汽轮机主油泵损毁事故分析及处理

第50卷第1期熬力透年Vol.50 No.1 2021 年 03 月_________________________________________THERMALTURBINE___________________________________________Mar.2021
文章编号：1672-5549(2021)01.065.4
汽轮机壬油泵损毀事故分析及处理
柳桐
(华电电力科学研究院有限公司东北分公司，沈阳110000)
摘要：主油泵同时向润滑油系统、调节保安系统以及发电机密封油系统等提供用油，其运行必须安全可靠。

以一起主油泵副推力瓦磨损以及油泵损坏的事故为例，详细阐述了整个事件分析及处理过程。

事故的主要原因是主油泵长期运行导致入口密封环磨损加剧，调速端轴向推力增大，非工作推力瓦过载。

针对检查中发现的问题，采取了调整汽轮机推力瓦挡油环间隙、盘车油挡间隙、主油泵密封圈和推力瓦尺寸等处理措施。

研究成果可为采用类似形式主油泵的电力企业提供参考。

关键词：主油泵；副推力瓦；磨损
中图分类号：TK268 文献标志码：A doi：10.13707/ki.31 -1922/tli.2021.01.015 Analysis and Treatment of Main Oil Pump Damage in Steam Turbine
LIU Tong
(Huadian E l ectric Power Research Institute Co. #Ltd. Northeast Branch,Shenyang 110000# China)
A bstract；The main oil pump provicdes lubricating oil to lubricating oil system,regulating security system and seal
oil system,etc,thus the operation of the main oil pump must be safe and reliable.Taking an accident of main oil pump as an example,in which the auxiliary thrust bearing pad is wear-out and the oil pump is damaged,the analysis and treatment process is presented in detail.The main cause of the accident is the worn-out of inlet seal ring after long-term operation,the increase of axial thrust at governor end,and the overload of non-working bearing pad.
Treatments are taken as follows;to adjust the gap of the thrust bearing oil catch ring and the gap of the turning oil catch,and to adjust the size of the seal ring and the thrust bearing pad in main oil pump,etc.The research results can provide referencc for power enterprises using similar forms of main oil pump.
Key words；main oil pump；auxiliary thrust bearing pad；wear-out
主油泵、交流油泵以及直流油泵是汽轮机润 滑油系统的重要组成部分，尤其是主油泵，在机组 正常运行期间连续为汽轮机提供润滑、调节保安 以及发电机密封油用油，因而主油泵的安全性格 外重要。

一旦主油泵发生故障，将直接影响汽轮 发电机组的运行安全稳定性，严重时可导致断油 烧瓦等恶性事故发生[1]。

在国产300 M W以下机 组中#部分机组主油泵与高压转子之间采用齿套 联轴器形式#由于齿套联轴器故障引起的主油泵 推力瓦磨损事件屡有发生#因此该问题得到广泛 重视[2>]。

但由于油泵本身原因造成的副推力瓦 磨损问题往往容易被忽视。

本文详细阐述主油泵 副推力瓦磨损和主油泵损毁的事故过程#并介绍了后续的分析处理，从而达到警示相关电力企业# 提高机组运行安全稳定性的目的。

1主油泵结构及工作原理
某电厂A机组为国产单轴、双缸双排汽、超 高压、一次中间再热凝汽式汽轮机#型号为N150- 13.24/535/535。

其主油泵布置在前轴承箱中，经
齿轮联轴器由汽轮机主轴驱动。

主油泵为双吸式离心泵，其结构见图1。

泵 轴采用空心轴内套实心轴的形式#泵轮以动配合 方式装在空心轴上#内轴与外面空心轴在轴端连 接。

泵轴一端通过齿形联轴器与汽轮机转子连
收稿日期：2020-04-26 修订日期:2020-11-26
作者简介:柳桐（1984-)，男，毕业于东北电力大学，硕士，工程师，从事汽轮机调节系统研究、汽轮机及其附属设备故障诊断和调整试验相关工作。

