在高速、高压离心压缩机或蒸汽透平等旋转机械中，为了提高机组效率，往往把轴封、级间密封、油封间隙和叶片顶隙设计得较小，以减小气体泄漏。但是，过小的小间隙除了会引起流体动力激振之外，还会发生转子与静止部件的摩擦。例如，轴的挠曲、转子不平衡、转子与静子热膨胀不一致、气体动力作用、密封力作用以及转子对中不良等原因引起振动后，轻者引发密封件的摩擦损伤，重者发生转子与隔板的摩擦碰撞，造成严重事故。一般情况下，摩擦碰撞初期会产生很大的振动，机器未停车拆检之前找不出振动原因。因此，必须了解干摩擦激振的故障特征，以便及时对这类故障做出诊断，防止更大事故的发生。
一、转子与静止件摩擦的分类
转子与静止件发生摩擦有两种情况：一种是转子在涡动过程中轴颈或转子外缘与静止件接触而引起的径向摩擦；另一种是转子在轴向与静止件接触而引起的轴向摩擦。
转子与静止件发生的径向摩擦还可以进一步分为两种情况：一种是转子在涡动过程中与静子发生的偶然性或周期性的局部碰磨；另一种是转子与静子的摩擦接触弧度较大，甚至发生360°的全周向接触摩擦。
二、转子与静止件径向摩擦的振动机理
1．局部动静件碰磨的故障特征
当转子在涡动时与静止件发生接触瞬间，转子刚度增大；被静止件反弹后脱离接触，转子刚度减小，并且发生横向自由振动（大多数按-阶自振频率振动）。因此，转子刚度在接触与非接触两者之间变化，变化的频率就是转子涡动频率。转子横向自由振动与强迫的旋转运动、涡动运动叠加在一起，就会产生一些特有的、复杂的振动响应频率。
局部摩擦引起的振动频率中包含有不平衡引起的转速频率ω，同时摩擦振动是非线性振动，所以还包含有2ω、3ω、…一些高次谐波。除此之外，还会引起低次谐波振动，在频谱图上会出现低次谐波成分ω/n，重摩擦时n＝2，轻摩擦时n＝2，3，4，…。次谐波的范围取决于转子的不平衡状态、阻尼、外载荷大小、摩擦副的几何形状以及材料特性等因素，在阻尼很高的转子系统中也可能不出现次谐波振动。图1分别表示轻摩擦转子与重摩擦转子的瀑布图和轴心轨迹。图（a)显示在轻摩擦时除了出现2ω、3ω的高次谐波成分外，还出现 的低次谐波成分；图（b)显示在重摩擦时仅出现 的低次谐波以及2ω、3ω的高次谐波。另外，从轴心轨迹上观察，轨迹线总是向左方倾斜的，对次谐波进行相位分析，则垂直和水平方向上相位差180°。
图1 转子碰磨时的瀑布图和轴心轨迹
2．动静件摩擦接触弧增大时的故障特征
当离心压缩机发生喘振、油膜振荡故障时，轴颈与轴瓦发生大面积干摩擦或发生全周的摩擦，由于转子与静止件之间具有很大的摩擦力，转子处于完全失稳状态。此时很高的摩擦力可使转子由正向涡动变为反向涡动。同时在波形图上会发生单边波峰“削波”现象，如图2所示。同时将在频谱上出现涡动频率Ω与旋转频率ω的和频与差频，即会产生nΩ±mω的频率成分（n、m为正整数），如图3所示。另外由于转子振动进人了非线性区因而在频谱上还会出现幅值较高的高次谐波。试验表明以下结果。
图2 局部摩擦削波效应
图3 摩擦产生的组合频率
(1)在刚开始发生摩擦接触情况下，由于转子不平衡，旋转频率成分幅值较高，高次谐波中第二、第三次谐波一般并不太高，但第二次谐波幅必定高于第三次谐波。随着转子摩擦接触弧的增加，由于摩擦起到附加支承作用，旋转频率幅值有所下降，第二、第三次谐波幅直由于附加的非线性作用而有所增大。
(2)转子在超过临界转速时，如果发生360°全周向摩擦接触，将会产生一个很强的摩擦切向力，引起转子的完全失稳。这时转子的振动响应中具有很高的亚异步成分，一般为转子发生摩擦时的一个阶自振频率（由于转子发生摩擦时相当于增加了一个支承，将会使自振频率升高）。除此之外，还会出现旋转频率与振动频率之间的和频与差频。转速频率的高次谐波在全摩擦时会被湮没。
(3)利用双踪示波器观察转子的进动方向，当发生全周向摩擦时，涡动方向将由正进动变为反进动。
三、转子与静止件轴向摩擦的振动机理
理论研究和试验表明，转子与静止件发生轴向摩擦时，转子的振动特征几乎与正常状况一致，没有明显的异常特征，所以诊断轴向摩擦时，不能用波形、轴心轨迹和频谱方法去识别，必须寻求新的敏感参数。
轴向干摩擦力与旋转速度有关，由于轴向干摩擦的作用使基频影响相对下降，同时有高频成分出现，所以轴向干摩擦具有阻尼的特性。轴向干摩擦力的大小正比于转子与静止件间的干摩擦因数和轴向力。轴向干摩擦阻尼远较径向摩擦阻尼大，由轴向干摩擦会引起系统阻尼的显著增加，因此系统阻尼的变化可作为诊断轴向摩擦的识别特征。
另外，摩擦会造成功耗上升和效率下降，同时局部会有温升，因此工艺参数对转子与静止件轴向摩擦的故障诊断非常重要。
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