浅析蒸汽轮机蒸汽（间隙）激振、油膜涡动及油膜振荡
摘 要： 定性地阐述蒸汽（间隙）激振、油膜涡动及油膜振荡的机理，认为由流体产生的切向力是引起机组自激失稳的主要原因，并提出解决措施。
关键词 自激振动；极限环；蒸汽（间隙）激振；油膜涡动；油膜振荡；失稳；措施
1 前言
随着汽轮机技术迅猛发展，蒸汽轮机机组容量和蒸汽参数也在不断提高，作为自激振动特例的蒸汽（间隙）激振、油膜涡动及油膜振荡引起转子失稳的问题也日愈突出。要求了解自激激振的机理和成因，提出相应的解决措施，更好地提高机组的安全可靠性。
2 自激振动与自激振荡
自激振动是汽轮机较为常见的故障现象之一，对它的研究是随着柔性转子发展而发展起来的。事实上在机械振动理论中将自激振动定义为当系统在一个周期内损失的能量和吸入的能量相等时所形成的周期性振动，并将在相平面上形成封闭的运动相迹，称之为极限环。极限环的振动幅值决定于振动系统的参数，也就是说系统本身控制振动能量的补充，并通过运动不断向自身反馈能量，一旦振动系统有初始运动（扰动）振动的能量就随之补充，使得极限环运动得以保持；而当振动系统处于静止或振动系统的参数发生改变，极限环的振动幅值就变为零或者振动幅值就会发生改变，因此可以说自激振动同外界激励是无关的。而强迫振动则是另一种类型的振动，它由外界激振力对系统做功，振动系统的振动频率与外界激振力的频率是完全一致的，一旦振动系统的参数一定，振动系统的振动幅值就主要受外界激振能量的控制和维持。
在蒸汽轮机中的极限环运动称之为涡动，它也是失稳运动的临界状态。可从两个方面进行解释。其一从能量的角度来分析，系统振动能量的耗散主要是系统阻尼作用的结果，而能量的输入是由于系统存在与正阻尼相反方向的力作用的结果，也就是通常说的“负阻尼”作功，一旦系统的阻尼不能平衡振动系统的输入能量，其结果必然会引起系统振动发散而导致系统失稳。对于机组而言该力位于轴心轨迹平面而与轴心径向垂直且与转子的线速度方向同向，它削弱了机组转子系统阻尼的作用，在转子设计阶段就是采用能量法来计算转子失稳转速的。其二从频率的角度来解释，极限环运动是一个周期性振动，它必然存在一个振动频率，对于蒸汽轮机而言该频率是转速的分频，如果极限环振动频率同系统固有频率相重合，系统就会发生自激共振，此时系统振动将围绕不稳定结点运动。此时极限环运动称之为自激振荡。总之，不论涡动或者自激振荡都是系统运动所不允许的，机组应避免出现自激振动故障。
3、蒸汽（间隙）激振、油膜涡动及油膜振荡的原因及处理措施
3.1 蒸汽（间隙）激振
3.1.1、 蒸汽（间隙）激振的机理
发生在汽轮机上的蒸汽（间隙）激振是随着高参数大容量机组的出现而出现的。经过国内外专家从理论和试验上分析研究，得出蒸汽对转子系统形成一个作用在转子偏心垂直方向上并与转子线速度方向同向的切向力是引起转子系统蒸汽自激振动的根本原因。
通常可以将蒸汽（间隙）激振切向力分为3大类。
3.1.1.1、第1种蒸汽激振力
主要由沿叶轮周向不均匀分布汽流而产生，它同机组的负荷有关。其产生的原因如下：
（1）、由于汽流在蒸汽轮机中是轴向流动的，当汽流碰到叶片时，将对叶片产生切向力并推动转子旋转而作功。如果机组运行转态下转子通流中心没有偏心，则汽流作用于级叶片的切向力将是均匀分布的，这样叶片上的切向力的合力应为零；如果转子通流中心有偏心，则会造成级叶轮径向间隙沿周向分布不均匀，其中间隙大的地方蒸汽漏汽较大，进入叶片的工质就少些，反之则反。因此，沿周向方向汽流对叶片产生的切向力是不均匀的，这样在叶轮上，将产生一个与转子线速度方向相同的切向力合力(如图1)，该切向力将给转子运动输入能量，而形成涡动，习惯称为Alford力。其激振力大小的公式为：
式中W——级功率
y——偏心率
H——叶片高度
β——级效率
D——汽轮机叶轮平均半径
ω——转子旋转角速度
（2）由于制造误差、机组运行阶段静子部分变形和动叶片表面结垢，同样会造成汽流在级通道间流动不均匀，也会形成一个与转子线速度方向相同的切向力合力。
该类蒸汽激振力极易造成高、中压转子失稳，其切向力随着机组负荷和蒸汽参数增加而增加。
3.1.1.2 、 第2类蒸汽激振力
