002振动信号与设备状态.docx
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002振动信号与设备状态
振动信号与设备状态
1标准
轴振动
轴承座、机壳振动
振动总量标准
仪器系统标准
API670
ISO10817
API678
ISO2945
判断应用标准
ISO7919
API611，API612
ISO10816
振动故障诊断
ISO13373
ISO13373
1.1相对振动标准ISO7919-1~5
非往复式机器的机械振动----在旋转轴上的测量和评价
第一部分总则（GB/T11348.1-89）
第二部分陆地安装的大型汽轮发电机组（GB/T11348.2-1997）
第三部分耦合的工业机器（GB/T11348.3）
第四部分燃气轮机组（GB/T11348.4）
第五部分水力发电厂和泵站机组
1.2绝对振动标准ISO10816-1~6
机械振动在非旋转部件上测量和评价机器振动
第一部分总则
第二部分陆地安装的功率超过50MW的大型汽轮发电机组
第三部分额定功率大于15KW额定转速在12015000转/分在现场测量的工业机器
第四部分不包括航空器类的燃气轮机组
第五部分水力发电厂和泵站机组
第六部分额定功率超过100KW的往复式机器
1.2.1ISO10816-1：
I类--发动机和机器的单独部件；
II类--无专用基础的中型机器（15-75KW）；专用刚性基础上300KW以下中型机器；
III类--刚性基础上的大型机器；
IV类--柔性基础上的大型机器。
1.2.2ISO10816-2
50MW以上大型汽轮发电机组振动速度评定区域边界
1.2.3ISO10816-3
300KW以上50MW以下大型机组振动烈度区域分类
1.2.4ISO10816-4
燃气轮机轴承座振动速度评价区域
1.2.5ISO10816-6
往复式机器振动分类和指导值
区域说明：
A--新使用机器的振动区域；
B--通常可接受的常期工作的机器振动区域；
C--通常不能令人满意的长期工作的机器振动区域；
D--振动值落在这个区域的，其振动足以能损坏机器。
注：
在机器使用寿命内，往复式机器振动值比旋转机器更稳定。
因此，表中混合的A和B区域，在将来随着经验的积累，可以提供A和B之间的区分指导值。
较好的测量系统应提供综合的振动位移，振动速度，振动加速度，在10赫兹到1000赫兹范围内，精度+/-10%，在2赫兹到10赫兹范围内，精度+10%，-20%的均方根值
2十七类46种机械和电气故障的特征谱、特征时域信号和相位关系供诊断参考
2.1第一类、质量不平衡
2.1.1力不平衡（静不平衡）
力不平衡是同相位和稳定的。
不平衡产生的振动幅值在转子第一阶临界转速以下随转速的平方增大（例如，转速升高3倍，则振动幅值增大9倍）。
总是存在1转速频率，并且通常在频谱中占优势。
在转子重心平面内只用一个平衡修正重量便可修正之。
在内侧轴承与外侧轴承水平方向及内侧轴承与外侧轴承垂直方向的相位差应该接近0度。
不平衡转子的每个轴承上水平方向与垂直方向的相位差应该接近90度。
2.1.2力偶不平衡
力偶不平衡在同一轴上导致180度反相位运动。
总是存在1转速频率，并且通常在频谱上占优势。
在转子第一临界转速以上，振动幅值随转速升高的平方增大。
可引起大的轴向振动和径向振动。
