超临界汽轮机轴承温度偏高分析.docx
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超临界汽轮机轴承温度偏高分析
超临界600MW汽轮机#1轴承温度偏高分析处理
2007年东汽600MW机组技术经验交流会（资料七）
摘要：
针对东汽超临界600MW汽轮机组在运行中，出现的#1可倾瓦轴承金属温度偏高的现象，通过理论分析和现场试验，采用优化高压调节阀阀序措施，有效解决了#1可倾瓦轴承金属温度偏高问题。
关键词：
可倾瓦金属温度阀序
1、汽轮机本体结构和支持轴承概要
1．1汽轮机本体结构简介
东汽超临界600MW汽轮机（N600-24.2/566（538）/566型），是引进日立公司技术并合作生产，采用高中压合缸，两个低压缸的三缸四排汽的结构形式，高中压转子支承采用可倾瓦轴承、A、B低压转子支承均采用椭圆轴承。
配汽方式采用复合喷嘴调节（全周汽+部份进汽）方式。
1．2可倾瓦轴承结构及特点
汽轮机的高中压转子是由#1、#2支持轴承支承，其结构采用六瓦块可倾瓦结构形式（如图1所示），上、下半各三块，每块瓦背弧加工成大半径球面，以便可倾瓦自动找中，无论是径向还是轴向，都可以获得最佳位置。
即可倾瓦支承在轴承座上，每块瓦在运行时随转子方向自由摆动，以获取适应每块的最佳油楔。
装在轴瓦套上的螺纹挂销用间隙配合的形式固定着可倾瓦块，防止其旋转。
在轴承下部的瓦块上设有测量瓦块金属温度的双支点热电偶装置。
图1六瓦块可倾瓦轴承结构简图
可倾瓦轴承被广泛应用于大型汽轮机的高中压转子支承上，这种轴承具有以下特点：
（1）与固定式支持轴承相比，稳定性高。
可倾瓦块轴承具有良好的阻尼特性，具有减低转子不平衡响应和抑制不稳定振动的能力（即抗御振动的能力）。
（2）与椭圆轴承相比，可倾瓦轴承对轴颈的歪斜和轴承载荷（支反力）变化的敏感性较小；但承载能力较椭圆轴承稍低，功率消耗较大。
（3）轴承钨金采用了日立牌号（WJ2B），最高工作温度达120℃。
正常运行温度值∠107～110℃，报警温度值为110～115℃，跳机温度值121℃。
结合性能优于传统滑动轴承材料ZSnSb11Cu6。
2、可倾瓦轴承金属温度偏高的现象
从较早投运的部份东汽超临界600MW汽轮机组看，较普遍的存在#1可倾瓦轴承金属温度偏高的问题，个别达到报警温度值水平。
如华润常熟电厂1#、2#、3#三台、华润阜阳电厂两台、荆门电厂#1、#2机、兰溪电厂1#机600MW超临界机组在新机试运时，均出现#1可倾瓦轴承金属温度偏高现象，主要表现在带负荷过程中#1可倾瓦轴承金属温度在93～107℃范围变化，当#4调门开启≤10%时，#1可倾瓦轴承金属温度会接近报警值（达105.6℃），最高温度达111℃。
观察表明，#1可倾瓦轴承金属温度主要是随机组负荷变化而变化，但相应轴振无明显变化。
表1摘录了安徽某电厂#1东方超临界600MW汽轮发电机组试运行数据。
表明该机组存在#1可倾瓦轴承的金属温度偏高的问题。
表1安徽某电厂#1超临界600MW机组新机试运行数据摘录
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
备注
轴振X（μm）
13
17
22
11
21
32
日期
06/02/27
4：
10
轴振Y（μm）
13
20
32
12
33
34
盖振⊥（μm）
2
4
11
17
37
49
金属温度℃
94.8
81.0
83.5
76.4
74.3
88.9
n=3004r/min
回油温度℃
55.9
57.9
61.8
66.2
66.3
63.3
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
日期
06/03/12
16:
