摘　要：对汽轮发电机组轴承油膜振荡的治理方法进行了试验研究，实验结果表明：现场对轴承下瓦开轴向槽，能使轴承失稳转速提高而保证温升增加不多，且工艺简单易行，比现场调整轴承载荷的方法更能取得振动治本的效果。
　　关键词：汽轮发电机组；油膜振荡；轴瓦开槽
　　SS热电厂NO.7汽轮发电机组，汽轮机（背压式）和发电机型号分别为B25-90/10-1和QF2-25-3，北京重型电机厂制造，1986年投产。机组于1993年、1995年和1999年3次发生油膜振荡，引起发电机后轴承及整个轴系强烈振动，改变运行参数一般不能抑制振动。机组前两次发生油膜振荡时，停机检修主要是采取逐步增大轴承载荷，每次使振动恢复正常均要经过两次以上的检修反复，经济损失可观。
　　目前，国内与本机组同型的在役机组有20多台，据制造厂反映无一例发生过油膜振荡。从历史经验看，适当增大轴承载荷可以在一段时间内消除油膜振荡。如1995年曾两次尝试调整轴承载荷：次将4号轴承标高抬高0.05mm、顶隙减小为1.6‰D、接触角减小为55°，不能抑制油膜振荡；而第二次将4号轴承标高抬高0.5mm、将发电机对轮中心比原始抬高0.19mm，油膜振荡一时得到控制，直至机组顺利运行了4年。
　　实践证明，仅靠增大轴承载荷不能保证机组在下次检修后油膜振荡不再发生，而及时换用稳定性更好的轴承，对现场往往不很实际。因此，当油膜振荡在1999年8月、机组小修后启动再度出现后，对发电机后轴承采取了下瓦开槽和抬高安装标高的综合措施，提高了轴承稳定性，消除了油膜振荡。带大负荷运行时各轴承座振动（以下简称瓦振）均小于30μｍ。
　　本文针对所试验的机组1999年接连出现油膜振荡的问题，介绍了轴系载荷的调整措施，重点阐述了现场对轴承下瓦开轴向槽、从治本上消除油膜振荡的途径。
　　1　机组油膜振荡的现象特征及原因分析
　　本机组汽轮机和发电机的前、后支撑轴承编号依次为1-4号轴承，励磁机只有一个支撑轴承。发电机 3、4号轴承为4垫块、固定式圆柱轴承，其中4号轴承直径D=240mm，宽度L=240mm，设计比压Pm=1.15MPa，采用32号汽轮机润滑油。4号轴承为水平中分面两侧进油，一部分油在轴颈与上瓦内表面中间的宽度为120mm的环向油槽之间经过，冷却轴颈，并使油流易于向两侧扩散至整个轴瓦表面；另一部分油在轴颈与下瓦之间经过后向轴瓦两侧泄出。
　　1.1 振动现象与特征 
　　1999年7月28日至8月4日，机组进行了一次小修。与振动有关的检修工作只有：为核准轴向位移发生器零位撬动过4号轴承前转子上的台肩，处理了4号轴承油档漏油问题，调整了5号轴承紧力，对冷油器清洗后重新滤油。轴系中心数据未作调整。机组启动后，8月6日4号轴承次发生强烈振动，水平瓦振超过170μｍ，是时运行工况为有功12.5MW、无功18MVar、润滑油温度39.7℃。运行人员将有功降到10.3MW、无功降到10MVar、润滑油温度升到44.4℃，大幅振动消失。而将有功升到10.6MW时，振动再次出现，以后不论怎样调整运行工况都不能控制振动，机组被迫停机检查。
　　停机对4号轴承作了翻瓦检查，将轴瓦前后不均匀的顶隙0.43-0.56mm减小为0.43mm，瓦盖紧力适当增加。8月13日再次开机，机组启动过程中振动尚好，但次日带负荷运行中再次出现了剧烈的振动。如在有功15.9MW和较高的润滑油温度41.7℃时，4号水平瓦振达到153 μm。经数小时工况调整，降低振动无效果，机组不得不再次停机检查、检修。
　　第二次发生振动时，电厂采用随机配备的振动监测在线系统获得了部分有意义的振动数据。由于4号轴承轴振测点损坏，从临近轴承振动和4号垂直瓦振故障信息中，分析了振动原因。表1是在线系统采集的列表数据，半频分量振动占通频振动比例较高，而高频分量较小。表2是现场测得的瓦振数据。图1是在线系统给出的2X、3X轴振的三维谱图，低频振动中心频率约为22.8Hz，尤其在3X轴振三维谱图上22.8Hz低频振动分量已超过其基频振动值。 　　2.2 振动原因分析
　　2.2.1 运行中轴承载荷降低引起油膜振荡
　　经查实，本机组历史上三个年份发生油膜振荡的季节，均是7-8月间的高温季节。从振动的幅值分析，4号轴承是油膜振荡发起部位并波及整个轴系。其实质是运行中4号轴承载荷发生了较大降低，而直接原因或外因是2、3号轴承箱的温度过高。从本机组的轴系结构分析，2、3号轴承共用一个轴承箱，每到炎热季节，由于对轮的鼓风生热和汽机轴封蒸汽泄漏，轴承箱较细的排气管排不及箱体内的热量和油烟，轴承箱的外表温度一般高达60℃以上， 2、3号轴承因热影响标高升高，导致4号轴承载荷减轻，容易发生失稳。
