滑动轴承故障诊断ppt课件.ppt

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1、1,3.3 滑动轴承故障诊断,2,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: 对转子的负荷起支承作用; 对转子的运动提供一定的刚度和阻尼; 控制转子在某一个稳定的位置上运转。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。,3,3.3.1 滑动轴承工作原理,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类,4,3.3.1 滑动轴承工作原理,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

2、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。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。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。,5,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转机器(尤其是各类大型旋转机器)均广泛采用动压轴承 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。止推轴承可以看作径向轴承沿圆周展开，然后在一

3、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。,6,3.3.1 滑动轴承工作原理,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。转速继续升高至一定程度，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

4、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。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,7,8,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P轴承载荷;S0 轴承承载能力系数。也称为 索默费尔特( Sommerfeld)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:相对间隙。C平均间隙 C=R-r.,圆柱轴承内油膜压力分布 偏位角；e偏心距; hmin最小油膜厚度=C-e=C(1-),描述润滑油膜压强规律的数学表达式称为雷诺方程

5、。,9,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。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/C）和轴承宽径比l/d的函数。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、宽径比关系,10,S。l时，称为低速重载转子，S。1时，称为高速轻载转子。高速轻载转子容易产生油膜不稳定;低速重载转子虽然稳定性好，但是当偏心率过大时最小油膜厚度过薄。可能发生轴颈与轴承内表面之间的干摩擦.因此必须用下面的条件加以限制 轴承、轴颈的表面不平度; y1轴弯曲变形产生的挠度; y2轴或

6、轴承因倾斜所产生的偏移量。,11,滑动轴承常见故障的原因和防治措施,（1)巴氏合金松脱巴氏合金松脱的原因多半是在浇注前基体金属清洗不够，材料镀锡，浇注温度不够。当巴氏合金与基体金属松脱时，轴承就加速疲劳，润滑油窜入分离面，此时轴承将很快损坏。解决方法只有重新浇注巴氏合金。巴氏合金是最广为人知的轴承材料，其应用可以追溯到工业革命时代。巴氏合金是唯一适合相对于低硬度轴转动的材料，与其它轴承材料相比，具有更好的适应性和压入性，广泛用于大型船用柴油机、涡轮机、交流发电机，以及其它大型旋转机械。 为了改善轴瓦表面的摩擦性质，常在其内径面上浇铸一层或两层减摩材料，通常称为轴承衬,12,(2)轴承异常磨损、

7、刮伤、拉毛轴颈在加速启动跑合过程中轻微的磨合磨损和配研磨损是属于正常磨损。但是当轴承存在下列故障时将出现不正常的或严重的磨损、刮伤和拉毛。a.轴承装配缺陷轴承间隙不适当，轴瓦错位，轴颈在轴瓦中接触不良，轴瓦存在单边接触或局部压力点，轴颈在运行中不能形成良好的油膜，这些因素均可引起转子的振动和轴瓦磨损。当查明故障原因后，必须更换轴承或者仔细修刮并重新装配轴承，使之符合技术要求。b.轴承加工误差圆柱轴承不圆，多油楔轴承油楔大小和形状不适当，轴承间隙太大或太小，止推轴承推力盘端面偏摆量超过允许值，瓦块厚薄不匀使各个瓦块上的负荷分配不均，这些因素可引起轴瓦表面巴氏合金磨损。较好的处理方法是采用工艺轴检

8、查，修理轴瓦不规则形状。,13,c.转子发生大振动转子由于不平衡、不对中、油膜振荡、流体激振等故障产生的高振幅，将使轴瓦摩擦、磨损的轴承。转子由于不平衡、不对中、油膜振荡、流体激振等故障产生的高烧损、刮伤、拉毛。为此必须首先要消除引起大振动的因素，更换已磨损的轴承d.止推轴承设计误差止推轴承设计的承载面积过小、压缩机超压、轮盖密封、段间密封或级间密封损坏，产生过大轴向力，将使瓦块磨损或烧熔。e供油系统问题润滑油供量不足或中断，将引起轴颈与轴承摩擦、烧熔甚至抱轴等事故油箱空气滤清器或供油系统滤网破损，轴承供油不清洁，造成油孔堵塞、轴承磨损;油冷却器效果变坏、进油温度高、油的勃度下降、轴承变形、引

