廣州抽水蓄能二期電廠(以下簡稱GZ-II)裝設(shè)4臺單機出力300 MW的單級立軸混流可逆式抽水蓄能機組(排列序號為5#～8#)，水泵水輪機由德國VOITH設(shè)計制造，發(fā)電電動機由德國SIEMENS設(shè)計制造，首臺機于1998年投運，2000年4臺機組全部投入商業(yè)運行。近20 a來，GZ-II 4臺機組雖然安全運行穩(wěn)定，但是也屢屢受到水導軸承振擺偏大、抽水工況瓦溫高等缺陷的困擾。對此，本文選取具有代表性的8#機組運行及檢修情況，對設(shè)計、制造及安裝調(diào)整進行了深層次剖析，并提出了可供參考的建議和處理措施。

1 水導軸承簡介

GZ-II的水導軸承為強迫外循環(huán)冷卻分塊式導軸承，采用巴氏合金瓦，通過楔子板、抗重塊與軸承座連接，結(jié)構(gòu)見圖1，水導瓦編號見圖2，機組及水導軸承相關(guān)參數(shù)見表1。

圖1 水導軸承結(jié)構(gòu)示意(單位：mm)

圖2 水導瓦方位示意

表1 機組及水導軸承相關(guān)參數(shù)

名稱參數(shù)名稱參數(shù)機組轉(zhuǎn)速/r/min500水導瓦尺寸/mm200×200額定出力/MW308設(shè)計載荷/kN328運行水頭/m509～541額定水頭/m514水導瓦數(shù)量/塊12軸領(lǐng)直徑/mm1280軸承損耗/kW66總間隙/mm0.55

2 缺陷情況

2.1 振動擺度大

機組導軸承擺度值采用TQ 407渦流傳感器測量，振動值采用CE 680加速度傳感器測量，水導和頂蓋軸向振動值采用CE 310加速度傳感器測量，測量值通過狀態(tài)監(jiān)測系統(tǒng)讀取，振動擺度按照國標[1-3]進行評價。測量結(jié)果見表2，在各工況下，機組上、下機架的振動均較好，處于GB/T 6075.5的A區(qū)，頂蓋水平振動較大，除抽水調(diào)相工況處于A區(qū)外，其余工況均處于D區(qū)；上、下導的擺度均較好，處于GB/T 11348.5的A區(qū)，水導擺度較大，均處于C區(qū)或D區(qū)水平。

表2 檢修前振動及擺度

工況/MW水平振動/(mm/s,RMS)垂直振動/(mm/s,RMS)擺度P-P/mm上機架X上機架Y下機架X下機架Y頂蓋X頂蓋Y頂蓋上機架上導下導水導1900.50.40.50.510.811.26.30.794616742200.50.40.40.51010.46.10.789595302500.50.40.50.510105.50.786523083000.50.50.50.510105.50.78647308CP0.50.30.30.30.80.40.30.314577274P0.50.60.80.75.24.84.20.994107246

2.2 水導軸承瓦溫高

各臺機組在發(fā)電工況運行時，水導瓦溫保持正常、分布均勻，其中最高瓦溫為62.9 ℃<75>#機最高達到74.8 ℃)，溫差值較大(如8#機最大溫差達17.2 ℃)。且各機組的最高水導瓦溫均出現(xiàn)在6號瓦(見圖2所示)，并呈現(xiàn)沿兩端依次遞減的規(guī)律(見表3所示)。

表3 檢修前水導瓦瓦溫及油溫

工況1號2號3號4號5號6號7號8號9號10號11號12號油溫發(fā)電/℃55.354.954.554.354.754.955.656.856.957.657.656.753.5抽水/℃55.956.457.562.866.871.766.958.456.155.555.455.554.9

2.3 檢修處理情況

1) 檢修前水導軸瓦總間隙由原來的0.55 mm增大到0.75 mm左右，見表4。

2) 水導瓦、抗重塊和楔子板的各接觸面，水導瓦巴氏合金面均發(fā)生較大的磨損，潤滑油內(nèi)檢測有較高含量的金屬顆粒。

3) 檢修時，對水導瓦、抗重塊和楔子板等部件磨損部位進行了修復處理，同時將瓦溫較高的4號、5號、6號和7號水導瓦抽水工況進油邊刮寬到12 mm(修刮深度約0.50 mm)，軸瓦間隙也進行了調(diào)整。檢修后，頂蓋的振動值及水導軸承的擺度值均有所下降，但仍處于較差的水平，見表5。抽水工況運行時水導軸承瓦溫仍未得到明顯改善，最高瓦溫仍接近70 ℃，瓦溫分布規(guī)律亦無明顯改變，見表6。

