|
广州抽水蓄能二期电厂(以下简称GZ-II)装设4台单机出力300 MW的单级立轴混流可逆式抽水蓄能机组(排列序号为5#～8#)，水泵水轮机由德国VOITH设计制造，发电电动机由德国SIEMENS设计制造，首台机于1998年投运，2000年4台机组全部投入商业运行。近20 a来，GZ-II 4台机组虽然安全运行稳定，但是也屡屡受到水导轴承振摆偏大、抽水工况瓦温高等缺陷的困扰。对此，本文选取具有代表性的8#机组运行及检修情况，对设计、制造及安装调整进行了深层次剖析，并提出了可供参考的建议和处理措施。 1 水导轴承简介GZ-II的水导轴承为强迫外循环冷却分块式导轴承，采用巴氏合金瓦，通过楔子板、抗重块与轴承座连接，结构见图1，水导瓦编号见图2，机组及水导轴承相关参数见表1。  图1 水导轴承结构示意(单位：mm)  图2 水导瓦方位示意 表1 机组及水导轴承相关参数  名称参数名称参数机组转速/r/min500水导瓦尺寸/mm200×200额定出力/MW308设计载荷/kN328运行水头/m509～541额定水头/m514水导瓦数量/块12轴领直径/mm1280轴承损耗/kW66总间隙/mm0.55 2 缺陷情况2.1 振动摆度大机组导轴承摆度值采用TQ 407涡流传感器测量，振动值采用CE 680加速度传感器测量，水导和顶盖轴向振动值采用CE 310加速度传感器测量，测量值通过状态监测系统读取，振动摆度按照国标[1-3]进行评价。测量结果见表2，在各工况下，机组上、下机架的振动均较好，处于GB/T 6075.5的A区，顶盖水平振动较大，除抽水调相工况处于A区外，其余工况均处于D区；上、下导的摆度均较好，处于GB/T 11348.5的A区，水导摆度较大，均处于C区或D区水平。 表2 检修前振动及摆度  工况/MW水平振动/(mm/s,RMS)垂直振动/(mm/s,RMS)摆度P-P/mm上机架X上机架Y下机架X下机架Y顶盖X顶盖Y顶盖上机架上导下导水导1900.50.40.50.510.811.26.30.794616742200.50.40.40.51010.46.10.789595302500.50.40.50.510105.50.786523083000.50.50.50.510105.50.78647308CP0.50.30.30.30.80.40.30.314577274P0.50.60.80.75.24.84.20.994107246 2.2 水导轴承瓦温高各台机组在发电工况运行时，水导瓦温保持正常、分布均匀，其中最高瓦温为62.9 ℃<75>#机最高达到74.8 ℃)，温差值较大(如8#机最大温差达17.2 ℃)。且各机组的最高水导瓦温均出现在6号瓦(见图2所示)，并呈现沿两端依次递减的规律(见表3所示)。 表3 检修前水导瓦瓦温及油温  工况1号2号3号4号5号6号7号8号9号10号11号12号油温发电/℃55.354.954.554.354.754.955.656.856.957.657.656.753.5抽水/℃55.956.457.562.866.871.766.958.456.155.555.455.554.9 2.3 检修处理情况1) 检修前水导轴瓦总间隙由原来的0.55 mm增大到0.75 mm左右，见表4。 2) 水导瓦、抗重块和楔子板的各接触面，水导瓦巴氏合金面均发生较大的磨损，润滑油内检测有较高含量的金属颗粒。 3) 检修时，对水导瓦、抗重块和楔子板等部件磨损部位进行了修复处理，同时将瓦温较高的4号、5号、6号和7号水导瓦抽水工况进油边刮宽到12 mm(修刮深度约0.50 mm)，轴瓦间隙也进行了调整。检修后，顶盖的振动值及水导轴承的摆度值均有所下降，但仍处于较差的水平，见表5。抽水工况运行时水导轴承瓦温仍未得到明显改善，最高瓦温仍接近70 ℃，瓦温分布规律亦无明显改变，见表6。 