三峡推力轴承

三峡推力轴承（通用7篇）

三峡推力轴承 篇1

0 引言

三峡电站ALSTOM机组推力轴承为弹性小支柱式推力轴承, 为ALSTOM专利结构, 表面为巴氏合金, 其内外径分别为3.5 m和5.2 m[1]。自机组投入运行以来存在诸多问题, 主要有:镜板与推力头连接螺栓均有不同程度的松动, 部分机组镜板与推力头组合缝存在局部间隙及油流情况, 镜板与推力头连接螺栓发生断裂, 镜板与推力头组合面锈蚀较严重等。受三峡电厂委托, 我公司对造成上述现象的原因进行分析, 根据我公司设计规范以及参考其他公司类似问题处理方法[2,3], 分析为以下原因导致上述轴承问题:1) 镜板厚度薄, 刚度弱。推力头与镜板结合面间周期性出现了缝隙和被压合的现象, 导致镜板推力头结合面锈蚀及螺栓疲劳断裂。2) 把合螺栓数量少, 规格小, 抗疲劳能力弱。

为了消除三峡ALSTOM机组推力轴承问题要从这两方面着手处理, 增加镜板厚度, 增加把合螺栓数量或者增大螺纹规格, 在镜板推力头把合面内外侧增加密封圈。

1 推力轴承结构优化方案

对左岸ALSTOM镜板和推力头结构改造有下列4种方案, 见表1。

1.1 方案Ⅰ具体实施步骤

推力头、镜板解体, 拆开后全面清理锈蚀, 车床分别修磨镜板、推力头把合面, 在镜板与推力头把合面内外圆开密封沟, 推力头镜板把合螺栓孔增加一倍, 螺纹规格不变。

此方案保留了原镜板和推力头, 因此须增加把合螺栓个数。数量和规格为32-M20, 双排64个孔, 然后按图纸要求加工修复各自的结合面和镜面。修复后的镜板厚度约75 mm, 加工量应尽量小。此方案仅花加工费用, 按计划须等候加工用时, 停机时间较长。改造后结构功能与右岸哈厂小改结构相当。

右岸哈厂机组推力头与镜板把合螺栓数量和规格为24-M20, 双排48个孔, 无密封沟, 目前使用下来, 未再发现把合面锈蚀现象。此方案较哈厂右岸把合面的螺栓多, 且设有密封条, 把合面情况优于右岸哈厂机组, 因此该方案是可行的。

1.推力头2.把合螺栓3.密封圈4.镜板

具体说明:1) 在推力头和镜板两孔之间分别加工光孔和螺孔。2) 在推力头内外侧加工密封沟8.6 mm×6.5 mm。3) 配用的密封条为φ8 mm, 长度32.5 m。4) 因螺栓增加了, 因此需要在内外圈环盖上同样增加一倍的孔, 便于拧紧螺杆;重新加工M20双头螺柱;重新采购垫圈 (GB/T97.1-1985140HV) 和螺母 (GB/T 6170-2000 M30 8) 。

1.2 方案Ⅱ具体实施步骤

更换镜板, 厚度增加为160 mm, 为保证原高程, 推力头相应配车, 推力头镜板把合螺栓孔增加一倍, 内外圈螺杆分别由16-M20增大为M30。

此方案仅保留原推力头, 更换新镜板, 目的是增加镜板厚度, 因受导瓦位置限制, 新镜板厚度为160 mm。把合孔和螺栓数量为64个M36螺杆。应按改造用图进行加工。该方案改造费用为修复推力头和更换新镜板费用。改造后结构功能优于VGS镜板和推力头结构, 为推荐方案。

1.3 方案Ⅲ具体实施步骤

推力头与镜板采用整锻结构, 省去了螺杆螺母, 彻底根除此问题。

此方案将原镜板和推力头全废掉, 更换一个锻造成一体的镜板推力头结构, 可彻底解决镜板和推力头结合面存在的不良影响。该结构的优点是:符合推力轴承性能计算时, 假设镜板和推力头是完全一样的刚性体, 使性能提高;与导瓦摩擦的柱面比原铸钢的表面质量得到提升, 对导轴承运行有利。保留原挡油管, 需更换油槽盖上的两个小密封盖, 可保证原推力轴承的密封效果。改造费用较高, 但按计划改造停机时间较短, 可做大拆后立即安装。哈厂已有多台机组安全运行整锻镜板推力头实例, 例如鲁布革、天生桥、直孔电站。

1.4 方案Ⅳ具体实施步骤

推力头、镜板解体拆开后全面清理锈蚀, 车床分别修磨镜板、推力头把合面, 在镜板与推力头把合面内外圆开密封沟, 推力头镜板把合螺栓孔增加一倍, 螺纹尺寸改为M30。

