轴瓦自激振动分析

时间：2010-12-20

轴瓦自激振动分析

轴瓦自激振动是现场较常见的一种自激振动，它常常发生在机组启动升速过程中，

特别是在超速时。当转子转速升到某一值时，转子突然发生涡动使


轴瓦振动增大，而且很快波及轴系各个轴瓦，使轴瓦失去稳定性，这个转速不失稳

转速。


轴瓦失稳除与转速直接有关外，还与其他许多因素有关，因此轴瓦自激振动有时会

在机组带负荷过程中发生中。下面将详细讨论其振动机理、轴瓦自激振动故障原因、

诊断方法和消除措


第一节半速涡动和油膜振荡


轴瓦自激振动一般分为半速涡动和油膜振荡两个过程。转子工作转速在两倍转子第

一临界转速以下所发生的轴瓦自激振动，称为半速涡动，因为这时自激振动频率近

似为转子工作频率的一半。这种振动由于没有与转子临界转速发生共振，因而振幅

一般不大，现场大量机组实结果多为40－100μm。转子工作转速高于两倍第一临界

转速时所发生的轴瓦自激振动，称为油膜振荡，这时振动频率与转子第一临界转速

接近，从而发生共振，所以转子表现为强烈的振荡。这时转轴和轴承的振幅要比半

速涡动大得多，目前已检测到的轴承最大振幅可达600－700μm。


这时要指出，油膜振荡是涡动转速接近转子第一临界转速而引起的共振，而不是与

转子当时的转速发生共振，因此采用提高转速的办法是不能避开共振的。


进一步研究表明，轴瓦在不同载茶下的失稳转速有较大的差别。图所示是轻载轴瓦，

轴瓦失稳（半速涡动）在转子第一临界转速之前就发生，而且当转子转速达到两倍

第一临界转速，就发生了油膜振荡。图所示是中载轴瓦，轴瓦失稳（半速涡动）在

第一临界转速之后才发生，在高于两倍第一临界转速的某一转速下才发生油膜振荡。

图所示是重载轴瓦，在油膜振荡之前没有发生半速劝，直到高于两倍第一临界转速

较多时才发生油膜振荡，而且升速时发生油膜振荡的转速总比降速时油膜振荡消失

的转速高，这种现象称为油膜振荡惯性效应。


第二节轴瓦自激振动的机理


要了解轴瓦内油膜如何能维持轴瓦自激振动，就行分析油膜力对轴颈的作用。为了

简化起见，现以圆筒形轴瓦为例加以说明。


考虑一根没有受任何载荷，完全平衡的理想转轴。在高速转动时，其轴颈中心应位

于轴承中心一个小位移，则转轴在轴承中的位置在正中心，这时偏离轴承中心的轴

颈必然要受油膜弹性恢复力的作用，这个弹性恢复力又有迫使轴颈返回原位置的趋

势。但是，由于轴颈的编移，油流所产生的压力分布发生了变化。在小间隙的上游

侧，被轴颈带动而高速流动的润滑油，从大间隙流往大间隙，压力降低，即油膜压

对轴颈的径向偏移线是不对称的，上游侧的压力比下洲侧的压力高。这个压差垂直

于径向偏移线方向，它有迫使转轴沿着垂直于径向偏移线方向（切线方向）进行同

向涡动的倾向。当这个切向力超过各种阻尼力时，转轴就会脱离平衡位置而产生涡

动，涡动方向与转动方向一致。一旦发生涡动，整个转轴就围绕平衡位置涡旋，转

轴将受到离心力作用。这个因涡动而产生的离心力将加大轴颈在轴瓦内的偏移量，

从而进一步减少这个小间隙，使得上游和下游之间的压差更大，造成切向力增大。

这又进一步推动轴颈涡动，周而复始，愈演愈烈形成自激。


很明显，轴承内的油膜和一般的机械弹簧不一样，当油膜在外界一个偶然的扰动下

变形时，它除了产生一个沿着变形方向的弹性恢复力外，还将产生一个垂直变形方

向的切向分力。这个切向分力就是破坏轴颈在轴承内的稳定性，引起涡动的根源，

一般称这个切向分力为失稳分力。


上述分析的是绝对平衡的无载荷轴的理想情况。对于实际的汽轮发电机组的轴承来

讲，总是有载荷的，因而轴颈不会处在轴承中心，转子也不会绝对平衡，所以轴颈

