660 MW亞臨界汽輪機(jī)可傾瓦軸承碾瓦事故分析

楊曉偉, 李國明, 謝　澄, 馬　超

(1. 同濟(jì)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 上海 210005;　2. 國電浙江北侖第一發(fā)電有限公司， 浙江寧波 315800;3. 浙江浙能北侖發(fā)電有限公司， 浙江寧波 315800)

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660 MW亞臨界汽輪機(jī)可傾瓦軸承碾瓦事故分析

楊曉偉1，2, 李國明2, 謝澄2, 馬超3

(1. 同濟(jì)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院， 上海 210005;2. 國電浙江北侖第一發(fā)電有限公司， 浙江寧波 315800;3. 浙江浙能北侖發(fā)電有限公司， 浙江寧波 315800)

摘要：對660 MW亞臨界汽輪機(jī)在啟動(dòng)或停機(jī)的低速過程中，可傾瓦軸承出現(xiàn)溫度異常而碾瓦的原因進(jìn)行了分析，從可傾瓦軸承的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)分析，確認(rèn)由于底部瓦塊承載過大、瓦塊的自位能力受限，導(dǎo)致油膜破裂產(chǎn)生了碾瓦，并對該軸承及潤滑油系統(tǒng)提出了改進(jìn)措施。

關(guān)鍵詞：汽輪機(jī)； 可傾瓦； 低速碾瓦

國電浙江北侖第一發(fā)電有限公司(以下簡稱北侖公司)3～5號機(jī)組為 660 MW火力發(fā)電機(jī)組，汽輪機(jī)由日本東芝公司制造，亞臨界、單軸、沖動(dòng)、四缸低排汽、一次中間再熱、雙背壓凝汽式。2015年2月，3～5號機(jī)組高中壓模塊經(jīng)通流改造后，在第一次停機(jī)過程中，3號、4號機(jī)組1號可傾瓦軸承在低速時(shí)發(fā)生碾瓦事件。筆者從可傾瓦軸承的特點(diǎn)，對可能導(dǎo)致碾瓦的原因進(jìn)行了分析，提出了改進(jìn)措施，滿足了機(jī)組運(yùn)行要求。

1可傾瓦軸承特點(diǎn)

可傾瓦軸承是一種傳統(tǒng)的、成熟的產(chǎn)品，美國GE公司從1974年就開始采用。可傾瓦支持軸承通常由3～5個(gè)或更多個(gè)能在支點(diǎn)上自由傾斜的弧形瓦塊組成，所以又叫活動(dòng)多瓦塊支持軸承，也叫擺動(dòng)軸瓦式軸承。

可傾瓦與固定瓦軸承相比，具有很多優(yōu)點(diǎn)，從理論上說，若不計(jì)瓦塊的慣性、支點(diǎn)的摩擦阻力、油膜對瓦塊的剪切阻力等，則每個(gè)瓦塊作用在軸頸上的油膜力總是通過瓦塊支點(diǎn)和軸頸中心，從而避免了產(chǎn)生軸頸渦流，因此具有很強(qiáng)的抗失穩(wěn)能力，能適應(yīng)較大的承載變化范圍；還具有支承柔性大、吸收振動(dòng)能量好、承載能力大、耗功小和適應(yīng)正反方向轉(zhuǎn)動(dòng)等特點(diǎn)，并可延遲潤滑油從層流向紊流轉(zhuǎn)變。

該機(jī)組各軸承直徑及長度參見表1。

表1　軸承的規(guī)格

軸承的比壓是指軸頸的載荷除以軸承的直徑和軸承的寬度。由于軸承瓦塊承載的不連續(xù)性，故相同比壓下，同直徑的可傾瓦軸承和橢圓軸承在單位面積內(nèi)承受的載荷是不同的。由于可傾瓦的接觸面積小，故可傾瓦塊軸承的承載能力要遠(yuǎn)高于橢圓軸承[1]。圖1為不同負(fù)荷下軸承承載點(diǎn)。

機(jī)組在不同的運(yùn)行轉(zhuǎn)速時(shí)，其底部軸承的載荷是不一樣的，高速比低速時(shí)要小。機(jī)組在高轉(zhuǎn)速運(yùn)行時(shí)，轉(zhuǎn)子的位置會(huì)偏左上方，所以六瓦塊軸承的可傾瓦，其底部瓦承擔(dān)了約70%的載荷，下瓦油膜壓力的分布見圖1(a)；而在低速下，其底部瓦塊承擔(dān)了約90%的載荷，下瓦油膜壓力的分布見圖2。

