1 故障诊断的含义
故障就是指机械设备丧失了原来所规定的性能和状态。通常把运行中的状态异常、缺陷、性能恶化及事故前期的状态统称为故障，有时也把事故直接归为故障。
而故障诊断则是根据状态监测所获得的信息，结合设备的工作原理、结构特点、运行参数及其历史运行状况，对设备有可能发生的故障进行分析、预报，对设备已经或正在发生的故障进行分析、判断，以确定故障的性质、类别、程度、部位及趋势。
大型旋转机械是指由涡轮机（如汽轮机、水轮机、燃气轮机、烟气轮机等）及其驱动的工作机（如离心式压缩机、轴流式压缩机、发电机等）所组成的透平式流体动力机械，习惯上简称大型机组。大型机组是化工、石化、电力、钢铁等行业的关键设备，例如：乙烯装置的三机（裂解气压缩机、乙烯压缩机、丙稀压缩机），化肥装置的五机（原料气压缩机、空气压缩机、合成气压缩机、氨压缩机、二氧化碳压缩机），炼油装置的三机（烟机、主风机、富气式压缩机），大型空分装置的空气压缩机，中心电站的大型汽轮机或水轮发电机组，钢铁企业的氧压缩机及高炉风机等。大型机组由于功率大、转速高、流量大、压力高、结构复杂、监控仪表繁多，运行及检修要求高，因此在设计、制造、安装、检修、运行等环节稍有不当，都会造成机组在运行时发生种种故障。大型机组本身价格昂贵，大型机组的故障停机又会引起整个生产装置的全面停产，给企业、社会、国家造成巨大的经济损失。因此，认真做好大机组的状态监测与故障诊断工作，对避免恶性设备损坏事故的发生，降低停机次数和缩短停机时间、减少企业的经济损失是十分有益的。
2 故障诊断的目的
故障诊断的根本目的就是要保证大型机组的安全、稳定、长周期、满负荷、优良运行，其目的主要为：
①对机组运行中的各种异常状态作出及时、正确、有效的判断，预防和消除故障，或者将故障的危害性降低到最低程度；同时对设备运行进行必要的指导，确保运行的安全性、稳定性和经济性。
②确定合理的故障检修时机及项目，既要保证设备在带病运行时安全、不发生重大设备故障，又要保证停机检查时发现设备的确有问题，合理延长设备的使用寿命和降低维修费用。
③通过状态监测，为提高设备的性能而进行的技术改造及优化运行参数提供数据和信息。
3 故障诊断的任务
故障诊断的任务主要包括三个方面，即监视机组的运行状态，判断其是否正常；判断机组的故障，预测将来发生的趋势，并提供消除故障的思路；指导机组的运行和维修。
4 故障诊断的方法
4.1 振动分析法
振动分析法是对设备所产生的机械振动进行信号采集、数据处理后，根据振幅、频率、相位及相关图形所进行的故障分析。
一方面由于在大型旋转机械的所有故障中，振动问题出现的概率最高；另一方面，振动信号包含了丰富的机械及运行的状态信息，既包含了转子、轴承、联轴器、基础、管线等机械零部件运行中自身状态的信息，又包含了诸如转速、流量、进出口压力及温度、油温等影响运行状态的信息；第三，振动信号易于拾取，便于在不影响机器运行的情况下实行在线监测和诊断。因此振动分析法是旋转机械故障诊断中运用最广泛，也最行之有效的方法。采用振动分析法，可以对旋转机械大部分的故障类型进行准确的诊断，如转子动不平衡问题、转轴弯曲、轴承工作不良、油膜涡动及油膜振荡、转子热不对中、动静件摩擦、旋转失速及喘振、转轴的横向裂纹、叶轮松动、结构共振等等。
4.2 油膜分析法
油膜分析法是对机组在用润滑油的油液本身及油中微小颗粒所进行的理化分析。通过对润滑油的粘度、闪点、酸值、破乳化度、水分、机械杂质、液相锈蚀试验、抗氧化安全性等各种主要性能指标的检验分析，不仅可以掌握润滑油本身的性能信息，而且也可以了解到机组轴承、密封的工作状况。尤其是对油液中不溶物质，主要是微小固体颗粒所进行的铁谱分析、光谱分析、颗粒计数，可以识别油液中所含各种颗粒的化学成分及其浓度、形貌、尺寸，从而对润滑、特别是轴承合金、轴颈、浮环、机械密封的动静环、油封及油档等摩擦副的磨损状态进行科学的分析与诊断。因此油液分析法也是大型旋转机械故障诊断中的一个重要方法。
4.3 轴位移的监测
在某些非正常的情况下，大型旋转机械的转子会因轴向力过大而产生较大的轴向位移，严重时会引起推力轴承磨损，进而引起叶轮与汽缸隔板摩擦碰撞；大型汽轮机在启动和停车过程中，也会因转子与缸体受热和冷却不均而产生差胀，严重时会发生轴向动静摩擦。尽管轴位移故障的概率不是很高，但也常有发生，特别是一旦发生后对设备造成的损坏往往是灾难性的。所以，对轴位移进行在线状态监测和故障诊断分析很有必要。
4.4 轴承回油温度及瓦块温度的监测
检修或运行中的操作不当都会造成轴承工作不良，从而引起轴承瓦块及轴承回油温度升高，严重时会造成烧瓦。所以对轴承回油温度、瓦块温度进行监测也很必要。按API617规定，轴承进出口润滑油的正常温升应小于28℃，轴承出口处的最高油温应小于82℃。另外，用铂电阻在距轴承合金1mm处测量时，一般不应超过110～115℃。但由于温度的反映往往滞后，具体的测量方法又各不相同，因此应具体情况具体分析。
4.5 综合分析法
在进行实际的故障诊断时，往往是将以上各种方法连同工艺及运行参数的监测与分析一起进行综合分析的。
5 故障诊断的常用图谱
5.1 常规图谱（又称稳态图，不含开停车信息）
5.1.1 机组总貌图——显示机组总貌，查看探头的位置及位号。
5.1.2 单值棒图——显示实时振动值，并可知低报、高报警值及转速。
5.1.3 多值棒图¬——显示实时通频值及各主要振动分量的振动值，可大致了解机组运行是否正常。
①通频值——通频值即总振动值，为各频率下振动分量相互迭加后的总和。
②一倍频——又称基频、工频，为转子实际工作转速的频率，
f = n /60 [Hz]；转子动不平衡、轴承工作不良、热态对中不良等均会引起一倍频增大，发生概率依次降低。
③二倍频——二倍工频，转子热态对中不良、裂纹、松动等都会引起二倍频增大，主要是对中不良。
④0.5倍频——0.5倍工频，油膜失稳会引起该频率段增大，轴承工作不良（如间隙、紧力、接触、摇摆、油档等）也会引起该段频率增大；旋转失速（喘振的先兆）的频率为(0.4~0.8)倍工频，也有可能。
⑤可选频段——用户根据机组的特点，自己定义的频段。
⑥残余量——剩余频率成分振动分量的总和。该部分振值高时，转子有可能发生摩擦、气流脉动等。
正常运转状态下的多值棒图通常是，一倍频最大，二倍频小于一倍频的一半，0.5倍频微量或无，残余量不大。
5.1.4 波形图——显示通频振动位移（总振值）与时间(周期)的关系，又称幅值时域图。