中心不可能静止地停留在一点上，但是，油膜具有产生一垂直于变形方向的切向失

稳分力的本质没有变。所以，对于轴颈在外界偶然扰动下所发生的任一偏移，轴承

油膜除了产生沿偏移方向的弹性恢复力保持和外界载荷平衡外，仍然要产生一个垂

直于偏移方向的


第三节轴瓦自激振动的原因


在早先的振动原因诊断中，当做出振动原因是轴瓦自激振动诊断之后，诊断就此结

束。消除振动措施几乎都是从增加轴瓦稳定性着手。这样做一般都是有效的，但是

对于有些机组，特别是在同型机组中，有些有效，有些则无效，这就引起了人们的

注意，从而着手研究轴与自激振动的原因。


进一步研究发现，增加轴瓦稳定性未能消除轴瓦自激振动的主要原因是由于轴颈在

轴瓦内存在着较大的扰动。这与普通强迫振动中轴承座动刚度和扰动力的关系一样，

当扰动力较大时，只采取增加轴承座动刚度措施，效果不会显著。所以轴瓦自激振

动总的来有轴颈扰动过大和轴瓦稳定性差两个原因。


3.1 轴颈扰动过大


这时所说的轴颈扰动过大，不是指转子暂态瞬间产生的扰动，而是指稳定的扰动，

进一步说是指轴颈与轴瓦之间的相对振动。简称转轴振动。


从许多机组观察到，转轴振动过大确实是引起轴瓦自激振动的重要原因之一。一些

机组实测结果表明，在一般圆筒形、椭圆形和三油楔轴瓦上，当转轴振动超过轴瓦

正常顶隙的1/2时，很容易引起轴瓦自激振动。引起转轴振动过大的原因有：


1. 转子热弯曲


2. 运行的汽轮机、发电机转子产生热弯曲是较为常见的一种振动故障。当机组有功负

荷时，突然发生轴瓦自激振动，而且与机组有功负荷或励磁电流有着一定的对应关

系（再现性不好），这种现象大部分是由于转子发生热弯曲所致。


转子在运行状态下会因种种原因发生热弯曲，当转子热弯曲轴向对称时，在工作转

速下对轴承振动的影响很小。当然，实际转子的热弯曲大部分不是完全轴向对称的，

因此在工作转速下测量轴承振动与有功负荷或励磁电流的关系，也能发现转子是否

存在热弯曲。不论是轴向对称还是不对称的转子热弯曲，都会使转轴振动明显增大，


在这种情况下，若不降低转轴振动，而只从增加轴瓦稳定性着手消除轴瓦自激振动，

虽然短时间内会有效，但运行一段时间（几周或1－2个月）之后，会引起轴瓦乌金

碾轧或龟裂，所以有些机组的轴瓦虽经多次修理，但轴瓦自激振动却一直不能获得根

治。


这种故障只要通过测量转轴振动即能查明；若无条件测量转轴振动，则通过对振动与

有功负荷、励磁电流关系的分析，也能诊断出转子是否热弯曲，具体诊断方法见本章

第八节。


3. 转子永久弯曲


转子永久弯曲与热弯曲一样，除了产生质量不平衡外，还会引起转轴过大轴仍然存在

较大振动。弯曲转子质量不平衡引起过大振动，通过转子平衡可以获得改善，但是转

轴仍然存在较大振动。


这种故障通过在静态下测量转子弯曲值，或在盘车转速下采用大轴弯曲指示器测量转

轴晃摆值即能查明。


4. 轴承座动刚度过大


从减少轴瓦振动角度来看，希望承座动刚度愈大愈好，但是这会引起转轴相对振动的

增大，对轴瓦稳定运行不利。因此对于一些转子质量较小的汽轮机高压转子来说，其

轴承座动刚度往往显得过高，在较大的不平衡力作用下，轴承动虽然不大，但转轴存

在因过大的振动而激起轴瓦自激振动的趋势，例如国内运行的苏制BIIT－50－2高压

转子，近几年先后发生了多起轴瓦半速涡动，原因是转轴振动过大(300-600μm)。在未

发生轴瓦半速涡动时，轴承振动一般小于30μm。消除这种半速涡动，开始只采取增加

轴瓦稳定性的措施，当时虽然奏效，但运行1－2个月后，上瓦发生了损坏（龟裂）。

后来通过调整转子平衡减少了转轴振动，在不更动轴瓦的情况下，半速涡动获得了消

