范文一：运行中汽轮机轴向位移指示变化的原因

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运行中汽轮机轴向位移指示变化的原因 [ 日期:2005-01-19 ] [ 来自:本站原创 ]

运行中汽轮机轴向位移指示变化的原因有哪些?

1).负荷变化.

2).叶片结垢严重.

3).汽温变化.

4).蒸汽流量变化.

5).高压轴封漏汽大,影响轴承座温度的升高.

6).频率变化.

7).运行中叶片断落.

8).水冲击.

9).推力轴瓦磨损或损坏.

10).抽汽停用,轴向推力变化.

11).发电机转子窜动.

12).高压汽封疏汽压调节变化.

13).真空变化.

14).电气式轴位移表受频率,电压的变化影响.

15).液压式轴位移表受主油泵出口油压,油温变化等影响.

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范文二：汽动给水泵轴向位移大的原因分析和对策

第19卷　第8期2010年4月电力技术

Electric Power Technology

Vol.19No.8Apr.2010

汽动给水泵轴向位移大的原因分析和对策

郑碧芬

（广东粤电集团珠海金湾发电有限公司，广东　珠海　519050）

【摘　要】对影响给水泵轴向位移变化的相关因素进行了详细分析，采用排除法确定了汽动给水泵轴向位移超标的原因是推力瓦块设计不合理。通过改进调节块弧度和缩小推力间隙的方法彻底解决了轴位移大的问题。

【关键词】给水泵；轴位移；承力不均【中图分类号】TH31

【文献标识码】B

【文章编号】1674-4586(2010)08-0065-03

0　概述

广东珠海金湾发电公司装有两台容量为600MW e 超临界燃煤发电机组，每台机组配有一台电动给水泵和两台汽动给水泵。汽动给水泵型号为：14×14×16A-5STGHDB ，芯包为日本EBARA 公司生产，筒体和辅助系统为国内配套设计和生产供货。泵为中开式多级离心泵，设计流量为889t/h，扬程3123m 。泵转子叶轮分五级，入口为双吸叶轮，其余四级采用对称布置，95%以上的轴向力可以通过水流反向流动得到平衡，余下的力由推力轴承承担。

每台泵非驱动端都装有一套推力轴承，设有轴向位移测量装置，用来监视推力轴承磨损状态。轴向位移报警值：0.5或≤－0.5mm ；跳闸值：0.8或≤－0.8≥≥

mm ，正位移指向泵非驱动端，负位移指向小汽机。

(4)轴位移波动推力瓦温度也会波动，但推力瓦温度超过报警值（图2）。

4

3

5

2

567.72

739.0226.10164.614702.17

1

注：1—轴位移（μm ）；2—泵流量（t/h）；3—泵出口压力（Mpa ）；4—水温（℃）；5—泵转速（rpm ）。

1　给水泵轴向位移大的表征

从2007年10月份开始，四台给水泵运行中先后

出现了轴向位移大报警（以下以4A 汽泵为例进行详细分析）。

从图1、图2可以看出给水泵轴向位移变化有以下特点：

(1)锅炉给水流量稳定，轴位移也相对稳定。(2)机组负荷下降，锅炉给水需求也下降，泵转速降低，泵出口压力和流量都下降，轴向位移并没有跟随变小，相反在波动后出现跳变，当负荷上升而流量增加较快时也出现跳变；而当轴移从负值跳变到正值或者从正值变为负值的工况下没有对应恒定的流量值，变动具有随意性。

(3)每次报警都是正位移超标，负位移没有超标（图1）。

图1　给水泵轴位移变化情况

1

2

3

2!.

3!. 4!.

n 2) 3)

**

图2　给水泵轴位移与推力瓦温度的关系

66电力技术

第19卷

2　系统运行情况

(1)驱动小汽机和泵两端轴振动正常，泵轴振动稳定在30-35μm （报警值为75μm ）。

(2)每台泵从第三级叶轮出口都引出一路水供锅炉再热器减温喷水，压力约10MPa ，流量50t/h，现场检查压力和流量满足设计要求。

(3)每台泵设置一台离心式前置泵，以抬高给水泵入口压力防止气蚀产生。现场检查前置泵和给水泵的进口和出口水压力达到设计值，满足机组给水流量和压力的需求。

(4)每台给水泵和小汽机共用一套润滑油系统，由一台交流润滑油泵供泵支承轴承和推力轴承润滑。现场检查润滑油压和油温正常，油质各项监测指标达到优秀，瓦块温度没有超标。

