滑动轴承故障诊断ppt课件.ppt

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1、13.3 3.3 滑动轴承故障诊断滑动轴承故障诊断3.3 滑动轴承故障诊断l滑动轴承由于具有优良的抗振性能和较长的工作寿命，因而在旋转机械中获得广泛应用。从动力学的角度看，它在转子系统中主要起到如下三方面的作用:l 对转子的负荷起支承作用;l 对转子的运动提供一定的刚度和阻尼;l 控制转子在某一个稳定的位置上运转。l滑动轴承的工作性能好坏直接影响到转子运转的稳定性，尤其对于高速转子，机器所表现的振动特性往往与滑动轴承的特性参数(主要是刚度和阻尼)有直接关系。 3.3 滑动轴承故障诊断3.3.1 3.3.1 滑动轴承工作原理滑动轴承工作原理l 滑动轴承按其工作原理分类，可分为静压轴承与动压轴承两

2、类 3.3 滑动轴承故障诊断3.3.1 3.3.1 滑动轴承工作原理滑动轴承工作原理l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，轴无论旋转与否，轴颈始终浮在压力油中。工作时保证轴颈与轴承之间处于纯液体摩擦状态。l因此，这类轴承具有旋转精度高、摩擦阻力小、承载能力强并有良好的速度适应性和抗振性等特点。l但是，静压轴承的制造工艺要求高，此外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。 3.3 滑动轴承故障诊断l动压轴承因为它供油系统简单，油膜压力是由轴本身旋转产生，设计良好的动压轴承具有很高的使用寿命，因此很多工业装置使用的旋

3、转机器(尤其是各类大型旋转机器)均广泛采用动压轴承 l旋转机械中使用的液体动压轴承分为承受径向力的径向轴承和承受轴向力的止推轴承类。l止推轴承可以看作径向轴承沿圆周展开，然后在一个环向的平面上工作。现以径向轴承为例，说明它们的工作特性和原理。 3.3 滑动轴承故障诊断3.3.1 3.3.1 滑动轴承工作原理滑动轴承工作原理l轴颈外圆与轴承之间有一定间隙(一般为轴颈直径的千分之几)，间隙内充满润滑油。轴颈未旋转时，它就沉在轴承孔的底部。当转轴开始旋转时，轴颈依靠摩擦力的作用，在旋转相反方向上沿轴承内表面往上爬行，到达一定位置后，摩擦力不能支持转子重量，就开始打滑，此为半液体摩擦。l转速继续升高至

4、一定程度，轴颈把具有黏性的润滑油带入轴颈与轴承之间的楔形间隙(油楔)中。因为楔形间隙是收敛形的，它的人口断面大于出口断面，油楔中断面不断收缩的结果使油压逐渐升高，平均流速逐渐增大，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就是油膜，油膜压力把转子轴颈抬起。l当油膜压力与外载荷相平衡时，轴颈就在轴承内不发生接触的情况下稳定地旋转，旋转时的轴心位置由于收敛形油楔作用，略向一侧偏移3.3 滑动轴承故障诊断3.3 滑动轴承故障诊断l在油膜力的作用下，轴承的承载能力与多种参数有关。对于单油楔的圆柱轴承，可由雷诺方程导出下式lP轴承载荷;lS0 轴承承载能力系数

5、。也称为 索默费尔特( Sommerfeld)数l润滑油动力黏度系数，ll轴承宽度，ld轴颈直径;l轴颈旋转角速度:l相对间隙。lC平均间隙 C=R-r.02ldPScr 圆柱轴承内油膜压力分布圆柱轴承内油膜压力分布 偏位角；偏位角；e偏心距偏心距; hmin最小油膜厚度最小油膜厚度=C-e=C(1-) 描述润滑油膜压强描述润滑油膜压强规律的数学表达式称规律的数学表达式称为雷诺方程。为雷诺方程。 3.3 滑动轴承故障诊断l轴承承载能力系数S。是在滑动轴承中用来确定轴承工作状态的一个重要系数。l滑动轴承的理论指出，几何形状相似的轴承，系数S。相同时轴承就具有相似的性能，而S。本身是相对偏心率（e

