水导轴承和推力轴承瓦温升高原因分析及处理

水导轴承和推力轴承瓦温升高原因分析及处理

1发电机及水导瓦该装置配备了两台hl混流式hl（a100.15）和两台砂9.8-10.2860水轮发电，配备2.9.8mw系统。转轮直径1.2m,额定转速600r/min,额定水头92m,额定出力10.208MW,比转速212.8m.kW,水导瓦采用筒式瓦结构。发电机额定功率9.8MW,额定电压10.5kV,额定电流673.6A,转子绝缘等级F级,8块钨金推力瓦,推力轴承负荷75.5t,推力轴承采用刚性支柱式、内循环油冷却方式。该电站1号机组推力瓦、水导瓦温度达到约65℃,处于停机温度的边缘,经过两次常规性检修后,机组只能安全运行3个月,3个月后,瓦温高的问题又再次出现,2009年底随即对1号机组进行A级检修工作。2水轮发电机组安装前状态检修前首先进行数据采集和初步分析,发现机组主要存在以下问题:(1)通过测量各轴承瓦间隙得知,主轴的停机位置处于第三象限偏-Y方位;(2)上下导瓦抗重螺栓的螺套发现长度不一的裂纹,抗重螺栓与螺套配合比较松动;(3)转轮上止漏环平均间隙0.756mm,最大值达平均值的+32.2%,最小值达平均值的-14%;下止漏环平均间隙0.774mm,最大值达平均值的+48.6%,最小值达平均值的-42%。转轮止漏环的中心不符合水轮发电机组安装规范的要求,下止漏环的数据显示出主轴稍偏向-Y方位;(4)上机架(荷重机架)及镜板不水平。推力头与镜板接合面在4个点放置了两块0.05mm和两块0.10mm的垫片;水发联轴法兰在+Y方位放置一块0.05mm垫片,初步判断为:以前的检修单位或原安装单位在处理轴线时放置的;(5)刚性支承的推力瓦支柱螺栓与螺孔配合比较松动,最小的轴向串动值0.15mm,最大的轴向串动值0.51mm。3大轴、水导瓦温度偏高由于大轴的停机位置偏向第三象限,大轴在实际运行会往第三象限挤靠,第三象限的各导瓦间隙将会变小,大轴与水导瓦产生憋劲,造成了水导瓦温度升高,这与水导瓦在第三象限方位温度偏高的事实相符。造成该现象的主要原因是镜板不水平、大轴与镜板不垂直、机组的旋转中心线与机组的中心线不重合等,使得推力瓦受力不均匀,导致了推力瓦的温度升高。因此,推力瓦和水导瓦的温度升高,两者之间存在必然的联系。3.1推力瓦安装面为单一材质不均匀间隙的机组在水发联轴法兰、推力头与镜板之间的组合面放置紫铜垫,本身就说明了机组轴线存在倾斜、轴线与镜板不垂直。轴线倾斜,主要是由于主轴、镜板、推力头等设备的制造加工精度不足,以及推力轴承受力调整、主轴轴线调整不当等原因引起。采用多点、多块厚度不均的紫铜垫来调整机组的轴线,会使镜板与推力头之间形成不均匀间隙,机组运行过程中,镜板将相对推力瓦产生位移变化,这个相对位移值有可能超过润滑油的最小油膜厚度,从而破坏油膜的稳定,使推力瓦温度升高。在推力瓦作用下,不均匀间隙内的润滑油被挤压,产生高压射流或低压吸流,长期作用后,将对推力头底面、镜板背面起汽蚀破坏作用。这种作用过程是恶性循环的,最终导致轴线恶化。推力头与镜板之间的加垫位置,与检修前镜板水平数据反映的第三象限高不谋而合。通过计算得知,镜板第三象限水平高了约0.07mm,等同于在镜板第三象限方位加了0.07mm的垫片,这可以使水导轴承发生约0.556mm的摆度变化,而该电站筒式水导轴承瓦的双边设计间隙约0.40mm,由此可见,加垫的方法和方位、垫片厚度计算不当,是造成水导轴承的摆度、瓦温升高的主要因素之一。3.2计算厚度镜板应该有足够的刚度。镜板刚度小、静挠度值偏大、镜板不水平,在运转时产生周期性的波浪状变形,导致推力头与镜板结合面的接触腐蚀,使机组轴线发生偏摆,轴的摆度增大和瓦温升高。由文献提供的镜板厚度计算公式为:B———镜板厚度,mm;D———镜板外径,mm;当D≤1000mm时,宜取上限;当4000≥D>1000mm时,宜取下限。