抽水蓄能機組上導軸瓦損壞事故分析及改進

權 強，瞿 潔

（1.陜西鎮安抽水蓄能有限公司，陜西省鎮安縣 711500；2.安徽金寨抽水蓄能有限公司，安徽省金寨縣 237333）

0 引言

某抽水蓄能電站安裝4臺300MW混流可逆式抽水蓄能機組。發電電動機為懸式結構，上導軸承與推力軸承在同一油槽內，采用強迫外循環冷卻方式，推力軸承瓦與上導軸承瓦各12塊。推力頭兼作為上導滑轉子，上導軸承通過導軸承座與上機架連接，將徑向受力傳遞基礎。上導軸承采用非同心瓦塊結構，軸瓦采用分塊式巴氏合金瓦，采用楔子板固定結構，該結構徑向支撐剛度大，瓦間隙易于調節，結構牢固。

1 簡況

2016年5月18日，某抽水蓄能電站4號機組停機轉抽水調相工況過程中，SFC拖動機組轉速大于95%，上位機報上導軸承X/Y擺度二級報警，持續10s，機械跳機動作。此時機組轉速已升至100%，機組停機流程執行正常，最后至停機穩態，工況轉換失敗。4號機組三導軸承擺度如圖1所示。

機組擺度數據由機組狀態監測設備采集后送至監控系統，其報警邏輯為上導擺度X方向300μm& 上導擺度Y方向300μm，一級報警；上導擺度X方向600μm & 上導擺度Y方向600μm，延時20s后二級報警，當監控系統收到來自機組狀態監測的擺度二級報警信號，延時10s出口機械跳機。由圖1看出，在機組轉速上升過程中，上導擺度隨之迅速增大，X、Y方向擺度均大于600μm，監控系統收到上導擺度X/Y擺度二級報警，持續10s后跳機。在跳機時，三導瓦溫均正常，下導、水導擺度明顯比事故前的大，跳機時上導擺度最大到達670μm，跳機前上導擺度最大到達470μm。

2 現場檢查

根據圖1可以看出，上導擺度在機組啟動過程中持續增大，未見異常波動現象，同時現場檢查上導擺度探頭無松動，探頭間隙、測量回路均正常，擺度較振擺保護動作正確。下導、水導擺度在跳機時明顯增大，可見機組旋轉中心已偏離三導軸承束縛中心。

拆除油槽蓋板，檢查上導瓦楔子板等固定部件，未見松動，測量楔子板高度基本未變化（反應瓦間隙未變化）。取出上導瓦，12塊瓦均在上部發生鎢金脫落，如圖2所示，油槽內部存在大量脫落的鎢金碎屑。

圖2 損壞的12塊上導軸瓦Fig.2 Damaged 12 upper guide bearing pads

3 問題查找及原因分析

上導軸承結構如圖3所示。此次事故發生后，機組隨即轉檢修對上導軸承進行全面檢查檢測，同時要求發電電動機廠家對上導軸承的設計進行復核。

圖3 上導軸承結構Fig.3 Structure of upper guide bearing

3.1 上導軸瓦設計復核

（1）額定轉速時質量不平衡機械力：

式中Gz——轉子裝配重量，425t；

Δm——轉子偏心，取0.15mm；

ω——額定角速度，44.883rad/s。

（2）偏心磁拉力：

式中Di——定子鐵芯內徑，544cm；

∝——極弧系數，取0.7455；

lt——定子鐵芯長度，308cm；

Pxl——氣隙的偏心率，取0.06；

Bδ——氣隙磁密，8773.4Gs。

（3）上導軸瓦受力：

式中Lx—— 下導支撐中心至轉子中心的距離，297cm；

Ls——上導支撐中心至轉子中心的距離，376cm。

在考慮偏心磁拉力和轉子機械不平衡力的影響后計算其實際受力為22.1t，設計額定受力為21.6t。在飛逸工況時，不存在偏心磁拉力，上導受力小于額定值。以上計算考慮了一定余量，實際上，質量偏心力及由轉子不圓引起的偏心力相位固定，可通過動平衡配重進一步減小，在調試初期已通過配重改善其偏心受力，但實際運行上導受力已接近額定受力。