至少需在两个修正平面内放置平衡重量才能修正。
在内侧轴承与外侧轴承水平方向及内侧轴承外侧轴承垂直方向应该存在约180度相位差。
每个轴承上水平方向与垂直方向之间相位差通常应该约为90度（30度）。
2.1.3动不平衡
动不平衡是不平衡的最普遍的类型，它是力不平衡和力偶不平衡两者的组合。
振动频谱中1转速频率占优势，真正需要双面修正。
内侧轴承与外侧轴承之间径向方向的相位差可能在从0度到180度范围内的任何一个角度。
然而，当内侧轴承与外侧轴承测量比较时（30度），水平方向的相位差应该精密地与垂直方向的相位差相匹配。
还有，如果不平衡突出，每个轴承上水平方向与垂直方向之间的相位差大致为90度（40度）。
2.1.4悬臂转子不平衡
悬臂转子不平衡在轴向方向和径向方向引起大的1转速频率振动。
轴向方向振动趋向于同相位，而径向方向振动可能不稳定。
然而，不平衡转子上水平方向的相位差通常与垂直方向的相位差相匹配（30度）。
悬臂转子有力不平衡和力偶不平衡两者，似乎每一种都需要修正。
因此，总是必需要在两个修正面内加以修正重量，以抵消力不平衡和力偶不平衡。
2.2第二类、转子偏心
皮带轮，齿轮，轴承和电动机框架等旋转中心与几何中心线偏离时出现偏心。
最大的振动出现在两个转子中心连线方向上，振动频率为偏心转子的1转速频率。
水平方向和垂直方向振动相位差或是0度或是180度（每一种都表示直线运动）。
平衡偏心的转子的试图往往导致一个方向振动减小，而另一个径向方向的振动增大（与偏心量有关）。
2.3第三类、轴弯曲
弯曲的轴引起大的轴向振动，同一台机器上轴向振动相位差趋向于180度，如果弯曲接近轴的中部，占优势的振动出现在1转子转速频率，如果弯曲接近力偶，则占优势的振动出现在2转速频率（如果您改变传感器的方向的话，应该仔细考虑每次轴向测量时振动传感器的方位）。
用千分表证实轴的弯曲。
2.4第四类、不对中
2.4.1联轴器角向不对中
角向不对中的特征是轴向振动大，联轴器两侧振动相位差180度。
典型地出现在1转速频率和2转速频率的大的轴向振动。
然而，不常见1转速频率，2转速频率或3转速频率占优势。
这些征兆也指示联轴器故障。
严重的角向不对中可激起1转速频率的许多阶谐波频率。
与机械松动不一样，这些转速谐波频率典型地在频谱上都没有升高的噪声地平。
2.4.2联轴器平行不对中
平行不对中的振动征兆类似于角向不对中，但是，径向方向振动大，并且联轴器两侧振动相位差接近180度。
2转速频率振动往往大于1转速频率振动，联轴器的类型和结构决定2转速频率振动相对于1转速频率振动的高度。
角向不对中或平行不对中严重时，可在较高谐波频率（4到8转速频率谐波）处出现大的振动，甚至出现类似于机械松动时出现的完整系列的高频谐波。
当不对中严重时，联轴器的类型和材料往往对整个频谱有很大的影响。
典型地没有提高的噪声地平。
不对中的滚动轴承偏斜地固定在轴上
不对中的滚动轴承卡在轴上
不对中的滚动轴承卡在轴上时将产生明显的轴向振动。
将引起同一轴承座上顶部与底部振动相位差约180度的轴向振动及左侧与右侧振动相位差约180度的轴向振动。
对准联轴器或平衡转子都不能缓解此故障。
通常，必须卸下轴承并重新正确安装。
2.5第五类、共振
强迫振动频率与系统的自然频率一致时出现共振，使振动幅值急剧放大，导致过早损坏或灾难性破坏。
这可能是转子的自然频率，也常常起源于支承框架，基础，齿轮箱或甚至传动皮带。