表4 檢修前水導軸瓦間隙值

水導軸瓦/號123456789101112檢修前/0.01mm394542394039332831283031檢修后/0.01mm202522324541352223201715

表5 檢修后振動及擺度

工況/MW水平振動/(mm/s,RMS)垂直振動/(mm/s,RMS)擺度P-P/mm上機架X上機架Y下機架X下機架Y頂蓋X頂蓋Y頂蓋上機架上導下導水導1900.50.40.40.711.8116.90.789694732200.60.40.40.711.110.86.90.789533902500.550.450.590.659.289.36.140.780412583000.570.460.610.769.8110.16.690.7310038232CP0.40.30.40.50.60.40.20.212873136P0.60.50.81.36.34.84.10.89383186

表6 檢修后水導瓦瓦溫及油溫

工況1號2號3號4號5號6號7號8號9號10號11號12號油溫發(fā)電/℃57.756.757.356.155.755.857.261.059.462.261.958.654.1抽水/℃56.857.858.869.268.368.568.465.057.156.657.756.4

3 原因分析

機組設(shè)備檢修期間，曾多次進行軸瓦間隙調(diào)整，分別讓瓦溫偏高的5號、6號和7號水導瓦間遠離或靠近機組轉(zhuǎn)動軸線中心，增大5號、6號和7號水導瓦的軸瓦間隙，水導瓦溫分布不均勻的情況均未得到有效的改善，因此基本可以排除軸瓦間隙調(diào)整不當?shù)囊蛩亍?/p>

3.1 水泵水輪機水力設(shè)計缺陷

由于水導軸承在發(fā)電工況及抽水調(diào)相工況運行時瓦溫分布均勻，但抽水工況出現(xiàn)瓦溫分布不均的情況，且四臺機組均出現(xiàn)6號瓦瓦溫最高，并呈現(xiàn)沿兩端依次遞減的規(guī)律。對振動數(shù)據(jù)進行頻譜分析發(fā)現(xiàn)，發(fā)電工況下，頂蓋水平振動出現(xiàn)較為明顯的由尾水渦帶頻率2.865 Hz(0.343 8倍轉(zhuǎn)頻)和18倍頻引起的振動，在抽水工況下，頂蓋水平振動出現(xiàn)明顯的18倍頻引起的振動，該振動為9個葉片和20個導葉配合的導水機構(gòu)在節(jié)徑系數(shù)為2的振型下產(chǎn)生[4]。因此，分析認為水導軸承振擺大及抽水工況運行時瓦溫高且分布不均勻的根本原因為水泵水輪機水力設(shè)計缺陷。

3.2 水導軸承結(jié)構(gòu)設(shè)計缺陷

1) VOITH根據(jù)徑向水推力系數(shù)計算徑向水推力認為，軸承處作用力達1.1倍徑向水推力，經(jīng)計算，GZ-II水泵最大入力工況，水導軸承總載荷達407 kN，最大表面壓力3.39 MPa，油膜厚度44.16 μm。GZ-II由于水泵水輪機水力設(shè)計缺陷，導致抽水工況水導瓦受力不均，部分水導瓦的受力有可能大于設(shè)計載荷，因此，水導軸承的承載力不足是水導振擺大及抽水工況瓦溫高的主要原因之一。

2) 眾所周知，只有當兩滑動平面互相傾斜時，軸領(lǐng)帶著等量潤滑油流從大口走向小口，才有可能產(chǎn)生油壓支承載荷[5]。合理的導軸承結(jié)構(gòu)應有一支撐面設(shè)計成球面或類似結(jié)構(gòu)，以利于在高速油楔作用下形成相互傾斜的理想運行狀態(tài)進而建立承壓油膜[6]。但是，如圖1所示的GZ-Ⅱ電站水導軸承結(jié)構(gòu)形式的所有支撐面(包括A、B、C)均采用精加工平面配合，限制了瓦面相對于軸領(lǐng)表面的相對傾斜。這就可能不利于機組運行時水導瓦與軸領(lǐng)之間形成油楔進而建立承壓油膜以承擔徑向載荷；同時，運行中必然存在的瓦面傾斜會加大相互之間的磨損。因此，分析認為水導振擺大及抽水工況運行時瓦溫高，水導軸承的結(jié)構(gòu)設(shè)計缺陷也是密不可分的。