此方案保留原镜板和推力头, 增加把合螺栓个数和规格, 将推力头把合孔在原分布位置扩孔和钻孔, 数量和规格为32-φ32, 双排64个孔, 将镜板中螺孔在原分布位置攻钻, 螺孔数量和规格为32-M30双排共64个, 然后按图纸要求加工修复各自的结合面和镜面。修复后的镜板厚度约为75 mm, 加工量应尽量小。此方案仅花加工费用, 按计划须等候加工用时, 停机时间较长。改造后结构功能与右岸哈厂小改结构相当。

具体说明:1) M20螺纹大径准20 mm, M30粗牙螺纹底孔φ26.5 mm, 因此可以把镜板中的M20螺纹改为M30螺纹。2) 将推力头上对应的孔加工到准32 mm;沉头孔加工到φ85 mm, 距下面的距离为263 mm;在推力头内外侧加工密封沟8.6 mm×6.5 mm。配用的密封条为φ8 mm, 长度32.5 m。3) 因螺栓增加了, 因此同样需要在内外圈环盖上同样增加一倍的孔, 便于拧紧螺杆;重新加工M30双头螺柱;重新采购垫圈 (GB/T97.1-1985 140HV) 和螺母 (GB/T 6170-2000 M30 8) 。

2 推力轴承结构优化方案

根据电厂观测, 推力头与镜板存在相对位移。螺杆断裂部位为与镜板连接段螺纹根部, 断口整齐, 其中断口上部约15 mm内有疑似挤压痕迹, 检查其他螺栓孔发现, 内圈螺栓孔及螺栓绝大部分有此痕迹, 外圈螺栓孔无此现象。压痕位置一致, 均位于俯视逆时针侧, 怀疑螺杆有受到剪切应力的可能, 因此在方案Ⅰ的基础上, 在推力头与镜板把合面上安装了径向销钉, 为避免销钉在转动时飞出, 销钉设计成“T”形, 具体如图2所示。

三峡电厂综合考虑了上述各方案的改造成本及改造时间, 最终确定了方案如下[4]:

1) 推力头与镜板把合螺栓数量由16个增加为32个。

2) 推力头与镜板把合面内外侧增加2个密封槽, 设置密封圈。

3) 推力头与镜板把合面设置骑缝销钉。

3 结语

三峡电站推力轴承已经改造完毕, 目前轴承运行状态良好。同时该案例提醒设计者在设计时要注意合理选择镜板的厚度及把合螺栓数量。

参考文献

[1]王树清, 梁波.三峡右岸电站水轮发电机主要参数及结构优化[C]//大型水轮发电机组技术论文集, 2008.

[2]杨忠.水轮发电机推力轴承油变黑故障分析与处理[J].云南水利发电, 2010 (4) :86-89.

[3]王松林.白龙电站机组推力头损坏的原因分析及处理[J].四川水利发电, 2002 (2) :63-65.

[4]刘康宁.三峡5F机组镜板修复工艺及分析[J].机械工程师, 2013 (6) :261.

三峡推力轴承 篇2

由于润滑油具有一定的黏度, 所以高速旋转着的轴将润滑油不断地从轴的一侧经轴的上方沿旋转方向带到轴的另一侧, 轴在外载荷和润滑油的共同作用下, 其轴心将沿某一方向便移一个距离e, 就在轴和轴承工作面之间形成一个由大到小的间隙即油楔。旋转的轴使油不断地从间隙的大端挤入小端, 从而产生使轴抬升的压力与外载荷相平衡, 轴颈和轴承的工作表面被一层油膜隔开, 即实现液体动压润滑。

首先用煤油、汽油或其他清洗剂将轴承清洗干净;再检查轴承浇铸、加工的巴氏合金有无裂纹、脱壳、砂眼及孔洞。方法是用铜锤沿巴氏合金的表面顺次轻轻地敲打 (含止推轴承的止推面) , 若发出清脆的叮当声音, 则表示巴氏合金与底瓦黏合较好, 轴承的质量好, 若发出浊音或哑音, 表示巴氏合金与底瓦黏合不好, 轴承的质量差, 不能使用。

检查上、下轴瓦剖分面的接触情况。轴承的上、下剖分面必须平整, 将其放在平板上用塞尺进行检查, 如不符合要求, 则用放在下面垫有平板的细砂纸上磨平, 直至达到要求为止。

检查上、下轴承的定位销定位是否可靠。定位销的尺寸必须与定位孔的尺寸一致, 装配不能太松, 也不能太紧。太松则要根据实际情况配新定位销, 太紧则要用铰刀加工销孔, 这样才能保证定位销定位可靠。检查油路是否畅通, 油路内是否被巴氏合金或其他异物堵塞, 如果有, 则必须将其清除干净, 否则会影响轴承的润滑, 甚至将轴承的巴氏合金烧毁。根据标准复查轴承的尺寸, 并检查轴颈的相关尺寸, 确保有下一步进行刮研的余量。检查轴承与轴承座和轴承盖的接触情况。轴承与轴承座和轴承盖接触的球面必须接触可靠, 达到规定的技术要求, 否则, 轴承与轴承座和轴承盖的接触球面进行研磨进行修正。

