何少潤

（水利部珠江水利委員會，廣東 廣州 510640）

高轉(zhuǎn)速蓄能機(jī)組水導(dǎo)軸承外循環(huán)冷卻系統(tǒng)的改造

何少潤

（水利部珠江水利委員會，廣東 廣州 510640）

通過對水導(dǎo)軸承初期運(yùn)行中存在瓦溫高、冷卻循環(huán)系統(tǒng)油泵噪音大、振動劇烈等突出問題的深入剖析，詳細(xì)敘述了所采取的針對性處理措施，最終取得較為理想運(yùn)行效果的經(jīng)驗(yàn)是值得借鑒的。

水導(dǎo)軸承；三螺桿泵；噪音和振動；螺桿導(dǎo)程

1 水導(dǎo)軸承冷卻系統(tǒng)存在問題

某抽水蓄能電站1號機(jī)投入試運(yùn)行初期，水導(dǎo)軸承及其冷卻系統(tǒng)運(yùn)行極不穩(wěn)定，主要存在以下問題：

（1）水導(dǎo)軸承初期運(yùn)行瓦溫偏高，如表1所示。

注：共有三個傳感器所測得的瓦溫超過報警值65℃；其中兩個傳感器已接近跳機(jī)值70℃。

（2）停機(jī)時運(yùn)行油泵及機(jī)組低速運(yùn)行工況，使用超聲波流量檢測儀測得螺桿泵出口油流量為72～78L/min,油壓正常；但隨著機(jī)組轉(zhuǎn)速升高，油泵噪音達(dá)到103dB、泵體振動加劇并伴有“噠噠”異響，此時使用超聲波流量檢測儀檢測已無顯示。

（3）螺桿泵與電動機(jī)的梅花型彈性聯(lián)軸節(jié)由于振動劇烈而破裂、地腳膨脹螺栓松動。

（4）水導(dǎo)軸承油槽內(nèi)循環(huán)油呈現(xiàn)透平油高度乳化現(xiàn)象，靜止和機(jī)組運(yùn)行時油位差異甚大，同時觀測到頂蓋上部由主軸密封排出的水流面上飄逸大量從水導(dǎo)軸承內(nèi)擋油管溢出的油。

（5）其后投入運(yùn)行各臺機(jī)組的水導(dǎo)冷卻系統(tǒng)均存在同樣問題。

2 水導(dǎo)軸承冷卻系統(tǒng)設(shè)計及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

水導(dǎo)軸承油槽內(nèi)冷、熱油設(shè)計走向如圖1所示，冷油從水導(dǎo)油箱上部進(jìn)入到一根環(huán)形油管集油器，通過10根裝在兩瓦之間的垂直油管上三條朝向大軸軸領(lǐng)的豎直開口（198mm×2mm，距離軸領(lǐng)25mm）向軸領(lǐng)噴油并隨軸領(lǐng)的旋轉(zhuǎn)送進(jìn)軸瓦接觸面。潤滑、冷卻軸瓦后的熱油從工作腔上部的溢流孔溢出進(jìn)入外油箱，再通過周圈20個φ90mm孔流入回油腔經(jīng)底部一個φ90mm的孔口匯入φ150mm回油管，再引至機(jī)坑外通過兩臺互為備用的三螺桿泵采用強(qiáng)迫外循環(huán)冷卻方式形成冷油，如此往復(fù)循環(huán)。

冷卻系統(tǒng)原理如圖2所示，主要配置有：

（1）兩個互為備用的“PZ102#3CR SR HA”型三螺桿油泵（441PO和442PO）；

（2）兩個互為備用的冷卻器（441EH和442EH）；

（3）一套雙過濾器裝置（441FI）；

（4）管路/閥門和傳感器。

3 初步分析

（1）根據(jù)螺桿油泵安裝高程（EL137.9m）與吸油口中心高程（EL136.25m）的高程差為1.65m的具體情況，經(jīng)核算，所采用“PZ102#3CR SR HA”型三螺桿泵的“幾何吸上高度”H≈5.5m，扣除泵吸入管路中液力損失（約1.6m），三螺桿泵的自吸性能是有較大裕度的。