(5)给水泵两端采用水力密封，其泄漏流量汇集成一路引入前置泵入口。现场检查发现此路平衡水压力比泵入口压力低0.1MPa 左右，厂家设计人员认为此路水主要作用是平衡两端轴密封水压力，该压力的偏差不影响轴向力。

3　轴向位移大的原因分析及排查

引起汽泵轴向位移超标的原因很多，设计计算不准确、安装不良和运行工况偏离设计工况等因素都会引起轴位移超标，针对各种原因分析如下：

3.1　推力瓦块磨损引起轴向位移偏大

每套推力瓦分工作面和非工作面，每个工作面有6块瓦。泵端部解体后抽查了4A 泵非工作面推力瓦四块进行测厚，分别为25.42mm 、25.41mm 、25.41mm 、25.42mm 。工作面也抽查了四块，厚度为：25.40mm 、25.40mm 、25.40mm 、25.41mm ，偏差不大于0.02mm ，在合格范围内，并且表面没有明显磨损痕迹，可以排除此原因。

3.2　推力盘松动

现场测量推力盘的瓢偏值是0.02mm （在设计范围内），推力盘没有磨损和松动，可以排除此因素。

3.3　测量装置误差大

现场测得4A 泵推力间隙为0.58mm ，DCS 显示推力间隙为0.587mm ，传感器测量误差在设计范围内，可以排除原因。

3.4　测量装置松动

检查测量装置固定螺栓没有松动，可以排除此

因。

3.5　叶轮位置发生变化

4A 泵拆除非工作面的瓦块后测得轴的窜量是5.13mm ，把工作面与非工作面的瓦块都拆除后测得轴的总窜量是8.84m （设计值为8～10mm ），半窜和总窜量均在设计范围内，证明叶轮定位是正确的，可以排除此原因。

3.6　联轴器齿轮磨损

小汽机与泵两转轴力矩的传递通过齿轮联轴器，其咬合不良也会致使轴窜动。拆开泵组联轴器检查了两转子对中情况，圆周偏差和张口偏差都在标准范围内（小于0.05mm ），齿轮啮合情况良好，没有磨损痕迹，可以排除此原因。

3.7　推力间隙调整方法不正确

每次泵停机检修或者临修都会对推力间隙进行调整。检修工作人员根据检修工艺要求对推力间隙重新调整了一遍，厂家技术人员进行了确认，其调整方法是符合生产厂家要求，可以排除此因。

现场检查发现推力间隙出现了较大的变化，机组投入商业运行时调整到0.35mm ，7个月后变成0.58mm ，可以看出造成轴向位移超标的直接原因就是推力间隙超标。

4　确定要因

A

A

图3　汽泵推力瓦

从图3瓦块图可以看出，每个推力瓦块侧面都有一调节块做支撑，接触面为球面，运行中自我调节，保证在任何工况下瓦块合力方向都与泵轴平行。而每个调节块又由紧贴于机体的锁定块支撑，在受力均匀的情况下调节块和锁定块为面接触。解体检查发现每

第8期

郑碧芬：汽动给水泵轴向位移大的原因分析和对策

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个工作瓦的调节块两翼都存在一侧受力过大磨损而另一侧接触不到位的情况，调节块和锁定块之间的接触为线接触而不是面接触，运行中两者之间产生相对位移，直接导致转子的位移量过大（见图4和图5）。经过现场模拟试验发现调节块两翼受力不均的

原因主要是调节块与瓦块接触球面弧度太小，运行中产生偏移；另外还测试出调节块和锁定块表面硬度只有HB190，远低于同类型的瓦块硬度。

5　对策和效果

(1)要求推力瓦生产厂家根据用户的要求对瓦块进行了改进，将调节块和瓦块的球面弧度加大，锁定块的倾斜度降低以增大承力面积。现场用手工对球面锥度也做了修磨。

(2)将调节块和锁定块的表面进行硬化处理，硬度提高到HB400-450。

(3)每次检修后回装时将推力间隙减小到0.32～0.35mm 。

经过以上方案实施后各台泵运转正常，彻底解决了轴位移偏大的问题。在机组大幅度变动负荷下，各台汽泵轴位移相对稳定，具体为：3A 泵为－430～－490μm ；3B 泵为170～330μm ；4A 泵为－300～－350μm ；4B 泵为－200～－280μm 。

瓦块支撑球面

图4　推力瓦球面支撑

调节块翼边磨损

图5　调节块单边受力磨损

Analysis and Countermeasure for the Abnormal Axial Displacement of

Steam Feed Pump

ZHENG Bi-fen

(GuangdongZhuhai Jinwan Power Company Limited, Zhuhai 519050, China)

Abstract:This paper carries out a detailed analysis for the relevant factors which cause the pump axial displacement. Exclusive method is employed to determine that the unreasonable design of thrust shoe causes the abnormal axial displacement of steam feed pump. Therefore, the large pump axial displacement is completely solved by improving the radian of regulating block and reducing thrust clearance.

