汽輪機主油泵用於供（gòng）給汽輪機組的軸承（chéng）潤滑油和調速係統用油，某天（tiān）然氣熱電聯產電廠135MW汽輪（lún）機組於（yú）2015年底投產運行，因該機組為（wéi）調峰機組，啟停頻繁（fán），對設備的可（kě）靠性提出（chū）了更高的（de）要求。主油泵做為重（chóng）要設備（bèi），其是否能（néng）正（zhèng）常運行直接關係到汽輪（lún）機運行的安全性和可靠性，因此，解（jiě）決和防範主油泵斷軸問題非常重（chóng）要。

圖1 主油泵結構

圖中，1為泵（bèng）軸；2為泵殼；3為葉輪；4為浮動軸瓦；5為鎖定螺母；6為危急遮斷裝置；7為連接靠背輪；8為斷裂位置

　　1　主油泵的作用與結（jié）構

　　主油泵是汽輪機的重要（yào）附屬部件之一，安裝在機組前箱（xiāng）內部，在汽輪機全速時，為機組（zǔ）提（tí）供全部的潤滑油和（hé）保（bǎo）安油。在汽輪機啟、停機過程中，機（jī）組潤滑油和保安油則由輔助交流潤滑油泵和高壓啟動（dòng）油泵提供。使用主油泵既（jì）能節省廠用電，也能防止因交流潤滑（huá）泵斷電而產生斷（duàn）油燒瓦（wǎ）的風險。

　　該汽（qì）輪機主油泵結構如圖1所示。

　　2　兩次斷（duàn）軸的現象與過程

　　該發電廠2016年曾2次在機組帶負荷運行（háng）期間發生主油泵泵軸斷裂，導致汽輪機組非停事（shì）件。

　　次事件發（fā）生在7月4日10:26:05，機組帶117MW負荷運行時，ETS（汽輪機跳閘保護係統）動作，首出“DEH（汽輪機數（shù）字電液控製係（xì）統）跳機”。檢查主油泵出口（kǒu）油壓曆史曲線，在0.5s內出口（kǒu）油壓從正常運行時的1.85MPa突（tū）降至0.25MPa，主（zhǔ）油泵入口壓力降至0.0867MPa，潤滑油母管壓力降至0.0119MPa，隨後交流潤滑油泵（bèng）和直（zhí）流（liú）潤滑油泵均啟動。10:26:11，潤滑油（yóu）壓（yā）恢複，潤滑油母管壓力為0.126MPa，主油泵（bèng）進口油壓0.23MPa。檢查汽輪機軸係瓦（wǎ）溫、振動均（jun1）在正常範圍內。通過前箱（xiāng）位置的觀察孔檢（jiǎn）查盤車狀態下主油泵自由端的泵軸轉動情況，判斷主油泵泵軸已斷裂。當機組具備條件後，打開前箱和主油泵進行檢查，確認泵軸斷裂，斷裂位置為圖1中的8所示（shì）位置，主（zhǔ）油泵的浮動軸瓦存在磨損情況。

　　第二次事件發生在9月22日10:43:23，機組帶59MW負荷運行時，ETS動作，首（shǒu）出“DEH跳機”，現象（xiàng）和動作情況與次相同。

　　在發生次斷軸後，汽輪機廠家和發電廠的相關技術（shù）人員（yuán）對斷軸（zhóu）原（yuán）因進行分析，判定斷（duàn）軸原因是：主油泵泵軸存在熱處理或（huò）軸中心（xīn）找正不到位等缺陷，屬偶發性事件。於是采取更換同型（xíng）號（hào）新泵軸的處理方式，在汽輪機完成（chéng）注油、機械超速等相關試（shì）驗後投入正常使用。然而（ér），馬上發生第二次斷裂，且從運行數據顯示，根泵軸運行時間將近1200h，第二根（gēn）泵軸運行時（shí）間不到450h，接連發生2次汽（qì）輪機主油泵斷（duàn）軸，不（bú）能定（dìng）性為偶發性事件，同時在（zài）第二次（cì）斷軸後的檢查過程中發現，前箱一側前壓板的螺栓（shuān）鬆動，底板座螺孔牙紋拉裂脫落。

　　3　原因分析

　　3.1材質分析（xī）

　　該（gāi）汽輪（lún）機主油泵軸材質采用40CrA合金鋼，對（duì）2根斷裂的主油泵軸的化學成分（fèn）、機械性能以及金相進行檢查（chá）和（hé）分析。檢測結果表明：化（huà）學成分符合GB/T3077－1999標準；機（jī）械性能的檢測結（jié）果（guǒ）基本符合NB2074《經調質的（de）一（yī）般鍛件和型鋼製件技術條件（南汽）》的（de）要求（見（jiàn）表1），其中金屬機（jī）械性能塑性延伸（shēn）強度（Rp0.2）偏低；斷麵金相見（jiàn）圖2，顯示為珠光體＋鐵素體，判斷（duàn）泵軸熱處理效果偏（piān）差。由此（cǐ）認為：主（zhǔ）油泵泵軸熱處理效果差導致（zhì）了Rp0.2等機械性能指標低於或接近標準值。

