油膜轴承故障诊断与分析

1、在摩擦表面之间维持一定厚度的润滑油膜，使相对运动的两摩擦表面完全隔开，这种轴承称为液体摩擦轴承，依靠摩擦表面间的相对运动速度和油的粘性而在油膜中自动产生压力场，并以此油膜压力平衡外载荷，从而保持一定油膜厚度的轴承称为液体动压轴承。描述润滑油膜压强规律的数学表达式称为雷诺方程。 两平板间油膜场中微单元体受力图上图是两块成楔形间隙的平扳，间隙中充满润滑油。假设两平板在z方向为无限宽(即假设液体在z方向没有流动)，研究楔形油膜中一个微单元体上的受力平衡条件 ，即 整理后即可得到压强p变化与剪应力的变化规律： 将牛顿粘性定律公式代入上式并积分；确定积分常数，即可得到描述油膜场中各点流速v的公式： h为

2、任意位置x处的油膜厚度。 设在z方向取l单位长度，则单位时间内流经任意位置x处的流量为 ，将速度v公式代入，积分即得 由于液体为不可压缩，因此流经任何x位置处的流量Q都应相等，亦即Q沿x方向无变化，这就是连续条件，用数学表示即为 即得： (a)该式称为无限宽轴承液体动压基本方程，又称一维雷诺方程。 实际轴承都是有限宽的，因此雷诺方程是二维的，即： z为轴承宽度方向坐标。 雷诺方程描述了油膜场中各点油压p的分布规律，它是液体润滑理论的基础。2 油楔承载机理 对公式积分一次，令处的油膜厚度为h0则由一维雷诺方程得到如下公式 (b)从上式可看出，如两块平板互相平行，即在任何x位置处都是h=h0，则，

3、亦即油压p沿x方向无变化，则油膜场中如无外压供应，油膜不能自动产生动压。 如果两块平板沿动平板运动速度v方向呈收缩形间隙，则动平板依靠粘性将润滑油由间隙h大的空间带向间隙小的空间，由此而使油的压强高于环境压力。式（b）中油压沿x方向的变化率与油膜厚度h之间的关系，如图所示曲线。由式可知，当hh0时，即油压随x 的增加而增大，这在图中相当于从油膜大端到h0这一部分；当hh0时，即油压随x 的增加而减小，这在图中相当于从h0向右到油膜小端。而压强在h=h0处最大。油压分布曲线沿整块动平板的积分即为其总承载能力，当轴承油膜承载能力与外载荷F平衡时，油膜场维持在一定油膜厚度下工作。 油楔承载机理由上述

4、油楔承载机理可知，两相对运动表面间要建立动压而保持连续油膜的条件是： （1）相对运动的两表面间必须形成收敛的楔形间隙； （2）被油膜分开的表面必须有一定的相对运动速度，其运动方向必须使润滑油由大口流进，从小口流出； （3）润滑油必须有一定黏度，供油要充分。 这三条通常称为形成动压油膜的必要条件，缺少其中任何一条都不可能形成动压效应，构成动压轴承。除此之外，为了保证动压轴承完全在液体摩擦状态下工作，轴承工作时的最小油膜厚度hmin必须大于油膜允许值。同时，考虑到轴承工作时，不可避免存在摩擦，引起轴承升温，因此，还必须控制轴承的温升不超过允许值。另外，动压轴承在启动和停车时，处于非液体摩擦状态，受

5、到平均压强p、滑动速度v及pv值的限制。 3 径向滑动轴承形成流体动压润滑的过程 径向滑动轴承的轴颈与轴承孔间必须留有间隙，如图所示，当轴颈静止时，轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。此时，两表面间自然形成一收敛的楔形空间。当轴颈开始转动时，速度极低，带入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升。随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐加多。这时，右侧楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈向左浮起。当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏心位置上。这时，轴承处于流体动力润滑状态，油膜产生的动压力与

