范壽孝，楊 聃，武中德，王 森，霍新新

水輪發(fā)電機導軸承間隙和預負荷對性能的影響

范壽孝1，楊 聃2，武中德1，王 森1，霍新新1

（1. 哈爾濱大電機研究所，哈爾濱 150040；2. 國網浙江省電力有限公司緊水灘水力發(fā)電廠，浙江 麗水 323000）

本文介紹了大型水輪發(fā)電機導軸承結構特點，對導軸承的參數(shù)選取以及間隙和預負荷對軸承性能的影響進行了分析。導軸承支承位置在0.55~0.57范圍內，其最小油膜厚度達到極大值。立式水輪發(fā)電機組導軸承的相對（幾何）間隙比一般為2‰~6‰，具有較大的承載能力和較低的瓦溫。根據運行間隙設計值和滑轉子熱膨脹量確定導軸承安裝間隙。立式水輪發(fā)電機組導軸承的運行間隙的設計值較小，以控制轉子擺度，而預負荷較大，可以達到0.80~0.99，這樣可以增大最小油膜厚度，提高承載能力。

水輪發(fā)電機；導軸承；間隙；預負荷；性能

0 前言

立式水輪發(fā)電機的導軸承主要用來承受機組轉動部分的機械徑向不平衡力和電磁不平衡力，使機組軸系的臨界轉速和擺度滿足相關標準要求。

水輪發(fā)電機導軸承瓦的支承方式可分為支柱螺釘式、球面支柱式、楔子板式和鍵式4種結構[1, 2]。設計時可依據具體要求和結構布置進行選擇。而球面支柱式和楔子板式支承結構比較常用。

導軸承的間隙和預負荷影響軸承性能，還影響機組運行穩(wěn)定性。間隙小，造成瓦溫高或引起燒瓦事故。而間隙大，造成機組轉子運行的擺度大，影響機組運行穩(wěn)定性。

水輪發(fā)電機導軸承設計中，文獻[1]和[2]的相對間隙和預負荷的取值范圍與實際運行的導軸承尚有一定差距。

1 導軸承結構

立式發(fā)電機大多采用分塊瓦結構，通常導瓦的占積率為70%~80%。瓦基可選用鑄鋼或鋼板，現(xiàn)多采用Q235鋼板[3, 4]。瓦面可選用軸承合金或復合材料（彈性金屬塑料等），多采用軸承合金（如圖1所示）。

滑轉子材質大多選用45號鍛鋼（與軸整鍛為一體的滑轉子，與軸的材質相同），需熱套于軸上，并與軸一起加工。

球面支柱材質多選用鍛鋼GCr15，其表面需進行熱處理并有較高硬度要求[5]。

圖1 導軸承瓦

1.1 球面支柱支承結構

球面支柱支承結構如圖2所示。導軸承瓦用球面支柱支撐固定，導軸承瓦與滑轉子的間隙通過墊片來調整。該結構適用于大中小型發(fā)電機的上、下導軸承[6]。

圖2 球面支柱支承導軸承

1.2 楔子板支承結構

楔子板支承結構如圖3所示。導軸承瓦用球面支柱支撐固定，導軸承瓦與滑轉子的間隙通過楔子板來調整，便于安裝和調整。該結構適用于大中型發(fā)電機的上下導軸承[7]。

圖3 楔子板支承導軸承

2 導軸承參數(shù)選擇

導軸承的單位壓力一般不超過2MPa。

瓦的長寬比一般為0.8~1.0。瓦的長寬比大于1，其溫升相對較高。

瓦塊數(shù)需考慮上、下機架的支臂數(shù)量。

瓦的數(shù)量、單位壓力和瓦的長寬比，決定了瓦的尺寸大小。

導軸承的安裝間隙c按滑轉子半徑的0.5‰選取。導軸承瓦面的半徑與滑轉子半徑之差為相對間隙，與安裝間隙c的關系見式（1）[8]：

導軸承的安裝間隙c按滑轉子半徑的1‰~2.5‰選取。相對間隙與安裝間隙c的關系見式（2）[9]：

而已經運行的水輪發(fā)電機（發(fā)電電動機）導軸承多采用下述辦法確定導瓦直徑和安裝間隙。

根據工況和滑轉子直徑s選取合適的瓦塊數(shù)和瓦的大小，再根據轉子直徑s和瓦的周向長度確定導瓦的直徑p，見式（3）。相同的軸徑（滑轉子直徑）因工況不同，瓦的大小就可能不一樣，所以瓦的直徑也可能存在差異。

其中，s為瓦長；瓦的曲率的選取如圖4所示。

圖4 瓦的曲率與導瓦長度的關系

導軸承的運行間隙，上導0.15mm，下導0.20mm，安裝間隙在運行間隙基礎上，考慮滑轉子的熱膨脹，其溫升為10~15K。水輪發(fā)電機的導軸承滑轉子的尺寸較大，隨著機組運行溫度升高，滑轉子的尺寸因熱脹而變大，進而造成導軸承的安裝間隙和運行間隙有很大的差異[10-13]。

