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潘家口水电厂1号机组推力瓦改造论文

时间：2022-04-30 01:48:39 论文收藏本文下载本文

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潘家口水电厂1号机组推力瓦改造论文

篇1：潘家口水电厂1号机组推力瓦改造论文

潘家口水电厂1号机组推力瓦改造论文

摘要：潘家口水电厂1号机推力瓦现为巴氏合金瓦，由于该种瓦承载能力低，合金熔点低，导致机组瓦温偏高，机组限负荷运行，因此有必要将巴氏合金瓦更换为性能优越的弹性金属塑料瓦。本文将对两种瓦的性能优劣，以及推力瓦更换前后机组在进行状态下各项数据比较，说明弹性金属塑料瓦的优越性能。

关键词：水电厂机组改造

1一号机推力瓦（即巴氏合金瓦）的现状及存在的问题

潘家口水电厂1号机组是东方电机厂1979年的产品，于1981年投产发电。原推力轴承使用巴氏合金扇形瓦，由于巴氏合金瓦存在着承载能力低，合金熔点低等缺点，因此容易发生瓦温过高，甚至事故停机，直至烧瓦的事故。而在我厂，推力瓦设计的单位承载能力为4.31MPa，但实际上在额定水头下推力瓦的单位最大负荷达到4.56MPa，已超过设计的单位承载能力的5.8％。因此机组在近几年运行中，一直存在着瓦温偏高的现象：春季瓦温一般稳定在60℃以上，夏季一般在62℃以上，经常在报警温度65℃以上运行，最高达到69.2℃，并且有逐年上升的趋势。而巴氏合金瓦设置的停机温度为70℃，已经非常接近。所以1号机组不得不限负荷地运行，不仅严重危及机组正常、安全运行，而且影响经济效益的正常发挥。

2弹性金属塑料瓦的'结构和性能

2.1弹性金属塑料瓦的简介：弹性金属塑料瓦又名弹性金属氟塑料瓦（简称EMP），是我国近年研制成功的（也有俄罗斯制造的），设计合理、结构新颖的新一代产品，具有自动较正与补偿推力瓦型面的作用，在温度场和压力场作用下，始终维持楔形油膜的存在，确保轴承始终在流体动压润滑状态下正常工作，同时能防止聚四氟乙烯在空冷压条件下的冷流，提高轴承能力，经国内多家电站大型机组的数年连续运行证实，各项性能指标均优于传统的巴氏合金瓦，达到国际先进水平，是取代巴氏合金推力瓦的理想产品。

2.2弹性金属塑料瓦的结构：塑料瓦是由摩擦系数很小、抗磨特性很高的聚四氟乙烯板为表面层，抗振性强、运行中可以波动的青铜丝网和氟塑料构造的弹性层为中间层，钢质瓦基为底层所组成的新颖推力瓦材料。

2.3弹性金属塑料瓦的性能：①自润滑性能好，摩擦系数0.04～0.08。②不需高压油顶起，可随时冷热启动，开机灵活方便。③停机时制动转速可下降到额定转速10～15%，减少风闸磨损，解决了电机制动环磨损开裂和石棉粉污染活塞的情况。④承载能力强，平均工作比压为6.5～7.0MPa。比巴氏合金瓦提高了60％～70％。⑤综合性能优异，能应付各种特殊的工况如飞逸时，低速滑行时、甩各种负荷时，超额115%运转时、以及短时间漏水或断水时，其瓦温仍正常，运转可靠性好。⑥检修无须刮瓦，安装调试方便。⑦使用寿命大于。

2.4弹性金属塑料瓦的技术要求：①产品完全符合JB/T10180―《水轮发电机推力轴承弹性金属塑料瓦技术条件》。②安装时不用改变现有安装尺寸。③在四块瓦的出油边附近沿径向加工3个同心环，环槽深度分别为0.05、0.10、0.20mm。④原有的电阻型测温孔的数量不变，同时增加瓦面测温点一个，增加测油膜厚度点一个，相应在计算机上增加测量点。⑤5000小时瓦面磨损量不超过0.05mm。

3更换的必要性

鉴于弹性金属塑料瓦的以上特性，将我厂推力轴承的巴氏合金瓦更换为弹性金属塑料瓦是十分必要的，它可以降低机组的推力瓦温，使机组不再限负荷使用，在保证安全的的情况下充分发挥出1号机组的最大效能，创造最大的经济效益。

