不同載荷狀態下可傾瓦軸承低頻振動分析與比較

高慶水， 劉 石， 馮永新

（廣東電網公司電力科學研究院，廣州510080）

隨著汽輪發電機組等大型旋轉機械向高參數、大容量方向發展，軸系變得越來越細長，一階臨界轉速降低，工作轉速下出現油膜失穩的可能性增大，成為影響機組安全運行的重要因素.

與固定式軸承相比，可傾瓦軸承的瓦塊可以繞其背部支點做自適應擺動，減小了容易引起失穩的切向力.如果不考慮瓦塊慣性和支點摩擦阻尼等因素的影響，可傾瓦軸承理論上是完全穩定的，因而在汽輪發電機組等大型旋轉機械上得到了廣泛應用.然而近年來，一些機組可傾瓦軸承陸續發生了低頻振動故障［1－4］，人們大多認為這是由于可傾瓦軸承油膜失穩引起的，可傾瓦軸承不會失穩的觀點正在改變.所采取的故障治理方案也與固定式軸承一樣，如抬高軸承標高、減小間隙和長徑比等.然而，還有一些機組可傾瓦軸承上出現不穩定振動，其特征雖與油膜失穩很相似，但按油膜失穩故障預案處理后的效果卻較差.伴隨這類故障所出現的一些現象也很難用傳統油膜失穩理論來解釋，如油膜失穩故障容易導致軸承下瓦塊疲勞損傷，而這類故障卻容易導致軸承上瓦塊疲勞損傷等.

筆者針對工程上實際發生的2種類型低頻振動，分析了其故障產生機理，并給出2種故障的區分方法.

1 可傾瓦軸承油膜失穩引起的低頻振動分析

1.1 可傾瓦軸承油膜失穩機理

針對軸承油膜失穩機理方面的研究很多.如圖1所示，油在軸承收斂油楔內流動時會形成正壓區，合成后將產生一個垂直于軸頸偏移方向的切向力F1.一旦F1超過系統本身阻尼力F2，轉軸就會渦動.渦動發生后，離心力增大，軸頸中心偏離軸承中心的程度更大，所產生的切向力更大，進一步推動軸頸渦動，由此形成自激振動.因此，軸承內油膜產生的垂直于轉子偏移方向的切向力是導致軸承油膜失穩的根源.

圖1 軸承油膜壓力分布Fig.1 Pressure distribution of oil film in the bearing

與固定式軸承不同，如圖2所示，可傾瓦軸承含有多個可傾瓦塊，每一瓦塊能夠繞支點擺動，隨著軸頸運動而自由調整位置形成油楔，以適應轉速、軸承負載等的變化，并使每一瓦塊內的油膜壓力的合力都通過軸頸中心，不會產生引起失穩的切向力.因此，可傾瓦軸承穩定性較高.

圖2 可傾瓦軸承模型Fig.2 Model of the tilting－pad journal bearing

可傾瓦軸承穩定性雖然較高，然而大量研究表明：可傾瓦軸承穩定性與軸承安裝、軸承間隙等依然有較大關系.承載較輕時，可傾瓦軸承阻尼較小，抵抗外界擾動能力較差，容易失穩.這種情況下所采取的故障治理措施大多是從提高軸承載荷角度來制定的，如減小軸承長徑比和抬高軸承標高等.

1.2 輕載狀態下可傾瓦軸承油膜失穩實例分析

某廠一臺600MW汽輪發電機組試運以及其后一年多時間內振動很不穩定，主要表現在5號和6號軸承上.機組啟動升速和帶負荷初期振動都比較穩定，帶負荷至600MW運行5min后，5號、6號軸承振動在1min內突變，分別增大至280μm和270μm，軸瓦振動也分別增大至62μm和70μm.振動突變后，4～7號軸承軸振出現了不同程度的17.5Hz低頻分量，其中5號、6號軸承軸振低頻分量幅值甚至高達168μm.表1給出了軸承軸振突變前后的數據.第2次帶負荷試驗又出現了同樣情況，帶負荷至560MW運行1min后，5號、6號軸承振動突變，10min后振動又突然消失.此后又出現過2次類似大幅度波動，最終5號、6號軸承軸振分別在280μm和240μm高幅值上.試驗中還發現油溫對振動有一定影響，油溫低于55℃時振動容易突變，油溫較高時振動比較穩定.

表1 軸承軸振突變前后振動數據Tab.1 Vibration parameters before and after abrupt change of shaft vibration μm

5號軸承采用了穩定性比較高的可傾瓦結構，下部采用了2塊可傾瓦塊，理論上不應該失穩.但是5號、6號軸承軸振還是出現了大幅度低頻分量，且振動與潤滑油溫等有關，初步判斷故障性質為油膜失穩.為了分析故障原因，從頂軸油壓、軸頸中心位置和冷熱態標高變化量等方面對5號軸承承載狀態進行了綜合分析.

表2給出了盤車、定速和滿負荷下各軸承頂軸油壓值.由表2可以看出，整個過程中5號軸承頂軸油壓均最小，說明5號軸承載荷確實較輕.

