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表1-2 油膜涡动与油膜振荡振动敏感参数
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
六、诊断实例
例1：圆筒瓦油膜振荡故障的诊断
某气体压缩机运行期间，状态一直不稳定，大部分时间振值较小，但蒸汽透平时常有短时强振发生，有时透平前后两端测点在一周内发生了20余次振动报警现象，时间长者达半小时，短者仅1min左右。图1-7是透平1＃轴承的频谱趋势，图1-8、图1-9分别是该测点振值较小时和强振时的时域波形和频谱图。经现场测试、数据分析，发现透平振动具有如下特点。
图1-7 1*轴承的测点频谱变化趋势
图1-8 测点振值较小时的波形与频谱
图1-9 测点强振时的波形和频谱
(1)正常时，机组各测点振动均以工频成分(143.3Hz）幅值最大，同时存在着丰富的低次谐波成分，并有幅值较小但不稳定的69.8Hz（相当于0.49×）成分存在，时域波形存在单边削顶现象，呈现动静件碰磨的特征。
(2)振动异常时，工频及其他低次谐波的幅值基本保持不变，但透平前后两端测点出现很大的0.49×成分，其幅度大大超过了工频幅值，其能量占到通频能量的75%左右。
(3)分频成分随转速的改变而改变，与转速频率保持0.49×左右的比例关系。
(4)将同一轴承两个方向的振动进行合成，得到提纯轴心轨迹。正常时，轴心轨迹稳定，强振时，轴心轨迹的重复性明显变差，说明机组在某些随机干扰因素的激励下，运行开始失稳。
(5)随着强振的发生，机组声响明显异常，有时油温也明显升高。
诊断意见：根据现场了解到，压缩机第一临界转速为3362r/min，透平的第一临界转速为8243r/min，根据上述振动特点，判断故障原因为油膜涡动。根据机组运行情况，建议降低负荷和转速，在加强监测的情况下，维持运行等待检修机会处理。
生产验证：机组一直平稳运行至当年大检修。检修中将轴瓦形式由原先的圆筒瓦更改为椭圆瓦后，以后运行一直正常。
例2：催化气压机油膜振荡
某压缩机组配置为汽轮机十齿轮箱＋压缩机，压缩机技术参数如下：
工作转速：7500r/min 出口压力：1.OMPa
轴功率：1700kW 进口流量：220m3 /min
进口压力：0.115MPa 转子第一临界转速：2960r/min
1986年7月，气压机在运行过程中轴振动突然报警，Bently 7200系列指示仪表打满量程，轴振动值和轴承座振动值明显增大，为确保安全，决定停机检查。
揭盖检查，零部件无明显损坏，测量转子对中数据、前后轴承的间隙、瓦背紧力和转子弯曲度，各项数据均符合要求。对转子进行低速动平衡后重新安装投用，振动状况不但没有得到改善，反而比停机前更差。气压机前端轴振动值达到185μm，其中47Hz幅值为181μm, 125Hz幅值为42μm，如图1-10（a）所示。气压机后端轴振动值为115μm，其中47Hz幅值为84μm，125Hz幅值为18μm，如图1-10（b）所示。轴心轨迹为畸形椭圆。气压机前后轴承座水平方向振动剧烈，分别达到39μm、29μm。
图1-10 气压机轴承振动频谱
为进行故障识别，又一次进行升速试验，记录振动与转速变化的关系，气压机升速过程三维谱图，如图1-11所示。
前后轴承振动频谱图均发现有47Hz低频峰值存在，观察三维谱图可发现，当升速至4260r/min时出现半速涡动，随着转速的上升，涡动频率和振幅不断增加，当涡动频率达到47Hz时不再随转速而上升，转速提高到7500r/min工作转速时，振动频率仍为47Hz，但振幅非常大，低频分量为179μm，而工频分量只有40μm。
诊断意见：对转子一支承系统进行核算，发现转子第一临界转速为：2820r/min（47Hz）。
据此进一步分析发现，其振动特征及变化规律与典型的高速轻载转子的油膜振荡故障现象完全吻合。因此可以判定其故障原因为油膜振动。
由于油膜振荡故障危害极大，可能在短时间内造成机组损坏，所以必须立即停机检修处理。
生产验证：停机后解体检查发现，轴瓦巴氏合金表面发黑，上瓦有磨损并伴有大量小气孔，前轴承巴氏合金有部分脱落。更换新的可倾瓦轴承后，再次启动机组，47Hz的低频分量不再出现，油膜振荡故障消失。
图1-11 前轴承升速过程振动瀑布图
七、油膜振荡的防治措施
由于油膜振荡故障危害极大，极有可能在瞬间造成机毁人亡的重大事故，故在此对其防治措施做一重点介绍。
1．设计上尽量避开油膜共振区
