为工频，联轴器两端轴向振动 相位差接近180度。
案例：某卧式高速泵振动达16.0 mm /s ，由振动频谱图（图3）可以看出，50 Hz （电机工频）及其2倍频幅值显著，且2倍频振幅明显高于工频，初步判 定为不对中故障。
常见的10种转子振动故障特征频谱，有图有真相！一、不平衡1. 不平衡故障症状特征：（1）振动主频率等于转子转速；（2）径向振动占优势；（3）振动相位稳定；（4）振动随转速平方变化；（5）振动相位偏移方向与测量方向成正比。
2. 力偶不平衡（1）同一轴上相位差180°；（2）存在1X转速频率而且占优势；（3）振动幅值随提高的转速的平方变化；（4）可能引起很大的轴向及径向振动幅值；（5）动平衡需要在两个修正面内修正。
3. 悬臂转子不平衡（1）径向和轴向方向存在1X转速频率；（2）轴向方向读数同相位，但是径向方向读数可能不稳定；（3）悬臂转子经常存在力不平衡和力偶不平衡两者，所以都需要修正。
二、不对中1. 角向不对中（1）特征是轴向振动大；（2）联轴器两侧振动相位差180°；（3）典型地为1X和2X转速大的轴向振动；（4）通常不是1X，2X或3X转速频率占优势；（5）症状可指示联轴器故障。
2. 平行不对中（1）大的径向方向相位差180°的振动严重不对中时，产生高次谐波频率；（2）2X转速幅值往往大于1X转速幅值，类似于角向不对中的症状；（3）联轴器的设计可能影响振动频谱形状和幅值。
3. 装斜的滚动轴承（1）振动症状类似于角向不对中；（2）试图重新对中联轴器或动平衡转子不能解决问题；（3）产生相位偏移约180°的侧面；（4）对侧面或顶部对底部的扭动运动。
三、偏心转子（1）在转子中心连线方向上最大的1X转速频率振动；（2）相对相位差为0°或180°；（3）试图动平衡将使一个方向的振动幅值减小，但是另一个方向振动可能增大。
四、弯曲轴（1）弯曲的轴产生大的轴向振动；（2）如果弯曲接近轴的跨度中心，则1X转速频率占优势；（3）如果弯曲接近轴的跨度两端，则2X转速频率占优势；（4）轴向方向的相位差趋向180°。
五、机械松动机械松动-1（1）机器底脚结构松动引起的；（2）基础变形将产生“软底脚”问题；（3）相位分析将揭示机器的底板部件之间垂直方向相位差约180°。
转动设备常见振动故障频谱特征及案例分析一、不平衡转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。
结构设计不合理，制造和安装误差，材质不均匀造成的质量偏心，以及转子运行过程中由于腐蚀、结垢、交变应力作用等造成的零部件局部损坏、脱落等，都会使转子在转动过程中受到旋转离心力的作用，发生异常振动。
转子不平衡的主要振动特征：1、振动方向以径向为主，悬臂式转子不平衡可能会表现出轴向振动；2、波形为典型的正弦波；3、振动频率为工频，水平与垂直方向振动的相位差接近90 度。
案例：某装置泵轴承箱靠联轴器侧振动烈度水平13.2 mm/ s,垂直11.8mm/ s,轴向12.0 mm/s。
各方向振动都为工频成分，水平、垂直波形为正弦波，水平振动频谱如图 1 所示,水平振动波形如图 2 所示。
再对水平和垂直振动进行双通道相位差测量，显示相位差接近90度。
诊断为不平衡故障，并且不平衡很可能出现在联轴器部位。
14H IQO 2tX) 400 5(XJ GOO 700 KOO 4U0 10<X>图1酮苯装逬泵屮3/2水平成功败请图2酮苯装■泵-113/2水平振勉波抠解体检查未见零部件的明显磨损，但联轴器经检测存在质量偏心，动平衡操作时对联轴器相应部位进行打磨校正后振动降至 2.4 mm/s。
二、不对中转子不对中包括轴系不对中和轴承不对中两种情况。
轴系不对中是指转子联接后各转子的轴线不在同一条直线上。
轴承不对中是指轴颈在轴承中偏斜，轴颈与轴承孔轴线相互不平行。
通常所讲不对中多指轴系不对中。
不对中的振动特征：1、最大振动往往在不对中联轴器两侧的轴承上，振动值随负荷的增大而增高;2、 平行不对中主要引起径向振动，振动频率为 2倍工频，同时也存在工频 和多倍频，但以工频和2倍工频为主；3、 平行不对中在联轴节两端径向振动的相位差接近 180度；4、 角度不对中时，轴向振动较大，振动频率为工频，联轴器两端轴向振动 相位差接近180度。
转动设备常见振动故障频谱特征及案例分析一、不平衡转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。