表4 检修前水导轴瓦间隙值  水导轴瓦/号123456789101112检修前/0.01mm394542394039332831283031检修后/0.01mm202522324541352223201715 表5 检修后振动及摆度  工况/MW水平振动/(mm/s,RMS)垂直振动/(mm/s,RMS)摆度P-P/mm上机架X上机架Y下机架X下机架Y顶盖X顶盖Y顶盖上机架上导下导水导1900.50.40.40.711.8116.90.789694732200.60.40.40.711.110.86.90.789533902500.550.450.590.659.289.36.140.780412583000.570.460.610.769.8110.16.690.7310038232CP0.40.30.40.50.60.40.20.212873136P0.60.50.81.36.34.84.10.89383186 表6 检修后水导瓦瓦温及油温  工况1号2号3号4号5号6号7号8号9号10号11号12号油温发电/℃57.756.757.356.155.755.857.261.059.462.261.958.654.1抽水/℃56.857.858.869.268.368.568.465.057.156.657.756.4 3 原因分析机组设备检修期间，曾多次进行轴瓦间隙调整，分别让瓦温偏高的5号、6号和7号水导瓦间远离或靠近机组转动轴线中心，增大5号、6号和7号水导瓦的轴瓦间隙，水导瓦温分布不均匀的情况均未得到有效的改善，因此基本可以排除轴瓦间隙调整不当的因素。 3.1 水泵水轮机水力设计缺陷由于水导轴承在发电工况及抽水调相工况运行时瓦温分布均匀，但抽水工况出现瓦温分布不均的情况，且四台机组均出现6号瓦瓦温最高，并呈现沿两端依次递减的规律。对振动数据进行频谱分析发现，发电工况下，顶盖水平振动出现较为明显的由尾水涡带频率2.865 Hz(0.343 8倍转频)和18倍频引起的振动，在抽水工况下，顶盖水平振动出现明显的18倍频引起的振动，该振动为9个叶片和20个导叶配合的导水机构在节径系数为2的振型下产生[4]。因此，分析认为水导轴承振摆大及抽水工况运行时瓦温高且分布不均匀的根本原因为水泵水轮机水力设计缺陷。 3.2 水导轴承结构设计缺陷1) VOITH根据径向水推力系数计算径向水推力认为，轴承处作用力达1.1倍径向水推力，经计算，GZ-II水泵最大入力工况，水导轴承总载荷达407 kN，最大表面压力3.39 MPa，油膜厚度44.16 μm。GZ-II由于水泵水轮机水力设计缺陷，导致抽水工况水导瓦受力不均，部分水导瓦的受力有可能大于设计载荷，因此，水导轴承的承载力不足是水导振摆大及抽水工况瓦温高的主要原因之一。 2) 众所周知，只有当两滑动平面互相倾斜时，轴领带着等量润滑油流从大口走向小口，才有可能产生油压支承载荷[5]。合理的导轴承结构应有一支撑面设计成球面或类似结构，以利于在高速油楔作用下形成相互倾斜的理想运行状态进而建立承压油膜[6]。但是，如图1所示的GZ-Ⅱ电站水导轴承结构形式的所有支撑面(包括A、B、C)均采用精加工平面配合，限制了瓦面相对于轴领表面的相对倾斜。这就可能不利于机组运行时水导瓦与轴领之间形成油楔进而建立承压油膜以承担径向载荷；同时，运行中必然存在的瓦面倾斜会加大相互之间的磨损。因此，分析认为水导振摆大及抽水工况运行时瓦温高，水导轴承的结构设计缺陷也是密不可分的。 3) GZ-II水导轴承系非同心瓦轴承，其轴瓦与轴领的半径比 R/r=1.026 6，从表7可知，与其他抽水蓄能电站相比，GZ-II的R/r值大了1个数量级，该设计有利于提高轴承抗击瞬间冲击载荷，但同时也导致轴瓦轴承面的有效面积偏低，进一步降低了轴瓦的承载能力。 