清洗刮削好的滑动轴承、轴承座、轴承盖及油路管道。将滑动轴承下瓦水平放入轴承座, 并在油道及巴氏合金上浇润滑油。盖上轴承盖, 调整轴承的过盈量。盖上轴承盖后插上定位销, 拧紧上下轴瓦的螺丝。为了防止滑动轴承在轴承座内转动和振动, 除了在轴承与轴承盖安装定位销外, 还必须用轴承盖对轴承产生一定的压紧力, 这个力不能太大, 也不能太小。太大将使滑动轴承变形, 影响轴承的间隙, 太小将容易使滑动轴承振动, 油温升高。常用压铅的办法来确定轴承盖对滑动轴承的压紧力, 通过调整轴承盖与轴承座和滑动轴承之间的垫片, 来保证滑动轴承被压紧的变形量为0.04～0.08mm。

推力轴承的座圈与轴承座孔的配合一般为间隙配合, 因此这种轴承较易安装, 轴承与轴的运动关系, 以轴为动件居多, 故内孔与轴为过盈配合, 外缘与座孔为间隙配合。 轴承的安装方法, 一般情况下是轴旋转的情况居多, 因此内圈与轴的配合为过盈配合, 轴承外圈与轴承室的配合为间隙配合。

水润滑石墨推力轴承可靠寿命研究 篇3

关键词：水润滑,石墨,推力轴承,可靠寿命

引言

主泵机组是一种高温高压屏蔽泵，由屏蔽电动机和泵组成，采用立式结构。由于叶轮存在较大的轴向力，加上转子自重，电动机转子部件上存在较大轴向力。此轴向力通过采取不同直径的叶轮、前后密封环、在叶轮上开设平衡孔和辅叶轮平衡掉一部分，整个转子部件的剩余轴向力由推力轴承承受。屏蔽泵属于无泄漏离心泵，其轴承为水冷却润滑式石墨推力滑动轴承，噪音很低，这种环保型屏蔽泵在其它行业也越来越广泛地得到应用。该泵的使用寿命主要取决于石墨推力滑动轴承的寿命[1]。屏蔽泵由于其石墨推力轴承承受着包括电机转子、叶轮和主轴等部件的自重在内的大部分轴向力，属于薄弱、易损坏部件。在检修现场，屏蔽泵停机检修等故障的发生，大部分是石墨轴承磨损破坏引起的[2]。因此，研究屏蔽电泵的推力轴承的可靠性寿命，具有极其重要的现实意义。

凡因某一局部失效或故障引起全局机能停止运转的部件、设备、系统等的寿命都服从Weibull分布。推力轴承是主泵电机的最薄弱环节，以往经验也表明主泵电机故障多是由推力轴承损坏而导致的，其寿命T服从Weibull分布。

1 水润滑石墨推力轴承可靠寿命数学模型的建立

应用Weibull分布对轴承的可靠寿命进行计算，威布尔分布因其具有较大的适应性而得到了广泛的应用，它具有递增和递减的失效率，符合水润滑石墨推力轴承的失效问题。另外，由于其形状参数的存在，使得在数据拟合上极富有弹性;它的所有可靠性基本函都有封闭形状的解析表达式，使得数学处理十分有利，尤其经过双对数变换后它能被线性化，从而使计算机图形处理及线性回归等技术能方便地得到应用。

威布尔分布的概率密度函数为

函数表达式为

下面就威布尔分布的可靠度公式里的三参数，在推力轴承可靠寿命计算中的具体应用和意义，作如下讨论：

γ为威布尔分布曲线的位置参数，它只影响分布曲线的起始位置，不影响曲线形状。γ的不同取值，只表示了曲线的平移，如图1所示。

m为形状参数，它决定分布曲线的形状，m是威布尔分布中最起决定作用的参数。在轴承中相当于寿命分布的离散系数。如图2所示。

t0为尺度参数。它仅是威布尔分布密度曲线座标标尺尺度不同而引起曲线图形的差别，如图3所示。

由于存在三个参数，使得三参数威布尔分布参数估计有点困难。极大似然法、矩阵法等常用的参数估计方法都需要计算机编程求解，计算量大，比较复杂，不利于在工程实际中应用。由于Weibull分布中位置参数γ对分布曲线影响较小，实际运算多采用两参数威布尔分布。

当三参数的威布尔分布函数中=0时即变成两参数威布尔分布

为推算参数，要用到可靠性试验用表，故将两参数威布尔函数变形如下

其中把t换成时间，就可推导出可靠度R(t)与寿命T之间的关系，式(4)中η>0为特征寿命，β>0为形状参数。

由概率知识可知零件的失效概率与不失效概率之和恒等于一。即

由前述可知

P(T≤t)=F(t)—失效概率。

P(T>t)=1-P(T≤t)=1-F(t)=R(t)—可靠概率(可靠度)。(6)

设t1,t2,t3，……，tn是来自一批产品寿命服从威布尔分布的容量n的子样，将t1,t2,t3，……，tn按其取值从小到大的次序排列，令t=ti处，其失效概率Pi，则