结构设计不合理，制造和安装误差，材质不均匀造成的质量偏心，以及转子运行过程中由于腐蚀、结垢、交变应力作用等造成的零部件局部损坏、脱落等，都会使转子在转动过程中受到旋转离心力的作用，发生异常振动。
转子不平衡的主要振动特征：1、振动方向以径向为主，悬臂式转子不平衡可能会表现出轴向振动；2、波形为典型的正弦波；3、振动频率为工频，水平与垂直方向振动的相位差接近90度。
案例：某装置泵轴承箱靠联轴器侧振动烈度水平13.2mm／s，垂直11.8mm ／s，轴向12.0mm／s。
各方向振动都为工频成分，水平、垂直波形为正弦波，水平振动频谱如图1所示，水平振动波形如图2所示。
再对水平和垂直振动进行双通道相位差测量，显示相位差接近90度。
诊断为不平衡故障，并且不平衡很可能出现在联轴器部位。
解体检查未见零部件的明显磨损，但联轴器经检测存在质量偏心，动平衡操作时对联轴器相应部位进行打磨校正后振动降至2.4mm／s。
二、不对中转子不对中包括轴系不对中和轴承不对中两种情况。
轴系不对中是指转子联接后各转子的轴线不在同一条直线上。
轴承不对中是指轴颈在轴承中偏斜，轴颈与轴承孔轴线相互不平行。
通常所讲不对中多指轴系不对中。
不对中的振动特征：1、最大振动往往在不对中联轴器两侧的轴承上，振动值随负荷的增大而增高；2、平行不对中主要引起径向振动，振动频率为2倍工频，同时也存在工频和多倍频，但以工频和2倍工频为主；3、平行不对中在联轴节两端径向振动的相位差接近180度；4、角度不对中时，轴向振动较大，振动频率为工频，联轴器两端轴向振动相位差接近180度。
案例：某卧式高速泵振动达16.0mm／s，由振动频谱图(图3)可以看出，50 Hz（电机工频）及其2倍频幅值显著，且2倍频振幅明显高于工频，初步判定为不对中故障。
转动设备常见振动故障频谱特征及案例分析
一、不平衡
转子不平衡是由于转子部件质量偏心或转子部件出现缺损造成的故障，它是旋转机械最常见的故障。
结构设计不合理，制造和安装误差，材质不均匀造成的质量偏心，以及转子运行过程中由于腐蚀、结垢、交变应力作用等造成的零部件局部损坏、脱落等，都会使转子在转动过程中受到旋转离心力的作用，发生异常振动。
转子不平衡的主要振动特征：
1、振动方向以径向为主，悬臂式转子不平衡可能会表现出轴向振动；
2、波形为典型的正弦波；
3、振动频率为工频，水平与垂直方向振动的相位差接近90度。
案例：某装置泵轴承箱靠联轴器侧振动烈度水平13.2 mm／s，垂直11.8mm／s，轴向12.0 mm／s。
各方向振动都为工频成分，水平、垂直波形为正弦波，水平振动频谱如图1所示，水平振动波形如图2所示。
再对水平和垂直振动进行双通道相位差测量，显示相位差接近90度。
诊断为不平衡故障，并且不平衡很可能出现在联轴器部位。
解体检查未见零部件的明显磨损，但联轴器经检测存在质量偏心，动平衡操作时对联轴器相应部位进行打磨校正后振动降至2.4 mm／s。
二、不对中
转子不对中包括轴系不对中和轴承不对中两种情况。
轴系不对中是指转子联接后各转子的轴线不在同一条直线上。
轴承不对中是指轴颈在轴承中偏斜，轴颈与轴承孔轴线相互不平行。
通常所讲不对中多指轴系不对中。
不对中的振动特征：
1、最大振动往往在不对中联轴器两侧的轴承上，振动值随负荷的增大而增高；
2、平行不对中主要引起径向振动，振动频率为2倍工频，同时也存在工频和多倍频，但以工频和2倍工频为主；
3、平行不对中在联轴节两端径向振动的相位差接近180度；
4、角度不对中时，轴向振动较大，振动频率为工频，联轴器两端轴向振动相位差接近180度。
案例：某卧式高速泵振动达16.0 mm／s，由振动频谱图(图3)可以看出，50 Hz（电机工频）及其2倍频幅值显著，且2倍频振幅明显高于工频，初步判定为不对中故障。
再测量泵轴承箱与电机轴承座对应部位的相位差，发现接近180度。
解体检查发现联轴器有2根联接螺栓断裂，高速轴上部径向轴瓦有金属脱落现象，轴瓦间隙偏大；高速轴止推面磨损，推力瓦及惰性轴轴瓦的间隙偏大。
检修更换高速轴轴瓦、惰性轴轴瓦及联轴器联接螺栓后，振动降到A区。
三、松动
机械存在松动时，极小的不平衡或不对中都会导致很大的振动。
通常有三种类型的机械松动，第一种类型的松动是指机器的底座、台板和基础存在结构松动，或水泥灌浆不实以及结构或基础的变形，此类松动表现出的振动频谱主要为1x。
