随着我们国家的经济的发展和我们正常的生活水平的逐步的提升，电力的需求也随之迅猛增加。截止到2016年12月末，我国发电装机容量达到16.5亿KW，同比增长8.2%，其中火电装机10.53亿KW，占到总装机容量的64%。由此可见火电仍是我国电力工业的主要组成部分。由于汽轮发电机组的单机容量增加，运行参数提高，转子轴系长度增加且结构较为复杂，发电机组运行的稳定性问题越来越引起人们的重视。在机组运行的过程中，汽轮机发电机组会发生故障和事故，尤其是轴系失稳故障常常会出现，影响机组的安全运行。因此，汽轮机轴系失稳故障诊断与处理显得很重要。轴系失稳是汽轮机发电机组常见的故障。按照失稳激振力的来源，它通常分为两类：油膜失稳和汽流激振。由于机组在设计时轴系稳定性不足、机组安装误差和检修质量差、轴承稳定性差及运行参数不合格等都可能会导致油膜失稳故障的发生。油膜失稳故障是一种突发性、不稳定性的剧烈振动，这种振动将造成轴承和轴系部件的疲劳、松动，甚至造成轴瓦磨损、烧瓦及轴系破坏等严重事故。国内外许多汽轮发电机组都发生过不同程度的油膜失稳事故。如上世纪70年代日本海南电站3号机组因油膜振荡而造成机组轴系毁坏事故；1988年我国秦岭发电厂5号机组也是因油膜振荡造成整个汽轮机及发电机转子全部毁坏，带来了严重的经济损失[1]。油膜失稳故障慢慢的受到专家们的重视，他们对油膜失稳故障数学模型的建立、油膜力的分析、轴承振动特性分析及故障处理解决措施进行了深入的研究。随着超超临界技术的发展，蒸汽参数的逐步的提升及机组负荷的持续不断的增加，汽流激振力对轴系稳定性的影响也一天比一天突出。它的危害性在于造成突发性的强烈振动，机组主轴将承受与转速非同步的高周交变应力而导致疲劳损伤或迅速的疲劳破坏，甚至有可能引发轴系断裂灾难性事故，造成巨大的经济损失和社会负面影响。近些年来，国内机组汽流激振有多例发生，且有些久未治愈。如我国出口的325MW机组高负荷工况下的汽流激振失稳，采取多种措施，处理了多年才得以解决[2]；绥中发电有限责任公司800MW机组、湛江电厂300MW机组、湘潭电厂300MW机组汽流激振均历经多次处理才被消除，这些故障给公司能够带来了巨额的经济损失。

  重型旋转机械转子支承一般会用径向动压滑动轴承。转子转动时，轴承中轴颈与乌金表面之间的润滑油形成一层极薄的油膜，这层油膜的最大的作用是产生向上的力顶起整个转子，将轴颈与乌金隔离开，达到油润滑的目的。与此同时，油膜还会产生另外两种力，一种是作用到轴颈上促使轴颈连同转子作失稳涡动的促涡力；另一种是抑制转子做这种失稳涡动的阻尼力。转子是否涡动，取决于这两种力的大小。为提高稳定性，则希望油膜产生的促涡力小，甚至为零；只有少数的阻尼力来抑制转子涡动，振动则发生失稳。

  经过对大量油膜失稳故障的分析，发现造成油膜失稳的根本原因是轴径扰动过大和轴承稳定性差。这主要是由于运行工况和轴承结构和检修造成的。

  轴径扰动过大是指持续的外部激励，而不是指轴系某一时刻出现的外部扰动，就是指轴径与瓦块之间的相对运动。转轴振动过大主要有以下几个原因引发的。

  现场汽轮发电机组的转子发生热弯曲是较为普遍的振动现象。随着机组运行负荷的增加，如果忽然出现油膜失稳，并且振动的大小与负荷或者发电励磁电流有着某种关系，通常是转子发生热弯曲导致的。转子发生热弯曲有两种情况：一种是转子发生热弯曲是轴向对称的，在机组并网运行时对轴瓦振动影响很小；另一种情况是转子的热弯曲不是完全轴向对称的。无论是轴向对称还是轴向不对称的热弯曲，转轴振动都将显著增加。

  轴承座动刚度过大，将使转轴与轴瓦之间的相对振动变大，影响轴承正常运行。对于轴承座动刚度偏大的汽轮机转子质量较小的高压转子来说，虽然轴承的绝对振动值不大，但是轴承的刚度振动很大将引起油膜失稳振动的趋势。由这种情况引起的油膜失稳振动可通过调整转子质量平衡减小转轴振动。