33:
57
轴振X（μm）
13
12
31
14
29
31
轴振Y（μm）
12
15
41
24
41
28
盖振⊥（μm）
2
7
20
10
25
31
负荷129.8MW
金属温度℃
94.5
86.7
76.1
75.0
68.1
85.3
进油温
32.8℃
回油温度℃
50.1
52.8
59.0
62.2
62.6
58.5
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
日期
06/03/02
11:
42:
53
轴振X（μm）
12
10
32
11
35
45
轴振Y（μm）
13
15
46
24
41
42
盖振⊥（μm）
3
8
35
15
51
62
负荷204.3MW
金属温度℃
94.5
85.2
72.8
73.1
67.0
77.6
进油温
33.4℃
回油温度℃
50.1
50.3
55.9
58.1
58.2
52.8
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
日期
06/03/02
10:
51:
10
轴振X（μm）
15
13
30
11
25
38
轴振Y（μm）
12
16
38
14
39
41
盖振⊥（μm）
3
6
35
20
31
43
负荷323.1MW
金属温度℃
97.1
87.7
73.6
74.6
68.2
81.0
进油温
35℃
回油温度℃
47.0
47.4
56.3
58.9
58.8
57.3
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
日期
06/03/23
10:
53:
36
轴振X（μm）
13
21
43
13
61
54
轴振Y（μm）
11
27
56
16
70
57
盖振⊥（μm）
4
12
36
16
68
61
负荷534.4MW
金属温度℃
104.6
93.8
74.4
73.9
68.7
81.6
进油温
37.4℃
回油温度℃
51.4
49.0
56.4
58.8
59.1
54.8
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
日期
06/03/23
17:
25:
19
轴振X（μm）
13
24
45
12
56
45
轴振Y（μm）
14
31
55
27
58
51
盖振⊥（μm）
6
13
42
18
67
62
负荷600.1MW
金属温度℃
105.5
95.1
74.6
74.7
68.4
81.2
进油温
38.6℃
回油温度℃
50.1
51.3
57.4
59.6
60.6
56.1
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
日期
06/03/24
11:
35:
41
轴振X（μm）
13
17
33
16
11
18
轴振Y（μm）
13
22
33
38
37
17
盖振⊥（μm）
4
8
31
20
23
26
负荷601.2MW
金属温度℃
106.0
94.8
73.9
74.4
67.6
79.7
进油温
38.4℃
回油温度℃
50.2
51.0
56.9
59.1
59.8
55.0
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
日期
06/03/23
23:
04:
04
轴振X（μm）
15
23
31
16
17
19
轴振Y（μm）
18
33
30
39
40
19
盖振⊥（μm）
6
9
30
19
28
22
负荷649.8MW
金属温度℃
94.4
86.7
74.3
74.6
67.7
80.2
进油温
