1、研究背景及意義
隨著我國經濟的發(fā)展和人們生活水平的不斷提高，電力的需求也隨之迅猛增加。截止到2016年12月末，我國發(fā)電裝機容量達到16.5億KW，同比增長8.2%，其中火電裝機10.53億KW，占到總裝機容量的64%。由此可見火電仍是我國電力工業(yè)的主要組成部分。由于汽輪發(fā)電機組的單機容量增加，運行參數(shù)提高，轉子軸系長度增加且結構復雜，發(fā)電機組運行的穩(wěn)定性問題越來越引起人們的重視。在機組運行的過程中，汽輪機發(fā)電機組會出現(xiàn)故障和事故，尤其是軸系失穩(wěn)故障經常出現(xiàn)，影響機組的安全運行。因此，汽輪機軸系失穩(wěn)故障診斷與處理顯得非常重要。軸系失穩(wěn)是汽輪機發(fā)電機組常見的故障。按照失穩(wěn)激振力的來源，它通常分為兩類：油膜失穩(wěn)和汽流激振。由于機組在設計時軸系穩(wěn)定性不足、機組安裝誤差和檢修質量差、軸承穩(wěn)定性差及運行參數(shù)不合格等都會導致油膜失穩(wěn)故障的發(fā)生。油膜失穩(wěn)故障是一種突發(fā)性、不穩(wěn)定性的劇烈振動，這種振動將造成軸承和軸系部件的疲勞、松動，甚至造成軸瓦磨損、燒瓦及軸系破壞等嚴重事故。國內外許多汽輪發(fā)電機組都發(fā)生過不同程度的油膜失穩(wěn)事故。如上世紀70年代日本海南電站3號機組因油膜振蕩而造成機組軸系毀壞事故；1988年我國秦嶺發(fā)電廠5號機組也是因油膜振蕩造成整個汽輪機及發(fā)電機轉子全部毀壞，帶來了嚴重的經濟損失[1]。油膜失穩(wěn)故障越來越受到專家們的重視，他們對油膜失穩(wěn)故障數(shù)學模型的建立、油膜力的分析、軸承振動特性分析及故障處理措施進行了深入的研究。隨著超超臨界技術的發(fā)展，蒸汽參數(shù)的不斷提高及機組負荷的不斷增加，汽流激振力對軸系穩(wěn)定性的影響也日益突出。它的危害性在于造成突發(fā)性的強烈振動，機組主軸將承受與轉速非同步的高周交變應力而導致疲勞損傷或迅速的疲勞破壞，甚至可能引發(fā)軸系斷裂災難性事故，造成巨大的經濟損失和社會負面影響。近些年來，國內機組汽流激振有多例發(fā)生，且有些久未治愈。如我國出口的325MW機組高負荷工況下的汽流激振失穩(wěn)，采取多種措施，處理了多年才得以解決[2]；綏中發(fā)電有限責任公司800MW機組、湛江電廠300MW機組、湘潭電廠300MW機組汽流激振均歷經多次處理才被消除，這些故障給企業(yè)帶來了巨額的經濟損失。
2、軸系失穩(wěn)故障原因及機理分析
2.1.1油膜失穩(wěn)故障的原因
重型旋轉機械轉子支承通常采用徑向動壓滑動軸承。轉子轉動時，軸承中軸頸與烏金表面之間的潤滑油形成一層極薄的油膜，這層油膜的主要作用是產生向上的力頂起整個轉子，將軸頸與烏金隔離開，達到油潤滑的目的。與此同時，油膜還會產生另外兩種力，一種是作用到軸頸上促使軸頸連同轉子作失穩(wěn)渦動的促渦力；另一種是抑制轉子做這種失穩(wěn)渦動的阻尼力。轉子是否渦動，取決于這兩種力的大小。為提高穩(wěn)定性，則希望油膜產生的促渦力小，甚至為零；沒有足夠的阻尼力來抑制轉子渦動，振動則發(fā)生失穩(wěn)。
經過對大量油膜失穩(wěn)故障的分析，發(fā)現(xiàn)造成油膜失穩(wěn)的主要原因是軸徑擾動過大和軸承穩(wěn)定性差。這主要是由于運行工況和軸承結構以及檢修造成的。
