唐鳳姣

（東芝水電設備（杭州）有限公司，浙江 杭州 310020）

1 前言

作為立式水輪發(fā)電機重要的承載部件，推力軸承性能的的可靠性直接影響到機組運行的安全穩(wěn)定性。機組運行時，隨載荷和轉速的變化，推力軸瓦沿機組旋轉方向產生傾角，在鏡板與推力軸瓦之間形成楔形油膜，用以承載機組全部軸向載荷。在機組起動、停機過程的低速區(qū)，因轉速低，油膜建立困難，在推力鏡板與推力瓦之間會處于干摩擦或半干摩擦狀態(tài)[1]，此狀態(tài)下巴氏合金瓦面的摩擦系數會達到0.1～0.3甚至更高，摩擦力及瓦面摩擦損耗急劇上升導致瓦面磨損甚至引起燒瓦事故。因此，巴氏合金瓦推力軸承須設置推力軸承高壓油頂起裝置（以下簡稱高頂），在機組起動、停機過程中投入高頂以強制建立油膜，降低摩擦系數，確保推力軸承和機組起停機安全。

抽水蓄能機組通常具有高轉速大容量的特點，為滿足機組發(fā)電/抽水雙向旋轉的需要，推力軸承支撐為中心對稱支撐結構，相對常規(guī)機組的偏心支撐結構，推力軸承油膜建立更困難，油膜厚度會更小[1]。因此，對于抽水蓄能機組，高頂裝置從系統控制設計、系統參數選擇到安裝調試都需更嚴格的要求。

2 高頂系統設計要點

推力瓦面油室壓力和頂起量是高頂裝置設計的關鍵因素，油室壓力表征了高頂系統的承壓能力，頂起量表征了高頂系統的抬升能力。

為有效頂起轉動部件，需在推力瓦表面加工出凹槽形成高壓油室。油室的形狀和尺寸要綜合考慮頂起和對軸承潤滑性能的影響，增大油室直徑可以降低頂起時的接觸面壓，但油室的存在不利于瓦面楔形油膜的建立，一定程度上會降低軸承的承載能力，油室直徑越大，對軸承承載能力的不利影響也越大。圖1是清遠推力軸承的潤滑解析結果，可以看出，由于油室的影響，推力軸承油膜壓力沿徑向和周向均有明顯的降低突變，表明高頂油室的設置降低了該處軸承油膜的承載能力。油室一般為圓形和圓環(huán)型，采用圓形油室時，油室直徑d的取值與推力瓦周向內切圓直徑D成一定的比例關系，直徑比一般滿足 0.2＜d/D＜0.4[1]或0.15＜d/D＜0.25[2]的關系。對于抽水蓄能機組，考慮推力軸承油膜建立相對困難的特性，建議采用較小的油室直徑比。

圖1 清遠機組推力軸承潤滑特性曲線

頂起量是高頂投入后，在推力鏡板與推力瓦之間形成的油膜厚度，反映了機組轉動部件的抬升量。理論上講，頂起量越大，機組起動、停機過程的安全可靠性越大，但需要的油量也隨之增加。

因此，頂起量的設定要綜合考慮系統的安全性和經濟性。為運行可靠，推力軸承最小油膜厚度要求≥0.03 mm，對于常規(guī)水輪發(fā)電機，頂起高度宜＞0.05 mm[3]，一般設計頂起量≥0.06 mm。對于抽水蓄能機組，需充分考慮雙向旋轉、工況轉換頻繁、油膜建立困難的運行特點，適當增大頂起量，機組頂起高度宜≥0.08 mm[3]，考慮設計安裝偏差，應適當增加頂起高度設計值。

3 清遠高頂系統設計

3.1 系統組成

高頂系統主要由液壓管路系統和油泵電氣控制系統組成。液壓管路系統主要由1臺交流電機M1（AC380 V，配一臺高壓齒輪泵P1），1臺直流電機M2(DC220 V，配一臺高壓齒輪泵P2)，循環(huán)管路，閥門、濾油器及壓力開關等自動化元器件等構成，2套油泵組互為備用，參見圖2高頂系統圖。整個高壓油系統的油路可以細分為3路，①路為從油槽到高壓油泵的低壓油路；②路為從溢流閥到油槽之間的溢油油路，當電機故障等導致系統壓力超過設定值時，溢流閥開啟泄壓以達到保護油泵及管路上各元器件的作用；③路為從油泵到推力瓦之間的高壓油路，高壓油路上設置壓力開關和壓力變送器，實時監(jiān)控高頂系統的壓力，電氣控制系統根據接收的開關信號判斷控制高頂系統的啟動狀態(tài)并傳遞給監(jiān)控系統。每塊推力瓦支路均配置1只流量調節(jié)閥和1只單向閥，調試時通過調整流量調節(jié)閥的開度以調整各支路油量分配均勻。

圖2 高頂系統圖

高頂系統啟動和退出均設置手動和自動控制兩種功能。油泵電氣控制系統控制高頂系統的自動啟動和退出，抽水蓄能電站機組工況多且轉換頻繁，在工況轉換過程中，機組轉速有變化的過程均應投入高頂系統，工作流程為：

