水輪發電機組推力軸承散熱系統研究綜述

張 楊

（中國電建集團西北勘測設計研究院有限公司，陜西 西安 710065）

0 引言

隨著現代水力發電技術的不斷進步，大型與巨型水輪發電機組的應用不斷增多，對電網的穩定、安全、可靠運行的影響日益增大，要求機組的運行穩定性必須得到保證。水輪發電機組的推力軸承是保證機組安全穩定運行的重要部件，承擔的載荷往往比較大，在實際生產運行過程中，因為機組偏心、軸承散熱系統油路循環不合理、潤滑油油質劣化等因素引起軸承系統散熱不良、造成軸承瓦溫過高甚至燒損的現象時有發生，不僅直接影響了推力軸承的使用壽命，還給電力安全生產帶來了嚴重的威脅。

葛洲壩二江電廠1號機組在并網送電時曾發生推力瓦溫過高的情況，造成1號機開關自動斷開，機組與電網解列，停機后對推力軸瓦進行檢查，發現瓦的徑向中部造成了嚴重燒損，根據巡檢記錄，有14塊瓦的溫度越限[1]；2015年云南梨園發電公司新投運的型號為SF600-64/16880的水輪發電機推力軸承經過長時間滿負荷運行，推力軸承的瓦溫超出了技術合同允許值，油溫超出了報警值，嚴重影響了機組的供電可靠性[2]；三峽左岸電站6臺VGS機組推力軸承均為外循環冷卻方式，在夏季高溫時，即使推力軸承油冷卻器全部投入運行，也會出現達83℃的高溫，通過仿真計算發現，冷卻器的容量未達到設計要求，2003年對推力軸承油冷卻器的結構進行了改造，采用針刺管型冷卻器并增加了冷卻水管個數，才使得平均油溫和瓦溫得到了降低[3]。實踐證明，大型水輪發電機推力軸承的可靠性最低，它的故障占水力機械總故障率的55%～70%[4]。國家電網2012年開始執行的新的《國家電網公司安全事故調查規程》中，也把發電廠發電機組軸瓦燒損定為六級設備事件[5]。因此，如何提高推力軸承散熱系統的散熱性能，顯得日益重要。

1 推力軸承的潤滑冷卻方式

水輪發電機組推力軸承的潤滑冷卻可分為內循環冷卻方式和外循環冷卻方式兩種。內循環冷卻系統。推力軸承和油冷卻器安裝在同一油槽內，潤滑油依靠軸承轉動部件的旋轉在軸承和冷卻器之間流動，由冷卻器中的冷卻水把軸承損耗在潤滑油中的熱量帶走，保證推力軸承在熱平衡的狀態下，油溫在規定的溫度下運行[6]。利用油槽內油的粘滯作用和對流換熱形成回路。

外循環方式中，推力軸承安放在油槽內部，油冷卻器安放在油槽的外部，外循環動力的方式又分為自身泵與外加泵[7]。我國采用內循環冷卻的機組有葛洲壩、巖灘、五強溪等水電站，采用外循環冷卻的機組有三峽、寶泉、白蓮河等水電站。

2 推力軸承國外研究概況

從19世紀末水輪發電機出現時起，推力軸承的承載能力曾一度制約著水電機組單機容量的增長，直到20世紀初期，分塊瓦的Kingsbury推力軸承的出現，才使得水輪發電機組的單機容量有了較快的增長[8]。

推力軸承的發展研究主要有物理和機械性能的研究、潤滑性能計算分析和試驗[9]。在推力軸承承載能力的研究方面，W.F.Hughes研究了油流慣性與靜壓推力軸承性能之間的關系，結果表明油流慣性對推力軸承的承載性能有較大的影響。印度學者V.K.Kapur和Kamlesh Vermal在對平行平板階梯軸承進行研究時還考慮了溫度和慣性力對軸承壓力分布和承載能力的影響。N.Ganesan和T.Jayachandra Prabhu用線性三角單元有限元法對圓形腔圓錐靜壓推力軸承的承載能力進行了深入研究，并考慮了油流慣性的影響，而且用試驗對結論進行了驗證，試驗值與理論值吻合較好[10-16]。

