仙游抽水蓄能推力瓦磨损拉伤原因深度分析与处理

孔令华，李向阳，庄坚菱，曹景伟，王正伟

(1.福建仙游抽水蓄能有限公司，福建 莆田 351267；2.清华大学能源与动力工程系，北京 100084)

0 前言

国家能源局在 《抽水蓄能中长期发展规划(2021-2035年)》[1]中提出要在2030年实现抽水蓄能投产总规模1.2×108kW的目标。抽水蓄能机组向着高水头、大容量、变转速的趋势发展。推力轴承作为抽水蓄能机组的关键设备，承担了机组的轴向载荷，对机组的安全稳定运行起到了关键作用。国内外很多科研人员对推力轴承的润滑性能开展了深入研究[2-6]，现在已经突破了百万千瓦机组的推力轴承设计技术[7]。尽管如此，国内外仍然有多个电站发生了推力轴承碰磨事故[8-15]。因此，对推力轴承润滑性能进行深入的分析，可为我国抽水蓄能机组的设计提供指导。

在实际运行中，推力轴承通过在镜板和推力瓦之间形成微米级厚度的油膜，承担整个机组的轴向载荷[16]。推力轴承的承载能力受到支撑形式、结构热弹变形等多个因素的综合影响。若无法形成足够厚度的油膜，极易发生碰磨事故[17]。对推力轴承润滑性能的分析，需要考虑润滑油的流动特性和结构的热弹变形，数值计算多基于双向流固热耦合理论开展[18-19]。工程上，由于抽水蓄能机组运行工况的复杂性，也可能会存在空气混入润滑油内的问题，相关研究表明油气混合物会导致轴承润滑性能的下降[20]。

福建仙游抽水蓄能电站是福建省第一座大型抽水蓄能电站，也是我国首家使用高水头、高转速、大容量全国产化主机设备的抽水蓄能电站。电站安装4台单机容量为300MW可逆式水轮发电机组，设计年平均发电量18.96×108kW·h，年发电利用时间1580h，年平均抽水耗电量25.28×108kW·h，年抽水利用时间2107h，额定转速428.6r/min，额定水头430m，于2013年全部投入商业运行。

发电电动机采用立轴悬式结构，推力轴承固定于上机架中心体内，推力负荷750t，共设有12块扇形瓦。推力瓦采用巴氏合金钨金瓦，并配有高压油压入孔。推力轴承为多点支撑弹簧束结构。每块托瓦下布置有66个弹簧束，弹簧束用弹簧挡块进行固定，托瓦之间用间隔块隔开，弹簧束布置在上机架中心体上平面的推力基础环上。

仙游推力轴承润滑系统采用外加泵外循环冷却方式，在机坑外设置高效油冷却器，推力油槽内的热油经油泵抽出后，泵入油冷却器冷却后再注入油槽冷却轴承，上导轴承与推力轴承共用一个油槽和同一个油循环系统。推力高压注油系统设置2台高压油泵，一注一备，油源取自于推力油槽，经高压油泵注入推力瓦的两个油室，使推力瓦面与镜板之间形成油膜，避免推力瓦在机组低速时磨损。

本文结合仙游抽水蓄能机组推力轴承碰磨案例，深入分析了推力轴承碰磨原因，并提出了工程改进建议。

1 案例分析

2016年，仙游电站2号机检修期间发现推力瓦磨损拉伤问题，情况如图1所示。12块推力瓦磨损部位均在径向外侧，宽度8cm左右，钨金堆积在瓦面两侧。查阅修前运行记录，2号机推力瓦自2013年投运以来未进行过任何检修改造，运行温度和振摆未出现任何异常。检查推力高压注油泵运行出口压力为7MPa，抬机量0.06mm，机组静态顶起高度较高，油膜较厚，均满足设计要求，高压油管路检查无泄漏和堵塞。

图1 2号机推力瓦磨损拉伤图

分析认为推力轴承高压油顶起装置工作存在问题，推力瓦径向外侧表面与镜板未完全脱离，局部不能形成油膜，导致在机组低转速下，推力瓦与镜板磨损，在低转速下会造成瓦表面磨损拉伤，长期反复形成钨金堆积。仙游电站机组转动部分静态质量约553t，高压油泵总流量选取15L/min，最小油膜厚度0.05mm，就满足机组顶起要求，见表1。实际油泵总流量选取为30L/min，安全裕度达到2倍，但当管路中出现动压干扰时流量就会大幅波动，导致供油不足，局部不能形成油膜，为了解决管路压力波动导致的供油不足问题，电站更换推力高压注油泵，由30L/min提高至45L/min，高压注油泵运行出口压力提高至9MPa，这样管路即使出现干扰，其流量和压力也能满足运行要求，避免推力瓦磨损拉伤。

表1 高压注油泵流量与出口压力对应表

2 故障原因深度分析

2.1 高压油泵动压干扰

初步处置未解决推力高压顶起油泵运行中动压干扰问题，电站对此进行深入排查和分析，经过长期跟踪观察和试验，在机组静态或开机过程，推力高压顶起油泵动压干扰不明显，在机组运行一段时间后停机过程中，推力高压顶起油泵运行时泵体处一直存在明显的异响，高顶油泵出口管路表计压力也存在大幅度的波动，如图2所示，压力在3～9MPa之间波动。

图2 推力高压注油泵压力波动曲线图

推力高压油泵采用齿轮泵形式，其压力波动会对泵体振动和噪声产生影响，经研究表明，齿轮油泵压力波动源于流量变化，流量变化才是油泵压力波动和噪声的根源所在。根据齿轮油泵模型的流量方程公式(1)可知，齿轮油泵进出口压差与流量成正向比例关系，流量越大，出口压力越大，流量越小，出口压力越小。压力波动最小压力3MPa，根据表1可知其对应的流量远小于设计要求值，通过CFD模拟计算最小油膜厚度仅为0.01mm左右，几乎没有油膜，很可能造成推力瓦局部磨损。

