汽轮机轴承检修

汽轮机轴承检修

轴承是汽轮机的一个重要组成部分，有支持轴承和推力轴承两种。径向支持轴承是用来支持转子质量和由于转子质量不平衡引起的离心力，并确定转子中心位置，使汽轮机动静部分保持正常的径向间隙。推力轴承是用来承担蒸汽和发电机磁场作用在转子上的轴向推力，并确定转子的轴向位置，使汽轮机动静部分保持一定的轴向间隙。由于每个轴承都要承受很大的载荷，而且轴颈转速很高，所以汽轮机的轴承都采用液体摩擦为理论基础的滑动轴承，工作时，产生一定压力的润滑油在轴颈与轴瓦之间形成油膜，建立液体摩擦，使汽轮机安全平稳地工作。

汽轮机轴承的基本要求是：能承受较大的载荷，高转速、保持油膜稳定，轴瓦的摩擦损失小。

第一节滑动轴承的基本工作原理

一、油膜润滑的基本原理

为说明油膜润滑的建立过程，参看图6-1。有两块无限长的平板A、B，作相对位移，在两板间充满有一定粘度的润滑油，并在板间作层流流动。

将A、B两板平行放置,平板B以速度μ向左移动，从图6-1(a）中可看出，B板面上油的速度为μ，A板面上油不流动,沿aa′、bb′油流速分布相同，流入板间的油流量等于流出板间的油流量。如果板A、B不作相对运动，但A板上有载荷P，则油从aa′、bb′挤出，挤出速度以中间最大，而在A、B板面上为零，如图6-1(a)中虚线所示。

图6-1(b)表示B板向左以速度μ移动，而A板上又受到载荷P的情况。进口处aa′为B 板带进油量与载荷P挤出油量之差，出口处bb′为B板带出油量与载荷P挤出油量之和。在此情况下，流入板间润滑油量少，而流出板间

润滑油量多，这将使A、B板间没有油而接触在一起，形成干摩擦。

图6-1 平板间液体摩擦的建立

（a）A、B不作相对运动；（b）B板向左以速度μ移动；

（c）A、B两板楔形布置，B板向左以速度μ移动

A、B两板置成楔形，B板向左移动（从宽口向狭口移动），如图6-1所示。流进aa′处油量大于流出bb′处油量，油在两板间积聚而产生油压。此时，如无载荷P，此油压会使bb′张大，以保持进、出口油量相等。如果A板上有载荷P，如前所述，进口aa′处油量会减少，而出口bb′处油量会增加，就能使进出口油量相等，保持间隙中形成稳定油膜，建立油膜润滑，如增加B板移动速度或增大油粘度，将使油膜厚度增加，当载荷减小，也将使油膜厚度增加。

综上所述，要使有载荷相对运动(移动)的平板间建立油膜润滑必须满足：

(1)两滑动面之间要形成斜隙；

(2)两滑动面之间要充满足量的具有一定油性和粘性的润滑油；

(3)两滑动面之间要有相对运动，其运动方向是使润滑油由楔形间隙的宽口流向窄口。

显然，当润滑油粘性增大、两滑动面间的间隙小、楔形角度增大以及两板之间相对移动速度增加时，都会使间隙中的油膜压力升高。

二、轴承的工作原理

以圆筒形轴瓦为例，见图6-2(a)，轴瓦直径是大于轴颈直径的，在静止状态下，轴颈置于轴瓦底部，轴颈圆心O′在轴瓦中心O的正下方，轴颈与轴瓦之间构成自上而下的楔形截面间隙。当连续向轴承内提供足量的润滑油，并使轴颈高速旋转（图示为顺时钟向旋转），右侧楔形间隙中有粘性的润滑油附在轴颈上一起转动，并带动各层油一起转动，而且将润滑油由宽口带向窄口，楔形间隙的进油量大于出油量，并且由于润滑油几乎不可压缩，使积聚在狭窄的楔形间隙中产生油压，当油压超过轴颈上的载荷时，就抬起轴颈，轴颈抬起后，楔形间隙增大，油压有所下降，轴颈又下落一些，直至楔形间隙内油压与轴颈上载荷平衡，轴颈便稳定在一定位置上旋转。此时，轴颈与轴瓦间有油膜隔开，建立了液体摩擦，使轴承稳定工作。

图6－2 轴承中液体摩擦的建立

(a)轴在轴承中构成楔形间隙；

(b)轴心运动轨迹及油楔中的压力分布（周向）;

(c)油楔中的压力分布（轴向）

如载荷不变，油粘度愈高、转速愈高，油膜压力也随之增大，轴颈就抬得越高；如载荷不变、油粘度不变，随转速升高，轴颈中心位置改变，当转速达无穷大时，理论上轴颈中心与轴瓦中心重合[参看图6-2 (b)]。随着转速升高，轴颈中心线轨迹近似为一半圆的曲线。

