核电站汽轮发电机组可倾瓦振动研究

魏邦华

(福建福清核电有限公司,福建 福清 350318)

可倾瓦的稳定性在所有轴承中可称得上是最好的，百万千瓦级汽轮发电机组设备越来越倾向于使用可倾瓦轴承，以提高机组运行稳定性，之所以可倾瓦的稳定性较好，主要原因在于可倾瓦相较于固定瓦比较，不会产生油楔切向分力，发生油膜涡动的可能性大大降低。然而可倾瓦的稳定性高，并不代表其永远不会失稳，可倾瓦的稳定性好在一定的设计条件下成立，偏离设计条件可倾瓦也会产生较大的振动甚至失稳。目前对可倾瓦失稳机理尚不清楚，仍在研究中，但随着可倾瓦广泛使用，使用可倾瓦轴承的汽轮发电机组出现振动问题也较为普遍，本文列举了某核电站4号汽轮发电机组8瓦振动情况及特点，分析了8瓦振动的原因，并对汽轮发电机组可倾瓦的稳定性及振动问题进行了初步的研究与分析，指出在较低负荷下可倾瓦轴承容易出现振动高或失稳故障。

1 某核电站4号汽轮发电机组可倾瓦振动情况

某核电站4号汽轮发电机组共设计有8个可倾瓦轴承，该汽轮发电机组自商运以来，8瓦的轴振动幅值一直处于较高水平，但瓦振正常，自401大修后8瓦处的轴振值达到了报警值，幅值达到了98 μm，严重影响机组的安全可靠运行。分析该汽轮发电机组冲转、运行及停机振动情况及运行参数，发现该汽轮机8瓦处的振动有如下特点。

1.1 该汽轮发电机组8瓦的回油温度明显偏低

自401大修后该汽轮机8瓦处的轴振值达到了报警值，幅值达到了98 μm，同时该瓦的回油温度较其他各瓦明显异常，润滑油进油温度为45 ℃，1～7瓦的回油温度均在51～53 ℃，进、回油温差在6～8 ℃。而8瓦的回油温度只有47.5 ℃，进、回油温差只有2.5 ℃，从运行参数上分析，可确定8瓦的回油温度异常。虽然8瓦的瓦温为91.4 ℃为在该机组各瓦中是最高的，但与该核电站1～3号机组8瓦(均在98～100 ℃中)相比，4号机组的8瓦温度要低的较多，各瓦进回油温度详见表1所示。

表1 4号汽轮机运行时各轴瓦温度及进回油温度

1.2 该汽轮发电机组轴系振动频率

用接入的专用振动监测软件对振动进行分析，该汽轮发电机组的振动频率主要是一倍频(数据详见表2记录)，并未出低频振动，基本可以排除8瓦出现油膜涡动。

表2 4号汽轮机发电机组5、6、8瓦振动频谱数据

1.3 该汽轮发电机组停机过程中8瓦过临界时未出现共振

该汽轮发电机组临界转速为985 r/min，在停机过程中从振动监测系统测得的振动与转速的关系曲线图1中分析，停机过临界时8瓦处轴振未出现共振峰，且用接入专用振动监测软件对振动进行分析，发现过临界时不仅振动幅值异常且相位角也未出现突变，但在汽轮机冲转过临界时8瓦处轴振有明显的共振峰。也就是说在冲转过临界时8瓦处存在共振峰，但停机过临界时8瓦处并未出现共振，这是一个较大异常。

图1 4号汽轮发电机组8瓦振动与转速的曲线图

1.4 该汽轮发电机组8瓦处轴振与瓦振的变化比较

汽轮发电机组冲转达到1 500 r/min额定转速时，8瓦处的轴振只有29 μm，但在随后的空转过程中8瓦处的轴振稳步上升，最终上升到70 μm，但在8瓦处轴振上升的过程中，8瓦处的瓦振保持不变，未出现瓦振随轴振上升而同步上升的情况。在汽轮发电机机组带负荷过程中，8瓦处的轴振及瓦振均随负荷的增加而同步增大，最终达到满负荷时8瓦处的轴振达到98 μm，超过报警值90 μm，瓦振虽有增大，但仍在允许的范围内。空载过程中8瓦轴振在上升而瓦振不变，导致这种现象出现的最可能原因是在空载过程中8瓦处轴颈的偏心距e在变小，轴颈渐渐接近8瓦瓦心，故出现轴振上升，但瓦振并未增加的现象。

