仙游抽水蓄能電站推力軸瓦磨損原因分析及處理

權 強，余 睿

（1.陜西鎮安抽水蓄能有限公司，陜西省鎮安縣 711500；2.福建仙游抽水蓄能有限公司，福建省仙游縣 351267）

0 引言

仙游抽水蓄能電站安裝4臺東方電機有限公司制造的300MW混流可逆式抽水蓄能機組，額定水頭430m，機組額定轉速428.6r/min，發電電動機為懸式結構，推力軸承支座與上機架連接，將軸向受力傳遞基礎，推力油槽采用強迫外循環冷卻方式，推力軸瓦共12塊式巴士合金瓦。推力軸瓦采用彈簧束支撐結構，在每一塊瓦下按照設定好的分布規律布置66個彈簧，瓦塊的高程由加工保證，瓦間負荷通過彈簧自動均衡調節，保證12塊瓦受力均勻，安裝維護簡單方便。

1 事件概括

2016年7月29日，500kV嶺大Ⅰ路及GISⅠ單元檢修工作全部結束，陪停檢修的2號機隨之恢復備用。向省調申請2號機試轉，單步開機至開球閥退風閘后發現機組無蠕動轉速，通常此時的導葉漏水量即可使機組蠕動，遂電手動開導葉至2.6%，機組仍無轉速，隨即將導葉和球閥全關，申請機組隔離檢查。陪停期間2號機未轉動過，在陪停前機組抽水正常，瓦溫和振擺未出現任何異常。

2 現場檢查

機組隔離后，檢查風閘投退正常，主軸密封供水正常，定轉子空氣間隙未見異物，判斷轉動與固定部分未發生接觸阻擋。高壓注油系統運行正常，測量高壓油泵啟動后機組抬機量正常，交、直流高壓注油泵啟動出口壓力分別約7.2MPa，抬機量0.06mm。此時通過人工盤車仍無法轉動機組，正常機組檢修時人工盤車能正常轉動。

拆除推力油槽+Y和-Y方向側蓋板進行檢查，檢查發現1、2、7、8、12號五塊推力瓦靠外緣均有不同程度的損傷，磨損的鎢金均堆積在水泵工況進油邊（俯視逆時針進油邊），如圖1所示。

圖1 推力瓦外緣磨損Fig.1 Radial edge wear of thrust bearing pads

隨即將所有推力瓦拆出，12塊推力瓦均靠外緣側磨損，鎢金堆積在水泵工況進油邊，刮下鎢金成層狀，寬度約80mm，如圖2所示。由于刮下鎢金成層狀，可判斷是由于推力瓦在低速下拉傷造成。將堆積鎢金撥開，可觀察到抽水工況下推力瓦進油邊倒角并未破壞，判斷為抽水工況下由鏡板將上塊推力瓦鎢金刮下帶到下塊推力瓦進油邊。

圖2 12塊推力瓦外緣全部磨損Fig.2 Radial edge wear of 12 block thrust bearing pads

3 問題查找及分析

此次事故發生后，機組隨即轉檢修對推力軸承及其高壓注油系統進行全面檢查，同時要求東電廠家對設計進行復核。

3.1 推力軸瓦設計復核

推力軸承采用彈簧束支撐巴氏合金瓦結構及外加泵外循環潤滑冷卻方式。為了降低推力瓦上下表面溫差和熱變形，進而降低推力瓦總體變形和運行瓦溫，獲得更好的油膜厚度分布，推力軸承采用雙層瓦結構，在托瓦圓周方向開有冷卻槽。推力軸承設計參數見表1。經主機設備廠家重新復核計算，機組穩態運行時的軸承性能計算結果見表2。計算結果表明，最小油膜厚度0.0694mm，軸承瓦溫小于75℃，彈簧束支撐結構的推力軸承能滿足額定工況的安全運行要求。

表1 推力軸承設計數據Tab.1 Thrust bearing design data

表2 推力軸承性能復核計算結果Tab.2 The recomputation result of thrust bearing

3.2 軸瓦存在凹變形

仙游抽水蓄能電站推力瓦設置兩個高壓注油室。機組靜態時機組推力負荷即為機組轉動部件重量521t，且單瓦供油流量為額定值2.5L/min時。高壓注油系統投入后，瓦最小油膜厚度為0.063mm，位于外徑中部，其油室油壓力為4.15MPa、管路總壓力7.16MPa，油膜厚度及油膜壓力分布示意圖如圖3和圖4所示。