1、軸徑擾動過大
軸徑擾動過大是指持續(xù)的外部激勵，而不是指軸系某一時刻出現(xiàn)的外部擾動，就是指軸徑與瓦塊之間的相對運動。轉軸振動過大主要有以下幾個原因引起的。
（1）轉子熱彎曲
現(xiàn)場汽輪發(fā)電機組的轉子發(fā)生熱彎曲是較為普遍的振動現(xiàn)象。隨著機組運行負荷的增加，如果突然出現(xiàn)油膜失穩(wěn)，并且振動的大小與負荷或者發(fā)電勵磁電流有著某種關系，通常是轉子發(fā)生熱彎曲導致的。轉子發(fā)生熱彎曲有兩種情況：一種是轉子發(fā)生熱彎曲是軸向對稱的，在機組并網運行時對軸瓦振動影響很?。涣硪环N情況是轉子的熱彎曲不是完全軸向對稱的。無論是軸向對稱還是軸向不對稱的熱彎曲，轉軸振動都將顯著增加。
（2）軸承座動剛度過大
軸承座動剛度過大，將使轉軸與軸瓦之間的相對振動變大，影響軸承正常運行。對于軸承座動剛度偏大的汽輪機轉子質量較小的高壓轉子來說，雖然軸承的絕對振動值不大，但是軸承的剛度振動很大將引起油膜失穩(wěn)振動的趨勢。由這種情況引起的油膜失穩(wěn)振動可通過調整轉子質量平衡減小轉軸振動。
（3）轉子永久性彎曲
汽輪機轉子永久性彎曲和熱彎曲相同，都會產生轉子質量不平衡，導致軸承振動增大。由于彎曲轉子造成軸承增大，做動平衡可以改善振動狀況，但轉子仍會存在較大的振動。
（4）轉子對中不良
轉子對中不良是指機組運行時相鄰兩轉子的軸心線與軸承中心線發(fā)生偏移和傾斜，轉子同心度和平直度產生偏差，它和汽輪機轉子熱彎曲相同，是導致汽輪機轉子擾動過大的常見故障。
2.1.2油膜失穩(wěn)故障機理分析
軸承油膜失穩(wěn)有兩種形式：如果失穩(wěn)的振動頻率是轉子轉速的一半，稱之為油膜渦動，也可稱為半速渦動；如果振動頻率是轉子的第一臨界轉速，稱之為油膜振蕩。油膜渦動和油膜振蕩是整個失穩(wěn)發(fā)展過程中的先后兩個階段，油膜渦動是振幅有限，現(xiàn)場大量機組實測結果多為40~100μm，是較溫和的失穩(wěn)，油膜振蕩是大振幅的，劇烈的失穩(wěn)。對于一個具體的轉子軸系，可以只出現(xiàn)油膜渦動而不出現(xiàn)油膜振蕩；也可以在油膜振蕩之前不發(fā)生油膜渦動。油膜振蕩時，轉子轉動動能的數(shù)百分之一通過油膜傳遞給轉子，使其以轉子的最低階固有頻率做大幅度振動，幅值之大遠遠超過通常轉子過臨界轉速的2倍或略高。以國產200MW機組為例，發(fā)電機轉子第一臨界轉速為1140~1180r/min，發(fā)生油膜振蕩時轉子的轉速多在3000~3300r/min之間，渦動頻率為18~19Hz。
油膜失穩(wěn)問題的提出至今已有70余年的歷史，隨著高速旋轉機械的發(fā)展，對油膜失穩(wěn)的機理不斷充實，我們可以通過建立模型對油膜失穩(wěn)問題加以簡要說明。
（1）軸承油膜的建立
轉子軸頸直徑比軸瓦直徑要小，由于轉子自重，兩者之間必然形成楔形間隙，如圖2-1（a）所示。一定壓力的潤滑油由水平中分面處連續(xù)供油，當軸頸高速順時針旋轉時，軸頸各點皆以切線速度 將油從楔形寬口帶入窄口，使窄口油壓不斷升高，從而將軸頂起，當窄口帶出油量等于寬口帶入油量時，油膜穩(wěn)定建立，油膜產生的壓力正好支承轉子重力，軸承建立液體摩擦。
