水輪發電機推力軸承安裝調整的穩健性評估

吳紅光，胡豐

(五凌電力有限公司掛治水力發電廠，貴州 錦屏 556700)

0 引言

推力軸承被稱為水輪發電機的心臟，其性能的好壞對發電設備的運行可靠性影響極大，為保證機組的安全穩定運行，推力軸承應能在機組啟動過程中迅速建立油膜，在各種負荷工況下保持必要的油膜厚度，軸瓦受力均勻、變形量小，軸承損耗低、溫升正常，循環油路暢通、冷卻效果好[1－4]。推力軸承的這些性能與其材料、結構及安裝調整質量都有著密切聯系[5－7]。

按軸瓦材料不同，推力軸承可以分為巴氏合金瓦和彈性金屬塑料瓦，而支承結構形式除了常見的剛性支承、液壓彈性油箱、平衡塊、彈簧束(簇)外，還有彈性圓盤式、彈性桿式、支點加彈性梁式、多盤多線式、壓縮管式等。對于各種支承形式的推力軸承，其安裝調整要求也不盡相同，國家、行業標準主要明確了剛性支承式、液壓支承式推力軸承的相關要求；對于其他支承結構的推力軸承，其安裝調整大多參照設計制造單位的要求進行[8－9]，尚沒有統一的規范標準，因此，相關問題值得進一步探討。

1 項目介紹

某電站安裝有三臺單機容量為50 MW的立式水輪發電機組，發電機為傘式結構。推力軸承安裝于下機架中心體上的軸承油槽內，設有12塊扇形彈性金屬塑料推力瓦，采用彈性圓盤支承形式，由上、下兩個彈性圓盤組成，屬于單支點彈性支承結構。與其他彈性支承形式相比，該結構具有形狀尺寸小巧、結構簡單、檢修拆裝方便等優點，軸瓦與彈性圓盤為面接觸，可有效減小瓦面受力后的變形。

運行多年后，在推力軸承檢修時發現所有軸瓦瓦面磨損過度，甚至發生釬焊層脫開，機組的安全運行無法保證，電站決定更換推力瓦。查閱機組投產時的推力軸承安裝作業指導文件，其中明確要求了推力軸承安裝后，應保證12塊推力瓦的組合高度一致，最大偏差不得超過0.02 mm。但現場進行推力瓦更換時無法滿足上述要求，12塊推力瓦組合高度的最大偏差達0.06 mm，而要保證滿足原指導書要求，必須重新加工修配彈性圓盤，延誤檢修進度，造成經濟損失。

該電站推力軸承的主要結構如圖1所示，推力瓦及上、下彈性圓盤共12組，均布于下機架中心體內，機組運行中轉動部件的全部重力及軸向水推力通過鏡板—推力瓦—彈性圓盤—下機架傳遞到混凝土基礎。

圖1 推力軸承主要結構

要使各軸瓦受力相等，應保證各組推力瓦與相應上、下彈性圓盤的組合高度一致，在這種理想條件下，當發電機以最大推力負載1 020 t運行時，推力軸承潤滑計算結果見表1。

在彈流分析中，瓦面相對于滑動表面的變形已納入計算范疇，油膜厚度是衡量推力軸承好壞及其使用限度的最主要因素。在經典潤滑分析中，通常認為油膜厚度應不低于0.03 mm，否則推力瓦與鏡板之間可能發生混合摩擦、邊界摩擦等嚴重問題。由表1可知，若以0.03 mm為危險油膜厚度，最小油膜厚度約有0.02 mm的安全余量，相關作業指導書提出要求各推力瓦組合高度偏差應不大于0.02 mm。

表1 推力軸承潤滑計算結果

對推力軸承運行參數的穩健性評估結果表明，對于彈性支承式推力軸承而言，支承結構的安裝調整偏差對關鍵參數的影響是有限的，通過掌握相關耦合參數的變化機理，可以適當放寬對彈性支承式推力軸承的安裝調整要求，同時也能夠保證機組的安全穩定運行。而加工修配支承結構的方法，既耽誤檢修工期，又影響經濟效益。

2 關鍵參數的穩健性評估

穩健性原則是統計學中的一個專門術語，20世紀70年代初開始在控制理論的研究中流行起來，用以表征控制系統對特性或參數擾動的不敏感性，在系統的可檢測性等基本要求得不到滿足時，幫助設計出更好的決策規則，是保證系統可靠運行的重要技術手段[10]。將其引入發電設備可靠性評估，對某一措施(包含不采取任何行動)的可行性作穩健性評估，其原則是當該措施可能導致某些難以確切描述的后果時，應當選用樂觀程度最低的后果作為分析依據，用以評估該措施是否可行[11]。

