超超临界汽轮发电机组凝结水泵轴承故障诊断

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· 40· 小番柱采 2013年第1期超超临界汽轮发电机组凝结水泵轴承故障诊断刘占辉 赵红君 刘英伟 张发庆 范文旺(河南省电力公司电力科学研究院，郑州；450052)摘要：某 1000 MW超超临界机组配备的 3台凝结水泵，在机组分部试运期间轴承相继严重损坏。通过对几台凝结水泵运行、结构、设计计算方面的分析，最终判断造成该故障的原因是凝结水泵工频改为变频运行后，在低转速下，轴承油位在正常水平时无法将足够的润滑油供送到轴承处，造成轴承润滑不足，进而导致轴承烧毁。在采取制订提高轴承油位、限制凝结水泵最低转速的措施后，这几台凝结水泵恢复正常运行。

关键词： 热电厂用泵 凝结水泵 轴承 故障诊断 润滑油 变频运行1 设备概况凝结水泵是火电厂中重要辅机，其输送工质为凝汽器对应压力下的饱和水 ，凝汽器人口压力低，容易发生汽蚀等故障0121。

某发电公司的1000 MW超超临界汽轮发电机组配备3台50%容量的立式筒袋式凝结水泵。该凝结水泵为沈阳水泵厂生产，型号为 9.5 LDTNB-6 PJ，其额定转速 1480 r/min，额定流量 1301 m3/h，扬程 335 m；该水泵为立式筒袋式双层壳体结构，共有 6级叶轮，首级叶轮为双吸，其余均为单吸，有多个水润滑的导轴承，分别位于密封处、中间轴承座、各级导叶处。凝结水泵产生的轴向推力的95%由平衡盘平衡掉，其余残余轴向推力由推力轴承承受 ，推力轴承为 2个角接触球轴承，其型号为SKF 7230 BCBM，稀油润滑，润滑油采用闭式冷却水冷却。

该凝结水泵配备湘潭电机厂生产的YLKSL560 KW-4型电机，电机由 2个导轴承和-个推力轴承支承，驱动端导轴承用润滑脂润滑，非驱动端导轴承及推力轴承为稀油润滑，润滑方式为油浴润滑。凝结水泵与电机由弹性柱销联轴器联接。

为了节能减排，降低厂用电率，3台凝结水泵电机在试运行之前即进行了变频改造，其转速变化范围为0-1480 r/min。3台凝结水泵电机由2台变频器拖动，其中c凝结水泵单独配-台变频器，A、B凝结水泵共用-台变频器，即 C凝结水泵既能变频运行，也能工频运行，A、B凝结水泵最多只能有-台变频运行。

电机转子电机非驱动端导轴承及推力轴承电机驱动端导轴承弹性柱销联轴器园l因.---t、-- 、园l因 - ] /西话图 1 凝结水泵支承结构简图f/各 级 叶 轮2013年第1期 小 番柱 采 ·41·14 435 14 4.'40 14 4：45 14 450 14 4：55 14 5.90图2 2012年 1月4日C、A凝结水泵运行相关趋势图(注：横坐标为时间；纵坐标中流量、压力、电流、频率、轴承温度量程的0%100%分别对应：02400 th、0-4.5 MPa、0300 A、0-50 Hz、0450℃)2012年1月，在锅炉及蒸汽管道吹扫期间，3台凝结水泵推力轴承先后损坏。

2 故障特点及参数分析3台凝结水泵推力轴承故障均发生在该机组锅炉及蒸汽管道吹扫期间，因凝结水泵与吹管参数无直接关系，故对吹管参数不作详细叙述。现按照凝结水泵发生故障的时间，依次对 3台凝结水泵当时的运行工况及故障特征作-叙述。

