龔嘴水電站水輪發電機組振動分析及探討

蔡 燕 生， 李 東， 燕 飛

(1.四川電力職業技術學院，四川 成都 610072；2.龔嘴水力發電總廠，四川 樂山 614900)

0 引 言

水輪發電機組振動是機組運行中一種非常有害的現象，它嚴重影響機組的供電質量，威脅著機組安全、穩定運行和使用壽命[1]。機組振動按照振源分為水力、機械和電氣，其振動的復雜性主要表現在：幾種振源同時存在，需要分清主次關系；既有個別部件振動，又有部件的耦聯振動；既有迫振和共振，又有倍頻共振和自激振動[2]。目前，解決機組振動問題的方法主要包括，一是在設計方面，以理論研究為基礎，優化改進結構、水力、電磁設計以減少振動對機組運行穩定性的影響；二是在制造和安裝方面，采用新材料、新工藝和先進制造技術，優化安裝工藝，減少機組轉動部件的不平衡重量，從而提高運行穩定性；三是在運行方面，通過原型觀測或機組狀態監測，如機組各部位振動監測、發電機氣隙監測、水輪機空蝕監測和壓力脈動監測等[2]，為解決機組振動提供依據；四是在檢修和試驗方面，在變轉速、變負荷、變勵磁和調相等工況下，測量機組各部件振幅、頻率、周期和相位等，運用時域波形分析法[3]、FFT變換等對機組振動進行分析，并通過水輪機尾水管補氣，減小或消除轉子質量不平衡[4]等方法加以解決。實踐證明這些方法較好地解決了實際生產中發生的機組振動問題。

針對增容改造后的龔嘴水電站2F水輪發電機組(以下簡稱2F機組)仍存在較大振動問題，本文通過對未補氣和補氣條件下穩定性試驗數據的分析，并與實際運行數據進行分析對比，探討解決該型機組振動的辦法并提出意見和建議。

1 基本情況

龔嘴水電站投產30多年來，水輪機過流部件磨損嚴重，轉輪、頂蓋、底環、導葉等主要部件的汽蝕嚴重部位的坑穴深度達到10 mm左右；轉輪葉片、導葉出水邊磨成刃口，止漏環間隙由2 mm磨大至20 mm，使機組停機漏水嚴重，水輪機最高效率從90%下降到86%左右，汛期單機最大負荷下降到85 MW左右。在運行過程中曾發生過轉輪葉片斷裂、轉輪泄水錐脫落、轉輪上止漏環脫落等嚴重威脅機組安全穩定運行的事故，長期無法滿足安全經濟運行的需要。為此，龔嘴水電站實施了水輪發電機組的增容改造，2002年11月至2012年03月，龔嘴水電站先后對全部水輪發電機組進行了增容改造，表1是改造前后水輪發電機組參數的對比表。

龔嘴水電站2F機組的改造是在對已改造的1F、5F機組改進的基礎上進行的，主要有四個方面：一是增加了大軸中心自然補氣裝置；二是增設了尾水錐管射流補氣裝置；三是增加了轉輪與頂蓋上止漏環間隙的高度，上止漏環間隙增加0.5 mm；四是減小了轉輪泄水孔排水面積與上止漏環縫隙面積比值。但是，增容改造后仍存在以下問題：第一空載運行時勵磁滑環擺度較大；第二頂蓋振動較大且振動負荷區間較大等，影響了機組安全穩定運行，并使其優越的調節性不能正常發揮。

2 穩定性試驗主要內容

表1 龔嘴水電站增容改造前后機組參數對比

針對龔嘴水電站2F機組振動情況，由四川電力調整試驗研究所進行了機組穩定性試驗。

2.1 穩定性試驗測量部位和參數

龔嘴水電站穩定性試驗測量部位：①滑環、下導、水導擺度測量；②上機架、下機架、頂蓋和尾水門+X、+Y方位的水平、垂直振動；③蝸殼壓力、尾水管壓力脈動測量；④水輪發電機組電壓、功率、導葉開度、上/下游水位等。

2.2 穩定性試驗項目及內容

龔嘴水電站穩定性試驗監測項目及內容如下：①啟動和停機試驗；②變轉速試驗：在各轉速下測量相關部位擺度和振動，檢查轉子質量不平衡；③變勵磁試驗：在不同空載額定電壓條件下測量各部位擺度和振動，檢查轉子的磁力不平衡；④帶負荷試驗：以每10 MW一個測點，在各負荷工況下測量機組相關部位擺度和振動。并進行補氣條件下的上述試驗。

3 水輪發電機組振動試驗分析

3.1 啟動和變轉速試驗分析

圖1是2F機組變轉速試驗時，在各轉速下，滑環、下導軸承、水導軸承處X、Y方位擺度的通頻幅值變化趨勢。圖2是在各轉速下，上機架、下機架和頂蓋的水平、垂直方向振動通頻幅值變化趨勢。