IIIII
第1期汽轮机主油泵损毁事故分析及处理
接，受高压转子驱动;另一^端为调速盘，其上安装 转速探头、零转速探头以及键相探头等。

主油栗 发电机端为支持轴承，调速端（即机头端）轴承为 推力和支持联合轴承。

联合轴承调速端端面为推 力瓦工作面，发电机端端面为推力瓦非工作面。

主油泵轴承的润滑油引自汽轮机前轴承箱内润滑 油供油母管，供油压力为〇. 146 M Pa，联合轴承的 推力瓦工作面和非工作面润滑来自其支持轴承的 泄油。

主油泵出厂未设计轴瓦温度、振动和轴位 移等测量装置。

图1主油泵解体实物图
主油泵入口压力为〇. 14 M Pa，出口压力为 2.0 M Pa，该类型泵从结构上依靠泵轮自身双侧推 力平衡轴向力，推力瓦仅承受轻微轴向不平衡力。

推力瓦非工作面静态安装间隙要求为0. 13〜0.28 mm。

主油泵正常工作时，其推力盘紧贴推
表1力瓦工作面运行，非工作面不受力。

主油泵转子 与汽轮机高压转子轴向间隙为8 m m，理论上主油 泵转子在正常运行时无轴向位移，汽轮机转子的 轴向移动及热膨胀由齿形联轴器吸收。

$事故经过
A机组在小修后第一次冷态启动，进行了超 速试验，机组超速过程中参数数据见表1。

运行 参数正常，机组并网，带负荷运行。

当负荷升至 135 M W并稳定时，运行人员巡检发现前轴承箱1号瓦端部有油烟外泄，就地检查排烟风机，认为其 运转正常。

启动备用排烟风机后仍发现间断喷 烟。

查看前箱回油温度历史曲线，显示油温由62 X上升到78 X后回落至68 X!回油温度定值65 X"，此时润滑油油温42 X，润滑油母管压力0. 13 M Pa，主油泵出口压力1.984 M Pa，1号瓦瓦温为 71.52 X，1号瓦盖振为6.3 &m，1号瓦X、Y轴振 动分别为36. 21 &m和26. 9 &m，其他参数均正 常。

为了尽快查清设备异常的原因，进行紧急事 故停机处理，转子静止，投盘车运行电流23 A(正 常电流22.54 A"。

整个停机过程中润滑油供油 压力、各轴瓦温度、回油温度、机组振动等参数均 无异常。

机组超速过程中参数数据
项目
润滑油压力/MPa窜轴/9m m汽缸膨胀/mm
胀差/mm
轴瓦振动/&m
泵入口泵出口母管12左侧右侧1号2号3号4号5号
正常转速0.14 2.010.12-0.34 --0.2112.7511.48 3.93 3.88 4.920.811.2714.44 o p c超速0.15 2.110.12-0.33 --0.2112.7511.48 3.8814.6215.2816.99.-10.04电超速第1次0.16 2.350.12-0.34-0.2112.8311.673. 4.36 3.3812.3210.65 6.97电超速第2次0.15 2.310.12-0.33-0.2112.7611.54 3.8 4.29 3.0612.0311.127.28
3解体检查情况
缸温满足规定后，停盘车进行检查，结果如
下：
1"主油泵与高压转子齿形联轴器无磨损，内
外齿无卡涩痕迹，活动正常，联轴器供油油路及联
轴器表面未积油垢，套齿外边缘有明显乌金碎屑，见图2。

2"主油泵两侧轴瓦供油管路解体前连接正 常，没有泄漏现象，解体后油路通畅，没有堵塞现 象。

图2齿套联轴器磨损情况
3"主油泵转子窜动及挡油环变形损坏情况 见图3，主油泵转子不在工作位置，向调速侧窜出 13 mm。

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汽轮机主油泵损毁事故分析及处理热力透平
图3主油泵转子窜动及挡油环变形损坏情况
4) 主油泵推力瓦非工作面严重磨损，瓦面未
见乌金，瓦胎磨损（乌金厚度3 mm)。