2.1 C凝结水泵故障过程及参数分析C凝结水泵推力轴承发生故障前，其运行情况见图2。

2012年 1月4日4：38，C凝结水泵单泵变频运行，运行频率为41.8 Hz(对应转速约 1237 r/min)，此时该凝结水泵出口压力和凝结水母管压力均为2.6 MPa，凝结水流量 689 t/h，C凝结水泵电机电流为 l10 A。在该凝结水泵出口压力稳定的情况下，凝结水母管压力快速降低，母管压力降至2.0MPa时，A凝结水泵工频联锁启动，母管压力继续降低接近0。在此工况下，凝结水流量为 837 fh，A、C凝结水泵出口压力分别为 3.73 MPa、3.13MPa，A、C凝 结水泵 电机 电流分别为 152 A、47 A。

根据以上数据 ，确定凝结水母管压力测点出现故障，因两泵转速不同，C凝结水泵出口压力低于A凝结水泵，c泵不出水空转，工况恶劣，故4：47时将A凝结水泵停下，继续保持 C凝结水泵单泵变频运行。

A凝结水泵停止后 ，发现 C凝结水泵推力轴承温度有逐渐上升的趋势，且上升速度越来越快，4：50时再次工频启动 A凝结水泵，停 C凝结水泵，此时 C凝结水泵推力轴承温度约 54%。C凝结水泵停止后，推力轴承温度继续升高，最高上升至ll2(℃2.2 B凝结水泵故障过程及参数分析1月 4日22：00时，B凝结水泵变频运行 ，运行频率49.9Hz(已到额定转速)，B凝结水泵推力轴承温度由23C逐渐升高。22：49时推力轴承温度升 高至 44℃后 ，温度上 升速率 突然 增快 ，22：53时该轴承温度上升至85℃，保护动作。

从运行趋势图中可以看出，22：20左右时 B凝结水泵单独运行 ，吹管开始，凝结水流量逐渐增加，至22：33时，凝结水流量达到 1310 t/h，此时凝结水母管压力及 B泵出口压力均为 2-3 MPa。此后随着调门的逐渐开大，出口压力逐渐降低，但流量已经不再增长，压力最低降低到 1.3 MPa，此时凝结水流量为 1382 t/h，超过该泵额定流量。

22：38左右时，工频启动 A凝结水泵。该泵轴承故障过程见图3。

2.3 A凝结水泵故障过程及参数分析· 42· 小器柱采 2013年第1期 。

/ 捌 --l -jl溘u- ， /戤曲单蔷渡 。 / -～～ ～-- u.1tl 遗：-：二二：曼； ： - lI 2l渤 1.4 2l娜 I-4 22'.20 I-4 22 !-4 23∞ I-4 蜘图 3 2012年 1月 4日A、B凝结水泵运行相关趋势图(注：横坐标为时间；纵坐标中流量、压力、A泵电机电流、B泵电机电流、频率、轴承温度量程的0%～100%分别对应：0-2400 t/h、0-4.5 MPa、0-300 A、0～176 A、0～50 Hz、0～450℃)1月4日22：38时，A凝结水泵启动后，先与B凝结水泵并列运行，推力轴承温度逐渐升高，23：08时温度升高至21℃，此后温升率逐渐提高，至23：26时轴承温度升高到保护动作值 85℃。在B凝结水泵保护动作到A凝结水泵保护动作这段时间内，A凝结水泵单独运行，其出El最大、最小压力分别为4.0 MPa、2.0 MPa，其最大、最小流量分别为 1500 t/h、750 t/h。该凝结水泵轴承故障过程见图 3。

3 检查结果对3台凝结水泵进行检查，其中A凝结水泵推力轴承油室已无润滑油，下轴承严重损坏，铜质保持架已经完全熔化，上轴承相对较完整，轴承滚动体、铜质保持架、内外环之间布满了铜屑；B泵推力轴承油室也已经无润滑油，上轴承严重损坏，铜质保持架熔化，下轴承相对完整；C泵 2轴承均损坏，转子抱死，推力轴承油室已经无润滑油。

