汽輪機振動故障診斷與分析

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3、頻譜圖

頻譜分析的理論基礎

傅立葉級數

周期函數在一定條件下可以展開為Fourier級數

所有的工程中使用的周期函數都可以用一系列的三角函數的線性組合來迫近.——

Fourier級數

fT?t?是以T為周期的函數，在

??T,T??22?上滿足

a0?fT?t?????ancosn?t?bnsinn?t?2n?1

＝

n???

?cen??in?tT21?in??in?t???e????fd?eT?Tn??????T2??在頻譜分析中,傅氏變換F(ω)又稱為f(t)的頻譜函數,而它的模|F(ω)|稱為f(t)的振幅頻譜(亦簡稱為頻譜).

對一個時間函數f(t)作傅氏變換,就是求這個時間函數f(t)的頻譜.

F???f?t?的頻譜密度函數；F???離散譜

由一系列離散數值(而不是連續(xù)數值)的成分(波長、波數或頻率等)所構成的頻譜。周期函數的傅里葉分析就得到一個離散譜。連續(xù)譜

由于是連續(xù)變化的,我們稱之為連續(xù)頻譜,連續(xù)譜是指由頻率在一定范圍內是連續(xù)成分組成的譜，生活中大部分噪聲具有這種類型的頻譜

f?t?的振幅頻譜；argF???f?t?的相位頻譜。

包絡頻譜

假設下面的信號是由嚙合齒輪的振動引起的。這個信號是傳送力引起的。它從一個齒輪牙傳到另一個齒輪牙。假使牙與牙的傳送力是一樣，那么整個周期的振動值就是想同的。

正常振動的頻譜只會有一種頻率，那就是嚙合頻率。

嚙合頻率(F)=轉頻(T)*牙數(N)

假使齒輪節(jié)徑和軸的中心不在同一位置。那么牙與牙之間的距離就會改變，相應的傳送力也會改變。

波德圖

波德圖（Bode）是振動的幅值（尤指工頻分量或二階分量）和相位隨轉速而變化的圖。從波德圖上可以明白的看出轉子過臨界轉速的振動狀況。

隨轉速變化的關系曲線。圖形的橫坐標是轉速，縱坐標有兩個，一個是振幅的峰－峰值，另一個是相位。從波德圖上我們可以得到以下信息：

a.轉子系統(tǒng)在各種轉速下的振幅和相位；b.轉子系統(tǒng)的臨界轉速；

c.轉子系統(tǒng)的共振放大系數(Q=Amax/ε)；一般小型機組Q在3～5甚

至更小，而大型機組在5～7；超過上述數值，很可能是擔憂全的；d.轉子的振型；e.系統(tǒng)的阻尼大小；f.轉子是否發(fā)生了熱彎曲。

軸心軌跡圖

當轉軸旋轉時，它會繞轉軸中心點振動，運動的軌跡就是軸心軌跡。

正常的軸心軌跡應當是一個較為穩(wěn)定的、長短軸相差不大的橢圓。

不對中時，軸心軌跡為月牙狀、香蕉狀，嚴重時為8字形；發(fā)生摩擦時，會出現多處鋸齒狀尖角或小環(huán)；軸承間隙或剛度差異過大時，為一個很扁的橢圓；可傾瓦瓦塊安裝間隙相互偏差較大時，會出現明顯的凹凸狀。

假使軸心軌跡的形狀及大小的重復性好，則說明轉子的渦動是穩(wěn)定的；否則，就是不穩(wěn)定的。轉子發(fā)生亞異步自激振動時，其軸心軌跡往往很不穩(wěn)定，不僅形狀及大小時刻在發(fā)生較大的變化，而且還會出現大圈套小圈的狀況。

軸心軌跡圖有原始、提純、平均、一倍頻、二倍頻、0.5倍頻等多種軸心軌跡，主要看提純、一倍頻、二倍頻的軸心軌跡圖。這是由于轉子振動信號中不可避免地包含了噪聲、電磁信號干擾等超高次諧波分量，使得軸心軌跡的形狀變得十分繁雜，有時甚至是十分地混亂。而提純的軸心軌跡排除了噪聲和電磁干擾等超高次諧波信號的影響，突出了工頻、0.5倍頻、二倍頻等主要因素，便于明了地看到問題的本質；一倍頻軸心軌跡則可以更合理地看出軸承的間隙及剛度是否存在問題，由于不平衡量引起的工頻振動是一個弓狀回轉渦動，工頻的軸心軌跡就應當是一個圓或長短軸相差不大的橢圓，而假使軸承間隙

