贵港航运枢纽电厂受油器故障分析

摘要：文章针对贵港航运枢纽电厂4台30MW水轮发电机组受油器在运行中反复出现故障的问题，进行详细分析并通过改进受油器壳体结构及轴承装配公差优化等措施，彻底解决了受油器缺陷问题带来的困扰，恢复电厂的安全运行。

关键词：灯泡式贯流水轮机；轴承；受油器

贵港航运枢纽是西江航运建设二期工程的主体项目，枢纽电厂拥有4台原瑞士ABB - Kvaerner联合体体制造单机容量为30MW的大型灯泡贯流式水轮发电机组。电厂于1999年投产，至2006年8月2日2F发电机组因受油器故障而紧急停机。经检查，连接受油器的所有油管全部断裂，透平油大量泄漏，电气接线拉断，限位装置变形脱落、槽钢底座严重变形，上游端部轴承滚珠表皮损伤脱落，受油器密封面严重损伤、与受油器轴沾连卡死。此后一年内，枢纽电厂所有机组的受油器陆续出现甚至反复出现类同故障，故障破坏程度各有不同，故障发生最短时间间隔仅一周，受油器的故障隐患已对枢纽电厂的安全生产构成重大威协。

一、受油器功能及构造

受油器主要作用是将水轮发电机组调速系统的压力油自固定油管导至转动主轴内的操作油管内并连接至转轮内的桨叶接力器，以控制、调整桨叶开度，从而使水轮发电机组始终处在协联工况下稳定运行。传统灯泡贯流式水轮发电机组的受油器一般采用浮动轴瓦的支承机方式，这种受油器浮动瓦会受到主轴摆动、震动及自重影响而逐渐磨损，随着浮动瓦磨损，受油器密封偶件间隙增大，桨叶接力器开、关腔开始相互窜油，导致了桨叶接力器反应迟钝、抽动频繁，机组溜负荷、协联运行工况不稳，调速器浆叶控制系统不能投入自动运行，造成压力油泵频繁启动定等现象，也因此必须经常更换浮动瓦和受油器轴；贵港航运枢纽电厂的受油器采用软油管连接的悬浮结构（见图一），其支承机方式并没有沿用浮动轴瓦的常规设计，而是采用在国内罕见的滚动轴承支承方式，密封偶件间隙仅有0.18 mm，其优点是各密封件的泄流量较小并是恒定的，没有浮动轴瓦密封间隙随着运行时间增加而加大的弊病，从这角度看，此受油器的设计应是比较优秀的。

二、受油器故障分析

针对4台机组均出现了受油器故障，枢纽电厂维护部门前期尝试用过多种修复方法，如过滤清洁润滑油、更换不同牌号的轴承、对密封面进行镶套甚至重新加工了受油器壳体，但受油器还是反复出现类同故障，仍未能从根本解决问题。

从屡次受油器故障检查数据看, 前端轴承6052MC2是最易损坏的部件。在所有的受油器故障中都发现前端轴承遭到损坏的现象， 破坏程度轻则过热发蓝、磨损，重则完全烧毁。但在同－次受油器故障中后端轴承6056MC2却安然无恙，这一奇怪的现象引起我们的重视，并由此开始重点对前端轴承进行安全性分析，希望从此处找出受油器故障的根本原因。

图中1为受油器壳体；2为受油器轴；3、4、5为主密封环；6为内油管；7为后轴承；8为前轴承

查此受油器原装配轴承为德国FAG深沟球轴承，前后两个轴承参数如下表：

深沟球轴承通常被设计成具有0°接触角，并不适合承受轴向载荷。只有当深沟球轴承具有较大的径向游隙时，即具有角接触轴承的性能，瑞典SKF轴承公司明示标准游隙系列深沟球轴承处于单纯的轴向负荷下，则该轴向负荷一般不应超过0.5 倍额定径向载荷值，否则使用寿命将会大幅度降低。贵港航运枢纽电厂机组受油器配套用轴承6052MC2及6056MC2均为比标准小一级游隙系列的深沟球轴承，径向游隙小于10μm，基本无承受轴向载荷的能力。

分析轴承损坏的原因不外以下几种：润滑、冷却不足、疲劳、载荷过大等。从结构上看，前端轴承6052MC2浸泡在操作透平油里，而操作透平油是经过冷却、过滤再循环送到受油器里，因此该轴承肯定不存在润滑、冷却不良的问题；再从载荷角度看，机组额定转速只有78.9 r/min，受油器壳体重量也只有630kg，而该轴承荷径向载荷却有30T，所以该轴承的径向承载能力是绰绰有余的。再从结构图上看，该轴承几乎没有承受任何轴向载荷。但从故障破坏现象上看，该轴承侧面和受油器壳体却有很严重的挤压磨痕，又明显表示该轴承承受了较大的轴向载荷，至此，我们基本认定是轴向载荷过大造成6052MC2轴承损坏。

