仙游抽水蓄能推力瓦磨損拉傷原因深度分析與處理

孔令華，李向陽，莊堅菱，曹景偉，王正偉

(1.福建仙游抽水蓄能有限公司，福建 莆田 351267；2.清華大學能源與動力工程系，北京 100084)

0 前言

國家能源局在 《抽水蓄能中長期發展規劃(2021-2035年)》[1]中提出要在2030年實現抽水蓄能投產總規模1.2×108kW的目標。抽水蓄能機組向著高水頭、大容量、變轉速的趨勢發展。推力軸承作為抽水蓄能機組的關鍵設備，承擔了機組的軸向載荷，對機組的安全穩定運行起到了關鍵作用。國內外很多科研人員對推力軸承的潤滑性能開展了深入研究[2-6]，現在已經突破了百萬千瓦機組的推力軸承設計技術[7]。盡管如此，國內外仍然有多個電站發生了推力軸承碰磨事故[8-15]。因此，對推力軸承潤滑性能進行深入的分析，可為我國抽水蓄能機組的設計提供指導。

在實際運行中，推力軸承通過在鏡板和推力瓦之間形成微米級厚度的油膜，承擔整個機組的軸向載荷[16]。推力軸承的承載能力受到支撐形式、結構熱彈變形等多個因素的綜合影響。若無法形成足夠厚度的油膜，極易發生碰磨事故[17]。對推力軸承潤滑性能的分析，需要考慮潤滑油的流動特性和結構的熱彈變形，數值計算多基于雙向流固熱耦合理論開展[18-19]。工程上，由于抽水蓄能機組運行工況的復雜性，也可能會存在空氣混入潤滑油內的問題，相關研究表明油氣混合物會導致軸承潤滑性能的下降[20]。

福建仙游抽水蓄能電站是福建省第一座大型抽水蓄能電站，也是我國首家使用高水頭、高轉速、大容量全國產化主機設備的抽水蓄能電站。電站安裝4臺單機容量為300MW可逆式水輪發電機組，設計年平均發電量18.96×108kW·h，年發電利用時間1580h，年平均抽水耗電量25.28×108kW·h，年抽水利用時間2107h，額定轉速428.6r/min，額定水頭430m，于2013年全部投入商業運行。

發電電動機采用立軸懸式結構，推力軸承固定于上機架中心體內，推力負荷750t，共設有12塊扇形瓦。推力瓦采用巴氏合金鎢金瓦，并配有高壓油壓入孔。推力軸承為多點支撐彈簧束結構。每塊托瓦下布置有66個彈簧束，彈簧束用彈簧擋塊進行固定，托瓦之間用間隔塊隔開，彈簧束布置在上機架中心體上平面的推力基礎環上。

仙游推力軸承潤滑系統采用外加泵外循環冷卻方式，在機坑外設置高效油冷卻器，推力油槽內的熱油經油泵抽出后，泵入油冷卻器冷卻后再注入油槽冷卻軸承，上導軸承與推力軸承共用一個油槽和同一個油循環系統。推力高壓注油系統設置2臺高壓油泵，一注一備，油源取自于推力油槽，經高壓油泵注入推力瓦的兩個油室，使推力瓦面與鏡板之間形成油膜，避免推力瓦在機組低速時磨損。

本文結合仙游抽水蓄能機組推力軸承碰磨案例，深入分析了推力軸承碰磨原因，并提出了工程改進建議。

1 案例分析

2016年，仙游電站2號機檢修期間發現推力瓦磨損拉傷問題，情況如圖1所示。12塊推力瓦磨損部位均在徑向外側，寬度8cm左右，鎢金堆積在瓦面兩側。查閱修前運行記錄，2號機推力瓦自2013年投運以來未進行過任何檢修改造，運行溫度和振擺未出現任何異常。檢查推力高壓注油泵運行出口壓力為7MPa，抬機量0.06mm，機組靜態頂起高度較高，油膜較厚，均滿足設計要求，高壓油管路檢查無泄漏和堵塞。