6、外载荷F相平衡。此时，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。 径向滑动轴承形成流体动压润滑的过椭圆瓦轴承与圆瓦轴承相比，其优点首先是，它稳定性好，在运转中若轴上下晃动，如向上晃动，上面的间隙变小，油膜压力变大。下面的间隙变大，油膜压力变小，两部分分力的合力变化会把轴颈推回原来的位置，使轴运转稳定。其次由于侧间隙大，沿轴向流出的油量大，散热性好，轴承的温度较低。但是这种轴承承载能力较低，由于产生上、下两个油膜，功率消耗大，在垂直方向抗振性好，但在水平方向抗振性较差。 可倾瓦轴承与其他轴承相比，其优点是每一块瓦均能自由摆动，在任何情况下都能形成最佳油楔，高速稳定性非常好，不易

7、发生油膜振荡，在离心式压缩机中普遍应用。可倾瓦轴承主要由轴承体、两侧油封和瓦块构成。这种轴承的瓦块一般采用五块瓦，每个瓦块可以自由摆动，沿轴颈的周围均匀分布五个瓦块，各自可以绕自身的一个支点摆动。瓦块与轴颈有正常的轴承间隙量，一般取间隙值为直径的0.15-0.2%，每块瓦的外径都小于轴承体的内径，瓦背圆弧与轴承体内孔是线接触，它相当于一个支点，当机组转速、负荷等运行条件变化时，瓦块能在轴承体的支撑面上自由地摆动，自动调节瓦块位置，形成最佳润滑油楔。 推荐 油膜轴承的故障机理与诊断油膜轴承因其承载性能好，工作稳定可靠、工作寿命长等优点，在各种机械、各个行业中都得到了广泛的应用，对油膜轴承故障机理

8、的研究工作也比较广泛和深入。三维|cad|机械|汽车|技术|catia|pro/e|ug|inventor|solidedge|solidworks|caxa$ _, Y6 c% g! 6 u    一、油膜轴承的工作原理+ L3 r5 ?( q5 G- ( T, K三维,cad,机械,技术,汽车,catia,pro/e,ug,inventor,solidedge,solidworks,caxa,时空,镇江    油膜轴承按其工作原理可分为静压轴承与动压轴承两类。三维|cad|机械|汽车|技术|catia|pro/e|ug|inventor|solide

9、dge|solidworks|caxa* c/ j6 r' * P+ B' z    静压轴承是依靠润滑油在转子轴颈周围形成的静压力差与外载荷相平衡的原理进行工作的。不论轴是否旋转，轴颈始终浮在压力油中，工作时可以保证轴颈与轴承之间处于纯液体摩擦状态。因此，这类轴承具有旋转精度高、摩擦阻力小、承载能力强的特点，并且对转速的适应性和抗振性非常好。但是，静压轴承的制造工艺要求较高，还需要一套复杂的供油装置，因此，除了在一些高精度机床上应用外，其他场合使用尚少。& s+ 0 B7 q1 y' $ Q% Q三维|cad|机械|汽车|技术|catia|

10、pro/e|ug|inventor|solidedge|solidworks|caxa    动压轴承油膜压力是靠轴本身旋转产生的，因此供油系统简单，设计良好的动压轴承具有很长的使用寿命，因此，很多旋转机器（例如膨胀机、压缩机、泵、电动机、发电机等）均广泛采用各类动压轴承。三维,cad,机械,技术,汽车,catia,pro/e,ug,inventor,solidedge,solidworks,caxa,时空,镇江( d( + x% k& k3 v7 Q    在旋转机械上使用的液体动压轴承有承受径向力的径向轴承和承受轴向力的止推轴承两类，本节主要

11、讨论径向轴承的故障机理与诊断。三维|cad|机械|汽车|技术|catia|pro/e|ug|inventor|solidedge|solidworks|caxa& u+ S3 E* . V! ( G    在动压轴承中，轴颈与轴承孔之间有一定的间隙（一般为轴颈直径的千分之几），间隙内充满润滑油。轴颈静止时，沉在轴承的底部，如图1-1 (a )所示。当转轴开始旋转时，轴颈依靠摩擦力的作用，沿轴承内表面往上爬行，达到一定位置后，摩擦力不能支持转子重量就开始打滑，此时为半液体摩擦，如图1-1（b)所示。随着转速的继续升高，轴颈把具有黏性的润滑油带入与轴承之间的楔形间隙（油