一般可用覆蓋系數（fcob）來表示導軸承瓦在全圓的摩擦接觸面積，定義為：

式中N——上導軸瓦數，12；

L——瓦周向長度，190mm；

R——滑轉子半徑，900mm。

根據ALSTOM設計規范推薦，導軸承的覆蓋系數應該為0.4到0.7之間，組合軸承的覆蓋系數取0.4，而對于獨立的導軸承覆蓋系數取0.7。該電站上導為組合軸承，符合規范要求。根據ALSTOM導軸承計算規范，導軸承選用準則為0.6MPa＜空載平均比壓＜1.2MPa，最小油膜厚度＞0.04mm，瓦體溫度＜80℃，該電站空載平均比壓為1.1MPa，最小油膜厚度為0.054mm，最高瓦溫為83.1℃，只有計算瓦溫稍大，其余均滿足要求。綜上，上導軸承實際運行滿足設計要求，但其安全裕量較小。

3.2 冷卻油流量不暢

上導及推力油槽共設置16個吸油口，將熱油從油槽內吸出，然后經布置于油槽油位以上DN200的總出油管引至油槽外，通過螺桿泵打壓循環冷卻后進入油槽，經冷卻后的油通過布置于油槽底部的進油環管進入油槽，在進油環管上開有16個Φ52的進油口用于冷卻推力軸承，同時在進油環管上設置8個DN65的支管，引至上導軸瓦處用于冷卻上導軸瓦。

由于總出油環管位于油槽油位以上，且油管連接處密封不嚴，導致在油循環過程中該環管內部有大量空氣，雖在油外循環冷卻器及濾過器頂部加裝有排氣閥（通徑Φ15mm），但空氣無法有效排出。經冷卻后的冷油夾帶大量空氣進入油槽，使上導軸瓦冷卻支管中油流夾帶空氣，8個支管油流不均勻且不穩定，造成軸瓦油膜無法形成或形成不均勻，運行過程中產生油膜壓力波動，可能造成軸瓦干摩擦，損傷軸瓦。

3.3 軸瓦自調節能力差

抽水蓄能機組需要雙向旋轉且轉速高，在機組運行過程中導軸瓦必須自調節靈活，以適應機組高速雙向旋轉特性。上導軸承瓦襯為平面結構，軸瓦自調節能力較差。4號機組在事故后檢修過程中發現，上導軸承瓦背部襯墊加工存在與圖紙不符合現象。設計要求背部襯墊設有18mm寬，0.5mm高凸臺，而實際測量凸臺僅0.1mm。如圖4所示。

圖4 襯墊結構Fig.4 Gasket structure

經計算，當上導瓦襯墊18mm寬凸臺高度為0.5mm時，上導瓦軸向擺動的角度約1.49°；而當襯墊18mm寬凸臺高度為0.1mm時，上導瓦軸向擺動的角度僅為約0.05°，可見凸臺高度的變化對上導瓦的軸向擺動的靈活性影響較大。

上導瓦設計間隙0.25～0.35mm，實際安裝時結合盤車數據及軸系情況，實際0.28mm，如上導瓦軸向擺動的角度1.49°，徑向運動調節范圍約2mm，遠大于間隙，導瓦具備較強的自調節能力，而擺動的角度0.05°，導瓦幾乎無法自調節，有可能發生卡阻現象，導致局部部件受力偏大，油膜形成困難，形成油膜共振，造成上導瓦鎢金層疲勞剝落。

3.4 軸瓦鎢金成分不合格

上導軸承為分塊式鎢金瓦，材料為錫基軸承合金ZSnSb11Cu6，電站委托的第三方檢測機構分別對鎢金材料取樣進行測試，檢測結果如表1所示。

錫基巴氏合金的主要成分是：錫、銻、銅，而鐵、鉛、鋅等為雜質，這些元素在巴氏合金中的含量偏差直接影響到合金的機械性能和抗疲勞性能。銅和銻作為重要的合金化元素和硬化元素，起到提高合金的強度和硬度作用。鉛、鐵和鋅為有害元素，微量的提高即會對合金的耐熱性、韌性和抗裂紋性有較大影響，應盡可能降低其含量。

第三方檢測結論為，除表1中三項數據不滿足國標要求外，其他分析項目符合標準。銻（Sb）含量為7.488%～8.021%，小于標準規定的10.0%～12.0%含量范圍，降低了合金的強度和硬度性能；鐵（Fe）含量為0.15%～0.21%，超過標準規定≤0.1%的含量規定，增加了合金的脆性。綜合確認鎢金材料抗疲勞性能下降，因此不排除軸瓦的材質、制造質量存在缺陷。