除，经4－5a连续运行，轴瓦工作一直正常。


5. 转子对中不好


这时所说的转子对中不好是指采用固定式联轴器连接的转子同心度和平直度偏差，这

种故障引起转轴振动过大的道理和转子永久弯曲及热弯曲的道理一样，它是引起轴颈

扰动过大的常见故障之一。


3.2 轴瓦稳定性差


影响轴瓦稳定性因素较多，它涉及轴瓦设计、制造、检修和运行等方面。下面要只是

针对轴瓦在现场使用中可能出现的影响轴瓦稳定性的故障原因。


1. 轴瓦顶隙过大


在轴瓦稳定性计算中，不论是圆筒瓦、椭圆瓦还是三油楔瓦，随着轴瓦半径间隙的增

大，稳定性将增高。但根据运行经验来看却并非如此，这三种轴瓦过大的顶隙都会显

著降低轴瓦稳定性，特别是转轴振动较时，更容易引起轴瓦失稳。


过大的轴瓦顶隙使轴瓦稳定性降低的机理比较复杂，但有一点可以肯定，这三种轴瓦

过大的顶隙会显著减少上瓦的油膜力，即降低了轴瓦的预载荷，使轴瓦偏心降低，稳

定性下降。


2. 轴瓦形式


目前现场使用的有圆筒瓦、椭圆瓦、三油楔瓦和可倾瓦，前两作轴瓦在现场使用已有

较长的历史，而且积累了较丰富的使用经验。从稳定性来说，椭圆瓦好，因此在现场

发生轴瓦自激振动时，首先是将圆筒形改成椭圆瓦。实践证明，效果良好。


目前国内可倾瓦只是局限在进口和引进型的机组上使用。三油楔轴瓦近十年开始在国

内使用，但早期这些轴瓦在发电机转子早使用后，几乎所有的机组都发生了油膜振荡，

通过多次减少长径比（L/D）后，轴瓦稳定性虽有改善，但其稳定性余度仍不能满足机

组运行的要求，因此就200MW机组来说，最近仍有约20%的机组在现场发生了油膜

振荡。


三油楔轴瓦的静态试验证明，其静态稳定性较椭圆瓦好，但动态稳定性目前尚缺乏实

验数据。由于油膜刚度和阻尼系数目前还不能取准，因此理论计算求得的失稳转速与

实际有较大出入。据国外资料介绍，使用在汽轮发电机组上稳定性最好的是可倾瓦、

本油叶瓦，其次是椭圆瓦、再次是三油楔瓦，最后是圆筒瓦。从国内这几种轴瓦的使

用情况来看，这种排列次序与实际情况是符合的。


3. 润滑油黏度


影响润滑油黏度的因素有油质、油的牌号和油温。随着油黏度的提高，轴瓦稳定性会

降低。影响油质的因素主要是油中含水和劣化，这些因素会都使油的黏度降低。目前

国内使用的汽轮油有32号和46号两种，前者黏度小于后者，目前200、300MW机组

全都使用号汽轮机油。国内也有因错用油而发卫油膜振荡的例子。“电力工业管理法规

”规定轴瓦正常的入口油温为35－45度。由于入口油温过低而发生轴瓦自激振动在现

场较为常见，尤其是在冬季启动。消除油膜振荡的一个简单措施是提高轴瓦入口油温，

因此目前有些机组轴瓦入口油温已提高到50度。但是油温过高会加速油质劣化，而且

由于乌金温度升高，轴瓦安全运行的余量减少。


4. 比压


提高比压，可以提高轴瓦稳定性，但不是成简单的正比关系。目前大机组轴瓦比压一般

为1.2－1.6Mpa，而200、300MW发电机轴承比压已提高到1.7－1.9Mpa。过高的比压会

使轴瓦乌金温度升高并加速磨损。


5. 长径比


减少长径比可以提高轴瓦稳定性。在一定的轴颈直径下，减少轴瓦长度，一方面使比压

提高，从而持高轴瓦稳定性；另一方面使下瓦油膜力减少，轴瓦偏心率增大，稳定性提

高。


一般圆筒形瓦和椭圆瓦长比为0.8－1.1，有时为了提高轴瓦稳定性，将长径比减少至0.6

－0.7。例如前几年国产200MW机组因采用三油楔瓦，为了消除油膜振荡，将其长径比

由0.85减至0.6。从多台机组长径比减少后的实践效果来看，瓦失稳转速只提高了200－

300r/min.


