吳德明，吳紅光

（五凌電力掛治水力發(fā)電廠，貴州 錦屏556700）

1 引言

掛治水電廠位于沅水干流上游河段的清水江中下游，是沅水梯級規(guī)劃的第三級。電廠安裝3臺單機容量為50 MW的水輪發(fā)電機組，發(fā)電機采用立軸全傘、密閉循環(huán)、自通風、空氣冷卻的形式。電廠2號機組檢修后，機組運行中出現(xiàn)了推力及下導組合軸承油溫瓦溫較檢修前有明顯升高的情況，值班人員統(tǒng)計各瓦溫度無顯著差別，部分溫度數(shù)據(jù)摘錄如表1。

表1 溫度數(shù)據(jù)摘錄

通過對比數(shù)據(jù)可以看出，檢修后組合軸承油溫瓦溫上升顯著，幅度達7～8℃。針對該情況，電廠統(tǒng)計分析水輪機導軸承油溫、瓦溫及各振動擺度數(shù)據(jù)，均無顯著變化；停機檢查組合軸承油位、油質(zhì)均正常，取油樣化驗，各項指標均正常。

發(fā)電機推力及下導軸瓦大幅升溫，威脅著機組的安全穩(wěn)定運行，電廠從多個方面對問題進行了排查與分析。

2 推力及下導組合軸承結(jié)構(gòu)介紹

掛治電廠推力軸承及下導軸承組合安裝于下機架中心體上的油槽內(nèi)，其結(jié)構(gòu)如圖1。推力軸承采用彈性圓盤支撐結(jié)構(gòu)，軸承由12塊扇形瓦組成，推力瓦采用彈性金屬塑料瓦，其與彈性圓盤為面接觸，可有效減小瓦面受力后的變形，軸瓦徑向靠內(nèi)、外側(cè)定位銷定位。下導軸承由16塊可傾導軸瓦、楔形調(diào)整裝置等組成，導軸瓦采用巴氏合金，瓦的背面有球面支承柱，該結(jié)構(gòu)在運行時能自動偏心調(diào)整導軸瓦傾向，徑向力通過支承柱傳到楔形塊上，楔形塊組裝在導軸承支架上，利用楔形塊可以調(diào)整轉(zhuǎn)子中心和導軸承間隙。油槽潤滑油采用外循環(huán)水冷卻方式，在推力鏡板上分布有20條與徑向呈60°傾角的過油通道，在機組運行中形成動壓效應，保證潤滑油的循環(huán)流量，實現(xiàn)與冷卻水的熱交換。

圖1 推力及下導組合軸承結(jié)構(gòu)示意圖

3 推力軸承和下導軸承對軸瓦溫升影響評估

一般來說，對于分塊可傾式導軸承，其間隙分布情況對軸瓦溫度會有一定的影響，在水輪機發(fā)電機組的運維實踐中，檢修人員會經(jīng)驗性地參照軸瓦溫度適當調(diào)整其安裝間隙，在某些情況下也能夠取得一定的效果，對此，我們要結(jié)合實際情況進行具體分析。

表2 掛治水電廠推力軸承及下導軸承的設計參數(shù)

電廠在2號機檢修中對機組中心進行了調(diào)整并重新調(diào)整下導瓦間隙，查閱部分數(shù)據(jù)記錄及結(jié)算結(jié)果如下：

（1）對稱抱4塊下導瓦、4塊水導瓦盤車，測量計算聯(lián)軸法蘭對下導滑轉(zhuǎn)子相對擺度為0.002 5 mm/m，遠小于要求值0.03 mm/m，說明軸系直線度非常好。

（2）僅對稱抱4塊下導瓦盤車，測量計算水導滑轉(zhuǎn)子對下導滑轉(zhuǎn)子相對擺度為0.009 8 mm/m，比要求值0.05 mm/m小很多，說明軸系靜態(tài)擺度很小。

（3）參照相關標準，對下導軸承按設計間隙均勻放瓦，單邊間隙0.24 mm。

考慮到推力軸承損耗是下導軸承的20多倍，即便是下導軸承損耗成倍增大，也不可能對組合軸承油溫有太大影響，且如果出現(xiàn)這種情況，下導瓦溫度必會高于推力瓦溫度，這與現(xiàn)場實際不符。通過上述分析，可以推測檢修中對下導軸承間隙的處理不可能使軸承損耗大幅增加，應另有原因。

4 組合軸承熱平衡分析

通過前文分析，我們推斷，在此次2號機組軸瓦溫升大幅增加的問題中，推力軸承對軸瓦和油槽溫升的影響更需要重點關注。檢修中未對推力瓦和軸系進行拆裝，可以認為推力軸承的損耗不會有太大變化，那么問題可能出現(xiàn)在軸承散熱系統(tǒng)?；诖?，電廠對1～3號發(fā)電機風洞內(nèi)散熱設備進行溫度測量，統(tǒng)計并計算數(shù)據(jù)形成如表3。