在正常的状态下，波形图应为较平滑的正弦波，且重复性好。
a．动不平衡时，在一个周期内为典型的正弦波；
b．中不良时，在一个周期内为波峰翻倍，波形光滑、稳定、重复性好；
c．摩擦时，波峰多，波形毛糙、不稳定、或有削波；
d．自激振荡（油膜涡动，旋转脱离）时，波形杂乱、重复性差、波动性大。
5.1.5 频谱图——显示了在各振动分量的频率及其振幅值。
横坐标可选择“阶比”或“频率”，一般用阶比。
各种频率所对应的故障可参照前面在多值棒图中的介绍。
正常运转状态下的频频图通常是，一倍频最大，二倍频次之、约小于一倍频的一半，三倍频、四倍频…x倍频逐步参差递减，低频（即小于一倍频的成份）微量。
看图谱不能就图看图，一定要与历史和正常运转下的频谱图相比较，查找那些频率成份发生了变化，变化的倍率有多大。
5.1.6 轴心轨迹图——显示转子轴心相对于轴承座涡动运动的轨迹。
有原始、提纯、平均、一倍频、二倍频等轴心轨迹，主要看提纯。
在正常的情况下，轴心轨迹为一椭圆形。
若轴心轨迹的形状、大小重复性好，则表明转子是稳定的。
对中不良时，为香蕉状，严重时为8字形；
摩擦时，多处出现锯齿尖角或小环；
瓦块安装间隙相互偏差较大时，会出现明显的凸起状。
油膜涡动时，大圈套小圈。
5.1.7 振动趋势图——显示振幅及相位与时间的关系。
从振动趋势图可以看到异常振动的起始时间、持续时间、终止时间，依此查看DCS，查找机组的运行参数有无发生重大变化，从而确定故障的真伪。还可以通过选择框，看到各探头的间隙电压趋势，从而确定一次仪表本身有无故障。
并且可以更清晰地看到工频、二倍频、0.5倍频等主要频率成份幅值变化的形态，从而进行故障类型、程度、趋势的诊断。
依次看各振动分量的趋势图，查找变化量最大的频率成分，从而确定故障类型。例如，看一倍频有无变化，能否回到原正常值，是否发生突变（含相位）。若不能回到原正常值，则为动不平衡；若突变，则为转子损伤；若变化缓慢，则为转子结垢（如催化剂粘结）。
看异常振动分量的变化倍率，从而确定故障的程度，进而确定是否停机。例如，对动不平衡，若超出正常值的一倍，应引起重视，但仍可监视运行；若超出2.5倍，或为继续上升的趋势，则应尽快组织停机抢修。对伴有低频分量引起的轴承工作不良，则应根据波动的间隔时间、波动量的大小、能否回到原正常值作出判断。
5.1.8 过程振动趋势图——显示转子轴位移及机组的过程参数与时间的关系。
机组的过程参数，如进出口压力、温度及流量、油温、瓦温等，对故障诊断是有帮助的。
轴位移发生变化时应该与转子的轴向力（由进、出口压差、流量、分子量、是否带液等决定）及推力轴承瓦温综合判断。
5.1.9 极坐标图——各振动分量的幅值及相位随时间变化的统计结果，亦称可接受区域图。
散布集中、相位稳定时，好；散布区域增大、相位改变时，应引起重视。
5.1.10 轴心位置图——在忽略振动的情况下，显示轴心相对与轴承中心的稳态位置。
可以看出轴承的偏位角、偏心距、最小油膜的厚度，从而判断转子运行是否平稳。
5.1.11 全息谱图——全面反映转子在同一轴承处主要振动分量的振幅、相位、频率信息。
全息谱图实际上是将两个相互垂直的同一阶次频率谐波合成后的轨迹图集合在一起，对分析较疑难的故障作用更加明显。
正常运转状态下，全息谱图中的轨迹为椭圆。若轨迹为正圆或接近为正圆，则表明两个相互垂直方向上的振动幅值相同、相位差为90°或幅值相近、相位差很接近90°；若轨迹为斜直线或接近为斜直线，则表明两方向振动相位相同或非常接近；若轨迹为水平线或垂直线，则表明水平或垂直方向上的振动分量要比另一方向大得多。
5.2 启停机图谱（又称瞬态图，仅分析启停机过程中的状况）
5.2.1 转速时间图——显示开停机过程中，转速变化与时间的关系。
5.2.2 Nyquist图——把开停机过程中振幅与相位随转速变化关系用极坐标的形式表示出来，又称极坐标图，或奈奎斯特图。
通过最大振幅，可以看见转子的实际临界转速，通过有无小圈，可以看到转子以外的元件振动，如管道、联轴节、机壳、基础等对转子产生的谐振作用。
5.2.3 波德图——显示转子振幅和相位随转速变化的关系曲线。
可以看出临界转速，计算出动态放大倍数，估算出系统阻尼。
5.2.4 频谱瀑布图(级联图) ——显示转子在各种转速（或时间）下的频谱变化。
通常表示：X轴——频率；Y轴——振幅；Z轴——时间或转速间隔。
6 故障诊断的步骤
面对大型旋转机械所发生的各种故障，是立即停机抢修、防止事态扩大，还是维持运行、待机修理，或者是采取措施加以消除或减轻，诊断及处理的失误会给企业带来相当大的经济损失。正确的诊断及处理，不可能来自于盲目的主观臆断，而应该建立在获取与故障有关信息的基础上，依据机器的工作原理及具体结构，运用科学的分析图形，按照合理的步骤进行综合分析，去伪存真、舍次取主，排除故障的受害者，找出故障的肇事者，这才是提高故障诊断准确性的关键之所在。为了便于分析，不至于被众多杂乱无章的信息弄乱自己的思路，需要逐步思考以下问题：
第一，故障的真伪；
第二，故障的类型；
第三，故障的程度；
第四，故障的具体部位；
第五，故障发展的趋势。
6.1 故障真伪的诊断
机械设备本身是否真的发生了故障，是否为仪表失灵或工艺系统波动所造成的假象，是故障诊断首先应解决的问题。
由于仪表失灵在大机组所发生的各类故障诊断中所占的概率较大，以及因工艺系统波动或操作不当（特别是在开车或工艺负荷调整的过程中）而产生的故障也常有发生，因此切忌仅限于一、两个因素就轻易判断发生了机械设备故障，而应该根据系统、仪表、运行、现场等多方面情况进行综合的判断。
6.1.1 首先应查询故障发生时生产工艺系统有无大的波动或调整
系统的异常变化会造成机组工质的组份、流量、压力、温度等发生异常的变化，从而引起机组振动、轴位移、出力等发生变化，但此时机组未必发生机械损伤故障。
如果系统发生了变化，尽管机组的振动值、轴位移值明显增大，甚至报警，但只要不再继续上升，机械损坏的可能性往往较小。常见的故障为小流量引起的旋转失速或喘振、工质变化引起的转子结垢、进出口压差变化引起的转子轴向力偏大，这些故障若处理及时、正确，则可消除、减弱。然而，要是已连锁停机或者振动值和轴位移值仍在继续上升，那么说明故障较为严重，很可能发生了机械损伤。常见的机械故障为强烈喘振引起的动、静件振动碰擦损坏，工质带液引起的轴向力过大所造成的推力轴承损坏等。
如果系统未发生任何变化，同时又能确定仪表无误，那么机械损伤肯定是真的发生了，多数为机械掉落而引起的动不平衡，以及轴承失效。
