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[摘 要]针对某电站循环水泵在调试期间发现其推力轴承温度过高的问题，分别从推力轴承发热量、润滑油选择、冷却水室冷却能力、冷却方式选择等方面进行了计算分析，并确定了改造方案，即：在推力轴承室外部增设强制循环冷却器，并将润滑油更换为粘度系数更高的新润滑油。实际运行表明，改造措施取得了良好效果。
[关键词]循环水泵 推力轴承 发热量 冷却器 润滑油 粘度系数
中图分类号：TM121.1.3 文献标识码：B 文章编号：1009-914X（2015）46-0006-01
1 循环水泵推力轴承温度过高问题回顾
国内某电站每台机组配备两台立式混凝土蜗壳海水循环水泵（以下简称循泵），分别称为A列泵和B列泵。2012年2月，在1号机组调试期间，两台循泵运转2小时左右，其推力轴承温度上升至87℃且仍有缓慢上升趋势，无法稳定（设计停泵温度为90℃）。
2 循环水泵及其推力轴承结构
该循环水泵为立式混凝土蜗壳海水循环水泵，额定流量为24.31m3/s，扬程19m，转速186rmp，功率5238kw，转动部件总重量约为18t。该循环水泵的推力轴承主要承担转动部件的重力和运行中的轴向推力。推力轴承结构图如图1所示。
3 临时改造措施
考虑到电厂调试的进度需要，2012年3月，该电站采取了临时改造措施：在轴承室外部增设单列风-油冷却器，对润滑油进行强制外部循环冷却。
临时方案实施后，现场试转后效果良好：四台循泵的轴承温度稳定在55-60℃左右。
4 推力轴承发热量计算及分析
4.1 设计发热量
经查阅循环水泵供应商和推力轴承厂家提供的设计材料，在正常运行工况下，此推力轴承的设计发热量约为4.5KW。
考虑计算误差以及轴承磨合期，在循环水泵初期运行阶段，推力轴承的理论发热量应该为6～9KW。
4.2 实际发热量计算
为判断推力轴承的实际发热量是否与厂家的设计发热量存在较大偏差，基于现场记录的温度变化数据，计算得出了外置风-油冷却器的换热量，即为推力轴承的实际发热量。推力轴承的发热量曲线如图2。可以看出，在运行稳定后，推力轴承的实际发热量约为20～25KW，均大幅度超出了其设计发热量。
4.3 轴承发热量偏高原因分析
理论上，导致推力轴承发热量超出设计计算量的可能原因有很多，例如：设计过程中计算模型选择错误、推力轴承制造精度不满足要求、循泵装配尺寸存在偏差、循泵运行工况超出了设计范围、润滑油中含有杂质导致磨损、润滑油牌号选择不合适、等。
查阅推力轴承和循环水泵的制造完工报告，推力轴承轴向载荷的设计值约为800kN。然而，结合现场的实测值，包括：泵进口压力/流速、泵出口压力/流速、泵流量、转速等，经复核计算，推力轴承的实际轴向载荷约为1000kN，为设计值的1.25倍左右。原设计计算值偏低的原因主要有：1）受力分析中，厂家认为叶轮后盖板回流区域的受力较小，可以忽略不计；然而，实际运行中，此处回流量较大，叶轮因此而承受的轴向推力必须计入。2）循泵的设计流量（额定流量）为24.31m3/s；然而，循泵的实测流量为22.5 m3/s左右，循泵运行在小流量区域。根据叶轮的轴向载荷曲线分析，小流量工况的轴向载荷值要高于设计流量工况。3）该电站位于北方海域，冬季外海潮位低于设计潮位，也促使循泵流量低于额定流量。
另一方面，考虑到循泵的轴向载荷超出了设计值，且此推力轴承具有重载、低速、温度变化较大等特点，适用于选择粘度等级更高、粘温特性更好的润滑油。2012年5月，将牌号为Shell Tellus 68（粘度等级68，粘温系数96）的润滑油更换为Shell Omala 150 HD（粘度等级150，粘温系数100）润滑油。现场试转结果表明：推力轴承温度稳定在40℃左右，推力轴承的运行稳定状况得到了明显改善。此时，计算得到推力轴承的实际发热量降至6KW左右。
5 冷却水室冷却效果分析
5.1 冷却水室实际冷却量计算
推力轴承室容量约为200L，冷却水室的冷却水流量约为2 m3/h。经查阅厂家的设计材料，此推力轴承冷却水室的设计冷却能力为9KW。