为了进-步对凝结水泵泵体的损伤情况进行检查，分析故障原因，对 c凝结水泵进行了解体检查。C凝结水泵各水润滑橡胶轴承均无明显的磨损，机械密封也无明显损伤，各级叶轮及导叶既无明显的汽蚀痕迹也无明显的磨损。鉴于c泵解体检查呈现的情况，未对A、B两台凝结水泵进行解体检查，只是更换了推力轴承。

4 原因分析事故发生后，查阅了设备详细资料，对设备可能存在的问题进行了分析。引起该故障可能的原因有以下几个方面：①用于平衡轴向推力的推力盘较小，推力轴承承受的推力过大；②运行过程中，长期振动过大，轴承寿命大大缩短；③该泵不适合变频运行 ，这是由于变频运行引起的损坏；④由于恶劣工况及轴承冷却原因引起故障。

4.1 轴向推力的校核c凝结水泵解体后对水泵主要部件尺寸进行了测量，26级叶轮直径为 510 mm，第-级双吸叶轮直径为 380 mm，叶轮密封环直径为 300 mm，叶轮处转子直径为 100 mil，平衡盘直径为 260 mm，平衡盘处转子直径为 1 10 mm。查凝结水泵流量曲线，其最大扬程为420 m，在扬程最大时其轴向推力最大，故按照该工况计算其工作时产生的轴向推力。

根据转速相同形状相似的泵扬程与叶轮直径成反比的关系，可以计算出在该凝结水泵达到最大扬程 420 m时，该凝结水泵第-级的单级扬程约40 m，其余5级的单级扬程为76 m[31。

首先根据泵的比转速计算公式计算该泵 26级的比转速，公式如 (1)式 f3：- ： Q 2013年第1期 ，J.番柱 采 ·43·lln . - . - 八 I .A ～l-～- ---1- ，- l V i ；. 1 / l I 1/ 、 ，， 7、 --、√ l ll1 。

l .通 亩l f . J Jl f ，、 j /、，、， . f /Y 7 A / 、， ， 、 l ， / ， / 基频 1/J iw . ，v - 、-. ， .： .q. . r：400 700 转速 ( n) l000 l300 l600图4 A泵电机上轴承平行进出水管方向振动测点伯德图式中 凡--转速 (r/min)流量 (ma/s)日--泵的单级扬程 (m)n - 比转速将相关参数代入式 (1)，经过计算该泵的比转速为 126，根据轴承设计手册查得轴向推力实验系数K应取0.7嘲。

多级离心泵流体产生的轴向推力计算公式如(2)式 13]：P g Hr(Rm2-r2) (2)式中 K 向推力计算系数p- 水的密度 (1ooO kg/m )g- 重力加速度 (9.8 N/l尺 -密封环半径 (in)rb-密封环处转子半径 (m)将相关数据代人式 (2)得转子轴向推力为1.64x10 N。

平衡盘平衡掉的轴向推力计算公式为 [3：p fr(Rm'2-rb' ) (3)式中 。 - 泵的最大扬程 (m).--平衡盘半径 (m)rbr--平 衡盘处转子半径 (m)相关参数代入式 (3)，计算得到在最大扬程工况下，平衡盘平衡掉的轴向推力为 1.79x105 N。

根据水泵转子图纸，估算转子重量在2000 kg左右，其重力约为G0.2x105 N，故在凝结水泵扬程最大时，推力轴承承受的轴向力约为FG- 5000 N。

角接触球轴承可以承受相当于0.5倍静态径向载荷的轴向力 ，查轴承手册SKF 7230 BCBM轴承可以承受的静态载荷为2.4xl05 N，故其可承受的轴向载荷为 1.2xl05 N，远大于该凝结水泵推力轴承实际承受的轴向推力 问。

