給水泵汽輪機固定瓦推力軸承改進及運行效果

白雅賀，任會增，劉志平，

（北京電力設備總廠 特種工業(yè)汽輪機廠，北京 102401）

0 概 述

給水泵汽輪機的推力軸承主要是承受汽輪機轉子在運行中的軸向推力、維持小汽機通流部分和靜止部件的軸向位置。因此，推力軸承的正常工作是小汽機安全經(jīng)濟運行的先決條件之一。推力軸承瓦塊的工作溫度是推力軸承的重要參數(shù)之一。機組運行時，如果瓦塊的溫度過高，則運行負荷的裕量相對過小，加速了推力瓦塊的磨損，引起潤滑油質的老化，嚴重時，將導致推力瓦塊的燒毀，造成小汽機的重大損壞事故。

常用的汽機推力軸承為斜—平面組合的扇形固定瓦推力軸承和扇形可傾瓦推力軸承。比較這2種推力軸承后發(fā)現(xiàn)，當工況變動時，組合的扇形固定瓦推力軸承的工作狀態(tài)不如扇形可傾瓦推力軸承。但扇形固定瓦的結構簡單，安裝與制造容易，運行過程中各軸向間隙保持得更好，并且承載能力比同尺寸球鉸支承的可傾瓦軸承高10% ～17%，是中、小型設備中常用的一類液體動壓軸承 。因此，扇形固定瓦常用于工況基本穩(wěn)定，且不頻繁在載荷下啟停車或有靜壓頂起裝置的中、小型設備上，將比采用可傾瓦推力軸承的制造成本低，軸承尺寸小，精度更高，運行壽命長，可靠性高。

1 設備概況及推力軸承存在的問題

某公司的給水泵汽輪機采用TGQ10／6－1型單缸沖動冷凝式汽輪機。軸承為固定瓦推力軸承，進油方式為侵入式，推力軸承和前徑向軸承共同置于一個軸承體內，組成聯(lián)合軸承。推力盤與轉子為一體加工而成，汽輪機轉子和汽缸間的相對死點就在推力盤處，在推力軸承工作面和非工作面上鎢金處都設有超溫報警顯示。通過調整推力瓦和前軸承瓦座間的墊片厚度，可以滿足轉子、噴嘴、各級隔板間的軸向間隙。

斜—平面組合扇形推力軸承的斜面有一定傾斜角度，由于底部斜面間隙大于上部間隙，這樣設置可在運行中減少外側邊緣甩出的油量，同時增加油膜的剛度。經(jīng)實測，這種設計更改，在隨后的運行過程中取得了良好的效果。

某機組最大負荷為630MW時，即最大推力為50kN（均考慮現(xiàn)場帶來不確定因素余量）情況下，推力瓦溫度的最高點為88℃。當機組帶額定負荷600MW，推力為40kN左右時，推力瓦溫度的最高點也在80℃以上。溫度的變化曲線，如圖1所示。

圖1 改進前推力瓦的溫度曲線

推力瓦烏金面采用巴士合金，材質為ZSnSb11Cu6，對于銅—錫合金最高理論許用溫度為150～160℃，而瓦塊本身（材質為合金）最高理論許用溫度為120℃。實際采用的最高許用溫度一般比理論最高值低20%左右，所以最高能在95℃的工況中運行。根據(jù)經(jīng)驗，軸瓦長期在85℃左右的工況中運行，將加速潤滑油的老化和變質。綜合考慮軸承的材質和油質的關系，通常把潤滑油報警值設為75℃，停機值設為85℃。

2 軸瓦溫度過高的原因

2.1 對推力瓦和油系統(tǒng)的檢查

某年，利用機組臨檢的機會，對小汽機推力瓦進行解體檢查，發(fā)現(xiàn)推力瓦烏金的磨損不大，推力瓦墊片沒有瓢偏和磨損現(xiàn)象，測量推力瓦的間隙為0.20 mm，潤滑油過濾器的狀態(tài)正常。清掃前箱和軸承，并更換過濾器濾芯后回裝?；匮b后，瓦溫沒有明顯下降趨勢，最高溫度仍為85℃左右。

2.2 軸向推力過大

多級軸流式汽輪機運行時，在蒸汽的作用下，轉子有從高壓端向低壓端移動的趨勢，產(chǎn)生了軸向推力。由于機組常需超負荷運行，最高負荷達630 MW，所以，產(chǎn)生的軸向推力較大，對于沖轉式汽輪機的軸向推力常為40～60kN。為了平衡這些軸向推力，除了依靠推力軸承，還有整個轉子自身對軸向推力的平衡。一般情況下，轉子軸向推力的組成：（1）作用于各級動葉片上的軸向力。（2）葉輪兩側的壓力差產(chǎn)生的軸向力。（3）軸封凸肩前后壓差所引起的軸向力。該機組采用了齒形軸封，當葉根處漏汽時，通過葉輪平衡孔的蒸汽流量大于隔板軸封漏汽流量，軸向推力增大；當檢修工藝和質量達不到要求時，軸封間隙超標，軸封漏汽量增大，同樣會引起軸向推力增大。（4）轉子凸肩上的軸向力。因此，軸向推力過大也可能是由于動、靜葉片結垢和葉片變形較嚴重及軸封凸肩前后壓差增大所致。