6、/C）和轴承宽径比l/d的函数。l偏心率越大或轴承宽径比越大，则S。值也越大,轴承承载能力也越高 轴承承载能力系数与偏心率、宽径比关轴承承载能力系数与偏心率、宽径比关系系 3.3 滑动轴承故障诊断lS。l时，称为低速重载转子，S。0，因此该项，因此该项在每一涡动周期内所作在每一涡动周期内所作的功正比于轨迹的椭圆的功正比于轨迹的椭圆面积面积 00 x y sin第二项代表由主阻尼力所作的第二项代表由主阻尼力所作的功，因为功，因为Cxx和和Cyy始终为正值始终为正值，因此主阻尼力所作的功为负，因此主阻尼力所作的功为负，即吸收涡动运动的能量，对，即吸收涡动运动的能量，对轴心起到稳定作用，吸收的功轴心

7、起到稳定作用，吸收的功量还与涡动频率门和两个方向量还与涡动频率门和两个方向上的振幅平方上的振幅平方( )成正比成正比 2200 xy、第三项为交叉阻尼力所作第三项为交叉阻尼力所作的功，但是交叉阻尼系数的功，但是交叉阻尼系数Cxy和和Cyx的数值通常很的数值通常很小，不起主要作用。小，不起主要作用。前一项称为输人功Wu，后两项称为耗散功Wd，轴心在运动过程中是否稳定，取决于输人功和耗散功的大小当WuWd时，输人能量不断增大，轴颈在油膜中的涡动幅度越来越大，此即轴承的油膜失稳。当WuWd时，轴心轨迹不会扩大，转子轴颈被稳定在一个较小的振幅之内正常工作.当Wu=Wd时.轴承处于稳定与不稳定的临界状态

8、。3.3 滑动轴承故障诊断c.轴心轨迹形状与转子稳定状态的关系 l轴颈在油膜中的稳定性还与轴心轨迹的形状有关，椭圆形的轴心轨迹比圆形稳定，椭圆度愈大愈有利子轴心的稳定。l轴颈涡动运动的输人功是切向力Fu和力方向上位移s之乘积，即 uuWF ds 3.3 滑动轴承故障诊断l当轨迹为一圆形时，力和轨迹圆相切，力的方向就是位移方向，所以切向力把最大的功输入到系统，如图a所示。l当轨迹为一椭圆时，切向力方向与位移方向不一致，该力在切向方向上的投影为 ,因此输人到椭圆中去的功 就降低了，如图b所示，轨迹椭圆度愈大，输人功下降愈多。l在极瑞情况下，如轨迹为一直线，则切向力与位移相垂直，切向力所作的功为零，

9、即Wu=0，没有促使轴心涡动运动的功输人，也就不存在油膜的失稳现象。如图c所示。cosuFcosuuWFds 3.3 滑动轴承故障诊断l对于阻尼力Fd的作用，只要有运动存在，不论轨迹是圆形或椭圆形，阻尼力始终与运动轨迹相切，方向与位移相反，所以假若在圆形轨迹上阻尼力与切向力相等.则在椭圆形轨迹上阻尼力就会大于切向力.亦即耗散功大于输人功.使振幅减弱，转子工作稳定。l因此，凡是能增加转子涡动轨迹椭圆度的措施，例如将轴承形状做成椭圆形或多油楔形状，轴承架在x和y方向上刚度不相等，均有利于转子的稳定。随着轨迹椭圆度的增大，系随着轨迹椭圆度的增大，系统中输人功统中输人功Wu对耗散功对耗散功Wd之比愈小

10、，因此轴承工作愈之比愈小，因此轴承工作愈趋稳定。趋稳定。Wu/Wd与轨迹椭圆度的关系与轨迹椭圆度的关系3.3 滑动轴承故障诊断3.3.3.2油膜振荡的机理及其故障诊断l油膜振荡是高速滑动轴承的一种特有故障，它是由油膜力产生的自激振动，转子发生油膜振荡时输入的能量很大，足以引起转子轴承系统零部件的损坏。在一些大型电站汽轮发电机组中，油膜振荡也可能导致整个机组的毁坏，造成严重事故。下面从分析油膜振荡的机理出发，了解它的故障特征和诊断方法，从而采取有效的防治措施，消除油膜振荡。3.3 滑动轴承故障诊断(1)半速涡动与油膜振荡 l涡动：转子轴颈在轴承内作高速旋转的同时，还环绕某一平衡中心作公转运动。l