或剛度存在方向上的較大差異，那么工頻的軸心軌跡就會變成一個很扁、很扁的橢圓，從而把同為工頻的不平衡故障和軸承間隙或剛度差異過大很簡便地區(qū)別開來；二倍頻軸心軌跡則可以看出嚴重不對中時的影響方向等。

軸中心平均位置圖

軸心在軸承中的平均位置，反映的是一個靜態(tài)的量。

二、主要的振動故障

比較常見的振動故障大致如下：

●不平衡（質量、轉子彎曲，旋轉部件脫落）●動靜摩擦●不對中

●軸瓦故障（油膜失穩(wěn)、瓦體接觸、軸承損壞等）

●結構缺陷（結構共振、臨界轉速、滑銷系統(tǒng)、轉子或軸承座剛度不對稱、基礎變形、管道力、閥門等）●結構松動（聯軸器、軸承座、套裝部件）●汽流激振（汽流）●中心孔進油）●電磁激振●轉子裂紋

●其它（運行問題、拍振、倍頻共振、傳感器故障等1、不平衡

導致機組不平衡一般是由于原始不平衡質量大?廠家動平衡未達到要求，剩余不平衡質量大。

?檢修中更換部件，或有旋轉部件松動或脫落產生新的不平衡質量?轉子彎曲

?轉子熱變形（摩擦、材質不均勻、中心孔進油，進冷水、冷汽等）?不對中

對于剛性轉子而言，機組振動與轉速的平方成線性關系（圖1），通過某一轉速下動平衡將振動降低，其他轉速下振動也相應降低。而撓性轉子則不同，當轉速接近其臨界轉速時，振動響應最大，當轉速偏離臨界轉速時，不平衡振動響應較?。▓D2）。當轉速接近其第一階臨界轉速時，轉子成“弓〞形變形，反映在振動上為同相，當轉速接近其其次階臨界轉速時，轉子成“S〞形變形，反映在振動上為反相（圖3）。圖1剛性轉子不平衡響應圖2撓性轉子

圖3振型曲線

從圖2可以看出，當機組一階對稱不平衡量較大時，則機組過臨界時振動較大，且表現為同相振動；由于工作轉速相對接近二階臨界轉速，當機組二階反對稱不平衡量較大時，則機組在工作轉速下振動較大，相位接近為反相。機組任意轉速下的振動是這兩個不平衡響應的矢量和（實際上還有三階、四階，因其偏離工作轉速較遠，可不與考慮），鑒于臨界轉速下機組振動對二階反對稱不平衡不敏感，工作轉速下機組振動對一階對稱不平衡不敏感，因此現場動平衡只有分別消除一階對稱不平衡、二階反對稱不平衡，才能使機組振動在整個轉速范圍內處于較低的水平。不平衡故障特征：

頻率：不平衡導致的振動波形是一個標準的正弦波，所以不平衡的頻譜是一個標準的離散譜，只含有一個頻率成分工頻保慶2號機

波形：

波德圖：

寶慶電廠2號機組于2023年3月27日10:30進行首次整套啟動，27

日14:40轉速至3000r/min，定速后的振動數據見表1。表1機組3000r/min時振動數據（單位：μm）測點#1軸振X軸振Y2738#225252.5#33743#45771#55839#65046#741478#817205.5#929402.2瓦振⊥5.211.828.212.224機組投產后1、2號軸振逐漸增大，特別是過臨界增大好多，1號軸振最大超過300μm.2023年1月18日停機所測數據如下：

軸心軌跡圖

動平衡

動平衡工作中的首次加重（稱為試加重量）以前是隨意加的（如采用影響系數法），隨著測試技術的發(fā)展及動平衡技術的提高，目前試加重量可根據測得的相位角進行推算，其加重方位?為（以轉子上鍵相槽或光標為0位）：

?????1??2???180?

