水轮发电机组推力轴承散热系统研究综述

张 杨

（中国电建集团西北勘测设计研究院有限公司，陕西 西安 710065）

0 引言

随着现代水力发电技术的不断进步，大型与巨型水轮发电机组的应用不断增多，对电网的稳定、安全、可靠运行的影响日益增大，要求机组的运行稳定性必须得到保证。水轮发电机组的推力轴承是保证机组安全稳定运行的重要部件，承担的载荷往往比较大，在实际生产运行过程中，因为机组偏心、轴承散热系统油路循环不合理、润滑油油质劣化等因素引起轴承系统散热不良、造成轴承瓦温过高甚至烧损的现象时有发生，不仅直接影响了推力轴承的使用寿命，还给电力安全生产带来了严重的威胁。

葛洲坝二江电厂1号机组在并网送电时曾发生推力瓦温过高的情况，造成1号机开关自动断开，机组与电网解列，停机后对推力轴瓦进行检查，发现瓦的径向中部造成了严重烧损，根据巡检记录，有14块瓦的温度越限[1]；2015年云南梨园发电公司新投运的型号为SF600-64/16880的水轮发电机推力轴承经过长时间满负荷运行，推力轴承的瓦温超出了技术合同允许值，油温超出了报警值，严重影响了机组的供电可靠性[2]；三峡左岸电站6台VGS机组推力轴承均为外循环冷却方式，在夏季高温时，即使推力轴承油冷却器全部投入运行，也会出现达83℃的高温，通过仿真计算发现，冷却器的容量未达到设计要求，2003年对推力轴承油冷却器的结构进行了改造，采用针刺管型冷却器并增加了冷却水管个数，才使得平均油温和瓦温得到了降低[3]。实践证明，大型水轮发电机推力轴承的可靠性最低，它的故障占水力机械总故障率的55%～70%[4]。国家电网2012年开始执行的新的《国家电网公司安全事故调查规程》中，也把发电厂发电机组轴瓦烧损定为六级设备事件[5]。因此，如何提高推力轴承散热系统的散热性能，显得日益重要。

1 推力轴承的润滑冷却方式

水轮发电机组推力轴承的润滑冷却可分为内循环冷却方式和外循环冷却方式两种。内循环冷却系统。推力轴承和油冷却器安装在同一油槽内，润滑油依靠轴承转动部件的旋转在轴承和冷却器之间流动，由冷却器中的冷却水把轴承损耗在润滑油中的热量带走，保证推力轴承在热平衡的状态下，油温在规定的温度下运行[6]。利用油槽内油的粘滞作用和对流换热形成回路。

外循环方式中，推力轴承安放在油槽内部，油冷却器安放在油槽的外部，外循环动力的方式又分为自身泵与外加泵[7]。我国采用内循环冷却的机组有葛洲坝、岩滩、五强溪等水电站，采用外循环冷却的机组有三峡、宝泉、白莲河等水电站。

2 推力轴承国外研究概况

从19世纪末水轮发电机出现时起，推力轴承的承载能力曾一度制约着水电机组单机容量的增长，直到20世纪初期，分块瓦的Kingsbury推力轴承的出现，才使得水轮发电机组的单机容量有了较快的增长[8]。

推力轴承的发展研究主要有物理和机械性能的研究、润滑性能计算分析和试验[9]。在推力轴承承载能力的研究方面，W.F.Hughes研究了油流惯性与静压推力轴承性能之间的关系，结果表明油流惯性对推力轴承的承载性能有较大的影响。印度学者V.K.Kapur和Kamlesh Vermal在对平行平板阶梯轴承进行研究时还考虑了温度和惯性力对轴承压力分布和承载能力的影响。N.Ganesan和T.Jayachandra Prabhu用线性三角单元有限元法对圆形腔圆锥静压推力轴承的承载能力进行了深入研究，并考虑了油流惯性的影响，而且用试验对结论进行了验证，试验值与理论值吻合较好[10-16]。

