振动故障分析及诊断教材.docx
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振动故障分析及诊断教材
旋转机械故障诊断（上）
技术处性能试验科
2009-11
旋转机械振动分析与诊断
前言
现代预测维修技术最大的进步也许就是能诊断机器内部的机械故障和电气故障。
诊断的证据就是震动超过预先设定的振动中联报警值和频谱报警值的振动特征信号。
例如，大部分正规的工矿企业都有预测维修用的数据采集器和相应的软件，并且，成功地建立了巨大的数据库，还采集了大量测点的振动数据。
然而，调查表明，只有15%以下的工厂知道如何大致建立振动总量报警值和振动频谱报警值。
因此，须真正了解如何利用振动频谱和相关参数（例如，振动尖峰能量gSE）数据诊断潜在的故障。
本书的目的就是要引导读者，如何从振动频谱和相关的变量中诊断故障。
诊断频谱中包含有大量的、有价值的信息，只有当分析人员能解开其中的“秘密”时，才能有益于故障诊断工作的开展。
在书的最后附有一张非常实用的故障诊断图标（表1．0）。
这张故障诊断表不仅详尽阐述了机器各种故障的振动症兆，还解释了各种故障的“典型振动频谱”。
此外，还图解说明了这些故障占优势时的相位关系。
本书代表了作者根据约16年振动特征信号分析的现场经验以及对机器状态监测、故障诊断领域内大量论文的研究。
并且阐述了作者对这些机器故障机理的理解以及诊断这些机器故障的成果。
目录
振动故障分析与诊断（上）
第一章：
质量不平衡
第一节：
力不平衡
第二节：
力偶不平衡
第三节：
动不平衡
第四节：
悬臂转子不平衡
第二章：
偏心的转子
第三章：
弯曲的轴
第四章：
不对中
第一节：
角相不对中
第二节：
平行不对中
第三节：
卡住在轴上不对中的轴承
第四节：
联轴器故障
第五章：
共振造成机器故障
第一节：
识别自振频率特性
第二节：
如何估算悬臂转子和简支支承转子的机器的自振频率
第六章：
机械松动
第一节：
A型结构框架或基础松动
第二节：
B型由于摇动运动或开裂的结构或轴承座产生的松动
第三节：
C型轴承在轴承座中松动或两个零部件之间配合不良引起的机械松动
第七章：
转子摩擦
第一节：
局部摩擦
第二节：
整圆周摩擦
第八章：
滑动轴承故障
第一节：
滑动轴承磨损和间隙故障
第二节：
油膜涡动不稳定
第三节：
油膜拍打不稳定
第四节：
干拍打
第九章：
利用振动尖峰能量；高频包络和解调谱技术跟踪滚动轴承的轴承故障发展各个阶段
第一节：
前言
第二节：
滚动轴承状态评定的最佳振动参数
第三节：
有故障的滚动轴承产生的振动频谱的类型
第四节：
跟踪滚动轴承通过的各故障阶段的典型频谱
第十章：
流体引起的振动
第一节：
水力学力和气动力
第二节：
气穴和缺乏流体现象
第三节：
回流
第四节：
紊流
第五节：
喘振
第六节：
阻塞
第十一章：
齿轮故障
第一节：
齿轮的齿的磨损
第二节：
齿轮承受大的负载
第三节：
齿轮偏心和齿隙游移
第四节：
齿轮不对中
第五节：
裂纹的、破碎的或断的齿
第六节：
齿摆动故障
第十二章电气故障
第一节：
定子故障问题
第二节：
偏心的转子
第三节：
转子故障
第四节：
转子不均匀的局部受热引起的轴弯曲
第五节：
电气相位故障
第六节：
同步电动机
第七节：
直流电动机故障
第八节：
扭矩脉冲故障
第十三章：
皮带松动故障
第一节：
磨损、松动或不匹配的皮带
第二节：
皮带/皮带轮不对中
第三节：
偏心的皮带轮
第四节：
皮带共振
第五节：
由于电动机框架/基础共振引起电动机以及风机转速频率过大的振动
第六节：
皮带轮松动或风机轮毂松动
第十四章：
拍振
第十五章：
交流感应电动机故障的分析和诊断
第一节：
序言
第二节：
感应电动机振动分析
第三节：
感应电动机电流分析
第四节：
实例
第十六章：
直流电动机故障的分析和诊断
第一节：
直流电动机的结构和工作原理
第二节：