2.3 推力瓦余量不足

TGQ10／6－1型單缸沖動冷凝式汽輪機的推力瓦為固定式，設計時，軸向推力設為50kN，軸上布置有10塊扇形瓦塊，采用侵入式進油方式。瓦塊設計有一定的楔形角度，使得瓦塊工作面和推力盤之間形成楔形間隙，推力盤轉動時推動潤滑油移動，潤滑油從楔形空間的寬口進入，從窄口流出，由于流進的油量多于流出的油量，潤滑油在楔形空間內受到推力盤的擠壓，壓力逐漸提高，當這個壓力提高到足以平衡轉子的軸向推力時，在瓦塊和推力盤工作面間形成了油膜，建立了油膜液體摩擦。

當該機組負荷和推力超過常規(guī)時，推力盤的擠壓力增大，在進油量不變的情況下，相應形成的油膜厚度減小，并且在回油口沒有改變的情況下，進入瓦塊楔形間隙的潤滑油，一部分由瓦塊出口邊流出，另一部分與環(huán)形腔室的潤滑油混合后，又進入后續(xù)瓦塊的楔形間隙。由于潤滑油循環(huán)使用，使得環(huán)形腔室內油溫升高，冷卻能力下降。如果安裝軸瓦的偏差較大，也會造成某些瓦塊的油膜厚度減少，而使其它瓦塊的油膜厚度增加，這些因素最終將導致推力瓦的工作溫度過高。

由于推力瓦是按600MW負荷設計，軸向推力最大值設定為50kN，但該機組的最高負荷達630 MW，所以相應的推力瓦塊楔形角、回油口相對設計的余量不盡合理，從而影響了油膜厚度、剛度和回油量。

2.4 潤滑油供油不足

如果供回油管道堵塞或者油量分配不當，會導致潤滑油量減少和不被充分利用，潤滑油不能帶走由推力瓦摩擦產(chǎn)生的熱量，致使瓦溫的升高。所以，必須對推力瓦進、回油管道進行檢查，防止因為進、回油管道被鐵銹等異物堵塞，引起推力瓦供油不足。

由于該聯(lián)合軸承供油采用1根油管供給，基本平分給工作面推力瓦、非工作面推力瓦和徑向軸承。潤滑油的分配方式，如圖2所示。

圖2 推力瓦瓦枕進油口

正常運行時，在汽流的作用下，推力盤和工作面推力瓦間隙會遠遠小于非工作面一側，所以油量需求也相對較少，在管路和油泵布置不變的情況下，合理分配油量，發(fā)揮潤滑油的最大作用也是關鍵的一個環(huán)節(jié)。

3 處理方法

3.1 檢查油質和管道

由于小汽機的軸封漏汽、潤滑油管道的銹蝕殘渣、各種油漆膠類、墊片和耐油膠圈老化脫落的部分雜質，都會造成潤滑油的品質下降，所以經(jīng)常需要濾油，定期檢查油質狀況。潤滑油在靜止狀態(tài)下，雜質及油中的水分會沉積在油箱的底部，因此油箱排靜油后可以有效去除雜質及水分。為了徹底清除油箱中的雜質及水分，在檢修時，對小汽機油箱進行了排油，排油后發(fā)現(xiàn)油箱底部有大量黏稠性物質，還有各種油漆膠類和耐油膠圈老化脫落的部分雜質。清除各處鐵銹及雜質后.采用潔凈的面團徹底清理了油箱及軸承箱內部。用濾油機將小汽機回油管道中的殘油抽出，徹底清除油中雜質，防止混油現(xiàn)象的發(fā)生。更換了小汽機的潤滑油，將原來的潤滑油抽出，加入儲油箱，經(jīng)過濾合格后，作為備用油。

3.2 推力軸承設計改進理論

由于使軸向推力增大的因素很多，所以只能針對推力瓦進行重新核算設計，并優(yōu)化瓦枕的分配油方式。

（1）計算的邊界條件

計算通常需考慮壓力產(chǎn)生的實際邊界條件，對有限寬度滑動表面的雷諾微分方程進行數(shù)值求解，在公式中忽略潤滑劑重力，設定潤滑油在層流狀態(tài)下不可壓縮，且在黏度等效的條件下進行計算：