為了不影響底部瓦塊在高速下的動(dòng)壓，在瓦塊的承載面，一般不開設(shè)頂軸油孔。因此在較低的轉(zhuǎn)速下，過高的比壓對軸承瓦塊油膜的建立影響較大，容易發(fā)生低速碾瓦，特別是當(dāng)機(jī)組運(yùn)行后軸系的實(shí)際標(biāo)高和理論計(jì)算值由于環(huán)境溫度的影響會(huì)產(chǎn)生偏差，會(huì)加重軸承比壓。因此，一般設(shè)計(jì)安全比壓是小于14 kg/cm2。

2機(jī)組可傾軸瓦碾瓦記錄

2012—2014年，北侖公司對3～5號機(jī)組高中壓通流部分進(jìn)行了改造，更換了機(jī)組中2號、3號和4號可傾瓦軸承，而1號軸瓦由于空間位置等原因未作更換。

3號機(jī)組于2013年1月改造后并網(wǎng)發(fā)電，2013年8月31日第一次停機(jī)過程中，轉(zhuǎn)速為507 r/min時(shí)，1號軸承溫度開始升高，最高至126 ℃，此時(shí)轉(zhuǎn)速為128 r/min。4號機(jī)組于2014年2月7日改造完成后并網(wǎng)發(fā)電，2015年2月11日第一次停機(jī)過程中，轉(zhuǎn)速為486 r/min時(shí)，1號軸承溫度開始升高，最高至114 ℃，此時(shí)轉(zhuǎn)速為246 r/min(見圖3)。

檢查1號軸頸，在軸承的兩側(cè)被黑色油煙覆蓋。對1號軸承進(jìn)行解體，發(fā)現(xiàn)軸瓦巴氏合金嚴(yán)重?fù)p壞并部分脫落，軸頸發(fā)黑；同時(shí)檢查主油泵軸承，發(fā)現(xiàn)瓦塊下方發(fā)黑，有過熱跡象。

3原因分析

根據(jù)可傾瓦軸承發(fā)生碾瓦的原因，可以從軸承負(fù)荷分配、轉(zhuǎn)子對中、軸承供油等方面進(jìn)行分析。

3.1 軸承負(fù)荷分配

各軸承改造前后軸承比壓對比見表2。改造前后1號軸承的負(fù)荷分別為1.2 MPa和1.26 MPa，與改造后4號軸承負(fù)荷接近，又小于沒有發(fā)生碾瓦的3號軸承比壓；同時(shí)運(yùn)行中軸承金屬溫度數(shù)據(jù)與改造前數(shù)據(jù)是一致的，因此軸承負(fù)荷分配不是造成此次事故的原因。

表2　改造前后軸承載荷對比

3.2 轉(zhuǎn)子對中問題

不同標(biāo)高的軸承比壓的變化見表3。在負(fù)荷變化的情況下，調(diào)整3號軸承標(biāo)高，1號軸承的負(fù)荷分配變化量很小。1號軸承是獨(dú)立的軸承，主要支撐轉(zhuǎn)子前段，所以它對揚(yáng)度曲線的調(diào)整不靈敏，由此可以認(rèn)為轉(zhuǎn)子對中問題不是此次碾瓦的原因。

表3　3號軸承標(biāo)高不同對比壓的變化

3.3 軸承供油情況

如第2節(jié)所述，從軸承溫度曲線表明：軸承在停機(jī)過程中潤滑油系統(tǒng)運(yùn)行情況良好，但需排查是否可能是由于雜質(zhì)造成油膜受損，導(dǎo)致油膜破壞而碾瓦。經(jīng)過檢查確認(rèn)，4號機(jī)在輔助直流油泵開啟前出現(xiàn)一個(gè)溫度的小幅變化，但在對軸瓦進(jìn)行檢查時(shí)，軸瓦上并無雜質(zhì)，而且該油系統(tǒng)一直穩(wěn)定運(yùn)行，機(jī)組的油凈化裝置也并無異常，因此可以排除油循環(huán)不徹底產(chǎn)生雜質(zhì)而發(fā)生碾瓦的可能。