利用振动分析检测直流电动机故障问题和控制问题
第三节：
开发尚末正式证实的直流电动机故障和控制故障的诊断技术
第四节：
在分析直流电动机故障问题和控制故障问题中输入精确的转速的重要性
振动故障分析与诊断（下）
第十七章：
用于滚动轴承故障诊断的高频包络解调技术
第一节：
关于高频包络的初步介绍
第二节：
介绍高频包络谱分析理论和重要因素
第三节：
高频包络实例
第十八章：
低速机器所需的振动分析技术及仪器
第一节：
前言
第二节：
低频测量的最佳振动参数
第三节：
对低频分析仪器的要求
第四节：
评定低速机器的滚动轴承
第五节：
低频测量推荐技术的总结
第六节：
低速机器的振动总量报警和频带报警的设定
第七节：
低频测量中遇到的困难和错误
第十九章：
实例A
第二十章：
高速机器所需的振动分析技术和仪器
第二节：
高频振动测量的最佳参数
第三节：
对高频振动分析仪器的要求
第四节：
高频测量所需的传感器
第五节：
振动加速度计固定对频率响应的影响
第六节：
超声测量
第七节：
高频数据的可靠性；精度和可重复性
第八节：
真实世界中实例
振动故障分析与诊断（上）
第一章质量不平衡
概述
如图1．1至1．4新的质量中心线与轴中心线不重合时便产生不平衡。
无论是冷却塔风扇还是精密磨床的砂轮，所有的都存在一定程度的不平衡。
关键是要知道对于某具体的机器在规定的工作转速下多大的不平衡是允许的，在第四节“允许的残余不平衡量”中讨论之。
图1．1力不平衡
图1．2力不平衡
图1．3力偶不平衡
图1．4动不平衡
不平衡转子呈现如下特征：
1．振动不平衡总是显示出不平衡件转速频率一倍频率的大的振动（但是1X转速频率的并不总是不平衡）。
通常，这个1X转速频率的振动尖峰在频谱中占优势。
2．当故障仅限于不平衡时，1X转速频率的振动尖峰的幅值通常大于或等于振动总量幅值的80%（如果除了不平衡之外还有其他故障，则可能仅为振动总量幅值的50%到80%）。
3．振动幅值与质量中心离轴中心线的距离多远成正比。
例如，当低于转子第一阶临界转速运转时，振动幅值将随转速的平方成正比例变化。
即；转速升高3倍，将导致不平衡振动增大9倍。
4．质量不平衡产生一个均匀的旋转力，此力的方向连续变化，但是始终作用在径向方向上。
因此，轴和支承轴承趋向于以某圆周轨道运动，然而，由于轴承的垂直方向刚性比水平方向刚性强，所以通常振动响应是一定程度的椭圆轨迹。
因此，水平方向振动通常略大于垂直方向振动，一般范围在2至3倍左右。
当水平方向与垂直方向振动之比大于6比1时，通常说明是其他故障，尤其是共振。
5．当不平衡超过其他故障成为主要振动原因时，则轴承上水平方向与垂直方向振动相位差约为90度（±30度）。
因此，如果存在1X转速频率的大振动，但是，水平方向与垂直方向振动相位差为0度或接近180度，通常说明是其它故障源，例如偏心。
6．也许比不平衡的水平方向振动与垂直方向振动的相位差约为90度更为明显的指示是，如果存在明显的不平衡，则内侧轴承与外侧轴承的水平方向振动的相位差应该接近垂直方向振动的相位差。
即，不是比较同一轴承座上水平方向与垂直方向的相位差，而是比较内侧轴承与外侧轴承水平方向振动相位差和垂直方向振动相位差。
例如，请参见图1．5的表A，它表示一台主要是力不平衡故障的机器。
请注意，1#和2#轴承之间的水平方向振动相位差约为5度（30度或25度），与垂直方向振动相位差约为10度（120度或110度）相比较。
同样地，在泵上，水平方向振动相位差（位置3）约为10度，垂直方向振动相位差约为15度。
这就是力不平衡为主的振动故障所期望的振动相位响应。
7．当不平衡占优势时，径向方向（水平方向和垂直方向）振动通常比轴向方向振动大许多（除了悬臂转子之外，这将在第四节中讨论）。
8．不平衡转子通常在径向方向呈现稳定的，重复的振动相位，在调整平衡转子时，振动相位在达到较好平衡时，在频闪光照耀下开始“锁定”，尤其是如果存在其他故障时。