表3中，任意相同測點的兩次數(shù)據(jù)差別都不大，說明測量數(shù)據(jù)可信，進一步分析還可以發(fā)現(xiàn)，2號機組數(shù)據(jù)與另外2臺機的明顯差別除了油溫外，油冷卻器進出油溫差也明顯大很多。根據(jù)各油冷卻器的第一次溫度數(shù)據(jù)，繪制熱平衡圖如圖2。

表3 風洞內(nèi)設備溫度測量計算表

圖2 熱平衡圖

圖2可知，2號機油冷卻器中油、水的溫度梯度最大，根據(jù)熱交換原理，在其他變量一定的條件下，兩者溫度梯度越大，熱交換速度越快，以油的降溫幅度來看，2號機的最快，但其水的升溫卻并不顯著。

對于兩種流體，在理想的熱交換情況下，熱平衡公式為：

相對流量比為：

式中：ρ、V、C、Δt分別為相應介質(zhì)的密度、體積流量、比熱容、溫差，油和水的密度和比熱容隨溫度略有變化，由于實際的溫度變化不大，可視為定值，查資料近似取值ρ水=1 000 kg/m3、C水=4 200kJ/（kg·℃）、ρ油=885 kg/m3、C油=1 900 kJ/（kg·℃）。

根據(jù)以上數(shù)據(jù)，結(jié)合每臺機組兩油冷卻器第二次測量溫度的平均數(shù)據(jù)，暫忽略其他熱量交換影響，計算油、水的相對流量比值如下：

不難發(fā)現(xiàn)，1、3號機油冷卻器的油、水流量比值差別不大，而2號機的則小得多，由于該機組合軸承油溫瓦溫較高，不可能是其冷卻水流量大，綜合判斷2號機經(jīng)過冷卻器的循環(huán)油流量較小。

表4 組合軸承冷卻系統(tǒng)設計參數(shù)

5 循環(huán)油流量變小的原因排查

掛治電廠組合軸承油循環(huán)圖如圖3，機組運行中推力鏡板將潤滑油甩出，在油槽內(nèi)形成高、低壓兩個腔室，高壓腔室的油經(jīng)油冷卻器降溫后進入下油槽，通過推力瓦間的噴油管對瓦和鏡板冷卻潤滑后進入低壓腔室，在鏡板泵的作用下再進入高壓腔室，形成閉合回路。

流體總是走阻力最小的回路，為了讓潤滑油盡量通過油冷卻器，在推力鏡板與下導軸承座之間設有非接觸式密封，通過增大內(nèi)循環(huán)阻力，以減弱高、低壓2個腔室之間在油槽內(nèi)部形成的對流效應，總的循環(huán)油流量即鏡板泵油量等于內(nèi)循環(huán)流量加外循環(huán)流量。

通過前文分析，我們認為問題的原因是經(jīng)過油冷卻器的外循環(huán)油流量減小了，其原因可能有3方面：外循環(huán)回路受阻直接減小、總流量變小或內(nèi)循環(huán)流量變大。前2個因素的可能性較?。海?）從前面熱平衡圖可以看出，2號機2臺油冷卻器換熱效果相差不大，2個油冷卻器都受阻的可能性較?。唬?）如果是總流量變小，必然基于內(nèi)部回路受阻，內(nèi)部回路除了噴油管與鏡板流道相對較小外，其他各處均難以對循環(huán)油形成有效阻力，而鏡板流道與噴油管數(shù)目較多，從前面的熱平衡計算結(jié)果來看，油流應該要減少一半以上，只有多處堵塞才能形成這樣的效果，該情況發(fā)生的可能性很小。

圖3 組合軸承油循環(huán)圖

內(nèi)循環(huán)流量變大可能是由于密封環(huán)磨損造成的，在檢修中因機組中心調(diào)整的需要，對有礙調(diào)整的方位進行了局部修磨處理，機組中心調(diào)整到位后，會使對側(cè)間隙變大，而軸系在新的旋轉(zhuǎn)中心運行時，可能還會將部分方位的間隙進一步磨大，至于該間隙變大對潤滑油內(nèi)循環(huán)的影響性到底如何，需要進一步分析確認。

對密封環(huán)內(nèi)的間隙流進行力學分析，其受力為表面力和質(zhì)量力，表面力中對流量有影響的只有切向力，設單位表面ΔA上的切向表面力ΔT，應力為：