然而，基于现场记录的进出口水温变化数据，计算所得冷却水室的实际冷却能力为5-6KW，约为设计能力的60%左右。
5.2 冷却能力不足的原因分析
经现场核查，冷却水室的材质选择、制造尺寸、装配/安装精度满足设计要求，而且现场的SRI冷却水回路的实际压力和流量符合设计要求。
从推力轴承的结构图来看，导致冷却水室冷却能力不足的可能的原因有：1）冷却水室顶部与润滑油室的设计换热面积不足；2）冷却水室顶部有空气聚集，导致水室与油室之间的冷却水换热能力下降；3）由于轴承室中加强筋板的存在，润滑油在油室中未能充分搅动，油室内的温度梯度不合理。4）润滑油的粘度选择不合适，润滑油的导热、散热能力不足。
由于现场实际条件有限，且进度紧张，暂时无法对上述的可能原因做进一步的试验分析或实物测试。
6 改造措施及效果
综合前述分析和临时措施效果，确定了循环水泵推力轴承温度过高问题的最终改造方案：1）在推力轴承室外部增设冷却器，对其润滑油进行强制外部循环冷却。2）将推力轴承室的润滑油由Shell Tellus 68润滑油更换为粘度等级更大的Shell Omala 150 HD润滑油。
自2012年8月份实施改造以来，该电站循环水泵的运行状况良好，四台循环水泵的推力轴承温度均稳定在40-55℃，改造取得成功。
7 结论
对于某电站循环水泵在调试期间发生的推力轴承温度过高问题，本文分别从推力轴承发热量、润滑油选择、冷却水室冷却能力、冷却方式选择等方面进行了计算分析，并确定了改造方案。得出以下结论：
（1） 在推力轴承的设计选型过程中，厂家对轴承轴向载荷的计算存在误差，实际载荷为设计值的1.25倍，导致轴承发热量超出了预期。
（2） 推力轴承润滑油牌号选择不合适，是导致轴承实际发热量偏大的重要因素。
（3） 推力轴承冷却水室的实际换热量仅为设计换热量的60%左右，是导致轴承温度无法稳定的重要因素。而采用采用外置强制循环的冷却方式，冷却效果良好。
（4） 对于低速、重载、温度变化较大的推力轴承，应選用粘度等级较高、粘温特性较好的润滑油，其润滑冷却效果明显优于低粘度润滑油。
作者简介：梁亚勋， 湖南永州人，2008年毕业于西安交通大学动力工程及工程热物理专业，研究生学历，高级工程师。
[关键词]循环水泵 推力轴承 发热量 冷却器 润滑油 粘度系数
中图分类号：TM121.1.3 文献标识码：B 文章编号：1009-914X（2015）46-0006-01
1 循环水泵推力轴承温度过高问题回顾
国内某电站每台机组配备两台立式混凝土蜗壳海水循环水泵（以下简称循泵），分别称为A列泵和B列泵。2012年2月，在1号机组调试期间，两台循泵运转2小时左右，其推力轴承温度上升至87℃且仍有缓慢上升趋势，无法稳定（设计停泵温度为90℃）。
2 循环水泵及其推力轴承结构
该循环水泵为立式混凝土蜗壳海水循环水泵，额定流量为24.31m3/s，扬程19m，转速186rmp，功率5238kw，转动部件总重量约为18t。该循环水泵的推力轴承主要承担转动部件的重力和运行中的轴向推力。推力轴承结构图如图1所示。
3 临时改造措施
考虑到电厂调试的进度需要，2012年3月，该电站采取了临时改造措施：在轴承室外部增设单列风-油冷却器，对润滑油进行强制外部循环冷却。
临时方案实施后，现场试转后效果良好：四台循泵的轴承温度稳定在55-60℃左右。
4 推力轴承发热量计算及分析
4.1 设计发热量
经查阅循环水泵供应商和推力轴承厂家提供的设计材料，在正常运行工况下，此推力轴承的设计发热量约为4.5KW。
考虑计算误差以及轴承磨合期，在循环水泵初期运行阶段，推力轴承的理论发热量应该为6～9KW。
4.2 实际发热量计算
为判断推力轴承的实际发热量是否与厂家的设计发热量存在较大偏差，基于现场记录的温度变化数据，计算得出了外置风-油冷却器的换热量，即为推力轴承的实际发热量。推力轴承的发热量曲线如图2。可以看出，在运行稳定后，推力轴承的实际发热量约为20～25KW，均大幅度超出了其设计发热量。
4.3 轴承发热量偏高原因分析