油楔中的壓力分布如圖2-1（b）所示，如果以水平中分面進油壓力為最小值，則從楔形寬口到窄口，壓力開始逐漸升高，在楔形接近最小間隙處達到最大值，在最小間隙處迅速降低到最小值。油膜壓力將軸中心偏左頂起。沿軸承軸向方向，潤滑油從軸承兩端流出，使?jié)櫥蛪簭闹虚g往兩端逐漸下降，在兩端出口處的油壓為零，如圖2-1（c）所示。由此可見，軸承寬度亦影響到油膜的承載能力，在其他條件相同的情況下，軸承越寬，油膜承載力越大，軸頸被抬的越高。但是，軸承太寬不利于軸承的冷卻，同時亦增加量轉子的長度，因而需要綜合考慮。
根據(jù)理論和實踐證明，軸頸的圓周速度u越高，黏度越大，油膜越厚，則軸承的承載能力越強。
（2）油膜渦動故障機理
軸頸與軸瓦之間的油膜的承載力與外界平衡時，軸頸處于平衡位置；當轉軸受到某種外來擾動時，軸承油膜除了產生沿偏移方向的彈性恢復力以保持和外載荷平衡外，還要產生一個垂直于偏移方向的切向失穩(wěn)分力，這個失穩(wěn)分力會驅動轉子作渦動運動。當阻尼力大于切向失穩(wěn)力時，這種渦動是收斂的，即軸頸在軸承內的轉動是穩(wěn)定的。當切向分力大于阻尼力時，渦動是發(fā)散的，軸頸運動是不穩(wěn)定的，油膜振蕩就屬于這種情況。介于兩者之間的渦動軌跡為封閉曲線，油膜渦動就是這種情況。
假設潤滑油在軸承中無端泄，油在軸瓦表面的流速為零，而在軸頸表面的流速為 ，等于軸頸表面的線速度，且兩者間隙中的油流速是線性變化的，如圖2-2所示。在連心線上AB截面流入油楔的流量為 在CD處流出的流量為 兩個流量之差應等于因渦動引起收斂油楔隙內流體容積的增加率，即
這就是所謂的油膜渦動的含義。實際上，由于軸承端瀉等因素的影響，一般渦動頻率略微小于轉速的一半，約為轉速的0.42~0.46倍。
圖2-2 油膜渦動的原理
（3）油膜振蕩故障機理
隨著轉軸轉速升高到比第一階臨界轉速的2倍稍高以后，由于此時油膜渦動的渦動速度與轉軸的第一階臨界轉速相重合即產生共振，表現(xiàn)為強烈的振動現(xiàn)象，稱為油膜振蕩。油膜振蕩一旦發(fā)生之后，就將始終保持約等于轉子一階臨界轉速的渦動頻率，而不再隨轉速的升高而升高。
圖2-3表示油膜振蕩的轉速特性，分三種情況，每一圖中都表明了隨轉速 
變化的正常轉動、半速渦動和油膜振蕩的三個階段，其中一條曲線表示振動頻率的變化，一條曲線表示振動幅值的變化。圖2-3（a）表示失穩(wěn)轉速在一階臨界轉速之前；圖2-3（b）表示失穩(wěn)轉速在一階臨界轉速之后。這兩種情況的油膜振蕩都在稍高于2倍臨界轉速的某一轉速時發(fā)生；圖2-3（c）表示轉速在稍高于2倍臨界轉速時，轉軸并沒有失穩(wěn)，知道比2倍臨界轉速高出較多時，轉軸才失穩(wěn)；二降速時油膜振蕩消失的轉速要比升速時發(fā)生油膜振蕩的轉速低，表現(xiàn)出一種“慣性”現(xiàn)象。
圖2-3 油膜振蕩的轉速特性
發(fā)生油膜失穩(wěn)故障時，因為油膜渦動和油膜振蕩的軸頸位移幅值不同，所以對汽輪發(fā)電機組軸系產生的危害程度也不相同。油膜渦動的軸頸位移幅值相對較小，一般位移的幅值要小于軸頸與軸瓦的間隙，一般不會發(fā)生軸系的磨損，但是由于軸系長期在油膜渦動故障下運動將導致動力負荷的增加，噪聲和軸承振動的增大，引起相鄰軸承振動的增加，進而造成軸承和軸系部件的疲勞、松動，同時也降低軸承的穩(wěn)定性。發(fā)生油膜振蕩時，通常軸頸位移的幅值大于軸承間隙，將引起軸頸和軸瓦的碰磨，軸頸連續(xù)地撞擊在軸瓦巴氏合金剝離、脫落的合金細屑將堵塞軸承間隙，導致軸承的潤滑受到影響，軸承溫度升高。同時由于油膜振蕩引起的振動很大，容易引起汽輪機的轉動部分和靜止部分的碰撞（特別是軸封），嚴重時將導致轉子發(fā)生彎曲，軸承連接部件的松動、脫落、疲勞等，甚至會發(fā)生整個軸系的破壞，造成機組的損壞。