表2 5～8號軸承頂軸油壓Tab.2 Jacking oil pressure of bearings No.5to No.8 MPa

圖3給出了啟動過程中5號軸頸中心變化情況.由圖3可以看出，升速過程中5號軸頸垂直上抬250μm，水平偏移27μm.帶負荷過程中5號軸頸中心又進一步上抬180μm，水平偏移20μm.滿負荷狀態下，5號軸頸中心總上抬量達到430μm.采用連通管法測試了冷熱態下各軸承標高的相對變化，5號軸承標高降低量達到1.337mm.

綜合多方面數據認為，熱態下5號軸承載荷很輕，處于脫空狀態，判定5號軸承出現油膜失穩，根本原因是軸承載荷較輕.檢修中將5號軸承標高抬高400μm.標高調整后，機組啟動、升速和帶負荷過程中，各測點都沒有出現17.5Hz左右的低頻分量.

圖3 啟動過程中5號軸頸中心變化情況Fig.3 Journal center variation of No.5bearing during start－up process

2 可傾瓦軸承瓦塊顫振引起的低頻振動分析

2.1 可傾瓦軸承瓦塊顫振現象

顫振是一種可傾瓦塊繞著支點做周期性擺動的現象.Zeidan等［5］指出瓦塊顫振會導致軸承上瓦塊損壞.Adams等［6］指出顫振時會出現比較嚴重的次同步振動.Hargreaves等［7］分析了進油邊收斂油楔對顫振的影響.Yang等［8］在可傾瓦塊背部安裝加速度傳感器并測量了升速過程中瓦塊振動響應變化情況，圖4給出了其實驗研究結果.由圖4可以看出，低速下幾乎沒有顫振現象；隨著轉速的升高，開始出現顫振，顫振幅值越來越大，顫振頻率近似為半倍轉速頻率.

圖4 瓦塊響應頻譜隨轉速的變化Fig.4 Change of pad frequency spectrum during run－up process

2.2 可傾瓦軸承瓦塊顫振動力學分析模型

圖5給出了可傾瓦塊動力學分析模型.考慮瓦塊上下運動以及繞支點的擺動，瓦塊動力學方程為

式中：y和δ分別為瓦塊位移和擺角；F2為制動彈簧反作用力；γ為瓦背彈簧到支點角度；F0和M0分別為油膜力作用在瓦塊上的合力與合力矩，通過求解Reynolds潤滑方程得出；c1、c2為阻尼系數；R2為瓦背半徑；m和I分別為瓦塊質量和轉動慣量.

制動彈簧反作用力F2的計算公式為

式中：k和C0分別為制動彈簧剛度和間隙.

圖5 可傾瓦塊動力學分析模型Fig.5 Dynamic model of the tilting pad

針對表3所給軸承參數，采用四階龍格庫塔法求解式（1）和式（2），得到2種不同軸承間隙下可傾瓦軸承上瓦塊的振動響應，如圖6所示.由圖6可以看出，軸承間隙較小時，上瓦塊位移為0，瓦塊穩定支撐在背部支點上；軸承間隙較大時，上瓦塊位移在0～0.7mm間波動，瓦塊背部沒有固定支點，出現了顫振現象.

表3 可傾瓦軸承參數Tab.3 Parameters of the tilting－pad journal bearing

圖6 2組不同軸承間隙下可傾瓦軸承上瓦塊的動態響應Fig.6 Pad response under two typical bearing clearances

2.3 可傾瓦軸承瓦塊顫振過程的細化分析

圖7給出了瓦塊顫振響應過程.假設初始時刻瓦塊位移和擺角為0，瓦塊中心位于軸頸中心上方.顫振過程可以描述如下：

（1）狀態1～狀態2.收斂油楔位于瓦塊下游，在油膜壓力作用下瓦塊向負方向擺動.因間隙大、油膜力小，在重力作用下瓦塊向下運動.下移過程中，收斂油楔逐漸向進油側移動，瓦塊負角度擺動趨勢變緩，直到擺角達到最大負值為止.

（2）狀態2～狀態3.在重力作用下，瓦塊繼續下移，收斂油楔進一步向上游移動.在油膜壓力作用下，瓦塊擺角逐漸由負值恢復到0.油膜壓力越來越大，瓦塊下移趨勢逐漸變緩，直至下移量達到最大值為止.

（3）狀態3～狀態4.此時瓦塊間隙較小，油膜壓力大于重力，瓦塊開始向上移動，位移逐漸減小.瓦塊擺角在油膜壓力作用下進一步增大.受瓦塊上移、收斂油楔向下游移動影響，瓦塊擺角增大趨勢逐漸變緩，直到達到最大值為止.

（4）狀態4～狀態1.在油膜壓力作用下，瓦塊進一步上移，直到碰到支點為止.收斂油楔進一步向下游移動，瓦塊擺角逐漸減小，直到0為止.回到初始狀態1.

