滑动轴承按其工作原理可分为静压轴承与动压轴承两类，如下图1和图2。
常见故障：
1）巴氏合金松脱；
2）轴承异常磨损、刮伤、拉毛；
3）轴承疲劳；
4）轴承腐蚀；
5）轴承壳体配合松动；
6）轴承间隙不适当。
描述：
轴承油膜振荡是轴颈涡动运动与转子自振频率相吻合时发生的大幅度共振现象。其特点是来势很猛，振幅瞬间突然升高，很快发生局部油膜破裂，引起轴颈与轴瓦之间摩擦，发出强烈的吼叫声，严重损坏轴承和转子。有人把这种不稳定的振荡现象比作一种波浪，这个油膜的波浪在轴承间隙内绕轴颈运动，轴颈就浮在波浪中被推着前进，像一块冲浪板一样，波的平均速度就是轴颈的涡动速度。
诊断这类故障，一般是从振动频率是否接近转速之半来判别，但是也必须注意，振动频率接近转速频率之半的振动并不一定是油膜振荡引起的，另外一些故障也会引起类似的半频振动。如转子与静子之间发生的局部摩擦可激起半频振动；浮环密封被卡住，失去浮动作用时激起的振动频率为转速频率的43%-47%；还有叶轮和扩压器中的气流激振力也可激起接近半频的振动。
轴承发生油膜振荡的故障特征主要如下：
油膜振荡是一种自激振动，维持振动的能量是由轴本身在旋转中产生，它不受外部激励力的影响。一旦发生大振幅的油膜振荡以后，如果继续升高转速，振幅也不会下降，而且振动频率始终为转子的一阶自振频率，转子的挠曲振型也为一阶振型，与升高后的转速不发生关系，油膜振荡的这个特性与转子过临界转速时的振动情况不一样。此外，自激振动均有突发性的特点，因此油膜振荡的发生和消失也是突发性的，这与转子过临界转速时振动逐渐增大的现象截然不同。
高速轻载转子，发生油膜振荡的转速总是高于转子系统的一阶临界转速二倍以上。对于稳定性较差的转子轴承系统，一般在发生油膜振荡转速之前的较低转速下就已出现了半速涡动频率，因此可以从各种转速下的频谱图上观察是否存在涡动频率，如果涡动频率与转速频率之比Ω/ω约在0.35-0.5范围内，则可认为半速涡动在油膜振荡之前已经存在。只要该涡动频率接近转子系统的一阶自振频率，就有可能爆发激烈的油膜振荡现象。
在发生油膜振荡之前，涡动频率比Ω/ω在一定转速范围内一般是不变的，但是有些轴承的涡动频率比可能随转速升高而略有下降趋势，这种情况可能是油温升高，油液泄漏量增大之故。
振幅的变化，在低速范围内虽然涡动频率已经出现，但转子振动并不严重，只是在涡动频率与转子一阶自振频率接近时才出现了油膜振荡，原来的半速涡动频率成分幅值突然升高，成为控制转子振动的主要振动频率，这在频谱图上可以清楚地观察到，发生油膜振荡以后的转子主振动频率也就固定不变。
油膜振荡是一种非线性的油膜共振，激烈的振动会激发油膜振荡频率Ω和转速频率ω的多倍频成分及和差组合频率。非线性振动不仅在油膜振荡中存在，当转子和静止元件发生摩擦时，也会产生非线性振动，而且轴承发生油膜振荡时也往往会伴随着轴颈和轴承之间的摩擦现象，因此需要仔细鉴别是油膜振荡还是转子摩擦引发故障。
摩擦故障在频谱图上出现的主振频率是精确的（ω为转速频率，i为正整数），而油膜振荡频率比Ω/ω一般小于1/2。在振动强烈的情况下，不论是油膜振荡还是摩擦故障，均可能出现转速频率与转子主振动频率之间的和差组合频率成分。
发生油膜振荡时，轴心轨迹形状紊乱、发散，很多不规则的轨迹线叠加形成花瓣形状。
发生油膜振荡时，由于转子发生激烈的自激振动，引起轴承油膜破裂，因而会同时发生轴颈和轴瓦的碰撞摩擦，时而发出巨大的吼叫声。轴承中的油膜共振与摩擦涡动联合作用引起的转子大振动，给轴承和迷宫密封带来严重损伤。拆检机器，可发现轴瓦有不同程度的两端扩口或擦伤，中间迷宫密封被磨去，沿轴向呈现转子一阶弯曲的痕迹。转子转速一旦进入油膜共振区，转速会升高，振荡频率不变，振幅并不下降。但是降低转速，振动也并不马上消失，油膜振荡消失的转速要低于它的起始转速，这就是油膜振荡的惯性现象。
表1 滑动轴承典型故障特征
诊断实例：
某公司一台空气压缩机，由高压缸和低压缸组成。低压缸在一次大修后，转子两端轴振动持续上升，振幅达50-55μm，大大超过允许值33μm，但低压缸前端的增速箱和后端的高压缸振动较小。低压缸前、后轴承上的振动测点信号频谱图如图（a）、（b）所示：
诊断意见：
图中主振动频率为91.2Hz，幅值为工频成分190Hz的3倍多，另外还有2倍频和4倍频成分。值得注意的是，图中除了非常突出的低频91.2Hz之外，4倍频成分也非常明显。对该机振动信号的分析如下：
1）低频成分突出，它与工频成分的比值为0.48，可认为是轴承油膜不稳定的半速涡动；
2）油膜不稳定的起因可能是低压缸两端联轴节的对中不良，改变了轴承上的负荷大小和方向。
生产验证：
大修期间停机检查，发现如下问题：
轴承问隙越过允许值（设计*大允许间隙为0.18mm，实测为0.21mm）；
5块可倾瓦厚度不均匀，同一瓦块*薄与*厚处相差0.03mm，超过设计允许值，瓦块内表面的预负荷处于负值状态（Pr值设计为0.027，现降为-0.135），降低了轴承工作稳定性；
两端联轴节对中不符合要求，平行对中量超差，角度对中的张口方向相反，使机器运转时产生附加的不对中力。
大修期间对上述发现的问题作了修正，机器投运后恢复正常，低压缸两端轴承的总振值下降到20μm，检修前原频谱图上反映轴承油膜不稳定的91.2Hz低频成分和反映对中不良的4倍频成分均已消失（图c、d）。