式中：?為測得的相位角，?1為機械滯后角即位移滯后不平衡力的角度（簡稱滯后角），?2為儀器（包括傳感器）滯后角，目前一般可以

做到很小。?為振動傳感器和鍵相傳感器的夾角（或與光電探頭的夾角）。

某廠一臺仿西屋型300MW機組，運行中高中壓轉子軸振偏大，表2-12為帶負荷運行、3000r/min和降速通過臨界轉速時的振動。表2-12帶負荷、空載和降速過臨界的振動μm/°

工況300MW3000r/min過臨界1X通頻755862工頻58∠25139∠24345∠311Y通頻333375工頻13∠35317∠765∠962X通頻14314189工頻123∠38118∠3171∠252Y通頻10010192工頻80∠13081∠13171∠113從表中可以看出，通過一階臨界轉速時工頻振動最大為71um，說明一階不平衡分量不是很大，主要是工作轉速和帶負荷后軸振2X、2Y偏大。從軸振2X和軸振1X的相位看，相位差接近1800，說明二階分量偏大。

考慮到二階分量較大，開、停機過程中重點注意了接近工作轉速時的振動，表2-13為在一次停機過程中測得的振動變化。表2-13停機過程中振動變化μm/°

轉速r/min1x2x300039∠243118∠31295031∠240118∠27290027∠235120∠10285023∠23370∠35280018∠22984∠33275015∠22684∠1270014∠22885∠32從表中可以看出，從3000r/min降至2700r/min過程中，軸振1x和2x幅值變化較大。從2900r/min降至2850r/min時2x軸振有突變，但相位變化較小?？紤]到軸振2x、2y比軸振1x、1y大，在兩端相位差不是180°的狀況下，以軸振2x為主，加重方位以下式進行計算：

????????180o

式中：?為測得的相位角，取軸振2x的相位并結合考慮1x的相位，取?=40°。

考慮到工作轉速離二階臨界轉速較遠，取?=30°，?為軸振x方向的探頭與鍵相探頭的夾角，取?=45°。

于是可算出：?=40°-30°+45°±180°=-125°即#2側（高中壓轉子后端平衡面）加重位置為鍵相槽順轉向125°處，#1側（前端平衡面）加重位置與#2側相差180°，加重大小是參考同型轉子的靈敏度進行估算。兩端綜合考慮后決定每端加一塊重量（280克。

2、不對中

所謂中心不正是指相鄰兩個轉子的對輪存在圓周偏差或張口，連接后不成一直線。

（1）兩轉子中心線平行錯位，稱平行不對中，如圖3-1（a）所示；（2）兩轉子中心連接后形成折線，稱角度不對中，如圖中3-1（b）所示；

（3）上述兩種狀況兼有，稱混合不對中，如圖中3-1（c），顯然這種狀況較多。

轉子中心不正對振動的影響

（1）可直接產生引起振動的擾動力，在升速過程中就可以表現出來。以一倍頻為主，有時也可能有較明顯的二倍頻分量，剛性聯軸器：大機組大轉子多用，振動對不對中不十分敏感，振動頻譜以1X為主。（2）半撓性聯軸器（波型聯軸器、齒型聯軸器）：不對中故障反而較多。特別齒型聯軸器不對中故障較繁雜，特征主要有：?徑向振動主頻率一般為2X；

?轉子軸向位移較大，從動轉子的軸向振動的頻率與轉子的回轉頻率一致；

?齒式聯軸器的嚴重“不對中〞，可引起振動隨負荷急劇爬升、軸承油膜失穩(wěn)及軸瓦損傷；

?齒式聯軸器如帶齒輪箱耦合軸系，振動頻率存在交織調制現象，應細心區(qū)分。

2023V/mm/s1050Hz050100150202350(a)30035040045050043V/mm/s210Hz050100150202350(b)300350400450500壓縮機①頻譜（a）故障處理前（b）故障處理后

動平衡試驗時往往出現無法同時消除相鄰兩軸承的振動，或無法同時降低垂直和水平振動．即動平衡無規(guī)律性可言．

3、摩擦振動

動靜碰磨使轉子振動高點H處發(fā)熱后導致圓周方向不均勻，在溫度應力的作用下引起轉子熱彎曲，從而增加一個新的不平衡力，所以首先表現的是工頻振動。碰撞是一個時間很短的沖擊效應，相當于一個脈沖函數，包含豐富的頻譜成分，存在大量諧波分量，碰撞同時使轉子正常的運動受到阻礙，正弦波頂部尋常被截斷。諧波分量幅值的大小取決于轉子的穩(wěn)定性，離心力與碰撞的大小，譬如汽輪機轉子，