4更换的可行性

国内不少水电厂早在1991年就完成了将推力轴承的巴氏合金瓦更换为弹性金属塑料瓦的工作，并取得了很好的效果，瓦温普遍下降了10℃左右。比如：龙羊峡水电厂、安康水电厂、万安水电厂以及丹江口水电厂，这些厂家在91年至94年间，都先后更换了推力瓦，瓦温普遍下降，且至今仍然无任何异常。通过以上厂家的实际使用证明：推力瓦使用弹性金属塑料瓦在我国无论是研制开发还是生产都已经是一项十分成熟的、先进的技术。它的优越性很适用于水电厂的各种大型机组的运行。施工中不用更改推力轴承的其它构造，只需将12块巴氏合金瓦更换即可，更换工作相对容易些。因此将我厂的1号机组推力瓦更换为弹性金属塑料瓦是可行的。

5更换后的试验工作

5.1空载运行2小时，至瓦温稳定，测量各部摆度、振动及瓦温、油温。

5.2在25％，50％，75％，100％的额定出力下测量瓦温、摆度、振动。

5.3正常停机（30％ne时制动）。

5.4热启动机组（停机5分钟后启动）。

5.5惰性停机（不加闸停机）。

5.6关闭推力轴承冷却水运行，记录机组运行时间，瓦温、油温上升情况。

5.7在25％，50％，75％，100％的额定出力下甩负荷，记录各部摆度、振动。

5.8带负荷运行72小时。

5.9长时间停机直接起动试验：停机30天，在不顶转子情况下机组直接起动升至额定负荷或不超过额定负荷的最大负荷。

6试验后的检查

各种试验完成后，应抽出推力瓦进行认真、细致地检查，主要测量每块瓦的瓦面磨损情况，并做好记录。

7结束语

潘家口水电厂1号机推力瓦于12月更换为弹性金属塑料瓦后，当时带93MW最大负荷72小时试运行，推力瓦最高瓦温仅为31.8℃，较改造前的巴氏合金瓦69.2℃降低了37.4℃，降低了54.05%，彻底解决了1号机由于推力瓦温高，被迫限负荷运行的难题，提高了机组运行的安全可靠性，使机组能够发挥最大经济效益。并且减少了运行时的繁琐操作，减轻了大修时的检修工作量。时至今天，弹性金属塑料瓦更换已经三年了，最高瓦温依然稳定在，因此可以说1号机的推力瓦更换工作取得圆满成功。

参考文献：

[1]王建忠，卢进玉.葛洲坝电厂水轮发电机组技术改造简述[J].水力发电.(6).

[2].王保成，王威.水轮发电机使用弹性金属塑料推力瓦应注意的问题[J].水力发电..(06).

篇2：红河南沙水电厂1撑机下导瓦温过高处理论文

一、前言

南沙水电厂1撑机组自12月份投运以来，由于下导瓦温过高，我厂先后对其进行了两次技术改造，但降温效果却一直不理想，直至3月份在1}}机组B级检修完成后，这一问题才得以解决。

1撑机组在72小时试运行时由于下导瓦温过高造成了一次事故停机，72小时试运行后有多次由于下导瓦温过高造成了一次事故停机，并且在环境温度只有220C的情况下：机组带20MW负荷时下导瓦温为620C:机组带26MW负荷时下导瓦温度达630C。机组带50MW负荷时下导瓦温度达690C。这极大的威胁着机组的安全稳定运行，下导瓦长期在高温情况下运行，极易发生烧瓦事件’甚至烧毁下导滑转子。

开始之初，机组厂家分析认为是安装单位对上导、下导间隙值调整不正确，要求重新调整导瓦间隙值。根据其要求将上导瓦间隙值由15pm调整为20pm，下导瓦间隙值由20Lun调整为25Iun，开机试验，在相同负荷和相同环境温度下，下导瓦温度依然居高不下。由此推断，下导瓦温过高的原因不是由于导瓦间隙值过小引起的。

二、下导瓦温过高原因分析

经过多次实验分析，下导瓦温过高是以下几个原因造成的：下导轴承、推力轴承共用一个油槽，轴承油冷却采用镜板泵外循环冷却方式，设四台冷却器。(见图1，推力、下导轴承结构图)。轴瓦冷却油循环路线为：冷却后的润滑油经输油管路、喷头直接喷在推力瓦上(推力瓦冷却)，然后经过推力头上的7个cP20孔到达下导瓦(下导瓦冷却);推力瓦热油经镜板、集油槽回到油冷却器，下导瓦热油经集油槽上的12个镜板、集油槽回油冷却器。