  汽轮机转子永久性弯曲和热弯曲相同，都会产生转子质量不平衡，导致轴承振动增大。由于弯曲转子造成轴承增大，做动平衡能改善振动状况，但转子仍会存在比较大的振动。

  转子对中不良是指机组运行时相邻两转子的轴心线与轴承中心线发生偏移和倾斜，转子同心度和平直度产生偏差，它和汽轮机转子热弯曲相同，是导致汽轮机转子扰动过大的常见故障。

  轴承油膜失稳有两种形式：如果失稳的振动频率是转子转速的一半，称之为油膜涡动，也可称为半速涡动；如果振动频率是转子的第一临界转速，称之为油膜振荡。油膜涡动和油膜振荡是整个失稳发展过程中的先后两个阶段，油膜涡动是振幅有限，现场大量机组实测结果多为40~100μm，是较温和的失稳，油膜振荡是大振幅的，剧烈的失稳。对于一个具体的转子轴系，可以只出现油膜涡动而不出现油膜振荡；也可以在油膜振荡之前不发生油膜涡动。油膜振荡时，转子转动动能的数百分之一通过油膜传递给转子，使其以转子的最低阶固有频率做大幅度振动，幅值之大远超于通常转子过临界转速的2倍或略高。以国产200MW机组为例，发电机转子第一临界转速为1140~1180r/min，发生油膜振荡时转子的转速多在3000~3300r/min之间，涡动频率为18~19Hz。

  油膜失稳问题的提出至今已有70余年的历史，随着非常快速地旋转机械的发展，对油膜失稳的机理不断充实，我们大家可以通过建立模型对油膜失稳问题加以简要说明。

  转子轴颈直径比轴瓦直径要小，由于转子自重，两者之间必然形成楔形间隙，如图2-1（a）所示。很多压力的润滑油由水平中分面处连续供油，当轴颈高速顺时针旋转时，轴颈各点皆以切线速度 将油从楔形宽口带入窄口，使窄口油压不断升高，从而将轴顶起，当窄口带出油量等于宽口带入油量时，油膜稳定建立，油膜产生的压力正好支承转子重力，轴承建立液体摩擦。

  油楔中的压力分布如图2-1（b）所示，如果以水平中分面进油压力为最小值，则从楔形宽口到窄口，压力开始逐渐升高，在楔形接近最小间隙处达到最大值，在最小间隙处迅速降低到最小值。油膜压力将轴中心偏左顶起。沿轴承轴向方向，润滑油从轴承两端流出，使润滑油压从中间往两端逐渐下降，在两端出口处的油压为零，如图2-1（c）所示。由此可见，轴承宽度亦影响到油膜的承载能力，在其他条件相同的情况下，轴承越宽，油膜承载力越大，轴颈被抬的越高。但是，轴承太宽不利于轴承的冷却，同时亦增加量转子的长度，因而需要综合考虑。

  根据理论和实践证明，轴颈的圆周速度u越高，黏度越大，油膜越厚，则轴承的承载能力越强。

  轴颈与轴瓦之间的油膜的承载力与外界平衡时，轴颈处于平衡位置；当转轴受到某种外来扰动时，轴承油膜除了产生沿偏移方向的弹性恢复力以保持和外载荷平衡外，还要产生一个垂直于偏移方向的切向失稳分力，这个失稳分力会驱动转子作涡动运动。当阻尼力大于切向失稳力时，这种涡动是收敛的，即轴颈在轴承内的转动是稳定的。当切向分力大于阻尼力时，涡动是发散的，轴颈运动是不稳定的，油膜振荡就属于这种情况。介于两者之间的涡动轨迹为封闭曲线，油膜涡动就是这种情况。

  假设润滑油在轴承中无端泄，油在轴瓦表面的流速为零，而在轴颈表面的流速为 ，等于轴颈表面的线速度，且两者间隙中的油流速是线所示。在连心线上AB截面流入油楔的流量为 在CD处流出的流量为 两个流量之差应等于因涡动引起收敛油楔隙内流体容积的增加率，即

  这就是所谓的油膜涡动的含义。实际上，由于轴承端泻等因素的影响，一般涡动频率略微小于转速的一半，约为转速的0.42~0.46倍。

  随着转轴转速升高到比第一阶临界转速的2倍稍高以后，由于此时油膜涡动的涡动速度与转轴的第一阶临界转速相重合即产生共振，表现为强烈的振动现象，称为油膜振荡。油膜振荡若发生之后，就将始终保持约等于转子一阶临界转速的涡动频率，而不再随转速的升高而升高。