表7 轴瓦与轴领的半径比  电站名称GZ-II惠蓄清蓄深蓄海蓄天荒坪轴瓦内径/mm131413041382.8141314051190.3轴领外径/mm128013001380141014001190R/r1.02661.00311.0021.0021.00361.00025 4 处理措施4.1 修改轴瓦结构VOITH建议采用250 mm×250 mm 轴瓦替换现有的200 mm×200 mm 轴瓦以提高轴承的承载能力， VOITH对该方案与原方案进行了有限元计算，结果见表8。替换后，轴瓦损耗由66 kW增加为134 kW，而发电工况及抽水工况最高瓦温可降低8℃左右，随着水导轴承承载力的增加，水导的振摆有望随之降低。 表8 有限元计算结果  项目原方案(200mm×200mm)新方案(250mm×250mm)水泵最大入力工况水泵工况水轮机工况水泵最大入力工况水泵工况水轮机工况水导轴承载荷/kN406.7366.7230.3406.7366.7230.3最大表面压力/MPa3.393.061.922.171.961.23油膜厚度/μm44.1647.226163.1966.0377.12油膜最高温度/℃102.398.784.285.482.570.4瓦温传感器温度/℃73.671.964.665.263.757.7 但是，由于增加轴瓦高度势必修改整个轴承支座的结构和尺寸，涉及的范围以及影响面均难以被接受。经协商初步确定以250 mm×200 mm轴瓦替换现有的200 mm×200 mm 轴瓦，但由于增加了瓦面宽度，其轴瓦的瓦间比λ(即圆周利用率 VOITH同意修正其设计理念，将轴瓦与轴领的半径比由1.026 6缩小为1.003 9，轴瓦直径由原设计Φ1 314 mm减小至Φ1 285.0 mm。 4.2 修改轴瓦支撑装置VOITH同意将抗重块与水导瓦之间的支撑面由平面支撑改为球面支撑。并复核楔形板、抗重块等重要部件的材质，建议选用硬度≥50 HRC的材料，并采取相应的淬火措施进一步提高材质的硬度。 4.3 改进轴承冷却系统适当加大水导轴承冷却循环系统的功效和容量，也是可以起到降低油温，增加轴承油的润滑能力和油膜承压能力等功效。 5 结语实践证明，机组检修期间采用的对水导轴承间隙调整、部件修复及改进的措施只能起到短期内改善运行状态的作用，不能从根本上解决水泵水轮机水导振摆大、抽水工况水导瓦温高及温差大的问题。 GZ-II机组主要是受水泵水轮机水力不平衡因素及水导轴承设计影响，而水力不平衡因素与水泵水轮机过流部件有关，要进行过流部件的改造其难度相当大。因此，目前只能通过复核水力设计、计算出水力不平衡力及径向水推力后，对水导轴承结构进行局部改造，如增大水导瓦尺寸，改进抗重块和楔子板的结构、材料及工艺等，增加水导轴承的承载能力。 由于GZ-II机组出现的水力不平衡所导致的水导振摆大、瓦温分布不均匀现象在抽水蓄能电站并不多见，宜在后续抽水蓄能电站机组水力设计阶段应予以重视，方能有效确保机组的长期稳定运行。 参考文献： [1] 国家质量技术监督局．在非旋转部件上测量和评价机器的机械振动 第5部分 水力发电厂和泵站机组：GB/T 6075.5—2002 [S].北京：国家质量技术监督局，2002． [2] 国家质量监督检验检疫总局,中国国家标准化管理委员会．旋转机械转轴径向振动的测量和评定 第5部分 水力发电厂和泵站机组：GB/T 11348.5-2008 [S]. 北京：国家质量监督检验检疫总局,中国国家标准化管理委员会，2008． [3] 唐拥军，周喜军.江西洪屏抽水蓄能电站1号机组振动分析与处理[J]. 水力发电， 2016(8): 87-89. [4] 袁寿其，方玉建，袁建平，等.我国意见抽水蓄能电站机组振动问题综述[J]. 水力发电学报， 2015(11): 1-15． [5] 彭悦蓉， 赖喜德， 张惟彬， 等. 导轴承系统对水电机组轴系特性影响分析 [J]. 水力发电学报， 2015(9): 106-113． [6] 何少润. 天荒坪电站一号机振动问题分析[J]. 水力发电学报， 2000(2):95-107．
|
|
|
由原来的0.6增至0.75，还应对瓦面宽度增加对轴承冷热油交换效率的影响程度进行复核。