2.2汽流激振故障原因及機理分析
2.2.1汽流激振故障的原因
汽輪發(fā)電機組發(fā)生軸系失穩(wěn)的另一個主要原因是汽流激振。在汽輪機技術的發(fā)展過程中，一直在試圖努力提高機組的熱效率，通常采用的方法是增加級數(shù)、提高工作轉速和提高介質初參數(shù)（壓力和溫度）。前兩種方法使得轉子的臨界轉速降低和工作轉速與臨界轉速比率增大，均會導致軸系穩(wěn)定性下降。后一種方法則可能會引起軸系自激振動的一種新的激振力，即汽流激振力，它是由工作介質（蒸汽）所誘發(fā)的激振力，在高參數(shù)機組上表現(xiàn)得較為突出。國外汽輪發(fā)電機組運行經驗表明，現(xiàn)代大型汽輪機(尤其是超臨界汽輪機)的高壓（或高、中壓）轉子容易發(fā)生蒸汽激振，致使軸系失穩(wěn)。對于亞臨界和超臨界的大功率汽輪機來說，由于軸承油膜不穩(wěn)定的影響和通流部分蒸汽的干擾結合在一起，亦增大了軸系產生低頻振動的危險性。
通過總結分析汽流激振事故案例可知，引起汽流激振力過大和軸瓦穩(wěn)定性差兩個方面。汽輪發(fā)電機組汽流激振故障的具體原因分析見圖2-4。
圖2-4 汽輪機組汽流激振故障原因分析
2.2.2汽流激振故障機理分析
汽流激振一般只發(fā)生在大容量的汽輪機高壓轉子上。從實驗的結果來看，引起汽流激振的機理主要是由于轉子相對于靜子偏心時，密封間隙內壓力周向分布不均、葉頂間隙不均與引起的激振力，以及蒸汽作用于轉子上的靜態(tài)蒸汽力。
（1）密封間隙內壓力周向分布不均引起的激振力
密封腔室內壓力周向變化引起的激振力，即Alford效應，也稱氣體彈性效應，由Alford于1965年提出。
首先將密封裝置簡化成圖2-4所示的兩個齒，密封腔室內的壓力在溫度一定時正比于腔室內的流量。假設轉子在平衡位置時前后齒的徑向間隙相等，腔室內無環(huán)流，處于動態(tài)平衡狀態(tài)。當轉子自平衡位置偏移時，若出口間隙小于入口間隙，如圖2-4（a）所示。當轉子發(fā)生徑向位移時（這是所有自激振動發(fā)生的首要前提），出口齒通流面積的相對變化比入口齒通流面積相對變化要大。如果轉子徑向位移使該方向密封間隙增大，即轉子向下偏移，則出口齒面積與入口齒面積之比也比靜止時增大了，蒸汽流出量大于流入量，密封腔室內壓力 降低；反之，則會增高。由于轉子的慣性作用，轉子位移和壓力的變化不是同步的，這樣轉子上下就會形成一個壓差，促使轉子從靜止位置繼續(xù)向下運動，而使轉子不能在靜止位置上停留。在轉子繼續(xù)向下運動的過程中，這種慣性滯后作用使下部腔室內壓力繼續(xù)增加，促使轉子產生向上的位移，形成渦動。由于渦動是汽流引起的，故稱它為汽流激振。
當軸封間隙如圖2-4（b）所示時，即 ,情況則正好相反，密封腔室內的壓差變化引起的力阻礙轉子移動，使轉子趨于穩(wěn)定。
圖2-4 Alford效應
（2）葉頂間隙不均勻引起的激振
由于在機組安裝、運行中汽缸跑偏、轉子產生徑向位移等，轉子相對與汽缸發(fā)生偏移，造成蒸汽在轉子上做的功徑向分布不平衡，引起轉子渦動。