40.0℃
回油温度℃
49.8
50.4
56.7
58.9
59.7
55.3
3、现场检查处理情况
针对个别超临界600MW汽轮机在带负荷过程中#1可倾瓦金属属温度偏高问题，进行了以下分析和现场试验。
3．1复测了测温元件（WZPM2-001Pt100端面铂热电阻）的精度以及检查DCS系统分度的设置情况均正常；并检查了测温元件的安装深度（即端面铂热电阻头的中心距钨金表面的距离为14mm）情况均符合要求。
3．2检查下瓦块与轴颈接触情况；每块可倾瓦的径向摆动量1.8±0.45mm、轴向摆动量1.1±0.28mm和瓦块与前、后油挡的轴向间隙0.75±0.38（单侧），均无异常现象，可以排除因可倾瓦接触不良、卡涩而造成瓦块局部受力过大温升过高的因素。
3．3将#1可倾瓦轴承的进油节流孔板由设计值Ф18.5mm改为Ф22mm，开机试验情况收益甚微。
#1可倾瓦轴承工作金属温度几乎无降低，回油温度（49.8～51.7℃）也无明显变化。
证明此轴承的用油量由自身结构限定了（即轴承体的排油孔Ф16.5和瓦体前、后油挡间隙泄油决定的）。
3．4考虑改变轴承工作时的动态载荷降低轴承金属温度。
首次在兰溪电厂#1机试运中，经现场调试单位摸索和试验，改变#1可倾瓦轴承在带负荷过程中的动载荷，将高压调节阀的开启曲线顺序进行了优化处理，将原来设计的调节阀的开启曲线顺序分别为CVⅠ+CVⅡ→+CVⅢ→+CVⅣ，改为开启顺序分别为CVⅣ+CVⅡ→+CVⅢ→+CVⅠ，即将CVⅠ阀和CVⅣ阀对调处理，收效很好。
整个机组带负荷过程中，#1可倾瓦轴承的金属温度不超过90℃。
同时轴承的稳定性没有受到明显影响。
实践证明可倾瓦对动载荷变化适应范围较宽。
4、理论分析与论证
4．1从轴承原理方面分析，轴承的温升与轴承参数的影响及降低金属温度的方法
在轴承设计中，一般有以下因子表征轴承特性。
⑴承载能力系数（萨摩菲尔得数）
…………………………….（公式a）
⑵轴承功耗
………………………………………….（公式b）
⑶润滑油温升
……………………………………………….（公式c）
式中：
___轴承载荷
____摩擦系数
____轴径圆周速度
___润滑油工作温度下的比热；
____润滑油工作温度下的密度；
____润滑油量（与节流孔板孔径有关）；
公式c表明，在摩擦系数（
）、轴径圆周速度（
）、润滑油量（
）等因素确定的情况下，影响润滑油温升
仅与轴承载荷相关。
而轴承载荷是在某一工况下转子静载荷和动载荷的矢量合成，其中静载荷主要是转子自重也是固定值，因此润滑油温升
与转子动载荷相关且成正比的。
即
和
且润滑油温升与轴承金属温度变化也成正比
故
因此，要解决轴承金属温度过高的问题，可以通过适当增加轴承实际用油量和降低轴承动载荷的两种方式来处理。
4．2从设计结构和受力情况分析
从转子的动载荷表2所示，#1可倾瓦轴承所受总的动载荷为17900Kgf（如表2），对于六瓦块可倾瓦结构来说，轴承的正下部的一瓦块是主要承受载荷的瓦块。
从表3各轴承参数看：
#1、#2可倾瓦轴承的设计动比压也比较大，设计工作轴承金属温度也较高；从表4看：
#1可倾瓦轴承的设计用油量也是最小（除#9轴承外）。
#1可倾瓦轴承金属温度设置点也在正下部的一瓦块上，超临界600MW汽轮机运行时，出现#1可倾瓦金属温度偏高也是可以理解的。
要解决#1可倾瓦轴承的金属温度偏高问题，不仅可以考虑轴承的动载变化影响，也可从增加轴承用油量和降低轴承动载荷着手处理。
表2转子动载荷表
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
#7
#8
转子重量（吨）
11
16.8
30.9
33.9
31.1
35.4
35
35
不平衡载荷（吨）
6.9
10.6
19.5