2.1 關鍵參數的穩健性求解

立式水輪發電機的安裝，要求承重機架水平、鏡板水平，如圖2所示，在發電機運行中，鏡板到承重機架之間由潤滑油膜、推力瓦、支撐結構傳遞受力，由于承重機架與鏡板平行，所有推力瓦的承壓組合高度C一致，僅與推力負載有關，定義如下:

圖2 承壓組合高度分析

式中，H－X為推力瓦和支撐結構壓縮后的高度；h為油膜厚度。

在推力軸承彈流分析的理想工況下，各推力瓦初始組合高度H0完全一致，帶負載運行后組合高度的壓縮量X0、油膜厚度h0均一致，設為:

對水輪發電機而言，一般來說，出力越大時推力軸承總負載越高，推力瓦安全系數越低；在推力軸承總負載最大時，對各分塊瓦而言，初始組合高度最大的，其分擔的推力負載最大，油膜厚度最小，失效可能性最大。對組合高度較大的推力瓦，相關定性分析如下，以彈流分析的理想條件為參考基準，若該瓦組合高度增加ΔH，單塊瓦受力變大ΔF，其壓縮量將增加ΔX，油膜厚度減小Δh，式(1)可以改寫為:

根據式(1)、式(2)，在非理想工況下，推力瓦組合高度壓縮量及油膜厚度的變化滿足以下關系:

對于多分塊瓦的推力軸承而言，在單塊瓦組合高度增加ΔH、受力增大的情況下，其他推力瓦的受力都將略微減小，相應的瓦變形量減小、油膜厚度增大，使得推力瓦的承壓組合高度略微增大，即:

根據材料力學的一般分析，在受力發生變化的小幅度范圍內，結構變形量基本與受力變化呈正比，推力軸承組合高度的壓縮量與受力ΔF的變化關系可以擬合為:

式中，E為壓縮剛度，即推力瓦的支承剛度。

推力軸承運行中，油膜壓力會隨著油膜厚度的減小而急劇增大。傳統流體動壓潤滑理論認為，油膜壓力與油膜厚度的平方成反比，最新的理論研究及試驗數據均表明，油膜壓力F基本與油膜厚度h的n次方成反比，1

對結構受力及油膜厚度的耦合關系求導得:

因此，當推力瓦及支承結構受力發生小幅度變化時，其油膜厚度的變化滿足下式:

將式(5)、式(6)代入式(3)中求解得:

由于:

對于彈性支承結構的推力軸承而言，機組運行中，支承結構的壓縮量X遠大于油膜厚度h。

因此:

由式(4)、式(11)可以推導以下穩健性關系:

根據式(12)、 (13)，在式(7)—(9)的基礎上，對推力軸承運行參數的變化作穩健性求解:

應當明確，以上計算是針對各參數平均值的求解，實際上，由于推力瓦受力增大，軸瓦的變形使得高壓油膜作用區域增大。這種變化對于最大壓力峰值的增加和最小油膜厚度的減小均有一定的抑制作用，尤其是對于彈性金屬塑料瓦。由于瓦面層是由銅絲彈性復合層組成的，瓦面的壓力變形與瓦體的壓力變形、軸瓦的溫度變形大體上方向相反，兩者的變形能相互抵消一部分，因而減小了推力瓦的綜合變形，改善了推力軸承運行性能，這些特性使得極限參數的實際變化幅度小于上述計算結果[13]。顯然，在穩健性原則下，可參照上述計算對極限參數進行評估。

2.2 關鍵耦合參數評估

分析式(14)—(16)可以得到以下結論:對于彈性支承式推力軸承，以彈流分析的理想工況為參考基準，當某瓦組合高度增加時，支承結構壓縮量的增大值近似等于組合高度的變化值；軸瓦及支承結構的受力變化與壓縮量變化趨勢一致；最小油膜厚度的減小量遠小于組合高度的變化值，并與支承結構的剛性系數成正比。這表明，軸瓦支承剛度越大，油膜厚度變化越大，也說明了在維持瓦面潤滑所必要的油膜厚度方面，彈性支承結構能夠起到更好的作用。相對而言，在剛性支承結構的推力軸承中，對于受力較大的推力瓦，其潤滑油膜更容易被破壞。因此，有必要采取更加嚴苛的安裝調整措施，以保證各分塊瓦受力均衡、油膜潤滑可靠[14]。

