核電站汽輪發電機組可傾瓦振動研究

魏邦華

(福建福清核電有限公司,福建 福清 350318)

可傾瓦的穩定性在所有軸承中可稱得上是最好的，百萬千瓦級汽輪發電機組設備越來越傾向于使用可傾瓦軸承，以提高機組運行穩定性，之所以可傾瓦的穩定性較好，主要原因在于可傾瓦相較于固定瓦比較，不會產生油楔切向分力，發生油膜渦動的可能性大大降低。然而可傾瓦的穩定性高，并不代表其永遠不會失穩，可傾瓦的穩定性好在一定的設計條件下成立，偏離設計條件可傾瓦也會產生較大的振動甚至失穩。目前對可傾瓦失穩機理尚不清楚，仍在研究中，但隨著可傾瓦廣泛使用，使用可傾瓦軸承的汽輪發電機組出現振動問題也較為普遍，本文列舉了某核電站4號汽輪發電機組8瓦振動情況及特點，分析了8瓦振動的原因，并對汽輪發電機組可傾瓦的穩定性及振動問題進行了初步的研究與分析，指出在較低負荷下可傾瓦軸承容易出現振動高或失穩故障。

1 某核電站4號汽輪發電機組可傾瓦振動情況

某核電站4號汽輪發電機組共設計有8個可傾瓦軸承，該汽輪發電機組自商運以來，8瓦的軸振動幅值一直處于較高水平，但瓦振正常，自401大修后8瓦處的軸振值達到了報警值，幅值達到了98 μm，嚴重影響機組的安全可靠運行。分析該汽輪發電機組沖轉、運行及停機振動情況及運行參數，發現該汽輪機8瓦處的振動有如下特點。

1.1 該汽輪發電機組8瓦的回油溫度明顯偏低

自401大修后該汽輪機8瓦處的軸振值達到了報警值，幅值達到了98 μm，同時該瓦的回油溫度較其他各瓦明顯異常，潤滑油進油溫度為45 ℃，1～7瓦的回油溫度均在51～53 ℃，進、回油溫差在6～8 ℃。而8瓦的回油溫度只有47.5 ℃，進、回油溫差只有2.5 ℃，從運行參數上分析，可確定8瓦的回油溫度異常。雖然8瓦的瓦溫為91.4 ℃為在該機組各瓦中是最高的，但與該核電站1～3號機組8瓦(均在98～100 ℃中)相比，4號機組的8瓦溫度要低的較多，各瓦進回油溫度詳見表1所示。

表1 4號汽輪機運行時各軸瓦溫度及進回油溫度

1.2 該汽輪發電機組軸系振動頻率

用接入的專用振動監測軟件對振動進行分析，該汽輪發電機組的振動頻率主要是一倍頻(數據詳見表2記錄)，并未出低頻振動，基本可以排除8瓦出現油膜渦動。

表2 4號汽輪機發電機組5、6、8瓦振動頻譜數據

1.3 該汽輪發電機組停機過程中8瓦過臨界時未出現共振

該汽輪發電機組臨界轉速為985 r/min，在停機過程中從振動監測系統測得的振動與轉速的關系曲線圖1中分析，停機過臨界時8瓦處軸振未出現共振峰，且用接入專用振動監測軟件對振動進行分析，發現過臨界時不僅振動幅值異常且相位角也未出現突變，但在汽輪機沖轉過臨界時8瓦處軸振有明顯的共振峰。也就是說在沖轉過臨界時8瓦處存在共振峰，但停機過臨界時8瓦處并未出現共振，這是一個較大異常。

圖1 4號汽輪發電機組8瓦振動與轉速的曲線圖

1.4 該汽輪發電機組8瓦處軸振與瓦振的變化比較

汽輪發電機組沖轉達到1 500 r/min額定轉速時，8瓦處的軸振只有29 μm，但在隨后的空轉過程中8瓦處的軸振穩步上升，最終上升到70 μm，但在8瓦處軸振上升的過程中，8瓦處的瓦振保持不變，未出現瓦振隨軸振上升而同步上升的情況。在汽輪發電機機組帶負荷過程中，8瓦處的軸振及瓦振均隨負荷的增加而同步增大，最終達到滿負荷時8瓦處的軸振達到98 μm，超過報警值90 μm，瓦振雖有增大，但仍在允許的范圍內。空載過程中8瓦軸振在上升而瓦振不變，導致這種現象出現的最可能原因是在空載過程中8瓦處軸頸的偏心距e在變小，軸頸漸漸接近8瓦瓦心，故出現軸振上升，但瓦振并未增加的現象。