6.轴承座标的变化


本章第四节指出是，在机组冷态和运行状态下轴系的各轴承座特别是汽轮机轴承座的标

高将发生较大化，尽管在冷态下各轴瓦载荷分配合理，但在运行状态下轴系中某几个轴

瓦载荷可能过低，使其比压太小而失稳。所以有些机组转子并没有发生热弯曲，带负荷

后却发生了轴瓦自激振动，但是不能由此而做出轴瓦自激振动的景要原因是轴承座标高

变化使轴瓦载荷降低的诊断。目前国内圆筒形瓦、椭圆瓦、三油楔瓦运行经验表明：在

冷态下机组各轴承座标高不做任何补偿的情况下，如果轴瓦稳定性一般，只要运行中转

子不发生热弯曲，这些机组就不会发生轴瓦自激振动。只有当轴瓦循名责实性较差，在

运行状态下处在失稳边缘时，才对轴承座标高、润滑油温度等一些运行参数特别敏感。

现场大量实践经验表明，在这种情况下，如果不从提轴瓦稳定性或消除轴颈过大扰动入

手，而只是从提高轴瓦入口油温或调整轴承座标高方面云解决轴瓦自激振动。换句话说，

轴瓦进口油温和轴承座标高对轴瓦稳定性是有一定影响的，但是在正常运行的机组，通

过对这些因素的调整，在轴瓦稳定性方面所获得的收效，仍不能满足轴瓦稳定运行的要

求。


第四节轴瓦自激振动的诊断


诊断轴瓦自激振动，总的来说可以分为振动性质的诊断和具体故障原因的诊断两个步骤。

上面已经讨论了轴瓦自激振动的原因，这些原因绝大部分都是直观可见的，例如轴瓦顶

隙过大、轴瓦形式不同、润滑油温度过低等。，而且这些因素涉及的故障范围较小，当

振动性质确定之后，轴瓦自激振动故障的具体原因还是比较容易诊断的。为了能迅速可

靠地做出诊断，诊断时应注意以下几点。


4.1 振动性质


在汽轮发电机组上产生低频振动，除轴瓦自激振动外，还有分谐波共振和汽流激振。后

一种振动在国内虽然还没有发生过，但在大容量汽轮机高压转子上产生这种振动的可能

性还是存在的。因此诊断轴瓦自激振动时，首先应将后两种低频振动区分开来，具体方

法见表。


4.2 轴颈扰动是否过大


诊断轴瓦自激振动首先应查明轴颈扰动是否过大，这一点和诊断普通强迫振动要首先检

测轴承座动刚度的原量是一样的，但诊断顺序则正好相反。


当轴颈振动过大时，应查明轴颈振动大的原因；如果轴颈振动不大，而且也排除了影响

轴瓦稳定性的一些直观因素，例如润滑油黏度、轴瓦顶隙艾正常，在这种情况下才有必

要进一步标明轴瓦稳定性差的其他原因。


查明轴颈振动最直接的方法是测量转轴振动；若无条件测量转轴振动，根据轴瓦自激振

动发生的部位、转子是否存在永久弯曲或热弯曲、转子找正情况及工艺等因素的分析，

也能间接地确定运行状态下轴颈扰动是否过大。


4.3 轴瓦自激振动源的诊断


为了有效地消除轴瓦自激振动，不仅要找轴瓦自激振动的具体原因，而且要找出轴瓦自

激振动首先是由哪一个轴瓦激起的。轴系中一量有一个轴瓦发生自激振动，特别是油膜

振荡，就会波及轴系中其他各个轴瓦。根据下列特征，可以确定轴瓦自激振动的根源。


1. 振动频率。


当轴瓦自激振动是油膜振荡时，振荡频率与该200MW转子第一临界转速相接近。例如

东方汽轮机厂制造的机组6号、7号瓦发生油膜振荡时，各轴瓦振动主频率为17.83Hz，

即1070r/min，与发电机转了一临界转速1170 r/min很接近。又如哈尔滨汽轮机厂制造的