首先，在设计机组时就要避免转子工作转速在二倍的第一阶临界转速以上运转，因为这样容易由轴承油膜不稳定引起涡动与转子系统自振频率相重合而引发油膜振荡。从这个方面来看，转子工作转速在二倍的第一临界转速以下，可以提高转子的稳定性。对于一些高转速的离心式机器，由于结构上的原因，可能超过二倍第一临界转速，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。
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 (1-6)
式中P—单个轴承载荷；d—轴颈直径；l—轴承长度。
从式(1-6)可以看出，在轴承载荷尸不变的情况下，增加轴承比压的手段主要有减小轴径d或缩短轴承长度l。这将导致轴承承载能力系数Ψp提高，转子趋于低速重载形式。一般轴承比压取0.1～1. 5MPa，对离心式压缩机组等一些高速轻载轴承，轴承比压一般较低，为0.3～1.0MPa。
增加比压值等于增大轴颈的偏心率，提高油膜的稳定性。重载转子之所以比轻载转子稳定，就是因为重载转子偏心率大，质心低，比较稳定。因此，对一些已经引起油膜失稳的转子，常用的方法是把轴瓦的长度减小（可用车削方法），以增大轴承比压，提高转子的稳定性。
3.减小轴承间隙
试验表明，如果把轴承间隙减小，则可提高发生油膜振荡的转速。其实减小的间隙c，
就相对增大了轴承的偏心率ε，各类轴承的直径相对间隙推荐值见表1-4。
表1-4 各类轴承的直径相对间隙范围
4.控制适当的轴瓦预负荷轴承预负荷定义为： (1-7)
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。
图1-12 轴瓦的预负荷
图1-12表示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颈半径，因而轴颈相对于轴瓦内表面来说，相当于起到增大偏心距的作用，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。对于圆柱轴承，因为c=Rp-RS,预负荷值Pk=0,所以这种轴承就相对容易发生油膜振荡。椭圆形轴承的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。在油楔力作用下，轴颈的垂直方向上受到一定约束力，因而其稳定性比圆柱瓦高。对于多油楔轴承，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。几种多油楔轴承的示意图如图1-13所示。其中五油楔可倾瓦轴承是目前大型高速离心压缩机组、蒸汽透平最常用的轴承型式。
图1-13 多油楔轴承示意图
了解轴瓦上的预负荷作用，在修刮轴瓦时就要注意不要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。
5.选用抗振性好的轴承
从轴承结构形式上分析，圆柱轴承虽然具有结构简单、制造方便的优点，但其抗振性能最差，因为这种轴承缺少抑制轴颈涡动的油膜力。从轴颈涡动与稳定性的讨论中已经知道，造成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，就比较难控制。多油楔轴承因为轴颈受到周围几个油膜力的约束，就像周向上分布的几只弹簧压住轴颈，由此可知，椭圆轴承的稳定性优于圆柱轴承，多油楔轴承的稳定性优于椭圆轴承。
膨胀机、蒸汽透平轮机和离心压缩机的转子多属高速轻载转子，容易引起油膜失稳，因而多数采用抗振性更为优良的可倾瓦轴承。这种轴承的特点是轴瓦由多个活动块组成（以5块瓦居多），每块瓦均有一个使瓦块可以自由摆动的支点，瓦块按载荷方向自动调整，使瓦上的油膜反力通过轴颈中心。由于这个特殊功能，当转子受到外界激励因素干扰，轴颈暂时偏离原来位置时，各瓦块可按轴颈偏移后的载荷方向自动调整位置，使油膜合力与外载荷相平衡，这样就不存在加剧转子涡动的切向油膜力。其次，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。
6．调整油温
适当地升高油温，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。另一方面，对于一个已经不稳定的转子，降低油温，增加油膜对转子涡动的阻尼作用，有时对降低转子振幅有利。
由此可见，采取升高油温还是降低油温的措施来减少油膜涡动的影响，与轴承间隙大小有关。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
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