令X=1nT,这里X为产品寿命T的自然对数，它服从对数威布尔分布，

其分布函数可由推导而来

变形得

则

其中，μ=1nη，σ=β-1(12)

于是，对数威布尔分布中参数μ和σ的BLUE(最好线行无偏估计)为

其中D(n,r,i),C(n,r,i)可从文献[3]可靠性试验用表中查得。

从而可得可靠度为

将式(7)两边取对数得

两边在取对数得

则有在给定可靠度r时其可靠寿命为

从而水润滑石墨推力轴承的可靠度为

在给定可靠度r时其可靠寿命为

tr=exp(μ+σ1n1nr-1)

2 水润滑石墨推力轴承可靠寿命的计算实例及结果分析

以某主泵电机的水润滑石墨推力轴承为例，计算其可靠寿命tr。轴承寿命采用达到稳定磨损时的定时结尾所得数据，然后外推轴承寿命所得数据如表1所示;

为求得可靠度R(t)，可靠寿命tr，应求得η^，β^最好线性无偏估计值，由式(13)可知η^=eμ^，β^=^σ-1。

于是，可对威布尔分布中参数μ和σ求BLUE(最好线行无偏估计)为

其中D(n,r,i),C(n,r,i)可从文献[3]可靠性试验用表中查得，计算数据如表2所示;

于是μ^=11.64094，σ^=0.60204，所以η^=eμ^=113519，β^=^σ-1=1.66102，则寿命T所服从的分布

从而可靠度

给定可靠度r时可靠寿命

tr=exp(11.64094+0.602041n1nr-1)

此种推力轴承要求寿命≥20000h，由公式计算可知工作20000小时可靠度可达0.946，要达到可靠度0.95以上工作时间不应超过18991小时，可靠度达到0.90以上工作时间不应超过29290小时。故由可靠寿命的计算结果可知，此种推力轴承的可靠寿命符合主泵机组的使用要求。

3 结论

(1)建立了水润滑石墨推力轴承可靠寿命的数学模型，并结合试验数据，对水润滑石墨推力轴承的可靠寿命进行计算，可以得到不同可靠度下的可靠寿命，使推力轴承的设计计算更为方便，简单，提高了设计效率。

(2)这种水润滑石墨推力轴承可靠寿命的数学模型对一般轴承可靠寿命的预测和设计计算具有一定的通用性，可以在大多数轴承可靠寿命估算中加以应用，而基于可靠性试验用表的Weibull参数估计的方法简便易行，有利于在工程实际中应用。

(3)由计算结果可知此种推力轴承要保证可靠度在0.95以上，则工作时间不应超过18911h，即其检修期为18911h，因试验的轴承要求可靠度很高，故预测水润滑石墨推力轴承的可靠寿命，对确定推力轴承检修期，保证主泵机组的可靠运行都有至关重要的作用。

参考文献

[1]李合,许洪元,等.立式屏蔽泵的轴向力及石墨轴承耐磨性试验研究[J].农业工程学报.2004,20(1):128-131.

[2]吴雅娟.屏蔽泵石墨轴承损坏与对策[J].石油化工设备技术.1995,16(1):52-53.

先进高转速推力轴承试验台建成 篇4

先进高速推力轴承试验台, 可满足大规格、高水平的水轮发电机推力轴承试验的需要, 近日在四川省德阳市建成并投入使用。这标志着我国轴承试验平台跃上一个新水平。

高速推力轴承试验平台, 一直是各种电力设备研究制造的重要试验工具。东方电机公司原有的轴承试验台建于1986年, 其最高转速只有每分钟360转, 只能进行1000吨级的水轮发电机推力轴承模型试验, 已远远不能适应国际国内大型水电设备研究制造的需求。

该公司科技人员从2010年1月开始, 自行设计, 通过技术攻关, 历时1年多建成了国内首台高速推力轴承试验台。这台轴承试验台, 最高转速每分钟可达750转、最大加载能力达2000吨、最大试验轴承外径达2800毫米、拖动电动机功率达4500千瓦, 拖动系统由交流电动机与高压变频器组成, 采用了测试与控制合为一体的全数字柔性测控系统。这一试验平台能够进行6000吨级的巨型水轮机发电机推力轴承模型试验和抽水蓄能机组的全尺寸双向推力轴承全工况模拟试验, 完全能够满足百万千瓦级水轮发电机推力的试验需要, 也能满足大规模开发抽水蓄能机组双向高转速推力轴承试验研究的需要。

水轮发电机组推力轴承技术的发展 篇5

1 推力轴承材料

俄罗斯古比雪夫航空学院在1970年研制成了弹性金属塑料瓦推力轴承, 后来在1980年代后期, 国内也成功研制成弹性金属塑料瓦。在国内各大发电机机组工作运行中发现, 它的特点是弹性金属塑料瓦的安装维护很简单, 基本不怎么需要严格维护, 而且运行的可靠性高, 弹性金属塑料瓦还不同于其他推力轴承材料, 它在工作运行中所受的条件限制较少, 且运行性能要比其他材料优越。巴氏合金是目前人们在发电机机组领域最广为人知的轴承材料, 是锡金与铅基轴承的合金, 锡金还具有减磨特性。据资料及长期实验显示, 巴士合金是唯一一个适合相对低硬度轴承转动的材料。巴氏合金与其他的材料相比, 具有较为明显的压入性, 与发电机其他组件有较强的适应性。巴氏合金一般广泛用于矿山机械和大型旋转机械等方面。