系统有无波动可以向当班的操作人员、生产调度员进行查询，如果系统配置了DCS，则可以直接调看与机组工质组份、流量、压力温度等有关的趋势图，最好再将有问题的振动、轴位移、瓦温及流量、压力、温度等做在同一时间坐标的趋势图上，这样进行判断，即快捷、方便，又准确、明了。
1989年，某公司C厂德国西门子公司制造的汽轮机机组投运不久便出现下列的问题：①振动值增大；②监视段压力高；③出力不足。其实，蒸汽膨胀受阻，热能难以充分转化为动能才是造成三个问题的原因所在。而西门子汽轮机多为反动式，动、静叶片间距相对较窄，结垢不仅会使转子动平衡状态发生变化、振动值增大，而且还会使通流面积明显变小、蒸气难以充分膨胀，从而引起监视段压力高和出力不足。经询问，该厂是在改用了D厂硬度较高的蒸汽后出现问题的。因此明确诊断为汽轮机结垢，建议用湿蒸汽低速清洗，打开缸体导淋检查确认。在随后的清洗中，缸内排出的全是乳白色、含有大量钙、钠离子的硬水。未进行开缸检查修理，结垢消解，运行恢复正常。
2000年元月，某炼厂催化烟机的振动值由以往的30～40μ上升到70~80μ，且有大幅度的波动。厂方要求解体大修、更换转子。由于轻载瓦的变化大于重载瓦，振动值为缓慢变化，而且有多次回落降低（尽管比正常值高），根据经验感到转子和轴承均未受到损伤，而是催化剂粘结到转子上所致。为了说明问题，通过DCS在同一时间坐标上做出了烟机各振动值与烟气及轮盘冷却蒸汽温度的趋势图，结果很明显的看到，振动趋势的所有峰值，总是与蒸汽温度趋势的谷值一一对应。通过此图无需作过多解释，大家都清楚地的认识到，烟机的振动是由催化剂的粘结与脱离所形成的动不平衡而引起的，而催化剂的粘结明显与轮盘冷却蒸汽的温度有关。因为当时为冬季，低压蒸汽管网用户较多，尤其是白天与夜晚相差较大，蒸汽的温度无法保证，而且有时为湿气。因此，根本不需要停机揭缸检修，只要保证蒸汽的正常温度，不让湿气进入，烟机的振动值就会回落、稳定。之后，车间进行了调整，在振动值为40～50μ的水平上连续稳定运行了10个月，直到计划大修改造。
6.1.2 其次应查看探头的间隙电压是否真实可信
由于仪表失灵造成的振动及轴位移的假象实在不算少，对生产企业来说仪表又是科技含量高的独门专业，局外人很难摸清仪表是否有问题。在此情况下，通过查看探头的间隙电压来判断仪表是否失灵，不失为一种比较简单、直观、准确的方法。
探头是传感器的俗称，振动传感器主要有三种：涡流式位移传感器、电动式速度传感器、压电式加速度传感器。用于监测大机组振动、轴位移以及转速、键相的几乎都是涡流式位移传感器。位于前置放大器（又称测隙仪）内、能提供200k～2MHz高频振荡的石英振荡器，与探头内的线圈及谐振电容构成并联振荡回路，在探头端面产生高频交变磁场。当磁场范围内出现金属导体（如转子）时，导体表面会产生感应电流即电涡流。电涡流产生的感应磁场会阻止高频交变磁场的变化，导体越接近，即转子与探头之间的间隙越小，感应电流就越大，而线圈的电感量就越小，因此只要测出电感量的变化，即可知道转子与探头的间隙变化。探头通过延伸电缆输出的电压信号是高频载波调幅或调频信号，经测隙仪内的检波器转化为直流电压。由于该电压与间隙成正比，因此称为间隙电压。间隙电压U又可分为直流分量Uo和变化分量Ua两部分。直流分量对应于初始间隙（又称安装间隙）或平均间隙，用于测量轴位移；变化分量对应于振动间隙，用于测量振动。测隙仪输出的间隙电压信号经后续仪表的进一步处理，即可转化成振动、轴位移、转速的数值显示及状态监测的各种图谱。
对于使用较多的本特利探头，其间隙电压与间隙的线性特性为200mV/mil，换算成公制为7.87V/mm或0.00787 V/μm。若振动的间隙电压与初始安装电压相差在±（1～2）V以内，轴位移的间隙电压±轴位移值（单位：mm，远离探头时为“＋”，靠近为“－”）×7.87与初始安装电压相差在±（0.5～1）V以内，则表明间隙电压真实可信，仪表无明显故障。若间隙电压超出上述范围，则表明间隙电压有问题，仪表已出现故障，其显示的振动或轴位移数值是令人难以相信的探头的初始安装电压均为某一定值，基本上为8 V、9 V、10 V、多数为10V。其中轴位移探头的安装极为精细，先反复串动转子校核止推间隙，再取中，对调零位，也就是轴位移的初始安装电压，最后还要校核，所以其误差量很小，通常在±0.2V以内；而振动探头的安装，则通过直接测量及调整安装电压来确定探头的位置，运转后转子被油膜托起，处于两侧45°上方的探头间隙电压会降低约0.5V左右，加之考虑到振动值的影响，会产生约±1V的误差量。对于振动探头的间隙电压来说，如果在机组运转正常后记录下各点的间隙电压，或者有在线状态监测系统自动记录的各点在正常运转时的间隙电压、即GAP趋势或GAP报表，并以此作为初始安装电压来判断故障时的间隙电压是否真实可信，那么必将更为精确。因为即使振动值增大了100μm，其间隙电压的变化也不会超过0.4V，所以两者的偏差应该在±（0.5～1）V以内。
例如，2001年7月某炼油厂连续重整循环氢压缩机机组在通过临界转速时，汽轮机轴位移突然连锁动作停机。立即赶到现场后，操作人员介绍停机前机组及工艺系统一切正常，也未见止推轴承温度升高及其他任何运行参数报警。经查，“二选二”的轴位移间隙电压为17.6V和17.8V，并从DCS上调看到推力轴承温度从52℃跳升到56℃，且略滞后于轴位移的变化。当即判断不是仪表误动作，而是止推轴承的轴承合金已磨光，原因很有可能是蒸汽带液。为证实此判断，在不影响盘车降温的情况下，无法进行轴承箱揭盖查瓦，由钳工用厚度为2.2mm及2.3mm的塞尺检查了轴位移探头处的间隙，并从回油中检查到轴承合金的磨损碎粒。诊断的根据是，轴位移安装电压为10V，加上1mm的轴承合金厚度（大机组瓦块轴承合金厚度一般为1～1.2mm，很少会超过1.5mm），即7.87 V，正好与17.6V和17.8 V相符，只有蒸汽带液所形成的巨大轴向力才有可能造成止推轴承合金层瞬间磨光。