12、楔）中，因为楔形间隙是收敛形的，它的入口断面大于出口断面，因此在油楔中会产生一定油压，轴颈被油的压力挤向另外一侧，如图1-1（c）所示。如果带入楔形间隙内的润滑油流量是连续的，这样油液中的油压就会升高，使入口处的平均流速减小，而出口处的平均流速增大。由于油液在楔形间隙内升高的压力就是流体动压力，所以称这种轴承为动压轴承。在间隙内积聚的油层称为油膜，油膜压力可以把转子轴颈抬起，如图1-1（d)所示。当油膜压力与外载荷平衡时，轴颈就在与轴承内表面不发生接触的情况下稳定地运转，此时的轴心位置略有偏移，这就是流体动压轴承的工作原理。/ q. R- |, H9 e. 1 q& y9 l三维网技术

13、论坛 图1-1 动压轴承工作状态    轴颈在轴承内旋转时的油膜压力分布情况如图1-2所示。轴承参数如下：图1-2 轴承内油膜压力分布9 I0 F* M5 c! h0 z2 K+ v2 x' B    偏位角；      e偏心距；    c平均间隙， 相对间隙，    相对偏心率，hmin最小油膜厚度，    轴承的承载能力与多种参数有关，对于圆柱轴承可用式（11）表示：         

14、0;                          (1-1)式中P轴承载荷；p轴承承载能力系数；润滑油动力黏度系数；l轴承宽度；d轴颈直径；轴颈旋转角速度。: K8 U9 d5 P0 ?/ : A/ v三维|cad|机械|汽车|技术|catia|pro/e|ug|inventor|solidedge|solidworks|caxa    当p>1时，称为低速重载转子；当p1时，称为高速

15、轻载转子。p是偏心率和轴承宽径比ld的函数，偏心率越大或轴承宽径比越大，贝p 也越大，轴承承载能力也大，但偏心率过大时最小油膜厚度过薄，有可能出现轴颈与轴承内表面干摩擦的危险。    二、油膜轴承的不稳定工作机理3 l" a$ z& _' q6 A. v    在石油、化工、电力、钢铁和航空工业部门中使用的高性能旋转机械，多数属于高速轻载转子，即p1。高速轻载轴承由于设计不良或使用中多种因素的影响，易发生油膜不稳定。转子轴承系统在某种工作状态下，还会发生高速滑动轴承的一种特有故障油膜涡动和油膜振荡问题，转子轴颈在油膜中的剧烈振动

16、将会直接导致机器零部件的损坏。因此，必须了解产生油膜不稳定工作的原因、故障机理和特征，采取措施防止转子在工作时失稳。* s8 R3 p/ C9 m; i- P8 P三维,cad,机械,技术,汽车,catia,pro/e,ug,inventor,solidedge,solidworks,caxa,时空,镇江    1轴颈在油膜中的涡动与稳定性; W. Y5 d# i* 5 d三维,cad,机械,技术,汽车,catia,pro/e,ug,inventor,solidedge,solidworks,caxa,时空,镇江    转子轴颈在轴承中以角速度稳定运转时

17、，轴颈上的载荷与油膜力相平衡，即作用在轴颈中心上的力大小相等、方向相反。如图1-3所示，假如轴颈中心在O1位置上，轴颈载荷W和油膜力P大小相等，方向相反，O1点就是轴颈旋转的平衡位置，这个平衡位置由轴颈的偏心率和偏位角来确定的。假如转子受到外界瞬时干扰力的作用，轴颈中心移到O位置时，如果能够回复到原来的位置，则认为系统是稳定的，否则认为是不稳定的。当轴心移到O位置时，该处的油膜反力为P，与W不再衡，两合力为F。把F分解为一个切向分量F2和一个径向分量Fl,力F1与轴径的位移方向相反，试图把轴颈推回到原处，这是一种弹性恢复力；而力F2与轴颈位移方向垂直，它有推动轴颈中心涡动的趋势，故F2称为涡动

18、力。如果涡动力等于或小于油膜阻尼力，轴颈的涡动将是稳定的；如果涡动力超过阻尼力，则轴心轨迹继续扩大，这时轴心是不稳定的。1 S' o! G0 s6 2 ' R  X) ! 1 P振荡机理：轴承在工作前，轴径是静止的，它处在轴承的最下方位置，由于轴颈半径总是小于轴承孔的半径，所以在轴心和轴承中心连线的两侧，轴颈表面和轴承表面自然形成两个楔形间隙。当轴开始转动时，由于轴颈有一定的转向，只能在中心连线一侧形成收敛间隙。如果轴颈按逆时针转动，则收敛间隙处于中心连线的左侧，右侧则为发散间隙（如下图），根据流体动力学原理，只要轴颈达到一定的转速，在收敛间隙的油膜中间就会