11、如果转子轴颈主要是由油膜力的激励作用引起涡动，则轴颈的涡动角速度近似为转速的二分之一，所以称为“半速涡动”。l油膜激励引起的半速涡动是正向涡动运动(即与转子的旋转方向相同)，运动机理可以从轴承中油流的变化来理解。l轴颈在轴承中作偏心旋转时，形成进口断面大于出口断面的油楔。油液进人油楔后压力升高，如果轴颈表面线速度很高而载荷又很小，则轴颈高速旋转，使油楔中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，形成了与轴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。3.3 滑动轴承故障诊断l当转子旋转角度为时，因为油具有黏性，所以轴颈表面的

12、油流速度与轴颈线速度相同，均为rr，而在轴瓦表面处的油流速度为零。l假定间隙中的油流速度呈直线分布。在油楔力的推动下转子发生涡动运动，涡动角速度为，如果在dt时间内轴颈中心从点O1涡动到点O，轴颈上某一直径扫过的面积为2redt，此面积亦即为轴颈掠过的面积,这部分面积就是油流在油楔进口断面间隙与出口断面间隙中的流量差。l假如轴承宽度为l，轴承两端的泄油量为dQ。根据流体连续性条件，在dt时间内油液从油楔进口流入的油量与出口流出去的油量应该相等，则可得到l由此式解得222CeCer ldtr ldtrledtdQ1122dQrel dt 3.3 滑动轴承故障诊断l当轴承两端泄漏量 时，可得0dQ

13、dt12 3.3 滑动轴承故障诊断l涡动频率通常低于转速频率的一半，这是基于下面两方面的原因。l在收敛区人口的油流速度由于受到不断增大的压力作用将会逐渐减慢，而在扩散区入口（即收敛区出口)的油流速度在油楔压力作用下将会加速。这种附加作用，就使得A断面上的速度分布线向内凹进，B断面上的速度分布线向外凸出，实际与假设速度分布上的差别使驱动轴顶涡动的速度下降。l轴承中的压力油不仅被轴颈带着作圆周运动，还向轴承两侧泄油，用以带走轴承工作时产生的热量。油有泄漏时， 则上式就成为l根据国外资料介绍，半速涡动的实际振动频率为 0dQdt12 (0.43 0.48) 3.3 滑动轴承故障诊断l注意：有些高速轻

14、载轴承由于结构不良，半速涡动早在较低的转速下已经发生，在振动频率上出现了低于工频的亚异步频率成分。l半速涡动的发展将使转子由稳定变为不稳定。在半速涡动刚出现的初期阶段，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) 抑制了转子的涡动幅度，使轴心轨迹为一稳定的封闭图形，转子仍能平稳地工作。l随着转速的升高，半速涡动成分的幅值逐渐增大。l直至转速升高到第一临界转速的两倍附近时，涡动频率与转子一阶自振颇率相重合，转子轴承系统将发生激烈的油膜共振，这种共振涡动就称为油膜振荡。振荡频率为转子系统的一阶自振频率。如果继续升高转速，振动并不减弱，而且振动频率基本上不再随

15、转速而升高 3.3 滑动轴承故障诊断l还需说明，载荷不同的转子发生半速涡动和油膜振荡的情况是不同的。Yukia Hori认为，轴承的油膜起始失稳转速与转子的载荷大小、临界转速高低以及轴颈在轴承中的相对偏心率有关。l轻载转子在第一临界转速之前就发生了半速涡动。但不产生大幅度振动:当转速到达第一临界转速时，转子有较大振幅，越过以后，振幅再次减小。档转速达到两倍临界转速时，开始发生油膜振荡。l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祸动现象，甚至转速到达2倍临界转速时还不会发生很大振动，只有当转速到达2倍临界转速以后的某一转速时，才突然发生油膜振荡。3.3