21.4
19.6
22.3
22
22
总的动载荷（吨）
17.9
27.4
50.4
55.3
50.7
57.7
57
57
表3各轴承参数
轴瓦号
轴颈尺寸
直径宽度mm
轴瓦形式
轴瓦受力
面积cm2
动比压MPa
失稳转速
r/min
设计轴承
温度℃
对数
衰减率
1
381×229
可倾瓦
802
2.23
不失稳
90
0.55
2
431.8×254
可倾瓦
1016
2.70
不失稳
90
0.51
3
482.6×356
椭圆
1718
2.93
＞4000
80
0.26
4
482.6×356
椭圆
1718
3.22
＞4000
82
0.29
5
482.6×356
椭圆
1718
2.95
＞4000
82
0.30
6
508×330
椭圆
1676
3.43
＞4000
87
0.32
4．3增大可倾瓦轴承用油量途径
从汽轮发电机组油系统总体看，设计依据各轴承的情况计算出自身的用油量，并将系统的总油量合理分配给各轴承的用油量（见表4），针对此计算值，#1可倾瓦轴承的用油量相应最小（除发电机磁端外伸#9轴承外），要增加#1可倾瓦轴承的用油量，不仅要增大润滑油管的进口节流孔板的大小，而且还要将轴承体上的排油孔径增大，才能起到降低轴承金属温度的效果，但要考虑整个油系统的用油量平衡情况。
从图1六瓦块可倾瓦轴承结构图看：
为了降低#1可倾瓦下部瓦块的金属温度，在增大进油节流孔板（Ф18.5改为Ф22）的前提下，将轴承体前、后挡油环底部进油槽各开一个Ф5排油孔，这种处理方法可将#1可倾瓦金属温度降至在≤95℃水平。
此方法加大下部瓦块的冷却油流量还有待于实践检验。
前述只将进油节流孔板加大至Ф22mm，而排油孔径（轴瓦体上排油孔Ф16.5）和前、后挡油环的泄油间隙不变，流过此轴承的实际用油量几乎变化不大，相应地不能带走更多轴瓦摩擦耗功的热量，因此，得到收益结果是甚微的。
图2#1可倾瓦轴承增设排油孔示意图
表4各轴承用油量、油压和回油温度计算值
轴承号
1#
#2
#3
#4
#5
#6
#7
#8
#9
油量（L/mim）
188
329
316
316
316
356
590
412
65
进油孔径Φ（mm）
18.5
24.5
24
24
24
25.5
27.5
27.5
10
排油孔径Φ（mm）
16.5
32
35
35
35
40
/
/
/
进油油压（MPa）
0.137-0.176
回油温度（℃）
＜65
4．4高压调阀开启顺序对#1轴承动荷的影响分析
超临界600MW汽轮发电机组在汽机启动冲转定速3000r/min过程中，主要是用中压缸启动，即高压缸不进汽或进少量蒸汽，由中压调门调节蒸汽量进入中压喷嘴全周进汽方式冲转整个机组，并网带低负何，然后切缸再由高压调节阀调节进汽量进入喷嘴组按图4高压调节阀配汽曲线进行复合喷嘴调节方式带负荷。
或者采取高压缸启动方式时，直接按图4高压调节阀配汽曲线进行复合喷嘴调节方式启动、冲转至额定转速、并网带负荷，中压调节阀处于全开状态（此启动方式不建议推荐在冷态启动采用）。
由前述公式C可知：
汽轮机在启动升速过程中，随转速的升高而轴承的金属温度也随之升高；当汽轮机定速后，并网带负荷过程中，转速恒定不变，润滑油量也相应不会变化，轴承耗功的变化只与轴承的动载荷有关。
高中压转子的支持轴承受力情况见图3所示。
蒸汽流量通过高压7个压力级和中压6个压力级时，沿轴向的推力是对称分布的，即总的合力在纵向轴线上，主要由推力轴承来平衡。
而蒸汽流量通过高压单列调节级时，产生四组的轴向合力FZ1、FZ2、FZ3和FZ4。
图3高中压转子的支持轴承受力简图