对支撑较重轴向载荷的推力轴承，当油膜厚度经受高压和高温时，推力轴承容易发生过多的热弹性变形，从而导致轴承故障。针对这种情况，Najar F A和Harmain G A通过在巴氏合金轴瓦瓦面下方埋设冷却水管路来降低油膜温度，然后采用有限差分法求解雷诺方程、能量方程和广义傅里叶热传导方程对此结构轴承进行数值模拟，结果表明冷却回路基本合理，与传统冷却系统相比，轴承整体温度显著降低[17]。Akbarzadeh P.开发了一种热力学数值计算程序，用于对水电站中具有稳定载荷的可倾瓦推力轴承的计算，对雷诺方程和油膜润滑中的二维能量方程分别通过具有连续过松弛方案的中心差分技术和反向差分与迭代技术来求解。该计算程序考虑到了润滑剂粘度随温度的变化和轴瓦的变形，计算结果可以揭示轴瓦数量、预载荷因子、转速对轴承性能的影响[18]。LimingZhai、YongyaoLuo等人在考虑粘度-温度效应的前提下，把用于油膜的3D CFD模型和用于轴瓦和镜板的3D FEA模型结合起来，对抽水蓄能机组中的双向推力轴承进行了数值模拟，预测了轴瓦和镜板的变形，以及油膜厚度、压力、温度的分布，揭示了油膜中产生的高压和高温的原因以及镜板的转速对润滑特性的影响，并在优化设计中提出推力载荷应该与油膜温度和压力平衡的建议[19]。E.Walicki和M.wasilczuk分别分析了轴承壁面多孔性对油流场压力分布的影响以及推力轴承二维和三维流动，得到了速度、油膜厚度、温度分布规律[20,21]。

伊泰普水电站水轮发电机推力轴承外径520cm，总的推力负荷约3 600 t，在实际运行过程中轴承损耗过大，Piotr Pajaczkowski和Michel Spiridon等人为了提高伊泰普水电站推力轴承的运行效率，进一步减少损耗，对推力轴承结构进行了优化设计，并在推力轴瓦表面添加PolypadTM涂层这种现代聚合物涂层材料，使得推力轴承可以在更高的温度和更低的油膜厚度下运行[22]。

在对推力轴承润滑性能的试验研究方面，可用电阻法、电容法、光纤传感器法、电涡流法等来测量弹性流体动力润滑油膜厚度[23]。Glavatskih S B.，Reddy D S K等人采用多个热电偶记录了水润滑推力轴承瞬态运行和稳态运行时的水膜温度，并进行了分析比较[24]。UusitaloOS和Glavatskih SB用电涡流传感器对倾斜瓦推力轴承的油膜厚度与温度进行了监测，并对传感器设计、校准程序的准确性和敏感性进行了描述[25]。为了使推力轴承润滑性能的研究与实际运行情况更加符合，研究人员在考虑温度对润滑性能影响的前提下，利用热弹流分析理论，对不同油膜温度分布模型进行了分析。Elrod和Brewe等人通过勒记德多项式温度轮廓近似法模拟油膜温度场的分布来研究流体动压推力轴承的润滑性能[26]。Sharma和Pandey评估了勒记德多项式温度轮廓近似法和抛物线多项式温度轮廓近似法所得结果的精确性，认为勒记德多项式温度轮廓近似法的数值解更加符合实际工况[27]。

3 推力轴承国内研究概况

我国的哈尔滨电机厂和东方电机厂的推力轴承设计制造技术代表了国内水轮发电机推力轴承的水平。以哈尔滨电机厂为代表，我国从20世纪60年代初期开始对推力轴承技术进行研究与试验，经过多年的发展，形成了科研开发、技术设计、工艺、试验研究等有机结合的推力轴承科研开发体系[28]。我国水轮发电机组推力轴承巴氏合金瓦已经应用了多年，随着机组单机容量和推力负荷的增大，为解决钨金瓦推力轴承在电站运行中的欠缺，1989年我国进行了弹性金属塑料瓦的研制，1990年第一套100 t级弹性金属塑料瓦投入运行，1997年，我国成功研制三峡6 000 t级弹性金属塑料瓦推力轴承，并完成了全尺寸模拟试验，取得了大量可靠的数据[29,30]。在设计技术上，哈尔滨电机厂自主开发了水轮发电机组推力轴承润滑性能计算分析软件TBearing/ANSYS，可以准确地计算镜板推力头的变形。

