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离心压缩机培训基础知识
离心压缩机
离心式压缩机是属于速度式透平压缩机的一种。
在早期，离心压缩机是用来压缩空气的，并且只适用于低、中压力和气量很大的场合。
但随着石油化工工业的迅速发展，离心压缩机被用来压缩和输送各种石油化工生产过程中的气体，其应用范围有了很大提高。
尤其近十几年来，在离心压缩机设计、制造方面，不断采用新技术、新结构和新工艺，如采用高压浮环或干气密封结构，较好地解决了高压下的轴端密封，采用多油楔径向轴承及可倾瓦止推轴承．减少了油膜振荡，圆筒形机壳的使用解决了高压气缸的强度和密封性；电蚀加工使小流量下窄流道叶轮的加工得到解决。
所有这些，都使离心压缩机的使用范围日益扩大，在石油化工生产中得到广泛的应用。
一、离心压缩机的主要构件
图2-1是BI120-6.35/0.95型离心压缩机剖面图。
该机的设计参数是：
进口流量为125m3/min，排气压力为6.23*105Pa;工作转速达13900rpm，压缩机需用功率为660kw，用于输送空气或其他无腐蚀性工业气体。
由图上可看出．该机由一个带有六个叶轮的转子及与其相配合的固定元件所组成，其主要构件有：
（1）叶轮是离心压缩机中唯一的作功部件。
由于叶轮对气体作功，增加了气体的能量，因此气体流出叶轮时的压力和速度都有明显增加。
（2）扩压器是离心压缩机中的转能装置。
气体从叶轮流出时速度很大，为了将速度能有效的转变为压力能，便在叶轮出口后设置流通截面逐渐扩大的扩压器。
（3）弯道是设置于扩压器后的气流通道。
其作用是将扩压后的气体由离心方向改变为向心方向，以便引入下一级叶轮去继续进行压缩。
（4）回流器它的作用是为了使气流以一定方向均匀地进入下一级叶轮入口。
在回流器中一般都装有导向叶片。
（5）吸气室其作用是将进气管（或中间冷却器出口）中的气体均匀地导入叶轮。
（6）蜗壳其主要作用是将从扩压器（或直接从叶轮）出来的气体收集起来，并引出压缩机。
在蜗壳收集气体的过程中，由于蜗壳外径及通流截面的逐渐扩大，因此它也起着降速扩压的作用。
除了上述组件外，为减少气体向外泄漏在机壳两端还装有轴封（如干气密封）；为减少内部泄漏，在隔板内孔和叶轮轮盖进口外圆面上还分别装有密封装置（一般为梳齿密封,也叫迷宫密封）；为了平衡轴向力，在机器的一端装有平衡盘等。
在离心压缩机中，习惯将叶轮与轴的组件称为转子，吸气室和蜗壳等称为固定元件
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图27EI120—1.35/O^S型此心庄细机
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二、工作原理离心压缩机的工作原理与离心泵有许多相似处。
但气体是可压缩的。
气体由吸气室l吸入，通过叶轮2对气体作功后，使气体的压力、速度、温度都得到提高，然后再进入扩压器3，将气体的速度能转变为压力能。
当通过一个叶轮对气体作功、扩压后不能满足输送要求时，就必须把气体引入下一级继续进行压缩。
为此，在扩压器后设置了弯道4、回流器5，使气体由离心方向变为向心方向、均匀地进入下一级叶轮进口。
至此，气体流过了一个“级”，再继续进入第二、第三级压缩后，经蜗壳6及排出管12被引出至中间冷却器。
冷却后的气体再经吸气室l进入第四级及以后各级继续压缩，最后由排出管12输出。
气体在离心压缩机中是沿着与压缩机轴线垂直的半径方向流动的。
由图2－l还可看出，该机的六个级都装在一个机壳15中，这就构成一个“缸”。
而中间冷却器把“缸”中全部级分成两个“段”。
故EI120－6.35／0.95型离心压缩机是一台“一缸、两段、六级”的压缩机，一至三级为第一段，四至六级为第二段。
