付延平

（張家口發(fā)電廠塔山分廠設備部）

【摘　要】隨著單機容量的不斷增大，大型機組的安全運行，對電力系統(tǒng)具有舉足輕重的影響。近年來大型輔機設備損壞事故時有發(fā)生，嚴重影響整個機組的安全運行。本文通過對鍋爐電動給水泵前置泵的原因分析，結合軸竄量增大及軸振增大的實際問題，提出了相應的問題處理策略，通過現(xiàn)場解體檢查處理，掌握了設備問題的根本原因和治理措施。以期更好的推進汽輪機的平穩(wěn)安全運行。

【關鍵詞】鍋爐電動給水泵；前置泵；竄軸；軸振大；問題處理

引言：

一期工程是2×600MW亞臨界、直接空冷凝汽式汽輪發(fā)電機。每臺機配備3臺50%容量的電動調速給水泵組，是由電動給水泵、電動前置泵、液力偶合器、電動機等設備組成，2臺運行，1臺備用。它是向鍋爐連續(xù)供水并向鍋爐過熱器、再熱器及汽輪機高壓旁路提供減溫水。每臺給水泵配置1臺前置泵，并與給水泵主泵由同一電動機驅動。其中，前置泵的型號為SQ300-670。前置泵主要部件采用抗汽蝕材料制造，使給水泵組具有良好的抗汽蝕性能。當出現(xiàn)負荷波動或機組跳閘等不穩(wěn)定工況時，泵應能安全運行而不發(fā)生汽蝕。在所有運行范圍內，前置泵的揚程大于給水泵主泵所需要的必需汽蝕余量，并留有一定的裕量以抵消電廠中系統(tǒng)瞬變引起的變化。前置泵性能與給水泵相匹配，在任何允許運行工況、變工況及甩負荷的情況下均應保證主給水泵不會發(fā)生汽蝕。

1、軸竄及軸振大現(xiàn)象描述

1.1電動給水泵的運行方式Z初是在機組負荷300MW左右時，2臺電動給水泵也同時運行，為了保證1臺事故停運時，機組的負荷不受影響。

1.2前置泵主要技術參數(shù)

1.3異常描述

一號機組1號電動給水泵的前置泵在機組分布試運及168期間和168結束進入商業(yè)運行時期，軸竄量、非驅動端支持和推力軸承振動逐漸增大。機組負荷300MW，發(fā)現(xiàn)前置泵軸承體內有異音，并且振幅Z大X：0.025mm；Y：0.061mm。下午15：00時對軸承體異音、振動跟蹤檢查無太大變化，晚22時檢查異音增大，振動變化為Z大X：0.04mm，Y：0.067mm。9月12日08時25分1號機負荷350MW，檢查發(fā)現(xiàn)前置泵非驅動端軸承體發(fā)出有明顯的撞擊聲，手觸感覺振動異常大，用表測量振幅值X：0.17mm，Y：0.38mm⊙：0.087mm。驅動端軸承振動Y：0.087mm，X：0.046mm。非驅動端軸承體振動嚴重超標，已無法維持正常的運行，繼續(xù)運行會使部件嚴重損壞，還會波及其它部件的損壞。所以，電動給水泵被迫停運。

1.3.1解體后發(fā)現(xiàn)問題：

1.推力軸承壓緊端蓋磨損1.175mm.錐形滾子軸承體磨損，直觀檢查間隙明顯增大；

2.泵體揭蓋后，葉輪中心向非驅動端不正常移動≥5mm，非驅動端葉輪口環(huán)與泵體碰磨，泵體磨損1.20mm。驅動端葉輪鎖母止退墊沒有，驅動端葉輪鎖母旋緊，外露有6道絲扣，非驅動端無絲扣露出，兩葉輪鎖母鎖緊葉輪驅動端葉輪鎖母沒有止退墊。

1.3.2解體測量軸承發(fā)現(xiàn)問題：

1.驅動端徑向軸承頂部間隙，用塞尺測量，0.30mm，塞入深度0.35mm，標準間隙：0.13～0.15mm。內側油封間隙：0.25mm，外側油封間隙：0.35mm，標準間隙0.23～0.30mm；

2.非驅動端徑向軸承頂部間隙，用塞尺測量0.23mm，塞入深度0.35mm.標準間隙；0.13-0.15mm。內側油封間隙：0.30mm，標準間隙：0.23～0.30mm；

