给水泵汽轮机固定瓦推力轴承改进及运行效果

白雅贺，任会增，刘志平，

（北京电力设备总厂 特种工业汽轮机厂，北京 102401）

0 概 述

给水泵汽轮机的推力轴承主要是承受汽轮机转子在运行中的轴向推力、维持小汽机通流部分和静止部件的轴向位置。因此，推力轴承的正常工作是小汽机安全经济运行的先决条件之一。推力轴承瓦块的工作温度是推力轴承的重要参数之一。机组运行时，如果瓦块的温度过高，则运行负荷的裕量相对过小，加速了推力瓦块的磨损，引起润滑油质的老化，严重时，将导致推力瓦块的烧毁，造成小汽机的重大损坏事故。

常用的汽机推力轴承为斜—平面组合的扇形固定瓦推力轴承和扇形可倾瓦推力轴承。比较这2种推力轴承后发现，当工况变动时，组合的扇形固定瓦推力轴承的工作状态不如扇形可倾瓦推力轴承。但扇形固定瓦的结构简单，安装与制造容易，运行过程中各轴向间隙保持得更好，并且承载能力比同尺寸球铰支承的可倾瓦轴承高10% ～17%，是中、小型设备中常用的一类液体动压轴承 。因此，扇形固定瓦常用于工况基本稳定，且不频繁在载荷下启停车或有静压顶起装置的中、小型设备上，将比采用可倾瓦推力轴承的制造成本低，轴承尺寸小，精度更高，运行寿命长，可靠性高。

1 设备概况及推力轴承存在的问题

某公司的给水泵汽轮机采用TGQ10／6－1型单缸冲动冷凝式汽轮机。轴承为固定瓦推力轴承，进油方式为侵入式，推力轴承和前径向轴承共同置于一个轴承体内，组成联合轴承。推力盘与转子为一体加工而成，汽轮机转子和汽缸间的相对死点就在推力盘处，在推力轴承工作面和非工作面上钨金处都设有超温报警显示。通过调整推力瓦和前轴承瓦座间的垫片厚度，可以满足转子、喷嘴、各级隔板间的轴向间隙。

斜—平面组合扇形推力轴承的斜面有一定倾斜角度，由于底部斜面间隙大于上部间隙，这样设置可在运行中减少外侧边缘甩出的油量，同时增加油膜的刚度。经实测，这种设计更改，在随后的运行过程中取得了良好的效果。

某机组最大负荷为630MW时，即最大推力为50kN（均考虑现场带来不确定因素余量）情况下，推力瓦温度的最高点为88℃。当机组带额定负荷600MW，推力为40kN左右时，推力瓦温度的最高点也在80℃以上。温度的变化曲线，如图1所示。

图1 改进前推力瓦的温度曲线

推力瓦乌金面采用巴士合金，材质为ZSnSb11Cu6，对于铜—锡合金最高理论许用温度为150～160℃，而瓦块本身（材质为合金）最高理论许用温度为120℃。实际采用的最高许用温度一般比理论最高值低20%左右，所以最高能在95℃的工况中运行。根据经验，轴瓦长期在85℃左右的工况中运行，将加速润滑油的老化和变质。综合考虑轴承的材质和油质的关系，通常把润滑油报警值设为75℃，停机值设为85℃。

2 轴瓦温度过高的原因

2.1 对推力瓦和油系统的检查

某年，利用机组临检的机会，对小汽机推力瓦进行解体检查，发现推力瓦乌金的磨损不大，推力瓦垫片没有瓢偏和磨损现象，测量推力瓦的间隙为0.20 mm，润滑油过滤器的状态正常。清扫前箱和轴承，并更换过滤器滤芯后回装。回装后，瓦温没有明显下降趋势，最高温度仍为85℃左右。

2.2 轴向推力过大

多级轴流式汽轮机运行时，在蒸汽的作用下，转子有从高压端向低压端移动的趋势，产生了轴向推力。由于机组常需超负荷运行，最高负荷达630 MW，所以，产生的轴向推力较大，对于冲转式汽轮机的轴向推力常为40～60kN。为了平衡这些轴向推力，除了依靠推力轴承，还有整个转子自身对轴向推力的平衡。一般情况下，转子轴向推力的组成：（1）作用于各级动叶片上的轴向力。（2）叶轮两侧的压力差产生的轴向力。（3）轴封凸肩前后压差所引起的轴向力。该机组采用了齿形轴封，当叶根处漏汽时，通过叶轮平衡孔的蒸汽流量大于隔板轴封漏汽流量，轴向推力增大；当检修工艺和质量达不到要求时，轴封间隙超标，轴封漏汽量增大，同样会引起轴向推力增大。（4）转子凸肩上的轴向力。因此，轴向推力过大也可能是由于动、静叶片结垢和叶片变形较严重及轴封凸肩前后压差增大所致。