總的切向表面力為：T=τAZ

圖4 表面力

AZ為密封環(huán)內(nèi)、外兩側(cè)與油液的周向接觸面積，令密封環(huán)周長為L，油液流向長度h，則：

AZ=2hL

質(zhì)量力包括高低壓腔室的差壓力和油液的重力：

W=ΔpAl+ρVg

圖5 質(zhì)量力

Al為油液的流向面積，令密封間隙為δ，則：

Al=δL

V為油液體積：

V=Al·h=δhL

圖6 虛加慣性力

為了簡化，將流體動力學問題轉(zhuǎn)化為靜力學問題，在間隙流上虛加慣性力F：

F=W-T

求解慣性力：

F=（Δp+ρgh）Lδ-2τhL

由此可繪制F（δ）函數(shù)曲線，但實際的F（δ）并不是一次線性函數(shù)，原因在于流體的切向表面力屬動力學范疇，其大小并不恒定，而與流體的邊界層因素相關，當間隙較小時，邊界層占主導作用，當間隙較大時，邊界層所受的切向力對流體的作用并不明顯，因此可以定性修正F（δ）函數(shù)如圖7。

圖 7 F（δ）函數(shù)曲線

理論上，間隙δ的取值越小密封效果越好，但其值不能小于導軸瓦間隙，否則機組運行中將發(fā)生碰磨，掛治電廠密封環(huán)間隙設計值為0.3～0.5 mm，實測間隙多處在1 mm以上，由F（δ）函數(shù)圖可知，在δ取值較小時，若其增大一倍，F(xiàn)（δ）增幅遠不止一倍，故而密封環(huán)間隙對油流內(nèi)循環(huán)的影響不容忽視。

6 問題的處理及效果

在對密封環(huán)進行處理之前，實測各處間隙如圖8，所有數(shù)值均已超標，最大處超標4倍，為了解決組合軸承溫升問題，保證機組安全運行，需要更換密封帶，使密封環(huán)間隙在設計要求0.3～0.5 mm以內(nèi)。

圖8 密封環(huán)處理前實測間隙

6.1 處理步驟

（1）拆卸組合軸承蓋板，做好拆裝標記后，將下導擋油圈、下導軸承及楔形調(diào)整裝置、下導軸承座依次拆下取出。

（2）測量并記錄油槽內(nèi)下導軸承座安裝止口四個方向至鏡板的徑向距離：X 34.20 mm，Y 33.95 mm，-X 34.25 mm，-Y 34.40 mm。

（3）拆下下導軸承座密封帶，對密封帶導槽進行全面清理，截取合適長度的密封帶將截取的密封帶進行彎折找直，然后沿著密封帶裙邊方向向內(nèi)彎曲。

（4）使用專用工具卡住密封帶裙邊向內(nèi)按壓密封帶進槽，沿一個方向依次按壓敲擊密封帶直至密封帶全部進槽。對兩側(cè)凸出的密封帶進行切除，修磨切口。

（5）密封帶更換修磨完成后妥善保護并外送進行加工。

（6）下導軸承座運輸至加工廠后進行現(xiàn)場合圓組裝，組裝完成后根據(jù)油槽內(nèi)相應安裝止口四個方向至鏡板的徑向距離，調(diào)整下導軸承支座與車刀中心的位置，位置關系如圖9，按照密封帶內(nèi)徑設計尺寸的下偏差，加工密封帶內(nèi)徑側(cè)。

（7）加工完成后轉(zhuǎn)運回電廠，按照相關記號進行回裝，回裝完成后測量相關間隙數(shù)據(jù)，在設計值范圍內(nèi)。

6.2 處理效果

電廠對2號機下導軸承座密封帶進行處理后，機組調(diào)試時，組合軸承瓦溫油溫數(shù)據(jù)都恢復正常（見表5），機組運行1年以來，各項數(shù)據(jù)長期保持穩(wěn)定，機組安全運行可靠，問題得到解決。

圖9 密封帶加工時，對下導軸承座定位的偏心量計算

表5 處理后溫度數(shù)據(jù)

7 結(jié)語

針對掛治電廠2號機組檢修后發(fā)電機軸瓦溫升偏高的問題，本文利用軸承損耗的基礎理論，排除下導軸承安裝因素對該問題的影響，通過對軸承散熱系統(tǒng)進行分析，對比3臺機組合軸承的熱平衡關系，最終分析出2號機冷卻器循環(huán)油流量減小的問題，并進一步分析了密封環(huán)間隙增大對循環(huán)油流量的影響。

由于對組合軸承循環(huán)油流量沒有可靠的監(jiān)測手段，電廠在問題的排查過程中付出了較多精力。因此對于采用外置冷卻器的機組，宜加裝流量監(jiān)測儀器，以便提供準確的監(jiān)測數(shù)據(jù)，有助于運行中問題的及時發(fā)現(xiàn)和處理。

無論采用內(nèi)置冷卻器還是外置冷卻器結(jié)構(gòu)，廠家設計油循環(huán)的回路時，通常會考慮在油槽內(nèi)部設置導流帶、隔板等結(jié)構(gòu)，通過阻礙不必要的油流以提高冷卻器的熱交換效率，在設備維護中，需要對相關部位加強關注。