水輪發(fā)電機(jī)導(dǎo)軸承間隙和預(yù)負(fù)荷對性能的影響

范壽孝，楊 聃，武中德，王 森，霍新新

水輪發(fā)電機(jī)導(dǎo)軸承間隙和預(yù)負(fù)荷對性能的影響

范壽孝1，楊 聃2，武中德1，王 森1，霍新新1

（1. 哈爾濱大電機(jī)研究所，哈爾濱 150040；2. 國網(wǎng)浙江省電力有限公司緊水灘水力發(fā)電廠，浙江 麗水 323000）

本文介紹了大型水輪發(fā)電機(jī)導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)特點，對導(dǎo)軸承的參數(shù)選取以及間隙和預(yù)負(fù)荷對軸承性能的影響進(jìn)行了分析。導(dǎo)軸承支承位置在0.55~0.57范圍內(nèi)，其最小油膜厚度達(dá)到極大值。立式水輪發(fā)電機(jī)組導(dǎo)軸承的相對（幾何）間隙比一般為2‰~6‰，具有較大的承載能力和較低的瓦溫。根據(jù)運行間隙設(shè)計值和滑轉(zhuǎn)子熱膨脹量確定導(dǎo)軸承安裝間隙。立式水輪發(fā)電機(jī)組導(dǎo)軸承的運行間隙的設(shè)計值較小，以控制轉(zhuǎn)子擺度，而預(yù)負(fù)荷較大，可以達(dá)到0.80~0.99，這樣可以增大最小油膜厚度，提高承載能力。

水輪發(fā)電機(jī)；導(dǎo)軸承；間隙；預(yù)負(fù)荷；性能

0 前言

立式水輪發(fā)電機(jī)的導(dǎo)軸承主要用來承受機(jī)組轉(zhuǎn)動部分的機(jī)械徑向不平衡力和電磁不平衡力，使機(jī)組軸系的臨界轉(zhuǎn)速和擺度滿足相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求。

水輪發(fā)電機(jī)導(dǎo)軸承瓦的支承方式可分為支柱螺釘式、球面支柱式、楔子板式和鍵式4種結(jié)構(gòu)[1, 2]。設(shè)計時可依據(jù)具體要求和結(jié)構(gòu)布置進(jìn)行選擇。而球面支柱式和楔子板式支承結(jié)構(gòu)比較常用。

導(dǎo)軸承的間隙和預(yù)負(fù)荷影響軸承性能，還影響機(jī)組運行穩(wěn)定性。間隙小，造成瓦溫高或引起燒瓦事故。而間隙大，造成機(jī)組轉(zhuǎn)子運行的擺度大，影響機(jī)組運行穩(wěn)定性。

水輪發(fā)電機(jī)導(dǎo)軸承設(shè)計中，文獻(xiàn)[1]和[2]的相對間隙和預(yù)負(fù)荷的取值范圍與實際運行的導(dǎo)軸承尚有一定差距。

1 導(dǎo)軸承結(jié)構(gòu)

立式發(fā)電機(jī)大多采用分塊瓦結(jié)構(gòu)，通常導(dǎo)瓦的占積率為70%~80%。瓦基可選用鑄鋼或鋼板，現(xiàn)多采用Q235鋼板[3, 4]。瓦面可選用軸承合金或復(fù)合材料（彈性金屬塑料等），多采用軸承合金（如圖1所示）。

滑轉(zhuǎn)子材質(zhì)大多選用45號鍛鋼（與軸整鍛為一體的滑轉(zhuǎn)子，與軸的材質(zhì)相同），需熱套于軸上，并與軸一起加工。

球面支柱材質(zhì)多選用鍛鋼GCr15，其表面需進(jìn)行熱處理并有較高硬度要求[5]。

圖1 導(dǎo)軸承瓦

1.1 球面支柱支承結(jié)構(gòu)

球面支柱支承結(jié)構(gòu)如圖2所示。導(dǎo)軸承瓦用球面支柱支撐固定，導(dǎo)軸承瓦與滑轉(zhuǎn)子的間隙通過墊片來調(diào)整。該結(jié)構(gòu)適用于大中小型發(fā)電機(jī)的上、下導(dǎo)軸承[6]。

圖2 球面支柱支承導(dǎo)軸承

1.2 楔子板支承結(jié)構(gòu)

楔子板支承結(jié)構(gòu)如圖3所示。導(dǎo)軸承瓦用球面支柱支撐固定，導(dǎo)軸承瓦與滑轉(zhuǎn)子的間隙通過楔子板來調(diào)整，便于安裝和調(diào)整。該結(jié)構(gòu)適用于大中型發(fā)電機(jī)的上下導(dǎo)軸承[7]。