3 導軸承性能及分析

3.1 導軸承性能

導軸承的運行間隙相同，即安裝間隙也一樣，但瓦的直徑不同，其預負荷也就存在差異。相同工況下，導軸承性能的計算結果見表1。方案1，2，3的油膜壓力分布如圖5~7所示，圖7的壓力分布更合理，也就是方案3是最優(yōu)方案。這也能看出，導軸承與臥式徑向軸承的參數(shù)選取的差別。

3.2 相對（幾何）間隙比

對于低速臥式徑向軸承，相對間隙比一般為0.5‰~1.5‰。而對于立式水輪發(fā)電機組，導軸承為可傾瓦徑向軸承，其相對（幾何）間隙比較大，一般為2‰~6‰，見表2。

表1 導軸承主要參數(shù)和計算結果

圖5 方案1油膜壓力分布

圖6 方案2油膜壓力分布

圖7 方案3油膜壓力分布

表2 導軸承相對間隙比和預負荷

立式水輪發(fā)電機組導軸承的相對（幾何）間隙較大，而設計目標為上導的運行間隙0.15mm，下導的運行間隙0.2mm。

表1的計算結果表明，在相同的運行間隙條件下，方案1相對（幾何）間隙（1.5‰）較小，其載荷反向的數(shù)塊導瓦基本不承載，如圖5所示。隨著相對（幾何）間隙加大，載荷反向的數(shù)塊導瓦承擔一定的載荷，如圖6和圖7所示。

導軸承的進油側和出油側的油膜厚度控制在一定范圍，所以瓦的直徑也受瓦的周向長度的影響。

3.3 安裝間隙

安裝間隙是導瓦支點位置對應的導瓦間隙，需在安裝過程中保證這一間隙。在運行過程中，隨著溫度升高，滑轉子熱膨脹，這一間隙會相應減小[14, 15]。

安裝間隙按式（4）計算：

式中，=1.15×10-5，為滑轉子的熱膨脹系數(shù)，1/K；Δ為滑轉子溫升，K；o為運行間隙，mm。

算例（見表1）的下導軸承，考慮滑轉子15K的溫升，其熱膨脹量為0.26mm，運行間隙按0.2mm設計，所以安裝間隙為0.46mm。

3.4 運行間隙

運行間隙是導軸承正常工作時的實際工作間隙。

針對方案3的不同運行間隙和預負荷的軸承性能見表3和圖8。隨著運行間隙變大，損耗和運行溫度降低，流量增加，最小油膜厚度略有變化。而間隙變大，其不利影響就是轉子擺度增加，所以對于下導軸承，其運行間隙按照0.2mm設計是合適的。

表3 不同運行間隙和預負荷的導軸承性能

對于定型的導軸承，安裝間隙不同，其性能存在較大的差異，而且影響水輪發(fā)電機轉子運行穩(wěn)定性。半傘式水輪發(fā)電機的下導軸承承擔較大的負荷，設計運行間隙0.2mm，上導軸承的相對較小，設計運行間隙0.15mm。

圖8 運行間隙對油膜厚度和溫度的影響

3.5 支承位置

支承位置影響軸承性能。算例中的支承位置對最小油膜厚度的影響如圖9所示，支承位置在0.55~0.57最小油膜厚度達到極大值。一般支承位置取值為0.55。

圖9 支承位置對油膜厚度的影響

3.6 預負荷

導軸承的運行間隙按定值設計（上導0.15mm，下導0.20mm），根據滑轉子直徑、瓦長及其曲率確定瓦的直徑，以及運行間隙和滑轉子熱膨脹量確定的安裝間隙，也就確定了預負荷。

臥式徑向軸承的預負荷一般為0.5~0.75，而水輪發(fā)電機導軸承不同，其預負荷較大，可以達到0.80~0.99（見表2），這是由于導軸承的相對間隙較大的緣故。

算例中的預負荷由0.91增大到0.963，其最小油膜厚度也由0.068mm增大到0.081mm，顯著提高承載能力（見表1）。主剛度yy雖然由2.45×107N/mm降為1.96×107N/mm，對于低速水輪發(fā)電機，剛度的這些變化，不會對機組穩(wěn)定性造成較大的影響。

方案3的分析中（見表3），在相對間隙一定的情況下，隨著預負荷增大，也就是運行間隙減小，損耗和運行溫度增大，流量減小，最小油膜厚度略有變化（如圖10所示）。所以在相對間隙較大，并選取較大的預負荷時，既能保證導軸承性能，又能減小轉子的擺度。

