新安江電廠機架及軸承結構優化改造

顧承慶，崔健康，鄧亞新，楊 斌

（國網新源水電有限公司新安江水力發電廠，浙江 建德311608）

0 引言

新安江水力發電廠（以下簡稱新安江電廠）是我國第一座“自己設計、自行施工、自制設備”的大型水電站，電站位于浙江省建德市銅官峽谷，距杭州市區140 km。1957年4月1日電站主體工程開工，1960年4月22日第1臺水輪發電機組投產發電，共裝有9臺懸式水輪發電機組，總裝機容量850 MW，設計年均發電量18.6億kW·h。電站以發電為主，具有防洪、灌溉、城市供水、抗咸頂潮等綜合效益，主要擔負電網調峰、調頻及事故備用重任，作為華東電網第一調頻廠及電網黑啟動電源。新安江電廠8號水輪發電機組投產于1977年10月，2001年5月完成增容改造，額定功率增至95 MW。2017年，新安江電廠針對該型發電機組上機架、推力軸承以及上導軸承存在的種種問題，進行了全面的優化改造，改造效果良好。

1 改造背景

新安江電廠8號機上機架是懸式機組的承重機架，為8支臂輻射式結構，改造前重58 t。上機架中心體和每個支臂由12顆M64的螺栓組裝，中心體兼作上導軸承油槽，推力油槽和推力軸承座等結構安裝于中心體上部。機組增容改造后，推力負荷由660 t增加到765 t，但支撐推力軸承的上機架并未改造。經過多年的運行，上機架存在撓度超標的問題。8號機上機架撓度值約為2.7 mm，超過了國標允許值（依據GB/T 7894-2009《水輪發電機基本技術條件》9.12條款，新安江電廠上機架撓度值應為1.5～2 mm），存在安全隱患。

推力軸承設計于20世紀50年代，為剛性支柱式軸承，每次檢修后需要人工用24磅榔頭捶打專用扳手進行推力軸承的受力調整。該調整工藝復雜、精度要求高，檢修人員勞動強度大、且存在較大安全風險。目前推力軸承還存在軸承座變形松動、支柱螺栓頭部/軸瓦托盤硬度不足等問題，進一步增加了受力調整工作的困難。近年機組受力調整平均捶打80圈，最多一次達102圈，即捶打1 020次，耗時5個工作日，費時費力且存在較大的檢修安全風險。

同樣，上導軸承也是20世紀50年代設計的產品，存在托盤/抗重螺栓頭部硬度不足等缺陷。該型式上導軸承檢修后的間隙調整工作是通過捶打上導抗重螺絲，而上導處空間狹窄，僅允許1人彎腰低頭盤坐，間隙調整工作十分困難。

2 上機架整體改造

2.1 改造方案概述

上機架需能承受水輪發電機組所有轉動部分的重量和水輪機最大水推力的組合軸向荷載，并需能安全地承受由于繞組短路，包括半數磁極短路引起的不平衡力，以及作用于水輪機轉輪上的不平衡水推力。

新安江電廠本次改造整體設計制造1套全新的上機架，保持原有主體結構不變，使用性能等級更高的材料制作，增加各承重結構厚度，并在局部進行修改以適應推力支撐以及上導支撐的改型。新上機架支臂上下2塊主板均由40 mm加厚至50 mm，支臂及中心體立筋厚度由20 mm增加至30 mm，同時推力油槽底板厚度由50 mm加厚至90 mm。為優化上機架受力結構，新上機架推力軸承座與中心體設計為整體結構，并將推力瓦由10塊改為8塊，更合理地分布推力負荷。改造后上機架重量由改造前的58.1 t增加至 70.9 t。

圖1 上機架結構圖

2.2 上機架受力分析

通過構建上機架的幾何模型，計算和分析上機架的整體受力情況下，并進行相關設計優化。模型包含了整個上機架的焊接結構，同時也包含發電機上導軸承座和推力軸承支撐座。根據計算結果，新安江電廠選取了8塊瓦的方案，優化了推力負荷在上機架上的分布情況，并進一步減小了上機架的撓度。計算表明在各個工況，該型上機架所受應力低于設計許用應力，在同時受軸向和徑向載荷時，上機撓度值約為1.64 mm，符合國標要求。

表1 材料和許用應力

表2 軸向載荷

表3 徑向載荷

2.3 推力瓦布置方案比較

新安江電廠發電機組原布置有10塊推力瓦，根據受力計算，當推力瓦處在機架腿之間位置時，下部對應的推力軸承座與上機架變形較大，且受力不均。同時對比分析了8塊推力瓦布置方式，每塊瓦均對應放置在一個支臂上，推力軸承座處受力及變形明顯更加均勻。因此，該廠選擇8塊推力瓦的布置方式。