已知该电站镜板厚度H=60mm,外径D=860mm,可知该电站的镜板在设计时的计算系数取的是0.07,已知的经办厚度与理论计算厚度H1=60.2mm基本一致;如果该电站的镜板计算系数按公式要求取上限0.08计算的话,理论计算厚度为H2=68.8mm,68.8-60.2=8.6mm。由此可见,该电站镜板的厚度存在偏薄的可能。面对75.5t的推力负荷、偏离设计运行工况及飞逸转速时,镜板的承载、抗变形能力较低。检修单位随即提出对镜板的平行度公差、平面度公差、硬度及光洁度进行检查、校核。设备厂家检测报告显示:镜板的各项指标均符合技术要求,镜板厚度在设计范围内,本次检修暂不处理。3.3支柱螺栓抗重螺栓金属预充为了使推力瓦能获得良好的油楔,形成压力油膜,保证推力瓦的受力均匀,主要手段就是制造和安装精度。检查中发现推力瓦的支柱螺栓与螺栓孔配合比较松动,支柱螺栓的轴向串动值在0.15-0.51mm之间。推力瓦的支柱螺栓与螺栓孔配合松动,使抗重螺栓在机组运行时发生轴向串动,导致各推力瓦的平均受力状态遭到破坏,各瓦受力不一致,受力大的瓦温度首先升高。对于无托盘的支柱螺钉式推力瓦,当负载增加时,推力瓦的平均压力增加,压力变形也相应增加,这又使得局部单位压力增加,而导致瓦温升高。瓦温升高又使得温度变形增加,且钨金层的热变形量是瓦基的两倍,进而是综合变形增加。受推力瓦的物理特性影响,抗力扰度和热扰度较弱,使推力瓦运行油膜遭到破坏。受抗重螺栓轴向串动影响,推力瓦的轴向间隙增大,使各瓦在承受动载之后发生变形,导致各瓦受力不均,且机组在运行中,同一块瓦的受力也有较大脉动,导致瓦温升高,造成水导轴承的摆度增大、瓦温升高。通过查阅了文献和资料了解到,支柱螺栓头部一般设计为r=1000mm的球面,淬火后,硬度不得低于HRC40-50,尾部采用二级精度的二级细牙螺纹,头部球面的光洁度要求达到△7以上,螺纹光洁度为△6,其余为△4。而且支柱螺栓的二级细牙,配合后螺纹间最大允许间隙不大于0.20mm。在不平衡磁拉力、轴向水推力、转动部分重量、机组在偏离设计工况下运行等多重外力作用下,推力瓦的运行油膜遭到破坏,支柱螺栓的螺牙受到剪切、挤压、松动、变形,使得支柱螺栓与螺栓孔配合产生松动而发生轴向串动、镜板不水平和主轴倾斜,导致机组振动加大和轴承瓦温升高。提高承重螺纹精度,减小螺纹间隙,可提高支柱螺栓的防松能力。将推力轴承支柱螺栓和各轴承抗重螺栓的螺纹精度提高到一级,配合后螺纹间最大允许间隙约0.05mm左右。考虑到螺纹剪应力较高,为了增大安全系数,支柱螺栓材料选用40Cr合金结构钢,或更高等级的材料。支柱螺栓头部的接触应力可按下式进行计算:式中:F———支柱螺栓的负荷,kgf;E———钢的弹性模量,取2.1×106(kgf/cm2);r———支柱螺栓头部曲率半径,cm。3.4于点段涤纶的推力瓦检查推力瓦进油边的宽度和高度符合技术要求。检修技术人员对推力瓦采用类似水圈形的修刮方法,该方法对于点支承、环支承的推力瓦更有利于油膜的形成、储存,提高推力瓦抗热变形及承载的能力。瓦面中心如果修刮不当,相当于给运行的推力瓦增加一个人为的凹变形,它将改变润滑膜压强的合理分布,从而降低轴承的承载能力。因此,修刮推力轴瓦一个很重要的原则,是使修刮后的推力瓦在长期带负荷运行中保持瓦面的平坦。4次盘车的基础数据检测机组全面回装后对主轴中心位置、推力轴承受力进行了调整。由于主轴与转子支架采用热套连接方式,取出主轴,或将主轴连同转子一起返厂进行数据检测有一定难度。因此,转轮联轴法兰面、水发联轴法兰面、主轴与推力头的配合面未能进行检测、处理,使得第一次盘车数据不合格。通过认真细致的计算,在镜板与推力头结合面、水发联轴结合面放置紫铜垫,第二次盘车的各项数据均符合规范要求,并依据盘车数据重新分配了各导轴承的导瓦间隙。目前,推力瓦、各导轴承的瓦温均控制在60℃以下,机组振动、摆度、油温、瓦温等指标一切正常。5完善设备技术指标水导轴承、推力轴承是水轮发电机组机械部分关键的部件,其工作性能