　　2.2.2 4号轴承抗失稳能力较弱
　　4号轴承为上瓦开周向槽的圆柱轴承，槽宽比为50％，轴承预载荷降低，本身抗失稳能力较弱，这是4号瓦每次首先发生油膜振荡的内因。
　　3　机组油膜振荡治理措施研究
　　据前述分析，要从提高4号轴承稳定性方面入手，治理机组油膜振荡。
　　3.1 调整轴系中心及轴承载荷
　　调整轴系中心增大轴承载荷抑制油膜振荡，是现场Z常见的作法。从理论上讲，提高轴承承载能力系数，将增大轴承偏心率，提高失稳转速。对4号轴承初步计算表明^[1]，当承载能力系数由0.76变到1.15，偏心率由0.25变到0.50，失稳转速增大约8% 。
　　本次轴系调整，将3、4和5号轴承标高分别抬高0.12mm、0.50mm和0.92mm，汽轮机轴承不动，形成发电机比汽轮机对轮中心高约0.1mm（低发对轮错位值规范为≤0.02mm），3、4号轴承载荷有不同程度增加。 
　　3.2 轴承下瓦开轴向槽
　　3.2.1 开槽方案的拟定
　　在不更换轴承的前提下，现场适当改变轴瓦结构、提高轴承的抗失稳能力有多种方法，常见的有：（1）调整轴瓦间隙，如减小顶隙、加大侧隙、扩大油楔深度、扩大阻油边间隙；（2）减小轴瓦长径比，如阻油边内移、截短轴瓦，在轴瓦上开设沟槽、加油坝等。其实质是增大轴承的相对偏心率和降低润滑油在轴承中的周向平均流速。
　　由于4号轴承供油结构的特点，没有采用Z初提出的将阻油边内移的方案，而Z终采取在4号轴承下瓦宽度中间、周向相隔56°位置、对称地开设了两个轴向槽，槽的尺寸：长×宽×深=40×25×1.8（mm）。由于这一作法在汽轮发电机组轴承故障的现场处理中报道较少，本次选取的开槽部位及槽尺寸，出于对瓦温不利影响的考虑，偏于保守。
　　3.2.2 开槽方案计算分析
　　用有限元法计算了4号轴承下瓦开轴向槽后，压力分布和失稳转速的变化。
　　发电机转子重量13500kg，计算中轴承载荷按平分转子重量考虑，轴瓦间隙取实际值。图2给出了下瓦开轴向槽后轴承宽度中心的压力分布。计算表明：（1）轴承下瓦开轴向槽后，轴向槽部位
将基本建立不起动压，使轴承承载力降低，Z小油膜厚度减小，而偏心率和油膜刚度增加。（2）轴向槽还会使润滑油周向流动平均速度降低。这两个有利因素将使轴承的失稳转速提高。通过对失稳转速进行搜索计算，轴承失稳转速大于4000r/min。（3）4号轴承下瓦开轴向槽后，由于上瓦周向槽的存在，计算温升只增加2-3℃。 　　3.3 轴承其它增稳措施
　　检修还将4号轴承顶隙和单边侧隙分别调整为0.35mm和0.25mm，使轴瓦由圆柱瓦变为有0.3的椭圆度，但由于上瓦环向油槽的存在和根据前两次的处理效果，此措施只会起辅助性作用。
　　4　效果验证
　　1999年8月22日上述措施实施后机组启动，检测发电机轴承升速振动，确定发电机转子一阶临界转速为1350-1400r/min。显然，与8月14日4号轴承发生油膜振荡的故障频率一致。机组整个升速和带负荷过程中，4号轴承及其它轴承低频分量振动消失，经过一个多月带大负荷观察，4号轴承水平瓦振稳定在30μm以下，其它轴承振动也有改善，4号轴承及其它轴承回油温度正常，见表3数据。 　　4号轴承在下瓦开槽和抬高标高后，其轴承回油温度升高小于3 ℃，离报警温度还有较大的富余，故更好地根除油膜振荡，还可以将4号轴承下瓦的轴向槽适当加长、加宽和更接近接触区。
　　5　结束语
　　（1）对于频发油膜振荡的机组，现场仅进行轴承载荷调整难以避免油膜振荡重演，而结合轴承结构改造可取得满意效果、勿需更换轴承。 
　　（2）在轴承下瓦开轴向槽，可同时起到增大轴承相对偏心率和降低润滑油周向流动平均速度的作用，从而提高轴承的抗失稳能力，轴承金属温度升高很小。
　　（3）在所讨论的机组上至少有两次现场试验说明，对于上瓦具有宽环向油槽的圆柱轴承，仅改变轴承的椭圆度，对抑制油膜振荡效果不甚显著。
　　参考文献
　　[1] 朱均，虞烈，龚汉声等.汽轮机径向滑动轴承性能计算（JB/Z 209-84）. 北京:机械工业出版社，1986.
　　[2] Cameron，A. The Principles of Lubrication.  Longmans Green & Co.，1966.