圖2 10塊瓦方案上機架變形

圖3 8塊瓦方案上機架變形

3 推力軸承結構改造

3.1 原推力軸承受力調整弊端分析

推力軸承造成每次檢修后都要進行推力軸承調整受力，該調整工藝復雜、精度要求高。人工打榔頭弊端較多：①打榔頭采用輪換制，一般需4～5個人輪流打榔頭，每次錘擊力度都有差別，造成推力受力調整困難。②每次打榔頭要打80圈左右，近年最多一次達102圈，即打1 020下，耗時5個工作日，費時、費力、效率低下。③工作強度和危險性大，易造成人員疲勞，受傷風險增大。

實際工作中，要求工作人員具有持續的精準鍾擊技能和持續充沛的體力；調整受力時，需要檢修人員扶住卡在推力抗重螺絲上的扳手，同時由5名經驗豐富的檢修人員輪流揮動24磅的榔頭錘擊專用扳手，該工藝要求每次錘擊的力度盡量相近，越接近越好；實際工作中由于數日的連續錘擊操作，工作人員身心疲憊，其錘擊精準度和控制能力持續下降，此時存在24磅的大鍾滑出傷人的危險。

3.2 改造方案概述

本次推力軸承由抗重螺絲支撐式改為彈簧簇支撐結構，每塊推力瓦下部布置78只小彈簧，推力瓦為彈性金屬塑料瓦，數量由10塊減少為8塊，每塊瓦均布置在機架腿方向。推力瓦內側由圓柱銷定位，外側由推力瓦擋塊固定。本次改造推力軸承鏡板未更換，鏡板檢查情況良好，改造施工拆卸后將鏡板送廠家進行檢測合格，并進行研磨處理，回廠后檢測厚度值無變化。更新后的推力頭與大軸為過盈配合，推力頭內/外圈之間設有絕緣層，推力頭和鏡板之間設有調整墊，用于機組軸線調整。推力頭安裝采用熱套方式，加溫時需保持內圈溫度比外圈溫度稍高。

推力軸承安裝前需檢查推力軸承座水平（上機架水平）不超過0.04 mm/m，并測量每個彈簧簇的高度并記錄，根據測量結果按高度將彈簧簇分為3類：高度偏大、高度值居中和高度偏小彈簧。將高度較小的彈簧簇放置在內徑側；高度居中的放置在徑向中部位置；高度偏大的彈簧簇放置在外徑。推力瓦擺放完成后，用深度尺測量推力瓦面至軸承座的高度差在0.08 mm以內，并無傾斜趨勢。放置鏡板后測量鏡板水平在0.02 mm/m內，熱套推力頭后，完成鏡板推力頭的連接，再進行機組軸線調整。

3.3 推力軸承受力和溫度分析

通過有限元分析，計算由熱載荷和軸向水推力引起的推力瓦變形和應力。新安江推力軸承設計的瓦溫、油膜厚度的計算結果等內容如表4。

表4 推力軸承模擬計算的邊界條件

根據GB/T7984-2009的要求，斷水運行20 min，瓦溫計算值為48.4℃，小于國標GB/T7984-2009要求的最大55℃。最小油膜厚度計算值為24 μm，大于廠家設計規范要求的最小值22 μm。

飛逸工況下有冷卻水運行，模擬機組飛逸5 min，瓦溫計算值為45.3℃，小于國標GB/T7894要求的最大值55℃。最小油膜厚度為計算值28.8 μm，大于廠家設計規范要求的最小值22 μm。

為模擬推力瓦運行的情況，進行推力瓦有限元分析，模型推力瓦在外側加裝了支撐裝置圓柱銷、固定塊以及限位墊圈。

圖4 推力瓦熱載荷圖

4 上導軸承結構改造

4.1 上導軸承間隙調整弊端分析

上導軸承導瓦間隙是通過支柱螺母及2個頂絲，利用18磅榔頭敲擊專用扳手來調整抗重螺絲，從而進行上導間隙的調整。該調整工藝精度要求高，一般需要3名經驗豐富的工人連續調整1 d，這就要求工作人員持續充沛的體力；且上導瓦處工作空間小，每塊瓦處僅允許一人彎腰低頭盤坐，造成間隙調整工作非常困難，工作人員很是吃力，極易造成工作人員肢體受傷。

4.2 改造方案概述

此次改造，上導軸承由8塊彈性金屬塑料瓦組成，每塊瓦布置在兩機架腿之間，軸瓦背面設有托盤，托盤和瓦體之間有絕緣墊。軸瓦采用楔鍵和推力塊固定，軸瓦利用螺母調整楔鍵在瓦背軸向楔入的深度來改變瓦的間隙。楔鍵斜度為1：50，即楔鍵高度變化50 mm時，對應上導瓦間隙變化1 mm。

