水電站機組振動和擺度原因分析及處理方法

王世龍

【摘要】目前，隨著社會經濟不斷發展，人們對生產用電的數量及用電質量的要求也在日益提升，使得近年來電力行業有了突飛猛進的發展。在電力行業迅猛發展的同時，也暴露出不少問題，其中水電站機組振動和擺度異常的問題，最為突出，不僅威脅著設備的正常使用，同時還威脅著使用人員的生命安全。因此，需要對水電站機組振動和擺度異常的原因進行深入研究。本文重點分析了水電站機組振動和擺度原因，并提出了與之相應的處理方法。

【關鍵詞】水電站；振動；擺度；不平衡力

振動和擺度的異常對整個水電站機組運行有著十分嚴重的危害，不僅會降低整個機組的工作效率，影響整個水電站機組的安全運行。同時還會損壞機組的相關部件，致使安全事故的發生。由于水電站機組的振動和擺度是不能完全避免的，因此如何更好的解決電站機組振動和擺度偏大的故障是當前勢在必行的。

一、概述

某水電站3號機組自從投產發電后不久，就出現了上機架振動及下導擺度過大的現象，有關安裝單位對此進行了多次試驗配重，機組振動、擺度情況有較大的好轉，但是依舊存在機組加勵磁后產生強烈振動及擺度的狀況。其中，上機架振動高達0.13mm，下導擺度最大值也高達0.95mm，嚴重威脅了整個水電機組的安全穩定運行。因此，對其進行及時的處理是刻不容緩的。

二、擺度及振動過大產生的原因

（一）轉子磁極勵磁電流產生不平衡力的影響

當機組加勵磁產生強大電流時，其機組的振動、擺度就會出現明顯的增大，這就表示有勵磁電流的磁極會有非常大的不平衡磁拉力，進而加勵磁電流使其機端電壓逐漸升至額定電壓，機組的下導擺度增大到0.95mm，上機架振動增大1倍（0.13 mm）。其機組存在這種現象的主要原因可能是：其一、氣隙不均勻，磁極出現大范圍的偏心（如圖一）。其二、磁極小部分線圈匝間短路，導致出現阻抗值不平衡的現。在機組的大修中進行一次直流電阻的測量和兩次交流阻抗的測量，通過檢測并沒有發現機組中存在電氣磁極問題，因而可進一步排除電氣磁極線圈的原因。

通過多次的測量轉子磁極圓度，可以發現其轉子圓度最大值為0.69 mm，最小值為0.53mm，發電機空氣間隙小于±3%×23 mm，能達到國家所規定的水電發電機空氣間隙值（±5%）的標準。由此我們可以發現此轉子不圓度并沒有造成不平衡磁拉力。根據圓度的偏差來分析，負偏差和正偏差相對集中在一側，雖然相關制造廠的圖紙和國家標準并沒有明確規定和具體要求，但不可否認的是其機組大幅度的振動就是在加勵磁后所產生的。因此，只能用特殊的方式來處理3號機組轉系磁極圓度問題。

機組軸線、中線、水平、間隙、受力等多種因素的影響

機組所產生的振動和擺動，與機組轉動部分的軸線質量優劣有著最直接的關系。機組轉動部分的軸線問題主要表現在以下三點：第一、軸線與鏡板是否垂直。第二、旋轉中心是否同軸線重合。第三、導軸領是否同一直軸線。機組的穩定運行與鏡版的不水平值有著直接聯系，工作人員在進行大修的時候，發現機組鏡板自由狀態下的水平值不低于0.1mm/m，機組傾斜通常是因為鏡版不水平，為了讓機組中心達到標準值，在安裝過程當中往往是會強行的將推力鏡版擺成水平。導致推力軸承憋勁及上導、下導軸承受力，經過長時間的運行，必定會損壞有關的軸承。

導軸承質量問題

造成其下導擺度與上機架振動增大主要原因，并非是下導軸承所引起的。出現下導軸承松動和導瓦間隙增大，是因為其轉動部分所產生的不平衡力所致，同時下導擺度受導瓦間隙增大而增大，逐漸形成惡性循環。使其下導瓦最終起不了支撐作用。大修時發現，鉻鋼柱已將下導瓦背面凹形墊塊沖壞。通過機組盤車測量軸線可以看出上導軸承圓度欠佳，成橢圓形，直徑大小差達0.08mm。機組不穩定運行主要是受上導軸承圓度差的影響。

水輪機大軸法蘭與上端軸法蘭結合不緊

從上端軸開始到水輪機轉輪，宏觀上整個軸線應為剛性軸，但微觀上具有一定的柔度。通過大修發現水輪機大軸法蘭及上端軸法蘭聯接螺栓不緊，整根軸線的柔性增大了。當下導軸承應有的支撐失去后，在外力作用下出現下導軸頸處擺度幅度過大。若整軸的剛性較好，就不會出現下導擺度過于偏大。