圖7 瓦塊顫振響應過程Fig.7 Reponse steps during pad fluttering

2.4 可傾瓦軸承瓦塊顫振機理

當瓦塊工作間隙較小時，油膜壓力較大.受油膜壓力擠壓作用，瓦塊有1個固定支點，此時瓦塊可以簡化為1個單自由度系統，瓦塊擺動過程中很快能找到擺角平衡位置而穩定下來.

當瓦塊工作間隙較大時，油膜壓力較小，不足以支撐瓦塊，瓦塊會下移，下移趨勢因油膜壓力逐漸增大而變緩.油膜壓力進一步增大到超過重力后，瓦塊又會向上移動.整個過程中瓦塊沒有1個固定支點，這就是瓦塊顫振的根本原因.

2.5 可傾瓦軸承瓦塊顫振的影響因素

瓦塊與軸頸之間的工作間隙Cs對顫振影響很大：（1）當Cs＜C時，油膜壓力較大，瓦塊一直處于承載狀態，瓦塊支撐在背部支點上，繞支點擺動，不會出現顫振；（2）當Cs＞C時，油膜壓力較小，瓦塊在承載和非承載狀態間變化，波動過程中瓦塊沒有固定支點，擺動的同時會上下移動，容易出現顫振.

2.6 可傾瓦軸承顫振實例分析

某臺660MW超臨界汽輪發電機組軸系由高中壓轉子、低壓轉子I、低壓轉子II、發電機轉子、勵磁短軸和9個軸承組成.正常運行時，4號軸承軸振逐漸增大，500min后因振動爬升至600μm而被迫停機.整個過程如圖8所示.4號軸承軸振爬升時，相鄰3號、5號軸承振動平穩.圖9給出了4號軸承振動頻譜圖.由圖9可以看出，振動增大后，頻譜圖中出現了大量10Hz和20Hz左右的低頻分量.

再次啟機，4號軸承軸振在1 100r／min后快速增大，至1 390r／min時因振動大而打閘，此過程中軸承瓦溫和瓦振正常.更換4號軸承傳感器并在軸承外側新加一組渦流傳感器后啟機，振動與上次一致，升速到1 100r／min時，4號軸承軸振開始增大，至1 390r／min后因振動大而再次打閘.圖10給出了4號軸承軸振趨勢和瀑布圖.1 100r／min后開始出現低頻振動，其幅值隨轉速升高而迅速增大.此過程中工頻幅值小于25μm，軸承座振動僅有6μm，新加渦流傳感器所測軸承軸振只有53μm.

圖8 3號、4號和5號軸承軸振爬升過程Fig.8 Shaft vibration increase of bearings No.3to No.5

圖9 4號軸承軸振頻譜圖Fig.9 Frequency spectrum for shaft vibration of No.4bearing

圖10 4號軸承軸振瀑布圖及啟停過程中幅值和頻譜變化Fig.10 Cascade plot for shaft vibration of No.4bearings and change of amplitude and spectrum during run－up and rundown process

打開4號軸承進行檢查.如圖11所示，發現柱銷孔偏摩、上瓦塊進油邊處烏金碎裂、瓦背彈簧斷裂，說明該瓦塊出現了比較嚴重的顫振現象.更換軸承并減小上瓦塊間隙后啟機，不穩定低頻振動消失.

圖11 4號軸承故障情況Fig.11 Fault photo of No.4bearing

3 可傾瓦軸承2種低頻振動故障的區分方法

軸承出現低頻振動后，大多認為故障是由于油膜失穩所引起的.實際上，瓦塊顫振和油膜失穩均會誘發低頻振動［9］，兩者都是當轉速達到一定值后才會發生，故障特征很相似.但是兩者之間也有較明顯的差別，主要表現在：

（1）油膜失穩容易發生在輕載軸承上，顫振容易發生在重載軸承上.輕載軸承阻尼小，抵抗外界擾動能力較差，容易產生油膜失穩.重載軸承軸頸中心上抬量較小，上瓦塊工作間隙較大，容易產生顫振.

（2）油膜失穩后轉軸振動較大，容易導致軸承下瓦塊損壞，顫振后上瓦塊處于不穩定狀態，容易導致進油側烏金、柱銷和彈簧等疲勞損壞.

（3）顫振發生后，實際轉軸振動并不大，但是瓦塊擺動將會產生較大的相對振動，導致監測系統所測轉軸相對振動較大.油膜失穩發生后，轉軸本身振動較大.

（4）油膜失穩大多發生在高轉速下，而顫振在相對較低的轉速下也有可能發生.

4 結 論

（1）通過可傾瓦軸承油膜失穩和顫振機理的分析，指出軸承輕載狀態下容易出現油膜失穩，而重載狀態下容易出現顫振.顫振和油膜失穩的故障機理不同，但現象具有很強的相似性，容易誤判.

（2）與油膜失穩會引起較大軸承軸振不同，顫振發生后軸承軸振并不大，上瓦塊振動大，容易引起彈簧、柱銷和進油側烏金等的疲勞損壞.

（3）可傾瓦大多在瓦塊出油邊安裝制動彈簧，可以防止瓦塊與軸頸之間的接觸碰撞，但無法消除顫振.

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