当所要求的气体压力较高，需用叶轮数目较多时，往往制成多缸压缩机。
各缸的转速可以相同，也可以不同。
一台离心式压缩机总是由一个或几个级所组成的，所以“级”是离心压缩机的基本单元。
在级的分析和计算中，着重分析、计算级内几个关健截面上的参数。
这些关健截面的位置，如图2－2所示。
图2—2级的关键截面位置
S吸气室进口法兰截面，0叶轮进口截面，1叶轮叶道进口截面，2叶轮出口截面，3扩压器进口截面，4扩压器出口截面，5回流器进口截面，6回流器出口截面〔即级的出口截面d〕
三、离心压缩机的主要优缺点
（1）排量大如420万吨/年焦化气压机的排气量为910m3/min。
图2
-3表示出活塞和离心压缩机等的应用范围
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图2—3活塞和离心压缩机等的应用范围
（2）结构紧凑、尺寸小机组占地面积及重量都比同排气量的活塞压缩机小得多。
（3）运转可靠机组连续运转时间在一年以上，运转平稳，操作可靠，因此它的运转可靠率高，而且易损件少，维修方便。
因此，目前长距离输气、石油化工企业用的离心压缩机多为单机运行。
（4）气体不与机器润滑系统的油接触在压缩气体过程中，可以做到
绝对不带油，有利于气体进行化学反应。
（5）转速较高适宜用工业汽轮机或燃气轮机直接驱动，可以合理而
充分利用石油化工厂的热能，节约能源。
离心压缩机的缺点：
（1）还不适用于气量太小及压力比过高的场合。
（2）离心压缩机的效率一般仍低于活塞式压缩机。
（3）离心压缩机的稳定工况区较窄。
四、离心压缩机的性能曲线
效率分析：
在设计工况下运行时，由于气体流动情况与叶片几何形状最协调，流动损失最小，这时效率最咼。
当流量不等于设计流量时，随流量增大或减小，流动损失增大，效率下降。
因而性能曲线呈现出中间高，两头低的形状。
由于目前对离心压缩机中各元件的流动损失还处于研究阶段，要精确计算各种损失仍缺乏完整可靠的数据。
因此，离心压缩机级的性能曲线，还不能用理论计算的方法准确地得到，只能在一定转速、介质下，对压缩机的级逐点实际测试，得出性能曲线。
或者由已有的性能曲线利用相似理论进行换算。
图2-4离心压缩机的性能曲线
1喘振工况
离心压缩机的性能曲线不能达到流量等于零。
当流量减小到某值
（称为最小流量Qmin）时，离心压缩机就不能稳定工作，发生强烈振动及噪音，这种不稳定工况称为“喘振工况”，与之对应的流量称为“喘振流量”。
压缩机的喘振是一个很复杂的物理现象，它既与气流边界层有关．又与压缩机所在的管网系统（容积和背压）有关。
压缩机决不允许在喘振工况下操作。
2堵塞工况
当级中流量不断增大时，气流冲角不断减小，以致变成较大的负值，在叶片的工作面上发生边界层分离，但不易扩展。
流量加大，摩擦损失及冲击损失都很大；当流量达到某最大值Qmax时，气体获得的理论能头全部消耗在流动损失上，使气体压力得不到提高。
或者，当流量增大到最大值Qmax时，叶道喉部截面上的气速达到音速，这时流量再也不可能
增大了，称为级达到堵塞工况。
所以压缩机性能曲线右端只能到Qmax
由性能曲线还可看出，在每一个转速下，曲线的左端是各自的喘振点，将这些点连接起来，形成性能曲线上的一条喘振界限，压缩机只能在喘振界限右边正常工作。
根据以上对压缩机性能曲线的分析，可得出以下结论：
（1）在一定转速下，增大流量，压缩机的压力比将下降，反之，则上升。
（2）在一定转速下，当流量为设计流量时，压缩机效率达最高值。
当流量大于或小于设计流量时效率都将下降。
（3）压缩机的性能曲线左端受到喘振工况（Qmin）的限制，右端受到堵塞工况（Qmax）的限制，在这两者之间的区域为压缩机稳定工况区。
稳定工况区的宽窄，是衡量压缩机性能好坏的重要指标之一。