然而，如果存在大的不平衡，并且其他故障不明显，则振动相位应该稳定和可重复。
9．共振有时对转子的大的振动影响可能很大。
事实上，在有不平衡的转子上，如果能平衡转子，尽管最小的残余不平衡也还会出现不平衡，但是，动平衡还是可明显减小松动引起的振动。
但是，往往无法平衡有松动的转子。
有三种主要的不平衡类型。
包括力不平衡，力偶不平衡和动不平衡。
将在第一节，第二节和第三节中分别讨论之。
第一节力不平衡
力不平衡有时也称为“静不平衡”。
力不平衡就是质量中心线离开和平行轴中心线的一种状态，如图1．1所示。
这是力不平衡的一种类型，多年来把风扇转子放在刀刃上或放在其轴承上，使之“滚动到底部”修正之。
即假定该转子完全自由地在其轴承内转动，当松开风扇叶轮时，如果叶轮的重点在角向方向上离开底部（6点钟位置），它必将滚到底部，并停止在6点钟位置。
然后在这个位置的反面位置（或在12点钟位置）上放置一个合适的重量便可修正这种力不平衡。
实际上有两种类型的力不平衡，如图1．1和1．2所示。
在图1．1的情况中，只存在一个重点，它位于靠近转子重心（CG）的位置。
在这个重点的相反的180度位置加一个相等的重量便可简单地修正之。
图1．2似乎说明重点作用在内侧平面和外侧平面的力不平衡（实际上，两个重点作用面角向平行的）。
在这种情况下，可以在重心（CG）位置加修正重量，或者在两个平面内相反位置加上相等的修正重量，便可修正之。
（如果在重心（CG）处修正，在这个例子中当然需要两倍的修正重量）。
力不平衡共同特征概括为如下：
1．以1X转速频率旋转的相同的不平衡力通常都差不多出现在内侧和外侧转子轴承座上（然而，根据每个方向的支承刚性，水平和垂直方向的响应可能略不同）。
2．在纯的力不平衡情况下，外侧水平方向振动相位等于同一轴上内侧水平方向振动相位（即，如果外侧轴承上水平方向振动相位在6点钟处，因为两个轴端是一起运动的，所以内侧轴承上水平方向振动相位读数也应该在6点钟位置）。
3．同样，同一轴上外侧轴承的垂直方向振动相位也近似等于内侧轴承的垂直方向振动相位。
4．力不平衡只需在通过转子重心（CG）的单一平面内加一个反作用的重量便可修正之。
5．内侧和外侧轴承水平方向振动相位差应该大致等于内侧和外侧轴承垂直方向振动相位差，如果力不平平衡为主的话，通过联轴器的相位变化应该比较小（小于60度到90度）。
第二节力偶不平衡
力偶不平衡就是质量中心线轴线与轴几何中心线轴线相交于转子的重心处的一种状态，如图1．3所示。
这里，在转子的每一端处彼此相差180度的相等的重点产生一力偶。
明显的力偶不平衡可以引起转子严重的不稳定，使之前后摆动（像以转子重心（CG）处为支点的“跷跷板”）。
力偶不平衡呈现如下特征：
1．在纯的力偶不平衡中，转子是静平衡的，当把此转子放在刀刃上时不会滚动停止于底部。
即，参见图1．3，因为在位置1处的重点等于在位置2处的重点，这就是满足了力平衡或静平衡的要求。
但是，力偶不平衡的转子还是会产生1X转速频率的明显的振动。
2．力偶不平衡在外侧轴承座和内侧轴承座上产生1X转速频率的大的振动，可能一个轴承座上的振动略大于另一个轴承座上的振动。
3．明显的力偶不平衡有时可能产生大的轴向振动。
4．内侧和外侧轴承座上水平方向振动相位差将近似为180度（即，如果外侧轴承座水平方向振动相位在6点钟处，则内侧轴承座水平方向振动相位也许在约12点钟处，因为两端的摇动运动彼此方向相反。
5．同样地，外侧和内侧轴承座垂直方向振动相位差约为180度。
6．参见图1．5表B，说明振动相位如何对力偶不平衡反作用的。
请注意，位置1和2水平方向的相位差180度（210度减30度），位置1和2的垂直方向相位差175度（295度减120度）。
这表明，如果故障是力偶不平衡（不是不对中），则水平和垂直方向的相位差应该粗略彼此相等，内侧与外侧轴承的水平和垂直方向两者相位差约为180度。
表A：
DIR．
1
2
3
4
A