圖3 楔子板支承導(dǎo)軸承

2 導(dǎo)軸承參數(shù)選擇

導(dǎo)軸承的單位壓力一般不超過2MPa。

瓦的長寬比一般為0.8~1.0。瓦的長寬比大于1，其溫升相對較高。

瓦塊數(shù)需考慮上、下機(jī)架的支臂數(shù)量。

瓦的數(shù)量、單位壓力和瓦的長寬比，決定了瓦的尺寸大小。

導(dǎo)軸承的安裝間隙c按滑轉(zhuǎn)子半徑的0.5‰選取。導(dǎo)軸承瓦面的半徑與滑轉(zhuǎn)子半徑之差為相對間隙，與安裝間隙c的關(guān)系見式（1）[8]：

導(dǎo)軸承的安裝間隙c按滑轉(zhuǎn)子半徑的1‰~2.5‰選取。相對間隙與安裝間隙c的關(guān)系見式（2）[9]：

而已經(jīng)運行的水輪發(fā)電機(jī)（發(fā)電電動機(jī)）導(dǎo)軸承多采用下述辦法確定導(dǎo)瓦直徑和安裝間隙。

根據(jù)工況和滑轉(zhuǎn)子直徑s選取合適的瓦塊數(shù)和瓦的大小，再根據(jù)轉(zhuǎn)子直徑s和瓦的周向長度確定導(dǎo)瓦的直徑p，見式（3）。相同的軸徑（滑轉(zhuǎn)子直徑）因工況不同，瓦的大小就可能不一樣，所以瓦的直徑也可能存在差異。

其中，s為瓦長；瓦的曲率的選取如圖4所示。

圖4 瓦的曲率與導(dǎo)瓦長度的關(guān)系

導(dǎo)軸承的運行間隙，上導(dǎo)0.15mm，下導(dǎo)0.20mm，安裝間隙在運行間隙基礎(chǔ)上，考慮滑轉(zhuǎn)子的熱膨脹，其溫升為10~15K。水輪發(fā)電機(jī)的導(dǎo)軸承滑轉(zhuǎn)子的尺寸較大，隨著機(jī)組運行溫度升高，滑轉(zhuǎn)子的尺寸因熱脹而變大，進(jìn)而造成導(dǎo)軸承的安裝間隙和運行間隙有很大的差異[10-13]。

3 導(dǎo)軸承性能及分析

3.1 導(dǎo)軸承性能

導(dǎo)軸承的運行間隙相同，即安裝間隙也一樣，但瓦的直徑不同，其預(yù)負(fù)荷也就存在差異。相同工況下，導(dǎo)軸承性能的計算結(jié)果見表1。方案1，2，3的油膜壓力分布如圖5~7所示，圖7的壓力分布更合理，也就是方案3是最優(yōu)方案。這也能看出，導(dǎo)軸承與臥式徑向軸承的參數(shù)選取的差別。

3.2 相對（幾何）間隙比

對于低速臥式徑向軸承，相對間隙比一般為0.5‰~1.5‰。而對于立式水輪發(fā)電機(jī)組，導(dǎo)軸承為可傾瓦徑向軸承，其相對（幾何）間隙比較大，一般為2‰~6‰，見表2。

表1 導(dǎo)軸承主要參數(shù)和計算結(jié)果

圖5 方案1油膜壓力分布

圖6 方案2油膜壓力分布

圖7 方案3油膜壓力分布

表2 導(dǎo)軸承相對間隙比和預(yù)負(fù)荷

立式水輪發(fā)電機(jī)組導(dǎo)軸承的相對（幾何）間隙較大，而設(shè)計目標(biāo)為上導(dǎo)的運行間隙0.15mm，下導(dǎo)的運行間隙0.2mm。

表1的計算結(jié)果表明，在相同的運行間隙條件下，方案1相對（幾何）間隙（1.5‰）較小，其載荷反向的數(shù)塊導(dǎo)瓦基本不承載，如圖5所示。隨著相對（幾何）間隙加大，載荷反向的數(shù)塊導(dǎo)瓦承擔(dān)一定的載荷，如圖6和圖7所示。

導(dǎo)軸承的進(jìn)油側(cè)和出油側(cè)的油膜厚度控制在一定范圍，所以瓦的直徑也受瓦的周向長度的影響。

3.3 安裝間隙

安裝間隙是導(dǎo)瓦支點位置對應(yīng)的導(dǎo)瓦間隙，需在安裝過程中保證這一間隙。在運行過程中，隨著溫度升高，滑轉(zhuǎn)子熱膨脹，這一間隙會相應(yīng)減小[14, 15]。

安裝間隙按式（4）計算：

式中，=1.15×10-5，為滑轉(zhuǎn)子的熱膨脹系數(shù)，1/K；Δ為滑轉(zhuǎn)子溫升，K；o為運行間隙，mm。

算例（見表1）的下導(dǎo)軸承，考慮滑轉(zhuǎn)子15K的溫升，其熱膨脹量為0.26mm，運行間隙按0.2mm設(shè)計，所以安裝間隙為0.46mm。

3.4 運行間隙

運行間隙是導(dǎo)軸承正常工作時的實際工作間隙。

針對方案3的不同運行間隙和預(yù)負(fù)荷的軸承性能見表3和圖8。隨著運行間隙變大，損耗和運行溫度降低，流量增加，最小油膜厚度略有變化。而間隙變大，其不利影響就是轉(zhuǎn)子擺度增加，所以對于下導(dǎo)軸承，其運行間隙按照0.2mm設(shè)計是合適的。

