华能汕头电厂两台300MW机组,为单轴三缸三排汽亚临界参数一次中间再热凝汽式机组。汽机共5个轴承,除2号轴承为推力--支持联合球面自位式滑动轴承以外,其它轴承均为固定式滑动轴承。所有轴瓦材料均为锡基巴氏合金。该汽机采用喷嘴调节,调节阀与各个调节级喷嘴室的配套布置方式如图1所示。设计的调节阀开启次序先是1号、2号同时开,3号再开,4号最后开。
1996年底,1号机组投产试运行期间,发现机组1号轴承后部温度在额定参数和额定负荷工况下,为95℃~102℃,其它轴承温度都在75℃以下。经拆卸检查,发现轴瓦后部分存在明显的磨损痕迹。为了解决此问题,对该轴瓦中间泄油槽封堵了四分之一的面积,降低轴承的比压。结果,该轴瓦后部温度下降到92℃左右,但仍接近运行规程最高限制温度95℃。
在机组投产后的一段时间里,发现在发电负荷不变而降低主蒸汽压力的情况下,1号轴瓦温度会有所降低,根据汽机原理,主蒸汽压力是与主蒸汽流量成正比的,而主蒸汽流量又与汽机调节阀的开度成正比,在发电负荷不变而降低主蒸汽压力的情况下,汽机调节阀的开度要开大。从表面现象看,1号轴瓦温度与汽机调节阀的开度有关系。实际上,由于在相同调节阀开度下,可以有各种不同开度差的组合。因此,汽机调节阀开度差的改变,才是真正影响1号轴瓦温度变化的原因。为了证明所分析原因的正确性及找到最佳消除轴瓦温度高的方案,为此做了汽机调节阀开度差与1号轴瓦温度及油膜压力之间的关系性能试验。
一、试验方法及结果
试验采用对汽机各个调节阀行程手轮控制的方法,来改变各个调节阀的开度差。为了使得出的结果更精确,试验中尽量使机组负荷、热力参数、轴瓦润滑油的温度等保持稳定。为了减少试验的次数也能得到相同的结果,采取1号、2号调节阀开度差为零(即此两个调节阀开度一样),只改变3号、4号调节阀之间的开度差进行,并定义3号调节阀的开度H3减去4号调节阀的开度H4为开度差ΔH。1号机组在70%和100%额定负荷下的试验结果见表1和表2,2号机组在70%额定负荷下的试验结果见表3(2号机组100%额定负荷试验由于当时电网没有负荷未做)。
表1 1号机调节阀开度差与1号、2号轴瓦温度及油膜压力之间关系特性试验数据(70%额定负荷)
负荷 N/MW | 1号轴瓦温度/℃ | 2号轴瓦温度/℃ | 主汽 压力 |
主汽 温度 |
油膜 压力 |
调节阀 |
开度差 |
1号轴承振动 | ||||
t11 | t12 | t21 | t22 | P0/MPa | t0/℃ | Pm/MPa | H3 | H4 | Δ H/mm | 垂直 | 水平 | |
218 | 69.2 | 88.2 | 58.4 | 58 | 12.6 | 539 | 0.8 | 30 | 4.5 | 25.5 | 0.67 | 0.75 |
210 | 69 | 87.1 | 58.4 | 58 | 12.1 | 543 | \ | 32 | 8 | 24 | 0.64 | 0.61 |
204 | 67.2 | 86.6 | 58.5 | 58 | 11.3 | 543 | \ | 34 | 12 | 22 | 0.71 | 0.51 |
212 | 66.4 | 82.6 | 58.2 | 57.7 | 11.4 | 540 | \ | 38 | 30 | 18 | 0.62 | 0.53 |
208 | 63.4 | 80 | 58.3 | 57.9 | 11.3 | 536 | \ | 20 | 20 | 0 | 0.7 | 0.51 |
205 | 59.2 | 70.2 | 58.1 | 57.8 | 11.6 | 540 | 0.7 | 5 | 40 | -35 | 0.73 | 0.51 |
207 | 58.7 | 68.6 | 58 | 57.8 | 11.9 | 542 | \ | 0 | 40 | -40 | 0.74 | 0.51 |