如果转子处在或接近共振，由于很大的相位漂移，几乎不可能平衡掉（共振时相位漂移为90度，通过共振时相位漂移接近180度）。
往往需要提高或降低自然频率来改变自然频率。
自然频率通常不随转速变化，这一点有助于识别自然频率（除非在大型平面轴颈轴承机器或在有明显悬臂的转子上）。
2.6第六类、机械松动
2.6.1A型松动
这种频谱是机器底脚，底板或基础的结构松动/减弱引起的，或者由基础上恶化的水泥浆，松动的地脚螺栓，或者框架或者基础变形（即软脚）引起的。
相位分析可以揭示在螺栓或机器底脚与基础底板或基础本身垂直方向测量之间的相位差约90度到180度。
2.6.2B型松动
这种频谱通常是由螺栓松动，框架结构或轴承座裂纹引起的。
2.6.3C型松动
这种频谱通常是由零部件之间配合不良引起的，由于松动的零部件对转子的动态力产生非线性的响应，所以，将产生许多谐波频率。
引起时域波形截断和在频谱中提高噪声地平。
C型松动往往是由轴承衬套在其盖内松动，轴承松动和在轴上旋转，滑动轴承或滚动轴承间隙过大，叶轮在轴上松动等引起的。
C型松动的振动相位往往是不稳定的，这一次测量到下一次测量可能变化很大，尤其是如果转子在轴上的位置从这一次起动到下一次起动漂移的话。
机械松动往往是非常定向的，在一个轴承座的径向方向每隔30度测量的振动值完全不同。
而且，松动往往引起精确的1/2或1/3转速频率的亚谐波频率（0.5X，1.5X，2.5X等等）。
2.7第七类、转子摩擦
当旋转件与静止件相接触时，转子摩擦产生类似于机械松动产生的频谱。
摩擦可能是局部的，也可能是整个转子一周都摩擦。
通常，产生一系列频率，往往激起一个或多个共振。
根据转子自然频率的位置，常常激起转速的整分数倍亚谐波频率（1/2，1/3，1/4，1/5，……1/12等）。
转子摩擦可激起许多高频（类似于粉笔在黑板上拖动时产生的宽带噪声）。
如果轴与巴氏合金相接触引起摩擦时，它可能非常严重，非常短促。
整个轴圆周全部角度摩擦可产生“反进动”，即转子以临界转速频率回转，但是，方向与轴的旋转方向相反（可导致灾难性破坏的固有的不稳定）。
2.8第八类、滑动轴承故障
2.8.1磨损或间隙故障
滑动轴承磨损后期的证据通常是出现一个完整的系列的转速频率谐波（直到10阶或20阶）。
破碎的滑动轴承常产生比水平方向振动大的垂直方向的振动，也可能只有1转速频率的一个明显的尖峰。
间隙过大的滑动轴承可让小的不平衡，不对中引起大的振动，如果轴承间隙调整达到规定的要求，则振动很小。
2.8.2油膜涡动
油膜涡动是转子中心绕轴承中心转动的亚同步现象，其回转频率即振动频率约为转子回转频率的一半，如左上图所示。
所以常称为半速涡动或半频涡动。
轴承与转子之间的油膜避免了旋转的转子表面与不旋转的轴承表面之间的直接接触，减少两表面间的摩擦和功耗，同时也为支承转子提供了动压力。
由于在大多数情况下，轴承不旋转，轴瓦表面的油膜速度为零，转子轴颈表面的油膜速度与轴颈表面的速度相同。
因此，在层流假设下，油膜沿径向的速度分布如右上图所示。
油膜的平均周向速度为轴颈表面速度的一半，即转子旋转时，油膜将以轴颈表面速度之半的平均速度环绕运动。
实际上，涡动频率总是小于回转速度之半。
据统计，约为0.40~0.48X转速之间。
这是轴颈表面比轴瓦表面光滑及轴瓦与轴颈之间滑油的端泄等原因影响的结果。