2 支撑结构方面

对于推力轴承而言, 支撑结构是其重要的组成部分。针对瓦间负荷的分配, 支撑结构起到了很大的作用, 推力轴承的支撑结构不同, 那么所承载的能力也会受到影响。另外, 推力轴承的支撑结构还对推力瓦的变形起着重要作用, 从而影响着其工作性能。世界各大水电机组制造商通过对推力轴承的不断实验研究, 都已形成了各自的推力轴承支撑结构, 主要有支柱螺丝托盘支撑、双托盘弹性梁支撑、弹性油箱支撑、弹性盘支撑、多盘多线支撑、平衡块支撑等。

3 循环冷却系统

水轮发电机组推力轴承的润滑冷却采用的是内循环冷却与外循环冷却两种方式。其中内循环冷却方式是指油的冷却器与推力轴承一同安装在油槽内, 利用油槽内旋转部件的黏滞作用和油的对流换热来形成回路。外循环冷却是指冷却器与推力轴承分别安在油槽的内部和外部, 外循环根据循环动力的方式又分为自身泵与外加泵。

4 技术研究

推力轴承技术涉及多个科学领域。推力轴承的发展研究主要包括润滑性能的分析、试验, 物理和机械的性能研究。推力轴承的特性相当复杂, 瓦面油膜温度不相等、压力不同以及瓦的热弹变形是推力轴承的特点, 边界条件和推力轴承的热、弹变形计算的准确性是影响热弹流计算结果准确性的关键因素。企业一般通过联立求解润滑油膜的动压、热能量、油膜厚度等方程及瓦的热传导、热弹变形求解出推力轴承的参数, 以此来表现润滑过程的特征。

4.1 推力轴承试验方面

推力轴承试验在3 000t推力轴承试验台进行。进行过的试验项目有:第一, 1 000t双向推力轴承试验。第二, 三峡6 000t级弹性金属塑料瓦推力轴承试验。

4.2 真机试验

相对于新型结构的推力轴承, 试验是最行之有效的科研方法, 所进行的真机试验包括:第一, 三峡3号机推力轴承试验。这个试验是为了葛洲坝机组推力轴承水冷瓦制造而进行的中间机组试验。第二, 新安江机组推力轴承试验, 确保了我国大型水电站机组推力轴承的可靠运行。第三, 水口7号机推力轴承试验。这一试验的目的是为了了解弹性梁支柱结构推力轴承的性能。

5 推力轴承的典型及发展

三峡发电机推力轴承采用的是小支柱支撑的双层巴士合金瓦推力轴承, 并采用外循环润滑冷却, 水口推力轴承采用弹性梁双托盘支撑并用内循环润滑冷却。水轮发电机的最重要部件就是推力轴承, 它承载着整个机组大的轴向负荷, 所以整个机组的运转起着决定性的作用的就是推力轴承性能的优劣。随着水轮发电机组推力轴承制造水平的不断提高, 其单机容量不断增大, 已成为制约机组水平提高的主要因素, 以哈电公司为例, 20世纪60年代初就开始了推力轴承的技术科研, 20世纪70年代末就已成立轴承技术研究的专门机构, 形成了集技术设计、科研开发、试验研究于一体的推力轴承体系。以弹性油箱为代表, 其中包括弹性梁双托盘、弹性盘、支柱螺丝托盘和平衡块等推力轴承支柱结构。三峡机组又在1999年完成了巴氏合金瓦推力轴承试验, 随即又在2004年完成了双向推力轴承试验。这些项目所取得的成果为推力轴承的技术进步做出了巨大的贡献, 进一步提高了对推力轴承技术的研究与发展。

6 推力轴承试验台

由以往的试验与各大发电机组运行情况来看, 中小型水轮发电机推力轴承试验研究适宜采用1 000t推力轴承试验台。大中型水轮发电机推力轴承试验研究适宜采用3 000t推力轴承试验台。3 000t推力轴承试验台进行部分改装后还可用于高速试验, 试验时还可同时测量全部瓦的不同半径位置。为了确定推力轴承的损耗程度, 可在某一块瓦和镜板的不同位置上安装温度传感器, 通过测量水温和流量, 来确定其损耗。安装位移传感器, 可以确定总轴向负荷。

7 小结

只有在支撑结构、循环方式等设计和轴承性能的试验方面的研究和发展及具有推力轴承试验台等一些科研设备的前提下, 才能够具备高水平的推力轴承产品开发能力。

参考文献

[1]张鹏顺, 叶宗浩.大型推力轴承的实测及瓦变形的分析和计算[J].国外大电机, 1979, (2) :87-94.