在对推力瓦型面的研究方面，李忠、王风才、袁晓阳等人提出了适用于推力轴承的螺旋面扇形瓦，并对其热动力润滑性能进行分析，最终发现螺旋面扇形瓦具有承载能力大、油膜厚度大、温升较小、粘性耗散较小、制造加工容易等诸多优点，可以很好地取代平面扇形瓦[31]；陈志澜、王海林等人以三峡水轮发电机推力轴承为研究对象，利用瓦面二次曲面数学模型和三维热弹流润滑性能分析软件，对横弯形面、反横弯形面、马鞍形面、平面形面、圆柱形面、球形形面6种瓦面形面推力轴承的最大油膜压力、最高油膜温度、最小油膜厚度等进行了数值计算，通过比较分析计算，对三峡水轮发电机推力轴承进行瓦面形面多目标优化设计，提高了轴承的润滑性能[32]。

在推力轴承润滑性能的研究方面，武中德[33]开发了一套二维TEHD有限元程序，通过有限元法联立求解油膜厚度方程、能量方程、温粘关系方程和雷诺方程，并用结构有限元程序ADINA对推力瓦和镜板推力头进行热弹变形分析；张艳芹、陈瑶、范立国等人利用数值模拟的方法，在转速、油腔深度、油腔面积相同时针对重型静压推力轴承椭圆形、扇形、工字形、矩形4种形状的油腔研究了间隙油膜的压力场，分析了4种油腔的压力分布规律，对油腔结构进行了优化[34]；卢德平对内循环抽屉式冷却器推力轴承、内循环立式冷却器推力轴承、镜板泵外循环推力轴承、导瓦泵外循环推力轴承和外加泵外循环推力轴承5种不同结构推力轴承油槽内部的流场特征进行对比分析，得到推力轴承承载力与间隙形状、间隙尺寸、转动部件转速之间的关系以及相同间隙不同结构推力轴承承载力的变化，对推力轴承的结构进行了优化设计[35]。

20世纪70年代以来，东方电机有限公司在推力轴承冷却方式方面进行了大量的科研工作。一方面在内循环结构中，转动部件上开孔促进油路循环改善，采用散热性能好的翅片管冷却器代替光管冷却器；另一方面对推力轴承外循环冷却系统进行研究，完成了乌江渡外加泵外循环和龙羊峡自身泵外循环系统的研制，并将这一成果应用于宝珠寺175 MW和李家峡400 MW水轮发电机组推力轴承设计中[36]。国内一些水电厂的运行实践也为推力轴承油循环冷却系统性能的研究积累了许多宝贵的经验。例如，水布垭电厂水轮发电机推力轴承采用自身镜板泵外循环冷却方式，机组投运以来，3、4号机组推力瓦温运行温度70℃左右，与全国同类型推力瓦温相比偏高，研究表明，瓦温偏高与进、出油边油膜厚度比有关，对油循环冷却系统进行改造时在瓦面上预加工出型面，增大了进、出油边油膜厚度比值，提高了瓦的周向倾角，提高了轴承的承载能力，改造后推力瓦温和平均瓦温持平，达到了预期效果[37]。三峡左岸VGS机组推力轴承在设计时采用弹簧束支承，油槽容积较小，油冷却器换热能力偏小，造成推力轴承瓦间油温比其他部位高4℃左右，针对左岸推力轴承存在的不足，东方电机厂在设计右岸推力轴承时，增大了推力轴承油槽的尺寸，提高了外循环冷却器的换热能力，通过加大瓦厚度、瓦间距、瓦块径向宽度等措施提高推力轴承的承载能力，改进了推力轴承油循环冷却路径，最终使得在相近的运行油温下，右岸推力轴承平均瓦温、最高瓦温与左岸推力轴承相比均降低7 K以上[38]。

