大型抽水蓄能機組推力軸承運行特點研究

霍新新，范壽孝，王 森，武中德

(哈爾濱大電機研究所，哈爾濱 150040)

0 引 言

近年來，我國抽水蓄能機組容量不斷攀升，已投產的深圳蓄能機組額定容量達到300 MW[1]，即將投產的長龍山蓄能機組額定容量達到350 MW，陽江蓄能機組額定容量更是達到了400 MW。蓄能機組額定容量不斷增加、轉速不斷升高，對雙向推力軸承設計提出了新的要求。

與傳統水電機組相比，抽水蓄能機組最顯著的特點是轉速高。轉速高導致推力軸承運行溫度常處于較高狀態，推力軸承油槽損耗接近甚至大于1 000 kW級別[2]，這不但增加了推力軸承潤滑冷卻參數設計難度，而且冷卻器容量不斷增大也帶來了振動、噪聲等突出問題[3]，增加電廠承擔的成本費用，此外，軸承瓦溫常處于較高狀態也增加了機組安全運行的隱患。

現階段，為了適應大型抽水蓄能機組發展要求，國內主要主機廠都將更多精力投入到優化軸承設計方案、降低推力軸承油槽損耗方面。哈爾濱電機廠開發了單波紋彈性油箱支撐結構，并將其應用于數十套抽水蓄能機組中。事實證明，彈性油箱支撐結構能將推力軸承受載荷均勻性控制在±3%以內[4]。與彈性油箱支撐方式工作效果相當的還有彈簧簇支撐方式。東方電氣集團東方電機廠有限公司研究了噴淋式軸承供油方式，通過試驗證明其可降低軸承攪拌損耗30%～90%，是降低油槽攪拌損耗的有效方法[5]。

一般情況下，在潤滑條件不變情況下，推力軸承損耗、瓦溫將隨機組轉速提升而升高[6]，但在此次試驗中發現了與此不同的運行規律。

1 推力軸承試驗研究

分別對兩種用于大型抽水蓄能機組的高速雙向推力軸承進行全模擬試驗，通過對比試驗數據分析大型雙向推力軸承運行規律。

1.1 推力軸承結構

兩種推力軸承承受載荷大小接近，推力軸承總承載面積接近，其中推力軸承A采用彈性油箱支撐方式，推力軸承B采用彈簧簇支撐方式，兩種推力軸承結構分別如圖1、2所示，結構參數見表1。

圖1 彈性油箱支撐推力軸承

圖2 彈簧簇支撐推力軸承

表1 推力軸承結構參數

1.2 軸承試驗及測控平臺

使用同一專業軸承試驗平臺對兩種推力軸承進行全模擬試驗，測試其額定轉速下達到穩定運行狀態時的相關參數，試驗平臺技術指標見表2。

表2 試驗平臺參數

在油槽內沿徑向安裝多個溫度傳感器，用于測量油槽油溫；在潤滑油進出油管路上安裝流量計和溫度傳感器，用于測試油槽潤滑冷卻參數；在每塊推力軸承相同溫區各安裝2個熱電阻溫度傳感器，用于測試軸承運行瓦溫；在推力軸承瓦面安裝位移傳感器，用于測試運行時的油膜厚度。通過數據采集總成系統，建立軸承試驗參數測控系統，測試系統效果圖如圖3所示。

1.3 推力軸承試驗

水輪發電機試驗中常采用“p·V值相等原則”進行模擬試驗，即若機組壓力p與轉速V乘積相同則代表水輪發電機組運行工況相近。推力軸承A額定轉速為431.7 r/min，額定負荷為8 281 kN，p·V值為113.8 MPa·m·s-1；推力軸承B額定轉速為477 r/min，額定負荷為7 772 kN，p·V值為134.6 MPa·m·s-1。推力軸承A試驗時油槽潤滑油液面高度比推力軸承B高75 mm，A軸承試驗時油槽內潤滑油量為12.5 m3，B軸承試驗時油槽內潤滑油量為11.8 m3。兩種推力軸承試驗結果對比見表3。

表3 軸承試驗結果對比

圖3 測控系統

通過測量油槽進出油管路的潤滑油流量及溫度，根據熱傳遞原理計算整個油槽的總損耗值，見表4、表5。

表4 推力軸承A油槽損耗

表5 推力軸承B油槽損耗

推力軸承A穩定運行狀態下，油槽總損耗值為2 257 kW；推力軸承B穩定運行狀態下，油槽總損耗值為2 680 kW。需要指出，油槽總損耗包括：試驗推力軸承損耗、輔助加載推力軸承損耗、輔助導軸承損耗及攪拌損耗。

2 推力軸承運行特點分析

對推力軸承而言，推力軸承瓦溫是表征推力軸承運行狀態最直觀的參數。影響推力軸承瓦溫的主要因素有兩點：一是推力軸承承載所產生的摩擦損耗及油槽攪拌損耗使瓦溫升高；二是冷卻潤滑系統帶走熱負荷使瓦溫降低，推力軸承瓦溫受兩種參數的綜合影響。降低推力軸承瓦溫對大容量抽水蓄能機組安全運行至關重要，一般應從結構參數設計優化、冷卻潤滑方式、轉速狀態三方面采取優化措施。