60º
*70º
60º
*80º
H
30º
25º
30º
40º
V
120º
110º
120º
135º
*:
CorrectedPhaseAccountingFor180ºOnentationofAccelerometer．
表B：
DIR．
1
2
3
4
A
60º
*70º
60º
*80º
H
30º
210º
200º
180º
V
120º
295º
280º
300º
*:
CorrectedPhaseAccountingFor180ºOnentationofAccelerometer．
表C：
DIR．
1
2
3
4
A
60º
*70º
60º
*80º
H
30º
90º
80º
70º
V
120º
180º
170º
165º
*:
CorrectedPhaseAccountingFor180ºOnentationofAccelerometer．
图1．5说明力不平衡，力偶不平衡或动不平衡的典型化相位测量
第三节动不平衡
与纯的力不平衡或力偶不平衡相比较，动不平衡是更普通的不平衡类型，它被定义为“质量中心线与轴几何中心线轴线既不平行也不相交的状态”。
动不平衡基本上是力不平衡和力偶不平衡两者的组合。
它至少需要在垂直于轴中心线轴线的两个平面上才能修正平衡。
动不平衡呈现如下特征：
1．动不平衡产生1X转速频率的大的振动，但是，在外侧轴承座上的振动幅值与在内侧轴承座上的振动幅值略不相同。
假定没有其他明显的故障的话，它们仍然在相同的幅值量级或者小于3比1的比例。
2．与力不平衡或力偶不平衡一样，当动不平衡为主时，振动相位还是稳安的和可重复的。
3．虽然外侧轴承与内侧轴承之间的水平方向振动相位差可能是0度至180度的任一角度，这个相位差还是近似等于垂直方向振动相位差。
例如，如果水平方向振动相位差约为60度，垂直方向振动相位差也应该约为60度（±30度），如图1．5表C所示。
请注意，这个例子中位置1与2处水平方向和垂直方向的振动相位差约为60度，而跨过联轴节的振动相位差接近180度。
动不平衡至少需要两个平衡面才能修正之。
4．不管力不平衡或力偶不平衡是否占优势，轴承1和2处水平方向振动相位差应该近似等于这两个轴承处垂直方向振动相位差（如果水平方向振动相位差约150度，表示大的力偶不平衡，则垂直方向振动相位差也约为150度）。
第四节悬臂转子不平衡
图1．6表示悬臂转子。
这种情况下，被驱动转子位于轴承1和2的外侧（如果转子位于两个轴承之间，称这种转子为简支转子）。
悬臂转子可引起很有趣的振动症兆，往往对分析人员在试图平衡转子时产生容易出错的实际的问题。
图1．6悬臂转子的动平衡
悬臂转子呈现如下特征：
1．悬臂转子可产生1X转速频率的轴向力，引起轴向振动，这种轴向振动等于或者大于径向振动幅值。
2．悬臂转子往往除了产生力不平衡之外，还产生大的力偶不平衡，这两种不平衡必须都要修正之。
3．参见图1．6，对于悬臂转子纯的不平衡，在轴承处的轴向方向振动相位将近似等于轴承处的轴向方向振动相位（±30度）。
这里的振动相位差还是取决于与其他的诸如不对中。
共振等故障比较，不平衡故障占优势的程度。
4．通常，首先处理力不平衡分量，然后再处理剩下的相位差接近180度的力偶不平衡，最终修正悬臂转子的不平衡。
因此力偶分量需要在彼此相差约180度的两个平面内加修正重量来修正之。
4．1动平衡悬臂转子程序概要
悬臂转子都是如图1．7所示的机器布置，要动平衡的风扇叶轮在两个轴承支承的外侧。
这种布置在诸如风机；泵等中非常常见。
图为必须接触的平衡修正重量的平面都在支承轴承的外侧，这些转子的动平衡采用标准的单面和双面动平衡方法往往不适用。
此外，不平衡平面都在支承轴承的外侧，甚至仅仅静不平衡便产生与不平衡平面离开转子重心（CG）的距离成正比的力偶不平衡。
因此，试图动平衡悬臂转子时，分析人员需要考虑静不平衡力和力偶不平衡力两者，并相应处理之。