（2）根據(jù)GB5275-85“兩軸許用軸向位移為2.0～5.0mm、許用徑向位移為0.8～1.8mm及許用角位移為1.0°～2.0°”的規(guī)定，經(jīng)拆下1號機(jī)油泵檢測，油泵與電機(jī)聯(lián)軸器兩軸的對中偏差竟達(dá)到2.7～3.2mm，顯然不能滿足運(yùn)行要求。

（3）根據(jù)實(shí)際檢測，螺桿泵底座、柱腳及支架底平面的平面度公差均未達(dá)到GB10887-89《三螺桿泵技術(shù)條件》之3.16.5“不低于GB1184規(guī)定的12級”（參見GB/T1184-1996附錄表B1）的要求。同時，采用膨脹螺栓固定泵體的設(shè)計也明顯不能滿足油泵長期運(yùn)行的要求。

（4）如圖3所示，水導(dǎo)瓦中心高程為EL136.49m，正常油位為EL136.60m，最高油位為EL136.63m，最低油位為EL136.57m。根據(jù)估算，機(jī)組停機(jī)后由外循環(huán)管道系統(tǒng)倒流匯入油槽的油量為：φ100出油管道約13.1m，可存油103L，φ150吸油管道約9.5m，可存油168L，共約270L。這就意味著油泵啟動初期將從回油腔內(nèi)吸出270L的油量之后，才能向水導(dǎo)軸承正常供油形成油路循環(huán)。

對于內(nèi)、外壁分別為φ1862mm和2160mm直徑的回油腔（扣除回油槽內(nèi)筋、襯板所占空間），270L的油量將會使油位下降約0.44m，則油腔內(nèi)油位將從最高油位EL136.63m下降至EL136.19m。即便機(jī)組首次啟動后螺桿泵吸油管存油由于真空作用未泄回油槽（即不計入φ150mm吸油管吸油量），油槽油位也會從EL136.63m下降至EL136.341m，低于制造廠技術(shù)術(shù)手冊關(guān)于“油泵吸油孔口必須低于回油槽的油面100mm以下”所規(guī)定的最低安全油位，即EL136.353m，而EL136.19m則已經(jīng)下降到幾與吸油孔口中心齊平（參見圖3）。

因此，未能及時得到工作腔外溢油補(bǔ)充的回油腔內(nèi)的油流就夾雜著空氣被吸進(jìn)油泵，形成惡性循環(huán)，產(chǎn)生足以引發(fā)氣蝕的噪音和振動。

4 實(shí)施的初期處理工作

（1）為減少水導(dǎo)油泵的振動，螺桿油泵機(jī)座由原膨脹型地腳螺栓固定方式改成座落固定于經(jīng)精確調(diào)平并與預(yù)埋鋼筋直接錨固的鋼板基礎(chǔ)上。

（2）水導(dǎo)油泵和電機(jī)連軸更換梅花型彈性聯(lián)軸節(jié)并調(diào)整軸線對中符合規(guī)范要求。

（3）在φ100mm出油管靠近水導(dǎo)油槽處加裝彈力閥，籍以遏止停泵后約103L存油回流匯入油槽，改善機(jī)組開停機(jī)工況系統(tǒng)油量的不平衡狀況。

（4）分別采取了在油槽側(cè)、下部開孔等加強(qiáng)內(nèi)外油腔溝通的嘗試性措施。

經(jīng)上述處理后的運(yùn)行實(shí)踐證明，水導(dǎo)軸承外循環(huán)油冷卻系統(tǒng)在機(jī)組停機(jī)和轉(zhuǎn)速低于200r/min工況時能夠平穩(wěn)運(yùn)行。但當(dāng)機(jī)組轉(zhuǎn)速升至200r/min及以上時，油冷卻系統(tǒng)管道及螺桿泵驟然產(chǎn)生劇烈振動并伴隨噠噠異常聲響、噪音強(qiáng)烈、出油管油壓下降、采用超聲波流量檢測儀已檢測不到油流流量。