（1）靜止→發(fā)電/抽水調相等運行工況，應先測試確定直流高壓泵正常，高頂控制系統收到開機啟高頂指令，首先啟動交流泵，機組升速到95%額定轉速后退出高頂，如啟動過程中交流泵發(fā)生故障則自動切換至直流高壓泵，直至機組升速到95%額定轉速后退出高頂。也可通過先啟動直流高壓泵，在建壓成功后停直流高壓泵切換至交流高壓泵，以檢測確定直流高壓泵正常[4]。

（2）發(fā)電/抽水/抽水調相等運行工況→靜止，高頂控制系統收到停機開啟高頂指令（機組降速到95%額定轉速），直接啟動交流泵，機組降速到1%額定轉速后延時退出高頂，如啟動過程中交流泵發(fā)生故障則自動切換至直流高壓泵，直至機組降速到1%額定轉速后延時退出高頂。對常規(guī)機組，機組停機后高頂退出不設延時或設短暫延時如延時1 min，抽水蓄能機組一般按延時30 min退出高頂[4，5]。

（3）抽水工況→發(fā)電工況，機組旋轉方向發(fā)生改變，按機組運行工況→靜止→運行工況的過程投入高頂系統，高頂控制系統收到停機開啟高頂指令后啟動高頂，機組降速停機再升速至95%額定轉速后退出高頂。

（4）發(fā)電工況→發(fā)電調相工況，抽水工況→抽水調相工況，為保證工況轉換過程機組運行穩(wěn)定，宜投入高頂系統，在工況轉換完成并穩(wěn)定后即可退出高頂系統。

3.2 高頂系統參數確定

為確保高頂系統滿足抽水蓄能機組各種運行工況的需要，高頂系統的設計需充分考慮加工、制造、安裝的偏差以及長期運行后高壓油泵性能下降的影響，適當提高高壓油泵的設計裕度[4]，避免機組運行一段時間后，系統壓力不穩(wěn)定或壓力下降。

清遠高頂系統基本參數如下：

推力瓦徑向長度為455 mm，綜合考慮高頂油壓作用的穩(wěn)定性并盡量降低瓦面油室對軸承動壓油膜的不利影響，采用了圓形槽加徑向條形油溝的油室結構，油室直徑比為0.13，油室形狀見圖3。

圖3 油室結構

綜上所述，抽水蓄能機組運行工況復雜，推力軸承動壓油膜建立相對困難，應適當增加高頂頂起量，根據經驗，清遠機組高頂頂起量提高到0.11 mm。需要的油量計算公式如下：

其中：Qr，系統必要流量，L/min；n，推力瓦數量；ho,計算頂起量，mm；Pra，油泵額定壓力，kg/cm2；μ，潤滑油動力粘度，kg·s/m2；B,推力瓦周向平均寬度，mm；L，推力瓦徑向長度，mm；lo，條形油溝總長度（含圓形油室），mm。計算Qr=51 L/min,考慮溢流量及設計余量，取Qr=54 L/min。需要的電機功率為20.6 kW，選擇標準電機功率22 kW。

4 高頂系統的現場調試

對單向旋轉的常規(guī)機組，高頂系統調試時，一般高頂系統壓力穩(wěn)定，實際監(jiān)測的頂起量在0.05 mm以上就認為調試合格，對系統壓力不做特別要求，常有系統實際壓力與設計值偏差較大的情況出現，但在保證壓力穩(wěn)定，頂起量合格時，不會影響軸承運行的安全性。而對于抽蓄機組，高頂系統的壓力和流量均要嚴格要求，高頂系統壓力下降引起高頂投入失敗甚至推力瓦面、鏡板面磨損的事故時有發(fā)生[6]。

4.1 清遠電站高頂系統調試目標

（1）系統壓力：系統設計壓力13.7 MPa，系統壓力整定值定為≥10.8 MPa；

（2）系統流量：各推力瓦支管流量偏差在±5%以內，考慮溢流量=6 L/min，清遠高頂系統的支管流量為q=(54-6)/12=4 L/min，支管流量要求為3.8～4.2 L/min；

（3）轉動部件頂起量：設計頂起量0.11 mm，考慮管路溢流影響，系統壓力10.8 MPa以上時，頂起量≥0.08 mm。

4.2 調試方法和注意事項

（1）通過調整溢流閥的開度對系統壓力進行調整，反復調整各支路流量調節(jié)閥使系統壓力和轉子頂起量達到要求值；

（2）充水前后水推力的變化會影響系統的壓力-流量平衡關系，如在充水完成調試，可能會出現機組起動后高頂系統壓力降低導致機組起動失敗的事故[7]，建議盡量在機組充水后進行高頂系統的調試；

（3）為確保測量數據的可靠，建議在轉子和水輪機主軸處均設置百分表等頂起量測量裝置。

清遠1號機調整后各支路流量如表1，流量偏差在±3%范圍內，達到調試目標要求。

表1 各支路流量統計L/min

油槽充油后進行高頂油泵頂起試驗，系統壓力和頂起量均達到目標要求，參見圖4。

圖4 高頂系統壓力-頂起量曲線

5 結語

鑒于抽水蓄能機組推力軸承支撐采用中心對稱支撐，運行時工況轉換頻繁、雙向旋轉及推力軸承設計參數高的特性，適當提高軸承高頂頂起量設計裕度，并且在系統調試時，同時確保高頂系統的壓力和頂起量是很有必要的。