2 某核電站4號汽輪發電機組可傾瓦振動分析

從8瓦運行時的進、回油溫度的溫差進行分析，8瓦的進、回油溫差只有2.5 ℃，而1～7瓦的進、回油溫差在6～8 ℃、，8瓦的進回油溫差明顯偏低，由此推斷8瓦的負荷應該偏低；從瓦溫方面比較，雖然8瓦瓦溫為91.4 ℃應在該機組各瓦中是最高的，但與該核電站1～3號機組8瓦(均在98～100 ℃中)相比，4號機組的8瓦溫度要低的較多，因此從瓦溫的運行參數上進行橫向分析，可以推斷4號機組汽輪發電機組8瓦負荷較設計載荷要低。

從停機過臨界時8瓦處軸振未出現共振的情況進行分析，共振是物理學上的一個基本規律，在臨界轉速處軸振未出現共振峰這一現象有點反常，并且用接入的專用振動監測軟件對振動進行分析，發現過臨界時8瓦處振動相位角也未出現突變，因此可以確定停機降速過臨界時8瓦處軸振確實未出現共振。由此推斷8瓦處機組臨界轉速應該發生的漂移，汽輪機發電機組軸系的臨界轉速(固有頻率)主要與轉子的材料、質量、轉子長度有關，同時也受支撐系統的剛度影響，支撐條件變化時軸系的固有頻率也將發生變化，支撐剛度降低，軸系的固有頻率下降[1]。從圖2中分析，在降速至744 r/min時出現了一個共振峰，由此推斷8瓦處的支撐剛度在降低，運行中的汽輪發電機組支撐系統材料未發生改變，支撐剛度的降低唯一可能是油膜等效剛度發生了改變，油膜等效剛度降低導致8瓦處軸系的臨界轉速發生了漂移，因此當汽輪發電機組降速至985 r/min時未出現共振。

從8瓦處軸振與瓦振的趨勢方面分析，空轉過程中8瓦處的軸振穩步上升，從29 μm最終上升到70 μm，但在8瓦處軸振上升的過程中，8瓦處的瓦振保持不變。由此推斷在機組空轉時8瓦的偏心距在變小，結合前文所述8瓦油膜等效剛度變小及8瓦進、回油溫差異常，基本可以判定8瓦的負荷較小，軸頸向軸瓦瓦心發了移動，因此軸振升高，而瓦振保持不變。

根據汽輪機組振動幅值與軸承載荷及油膜剛度之間的關系[2]，汽輪發電機組振動的幅值與軸承所受載荷及油膜等效剛度有關 ,而油膜等效剛度的變化又會引起軸頸與軸瓦之間的摩擦。根據轉子動力學及潤滑理論 ,對振幅與軸承載荷及油膜等效剛度之間的關系進行了分析,有如下結論:軸承載荷增加 ,油膜厚度變薄，油膜等效剛度增大,軸頸與軸瓦之間摩擦程度增加,振動幅值減小；反之軸承載荷小、油膜厚度變厚、油膜等效剛度變小和振動幅值增加。綜上所述可以確定該汽輪機該汽輪發電機組8瓦振動的根本原因是8瓦負荷比設計載荷偏小導致。

經查閱401大修汽輪機的維修報告，發現汽輪發電機組軸系揚度確實存在偏差，8瓦處的揚度較設計值要小得多，進一步證明了8瓦的負荷較設計值確實偏低較多。

3 汽輪發電機組可傾瓦振動研究

固定瓦軸承的轉子系統之所以會產生油膜自激振動，很大程度上歸咎于油膜交叉剛度的作用，導致油楔切向分力的產生。但對于可傾瓦軸承，其交叉剛度為零，不會產生油楔切向分力，不存在油膜交叉剛度力激勵系統失穩的問題，以往大量文獻都據此認定，在理想的狀況下，可傾瓦軸承具有天然的、本質的穩定性，不會產生油膜渦動或油膜振蕩。可傾瓦軸承在許多工程實際應用中亦被證明確實具有很好的穩定性，這是毋庸置疑的，但以往的研究將這一點過于絕對化了，事實上，在工程中，同樣出現過一些可傾瓦軸承支承的轉子振動問題。前文所述的某核電站4號汽輪發電機組8瓦振動就是一個較典型的振動事例，雖然未出現失穩，但因軸承的負荷較低仍可出現較大的振動，因此可傾瓦具有天然的穩定性這一經典結論是否正確仍值得探討。