19、产生流体动压力，将轴颈浮起，并推向一边，在一般情况下，轴颈就处于这样一个偏心位置上稳定运转。 如图所示，轴颈中心静平衡位置O1,这时作用在轴颈上的油膜合力F与载荷力F1相平衡。如果有某种外界扰动，使轴心偏离平衡位置至O，油膜合力也将随之改变为F，它除了一个分力F与外载荷相平衡外，还有一分量F。F可进一步分解为F和一个径向分量F，其中F与轴颈位移方向相反，该分量力图把轴颈推回到原处。而F与轴颈位移方向垂直，该分量具有推动轴颈绕平衡中心旋转的趋势，这就是涡动的动力，该分量就是涡动力。在涡动过程中，如果涡动力等于或者小于油膜阻尼力，轴心轨迹不会扩大，这是轴心轨迹为一个封闭的曲线，这种涡动是

20、稳定的，如果涡动力超过阻尼力，则轴心轨迹就会不断扩大呈发散趋势，通过分析可知，涡动是指转子的轴颈在做自转的同时还在环绕轴颈某一平衡位置做公转。 当转速大于2倍一阶临界转速时，油膜涡动频率将于转子的一阶临界转速“合拍”产生共振，这时轴心轨迹发生变化，变成杂乱无章的曲线，震动频谱图中的半频成分幅值达到或者超过基频，以后在提高转速涡动频率基本保持不变，等于转子的固有频率，这就是产生了油膜振荡。图1-3  轴颈的受力分析    2.半速涡动与油膜振荡三维,cad,机械,技术,汽车,catia,pro/e,ug,inventor,solidedge,so

21、lidworks,caxa,时空,镇江5 b3 S( a. S% o$ t% V4 J    涡动是转子轴颈在作高速旋转的同时，还环绕轴颈某一平衡中心作公转运动。按照激励因素不同，涡动可以是正向的（与轴旋转方向相同），也可以是反向的（与轴旋转方向相反）；涡动角速度与转速可以是同步的，也可以是异步的。如果转子轴颈主要是由于油膜力的激励作用而引起涡动，则轴颈的涡动角速度将接近转速的一半，故有时也称之为“半速涡动”。其运动的机理如下。0 |# B4 Q( q" A'    轴颈在轴承中作偏心旋转时，形成一个进口断面大于出口断面的油楔，如果进口

22、处的油液流速并不马上下降（例如，对于高速轻载转子，轴颈表面线速度很高而载荷又很小，油楔力大于轴颈载荷，此时油楔压力的升高不足以把收敛形油楔中的流油速度降得较低），则轴颈从油楔间隙大的地方带入的油量大于从间隙小的地方带出的油量，由于液体的不可压缩性，多余的油就要把轴颈推向前进，形成了与转子旋转方向相同的涡动运动，涡动速度就是油楔本身的前进速度。2 l. x' |3 M8 f. e# Z" W三维|cad|机械|汽车|技术|catia|pro/e|ug|inventor|solidedge|solidworks|caxa    轴颈涡动速度可以定量分析如下：当

23、转子旋转角速度为时，因润滑油具有黏性，所以轴颈表面的油流速度与轴颈线速度相同，均为r，而在轴瓦表面处的润滑油流速为零。为分析方便，假定间隙中的油流速呈直线分布，如图1-4所示。在油楔力的推动下转子发生涡动运动，涡动角速度为，假定dt时间内轴颈中心从O1点涡动到O点，轴颈上某一直径AB扫过的面积为                         (1-2)图1-4  轴颈半速涡动分析    此面积等

24、于轴颈掠过面积（图中有阴影线部分的月牙形面积），这部分面积也就是油流在AA断面间隙与BB断面间隙中的流量差。假如轴承宽度为1，轴承两端的泄油量为dQ，根据流体连续性条件，则可得到" p" |" x% z0 M8 d三维网技术论坛                             (1-3)    解得       