表2 1号机调节阀开度差与1号、2号轴瓦温度及油膜压力之间关系特性试验数据(100%额定负荷)
负荷 N/MW | 1号轴瓦温度/℃ | 2号轴瓦温度/℃ | 主汽 压力 |
主汽 温度 |
油膜 压力 |
调节阀 开度/mm |
开度差 | 1号轴承振动 /mm·s-1 | ||||
t11 | t12 | t21 | t22 | P0/MPa | t0/℃ | Pm/MPa | H3 | H4 | Δ H/mm | 垂直 | 水平 | |
298 | 71.3 | 92.92 | 58.9 | 58.3 | 16.1 | 542 | 1 | 35 | 5 | 30 | 0.83 | 0.67 |
308 | 70.9 | 90.8 | 59 | 58.1 | 16 | 539 | 1 | 39 | 10 | 29 | 0.76 | 0.64 |
306 | 69.7 | 87.7 | 59.1 | 58.1 | 15.5 | 540 | 1 | 39 | 12 | 27 | 0.76 | 0.62 |
303 | 62.7 | 74.7 | 58.5 | 57.4 | 16.0 | 542 | 1 | 20 | 20 | 0 | 0.75 | 0.63 |
306 | 62.1 | 73.8 | 58.5 | 57.4 | 14.8 | 539 | 0.9 | 32 | 40 | -8 | 0.65 | 0.41 |
305 | 61.7 | 73.2 | 58.5 | 57.5 | 15.0 | 540 | 0.9 | 34 | 40 | -16 | 0.65 | 0.41 |
300 | 58.7 | 64.9 | 58.1 | 57.1 | 15.7 | 540 | 0.7 | 10 | 40 | -30 | 0.62 |
0.42 |
307 | 58.6 | 63.3 | 57.9 | 57.4 | 16.2 | 538 | 0.6 | 1 | 40 | -39 | 0.65 | 0.49 |
表3 2号机调节阀开度差与1号、2号轴瓦温度及油膜压力之间关系特性试验数据(70%额定负荷)
负荷 N/MW |
1号轴瓦温度/℃ |
2号轴瓦温度/℃ |
主汽 压力 |
主汽 温度 |
油膜 压力 |
调节阀 |
开度差 |
1号轴承振动 | ||||
t11 | t12 | t21 | t22 | P0/MPa | t0/℃ | Pm/MPa | H3 | H4 | ΔH/mm | 垂直 | 水平 | |
224 | 71.4 | 62.1 | \ | 59 | 11.7 | 539 | 1.95 | 39 | 13 | 26 | 0.51 | 0.44 |
226 | 71.5 | 62.1 | \ | 58.7 | 12.1 | 542 | 1.95 | 32 | 8.5 | 23.5 | 0.49 | 0.3 |
212 | 72.5 | 62.4 | \ | 58.7 | 11 | 543 | \ | 29 | 7.5 | 21.5 | \ | \ |
220 | 72.9 | 62.1 | \ | 58.6 | 12.6 | 543 | 1.95 | 24 | 5 | 19 | 0.37 | 0.3 |
218 | 69.1 | 61 | \ | 58.6 | 11.4 | 542 | 1.9 | 39 | 28 | 11 | 0.45 | 0.29 |
236 | 68.2 | 60.5 | \ | 58.6 | 12.1 | 542 | 1.6 | 40 | 40 | 0 | 0.43 | 0.34 |
233 | 64.2 | 58 | \ | 57.6 | 12.5 | 542 | 1.48 | 10 | 40 | -30 | 0.43 |
0.34 |
238 | 62.2 | 56.8 | \ | 57.2 | 13.1 | 542 | 1.45 | 5 | 40 | -35 | 0.5 | 0.37 |
