水導軸承和推力軸承瓦溫升高原因分析及處理

水導軸承和推力軸承瓦溫升高原因分析及處理

1發(fā)電機及水導瓦該裝置配備了兩臺hl混流式hl（a100.15）和兩臺砂9.8-10.2860水輪發(fā)電，配備2.9.8mw系統(tǒng)。轉(zhuǎn)輪直徑1.2m,額定轉(zhuǎn)速600r/min,額定水頭92m,額定出力10.208MW,比轉(zhuǎn)速212.8m.kW,水導瓦采用筒式瓦結(jié)構(gòu)。發(fā)電機額定功率9.8MW,額定電壓10.5kV,額定電流673.6A,轉(zhuǎn)子絕緣等級F級,8塊鎢金推力瓦,推力軸承負荷75.5t,推力軸承采用剛性支柱式、內(nèi)循環(huán)油冷卻方式。該電站1號機組推力瓦、水導瓦溫度達到約65℃,處于停機溫度的邊緣,經(jīng)過兩次常規(guī)性檢修后,機組只能安全運行3個月,3個月后,瓦溫高的問題又再次出現(xiàn),2009年底隨即對1號機組進行A級檢修工作。2水輪發(fā)電機組安裝前狀態(tài)檢修前首先進行數(shù)據(jù)采集和初步分析,發(fā)現(xiàn)機組主要存在以下問題:(1)通過測量各軸承瓦間隙得知,主軸的停機位置處于第三象限偏-Y方位;(2)上下導瓦抗重螺栓的螺套發(fā)現(xiàn)長度不一的裂紋,抗重螺栓與螺套配合比較松動;(3)轉(zhuǎn)輪上止漏環(huán)平均間隙0.756mm,最大值達平均值的+32.2%,最小值達平均值的-14%;下止漏環(huán)平均間隙0.774mm,最大值達平均值的+48.6%,最小值達平均值的-42%。轉(zhuǎn)輪止漏環(huán)的中心不符合水輪發(fā)電機組安裝規(guī)范的要求,下止漏環(huán)的數(shù)據(jù)顯示出主軸稍偏向-Y方位;(4)上機架(荷重機架)及鏡板不水平。推力頭與鏡板接合面在4個點放置了兩塊0.05mm和兩塊0.10mm的墊片;水發(fā)聯(lián)軸法蘭在+Y方位放置一塊0.05mm墊片,初步判斷為:以前的檢修單位或原安裝單位在處理軸線時放置的;(5)剛性支承的推力瓦支柱螺栓與螺孔配合比較松動,最小的軸向串動值0.15mm,最大的軸向串動值0.51mm。3大軸、水導瓦溫度偏高由于大軸的停機位置偏向第三象限,大軸在實際運行會往第三象限擠靠,第三象限的各導瓦間隙將會變小,大軸與水導瓦產(chǎn)生憋勁,造成了水導瓦溫度升高,這與水導瓦在第三象限方位溫度偏高的事實相符。造成該現(xiàn)象的主要原因是鏡板不水平、大軸與鏡板不垂直、機組的旋轉(zhuǎn)中心線與機組的中心線不重合等,使得推力瓦受力不均勻,導致了推力瓦的溫度升高。因此,推力瓦和水導瓦的溫度升高,兩者之間存在必然的聯(lián)系。3.1推力瓦安裝面為單一材質(zhì)不均勻間隙的機組在水發(fā)聯(lián)軸法蘭、推力頭與鏡板之間的組合面放置紫銅墊,本身就說明了機組軸線存在傾斜、軸線與鏡板不垂直。軸線傾斜,主要是由于主軸、鏡板、推力頭等設(shè)備的制造加工精度不足,以及推力軸承受力調(diào)整、主軸軸線調(diào)整不當?shù)仍蛞?。采用多點、多塊厚度不均的紫銅墊來調(diào)整機組的軸線,會使鏡板與推力頭之間形成不均勻間隙,機組運行過程中,鏡板將相對推力瓦產(chǎn)生位移變化,這個相對位移值有可能超過潤滑油的最小油膜厚度,從而破壞油膜的穩(wěn)定,使推力瓦溫度升高。在推力瓦作用下,不均勻間隙內(nèi)的潤滑油被擠壓,產(chǎn)生高壓射流或低壓吸流,長期作用后,將對推力頭底面、鏡板背面起汽蝕破壞作用。這種作用過程是惡性循環(huán)的,最終導致軸線惡化。推力頭與鏡板之間的加墊位置,與檢修前鏡板水平數(shù)據(jù)反映的第三象限高不謀而合。通過計算得知,鏡板第三象限水平高了約0.07mm,等同于在鏡板第三象限方位加了0.07mm的墊片,這可以使水導軸承發(fā)生約0.556mm的擺度變化,而該電站筒式水導軸承瓦的雙邊設(shè)計間隙約0.40mm,由此可見,加墊的方法和方位、墊片厚度計算不當,是造成水導軸承的擺度、瓦溫升高的主要因素之一。3.2計算厚度鏡板應(yīng)該有足夠的剛度。鏡板剛度小、靜撓度值偏大、鏡板不水平,在運轉(zhuǎn)時產(chǎn)生周期性的波浪狀變形,導致推力頭與鏡板結(jié)合面的接觸腐蝕,使機組軸線發(fā)生偏擺,軸的擺度增大和瓦溫升高。由文獻提供的鏡板厚度計算公式為:B———鏡板厚度,mm;D———鏡板外徑,mm;當D≤1000mm時,宜取上限;當4000≥D>1000mm時,宜取下限。