5) 主油泵调速端叶轮磨损情况见图4，叶轮
调速侧盖板与泵壳调速侧发生碰磨，叶轮盖板严
重磨损，出现豁口；主油泵挡油环损坏（向调速端
倾斜45f，见图3。

图4主油泵调侧叶轮磨损情况
6"事件发生后对主油箱内润滑油进行了采
样化验，显示颗粒度指标超标，遂安排滤油。

检查
轴承箱，发现有金属颗粒，回油管路内的磁棒有大
量金属碎屑。

由于设备损坏，转子中心数据、转子实际
装配数据、部件尺寸数据无法进行复测对比，设计
数据与事故数据对比见表％。

表2设计数据与事故数据对比
序号测量部位实测数
据/mm
设计数
据/mm
1发电机端口环间隙0.920.5
2调速端口环间隙 1.780.5
3发电机端支撑瓦瓦顶间隙0.230.2
4调速端联合瓦瓦顶间隙0.220.2
4故障原因分析
根据运行参数、事件经过及设备解体情况，对 故障进行原因分析，结果如下：
1)推力瓦非工作面损坏是造成此次设备损 坏的直接原因。

经过多年运行，主油泵入口密封 环不可避免地存在磨损，这样就会导致转子的轴 向推力与设计不符，调速端的轴向推力过大，导致 非工作瓦过载磨损，这是本次设备损坏的主要原 因。

超速试验增加了主油泵的出口压力，在原有 向调速端的轴向力下增加了非工作瓦的负载，加 速了设备损坏。

非工作瓦面设计宽度为15 mm (比工作瓦面宽度25 m m窄很多"，承载能力较 差，对叶轮的加工误差和泵的安装误差要求高。

转子向调速端的轴向推力会造成非工作瓦面超 载，使其因油膜形成不良而损坏。

2"超速试验增加了非工作瓦的负载。

超速 试验过程数据见表1，主油泵出口油压随着转速 升高而升高（转速的平方与扬程成正比关系"，反 向推力进一步增大。

汽轮机转子振动随着转速升 高而略有增加（1号瓦轴振增加〇.〇1m m左右"，二者叠加，加剧推力瓦非工作面磨损。

3"超速试验后，推力瓦磨损，转子轴向失稳，动静部件继续碰磨，并向调速端窜出。

联轴器侧 挡油环与驱动端轴瓦剧烈碰磨，出现火星和热量，导致1号瓦位置油雾爆燃，前箱冒烟。

4"联轴器抱死导致推力瓦磨损的因素可以 排除。

解体检查，发现齿形联轴器无磨损，油路未
积油垢，无卡涩现象。

5"断油烧瓦导致推力瓦磨损的因素可以排 除。

从轴瓦的烧损情况看，只有靠近动静碰磨的 部分乌金发生损坏脱落，损坏区域约占总长度的 1/3左右，其他区域未见异常。

供油管路通畅，没 有泄漏现象，且非工作瓦浸在泵的入口油中，由泵 入口油润滑。

6"机组启动及运行过程中，高压缸胀差最大 值为5.784 m m，未超过规定值（报警值7 mm、跳 闸值8 mm"，从而可排除因高压缸胀差超标，造成 主油泵推力瓦非工作面磨损的情况。

5后续处理
进行了 A汽轮机1号〜5号轴瓦及推力瓦的 检查及主油箱倒油清扫，结果如下：
1"发现推力瓦浮动挡油环间隙为0.80 mm (合格范围"•"7〜0. 17 mm"，进行了补焊乌金处 理，检修后间隙为0*5m m&
■ I I I
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第1期汽轮机主油泵损毁事故分析及处理
2) 发现盘车轴承箱后油挡间隙超标，重新镶 装油挡铜齿，检修后间隙满足要求；3) 进行了油质全样分析，颗粒度为NAS 8级 (合格）；水分及其他指标合格，持续滤油。

对主油泵进行了改进设计，加大其调速端密 封圈尺寸，保证正常运行时轴向推力推向泵发电 机端，推力瓦受力，并增大主油泵推力瓦工作面尺 寸，保证主油泵正常工作，后续更换改进型设备。