由图4中可看出，超临界汽轮600MW汽轮机高压喷嘴组是由Z1、Z2、Z3、Z4四组喷嘴组同一节圆对称布置构成，并Z1、Z2、Z3、Z4四组喷嘴组分别通过Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ高压进汽导管与CVⅠ、CVⅡ、CVⅢ、CVⅣ高压调节阀对应联接控制的。
其中，Z1、Z4两组喷嘴组的导叶数均为58；Z2、Z3两组喷嘴组导叶数均为34。
因此，将Z1和Z4两组喷嘴对调开启顺序，对机组启动带负荷整个过程的工况不会受到影响。
图4超临界600MW汽轮机喷嘴组简图
如图5所示，蒸汽通过高压喷嘴组焓降后，形成高速出口速度为ω1冲动能，再进入调节级动叶栅产生合力Fb，通常Fb分解为沿圆周速度方向的周向分力Fu和沿汽轮机轴线方向的轴向分力Fz。
周向分力Fu产生转矩做机械有功传递给发电机产生电能；而轴线方向的轴向分力Fz总的合力也由推力轴承平衡。
而Fz由汽轮机的工作原理得知：
Fz=G（ω1Sinβ1-ω2Sinβ2）+Az（P1-P2）………………….（公式d）
G——单位时间内动叶栅所通过的蒸汽质量；
Az（P1-P2）——与动叶片前、后压差所产生的力；
ω1——蒸汽流入动叶前相对速度；ω2——蒸汽流入动叶后相对速度。
图5蒸汽在调节级动叶栅的流动简图
由公式d可知，在高压调节级产生的轴向分力Fz与G成正比的。
设：
k=（ω1Sinβ1-ω2Sinβ2），R=Az（P1-P2）则公式d简化为：
Fz=Kg+R………………………………………………….（公式e）
图6高压调节阀配汽曲线
因此，在机组正常带负荷过程工况中，调节阀配汽方式为复合调节方式，全周进汽+部份进汽方式（如图4所示）。
如图6高压调节阀配汽曲线可知：
机组在启动和低负荷下（蒸汽流量小时），CVⅠ、CVⅡ、CVⅢ、CVⅣ高压调节同时开启，其后为CVⅠ+CVⅡ+CVⅢ随自身设计曲线开启，而CVⅣ在额定负荷时有关闭过程，即机组在额定蒸汽参数、背压下，负荷在额定值附近时，CVⅠ、CVⅣ、CVⅡ几乎处于全开、CVⅢ高压调节阀开启较大。
而Ⅳ高压调节阀几乎全关或开启较小（≤8%指令）工况时，蒸汽通过调节级喷嘴组出口速度ω1产生冲动能量Fb在调节级动叶栅上（如图5所示），通常分解成沿圆周速度方向的周向分力Fu和沿轴线方向的轴向分力Fz，而周向分力Fu等速做了功，轴向分力Fz产生轴向推力，若FZ分别由四组不同开度的调节阀控制蒸汽流量大小，对高压转子就产生一个不对称的侧向翻转力矩。
设CVⅠ、CVⅡ、CVⅢ、CVⅣ调节阀对应的喷嘴组控制着蒸汽流量的大小G1、G2、G3、G4，那么，分别作用转子调节级动叶栅上的轴向分力分别为：
Fz1、Fz2、Fz3和Fz4。
针对#1可倾瓦轴承受力情况分析，如图3所示中#1可倾瓦轴承不仅受到转子重量的载荷的转子与轴承的旋转摩擦力载荷外，还受到高压调节级的侧向合力ΔF作用，因#1轴承为自由端，假设以#2轴承为支点，力矩平衡，并由公式e可得：
ΔFx=[（Fz1+Fz3）-（Fz2+Fz4）]DCos45°/2L
=k（G1+G3-G2-G4）DCos45°/2L…………………………………………….（公式f）
ΔFy=[（Fz3+Fz4）-（Fz1+Fz2）]DSin45°/2L
=k（G3+G4-G1-G2）DSin45°/2L……………………………………….（公式g）
由（公式f）得知：
调节阀开启过程中，#1可倾瓦轴承受到左、右侧向力ΔFx；同时受到上、下侧向力ΔFy。
只有当G4增大时，CVⅣ高压调节阀开大，ΔFy增大，则#1可倾瓦轴承所受垂直方向的动载合力Fy相应变小（Fy=W-ΔFy）；同时#1可倾瓦轴承所受水平方向的动载合力ΔFx也变小。
再看图6高压调节阀配汽曲线可知：
若将CVⅠ、CVⅣ高压调节阀开启阀序互换后，在整个机组带负荷过程中，G1大于G4，使ΔFy变大，故#1可倾瓦轴承所受垂直方向的动载合力Fy相应变小（Fy=W-ΔFy）。