表3 不同運行間隙和預(yù)負(fù)荷的導(dǎo)軸承性能

對于定型的導(dǎo)軸承，安裝間隙不同，其性能存在較大的差異，而且影響水輪發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子運行穩(wěn)定性。半傘式水輪發(fā)電機(jī)的下導(dǎo)軸承承擔(dān)較大的負(fù)荷，設(shè)計運行間隙0.2mm，上導(dǎo)軸承的相對較小，設(shè)計運行間隙0.15mm。

圖8 運行間隙對油膜厚度和溫度的影響

3.5 支承位置

支承位置影響軸承性能。算例中的支承位置對最小油膜厚度的影響如圖9所示，支承位置在0.55~0.57最小油膜厚度達(dá)到極大值。一般支承位置取值為0.55。

圖9 支承位置對油膜厚度的影響

3.6 預(yù)負(fù)荷

導(dǎo)軸承的運行間隙按定值設(shè)計（上導(dǎo)0.15mm，下導(dǎo)0.20mm），根據(jù)滑轉(zhuǎn)子直徑、瓦長及其曲率確定瓦的直徑，以及運行間隙和滑轉(zhuǎn)子熱膨脹量確定的安裝間隙，也就確定了預(yù)負(fù)荷。

臥式徑向軸承的預(yù)負(fù)荷一般為0.5~0.75，而水輪發(fā)電機(jī)導(dǎo)軸承不同，其預(yù)負(fù)荷較大，可以達(dá)到0.80~0.99（見表2），這是由于導(dǎo)軸承的相對間隙較大的緣故。

算例中的預(yù)負(fù)荷由0.91增大到0.963，其最小油膜厚度也由0.068mm增大到0.081mm，顯著提高承載能力（見表1）。主剛度yy雖然由2.45×107N/mm降為1.96×107N/mm，對于低速水輪發(fā)電機(jī)，剛度的這些變化，不會對機(jī)組穩(wěn)定性造成較大的影響。

方案3的分析中（見表3），在相對間隙一定的情況下，隨著預(yù)負(fù)荷增大，也就是運行間隙減小，損耗和運行溫度增大，流量減小，最小油膜厚度略有變化（如圖10所示）。所以在相對間隙較大，并選取較大的預(yù)負(fù)荷時，既能保證導(dǎo)軸承性能，又能減小轉(zhuǎn)子的擺度。

圖10 預(yù)負(fù)荷對油膜厚度和溫度的影響

3.7 載荷方向

載荷作用在瓦上（如圖11所示）與作用在瓦間（如圖7所示）時，運行溫度基本沒變，最大壓力提高5.9%，最小油膜厚度降低3.7%。

圖11 壓力分布

4 結(jié)論

導(dǎo)軸承支承位置在0.55~0.57范圍內(nèi)，其最小油膜厚度達(dá)到極大值。

立式水輪發(fā)電機(jī)組導(dǎo)軸承，其相對（幾何）間隙一般為2‰~6‰，具有較大的承載能力和較低的瓦溫。根據(jù)運行間隙設(shè)計值和滑轉(zhuǎn)子熱膨脹量確定導(dǎo)軸承安裝間隙。

立式水輪發(fā)電機(jī)組導(dǎo)軸承的運行間隙的設(shè)計值較小，以控制轉(zhuǎn)子擺度，而預(yù)負(fù)荷較大，可以達(dá)到0.80~0.99，這樣可以增大最小油膜厚度，提高承載能力。

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Influence of Clearance and Preload on Performance of Guide Bearing for Hydro-generators

FAN Shouxiao1, YANG Dan2, WU Zhongde1, WANG Sen1, HUO Xinxin1

(1. Harbin Institute of Large Electrical Machinery, Harbin 150040, China; 2. State Grid Zhejiang Electric Power Co., Ltd. Jinshuitan Hydropower Plant, Lishui 323000, China)

The influence of clearance and preload on performance of guide bearing for hydro-generators is presented in this paper, the preferences and the influence of clearance and preload on performance of guide bearing is analyzed. When fulcrum is at 0.55~0.57, the minimum oil film thickness reaches the maximum value. For guide bearings of vertical hydro-generator, the relative geometric clearance ratio is generally 2‰~6‰, the bearing capacity is larger and the pad temperature is lower. The assemble clearance of the guide bearing is determined according to the operating clearance and the runner thermal expansion. The design value of operating clearance of the guide bearing for vertical hydro-generators is smaller to control the rotor swing, while the preload is larger, which can reach 0.80~0.99, so that the minimum oil film thickness can be increased and the bearing capacity can be improved.

hydro-generator; guide bearing; clearance; preload; performance

TM312

A

1000-3983(2021)01-0059-05

2020-07-20

范壽孝（1984-），2008年畢業(yè)于哈爾濱工業(yè)大學(xué)，工學(xué)碩士，主要從事大型電機(jī)軸承及其相關(guān)技術(shù)研究，高級工程師。