圖1 2號機推力瓦磨損拉傷圖

分析認為推力軸承高壓油頂起裝置工作存在問題，推力瓦徑向外側表面與鏡板未完全脫離，局部不能形成油膜，導致在機組低轉速下，推力瓦與鏡板磨損，在低轉速下會造成瓦表面磨損拉傷，長期反復形成鎢金堆積。仙游電站機組轉動部分靜態質量約553t，高壓油泵總流量選取15L/min，最小油膜厚度0.05mm，就滿足機組頂起要求，見表1。實際油泵總流量選取為30L/min，安全裕度達到2倍，但當管路中出現動壓干擾時流量就會大幅波動，導致供油不足，局部不能形成油膜，為了解決管路壓力波動導致的供油不足問題，電站更換推力高壓注油泵，由30L/min提高至45L/min，高壓注油泵運行出口壓力提高至9MPa，這樣管路即使出現干擾，其流量和壓力也能滿足運行要求，避免推力瓦磨損拉傷。

表1 高壓注油泵流量與出口壓力對應表

2 故障原因深度分析

2.1 高壓油泵動壓干擾

初步處置未解決推力高壓頂起油泵運行中動壓干擾問題，電站對此進行深入排查和分析，經過長期跟蹤觀察和試驗，在機組靜態或開機過程，推力高壓頂起油泵動壓干擾不明顯，在機組運行一段時間后停機過程中，推力高壓頂起油泵運行時泵體處一直存在明顯的異響，高頂油泵出口管路表計壓力也存在大幅度的波動，如圖2所示，壓力在3～9MPa之間波動。

圖2 推力高壓注油泵壓力波動曲線圖

推力高壓油泵采用齒輪泵形式，其壓力波動會對泵體振動和噪聲產生影響，經研究表明，齒輪油泵壓力波動源于流量變化，流量變化才是油泵壓力波動和噪聲的根源所在。根據齒輪油泵模型的流量方程公式(1)可知，齒輪油泵進出口壓差與流量成正向比例關系，流量越大，出口壓力越大，流量越小，出口壓力越小。壓力波動最小壓力3MPa，根據表1可知其對應的流量遠小于設計要求值，通過CFD模擬計算最小油膜厚度僅為0.01mm左右，幾乎沒有油膜，很可能造成推力瓦局部磨損。

式中，m為出口流量，kg/min；Cq和a都為固定系數；A為截面積，m2；ρ為液體密度，kg/L；Δp為齒輪油泵兩端壓差，Pa。

2.2 油膜潤滑特性數值計算

對油膜流動特性的求解通常基于N-S方程的瞬態湍流流場:

此外，還需考慮結構的熱彈變形:

流場和結構場相互迭代，獲得收斂的油膜計算結果。

仙游電站主機廠家通過高轉速推力軸承試驗臺，對1∶1模型推力軸承進行相關的模型試驗和數值計算，以驗證仙游發電電動機推力軸承的運行性能，試驗在不同工況下記錄推力軸承瓦溫、軸瓦表面溫度、油膜壓力、油膜厚度值等。結果表明推力瓦面四周油膜壓力小，徑向兩側油膜厚度最小，如圖3所示，因此在推力高壓注油泵流量不足的情況下，最容易磨損拉傷的部位就是推力瓦面徑向兩側。仙游電站推力瓦采用雙油室結構設計，理論上兩個油室油膜壓力相等，實際上由于加工精度原因，兩個油室油膜壓力不能完全一致，從而造成推力瓦在兩個不一致的油膜壓力作用下形成 “蹺蹺板”。2號機推力瓦磨損拉傷部位在徑向外側，說明外側油室壓力低于內側油室壓力，推力瓦徑向外側油膜厚度不足，與鏡板產生局部磨損拉傷，長期積累形成鎢金堆積。