2.3 推力瓦余量不足

TGQ10／6－1型单缸冲动冷凝式汽轮机的推力瓦为固定式，设计时，轴向推力设为50kN，轴上布置有10块扇形瓦块，采用侵入式进油方式。瓦块设计有一定的楔形角度，使得瓦块工作面和推力盘之间形成楔形间隙，推力盘转动时推动润滑油移动，润滑油从楔形空间的宽口进入，从窄口流出，由于流进的油量多于流出的油量，润滑油在楔形空间内受到推力盘的挤压，压力逐渐提高，当这个压力提高到足以平衡转子的轴向推力时，在瓦块和推力盘工作面间形成了油膜，建立了油膜液体摩擦。

当该机组负荷和推力超过常规时，推力盘的挤压力增大，在进油量不变的情况下，相应形成的油膜厚度减小，并且在回油口没有改变的情况下，进入瓦块楔形间隙的润滑油，一部分由瓦块出口边流出，另一部分与环形腔室的润滑油混合后，又进入后续瓦块的楔形间隙。由于润滑油循环使用，使得环形腔室内油温升高，冷却能力下降。如果安装轴瓦的偏差较大，也会造成某些瓦块的油膜厚度减少，而使其它瓦块的油膜厚度增加，这些因素最终将导致推力瓦的工作温度过高。

由于推力瓦是按600MW负荷设计，轴向推力最大值设定为50kN，但该机组的最高负荷达630 MW，所以相应的推力瓦块楔形角、回油口相对设计的余量不尽合理，从而影响了油膜厚度、刚度和回油量。

2.4 润滑油供油不足

如果供回油管道堵塞或者油量分配不当，会导致润滑油量减少和不被充分利用，润滑油不能带走由推力瓦摩擦产生的热量，致使瓦温的升高。所以，必须对推力瓦进、回油管道进行检查，防止因为进、回油管道被铁锈等异物堵塞，引起推力瓦供油不足。

由于该联合轴承供油采用1根油管供给，基本平分给工作面推力瓦、非工作面推力瓦和径向轴承。润滑油的分配方式，如图2所示。

图2 推力瓦瓦枕进油口

正常运行时，在汽流的作用下，推力盘和工作面推力瓦间隙会远远小于非工作面一侧，所以油量需求也相对较少，在管路和油泵布置不变的情况下，合理分配油量，发挥润滑油的最大作用也是关键的一个环节。

3 处理方法

3.1 检查油质和管道

由于小汽机的轴封漏汽、润滑油管道的锈蚀残渣、各种油漆胶类、垫片和耐油胶圈老化脱落的部分杂质，都会造成润滑油的品质下降，所以经常需要滤油，定期检查油质状况。润滑油在静止状态下，杂质及油中的水分会沉积在油箱的底部，因此油箱排静油后可以有效去除杂质及水分。为了彻底清除油箱中的杂质及水分，在检修时，对小汽机油箱进行了排油，排油后发现油箱底部有大量黏稠性物质，还有各种油漆胶类和耐油胶圈老化脱落的部分杂质。清除各处铁锈及杂质后.采用洁净的面团彻底清理了油箱及轴承箱内部。用滤油机将小汽机回油管道中的残油抽出，彻底清除油中杂质，防止混油现象的发生。更换了小汽机的润滑油，将原来的润滑油抽出，加入储油箱，经过滤合格后，作为备用油。

3.2 推力轴承设计改进理论

由于使轴向推力增大的因素很多，所以只能针对推力瓦进行重新核算设计，并优化瓦枕的分配油方式。

（1）计算的边界条件

计算通常需考虑压力产生的实际边界条件，对有限宽度滑动表面的雷诺微分方程进行数值求解，在公式中忽略润滑剂重力，设定润滑油在层流状态下不可压缩，且在黏度等效的条件下进行计算：