對支撐較重軸向載荷的推力軸承，當油膜厚度經受高壓和高溫時，推力軸承容易發生過多的熱彈性變形，從而導致軸承故障。針對這種情況，Najar F A和Harmain G A通過在巴氏合金軸瓦瓦面下方埋設冷卻水管路來降低油膜溫度，然后采用有限差分法求解雷諾方程、能量方程和廣義傅里葉熱傳導方程對此結構軸承進行數值模擬，結果表明冷卻回路基本合理，與傳統冷卻系統相比，軸承整體溫度顯著降低[17]。Akbarzadeh P.開發了一種熱力學數值計算程序，用于對水電站中具有穩定載荷的可傾瓦推力軸承的計算，對雷諾方程和油膜潤滑中的二維能量方程分別通過具有連續過松弛方案的中心差分技術和反向差分與迭代技術來求解。該計算程序考慮到了潤滑劑粘度隨溫度的變化和軸瓦的變形，計算結果可以揭示軸瓦數量、預載荷因子、轉速對軸承性能的影響[18]。LimingZhai、YongyaoLuo等人在考慮粘度-溫度效應的前提下，把用于油膜的3D CFD模型和用于軸瓦和鏡板的3D FEA模型結合起來，對抽水蓄能機組中的雙向推力軸承進行了數值模擬，預測了軸瓦和鏡板的變形，以及油膜厚度、壓力、溫度的分布，揭示了油膜中產生的高壓和高溫的原因以及鏡板的轉速對潤滑特性的影響，并在優化設計中提出推力載荷應該與油膜溫度和壓力平衡的建議[19]。E.Walicki和M.wasilczuk分別分析了軸承壁面多孔性對油流場壓力分布的影響以及推力軸承二維和三維流動，得到了速度、油膜厚度、溫度分布規律[20,21]。

伊泰普水電站水輪發電機推力軸承外徑520cm，總的推力負荷約3 600 t，在實際運行過程中軸承損耗過大，Piotr Pajaczkowski和Michel Spiridon等人為了提高伊泰普水電站推力軸承的運行效率，進一步減少損耗，對推力軸承結構進行了優化設計，并在推力軸瓦表面添加PolypadTM涂層這種現代聚合物涂層材料，使得推力軸承可以在更高的溫度和更低的油膜厚度下運行[22]。

在對推力軸承潤滑性能的試驗研究方面，可用電阻法、電容法、光纖傳感器法、電渦流法等來測量彈性流體動力潤滑油膜厚度[23]。Glavatskih S B.，Reddy D S K等人采用多個熱電偶記錄了水潤滑推力軸承瞬態運行和穩態運行時的水膜溫度，并進行了分析比較[24]。UusitaloOS和Glavatskih SB用電渦流傳感器對傾斜瓦推力軸承的油膜厚度與溫度進行了監測，并對傳感器設計、校準程序的準確性和敏感性進行了描述[25]。為了使推力軸承潤滑性能的研究與實際運行情況更加符合，研究人員在考慮溫度對潤滑性能影響的前提下，利用熱彈流分析理論，對不同油膜溫度分布模型進行了分析。Elrod和Brewe等人通過勒記德多項式溫度輪廓近似法模擬油膜溫度場的分布來研究流體動壓推力軸承的潤滑性能[26]。Sharma和Pandey評估了勒記德多項式溫度輪廓近似法和拋物線多項式溫度輪廓近似法所得結果的精確性，認為勒記德多項式溫度輪廓近似法的數值解更加符合實際工況[27]。

3 推力軸承國內研究概況

我國的哈爾濱電機廠和東方電機廠的推力軸承設計制造技術代表了國內水輪發電機推力軸承的水平。以哈爾濱電機廠為代表，我國從20世紀60年代初期開始對推力軸承技術進行研究與試驗，經過多年的發展，形成了科研開發、技術設計、工藝、試驗研究等有機結合的推力軸承科研開發體系[28]。我國水輪發電機組推力軸承巴氏合金瓦已經應用了多年，隨著機組單機容量和推力負荷的增大，為解決鎢金瓦推力軸承在電站運行中的欠缺，1989年我國進行了彈性金屬塑料瓦的研制，1990年第一套100 t級彈性金屬塑料瓦投入運行，1997年，我國成功研制三峽6 000 t級彈性金屬塑料瓦推力軸承，并完成了全尺寸模擬試驗，取得了大量可靠的數據[29,30]。在設計技術上，哈爾濱電機廠自主開發了水輪發電機組推力軸承潤滑性能計算分析軟件TBearing/ANSYS，可以準確地計算鏡板推力頭的變形。