16、滑动轴承故障诊断不同载荷下的油膜振荡特点 重载转子升速时发生油膜振荡的起始转速和降速时油膜振荡的终止转速是不相同的重载转子升速时发生油膜振荡的起始转速和降速时油膜振荡的终止转速是不相同的。这种特点也表现在轻载转子上。这种特点也表现在轻载转子上.其半速涡动的起始点和消失点也互不相同，称为其半速涡动的起始点和消失点也互不相同，称为“惯性惯性”现象。目前对于现象。目前对于“惯性惯性”现象的理论解释尚不完善。只是认为起始点和消失现象的理论解释尚不完善。只是认为起始点和消失点与外界的干扰情况有关。点与外界的干扰情况有关。3.3 滑动轴承故障诊断(2)油膜振荡的特征及其诊断 l现象：轴承油膜振荡是轴颈涡动

17、运动与转子自振频率相吻合时发生的大幅度共振现象，其特点往往是来势很猛，瞬时间振幅突然升高，很快发生局部油膜破裂，引起轴颈与轴瓦之间摩擦，发出强烈的吼叫声，将严重损坏轴承和转子。因此有人把这种不稳定的振荡现象比作一种波浪，这个油膜的波浪在轴承间隙内绕轴颈运动，轴颈就浮在波浪中被推着前进，像一块冲浪板一样，波的平均速度就是轴颈的涡动速度。l诊断这类故障，一般是从振动频率是否接近转速之半来判别，但是也必须注意到，振动频率接近转速频率之半的振动并不一定是油膜振荡引起的，另外一些故障也会引起类似的半频振动。例如，转子与静子之间发生的局部摩擦可激起半频振动;浮环密封被卡住，失去浮动作用时激起的振动频率为转

18、速频率的43%47%;还有叶轮和扩压器中的气流激振力也可激起接近半频的振动。 3.3 滑动轴承故障诊断l轴承发生油膜振荡的故障特征主要表现如下。l油膜振荡是一种自激振动，维持振动的能量是由轴本身在旋转中产生，它不受外部激励力的影响。所以：l一旦发生大振幅的油膜振荡以后，如果继续升高转速，振幅也不会下降，而且振动频率始终为转子的一阶自振频率，转子的挠曲振型也为一阶振型，与升高后的转速不发生关系，油膜振荡的这个特性与转子过临界转速时的振动情况不一样。l此外，自激振动均有突发性的特点，因此油膜振荡的发生和消失也是突发性的，这与转子过临界转速时振动逐渐增大的现象截然不同。3.3 滑动轴承故障诊断l高速

19、轻载转子，发生油膜振荡的转速总是高于转子系统的一阶临界转速二倍以上。对于稳定性较差的转子轴承系统，一般在发生油膜振荡转速之前的较低转速下就已出现了半速涡动频率，因此l可以从各种转速下的频谱图上观察是否存在涡动频率，如果涡动频率与转速频率之比/约在0.35-0.5范围内，则可认为半速涡动在油膜振荡之前已经存在。只要该涡动频率接近转子系统的一阶自振频率.就有可能爆发激烈的油膜振荡现象。l在发生油膜振荡之前，涡动频率比/在一定转速范围内一般是不变的，但是有些轴承的涡动频率比可能随转速升高而略有下降趋势，这种情况可能是油温升高，油从轴承中泄漏量增大之故。l振幅的变化，在低速范围内虽然涡动频率已经出现，

20、但转子振动并不严重，只是在涡动频率与转子一阶自振频率接近时才出现了油膜振荡，原来的半速涡动频率成分幅值突然升高，成为控制转子振动的主要振动频率，这在频谱图上可以清楚地观察到。发生油膜振荡以后的转子主振动频率也就固定不变.3.3 滑动轴承故障诊断l油膜振荡是一种非线性的油膜共振，激烈的振动会激发起油膜振荡频率和转速频率的多倍频成分以及这两个主振频率和的和差组合频率成分 ，即 (m,n为正整数)。但是必须往意到l非线性振动不仅在油膜振荡中存在，当转子和静止元件发生摩擦时，也会产生非线性振动，而且轴承发生油膜振荡时也往往会伴随着轴颈和轴承之间的摩擦现象，因此需要仔细鉴别是油膜振荡还是转子摩擦引发转子