200MW机给6号、7号瓦发生油膜振荡时，各轴瓦振动主频率为16Hz，即960r/min，

与发电机转子第一临界转速978r/min很接近。但是当轴瓦自激振动是半速涡动时，从轴

瓦振动频率还不能确定振动源。


2. 低频振动呈现的次序。


轴瓦自激振动首先在轴系中某一个轴瓦上激起，然后波及轴系中其他轴瓦。因在振动测试

中在采用巡栓或多点全面监测，若能检测到轴系中哪一个轴瓦首先出现明显的低频振动分

量，即能确定轴瓦自激振动的起源。


3. 垂直振动幅值。


众所周知，轴承振动幅值与激振力成正比，而与轴承座动刚度成反比。在轴系中轴承振幅

还激振源距离有关，在轴承座动刚度和激振力一定时，一般距激振源愈近，轴承振幅愈大。

这个规律只是对轴承垂直振动成立，例如轴系平衡中各轴承垂直方向影响系数一般是随测

点与加重平面之间距离的增大而减少的；但是水平方向影响系数则不一定如此，一般在发

电机转子上加重，将对汽轮机高压转子的轴承水平方谢振动产生较显著的影响。轴瓦自激

振动也不例外，例如国产200、300MW机组在归电机轴瓦上发生的油膜振荡，使1瓦垂直

振动大得多。因此，根据轴系各轴承垂直振动值的分布，并参考轴承水平方向振动幅值的

分布，可以判断轴瓦自激振动的振源。


4.4 了解同型机组相同轴瓦的运行情况


不论是运行已久的旧机还是正处于调试中的新机，排除了轴颈振动过大、润滑油温度过低、

轴瓦顶隙过、润滑油牌号是否用错等因素之后，在进一步标明轴瓦稳定性差的原因时，了

解同型机组轴瓦的运行情况，对于轴瓦自激振动原因的最终诊断和拟定消除振动措施，都

有着十分重要的意义。


凡是因轴瓦设计和制造问题而发生的轴瓦自激振动，一般在同型机组同一转子的轴瓦上会

多次发生或普遍存在。仅仅是国为运行和检修中的问题（例如转子存在热弯曲、轴瓦顶隙

过大等）而发生的轴瓦自激振动，仅在个别机组上发生。根据这两种情况，便可以对轴瓦

自激振动做出较为确切的最终诊断，而且由此可以提出较合理的消除振动的措施。


第五节消除轴瓦自激振动的措施


消除轴瓦自激振动的措施有两个：消除轴颈扰动过大和提高轴瓦稳定性。前者应放在首位，

只有当轴颈扰动不大时才能考虑提轴瓦的稳定性。


减少轴瓦顶隙


不论是圆筒形瓦、椭圆瓦还是三油楔瓦，减少轴瓦顶隙都能显著提轴瓦稳定性，它比提高

高轴瓦比压和减少长径比等其他措施更为有效。在现场减少轴瓦顶隙，一般都采用修刮轴

瓦中分面的方法，使圆筒形瓦变成椭圆瓦、椭圆瓦的椭圆度进一步增大，三油楔瓦变成三

油楔和椭圆混合型瓦，这样就加大了上瓦的油膜力，使轴颈上浮高度降低，从而提高轴瓦

的稳定性。


椭圆瓦和三油楔瓦顶隙可以减少到轴颈直径的1‰－1.3‰，轴颈直径直径大的，取上限；

轴颈直系小的，取下限。目前现场真正的圆筒形瓦（顶隙等于两倍侧隙）已很少见到，而

所谓的圆筒形瓦实际上椭圆瓦，其顶隙和侧隙近似相等，当这种轴瓦发生自激振动时，可

以将其顶隙减少至轴颈直径的1.2‰－1.5‰，这是由于这种轴瓦侧隙较小，顶隙不宜过小，

否则会引起乌金温度的升高。


换用稳定性较好的轴瓦


一般来说椭圆具有两个承载区，


所以也叫两油叶瓦，它的稳定性较圆筒形瓦要好，但承载能力不如圆筒瓦。还有一种叫三