Keywor d:Feedwater pump; Axial displacement; Load unevenness

范文三：抽汽停运时的轴向位移的变化

停用抽汽系统, 如果汽轮机进汽量没有变化，抽出的这部分蒸汽还要在后几级做功，轴向推力增大，轴向位移就会增大

我们知道在正常运行中，机组的轴向位移通常为正值，当抽汽解列以后，如果汽轮机进汽量没有变化，抽出的这部分蒸汽还要在后几级做功，从而使得轴向推力增大．但是，如果在抽汽未解列的时候，因为各种原因，轴向位移为负值，如果这时停止抽汽，那么轴向位移值将向０靠近．虽然在数值上是增大了，但是我们通常所说的增大或减少一般是以某一平衡位置为临界点的，不能只从数值上来判断，-１比０. １小，并不代表轴向位移为-１的时候就比轴向位移为０. １的时候好.

轴向位移的大小和轴向推力有关，轴向推力的产生除了和进汽量有关外，还和真空有关。真空恒定的情况下轴向位移的变化主要和抽汽量、进汽量、主蒸汽压力、温度等因素有关。

当汽轮机进汽量不变时，抽汽量增大则轴向位移增大。主要原因是：1、蒸汽从喷嘴出来后对动叶产生冲击（轴向）。2、通过级间汽封漏到下一级的蒸汽量增大。

进汽流量120T/H（额定量）。电负荷12MW ，一段抽汽流量55T/H，三段抽汽流量15T/H，真空－0.099—0.1MPa （前段时间发贴降低真空的方法）。调整级（监视段）压力1.36MPa ，与以前参数比较变化不大。一旦电负荷增加至12.5MW 以上，轴向位移就会达到0.85mm ，

随后报警信号出现。然后采取上述措施能够降低。

我自己这几天也在分析：1. 调整油温至42－43℃后，油的粘度下降轴向间隙增大推力减小。2. 抽汽量增大，电负荷减少，后几级叶片做功能力减弱，轴向推力减小。

范文四：小汽机轴向位移报警原因分析

东北电力技术 2006 年第 6 期32

小汽机轴向位移报警原因分析

On Axial Displacement Alarming System for Turbine

薛 东

()珠海发电厂 , 广东 珠海 519060

摘要 : 介绍了珠海发电厂给水泵汽轮机的结构和运行工况 , 分析产生小汽机轴向推力的原因 , 通过受力分析探讨轴向位移 报警的原因 。

关键词 : 小汽机 ; 工况 ; 调节 ; 平衡 ; 轴向位移 ; 探测

() [ 中图分类号 ] TM264. 2 + 4 [文献标识码 ] B [ 文章编号 ] 1004 - 7913 200606 - 0032 - 02

珠海发电厂给水泵汽轮机为三菱公司生产的多 级单缸凝汽式机组 , 共 6 级 。具体参数为 : 额定出 力 8 MW , 额定转速 5 950 r/ min , 低压主汽压力 、 温度为 1114 MPa/ 36615 ?, 高压主汽压力 、温度 为 4132 MPa/ 32917 ?, 排汽压力为 5147 kPa 。泵侧 和调速侧共有 2 套支承轴承承载轴系的重量 , 低压 级设置平衡孔平衡一部分轴向推力 , 其余轴向推力 主要由设置在调速侧的推力轴承来承担 。 2004 年 12 月 30 日 , 珠海发电厂 2A 给水泵汽 轮机出现轴向位移报警信号 , 轴向位移报警值设定 为 ?015 mm , 跳闸值为 ?017 mm。根据运行参数 记录 , 工作瓦温度 、振动正常 , 油质合格 , 依据实

图 1 冲动级结构简图 际运行工况 , 将 2A 小汽机稳定在5 000 r/ min 以下

式中 , d为隔板汽封或轴封套筒的凸台直径 ; h p 运行 , 其轴向位移小于 015 mm。通过限制小汽机

为凸台的高度 ; P为级前压力 ; P为级后压力 ; 0 2 的出力来降低其轴向推力 , 无论从经济性还是安全

Ω为反动度 ; d为级的平均直径 ; l为动叶高 m b b 性都不是最佳方法 。以下从产生小汽机轴向位移的

度 ; p为隔板和轮盘间汽室中的蒸汽压力 ; d 为 d 机理来分析报警原因 。

轮毂直径 。 1 产生轴向推力的原因 将转子上各侧面的轴向推力计算后将其叠加起

轴流式汽轮机的外轮廓是由主轴和主轴上的若 来 , 就得出整个转子上的轴向推力 Fz : 干叶轮和凸肩构成 , 当汽轮机转子在工作时 , 接触 Fz = Fz+ Fz+ Fz 1 2 3