图1推力、下导轴承结构图

从下导瓦冷却油的循环路线可见，下导瓦的油循环有着以下几个的问题：

a)挡油筒与推力头的间隙过小，推力头的7个q)20孔的开孔方向欠妥。这种结构将导致下导瓦冷却油直接从集油槽的12个q)60回到下腔，不利于下导冷却。

b)下导瓦的冷却油源为冷却过推力瓦的热油，油温难以满足对下导瓦冷却的要求。

c)下导、推力油槽整个透平油循环线路中存在死油区。

我们在机组运行期间对下导相关部位的温度进行了测量和记录。温度测量记录表(测量点一镜板以上油温、测点二：集油槽温度、测点三：镜板以下油温)

测量点温度28.3℃26.1℃25℃

备注

测量时，机组带20MW负荷，油冷却器冷油油温为21℃，热油为25℃，下导瓦温最高62.2℃，推力瓦温最高为35.9℃。

测点一：镜板以上油温约为28.3℃.;

测点二：集油槽温度约为26.1℃;

测点三：镜板以下油温约为25℃。

由此可见，油冷却系统冷却效果良好，但下导瓦28.3℃的热油没有顺利的回到油冷却器(冷却器回油温度为25℃)，油循环不畅存在死油区。

三、下导瓦温过高处理方案

对于我厂下导瓦温度过高的处理有过两个方案。当我们分析得出下导瓦温过高时由于冷、热油在油箱内交换不足，冷油不能顺利到达下导瓦，而是停留在推力瓦上。对此，首先想到的方法是增强油循环，即在油循环系统的热油管侧上增加一台管道泵，加大热油出油量的同时加大冷油进油量，并加大油压，试图将冷油经12个q)60通孔进入推力油槽，再进入下导瓦。同时，也可以加快与热油的交换速度，从而使下导瓦温得到大幅的下降。

按这一思路对冷却油循环系统进行了施工。在四台冷却器中对称布置两台的出油侧各加一台管道泵。完成后，记录开机前的瓦温为42℃。开机后，下导瓦温上升为48℃，但推力瓦温不变，维持在39℃左右。机组并网加负荷至25MW，下导瓦温上升至59℃，此时同时投入两台管道泵(冷却器在运行中)，5分钟后发现温度上升至65℃，推力瓦温也上升到了45℃。立即停止试验。

我们再次分析，在油循环系统的热油管侧上增加管道泵以图加大热油出油量的同时加大冷油进油量，将冷油经12个q)60通孔进入推力油槽，再进入下导瓦。这个思路四正确的，但为何在应用中，瓦温不降反而上升了呢?原因在于，在油循环系统加了管道泵后，加大热油出油量，也就是增大了油的运动速度，油在高速运动中，自身温度增高，也就出现了油温不降还升现象，从而导致下导瓦温、推力瓦温比投入管道泵前还要高。这次试验的失败，也让我们得到了更确切的结论：下导瓦温过高是由于热、冷油在油箱内未进行完全交换。要解决这个问题，就只有从油的循环路线上想办法，也就是加大推力头7个{D20孔的孔径，或者再增加7个甚至更多个数的'q)20孔。同时还要加大集油槽上12个q)60的孔径，或者再增加12个甚至更多个数的q}60孔，以增加油的循环能力。无疑这种方法在现场时很难实现的，需要将整个下导轴承(滑转子与发电机轴热套而成)、油箱等大小部件拆除返回厂家才能处理。

在经过多次论证并与厂家沟通后，决定采用一种更为简单的方法：既然冷油不能从油箱内部很好的进入下导瓦进行冷却，那就直接将冷油从外部直接送到下导瓦。见图2所示。从图中可以看出，油系统这样改造后，冷油的运行路线就是总油由一路分成两路：一路由推力瓦下部进入，供推力瓦冷却，一路由油箱上部进入，供下导瓦冷却。同时，为保证每一块下导瓦都能均匀得到冷却，在下导瓦上增加一路环管及喷淋头，可确保冷油能均匀的直接喷淋在下导瓦上。