當轉子產生一個徑向位移（如圖2-5所示）時，改變了葉片四周間隙的均勻性，間隙小的一側漏汽量小，作用在葉片上的作用力就大；反之，間隙大的一側因漏汽量大，作用于該側的葉片上的力就小。當兩側作用力的差值大于阻力時，就能夠使轉子中心 繞汽封中心 作與轉軸轉動方向一致的渦動。這種渦動產生的離心力又使偏移擴散，加劇渦動，如此周而復始，形成自激振動。由此可見，汽流激振容易發(fā)生在大功率、葉片較小的高壓轉子上，加之高壓轉子質量較小，在不大的激振力作用下，會引起較顯著的渦動。
圖2-5 轉子產生徑向偏移示意圖
（3）作用在轉子上的靜態(tài)蒸汽力
由于高壓缸進汽方式的影響，高壓蒸汽產生一個作用于轉子的蒸汽力，一方面，它可以影響軸頸在軸承中的位置，因軸承載荷變化改變了軸承的動力特性，從而造成轉子運動失穩(wěn)；另一方面，它使轉子在汽缸中的徑向位置發(fā)生變化，引起通流部分間隙的變化。在噴嘴調節(jié)的汽輪機中，通?？紤]到汽缸溫差方面的因素，運行時，首先閑開啟下半 范圍內的調節(jié)汽門，一般是下缸先進汽。由于調節(jié)級噴嘴進汽的非對稱性，引起不對稱的蒸汽力作用于轉子上，在某個工況下，其合力可能是一個向上抬起轉子的力，從而減小了軸承比壓，導致軸瓦穩(wěn)定性降低。此力的大小和方向受機組運行中各調節(jié)閥的開啟順序、開度和各調節(jié)閥控制的噴嘴數(shù)量的影響。
汽流激振的頻率、波形、振幅、相位都和油膜振蕩的特點相似。這種自激振動時最突出的特點是它與機組的負荷有關，即機組在某一負荷時，振動突然發(fā)生，而當把負荷減到某一值時，振動便會突然消失。這類自激振動不但會使軸承產生強烈的振動，同時還使軸瓦排油溫度提高。
3、軸系失穩(wěn)的處理方法
3.1油膜失穩(wěn)的處理方法
1.檢修措施
(1)減少軸瓦頂隙。不論是圓筒形瓦、橢圓瓦還是三油模瓦，減少軸瓦頂隙都能顯著提高軸瓦穩(wěn)定性，它比提高軸瓦比壓和減少長徑比等其他措施更為有效。在現(xiàn)場減少軸瓦頂隙，一般都采用修刮軸瓦中分面的方法，使圓筒形瓦變成橢圓瓦、橢圓瓦的橢圓度進一步增大，三油楔瓦變成三油楔和橢圓混合型瓦，這樣就加大了上瓦的油膜力，使軸頸上浮高度除低，從而提高軸瓦的穩(wěn)定性。
橢圓瓦和三油楔瓦頂隙可以減少到軸頸直徑的1%～1.3%，軸頸直徑大的，取上限；軸頸直徑小的，取下限。目前現(xiàn)場真正的圓筒形瓦(頂隙等于兩倍側隙)已很少見到，而所謂的圓筒形瓦實際上是橢圓瓦，其頂隙和側隙近似相等，當這種軸瓦發(fā)生自激振動時，可以將其頂隙減少至軸頸直徑的1.2%～1.5%，這是由于這種軸瓦側隙較小，頂隙不宜過小，否則會引起烏金溫度的升高。
（2）換用穩(wěn)定性較好的軸瓦。一般來說橢圓瓦具有兩個承載區(qū)，所以也叫兩油葉瓦，它的穩(wěn)定性較圓筒形瓦要好，但承載能力不如圓筒形瓦。還有一種叫三油葉軸瓦，它具有三個承載區(qū)，上瓦兩個油楔，形成兩個向下的油膜力，因而穩(wěn)定性較橢圓瓦要好，但承載能力卻顯著降低，一般使用在高速輕載的軸瓦上。與油葉軸承平行的是油楔軸承，真正的圓筒形瓦只有下瓦一個油楔，如果在上瓦再加兩個油模，即為三油楔軸承，這種軸瓦動態(tài)穩(wěn)定性遠不如橢圓瓦，也不如圓筒形瓦。20世紀80年代到90年代初期，國產200MW機組6瓦、7瓦較普遍發(fā)生的油膜振蕩，在當時形成了“油膜振蕩熱”，事實上純屬由三油楔瓦穩(wěn)定差造成的，因此改用橢圓瓦后再未發(fā)生過油膜振蕩。后來投運的引進型300、600MW機組，其軸頸線速度雖已超過65m/s，但采用橢圓瓦或圓筒形瓦后，都未發(fā)生過油膜振蕩。
