2.3 下導瓦的技術參數和結構形式?

　　2.3.1 下導軸承的總損耗

　　經計算得出下導軸承總損耗Q=91.3 kW，高于國產同類機組。?

　　2.3.2 下導瓦的結構形式?

　　下導瓦為分塊鎢金瓦，見圖4。瓦面加工了橫向進油槽、縱向分油槽、溢油槽(溢油槽內有3個徑向溢油孔)，下導瓦左右兩個端面均加工有縱、橫隔板槽。下導瓦布置緊密，相鄰下導瓦之間周向間隙僅為2.5±1.3 mm。相鄰下導瓦之間的隔板槽內均裝有隔板。使所有下導瓦的進油槽、分油槽、溢油槽連為一體，形成一個與熱油區A腔分隔的下導瓦環形潤滑油道，這種結構利于潤滑、不利于散熱。下導瓦采用支柱球頭螺栓單點剛性支撐，其支撐中心偏離瓦中心28.8 mm。

　　3、 推力軸承和下導軸承的潤滑和冷卻?

　　機組運轉后，經冷卻器冷卻的B腔潤滑油與下導瓦分油槽、推力頭泵油道噴出的部分熱油混合形成溫油后，從推力瓦進油邊進入推力瓦面潤滑，與鏡板摩擦后形成的熱油由出油邊排出，然后在B腔、C腔壓力差的作用下被吸入C腔，見圖1。推力瓦采用的是瓦背強迫循環冷卻方式。B腔的溫油在旋轉油流和B、C腔壓力差的作用下被吸入推力頭散熱進油嘴，由推力瓦背的進油槽分別均勻流入弧形散熱槽，既降低瓦溫，又減小了瓦背瓦面的溫度梯度、減小或消除了熱變形,然后熱油從推力瓦背的出油槽也排至C腔，見圖1、2。推力軸承屬溫油循環。?
　　下導軸承有2個潤滑油供油源。主供油源為A腔的油在重力和A、C腔壓差的作用下進入連通管，通過連通管壁與B腔冷油進行傳導，不充分冷卻后進入C腔的溫油；副供油源為推力瓦排入C腔的熱油和由B腔吸入的下導瓦分油槽、推力頭泵油道排出的部分熱油。主供油源和副供油源的油在C腔內混合后,在離心力作用下進入推力頭泵油油道。在泵油油道內經過被摩擦加熱的鏡板后，一部分由軸領噴回B腔冷卻，然后進入下一個推力軸承潤滑循環，另一部分由軸領噴入下導瓦進油槽,再由分油槽分配,部分至下導瓦面潤滑、部分從分油槽下口進入B腔。潤滑后熱油從下導瓦的溢油槽流到A腔，再次進入下一輪下導軸承潤滑油循環。見圖1、4。下導瓦浸在A腔油中自然冷卻。下導軸承屬熱油循環。
　　當少量的油流沿擋油圈上爬至推力頭后，油流在離心力的作用下由推力頭上一個φ6 mm的溢油孔回流A腔，見圖1。
　　4、 軸承在安裝中出現的問題?
　　下導油槽內的擋油圈為薄壁件,易發生焊接變形。在現場焊接4號機擋油圈(同心度公差為1.0 mm,圓度公差為2.0 mm)時,因加固不良、監測不當,焊后圓度變為11 mm,后經多方調整也只將圓度校正為5 mm后勉強投入使用。?
　　5、 下導、推力軸承油槽的甩油及處理
　　1998年6月15日，6號機首次運行時，下導、推力油槽出現甩油。油流分別沿擋油圈的內壁流下和推力頭與轉子的接觸面甩出。甩油量為1.07 kg/h。后將下導油位降低40 mm運行時，仍然甩油不止。?
　　5.1 下導、推力軸承油槽的甩油原因?
　　(1)設計的下導軸承油路循環決定了甩油趨勢的存在。機組運轉時在推力頭的泵油作用下，A、B腔所有的潤滑油都要經過C腔才能向上被吸入推力頭，從而C腔油流在與A、B腔壓力差的作用下，存在沿擋油圈上爬，涌出擋油圈的趨勢。由于擋油圈底部處于發電機風路的負壓區,增加了這一趨勢；
　　(2)設計的防甩油措施失效。廠家在上導軸承擋油圈底部設計了均壓補氣管減小擋油圈底部負壓以削弱甩油趨勢，在下導軸承內未對此采取措施。當甩出的潤滑油爬到推力頭上端面后，油流為紊亂的泡沫狀態，僅僅靠推力頭上一個φ6 mm的溢油孔是不可能完全排出溢油的。而推力頭與轉子接觸面無密封裝置,無法阻止油流由此溢出;?
　　(3)擋油圈無密封裝置。運行時軸領的高速運行及油的粘滯性,使擋油圈和軸領之間油腔中的油流呈紊亂狀態,而此油腔是開敞式的,無任何平抑紊亂油流防其上涌的措施。隔河巖電站同一廠家制造的機組的下導擋油圈就設計了4道密封有效抑制甩油。天生橋一級電站機組的下導軸承油槽擋油圈無密封裝置時甩油不止,擋油圈安裝密封裝置后未再甩油;
　　(4)擋油圈的高度不足。擋油圈頂部至油面距離為211 mm,即使降低40 mm油位,擋油圈頂部至油面距離也僅為251 mm,仍未停止甩油(隔河巖機組為278 mm)。?
　　5.2 下導、推力軸承油槽的甩油處理措施?
　　廠家在充分吸收中方意見后,提出了以下防甩油處理方案,見圖5。

　　(1)在推力頭上加裝直角擋油環。擋住流向推力頭接縫處的油流,并利用擋油環上環翼板在離心力的作用下補氣,減小擋油圈頂部的負壓和C腔與A、B腔的壓力差,減小油流上涌趨勢;

　　(2)在擋油圈內安裝一阻油疏齒密封環。其與推力頭裙環間隙為4 mm,以平抑上涌的紊流;

　　(3)在推力頭與轉子組合面上加工一個O型密封槽,安裝一個φ10 mm O型密封圈;

　　(4)加高內擋油圈。?

