水輪發電機組推力軸承缺陷引起振動超標試驗研究

王新樂，董鴻魁，田 鑫

（云南電力試驗研究院（集團）有限公司，云南 昆明650217）

0 概述

某水電站裝機2臺18 MW立軸混流式懸式機組，額定轉速428 r/min，額定水頭96 m。其上導軸承與推力軸承組成一個組合軸承，共用一個油盆。推力頭由8 個沿圓周均勻分布的M30 螺栓與鏡板聯接，推力頭與鏡板之間有一層3 mm 左右厚度的環氧板絕緣墊層。推力瓦采用塑料瓦，剛性支撐結構。

電站1 號機組完成C 級檢修后，首次開機啟動試驗過程中發現上機架垂直振動在“空轉”及“空載”工況嚴重超標，尤其在轉速達到95%～105%ne工況時，上機架垂直振動最大雙邊振幅達到0.15 mm，轉速超過110%ne 后其振動幅值迅速減小，為0.07 mm 左右。帶負荷后，上機架垂直振動幅值進一步減小，隨著負荷的上升，其幅值逐漸降低，當機組負荷到5.5 MW 時，其幅值降低至0.02 mm左右，之后基本保持在這一水平。上機架水平振動以及其他導軸承支撐處振動幅值均在規程規定范圍以內，各導軸承處大軸擺度值也均未超標。此外，上導軸承與推力軸承公用油盆中的油質變渾濁，油色變深。（以上所涉及數據均為電站用百分表檢測值）

本文以現場檢測數據為基礎，通過對試驗數據進行頻譜分析、相位分析等手段，確定了引起機組上機架垂直振動的直接原因，并指出了造成其振動嚴重超標的間接原因，為電站后續處理施工提供了技術指導。

1 試驗工況設置及測點布置

1.1 工況設置

首先通過變轉速、變勵磁、變負荷試驗對機組整體運行情況作出診斷評價，并逐一排除可能存在的機械、電磁、水力因素造成機組振動超標的可能性[2]。此外，針對機組存在的上機架垂直振動在某一特定轉速范圍內嚴重超標這一現象，專門設置了連續變轉速試驗以及連續變負荷試驗，目的是測試機組在不同轉速及負荷下的振動變化趨勢，驗證不同的軸向水推力對上機架垂直振動的影響。

1.2 測點布置

根據測試內容，選定以下19 個測點對機組不同工況下的振動、擺度、壓力脈動情況進行連續錄波監測：①上機架+X 向水平振動、垂直振動，上機架-X向水平振動、垂直振動；②上導軸承處+X 向大軸擺度、+Y 向大軸擺度；③下機架+X 向水平振動、垂直振動；④下導軸承處+X 向大軸擺度、+Y 向大軸擺度；⑤頂蓋+X 向水平振動、垂直振動；⑥水導軸承處+X 向大軸擺度、+Y 向大軸擺度；⑦大軸聯接法蘭處+X 向軸向竄動；⑧上機架+X 向垂直振動（電渦流位移傳感器）；⑨尾水椎管進口壓力，頂蓋壓力，導葉后壓力。

其中，除上機架+X 向垂直振動為了準確比較相位，后期加裝了⑧號測點采用電渦流位移傳感器外，其他所有振動測點均采用壓電式速度傳感器；所有大軸擺度測點均采用電渦流位移傳感器；大軸聯接法蘭處+X 向軸向竄動采用電渦流位移傳感器。

2 試驗數據分析

主要測試數據如表1 所示。根據測試結果，1 號機組上機架垂直振動在額定轉速附近振幅達到最大值，幅值約為260 μm 左右，當轉速上升至110%nr時，振動幅值有明顯下降，幅值約為110 μm 左右。變負荷試驗中，隨著負荷上升，振動幅值有逐漸下降趨勢，滿負荷18 MW 時，振動幅值降至60 μm 左右。根據現行相關國家標準規定，水輪發電機組帶推力軸承支架的垂直振動限值為50 μm[3]。從以上測試數據可以看出，1 號機組上機架垂直振動幅值在各個工況下均超過相關國家標準。而機組其他各項振動、擺度、壓力脈動指標在各個工況下基本滿足相關指標。

表1 機組振動擺度情況主要測試結果 單位：μm

根據變轉速、變勵磁、變負荷試驗測試結果，機組不存在明顯的質量不平衡及磁拉力不平衡現象。對接近過水部件的各壓力測點進行頻譜分析，其頻率成分與振動頻率并無相關性，基本可以排除水力因素的影響。因此，把研究重點集中在最有可能引起上機架垂直振動過大的推力軸承組合及其軸承支座的振動特征上來。

2.1 振源分析

從表1 可以看出，機組上機架垂直振動在空轉及空載工況最為惡劣，幅值達到了260 μm 左右。針對這一工況，對上機架軸向振動及竄動數據作頻譜分析，如圖1 所示。由圖1 可以看出，上機架垂直振動及軸向竄動頻譜主要以14.2 Hz 的2 倍轉頻為主，并伴有少量的整數倍頻，以1 倍頻和3 倍頻尤為明顯。根據對其他測點的頻譜分析結果，各導軸承處大軸擺度及軸承支座的水平振動主要以1 倍頻為主，各壓力脈動測點則主要以2 Hz 以下的低頻成分為主，基本可以排除上機架振動是由大軸不規則撞擊軸瓦或水力因素引起。