3.測量非驅動端密封環(huán)徑向間隙：塞尺測量直徑1.15mm，標準間隙0.59～0.75mm。密封環(huán)軸向間隙10mm，標準間隙每側5mm；

4.測量驅動端密封環(huán)徑向間隙：塞尺測量直徑1.80mm，標準間隙0.59～0.75mm。密封環(huán)軸向間隙10mm，標準間隙每側5mm；

5.測量葉輪與軸徑的配合間隙：塞尺測量直徑總間隙0.48mm.，標準間隙：0～0.03mm；

1.3.3前置泵其它部件解體：

1.用游標卡尺測量密封環(huán)間隙直徑2mm，標準間隙0.59～0.75mm。測量軸瓦直徑6.38mm，軸頸直徑76.20mm，間隙0.18mm；2.用游標卡尺測量油封環(huán)直徑79.35mm，軸頸直徑79.0mm，間隙0.35mm；3.用游標卡尺測量徑向瓦外形尺寸外徑95mm，內徑76mm，長55mm。測量推力軸承套外形尺寸長110mm，內徑60mm，外圓大徑91mm，外圓小徑75mm；4.檢查葉輪鍵槽與軸鍵園周配合間隙2mm明顯錯位；5.非驅動端葉輪鎖母手動旋緊后左右晃動1mm，葉輪鎖母及軸絲扣磨損，不能起鎖母鎖緊作用。

2、原因初步分析

電動前置泵轉子在設計上，葉輪軸向定位在水泵殼體流道的居中位置，并用葉輪螺母將葉輪鎖緊，螺母由止退墊片卡死，而螺母旋緊方向與葉輪工作旋轉方向相反，沒有螺母止退墊時，葉輪螺母也不可能退出松動。

根據(jù)測量葉輪與軸徑的配合間隙，葉輪內圓比軸外直徑按標準間隙上限還偏大0.45mm，葉輪旋轉時會發(fā)生擺動，因此，產生葉輪兩邊螺母非驅動端逐漸旋松退出，驅動端逐漸旋緊跟進，葉輪向非驅動端逐漸移位，而葉輪兩側螺母仍然能夠鎖緊葉輪，葉輪偏移破壞葉輪兩側對稱平衡的推力，向非驅動端移走到死點，并與泵殼磨擦，泵殼磨損1.2mm，推力軸承端蓋磨損1.175mm。使得泵軸前后竄動，推力軸承壓蓋磨損，造成支持軸承及推力軸承水平、垂直、軸向振動增大。

3、解決方法

更換泵軸及推力軸承，改變葉輪鍵槽與軸鍵園周配合間隙，按質量標準要求葉輪與軸的配合間隙符合0～0.03mm，調整葉輪軸向定位在水泵殼體流道的居中位置，并用葉輪螺母將葉輪鎖緊，為了防止葉輪在旋轉過程中發(fā)生偏移，在葉輪螺母與葉輪之間點焊三個質量對稱的固定點。按質量標準0.10～0.015mm的下限調整推力軸承擋圈與壓蓋之間的間隙，調整推力軸承潤滑油進油量，避免軸承溫度升高。

1號電動給水泵啟運后，在轉速4100轉/min時測量電動前置泵驅動端軸承振動，振幅：Y0.007mm、X0.005mm，非驅動端軸承振動，振幅：Y0.012mm、X0.007mm、⊙0.007mm。

4、值得注意的問題

在前置泵轉子工作時軸向力的設計上，因葉輪是單級雙吸式，理論上軸向力是對稱平衡的，為防止轉子運行時不穩(wěn)定，在葉輪倆蓋板受力面積做了改動，驅動端側受力面積小于非驅動端受力面積，前置泵在工作時，總有一個指向驅動端方向的軸向作用力。在前置泵轉子軸向定位設計上，是在前置泵的非驅動端徑向滑動軸承后，安裝有一套圓錐滾子軸承，它的工作面，是由設定的泵轉子軸向力決定，靠在泵端一側正常運行。然而，由現(xiàn)場解體檢查來看，前置泵運行時轉子軸向力始終指向非驅動端，這就使得非驅動端軸承壓蓋長期受力、磨損。

5、綜述：

每一臺600MW機組，配備3臺50%容量的電動給水泵，采用兩臺運行，一臺備用的運行方式。設備未實施改造前1、2號機組配備的電動給水泵都有軸竄量及非驅動端支持和推力軸承振動偏大的異?，F(xiàn)象，3臺電動給水泵中有一臺退出備用就會威脅機組滿負荷的安全運行，兩臺退出備用時，機組負荷減半。我們利用一號機組1號電動給水泵前置泵技改的成功經驗，對其余的前置泵進行了改進，徹底消除了前置泵軸竄量、非驅動端支持和推力軸承振動偏大的事故隱患。

來源：《中國科技期刊數(shù)據(jù)庫 工業(yè)C》