这轴向载荷从何而来呢？从结构上看受油器是悬浮在主轴上的，它与机组外部构件没有任何刚性联接，所以分析这轴向载荷惟一的可能就是来自受油器内部，而受油器内部对构件能产生较大作用力只有油压。分析受油器可能产生轴向力的部位，一是开、关压力油腔，这是两条对称的同心环槽，油压作用在同心环槽内的力是平衡的，不会产生轴向力；二是后端漏油腔，此腔是和转轮内部连通的，而转轮内部油压则与流道水压处在一个较为低压的平衡状态，因此后端漏油腔内也无法产生较大的轴向力；三是前漏油腔，此油腔有一排油管通过排油阀连到漏油箱，可以说前漏油腔是和大气相通的，按理不会建立起油压，但假设排油阀关闭或压力油泄漏量大于排油阀的过流量，则就可能在前漏油腔建立起油压。为证实这一假设的可能性，最终我们做了一次试验，在机组正常运行工况下，保持排油阀平时的1/3开度，测量前漏油腔压力，结果压力表显示有3.5 Mpa！再把排油阀全开，压力指示为零，证实是压力油泄漏过大，前漏油腔漏油排泄不畅导至漏油腔压力上升。从结构图上看，前漏油腔油压会在轴向产生了一个不平衡的轴向力，力的方向朝受油器前方，大小等于油压作用在受油器轴端面上的压力。

F=PS＝P（d/2）²π=3.5×（279/2）²×π=213868 N

式中：F 轴向力，P漏油腔压强，S受油器轴端面积，d为受油器轴径φ279mm；

由计算结果可见有213868 N的轴向载荷作用在受油器壳体前端盖上，使壳体向前位移，为反抗壳体的位移，前端轴承6052MC2承受了该轴向载荷并通过锁母传递到受油器轴上。6052MC2基本无承受轴向载荷的能力但却要承受超过70%额定径向动载荷量的轴向载荷，使用寿命可想而知。

至此虽然找出了轴承损坏的原因，可是还不能直接代表是查明了受油器故障的根本原因，从记录上看，电厂自1999年投产，至2006年才出现受油器故障，起码原配受油器运行了7年才有问题，和现在故障周期之短形成鲜明对比。从压力油泄漏过大，前漏油腔漏油排泄不畅导至漏油腔压力上升，产生轴向载荷而损坏轴承这一结论，我们再进一步分析压力油泄漏过大的问题。由上所述，此类受油器的密封泄漏量应是比较稳定的，是什么原因引起泄漏量的增加呢？通过用液体流经环形缝隙流量压力特性公式计算前油封的泄漏量：

q=πDδ³Δp(1+1.5ε²)/12ργL=25.68（ml/s）

式中：D为公称直径，D=279mm；δ为无偏心时环形缝隙值=0.09 mm；Δp为操作油的压力=6.0Mpa；ε偏心率=e/δ；e为偏心值，因本受油器各油封同轴度≤0.02mm，轴承游隙＜0.01 mm，取偏心值e=0.03mm；ρ为油的密度，ρ=0.876；γ为46#油在40℃时的运动粘度=46cst；L为油封的轴向长度36 mm。

由公式看，能导致泄漏量的增加的因素只有ε即偏心率，其他参数相来说对是恒定的或比较稳定的。而能导致偏心率变化的只有轴承及轴承座的径向磨损，按FAG提供的数据，在正常工况下，6052MC2轴承使用寿命超过25年，轴承径向磨损可能性不大，所以原因只有轴承座磨损了。经检查测量2F、3F受油器前端轴承座，平均内径因磨损扩大了0.1 mm左右。在此情形下，加上受油器原有的偏心值，油封总偏心值可达0.08 mm，则前油封的泄漏量

q=πDδ³Δp(1+1.5ε²)/12ργL=48.10（ml/s）

可见此时的泄漏量比原始值约大了两倍，但排油阀还是维持在1/3的开度，结果导致排油不畅而使压力上升。

查受油器装配图，6052MC2轴承与轴承座是过渡配合，最大配合间隙可达到0.04mm, 轴承外圈可以在松动状态下转动及振动，从而产生对轴承座磨损的现象。

至此，终于查明了受油器故障原因：轴承外圈的松动—轴承座磨损—油封偏心值增加—压力油泄漏量增加—排油不畅通—轴向压力形成－轴承损坏－受油器故障。

三、受油器故障处理

明白了受油器故障产生的机理，我们重新加工了受油器壳体，并有针对性的作了以下的改进：轴承与轴承座尽量选取过盈配合，前后油封环轴向长度由原来36 mm增加至48 mm，以减少压力油泄漏量，加装压力表以便监视前排油腔压力变化情况。在运行中排油阀尽量开启，保持排油畅通。

四、结语

贵港航运枢纽电厂受油器改造自2007年6月到现在已有一年多，设备运行工况正常，未发生过任何故障，完满解决了受油器缺陷问题的困扰。

参考文献

[1]盛永华．液压与气压传动[M]．华中科技大学出版社，2005．

[2]成大先．机械设计手册（单行本）[M]．化学工业出版社，2004．

作者简介：徐艺恩，男，广西人，广西贵港航运枢纽分公司工程师；杨奕凯，男，广西人，广西贵港航运枢纽分公司助理工程师。

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