具体做法是，将新增设的喷淋环管进油口，与原冷却环路的冷油管进行焊接，并在焊接出口上方装设管道阀以调节喷淋环管的喷油量。而喷淋头以一定角度将冷却油喷射在下导瓦推力头，起到直接冷却下导瓦降低瓦温作用。

这一方案得到一致认可后，由天重厂家计算下导瓦的冷却所需进油量及设计加工新增喷淋环管。并于3月底安装完成。完成后，开机试验，记录开机前下导瓦温为42℃(我厂所在地环境温度较高)，开机后下导瓦温为45℃，推力瓦温为45℃。并网带50MW负荷连续72小时后下导瓦温稳定在57℃，推力瓦温与改造前相同。

四、结论

我厂在解决完成l撑机下导瓦温过高的问题后，相继对2#、3#机进行了同样的处理。处理后，推力瓦温稳定、下导瓦温稳定并保持在57℃。在经过近一年的运行证明，我们的思路是正确的，方法也是得当的。

篇3：15号车钩改造及钩舌尾部加修问题的分析与建议论文

关于15号车钩改造及钩舌尾部加修问题的分析与建议论文

15号车钩是目前我国客车在用的主型车钩，为下作用式自动车钩，分为15C、15CX两种型号，15C主要用于速度不大于120km/h的普型客车上，15CX主要用于25K型快速客车上(在25T型客车首尾钩上也有少量应用)。目前，两者材质主要为C级铸钢。

1 提出问题

(1)2012年底，原铁道部运输局提出了对客车15号(包括15C、15CX)车钩进行改造的要求(详见运辆客车函[2012]448号)，原因是该型车钩存在钩舌销与钩舌销孔间隙过小，导致钩体和钩舌的牵引台、冲击台不能正常接触，在运用中钩舌销容易受力断裂。青岛四方车辆研究所针对相关问题进行了专题研究，提出了将钩舌销直径减小1mm，钩舌护销冲击台尺寸增加1mm及在检修时对钩体、钩舌的牵引台和冲击台进行堆焊等改进的建议。2013年初，武昌客车车辆段对相关文件要求进行了落实，实施了对15号车钩的改造工作，但改造后，出现了落锁不良的问题，提高了车钩组装的选配要求，且改造进展较慢。(2)在钩舌检修过程中，经常发生钩舌晃动较大的问题，初步分析认为是钩舌尾部与锁铁间隙较大，因此在处理时采取在钩舌尾部与锁铁的接触面堆焊的方式处理(如图1)。相关客车检修规程中规定，15C型钩舌尾部与锁铁接触面磨耗大于3mm时才需焊修或更换(15CX型是大于1.5mm时焊修并加工至规定尺寸)，而堆焊加修时，钩舌尾部并未出现如规程规定的磨耗过限问题。

堆焊加修后的钩舌虽然解决了在组装后钩舌晃动较大的问题，但因尾部凸出较多，无法使用钩舌外形轮廓检查量具及钩舌尾与推铁相关磨耗尺寸检查样板进行检查，且当钩舌尾部与锁铁间隙因加修变得较小时，容易出现落锁不良的情况。

2 原因分析

2.1 钩舌销受力情况分析

在文件运辆客车函[2012]448号中指出钩舌销受力是因为钩舌销与钩舌销孔间隙过小，钩体和钩舌的牵引台、冲击台不能正常接触。即钩体和钩舌的牵引台、冲击台间隙大于钩舌销与钩舌销孔间隙导致钩舌受力。

而根据车钩结构及钩舌工作受力情况(如图2)分析可知，部文中受力情况的分析不是很完善。钩舌在组装时钩舌销与上下钩耳的钩舌销孔套间(设间隙分别为L钩耳上、L钩耳下)、钩舌的钩舌销孔套间(设间隙分别为L钩舌上、L钩舌下)均有间隙，该处的间隙与钩体和钩舌冲击台间隙(设间隙分别为L冲击上、L冲击下)、牵引台间隙(设间隙分别为L牵引上、L牵引下)的关系满足L钩耳上+L钩舌上>L冲击上且L钩耳下+L钩舌下>L冲击下或L钩耳上+L钩舌上>L牵引上且L钩耳下+L钩舌下>L牵引下时，钩舌销在牵引或冲击时不会受到力的作用，否则，钩舌销均会或多或少地受到力的作用。