主要由螺旋形汽流效应而形成。在高、中转子的密封间隙处（主要指围带密封处，因为该处汽流的流速较高），汽流的惯性效应远远大于汽流的摩擦效应，单位蒸汽从汽封齿某点进入，由于惯性的作用，它不是从同一子午平面上的下一个汽封齿流出，而是旋转了一个角度2Δ，如图2。
假设转子的偏心为y，则点1和点2处的间隙应分别为：
假定在两齿内蒸汽介质密度ρ为常数，则可以求得汽封齿间腔室内各点压力值
可见，Fx同Δ、ε、D参数有关并随围带汽封齿的个数增加而增大，它垂直于OO′轴，同样也是一个与转子线速度相同的切向力。该类激振力较易造成高、中压转子失稳。
3.1.1.3、 第3种蒸汽激振力
主要产生于转子端部的轴封处和隔板汽封，是由于气体弹性效应（习惯上称之为Alford效应）和二次流效应而形成的。当转子在偏心和转子存在倾角时，在汽轮机端部将产生汽体弹性效应和二次流效应，其中汽体弹性效应只有在汽封齿进口间隙大于汽封齿出口间隙时，才会导致“负阻尼”作功，转子失稳；但是当汽封齿进口间隙小于汽封齿出口间隙时，所产生的效果有助于提高转子的稳定性，如图3。据有关资料报道该蒸汽激振力往往较小，通常多在小型蒸汽轮机组上才会导致转子失稳。另外由于轴封处的供汽压力是恒定的，该类蒸汽激振力在机组空负荷时就会导致转子自激振动。
3.1.2、蒸汽（间隙）激振的处理措施
一旦机组产生蒸汽（间隙）激振，其振动低频分量将占主要成分。从蒸汽（间隙）激振的机理可知，汽流形成与转子线速度方向同向的切向力是导致蒸汽（间隙）激振失稳的根本原因，因此，如何减少该切向力就是解决蒸汽激振失稳的根本方法。首先，该切向力同转子偏心是密切相关的。由于通流找中时是机组在冷态下进行的，而汽轮机在运行时，转子在轴封、隔板等洼窝内的位置和冷态下有所不同，其影响因素较多，故在转子静态找中时应充分估计转子中心（水平和垂直）的变化趋势，以便在通流找中预先将这些影响量考虑进去。
(1)、油膜厚度的影响，特别是对于椭圆轴承和可倾瓦轴承混用的机组，由于可倾瓦轴承只会将转子抬高而不会使转子产生水平位移，而椭圆轴承不但会使转子抬高还使转子产生水平位移，因此，应协调好椭圆轴承和可倾瓦轴承对转子中心变化的量值关系。
(2)、中、低靠背轮预留的标高差，不但应考虑两相邻轴承、轴承箱温度差，还应考虑实际运行阶段轴封送汽温度和漏汽量的影响。
(3)、汽缸及转子的热变形。特别应充分考虑温度对转子弹性模量的影响，因为它直接影响了转子运行状况的挠度。
(4)、静子重量和支承变形的影响。
(5)、阀门配汽和喷嘴调节时，应计算汽流对前几级叶轮切向力大小及方向，避免出现与转子旋转方向同向的蒸汽切向力。
(6)、采用可倾瓦轴承减少油膜切向力与蒸汽切向力之间的相互影响。
其次，该切向力同转子各级通道的不均匀性也是密切相关的。因此，在制造、机组安装时应充分保证级各通道均匀性，机组在运行时，一旦发生静止变形和漏汽应及时解决，避免造成附加切向蒸汽激振力。
3.2 、 油膜涡动及油膜振荡
3.2.1、油膜涡动及油膜振荡的机理
由于润滑油的一定的粘性和转子的旋转作用，流体将会被转子带动并随之一起旋转，且最靠近转子的流体将以转子旋转速度旋转；而靠近轴承壁的流体由于轴承壁是静止不动的，所以其速度最低（为零），此时轴承中流体速度分布如图4（其中λ为流体周向平均速度比）；正因为流体周向流动的存在，它将对转子形成一个与转子旋转方向相同的切向力并向转子输入振动能量。该切向力削弱了系统阻尼作用并形成极限环运动，一旦该切向力达到一定值就将导致转子失稳。
为了描述转子/轴承系统中流体激励失稳（涡动/振荡）所产生的影响，给出图5的简单系统来分析影响转子失稳的因素。
该系统包含转子的质量m，轴的刚度Ks、轴承的径向刚度KB和阻尼DB。其中λ为油膜轴承中流体周向平均速度比，是流体平均角速度同转子旋转角速度的比值。描述系统的运动方程为
再将该式分解为正交项和直接项并且它们应分别等于零：
ω得到不同的值将会导致两种截然不同的失稳现象。当公式（3）被满足时转子系统将发生油膜涡动失稳。通常把公式（3）称为失稳转速的门槛值，失稳主要受轴承刚度的影响。而当公式（4）被满足时，就会导致油膜振荡发生，这种情况只会在KB→∞时才会发生。但实际上不可能有一种无限大刚度的轴承，因此通常在KB≥Ks时就会产生油膜振荡失稳。综上所述，产生油膜涡动和油膜振荡失稳的最终原因也是流体对转子产生了与转子线速度方向相同的切向力（jDBλΩ项），并且可以得出油膜失稳主要决定于下面两个因素：
