油膜涡动和油膜振荡的故障诊断要点及其防治措施
本帖最后由 论坛出品 于 2016-1-26 02:02 编辑本文由声振论坛根据fengchunlijdb提供的文章《振动故障诊断要点汇总》并结合网络上的相关文章和资料整理而成。
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的研究工作也比较广泛和深入。
一、油膜轴承的工作原理
油膜轴承按其工作原理可分为静压轴承与动压轴承两类。
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。
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。
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。
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(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(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(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(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。
图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2所示。轴承参数如下：
图2 轴承内油膜压力分布
轴承的承载能力与多种参数有关，对于圆柱轴承可用式(1)表示：
(1)
式中： P—轴承载荷；Ψp—轴承承载能力系数；
μ—润滑油动力黏度系数；l—轴承宽度；
d—轴颈直径；ω—轴颈旋转角速度。
当Ψp>1时，称为低速重载转子；当Ψp＜1时，称为高速轻载转子。Ψp是偏心率ε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Ψp 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
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Ψp＜1。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。
1．轴颈在油膜中的涡动与稳定性
转子轴颈在轴承中以角速度ω稳定运转时，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ε和偏位角ө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。
图3 轴颈的受力分析
2.半速涡动与油膜振荡
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。
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。
轴颈涡动速度可以定量分析如下：当转子旋转角速度为ω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rω，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Ω，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A′B′扫过的面积为:
(2)
图4 轴颈半速涡动分析
此面积等于轴颈掠过面积（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:
(3)
可解得：
(4)
当轴承两端泄漏量时，可得：
(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：
(1)在收敛区入口的油流速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)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dQ/dt≠0，因而，这是造成涡动速度低于转速之半的另一个原因，式(5)变为Ω<0.5ω，实际上，半速涡动的频率约为Ω＝(0.38～0.48)ω。
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5(a)所示。转子仍能平稳地工作。
图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Ω＝ωc1，这种现象称为油膜振荡，如图5(c)、(d)所示。
本帖最后由 论坛出品 于 2016-1-26 01:18 编辑
三、油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，才突然发生油膜振荡，如图6(c)。
中载转子在过了一阶临界转速ωC1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6(c)所示。
图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转子旋转方向相同。
四、油膜涡动与油膜振荡的故障诊断要点
油膜涡动与油膜振荡的诊断依据见下列表：
本帖最后由 论坛出品 于 2016-1-26 01:34 编辑
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一般治理措施如下：
(1) 按照技术要求安装轴承，保证间隙符合技术要求；
(2) 提高轴承比压（切短轴瓦、下瓦刮去部分承载合金）；
(3) 适当提高油温；
(4) 更换润滑油，降低粘度；
(5) 控制轴承负荷；
(6) 避开油膜共振转速区。
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7是透平1＃轴承的频谱趋势，图8、图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7 1x轴承的测点频谱变化趋势
图8测点振值较小时的波形与频谱
图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11 前轴承升速过程振动瀑布图 本帖最后由 论坛出品 于 2016-1-26 02:13 编辑
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
(6)
式中P—单个轴承载荷；d—轴颈直径；l—轴承长度。
从式(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，ε=e/c。各类轴承的直径相对间隙推荐值见下表。
4. 控制适当的轴瓦预负荷
轴承预负荷定义为：
(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12轴瓦的预负荷
图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；如果振动随油温升高而减小，则可能是轴承间隙太小所造成。
改善轴承油膜稳定性除了上述几种措施之外，还有改变转子刚度与轴承座刚度（相当于提高一阶临界转速）、提高供油压力采用挤压油膜轴承。轴承采用多路供油以及轴承内表面开油槽、上瓦筑油坝等办法。
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、轴材料内摩擦等原因也会使轴承油膜失稳。此外，联轴器不对中、轴承与轴颈不对中、工作流体对转子周向作用力不平衡等，都有可能改变各轴承的载荷分配，使本来可以稳定工作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，并针对具体原因采取相应对策。 精品帖，一定要顶起！ 不错！提供下电子版啊 谢谢楼主，学习了。
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