间隙电压与初始安装电压相差过大时，则表明仪表已出现故障。其中，探头、延伸电缆、测隙仪、显示表头、通讯卡等各个环节上都有可能出现问题。具体来说，防松螺母没有锁紧时，探头会产生松动，间隙电压会产生较大的跳动，并造成为低频成分不固定的间歇性、跳动性强烈振动的假象，许多工厂都曾发生过这类情况；检修中会不经意地碰伤探头，会造成间隙电压突然降低或消失，某化肥厂合成气压缩机中压缸的轴位移探头，就曾被钳工敲击时留下的突起翻边的轴头锁母碰伤过，轴位移显示紊乱，直至被迫切除；浮环密封、机械密封工作状态不好时，探头的密封胶及线圈会被油中的腐蚀介质所腐蚀，造成间隙电压缓慢降低，并引起振动值缓慢降低、直至消失，或者引起轴位移负方向值缓慢增大的假象，直至连锁保护动作停机，某化肥厂氨压缩机驱动透平曾出现过反向轴位移连锁停机，经查是油中既有氨、又有水，造成探头线圈腐蚀。延伸电缆接头处密封不可靠时，油中的水份会使接头锈蚀，造成间隙电压忽有忽无，忽正常忽降低，直至完全消失，许多工厂过去多次发生过此类问题，某化肥厂空压机高压缸周围轴位移于96年再次发生此问题时，一开始就被引起关注，后经观察证实后，提前切除了连锁，如今许多工厂将接头移至轴承箱外；延伸电缆自身铠甲及绝缘破损时，油中的水会引起短路，造成间隙电压升高，某炼油厂催化主风机五机组曾发生过此问题，其它工厂也有发生，因此现在不少工厂延伸电缆的铠甲及绝缘已增厚。测隙仪的安装位置靠近地面，最容易发生的故障是因门、孔密封胶条失效，水进入后短路造成间隙电压混乱，多数情况下会造成报警及联锁动作。本特利显示表盘的电源卡在使用期过长的情况下也会发生问题，某化肥厂二氧化碳压缩机在一段时间内，若干个通道的振动值都在无规则地有高有低地增大，经查各间隙电压均有所下降，下降的幅度开始在1～2V，仪表部门认为无明显问题，后仍继续下降，最低时仅有4~5V，同时振动值又有较大上升，其间仪表部门终于发现是供电的电源卡出现故障，等备件到货换上后，故障消除。如今，很多工厂都上了DCS，有时在DCS上发现振动上升，甚至造成连锁动作停车，但现场的一次仪表及就地表盘上数值仍正常，这是通讯卡出现了故障，因此当二次表或DCS上发现有问题时，还应到现场进行对照检查。
总之，因仪表故障造成的各种假象屡见不鲜，在进行故障诊断时，首先应确认仪表所显示的信息是否真是可信、仪表本身有无故障。
6.1.3 应查看相关的运行参数有无相应的变化
由于转子本身是一个整体，通过联轴器相连的几根转子所组成的一个轴系也是一个整体，尽管如今使用的金属挠性联轴器（如各种叠片联轴器、膜盘联轴器）以及过去使用的金属半挠性联轴器（如各种齿式联轴器）能够吸收很大或者较大的径向、轴向、角向挠动，但毕竟不可能完全消除。因此，只要是真的发生了振动增大，那么必然是某种激振力对转子产生了作用。此时，尽管有的部位振动增高幅度大，有的部位振动增高幅度小，对于挠性转子甚至有的部位会因为振型的改变反而振动变小；但是有一点是肯定的，这就是整根转子作为一个整体的振动状态必然发生了变化。同样，如果真的发生了较强烈的振动增大，整个轴系的振动状态也肯定会同时发生变化。
当某一轴承某一方向振动值明显增大或甚至报警时，应先后调看同一轴承、同一转子、同一轴系相关测点在同一时刻的振动值。若同一轴承另一方向的振动值也同时变大或者变小，同一转子另一端轴承两个方向的振动值也同时变大或变小，同一轴系上相邻转子轴承的振动值也同时有变化，尽管变化有可能很小、变化幅度呈衰减状，则肯定是真实的。也就是说，不片面追求同一时刻振动值是否同时增大，尽管同时增大的概率最高，关键只看同一时刻振动值是否发生变化。若同一轴承的另一方向、同一转子的另一端轴承、同一轴系相邻转子轴承的振动值在同一时刻无丝毫变化时，则很可能是假的。
当轴位移发生明显变化或波动时，对汽轮机应主要查看蒸汽流量以及进、排气的温度、压力和监视段压力；对压缩机则主要看各缸、各段的进出口压力以及气体的组份和流量，同时都要检查一下蒸汽或气体是否带液，止推轴承的瓦块温度以及回油温度、回油量等。若上述运行参数发生了明显异常变化或较大的波动，则肯定是真的；若上述运行参数无任何变化，则很可能是假的。
6.1.4 应察看现场有无人可直接感受到的异常现象
这一条看起来很土，既难以定性、更无法定量，似乎很不科学，但实际上对判断故障的真伪能够起到决定性的作用，是非常关键的一条。
由于工艺系统和运行参数的情况有时较难摸清找准，仪表问题复杂且专业性强，三方面查起来都要耗费较多的时间。相比之下，人到现场，通过眼看、耳听、手摸，往往只需要几分钟，便可完成对机组状况的总体了解，确实较为直观、客观、快捷。如果人都感受到了异常，那么机组肯定是发生了实实在在的变化，则故障肯定是真的，而且程度严重；如果感受到似乎有点异常，但不明显，那么机组有可能发生了变化，则故障有可能是真的，其程度还不十分严重；如果感受不到丝毫异常，那么机器很可能没有变化，则故障很可能是假的，即使真有故障，其程度也较轻微。当然要做好这一点，需要依靠经验的积累，平时对正常运行的机组体验得多、体验得细，遇到故障发生时，自然就会感受到明显的区别。
眼看，看机组就地压力表以判断振动状况，此类压力表处于悬臂管线的末端，刚性差，对振动的反映较灵敏，正常情况下指针轻微颤动，振动增大时指针颤动的幅度会增大，机组发生强烈振动时，一眼看过去会发现整个压力表连同根部管线在一起颤动；另外看回油的颜色和浊度，以判断润滑状况。
耳听的关键是听机组发出的声音是否连续，中间有无间断或迭加声，声音连续则表明运转平稳，有间断或迭加声则表明很可能发生了故障（以上仅对旋转机械而言），如果进一步再能体会出噪声的声调和声量，那就更好。还有听机组现场环境噪声以判断机组总体运行状况，正常运行下的机组，噪声是连续、平稳的，其声调和声音自有定式；因运行参数变化或缸内设备零部件发生故障时，缸内气体的流动会产生异常，因此而产生的气流噪声会使环境噪声的声调发生改变，有可能变高，也有可能变低，而声量通常会变大；在发生严重设备故障的特殊情况下，不使用听棒便可以听到缸内因零部件掉落而造成的金属撞击声或金属辗压声，因齿轮断齿而造成的“咔啦、咔啦、咔啦啦…”的金属辗压声，因轴承严重缺油而形成的“叽…”金属干摩擦高频尖叫声，等等。通过听棒可以了解到轴承及齿轮的工作状况、转子与固定元件有无发生摩擦、固定元件有无松动以及气流的脉动状况等，这是个细活，关键仍然是对连续、间断、迭加声、声调的体会与把握。
手摸，用手指尖触摸轴承箱或缸体以判断振动状况，触摸的点及方位不宜变，只能靠自己平时感觉的积累来判断振动的优劣，经验不足时可通过相互比较来加深感觉，或者使用Vm-63之类的便携式测振仪；手摸的另一种方法是用手去触摸与轴承箱或缸体上刚性较差的油管，正常情况下，手摸上去只感到轻微抖动，振动较大时手会明显感到抖动增大，机组发生较强烈的振动时，手摸上去会感到颤动很大，甚至有麻手的感觉。