25、;                                  (1-4)    当轴承两端泄漏量时，可得：    (1-5)    实际上，由于以下原因的影响，涡动频率通常略低于转速频率的1/2：三维网技术论坛0 I7 _1 n& y( e    (1)在收敛区入口的油流速

26、度由于受到不断增大的油压作用而逐渐减慢，而在收敛区出口的油流速度在油楔压力作用下会有所增大。这两者的作用与轴颈旋转时引起的直线速度分布相叠加，就使得图1-4中AA断面上的速度分布线向内凹进，BB断面上的速度分布线向外凸出，这种速度分布上的差别使轴颈的涡动速度下降。* 2 s  o9 m1 z1 ?; 2 & M0 v三维,cad,机械,技术,汽车,catia,pro/e,ug,inventor,solidedge,solidworks,caxa,时空,镇江    (2)注入轴承中的压力油不仅被轴颈带着作圆周运动，还有部分润滑油从轴承两侧泄漏，此时

27、，因而，这是造成涡动速度低于转速之半的另一个原因，式（1-5)变为：实际上，半速涡动的频率约为(0.380.48)。三维,cad,机械,技术,汽车,catia,pro/e,ug,inventor,solidedge,solidworks,caxa,时空,镇江/ l1 f% J  1 G    涡动频率在转子一阶自振频率以下时，半速涡动是一种比较平静的转子涡动运动，由于油膜具有非线性特性（即轴颈涡动幅度增加时，油膜的刚度和阻尼较线性关系增加得更快，从而抑制了转子的涡动幅度），轴心轨迹为一稳定的封闭图形，如图1-5（a)所示。转子仍能平稳地工作。三维网技术论

28、坛1 k. $ f1 _4 q# O图1-5  油膜涡动与油膜振荡的频谱及轴心轨迹    随着工作转速的升高，半速涡动频率也不断升高，频谱中半频谐波的振幅不断增大，使转子振动加剧。如果转子的转速升高到第一临界转速的2倍以上时，半速涡动频率有可能达到第一临界转速，此时会发生共振，造成振幅突然骤增，振动非常剧烈。同时轴心轨迹突然变成扩散的不规则曲线，频谱图中的半频谐波振幅值增大到接近或超过基频振幅，频谱会呈现组合频率的特征。若继续提高转速，则转子的涡动频率保持不变，始终等于转子的一阶临界转速，即c1 ，这种现象称为油膜振荡，如图1-5（c）、（d）所示三、油

29、膜涡动与油膜振荡的特征    由以上分析可知，油膜涡动与油膜振荡具有以下特征。 起始失稳转速与转子的相对偏心率有关，轻载转子在第一临界转速之前就可能发生不稳定的半速涡动，但不产生大幅度的振动；当转速达到两倍第一临界转速时，转子由于共振而有较大的振幅；越过第一临界转速后振幅再次减少，当转速达到两倍第一临界转速时，振幅增大并且不随转速的增加而改变，即发生了油膜振荡，如图1-6（a)。 对于重载转子，因为轴颈在轴承中相对偏心率较大，转子的稳定性好，低转速时并不存在半速涡动现象，甚至转速达到两倍的第一临界转速时，也不会立即发生很大的振动，当转速达到两倍的第一临界转速之后的某一转速时

30、，才突然发生油膜振荡，如图1-6（c）。 中载转子在过了一阶临界转速C1后会出现半速涡动，而油膜振荡则在二倍的第一临界转速之后出现，如图1-6（b）。    油膜振荡还具有以下特征。(1)油膜振荡在一阶临界转速的二倍以上时发生。一旦发生振荡，振幅急剧加大，即使再提高转速，振幅也不会下降。(2)油膜振荡时，轴颈中心的涡动频率为转子一阶固有频率。    (3)油膜振荡具有惯性效应，升速时产生油膜振荡的转速和降速时油膜振荡消失时的转速不同，如图1-6（c）所示。 图1-6  不同载荷下的油膜振荡特点(4)油膜振荡为正进动，即轴心涡动的方向和

31、转子旋转方向相同。    四、油膜涡动与油膜振荡的诊断    油膜涡动与油膜振荡的诊断依据见表1-1和表1-2.表1-1  油膜涡动与油膜振荡振动特征   表1-2  油膜涡动与油膜振荡振动敏感参数                                   &