3) GZ-II水導軸承系非同心瓦軸承，其軸瓦與軸領(lǐng)的半徑比 R/r=1.026 6，從表7可知，與其他抽水蓄能電站相比，GZ-II的R/r值大了1個數(shù)量級，該設(shè)計有利于提高軸承抗擊瞬間沖擊載荷，但同時也導致軸瓦軸承面的有效面積偏低，進一步降低了軸瓦的承載能力。

表7 軸瓦與軸領(lǐng)的半徑比

電站名稱GZ-II惠蓄清蓄深蓄海蓄天荒坪軸瓦內(nèi)徑/mm131413041382.8141314051190.3軸領(lǐng)外徑/mm128013001380141014001190R/r1.02661.00311.0021.0021.00361.00025

4 處理措施

4.1 修改軸瓦結(jié)構(gòu)

VOITH建議采用250 mm×250 mm 軸瓦替換現(xiàn)有的200 mm×200 mm 軸瓦以提高軸承的承載能力， VOITH對該方案與原方案進行了有限元計算，結(jié)果見表8。替換后，軸瓦損耗由66 kW增加為134 kW，而發(fā)電工況及抽水工況最高瓦溫可降低8℃左右，隨著水導軸承承載力的增加，水導的振擺有望隨之降低。

表8 有限元計算結(jié)果

項目原方案(200mm×200mm)新方案(250mm×250mm)水泵最大入力工況水泵工況水輪機工況水泵最大入力工況水泵工況水輪機工況水導軸承載荷/kN406.7366.7230.3406.7366.7230.3最大表面壓力/MPa3.393.061.922.171.961.23油膜厚度/μm44.1647.226163.1966.0377.12油膜最高溫度/℃102.398.784.285.482.570.4瓦溫傳感器溫度/℃73.671.964.665.263.757.7

但是，由于增加軸瓦高度勢必修改整個軸承支座的結(jié)構(gòu)和尺寸，涉及的范圍以及影響面均難以被接受。經(jīng)協(xié)商初步確定以250 mm×200 mm軸瓦替換現(xiàn)有的200 mm×200 mm 軸瓦，但由于增加了瓦面寬度，其軸瓦的瓦間比λ(即圓周利用率由原來的0.6增至0.75，還應對瓦面寬度增加對軸承冷熱油交換效率的影響程度進行復核。

VOITH同意修正其設(shè)計理念，將軸瓦與軸領(lǐng)的半徑比由1.026 6縮小為1.003 9，軸瓦直徑由原設(shè)計Φ1 314 mm減小至Φ1 285.0 mm。

4.2 修改軸瓦支撐裝置

VOITH同意將抗重塊與水導瓦之間的支撐面由平面支撐改為球面支撐。并復核楔形板、抗重塊等重要部件的材質(zhì)，建議選用硬度≥50 HRC的材料，并采取相應的淬火措施進一步提高材質(zhì)的硬度。

4.3 改進軸承冷卻系統(tǒng)

適當加大水導軸承冷卻循環(huán)系統(tǒng)的功效和容量，也是可以起到降低油溫，增加軸承油的潤滑能力和油膜承壓能力等功效。

5 結(jié)語

實踐證明，機組檢修期間采用的對水導軸承間隙調(diào)整、部件修復及改進的措施只能起到短期內(nèi)改善運行狀態(tài)的作用，不能從根本上解決水泵水輪機水導振擺大、抽水工況水導瓦溫高及溫差大的問題。

GZ-II機組主要是受水泵水輪機水力不平衡因素及水導軸承設(shè)計影響，而水力不平衡因素與水泵水輪機過流部件有關(guān)，要進行過流部件的改造其難度相當大。因此，目前只能通過復核水力設(shè)計、計算出水力不平衡力及徑向水推力后，對水導軸承結(jié)構(gòu)進行局部改造，如增大水導瓦尺寸，改進抗重塊和楔子板的結(jié)構(gòu)、材料及工藝等，增加水導軸承的承載能力。

由于GZ-II機組出現(xiàn)的水力不平衡所導致的水導振擺大、瓦溫分布不均勻現(xiàn)象在抽水蓄能電站并不多見，宜在后續(xù)抽水蓄能電站機組水力設(shè)計階段應予以重視，方能有效確保機組的長期穩(wěn)定運行。

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