油叶轴瓦，它具有三个承载区，上瓦两个油楔，形成两个向下的油膜力，因而稳定性较椭

圆瓦要好，但承载能力却显著降低，一般使用在高速轻载的轴瓦上。与油叶轴承平行的是

油楔轴承，真正的圆筒形瓦只有下瓦一个油楔，如果在上瓦再加两个油楔，即为国内200

MW机组上曾使用过的三油楔轴承，结构如图所示，b为油楔深度，a1,a2为阻油边、油楔

与轴颈之间顶部间隙，a1一般轴颈直径的1.2‰－1.7‰。


这种轴瓦动态稳定性远不如椭圆瓦，也不如圆筒瓦。80年代到90年代初期，国产200MW

机组6瓦、7瓦较普遍发生的油膜振荡，在当时形成了“油膜振荡热”，事实上纯属于三油楔

瓦稳定差，因此改用椭圆瓦后再未发生过油膜振荡。后来投运的引进型300、600MW机组，

其轴颈线速度虽已超过65m/s，但采用椭圆瓦或圆筒瓦后，都未发生过汩膜振荡。


除上述圆筒形瓦、椭圆瓦、三油楔瓦外，还有一种可倾瓦，目前国内大机组上较普遍采用。

这种轴瓦结构原理如图所示。轴瓦是由多个瓦无发展前块构成，这此些瓦块可以绕支做微

小的摆动，以适应合适的工作位置，使每个瓦块都能形成收敛的油楔，由此不会产生失稳

分力，或者使每个瓦块都通过支点和轴颈中心，即总保持与外载荷交于一点，这样就不会

产生一个使轴颈涡动的切向分力。从理论上来说，忽略瓦块的惯性和瓦块支点的磨擦力，

可倾瓦是不会产生轴瓦自激振动的。但它的承载能力较低，因此只能在载荷较小的汽轮机

高中压缸转子、励磁机转子上使用。


增加上瓦乌金宽度


对于圆筒形瓦、椭圆瓦和三油楔瓦，减少顶隙的目的是增大上瓦的油膜力，但是目前有些

现场运行的机组上瓦，中央部分开有较宽的环向油沟，使上瓦成为两条乌金带。实践证明，

在这样的轴瓦上减少顶隙，收获不十分显著。为了获提更好的效果，在减少顶隙的同时，

将上瓦乌金加宽或完全填满，由此可以显著增加上瓦油膜力，提高轴瓦偏心率。


刮大两侧间隙


刮大轴瓦两侧间隙往往与减少顶隙同时进行，尤其是圆筒形瓦更是如此，其目的是防止顶

隙减少后轴瓦内油流量加受到影响而使乌金温度升高，但是扩大两侧间隙不仅会显著降低

轴瓦水平方向的油膜刚度，在激振力不变的情况下，转轴水平方向振动还将培大；而且会

显著降低轴瓦抗振能力，在不很大的轴颈振动作用下，会造成轴瓦乌金碎裂。


其他措施


消除轴瓦自激振动除上述四个措施外， 还有减少轴瓦长径比、降低油的黏度和调整轴承座

标高等三个措施，采取这些措施也能提高轴瓦稳定性。


综上所述，从现场实践经验来看，这七措施（包括其他措施中的三项）基本上是按消除轴

瓦自激振动有效性顺序排列的，即第一个效果最显著，第二个其次，以此类推。因此在选

用时可以根据现场具体条件、轴瓦失稳严重程度（偶然发生、超速时发生、在额定转速下

发生）、原来轴瓦形式、轴瓦有关稳定性的参数、轴颈振动值等因素决定。


这时必须再次指出，轴瓦自激振动往往与机组运行中的某一参数有关，例如凝汽器真空、

有功负荷、励磁电流等，但是在拟定消除振动措施时，不能只局限于针对这些有关参数，

而必须消除轴颈振动过大和从提高轴瓦稳定性最基本因素着手，这样才能获得较好的效果。









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