油膜涡动不稳定出现在（0.40到0.48）转速频率范围内，常常十分严重。
当振动幅值超过轴承间隙的百分之四十时，认为振动过大。
油膜涡动是油膜激起的振动，正常工作状态的偏移（姿态角和偏心率）使油楔“推”轴在轴承内作环绕运动。
旋转方向不稳定的力导致涡动（或正进动）。
油膜涡动是不稳定的，因为它增大离心力，离心力增大涡动力。
可使油膜不再能支承轴，并且，当涡动频率与转子自然频率一致时，变得不稳定。
改变滑油粘度，润滑油压力和外部预载，可能会影响油膜涡动。
2.8.3油膜振荡
随着转子转速的提高，油膜涡动的频率也提高，两者保持一个近乎不变的恒定比，即约为0.5。
但是，当转子回转频率约为其一阶弯曲临界转速的两倍时，随着转子转速的提高，涡动频率将保持不变，而且等于该转子一阶弯曲临界转速。
如果机器处在或高于2转子自然频率运转时，可能出现油膜振荡。
转子进入两倍临界转速时，油膜涡动频率将非常接近临界转速频率，引起过大的振动，油膜可能不再具有支承能力。
涡动速度实际将“锁定”在转子临界转速，虽然机器转速愈升愈高，但是，这个尖峰不能通过它，产生以转子临界转速频率的横向正进动亚谐波振动。
这是一种可导致灾难性破坏的固有的不稳定的振动。
2.9第九类、滚动轴承故障
2.9.1滚动轴承术语
滚动轴承类型
2.9.2滚动轴承四种类型故障频率
1.随机的，超声频率-gSE,HFD,SPM；
2.轴承零部件自振频率-500至2000赫兹范围，与转速无关；
3旋转的故障频率-内环BPFI，外环BPFO，滚动体BSF和保持架FTF故障频率
4.和频与差频-轴承若干故障频率之间及其它振源频率相加或相减得出的频率
注：
BPFI---Innerracedefectfrequency内环故障频率
BPFO---Outerracedefectfrequency外环故障频率
BSF---Rollingelementdefectfrequency滚动体故障频率
FTF---Cagedefectfrequency保持架故障频率
2.9.3滚动轴承故障发展过程的四阶段
2.9.3.1第一阶段：
滚动轴承故障初始阶段
滚动轴承故障的最早的指示出现在从约250000到350000赫兹频率范围内的超声频率，后来，滚动轴承磨损增大时，通常频率下降到约20000到60000赫兹（1200000到3600000转/分）。
这些就是用振动尖峰能量（gSE），高频加速度（HFD）（g）和冲击脉冲（SPM）（dB）评定这些频率。
例如，在滚动轴承故障第一阶段中，振动尖峰能量值首先出现为0.25gSE（实际的值与测量位置和机器的转速有关）。
采集gSE谱可揭示和证实滚动轴承是否处于滚动轴承故障发展的第一阶段中。
2.9.3.2第二阶段：
滚动轴承轻微故障阶段
轻微的滚动轴承故障开始“瞬态扰动”滚动轴承的零件的自然频率（fn）,这些自然频率主要出现在30K到120K转/分（500到2000赫兹）频率范围内。
这些自然频率也可能是滚动轴承支承结构的自然频率。
在滚动轴承故障的第二阶段末期，在自然频率的左侧和右侧出现边带频率。
振动尖峰能量的总量值增大（例如，从0.25gSE增大到0.50gSE）。
2.9.3.3第三阶段：
滚动轴承宏观故障阶段
在滚动轴承故障的第三阶段中，出现滚动轴承故障频率及其谐波频率。