根據以上頻譜分析結果，結合推力油盆內油質變黑這一現象，初步推測上機架垂直振動的振源來自于推力頭組合。判斷為推力頭與鏡板聯接螺栓存在松動，其環氧板絕緣墊層存在磨蝕或損壞現象，從而導致推力頭與鏡板之間出現彈性變形和間隙引起機組垂直振動。

從表1 的變負荷試驗數據可以看出，機組初期并網帶0 MW 負荷時，上機架垂直振動達到275 μm，軸向竄動達到862 μm。機組帶少量負荷后，向下的軸向水推力作用迫使推力鏡板與推力瓦之間的連接變形減小，從而緩解了鏡板彈性變形引起的上機架垂直振動和發電機轉子軸向竄動。帶2 MW 負荷時，垂直振動和軸向竄動分別下降至130 μm 和430 μm左右，分別下降了1 倍。帶4 MW 負荷時，其幅值分別降至80 μm和260 μm左右。之后隨著負荷的增加，其幅值下降的幅度也趨于平緩。這也從一個側面印證了之前的推測。

圖1 軸向振動及竄動頻譜分析

從連續變負荷試驗中可以更為明顯的看到這種趨勢，如圖2 所示。負荷由18 MW 連續降至空載，直至解列空轉，再到降速停機整個過程中，上機架垂直振動從小逐漸增大，到接近0 MW 時，這種增大趨勢愈加明顯，直觀反映了隨負荷變化，軸向水推力的變化對上機架垂直振動的影響。

圖2 連續降負荷試驗

從圖2 中可以看到，隨著負荷的降低，機組轉動部分整體上移了大約1.27 mm，隨著向下的軸向水推力逐漸減小，機組在推力頭組合被壓縮的空間逐漸恢復，加之油膜作用，產生一定的向上位移屬于正常現象。此外，在降負荷過程末段發生了兩次較為明顯的軸向跳變現象。結合機組頂蓋壓力測點數據，分析此現象可能由降負荷過程中導葉關閉的非線性引起，至末段導葉全關后，頂蓋壓力完全泄壓，導葉關閉的非線性引起頂蓋壓力變化的非線性是引起機組跳變的原因。

2.2 振幅分析

雖然推測上機架垂直振動的振源來自于推力頭組合，但其環氧板絕緣墊層厚度僅為3 mm 左右，即使存在磨蝕或損壞，其造成的推力鏡板的彈性變形也極其有限，不足以引起幅值達260 μm 左右的垂直振動。因此，對機組作連續變轉速試驗，如圖3 所示。

圖3 連續降速試驗（100%ne-110%ne-20%ne）

以上3 個測點振動頻率變化規律一致，故圖中僅標識出其中1 個測點的頻率變化規律。

據連續變轉速試驗表明，機組在轉頻接近7.13 Hz（100%ne）和4.73 Hz（67%ne）時，上機架垂直振動幅值有明顯增大；反之，偏離這一轉頻時，上機架垂直振動幅值明顯減小，且振動頻率均為14.2 Hz 左右，正好為7.13 Hz 的2 倍，4.73 Hz 的3倍。在更低的轉頻下，本應出現在2.35 Hz（33%ne）轉頻下的耦合現象，由于激振力的減小造成了耦合轉頻和振動頻率的少量偏移，分別偏移至2.92 Hz（41%ne）和14.6 Hz。據此，可基本判定上機架垂直振動諧振頻率為14.2 Hz，在額定轉速下與發電機轉子軸向竄動的2 倍頻產生共振現象，在也是導致機組在不同負荷下運行發電機上機架垂直振動發生明顯改變的主要原因。

3 結論與建議

機組上機架垂直振動在接近額定轉速工況下嚴重超標，主振頻率為14.2 Hz 的2 倍頻，推測其振源來自于推力頭組合，與上機架固有頻率耦合產生共振，初步判斷為推力頭與鏡板聯接螺栓存在松動，其環氧板絕緣墊層存在磨蝕或損壞現象，從而導致推力頭與鏡板之間出現彈性變形和間隙引起機組垂直振動。建議：

（1）檢查推力頭鏡板組合、聯接螺栓等是否存在松動或斷裂現象，并檢查推力瓦托盤、抗重螺栓是否有松動或斷裂現象，消除振源。

（2）盡量避免機組在容易與共振頻率發生耦合的轉頻下長時間停留，如14.2 Hz 的整數倍頻率范圍，以及可以被14.2 Hz 整除的頻率范圍附近。

（3）具備條件時對上機架開展模態試驗，準確掌握目前上機架的固有頻率[4]。

4 結語

水輪發電機組推力軸承缺陷引起機組振動性能惡化的情況較為常見，這些缺陷一般包括鏡板不平、絕緣墊磨蝕、聯接螺栓松動或斷裂、推力頭內外圓不同心等。根據缺陷種類與程度的不同，其表現出的振動幅值、頻率、方向也不一而論，只有合理設置測點、科學安排試驗工況，并結合試驗數據綜合分析，才能通過試驗手段正確檢測缺陷類型，為發電企業及時有效處理提供技術依據。