圖3 推力軸瓦油膜厚度云圖（μm）Fig.3 Thickness nephogram of thrust bearing oil film

由表2可看出，機組穩態正常運行時，隨著軸瓦溫度升高，軸瓦受熱后發生凸變形，導致推力瓦受力不均，軸瓦局部受力過大，從而引起溫度過高甚至出現燒瓦現象[1]。為了降低機組正常運行期間推力軸瓦的凸變形量，在設計時軸瓦采用微量凹形設計，以中和軸瓦受熱后的凸變形，以控制機組運行推力瓦受熱后變形量為微量凸變形，這樣冷卻油可順利經軸瓦倒角進入瓦面冷卻軸瓦，降低機組運行推力瓦溫度。

圖4 推力軸瓦油膜壓力云圖（MPa）Fig.4 Pressure nephogram of thrust bearing oil film

推力瓦采用微量凹形設計后，隨之帶來問題就是在機組啟動初期，軸瓦溫度還未升起，軸瓦實際呈凹變形，即軸瓦邊緣翹起。由圖3和圖4可看出，高壓注油泵啟動后，推力瓦外緣油膜壓力低，油膜厚度最小，在機組啟動低速運行時，若推力瓦高壓注油系統油壓波動或無法正常建壓時，引起軸瓦與鏡板之間油膜不能正常建立，最終造成軸瓦磨損拉傷，推力瓦設計時考慮不夠全面。

3.3 高壓注油系統

推力軸承高壓油頂起系統原理見圖5。直流高壓注油泵與交流高壓注油泵互為備用。油從油槽內引出，經過初濾油器供給高壓泵。高壓泵打出的油經過精濾油器到高壓環管。過濾器配有堵塞報警裝置。經過高壓環管的高壓油再經節流器、單向閥分配到各瓦的高壓油孔。安全閥控制系統中的壓力不超過規定值（20MPa）。當系統壓力超過規定值時，安全閥動作，部分高壓油流向回油管。節流器使各瓦上的高壓油均衡分配，提高頂起油膜剛度。各瓦前都連有一單向閥，在機組運行和高壓油頂起系統關閉時，這些單向閥可防止潤滑油回流。

事故發生后現場檢查，手動啟動高壓注油泵后，系統壓力7.2MPa，檢查系統無泄漏點。檢查12塊推力瓦邊緣出油情況，其中8塊瓦徑向外側有少量油溢出，4塊瓦徑向外側無油溢出。將轉子頂起距推力瓦約5mm，啟動高壓注油泵后系統壓力為4MPa，觀察每塊推力瓦出油情況基本均勻。檢查12塊推力瓦高壓油進口單向閥動作靈活，節流閥未堵塞；做節流閥流量試驗，目測12個支路流量均勻，對其中12號機4號節流閥進行測量，結果分別為2.8L/min和3.1L/min，均大于額定值2.5L/min，分支流量正常。對高壓油系統中的溢流閥進行了開啟壓力整定值測試，測試結果為11MPa，整定值明顯小于設計值20MPa。

圖5 高壓注油系統圖Fig.5 High pressure oiling system diagram

分析認為，高壓油泵啟動后，只有在推力瓦面高壓油室形成的瞬時沖擊壓力足夠大且油流量充足時，才能使推力軸承鏡板和推力瓦完全脫開。當瓦邊緣有油溢出后，油泵出口壓力才逐步下降達到穩態，瞬時沖擊壓力遠遠大于穩態工作壓力。溢流閥（安全閥）的開啟壓力整定值偏低，高壓油泵啟動后，溢流閥動作，將不能形成足夠的沖擊壓力，造成鏡板和瓦不能完全脫開，局部不能形成油膜[2]。

根據機組轉動部分靜態重量約521t計算，高壓油泵總流量選取15L/min就滿足機組頂起需求，實際油泵總流量選取為30L/min，此時的最小油膜厚度為0.063mm。但這僅按常規設計方法考慮，仙游機組投運三年來，啟停次數相當于常規機組運行十幾年的水平，按照常規設計考慮難免安全裕度不足。高頂系統油泵前端設精濾器，后端設粗濾器，當濾油器出現堵塞現象后靜態頂起時表現正常，但當管路中出現動壓干擾時流量就會大幅波動，導致供油不足。分析認為，高壓注油系統油泵流量、供油管路節流片尺寸安全裕度不足，導致供油壓力和流量不足，在機組低轉速運行時造成推力軸承瓦表面局部磨損，經長期積累，致使瓦面磨損不斷加劇。