2002年10月，某公司重催气压机进气端轴承产生间歇性、跳动性振动，间歇周期由几天一次逐步发展到一天2～3次，振动发生时的跳动范围为3～5μm，问题是振动发生后振动值回不到原来的数值，越来越高，由60～70μm很快发展到80～90μm，实际上为典型的油膜涡动。由于振动值能上能下，许多人并不担心，并认为有可能是仪表失灵。因此请公司领导到现场感受实际的振动状况，进气端轴承箱因包括止推轴承，箱体刚度大，但手摸的振动感极强，排气端刚度差，但振动感觉却不及进气端，因此，振动故障是真实的。由于已了解油膜涡动的另一特点——突发性，领导决定立即停机。经查为油中大量带水所引起的瓦块锈死，根本已无法摆动。
1999年元月，某化工厂西门子汽轮机大修后多次试车均被迫中断。其现象是，低转速下较正常，约3000rpm后，伴随着转速升高，现场所感到的振动加大、噪声加大（新更换了增速齿轮箱），升速到6000～7000rpm后，现场的振动及噪声令人难以接受，试车被迫中断，其间本特利表所显示的汽轮机转子的振动值一直正常，尚未报警。在此情况下，有怀疑轴承的、有怀疑转子动平衡的、有怀疑不对中的，更多怀疑的是齿轮增速箱及仪表。到现场后，让其再次开车，通过手感发现前汽轮机轴承箱箱体垂直方向振动大，而且伴随着转速上升而加剧，并达到难以接受的水平。同时气缸的振动也异常的大。由于气缸是通过猫爪扒在前轴承箱上的，因此疑点集中到前轴承箱的稳定性上，主要是连接螺栓螺母的预留间隙上。经核对西门子原始图纸，发现该厂理解错了制造商的要求，将0.1～0.15mm的间隙错误地留到了垫圈内的碟形弹簧垫圈上，结果造成前轴承箱连接螺栓螺母与垫圈的间隙变成了1mm以上，转速上升后，前轴承箱随着转子的振动在一同上下跳动（水平方向有纵销在限制），所以本特利表振动虽不大（其所测的是转子相对于轴承座的振动），但实际的振动却很大。因此，还是人的感受往往更真实。
6.2 故障类型的诊断
发生了什么类型的故障，是何种原因所造成的故障，是故障诊断的核心。
开始查找时范围要大，凡是可能引起故障的信息都要收集，例如工艺系统、运行、检修方面的各种信息，甚至设备的原理、结构、型号等。然后对所收集的信息进行筛选，删除本身正确、正常、未发生变化的信息。最后，对剩下的疑点信息采用排除法，逐一去伪存真，特别要注意排除因发生故障所连带产生的异常现象，从而找出导致故障发生的真正原因。例如，当喘振与轴位移波动同时发生时，若诊断为轴位移故障肯定不对，说轴位移波动与喘振为故障的并列原因也不对，应明确诊断为喘振故障，轴位移波动是被连带的，或者形象地说喘振是肇事者，轴位移波动是受害者。因此，对故障类型的诊断，要找主要矛盾，要找肇事者、排除受害者，在确保准确的前提下，尽可能只明确一条主要故障，即造成故障的真正原因。实在吃不准时也可以多列几条，但应附加说明其中的主次关系和可能发生的概率。
6.2.1 振动故障类型的诊断
在大机组所发生的各类故障中，振动故障发生的概率最高，具体引发的原因也最复杂。对振动类型的诊断，在未配置频谱分析仪时确实较为困难，只能根据振动值的大小及变化形态，并参考流量、压力、温度、润滑油等运行参数来进行；即使配置了频谱分析仪，也只是在故障发生后临时架设到现场，故障发生时的频谱信息未必都能及时捕捉到，其提供的仅为频谱及波形、轴心轨迹等有限图谱。此项工作的效果，在很大程度上取决于有关人员对设备工作原理与具体结构的熟悉程度以及在机组运行与检修方面的实际经验。实际上，能够对机组运行及检修提供预知性有效诊断的案例并不多，多数为事故发生后所进行的故障分析。配置了在线监测系统之后，提供的图谱及所含的信息大为增多，特别是机组在各种运行状态下，包括故障状态、启停机状态下的信息均不会丢失，对振动故障类型的诊断提供了有力的技术支持。利用在线状态监测系统，可以方便地查找到引起通频振动增大的主要异常振动分量的频率，然后再对该振动分量产生或增大的原因进行具体的分析。
6.2.1.1 主要异常振动分量频率的查找步骤及方法
对于未设置在线状态监测系统的机组来说，只能通过临时架设频谱分析仪的方法来查找引起通频增大的主要异常振动分量的具体频率成分和其幅值的大小。如何正确看频谱图，前面已有介绍，这里不再过多重复，要强调的仍然是不要单纯地看各种频率及其幅值的大小，更要看其变化量的大小，重点是查找有无新的频率成份、幅值相对变化大的频率成份。而临时架设的频谱分析仪的不足之处，恰恰就是受客观条件限制不大容易看到这些变化量。要弥补这一点，只能通过平时多积累一些各种转速及工况下正常运转时的频谱图，以便到故障发生时做相互比照。
对设置了在线状态监测系统的机组来说，查找引起通频增大的主要异常振动分量的频率可参考以下步骤及方法。
6.2.1.1.1 先看棒图或多值棒图
先看棒图，可看到所有轴承测点振动的实时值，同时还可看到规定的报警值及连锁值，从而可以对当前振动水平的高低有个基本评价、并明确哪几个测点的振动值异常。
如果使用了S8000，那么可先看多值棒图，其效果更好。因为在多值棒图上，可同时看到通频、工频、0.5倍频、2倍频、自选频段、剩余频段的振动实时值，不仅可以了解通频，又形象、直观地感受到各主要振动分量自身的振动水平以及对通频贡献所占的份额，从而对各振动分量分布是否合理、有无明显异常现象有了大致的印象。因为在正常运行状态下，总是工频最高，2倍频约在工频的一半以下，0.5倍频微量或无，残余量不高。如果，工频过高、很靠近通频，那么有可能是动不平衡问题；如果工频正常，但2倍频接近或超过工频，那么有可能是热不对中；如果半频活跃（即不断在跳动）、有一定的幅值（不一定很高、如3～5μ，而5～8μ就算相当高了）、而且此时工频也同步跳动增大，那么有可能是轴承工作不良；如果残余量很高，那么有可能是摩擦、气流脉动、齿轮、叠片或膜盘联轴器等其它问题。这样，便可为进一步地仔细分析与诊断，提供一个大致的方向。
6.2.1.1.2 依次调看振动趋势图
首先，看通频趋势图，确定异常振动的起始时间、最大振动或振动变化最大的发生时间，并依此时间查询当时的生产工艺系统或运行参数有无变化。另外，再查看一下振动过程有无发生多次波动的情况。在调看过程中，时间段的调整应该分别长一点和短一点，不要将有变化的疑点处遗漏，最后再确定一个合适的时间段。
