抽水蓄能機組油槽液位與推力軸承損耗關系試驗研究

歐陽寧東，李 寧，鐘海權，楊培平，馬信武，訾世才

（1.東方電氣集團東方電機有限公司，四川省德陽市 618000；2.國網新源吉林敦化抽水蓄能有限公司，吉林省敦化市 133700）

0 引言

抽水蓄能機組通常轉速較高，其推力軸承相對常規機組有兩大特點，損耗大、瓦溫高，所以降低抽水蓄能機組的軸承損耗成為推力軸承研究的一大方向 。

某抽水蓄能機組單機容量350MW，額定轉速500r/min，屬于高速雙向旋轉機組。如果采用傳統浸泡式的推力軸承設計方案，估計推力軸承損耗在1000kW 以上。為降低推力軸承損耗，開發出具有自主知識產權的低損耗推力軸承新技術。該技術能夠提高推力軸承運行效率，并大幅度降低推力軸承損耗[1]，客觀上減少了油霧產生，具有很好的市場推廣前景。

1 低損耗軸承結構

立式水輪發電機組推力軸承的潤滑冷卻方式，大多采用全浸泡方式（下文稱全液位），即推力油槽液潤滑油位完全浸沒鏡板和推力頭等旋轉件，對于推導軸承合油槽結構，液位至少達到導瓦中線位置，如圖1 所示。

圖1 全液位軸承結構示意圖Figure 1 Schematic diagram of the structure of the full level bearing

東方電機有限公司開發的低損耗軸承技術，采用低液位浸泡方式（下文稱低液位），主要結構不同之處在于，在原有油槽外部增加了一套高位儲油箱，可以將主油槽中部分潤滑油臨時存儲在高位儲油箱內，降低了主油槽工作液位，減少了旋轉件攪油損耗，如圖2 所示。

圖2 低液位軸承結構示意圖Figure 2 Schematic diagram of the structure of a low level bearing

2 理論依據

推力軸承損耗主要包含兩部分：第一部分為摩擦損耗，是推力軸承摩擦表面在相對運動時克服油膜剪切應力所產生的損耗，是軸承油膜內部損耗，無法避免；可以通過推力軸承三維熱彈流潤滑方程計算，得到較準確的結果[2]。

第二部分為攪拌損耗，是由于鏡板等旋轉件浸泡在潤滑油中，攪動潤滑油旋轉而產生的損耗，屬于寄生損耗，這部分損耗理論上是可以避免的。

全浸泡狀態下攪拌損耗綜合計算式為[3]：

式中：H——攪拌損耗，kW；

ρ——潤滑油密度，kg/m3；

ω——角速度，rad/s；

r——計算半徑，mm；

CH——攪拌系數，無量綱。

式中攪拌損耗系數CH計算式為：

式中：CH——攪拌損耗系數，1；

r1——鏡板內徑，m；

r2——鏡板外徑，m；

θ——瓦夾角，rad；

Z——瓦塊數，個；

Re——雷諾數，無量綱。

其中雷諾數計算式為：

式中：Re——雷諾數，無量綱；

r——計算半徑，m；

ω——角速度，rad/s；

ρ——潤滑油密度，kg/m3；

μ——潤滑油動力黏度，Pa·s。

攪拌損耗綜合計算式，可以見攪拌損耗大小與轉速角速度ω的3 次方，計算半徑r的5 次方成正比。

如果要計算不同液位下的攪拌損耗，需要將攪拌損耗拆分，包括鏡板平面損耗、鏡板內外圓柱面損耗、瓦間攪油損耗以及鏡板背面損耗等。在低液位軸承運行過程中，只有鏡板內外圓柱面損耗會隨著液位不同發生變化[4]。