图1．7动平衡悬臂转子的现场仪器的设置
动平衡悬臂转子时，应该考虑两个如下过程之一：
1．用传统的单面静力偶方法动平衡悬臂转子
图1．7帮助解释动平衡悬臂转子的方法。
传统上，轴承A对静不平衡最敏感，而离需要动平衡的叶轮最远的轴承（轴承B）对力偶不平衡最敏感。
因为平面1最靠近转子的重心（CG），静平衡应该在这个平面内进行，而测量轴承B的振动响应。
另一方面，在平面2内进行力不平衡修正时，应该在轴承B上测量振动。
然而，在平面2中加试重将破坏在轴承A处已获得的静平衡，因此，为了保持轴承A处的静平衡，必须采用产生力偶的试重配置，因此，两个相同大小的试重应该放置在平面1和平面2内，这两个试重的角向位置应该相差180度。
因此，许多悬臂转子可心成功地用数据采集的单面动平衡软件或前面解释的单面动平衡方法平衡之。
尤其是如果转子的长度与直径之比（L/D）小于约0．5时（这里L是旋转件的长度，修正重量将置在其上，D为旋转件的直径，见图1．7）。
下面介绍动平衡悬臂转子的传统的单面动平衡方法：
A．设置数据采集器或者频谱分析仪
如同D节和1．7表示双面动平衡过程的说明中所述设置数据采集器，加速度计，光电式转速计等。
此外，分析人员可能希望采用扫描滤波器分析仪即驱动一个频闪灯（像美国恩泰克爱迪公司350或880）或者频谱分析仪，频谱分析仪利用光电转速触发脉冲，以供测量振动相位。
B．进行第一次测量
在加任何试重之前，第一次先测量1X转速频率振动幅值，频率和振动相位。
这些测量应该在内侧和外侧两个轴承的垂直方向和水平方向进行。
初次动平衡时，通常在振动幅值最大的径向方向测量（然而，在径向方向修正了不平衡之后，必须在其他径向方向进行测量，以确保这个径向方向的振动可以接受）。
C．确定主要是不平衡问题是静不平衡还是力偶不平衡
查看两个轴承上径向方向和水平方向振动幅值和相位测量结果，确定不平衡问题主要是静不平衡还是力偶不平衡，如果外侧轴承与内侧轴承之间的水平方向和垂直方向的相位差约为140度或者更大，则主要是力偶不平衡。
另一方面如果相位差在哪里都是从0度到40度，则主要是静不平衡。
如果不平衡呈现为主要是力偶不平衡，则采用静平衡处理过程。
现在，我们假定问题主要是静不平衡。
D．进行单面静平衡
参见图1．7，用单面平衡方法在轴承A上测量，在平面1中加试重和修正重量。
E．确定最终的振动幅值是否满足标准要求
利用平面1完成了单面静平衡后，在内侧和外侧轴承的水平垂直方向以及轴向方向重复测量振动，确保现在的振动幅值满足允许的标准。
F．如果还有明显的力偶不平衡，则继续用单面动平衡方法
在轴承B上动平衡悬臂转子往往有很大的互相影响，这意味着平面1的单面动平衡往往会在轴承B上引起大的振动因此，分析人员将再进行一次进行单面动平衡，这时他在离动平衡的件最远的轴承B上进行测量。
当达到单面修正重量后，应该把这个修正重量放在平面2中，然后把相同重量的修正重量放在平面1内，与平面2内的位置相差180位置。
G．确定现在的振动幅值是否满足所有的标准
完成了单面平衡修正后，分析人员必须再次在每个轴承的水平；垂直和轴向方向测量振动，确定这时所有的振动幅值都满足允许的标准。
往往必须在这一点处用轴承A和平面1采用单面动平衡过程再次作进一步的动平衡，也许可能还要用另外的力偶动平衡修正。
H．如果每个轴承的所有三个方向都不满足允许的标准，则需要下面介绍的双面动平衡过程。
有时，这种单面动平衡不能成功地把每个轴承的三个所有方向振动幅值降低到允许的标准以下，尤其是如果L/D比率大于0．50或者动平衡的件位于远离轴承位置时。
如果出现这种情况，必须要用下面介绍的双面动平衡方法。
2．用传统的双面静力偶方法动平衡悬臂转子
由于在悬臂转子中经常存在的明显的互相影响，双面动平衡修正的方法往往比那些采用单面动平衡方法更有效。
然而，双面动平衡的问题之一是，有时在确定哪个是左轴承，哪个是右轴承的略有点混淆，同样地哪个平面是左平面，哪个平面是右平面?