圖1 2 F水輪發電機組變轉速過程各部位擺度趨勢

圖2 2F水輪發電機組變轉速過程各部位振動趨勢

在試驗時2F機組轉速<50%ne時滑環擺度幅值較大，由圖1可知，各部位擺度隨轉速的增加而減小，但減小幅值不明顯，其中，滑環處擺度值較大，在100%額定轉速時，滑環X方向擺度約1 145 μm，轉頻分量523 μm，頻譜分析顯示存在幅值為189 μm的兩倍頻分量。下導擺度變化規律與滑環基本相同，但是幅值減少較小。圖2所示上、下機架垂直振動幅值隨轉速增加并不顯著，但是水平振動變化比較大。筆者認為：上述擺度和振動是滑環與主軸的對中不良所致。

由圖1水導軸承處+X、+Y方位擺度隨轉速增加均呈增加趨勢，增加值分別為79 μm、71 μm。圖2中，頂蓋的水平和垂直振動均隨轉速明顯增加，100%ne水平振動值較75%ne增加了2.27倍，垂直振動增加了3倍。尾水門水平振動也較大，振動頻率主要集中在0.5 Hz(0.34倍轉頻)附近，顯然這是由于水輪機不在最優工況，導葉開度較小，轉輪進口水流為非無撞擊進口，出口水流也不是法向出口，水流流態紊亂引起振動。

3.2 變勵磁試驗分析

在變勵磁試驗中2F機組各部位擺度和振動隨勵磁電壓的變化趨勢如圖3、圖4所示。隨發電機勵磁電壓的增加，滑環、下導的擺度幅值及上、下機架的水平振動通頻幅值均有明顯的增大，水導擺度和頂蓋振動均變化很小。說明發電機存在一定程度的磁拉力不平衡。

圖3 2 F水輪發電機組變勵磁試驗各部位擺度趨勢圖

圖4 2 F水輪發電機組變勵磁試驗各部位振動趨勢

3.3 帶負荷試驗分析

圖5 2 F機組補氣前60 MW工況時上導+X擺度頂蓋+Y垂直振動、尾水門振動頻譜圖

圖5是龔嘴2F機組未補氣狀態下且功率為60 MW工況時的頻譜圖，從上至下依次為上導擺度、頂蓋垂直振動、尾水門振動；圖6是補氣狀態下相同工況相同測點的頻譜圖。限于篇幅，將10～110 MW各工況下的各測點的0.3、1、2、3、4倍轉頻及以上轉頻和相應振幅的統計得到表2～4。機組轉頻值為1.47 Hz。

圖6 2 F機組補氣后60 MW工況時上導+X擺度、頂蓋+Y垂直振動、尾水門振動頻譜圖

由表2可知，補氣前上導處1倍轉頻的最大幅值出現在10～30 MW負荷區，振幅值為610～680 μm，40 MW以后隨著負荷的增加而逐漸減少，最小振幅為170 μm。補氣后，上導處1、2倍頻振幅的規律沒有顯著變化。其次，在0.3～0.4倍頻下，負荷為30、40、70、80、90 MW時上導振擺較大，其中在70、80 MW負荷時振幅最大，達到500μm、610μm，補氣后振幅減小不顯著。根據國內外多年的工程實踐，一般在導葉開度為40%～70%，或最優流量的30%～80%范圍時，尾水管中會出現低頻渦帶[5]。由此可知，2F機組存在低頻渦帶引起的振動。

表2 2 F機變負荷試驗上導擺度頻譜統計表 (單位：負荷/MW，振幅μm，轉頻Hz)

表3 2 F變負荷試驗頂蓋Y向垂直振動頻譜統計表 (單位：負荷/MW，振幅μm，轉頻Hz)

表4 2#變負荷試驗尾水門振動頻譜統計表 (單位：負荷/MW，振幅μm，轉頻Hz)

根據資料[5]，國外有制造廠建議將混流式水輪機運行范圍大致分成A、B、C、D四個區，A區為極低負荷運行區；B區為低部分負荷運行區，其振動主要與尾水管的旋轉渦帶有關，高部分負荷運行區，在不同水頭最優流量的65%～90%工況，可發現高于轉頻的壓力脈動存在于整個流道中，其頻率常為1～5倍轉頻，且比較穩定；C區又分為最優效率運行區和滿負荷運行區；D區為超負荷運行區[5]。由表3可知，在0.3倍轉頻附近，補氣前后最大振幅均出現在30、40、50 MW負荷段，振幅為27 μm、12.5 μm、16.5 μm，約為其它負荷段的2～10倍，補氣后振幅還有明顯增加，其特征與B區低部分負荷運行特征比較接近，判斷其振動是由尾水渦帶造成的。