（4）压缩机级数越多，则气体密度变化影响越大，性能曲线越陡，稳定工况区越窄。
（5）转速越高，压力比越大，但性能曲线越陡，稳定工况区越窄。
随着转速的升高，压缩机的性能曲线向大流量、高压力方向移动。
此外，在一般情况下，只作出压缩机稳定工况区内的性能曲线。
喘振区内的性能曲线，只有在专门做喘振试验时才表示出来。
喘振点大多发生在压比流量性能曲线的最高点左边的下降线上，有时下降段也画在
图上.但经常仍是以最高点作为喘振点，因为这样偏差不大，且更安全。
图2-5不同的转速下离心压缩机的性能曲线综合图
六、离心压缩机的主要零部件
离心压缩机由很多零件组成，我们通常把工作时转动的零部件称为转子，主要包括轴、叶轮、平衡盘、推力盘等；把不转动的零部件称为定子，它包括吸入室、机壳、隔板、密封和轴承等。
扩压器、弯道、回流器和蜗壳，实际上是机壳与隔板之间，或隔板与隔板之间形成的不同形状的气体通流空间。
在离心压缩机的主要零部件中，有些与离心泵的相类似，如吸入室、蜗壳、轴向力、平衡装置、机械密封等。
现对叶轮、扩压器及密封装置进行讨论。
1、叶轮叶轮是离心压缩机的传能部件。
和离心泵一样，对叶轮的要求主要
有：
0单级叶轮能使气体获得较大的理论能头或压力增值；O2叶轮所组成的级有较高的级效率，且性能曲线的稳定工况区较宽；O3叶轮要有较高的强度，以使有较大的圆周速度，使气体获得较高的单级压力比。
若满足上述要求，则与叶轮的结构型式、几何参数和流动参数有关。
以下就结构型式方面进行分析。
图2-6不同叶片弯曲形式的叶轮
（a）前弯叶片型（b）径向（出口）叶片型；（c）径向直叶片型；（d）后弯叶片型
1.1叶片弯曲形式
叶轮通常分为前弯叶片型叶轮、径向叶片型叶轮和后弯叶片型叶
轮。
径向叶片型叶轮又分两种形式，一种是气体径向进入叶道，具有弯曲叶片的径向（出口）叶片型叶轮，另一种是径向直叶片型叶轮，在叶轮入口处设有一个导风轮，气体是轴向进入叶轮的。
后弯叶片型叶轮通常将叶片出口角（32A为30~60度的叶轮称为压缩机型叶轮，（32A为15~30度的叶轮称为水泵型叶轮。
（1）从叶轮使气体获得理论能头Ht大小分折
根据欧垃方程，
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（1一甲”亠乡sinM”）
理论能头Ht大小与32A有关。
在其他条件相同时，前弯叶片型
叶轮的Ht最大，后弯叶片型叶轮的Ht最小，径向叶片型叶轮的
HT居中。
（2）从级效率方面分析前弯叶片型叶轮的级效率最低，后弯叶片型叶轮的级效率最高，径向叶片型叶轮居中。
（3）叶轮使气体获得静压能头的大小分析不仅希望叶轮有较高的级效率，还希望它能使气体获得较大的静压能头，以便有较高的级压力比。
从提高级压力比的角度出发，在离心压缩机中一般只用后弯型和径向叶片型叶轮。
只有在通风机中有时才用前弯叶片型叶轮。
（4）从级的稳定工况范围分析
试验证明由B2A小的后弯叶片型叶轮组成的级，具有较宽的稳定工况范围。
1.2叶轮结构在离心压缩机中常采用的是闭式叶轮和半开式叶轮。
闭式叶轮是由轮盘、叶片和轮盖三部分组成，如图中a、b、d所示闭式叶轮的轮盖开孔大，强度低，这就限制了叶轮圆周速度的提高，一般都在320m/s以下。
提高级压力比，提高圆周速度的一个有效途径，就是采用半开式叶轮。
半开式叶轮没有轮盖，如图c所示。
通常采用径向直叶片，叶片直接连在轮毂上，工作时叶片本身不产生弯曲应力，叶片所受到的离心力也不完全要通过轮盘才传到轮毂上，相反，叶片本身会起到加强筋的作用，有利于轮盘的强度。
所以，这种叶轮的强度高，可采用较大的圆周速度来获得较高的单级压力比。
对于常用钢材，最大允许圆周速度可达450－540m/s单级压力比可达6．5。