鏡板外圓柱面損耗占主要部分，單位長度圓柱面損耗計算式為[5]：

式中：Hc——圓柱面損耗，kW；

R——油槽外圓半徑，m；

r2——鏡板外圓半徑，m，

ω——角速度，rad/s；

μ——潤滑油動力黏度，Pa·s。

3 損耗計算

根據某機組的推力軸承結構，采用相關計算程序，可以計算推力軸承損耗理論值。在轉速和推力負荷等輸入條件不變的情況下，計算全液位和低液位下推力軸承的損耗。圖3為機組推力油槽液位示意圖。當液位高于頂部粗實線時，為全液位工況；當液位低于油槽中部粗實線時，為低液位工況。

圖3 推力油槽液位示意圖Figure 3 Schematic diagram of thrust oil tank level

3.1 輸入參數

結合某抽水蓄能機組的相關設計參數，進行推力軸承損耗的相關計算。主要輸入參數如表1 所示。

續表

3.2 計算結果

3.2.1 兩種液位損耗對比

傳統全液位軸承結構與低液位軸承結構主要差別體現油槽液位上，在額定轉速、推力負荷和油槽油溫不變的情況下，計算兩種不同運行液位的摩擦損耗、攪拌損耗和總損耗，將損耗值進行對比，繪制出圖4。

圖4 不同液位工況下損耗對比Figure 4 Comparison of losses under different liquid level conditions

從圖4 中的結果可以看出：

（1）不同液位工況下，推力軸承總損耗變化明顯；

（2）全液位工況下，攪拌損耗與摩擦損耗值相當，且總損耗約為摩擦損耗的2 倍；

（3）低液位工況下，攪拌損耗明顯低于摩擦損耗，且總損耗僅略高于摩擦損耗；

（4）從全液位工況到低液位工況，攪拌損耗大幅度降低，摩擦損耗未發生變化，受攪拌損耗影響，總損耗也發生較大幅度降低。

3.2.2 攪拌損耗與摩擦損耗對比

在額定轉速和推力負荷不變的情況下，計算從全液位下降到低液位過程中，不同液位的摩擦損耗、攪拌損耗和總損耗，將結果匯總，得到圖5。

圖5 液位與損耗關系Figure 5 The relationship between liquid level and loss

從圖5 中的結果可以看出，從全液位至低液位工況，油槽液位逐漸降低。此時攪拌損耗與總損耗都在下降，且下降速率與幅度相似。說明液位下降過程中，推力軸承總損耗下降與攪拌損耗減少有直接關系。

3.2.3 轉速與損耗關系

對于500r/min 的機組，全液位工況下，轉速越高損耗越大，為分析轉速變化與損耗關系，計算了不同轉速下各種損耗變化值，繪制損耗-轉速曲線，如圖6 所示。

圖6 損耗與轉速關系Figure 6 The relationship between liquid level and loss

從圖6 中的結果可以看出，當機組轉速低于300r/min 時，攪拌損耗占比不大，只有摩擦損耗的50%左右。隨著轉速的升高，攪拌損耗增長幅度明顯超過摩擦損耗，當轉速高于500r/min 時，攪拌損耗超過摩擦損耗，成為推力軸承損耗的主要來源。

4 現場試驗

為進一步驗證計算結果準確程度，在東方電機有限公司高速推力軸承試驗臺上進行某機組推力軸承試驗。

油槽液位數據采用磁翻板液位計實時采集的數據，借助現場有機玻璃觀察窗校對；根據拖動電機實時消耗功率數值，可算出推力軸承部分的總損耗；油溫以油槽內部浸泡在油中，某一固定點位置溫度為準。

4.1 兩種液位損耗對比[6-9]

在機組額定工況，僅改變油槽液位進行試驗。在全液位和低液位運行到穩定狀態后，收集記錄損耗數據，將試驗數據與計算值進行對比，結果如圖7 所示。由于攪拌損耗與摩擦損耗在試驗中較難區分，只將總損耗進行對比。