蒸汽的每一个侧面都承受蒸汽压力 。将作用在主轴 小汽机轴向位移的原因如下 。 上垂直于主轴中心各侧面上的压力在轴向叠加起 a1 蒸汽温度的变化 。此时 , 整机的理想焓降

() 来 , 就得到一个合力 转子的轴向推力, 可以使 减小 , 每一级焓降减小引起各级速度比增加和反动 转子轴向窜动 。以其中一级来分析 , 各轴向推力的 度增加 , 最终导致轴向推力增大 。

() 叠加可得出整个转子的轴向推力 见图 1。 b1 蒸汽带水 。蒸汽带水使通流截面的压降升

动叶上的轴向推力为 高 , 级间所受的轴向推力增大 。

πΩ( ) Fz=dlP- P叶1 bbm 0 2c1 负荷突升或突减都可能造成轴向推力的突

轮面上的轴向推力为 变 。

2 2π( ) ( )由上述轴向推力公式可知 Fz=/ 4 〔 d- l- d〕 P- P , 稳定运行时 , 单位 2 b bd 2

质量的流体通过通流截面时产生的轴向推力主要与 隔板汽封上的轴向推力为

π)级前压力 P和背压有较大关系 , 机组在某一稳定 ( Fz= 015dh P- P 0 3 p0 d

的工况下运行时 , 转子的轴向推力与工质流量成正

2006 年第 6 期 东北电力技术 33 () 013 ?011mm , 随着运行时间的推移 , 该处间隙 比 。实践中 , 小汽机转速在 5 000 r/ min 以下运行 将逐渐变大 , 从理论上分析 , 小汽机出现轴向位移 时 , 轴向推力在允许的范围内 , 此时小汽机低压调 (报警 轴向位移达到 ?015 mm , 设计值为 014,015 门的开度小于 60 % , 进汽压力为 11036 MPa 。机组 ) mm, 说明小汽机是处在不安全状态下运行 。 效率降低 , 通过增大流量来满足出力要求 , 从而增 一般情况下 , 小汽机轴向位移报警 , 其推力瓦 加了小汽机的轴向推力 。 块必将磨损 , 如推力瓦块磨损严重 , 轴向位移达到 通流截面的改变也将影响转子的轴向推力 。小 015 mm , 小汽机的动静部分将出现摩擦 , 振动增 汽机运行已近 5 年 , 叶片与喷嘴将会产生一层水 大 , 伴有金属摩擦声 。运行中未出现上述现象 , 认 垢 , 一般动叶片结垢比喷嘴严重 , 主要是由于喷嘴 为小汽机的转子机械零位发生变化的可能性较大 。 中汽流速度较高 , 蒸汽中夹带的盐分不易积聚下 鉴于安全考虑 , 我们将小汽机转速稳定在5 000 r/ 来 , 通流截面变小 , 使级的反动度增加 , 轴向推力 min 以下运行 , 等待停机解体检查 。 增大 , 每一级的轴向推力相应增加 , 在相同的工况

下运行时 , 轴向位移将逐渐变大 。 2 轴系检查调整

推力轴承间隙变大 , 增加了转子轴向位移的空 小汽机揭缸检查时 , 推力轴瓦正常 , 通流部分 行程 。推力轴承间隙变大的原因有 2 个 , 一是推力 无摩擦痕迹 , 叶片及喷嘴除有一定的结垢外未发现 瓦磨损变薄 ; 二是推力瓦调整块挤压磨损变薄 。小 其他的问题 , 说明前面的分析与推断正确 。对小汽 汽机连续运行时间长 , 轴向位移随着时间的推移逐 机通流截面及转子进行喷砂处理 , 测量通流间隙及 渐变大 。小汽机隔板轴封间隙变大 , 轴封片磨损 、 油封间隙 , 根据两者数值确定小汽机转子轴向位移。 轴封片调整弹簧断裂均可能引起隔板汽封间隙变 () 表 2 汽封轴向间隙 修前/ 修后mm 大 , 进而导致汽封漏汽量变大 , 隔板汽封上的轴向 t t 1 2 级数 设计值 推力 Fz相应增大 。 3 左 右 左 右 汽轮机转动部分和静止部分间的轴向间隙很 1 013 ?011 0129/ 0127 0148/ 0147 0128/ 0132 0150/ 0147 小 。当轴向推力过大 , 引起推力轴瓦钨金面磨损 0140/ 0140 0165/ 0164 0133/ 0140 0162/ 0164 2