通过以上分析说明该凝结水泵设计合理，推力轴承完全能够承受经平衡盘平衡后剩余的残余轴向推力及转子重力。

4.2 振动分析3台水泵改变频后为了评价其振动情况，对其做了振动测试。测试过程中，分别对电机上下轴承、凝结水泵推力轴承平行出水管方向和垂直出水管方向的振动进行了测试。3台泵及其电机振动幅值均较小，振动趋势随转速变化的趋势相似，图5 推力轴承润滑结构示意图· 44· 小番柱 采 2013年第l期故选取振动较大的A泵电机上轴承平行进出水管方向振动测点进行分析，图4为该测点振动测量过程的伯德图。

从图4可以看出，升速过程中该测点总体振动较小，最大振速在3 mm/s以内，在 540 r/min和71 l r/min存在 2个明显的峰值，说明该设备在这 2个转速存在结构共振或该转速为转子临界转速。3台凝结水泵发生轴承损坏故障时，转速均在 1200r/min以上，不存在在转子临界转速或设备结构共振频率附近运行的问题。另外几台水泵振动总体均较好，故可以排除振动较大引起推力轴承损坏的可能性。

4.3 轴承结构分析凝结水泵的 2个角接触球轴承不是直接安装在转子上的，而是安装在-个轴套上，轴套套装在转予上，轴套下部与转子本身形成-圈楔形槽，轴窭本身有6个吸油孑L直通轴套顶部 (见图5)。

在正常运行过程中，转子带动轴套及轴承内环、滚动体、铜质保持架高速旋转，楔形槽中的油在摩擦力的作用下与转子-起旋转 ，产生离心力，在楔形槽斜边的作用下产生向上的升力。这样润滑油就通过轴套上的 6个油孔到达轴套的顶部 ，这些润滑油义在离心力的作用下，淋到轴承J二，起到润滑作用。

当凝结水泵低转速变频运行时，楔形槽内的润滑油受到的离心力会明显减小 ，淋到轴承上的润滑油量同样会变小，这就有可能造成轴承在缺油的情况下运行，此时会发生金属与金属直接接触，造成轴承的局部损伤，使轴承寿命大大缩短，严重的情况下会引起轴承的损坏。

4.4 恶劣工况及轴承冷却问题c凝结水泵轴承损坏前曾经在1237 r/rain时与工频运行的 A泵并列运行约 9分钟，此时由于 A凝结水泵出口压力比c凝结水泵高，造成c凝结水泵不出水。根据离心泵产生轴向推力的原理，该 况下向下的轴向推力与正常运行时差别不大。

A、B凝结水泵在轴承损坏前，最大流量曾经分别达到 1500 t/h、1382 t/h，虽超过了额定值，但仍在厂家给定的流量曲线范围内。故凝结水泵短时间异常运行，应该也不是造成其推力轴承损坏的根本原闲。

根据水泵厂的原始设计，该凝结水泵推力轴承装有冷却器，其中通冷却水来冷却润滑推力轴承的润滑油，但安装过程中却将该路冷却水遗漏。

3台凝结水泵均曾在没有轴承冷却水的工况下长期运行，其轴承温度均低于 3O℃，这说明该轴承室在环境温度较低的情况下可以通过 自然散热的方式将运行过程中轴承产生的热量散发掉，故该问题也不是造成轴承损坏的根本原因。

根据以上分析，得出造成轴承损坏的根本原因是凝结水泵特殊的润滑方式 ，在低转速下推力轴承无法充分润滑，造成轴承缺油，引起局部损伤，从而大大降低了轴承的寿命。

5 处理对策该给水泵推力轴承损坏故障的根本原因是凝结水泵低速运行时，轴承不能得到有效润滑。要解决该问题 ，首先要限制凝结水泵的最低转速其次要尽量提高润滑油油位，此外还需要制定措施，防止凝结水泵在恶劣工况运行。

