朱先寶，楊建剛，王亭

(東南大學 火電機組振動國家工程研究中心，南京 210096)

1 軸系結(jié)構(gòu)及存在的問題

汽輪發(fā)電機組等大型旋轉(zhuǎn)機械的支承軸承通常采用滑動軸承。滑動軸承起著支承和冷卻的雙重作用，對于汽輪發(fā)電機組的安全運行至關重要。

某廠5號機組是一臺18 MW凝汽式汽輪發(fā)電機組，軸系布置如圖1所示。1#軸承的結(jié)構(gòu)如圖2所示。該軸承頂隙320 μm，側(cè)隙450 μm，軸頸直徑220 mm。該機組2007年8月投產(chǎn)運行，2008年8月1#軸承潤滑油油壓突然下降，停機后檢查發(fā)現(xiàn)1#軸承軸瓦碎裂嚴重，更換新軸瓦運行一段時間后再次碎裂，至2010年5月該故障共發(fā)生8次。期間雖先后改變進油溫度、油壓和調(diào)整軸承座連接剛度等，但軸瓦碎裂故障仍未排除，嚴重影響了機組的安全運行。

圖1 軸系結(jié)構(gòu)簡圖

圖2 1#軸承結(jié)構(gòu)

2 機組振動分析

為了分析故障原因，對機組振動作了全面檢測。在1#軸承垂直和水平方向分別布置渦流傳感器，測量軸頸振動，其靈敏度為7.8 V/mm；在3#軸承的垂直方向布置鍵相傳感器測量振動相位；在1#～4#軸承座垂直方向布置速度傳感器，測量軸承座振動。測點布置如圖3所示。

圖3 傳感器布置圖

表1給出了原始振動數(shù)據(jù)。由表1可以看出：(1)當轉(zhuǎn)速為100 r/min時，1#軸頸晃度偏大，超過100 μm；(2)當轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時,1#軸承兩個方向的軸頸振幅分別達到了336 μm和290 μm。(3)根據(jù)100 r/min和3 000 r/min下間隙電壓變化，計算出升速過程中1#軸承軸頸在水平方向偏移了372 μm，垂直方向偏移了256 μm。

表1 原始振動數(shù)據(jù)

圖4、圖5給出了1#軸承升速過程中軸頸振動隨轉(zhuǎn)速的變化情況。從圖4和圖5可以看出，在臨界轉(zhuǎn)速時軸頸的振動很大，從臨界轉(zhuǎn)速至3 000 r/min其一直處于較高值。

圖4 1#軸承軸頸垂直振動波德圖

圖5 1#軸承軸頸水平振動波德圖

3 潤滑理論分析

現(xiàn)根據(jù)滑動軸承潤滑理論對軸瓦碎裂原因進行分析。如圖2所示，該軸承軸瓦由兩塊構(gòu)成，兩軸瓦的中心O1和O2與軸承中心O間有預偏心距δ。偏心旋轉(zhuǎn)時，上、下兩瓦均可能有收斂形間隙。軸頸旋轉(zhuǎn)，軸頸和軸瓦之間應有足夠的油膜厚度[1]。監(jiān)測軸承油膜厚度可以有效地反映軸承工作狀態(tài)。

3.1 軸承最小油膜厚度計算和監(jiān)測

當軸頸中心處于軸承中心O時，在軸頸兩側(cè)測出的間隙為最大間隙cmax，通常稱為側(cè)隙，近似等于瓦弧半徑與軸頸半徑之差c，即cmax≈c。

在軸承頂部測出的間隙為最小間隙cmin，通常稱為頂隙，即cmin=c-δ(δ為預偏心距)。

該軸承最小油膜厚度大多發(fā)生在下瓦。動態(tài)下下瓦最小油膜厚度為

h1min=c-e1,

式中：e1為軸心相對于1#軸承軸瓦中心的偏心距。

圖6 動態(tài)下軸頸中心位置示意圖

通過監(jiān)測動態(tài)下軸頸的間隙電壓，可以監(jiān)測軸頸與軸瓦之間的最小油膜厚度，從而有效地反映軸承工作狀態(tài)。

3.2 油膜厚度的影響

高速旋轉(zhuǎn)時，在油的擠壓作用下，軸承可以等效為一個剛度和阻尼系統(tǒng)。作用于軸瓦上的動態(tài)力與軸頸振幅成正比。軸頸振幅越大，作用力越大。油膜厚度過薄則油膜不能有效地起緩沖和阻尼作用[2]。