9、起转子振动、擦伤轴承;供油压力过低，不能建立正常油膜;润滑油带水，破坏油膜，腐蚀轴颈和轴承。这些问题均会引起轴承损坏。对此必须修理或加大油冷却器，更换过滤器，更换润滑油。,14,(3)轴承疲劳a.引起轴承疲劳的原因轴承过载，使承载区的油膜破裂，局部地区产生应力集中或局部接触形成的裂纹，裂纹扩展后即产生疲劳破坏，轴瓦松动，轴承间隙过大、过小以及机器振动，在轴承上产生交变载荷。尤其是交变载荷脉动幅度大，在轴承表面上的切应力很容易使轴瓦产生疲劳裂纹。裂纹发生的部位一 般在压力神度很陡的压力峰值处甲径向轴承的裂纹起源于主耍承载区附近。.比推轴承的裂纹损坏区域位于瓦块油流出口边缘附近，裂纹逐渐向巴氏合金

10、与基体金属的结合面上扩展，多条裂纹的汇合，造成瓦块表面大面积开裂与松脱。轴承工作时的摩擦和咬粘，在轴瓦表面某些区域产生高温，局部高温在材料中形成热应力和热裂纹，热裂纹扩展产生疲劳剥落，巴氏合金愈厚.对于疲劳愈敏感，容易发生疲劳破坏。所以减小巴氏合金厚度是有好处的。巴氏合金的强度随着温度的升高而下降，因此轴承在高温下工作，很容易产生疲劳裂纹，疲劳裂纹的扩展加速轴承疲劳破坏。,15,b.防止轴承疲劳的措施防止轴承疲劳破坏的措施如下：轴承比压应在合适的范围内:轴承间隙应控制在设计范围内。采用较薄的巴氏合金(厚度在11. 5mm左右）和抗疲劳性能好的瓦块。对于止推轴承瓦块，表面的巴氏合金厚度必须小于压

11、缩机动、静部分的最小轴向间隙，其原因是:一旦巴氏合金熔化，止推盘尚有瓦块的铆质部分支承着，短时间内不致引起压缩机动、静部分碰摩，酿成更大事故。控制轴瓦温度。,16,(4)轴承腐蚀腐蚀损坏主要是由润滑剂的化学作用引起的。如果润滑剂选用不当甲在工作条件下生成氧化膜和反应物，使润滑剂很快“老化”丧失润滑性能。滑动性能良好的轴承合金中主要成分铅是特别容易受到腐蚀的。添加锡和锑的成分可以大大提高耐腐蚀性能。但是如果轴承在工作时发生气蚀、高温的情况，仍然会发生表面层腐蚀口腐蚀损坏和磨损损坏有某些相似，但是从轴瓦表面上看。可发现腐蚀往往有局部或全部因腐蚀而变色的氧化层.在金相显微镜下观察，可看到化学腐蚀四坑

12、内有腐蚀沉积物，腐蚀层并不像磨损那样发生在油膜承载区域，它在任意部位上均可能出现。,17,5)轴承气蚀气蚀是在轴承内油液压力低的区域(压力低于油液的饱和蒸汽压生成一个个微小的气泡.这些气泡带到高压区时被挤破，挤破瞬间形成的压力冲击波冲击轴承表面，使表面金属很快产生疲劳裂纹或金属层剥落。轴承工作时如果轴颈涡动幅度增大，涡动速度又高，则间隙中的油液存在很大的压力差，容易发生气蚀;高速轴承在油孔、油槽以及轴承剖分面的接合处，油流发生强烈的涡流或断流，容易发生气蚀;润滑油钻度下降或油中混有空气或水分，也容易发生气蚀。减缓气蚀的方法有:减小油的扰动，增加油的黏度，加大供油压力等措施。,18,（6）轴承壳

13、体配合松动轴承壳体配合松动主要是轴承盖与轴承座之间压得不紧，轴承套和轴承盖之间存在问隙，转子工作时轴瓦松动，影响轴承油膜的稳定性。这种由于间隙作用引起的振动具有非线性特点，振动频率中既可能存在倍转速频率的次谐波成分，又可能出现1/倍转速频率的超谐波成分(为正整数)。为了消除轴承松动现象，轴承装配时应使轴承套和轴承盖之间保持030um的过盈配合量。,19,(7)轴承间隙不适当轴承间隙太小，由于油流在间隙内剪切摩擦损失过大，引起轴承发热;间隙太小，油量减少，来不及带走摩擦产生的热量。但是间隙太大，即使是一种很小的激励力(如不平衡力)，也会引起很明显的轴承振动，并且在过临界转速时振动很大。对于高速轻