其次，必需看工频趋势图，故障发生后转子有无损伤？当前状况如何？看工频趋势图便可一目了然。因为如果转子发生了机械损伤掉落，则肯定破坏了原有的动平衡状态，其工频必然增大；但工频增大并非肯定发生了转子动不平衡。具体看工频趋势图时，不仅要看工频的幅值趋势图，查工频幅值有无增大；更要看工频的相位趋势图，查工频的相位是否也同时发生变化。只有幅值与相位同时发生变化，才能判断为转子的动平衡发生了变化。另外，在看工频趋势图时，还要看其变化是缓慢变化，还是跳变。如果是跳变，要看跳变了几次；跳变后是否继续爬升，特别是当前能否稳定在某一数值；如果是缓慢变化，要看幅值是否回落。
然后，应该逐一看0.5倍频、低频、2倍频、自选频段、残余量等趋势图，看这些振动分量在通频振动发生时，有无明显的增大变化。对0.5倍频和低频，不能只看其绝对量的大小，因为即使在振动较大的状态下，只要不是在发生强振的那一时刻，这些频率成份的振动值都不会很高，主要是看其活跃不活跃，看其相对变化量大不大。
6.2.1.1.3 最后看频谱图
频谱图能够较为细致、准确地反映出组成通频振动的所有具体频率的成份及其幅值。看频谱图决不能去找幅值最大的频率成份，并认为其就是造成振动大的主要原因，这是非常片面的。因为，机组运行正常时的频谱图，总是工频最大，二倍频次之、约小于工频的一半，三倍频、四倍频……n倍频更小、并逐步参差递减，低频微量或无。看频谱图时，不能就图论图，而应该进行对照比较，也就是通过故障发生时与正常运行时的频谱图相互之间的比较，查找出主要异常振动分量、即幅值相对变化最大的频率成份以及新出现的频率的成份，只有该频率成份的振动分量才最有可能是引起振动故障的主要原因。此外，看频谱图时，最好多停留一些时间，在实时频谱图的刷新过程中，看看各频率成份的幅值是否有变化，哪些频率成份变化较大，尤其重要的是看低频成份是否活跃，看是频率成份活跃多一点、还是幅值活跃多一点。看低频活跃时，工频的幅值是否也跟着一起同步变化。如果工频与低频一起动，尽管工频变化的幅值可能超过低频，但引起的原因可能还是低频。
6.2.1.2 根据异常振动分量频率进行振动类型诊断
分析判断的思路如下图所示。
如果主要异常振动分量是工频，则表明引起振动的主要原因很可能是发生了动不平衡，但也不排除轴承可能有问题。区别二者，应做以下三点判断：①查通频或工频振动趋势图，看振动值能否回落到原来正常运行时的数值。如果转子发生了机械掉落损伤或者结垢，原有的动平衡状态受到了破坏，振动值是无论如何也不可能恢复到原来数值的；而轴承工作不良所产生的振动，尤其是油膜状态不稳定的振动，只要轴承合金未发生严重磨损，是完全能够恢复到原振值的。②查半频或低频趋势图，看工频及半频及低频分量是否活跃。转子动不平衡只会增加轴承的载荷，不会影响到轴承油膜失稳（除非发生极其强烈的振动时），也就是说工频增大不会引起低频增大；而轴承工作不良，会引起转子振动，即半频及低频增大会引起工频增大。③查工频趋势图，看工频幅值变化时，相位是否同时发生变化。如果工频变化是由动不平衡所引起的，造成动平衡变化的不平衡量的相位，不可能与原残余不平衡量的相位完全重合，工频的相位必定变化。因此，可以肯定，只要是振动值回不到原振值、低频不活跃、工频相位变化，那么必然是发生了由动不平衡所引起的工频增大。
为了进一步区别动不平衡的各具体故障类型，还应通过查看工频趋势图判断：工频的幅值及相位是否为突变？如果是突变，那么就是有东西从转子上掉落下来，转子发生了永久性机械损伤。如果不是突变，是缓慢、较均匀地变化，还可再进一步判断：振动值是否回落？即振动值能否在增大后又有所降低，能降低，则为转子结垢或催化剂粘接；不能降低则为转子发生热弯曲。此外，还有初始动不平衡，即因转子长期水平卧放、或动平衡试验失误所致。其特点是转子的原始不平衡量过大，对升速极敏感。转子在过临界转速前的低速跑合时，振动值就较高，在通过临界转速区域时强烈振动，不得不中断运行。
如果压缩机的主要异常振动分量是低频，则表明引起振动的原因有可能是轴承问题或喘振的前兆¬——旋转失速问题。要分清轴承与旋转失速，先要搞清各自的机理，以下做一点简单介绍。
所谓旋转失速，是因容积流量偏小，在压缩机叶轮中所形成的气流脉动。在正常工况下，气体在流经由叶片组成的扩压通道时，靠近叶轮壁面处的气体会因粘性而速度降低、压力增高，产生边界层分离，在叶片非工作面靠近出口处形成与主流分离的脱离区。在容积流量降低时，气体在叶轮入口处的绝对速度降低，造成气体在进入叶轮叶片通道后的相对速度与设计工况不一致，而冲向叶片工作面。这样，原来在外工作面上所产生的气流脱离区因更缺乏主流的推动而扩大。流量进一步减少时，脱离区就会变成形成脱离团而堵塞一个或若干个叶片通道。脱离团使叶轮入口处欲流入该叶道的气体受阻，只能改变方向流入相邻的叶道，流入旋转方向前方叶道的气流冲向叶片非工作面，使原有脱离区消失；流向后方叶道的气流冲向工作面，使非工作面处的气体流动状况更差，脱离区扩大成脱离团堵塞叶道，其堵塞后再次造成叶轮入口处的气流改变方向，冲掉前方叶道的脱离团，又使后方叶道形成堵塞。脱离团的运动方向始终与叶轮旋转方向相反，但又随着叶轮一起转动，因此从绝对坐标系上来看，其旋转速度低于叶轮转速，所以称之为旋转失速，又称为旋转脱离。旋转失速既可以发生在某一级的某几个叶轮流道中，也可以同时发生在某几级的某几个流道中；既可以发生在旋转的叶轮中，也可以发生在固定元件、如扩压器中。显然，旋转失速发生时，气流产生脉动，并引起出口压力及转子振动同时发生变化。
旋转失速是喘振的前兆，发生旋转失速后，如果容积流量仍继续降低，那么在叶轮中所形成的脱离团的个数会越来越多，当脱离团充满整个叶轮流道时，气体的流动状况极为恶劣，会造成压缩机的出口压力降低，此时管网的气体倒流入压缩机中，使流量短时得到满足，压力重新升高，流向管网。管网压力恢复后，压缩机的流量又减小，管网中的气体再次倒流。如此周而复始，压缩机与管网一起产生了周期性振荡现象，即为喘振。喘振的特点十分明显，进出口压力发生大幅度波动、机组产生强烈的振动、伴有间歇性的气流吼叫声，生产企业时有发生，早已为人们所熟知，判断非常容易。
轴承故障的原因很多，但都可以归结到是引起油膜失常或破裂，使轴承不仅难以约束转子的振动，甚至反过来激发或加剧转子的振动。大型旋转机组使用的几乎全部都是液体动压滑动轴承，高速轻载的滑动轴承容易产生油膜涡动。转子轴颈在轴承中稳定运转时，轴颈中心在O1位置上，载荷P与油膜反力R大小相等、方向相反，O1点就是轴颈旋转时的平衡位置，这个平衡位置可由偏心率ε和偏位角θ来确定，见右图。但是当转子受到外界瞬时干扰，假设轴颈中心移到O′位置时，油膜反力R变为R′，R′与P不再平衡，两者的合力为F。F的径向分力Fr与轴颈的位移方向相反，力图把轴颈推回到原O1处，这是一种弹性恢复力。而切向分力Fu与轴颈位移方向相垂直，它有推动轴颈绕平衡位置继续旋绕的趋势，这种旋绕运动称为涡动，Fu称涡动力或切向力。