  变化的正常转动、半速涡动和油膜振荡的三个阶段，其中一条曲线表示振动频率的变化，一条曲线表示振动幅值的变化。图2-3（a）表示失稳转速在一阶临界转速之前；图2-3（b）表示失稳转速在一阶临界转速之后。这两种情况的油膜振荡都在稍高于2倍临界转速的某一转速时发生；图2-3（c）表示转速在稍高于2倍临界转速时，转轴并没有失稳，知道比2倍临界转速高出较多时，转轴才失稳；二降速时油膜振荡消失的转速要比升速时发生油膜振荡的转速低，表现出一种“惯性”现象。

  发生油膜失稳故障时，因为油膜涡动和油膜振荡的轴颈位移幅值不同，所以对汽轮发电机组轴系产生的危害程度也不相同。油膜涡动的轴颈位移幅值比较小，一般位移的幅值要小于轴颈与轴瓦的间隙，正常情况下不会发生轴系的磨损，但是由于轴系长期在油膜涡动故障下运动将导致动力负荷的增加，噪声和轴承振动的增大，引起相邻轴承振动的增加，进而造成轴承和轴系部件的疲劳、松动，同时也降低轴承的稳定性。发生油膜振荡时，通常轴颈位移的幅值大于轴承间隙，将引起轴颈和轴瓦的碰磨，轴颈连续地撞击在轴瓦巴氏合金剥离、脱落的合金细屑将堵塞轴承间隙，导致轴承的润滑受一定的影响，轴承温度上升。同时由于油膜振荡引起的振动很大，会造成汽轮机的转动部分和静止部分的碰撞（特别是轴封），严重时将导致转子发生弯曲，轴承连接部件的松动、脱落、疲劳等，甚至会发生整个轴系的破坏，造成机组的损坏。

  汽轮发电机组发生轴系失稳的另一个根本原因是汽流激振。在汽轮机技术的发展过程中，一直在试图努力提高机组的热效率，一般会用的方法是增加级数、提升工作转速和提高介质初参数（压力和温度）。前两种方法使得转子的临界转速变慢降低和工作转速与临界转速比率增大，均会导致轴系稳定性下降。后一种方法则可能会引起轴系自激振动的一种新的激振力，即汽流激振力，它是由工作介质（蒸汽）所诱发的激振力，在高参数机组上表现得较为突出。国外汽轮发电机组运行经验表明，现代大型汽轮机(尤其是超临界汽轮机)的高压（或高、中压）转子易发生蒸汽激振，致使轴系失稳。对于亚临界和超临界的大功率汽轮机来说，由于轴承油膜不稳定的影响和通流部分蒸汽的干扰结合在一起，亦增大了轴系产生低频振动的危险性。

  通过总结分析汽流激振事故案例可知，引起汽流激振力过大和轴瓦稳定性差两个方面。汽轮发电机组汽流激振故障的具体缘由分析见图2-4。

  汽流激振一般只发生在大容量的汽轮机高压转子上。从实验的结果来看，引起汽流激振的机理主要是由于转子相对于静子偏心时，密封间隙内压力周向分布不均、叶顶间隙不均与引起的激振力，以及蒸汽作用于转子上的静态蒸汽力。

  密封腔室内压力周向变化引起的激振力，即Alford效应，也称气体弹性效应，由Alford于1965年提出。

  首先将密封装置简化成图2-4所示的两个齿，密封腔室内的压力在温度一定时正比于腔室内的流量。假设转子在平衡位置时前后齿的径向间隙相等，腔室内无环流，处于动态平衡状态。当转子自平衡位置偏移时，若出口间隙小于入口间隙，如图2-4（a）所示。当转子发生径向位移时（这是所有自激振动发生的首要前提），出口齿通流面积的相对变化比入口齿通流面积相对变化要大。如果转子径向位移使该方向密封间隙增大，即转子向下偏移，则出口齿面积与入口齿面积之比也比静止时增大了，蒸汽流出量大于流入量，密封腔室内压力 降低；反之，则会增高。由于转子的惯性作用，转子位移和压力的变化不是同步的，这样转子上下就会形成一个压差，促使转子从静止位置继续向下运动，而使转子不能在静止位置上停留。在转子继续向下运动的过程中，这种惯性滞后作用使下部腔室内压力继续增加，促使转子产生向上的位移，形成涡动。由于涡动是汽流引起的，故称它为汽流激振。