2 某核电站4号汽轮发电机组可倾瓦振动分析

从8瓦运行时的进、回油温度的温差进行分析，8瓦的进、回油温差只有2.5 ℃，而1～7瓦的进、回油温差在6～8 ℃、，8瓦的进回油温差明显偏低，由此推断8瓦的负荷应该偏低；从瓦温方面比较，虽然8瓦瓦温为91.4 ℃应在该机组各瓦中是最高的，但与该核电站1～3号机组8瓦(均在98～100 ℃中)相比，4号机组的8瓦温度要低的较多，因此从瓦温的运行参数上进行横向分析，可以推断4号机组汽轮发电机组8瓦负荷较设计载荷要低。

从停机过临界时8瓦处轴振未出现共振的情况进行分析，共振是物理学上的一个基本规律，在临界转速处轴振未出现共振峰这一现象有点反常，并且用接入的专用振动监测软件对振动进行分析，发现过临界时8瓦处振动相位角也未出现突变，因此可以确定停机降速过临界时8瓦处轴振确实未出现共振。由此推断8瓦处机组临界转速应该发生的漂移，汽轮机发电机组轴系的临界转速(固有频率)主要与转子的材料、质量、转子长度有关，同时也受支撑系统的刚度影响，支撑条件变化时轴系的固有频率也将发生变化，支撑刚度降低，轴系的固有频率下降[1]。从图2中分析，在降速至744 r/min时出现了一个共振峰，由此推断8瓦处的支撑刚度在降低，运行中的汽轮发电机组支撑系统材料未发生改变，支撑刚度的降低唯一可能是油膜等效刚度发生了改变，油膜等效刚度降低导致8瓦处轴系的临界转速发生了漂移，因此当汽轮发电机组降速至985 r/min时未出现共振。

从8瓦处轴振与瓦振的趋势方面分析，空转过程中8瓦处的轴振稳步上升，从29 μm最终上升到70 μm，但在8瓦处轴振上升的过程中，8瓦处的瓦振保持不变。由此推断在机组空转时8瓦的偏心距在变小，结合前文所述8瓦油膜等效刚度变小及8瓦进、回油温差异常，基本可以判定8瓦的负荷较小，轴颈向轴瓦瓦心发了移动，因此轴振升高，而瓦振保持不变。

根据汽轮机组振动幅值与轴承载荷及油膜刚度之间的关系[2]，汽轮发电机组振动的幅值与轴承所受载荷及油膜等效刚度有关 ,而油膜等效刚度的变化又会引起轴颈与轴瓦之间的摩擦。根据转子动力学及润滑理论 ,对振幅与轴承载荷及油膜等效刚度之间的关系进行了分析,有如下结论:轴承载荷增加 ,油膜厚度变薄，油膜等效刚度增大,轴颈与轴瓦之间摩擦程度增加,振动幅值减小；反之轴承载荷小、油膜厚度变厚、油膜等效刚度变小和振动幅值增加。综上所述可以确定该汽轮机该汽轮发电机组8瓦振动的根本原因是8瓦负荷比设计载荷偏小导致。

经查阅401大修汽轮机的维修报告，发现汽轮发电机组轴系扬度确实存在偏差，8瓦处的扬度较设计值要小得多，进一步证明了8瓦的负荷较设计值确实偏低较多。

3 汽轮发电机组可倾瓦振动研究

固定瓦轴承的转子系统之所以会产生油膜自激振动，很大程度上归咎于油膜交叉刚度的作用，导致油楔切向分力的产生。但对于可倾瓦轴承，其交叉刚度为零，不会产生油楔切向分力，不存在油膜交叉刚度力激励系统失稳的问题，以往大量文献都据此认定，在理想的状况下，可倾瓦轴承具有天然的、本质的稳定性，不会产生油膜涡动或油膜振荡。可倾瓦轴承在许多工程实际应用中亦被证明确实具有很好的稳定性，这是毋庸置疑的，但以往的研究将这一点过于绝对化了，事实上，在工程中，同样出现过一些可倾瓦轴承支承的转子振动问题。前文所述的某核电站4号汽轮发电机组8瓦振动就是一个较典型的振动事例，虽然未出现失稳，但因轴承的负荷较低仍可出现较大的振动，因此可倾瓦具有天然的稳定性这一经典结论是否正确仍值得探讨。