上導軸瓦間隙設計為0.13 mm，調整時，先手握螺桿將楔鍵輕放入推力塊槽內，用手輕壓螺桿頂部，雙手握住推力塊檢查其不能被上下晃動為止，不可用榔頭錘擊楔鍵。用深度尺測量并記錄楔鍵塞入深度值，減去6.5 mm即得出上導調整套尺寸，并按相應尺寸加工，長度誤差不超過±10%，調整套裝入后，并用百分表監視調整套旋緊時楔鍵總抬升高度，記錄最終抬升值，并換算為上導瓦間隙。

4.3 上導軸承受力和溫度分析

經過軸系計算，上導軸承處產生的偏心力為22 kN，磁拉力為452 kN。通過有限元分析，新安江電廠導軸承的計算，如軸瓦、油槽的溫度，油膜厚度等內容如表5、6。

表5 正常工況上導軸承參數

表6 飛逸工況上導軸承參數

按照設計要求，在各個連續運行工況下，軸瓦最高溫度不超過36℃；正常工況時軸瓦表面壓應力不超過3.25 MPa；計算出的溫度及軸瓦表面壓力均低于標準值。

根據計算，特殊工況有冷卻水時以最大飛逸轉速運行5 min，油槽起始溫度：32℃，總損耗：46.7 kW，5 min后油槽溫度：34.9℃。額定工況下冷卻水斷水20 min，油槽起始溫度：32℃，總損耗：16.4 kW，20 min后油槽溫度：37℃。

圖5 上導瓦溫度分布結果

5 改造前后效果對比

本次改造整體更換了8號機上機架及推力軸承、上導軸承。推力軸承由剛性支柱式螺栓型式改為多點彈簧簇支撐式軸承；上導軸承由剛性支柱式螺栓型式改為楔塊及推力塊支撐型式。上機架各部件強度增加，上機架運行撓度從2.77 mm降低至1.63 mm，上機架重量從58 t增加至71 t。通過改造，機組安裝過程中無需進行受力調整，機組軸線調整完畢后可以直接進入機組中心調整工序，節省檢修工日2～5 d；上導瓦間隙調整只需1名工人使用一把15吋活動扳手即可完成，工藝簡單，不到半個工作日。此外，推力、上導調整過程均無需人工打榔頭，作業人員受傷風險大大降低。

5.1 上機架撓度對比

新安江電廠在自行測試上機架撓度值超標的基礎上，在改造施工前請專業單位對8號機舊上機架進行了詳細的變形測試，掌握舊上機架具體情況。在改造施工后又再次進行了同樣的測試，獲取相關參數，進行改造前后效果對比。

試驗時，在上機架8條機架支臂共安裝8組應變測試片，測點布置如圖6所示。同時利用行車吊起約300 kg重的配重塊平臺，百分表表座安裝在吊起的平臺上，與機組本身無任何關聯，保證了百分表測量的準確性。

圖6 上機架應變測點布置圖

試驗設機組空轉、空載以及帶負荷等多個工況，各工況運行約3 min，試驗過程中記錄上機架應變數據。機組停機后，頂起發電機轉動部件進行標定，標定過程進行2次，取頂轉子的平均值作為標定值。

改造前試驗結果：啟動過程中上機架撓度值先增大再減小，期間最大變形平均值為2.4 mm；隨負荷增加，上機架承受的軸向力逐漸增大，最大軸向力為95 MW負荷工況，撓度值為2.77 mm。

改造后試驗結果：各工況上機架撓度值比較穩定隨負荷增加，上機架承受的軸向力逐漸增大，最大軸向力為95 MW負荷工況，撓度值為1.63 mm。

表7 改造前機組各工況撓度值

表8 改造后機組各工況撓度值

通過對8號機上機架的優化改造，其撓度值從2.77 mm降低至1.63 mm，在1.5～2 mm范圍內，滿足《GB/T 7894-2009水輪發電機基本技術條件》中9.12條的規定。

5.2 機組運行參數對比

新安江電廠在8號機施工前后對機組振擺、軸承溫度等數據進行了統計和對比分析。數據顯示，機組各部振動擺度數據有大幅減小，各軸承溫度數據均有不同程度降低，且改造后8號機推力瓦溫及上導瓦溫均為我廠9臺發電機組中最優值（見表9～表 11）。

6 結束語

新安江水力發電廠水輪發電機組設計于20世紀50年代，近年來我們不斷對該型機組進行優化改造，如轉輪、導水機構、定/轉子等等，解決了很多實際問題，使設備運行更加安全穩定。2017年9月～12月，我們對8號機發電機上機架及軸承進行了整體改造，針對存在的問題，進行了全面優化。從投運至今的運行情況可以看出，本次發電機上機架及軸承整體改造是非常成功的，圓滿解決了上機架撓度超標、機組受力調整困難、上導間隙調整不便等問題，對于類似型式水輪發電機組的相關改造工作具有寶貴的參考價值。

表9 振動擺度數據對比

表10 軸承溫度數據對比

表11 全廠9臺機瓦溫對比