21、振动的第一故障原因。l摩擦故障，在频谱图上出现的主振频率是精确的 （为转速频率;i为正整数)，而油膜振荡频率比/一般小于1/2。l在振动强烈情况下，不论是油膜振荡还是摩擦故障，均可能出现转速频率与转子主振动频率之间的和差组合频率成分。mn 1i3.3 滑动轴承故障诊断l发生油膜振荡时，轴心轨迹形状紊乱、发散，很多不规则的轨迹线叠加成花瓣形状。图示是实验转子做油膜振荡试验时获得的轴心轨迹与频谱，实验转子质量为37kg，轴上热套了6个转盘，轴承为圆柱形，内径32mm,轴瓦宽度32mm，两轴承的跨距为869mm。图中清楚地显示了油膜振荡的起始和发展过程。3.3 滑动轴承故障诊断3.3 滑动轴承故障诊

22、断l发生油膜振荡时，由于转子发生激烈的自激振动，引起轴承油膜破裂，因而会同时发生轴颈和轴瓦的碰撞摩擦，时而发生巨大的吼叫声。轴承中的油膜共振与摩擦涡动联合作用引起的转子大振动，会给轴承和迷宫密封带来严重损伤。由于转子是在一阶振型下的大振动，如果对机器拆检，可发现轴瓦有不同程度的两端扩口或擦伤，中间迷宫密封被磨去的形状沿轴向呈现转子一阶弯曲的痕迹。l当转子转速一旦进人油膜共振区，升高转速，振荡频率不变，振幅并不下降。但是降低转速，振动也并不马上消失，油膜振荡消失的转速要低于它的起始转速，这就是油膜振荡的“惯性”现象。3.3 滑动轴承故障诊断3.3 滑动轴承故障诊断3.3.3.3油膜不稳定的防治措

23、施 (1)避开油膜共振区域l机器设计时就要避免转子工作转速在一阶临界转速的两倍附近运转。因为这样很容易由轴承油膜不稳定产生的涡动频率与转子系统自振频率相重合，从而引起油膜共振。l对于挠性转子，一般除了要求工作转速应避开两倍一阶临界转速之外，还尽可能使转子工作转速在二阶临界转速以下，以提高转子的稳定性。l对于一些超高转速的离心式机器，由于结构上的原因，可能超过二阶临界转速，这类转子容易引起油膜失稳，必须进行转子稳定性计算，并采用抗振性较好的轴承，甚至采用外加阻尼支承(如挤压膜阻尼、橡胶阻尼等)的轴承，以提高转子的稳定性。3.3 滑动轴承故障诊断(2)增加轴承比压l轴承比压是指轴瓦工作面上单位面积

24、所承受的载荷，即式中 P 轴承载荷; d 轴颈直径; l 轴承宽度。l轴承的承载能力系数S。提高，转子偏向重载形式。一般轴承比压取1. 01.5 MPa，在离心压缩机的一些高速轻载轴承上比压较低，取值为0.31.0MPa。PPdl3.3 滑动轴承故障诊断l增加比压值等于增大轴颈的偏心率，提高油膜的稳定性。重载转子所以比轻载转子稳定，就是因为重载转子偏心率大，重心低，就像海洋中的一艘航空母舰,由于载重量大，水线下的舰体深，在波浪中非常稳定。l因此，对付一些已经引起油膜失稳的转子，常用下面办法来增加轴承比压，提高承载能力系数。l用车削方法缩短轴承宽度;l在轴承下瓦开环向槽或沟槽，减小瓦块接触面积，

25、改善油楔内的油压分布;l减小下瓦接触角，在下瓦开泄油槽，可增加轴颈的偏心率;l减小上瓦油槽宽度或在上瓦设置油坝，用以提高上瓦油压;l改变油楔形式，例如对圆柱轴承，可降低顶隙，适当增加侧隙，变为椭圆形轴承，提高轴颈在轴承中的稳定性。3.3 滑动轴承故障诊断(3)减小轴承间隙lNewkirk R L的试验指出，如果把轴承间隙减小，则可提高发生油膜振荡的转速。其实，减小间隙一就相对增大了轴承的偏心率。各类轴承的直径相对间隙如表所示。dcddcd轴承类型 相对间隙轴承类型相对间隙圆柱瓦（25)d不对称三油楔(1.22)d椭圆瓦顶隙a=(1 5)d两侧间隙2b,b=(1 )d四油楔1.75d可倾瓦(1.