  当轴封间隙如图2-4（b）所示时，即 ,情况则正好相反，密封腔室内的压差变化引起的力阻碍转子移动，使转子趋于稳定。

  由于在机组安装、运行中汽缸跑偏、转子产生径向位移等，转子相对与汽缸发生偏移，造成蒸汽在转子上做的功径向分布不平衡，引起转子涡动。

  当转子产生一个径向位移（如图2-5所示）时，改变了叶片四周间隙的均匀性，间隙小的一侧漏汽量小，作用在叶片上的作用力就大；反之，间隙大的一侧因漏汽量大，作用于该侧的叶片上的力就小。当两侧作用力的差值大于阻力时，就能够使转子中心 绕汽封中心 作与转轴转动方向一致的涡动。这种涡动产生的离心力又使偏移扩散，加剧涡动，如此周而复始，形成自激振动。由此可见，汽流激振易发生在大功率、叶片较小的高压转子上，加之高压转子质量较小，在不大的激振力作用下，会引起较显著的涡动。

  由于高压缸进汽方式的影响，高压蒸汽产生一个作用于转子的蒸汽力，一方面，它可以影响轴颈在轴承中的位置，因轴承载荷变化改变了轴承的动力特性，从而造成转子运动失稳；另一方面，它使转子在汽缸中的径向位置发生明显的变化，引起通流部分间隙的变化。在喷嘴调节的汽轮机中，通常考虑到汽缸温差方面的因素，运行时，首先闲开启下半 范围内的调节汽门，一般是下缸先进汽。由于调节级喷嘴进汽的非对称性，引起不对称的蒸汽力作用于转子上，在某个工况下，其合力可能是一个向上抬起转子的力，从而减小了轴承比压，导致轴瓦稳定性降低。此力的大小和方向受机组运行中各调节阀的开启顺序、开度和各调节阀控制的喷嘴数量的影响。

  汽流激振的频率、波形、振幅、相位都和油膜振荡的特点相似。这种自激振动时最突出的特点是它与机组的负荷有关，即机组在某一负荷时，振动突然发生，而当把负荷减到某一值时，振动便会突然消失。这类自激振动不但会使轴承产生强烈的振动，同时还使轴瓦排油温度提高。

  (1)减少轴瓦顶隙。不论是圆筒形瓦、椭圆瓦还是三油模瓦，减少轴瓦顶隙都能明显提高轴瓦稳定性，它比提高轴瓦比压和减少长径比等其他措施更有效。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，使轴颈上浮高度除低，来提升轴瓦的稳定性。

  椭圆瓦和三油楔瓦顶隙能够大大减少到轴颈直径的1%～1.3%，轴颈直径大的，取上限；轴颈直径小的，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，而所谓的圆筒形瓦其实就是椭圆瓦，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。

  （2）换用稳定性较好的轴瓦。一般来说椭圆瓦具有两个承载区，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形瓦。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，但承载能力却明显降低，通常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模，即为三油楔轴承，这种轴瓦动态稳定性远不如椭圆瓦，也不如圆筒形瓦。20世纪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”，事实上纯属由三油楔瓦稳定差造成的，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m/s，但采用椭圆瓦或圆筒形瓦后，都未发生过油膜振荡。

  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。这种轴瓦是由多个瓦块构成，这些瓦块可以绕支点做微小的摆动，以适应合适的工作位置，使每个瓦块都能形成收敛的油模，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摩擦力，可倾瓦是不会产生轴瓦自激振动的，但它的承载能力会比较低，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。

  （3）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。为了获取更好的效果，在减少顶隙的同时，将上瓦乌金加宽或完全填满，由此能够明显地增加上瓦油膜力，提高轴瓦偏心率。

  （4）刮大两侧间隙。刮大轴瓦两侧间隙往往与减少顶隙一起进行，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润滑油流量受一定的影响而使乌金温度上升，但是扩大两侧间隙不仅会明显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增大；而且会明显降低轴瓦抗振能力，在不很大的轴颈振动作用下，会造成轴瓦乌金碎裂。

  （5）减少轴瓦长径比，增加比压。长径比（L/D)越小，失稳转速越高。因为较短的轴承因端泄大，轴颈浮得低，因而相对偏心率大，稳定性高。同时，轴瓦长度缩短使长径比减小，比压增大，轴颈在轴瓦内就不会抬得太高，因而能进一步增加稳定性。

  （6）调整轴承座的标高。对发生低频振动机组的分析统计表明，约有一半是由于轴承标高不合适而引起的，轴承标高不合理，降低了机组运行的稳定性。标高的调整对消除低频振动是有益的。综上所述，从现场实践经验来看，这些措施绝大多数都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。因此在选用时能够准确的通过现场具体条件、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。