式中，m为出口流量，kg/min；Cq和a都为固定系数；A为截面积，m2；ρ为液体密度，kg/L；Δp为齿轮油泵两端压差，Pa。

2.2 油膜润滑特性数值计算

对油膜流动特性的求解通常基于N-S方程的瞬态湍流流场:

此外，还需考虑结构的热弹变形:

流场和结构场相互迭代，获得收敛的油膜计算结果。

仙游电站主机厂家通过高转速推力轴承试验台，对1∶1模型推力轴承进行相关的模型试验和数值计算，以验证仙游发电电动机推力轴承的运行性能，试验在不同工况下记录推力轴承瓦温、轴瓦表面温度、油膜压力、油膜厚度值等。结果表明推力瓦面四周油膜压力小，径向两侧油膜厚度最小，如图3所示，因此在推力高压注油泵流量不足的情况下，最容易磨损拉伤的部位就是推力瓦面径向两侧。仙游电站推力瓦采用双油室结构设计，理论上两个油室油膜压力相等，实际上由于加工精度原因，两个油室油膜压力不能完全一致，从而造成推力瓦在两个不一致的油膜压力作用下形成 “跷跷板”。2号机推力瓦磨损拉伤部位在径向外侧，说明外侧油室压力低于内侧油室压力，推力瓦径向外侧油膜厚度不足，与镜板产生局部磨损拉伤，长期积累形成钨金堆积。

图3 高压油顶起阶段油膜厚度及压力分布

推力高压油装置是确保机组推力轴承低转速时形成稳定油膜的重要设备，其油源取自推力油槽，经过推力高压油泵注入推力瓦与镜板之间形成高压油膜。针对机组存在停机过程中推力高压注油泵运行存在异响、压力波动、油管流量不稳定等问题，仙游电站运维人员排除了多种可能性，最终发现原因是由于推力外循环吸油环管布置在油面以上，吸油环管密封不严，推外泵启动冷却油循环时将空气吸入透平油中形成气泡，如图4所示，推力高压主油泵油源取自推力油槽，从而导致高压注油泵运行异响、压力波动及流量不足。

图4 机组注油管路和运行停机后推力油槽气泡

3 改进措施

推力外循环吸油环管位于油槽内部，整圈环管由八段DN200不锈钢管组成，环管位于油面以上，每段不锈钢管长1432.2mm，不锈钢管之间采用抱箍连接，抱箍内壁为橡胶垫，用于密封不锈钢之间的缝隙。八段不锈钢管安装时逐段对齐用抱箍连接抱紧，由于不锈钢管加工制造和安装偏差，其他对接点对齐后，最后一个对接点很难对齐，且错位较大，这样抱箍即使抱紧，也很难保证不漏气。仙游电站对机组推力外循环吸油环管进行截断封堵改造，如图5(b)所示，降低环管错位的可能，提升调整的便易性，严把工艺验收关杜绝推力外循环吸油环管进气风险。

推力高压油装置包括2台高压油泵、油泵吸油过滤器、油泵出口单向阀、溢流阀、油泵出口过滤器、压力开关及压力表等。每次开机时高压油装置的直流泵首先启动，延时25s后交流泵启动，推力轴承油压正常建立(建压正常后停直流泵)。在机组停机过程中，当转速下降至90%额定转速时，启动交流高压注油泵，停机至静止稳态后，高压油装置退出。交、直流泵互为备用，在运行过程中一台泵故障时，可以切换到另一台泵。仙游电站新增一路推力高压主油泵取油管路，如图6所示，取油点位于推外过滤器后的管路的背压区，管路中的油流经冷却器、过滤器自动排气，且在背压区取油，进一步降低油中气泡含量。

经过进一步处理，仙游电站全厂4台机推力高压注油泵运行异响、压力、流量波动等问题得到了解决，高压注油装置运行状态良好，出口压力平稳，推力瓦磨损拉伤问题得到根本上的解决。

4 结论

总体来说，初期分析认为推力瓦局部不能形成油膜，在低转速下造成瓦表面磨损拉伤，长期反复形成钨金堆积，该观点是正确的，并采用加大推力高压注油泵流量、增厚推力油膜的方法也能解决推力瓦磨损拉伤问题。但造成仙游电站2号机推力瓦磨损拉伤的根本原因是推力外循环吸油环管吸入空气混入透平油中，油气混合物进入推力高压注油泵，油泵运行压力波动、油管流量不稳定，使推力瓦局部不能形成油膜，在低转速下造成瓦表面磨损拉伤。此外，推力瓦采用双油室结构设计，容易形成 “跷跷板”，不是推力瓦径向内侧磨损就是外侧磨损，仙游电站3号、4号机推力瓦磨损拉伤位于径向内侧。

从仙游电站运行经验看，推力油槽透平油混入大量空气形成气泡危害较大，不仅会造成推力瓦磨损拉伤问题，还可能导致损坏导轴承、产生油污、影响电气设备绝缘、降低二次元件可靠性、油泵运行振动大等诸多问题。如今正值抽水蓄能行业高速发展时期，建议各抽蓄电站从设计抓起，改进推力冷却循环结构，在源头上避免推力冷却循环系统进气的风险；同时加强设备安装检修质量管理，确保设备管路接头紧固、密封可靠。尽可能地降低推力油槽气泡含量，从而减少相关设备问题的发生，确保机组设备长期安全稳定运行。