摩擦產生振動逐漸爬升階段，諧波分量較大較多，當變形較大時，振動增大，離心力增大的比率遠超過碰撞力增大的比率（汽封可退讓），諧波分量幅值反而更小。試驗室一般離心力與碰撞的比值低于現場實際轉子，所以諧波分量表現相當明顯。

摩擦振動發(fā)生時，振動往往在開始的時候緩慢增加，然后振動增加速度逐漸增快，表現為指數函數的曲線特征。

一般碰磨時，機組振動波動的持續(xù)時間可能比較長。持續(xù)時間長達數天甚至更長，振動波動周期一小時到幾個小時。嚴重碰磨時，振動發(fā)生時間十幾分鐘到數十分鐘，軸振動幅值大幅度增加，這種狀況汽輪發(fā)電機組上也簡單出現。猛烈碰磨發(fā)生時，短短幾秒鐘軸振動增加到保護值以上而使機組跳機。這種狀況現場并不多見，也簡單與葉片斷裂引起的振動故障相混淆。注意兩者在振動增加時間方面的區(qū)別，葉片斷裂引起振動增大時間在1秒以內，猛烈碰磨發(fā)生振動時間在幾秒到十幾秒鐘以上。

碰磨振動發(fā)生時，工頻振動的幅值和相位是不斷變化的，這也是現場判斷碰磨振動發(fā)生的主要依據。

摩擦振動變化周期的長短、是否發(fā)散、幅值和相位的大小取決于摩擦的程度和原始不平衡大小的關系。

一般摩擦振動幅值和相位具有波動特性，呈周期性變化。幅值一般波動30～50μm，有時也為15～25μm。相位變化10度到幾十度。

停機后盤車時，大軸晃度值比原始值大幅度增加。有時低轉速下振動很大。

降速過臨界時的振動一般較正常升速時大。

嚴重碰磨和猛烈碰磨時，幅值和相位不再波動，振幅會急劇增加。

軸心軌跡和波形圖

岳陽3號機4瓦摩擦振動

要注意與剛度不對稱和電磁振動的區(qū)別

5、油膜渦動與汽流激振

由于油膜動態(tài)力的作用引起低頻振動，是軸在滑動軸承中發(fā)生的一種自激振動。

某廠#1機系東方300MW機組，于1998年安裝投產，2023年1月在一次加負荷過程中低壓轉子兩端軸振、瓦振突發(fā)性增大，致使保護動作跳機。圖3-37和圖3-38為軸振、瓦振跳機前后的變化趨勢，

可以看到在不到一分鐘的時間內，軸振3x、4x通頻振動迅速增大到跳機值（254μm），瓦振#3⊥、#4⊥也同時大幅度增大，但跳機時工頻振動并沒有增加。跳機后軸振3x、4x最大分別達390μm、418μm，瓦振#3⊥、#4⊥分別達120μm、71μm，工頻振動同樣沒有增大。當轉速降到2900r/min以下時，軸振、瓦振很快降低，不到一分鐘即恢復到原來的振動水平。

汽流激振也是一種低頻自激振動。如國產仿西屋型300MW機組和東方300MW機組都存在一種頻率在24～28Hz之間的低頻振動，由于這種振動的存在，使高中壓轉子軸振不穩(wěn)定，通頻振動增大，有時突發(fā)性增大而導致跳機。

機組的振動頻率低于工頻,往往以頻帶出現或幾個頻率出現，主頻率一般為25HZ左右，不同的機組的頻率表現形式不一致。圖一為石門電廠＃1機組＃1軸承振動頻譜圖，從該圖中可以看出：機組在運行中存在以頻帶形式出現的低頻振動分量。

圖一（時間:04/12/2516:22:56rpm:30000.0umpp機組順序閥）

目前國內對汽流激振的認識，主要來自國內外教科書、現場實測、分析甚少、不過從這些機組初步實測結果分析來看，這種低頻振動雖然與機組有功負荷（蒸汽流量）直接有關，但振動譜是連續(xù)譜，振動主頻率極不穩(wěn)定，變化范圍較大（3-30Hz），最大振幅也很不穩(wěn)定，與隨機振動特征十分吻合。既然汽流激振是自激振動，則應是周期振動，其振動頻譜主要應以離散譜形式出現，因此國外資料報導的和國內大機組上目前所發(fā)生的，與機組有功負荷直接有關的低頻振動，是由不穩(wěn)定汽流沖擊（軸系和固定部件）引起的隨機振動，還是汽流激起的自激振動，尚待廣大振動工應作進一步測試分析、研