圖7給出了某橢圓軸承無量綱剛度系數(shù)隨偏心率的變化情況。圖中k11為x方向的無量綱油膜剛度系數(shù);k12，k21為無量綱交叉剛度系數(shù);k22表示y方向的無量綱剛度系數(shù)。由圖7可以看出，隨著偏心率的增大，油膜的無量綱剛度系數(shù)非線性增大。這表明，在同樣振幅下，偏心率越大，油膜厚度越薄，作用在軸瓦上的激振力越大，越容易導致軸瓦碎裂。

偏心率圖7 無量綱剛度系數(shù)隨偏心率的變化

由上述分析可知，最小油膜厚度對于軸承的安全、穩(wěn)定和可靠運行至關重要。

4 故障原因和處理措施

4.1 軸瓦碎裂原因

從表1可以看出，3 000 r/min時軸頸在水平方向偏移了372 μm，垂直方向偏移了256 μm，由此算出3 000 r/min時的最小油膜厚度僅為30 μm。按照軸承設計標準要求，最小油膜厚度不能低于60 μm。顯然，目前狀態(tài)下的最小油膜厚度無法保證軸承安全運行。

綜合以上分析可以認為， 1#軸承軸瓦碎裂的原因主要有：(1)軸頸振動過大導致軸瓦承受較大的交變載荷；(2)軸頸水平偏移量過大導致油膜厚度過??；(3)軸頸晃度較大。

4.2 采取的措施

4.2.1 調(diào)整軸系中心

調(diào)整軸系中心，盡可能減少軸頸晃度。小修中將3#軸承標高抬高100 μm，以減輕1#軸承載荷，同時將1#軸承順旋轉(zhuǎn)方向水平移動100 μm。

表2給出了小修結(jié)束后的開機測試數(shù)據(jù)，可以看出：低轉(zhuǎn)速下的軸頸晃度有所減小，升速過程中1#軸承軸頸在水平方向偏移了269 μm，垂直方向偏移了192 μm，偏移量較之前明顯減小，此時計算得出的最小油膜厚度明顯增加，為77 μm；調(diào)整后1#軸承軸頸振動也有一定程度的減小，但仍然偏大，接近GB/T 11348.2—1997規(guī)定的軸頸振動跳機保護值。

表2 小修后測試數(shù)據(jù)

4.2.2 現(xiàn)場動平衡

為進一步減少1#軸承的軸頸振動，確保軸瓦不再碎裂，對機組進行高速動平衡。

第1次動平衡在汽輪機末級葉輪上進行，加重488 g∠180°后，1#軸承軸頸振動明顯減小，但3#軸承軸瓦振動增大，兩者難以兼顧。

第2次平衡在對輪上進行，加重550 g∠350°后，3#軸承軸瓦振動明顯減小，但1#軸承軸頸振動明顯增大，兩者仍難以兼顧。

第3次平衡在發(fā)電機兩側(cè)進行，在3#，4#軸承兩側(cè)分別加重300 g∠315°和300 g∠135°后，軸系各點振動均明顯減小，取得了很好的平衡效果。動平衡過程見表3。

表3 動平衡過程各處的振動 μm∠(°)

動平衡后，再次測試機組升速過程中1#軸承軸頸間隙電壓的變化情況，發(fā)現(xiàn)滿負荷狀態(tài)下， 1#軸承軸頸在水平方向偏移了167 μm，垂直方向偏移了142 μm，計算得最小油膜厚度為133 μm。垂直偏移量和水平偏移量較檢修前明顯減小，最小油膜厚度進一步增加。按照軸承設計準則，保證了軸瓦與軸頸之間有足夠的油膜厚度。

5 結(jié)束語

1#軸承軸頸振動大與軸承最小油膜厚度薄是本機組存在的兩個主要缺陷，其中任意一個缺陷都會導致軸瓦碎裂。通過減小軸頸偏移量、增加軸承最小油膜厚度以及進行動平衡，使得軸頸振動得到減小。改進后運行半年以來，1#軸承軸瓦溫度和油壓等都在正常范圍內(nèi)，沒有再出現(xiàn)軸瓦碎裂現(xiàn)象，保證了機組安全、穩(wěn)定和可靠運行。