滑動軸承按其工作原理可分為靜承與動承兩類，如下圖1和圖2。
常見故障：
1）巴氏合金松脫；
2）軸承異常磨損、刮傷、拉毛；
3）軸承疲勞；
4）軸承腐蝕；
5）軸承殼體配合松動；
6）軸承間隙不適當。
描述：
軸承油膜振蕩是軸頸渦動運動與轉子自振頻率相吻合時發生的大幅度共振現象。其特點是來勢很猛，振幅瞬間突然升高，很快發生局部油膜破裂，引起軸頸與軸瓦之間摩擦，發出強烈的吼叫聲，嚴重損壞軸承和轉子。有人把這種不穩定的振蕩現象比作一種波浪，這個油膜的波浪在軸承間隙內繞軸頸運動，軸頸就浮在波浪中被推著前進，像一塊沖浪板一樣，波的平均速度就是軸頸的渦動速度。
診斷這類故障，一般是從振動頻率是否接近轉速之半來判別，但是也必須注意，振動頻率接近轉速頻率之半的振動并不一定是油膜振蕩引起的，另外一些故障也會引起類似的半頻振動。如轉子與靜子之間發生的局部摩擦可激起半頻振動；浮環密封被卡住，失去浮動作用時激起的振動頻率為轉速頻率的43%-47%；還有葉輪和擴壓器中的氣流激振力也可激起接近半頻的振動。
軸承發生油膜振蕩的故障特征主要如下：
油膜振蕩是一種自激振動，維持振動的能量是由軸本身在旋轉中產生，它不受外部激勵力的影響。一旦發生大振幅的油膜振蕩以后，如果繼續升高轉速，振幅也不會下降，而且振動頻率始終為轉子的一階自振頻率，轉子的撓曲振型也為一階振型，與升高后的轉速不發生關系，油膜振蕩的這個特性與轉子過臨界轉速時的振動情況不一樣。此外，自激振動均有突發性的特點，因此油膜振蕩的發生和消失也是突發性的，這與轉子過臨界轉速時振動逐漸增大的現象截然不同。
高速輕載轉子，發生油膜振蕩的轉速總是高于轉子系統的一階臨界轉速二倍以上。對于穩定性較差的轉子軸承系統，一般在發生油膜振蕩轉速之前的較低轉速下就已出現了半速渦動頻率，因此可以從各種轉速下的頻譜圖上觀察是否存在渦動頻率，如果渦動頻率與轉速頻率之比Ω/ω約在0.35-0.5范圍內，則可認為半速渦動在油膜振蕩之前已經存在。只要該渦動頻率接近轉子系統的一階自振頻率，就有可能爆發激烈的油膜振蕩現象。
在發生油膜振蕩之前，渦動頻率比Ω/ω在一定轉速范圍內一般是不變的，但是有些軸承的渦動頻率比可能隨轉速升高而略有下降趨勢，這種情況可能是油溫升高，油液泄漏量增大之故。
振幅的變化，在低速范圍內雖然渦動頻率已經出現，但轉子振動并不嚴重，只是在渦動頻率與轉子一階自振頻率接近時才出現了油膜振蕩，原來的半速渦動頻率成分幅值突然升高，成為控制轉子振動的主要振動頻率，這在頻譜圖上可以清楚地觀察到，發生油膜振蕩以后的轉子主振動頻率也就固定不變。
油膜振蕩是一種非線性的油膜共振，激烈的振動會激發油膜振蕩頻率Ω和轉速頻率ω的多倍頻成分及和差組合頻率。非線性振動不僅在油膜振蕩中存在，當轉子和靜止元件發生摩擦時，也會產生非線性振動，而且軸承發生油膜振蕩時也往往會伴隨著軸頸和軸承之間的摩擦現象，因此需要仔細鑒別是油膜振蕩還是轉子摩擦引發故障。
摩擦故障在頻譜圖上出現的主振頻率是精確的（ω為轉速頻率，i為正整數），而油膜振蕩頻率比Ω/ω一般小于1/2。在振動強烈的情況下，不論是油膜振蕩還是摩擦故障，均可能出現轉速頻率與轉子主振動頻率之間的和差組合頻率成分。
發生油膜振蕩時，軸心軌跡形狀紊亂、發散，很多不規則的軌跡線疊加形成花瓣形狀。
發生油膜振蕩時，由于轉子發生激烈的自激振動，引起軸承油膜破裂，因而會同時發生軸頸和軸瓦的碰撞摩擦，時而發出巨大的吼叫聲。軸承中的油膜共振與摩擦渦動聯合作用引起的轉子大振動，給軸承和迷宮密封帶來嚴重損傷。拆檢機器，可發現軸瓦有不同程度的兩端擴口或擦傷，中間迷宮密封被磨去，沿軸向呈現轉子一階彎曲的痕跡。轉子轉速一旦進入油膜共振區，轉速會升高，振蕩頻率不變，振幅并不下降。但是降低轉速，振動也并不馬上消失，油膜振蕩消失的轉速要低于它的起始轉速，這就是油膜振蕩的慣性現象。
表1 滑動軸承典型故障特征
診斷實例：
某公司一臺空氣壓縮機，由高壓缸和低壓缸組成。低壓缸在一次大修后，轉子兩端軸振動持續上升，振幅達50-55μm，大大超過允許值33μm，但低壓缸前端的增速箱和后端的高壓缸振動較小。低壓缸前、后軸承上的振動測點信號頻譜圖如圖（a）、（b）所示：
診斷意見：
圖中主振動頻率為91.2Hz，幅值為工頻成分190Hz的3倍多，另外還有2倍頻和4倍頻成分。值得注意的是，圖中除了非常突出的低頻91.2Hz之外，4倍頻成分也非常明顯。對該機振動信號的分析如下：
1）低頻成分突出，它與工頻成分的比值為0.48，可認為是軸承油膜不穩定的半速渦動；
2）油膜不穩定的起因可能是低壓缸兩端聯軸節的對中不良，改變了軸承上的負荷大小和方向。
生產驗證：
大修期間停機檢查，發現如下問題：
軸承問隙越過允許值（設計允許間隙為0.18mm，實測為0.21mm）；
5塊可傾瓦厚度不均勻，同一瓦塊與最厚處相差0.03mm，超過設計允許值，瓦塊內表面的預負荷處于負值狀態（Pr值設計為0.027，現降為-0.135），降低了軸承工作穩定性；
兩端聯軸節對中不符合要求，平行對中量超差，角度對中的張口方向相反，使機器運轉時產生附加的不對中力。
大修期間對上述發現的問題作了修正，機器投運后恢復正常，低壓缸兩端軸承的總振值下降到20μm，檢修前原頻譜圖上反映軸承油膜不穩定的91.2Hz低頻成分和反映對中不良的4倍頻成分均已消失（圖c、d）。