除上述圓筒形瓦、橢圓瓦、三油楔瓦外，還有一種可傾瓦，目前國內大機組上較普遍采用這種軸瓦。這種軸瓦是由多個瓦塊構成，這些瓦塊可以繞支點做微小的擺動，以適應合適的工作位置，使每個瓦塊都能形成收斂的油模，由此不會產生失穩(wěn)分力，或者使每個瓦塊都通過支點和軸頸中心，即總保持與外載荷交于一點，這樣就不會產生一個使軸頸渦動的切向分力，從理論上來說，忽略瓦塊的慣性和瓦塊支點的摩擦力，可傾瓦是不會產生軸瓦自激振動的，但它的承載能力較低，因此只能在載荷較小的汽輪機高、中壓缸轉子、勵磁機轉子上使用。
（3）增加上瓦烏金寬度。對于圓筒形瓦、橢圓瓦和三油楔瓦，減少頂隙的目的是增大上瓦的油膜力，但是目前有些現(xiàn)場運行的機組上瓦中央部分開有較寬的環(huán)向油溝，使上瓦成為兩條烏金帶。實踐證明，在這樣的軸瓦上減少頂隙，收獲不十分顯著。為了獲取更好的效果，在減少頂隙的同時，將上瓦烏金加寬或完全填滿，由此可以顯著增加上瓦油膜力，提高軸瓦偏心率。
（4）刮大兩側間隙。刮大軸瓦兩側間隙往往與減少頂隙同時進行，尤其是圓筒形瓦更是如此，其目的是防止頂隙減少后軸瓦內潤滑油流量受到影響而使烏金溫度升高，但是擴大兩側間隙不僅會顯著降低軸瓦水平方向的油膜剛度，在激振力不變的情況下，轉軸水平方向振動還將增大；而且會顯著降低軸瓦抗振能力，在不很大的軸頸振動作用下，會造成軸瓦烏金碎裂。
（5）減少軸瓦長徑比，增加比壓。長徑比（L/D)越小，失穩(wěn)轉速越高。因為較短的軸承因端泄大，軸頸浮得低，因而相對偏心率大，穩(wěn)定性好。同時，軸瓦長度縮短使長徑比減小，比壓增大，軸頸在軸瓦內就不會抬得太高，因而能進一步增加穩(wěn)定性。
（6）調整軸承座的標高。對發(fā)生低頻振動機組的分析統(tǒng)計表明，約有一半是由于軸承標高不合適而引起的，軸承標高不合理，降低了機組運行的穩(wěn)定性。標高的調整對消除低頻振動是有益的。
綜上所述，從現(xiàn)場實踐經驗來看，這些措施基本上是按消除軸瓦自激振動有效性順序排列的，即第一個效果最顯著，第二個其次，以此類推。因此在選用時可以根據(jù)現(xiàn)場具體條件、軸瓦失穩(wěn)嚴重程度(偶然發(fā)生、超速時發(fā)生、在額定轉速下發(fā)生)、原來軸瓦形式、軸瓦有關穩(wěn)定性的參數(shù)、軸頸振動值等因素決定。
2.運行措施
（1)防止汽輪機轉子出現(xiàn)熱彎曲和永久彎曲。轉子出現(xiàn)熱彎曲和永久彎曲，會產生質量不平衡外，還會引起轉軸過大振動，進而影響軸承工作的穩(wěn)定性。因此，在運行中應該防止轉子出現(xiàn)彎曲。
(2)改變潤滑油黏度。軸瓦油膜厚度與軸頸線速度、潤滑油黏度、軸承間隙、軸承負載等有關。潤滑油的黏度越大，油分子間凝聚力越大，軸頸在旋轉時所帶動的油分子就越多。這樣，油層就較厚，軸頸就容易失穩(wěn)。為了減小軸頸上浮高度，增大相對偏心率，可以改變潤滑油標號和提高軸瓦進口油溫來降低黏度。
（3）提高供油壓力。對于一個已發(fā)生油膜振蕩的轉子，相應地提高供油壓力，會對轉子有一定的抑制作用。
3.2汽流激振的處理方法