[2]白延年.水轮发电机设计与计算[M].北京:机械工程出版社, 1982.

[3]曲述增.弹性金属塑料瓦的研制和应用[J].东北水利发电学报, 1995, (8) :23-26.

[4]武忠德.水口水轮发电机组推力轴承运行试验[J].国外大电机, 1998, (6) :19-22.

三峡推力轴承 篇6

主油泵是热电厂汽轮发电机组润滑油系统主要设备之一, 它主要由泵轴、叶轮、泵壳、轴瓦、密封环等主要部分组成。热电厂该类型汽轮发电机组的主油泵采用的是单级双吸离心式油泵, 安装于前轴承箱内, 与汽轮机转子采用齿型联轴器连接, 由汽轮机转子通过齿型联轴器直接驱动, 在额定转速时主油泵向汽轮发电机组提供调节保安系统、润滑油系统、顶轴油系统、密封油系统用油。主油泵转子支撑在两个滑动轴承上, 其中调速端 (即机头端) 轴承为径向推力联合轴承, 轴承的大端面为工作推力面。在汽轮发电机组运行中最常见、危害性最大的故障就是主油泵径向推力联合轴承推力瓦块的磨损。

2 主油泵径向推力联合轴承运行现状调查

根据对热电厂某台汽轮发电机组主油泵径向推力联合轴承更换频率的统计, 该机组在一个大修周期内 (4年) 共消耗主油泵径向推力联合轴承6套, 也就是说每套主油泵径向推力联合轴承平均使用寿命最多只有5760小时左右 (包括机组停机检修时间) 。由此可以证明该机组主油泵径向推力联合轴承更换的频率是非常高的。另外通过对更换下的主油泵径向推力联合轴承进行检查分析发现, 更换的主油泵径向推力联合轴承径向瓦和推力瓦非工作面均没有发现磨损痕迹, 测量径向瓦两侧及顶部间隙并与更换时的检修记录相对照, 间隙变化值均很小 (0.05mm以内) 。所有更换的径向推力联合轴承均为工作面推力瓦块严重磨损, 致使主油泵推力间隙超过0.14-0.18mm的标准值, 最严重的一套轴承工作面推力瓦块磨损量达到1.07mm。

因为每次停机检修时均打开前箱盖用百分表对主油泵轴承推力间隙进行值进行测量检查, 并检查齿型联轴器内外齿的磨损情况。当发现主油泵轴承推力间隙超过0.18mm时, 就及时对主油泵径向推力联合轴承进行更换。由于对主油泵径向推力联合轴承推力间隙检查并更换及时没有造成机组停运事故的发生。但这样做会造成生产成本的增加及工作量增大, 也没有从根本上解决主油泵轴承工作面推力瓦块磨损的问题, 机组存在很大的安全隐患, 威胁到整台汽轮发电机组的安全稳定运行。

3 主油泵径向推力联合轴承工作面推力瓦磨损的原因分析

通过对更换下来的旧径向推力联合轴承工作面推力瓦块各处尺寸的详细测量分析, 并查阅2000年以来机组检修记录, 发现所有径向推力联合轴承工作面推力瓦油楔都是按占扇形推力瓦块面积的2/3、扇形推力瓦油楔深为1.0mm来刮研的。而生产厂商技术要求中明确规定主油泵径向推力瓦联合轴承推力瓦油楔尺寸应按占扇形推力瓦块面积的1/3~1/2;扇形推力瓦油楔深为0.50mm。经过分析, 确定造成主油泵径向推力联合轴承使用寿命短的主要原因是由于推力瓦块油楔面积及油楔深度不合理, 远远超过标准值。

主油泵推力瓦沿旋转方向有一定的楔形面即油楔, 如果主油泵推力瓦油楔结构不合理, 在机组启动瞬间就会对推力瓦油膜的形成速度产生一定的影响。若油的循环动力不足, 还可能在推力瓦的出油边形成滞留区和涡流区, 使推力瓦温度升高乌金融化。所以推力瓦油楔形状、油楔深度达不到技术要求, 会造成推力盘和推力轴承的油膜不易建立和油膜破裂, 使推力瓦乌金与推力盘直接接触, 造成工作面推力瓦块乌金的磨损, 使主油泵径向推力联合轴承推力间隙超过标准值, 严重情况下有可能造成推力瓦严重烧损, 乌金脱落。