14、载转子，过大的轴承间隙会改变轴承的动力特性，引起转子运转不稳定。轴承间隙大，类似于一种松动问题，在轴振动的频谱上会出现很多转速频率的谐波成分。轴承间隙应控制在设计值或推荐值的范围内。轴承间隙的测量，对于安装要求较高的五块可倾瓦径向轴承，最好采用专用测量棒。,20,如图所示;将五块瓦分别涂上红丹油，并将剖分式的轴承上下两部分扣合压紧，然后将测量棒旋转人内，检查测量棒与瓦块的接触情况及松紧程度，如每一瓦块都接触良好，间隙符合要求，则为合格。如不符合要求，则需更换瓦块。高转速的五块瓦轴承一般不允许对瓦块进行修刮。有时为了减小转子的振动，将轴承间隙控制在允许值的下限。但是轴承间隙过小，瓦块温度升高。这

15、种瓦块上最好有埋入式的测温计，用以监测轴瓦温度，轴瓦温度不能超过120 0C，否则将使巴氏合金熔化。,瓦块间隙测量棒,21,(8)轴承温度过高在大型旋转机械中，轴承温度或轴承回油温度被作为一个经常性监测项目，轴承温度过高的主要原因是:轴承间隙太小;轴承载荷过高;油冷却器故障，进油温度升高;轴承形状或轴承装配不符合要求。,22,3.3.3 高速滑动轴承不稳定故障的特征和防治措施,3. 3. 3. 1高速滑动轴承不稳定故障的原因在化工、石化、电力、钢铁和航空工业部门中使用的许多高性能旋转机器，多数转子轴承系统属于高速轻载，高速轻载滑动轴承由于设计不良或使用中多种因素的影响，容易发生油膜不稳定。不稳

16、定油膜引起转子和轴承较大振动。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振荡，它是由油膜力引起的自激振动，转子轴颈在油膜中的猛烈振动将会直接导致机器零部件的损坏。,23,假如轴颈中心在O1位置上. 轴颈载荷P和油膜反力R大小相等方向相反。O1点就是轴颈旋转时的平衡位置，这个平衡位置可由轴颈的偏心率和偏位角来确定。但是当转子受到外界瞬时干扰，轴颈中心移到位置O时，该处的油膜反力变为R，大小和方向与P不再平衡，两者的合力为F。把F分解为一个切向分量Fu和一个径向分量Fr。Fr为弹性恢复力; Fu与轴颈位移方向相垂直，它有推动轴颈围绕平衡中心继续旋绕的趋势，这种旋绕运动就称为“涡动”。

17、Fu称为涡动力(或称切向力),(1)轴颈在油膜中的涡动与稳定性 转子轴颈在轴承中稳定运转时。轴颈上的载荷必定与油膜反力相平衡， 即作用 在轴颈中心上的力大小相等、方向相反。,24,涡动中的轴颈如果涡动力等于或小于油膜阻尼力，则轴心轨迹不扩大，成为一个稳定的封闭图形，这种涡动是稳定的。如果涡动力超过阻尼力，则轴心轨迹继续犷大，这种涡动是不稳定的。处于失稳状态下的转子，在瞬时内将出现强烈的振动。对于转子稳定性来讲，由力学上的最小势能定律可知，“一个完整的保守系统，只有当它处于势能为最小的相对位置上才是稳定平衡的”。因此轴颈中心在轴承中的位置愈低，其势能愈小、对转子系统的稳定性愈有利,25,在滑动轴

18、承中，相对偏心率和偏位角是决定轴颈在轴承中位置的两个基本参数。以平面圆柱轴承为例，轴颈中心的偏位角是随转速的增加而增大，随负荷的增加而减小:而偏心率的变化则随偏位角的增大而减小。轴颈中心静平衡位置上的偏心率和偏位角随转速和负菏的变化关系见左图图中半圆表示轴颈中心位置的轨迹，称为平衡半圆。当转速不变，随着负荷的增大，轴颈中心位置将沿着半圆下降，在最高点上的负荷为零，最低点上的负荷为无限大。如果负荷不变，随着转速上升，轴颈中心位置将沿着半圆上升.在最低点上的转速为零，最高点上的转速为无限大。轴承所以有这种特性，是由于油膜力的作用，即油膜在各个方向上的刚度和阻尼不同。由此可知，高速轻载轴承因其负载量