  （1)防止汽轮机转子出现热弯曲和永久弯曲。转子出现热弯曲和永久弯曲，会产生质量不平衡外，还会引起转轴过大振动，进而影响轴承工作的稳定性。因此，在运行中应该防止转子出现弯曲。

  (2)改变润滑油黏度。轴瓦油膜厚度与轴颈线速度、润滑油黏度、轴承间隙、轴承负载等有关。润滑油的黏度越大，油分子间凝聚力越大，轴颈在旋转时所带动的油分子就越多。这样，油层就较厚，轴颈就容易失稳。为了减小轴颈上浮高度，增大相对偏心率，能改变润滑油标号和提高轴瓦进口油温来降低黏度。

  （3）提高供油压力。对于一个已发生油膜振荡的转子，相应地提高供油压力，会对转子有一定的抑制作用。

  汽流激振的发生与支持轴承的动力特性紧密关联。实际上，不稳定的低频振动是通流部分的汽流力和轴承润滑油膜力共同激发起来的。虽然高参数大容量机组存在产生汽流激振的激振力，但是否会出现汽流激振引起的低频振动还取决于各支持轴承油膜的阻尼作用大小以及油膜是否有附加的激振作用。从一些发生过突发性低频振动的机组来看，其振动的产生是高压(或高、中压)转子汽流激振和1、2号轴承轴瓦自激振动综合作用的结果。因此，对于已投运的机组，运行中轴承标高的变化、运行方式和检修质量等都会影响到汽流激振的发生和发展。

  根据汽流激振的机理和轴系振动稳定性理论不难得知，消除和减小汽流激振故障一般应从加大转子刚度、增大系统阻尼和减小汽流激振力三个方面着手。具体到实际操作，应从设计、安装、检修和运行四个方面人手。

  (1）轴系设计。机组良好的轴系设计是大型汽轮机避免发生汽流激振的根本保证。借鉴国外在汽流激振研究领域的最新研究成果，对于大容量、高参数机组，尤其是超临界机组，在轴系稳定性计算中，除常规设计涉及到转子、轴承、支撑和基础等因素外，一定要考虑叶顶间隙激振和汽封蒸汽力的影响。此外，应提高高压转子一阶临界转速；高压转子采用稳定性较好的可倾瓦轴承以增大系统阻尼；轴系稳定性裕量应较一般常规机组要适当地增大。

  （2）使用先进的汽封结构。在发生汽流激振时，有时改变轴承设计来消除突发振动是没有用的，只有改进通流部分的汽封设计或调整安装间隙才能处理问题。一些经验和研究根据结果得出，汽轮机动叶围带上的动态不稳定蒸汽力对汽流激振影响很大，此蒸汽力的大小在很大程度上取决于叶顶汽封中的径向和轴向间隙之比，较好的措施是适当增大径向间隙、减小轴向间隙。因此，在设计中可采取一些先进的汽封结构或增加汽封齿数来消除或减小汽流激振力的作用。

  （4）安装止涡装置。对于存在汽流激振，且采用改进轴承和汽封结构设计等措施消振无效的运行机组，也可在高压转子叶顶汽封和轴端汽封间隙处安装止涡装置，减小蒸汽在汽封中的切向流动速度，并调整高压转子与汽缸之间的动静间隙，消除负荷工况下的汽流激振力。

  在机组安装时，应严控轴系扬度、轴瓦紧力和轴承载荷，保证负荷工况下各轴稳定性良好，并仔细调整高压转子动叶围带汽封、隔板汽封以及轴端汽封处的汽封间隙，防止圆周向间隙偏差过大，以消除负荷工况下的汽流激振力，避免汽流激振的发生。

  确保检修质量。在检修过程中，调整汽缸和转子中心，避免运行中转子和汽缸中心发生明显偏移；

  另外，由于机组各轴承座标高在运行过程中受热膨胀等方面的影响，不可避免地会发生明显的变化，当某一轴承抬高时，该轴承的负荷就增加，相邻轴承的负荷就降低。

  机组的运行模式有时对汽流激振的发生和振动幅值变化有较大的影响。例如：有些汽轮机在处理汽流激振问题时，采用改变高压调节阀开启顺序和开度的方法，基本避免了突发性振动的发生。因此，电厂在运行中应认真观察调节阀开启或关闭顺序对高、中压转子突发性低频振动的影响，尽可能的避免机组停留在某一不利工况运行。

  [1] 史进渊,张汉英,许楚镇.国内外大机组轴系重大事故综述[ J] . 超临界技术信息跟踪,1991( 6):1-12.

  [2]张煜.汽轮发电机组油膜失稳故障分析及诊断方法研究[D].华北电力大学硕士论文.