已知該電站鏡板厚度H=60mm,外徑D=860mm,可知該電站的鏡板在設(shè)計時的計算系數(shù)取的是0.07,已知的經(jīng)辦厚度與理論計算厚度H1=60.2mm基本一致;如果該電站的鏡板計算系數(shù)按公式要求取上限0.08計算的話,理論計算厚度為H2=68.8mm,68.8-60.2=8.6mm。由此可見,該電站鏡板的厚度存在偏薄的可能。面對75.5t的推力負荷、偏離設(shè)計運行工況及飛逸轉(zhuǎn)速時,鏡板的承載、抗變形能力較低。檢修單位隨即提出對鏡板的平行度公差、平面度公差、硬度及光潔度進行檢查、校核。設(shè)備廠家檢測報告顯示:鏡板的各項指標均符合技術(shù)要求,鏡板厚度在設(shè)計范圍內(nèi),本次檢修暫不處理。3.3支柱螺栓抗重螺栓金屬預充為了使推力瓦能獲得良好的油楔,形成壓力油膜,保證推力瓦的受力均勻,主要手段就是制造和安裝精度。檢查中發(fā)現(xiàn)推力瓦的支柱螺栓與螺栓孔配合比較松動,支柱螺栓的軸向串動值在0.15-0.51mm之間。推力瓦的支柱螺栓與螺栓孔配合松動,使抗重螺栓在機組運行時發(fā)生軸向串動,導致各推力瓦的平均受力狀態(tài)遭到破壞,各瓦受力不一致,受力大的瓦溫度首先升高。對于無托盤的支柱螺釘式推力瓦,當負載增加時,推力瓦的平均壓力增加,壓力變形也相應(yīng)增加,這又使得局部單位壓力增加,而導致瓦溫升高。瓦溫升高又使得溫度變形增加,且鎢金層的熱變形量是瓦基的兩倍,進而是綜合變形增加。受推力瓦的物理特性影響,抗力擾度和熱擾度較弱,使推力瓦運行油膜遭到破壞。受抗重螺栓軸向串動影響,推力瓦的軸向間隙增大,使各瓦在承受動載之后發(fā)生變形,導致各瓦受力不均,且機組在運行中,同一塊瓦的受力也有較大脈動,導致瓦溫升高,造成水導軸承的擺度增大、瓦溫升高。通過查閱了文獻和資料了解到,支柱螺栓頭部一般設(shè)計為r=1000mm的球面,淬火后,硬度不得低于HRC40-50,尾部采用二級精度的二級細牙螺紋,頭部球面的光潔度要求達到△7以上,螺紋光潔度為△6,其余為△4。而且支柱螺栓的二級細牙,配合后螺紋間最大允許間隙不大于0.20mm。在不平衡磁拉力、軸向水推力、轉(zhuǎn)動部分重量、機組在偏離設(shè)計工況下運行等多重外力作用下,推力瓦的運行油膜遭到破壞,支柱螺栓的螺牙受到剪切、擠壓、松動、變形,使得支柱螺栓與螺栓孔配合產(chǎn)生松動而發(fā)生軸向串動、鏡板不水平和主軸傾斜,導致機組振動加大和軸承瓦溫升高。提高承重螺紋精度,減小螺紋間隙,可提高支柱螺栓的防松能力。將推力軸承支柱螺栓和各軸承抗重螺栓的螺紋精度提高到一級,配合后螺紋間最大允許間隙約0.05mm左右?？紤]到螺紋剪應(yīng)力較高,為了增大安全系數(shù),支柱螺栓材料選用40Cr合金結(jié)構(gòu)鋼,或更高等級的材料。支柱螺栓頭部的接觸應(yīng)力可按下式進行計算:式中:F———支柱螺栓的負荷,kgf;E———鋼的彈性模量,取2.1×106(kgf/cm2);r———支柱螺栓頭部曲率半徑,cm。3.4于點段滌綸的推力瓦檢查推力瓦進油邊的寬度和高度符合技術(shù)要求。檢修技術(shù)人員對推力瓦采用類似水圈形的修刮方法,該方法對于點支承、環(huán)支承的推力瓦更有利于油膜的形成、儲存,提高推力瓦抗熱變形及承載的能力。瓦面中心如果修刮不當,相當于給運行的推力瓦增加一個人為的凹變形,它將改變潤滑膜壓強的合理分布,從而降低軸承的承載能力。因此,修刮推力軸瓦一個很重要的原則,是使修刮后的推力瓦在長期帶負荷運行中保持瓦面的平坦。4次盤車的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)檢測機組全面回裝后對主軸中心位置、推力軸承受力進行了調(diào)整。由于主軸與轉(zhuǎn)子支架采用熱套連接方式,取出主軸,或?qū)⒅鬏S連同轉(zhuǎn)子一起返廠進行數(shù)據(jù)檢測有一定難度。因此,轉(zhuǎn)輪聯(lián)軸法蘭面、水發(fā)聯(lián)軸法蘭面、主軸與推力頭的配合面未能進行檢測、處理,使得第一次盤車數(shù)據(jù)不合格。通過認真細致的計算,在鏡板與推力頭結(jié)合面、水發(fā)聯(lián)軸結(jié)合面放置紫銅墊,第二次盤車的各項數(shù)據(jù)均符合規(guī)范要求,并依據(jù)盤車數(shù)據(jù)重新分配了各導軸承的導瓦間隙。目前,推力瓦、各導軸承的瓦溫均控制在60℃以下,機組振動、擺度、油溫、瓦溫等指標一切正常。5完善設(shè)備技術(shù)指標水導軸承、推力軸承是水輪發(fā)電機組機械部分關(guān)鍵的部件,其工作性能