（1）、流体的平均角速度率λ。流体的平均角速度应介于零和转子旋转角速度之间，通常将流体平均角速度和转子旋转角速度的比值用λ表示，当轴承的形式和端泄一定时，该λ值同转子偏心位置是密切相关的。图6给出了λ随转子偏心变化的曲线。
公式（3）反映出λ同转子的失稳转速是成反比的，也就是说λ值在一定程度上控制了转子的失稳转态。
（2）、油膜径向刚度。转子在轴承中位置决定它的大小，图7给出了油膜径向刚度随转子偏心变化的曲线。同样从公式（3）可以看出油膜径向刚度增大可以提高转子的油膜失稳转速。
因此，在转子工作时，应尽量提高轴承的径向刚度和减少流体的平均角速度比，保证转子工作在轴承中最佳位置，从而提高转子失稳门槛值。
3.2.2 、 油膜涡动及油膜振荡的处理措施
油膜涡动和油膜振荡在高、中压和低压转子上均可能发生，并且由于转子标高受热负荷的影响，油膜失稳不但可能在升速过程而且也可能在带负荷期间发生，一旦产生上述失稳运动，其振动频谱同样是低频分量占主要成分。在数学上如果忽略流体的惯性影响，可以得到转子/轴承的动刚度为：
KDs=(K-mω2)+j(Dω-DλΩ)
式中K为转子/轴承径向刚度、m为转子的模态质量、Ω为转子旋转角速度、D为系统阻尼、ω为油膜涡动角速度。
据上式可以得出转子的稳定区域，如图8。为此，减少油膜失稳的措施就应从增大转子稳定区域入手：
（1）、减少油粘度以减少λ值。
（2）、提高转子运行时的临界转速，增加转子的稳定性。
（3）、采用静压和动压混合式运行方式提高轴承/油膜的径向刚度，如采用顶轴油泵并联运行，其运行原理式如同航空发动机的挤压油膜轴承。
（4）、采用“友好”不对中增大轴承载荷，提高转子在轴承中的偏心率即增加轴承/油膜径向刚度和减少λ值。
（5）、采用高稳定性的可倾瓦块式轴承。因为流体在可倾瓦块式轴承的流动是不连续的，有利于减少流体对转子的切向力，并且可倾瓦块式轴承的油膜是靠瓦块自身摆动而形成油膜的，减少了转子的水平位移，有利于转子工作在最佳位置。但是由于可倾瓦块式轴承是轻载式轴承，一般多用于高、中压转子，对于低压转子尚不能采用该种方法。
（6）、同样应在静态找中时充分估计转子中心（水平和垂直）的变化趋势，以便在通流找中时预先将这些影响量考虑进去，使得轴颈在轴承处于最佳工作位置。
（7）、改变润滑油进油温度。但是据有关资料报道，仅有40％的机组采用提高进油温度可以消除油膜失稳，另有40％则需要减少进油温度才能消除油膜失稳，还有20％采用该种方法对油膜失稳将不起作用。
（8）、设计轴承时应尽量考虑如何减少流体流动的λ值。
4 总结
（1）、从间隙（蒸汽）激振、油膜涡动和油膜振荡的机理可知，两种自激振动的失稳都是由于流体形成与转子旋转速度方向相同的切向力削弱了系统阻尼而产生的。对于间隙（蒸汽）激振来说，转子中心的偏移或者叶轮流道的不均匀性是造成大多数机组失稳的主要原因，而油膜涡动和油膜振荡则同转子在轴承工作位置和进油参数是密切相关的，在机组运行阶段应保证转子在轴承中有足够的偏心率，从而减少切向力对转子失稳的影响。
（2）、上述自激振动失稳在频谱图中所表现的频率成分均是低频占主要成分。其中涡动失稳的自激振动频率与系统结构参数是密切相关的，对于蒸汽涡动其振动频率一般为转速的0.4～0.48，油膜涡动的振动频率为转速的0.42～0.48，但是由于轴承端泄和结构的不同，油膜涡动的振动频率可以达到转速的0.3左右；而振荡失稳的振动频率为转子运行时的临界转速。
（3）、转子静态找中是相当重要的工作，在转子静态找中时应充分考虑各种因素（热负荷、基础变形、结构变形等）给转子中心带来的变化趋势，以便在通流找中时预先将这些影响量考虑进去，尽量保证在运行状态下转子通流中心和轴颈在轴承中有最佳的工作位置，减少流体施加给转子的附加切向力，从而提高机组的安全可靠性。
（4）、对于间隙（蒸汽）激振而言，制造时应尽量保证转子通流的均匀性。机组安装时应避免机组流道留有异物而影响流道的均匀性并且合理布置阀门开启顺序。转子运行一段时间后，应及时做除垢处理。
（5、由于自激振动有复杂性和一定的相似性，因此，应根据现场安装数据和振动数据进行详细的分析，判定自激振动的类别并提出相应的处理措施。