32、#160;                                                                    &#

33、160;                    续表五、油膜涡动与油膜振荡的故障原因及治理措施根据油膜轴承的工作原理，油膜涡动与油膜振荡的故障原因及治理措施如表1-3所示。表1-3  油膜涡动与油膜振荡故障原因及治理措施油膜振荡的特征及判别方法 摘要：油膜振荡是大型机电设备出现故障较多的原因之一，本文主要对机电设备中出现油膜振荡的特征及判别方法加以总结论述，以便尽可能地避免油膜振荡的产生，进步机电设备的利用率和生产效率，减少设备的维修时

34、间。关键词：油膜振荡；设备故障；故障检测1涡动转轴的涡动通常有惯性涡动、液力涡动和气隙涡动等1。对于轴颈轴承受到动载荷时，轴颈会随着载荷的变化而移动位置。移动产生惯性力，此时，惯性力也成为载荷，且为动载荷，取决于轴颈本身的移动。轴颈轴承在外载荷作用下，轴颈中心相对于轴承中心偏移一定的位置而运转。当施加一扰动力，轴颈中心将偏离原平衡位置。若这样的扰动终极能回到原来的位置或在一个新的平衡点保持不变，即此轴承是稳定的；反之，是不稳定的。后者的状态为轴颈中心绕着平衡位置运动，称为“涡动”。涡动可能持续下往，也可能很快地导致轴颈和轴承套的接触，稳定性是轴颈轴承的重要性能之一，是由于惯性作用的主要例证。惯

35、性涡动是由于转子系统的不平衡重量引起的惯性离心力P强迫引起的涡动。图1所示，矢量P与瞬时轴的动态挠度oH的夹角表示惯性涡动的不同位置，夹角随轴的转速nW变化。对于小的nW值，接近于零，当轴的转速小于临界转速时，由零增加至90°，此时力P可以分解成作用在挠度方向oH上的力Pr和垂直于OH的力Pt。Pr与轴的弹性变形后天生的弹性力相平衡；而Pt则没有与之平衡的固定力，于是被迫形成“同步涡动”。当轴的转速达到临界转速nk时，涡动达到极值；若转速继续增加，超过临界转速nk后，涡动减小。此时， Pr与挠度方向相反，产生自动对中现象，这是柔性轴的特征。图1惯性涡动由此可知，涡动振幅oH与力P、角

36、度及接触介质有关。液力涡动又称流体涡动，它是由于轴颈与轴瓦之间润滑油层中液动力所强迫造成的涡动。图2是一经过理想动平衡(S=H)轴的径向轴颈，且有旋转速度nW。若使该轴无任何横向力作用，那么轴颈位于轴承的中心位置即(H=o)。当由于某种原因，轴颈中心作以半径为oH的圆旋转时，润滑层内产生不对称的压力场，它的协力在图中由RQ表示，同时，在轴颈上作用有与oH方向相同的离心力P。此两个力合成为力Q，力Q可分解为与轴的弹性挠曲力平衡的力Qr和不平衡力Qt，此力将引起流体涡动。 图2液力涡动原理对于流体涡动只能发生在流体润滑状态，且为弹性转子系统的不稳定时刻。对于柔性轴工作的稳定性条件已由Hori推导出

37、1，他区分了两种流体涡动，即小的油膜振荡和大的油膜振荡。对于最简单的涡动速度分析，设轴颈中心的涡动转速为，润滑剂为常密度，若不考虑压力梯度的影响，根据流量平衡条件，由图3c可得，进进控制空间单位轴承宽度的体积流量和离开控制空间的体积流量分别为(Rj-e)(c+e)/2和(Rj+e)(c-e)/2,此二者之差应该即是轴颈移动造成的控制空间的容积增长率，即2Re，则得图3轴颈的涡动倾向式中，R为轴承半径；e为偏心距；c为半径间隙。从而解得=j/(2+c/R)j/2(2)由此，当轴颈偏离平衡位置，单从流量来考虑，涡动转速为自转转速的一半或稍小。偏心率(偏心距与半径间隙之比)越小，上式越精确。在偏心率