　　5.3 下導、推力軸承油槽的甩油處理效果?

　　采取上述措施后6、5、3、1號機下導、推力軸承油槽未再甩油。由于4號機擋油圈圓度嚴重超差,產生泵油效應致使內擋油圈再次甩油;由于2號機下機架擋油圈直徑偏小,阻油疏齒環環于擋油圈間隙大于4.5 mm,平抑紊流效果降低導致甩油。4號、2號機加高內擋油圈后,未再甩油。為進一步加強平抑紊流作用,二灘電廠在機組檢修時拆除了直角擋油環,把阻油疏齒改為阻油葉柵,運行效果良好。?

　　6 推力瓦、下導瓦瓦溫偏高處理辦法?

　　二灘水電站機組正式投運1年后,推力瓦溫度在65～70℃之間,下導瓦溫度在77～78℃之間,瓦溫較高,均分別運行于報警溫度70℃、80℃附近。?

　　6.1 瓦溫偏高的原因?

　　推力瓦、下導瓦油溫較高同樣是與其結構特性直接相關的。?

　　(1)推力、下導瓦負荷較大、損耗較高,產生的熱量高;?

　　(2)推力瓦、下導瓦循環冷卻效果差。推力瓦為溫油循環,下導瓦為熱油循環。而下導瓦被隔板分隔為內外兩層,只有下導瓦外層浸在處于熱油區A腔中冷卻,導熱面積較小,冷卻效果差;

　　(3)油槽容積偏小。油槽注油量僅為10 m3,約為國內同類機組的一半,循環散熱條件差。?

　　6.2 降低推力瓦、下導瓦瓦溫的設想?

　　廠家現場人員曾建議增大下導瓦間隙來減小下導軸承的負荷以降低瓦溫,被總部否決,他們認為上導、下導、水導軸領直徑與軸承間隙的等比關系是不能輕易改變的,增大下導瓦間隙改變等比關系勢必加重上導、水導的負荷造成新的問題。?

　　筆者認為應圍繞降低下導瓦主、副供油源的溫度來采取措施。為使主供油A腔的熱油在進入C腔前充分冷卻,在每根連通管面向推力冷卻器側鉆數個φ3～6 mm的油孔,使B腔冷油能直接進入連通管,從而使連通管的熱油通過傳導和對流兩種方式充分冷卻后再進入C腔。此處理方法簡單易行,但由于B腔壓力高于A腔和C腔,在連通管上鉆油孔數目的多少及油孔的直徑需經現場試驗確定,以防B腔進入連通管的油流過多而造成甩油。另外 ,在推力頭外圍加設導流環板,見圖3。該板把B腔分隔為上部熱油進入區和下部冷油流出區,使下導瓦分油槽和推力頭泵油道排出的全部熱油經冷卻器充分冷卻后再被吸入C腔。下導瓦溫下降后,油槽內油溫相應降低,從而使推力瓦溫降低。?

　　6.3 下導瓦的燒損?

　　在1號機首次啟動運行2 h后,因推力環形瓦座8個40 mm×100 mm的主通孔在制造廠內未加工,導致原設計的主供油源――由連通管進入下導瓦的潤滑油通道截面積減小了47倍,致使下導瓦主要靠副供油源的熱油進行潤滑,造成所有下導瓦全部燒損。停機將它們連通后,重新啟動機組,下導瓦瓦溫恢復正常。?

　　7 小結?

　　(1)良好的設計是機組安全穩定運行的關鍵。二灘水電站的發電機下導軸承和推力軸承具有承載大、結構緊湊、安裝簡便的優點。且軸承結構形式獨特,推力薄瓦采用的小彈簧多點彈性支撐,瓦面比壓和油膜厚度均勻,推力瓦背采用強迫循環冷卻方式,減小或消除了熱變形,避免了國內經常采用的支柱螺栓單點剛性支撐、單托盤支撐所造成的因瓦面比壓和油膜厚度不均勻,引起機械變形和熱變形疊加導致燒瓦的現象。下導瓦布置緊密,所有瓦面的潤滑、冷卻油道為1個與熱油區隔離的整體。故推力瓦、下導瓦盡管瓦溫偏高但運行溫度穩定。同時,也存在防甩油措施效果不佳、運行溫度較高的缺點,有待進一步改進和完善;?

　　(2)優良的制造、安裝質量是機組安全穩定運行的保證。如果不出現施工和加工失誤,那么,4號、2號機的軸承甩油、1號機組的下導燒瓦是完全可以避免的。?

　　總之,二灘水電站機組的推力、下導軸承的生產、投運過程,為國產同類機組軸承的設計、制造、安裝都提供了可借鑒的經驗。