当滚动轴承的磨损扩展时，出现更多阶次的滚动轴承故障频率的谐波频率，边带频率数量增多，在轴承故障频率的谐波频率和轴承零件的自然频率的两侧的边带数量都增多，振动尖峰能量的总量值继续增大（例如从0.50gSE增大到1.0gSE）。
这时，已经可以看到滚动轴承的磨损，并且，磨损扩展到滚动轴承的周围，尤其是伴随在轴承故障频率两侧有许多清晰的边带时。
gSE谱，高频解调和包络频谱帮助证实滚动轴承故障的第三阶段。
这时，应该更换滚动轴承了（与振动频谱中滚动轴承的故障频率的幅值无关）。
2.9.3.4第四阶段：
滚动轴承故障最后阶段
朝着滚动轴承故障发展的最后阶段发展，甚至影响1转速频率的振动幅值。
该频率的幅值增大，通常还引起转速频率的许多谐波频率的幅值增大。
离散的滚动轴承故障频率和轴承零件自然频率实际上开始“消失”，被随机的，宽带高频“噪声地平”代替。
此外，高频噪声地平和振动尖峰能量两者的幅值事实上可能减小，但是，恰好到损坏之前，振动尖峰能量和高频加速度值通常增大到过大的幅值。
2.10第十类、流体动力机械故障
2.10.1叶片通过频率
叶片通过频率（BPF）=叶片数目转速频率。
在泵，风机和压缩机中，这种叶片通过频率总是有的，通常不成为故障。
然而，如果泵中旋转叶片与静止的扩压器之间的间隙在圆周方向上不均匀，那么可能产生大幅值的叶片通过频率（BPF）（及其谐波频率）。
而且，有时叶片通过频率（BPF）（或其谐波频率）与系统的某自然频率一致，产生大的振动。
如果叶轮摩擦环卡住轴承，或者焊接固定的扩压器叶片损坏，则可能产生大的叶片通过频率（BPF）振动。
管道的突然弯曲，妨碍流体流动的障碍物，阻尼器或者如果泵或风机转子与其壳体中心不重合都会引起叶片通过频率（BPF）的大振动。
2.10.2紊流
风机中由于风机流道中或管道中空气的压力或速度变化，常常出现紊流。
这种流动的中断引起紊流,产生随机的，低频振动，典型地在50到2000转/分频率范围内。
如果压缩机内出现喘振，则可能出现随机的，宽带高频振动。
过大的紊流也可能激起宽带高频振动。
2.10.3气穴
气穴通常产生随机的，较高频率宽带能量，有时叠加叶片通过频率的谐波频率。
通常指示进口压力不够（缺乏流体的现象）。
如果不采取措施排除，气穴对泵内部可能十分有害。
它可能局部侵蚀叶轮的叶片。
存在气穴时，常常发出像“卵石”通过泵时的声音。
气穴通常是进口流量不够引起的。
可能这次测量时出现，下次测量时没有了（如果改变进口阀门的设定的话）。
2.11第十一类、齿轮故障
关于齿轮产生的七种振动频率
假定一对齿轮啮合付，其低速齿轮的齿数为Z0，低速齿轮轴转速频率为F0赫兹，高速齿轮的齿数为Z1，高速齿轮轴转速频率为F1
这对齿轮可能产生的振动频率分量有：
1.低速齿轮转速频率F0赫兹及其谐波频率iF0赫兹（i=1,2,3,……）
2.高速齿轮转速频率F1赫兹及其谐波频率iF1赫兹（i=1,2,3,……）
3.低，高速齿轮齿啮合频率Fm=F0Z0=F1Z1赫兹及其谐波频率iFm赫兹（i=1,2,3,……）
4.低速齿轮转速边带频率族（FmiF0）赫兹（i=1,2,3…….）
5.高速齿轮转速边带频率族（FmiF1）赫兹（i=1,2,3,……）
6.齿摆动频率（或齿重复频率）Ftr=（FmNa）/（Z0Z1）赫兹（这里，Na为齿组合状态数，它等于低速，高速齿轮的齿数的最小公约数）
7.齿组合状态通过频率Fa=Fm/Na赫兹
正常频率