5 進(jìn)一步分析

（1）機(jī)組運(yùn)行時，油在油槽中旋轉(zhuǎn)作圓周運(yùn)動，低轉(zhuǎn)速時，由于油分子的慣性力強(qiáng)度小于粘性力，旋轉(zhuǎn)軸領(lǐng)與油槽壁之間的油保持在層流狀態(tài)下運(yùn)動；隨著轉(zhuǎn)速的上升，油分子的慣性力強(qiáng)度大于粘性力時，邊界層破裂，產(chǎn)生一連串渦旋群，層流即被不規(guī)則的渦旋運(yùn)動——紊流所替代。其時：

1）紊流狀態(tài)下的油流發(fā)生強(qiáng)烈的動量交換，增大氣體溶解度，超過了正常溶解空氣為6%～8%的容積比。

2）軸領(lǐng)高速旋轉(zhuǎn)時由于油的粘性而產(chǎn)生的徑向壓力使油槽內(nèi)的油面傾斜，內(nèi)側(cè)的油面低，外側(cè)的油面高，理論上呈拋物線形。但實(shí)際上由于油槽內(nèi)有各種部件的阻礙，且油面與內(nèi)油槽蓋板距離很小，不可能自由勻速旋轉(zhuǎn)的拋物線形油面產(chǎn)生很大的浪涌,飛濺、爬升產(chǎn)生劇烈擾動而使油面上的空氣混入油中，形成含有大量氣泡泡沫層，在回油腔內(nèi)被吸進(jìn)油泵，引發(fā)氣蝕并形成噪音和振動。

（2）根據(jù)制造廠所提供《水輪機(jī)導(dǎo)軸承計算書》的計算結(jié)論：水導(dǎo)軸承損耗摩擦功率消耗為222.8kW，按常規(guī)計算油流量為778L/min，依照泵工作流量值等于所選泵最大流量值一半時工作效率最高的原則，選擇額定流量為1410L/min的螺桿泵也應(yīng)無可非議。但若所選用泵型的流量值與水導(dǎo)油槽內(nèi)外油腔的容積不相匹配，就可能導(dǎo)致溢出到回油腔的油位不能滿足其技術(shù)手冊關(guān)于“油泵吸油孔口必須低于回油槽的油面100mm以下”的規(guī)定，甚至出現(xiàn)不能淹沒油泵φ90mm吸油孔口的情況。如前所述，所造成的后果是引發(fā)噪音和振動，嚴(yán)重時損壞油泵。

6 綜合處理

（1）為了遏制由于油槽內(nèi)油流的浪涌、夾帶大量泡沫溢入回油腔，采取在工作腔內(nèi)上部油盆壁徑向開10個200mm×60mm的矩形孔使內(nèi)外油腔順暢溝通的措施，如圖4所示。

（2）由于螺桿泵吸油管徑為φ150mm，而水導(dǎo)油槽排油孔口僅φ90mm，為了使油路暢通，在油槽下部增設(shè)回油聯(lián)通管，如圖5所示。

（3）對于主動螺桿數(shù)為1，從動螺桿教為2的“PZ102#3CRSRHA”型三螺桿泵，主、從動螺桿螺旋頭數(shù)均為2。根據(jù)實(shí)測（如圖7所示），主螺桿工作段長度（螺紋部分）為320mm，螺桿導(dǎo)程值T=203.33mm，連接密封腔軸向長度△L=15mm，按照螺桿工作段L和密封腔數(shù)Z及導(dǎo)程T之間的關(guān)系式：

則該螺桿泵的密封腔個數(shù)為2個。如圖6所示，由于各螺桿的相互嚙合以及螺桿與襯筒內(nèi)壁的緊密配合，在泵的吸入口和排出口之間，所分隔成一個的或多個密封腔，隨著螺桿的轉(zhuǎn)動和嚙合，其吸入端不斷將吸入室中的液體封入其中，并沿螺桿軸向連續(xù)地推移至排出端。根據(jù)三螺桿泵的設(shè)計原理，主螺桿的工作段越長，密封腔的個數(shù)就越多，泵排出壓力也會越高。通常將密封腔數(shù)視為壓力級數(shù)，一個密封腔稱為一級，壓力級數(shù)越大，表示排出壓力越高。即螺桿泵排出口能夠形成的最大壓力為：