油楔中压力分布也可从图6-2 (b)中看出。在径向，楔形进口处油压最低，随着楔形口的缩小而油压升高，并逐渐达到最大值Pmax，而后油压又下降，在楔形出口处（即最小间隙后）为零。在轴向，由于轴瓦有一定宽度，润滑油要从两端流出，所以在两端油压为零，而宽度的中间位置油压最高，如图6-2(c)所示。所以轴瓦宽度（长度）也影响承载能力，所以在下瓦中间是不开圆周油槽的。理论上讲，当载荷、供油条件、轴颈及其转速等不变的条件下，轴瓦宽度尺寸愈大，其油压愈高，轴颈被抬得越高。但轴瓦宽度尺寸大会影响轴承冷却，并影响油膜稳定性（因轴颈抬得越高，相对偏心距愈小），所以必须合理地选择轴瓦宽度。

第二节轴承的油膜振荡

由于油膜支持轴颈在轴瓦内高速转动，希望轴颈中心相对轴瓦中心在某一固定位置，这就是轴承工作时的稳定性。油膜振荡是轴承工作过程中失去稳定性的一种现象。随着机组容量增大，机组的临界转速就下降，出现轴承油膜振荡的可能性增大。油膜振荡的出现，将使机组无法安全运行，因此，已引起普遍的关注。

一、油膜振荡现象

油膜振荡的本质是一种自激振动，所谓自激振动是运动体通过本身的运

动不断向自身馈送能量，自己激励自己产生与外界激振力无关的振动。对轴承讲，轴颈在轴瓦内高速旋转，在一定条件下，被轴颈带动而流动的润滑油反过来激励轴颈而发生的一种自激振动，即称油膜振荡。

众所周知，对振动体振动的研究，主要办法是通过激振力频率（转速）与振动体的振幅、振动频率、振型之间的关系来得出产生振动的原因。首先观察受一定载荷的轴颈在轴瓦中的工作情况，当转子转速由零逐渐加速时，轴颈中心的运动状态。当转速达到一定值时，轴心的振动频率除有与转速相同的由不平衡质量引起的振动外，又出现低频振动，低频振动频率几乎为转速（主频率）的1/2左右，轴心出现涡动运动。这种现象可以在一只轴承内产生，也可以在相邻几个轴承内同时出现，此时，刚开始产生轴心涡动的转速称失稳转速，涡动频率几乎为转速的1/2。失稳转速的大小，取决于转子和支持轴承的特性和工作条件，如果这些因素不变，失稳转速是某一固定值,如图6-3上横坐标上A点。当转速由失稳转速升高至转子第一阶临界转速时，振幅增加，这是转子自身的自激振动，其振动频率为ωc1，如图上A1，所示。转速超过第一临界转速后，振幅又减小，轴心的涡动频率约为此时转速的1/2 。当转速继续升高到A2点，相当于两倍第一临界转速2ωc1时，振动再次加剧，振幅大增，涡动频率约为此时转速的1/2 , 即1/2ωc1=ωc1。此后，随着转速增加，振幅不会再减小，而且涡动频率不再改变，始终维持在ωc1，这通常被称为油膜振荡的惯性效应。

图6-3 转轴涡动的频率、振幅与转速的关系

由A点至A2点轴颈中心发生的振动频率约等于当时转速1/2的小振动称半速涡动。自A2 点以后轴心发生的振动频率等于转子的第一阶临界转速ωc1称油膜振荡。将在A点处开始失去稳定时（即开始产生半速涡动）的转速称失稳转速。

综上所述，当半速涡动频率等于第一阶临界转速（此时转子的转速为两倍的第一阶临界转速）时，就产生油膜振荡，即油膜振荡频率正好等于转子的固有频率，产生了共振。

显然，油膜振荡的干扰力来自轴颈本身的涡动运动，与外界无关，因此油膜振荡属于自激振动的范畴。

油膜振荡一旦发生，不能用升高转速的办法来消除，因油膜振荡能够在一个较宽的转速变动范围内保持，振幅也处于共振状态下的大振幅特性。

油膜振荡下的振幅比半速涡动时振幅大得多，油膜破坏，轴颈与轴瓦相碰撞而损坏，而此时振动频率又与转子第一阶临界转速相重合，成为激发转子共振的激振力，使转子产生象在第一阶临界转速下运行时的共振现象，导致转子损坏。至于半速涡动，振幅较小，虽然不会破坏油膜，但由于振动是动载荷，长期工作时，会引起零件松动和疲劳损坏。因此，半速涡动也应尽力去消除。

如前述，只有转子的转速等于或高于二倍的第一阶临界转速时才有可能