边界条件为：P1（x＝0，z）＝P2（x，z＝0±0.5B）＝P3（x＝L，z）＝0

（2）能量方程

（3）黏度方程

（4）密度方程

以上各式中：x、z分别为径向和周向坐标；P为压强；C为比热；h为油膜厚度；P、T分别为油密度和温度；η为油动力黏度；ω为轴承角速度。

公式求解：（1）、（2）、（4）式方程无量纲化，（3）公式中A为常量，T的单位为℃。并用有限差分法将各方程转化为线性方程组。然后借助超松驰迭代法联立求解该方程组。针对B／L＝3，以及在特定黏温关系的情况下进行运算，需指出的是，在不同边界条件下，计算结果亦不同。

（5）雷诺数

（6）作用在轴承的推力核算

计算轴向推力为53kN，随后的设计均增加1.13%的余量，推力按60kN进行计算。

（7）根据推力等效温度和瓦块计算油膜厚度并核算

由此计算出油膜厚度为0.0645mm。满足设计标准在1.5倍安全系数下的要求。

（8）计算轴承所需润滑油量

计算结果约为150L／min。

计算结果约为70L／min。

（9）计算油管理论供油量

由于油泵供油量最大为347L／min，管路直径大小完全满足油量供给，而油泵供油量为小汽机和给水泵共用，所以前轴承的供油量约为200L／min。

4 改进措施

（1）参数β／h选取是否合适，对固定瓦轴承性能影响颇大，选取β／h≤2时，将导致固定瓦轴承的工作温度过高，功耗增大。根据公式（5），校核雷诺数和黏度关系，一般选取β／h为3较合适，当油膜厚度很小时，取上述β值会导致加工困难，β／h可以适当取大值。

该机组的小汽机β值与hc比值远远小于3，β＝0.1mm，所以，按计算所得，将内侧β改为0.184 mm，外侧按倾斜角度比例1∶1.8进行修改。

（2）由于所需油量为150L／min，供给油量为200L／min，而推力瓦非工作面推力远远小于工作面，所需求的油量不是很大，所以将非工作面进油口直径由Ø10mm改为Ø6mm，这样工作面推力瓦进油量相应增加14%左右，完全能满足非工作面的供油量。

（3）轴承运行初时，瓦块与推力盘之间的润滑膜尚未建立，为保证启动性能，支撑平台的建议值（0.1～0.3）L，一般取0.2L，所以建议值为12mm，现设计值为7mm，也在选取范围之内，而且固定瓦推力轴承启动平均比压Pp为0.7MPa左右；瓦块理论最高承受平均压比Pp可以达到7MPa，但欲使瓦块和推力盘之间保持适当的润滑膜厚度，避免轴承温度过高，最大瞬时比压应不大于4MPa，该机组的支撑平台能满足这些要求，且支持面过大会造成油膜厚度的减少，所以不需要更改。

（4）为了减少瓦块出口边流出的润滑油与环形腔室内润滑油的混合量，把原来的回油槽由5mm改为7mm，增加润滑油的循环。

5 改进效果

经过改进后，机组的运行状态良好，效果很明显。当机组最大负荷为630MW时，最大轴向推力达到50kN，而推力瓦温度的最高点不会超过70℃。当机组额定负荷为600MW时，轴向推力为40kN左右，推力瓦温度的最高点仅为66℃，完全能保证机组安全经济稳定运行。改进后推力瓦的温度变化曲线，如图4所示。

6 结 语

通过对给水泵汽轮机推力瓦的改进设计，取得了很多设计经验。

（1）适当增加固定推力瓦斜面β值，可有效增加高转速下的油膜厚度，增加润滑油的循环速度，冷却润滑油的效果明显，且减少功耗。在低转速工况下，甩油油量相对较低，所以，在低转速下的瓦温与改进之前相比，瓦温略有提高，但轴瓦工作温度在设定范围内，更有利于整体设备的安全运行。

图4 改进后推力瓦的温度曲线

（2）工作面推力瓦用油量远远大于非工作面推力瓦用油量，所以，在总油量固定不变的情况下，按比例2∶1分配进油量，保证整体机组的用油量的合理性与经济性。

（3）瓦块与瓦块之间的出油边，宜相互连接，并应在瓦块上部设回油槽，保证回油量小于进油量。回油槽宽度与深度应当适中，油口过大，导致润滑油量增加，且润滑油膜厚度会相应减薄；油口过小，会造成润滑油的热油被利用的过多，导致推力瓦温度升高。所以，推力瓦块回油口大小的选择也很重要。

（4）机组刚启动时，瓦块与推力盘之间的润滑油膜尚未建立，为了保证启动性能及保护推力瓦，推力瓦应保持有一定的支撑，支撑面的宽度由推力瓦的各个瓦块长度所决定，而且支撑长度不宜设计得过大。