從上述分析中，可以排除軸承負(fù)荷分配、轉(zhuǎn)子對中和軸承供油等因素而發(fā)生低速軸承碾瓦的原因。根據(jù)兩次碾瓦的記錄，軸承溫度升高均發(fā)生在轉(zhuǎn)速降至500 r/min左右時(shí)，此時(shí)潤滑油溫度也快速下降，導(dǎo)致油膜變厚，且底部瓦塊的承載快速增加，底部軸承的比壓也快速增加，造成此時(shí)可傾瓦塊的自位能力受限，底部瓦塊的承載過大，潤滑油膜因破裂而喪失承載能力，從而導(dǎo)致軸承碾瓦。

4建議

為了避免再次發(fā)生軸承碾瓦，提出如下建議[2-3]：

(1) 更新原有軸承設(shè)計(jì)，將原有的6瓦塊可傾瓦更改為5瓦塊可傾瓦，上面3塊下面2塊，以期在低速情況下減小瓦塊的承載變化，同時(shí)可以使可能存在的雜質(zhì)有更大的空間被流動(dòng)的潤滑油帶走。

(2) 重新設(shè)計(jì)可傾瓦底部與軸承環(huán)硬度和接觸面積，以提高可傾瓦的自位能力。

(3) 為了減小可傾瓦軸承在低速下工作的不利影響，可對機(jī)組增裝頂軸油系統(tǒng)。使用高壓頂軸油泵將壓力油送入支撐面，強(qiáng)迫摩擦面間形成油膜，將轉(zhuǎn)子和軸承隔開，從而降低潤滑油吸附膜的載荷，確保軸承可靠、穩(wěn)定運(yùn)行，可有效防止低速碾瓦的發(fā)生。

5結(jié)語

國電浙江北侖第一發(fā)電有限公司3號、4號機(jī)組的1號可傾瓦碾瓦的根本原因是在停機(jī)低速過程中底部瓦塊承載快速上升、瓦塊的自位能力受限、潤滑油膜破裂而發(fā)生的低速碾瓦現(xiàn)象，由此提出了上述改進(jìn)方案，解決了機(jī)組運(yùn)行要求。

參考文獻(xiàn)：

[1] Gluzman D. Turbine bearing wiper on coastdown: Cause analysis [C]//Vibration Institute Annual Technical Symposium. USA: American Petroleum and Energy Association, 2013.

[2] 黃傳安,程光俊,寧國泉,等. 660 MW 超超臨界汽輪機(jī)可傾瓦軸承損壞及處理[J]. 華中電力,2011,24(1):58-61.

[3] 鄭展友,李輝,傅濱. 300 MW 汽輪機(jī)低速碾瓦的分析及處理[J]. 山西電力, 2012(4):60-62.

Cause Analysis of Tilting-pad Bearing Damage in a 660 MW Subcritical Steam Turbine

Yang Xiaowei1,2, Li Guoming2, Xie Cheng2, Ma Chao3

(1. School of Mechanical Engineering, Tongji University, Shanghai 210005, China; 2. Guodian Zhejiang Beilun No.1 Power Generation Co., Ltd., Ningbo 315800, Zhejiang Province, China;3. Zhejiang Zheneng Beilun Power Generation Co., Ltd., Ningbo 315800, Zhejiang Province, China)

Abstract：An analysis was conducted to both the structural features of a tilting-pad bearing and the reason of the bearing damage occurring in startup/shutdown of a 660 MW subcritical steam turbine due to abnormal temperatures, which was subsequently found to be caused by overloading at the bottom of the pad, resulting in limited self-aligning capability of the pad and broken oil film at low operation speed, thus leading to the bearing damage. Improvement measures were finally suggested for the bearing and lubricating system.

Keywords：steam turbine; tilting-pad bearing; pad grinding at low speed

收稿日期：2015-10-08

作者簡介：楊曉偉(1978—)，男，在讀碩士研究生，研究方向?yàn)榇笮突鹆Πl(fā)電廠汽輪機(jī)組軸系穩(wěn)定性研究工作。E-mail: yxw6699@sohu.com

中圖分類號：263.64

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

文章編號：1671-086X(2016)03-0188-03