但从级效率来看，由于没有轮盖，叶轮侧面间隙较大，内泄漏损失较大，故级效率比后弯闭式叶轮低一些。
径向直叶片半开式叶轮是由叶轮本体（直叶片部分）和导风轮部分（扭曲叶片部分）组成。
导风轮是叶轮的进气部分，气流在导风轮进口处的圆周速度是从叶片根部向顶部逐渐增加的，因此气流角的大小也是随半径的增加而减小。
为了减少气流进入叶道时的冲击损失，导风轮进口处的叶片做成空间扭曲形的。
从制造工艺来看．叶轮有铆接、焊接、精密铸造、钎焊及电蚀加工等结构形式。
精密铸造多用于铝合金叶轮；钢制的叶轮多采用铆接或焊接结构；对叶道宽度很小（2mm以下）的叶轮可用电蚀加工，且尺寸精度高，表面质量好。
综上所述，后弯叶片闭式叶轮具有较高的效率，是固定式离心压缩机和鼓风机叶轮的主要结构型式，其中水泵型叶轮具有较宽的稳定工况范围，可选用较小的流量系数来获得较宽的叶道，有利于减小流动损失，所以常用于小流量级和高压级。
径向直叶片半开式叶轮目前主要用于运输式离心压缩机和鼓风机上，因为这时把提高单级压力比，减轻重量和结构尺寸作为衡量机器好坏的一个主要指标。
2、扩压器
离心压缩机叶轮出口的气流绝对速度一般都达200—300m/s,对高
能头的叶轮，其气流速度可高达500m/s以上。
这部分动能占叶轮给气体的总能头的相当大的比例，例如径向直叶片型叶轮占50％；水泵型或压缩机型叶轮也占25—40％左右。
所以，这部分动能必须有效地转换为静压能，这就是扩压器的任务。
扩压器同时还起着收集及引出气体的作用。
扩压器一般分为无叶扩压器、叶片扩压器和直壁扩压器三种。
2.1无叶扩压器
无叶扩压器通常是由两个平行壁面构成的环形通道组成。
它结构最简单，造价最低。
对工况变化的适应性很好，因为工况变化时虽然叶轮出口气流速度的大小和方向要改变，但不会象有扩压器那样，在叶片进口处要发生冲击损失；所以其性能曲线比较平坦，稳定工况区较宽。
无叶扩压器的通用性好，只要选用合适，同一个扩压器可用于不同B2A
的叶轮。
它的另一个重要特点是当进入扩压器的气流速度为超音速，在扩压器内是不会形成激波。
无叶扩压器的缺点是利用增加直径来达到扩压目的，为了增加扩压效果，必然要增大直径，这就使压缩机的径向尺寸较大。
2.2叶片扩压器
如果在无叶扩压器的环形通道中，沿圆周装有均匀分布的叶片，就成为叶片扩压器。
在环形通道中装了叶片后，气流就受到叶片的引导，迫使气流按着叶片方向运动，其运动轨迹基本上与叶片形状一致。
叶片扩压器内气速的降低除了利用直径增大外，还依靠叶片强迫气流转弯，因此，在相同的条件下，它的减速能力要比无叶扩压器大。
叶片扩压器具有扩压程度大而尺寸小的优点。
此外，叶片扩压器中的气流由于受到叶片的引导，使气流角不断增大，因此，它的流道长度短，流动损失小，在设计工况下，其效率一般要比无叶扩挥器高3~5%叶片扩压器的缺点是当工况偏离设计工况时，要产生冲击损失，使效率下降，当冲角增大到一定值后，会发生强烈的分离现象，导致压缩机喘振。
因此，叶片扩压器的级或压缩机，其性能曲线较陡，稳定工况区较窄。
2.3直壁扩压器它也是一种叶片扩压器，由叶片形成的流道前端，是一小段接近于对数螺旋线形的曲壁通道，以便很好地引导气流进入扩压器，后面是一段接近于直线形的直壁通道，故称为直壁扩压器。
由于直壁扩压器的通道基本上是直线形的，所以通道中的气流速度、压力分布要比弯曲形通道的叶片扩压器均匀得多，不易产生边界层分离和二次涡流，故流动损失小。
在设计工况下有很高的效率，即使在高扩压度下仍有高的效率，特别适用于高能头级。
直壁扩压器在设计工况下的效率较高，但当偏离设计工况时，气流在进口处发生冲击，效率下降。
它的结构复杂，加工比较麻烦，目前应用还不太多。
3、密封装置为了防止离心压缩机内的气体漏到机外，以及级间、轮盖、平衡盘等处的泄漏，必须设置密封装置。