涡动时，如果轴颈受到的涡动力小于油膜阻尼力，则轴颈中心涡动中所形成的轴心轨迹是收敛的，涡动会减小；如果涡动力等于油膜阻尼力，则轴心轨迹不再扩大并成为封闭图形，涡动是稳定的；如果涡动力超过阻尼力，则轴心轨迹是发散的，涡动是不稳定的。涡动的转向与转子旋转方向相同时，称正进动；反之，为反进动。
理论推算出的涡动转速Ω等于转子工作转速ω的一半，即
Ω＝ω/2，因此油膜涡动又称为半速涡动。实际中，涡动频率Ω总是小于转子的工作频率ω/2，大约为（0.43～0.48）ω，但涡动比Ω/ω始终保持不变，即涡动频率Ω始终与转子的工作频率ω成比例地增减。当转速升速到第一临界转速nk1的2倍时，涡动频率与转子一阶自振动频率ωk1相合拍，转子与轴承系统发生强烈的共振，这种共振的涡动称为油膜振荡。如果转速继续升高，振动不减弱，涡动频率仍然保持ωk1不变。所以，油膜振荡的特点是涡动频率紧紧咬住转子第一临界转速不变，即Ω＝ωk1。此外，油膜振荡还具有严重性、突发性、有时会发出间断吼叫声等特点。
轴承的油膜可视为弹性体，具有一定的刚度和阻尼。油膜刚度系数的定义为单位位移所引起的油膜力的增量，有四个刚性系数， Kxx=ΔFx/Δx, Kyx=ΔFy/Δx, Kyy=ΔFy/Δy, Kxy=ΔFx/ΔFy,和四个阻尼系数。其中Kyx、Kxy称为交叉刚度，不难看出，交叉刚度是引起油膜涡动、乃至油膜振荡的根本原因。
对于可倾瓦轴承，每个瓦块均可自由摇摆，当转子轴颈受挠动离开原平衡位置后，各瓦块均可按偏移后的载荷方向产生偏转，自动调整瓦块油膜力与载荷相平衡，由于瓦块支点的移动，油膜力与载荷共线，从而消除了切向油膜力。理论计算也证明，在忽略瓦块质量和支点摩擦力的情况下，可倾瓦轴承的交叉刚度为零，不存在油膜涡动和油膜振荡。
大型旋转机组所使的轴承多数为可倾瓦轴承，但椭圆瓦轴承、多油楔、多油叶轴承、甚至圆筒瓦轴承也都有应用，对于这些轴承来说，发生油膜涡动、油膜振荡的可能性都是存在的。既使是可倾瓦轴承，如果瓦块的摇摆状况恶劣，同样也会发生油膜涡动及油膜振荡。另外，无论对哪种类型的轴承，如果瓦面接触状况、轴承间隙、轴承紧力、油挡、轴颈与轴承同心度、润滑油等方面存在问题，都会引起油膜失常，严重时油膜破裂，轴颈与轴承产生干摩擦而烧瓦。所有轴承在发生以上问题时，转子的振动都会产生程度不等的增大，振动发生时的频率成份几乎又都是低频，约为（0.4～0.5）倍频，振动又都具有跳动性、间歇性、突发性等油膜涡动的特点。
低频分量活跃，可能是轴承问题，也可能是气动问题，气动主要是指旋转失速。两者的频率特点比较接近，都是低频，幅值不高，但活跃、丰富；并且都对转速比较敏感。
两者的区别在于喘振、旋转失速会引起气流脉动，而轴承振动是不会引起气流变化的。旋转失速有4个特点：①气流脉动；②出口压力、进口流量向下波动；③振动与气流脉动同步，旋转失速严重、接近喘振时，也会引起轴向位移的变化；④频率范围约为0.4～0.8倍频。前两个特点是轴承问题所不具备的，后两点也有所不同。怎么具体区分这两者呢？判断时可以在压缩机出口管线上听是否有间歇性的气流脉动声；同时还要看出口压力、进口流量是否向下波动，如果上述现象都有，那么就可以判断是旋转失速。
判断是否为轴承问题还可以看振动是否小于0.5倍频，若小于就是轴承问题；大于0.5倍频就考虑旋转失速。这是判定的一个很重要的标准，大多数资料上都认为轴承问题引起的振动频率是0.4～0.5倍频，个别现象为2
倍频除外，但不可能是大于0.5倍频的低频。
再就是判断是否为油膜振荡。大家知道发生油膜涡动时涡动比不变，油膜振荡时的涡动频率就是转子的一阶临界转速。也就是说转子转速要达到一阶临界转速的2倍时，涡动频率与转子的一阶临界转速“合拍”而产生共振，此时振幅会突然猛增，出现强烈振动；并且，轴心轨迹也会发生变化，变成为扩散的杂乱无章的曲线。同时，频谱图中的半频幅值达到甚至超过工频成分的幅值；若再进一步升速，涡动频率不变，且始终等于转子的固有频率（即一阶临界转速）。所以，区分油膜涡动、油膜振荡、其它轴承问题时，要判断：涡动比是否不变，涡动频率是否等于转子的一阶临界转速nk1。如果涡动比不变，即振动频率始终等于转子转速的一半，则为油膜涡动；否则，为其它轴承工作不良问题；如果在二倍频第一临界转速以下时，涡动比不变，超过二倍频第一临界转速后，涡动频率始终等于第一临界转速，则为油膜振荡。
主要异常振动分量为2倍频时，大多数是热态不对中，也有可能是转子出现裂纹、叶轮出现松动等，但是这些情况是极少发生的。热态不对中，是机组在运行状态下转子间的同心度不好。热态不对中的频率特点是2倍频较高，往往同时伴有工频分量较明显的上升，以及3倍频、4倍频、5倍频、…振动分量均有所上升。热态不对中区别于其它类型振动的特点：①对转速不敏感，②轴心轨迹稳定。若对转速敏感，轴心轨迹不稳定时，则可能是转子有横向裂纹，叶轮松动。
如果引起振动的频率成份很多，从低频到高频，几乎各种频率成份都有，尤其是各倍频之间极少出现的频率成份都同时较多、甚至较密出现时，则表明转子已发生了动、静摩擦。
6.2.2 轴位移故障原因的诊断
转子轴位移值明显异常增大时，首先排除是否为仪表故障而形成的假象。判断仪表失灵简单、快捷的方法，是根据轴位移值来核算间隙电压，前面已有介绍，这里不再重复。如果确认仪表无问题，则应引起高度重视。对新机组或系统重新开车、运行参数发生较大变化时，更要特别注意。转子一旦产生轴向碰撞，对设备造成的损坏程度往往是灾难性的。
轴位移值异常过大，主要原因是转子轴向力增大，同时也不排除止推轴承发生磨损。转子轴向力的产生原因是叶轮两侧存在着压差。汽轮机的压差来自于蒸汽在动叶片中发生膨胀而产生的压力降低。既使是冲动式汽轮机，仍有较小的反动度以改善蒸汽在动叶中的流动，而且随着级数的增加，反动度还会增大，所以蒸汽在动叶片中还是产生膨胀的，因此压差及轴向力都是存在的。反动式汽轮机，蒸汽在动叶片中的焓降占级总焓降的一半，其轴向力相对要大一些。对于离心式压缩机，叶轮轮盖侧所受的压力由二部分气体压力组成，一是由叶轮出口处经轮盖密封漏回到进口气体，二是叶轮进口处的气体；轮盘侧则为下一级进口处经轮盘密封漏回到叶轮出口处的气体，显然轮盖侧的压力要低于轮盘侧。为了降低轴向力，结构上采用了叶轮对称布置、设置平衡盘、汽轮机轮盘开平衡孔等措施。经平衡处理后的转子残余轴向力由止推轴承来承担。汽轮机转子轴向力的方向指向排汽端，压缩机各级、各段、各缸的轴向力方向均指向进口端。压差乘以所作用的面积再乘以质量流量即为该级叶轮所产生的轴向力。所以，流量对轴向力的影响是较大的，而气体是否带液对轴向力的影响更大，既使是短时间大量带液，往往也会对机组造成灾难性的重大事故。止推轴承磨损既有可能为自身原因或润滑不良所至，很大程度上仍可能为轴向力过大而引起。止推轴承合金层磨损时间极快，并伴有不大明显的瓦块温度或回油温度升高的异常现象，遇到此情况时，必须立即停车。
