大型抽水蓄能机组上导轴承安装间隙调整的研究

大型抽水蓄能机组上导轴承安装间隙调整的研究

针对广州某电能水电站（psta-i）和北京奥技异电气技术研究所联合开发的1号引水蓄能水装置，进行了状态跟踪分析。长期以来,在利用机组实测数据进行故障机理研究的过程中,发现机组上导轴承瓦温始终偏高。作者从实测数据出发并结合仿真计算分析研究了机组上导轴承瓦温偏高的原因并给出了可行的调整方案。1水导、推力轴承广蓄1号机组是半伞式三导轴承约束的混流式水轮机组,其上、下导轴承均是8块瓦的可倾瓦轴承,水导是圆柱式4瓦轴承,推力轴承是10块瓦支撑的可倾瓦轴承。从1号机组各轴承的工作情况来看,推力轴承的设计制造运行是成功的,但是导轴承的安装运行还存在一些问题。1.1发电工况下导、水导瓦温高值从PSTA-I系统获得的信号中,应用时域波形分析及趋势分析方法得到不同工况下温度特征参量数据,如表1,2所示,简单数据分析可得出导轴承瓦温信号的初步状态评价:1)上导轴承运行状态不良,瓦温长期偏高且接近一级报警(报警值为73℃)或存在一级报警。2)发电工况达稳态时,上导平均瓦温比下导平均瓦温高9℃,比水导平均瓦温高14.5℃;而抽水工况稳态时,上导平均瓦温比下导平均瓦温高9.5℃,比水导平均瓦温高13.5℃;两种工况平均起来看,上导平均瓦温最少比下导平均瓦温高9.25℃,比水导平均瓦温高14℃。3)随着运行时间的增加,上导瓦温略有增加,下导、水导瓦温保持稳定。不论机组处于何种工况,大约运行3h后,各轴承的瓦温基本稳定,其中上导瓦温t1约为72℃,下导瓦温t2约为63℃,水导瓦温t3约为59℃。1.2半伞式水压蓄能机组运用PSTA-I系统提供的分析工具,并结合机组的结构特点及轴承安装间隙的记录,从信号的可信性、引起轴承瓦温升高的可能热源等方面给出了上导瓦温偏高的可能原因:1)轴振大,强烈动负荷作用于油膜,使油膜不稳定,油温瓦温升高;2)轴振正常,但润滑不良导致油温、瓦温升高,可能是油量不足或冷却系统不正常;3)强烈振动和润滑不良,存在碰磨,导致瓦温、油温升高;4)轴瓦绝缘破坏,瓦温瞬时升高;5)安装间隙过小,使预负荷过大,内摩擦严重导致油温瓦温升高,但轴振基本正常。而从机组实测数据及现场检查分析来看:1)各工况下,上导轴振平均值x向68μm,y向54μm,即轴振正常;2)无甩油现象和冷却系统故障;3)从稳态数据频率分析图上没有发现碰磨特征;4)瓦温偏高现象一直稳定,轴电流的绝缘保护无问题。因此可能的原因是安装间隙偏小,预负荷较大,导致瓦温偏高。故可得出初步结论:上导轴承安装间隙偏小且各对瓦间隙严重不均匀,个别对瓦的预负荷较大,流体内部粘性内摩擦严重,导致瓦温偏高。应适当调整对瓦间隙,调整值要经专门分析,综合考虑确定。同时应综合考虑瓦温同轴振之间的关系。图1a,b分别是导轴承拆卸后测得的上、下导瓦隙;m,n分别为厂房纵向及横向;x,y分别表示大轴摆度测量的基准坐标系横纵轴方向。表1,2中的轴承瓦温数据就是在这种瓦隙分布下测得的。由图可知,上、下导轴承的安装间隙明显不协调,上导轴承对瓦安装间隙明显小于下导轴承,而且两个导轴承的对瓦安装间隙极不均匀,上导的对瓦安装间隙最大为0.36mm,最小为0.12mm,下导的最大、最小对瓦安装间隙分别为0.65mm,0.59mm。