当汽轮机缸温下降到80 X 以下时进行了主 油泵女装。

Q
处理结果
安装结束后，A 机组进行一次预启动，盘车电
流21.9 A 。

冲转期间，各参数、声音均正常。

定 速后，主油泵人口油压0.167 M Pa ，出口油压2.37
M Pa ，均比事故前高0.02 M Pa ;1瓦X 、Y 轴振分别
为54 &m 和46 &m ，均比事故前高20 &m 左右，其
他参数正常。

打闸停机后，揭前箱外观检查主油 泵、油管路连接、联轴器等均正常。

A 机组启动并 网升负荷至139 MW ，其间各参数无异常，设备投 人正常运行。

7
结论及建议
本文针对某电厂A 机组运行过程主油泵损
毁的问题进行了分析，重点阐述了油泵损毁事故 经过以及后续的分析处理过程，提出了改进的措
(上接第28页）
2) 采用先进配汽方式和合理的配汽结构，保 证机组的最大出力，同时提高了机组部分负荷的 经济性。

采用先进的阀门管理技术，达到延长机 组寿命、调节控制灵活及运行稳定的目的。

3)
宽背压的运行工况对末叶片的选型带来 很大挑战。

通过开发全新的、合理长度的末叶片， 使机组各运行工况远离排汽鼓风风险区;通过采 用质量过硬的空冷叶片，使机组能够长期安全稳
定运行。

本汽轮机具有良好的整体经济性、较高的可 靠性和安全性。

本机组能在足够宽的调速范围和 功率范围内连续运行，为各种运行工况和运行方 式提供了最大限度的可能性。

施。

后期机组参数正常，运行稳定。

就同类型机
组提出以下几点建议％
1) 针对齿套联轴器机组，2014版国家能源《防止电力生产事故的二十五项重点要求》8. 1. 18中明确指出：“主油泵轴与汽轮机主轴间具有 齿型联轴器或类似联轴器的机组，应定期检查联 轴器的润滑和磨损情况，其两轴中心标高、左右偏 差应严格按制造商的规定安装。

”建议将主油泵 推力瓦、轴瓦、套齿、各部套间隙和中心检查列人
每年机组小修项目。

2) 提高检修工艺水平，严格控制安装质量检修期间，按照标准调整间隙，对存在问题的部件 及时处理。

3)
建议设计及科研机构进一步研究主油
及联轴器的改进方案，积极加快技改工作步伐，对
同类型设备及其部件进行优化升级改造。

4) 主油泵叶轮小轴自由端应增加热工位测量装置，更好地掌握主油泵的推力瓦及非推力 瓦的磨损情况，避免类似事件再次发生。

参考文献：
[1] 张永斌.东汽300 M T 机组主油泵推力瓦磨损原因分析与处
理[C ]//全国发电机组技术协作会.全国火电大机组（300
M T 级)竞赛第38届年会论文集.北京：中国电力企业联合
会科技开发服务中心,2009:33-36.
[2] 梁跃东.国产300 M T 机组主油泵推力瓦磨损的原因分析及
处理[J ].汽轮机技术，2004(2):140-141.
[3] 孙耀东.200 M T 汽轮机主油泵联轴器磨损问题原因分析及
改进[J ].内蒙古电力技术,2000(6):25-27. *
123456参考文献：
[1]
张虎男，赵亮,尹洪超.350 M T 超临界机组高背压供热改
研究及性能分析[J ].节能，2018 (3):6-8.[2]
李其博.火电机组高背压供热改造热力性能分析[D ].济山东大学,2013.
[3]
陈为宁.抽凝汽轮机高背压供热改造方案研究及效果分
[D ].济南:山东大学，2013.[4] 常立宏.300 M
T 亚临界供热机组高背压供热改造的研
[】].黑龙江电力,2012,34 (6):421.23.
[5]
邵建明，陈鹏帅，周勇.300 M T 湿冷汽轮机双转子互换高
压供热改造应用[J ].能源研究与信息,2014, 30 (2)% 100­
103.[6]
栾俊,蒋建平，高鹏.给水泵汽轮机高背压供热改造技术研
及应用[J ].华电技术，2017, 39(3)% 16-18.
1111。