汽轮机组椭圆轴承稳定性优化改造

李锡明，杨晓锋

（杭州中能汽轮动力有限公司，杭州 310018）

某台驱动用汽轮机组，额定转速为6 000 r/min，前、后轴承都采用的是椭圆轴承。在启动升速至临界转速过程中，转子振动平稳，前、后轴承处轴振均在15 μm 以下；快速通过临界转速时，转子振幅上升到100 μm 左右；通过临界转速后，振幅下降到15 μm 左右，但在转速上升到4 600 r/min 后，后轴承处轴振逐渐增大，且增大的趋势越来越快，振幅最大时达到25 μm 左右。经频谱分析发现，后轴承振动快速增大时，通频振动中除基频振动外，还包含低频振动分量，且低频振动幅值已超过基频，低频振动频率近似为基频的0.5 倍，振动频谱如图1 所示；后经润滑油温试验发现，进油温度由40 ℃升高至45 ℃后，低频振动出现的转速有所提高，幅值也有所减小。综合以上两点，推断后轴承处发生了油膜涡动[1]。

图1 转子振动频谱图Fig.1 Vibration spectrum of rotor

油膜涡动是滑动轴承油膜激发的自激振动，涡动频率总是近似等于转轴频率的一半，也称为半速涡动。当工作转速近似等于两倍临界转速时，油膜涡动频率与临界转速重合，发生共振，油膜涡动的振幅会迅速增加，且机组很难通过冲转方式跨过这一区域，因此十分危险，此时的油膜涡动称为油膜振荡。该机组工作转速在两倍临界转速之下，基本不会出现油膜振荡，且直到升速至工作转速，转子的振幅都未超过相关标准，但出现油膜涡动即意味着该工况下系统失去了动力稳定性，运转不够平稳[2]。为保证机组的长期安全稳定运行，决定对后轴承的稳定性进行重新校核，如果稳定性不满足要求，需要对其结构进行改造，提高稳定性。

1 稳定性校核

校核稳定性有多种方法，本文采用计算失稳转速来判断稳定性。失稳转速的计算公式如下[3]：

式中 KXX、KXY、KYX、KYY——滑动轴承刚度系数； BXX、BXY、BYX、BYY——滑动轴承阻尼系数；

Keq、γst2——油膜相当刚度、界限涡动比；

ωk——转子刚支一阶固有频率；

mR——转子质量分配到该轴承上的质量；

μ——润滑油黏度；

L——轴瓦宽度；

ψ——相对侧隙。

计算时，如先算出Keq＜0，即为绝对不稳，不能计算失稳转速；如Keq＞0 而γst2＜0，则一般为绝对稳定，即在任何转速下都稳定；如Keq＞0，γst2＞0，则可计算失稳转速。

依据上述公式及理论计算该机组后轴承的稳定性，轴承的相关参数列于表1，计算结果列于表2。

表1 轴承参数Table 1 Bearing parameters

表2 稳定性校核结果Table 2 Stability check results

关于失稳转速的判定标准，文献[3]中提到，为了保证安全运转，宜使失稳转速高于工作转速的1.6倍；文献[4]中提到，失稳转速高于工作转速的1.25倍时，机组就具有足够的稳定性裕度。从计算结果可以看出，该机组后轴承的失稳转速低于工作转速，即在达到工作转速之前，转子已经开始出现油膜涡动，表明后轴承的稳定性较差，达不到标准要求。

2 改造措施

由轴承润滑理论可知，轴承稳定性受轴颈在轴承中旋转时偏心率的影响很大，轴颈偏心率越大，轴承稳定性越好，反之，稳定性越差。如果要消除油膜涡动，就要采取相应措施增大偏心率，提高轴承稳定性[5]。通常采取的措施包括：截短轴承宽度，调整提高轴承载荷，提高油温或采用黏度更低的润滑油，减小轴承顶隙增大侧隙等。

根据上述理论，结合该机组轴承实际结构，对该轴承采取以下改造措施：

（1）填平上瓦周向油槽

在原有结构中，轴承上瓦开有较宽的周向润滑油槽，如图2a 所示。上瓦开槽虽然能增加润滑油流量， 可及时带走摩擦产生的热量，但同时也大大削弱了上瓦产生的油膜力，会降低轴承稳定性。对此处理措施为，将轴承上瓦周向油槽重新浇铸轴承合金，填平周向油槽，如图2b 所示。

图2 轴承结构改造前后对比Fig.2 Comparison of bearing structure before and after modification

（2）减小下瓦宽径比

经计算，后轴承单位面积所承受的载荷，即比压较小，为0.5 MPa。比压较小时，轴承工作在轻载工况，轴颈在轴承中的偏心率较小，易发生油膜涡动。对此处理措施为，在下瓦两边加工出凸台，凸台宽度为15 mm，凸台直径比轴瓦内径大10 mm，如图2b所示，这样可减小宽径比，增大轴瓦比压。

（3）增大椭圆度

椭圆度增大后，上轴瓦副油楔内作用在转子上向下的油膜力分量加大，轴颈在轴承中的偏心率加大，稳定性提高。为此对轴瓦两侧靠近中分面的位置进行刮磨，保持顶隙不变的情况下，增大轴承侧隙，将椭圆度增大至0.6。

（4）提高进油温度

将润滑油进油温度由40 ℃提高为45 ℃。提高润滑油进油温度，可降低润滑油黏度，加大轴颈在轴承中的偏心率，从而提高稳定性。

3 改造后效果

（1）改造后的失稳转速

结合改造后的轴承参数，重新计算失稳转速，校核轴承稳定性，计算结果列于表3。

表3 改造后稳定性校核结果Table 3 Stability check results after modification

从表2 和表3 可以看出，经过改造后，后轴承的失稳转速已远远高出1.6 倍工作转速，满足稳定性裕度要求。

（2）改造后运行效果

利用机组消缺的机会，将后轴承拆出，按上述措施进行加工后重新安装。各项消缺工作完成后，该机组按程序启动，顺利投入运行，在整个升速过程中，跨临界转速阶段，前、后轴承处轴振最高达到100 μm 左右，其余转速轴振均在20 μm 以内，运转平稳，额定转速时后轴承处轴振幅在15 μm 左右，振动频率主要为基频，半频分量已基本消失，改造措施效果明显，相应频谱如图3 所示。

4 结论

图3 改造后的转子振动频谱图Fig.3 Vibration spectrum of rotor after modification

当汽轮机组在试运行过程中出现油膜涡动，导致振动偏大时，需采取措施提高轴承稳定性，但由于工期、成本所限，往往无法更换稳定性更好的轴承或重新设计轴承，对现有轴承进行改造，就成为一种方便且行之有效的方法。改造措施得当，可有效增加轴承的稳定性裕度。实用的改造措施包括填平上瓦周向油槽、减小轴瓦宽度、增大轴承侧隙、提高润滑油温度等。

本机组经上述改造措施后，在整个升速过程中，再未出现过油膜涡动，运行平稳，改造所取得的效果非常明显。