实施车钩改造前，以车钩钩舌销孔中心线为基准，车钩上下牵引台距离分别为950-1mm、850-1mm，车钩冲击台距离为R35+10mm，而钩舌上下牵引台距离分别为95+10mm、85+10mm，钩舌冲击台距离为R340-1mm。钩舌销直径为Φ42-0.18-0.45mm，钩舌销孔套内径为Φ420.640.47mm。由此可知，钩舌在钩舌销范围内的间隙范围即L钩耳上+L钩舌上是0.65～1.09mm，钩舌冲击台与车钩冲击台的间隙范围即L冲击上=L冲击下是1～2mm，牵引间隙范围即L牵引上=L牵引下是1～3mm，可见，此种情况下，钩舌不受力的范围非常小。

实施改造后，钩舌销直径更改为Φ41-0.30-0.45mm，钩舌冲击台改为R350-1mm，则钩舌在钩舌销范围内的间隙范围即L钩耳上+L钩舌上变为2.77～3.09mm，钩舌冲击台与车钩冲击台的间隙范围即L冲击上=L冲击下变为0～1mm，同时控制牵引台间隙范围不超过2mm，即L牵引上=L牵引下是1～2mm，如此，从理论上可以实现钩舌销不受力，基本消除了钩舌销折断的问题。

2.2 钩舌尾部与锁铁间隙过大原因分析

钩舌尾部与锁铁间的间隙(如图4所示)在客车各修程规章中没有明确限度要求，对锁铁及钩舌尾部磨耗有明确的限度要求，但在实际检修过程中，经常出现锁铁各部尺寸符合要求、钩舌尾部也无磨耗而钩舌组装后晃动较大的'现象，具体体现在钩舌尾部与锁铁间间隙很大。通过前面的分析可知，车钩与钩舌在使用过程中，其受力部位主要在冲击台部位、钩舌销与销孔套部位、牵引台部位以及钩舌尾部与锁铁、锁铁与钩腔等部位。

(1)钩舌销与销孔套部位的磨耗。在列车运行过程中，钩舌销与销孔套间最先磨耗(当满足钩舌销受力情况下)，不论列车是加速、减速还是转弯时均会受到力的作用。(2)冲击台部位、牵引台部位的磨耗。当钩舌销与销孔套间间隙磨耗到满足钩舌销受力临界条件时，冲击台部位、牵引台部位交替和钩舌销受力，三者共同磨耗，在转弯时，车钩和钩舌的冲击台、牵引台挡边部位也会有一定的磨耗。(3)钩舌尾部与锁铁间的磨耗。钩舌在受到牵引力和冲击力作用时，钩舌尾部均会与锁铁产生相对位移，但在产生相对位移时，钩舌受到的力还不是很大，而当钩舌受到较大力作用时，已经没有相对位移了，因此钩舌尾部与锁铁间的磨耗也不是很大。(4)锁铁与钩腔间的磨耗。由于锁铁在列车运行过程中不发生相对位移，因而其与钩腔主要受到挤压力作用，因此，该部位磨耗极小。

3 相关建议

15号车钩从设计制造到如今已运用了几十年，虽然较易发生钩舌圆销折断问题，但相对整体运用情况来看所占比例不是很大，结合段修车钩改造比较耗时的客观原因，特建议如下：(1)15号车钩改造主要从新造开始，采取逐步淘汰的方式替换现用的车钩。(2)在段修实施15号车钩改造时，可以以钩舌尾部与锁铁间隙作为参考，对该间隙较大的车钩实施改造，既可以避免在钩舌尾部堆焊的非正常检修方式，又可以有目的地对确实影响安全的车钩进行改造，避免资源浪费。(3)对钩舌尾部与锁铁间隙不大的车钩可暂时不进行冲击台与牵引台的加修改造，而是先更换钩舌圆销，根据上述分析可知，更换新钩舌圆销，相当于扩大了钩舌圆销2mm的移动量，在车钩与钩舌冲击台、牵引台未磨耗或磨耗较小的情况下，基本可以实现钩舌圆销不受力。

4 结语

15号车钩实施改造，缩小了车钩与钩舌冲击台、牵引台间的间隙，不仅可以消除钩舌圆销断裂的惯性故障，同时也提高了客车的运行品质，值得推广。但鉴于段修改造缺乏工装、耗时费力的客观情况，有针对性地对确实需要改造的车钩实施改造工作，可以有效节省资源，提高车钩使用效率。