　　從（cóng）2次斷軸的斷口（見圖2）觀察斷裂源，有（yǒu）較多台階，判斷為多源斷裂，該處為（wéi）泵軸外徑變化的應力（lì）集中位置；擴展區（qū）占整個斷麵（miàn）較大部分區域（yù），且存在貝紋線；瞬斷區位於（yú）一側斷口邊緣，偏離斷麵中心位置，說明泵軸在斷（duàn）裂時受力不均。因（yīn）此排除2次斷軸處存在（zài）沙眼、缺口等（děng）缺陷，判斷為疲（pí）勞斷裂。

表1 機械性能（40CrA）檢測結果

圖2 斷裂麵和斷（duàn）麵金相

　　3.2安裝與結構方麵分（fèn）析

　　泵軸在安（ān）裝過程中，與油封環（huán）、浮動（dòng）軸瓦之間的間隙以及短軸晃度，包括主油泵安裝的所有參數均符合安裝設計要（yào）求。在（zài）汽輪機啟動運行（háng）期間，對（duì）前箱前端位置的（de）各（gè）方向位移量進行監測，發現前（qián）箱前端存在5mm的上抬，大於浮動軸瓦自調節能力3mm的範圍。從前箱右側前壓板底板座螺孔牙紋脫落可以發現上抬作用力（lì）非常大。從前箱的布置（見圖3）可以看出前（qián）箱有2處與高壓缸連接，分別為（wéi）位於高壓缸下缸（gāng）中分麵位置（zhì）的貓爪和位於前箱底部位（wèi）置的拉回裝（zhuāng）置，這將導致在高（gāo）壓缸向前和向下膨脹不均時對前箱產生上抬的作用力。基於以上考慮，將圖3中位置2的貓爪橫銷前後插板撤除，釋放貓爪對前箱推拉力。在機組（zǔ）滿負荷時測量前箱的上抬（tái）幅度為0.53mm，此上抬量在（zài）浮動軸瓦（wǎ）自調節能力範圍之內。因（yīn）此判斷前（qián）箱（xiāng）的上抬導致超（chāo）出浮動軸（zhóu）瓦的浮動能力範圍，使泵軸受力，這是發生泵軸斷裂的主要原因。

圖3 前箱布置

圖（tú）中，1為汽輪機前箱（xiāng）；2為貓爪連接處；3為拉回裝置連接處；4為高壓缸上缸；5為高壓缸下缸；6為前箱上抬測量位置；7為壓板位置。

　　根據圖4所示進行架表測量，在貓爪橫（héng）銷插板（bǎn）撤除前後的不同狀態下，測得的前箱上抬量和機組膨脹數據見表2。

圖4 架表位置示（shì）意

表2 前（qián）箱上抬量數據（jù）

注：測（cè）量數據為正表示上抬，為負表示下（xià）沉。

　　從（cóng）泵軸斷裂處分析，斷裂位置均在該軸葉輪安裝位置的Φ104－Φ86變徑處，此處R角為R0.4，根據有限元分析結果，此處應力為40MPa，是應力集中的薄弱部位。因此判斷（duàn）應力集（jí）中也是此處產生斷裂（liè）的誘因之一。

　　4　處理與防範措施

　　針對2次斷軸情況，對主油泵及相關設備做以下處理：

　　（1）調整（zhěng）前箱與高壓缸連接的拉回裝置和貓爪的相互配合，將貓爪橫銷處的前後插板撤除，消除前箱上抬。

　　（2）將泵軸Φ104－Φ86變徑處R角（jiǎo）從（cóng）R0.4提高到R2.5，提高設（shè）計安全裕度，盡可能防止變徑處的應力集中現象。

　　（3）提升主油泵的泵（bèng）軸材質，將原先的40CrA鋼更換為30Cr2Ni4MoV鋼。30Cr2Ni4MoV鋼廣泛（fàn）應用於汽輪機低壓轉子，其綜合機械性能好，具有良好的衝擊韌性和和較低的韌脆性（xìng）轉變溫度，較40CrA鋼具有更好的機械性能，其技術規範數據見表3。

表3 機械性能（30Cr2Ni4MoV）

　　（4）在浮動軸瓦座位置（zhì）安裝（zhuāng）溫度探頭（tóu），監測浮動軸瓦運行狀（zhuàng）態；在前箱頭部安裝上下位移傳感器，監測（cè）前箱（xiāng）的上抬情況，對（duì）浮動軸瓦磨損情況進行（háng）檢查監控。

　　經過機組一（yī）年多時（shí）間的運（yùn）行過程中（zhōng）對浮動軸（zhóu）瓦的監測，確認主油泵浮動軸瓦和泵軸狀態良好（hǎo），主油泵運（yùn）行（háng）正常，問題得到了（le）有效控製（zhì）。

　　5　結語

　　通（tōng）過以上分析得出，2個主油泵泵軸斷裂的（de）直接原因為前箱的上抬超出了泵軸本身的自調節能力範圍，加上40CrA材質的泵軸熱（rè）處（chù）理工藝不理想使延伸強度（dù）（Rp0.2）等機械性能偏低，從而使泵軸受力後在應力集中的變徑處（chù）產生疲勞斷裂，同時機組的頻繁啟停也加速了斷軸的發生。

　　汽輪（lún）機（jī）主油泵（bèng）運行的可靠性直接（jiē）影響機組的安全，對主油泵安裝及相關部件的設計、製造和安裝都應（yīng）慎重考慮和嚴格把關。針對（duì）參與電網（wǎng）調峰的燃汽輪（lún）機的運行常態，設備（bèi）製造廠須充分考慮和防範機組頻繁啟停機對設備運行（háng）安全帶來的不利影響。

（來源（yuán）：汽機監督）