19、小，转速高，因而轴心位置较高，其稳定性较差;而低速重载轴承具有较低的轴心位置，因此稳定性较好。,26,(2)油膜失稳的力学机理事实上轴心位置并不是始终稳定在某一点上不动的，而是以某一平衡中心作进动(又称甩转或涡动)运动，这就形成了轴心轨迹。轴心在进动过程中油膜力也会作相应的变化，这个变化的油膜力又影响到轴心的进动角速度、进动方向和幅度。因此，我们首先要了解有关油膜的一些动态特性。a.油膜的动态特性油膜也可作为一个弹性体来考虑，它应该具有一定的刚度和阻尼。可以形象地在轴颈与轴承之间的不同方向上，用几个拴着的弹簧和阻尼器来代替油膜力作用,27,油膜弹簧的刚度系数定义为单位位移引起的油膜力增量，将力

20、和位移在分解，可得4个刚度系数用几个拴着的x和y方向上分解，可得4个刚度系数油膜阻尼器的阻尼系数定义为单位速度引起的油膜力增量，同样在x和y方向上可分解得4个阻尼系数 上面各个刚度和阻尼系数的符号中，第一个下标表示力的方向，第二个下标表示引起该力的位移或速度方向。,28,两个下标相同的系数，如Kxx,Kyy和Cxx,Cyy分别称为主刚度系数和主阻尼系数。它们在数值上的大小反映了油膜对轴颈所起稳定作用的强弱，其值愈大，说明轴颈受扰动后易于回复到原来的平衡位置。两个下标不同的系数，如Kxy,Kyx和Cxy,Cyx分别称为交叉刚度系数和交叉阻尼系数，这几个系数的意义是反映了油膜具有一种与一般机械弹簧

21、或阻尼器所不同的特性，也即油膜力的增量方向与轴颈位移或速度的变化方向可以是不一致的。这种交叉项的正负和数值大小正是影响到轴承工作的稳定性，交叉刚度系数值愈大，轴承工作愈不稳定;交叉阻尼系数虽然与交叉刚度系数的作用相反，但其值一般很小，不起主要作用以上就是描述油膜力与轴颈涡动运动之间关系的轴承8个动态特性系数，由动态特性系数的表述上可以看出，轴承的油膜是各向异性的，即油膜各个方向上的刚度和阻尼各不相同。,29,当轴颈在某一平衡位置上受到位移或速度扰动时，油膜力的变化一般与这种扰动之间为非线性关系，但在小扰动时可以把油膜力与轴心运动位移（x、 y）运动速度（ ）,之间视为线性关系，则油膜力在x和y

22、方向上的增量为写成矩阵形式K= 刚度系数矩阵:C= 阻尼系数矩阵:,30,一般在动态分析中，把坐标xoy的原点取在轴颈中心的静平衡位置上 可写成如下形式式中 Fx，Fy.油膜动态力; x,y 轴颈中心点的运动位移; 一一轴颈中心点的运动速度。,31,b.油膜失稳的机理分析转子的油膜失稳现象在动力学上的分析不同于一般的强迫振动概念。不平衡引起的强迫振动，激振力只取决于与离心力有关的转子质量M、重心偏移量e和转速,力的平衡如图 ( a)所示。虽然由不平衡力引起的振动幅值也不能太大，有相应的规定和限制，但是在特定转速下不会自然形成振幅增大的趋向。油膜失稳引起的振动，主要激振力并不是离心力，而是一个与

23、位移相垂直的油膜切向力。由(b)的力平衡中可以看到，此力在轴颈的涡动方向上起到推动作用，在某种条件下，可能会使振幅越来越大，强烈的振动将导致机器元件的损坏。,a振动位移;e重心偏移量B轴承中心 ；O旋转中心旋转角速度涡动角速度I惯性力；2阻尼力，3弹性恢复力;4离心力;5切向力,32,转子轴颈在油膜切向力的作用下是否会失稳，可从切向力在轴心涡动轨迹上所作功的大小来加以分析。从图中看到，假如轴颈中心偏离其静平衡位置O点至a点，则轴心在x方向上移动了距离x，由交叉刚度引起一个向下(正向)的力增量Fy= Kyxx，在y方向上轴心轨迹点移动了距离y，交叉刚度Kxy引起一个向左(负向)的力增量Fx=Kx