26、22)d3.3 滑动轴承故障诊断(4)控制适当的轴瓦预负荷l预负荷的定义是式中 C轴承平均半径间隙; Rp 轴承内表面曲率半径; Rs 轴颈半径。1RPSCPRR 轴瓦对轴颈的预负荷作用 预负荷为正值，表示轴瓦内表面上的曲率半径大于轴承内圆半径，因预负荷为正值，表示轴瓦内表面上的曲率半径大于轴承内圆半径，因而轴颈相对于轴瓦内表面来说，等于而轴颈相对于轴瓦内表面来说，等于起到增大偏心距作用起到增大偏心距作用。在每块瓦。在每块瓦块上油楔的收敛程度更大，迫使油进块上油楔的收敛程度更大，迫使油进 入收敛形间隙中增加油楔力。入收敛形间隙中增加油楔力。几个瓦块在周向上的联合作用，稳住了轴颈的涡动，增强了转

27、子的稳几个瓦块在周向上的联合作用，稳住了轴颈的涡动，增强了转子的稳定性，这就是轴瓦的预负荷作用定性，这就是轴瓦的预负荷作用 3.3 滑动轴承故障诊断l对于圆柱轴承，因为C=Rp-Rs,预负荷值Pr=0。所以这种轴承容易发生油膜振荡。l椭圆形轴承，轴瓦是由上下两个圆弧组成的，其曲率半径大于圆柱瓦，轴颈始终处于瓦的偏心状态下工作，预负荷值较大(常用值为0.50.75)，在油膜力作用下,轴颈受到上下两个约束力，因而其稳定性比圆柱瓦高。l多油楔轴承，多个油楔产生的预负荷作用。把轴颈紧紧地约束在转动中心，可以较好地减弱转子的涡动。l多油叶（三油叶、四油叶)轴承，每个油叶的曲率半径大于轴承的内圆半径，利用

28、油叶上产生的预负荷对轴颈形成多向油膜压力，限制了轴颈的涡动.从而提高了轴承的抗振能力。多油叶轴承的预负荷值一般为Pr=0.80-0.85。l可倾瓦轴承的预负荷值为:对于中心支点的瓦块，Pr=0.2-0.4。对于偏心支点的瓦块，Pr=0-0.2。3.3 滑动轴承故障诊断3.3 滑动轴承故障诊断l了解轴瓦上的预负荷作用，在修刮轴瓦时就要注意到不应把轴瓦刮成预负荷值为负数(瓦面曲率半径小于轴承内圆半径)，否则将会增加油膜的不稳定性。l如果转子已经处于稳定状态不良的轴承内运转，在某些情况下可采用适当加大轴瓦预负荷的方法来增加稳定性。据对5块瓦轴承的试验研究表明，轴瓦预负荷值增加了50%，并且保证轴承压

29、盖对轴承套有一定的压紧量，试验中可使转子的同步振幅下降80%。3.3 滑动轴承故障诊断5)选用抗振性好的轴承l从轴承结构形式上分析，圆柱轴承虽然结构简单、制造方便，但扰振性最差，因为这种轴承缺少抑制颈涡动的油膜力。从轴颈涡动与稳定性的分析中已经知道，促使转子涡动的不稳定力是一个与转子位移方向相垂直的切向力。此力在圆柱轴承中受到的阻尼最小。转子一旦失稳，就较难控制。l多油楔轴承因为轴颈受到周围几个油膜力的约束，它像周向上分布的几只弹簧拴住了轴颈。从这个道理上就可知道，椭圆轴承的稳定性优于圆柱轴承。三油楔、四油楔（或三油叶、四油叶)轴承的稳定性优于椭圆轴承。3.3 滑动轴承故障诊断l化工用的汽轮机