3.1 軸承失穩機理分析

油膜渦動形成的機理[3]：圖2是轉子在圓筒軸瓦內旋轉受力示意圖，從圖中可以看出，當軸頸在軸承中轉動時，會把油膜帶到它的四周，產生一個支撐旋轉和其他附加力的油楔,由于油楔的形成，使油膜整體支持力分成了油楔徑向分力和油楔切向分力兩部分，該切向分力迫使軸沿著垂直于徑向偏移線方向進行同向渦動的傾向，油楔切向分力與軸瓦間隙及轉子轉速有關，若軸瓦或軸瓦間隙修刮不當，會造成油楔空間大小的變化，影響到油楔切向分力的大小，當轉速升到一定數值或偏心距較小或油楔大小改變時導到油楔切向分力大到超過各種阻尼力時，轉軸就脫離平衡位置發生失穩現象，產生油膜渦動或油膜振蕩。而可傾瓦每塊瓦的油膜力都通過軸頸中心(如圖3所示)，不會產生容易失穩的油楔切向分力，不存在油膜交叉剛度力激勵系統失穩的問題，據此以往的文獻均認為可傾瓦具有天然的穩定性。

圖2 轉子在圓筒瓦內旋轉受力示意圖

圖3 可傾瓦工作原理

3.2 可傾瓦軸承與固定瓦軸承穩定性比較

油膜等效剛度Keq和臨界渦動比γst臨界(是衡量徑向動壓滑動軸承穩定性兩個重要指標，前者反映了油膜綜合剛度的相對值，后者反映了油膜中渦動因素對阻尼因素的相對比例關系。油膜等效剛度Keq越大而臨界渦動比γst大而越小，則軸承的穩定性越好[4]。

從油膜等效剛度Keq方面比較，可傾瓦與固定瓦的等效油膜剛度Keq與偏心率的關系曲線如圖4所示，在相同的寬徑比B/d條件下，可傾瓦的等效剛度比固定瓦要大得多，因此可傾瓦的穩定性要比固定瓦要好得多。

圖4 油膜等效剛度與偏心率的關系曲線

從臨界渦動比γst臨界方面比較，當偏心率ε趨近于0時，固定瓦及可傾瓦的臨界渦動比γst，固均趨近于0.5，但在偏心率增大時，可傾瓦軸承比固定瓦軸承更早地進入了恒穩區；當可傾瓦的偏心率大于0.45時，可傾瓦的臨界渦動比γst，可就非常小了，可傾瓦軸承轉子系統就恒穩了，而固定瓦軸承支承的轉子一般要在偏心率大于0.8后方才進入恒穩區，具體詳見圖5可傾瓦、固定瓦的偏心率與臨界渦動比γst傾瓦的變化曲線。

圖5 偏心率與臨界渦動比關系曲線

而軸頸在軸瓦中的偏心率ε(偏心距與軸瓦間隙的比值)與軸瓦的負荷直接相關，當軸承載荷減小時，油膜厚度變厚，油膜剛度變小，軸頸在軸瓦的偏心距變小(偏心率ε也在變小)，軸系的振動幅值會上升，當可傾瓦的偏心率小于0.45時，臨界渦動比γst，臨將快速增大，可傾瓦出現失穩問題。因此可傾瓦的振動及失穩問題與可傾瓦軸承承載小于設計載荷直接相關。

從偏心率與臨界渦動比γst偏心變化曲線方面比較可知，可傾瓦相對固定瓦來說，穩定性更好，但若可傾瓦所受載荷遠小于設計載荷時，此時軸頸在軸瓦中的偏心率很小，臨界渦動比γst臨界則較大，因此此時可傾瓦也會出現失穩，導致產生較大的振動。

3.3 可傾瓦振動問題分析總結

雖然可傾瓦是穩定性最好的軸承，但是，并不代表其不會發生振動或失穩，近年來國內已發生過多起由于可傾瓦故障引起的機組振動，雖然對可傾瓦失穩的機理目前還有待于深入研究，但有一點可以確定，即可傾瓦的振動問題與軸承的負荷以及軸頸在軸瓦中的偏心率相關，可傾瓦負荷小時會產生振動偏大問題，根據沃斯克列辛斯基編著的文獻《滑動軸承計算和設計》，軸瓦穩定性參數的界限值僅是偏心率的函數[5]，偏心率非常小時可傾瓦也會出現失穩。從目前可傾瓦振動的大量事例中總結歸納，可傾瓦振動問題主要可歸結為以下幾方面。