表1 鎢金材料檢測分析表Tab.1 The tungsten gold material detection and analysis table

3.5 軸瓦支撐座剛強度不足

根據現場檢查上導軸瓦支撐座水平不滿足要求，內側較外側低，最大達0.2mm，導致在機組正常運行時軸瓦上部與滑轉子間隙變小，軸瓦受力不均勻。上導軸瓦與滑轉子實際安裝間隙為0.28mm，軸瓦厚90mm，高190mm。經計算，當軸瓦支撐座內側較外側低0.13mm時，上導軸瓦頂部與大滑轉子間隙為0。當軸瓦處于向內傾斜運行時，軸瓦所受徑向力傳遞至瓦襯下部，導致瓦襯下部受力過大。通過檢查與瓦襯相配合的瓦架有明顯壓痕，下側深0.1mm、上側幾乎0。

上導軸瓦支撐結構向內側傾斜，使瓦面與滑轉子上半部分間隙較小，甚至軸瓦頂部間隙為0，在油膜形成不均勻時使瓦面只有上半部分與滑轉子接觸，其受力面積遠小于設計值，致使瓦面單位面積受力過大，長期運行后致使上導軸瓦合金層產生疲勞裂紋，最終損壞。

4 上導軸承優化改進

首先，嚴把軸瓦制造質量驗收關，軸瓦鎢金生產制造過程嚴格按照制造工藝要求進行，對其進行取樣檢測，保證軸瓦鎢金材料各成分占比在合格范圍內，徹底消除軸瓦材質、制造質量缺陷。再次，改善上導冷卻油流中夾帶空氣、油流不暢問題，優化軸瓦支撐結構。

4.1 上導冷卻油流改善

針對3.2中冷卻油流不暢問題，重新安裝油槽出油環管，保證管路接頭密封良好，杜絕空氣進入管路中。上導與推力軸承同處于一個油槽內，冷油供油口如圖5所示。推力軸承設置16個冷油出油口，上導設置8個支管供冷油。

圖5 油槽冷油供油口分布圖Fig.5 Distribution drawing of Oil groove cold oil supply outlet

根據歷史運行數據分析，推力軸承穩定運行溫度約70℃，其設置85℃報警，90℃跳機。經發電電動機廠家計算分析后，認為可適當降低推力軸瓦冷油出油量，在外循環油泵油流量恒定情況下，提高上導冷油油量，經計算認為可將下部編號為在1、3、15、16號出油口封堵，以增大上導8個支管冷卻油流量，改善上導軸瓦油膜形成條件。封堵后啟動外循環油泵檢查，上導8個支管冷卻油流均勻、流量增加、管路中空氣減少。

4.2 上導軸瓦支撐結構優化

更換新的軸瓦支撐座，將原軸瓦平面支撐改造為球面支柱支撐，大大增加軸瓦擺動的靈活性，而不影響軸承原有的支撐剛度，確保機組運行時軸瓦支撐不發生傾斜，軸瓦可靈活調節自適應機組高速雙向旋轉，改造后結構如圖6所示。

圖6 改進后的上導軸承結構Fig.6 Improved upper guide bearing structure

在更換新軸承前調整并固定好機組轉動部分中心，拆除原上導軸承支撐座后吊裝就位新的軸承座，測量調整軸承座水平、中心滿足要求，配裝銷釘孔后安裝后復測軸承座水平、中心滿足要求，安裝軸瓦、瓦襯、楔子板等部件，調整軸瓦單邊間隙0.31mm。

4.3 改造后試驗

上導軸承優化改進完成并檢查合格后，機組需進行相關試驗，以檢驗優化改進上導軸承支撐后的效果，試驗項目如下：

（1）優化改進上導支撐后首次手動開停機，檢查機組轉動部分以及上導軸承是否異常。

（2）發電空載工況軸承熱穩定試驗。

（3）發電工況50%、100%負荷軸承熱穩定試驗。

（4）調相工況軸承熱穩定試驗。

（5）抽水工況100%負荷軸承熱穩定試驗。

試驗檢查改進后上導軸承運行情況良好，機組發電運行正常，上導軸承瓦溫度穩定在43～54℃之間，上導擺度X/Y約為64/55um；抽水工況試驗上導軸承瓦溫度穩定在45～57℃之間，上導擺度X/Y約為57/63um。

5 結束語

通過對4號機組上導軸承損壞原因分析，認為上導軸瓦主要是支撐結構不合理，且襯墊凸臺加工不到位，導致上導瓦自調節能力差，在某些運行狀態下，引起導瓦局部受力大，油膜形成困難，產生油膜共振，造成上導瓦鎢金層疲勞剝落。將上導軸瓦支撐方式改為球頭支撐優化改進，對油槽冷油出口位置布置優化，同時嚴控上導軸承瓦鎢金成分滿足國標要求，保證機組安全穩定運行。