30、和离心压缩机转子多属高速轻载。容易引起油膜失稳，因而很多机器采用抗振性更为优良的可倾瓦轴承。l这种釉承的特点是轴瓦由多块活动瓦块组成(以5块瓦居多)，每块瓦块有一个使瓦自由摆动的支点，瓦块按载荷方向自动调整，便瓦块上的油膜力通过轴颈中心。l当转子受到外界激励因素干扰时，轴颈暂时偏离原来位置，各瓦块将按轴颈偏移后的载荷方向自动调整到与外载荷相平衡的角度，这样就不存在加剧转子涡动的切向油膜力。l轴承由几个独立的瓦块组成，油膜不连续，因此大幅度涡动的可能性也就比较小。l可倾瓦有两种结构形式:一种是平面自调式，瓦块在圆周方向上可自由摆动;另一种是球面自调式，瓦块除了能在圆周方向摆动之外，还能沿轴线平面

31、方向摆动(自位作用)，这种瓦对于轴的倾斜不敏感，有点像球形铰链般作用，因而稳定性更好。 3.3 滑动轴承故障诊断两种可倾瓦轴承结构示意 3.3 滑动轴承故障诊断(6)调整油温l适当升高油温，减小油的黏度，可以增加轴颈在轴承中的偏心率，有利于轴颈稳定。但是对一个已经发生不稳定的转子，降低油温，增加油膜对转子涡动的阻尼作用，有时也会有利于降低转子振幅。l决定油温高低还和轴承间隙大小有关，如果振动随油温升高而增大，多数原因是由于轴承间隙过大;如果振动随油温升高而减小，则可能是轴承间隙太小。3.3 滑动轴承故障诊断l改善轴承油膜稳定性除了上述几种措施之外，还有提高供油压力、轴承采用多路供油以及轴承内表

32、面开油槽等方法。l必须指出，高速转子的轴承油膜失稳除了轴承本身固有特性会引起油膜振荡之外，转子系统中工作流体的激振、密封中流体的激振、轴材料内摩擦等因素也会使轴承油膜失稳。l此外，联轴节不对中、轴承与轴颈不对中、轴承架热膨胀变形、工作流体对转子周向作用力不平衡，有可能改变轴承的负荷与方向，使本来可以稳定运行的轴承油膜变得不稳定，因此，需要从多方面寻找引起油膜失稳的原因。3.3 滑动轴承故障诊断3.3.3.4故障诊断实例【实例】轴承油膜不稳定振动的诊断。l某公司一台空气压缩机，由高压缸和低压缸组成。低压缸在一次大修后，转子两端轴振动持续上升，振幅达5055m，大大超过允许值33nn，但低压缸前端

33、的增速箱和后端的高压缸振动较小。低压缸前、后轴承上的振动测点信号频谱图如图（a), (b)所示，3.3 滑动轴承故障诊断低压缸前、后轴承整修前后的振动频谱比较 3.3 滑动轴承故障诊断l图中主振动频率为91.2Hz，幅值为工频成分190Hz的3倍多，另外还有2倍频和4倍频成分。值得注意的是，图中除了非常突出的低频91. 2 Hz之外，4倍频成分也非常明显。对该机振动信号的分析认为:l低频成分突出，它与工频成分的比值为0. 48，可认为是轴承油膜不稳定的半速涡动;l油膜不稳定的起因可能是低压缸两端联轴节的对中不良，改变了轴承上的负荷大小和方向。l大修期间停机检查，发现如下问题:l轴承问隙越过允许值（设计最大允许间隙为0.18mm,实测为0.21mm);l5块可倾瓦厚度不均匀，同一瓦块最薄与最厚处相差0.03mrn,超过设计允许值，瓦块内表面的预负荷处于负值状态(Pr值设计为0.027.现降为-0.135） ,降低了轴承工作稳定性;l两端联轴节对中不符合要求，平行对中量超差,角度对中的张口方向相反，使机器运转时产生附加的不对中力.l大修期间对上述发现的问题分别作了修正，机器投运后恢复正常.低压缸两端轴承的总振值下降到20rn，检修前原频谱图上反映轴承油膜不稳定的91.2 Hz低频成分和反映对中不良的4倍频成分均已消失图 (c)、（d） 3.3 滑动轴承故障诊断