理论上，导致推力轴承发热量超出设计计算量的可能原因有很多，例如：设计过程中计算模型选择错误、推力轴承制造精度不满足要求、循泵装配尺寸存在偏差、循泵运行工况超出了设计范围、润滑油中含有杂质导致磨损、润滑油牌号选择不合适、等。
查阅推力轴承和循环水泵的制造完工报告，推力轴承轴向载荷的设计值约为800kN。然而，结合现场的实测值，包括：泵进口压力/流速、泵出口压力/流速、泵流量、转速等，经复核计算，推力轴承的实际轴向载荷约为1000kN，为设计值的1.25倍左右。原设计计算值偏低的原因主要有：1）受力分析中，厂家认为叶轮后盖板回流区域的受力较小，可以忽略不计；然而，实际运行中，此处回流量较大，叶轮因此而承受的轴向推力必须计入。2）循泵的设计流量（额定流量）为24.31m3/s；然而，循泵的实测流量为22.5 m3/s左右，循泵运行在小流量区域。根据叶轮的轴向载荷曲线分析，小流量工况的轴向载荷值要高于设计流量工况。3）该电站位于北方海域，冬季外海潮位低于设计潮位，也促使循泵流量低于额定流量。
另一方面，考虑到循泵的轴向载荷超出了设计值，且此推力轴承具有重载、低速、温度变化较大等特点，适用于选择粘度等级更高、粘温特性更好的润滑油。2012年5月，将牌号为Shell Tellus 68（粘度等级68，粘温系数96）的润滑油更换为Shell Omala 150 HD（粘度等级150，粘温系数100）润滑油。现场试转结果表明：推力轴承温度稳定在40℃左右，推力轴承的运行稳定状况得到了明显改善。此时，计算得到推力轴承的实际发热量降至6KW左右。
5 冷却水室冷却效果分析
5.1 冷却水室实际冷却量计算
推力轴承室容量约为200L，冷却水室的冷却水流量约为2 m3/h。经查阅厂家的设计材料，此推力轴承冷却水室的设计冷却能力为9KW。
然而，基于现场记录的进出口水温变化数据，计算所得冷却水室的实际冷却能力为5-6KW，约为设计能力的60%左右。
5.2 冷却能力不足的原因分析
经现场核查，冷却水室的材质选择、制造尺寸、装配/安装精度满足设计要求，而且现场的SRI冷却水回路的实际压力和流量符合设计要求。
从推力轴承的结构图来看，导致冷却水室冷却能力不足的可能的原因有：1）冷却水室顶部与润滑油室的设计换热面积不足；2）冷却水室顶部有空气聚集，导致水室与油室之间的冷却水换热能力下降；3）由于轴承室中加强筋板的存在，润滑油在油室中未能充分搅动，油室内的温度梯度不合理。4）润滑油的粘度选择不合适，润滑油的导热、散热能力不足。
由于现场实际条件有限，且进度紧张，暂时无法对上述的可能原因做进一步的试验分析或实物测试。
6 改造措施及效果
综合前述分析和临时措施效果，确定了循环水泵推力轴承温度过高问题的最终改造方案：1）在推力轴承室外部增设冷却器，对其润滑油进行强制外部循环冷却。2）将推力轴承室的润滑油由Shell Tellus 68润滑油更换为粘度等级更大的Shell Omala 150 HD润滑油。
自2012年8月份实施改造以来，该电站循环水泵的运行状况良好，四台循环水泵的推力轴承温度均稳定在40-55℃，改造取得成功。
7 结论
对于某电站循环水泵在调试期间发生的推力轴承温度过高问题，本文分别从推力轴承发热量、润滑油选择、冷却水室冷却能力、冷却方式选择等方面进行了计算分析，并确定了改造方案。得出以下结论：
（1） 在推力轴承的设计选型过程中，厂家对轴承轴向载荷的计算存在误差，实际载荷为设计值的1.25倍，导致轴承发热量超出了预期。
（2） 推力轴承润滑油牌号选择不合适，是导致轴承实际发热量偏大的重要因素。
（3） 推力轴承冷却水室的实际换热量仅为设计换热量的60%左右，是导致轴承温度无法稳定的重要因素。而采用采用外置强制循环的冷却方式，冷却效果良好。
（4） 对于低速、重载、温度变化较大的推力轴承，应選用粘度等级较高、粘温特性较好的润滑油，其润滑冷却效果明显优于低粘度润滑油。
作者简介：梁亚勋， 湖南永州人，2008年毕业于西安交通大学动力工程及工程热物理专业，研究生学历，高级工程师。