而半伞式抽水蓄能机组以推力轴承镜板面为基准,当转子受到随机水力扰动产生横向位移时,上导摆度应大于下导摆度,且两导轴承的瓦温应比较接近。而实际情况是稳态时上导轴振小于下导轴振,上导瓦温比下导瓦温高出很多。故可初步认为:下导对瓦安装间隙远远大于上导对瓦安装间隙,且各对瓦安装间隙严重不均匀,是上导轴承瓦温始终处于偏高状态的原因,由此引起了上导轴振较小而瓦温偏高的现象。2不同预负荷因数对轴承温升的影响可倾瓦轴承预负荷因数m的定义是:m=δ/c,其中:δ为轴承预偏心距,c为瓦弧半径与轴颈半径之差,δ=c-c′,c′为轴承安装半径间隙即瓦块支点圆半径与轴颈半径之差。选取轴承预负荷因数的基本原则是:轴承载荷越重,m应取得越大。一般来讲,高速轻载透平机械的轴承取m=0.2～0.5,较重载荷的汽轮机轴承取m=0.5～0.75,对于水轮机轴承,为了抵抗动载可以将预负荷因数的值取得高一些。特别是对于立式水轮机组导轴承的预负荷因数选择更是一个需要综合研究的问题,因为过小的预负荷因数,可能导致瓦块卸载,发生静态失稳,产生较大的振摆;过大的预负荷因数,即过小的轴承间隙则可能导致导轴承过热,不利于形成油膜,以致压溃瓦背支承板或支承螺钉。图2给出了轴颈与瓦弧之间的相对位置关系。其中ObOj=e为轴承中心与轴颈中心的距离(轴承偏心距),油膜厚度ha用式(1)表示。对于偶数块瓦的可倾瓦轴承,当支点对称布置时,设轴承中心位于可倾瓦对瓦支点的连线上,则对瓦平均预偏心距由式(2)求出,式(1,2)中:θ为轴承上方垂线AD至轴颈与轴承连心线OjOb的角度∠AObB,Φa为轴承上方垂线AD到第a块瓦上任意一点C与轴颈中心Oj的连线COj之间的夹角∠AObC,ha1和ha2分别为两对置的第a1、a2号瓦与轴颈间的油膜厚度。ha≈c+ecos(φa)=c+ecos(Φa-θ),(1)δ=c-(ha1+ha2)/2.(2)ha≈c+ecos(φa)=c+ecos(Φa−θ),(1)δ=c−(ha1+ha2)/2.(2)由此可见,当轴承各瓦安装间隙均匀时,任选取一对瓦,式(2)就直接决定了轴承的预负荷因数;当轴承安装间隙不均匀时,作者考虑对瓦安装间隙最小的那一对瓦来讨论其预负荷因数。例如:广蓄1号机组的上导轴承,第3与第7块瓦的对瓦安装半径间隙是最小的,其值为[(30+90)/2]μm=60μm时(参见图2),相应的轴承预偏心距为δ=1401mm/2-1400mm/2-0.06mm=0.44mm,δ=1401mm/2−1400mm/2−0.06mm=0.44mm,则m=δ/c=0.44mm/0.5mm=0.88,很显然上导轴承x向的轴瓦预负荷因数过大,即瓦块安装间隙过小,严重时可能导致瓦块支点压馈。为确认上导轴承瓦温偏高的原因,对于某一块瓦而言,分析了不同径向间隙,亦即不同预负荷因数的情况下,瓦块温升的变化规律,计算时作了如下假设:1)轴承不受任何载荷,即无轴承载荷的方向及大小,且认为轴承中心与轴颈中心是重合的,但每块瓦因瓦弧中心与轴颈中心不重合,存在偏心距,因而有预负荷因数,所以对单块瓦而言是有载荷的,载荷来自相互对置的另一瓦块,但对轴承整体来讲这种载荷是相互抵消的,故没有轴承载荷。