正常齿轮的频谱表示高速齿轮和低速齿轮的转速，齿轮的啮合频率（GMF）和非常小的齿轮啮合频率的谐波频率。
齿轮啮合频率（GMF）通常在它们的两侧有高、低速齿轮的转速频率边带。
所有尖峰的幅值都很小，没有激起齿轮的自然频率。
已知齿轮的齿数时，建议频率范围Fmax设定为3.25GMF（最低），如果不知道齿轮的齿数，把频率范围Fmax设定为每根轴的转速的200倍。
2.11.1齿磨损
齿磨损的关键指示是激起齿轮的自然频率（Fn）和在此齿轮自然频率两侧伴有磨损的齿的转速频率边带。
当齿磨损明显时，虽然边带的幅值高并且在齿轮啮合频率（GMF）两侧出现的边带数增多，但是齿轮啮合频率（GMF）的幅值可能变化也可能不变化。
边带是比齿轮啮合频率（GMF）本身更好的齿磨损的指示。
而且，虽然齿轮啮合频率的幅值是可以接受的，但是2GMF或3GMF（尤其是3GMF）的幅值经常很高。
2.11.2齿轮负载
齿轮啮合频率（GMF）往往对齿的负载非常敏感。
齿轮啮合频率（GMF）的幅值高未必一定指示有故障，尤其是如果边带频率幅值保持较小，没有激起齿轮自然频率的时候。
为了频谱比较有意义，每次测量分析都应该在系统处于最大负载下运转时进行。
2.11.3齿轮偏心和齿隙游移
在齿轮啮合频率（GMF）两侧十分高的边带幅值往往说明齿轮偏心，齿隙游移或两根齿轮轴不平行，这样使一个齿轮的转速“调制”齿轮啮合频率（GMF）的幅值或另一个齿轮的转速。
边带频率的间隔指示哪个齿轮有故障。
如果齿轮偏心是占优势的故障，则偏心的齿轮的1转速频率的幅值通常较高。
不适当的齿隙游移通常要激起齿轮啮合频率（GMF）的谐波频率和齿轮的自振频率。
而且，它们都伴有1转速频率的边带。
如果齿隙游移是故障，则随着负载增大，齿轮啮合频率（GMF）的幅值常常随负载增大而减小。
2.11.4齿轮不对中
齿轮不对中几乎总是激起第二阶或高阶齿轮啮合频率（GMF）谐波频率，并且它们都伴有转速边带。
往往只显示小的齿轮啮合频率（GMF）的幅值，但是2（GMF）或3（GMF）的幅值较高。
设定足以采集至少3（GMF）谐波频率的Fmax最高频率范围很重要。
而且，2（GMF）两侧常伴有2转速频率边带。
请注意，由于齿不对中，齿轮啮合频率（GMF）及其谐波频率的左侧和右侧的边带频率的幅值不等，引起不均匀磨损。
2.11.5齿断或齿裂
齿断或齿裂仅在时域波形中产生这个齿的1转速频率的大幅值，另外，它激起齿轮自然频率（Fn），并伴有断的或裂的齿的齿轮的转速边带。
在时域波形中最好检测，断的齿或裂的齿每次试图与跟它匹配的齿轮的齿相啮合时，都出现一个明显的尖峰。
两次冲击之间的时间将相应于断的或裂的齿的齿轮转速的倒数（1/转速）。
时域中冲击尖峰的幅值往往比FFT谱中的1转速频率的幅值高10到20倍。
2.11.6齿轮组合状态问题
齿轮组合状态频率（GAPF）可产生齿轮啮合频率的分数倍频率（如果NA大于1）。
这字面上意味着（Tp/NA）齿轮的齿将接触，产生NA磨损图象，这里，给定齿轮组合状态中的NA等于大齿轮齿数和小齿轮齿数的最大公约数（NA=组合状态因子）。
如果齿轮有制造缺陷，则将出现齿轮组合状态频率（GAPF）（或其谐波频率）。
如果污染颗粒通过齿轮啮合，导致吸入污染颗粒时啮合的齿进入和退出啮合中或者重新定位齿轮时使啮合的齿损坏，于是在定期监测的频谱中突然出现齿轮组合状态频率（GAPF）。