機組振動與擺度大的處理方法

（一）機組軸線處理

影響整個機組穩定運行的好壞，取決于機組軸線的質量好壞。所以我們在處理過程中要十分的謹慎。經過全面盤車檢查，掌握基本原始資料后，方可進行拆卸處理。結合大修所掌握的情況和原始盤車的計算結果可以看出：機組軸線的偏差原本就存在，原上端軸與法蘭面相聯結，并添加一條厚度不超過0.03mm的薄墊片。此外，尺寸偏差較大的還有上端軸止口，其圖紙是0.03mm-0.07mm的設計要求，但實際存在約0.16mm的配合間隙，嚴重影響上端軸回裝的定位。

對盤車軸線測量主要是在中心調整、水平、受力調整合格后進行的。通過對盤車的計算，以發現所測量上端軸回裝定位是否有誤差，偏差值可根據對盤車計算，并調整上端軸定位，確保偏差不超過0.04mm，使其三導同軸的目標得以實現。盤車相關指標也滿足GB8564-2003國家標準。此外，上導軸領圓度較差可以通過盤車計算分析得出。為此，再次盤車又將百分表安裝在各導軸承4個對稱方向，進而準確的測出上導軸領圓度約0. 08 mm的直徑差，這給機組正常運行留下隱患。

（二）綜合處理機組受力、水平、中心及間隙

涉及原始機組受力和水平等問題，安裝單位在做資料移交時描述是：“當調整過程中，鏡板水平與受力相沖突，多次進行均無法滿足其要求……”在檢修過程中發現原有鏡板在自由狀態的水平值大于0.1mm/m。

正確解決問題的方法是：在對彈性油箱進行壓縮值做精確調整前，必須先將鏡板水平做粗略調整。當鏡板處于自由受力狀態時，控制彈性油箱壓縮差值不超出0.20mm。通過對鏡板水平再次測量，立體投影換算應當參考其水平值方位和大小，進而求得每一推力抗重螺栓的調整量。由此得出，這樣不僅能調整好鏡板水平，同時還能讓彈性油箱壓縮值合格得到保障。

此次大修在機組轉動充分且自由的狀態下進行調整的。中心合格后，再調整各導瓦間隙時就顯得尤為重要。為了保障導瓦面根據實際圓度面做均勻分布，及三導軸承同心，可設定水導瓦各單邊間隙為0.21mm，下導瓦各單邊間隙為0.15mm。其上導間隙主要是從軸線偏差值和軸領圓度值進行綜合考慮的。

（三）處理轉子靜不平衡力

通過機組運轉來檢查和處理轉子靜、動不平衡力，也就是試驗配重問題。

軸線和轉子重心是否存在較大偏差及靜不平衡，可通過大修檢查手段進行分析。當在轉子重量與轉子中心相對分布均勻的前提下，轉子中心與軸線的重合得到了保障，同時也就保證了轉子的軸線與重心重合，使其靜平衡得到有效的保障。

針對該機組，傳統的軸線處理方式，并不能有效的解決軸線和轉子中心無法重合的問題，其主要是根據上下法蘭止口中心與平行來決定轉子軸線的，由于轉子上法蘭止口的基準已被損壞，轉子中心也不能由上止口中心所代表。因此，由下端軸軸線決定了上端軸位置。

如軸線與轉子中心偏差沒有超過允許范圍，就不用調整磁軛中心及重新打磁軛鍵。由轉子測圓情況和機組變轉速試驗判斷，3號機轉子靜不平衡力較小。只能在機組運轉后處理動不平衡的問題，無需從軸線與轉子重心的重合問題上再做考慮。

（四）下導軸承綜合處理

結合機組中心、水平、受力調整及軸線擺度的情況，合理調整好下導間隙，檢查下導軸承，支承座必須牢固，支柱螺栓背帽必須打緊。3號機組下導瓦面小、承擔力小、瓦數量少，建議改為與上導相同的結構方式。

（五）各段軸法蘭聯接螺栓均勻擰緊

根據螺栓有效長度和聯接螺栓額定應力，很容易計算出聯接螺栓額定伸長值。利用液壓擰緊工具，能較好地控制每個螺栓的擰緊力，并做到每個聯接螺栓均勻擰緊。

結語：

由此可見，如果水電站機組異常振動，不僅會損壞設備，造成人員傷亡，還會嚴重阻礙電力企業可持續的健康發展，所以，深入研究水電站機組水電站機組振動和擺度的異常具有至關重要的意義。

參看文獻；

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