时 , 转子将产生较大的窜动 , 这将引起汽缸内汽 015 ?011 0158/ 0157 0165/ 0170 0145/ 0148 0168/ 0168 3

封 、动静部分 、叶片及喷嘴间的摩擦 , 造成设备严 0156/ 0170 0190/ 0180 0150/ 0155 0170/ 0170 4

重损坏 。为防止这种严重事故的发生 , 汽轮机设有 由表 2 可知 , 调节级汽封最小间隙为 0127 轴向位移保护 。轴向位移的变化 , 不能排除是小汽 mm , 小汽机转子轴向位移为 014,015 mm , 据此来 机的机械零位发生变化 , 也就是零点漂移 。 () 加工推力瓦调整垫厚度 见表 3。 () 从运行参数看 见表 1, 小汽机轴振 、瓦温 () 表 3 油封及推力间隙 修前/ 修后mm 均在正常范围内 , 倾听动静部分声音正常 , 滤网压 ) ( ) ( )( 位置 状态 A 油封间隙B 油封间隙C 轴向位移 差不高 , 小汽机控制油及润滑油共用同一油源 , 清 设计值 0107,0116 014,015 洗润滑油及控制油滤网未发现有金属粉末 。根据以 修前 0116 0112 0155 测量值 往泵侧推力瓦磨损可以分析 , 油中可以清洗出推力 修后 0130 0125 0141 瓦钨金粉末 , 有滤网差压高报警信号 。

小汽机机械零位可以定在工作面 、非工作面和 小汽机推力轴承间隙是根据调节级汽封轴向

轴向位移中间处 , 根据实际安装情况 , 定在轴向位 间隙来调整的 , 通流部分处间隙最小 , 设计值为

移中间位置 。小汽机的机械零位在距离工作瓦 表 1 小汽机运行参数 调速 工作 非工 0120 mm 处 。 调速 调速 泵侧 泵侧 泵侧 转子 侧轴 面推 作面 小汽机检修结束后单机做超速试验 , 转速升至 转速/ 侧轴 侧轴 轴振 轴振 轴承 日期 位置 承温 力瓦 推力 - 1Y 温度 () 振 X 振 Y Xr?min 5 078 r/ min 时对应的小汽机转子位置为 0105 mm , / mm 度 温 瓦温 / mm / mm / mm / mm / ? 各项运行参数正常 。 / ? / ? / ? 03 - 13 5 023 313 317 713 512 0151 7211 7013 7818 5012 作者简介 : () 薛 东 1974 —, 男 , 广东梅州人 , 学士 , 助理工程师 , 现 03 - 16 5 064 412 318 718 614 0150 7015 6817 8012 4918

从事运行维修工作。 03 - 21 4 990 314 316 914 515 0146 7119 7211 8017 4918

()收稿日期 2006 - 03 - 05 03 - 31 4 515 413 410 617 417 0145 7014 6918 7615 4813

范文五：轴向位移的影响因素

轴向位移的影响因素：

1). 负荷变化. 负荷变化，一般来讲凝汽式汽轮机的轴向推力随负荷的增加而增大；对抽汽式或背压式汽轮机来讲，最大的轴向推力可能在某一中间负荷时。负荷升高，则主蒸汽流量增大，各级蒸汽压力差增大，使机组轴向推力增大

2). 叶片结垢严重，相应级叶片和叶轮的前后压力差增大，使轴向推力增大，

3). 汽温变化. 主蒸汽参数降低，汽温汽压下降，各级反动度增大，使轴向推力增大

4). 蒸汽流量变化.

5). 高压轴封漏汽大, 影响轴承座温度的升高.

6). 频率变化.

7). 运行中叶片断落.

8). 水冲击.

9). 推力轴瓦磨损或损坏.

10). 抽汽停用, 轴向推力变化.

11). 发电机转子窜动.

12). 高压汽封疏汽压调节变化.

13). 真空变化.

14). 电气式轴位移表受频率, 电压的变化影响.

15). 液压式轴位移表受主油泵出口油压, 油温变化等影响.

16) 汽温汽压下降，

17) 通流部分过负荷

18) 回热加热器停用 19) 隔板轴封间隙因磨损而漏汽增大，隔板汽封磨损，漏汽量增大，使各级压力差增大

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