究。

某廠一臺仿西屋型300WM機組，試生產期間當負荷帶到270MW左右時，機組振動突發(fā)性增大導致跳機，先后發(fā)生二次。圖3-31至3-33為突發(fā)性振動時各瓦振、軸振變化趨勢，表3-11、表3-12列出了跳機前后軸振、瓦振幅值變化，從圖表中可以看出，跳機時各軸振、瓦振均有不同程度的增加，其中以軸振3x和瓦振#3⊥增加的

比例最大，軸振3x跳機前72μm，跳機時增大到294μm，跳機后由于轉速升高（最高轉速達3042r/min），振動最大達321μm。瓦振#3⊥跳機前12μm，跳機時增加到34μm，跳機后最大達63μm。振動增大和減小均具有突發(fā)性和同步性，從圖中可以看出僅2秒鐘各瓦

振、軸振均同時增大跳機，當轉速降到2422r/min時各瓦振、軸振均在2秒鐘內同時減?。ㄝS振3x、3y、4x、4y降速趨勢見圖3-34）。突發(fā)性振動增大跳機時，各軸振1x、2x、3x、4x、5x、6x級聯圖見圖3-35，低壓轉子軸振3x、4x和瓦振#3⊥、#4⊥振動趨勢見圖3-36。從級聯圖上可以看出，軸振3x、4x頻譜中有一個較大的低頻分量，其頻率為17.5Hz，而軸振1x、2x及5x、6x中該低頻分量很小。從趨勢圖中可以看出，軸振3x、4x和瓦振#3⊥、#4⊥當振動突發(fā)性增大和減小時，主要是通頻振動發(fā)生了變化，工頻振動變化很小，顯然通頻振動中主要包含17.5Hz的分量。

2．上述突發(fā)性振動也同樣發(fā)生在另一臺東方300MW機組上，某廠#1機系東方300MW機組，于1998年安裝投產，2023年1月在一次加負荷過程中低壓轉子兩端軸振、瓦振突發(fā)性增大，致使保護動作跳機。圖3-37和圖3-38為軸振、瓦振跳機前后的變化趨勢，可以看到在不到一分鐘的時間內，軸振3x、4x通頻振動迅速增大到跳機值（254μm），瓦振#3⊥、#4⊥也同時大幅度增大，但跳機時工頻振動并沒有增加。跳機后軸振3x、4x最大分別達390μm、418μm，瓦振#3⊥、#4⊥分別達120μm、71μm，工頻振動同樣沒有增大。當轉速降到2900r/min以下時，軸振、瓦振很快降低，不到一分鐘即恢復到原來的振動水平。

跳機時瓦振#3⊥、#4⊥和軸振3x、3y、4x、4y的振動頻譜見圖3-39，可以看出頻譜中以17Hz為主，其余有50Hz的工頻分量，軸振還含有34Hz的分量，為17Hz的2頻，軸振3x、4x中17Hz的分量已接近和超過200μm。

跳機前低壓轉子軸振和瓦振曾出現較大幅度的波動，圖3-40為首次出現波動時軸振、瓦振趨勢，其中軸振3x、4x通頻振動最大近170μm、145μm，瓦振#3⊥、#4⊥也從20μm左右增加到30μm以上。波動時所測得的振動頻譜見圖3-41，與跳機時相比主要是17Hz分量較小，工頻分量變化不大。圖3-42為波動時測到的#3、#4軸心軌跡，可以明顯看到17Hz左右的低頻分量，其中軸振4x低頻分量更大。3．從上述兩臺機組表現出來的振動特性看，振動都帶有突發(fā)性，在很短的時間內激發(fā)和消失。當振動激發(fā)起來后，對整個機組的振動都有影響，各瓦振、軸振有較好的同步性，同時增大或同時消失。振動增大時，主頻率為17Hz左右。根據這些特點，兩臺機在帶負荷后產生的突發(fā)性振動都屬于油膜自激振蕩，簡稱油膜振蕩。