第二种类型的松动主要是由于机器底座固定螺栓的松动或轴承座出现裂纹引起，其振动频谱除1X外，还存在相当大的2X分量，有时还激发出1／2X和3X振动分量。
第三种类型的松动是由于部件间不合适的配合引起的，产生许多振动谐波分量，如1X、2X、⋯⋯，nX，有时也会产生1／2X、1／3X、⋯⋯等分数谐波分量。
这时的松动通常是轴承盖里轴瓦的松动、过大的轴承间隙、或者转轴上零部件存在松动。
案例：某引风机振动增大，轴承箱最大振动16.9 mm／s。
该机为悬臂式离心式风机，最大振动在轴承箱靠叶轮侧，倍频丰富，初步判断存在松动。
监测4个地脚，发现其中一个地脚03（靠叶轮侧）振动较大，约9 mm／s，其余三个地脚振动分别为0.5 mm／s、1.8 mm／s和2.0 mm／s，很明显03地脚有松动。
由引风机地脚03垂直振动频谱（图4）可以看出，1X、2X较大，还有较多的谐波成分。
紧固地脚螺栓后轴承箱最大振动降至4.2 mm／s，仍偏大，分析应该还存在轴承或轴上零件配合松动。
2012年8月解体检查引风机，发现轴承与压盖紧力不足，加铜垫片调整压盖紧力后振动降到2.7 mm／s。
案例：某双支撑离心式风机非联轴器端轴承箱振动大幅上升，最大振动轴向方向为14.8mm/s。
现场监测记录列于表1。
水平、垂直、轴向振动均表现出2倍工频显著，且垂直、轴向2倍工频幅值大于工频成分。
风机轴向振动频谱如图5所示。
因轴支承为滑动轴承，据相关振动分析理论，轴瓦松动将使转子产生很大的振动，振动频率一般为1／2或2倍转速频率，初步分析可能存在轴承压盖紧力不足，建议先检查轴承压盖紧力。
检查验证确实存在压盖紧力不足，调整后振动降至B区。
四、流体扰动
高速离心泵中的流体，从叶轮的流道中流出，进入扩压器或蜗壳时，如果流体的流动方向与叶片角度不一致，流道中就产生很大的边界层分离、混流和逆向流动，流体对扩压器叶片和蜗壳隔舌的冲击，将使流体在管道中引起很大的压力脉动和不稳定流动，这种压力波又可能反射到叶轮上，激发转子振动，振动频率为叶轮叶片数乘以转速（称叶片过流频率）或其倍数。
在工艺流量与泵额定流量偏差较大或叶轮出口与蜗壳对正不良时，过流频率振动明显，称流体扰动。
一般把叶轮外缘和开始卷曲处的距离拉大，能够缓和压力脉动并减小振幅。
案例：某泵振动超标，管线振动也大。
监测发现前轴承最大振动19.4 mm ／s，4倍工频振幅最大，此成分系泵过流频率，泵振动频谱如图6所示。
经过核算，该泵选型过大，解体切削叶轮后，振动降到标准之内。
五、动静碰摩
在旋转机械中，由于轴弯曲、转子不对中等引起轴心严重变形，或非旋转件弯曲变形，都可能引起转子与固定件的碰摩而引起异常振动。
动静碰摩的振动特征：频谱图上以工频分量为主，存在少量低频或倍频，碰摩严重时，低频和倍频分量都有较明显的反映。
波形图上可出现单边削顶现象或在接近最大振幅处出现锯齿形。
案例：监测发现进料泵振动偏大，监测数据列于表2。
前轴承水平振动波形如图7所示，垂直方向振动波形如图8所示。
该泵各测点振动值与该泵历史良好状况（2 mm／S以内）相比增加较大，倍频成分丰富，且波形图较多波折，尤其是垂直方向存在单边锯齿状，分析存在松动和轻微碰摩。
对该泵跟踪监测，振动值较稳定，运行到2012年4月焦化装置停工检修时，对该泵解体大修，发现后轴瓦巴氏合金层磨损严重，泵轴在喉部衬套部位有磨损痕迹，检修后振动降到1.7 mm／S。
六、滚动轴承故障
有关振动分析理论，出现滚动轴承损伤或磨损时，高频解调值一般会增大，并且往往可见轴承外圈、内圈等部件的故障特征频率。
当轴承磨损到后期时，轴承故障特征频率可能消失，但振动值通常会加大，振动频谱图变成一系列谱线。
案例：气分装置泵振动达18.2 mm／s，由前轴承水平振动频谱图图9可
以看出，除工频外，存在密集的高频成分。
由前轴承水平解调谱图（图10）可以看出，突出的频谱成分只有工频，但谱线底线较高。
分析该泵轴承磨损严重，已发展到轴承故障特征频率消失。
解体检修发现靠联轴器侧的轴承保持架已断裂，更换轴承后振动降到B区。
案例：引风机振动增大，最大振动8.1 mm／s。
由引风机前轴承振动频谱图（图11）可以看出，高频成分振幅显著。
由引风机前轴承解调谱图（图12）可以看出，约5.8倍转速频率幅值突出，该成分与该机轴承22316外圈故障特征频率接近，诊断为轴承磨损。
解体验证轴承的确存在磨损，更换轴承后最大振动1 mm／s，解调值最大0.8 g。