24、yy。这两个力的合力为Fa,Fa的切向分量fu将驱使轴心沿轨迹作涡动运动。,轴心在涡动轨迹上的能量分析,33,假定轴心涡动轨迹为一椭圆，合成椭圆轨道的简谐振动可表示为式中x0,y0 x和y方向上的振幅; 涡动角频率; 轨迹运动在x和y方向上的相位差。维持轴心涡动运动的力矩M是切向力Fu与涡动半径R之乘积，即力矩M使轴心在涡动轨迹上作功，则每一涡动周期内油膜力对轴心所作的功,式中，负号表示力的增量的正方向与位移x、y的方向相反。,34,积分后得,第一项代表由交叉刚度影响所作的功，在小扰动情况下油膜交叉刚度Kyx-Kxy0，因此该项在每一涡动周期内所作的功正比于轨迹的椭圆面积,第二项代表由主阻尼力

25、所作的功，因为Cxx和Cyy始终为正值，因此主阻尼力所作的功为负，即吸收涡动运动的能量，对轴心起到稳定作用，吸收的功量还与涡动频率门和两个方向上的振幅平方( )成正比,第三项为交叉阻尼力所作的功，但是交叉阻尼系数Cxy和Cyx的数值通常很小，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。,35,c.轴心轨迹形状与转子稳定状态

26、的关系 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。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,36,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。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。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，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。,37,对于阻尼力F

27、d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。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，系统中输人功Wu对耗散功Wd之比愈小，因此轴承工作愈趋稳定。,Wu/Wd与轨迹椭圆度的关系,38,3.3.3.2油膜振荡的机理及其故障诊断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

28、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。,39,(1)半速涡动与油膜振荡 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。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”。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。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

29、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。,40,当转子旋转角度为时，因为油具有黏性，所以轴颈表面的油流速度与轴颈线速度相同，均为r，而在轴瓦表面处的油流速度为零。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

30、面间隙中的流量差。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，则可得到由此式解得,41,当轴承两端泄漏量 时，可得,42,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。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。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

31、生的热量。油有泄漏时， 则上式就成为根据国外资料介绍，半速涡动的实际振动频率为,43,注意：有些高速轻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。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。随着转速的升高，半速涡动成分的幅值逐渐增大。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

32、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转速而升高,44,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。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。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，

33、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。,45,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。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“惯性”现象。目前对于“惯性”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。,46,(2)油膜振荡的特征及其诊断 现象：轴承油膜振荡是轴颈涡动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

34、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。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。,47,轴承发生油膜振荡的故障特征主要表现如下。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

35、激励力的影响。所以：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。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。,48,高速轻载转子，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/

36、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。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。振幅的变化，在低速范围内虽然涡动频率已经出现，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.,49,油膜振荡是一种非线

37、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振动的第一故障原因。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。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。,50,发生油膜振荡时，轴心轨迹形状

38、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。,51,52,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

39、阶弯曲的痕迹。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。,53,54,3.3.3.3油膜不稳定的防治措施 (1)避开油膜共振区域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。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。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

40、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。,55,(2)增加轴承比压轴承比压是指轴瓦工作面上单位面积所承受的载荷，即式中 P 轴承载荷; d 轴颈直径; l 轴承宽度。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。,56,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

41、，在波浪中非常稳定。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。用车削方法缩短轴承宽度;在轴承下瓦开环向槽或沟槽，减小瓦块接触面积，改善油楔内的油压分布;减小下瓦接触角，在下瓦开泄油槽，可增加轴颈的偏心率;减小上瓦油槽宽度或在上瓦设置油坝，用以提高上瓦油压;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。,57,(3)减小轴承间隙Newkirk 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。,58,(4)控制适当

42、的轴瓦预负荷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。,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，因而轴颈相对于轴瓦内表面来说，等于起到增大偏心距作用。在每块瓦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。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,59,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。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

43、.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。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。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。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。,60,61,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

44、半径)，否则将会增加油膜的不稳定性。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%。,62,5)选用抗振性好的轴承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。多油楔轴承因为轴颈受到周围几个油膜力的约束，它像

45、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。,63,化工用的汽轮机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。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。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。轴承由几个独立的瓦块组成，油膜不连续，因此大幅

46、度涡动的可能性也就比较小。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。,64,两种可倾瓦轴承结构示意,65,(6)调整油温适当升高油温，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。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

47、太小。,66,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面开油槽等方法。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。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。,67,3.3.3.4故障诊断实例【实例】轴承油膜不稳定振动的诊断。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，

48、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，,68,低压缸前、后轴承整修前后的振动频谱比较,69,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: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;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。大修期间停机检查，发现如下问题: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);5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;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.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）,70,