（有些数据采集器与左和右不同，把这些称为靠近的平面或者远距离的平面，名词术语不是问题，唯一的问题是分析人员必须把他的约定保持一致）。
参见图1．7，当利用双面动平衡方法时，认为轴承A是最靠近悬臂转子的轴承，而轴承B是最靠近皮带轮的轴承。
同样，平面1在最靠近轴承的叶轮的内侧，而平面2在外侧。
完成了双面修正重量计算后，需再次采用静平衡/力偶平衡解。
因为大多数悬臂转子都对静不平衡如此敏感，所以仅在获得这个静/力偶动平衡解时才放置静平衡修正重量。
因此，调整动平衡后，如果还有明显的力偶不平衡，分析人员还将继续修正它。
他应遵循如下介绍的过程；
A．设定图1．7中介绍的双面动平衡方法的仪器
用数据采集器扫描滤波器分析或者实时分析仪都可采用相同的过程，然而，如果用扫描滤波器或实时分析仪，分析人员应该有能够提供静或力偶动平衡解的双面动平衡计算程序。
B．在两个轴承上进行初始测量
这里还是在内侧轴承和外侧轴承的水平和垂直方向测量1×转速频率振动幅值；频率和相位。
C．完成双面动平衡过程，但是还不能放置动平衡修正的重量。
采用如D节中介绍的双面动平衡过程，但是最终修正的重量还不能放置。
而是对每个平面计算试重的大小和位置时，分析人员应该寻找静平衡解/力偶动平衡解。
初始只能作静平衡修正例如，如果静平衡解要求在平面1内作1盎司（28．35克）修正，而力偶平衡解要求在平面1和2内彼此成180度处作2盎司（56．70克）的修正，则在这一点处只作静平衡修正。
D．确定现在振动幅值是否满足允许的标准规定
在平面1内作静平衡修正后，检查一下每个轴承的三个方向的振动幅值是否符合允许的标准规定。
如果不满足，则需要再调整。
在确定双面修正时还要求静平衡/力偶平衡解，还是先只能作静平衡修正。
这一次大多数可以解决问题。
然而，如果还有明显的力偶不平衡，再完成寻求静平衡/力偶平衡解的双面平衡修正，这次可以作力偶平衡修正，而不是作静平衡修正。
E．确定这时振动幅值是否满足允许的标准规定
在两次试凑静平衡的每一次之后和一次力偶平衡试凑之后，把内侧轴承和外侧轴承的水平；垂直和轴向方向的振动幅值与允许的标准规定作比较。
较少情况下，力偶平衡修正可能把静平衡修正破坏，如果是这种情况，则可能需要在成功地平衡转子之前作一次以上的静平衡修正。
4．2允许的残余不平衡和国际标准化组织ISO动平衡质量等级
动平衡转子时，人们需要知道他动平衡转子的精度。
实际上，简单地说以某转速把某机器动平衡到0．10英寸/秒或1．0密尔的等级是不够的。
当某转子可以满意地动平衡到这样一种等级时，另一转子却没法动平衡到这种等级。
这需返回1950年由动平衡领域内专家们的意见辨认之。
专家们认为，残余不平衡确实与残余的转子偏心距的大小和半径以及转子本身的重量和它的运转转速成正比。
因此他们研制出一系列动平衡允许值，即众所周知的国际标准化组织ISO标准1940“旋转的刚体的动平衡质量”。
表1．1提供了按照这些动平衡标准对整个转子类型组的动平衡质量等级。
表1．2提供了每个ISO动平衡质量等级。
（ISOG1；ISOG2．5；ISOG6．3等）的数字标准。
请注意，G允差等级愈低，动平衡的质量等级精度愈高。
还应注意，这些动平衡质量等级都是以转子的转速（水平轴线）以及每磅转子重量的残余不平衡（垂直轴线）为基础的。
表1．3提供了表示用每种动平衡质量某级等级带描述的相同的动平衡质量等级。
表1．3还表示了美国通用的标称转速的分类（1200；1800和36
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