3.3.1 可傾瓦載荷低于設計載荷時，容易產生振動高

可傾瓦軸承載荷小時，可傾瓦的阻尼較小，抵抗外界的振動能力較差，容易出現振動高問題。前文中所述的某核電站4號汽輪發電機組8瓦振動問題歸根結底也是8瓦的負荷小所導致的振動高，從振動頻率上分析為一倍頻，未出現低頻振動，說明仍處于恒穩區。固定瓦處于恒穩區的偏心率應大于0.8，可傾瓦處于恒穩區偏心率大于0.45，對于可傾瓦來說當偏心率在0.45～0.8的范圍內仍是穩定的，但因此時軸承的負荷較小，偏心率較小，油膜等效剛度偏小，根據振動理論A=α×F/K，在相同的激振力F作用下，當剛度K降低時，振動幅值A將增大。因仍處于恒穩區，此種情況的振動從頻譜看未出現低頻率振動分量，前文所述的某核電站4號汽輪發電機組8瓦振動高問題就屬于該種情況。

若載荷進一步降低，軸頸的偏心距將進一步減小，當偏心率降至0.45以下時，由圖5可知可傾瓦的臨界渦動比γ知可將快速增大，可傾瓦將會失去穩定，將會產生油膜渦動，此時振動頻譜上將出現明顯的低頻振動分量。

3.3.2 可傾瓦軸承的穩定性與軸承檢修、安裝、軸承間隙等有一定的關系

可傾瓦軸承的穩定性與軸承檢修、安裝有較大關系[6]，若可傾瓦檢修、安裝不正確會導致可傾瓦出現失穩，產生油膜渦動，振動頻譜上可見明顯的低頻振動分量。可傾瓦失穩機理目前尚在研究中，目前還只能停在定性的分析階段，由軸承潤滑理論可知軸頸在可傾瓦中的穩定性由所瑪菲爾德數S決定，S值是軸承構造和運行條件的綜合，它和軸頸在軸承中的偏心率ε有對應關系，S值越大，偏心率ε越小。

(1)

(2)

式中，μ為潤滑油黏度;N為轉速;P為軸承所受的平均比壓(載荷);C為軸承徑向間隙;r為軸頸半徑;ε為偏心率;e為偏心距。

由式(1)、(2)可知S與軸承間隙、軸頸半徑、軸承載荷等相關，因此當檢修或安裝不當，會造成軸承承載及軸承間隙變化，會造成S值變化、軸頸在軸瓦中的偏心率ε發生變化，當偏心率降到0.45以下時，可傾瓦將會發生失穩。

3.3.3 可傾瓦阻尼較小，在外界汽流激振力的作用下可能產生失穩

汽輪機的通流間隙存在偏差，運行時不可避免會存在汽流激振力，若葉輪的偏心較大時也會對可傾瓦的穩定性產生影響。因加工偏差、安裝偏差、轉子變形等因素汽輪機運行時葉片存在一定量的偏心，將會導致葉片徑向間隙沿周向產生變化，間隙小的一側葉片做功多、效率高，葉輪上所受的氣動力較大；與之相反，位于間隙大的一側葉片做功少、效率低，作用在葉片上的氣動力也小，葉輪全部葉片上所承受的切向氣動力合成結果除了產生扭矩外，還會產生一個與偏心方向垂直的汽流激振力,該力的作用是由于運動的交叉耦合效應引起的，只與轉子或葉輪的位移擾動有關，其作用是促使轉子的正向渦動，當系統無足夠的外阻尼不足以克服激勵時，系統將會發生失穩。而可傾瓦阻尼較小，因此使用可傾瓦支撐的汽輪發電機組當汽輪機轉子在汽缸中偏心較大時，可能產生失穩。

4 結論

通過對可傾瓦振動問題的初步研究與分析，指出可傾瓦的穩定性與固定瓦相比確實較好，然而可傾瓦的穩定性高，并不代表其不會產生振動，可傾瓦的穩定性好在一定的設計條件下成立，偏離設計條件可傾瓦也會產生較大的振動甚至失穩，特別是在低負荷時可傾瓦軸承也會產生振動高甚至失穩故障。雖然對可傾瓦失穩的機理目前還有待于深入研究，但有一點可以確定即可傾瓦的振動問題與軸承的負荷以及軸頸在軸瓦中的偏心率相關，可傾瓦負荷小時會產生振動偏大問題，偏心率非常小時可傾瓦也會出現失穩，產生油膜渦動。