目前用于离心压缩机的密封结构有机械密封、迷宫密封、浮环密封、抽气密封，干气密封等。
现介绍迷宫密封、干气密封的结构和工作原理。
3.1迷宫密封迷宫密封又称梳齿密封，在离心压缩机中应用普遍，它不仅用于空气、氮气、二氧化碳气等无毒害气体的压缩机轴封装置，而且广泛用作压缩机内部的级间密封、轮盖密封以及平衡盘密封。
图2－7示出了几
种常用的曲折形迷宫密封的结构，其中以（d）形密封效果为最好，但因加
工及装配要求较高，应用不普遍。
为了制造方便，密封段的轴颈也可做成光轴，如图2－8所示，这种平滑形密封效果较差。
叶轮轮盖密封可
采用如图2-9所示的阶梯形密封。
有时为了节省迷宫的轴向尺寸，还采用密封片径向排列的形式，如图2-10。
近年来，平衡盘外沿与机壳
间的密封出现了蜂窝迷宫密封，由0.2mm厚的不锈钢片焊成蜂窝状密
封环，其结构示意图见图2—11。
图2-7曲折形迷宫密封
迷宫密封的工作原理如下：
当气流通过齿缝时，认为其近似于绝热
膨胀过程，气流加速降压。
气流从齿缝进入密封片间空腔时，通流面积突然扩大，气流形成很强的旋涡，从而使速度几乎完全消失，而且动能不能变为压力能而是转化为热量，即在空腔中进行等压膨胀过程，压力不变而温度上升。
回复到密封片前的温度。
气流每通过一个齿缝和空腔时，气流的变化都重复上述过程。
气流通过第一齿后，压力由p降到pl然后等压升温，再经第二齿降压至P2。
如此逐齿重复直至通过全部密封，压力越来越低；最后压力超近于背压，但温度却保持不变，达到了密封目的。
由此可见，迷宫密封的特点是有一定的漏气量，并依靠漏气经过密封装置所造成的压力降来平衡密封前后的压力差。
要想达到良好的密封效果，即漏气量小，应从三方面入手：
一方面是减小齿缝面积；另一方面是增加密封片数，减小每个密封片前后的压力差，第三方面是增大局部阻力，使气流进入空腔时动能尽可能转变为热量而不是恢复为压力能。
3.2干气密封
干气密封的核心部分是在运转过程中能够产生气膜的SiC动环和静环。
静环安装在一个不锈钢座内，由弹簧顶在一个动环上，动环固定于压缩机主轴上，如图2－12所示。
动、静环的密封表面被研磨达到要求的平面度，在动环密封面上加
工有均匀分布的一定数量的螺旋槽，深度为5〜50卩m。
此外，螺旋槽的
基本参数还包括螺旋角、半径比（Ri—Ro）/（R2-Ro）、槽宽比、槽数等，参数的选取依据是压力分布方程的计算结果，依压力沿半径及圆向方向的分布式建立压力与螺旋角等参数间的代数关系式，进而得到加工
螺旋槽所需的所有参数。
当动环随主轴运转时由于泵吸作用，密封气沿切线方向进入螺旋槽内，在由外径向中心流动的过程中气体被压缩，使气体压力升高，当槽内气体压力大于由弹簧和介质共同形成的闭合力时，密封面被分离，槽内气体压力随密封面间隙的增大而降低，当气体的开启力与闭合力相等
时，密封面间隙形成并保持一定厚度（约2.5-5卩m的气膜，气膜具有一定的刚度，保证了密封运转的密封及稳定性。
螺旋槽参数的选取与工艺介质气压力、主轴转速、泄漏量要求等运行条件有关。
鼎名密封公司的专利技术产品“下游泵送双列螺旋槽端面密封”，如图2—13所示。
主轴旋向
图2—13干气密封副表面螺旋槽
“下游泵送双列螺旋槽端面密封”，是一种新型流体动、静压结合型非接触式端面密封，其基本特征是，在旋转环或静止环的密封端面上，或者同时在这两个端面上设置两列螺旋槽，一列位于高压侧，即上游，另一列位于低压侧，即下游。
两列螺旋槽总的效果是将密封流体自上游向下游泵送。
与一般的下游泵送单列螺旋槽密封相比，在相同的条件下，该密封具有更大的流体膜厚度，或者在相同的膜厚下有更大的流体膜刚度，对转速的适应性更强，对频繁启动、停车的适应性更强。
干气密封的作用力分析
图六密封件上作用力示意图
图2—14密封件上作用力示意图
从图2—14可以看出气膜在运行条件改变时如何恢复原有刚度和厚度以保证密封运转的稳定性。