圖7 兩種液位總損耗對比Figure 7 Comparison of the total loss of the two levels

從圖7 中觀察可以得到：

（1）無論是全液位還是低液位工況，試驗數據均小于計算值；

（2）無論是試驗結果還是計算值，全液位工況損耗均明顯大于低液位工況。

4.2 損耗與液位變化關系

為了掌握液位變化時，損耗數據是如何隨之改變，進行了損耗與液位動態關系試驗。

在低液位額定工況下，關閉外循環泵，將副油箱的油排入推力油槽中，油槽液位逐漸上升至全液位，穩定一段時間后，再恢復至低液位狀態。整個過程持續3 ～5min，稱為斷泵工況試驗。記錄推力軸承損耗與液位變化關系，如圖8所示。

圖8 損耗與液位動態關系Figure 8 Dynamic relationship between loss and liquid level

從圖8 中可以看出：

（1）從低液位到全液位變化過程中，隨著液位升高，損耗逐漸達到峰值，油槽油溫也逐漸上升；

（2）當達到全液位穩定工況時，隨著油溫繼續上升，損耗相對峰值逐漸下降；

（3）由全液位狀態恢復到低液位狀態時，軸承損耗下降明顯；

（4）由于結束時油溫較初始狀態高，潤滑油黏度低，軸承損耗比初始低液位還要低。

試驗過程中，液位油溫變化劇烈且具有滯后性，損耗值換算為恒溫工況后誤差較大；通過計算模擬斷泵工況過程也較困難；僅能通過試驗說明損耗與液位二者變化關系是一致的。

4.3 轉速與損耗關系

為了驗證高轉速機組下，低液位能夠降低更大比例的軸承損耗，進行了轉速與損耗關系試驗。

分別采集全液位和低液位工況下，機組轉速、損耗、油溫數據，將兩種液位相同工況下的初始時間對齊，機組轉速由250r/min 上升至500r/min，繪制出轉速變化運行時域圖，整個升速過程持續約2min。圖9 中實線為低液位工況數據，虛線為全液位工況數據。

圖9 損耗與轉速動態關系Figure 9 Dynamic relationship between loss and rotational speed

從圖9 中可以看出：

（1）在油槽油溫相近、轉速變化過程相同的情況下，機組轉速上升，軸承損耗也逐級上升；

（2）在低轉速250r/min 時，全液位損耗與低液位損耗相同，均為280kW 左右；

（3）在高轉速500r/min 時，全液位損耗為1120kW，低液位損耗為820kW，比低液位損耗高37%。

由于損耗值波動較大，將損耗數據分別在250r/min、375r/min、428r/min、500r/min 進行均值取樣，同時添加計算數據進行對比，得到圖10。

圖10 計算損耗與試驗損耗對比Figure 10 Calculate the loss compared to the test loss

從圖10 中可以看出：

（1）機組轉速由250r/min 上升至500r/min 時，全液位損耗增大幅度大于低液位工況。

（2）計算結果與試驗數據在低轉速符合程度較好，當轉速超過400r/min 后，計算誤差逐漸增大，試驗損耗增幅小于計算值。

5 結論

為了驗證高轉速抽水蓄能機組上，降低油槽液位能夠大幅度降低軸承損耗，本文以某機組參數為例，進行了理論計算，同時開展了驗證性試驗。試驗結果和理論計算具有一致性。通過分析液位、轉速與損耗之間的動態關系，可以得出結論：對于高轉速機組，降低推力油槽液位能夠大幅度減少推力軸承損耗。

降低油槽液位的推力軸承油循環設計方案得到電站認可并成功應用。根據電站相關人員反饋，該設計方案大大減小了推力軸承油槽容積和冷卻器容量，實際運行過程中，真機油槽液位在鏡板面以下。在冷卻水溫26.8℃時，機組推力瓦最高瓦溫僅為55.4℃，遠遠低于機組停機溫度80℃，擁有較大的安全裕度，具有推廣價值。