以該電站彈性圓盤支承式推力軸承為例，相關結構設計參數見表2。

表2 推力軸承結構設計參數

推力軸承在設計運行的額定工況下，對于各分塊瓦，支承結構的總壓縮量X0約0.83 mm，對應推力負載F0為85 t，若單瓦組合增加高度ΔH＝0.06 mm，支承結構的壓縮量及推力負載增加幅度κ約7%，遠低于一般結構設計的安全限值，單從結構力學方面來說，這個變化基本可以忽略不計。

在推力軸承的油膜潤滑方面，根據式(15)，最小油膜厚度的減小量遠小于0.06 mm，以彈流潤滑計算的理想工況為參考基準，非理想工況下，精確計算如下:

根據表1，彈流計算工況的最小油膜厚度h0為0.046 mm，當n取值1時，得油膜厚度減小量的最大值:

以上述變化為參考，計算非理想工況下的最小油膜厚度:

該值仍明顯大于0.03 mm的危險油膜厚度，說明推力軸承的油膜潤滑是沒有問題的。需要指出，以0.03 mm為危險油膜厚度是基于實踐經驗積累的保守值，該值依然是有一定安全裕度的，該安全系數為推力軸承危險油膜厚度與許用油膜厚度的比值，若許用油膜厚度減小，該安全系數也會增大，能夠進一步保證軸承運行的可靠性。這可以通過采取某些措施去實現，如改善推力鏡板和推力瓦的表面粗糙度、提高潤滑系統的用油品質等。

由上述參數的變化關系可知，在對非理想工況的穩健性分析中，單瓦推力負載及最小油膜厚度的相對變化幅度均不超過組合高度的偏差量與額定負載下支承結構的壓縮量之比，該值可以參照?水輪發電機組推力軸承、導軸承安裝調整工藝導則?中，進行推力瓦受力調整的要求，不超過10%即可[9]；對于最小油膜厚度較大的場合，該值甚至還可以進一步上浮。就該電站的具體情況來看，組合高度的偏差按不超過0.08 mm控制是相對穩健的。

2.3 其他重要耦合參數評估

在推力軸承的潤滑分析中，最小油膜厚度是評估軸承能否正常運行的最關鍵參數，該參數直接決定了軸承能否避開邊界摩擦、混合摩擦，保證其運行于流體內摩擦狀態。當軸承處于流體內摩擦狀態時，油膜壓力、油膜溫度也是影響軸承結構運行可靠性的重要參數。

當推力瓦的安裝調整存在偏差時，基于某些瓦負載的略微增加，平均油膜壓力也會上升，但軸瓦本身的變形會使高壓油膜作用區增大，因此，峰值壓力上升很小。特別是對彈性金屬塑料瓦而言，其綜合變形的特性使峰值壓力的上升幅度極為有限。

對于不同的推力軸承而言，軸瓦的運行溫度是由軸承周速、負荷、冷卻循環方式與散熱能力等因素決定的。油膜溫度固然是影響推力瓦運行性能的重要因素，但在其他條件基本不變的前提下，主要是油膜厚度、軸瓦變形量等內在因素相互作用的結果，因此，在類似情況下可不以溫度作為限制軸瓦運行的參數[6]。

該電站推力瓦更換前后，機組運行中相關溫度參數見表3，數據證明，各軸瓦的平均溫度和最大偏差溫度完全可控。

表3 機組運行中推力瓦溫度 ℃

3 結語

水輪發電機推力軸承的支承結構類型繁多，相應的安裝調整工藝要求也不盡相同，本文以某電站彈性圓盤支承式推力軸承為例，采用穩健性處理方法，定量求解支承結構受力、潤滑油膜厚度等關鍵參數與安裝調整偏差的關系，分析支承結構的剛度對相關參數變化的影響，并對推力軸承安裝調整的可靠性進行技術把關，達到縮短檢修工期、降低檢修成本、提高發電效益的目的。

大中型水輪發電機的推力軸承普遍采用彈性支承結構，由于該類結構的支承剛度相對較低，具有良好的自調節能力，其安裝調整應當充分結合實際條件(主要考慮軸承的支承剛度及最小油膜厚度)，不宜過分嚴苛，做到在保證設備安全可靠的前提下，盡可能地減少成本投入[15]。本文采用的穩健性評估方法，對類似問題的分析與處理，具有借鑒意義。