2.1 結構參數設計優化

1)支撐方式。根據流體計算原理，推力軸承瓦面產生楔形油膜是推力軸承承載的根本原因，因此推力軸承運行時應能在軸承平面內產生足夠的傾斜，這樣潤滑油隨鏡板旋轉被帶入摩擦面，將摩擦產生的熱量帶走，降低瓦溫。對大型蓄能機組而言，推力軸承支撐方式還應具有靈活均載的能力，常采用彈性油箱(推力軸承A)、彈簧簇支撐(推力軸承B)方式，經試驗驗證兩種支撐方式均適合大容量蓄能機組推力軸承，一般不采用剛性支柱支撐方式。

2)瓦面型面設計。瓦面型面設計對推力軸承運行時瓦面進油量多少至關重要，在進出油邊不應有尖銳的倒角、毛刺。如圖1、2所示，推力軸承A在軸承進出油邊加工有大直徑倒角，推力軸承B在進出油邊各占1/6處加工有楔形表面，這些措施均有利于瓦面進油。需要指出，楔形表面加工面積不易過大，否則影響推力軸承承載能力。

3)瓦面形狀。在推力軸承表面積相同情況下，細長形狀的推力軸承在圓周方向的摩擦距離較短，通常瓦溫較低，但細長形狀的推力軸承寬度較大，油槽徑向尺寸增加，攪拌損耗相應增加。在推力軸承設計過程中，將這個重要的結構參數叫做推力軸承“長寬比”，對大容量抽水蓄能機組而言，推薦長寬比為0.5～0.75之間。推力軸承A和推力軸承B雖然轉速不同，但是在比壓、油槽平均油溫接近的狀況下，推力軸承A (長寬比0.57)的出油邊瓦溫為62.8 ℃，推力軸承B(長寬比0.75)的出油邊瓦溫為67 ℃。

2.2 冷卻潤滑方式優化

推力軸承冷卻潤滑參數設計應重點考慮降低油槽損耗的相關措施，當前主要主機廠普遍采用的措施是噴淋式潤滑和降低油槽油位。噴淋式潤滑可以將冷卻的潤滑油直接打入軸承進油邊，能大大提升軸承冷卻效率。降低油位能降低攪拌損耗，對高速蓄能機組十分重要。

推力軸承A與推力軸承B均采用外加泵外循環供油方式，而且軸承采用噴淋式供油。在軸承平均比壓相同狀況下，機組轉速越高，軸承損耗越大。在試驗過程中，推力軸承A額定轉速為431.7 r/min，油槽總損耗為2 257 kW，推力軸承B額定轉速為477 r/min，油槽總損耗為2 680 kW。油槽總損耗包括試驗軸承、加載軸承、導軸承及攪拌損耗。事實上，若折算出試驗推力軸承的損耗值，兩者相差不大，而且推力軸承B比推力軸承A的油槽液面低75 mm，油槽液面降低減少了推力軸承B試驗過程中的攪拌損耗。

需要指出，雖然推薦采用噴淋式供油方式，但是油槽液面最低應比推力軸承摩擦面高25 mm以上，這樣機組運行安全性較高，不易發生意外燒瓦事故。

2.3 轉速區間特點

在推力軸承B的試驗過程中，發現了一個與常規認知不同的特點。對于推力軸承B，保持推力軸承載荷不變，當機組轉速為480 r/min時，穩定運行狀態下油槽平均油溫為48.3 ℃，推力軸承出油邊瓦溫為68.4 ℃；當機組轉速為525 r/min時，穩定運行狀態下油槽平均油溫為50.1 ℃，而推力軸承出油邊瓦溫卻低于480 r/min工況，溫度為66.7 ℃。在特定轉速區間內，軸承瓦溫隨著機組轉增加呈現先增加后降低的拋物線變化趨勢，如圖4所示。

圖4 推力軸承B瓦溫變化趨勢

造成上述現象的原因是：對于推力軸承B，當轉速大于480 r/min時，由于粘滯作用，隨著轉速升高被鏡板帶入軸承摩擦表面的潤滑油量增加，軸承潤滑效果變好，導致瓦溫不升反降。由這個現象可以推測，對于其他大型蓄能機組推力軸承，理論上應該也存在類似的轉速運行規律，通過結構參數調整，是否可以將機組額定轉速設定到更適合推力軸承運行的區域，這值得去探討。

3 結 語

通過分析2次大型蓄能機組推力軸承全模擬試驗數據，得出如下結論。

1)彈性油箱或彈簧簇均是較好的支撐方式，根據工況和瓦的結構參數確定是否進行軸承瓦面的型面設計，并優化結構設計參數。

2)推力軸承冷卻潤滑優化方面可以采用噴淋式供油方式，并且油槽液面至少應比推力軸承摩擦面高25 mm以上。

3)在試驗過程中發現在某個轉速區間內，推力軸承瓦溫隨機組轉速呈現先增加后降低的拋物線變化趨勢，如何有效利用這樣的軸承運行特點值得更多研究與探討。