油膜振蕩是一種共振放大的現象，它的頻率與低壓轉子第一臨界轉速相符。東方300MW機組低壓轉子第一臨界轉速設計為1753r/min（29Hz），仿西屋型300MW機組低壓轉子第一臨界轉速設計為1632r/min（27Hz），而這兩種類型機組測得的油膜振蕩頻率卻均為17Hz左右。分析認為17Hz振動頻率的出現與柔性支承有關的，其次章中分析了仿西屋型300MW機組低壓轉子由于柔性支承在工作轉速前出現了二個類似于二階振型的共振轉速，一個在2500r/min左右，

另一個在2900r/min左右，這是搖擺型的。顯然平移運動的頻率更低，理論上為搖擺頻率的一半，從油膜振蕩的頻率看，正是柔性支承質量-彈簧系統(tǒng)平移運動的自振頻率。

滾動軸承頻譜分析

滾動軸承每一種零件有其特別的故障頻率——特征頻率。譜圖上出現明顯的高頻振動成分。

隨著故障發(fā)展振動幅值增加，并有諧波；諧波兩邊產生邊頻。

d=滾動體直徑；D=滾動軸承節(jié)園直徑；

a=徑向方向接觸角；z=滾動體數目；n=軸的轉速。

（1）內圈的旋轉頻率，軸的轉動頻率

fr?n/60

（2）一個滾動體(或保持架)通過內圈上一點的通過頻率

1dfi?(1?cos?)fr2D

（3）Z個滾動體(或保持架)通過內圈上一點的通過頻率

1dZfi?Z(1?cos?)fr2D

（4）Z個滾動體(或保持架)通過外圈上一點的通過頻率

1dZfc?Z(1?cos?)fr2D

（5）保持架的旋轉頻率(即滾動體的公轉頻率)

1dfc?(1-cos?)fr2D

近似計算

fi?0.6frZ,fo?0.4frZ,fc?0.4fr

某發(fā)電廠鍋爐引風機在工頻16Hz處振動值3mm/s,而在110Hz處振動達到8。分析知道，110Hz是略低于7倍頻的頻率，經查該處軸承為滾子軸承，滾子數量為14，110Hz的頻率正好接近于1/2*14*fr,于是，可以判斷為軸承故障。

滾動軸承在其使用過程中表現出很強的規(guī)律性，并且重復性強。正常優(yōu)質軸承在開始使用時振動和噪聲均比較小，但頻譜有些散亂，幅值比較小。運動一段時間后，振動和噪聲保持在一定水平，頻譜比較單一，僅出現一，二倍頻，極少出現三倍工頻以上頻譜，軸承狀態(tài)十分平穩(wěn)，進入穩(wěn)定工作期。持續(xù)運行后進入使用后期，軸承振動和噪聲開始增大，有時出現異音，但振動增大的變化比較緩慢當監(jiān)測到滾動軸承低頻振動十分大時，排除機組不對中、不平衡、結構松動、基礎共振等結構性因素后，即使無滾動軸承特征頻率，也應對滾動軸承進行檢修。

齒輪類頻譜特征

典型的大周期故障包括齒輪偏心、局部齒斷、裂等。是指以齒輪軸的旋轉頻率為基本頻率特征的故障。

典型的小周期故障包括齒輪膠合、疲乏、磨損等指以齒輪的嚙合頻率為基本頻率特征的故障。

G(f)fgf12f13f12fg3fg0f1f1f1f齒輪振動邊帶信號理想頻譜圖

三、機器振動的評定和控制方法

由于振動大，使轉動部份或支承部份承受的應力增大，有可能危及到機器的安全。運行中，軸振和瓦振必需加以控制，對新裝機組和檢修后機組的振動狀況，必需進行評定。

國際上普遍采用ISO標準進行評定，ISO標準轉換為相應的國家標準，它將振動劃分為A、B、C、D四個區(qū)：

A區(qū)：新投產的機器，振動尋常在此區(qū)內。B區(qū)：尋常認為振動在此區(qū)域內的機器，可不受限制地長期運行。C區(qū)：尋常認為振動在此區(qū)域內的機器，不適合長期連續(xù)運行。有機遇采取補救措施之前，機器可以運行有限的一段時間。

D區(qū)：振動在此區(qū)域內，