4 推力轴承散热系统的数值模拟

水轮发电机组推力轴承散热系统（油循环冷却系统）的油循环是一个比较复杂的问题，目前尚没有较完整的试验数据，难以准确定量地计算，通常根据经验估算确定[39,40]。按照经验与规范，在常规设计中，轴承系统安全系数裕度较大，往往引起不必要的浪费。目前，针对火电厂空气冷却系统方面的散热研究成果比较多，而针对水电厂轴承油循环冷却系统方面的数值模拟研究成果较少，随着计算机技术的发展，目前可以采用现代流场计算分析Fluent软件对推力轴承油循环冷却系统进行数值模拟，对以往的生产实践经验进行校正。

对推力轴承油循环冷却系统中润滑油的数值模拟，既需要通过获得润滑油的速度分布和压力分布来判断润滑油的流态情况和轴瓦受力情况，又需要通过获得润滑油的温度分布来判断散热系统的散热性能，而润滑油的速度场、压力场、温度场又互相影响，这就涉及到三维实体、流场和温度场的耦合分析，其难点在于计算很难收敛，而且需要占用大量的计算机资源，对计算机的配置要求很高，大量的时间都花费在模型的简化以及网格的划分上，工作繁重，技术难度比较大。由于推力轴承油槽内的油流场具有周期性变化的特点，在结合电站具体参数建立推力轴承的模型时，可以建立模型的1/Z（Z指推力轴瓦个数）进行分析，从而减少网格数目，降低计算量。

采用Gambit或者ICEM建立推力轴承的物理模型，对建立好的模型进行网格划分之后，在Fluent中选择合适的算法、设定初始条件和边界条件、添加湍流模型对润滑油的连续方程、动量方程、能量方程

进行求解，获得润滑油的速度、压力、温度分布。（1）连续性方程

式中：ρ是油的密度；

t是时间；

ux、uy、uz分别是速度矢量在直角坐标系

x、y、z方向上的分量。

（2）动量方程

动量守恒定律是任何流动系统必须满足的基本定律，该定律实际上是牛顿第二定律，在流体力学中进一步表示为Navier-Stokes方程：

式中：ρ是油体微元上的压力；

Su、Sv、Sw是 动 量 方 程 的 广 义 源 项 ，

Fx、Fy、Fz是微元体上的体力，若体力只有重力，且 z轴竖直向上，则有 Fx=0，Fy=0，Fz=-ρg。一般而言，sx、sy、sz是小量，其表达式如式（5）至（7）所示：

对于粘性为常数的不可压缩流体，sx=sy=sz=0。

（3）能量方程

写成展开形式为：

式中：cp是油的比热；

T是油温；

k为油的传热系数；

ST为油的内热源及由于粘性作用油的机

械能转换为热能的部分，简称为粘性耗散项。

推力轴承油循环冷却系统中油的传热方式属于对流传热。对流传热是指流体流过一个物体表面时流体与物体表面之间的热量传递过程。冷却器管内通入冷却水，在分析过程中将水看作低速不可压缩流体，在假定油流没有相变的基础上，对控制方程进行求解。

通过上述方法，可以对不同支承结构的推力轴承油循环冷却系统进行数值模拟，并比较不同支承结构推力轴承油循环冷却系统的散热性能；可以对不同推力瓦块数的同一类型推力轴承油循环冷却系统进行数值模拟，从而确定最合适的推力瓦的个数；可以改变各冷却器的布置间距对推力轴承油循环冷却系统进行数值模拟，来确定合适的冷却器布置形式；可以对不同工况下某一确定的推力轴承油循环冷却系统进行数值模拟，来研究该推力轴承油循环冷却系统的流态特征和散热性能，为推力轴承油循环冷却系统结构改进和安全稳定运行提供合理建议。

5 结语

自20世纪初以来，在推力轴承的承载能力、润滑性能的试验、推力瓦型面的研究等方面取得了大量的研究成果，推动了推力轴承技术的发展，也促进了水电机组单机容量的增长，但在推力轴承油循环冷却系统内部流场性能，特别是散热性能的研究方面成果还比较少，随着计算机技术的发展，这将成为一个重要的研究方向，不仅有助于我们进一步了解推力轴承油循环冷却系统的散热性能，而且对冷却器的结构改进、机组的稳定运行以及同类型电站的安装检修都具有重要参考价值。

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