3.1 轴承失稳机理分析

油膜涡动形成的机理[3]：图2是转子在圆筒轴瓦内旋转受力示意图，从图中可以看出，当轴颈在轴承中转动时，会把油膜带到它的四周，产生一个支撑旋转和其他附加力的油楔,由于油楔的形成，使油膜整体支持力分成了油楔径向分力和油楔切向分力两部分，该切向分力迫使轴沿着垂直于径向偏移线方向进行同向涡动的倾向，油楔切向分力与轴瓦间隙及转子转速有关，若轴瓦或轴瓦间隙修刮不当，会造成油楔空间大小的变化，影响到油楔切向分力的大小，当转速升到一定数值或偏心距较小或油楔大小改变时导到油楔切向分力大到超过各种阻尼力时，转轴就脱离平衡位置发生失稳现象，产生油膜涡动或油膜振荡。而可倾瓦每块瓦的油膜力都通过轴颈中心(如图3所示)，不会产生容易失稳的油楔切向分力，不存在油膜交叉刚度力激励系统失稳的问题，据此以往的文献均认为可倾瓦具有天然的稳定性。

图2 转子在圆筒瓦内旋转受力示意图

图3 可倾瓦工作原理

3.2 可倾瓦轴承与固定瓦轴承稳定性比较

油膜等效刚度Keq和临界涡动比γst临界(是衡量径向动压滑动轴承稳定性两个重要指标，前者反映了油膜综合刚度的相对值，后者反映了油膜中涡动因素对阻尼因素的相对比例关系。油膜等效刚度Keq越大而临界涡动比γst大而越小，则轴承的稳定性越好[4]。

从油膜等效刚度Keq方面比较，可倾瓦与固定瓦的等效油膜刚度Keq与偏心率的关系曲线如图4所示，在相同的宽径比B/d条件下，可倾瓦的等效刚度比固定瓦要大得多，因此可倾瓦的稳定性要比固定瓦要好得多。

图4 油膜等效刚度与偏心率的关系曲线

从临界涡动比γst临界方面比较，当偏心率ε趋近于0时，固定瓦及可倾瓦的临界涡动比γst，固均趋近于0.5，但在偏心率增大时，可倾瓦轴承比固定瓦轴承更早地进入了恒稳区；当可倾瓦的偏心率大于0.45时，可倾瓦的临界涡动比γst，可就非常小了，可倾瓦轴承转子系统就恒稳了，而固定瓦轴承支承的转子一般要在偏心率大于0.8后方才进入恒稳区，具体详见图5可倾瓦、固定瓦的偏心率与临界涡动比γst倾瓦的变化曲线。

图5 偏心率与临界涡动比关系曲线

而轴颈在轴瓦中的偏心率ε(偏心距与轴瓦间隙的比值)与轴瓦的负荷直接相关，当轴承载荷减小时，油膜厚度变厚，油膜刚度变小，轴颈在轴瓦的偏心距变小(偏心率ε也在变小)，轴系的振动幅值会上升，当可倾瓦的偏心率小于0.45时，临界涡动比γst，临将快速增大，可倾瓦出现失稳问题。因此可倾瓦的振动及失稳问题与可倾瓦轴承承载小于设计载荷直接相关。

从偏心率与临界涡动比γst偏心变化曲线方面比较可知，可倾瓦相对固定瓦来说，稳定性更好，但若可倾瓦所受载荷远小于设计载荷时，此时轴颈在轴瓦中的偏心率很小，临界涡动比γst临界则较大，因此此时可倾瓦也会出现失稳，导致产生较大的振动。

3.3 可倾瓦振动问题分析总结

虽然可倾瓦是稳定性最好的轴承，但是，并不代表其不会发生振动或失稳，近年来国内已发生过多起由于可倾瓦故障引起的机组振动，虽然对可倾瓦失稳的机理目前还有待于深入研究，但有一点可以确定，即可倾瓦的振动问题与轴承的负荷以及轴颈在轴瓦中的偏心率相关，可倾瓦负荷小时会产生振动偏大问题，根据沃斯克列辛斯基编著的文献《滑动轴承计算和设计》，轴瓦稳定性参数的界限值仅是偏心率的函数[5]，偏心率非常小时可倾瓦也会出现失稳。从目前可倾瓦振动的大量事例中总结归纳，可倾瓦振动问题主要可归结为以下几方面。