在對推力瓦型面的研究方面，李忠、王風才、袁曉陽等人提出了適用于推力軸承的螺旋面扇形瓦，并對其熱動力潤滑性能進行分析，最終發現螺旋面扇形瓦具有承載能力大、油膜厚度大、溫升較小、粘性耗散較小、制造加工容易等諸多優點，可以很好地取代平面扇形瓦[31]；陳志瀾、王海林等人以三峽水輪發電機推力軸承為研究對象，利用瓦面二次曲面數學模型和三維熱彈流潤滑性能分析軟件，對橫彎形面、反橫彎形面、馬鞍形面、平面形面、圓柱形面、球形形面6種瓦面形面推力軸承的最大油膜壓力、最高油膜溫度、最小油膜厚度等進行了數值計算，通過比較分析計算，對三峽水輪發電機推力軸承進行瓦面形面多目標優化設計，提高了軸承的潤滑性能[32]。

在推力軸承潤滑性能的研究方面，武中德[33]開發了一套二維TEHD有限元程序，通過有限元法聯立求解油膜厚度方程、能量方程、溫粘關系方程和雷諾方程，并用結構有限元程序ADINA對推力瓦和鏡板推力頭進行熱彈變形分析；張艷芹、陳瑤、范立國等人利用數值模擬的方法，在轉速、油腔深度、油腔面積相同時針對重型靜壓推力軸承橢圓形、扇形、工字形、矩形4種形狀的油腔研究了間隙油膜的壓力場，分析了4種油腔的壓力分布規律，對油腔結構進行了優化[34]；盧德平對內循環抽屜式冷卻器推力軸承、內循環立式冷卻器推力軸承、鏡板泵外循環推力軸承、導瓦泵外循環推力軸承和外加泵外循環推力軸承5種不同結構推力軸承油槽內部的流場特征進行對比分析，得到推力軸承承載力與間隙形狀、間隙尺寸、轉動部件轉速之間的關系以及相同間隙不同結構推力軸承承載力的變化，對推力軸承的結構進行了優化設計[35]。

20世紀70年代以來，東方電機有限公司在推力軸承冷卻方式方面進行了大量的科研工作。一方面在內循環結構中，轉動部件上開孔促進油路循環改善，采用散熱性能好的翅片管冷卻器代替光管冷卻器；另一方面對推力軸承外循環冷卻系統進行研究，完成了烏江渡外加泵外循環和龍羊峽自身泵外循環系統的研制，并將這一成果應用于寶珠寺175 MW和李家峽400 MW水輪發電機組推力軸承設計中[36]。國內一些水電廠的運行實踐也為推力軸承油循環冷卻系統性能的研究積累了許多寶貴的經驗。例如，水布埡電廠水輪發電機推力軸承采用自身鏡板泵外循環冷卻方式，機組投運以來，3、4號機組推力瓦溫運行溫度70℃左右，與全國同類型推力瓦溫相比偏高，研究表明，瓦溫偏高與進、出油邊油膜厚度比有關，對油循環冷卻系統進行改造時在瓦面上預加工出型面，增大了進、出油邊油膜厚度比值，提高了瓦的周向傾角，提高了軸承的承載能力，改造后推力瓦溫和平均瓦溫持平，達到了預期效果[37]。三峽左岸VGS機組推力軸承在設計時采用彈簧束支承，油槽容積較小，油冷卻器換熱能力偏小，造成推力軸承瓦間油溫比其他部位高4℃左右，針對左岸推力軸承存在的不足，東方電機廠在設計右岸推力軸承時，增大了推力軸承油槽的尺寸，提高了外循環冷卻器的換熱能力，通過加大瓦厚度、瓦間距、瓦塊徑向寬度等措施提高推力軸承的承載能力，改進了推力軸承油循環冷卻路徑，最終使得在相近的運行油溫下，右岸推力軸承平均瓦溫、最高瓦溫與左岸推力軸承相比均降低7 K以上[38]。