根据该凝结水泵振动测量结果 ，结合该型号水泵在其它厂运行情况，将凝结水泵变频运行最低转速控制在 900 r/min以上，凝结水泵变频启动后，转速立即升速至 1050 r/rain；旧能的提高凝结水泵推力轴承润滑油油位 ，使润滑油能够更易吸入到轴套上部；当凝结水泵变频运行时，如另-台凝结水泵工频启动，变频运行凝结水泵转速 自动升至额定转速，用调门来调节凝结水压力及流量，以防止变频运行的凝结水泵在无流量的情况 运行；凝结水泵变频运行时，另-台凝结水泵变频启动，后启动的凝结水泵转速自动升至与该凝结水泵相同的转速，以防 2台水泵出力不配。

采取以上策略后，该机组 3台凝结水泵运正常，未出现推力轴承温度异常及推力轴承损坏的故障；随后试运的另-台机组的 3台凝结水泵采取该策略后，也未出现任何故障。

目前，由于煤价的长期高位运行及节能减排的长期推广，各电力企业为了降低厂用电牢，普遍将凝结水泵及锅炉风机改变频运行 15，6，7，8，91。在逊行这-工作前，-定要充分研究设备的特点--润滑方式、转子临界转速、部件固有频率等，采取适当的措施，使设备适合变转速运行。

f下转第48页)· 48· ，J.器柱 采 2013年第1期结合图4液力耦合器输出功率-转速曲线，可以判断液力耦合器油温上升过高是由于低速下电动给水泵组流量过大，造成耦合器负载过大，超出液力耦合器的正常工作范围所造成。

4 处理措施根据以上分析，提出以下几条解决措施：1)优化电动给水泵组的启动方式，启动时快速升高转速至4000 r/min，避开能损较大区间，减少在能损较大区间内的工作时间。

2)降低液力耦合器负载，由于改变不了冷水密度，只能从降低电动给水泵组低转速时的工作流量考虑 ，通过减小电动给水泵组出口小流量阀的开度，降低电动给水泵组工作流量，从而实现降低液力耦合器的功率输出。经过调整，电动给水泵组运行参数如表 5。

3)根据图 3，工作油回路压力由安全泄压阀(21号部件)控制，适当增加安全泄压阀开度，可以提高经过冷却器冷却后的工作油流量，工作油循环量增加，冷却器冷却功率增加，从而降低工作油温度。调整液力耦合器的工作油回路压力，根据液力耦合器设计 ，工作油压力范围为1.3 2.3bar(g)， 厂 家 在 设 备 出 厂 时 设 定 值 为1.8 bar(g)，经过与液力耦合器厂家沟通和澄清，最终决定将工作油回路压力调整为 1.5 bar(g)。

红沿河核电厂在后续电动给水泵组调试过程中，逐步实施以上措施，调试完成后工作油运行温度均下降并稳定在合理值 100℃左右，润滑油运行温度均下降并稳定在合理值6O℃左右，工作油表5 调整后电动给水泵组运行参数设 备 1号泵组 2号泵组 3号泵组日 期 2012-O8-13 2012-08-l2温 度 ) 40 40 40密 度 (k#m3) 998 998 998转 速 (r/min) 400O 40oO 4ooO流 量 (m3/h) 261I 2624 2650功 率 (kw) 3538.1 3521.8 3548.9液力耦合器负荷 ) 62.6 62-3 62.8耦合器效率 (%) 83 83 83液力耦合器输入功率 (kW) 4262.7 4243.1 4275.8能 损 (kW) 724.6 721.3 726.9和润滑油温度过高的问题得到彻底解决。

应用5 处理结果在后续项目中的根据红沿河核电厂的处理结果，辅宁德核电项 目的电动给水泵组在调试时也采取了相同的处理措施，效果良好。预计在将来其它项目中遇到类似的问题，也可采用相同的技术分析和处理措施来应对。

版社，1974年8月2 刘立 ，马立山. 流体力学 ，2004年 6月3 关醒凡. 现代泵理论与设计。

文 献离心泵设计基础. 机械工业出泵与风机. fj国电力出版社 ，中国宇航出版社(本文编辑 王振 )(上接第 44页)