另外，1倍頻的振動，補氣前后較大振動值均出現在10～50、80、90 MW區域(72.7%～81.8%負荷段)，振動規律和振幅無明顯變化。2倍頻的振動，補氣前后在10～50 MW負荷區間振幅相對較大，其它負荷區振動較小。3倍頻和高倍頻振動的規律與2倍頻振動基本一致。上述2F機組振動現象與前述高部分負荷運行區的振動特征比較吻合。

此外補氣前后頂蓋垂直振動的變化規律基本相同，且存在0.67倍頻和1.36倍頻的振動，振動頻率無明顯的規律。

由表4可知，補氣前尾水門處的0.3倍頻振動在10～90 MW負荷區較大，振幅為210～700 μm，最大振幅出現在80 MW處；補氣后振動規律與補前基本相同，振幅為210～650 μm，最大振幅在40 MW處；機組負荷在100、110 MW區間，振幅減小2倍以上。0.68倍頻振動規律與0.3倍頻基本相同，僅振幅減小。在10～60 MW負荷區，1倍頻振動振幅為60～100 μm，70～90 MW負荷區振幅為10～20 μm，100～110 MW負荷區最小；2、3、4及以上倍頻的振動，隨倍頻數的增加其振動區間逐漸減小，且振幅也隨之減小。補氣后，振動的負荷區間縮小到10～50 MW，且振幅隨倍頻數增加而減小。

上述分析可見，尾水管內存在0.3倍頻左右的低頻渦帶，也證實了低部分負荷區的振動與渦帶有關。此外機組在100～110 MW負荷區運行較為穩定，穩定運行區范圍較小且偏高。

值得注意的是通常在70%～75%負荷區，渦帶與機組同心同向，無螺旋，壓力脈動很小，對機組運行無擾動[5]，而龔嘴2F機組在64%～73%負荷區振幅為最大值，補氣后最大振幅移至45%以下負荷區。

3.4 采取補氣措施后2F機組實際運行狀態的分析

對2 F機組采取補氣措施后，通過調看2012下半年2 F機組的擺度和振動數據，其擺度測量部位為滑環、下導和水導的XY向等6個測點，振動測量部位為上機架、下機架、頂蓋的X、Y和垂直方向等9個測點，共計104 280條記錄，其有效記錄104 122條，各個測點有效記錄在6 900條左右，由各負荷區各測點振動平均值得出圖7。

由記錄可知，2F機組有94.26%的時間運行在90 MW及以上負荷區，運行穩定性較好。由圖7可見，在≤72.7%負荷區頂蓋垂直振動數據失真，頂蓋水平、上機架垂直和下機架水平振動平均值均超過《規范》[6]規定的允許值0.11 mm，特別是頂蓋水平振動值大大超過允許值，達到300～390 μm。

4 總結及處理建議

通過對機組穩定性試驗和實際運行數據的分析，筆者認為2F機組擺度和振動超標的主要原因是：

(1)變轉速試驗滑環處擺度達到 1.045～1.278 mm，為[6]規定發電機集電環允許絕對擺度值0.5 mm的2倍以上，可能是主軸、勵磁機軸線不正或滑環橢圓等因素引起，建議調整勵磁軸線擺度，或測量勵磁滑環的圓度與同軸度，并加以修復。

另外，在變轉速試驗中，頂蓋、尾水門振動均呈增加趨勢，其原因是水輪機導葉開度較小，轉輪進、出口為非最優工況，水流流態紊亂從而引起振動。

(2)隨著勵磁電流增加，滑環、下機架擺度以及上、下機架水平振動均呈現增大趨勢，且擺度超過[6]允許值0.08 mm和0.11 mm，說明機組存在一定的電磁力不平衡。需對定、轉子空氣間隙和轉子繞組匝間短路情況做進一步排查。

(3)變負荷試驗說明：尾水管內除存在27.3%～45.5%負荷區低頻渦帶振動，還存在72.7%～81.8%高部分負荷區的振動。補氣對消除高部分負荷的振動效果較好，對低部分負荷區振動效果較差。尾水門處測得振動與頂蓋測振情況較為一致，低頻渦帶振動區范圍較大，為0～81.8%負荷區。

(4)試驗和實際運行記錄表明，2F機組基本上只能運行在81.8%以上負荷區，否則振動就十分嚴重，使水輪發電機組優越的調節性能受到極大限制。建議對2F機組做調相運行工況試驗，進一步確認機組振動是由水力不平衡，還是電氣不平衡引起的。

(5)通過對運行記錄分析，筆者認為水輪機的水力設計較為偏重能量指標，使其結構強度降低，導致振動加劇，建議對水輪機轉輪進行建模仿真優化水力設計，進行必要的技術改造，以改善水輪機穩定性和調節性能。

參考文獻：

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