圖3 高壓油頂起階段油膜厚度及壓力分布

推力高壓油裝置是確保機組推力軸承低轉速時形成穩定油膜的重要設備，其油源取自推力油槽，經過推力高壓油泵注入推力瓦與鏡板之間形成高壓油膜。針對機組存在停機過程中推力高壓注油泵運行存在異響、壓力波動、油管流量不穩定等問題，仙游電站運維人員排除了多種可能性，最終發現原因是由于推力外循環吸油環管布置在油面以上，吸油環管密封不嚴，推外泵啟動冷卻油循環時將空氣吸入透平油中形成氣泡，如圖4所示，推力高壓主油泵油源取自推力油槽，從而導致高壓注油泵運行異響、壓力波動及流量不足。

圖4 機組注油管路和運行停機后推力油槽氣泡

3 改進措施

推力外循環吸油環管位于油槽內部，整圈環管由八段DN200不銹鋼管組成，環管位于油面以上，每段不銹鋼管長1432.2mm，不銹鋼管之間采用抱箍連接，抱箍內壁為橡膠墊，用于密封不銹鋼之間的縫隙。八段不銹鋼管安裝時逐段對齊用抱箍連接抱緊，由于不銹鋼管加工制造和安裝偏差，其他對接點對齊后，最后一個對接點很難對齊，且錯位較大，這樣抱箍即使抱緊，也很難保證不漏氣。仙游電站對機組推力外循環吸油環管進行截斷封堵改造，如圖5(b)所示，降低環管錯位的可能，提升調整的便易性，嚴把工藝驗收關杜絕推力外循環吸油環管進氣風險。

推力高壓油裝置包括2臺高壓油泵、油泵吸油過濾器、油泵出口單向閥、溢流閥、油泵出口過濾器、壓力開關及壓力表等。每次開機時高壓油裝置的直流泵首先啟動，延時25s后交流泵啟動，推力軸承油壓正常建立(建壓正常后停直流泵)。在機組停機過程中，當轉速下降至90%額定轉速時，啟動交流高壓注油泵，停機至靜止穩態后，高壓油裝置退出。交、直流泵互為備用，在運行過程中一臺泵故障時，可以切換到另一臺泵。仙游電站新增一路推力高壓主油泵取油管路，如圖6所示，取油點位于推外過濾器后的管路的背壓區，管路中的油流經冷卻器、過濾器自動排氣，且在背壓區取油，進一步降低油中氣泡含量。

經過進一步處理，仙游電站全廠4臺機推力高壓注油泵運行異響、壓力、流量波動等問題得到了解決，高壓注油裝置運行狀態良好，出口壓力平穩，推力瓦磨損拉傷問題得到根本上的解決。

4 結論

總體來說，初期分析認為推力瓦局部不能形成油膜，在低轉速下造成瓦表面磨損拉傷，長期反復形成鎢金堆積，該觀點是正確的，并采用加大推力高壓注油泵流量、增厚推力油膜的方法也能解決推力瓦磨損拉傷問題。但造成仙游電站2號機推力瓦磨損拉傷的根本原因是推力外循環吸油環管吸入空氣混入透平油中，油氣混合物進入推力高壓注油泵，油泵運行壓力波動、油管流量不穩定，使推力瓦局部不能形成油膜，在低轉速下造成瓦表面磨損拉傷。此外，推力瓦采用雙油室結構設計，容易形成 “蹺蹺板”，不是推力瓦徑向內側磨損就是外側磨損，仙游電站3號、4號機推力瓦磨損拉傷位于徑向內側。

從仙游電站運行經驗看，推力油槽透平油混入大量空氣形成氣泡危害較大，不僅會造成推力瓦磨損拉傷問題，還可能導致損壞導軸承、產生油污、影響電氣設備絕緣、降低二次元件可靠性、油泵運行振動大等諸多問題。如今正值抽水蓄能行業高速發展時期，建議各抽蓄電站從設計抓起，改進推力冷卻循環結構，在源頭上避免推力冷卻循環系統進氣的風險；同時加強設備安裝檢修質量管理，確保設備管路接頭緊固、密封可靠。盡可能地降低推力油槽氣泡含量，從而減少相關設備問題的發生，確保機組設備長期安全穩定運行。