2)不考虑瓦块之间润滑油的混合,即不考虑上瓦流入到下瓦的润滑油的流量,把每块瓦当作轴承中独立的一部分来看待,这样也就没有考虑上瓦热油的流入对下瓦入口油温的影响。3)瓦温沿轴向的分布是均匀的,即只考虑了一维温度场。流体动力润滑方程的最一般形式为οοx(Gxh3μοpοx)+οοz(Gzh3μοpοz)=6Uοhοx+6hοUοx+12V,(3)οοx(Gxh3μοpοx)+οοz(Gzh3μοpοz)=6Uοhοx+6hοUοx+12V,(3)式中:U为轴颈表面任一点的圆周向速度,V为轴颈同轴承之间沿半径方向上的相对速度,h为油膜厚度,p表示油膜压力,μ为润滑油的动力粘度,Gx,Gz表示紊流因数,考虑到导轴承的实际运行状态,其值可由式(4)确定式中Re=Uρh/μ表示Reynolds数。求解式(3)获得油膜压力p的分布后再计算承载瓦块的温升。Δt=tout-tin‚(5)其中tout,tin分别表示瓦块进口及出口处的温度值,该两值可通过解能量方程求得。影响油膜压力分布的因素有很多,如瓦块温度变形、压力变形、温度变化、瓦块摆角迭代等。在仿真计算时综合考虑了以下因素:1)润滑油沿周向的温度、粘度变化;2)瓦块的压力弹性变形;3)瓦块的热变形;4)瓦块的支点热变形;5)瓦块摆角迭代。广蓄机组上导轴承处的轴颈半径为700mm,瓦弧半径为700.5mm,因此c=0.5mm,而机组的安装半径间隙设计值c′=0.25mm,因此轴承的设计预负荷因数m=0.5,为了寻求轴承的最佳预负荷因数,把预负荷因数从0.02开始,以0.02为步长逐步增大,即轴颈同瓦块的半径安装间隙以0.01mm的步长递减,计算不同预负荷因数时的瓦块温升,就可得到预负荷因数同瓦块温升值之间的关系曲线。计算时取瓦块进口油温为40℃,得到图3所示的瓦块预负荷因数同瓦块温升的关系曲线。由该图可以看出:瓦块温升随着瓦块预负荷因数的增大而增大,且当瓦块的预负荷因数增大到0.65以上时,瓦块温升有一个明显的快速上升趋势。这与瓦块的设计预负荷因数在0.5左右的设计指标是相符的,可能是因为这个预负荷因数既可保证瓦块温升不致过高,又可保证瓦块不出现静态失稳。瓦块温升出现突变的原因在于预负荷因数增大时,瓦块摆角过大,以致间隙过小,润滑不良。由此可见,机组稳态运行时上导轴承瓦温偏高和轴振较小是由上导轴承各对瓦安装间隙偏小和严重不均匀造成的。3调整轴瓦安装间隙方案考虑到轴承的安装间隙对瓦温及轴振的综合影响,广州蓄能水电厂对机组进行年度检修时,依据作者提供的上导轴承安装间隙调整方案——放大上导轴承安装间隙的同时,缩小下导轴承安装间隙,调整了两导轴承的轴瓦安装间隙。调整后的轴瓦安装间隙分布如图4。从瓦隙测量数据来看,基本上保证了各对瓦间隙在0.5mm左右。再运行数据表明:上导轴承瓦温明显下降5～6℃,同下导瓦温比较接近了,同时上导的轴振稍增大,但仍远小于轴振报警值,而下导的轴振略有降低,二者轴振趋于接近。4数据分析与仿真计算的有效性PSIA-I系统自投运以来积累了1号机组不同工况下的有关转子和结构的振动数据、流体压力脉动数据、轴承温度数据以及系统运行环境参数等原始时域数据,厂校双方先后使