4 推力軸承散熱系統的數值模擬

水輪發電機組推力軸承散熱系統（油循環冷卻系統）的油循環是一個比較復雜的問題，目前尚沒有較完整的試驗數據，難以準確定量地計算，通常根據經驗估算確定[39,40]。按照經驗與規范，在常規設計中，軸承系統安全系數裕度較大，往往引起不必要的浪費。目前，針對火電廠空氣冷卻系統方面的散熱研究成果比較多，而針對水電廠軸承油循環冷卻系統方面的數值模擬研究成果較少，隨著計算機技術的發展，目前可以采用現代流場計算分析Fluent軟件對推力軸承油循環冷卻系統進行數值模擬，對以往的生產實踐經驗進行校正。

對推力軸承油循環冷卻系統中潤滑油的數值模擬，既需要通過獲得潤滑油的速度分布和壓力分布來判斷潤滑油的流態情況和軸瓦受力情況，又需要通過獲得潤滑油的溫度分布來判斷散熱系統的散熱性能，而潤滑油的速度場、壓力場、溫度場又互相影響，這就涉及到三維實體、流場和溫度場的耦合分析，其難點在于計算很難收斂，而且需要占用大量的計算機資源，對計算機的配置要求很高，大量的時間都花費在模型的簡化以及網格的劃分上，工作繁重，技術難度比較大。由于推力軸承油槽內的油流場具有周期性變化的特點，在結合電站具體參數建立推力軸承的模型時，可以建立模型的1/Z（Z指推力軸瓦個數）進行分析，從而減少網格數目，降低計算量。

采用Gambit或者ICEM建立推力軸承的物理模型，對建立好的模型進行網格劃分之后，在Fluent中選擇合適的算法、設定初始條件和邊界條件、添加湍流模型對潤滑油的連續方程、動量方程、能量方程

進行求解，獲得潤滑油的速度、壓力、溫度分布。（1）連續性方程

式中：ρ是油的密度；

t是時間；

ux、uy、uz分別是速度矢量在直角坐標系

x、y、z方向上的分量。

（2）動量方程

動量守恒定律是任何流動系統必須滿足的基本定律，該定律實際上是牛頓第二定律，在流體力學中進一步表示為Navier-Stokes方程：

式中：ρ是油體微元上的壓力；

Su、Sv、Sw是 動 量 方 程 的 廣 義 源 項 ，

Fx、Fy、Fz是微元體上的體力，若體力只有重力，且 z軸豎直向上，則有 Fx=0，Fy=0，Fz=-ρg。一般而言，sx、sy、sz是小量，其表達式如式（5）至（7）所示：

對于粘性為常數的不可壓縮流體，sx=sy=sz=0。

（3）能量方程

寫成展開形式為：

式中：cp是油的比熱；

T是油溫；

k為油的傳熱系數；

ST為油的內熱源及由于粘性作用油的機

械能轉換為熱能的部分，簡稱為粘性耗散項。

推力軸承油循環冷卻系統中油的傳熱方式屬于對流傳熱。對流傳熱是指流體流過一個物體表面時流體與物體表面之間的熱量傳遞過程。冷卻器管內通入冷卻水，在分析過程中將水看作低速不可壓縮流體，在假定油流沒有相變的基礎上，對控制方程進行求解。

通過上述方法，可以對不同支承結構的推力軸承油循環冷卻系統進行數值模擬，并比較不同支承結構推力軸承油循環冷卻系統的散熱性能；可以對不同推力瓦塊數的同一類型推力軸承油循環冷卻系統進行數值模擬，從而確定最合適的推力瓦的個數；可以改變各冷卻器的布置間距對推力軸承油循環冷卻系統進行數值模擬，來確定合適的冷卻器布置形式；可以對不同工況下某一確定的推力軸承油循環冷卻系統進行數值模擬，來研究該推力軸承油循環冷卻系統的流態特征和散熱性能，為推力軸承油循環冷卻系統結構改進和安全穩定運行提供合理建議。

5 結語

自20世紀初以來，在推力軸承的承載能力、潤滑性能的試驗、推力瓦型面的研究等方面取得了大量的研究成果，推動了推力軸承技術的發展，也促進了水電機組單機容量的增長，但在推力軸承油循環冷卻系統內部流場性能，特別是散熱性能的研究方面成果還比較少，隨著計算機技術的發展，這將成為一個重要的研究方向，不僅有助于我們進一步了解推力軸承油循環冷卻系統的散熱性能，而且對冷卻器的結構改進、機組的穩定運行以及同類型電站的安裝檢修都具有重要參考價值。

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