汽流激振的發(fā)生與支持軸承的動力特性密切相關。實際上，不穩(wěn)定的低頻振動是通流部分的汽流力和軸承潤滑油膜力共同激發(fā)起來的。雖然高參數(shù)大容量機組存在產生汽流激振的激振力，但是否會出現(xiàn)汽流激振引起的低頻振動還取決于各支持軸承油膜的阻尼作用大小以及油膜是否有附加的激振作用。從一些發(fā)生過突發(fā)性低頻振動的機組來看，其振動的產生是高壓(或高、中壓)轉子汽流激振和1、2號軸承軸瓦自激振動綜合作用的結果。因此，對于已投運的機組，運行中軸承標高的變化、運行方式以及檢修質量等都會影響到汽流激振的發(fā)生和發(fā)展。
根據(jù)汽流激振的機理和軸系振動穩(wěn)定性理論可以知道，消除和減小汽流激振故障一般應從加大轉子剛度、增大系統(tǒng)阻尼和減小汽流激振力三個方面著手。具體到實際操作，應從設計、安裝、檢修和運行四個方面人手。
1.設計方面
(1）軸系設計。機組良好的軸系設計是大型汽輪機避免發(fā)生汽流激振的根本保證。借鑒國外在汽流激振研究領域的最新研究成果，對于大容量、高參數(shù)機組，尤其是超臨界機組，在軸系穩(wěn)定性計算中，除常規(guī)設計涉及到轉子、軸承、支撐和基礎等因素外，必須考慮葉頂間隙激振和汽封蒸汽力的影響。此外，應提高高壓轉子一階臨界轉速；高壓轉子采用穩(wěn)定性較好的可傾瓦軸承以增大系統(tǒng)阻尼；軸系穩(wěn)定性裕量應較一般常規(guī)機組要適當?shù)卦龃蟆?/p>
（2）采用先進的汽封結構。在發(fā)生汽流激振時，有時改變軸承設計來消除突發(fā)振動是沒有用的，只有改進通流部分的汽封設計或調整安裝間隙才能解決問題。一些經驗和研究結果表明，汽輪機動葉圍帶上的動態(tài)不穩(wěn)定蒸汽力對汽流激振影響很大，此蒸汽力的大小在很大程度上取決于葉頂汽封中的徑向和軸向間隙之比，較好的措施是適當增大徑向間隙、減小軸向間隙。因此，在設計中可采取一些先進的汽封結構或增加汽封齒數(shù)來消除或減小汽流激振力的作用。
（3）采取有利的調節(jié)閥開啟順序及開度。
（4）安裝止渦裝置。對于存在汽流激振，且采用改進軸承和汽封結構設計等措施消振無效的運行機組，也可在高壓轉子葉頂汽封和軸端汽封間隙處安裝止渦裝置，減小蒸汽在汽封中的切向流動速度，并調整高壓轉子與汽缸之間的動靜間隙，消除負荷工況下的汽流激振力。
2.安裝方面
在機組安裝時，應嚴格控制軸系揚度、軸瓦緊力和軸承載荷，保證負荷工況下各軸穩(wěn)定性良好，并仔細調整高壓轉子動葉圍帶汽封、隔板汽封以及軸端汽封處的汽封間隙，防止圓周向間隙偏差過大，以消除負荷工況下的汽流激振力，避免汽流激振的發(fā)生。
3.檢修方面
確保檢修質量。在檢修過程中，調整汽缸和轉子中心，避免運行中轉子和汽缸中心發(fā)生明顯偏移；
另外，由于機組各軸承座標高在運行過程中受熱膨脹等方面的影響，不可避免地會發(fā)生變化，當某一軸承抬高時，該軸承的負荷就增加，相鄰軸承的負荷就降低。
4.運行方面
機組的運行模式有時對汽流激振的發(fā)生和振動幅值變化有較大的影響。例如：有些汽輪機在處理汽流激振問題時，采用改變高壓調節(jié)閥開啟順序和開度的方法，基本避免了突發(fā)性振動的發(fā)生。因此，電廠在運行中應認真觀察調節(jié)閥開啟或關閉順序對高、中壓轉子突發(fā)性低頻振動的影響，盡量避免機組停留在某一不利工況運行。
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