3.3.1 可倾瓦载荷低于设计载荷时，容易产生振动高

可倾瓦轴承载荷小时，可倾瓦的阻尼较小，抵抗外界的振动能力较差，容易出现振动高问题。前文中所述的某核电站4号汽轮发电机组8瓦振动问题归根结底也是8瓦的负荷小所导致的振动高，从振动频率上分析为一倍频，未出现低频振动，说明仍处于恒稳区。固定瓦处于恒稳区的偏心率应大于0.8，可倾瓦处于恒稳区偏心率大于0.45，对于可倾瓦来说当偏心率在0.45～0.8的范围内仍是稳定的，但因此时轴承的负荷较小，偏心率较小，油膜等效刚度偏小，根据振动理论A=α×F/K，在相同的激振力F作用下，当刚度K降低时，振动幅值A将增大。因仍处于恒稳区，此种情况的振动从频谱看未出现低频率振动分量，前文所述的某核电站4号汽轮发电机组8瓦振动高问题就属于该种情况。

若载荷进一步降低，轴颈的偏心距将进一步减小，当偏心率降至0.45以下时，由图5可知可倾瓦的临界涡动比γ知可将快速增大，可倾瓦将会失去稳定，将会产生油膜涡动，此时振动频谱上将出现明显的低频振动分量。

3.3.2 可倾瓦轴承的稳定性与轴承检修、安装、轴承间隙等有一定的关系

可倾瓦轴承的稳定性与轴承检修、安装有较大关系[6]，若可倾瓦检修、安装不正确会导致可倾瓦出现失稳，产生油膜涡动，振动频谱上可见明显的低频振动分量。可倾瓦失稳机理目前尚在研究中，目前还只能停在定性的分析阶段，由轴承润滑理论可知轴颈在可倾瓦中的稳定性由所玛菲尔德数S决定，S值是轴承构造和运行条件的综合，它和轴颈在轴承中的偏心率ε有对应关系，S值越大，偏心率ε越小。

(1)

(2)

式中，μ为润滑油黏度;N为转速;P为轴承所受的平均比压(载荷);C为轴承径向间隙;r为轴颈半径;ε为偏心率;e为偏心距。

由式(1)、(2)可知S与轴承间隙、轴颈半径、轴承载荷等相关，因此当检修或安装不当，会造成轴承承载及轴承间隙变化，会造成S值变化、轴颈在轴瓦中的偏心率ε发生变化，当偏心率降到0.45以下时，可倾瓦将会发生失稳。

3.3.3 可倾瓦阻尼较小，在外界汽流激振力的作用下可能产生失稳

汽轮机的通流间隙存在偏差，运行时不可避免会存在汽流激振力，若叶轮的偏心较大时也会对可倾瓦的稳定性产生影响。因加工偏差、安装偏差、转子变形等因素汽轮机运行时叶片存在一定量的偏心，将会导致叶片径向间隙沿周向产生变化，间隙小的一侧叶片做功多、效率高，叶轮上所受的气动力较大；与之相反，位于间隙大的一侧叶片做功少、效率低，作用在叶片上的气动力也小，叶轮全部叶片上所承受的切向气动力合成结果除了产生扭矩外，还会产生一个与偏心方向垂直的汽流激振力,该力的作用是由于运动的交叉耦合效应引起的，只与转子或叶轮的位移扰动有关，其作用是促使转子的正向涡动，当系统无足够的外阻尼不足以克服激励时，系统将会发生失稳。而可倾瓦阻尼较小，因此使用可倾瓦支撑的汽轮发电机组当汽轮机转子在汽缸中偏心较大时，可能产生失稳。

4 结论

通过对可倾瓦振动问题的初步研究与分析，指出可倾瓦的稳定性与固定瓦相比确实较好，然而可倾瓦的稳定性高，并不代表其不会产生振动，可倾瓦的稳定性好在一定的设计条件下成立，偏离设计条件可倾瓦也会产生较大的振动甚至失稳，特别是在低负荷时可倾瓦轴承也会产生振动高甚至失稳故障。虽然对可倾瓦失稳的机理目前还有待于深入研究，但有一点可以确定即可倾瓦的振动问题与轴承的负荷以及轴颈在轴瓦中的偏心率相关，可倾瓦负荷小时会产生振动偏大问题，偏心率非常小时可倾瓦也会出现失稳，产生油膜涡动。