2.11.7齿轮摆动故障
大齿轮和小齿轮两者存在故障时出现齿摆动频率（fHT）,大小齿轮的故障可能在制造时造成的，或由于错误的处理，或在现场造成的。
它可引起十分大的振动，但是由于它主要出现在低于600转/分的低频范围内，所以常被测量不当丢失。
有这种齿重复故障的齿轮装置通常从松动中发出“轰鸣”声。
有故障的小齿轮和大齿轮的两者同时进入啮合时发生最大效应，（在某些传动中，可能仅每10到20转出现一次，取决于fHT公式）。
请注意，T大齿轮和T小齿轮分别指大齿轮和小齿轮的齿数。
NA是以上定义的组合状态因子，常常调制齿轮啮合频率（GMF）和齿轮转速频率尖峰两者。
2.11.8齿轮轴承松动
支承齿轮的轴承间隙过大不仅可激起许多转速频率的谐波频率，还常引起齿轮啮合频率（GMF），2GMF或3GMF的大的振动响应。
这些大幅值的齿轮啮合频率（GMF）振动实际上是对支承齿轮的轴承内松动的响应，并且不是故障的原因。
轴承过大的磨损或者在安装时轴承装到轴颈上的配合不当可引起这种过大的间隙。
如果不修正，它可引起过大的齿轮磨损和对其它零部件的损坏。
2.12第十二类、交流电动机故障
2.12.1定子偏心，铁芯片短路或松动
定子故障产生2电源频率（FL）的大振动。
定子偏心在转子与定子之间产生不均匀的气隙，产生非常定向的振动。
在感应电动机中气隙差不应该超过百分之五，在同步电动机中，气隙差不应该超过百分之十。
软脚和翘曲的基础可产生偏心的定子。
松动的铁芯是由于定子支承刚性弱或松动造成的。
短路的定子铁芯片可引起不均匀的局部发热，使定子本身变形。
这会产生热引起的振动，热引起的振动随着运转时间的延长可明显增大，造成定子变形和静止气隙故障。
2.12.2转子偏心（动偏心）
偏心的转子在转子与静子之间产生旋转的可变的气隙，引起脉冲振动（通常在电源频率的两倍2FL与最靠近的转速频率的谐波频率之间）。
常常需要“细化”谱分离2FL与转速频率的谐波频率。
偏心的转子产生2FL及其两侧的极通过频率（Fp）边带，转速频率及其两侧的Fp边带。
Fp本身出现在低频处（极通过频率Fp=滑差频率极的数目）。
Fp常见值的范围在20到120转/分（0.3到2.0赫兹）内。
软脚或不对中由于变形（实际上是机械的，不是电气的）常会引起可变的气隙。
2.12.3转子故障（断条等）
断的或裂的转子条或者短路环，转子条与短路环之间接触不良，或者短路的转子铁芯片将产生1转速频率的大振动及其两侧极通过频率（Fp）边带。
此外，这些故障常产生转速频率的第二，第三，第四和第五阶谐波频率两侧的Fp边带。
转子条通过频率（RBPF）和/或者它的谐波频率（RBPF=转子条数目转速频率）两侧的2电源频率（2FL）边带指示了转子条松动或者脱开。
松动的转子条与端环之间电气引起的电弧常表示出很高的幅值的2RBPF（并且伴有2FL边带），但是，1RBPF频率的振动幅值不增大。
2.12.4相位故障（接头松动）
由于松动或者断裂的接头引起的相位问题可产生2电源频率（2FL）的过大的振动，并且2FL两侧伴有1/3电源频率（1/3FL）的边带。
如果不解决相位问题，2FL频率处的振动幅值可能超过25.4毫米/秒。
如果有故障的接头只是偶尔接触，则它尤其成为问题。
为了防止灾难性
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