圖10 預負荷對油膜厚度和溫度的影響

3.7 載荷方向

載荷作用在瓦上（如圖11所示）與作用在瓦間（如圖7所示）時，運行溫度基本沒變，最大壓力提高5.9%，最小油膜厚度降低3.7%。

圖11 壓力分布

4 結論

導軸承支承位置在0.55~0.57范圍內，其最小油膜厚度達到極大值。

立式水輪發(fā)電機組導軸承，其相對（幾何）間隙一般為2‰~6‰，具有較大的承載能力和較低的瓦溫。根據運行間隙設計值和滑轉子熱膨脹量確定導軸承安裝間隙。

立式水輪發(fā)電機組導軸承的運行間隙的設計值較小，以控制轉子擺度，而預負荷較大，可以達到0.80~0.99，這樣可以增大最小油膜厚度，提高承載能力。

[1] 梁維燕, 邴鳳山, 饒芳權, 王國海, 賀建華. 中國電氣工程大典第5卷水力發(fā)電工程[M]. 中國電力出版社, 2010: 325.

[2] 成大先. 機械設計手冊（單行本軸承）[M]. 北京: 化學工業(yè)出版社, 2004: 97-98.

[3] 張成波, 唐曉琳, 孫蘭鳳. 巴基斯坦某水電站發(fā)電機導軸承燒瓦事故分析[J]. 小水電, 2016(1): 48-50.

[4] 徐剛. 龍灘電站6號機組水導瓦溫升高原因分析及處理[J]. 水電站機電技術, 2011(4): 51-53.

[5] 黃素滿, 劉健. 龍灘水電站1號機水導軸承瓦溫偏高問題探討[J]. 紅水河, 2008(2): 67-68.

[6] 羅建華. 蒲石河電站上導軸承溫度偏高分析與處理[J]. 上海大中型電機, 2016(1): 50-52.

[7] 柏勇, 李德芳, 孫成玲. 沙河抽水蓄能電站2號機上導瓦燒損事故分析[J]. 水力發(fā)電, 2004(5): 54-55.

[8] 權強, 瞿潔. 抽水蓄能機組上導軸瓦損壞事故分析及改進[J]. 水電與抽水蓄能, 2018(4): 77-81.

[9] 翟建平, 譚大鈞. 某水電機組導軸承瓦溫及間隙異常原因分析[J]. 潤滑與密封, 2015(9): 151-156.

[10] 張晉境, 胡欽波, 杜金昌, 田妮. 柬埔寨達岱水電站導軸承擺度大問題分析及處理[J]. 水電與新能源, 2018(4): 47-49.

[11] 秦巖平, 朱晨陽, 趙永輝. 葛洲壩電站4號機組上導軸承改造及運行情況分析[J]. 水電與新能源, 2015(12): 57-60.

[12] 馬書權, 張玉敏. 高水頭沖擊式機組導軸承安裝的技術探討[J]. 貴州水力發(fā)電, 2009(4): 45-46.

[13] 陳勇章. 分塊瓦水導軸承的安裝與調整[J]. 東方電氣評論, 2015(116): 22-26.

[14] 朱宏, 聶治學, 吳封奎, 官鵬. 巨型混流式水輪機導軸承結構特點及運行安全可靠性分析[J]. 水力發(fā)電, 2015(10): 43-46.

[15] 許國彥. 立式水輪發(fā)電機組軸系擺度及導軸承間隙調整[J]. 防爆電機, 2017(1): 40-43.

Influence of Clearance and Preload on Performance of Guide Bearing for Hydro-generators

FAN Shouxiao1, YANG Dan2, WU Zhongde1, WANG Sen1, HUO Xinxin1

(1. Harbin Institute of Large Electrical Machinery, Harbin 150040, China; 2. State Grid Zhejiang Electric Power Co., Ltd. Jinshuitan Hydropower Plant, Lishui 323000, China)

The influence of clearance and preload on performance of guide bearing for hydro-generators is presented in this paper, the preferences and the influence of clearance and preload on performance of guide bearing is analyzed. When fulcrum is at 0.55~0.57, the minimum oil film thickness reaches the maximum value. For guide bearings of vertical hydro-generator, the relative geometric clearance ratio is generally 2‰~6‰, the bearing capacity is larger and the pad temperature is lower. The assemble clearance of the guide bearing is determined according to the operating clearance and the runner thermal expansion. The design value of operating clearance of the guide bearing for vertical hydro-generators is smaller to control the rotor swing, while the preload is larger, which can reach 0.80~0.99, so that the minimum oil film thickness can be increased and the bearing capacity can be improved.

hydro-generator; guide bearing; clearance; preload; performance

TM312

A

1000-3983(2021)01-0059-05

2020-07-20

范壽孝（1984-），2008年畢業(yè)于哈爾濱工業(yè)大學，工學碩士，主要從事大型電機軸承及其相關技術研究，高級工程師。