4 優化改進

通過對推力軸承重新復核計算，推力軸承設計基本滿足機組的各種運行工況要求，但推力瓦在冷態時存在微量凹變形，在高壓注油系統存在故障，油膜無法正常建立時可引起推力瓦磨損。軸瓦設計已成定型，因此重點優化改善推力軸瓦高壓注油系統，保證推力瓦在機組低速運行時油膜正常建立，防止瓦磨損拉傷。

4.1 增大高壓注油系統流量

經過現場排查及復核計算，雖然滿足常規設計要求，但抽水蓄能機組啟停頻繁，其高壓注油泵安全裕度不足。根據機組轉動部分靜態重量約521t計算，當油泵總流量達37.78L/min時，每支路流量為3.14L/min，最小油膜厚度為0.07mm，出油邊平均油膜厚度為0.091mm，管路系統壓力7.94MPa，大大增加了油膜的安全裕度。更換交、直流高壓注油泵，將其流量提高一檔，由30L/min提高至45L/min，油泵額定壓力25MPa，即使管路中出現動壓干擾時，其壓力、流量也能滿足運行要求。同時更換清洗簡便的濾過器，以方便在日常維護和檢修時進行清洗檢查，保證油路運行暢通。

對新更換的油泵進行試驗，以5MPa為單位逐級升高油泵出口壓力直到25MPa，每升高一個壓力等級，運行5～10min，檢查確認無滲漏和異常噪聲，油泵及裝置應運行平穩，輸出壓力、油量穩定。

4.2 提高溢流閥整定值

重新對高壓注油系統管路進行打壓試驗，試驗壓力25MPa，保持10min，檢查確保系統無滲漏。重新調整高壓注油泵出口溢流閥（安全閥）動作壓力整定值，由原來11MPa提高至20MPa，保證在高壓注油泵啟動時可以形成足夠大的沖擊壓力使鏡板和推力瓦完全脫開，避免發生推力瓦損傷事件。溢流閥調整完成后，機組停機穩態時，啟動油泵后檢查系統壓力為8.5MPa，比原來高1.3MPa。

4.3 優化高壓注油控制

對高壓注油系統的壓力開關配置、現地PLC邏輯及監控系統相關控制邏輯進行優化，監控確保高壓注油系統運行正常。在機組停機至靜止暫態時，將SEQ TR1S-1步序“高壓注油系統流量正常”信號和“高壓注油系統壓力正常”信號由“或”關系改為“與”關系；在SEQ TR1S-2步序中，在“球閥緊停閥復歸”與上“調速器緊停閥復歸”后增加30s的TON延時模塊，使高壓注油泵比之前多運行30s，油膜充分建立；將壓力開關報警整定值由原來的5.7MPa提高至8MPa，當系統壓力低于8MPa并延時6s報警，同時啟動直流高壓注油泵，交、直流高壓注油泵同時運行，確保系統建壓正常；在原僅有的一個流量開關旁邊新增一個流量開關，接線采用并接至原流量開關接點的接法，即送至監控的流量正常信號由兩副接點并接，增加元件動作可靠性。

5 結束語

對2號機組推力軸瓦磨損原因分析，認為主要有兩個原因：一是高壓注油泵出口溢流閥（安全閥）動作壓力現場整定值11MPa，明顯低于設計值20MPa，致使在高壓注油泵啟動后，溢流閥動作，無法形成足夠的瞬時沖擊壓力，導致鏡板和推力瓦不能完全脫開；二是高壓注油系統油泵流量安全裕度不足，在管路中出現動壓干擾時流量就會大幅波動，導致供油壓力和流量不足，在機組低轉速運行時造成推力瓦表面局部磨損，經長期積累，致使瓦面磨損不斷加劇。通過對高壓注油泵的更換，增加油泵流量，將高壓注油泵出口溢流閥（安全閥）動作壓力整定至20MPa，確保高壓注油系統壓力、流量滿足運行要求，使鏡板和推力瓦完全脫開，油膜正常建立，保證機組安全穩定運行。基于該事故的分析改進，為同類型機組結構提供借鑒及經驗。