38、大时，压力梯度的影响越来越明显，上式就不能用了。由于偏心率增大有利于轴承的稳定性，所以上式在一般计算中是不能完全反映题目的。2油膜振荡机理研究的发展油膜振荡是由于滑动轴承中的油膜作用而引起的旋转轴的自激振荡，可产生与转轴达到临界转速时同等的振幅或更加激烈。油膜振荡不仅会导致高速旋转机械的故障，有时也是造成轴承或整台机组破坏的原因。在日本和中国都有过由于油膜振荡而出现机组破坏的实例。油膜振荡从1925年由Newkirk B L和Taylor H D首先提出以来2，经过了从熟悉到深化理解的长期发展过程，到目前已经基本成熟，能较深刻地揭示油膜振荡的本质。1925年Newkirk和Taylor发现了由

39、用滑动轴承支持的旋转轴，当转速达到转轴的临界转速的两倍以上时，基于某种边界条件，引起转轴的激烈甩动。停止给油，转子甩动即停止，恢复给油，甩动即恢复。从而发现甩动的原因来自于油膜。且论述如下：(1) 油膜振荡发生于转轴两倍临界转速以上，其甩动方向与转轴旋转方向一致；(2) 油膜振荡的甩转角速度与转轴旋转角速度无关，约即是转轴临界转速时的角速度；(3) 油膜振荡与转轴在临界转速下产生的振动不同，一旦发生，转速增加也不会停止；(4) 缩短轴承宽度则不易发生油膜振荡；(5) 轴承的支承若做成自动调心式，在安装轴的两端轴承时使其有少量的不同心度，对于防止油膜振荡也有一定的作用。1956年Newkirk

40、B L和Lewis J F发表论文称，在工作转速达5倍临界转速时尚未产生油膜振荡。同年，Pinkus O提到，在大量实验里证实了油膜振荡的“惯性效应”，即当没有油膜振荡时，即使进步转轴的转速也可维持原状；而当产生油膜振荡时，固然降低转速，油膜振荡仍有继续下往的倾向。同时，有人提出，当转轴工作转速低于不稳定转速时，若加以冲击也可能会出现激烈的油膜振荡现象。在发生油膜振荡后对振幅的变化，Newkirk和Taylor则指出，油膜振荡一旦发生，伴随转轴转速的上升将愈为激烈，以后似乎没有稳定区；但也有人说，进步转速后振幅会减小。日本油膜振荡学者堀幸夫在实验中也有类似的发现。同时人们还提到在某些情况下转轴

41、的稳定与不稳定状态被一段短暂的振荡所分开。润滑油的粘度系数(或油温)对油膜振荡的影响也成为争论的题目。多数学者以为油温愈高也即粘性愈小愈不轻易引起油膜振荡，但也有相反意见。Pinkus还特别提出温热的油和冷油对油膜振荡都具有稳定作用。姚福生院士在东方汽轮机厂工作期间，处理汽轮机油膜振荡题目及在大量实验的基础上也观察到上述结果，对这些油膜振荡稍加处理就会立即消失，采用了进步轴承进油温度、改变轴承垂直和水平间隙、改变轴承宽度、改变轴承形式等手段。总之，油膜振荡的产生与多种因素有关，概括起来如下38：(1) 轴系结构设计它影响转轴的刚度，也即影响临界转速；同时也影响转轴的载荷分布及轴的挠曲程度；转轴

42、在工作过程中偏心率的大小将影响其临界转速，同时也影响轴承的工作条件，即轴承的工作性能。(2) 轴承负载大型汽轮发电机组轴系安装时，是在转子不旋转的状态下，按制造厂家提供的挠度曲线和规范，调整轴承中心位置找正的。但在运行过程中，由于机组的热变形，转子在油膜中浮起，以及真空度、地基不均匀下沉等因素的影响，轴系对中情况将发生变化，即标高产生起伏。因此，在热态下，机组轴承的负荷将重新分配，有可能使个别轴承过载，出现温升过高和烧瓦，个别轴承的负荷偏低，产生油膜振荡或其它异常振动。(3) 轴承进油温度油温对油膜振荡有很大的影响，当其它条件不变时，油温高则油的粘度低，最小油膜厚度变小，轴承的工作点、油膜刚度