4 主油泵径向推力联合轴承工作面推力瓦技术改进措施

针对以往主油泵径向推力联合轴承推力瓦块修刮过程中的技术误区, 采取有效的技术措施。首先将新轴瓦防护油脂清洗干净, 用着色法对轴瓦合金进行全面的检查, 应无裂纹、脱胎、密集气孔等缺陷, 复核径向推力联合轴承的各部尺寸, 并且确保推力间隙和径向间隙留有0.10mm研刮余量。用手工研刮推力瓦工作面和非工作面的进油边, 使其面积约占推力瓦块总承力面的1/3~1/2之间。为了有力于形成启动油膜, 推力瓦工作面和非工作面边缘应修研成半径约为1mm圆角。并且推力瓦最外缘应有2.0mm的阻油边, 这样才能保证推力瓦与推力盘之间形成良好稳定的油膜。进油边修出深0.5mm的油楔, 在两个推力瓦块之间开出宽1.5mm, 深1.0mm的溢油口, 同时要求主油泵径向推力联合轴承总推力间隙保证在0.14mm左右, 同时要求推力瓦块接触均匀, 接触面积达到75﹪以上, 各瓦块厚度偏差小于0.02mm。

5 结论

通过对该机组几次停机检修对主油泵推力间检查隙测量结果发现, 技术改进后的主油泵轴瓦推力间隙仍为0.14mm。也就是说主油泵轴瓦推力面运行状态良好, 油膜稳定, 即使在机组启动瞬间也不存在油膜状态不良, 致使轴瓦工作面推力瓦块面磨损的现象。由此可得出结论, 通过对主油泵径向推力联合轴承推力瓦进行修刮技术改进, 并严格按着生产厂商技术要求对轴瓦推力面进行修刮检修, 可延长主油泵径向推力联合轴承的使用寿命, 不仅大大节约了生产设备投入成本, 同时也保证润滑油系统及密封油系统的工作可靠性, 确保了热电厂汽轮发电机组的安全稳定运行, 由此带来的经济效益和安全效益都是无法用简单的经济利益来计算的。

摘要：通过对热电厂因工作面推力瓦块磨损间隙超标的汽轮机主油泵径向推力联合轴承进行分析, 依据《汽轮机设备检修技术》技术要求, 对主油泵径向推力联合轴承的结构特点及工作原理进行系统分析, 找出造成工作面推力瓦块磨损的重要原因, 并结合工作面推力瓦块的结构特点采取有效技术改进措施, 有效的防止了工作面推力瓦块磨损, 延长了热电厂汽轮发电机组主油泵径向推力联合轴瓦使用寿命, 为热电厂汽轮发电机组安全稳定运行奠定坚实的基础。

关键词：轴瓦,径向推力联合轴承,油楔,阻油边,油膜,推力间隙,齿型联轴器

参考文献

[1]郅刚锁, 马希直, 朱均.推力轴承油膜温度场的可视化研究[J].重型机械, 2003 (03) .

[2]潘伶, 张素梅.多排均载推力轴承试验[J].福建农业大学学报, 2004 (02) .

三峡推力轴承 篇7

湖北黄龙滩水力发电厂3、4号水轮发电机是在1974年投产的两台发电机基础上于2002年开工新建的,2005年先后投运,是两台SF170-48/11370型半伞式水轮发电机。自投运后不久就出现推力轴承瓦温度计引线断线缺陷,虽然利用发电机大小修对温度计引线先后进行了4次打开推力油盆处理,但均在处理之后不久就又出现断线,某次推力瓦温度计引线处理前3、4号机推力轴承瓦测温点显示情况分别如表1、表2所示。

从表中可以看出,3、4号发电机推力瓦温度计都大量存在引线断线问题,而发电机的推力轴承瓦温是直接作用于机组停机,这些温度量能否正确显示,直接关系着发电机的安全稳定运行。该发电机形式为半伞式,推力油盆处在发电机转子下方,在发电机未吊转子情况下,空间狭小,工作人员无法站立,更换处理推力瓦温度计引线断线时,只能长时间跪在冷却器上工作,就连拆卸油盆盖等工作都须全靠人力抬。唯有对推力瓦温度计引线断线原因进行彻底分析、处理解决,方能提高本厂的安全生产能力和减轻工作人员沉重的工作压力。

2 原因分析

2007年年初和年末的两次C级检修,工作人员在极度艰难的条件下,均打开推力油盆对完全断掉的引线更换新的电缆并重新焊接,重新包扎固定。但运行后不久又再次出现断线,导致温度量无法正常上送。断线可能由以下原因造成:

(1)机组投运时的温度计引线电缆因推力油酸性过高被腐蚀粉化而开路后,检修时仅采取修复或更换参照原电缆型号采购的新电缆。把这些电缆在酸值为0.1mgKOH/g的推理油里进行耐油试验,发现其耐油性和耐温性均不高。

解决方法:选用耐酸碱度强和耐高温的电缆取代过去耐油性和耐温性均不高的电缆。

(2)推力瓦Pt100铂电阻温度计尾端的航空插座与引线航空插头加工不够精细或使用几年后结构不够紧密,在发电机运行状态时,在机组的振动和推力油在油盆内高速旋转的双重作用下,偶有振摆使其锁扣退丝,造成触头接触不良或脱落(3号发电机1个、4号发电机2个)。