在正常情况下，闭合力等于开启力，气膜厚度不变；当受到外界干扰（如轴向波动），引起气膜厚度变小，则此时槽内气体受到进一步压缩，使开启力明显增大，迫使密封面分离，密封间隙增大直至闭合力大于开启力，反之当外界干扰使气膜增大时，密封气由于膨胀导致压力降低，使闭合力大于开启力，在弹簧力的作用下静环向动环表面靠拢，直到开启力升高与闭合力相同，密圭寸恢复平衡。
因此，在设计允许范围内，当外界条件改变后，密封能够自动恢复到设计工作间隙，保持运行的稳定可靠。
衡量密封稳定性的标准是气膜度的大小，气膜刚度越大，密圭寸抗干扰能力越强，密圭寸运行越稳定。
防干气密封失效采取的措施
①采用平衡管
高低压密封干气用管道连通作为平衡管，使压缩机进出口气体实现内部压力平衡，使压缩机两端密封的封气压力近似于压缩机进气压力。
②防机组倒转
停机时由于背压高极易导致机倒转，此时螺旋槽的负作用导致动静环接触发生干摩擦，密封在很短的时间内即可烧毁。
因此，在机组停机时要求保证出口单向阀和联动快速切断阀能正常工作，确保机组不倒转。
②3防氮气中断
若氮气中断，则无法形成气膜,密封立即失效，此时如果氮气压力联锁保护未动作，应立即停机。
第二章振动分析
振动分析的目的主要是寻找设备的振因，消除振源或减小激励，从而使设备能够平稳运转。
旋转机械常见振动故障有转子不平衡、转子不对中、转轴缺陷、油
膜振荡、临界转速、碰磨、机械松动、流体的涡流激振等原因。
近年来，随着转子动力学、流体力学和磨擦学的不断发展，对机械设备振动的理论研究日趋成熟。
一、转子不平衡
造成不平衡的原因主要有：
材质不匀、制造安装误差、孔位置有缺陷、孔的内径偏心、偏磨损、杂质沉积、转子零部件脱落、腐蚀等。
这些原因引起转子中心惯性主轴往往偏离其旋转轴线，造成转子不平衡。
转子受不平衡质量所产生的离心惯性力的冲击，便产生异常的周期性强
迫振动。
由转子质量中心和旋转中心之间的物理差异所引起的不平衡可分为三种形式：
（1）静不平衡。
转子质量偏心引起的不平衡作用于一个平面内。
（2）偶不平衡。
不平衡力作用在转子相对的两侧面，其质心仍然保
持在旋转中心上，当转子转动时，由每一侧的不平衡重量产生方向相反的离心力，形成离心力矩，使转子产生振动。
（3）动不平衡。
转子既有静不平衡又有偶不平衡，是属于多个平面内有不平衡的情况，也是最常见的不平衡形式。
绝大多数情况下，转子不平衡问题是引起机组振动的主要因素。
机
组新安装或检修后，动平衡一般符合要求，但是运行一段时间以后，由
于轮盘或动叶片磨损、叶片或轮盘间杂物堆积结块，造成转子动平衡破坏。
低速动平衡通过平衡静力和力矩为零，主要解决刚性转子问题，而高速动平衡还需通过振型平衡法或影响系数平衡法来解决挠性转子问题。
二、转子不对中
旋转机械在安装时应保证良好的对中，对于冷态温差变化小的机
组，联接的转子中心线应为一条连续的直线，对于多机组往往由于冷热
态变化大，以及高速机械对找正的精度要求，须按设计给定的找正曲线
找正，并且要求轴承标高能适应转子轴心运动要求。
然而现场安装操作时往往难以保证，从而形成正常运转时轴线的不对中，表现为：
（1）动、静部件摩擦、引起转轴热弯曲；
（2）改变轴系临界转速，使轴系振型变化或引起共振；
（3）使轴承载荷分配不均匀，恶化轴承工作状态，引起半速涡动或油膜振荡，甚至引起轴瓦升温，烧毁轴瓦。
转子轴系不对中有两种类型，一是转子轴系间联接不对中，反映为联轴器的对中程度；二是转子轴颈与轴承间的安装不对中。
转子不对中所产生的振动的主要特征为：
紧靠联轴器两端的轴承往
往振动最大；平行不对中主要引起径向振动，角度不对中主要引起轴向振动
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