236 | 62.1 | 56.6 | \ | 57.2 | 13.2 | 542 | 1.45 | 0 | 40 | -40 | 0.5 | 0.34 |
二、试验结果的分析
(1)调节阀开度差分别与1号轴瓦前部温度t11、1号轴瓦后部温度t12、2号轴瓦前部温度t21、2号轴瓦后部温度t22及1号轴承油膜压力Pm之间的关系基本上成一次方正比关系,即汽机调节阀开度差越大,1号、2号轴瓦各部温度越高,其温升Δt也越高;同时轴承油膜压力Pm越高,其油膜压力的压增ΔPm也越高。反之亦然。据此,可以建立如下的数学关系:
ΔH∝Δt及 ΔH∝Pm (1)
(2)调节阀开度差对1号轴瓦温度及相应的轴承油膜压力影响较大,对2号轴瓦温度及相应的轴承油膜压力影响较小,对其它轴瓦温度及相应的轴承油膜压影响更小。为节省篇幅,其它轴瓦的试验数据未列入。
(3)调节阀开度差变化时,1号轴承振动没有大的变化,且都在合格的振动范围内,其它轴承振动没有变化。为节省篇幅,其它轴承振动的试验数据未列入。
(4)调节阀开度差与轴瓦温度及相应的轴承油膜压力没有规律的对应关系。
那么是什么因素使汽机1号轴瓦温度及相应的轴承油膜压力随调节阀开度差的变化而变化呢?这是需要进一步分析的。根据文献[1]的润滑理论,对于动压式滑动轴承而言,其轴瓦温升与轴承比压或轴承载荷等参数有关,如果忽略轴承表面所散去的热量,可由下式表示:
Δt=(P·U·f)/(C·γ·Q)= (p·U·f)/(C·f·Q·D·B) (2)
式中:
Δt--轴瓦温升,℃
P--轴承载荷,N
p--轴承比压,即同等于轴承的油膜压力,p=P/D·B,Pa
D、B--分别为轴承的直径与宽度,m
U--轴颈的圆周速度,m/s
f--摩擦系数,
C--润滑油的比热,J/(kg·℃)
γ--润滑油的密度,kg/m3
Q--润滑油的流量,m3/s
从式(2)可以看出,轴瓦温升Δt与作用于轴瓦上的力轴承载荷P或比压p成正比。
将式(2)代入式(1),得到:
ΔH∝Δt=(P·U·f)/(C·γ·Q)= (p·U·f)/(C·γ·Q·D·B) (3)
式(3)是通过本试验与润滑理论相结合推导得出的结论,即汽机调节阀开度差越大,1号轴承的载荷也就越大,轴瓦的温度也就越高,轴承的油膜压力也就越高。至于汽机调节阀开度差为何会影响轴承载荷,可以通过汽机原理结合理论力学、材料力学的相关原理证明,此不在本文讨论范围内。
三、用试验结果解决汽机轴瓦温度高问题的实例
针对华能汕头电厂1号汽机1号轴瓦温度高问题,根据式(2)可以通过调整汽机轴承中心高度来减少轴承载荷P,或增加轴承宽度D,或增加轴承长度B,或提高轴承表面光洁度与精度来降低摩擦系数f,或提高轴承润滑油的比热C与密度γ及流量Q等方法来达到降低轴瓦温升Δt的目的。但上述的改进措施涉及到需要改变汽机原有的安装状况,或需要更换新轴承,或需要改变油种及油的输送设备,工作量大、工期长、费用多。而根据此试验结果的结论即式(1)或式(3)可以不采取以上方法,而是简单地采取减少汽机3号、4号调节阀之间开度差ΔH的方法。
具体做法是:把原来先开3号、后开4号的调节阀开启顺序改为先开4号后开3号。根据本文已定义的ΔH=H3-H4,那么4号调节阀的开度H4永远大于3号调节阀的开度H3,其开度差ΔH是负值,此时就达到了减少3.4号调节阀开设差的目的。按此方法改进后,机组运行一年多来,汽机1号轴瓦温度由原来的92℃下降到65℃左右稳定运行。轴承振动变化不大,也没有发生油膜震荡的情况。实际说明,采用改变调节阀开度差的方法,用以解决汽机1号轴瓦温度高问题,可以收到见效快、花费少、能长期稳定运行的良好效果。
通过减少调节阀开度差而降低了汽机轴承载荷之后,轴承油膜压力降低,油膜厚度增加。当油膜厚度增加到一定程度时,油膜会失稳,有产生油膜震荡的可能性。因此,对于具体的机组而言,一定要通过试验来确定具体的方案。