解决方法:更换接触紧密、锁扣较好的航空插头和插座,或在原有航空插头、插座锁扣的基础上增加防其退丝、脱落的措施。

(3)推力轴承冷却器是由红铜管内部通水,而红铜管较软不宜作为温度计引线电缆的固定点,所以从推力轴承瓦温度计至推力轴承冷却器支腿处约50cm的温度计引线电缆没有可靠的固定点,而处于悬空状态。发电机运行时产生的振动和油盆内高速旋转的油浪使温度计引线电缆承受着重复冲击的机械力作用,造成电缆内部导线断裂或直接从航空插头尾部斩断。

解决方法:避免温度计引线电缆的悬空状态或尽量缩短其悬空部分的长度和增强航空插头出线孔处引线电缆的机械强度。

(4)原使用的GE温度巡检仪发热量大,而GE温度巡检仪所在的机组监控A屏柜内通风不好,造成柜内温度过高(柜内41℃、柜外28℃),在监控上显示的部分温度量值与测量屏柜上测温表头(监视的测点多为动作停机的重要点)上显示的温度量值偏差较大,最大偏差值能达到+10℃。

解决方法:更换发热量较小的温度巡检仪或改进机组监控A屏柜内的通风冷却效果。

3 断线处理优化

如果要消除温度计引线断线的缺陷,最简单的办法就是采用一体式温度计,即温度计和引线电缆一体,无接头、全封闭且电缆内带铠,保证电缆有足够的机械强度。但一个温度计报价就达1万元,一台发电机推力轴承瓦有20个温度计,就需要20万元,耗资远远超过预算。结合上述原因分析,寻求既经济又简易的解决措施:

(1)更换全部推力温度计引线,采用KHFRP3x0.5型耐油耐温镀银多股软铜线的电缆,每米80元,20个推力瓦温度计引线电缆引出推力油盆约共需200m。电缆采用焊接在航空插头的方式,尽量少地剥去电缆保护层,并在剥开保护层焊接的线上加装黄蜡管,再将剥开的5cm电缆保护层(具有较强机械强度)包在套有黄腊管的引线上,穿出航空插头盖,用塑料扎带扎牢,既充实了航空插头的线孔,隔绝电缆绝缘层和导线与推力油的接触,起到耐油保护作用,又增强了航空插头出线电缆处的机械强度,避免电缆从航空插头尾部斩断的可能。

(2)推力瓦温度计的航空插座和温度计是一体式的,更换航空插头、插座,就必须连同温度计一起更换,20个温度计要2万多的开销,况且这些温度计一直运行工作正常,误差也在标准范围内,废弃确实可惜。如果将航空插头与插座对接、锁扣后,再用白布带将插头及插座缠绕包扎牢固,使插头和插座没有活动的余量,即可防止在运行时机组振动和油盆内高速旋转的推力油作用,杜绝航空插头插座退丝、脱落现象的发生。

(3)为了缓解引线电缆在航空插头尾部线孔处直接所受的油浪冲击力和机组振动的切力作用,将引线电缆回转5cm到温度计本体上,用白布带缠绕包扎固定,连同具有较强机械强度的电缆保护层一起,大大减少了引线电缆在航空插头尾部被斩断和内部断线的发生几率。

改进航空插头尾部至推力轴承冷却器之间的悬空部位走向。在处于推力轴承冷却器正上方的推力分油板(环氧树脂板质)上加装一组温度计引线电缆的线卡,将温度计引线电缆在推力轴承冷却器分油板上拉直、拉紧固定,再顺至最近的推力轴承冷却器底部的支腿上用白布带缠绕包扎牢固,之后沿着油盆底部在推力轴承冷却器底部的支腿上固定,顺出推力油盆。如此,温度计引线电缆无固定支撑的悬空距离减至20cm左右,并拉直、绷紧了引线电缆,减小了引线电缆在推力油盆内油浪重复冲击作用下的受力长度和摆动幅度。

(4)将温度过高的GE温度巡检仪现地监控A柜柜门敞开并放置一台落地风扇进行吹风,监控显示温度量值误差依然很大。于是将发电机现地监控A柜内的两套GE测温装置更换为南瑞生产的SJ-40C型温度巡检保护装置(因测点较多,一套设备不够用,每套12000元),最大限度利用原系统的温度计、测温表头和通信设备。只更换两套温度巡检仪,极大地降低了柜内温度,改善了柜内设备的运行环境,保证了整个发电机三大轴承和定子的所有测温点数据得以更准确接收、上传和显示,使整个系统的准确性、稳定性、可靠性提升到一个新层次。

2008年2月和2009年3月,工作人员利用3、4号发电机机组B级检修的机会,分别对两台发电机的推力轴承瓦温度计引线和测温装置按上述方法进行了处理。每台机推力轴承瓦温度计引线更换处理下来仅1.6万元,加上更换的两套温度巡检保护装置2.4万元,共花费4万元。而推力轴承瓦的18个温度量及2个油槽温度量,共计20个温度量都能实时准确地传输,温度巡检装置也能稳定、可靠地接收这些温度量,整个系统稳定运行至今,正确率达到100%。

参考文献

[1]乐再元.几种支承结构钨金瓦推力轴承的试验对比分析[J].东方电机,2002,(01)