邊界條件為：P1（x＝0，z）＝P2（x，z＝0±0.5B）＝P3（x＝L，z）＝0

（2）能量方程

（3）黏度方程

（4）密度方程

以上各式中：x、z分別為徑向和周向坐標；P為壓強；C為比熱；h為油膜厚度；P、T分別為油密度和溫度；η為油動力黏度；ω為軸承角速度。

公式求解：（1）、（2）、（4）式方程無量綱化，（3）公式中A為常量，T的單位為℃。并用有限差分法將各方程轉化為線性方程組。然后借助超松馳迭代法聯(lián)立求解該方程組。針對B／L＝3，以及在特定黏溫關系的情況下進行運算，需指出的是，在不同邊界條件下，計算結果亦不同。

（5）雷諾數(shù)

（6）作用在軸承的推力核算

計算軸向推力為53kN，隨后的設計均增加1.13%的余量，推力按60kN進行計算。

（7）根據(jù)推力等效溫度和瓦塊計算油膜厚度并核算

由此計算出油膜厚度為0.0645mm。滿足設計標準在1.5倍安全系數(shù)下的要求。

（8）計算軸承所需潤滑油量

計算結果約為150L／min。

計算結果約為70L／min。

（9）計算油管理論供油量

由于油泵供油量最大為347L／min，管路直徑大小完全滿足油量供給，而油泵供油量為小汽機和給水泵共用，所以前軸承的供油量約為200L／min。

4 改進措施

（1）參數(shù)β／h選取是否合適，對固定瓦軸承性能影響頗大，選取β／h≤2時，將導致固定瓦軸承的工作溫度過高，功耗增大。根據(jù)公式（5），校核雷諾數(shù)和黏度關系，一般選取β／h為3較合適，當油膜厚度很小時，取上述β值會導致加工困難，β／h可以適當取大值。

該機組的小汽機β值與hc比值遠遠小于3，β＝0.1mm，所以，按計算所得，將內側β改為0.184 mm，外側按傾斜角度比例1∶1.8進行修改。

（2）由于所需油量為150L／min，供給油量為200L／min，而推力瓦非工作面推力遠遠小于工作面，所需求的油量不是很大，所以將非工作面進油口直徑由?10mm改為?6mm，這樣工作面推力瓦進油量相應增加14%左右，完全能滿足非工作面的供油量。

（3）軸承運行初時，瓦塊與推力盤之間的潤滑膜尚未建立，為保證啟動性能，支撐平臺的建議值（0.1～0.3）L，一般取0.2L，所以建議值為12mm，現(xiàn)設計值為7mm，也在選取范圍之內，而且固定瓦推力軸承啟動平均比壓Pp為0.7MPa左右；瓦塊理論最高承受平均壓比Pp可以達到7MPa，但欲使瓦塊和推力盤之間保持適當?shù)臐櫥ず穸?，避免軸承溫度過高，最大瞬時比壓應不大于4MPa，該機組的支撐平臺能滿足這些要求，且支持面過大會造成油膜厚度的減少，所以不需要更改。

（4）為了減少瓦塊出口邊流出的潤滑油與環(huán)形腔室內潤滑油的混合量，把原來的回油槽由5mm改為7mm，增加潤滑油的循環(huán)。

5 改進效果

經(jīng)過改進后，機組的運行狀態(tài)良好，效果很明顯。當機組最大負荷為630MW時，最大軸向推力達到50kN，而推力瓦溫度的最高點不會超過70℃。當機組額定負荷為600MW時，軸向推力為40kN左右，推力瓦溫度的最高點僅為66℃，完全能保證機組安全經(jīng)濟穩(wěn)定運行。改進后推力瓦的溫度變化曲線，如圖4所示。

6 結 語

通過對給水泵汽輪機推力瓦的改進設計，取得了很多設計經(jīng)驗。

（1）適當增加固定推力瓦斜面β值，可有效增加高轉速下的油膜厚度，增加潤滑油的循環(huán)速度，冷卻潤滑油的效果明顯，且減少功耗。在低轉速工況下，甩油油量相對較低，所以，在低轉速下的瓦溫與改進之前相比，瓦溫略有提高，但軸瓦工作溫度在設定范圍內，更有利于整體設備的安全運行。

圖4 改進后推力瓦的溫度曲線

（2）工作面推力瓦用油量遠遠大于非工作面推力瓦用油量，所以，在總油量固定不變的情況下，按比例2∶1分配進油量，保證整體機組的用油量的合理性與經(jīng)濟性。

（3）瓦塊與瓦塊之間的出油邊，宜相互連接，并應在瓦塊上部設回油槽，保證回油量小于進油量。回油槽寬度與深度應當適中，油口過大，導致潤滑油量增加，且潤滑油膜厚度會相應減??；油口過小，會造成潤滑油的熱油被利用的過多，導致推力瓦溫度升高。所以，推力瓦塊回油口大小的選擇也很重要。

（4）機組剛啟動時，瓦塊與推力盤之間的潤滑油膜尚未建立，為了保證啟動性能及保護推力瓦，推力瓦應保持有一定的支撐，支撐面的寬度由推力瓦的各個瓦塊長度所決定，而且支撐長度不宜設計得過大。