43、和阻尼系数都将发生变化。一般情况下，油温高，最小油膜厚度小，偏心率大，轴承不易产生油膜振荡，即稳定转速进步的缘故。(4) 轴瓦间隙轴瓦间隙影响轴承的稳定性，主要是由于影响轴承运行的最小间隙，最小间隙是稳定工作的重要依据。最小间隙越小，轴承工作越稳定。(5) 其它因素根据国内外文献及实验说明，轴承紧力、支承座、基础的刚度等对轴系稳定性也有影响。定性地说，支承刚度、阻尼增大稳定性进步，特别是增大阻尼对进步稳定性有明显的作用，但目前还缺乏实验数据的支持。3油膜振荡的判别油膜振荡的性质与不平衡振动有本质的区别，油膜振荡现象有以下特征：(1) 油膜振荡在转子一阶临界转速的两倍以上转速时发生，一旦发生振荡

44、，振幅急剧加大，即使再进步转速，振幅也不会下降，如图4所示。强烈振动有时会导致烧瓦和轴系的破坏。图4油膜振荡(2) 油膜振荡时，轴心涡动频率通常为转子一阶固有频率，振型为一阶振型。(3) 油膜振荡时，轴心涡动方向和转子旋转方向相同，为正向涡动。而干摩擦引起的自激为反向涡动。(4) 转速在一阶临界转速的两倍以下时可能产生半速涡动，涡动频率为转速的一半。半速涡动的振幅较小，若再进步转速则会发展成为油膜振荡，如图5所示。半速涡动通常在高速轻载轴承情况下发生。 图5半速涡动油膜振荡(5) 油膜振荡具有惯性效应，升速时产生油膜振荡的转速与降速时油膜振荡消失的转速不相同，如图6所示。 图6油膜振荡的惯性效

45、应6) 油膜振荡开始发生但还未发展为剧烈的自激振动时，轴心轨迹图形呈现紊乱状态，在一般情况下，正常工作时，轴心也是按一定的轨迹运动，其轨迹在小范围内变化。当油膜振荡发生时，振动逐步剧烈，轨迹的变化范围剧烈增大，且呈紊乱状态。(7) 油膜振荡时转轴将承受较大的交变应力，由油膜振荡产生的交变应力的频率是转轴旋转频率与轴心涡动频率的差。油膜振荡可根据上述特征进行判定。在实际中，以计算临界频率为依据，丈量转轴的转速及振动或轴心轨迹，也可以丈量轴上的作用力的变化，判定振动和轴心轨迹，预防油膜振荡发生，保证机器的正常运转。由此可知，防止油膜振荡的措施可从以下几方面着手，即增大轴承载荷；降低润滑油粘度；改变

46、轴承间隙；改变轴承的结构形式等。4结论以上对油膜涡动与油膜振荡的区别，在概念上的异同及它们的发展过程等作了论述。由上可知，油膜振荡对机电设备的危害极大，是滑动轴承实际应用中必须考虑的题目，同时，油膜振荡的影响因素又很多，在机械的运转过程中，根据油膜振荡产生的现象，应通过丈量振动和轴心轨迹来猜测油膜振荡产生的可能性，以保证机器的正常运行。我公司氧化铝分厂的单缸双支撑六级压缩离心压缩机，型号为EI3709/0.97，转子两侧支撑轴承为圆柱瓦轴承，设计工作转速为8886r/min，转子第一临界转速为3 010r/min，第二临界转速为11200r/min。其中2#，3#，5#压缩机在运行过程中先后出

47、现振动突然加大，并伴有异常嗒嗒声，具体振动变化数据见图1、表1（振动方向为垂直径向）。我们先后对转子动平衡、轴系对中性、轴承间隙等10余处影响振动的原因进行检查、调整，先后试车20余次，均未找到故障原因。二、故障原因分析1在查找故障原因时，发现振动值的变化有一定规律。(1)振动值与环境温度的变化存在一定规律，温度下降，振动值略有升高；反之会下降。分析认为：环境温度的变化影响润滑油温、润滑油粘度、油膜刚度的变化，从而影响轴承振动值的变化。(2)振动值大小与声音的剧烈程度同步：振动大时，声音剧烈；振动小时，声音平缓。(3)其他运行参数变化时，振动值变化较迟钝，压缩机在空负荷运行时（吸风阀未打开时）就产生剧烈振动，在吸风、力口压过程中，振动值基本睡不变，可以排除密封间隙失稳故障。2.振动频谱分析。故障特征频率为4850Hz，转子转动基频为148.1 Hz，转子的第一临界转速为50.2Hz，