造成转子轴向力过大的具体原因，对汽轮机来说，有进汽压力过低、进汽温度过低、排汽压力过高、通流部分结垢、蒸汽带水以及流量过大等。对压缩机来说，则有进出口压差过大、流量过大、分子量过大、气体带液、轴封漏气严重、转速过低等。
6.3 故障程度的评估
判断故障所形成的危害程度，对确定是否需要立即停车、能否维持运行、是否需要减负荷运行有着决定性的指导作用。
判断时应根据故障前后有关的运行及监测参数的数值进行慎重的比较，然后参照有关规范、规定及设备的历史状况加以综合判断。既要考虑原有数值的大小，更要考虑其变化量的大小，最重要的还是看其当前数值的大小。以下仍就最常见的振动故障来举例说明。
如果为转子动不平衡所引发的振动（并且为振值及相位均发生了突变），首先应进一步查看工频趋势图，看振值及相位有无再次或多次发生突变。若有，说明发生了二次损伤扩大故障，故障的程度往往比较严重；若无，说明未发生二次损伤，故障的程度一般较为稳定且不大会发生再次的强烈振动。其次，应比较故障发生前后振值的变化量的大小。通常，故障后的振动值小于故障前2倍时，可以认为虽发生了较明显的变化，但仍可继续监视运行；故障后的振动值为故障前的2.5倍到3倍以上时，认为振动的程度非常严重，应考虑停车。第三，也是最重要的，就是看当前的振动值（主要是工频分量）有无继续上升的趋势。若无，说明尽管转子发生了动不平衡，甚至当前的振动值也非常高，但不平衡质量矩所造成的危害程度也就仅此水平而已；若有，即使上升的速率很缓慢，仍说明故障程度相当严重，从转子上掉下的质量较大，转子在不平衡质量矩的作用下仍将被继续拉弯，不平衡质量矩将继续上升，必须停车。
如果为轴承工作不良而引起的振动，由于此类振动通常为间歇性的波动，判断其危害程度主要是看相邻两次振动的间隔时间、振动发生跳动时的持续时间和振动值的跳动范围，最为重要的是看振动趋于平稳后，振动值能否回落到原有的正常值。若间隔时间越来越短，持续时间越来越长，振动值的跳动范围越来越大，则说明振动程度趋于严重。特别是振动值回落后高于原正常值，则表明程度相当严重，应考虑停车。
如果为摩擦而引起的振动，应立即查看转子轴心的轨迹图，看振动的进动方向，若为正进动，说明摩擦程度不很严重，通常为梳齿密封的齿片所产生的摩擦，不必急于停车；若为反进动，特别是正、反进动交错发生时，说明摩擦时所产生的能量相当大，故障程度相当严重，此时若振动仍在加剧，必须立即停车。
6.4 故障部位的诊断
判断故障所发生的具体部位，对停车后的抢修工作有着很重要的指导作用，判断具体、准确时，可以大大缩短抢修时间，降低检修费用，为工厂创造较好的经济效益。判断时，一定要紧密结合设备的具体结构特点并参考各方面的信息加以综合考虑。
例如，如果是转子动不平衡所引起的振动（并且为振值及相位均发生了突变），对汽轮机和轴流式压缩机而言大多数为断叶片（包括断铆钉头、围带、拉筋）；特别对凝汽式汽轮机来说，断叶片又多数发生在末级、次末级，因为末级、次末级处于湿汽区或干、湿汽过渡区，很容易产生水击、水蚀而造成叶片疲劳断裂；对轴流式压缩机，则有可能发生在处于段间冷却器后的中、高压段的首级、次首级叶片；对离心式压缩机，由于叶轮强度相对较高，除了灾难性的轴向摩擦外，叶轮很少发生断裂损坏，产生动不平衡的具体部位有转子结垢，结垢后又突然掉落一块，镶嵌的软密封突然脱落，转子内有异物（大修后开车），止推盘、平衡盘、轴套、锁母、半联轴器等旋转组件因间隙过大而产生松动等。
如果是轴承工作不良所引起的振动，产生的具体部位有瓦面接触不好的形成“夹帮”，瓦块支点处磨损变形而造成的瓦块摇摆性不好，轴承合金脱离剥落，油挡间隙小于瓦隙而与轴颈产生接触，轴颈与轴承间同轴度差，润滑油的粘度、温度、压力、流量不正常，轴承压盖紧力不够等。
如果是热态对中不良所引起的振动，造成的原因有两大类。一类是轴承支座升降的不均匀性而引起的，如管道力的作用、机壳变形或移位、基础的不均匀下沉，特别是轴承支座的不均匀膨胀等。实际判断时需要通过对现场的仔细勘察或检查运行参数是否发生明显变化而加以确认。另一类是联轴器工作不良而引起的。对刚性联轴器来说，平行（径向）不对中主要会激起2倍频的振动，同时也存在工频和多倍频的振动，联轴器两侧轴承径向振动的相位差为180°；角度（端面）不对中主要会激起工频的振动，同时也存在多倍频的振动，联轴器两侧轴承径向振动的相位相同。对有中间套筒的齿式联轴器来说，即使是平行不对中，但在齿套与齿壳之间仍表现为角度不对中，不对中引起轴向振动（轴位移动）较大，联轴器两侧径向振动相位差为180°，径向振动的2倍频、3倍频、4倍频……的增大要比工频的增大更为明显一些。对叠片、膜盘联轴器来说，径向振动的频率特点主要与螺栓孔数n有关，对偶数孔为n倍频，对奇数孔则为2n倍频。
6.5 故障趋势的预测
判断故障的发展趋势，除了对确定是否需要停车有决定性作用外，还对如何维持运行有着具体的指导作用。应着重所发生故障的自身特点及故障发生后短时间内所呈现的特征来进行判断。
例如，动不平衡和轴承工作不良所引发的振动均敏感于转速的变化，而热态不对中则对转速不敏感；动不平衡在极短的时间内会引发二次损伤扩大故障，只要不发生二次损伤和持续上升，尽管有时振动值较大，但总体振动趋势较为平稳，只要远离临界转速区，一般不会有新的发展；轴承工作不良所引发的振动具有间歇性、波动性和突发性，其发展趋势难以准确预测，只要振动发生跳动后的振值能回落到原有正常值，可以认为轴承尚未受到严重损伤，但多数情况下振动会趋于越来越强烈；热态不对中所引发的振动发展趋势通常比较平缓，特别是常有发生的轴承支座不均匀膨胀所引起的不对中振动，处理得当还可及时消除。
面对故障，只要分析透彻、判断准确，正确的处理意见就会在分析、判断的过程中自然形成。基于判断要提出可靠、稳妥、切实可行的处理意见，通常需要依次明确以下问题：①是立即停车检修，还是维持运行待机修理；②是降低负荷维持运行，还是满负