式中：Pmax——泵排出端壓力；P0——泵吸入口壓力；ΔPi,i+1——單級密封腔的密封壓力；Z——密封腔個數(shù)，亦即螺桿泵的級數(shù)。

但為了使螺桿能將吸、排油口分隔開來，螺桿的螺紋段的長度不能小于一個導(dǎo)程。即：

為了解決三螺桿泵選型與水導(dǎo)油槽容量不相匹配的問題，在不變更已經(jīng)購置、價格不菲的“PZ102#3CRSRHA”型三螺桿泵及其配套設(shè)施的現(xiàn)有條件下，我們根據(jù)以上分析,采取了適當(dāng)縮短主螺桿工作長度（即減少密封腔數(shù)）的處理措施：

在保證主螺桿自底部沿軸向往上的工作段長度不小于螺桿導(dǎo)程的情況下，將主螺桿其上部分進(jìn)行沿軸向上過渡車削，直至頂部將原φ102mm外圓車削加工為φ99mm（如圖7所示條影部分）。該長度區(qū)域由于嚙合間隙增大，內(nèi)部泄漏油量劇增而使排出油壓在原2個密封腔所形成的壓力級數(shù)的基礎(chǔ)上明顯降低。同時，在其他技術(shù)參數(shù)不變的情況下，排油量也有所減低。

7 結(jié)語

經(jīng)以上處理后，機(jī)組投入運(yùn)行效果明顯好轉(zhuǎn)：

（1）瓦溫及油溫趨于正常，參見表2

?

（2）油泵出口油壓從原來的0.35～0.36MPa降低到0.25～0.29MPa；泵流量也維持在空載運(yùn)行水平，基本達(dá)到了油泵與油槽容積匹配的效果。

（3）機(jī)組正常運(yùn)轉(zhuǎn)時，油泵泵體振動均≤3～4mm/s；噪音也明顯減低，一般均低于GB11890規(guī)定的上限值85dB。

（4）水導(dǎo)軸承外循環(huán)油冷卻系統(tǒng)各種工況均能能夠平穩(wěn)運(yùn)行，同時，內(nèi)油盆從溢流孔口外溢的油流甚少、大大減輕油乳化現(xiàn)象。

綜上所述，我們認(rèn)為，在保證油泵裝配質(zhì)量滿足有關(guān)規(guī)范要求的前提下，更為重要的是：

1）對于高轉(zhuǎn)速機(jī)組，設(shè)計導(dǎo)軸承油槽時必須高度重視油路循環(huán)的合理性。

2）盡管三螺桿泵有較多優(yōu)點(diǎn)，但若選型失當(dāng)，仍可能引發(fā)泵的噪音和振動，嚴(yán)重時損壞零部件、甚至不能正常工作。尤其不能忽視的是螺桿泵的容量應(yīng)與導(dǎo)軸承油槽容量相匹配并以此作為螺桿泵選型的重要條件，才能得到滿意的運(yùn)行效果。

3）螺桿泵進(jìn)出油管道系統(tǒng)設(shè)計時應(yīng)以滿足油泵制造廠家技術(shù)要求為準(zhǔn)，尤其是吸油管流道的管徑（孔口）不宜小于油泵吸油孔口。

參考資料：

[1]李福天.三螺桿泵螺桿工作段長度表征的探討[J].流體工程，1992，（4）：45～47.

[2]沈 訚.三螺桿泵及其應(yīng)用[J].機(jī)械科學(xué)與技術(shù)，1990，（3）：11～14.

[3]葉衛(wèi)東，等.螺桿泵內(nèi)部壓力分布規(guī)律研究[J].科學(xué)技術(shù)與工程，2009，（11）3069～3072.

Renovation of external circulation cooling system of turbine guide bearing of high-speed storage unit

HE Shao-run

(Pearl River Water Resources Commission, Ministry of Water Resources, Guangzhou 510640, China)

By analyzing the problems of temperature, noise and vibration in early stage of the turbine guide bearing being put into operation, the countermeasures are described in detail. The renovation against the problems attains the effect desired finally.

turbine guide bearing; three-screw pump; noise and vibration; screw lead

TK734

B

1672-5387（2010）05-0001-04

2010-08-25

何少潤，男，教授級高級工程師，從事水利水電建設(shè)管理工作。