該文章取自網(wǎng)絡，分享給大家者供參考，在此談一點關于軸承跑內圈的個人體會，曾多次在現(xiàn)場遇到軸承跑內圈故障，振動特征也不盡相同，但也有共同之處。不同之處為頻譜形態(tài)，常見的是工頻及大量諧波，大部分諧波幅值接近于基頻的1/3～1/2，且3X明顯高于其他諧波，甚至超過基頻的1/2，但也有個別頻譜如文中所示基本為基頻振動，這也是轉發(fā)該文的主要原因；所遇跑內套故障共同特點是，振動不穩(wěn)定，特別是停啟設備后振幅大概率會發(fā)生突變，相位無規(guī)律變化大約在0～60度范圍變化。

軸承跑內圈故障案例分析

1、設備問題

運行期間，發(fā)現(xiàn)風機軸承處的振動強度明顯增大，振動的速度值超過10㎜/s。而通過近幾次的監(jiān)測結果來看，其相位并不穩(wěn)定。并且，在停機時進行的實時跟蹤監(jiān)測結果表明：在降速時，振動強度并沒有降低，反而進一步增加。遂進行停車處理。對設備檢查時發(fā)現(xiàn)：定位側軸承座上半體出現(xiàn)兩條尚未貫穿的軸向裂紋。由于缺乏備件，當時對軸承座進行了簡單的加固處理，用夾具以及底部焊接在基礎上的4條M18的錨螺栓將軸承座加固。經(jīng)過上述處理后，振動強度有所下降。在接下來的幾天中，由于錨螺栓因振動而導致螺母松動，使振動強度又有所回升。在此期間，只要重新緊固錨螺栓。振動的強度就會有一定程度的下降。問題的關鍵是：究竟是什么原因使轉子振動強度增加，并且能夠達到如此高的峰值，導致軸承座損壞。只有找到引起振動的主要因素，然后進行針對性的整改，才能從根本上解決這個設備故障。

2、設備結構

軸功率: 400kW；

吸入壓力: 常壓；

排出壓力: 5200 Pa；

排出溫度: 20～45ºC；

吸入/排出流量:1593m³/min；

轉速為1490r/min。

該風機采用懸臂式結構，使用兩個獨立的軸承座支承轉子。風機側軸承座為轉子定位端，電機側為轉子自由端，這樣，轉子熱膨脹就是以風機側軸承座為零點向兩端發(fā)生。兩支承軸承型號為22222CK + H322為錐孔雙列向心球面滾子軸承，具有承受一定的軸向力。該軸承在轉子軸上的軸向定位形式是依靠帶有外錐面的軸套H322和22222CK軸承的錐面內孔的相互配合，將鎖母壓緊，使軸承內圈產(chǎn)生軸向位移，使H322軸套錐面發(fā)生徑向變形，（H322軸套上的軸向溝槽就是使徑向變形更容易產(chǎn)生），從而達到緊固的目的。

3、振動分析

（1）振動的主流頻率是工頻以及工頻的高次諧波。

（2）軸承組件的特征頻率基本上沒有表現(xiàn)，可以在很大程度上排除由于軸承滾動體碎裂、內外圈滑道出現(xiàn)剝落、保持架嚴重磨損等軸承損壞原因導致的轉子振動。由于能夠引起工頻振動的原因很多，如轉子不平衡，部件松動，軸頸與軸承不對中等，必須使用其他判據(jù)來輔助判斷。

（3）目前的判斷可以排除的可能性是轉子不對中引起的故障。原因：在各個測振點的各個方向上的頻譜圖中振動的2倍頻成分含量都比較低，且2倍頻的諧波成分也不具有峰值。如果轉子對中存在問題，那么自由側的軸承座（離電機較近）的振動強度理論上應稍高于定位側，而實測數(shù)據(jù)正好相反。

（4）通過近幾次的監(jiān)測結果來看，其相位并不穩(wěn)定。并且，在停機時進行的實時跟蹤監(jiān)測結果表明：在降速時，振動強度并沒有降低，反而進一步增加。這樣，可以認為：轉子不平衡并不是引起振動的主要原因。

（5）機械松動：其振動形態(tài)為非線性振動，振動的時域波形為基波與次諧波、超諧波的疊加，振動相位是不斷變化的，并且與工作轉速同步。頻域表現(xiàn)為除工頻有較高的峰值外，1/2，1/3，1/4….倍頻等次諧波及2，3，4…倍頻等超諧波都有表現(xiàn)。圖3中的峰值幾乎全都是工頻及其諧波產(chǎn)生，工頻振動的速度值已達到5.2mm/s。

4、分析結論

（1）根據(jù)對頻譜的判讀，可以基本否定轉子不平衡和轉子與靜止件摩擦這兩種可能性；

（2）造成風機振動的主要原因可能是：部件松動，使轉子的支承失穩(wěn)，而軸承本身并沒有任何故障；或者是由于軸承本身在外因作用下導致內圈偏心，使振動的強度增加，導致軸承座形成裂紋，進而

5、結論驗證

停機檢修，首先復查對中，對中情況良好。隨后，進行查找性拆卸，在解體定位側軸承座后發(fā)現(xiàn)22222CK軸承的H322錐內套與軸表面產(chǎn)生相對轉動，使軸表面嚴重磨損，深處達0.9㎜。軸套鎖緊螺母止退墊的防轉片疲勞斷裂。更換新轉子后，試車情況良好，振動強度大幅下降。