有利于轴承降低金属温度。
综上所述，可以看出，在额定工况和部分负荷工况下，四只高压调节阀开启过程中，高中压转子均受到复合喷嘴调节方式对调节级动叶的一个水平和垂直方向的侧向作用力，从而使轴心轨迹水平微偏，轴承动载荷变化作用在可倾瓦轴承下部的瓦块上，导致轴承金属温度偏高。
为解决#1可倾瓦轴承金属温度过高问题，机组在额定工况和部分负荷工况下，将CVⅠ、CVⅣ高压调节阀开启阀序互换。
则在机组正常工况下，调节阀的开启顺序分别为CVⅣ+CVⅡ→CVⅢ→CVⅠ，即机组在额定负荷以下，一般只须开启CVⅣ、CVⅡ、CVⅢ高压调节阀，当蒸汽参数偏小或超负荷运行时，再开启CVⅠ高压调节阀。
因此，改变了#1可倾瓦轴承在整个带负荷工况过程中的动载变化大影响。
同时，现在大型机组均用了可倾瓦块式轴承，其结构特点正如前述：
与椭圆轴承相比，可倾瓦轴承对轴颈的歪斜和轴承载荷（支反力）变化的敏感性较小。
这也就意味着该类轴承允许轴承上部、水平方向受力，因此这就为解决轴承金属温度过高问题提供了理论依据。
仔细分析超临界600MW汽轮机喷嘴结构，可以发现，CVⅠ、CVⅣ喷嘴数量完全相同，且结构一致，这又为解决轴承金属温度过高问题提供了现实依据。
目前大型机组均采用了全电调的控制方式，修改调节阀序十分简便，只须在DEH控制系统中将CVⅠ、CVⅣ阀门开启阀序对调即可。
因此，采用将CVⅠ、CVⅣ高压调节阀开启阀序互换的方式，是最简便、有效地解决轴承金属温度过高问题方法。
5、实践及效果
超临界600MW汽轮机组进行CVⅠ、CVⅣ阀序互换改进后的轴系振动及轴承金属温度的实际运行值。
由表3、4中可以看出，轴承金属温度大为降低，均低于报警值，其中#1可倾瓦轴承金属温度分别降低了20～28℃，基本控制在≤90℃范围。
且轴振与改进前基本一致，说明该项改进工作是非常成功的。
表3.A电厂600MW汽轮机轴系振动及瓦温数据（阀序改变后）
机号
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
#7
#8
备注
#1机
（改
后）
轴振X（μm）
19.6
20.0
42.4
14.8
47.8
35.5
43.8
27.9
N=470MW
进油温度39.6℃
轴振Y（μm）
20.1
26.5
60.8
16.9
71.4
45.6
80.6
77.3
金属温度（℃）
87.3
84.9
75.0
82.2
68.4
82.2
74.7
72.9
回油温度（℃）
53.6
54.4
63.1
61.5
65.5
59.8
56.4
52.7
#2机
（改
后）
轴振X（μm）
23.4
23.8
68.6
22.5
32.5
79.4
43.8
49.0
N=449MW
进油温度39.5℃
轴振Y（μm）
20.9
18.9
54.9
23.3
20.4
69.9
21.6
19.3
金属温度（℃）
75.1
72.1
77.9
82.3
71.3
84.6
76.8
70.7
回油温度（℃）
52.2
51.6
60.4
60.6
47.8
62.6
53.4
47.9
表4.B电厂600MW汽轮机轴系振动及瓦温数据
机号
轴承号
#1
#2
#3
#4
#5
#6
#7
#8
备注
#1
（改后）
轴振X（μm）
29.0
26.7
32.2
42.9
73.1
90.8
55.9
27.4
N=600MW进油温度42.7℃
轴振Y（μm）
25.0
32.2
21.4
28.1
56.9
64.8
30.6
29.5
金属温度（℃）
75.2
73.9
76.9
77.2
73.0
78.3
77.3
84.9
回油温度
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