某水電機組上機架剛度不足分析與處理

王健

(五凌電力有限公司托口水電廠，湖南 懷化418200)

0 引言

某水電廠3號機組為立軸半傘混流式機組，2個導軸承、推力軸承位于轉子下方采用彈性油箱支撐。某次檢修后發現3號機組上機架水平振動、上導擺度都超標。3號機組投產時和檢修后進行了動平衡試驗，通過兩次動平衡試驗報告分析發現:

1)投產時動平衡試驗時，空載工況下，轉子配重質量為292 kg，上機架水平振動轉頻分量下降120 μm，轉頻影響系數為2·43 kg/μm。而本次試驗的配重質量為43 kg，空載工況下，上機架水平振動轉頻分量下降約100 μm，轉頻影響系數為0·43 kg/μm。通過轉頻影響系數分析發現3號機組上機架水平方向的剛度較投產時有明顯變化。

2)投產時的動平衡試驗中，上機架水平振動、上導擺度等部位測點波形正常，轉頻分量占比大；本次檢修后的動平衡試驗中，上機架水平振動、上導擺度等部位測點波形雜亂，轉頻分量占比很小。

3)投產機組空載時上機架水平振動為56 μm；檢修后空載時上機架水平振動為230 μm，嚴重超出國家相關標準要求的110 μm。

4)本次檢修后的動平衡試驗中，在變轉速、變勵磁和變負荷情況下，上導轉頻分量基本穩定在250 μm左右。

綜合兩次動平衡試驗可以看出，3號機組上機架剛度較投產時有明顯的變化，同時動平衡試驗中上導轉頻分量異常，需要對該原因進行分析。

1 原因分析

1.1 水力因素

1)尾水管渦帶。水輪機在非最優工況時，在轉輪出口處的水流具有不同方向的環量，從而在轉輪出口與尾水管產生渦帶[1－3]。渦帶以某一頻率做偏心轉動，導致尾水管內壓力場和速度場周期性變化，從而產生了壓力脈動。這種壓力脈動會引起機組各部位振動。

2)卡門渦列。水流在轉輪葉片尾部左右兩側產生成對的、交替排列的、旋轉方向相反的旋渦[4－5]。卡門渦列的形成與流體速度和葉片尾部斷面的形狀、尺寸有關，該振動特征為振幅隨過機流量增加而明顯增大。

3)止漏環間隙不均勻。止漏環間隙不均勻導致轉輪水壓力不均勻，引起機組振動，機組的振動、擺度及壓力脈動值均隨機組負荷和過流量的增加而增大[6－7]。

1.2 電氣因素

1)空氣間隙不均勻。定、轉子空氣間隙不均勻容易引起轉子磁拉力不平衡，從而引起機組振動[8－10]。這種情況下，上機架的振動會比較明顯，該振動隨勵磁電流增大而增大。

2)定子繞組內的諧波。發電機定子繞組內部形成的諧波會產生磁拉力，部分的磁拉力很容易使定子振動。這種現象會讓上機架振動比較明顯，且振幅與定子電流成正比例。

3)定子鐵芯松動。定子鐵芯松動會使機組產生振動現象，機組的轉速對振動的影響較為明顯。通常情況下，機組振動頻率一般為電流頻率的雙倍[11－12]。

1.3 機械因素

1)轉子質量不平衡。由于轉子質量不平衡，機組振動容易隨轉速增大而增大，與轉速的平方成正比[13]。

2)機組軸線不正。機組軸線與鏡板不垂直或者軸線在法蘭結合面彎曲時，導致機組振擺值偏大[14]。

3)軸承間隙不合理。軸承軸瓦間隙過大或不均勻所引起的機組振動，通常表現為機組瓦溫異常[15]。

4)支撐系統剛度不足。機組的結構件出現裂紋或者受力不足會降低機組的固有頻率，在不平衡力或力矩作用下機組會產生較大的振動。

綜合以上三個因素的分析，同時結合本次檢修對止漏環間隙、空氣間隙、機組軸線、軸承間隙和機組結構件裂紋等情況的檢查都未發現異常情況。為了準確地判斷上機架水平振動和上導擺度超標的原因，對3號機組進行了動平衡試驗。

2 動平衡試驗

2.1 變轉速試驗

將機組的轉速分別穩定在50%、75%和100%額定轉速Nr時，測量機組各部位振動值的變化，試驗結果見表1，表中A為通頻幅值，A1為轉頻幅值。

表1 變轉速試驗機組的振擺值 μm

通過表1可以看出，上導、水導擺度隨著轉速增大而增大，上機架水平振動隨著轉速增大而增大。上導擺度值和上機架水平振動轉頻幅值占通頻值的比重較大，說明轉子不平衡質量大，需要進行配重處理。

2.2 變勵磁試驗

將機組的勵磁電壓分別穩定在50%、75%和100%額定電壓Ur時，測量機組各部位振動值的變化，試驗結果見表2，表中A為通頻幅值，A1為轉頻幅值。

表2 變勵磁試驗機組的振擺值 μm

通過表2可以看出，上導、水導擺度隨著勵磁電流增大而基本保持不變，上機架水平振動值隨著勵磁電流增大而增大，說明機組有一定的電磁不平衡力，但影響不大。

2.3 配重后動平衡試驗

3號機組在6號轉子支臂配重43 kg(以勵磁引線支臂為1號，俯視逆時針)。配重前、后空載和帶200 MW負荷時上導、水導擺度值和上機架、下機架水平振動值見表3，表中A為通頻幅1值，A1為轉頻幅值。

表3 配重前、后空載和帶負荷的振擺值 μm

通過表3可以看出，上導擺度在配重前、后空載和帶負荷情況下變化很小，水導擺度值和上機架振動值配重后空載變小了，水導擺度值和上機架振動值在帶負荷情況下較配重前、后空載減少很多。

分析動平衡試驗數據發現:

1)上導擺度轉頻分量偏大。在變轉速、變勵磁和帶負荷情況下，上導擺度轉頻分量基本穩定在250 μm左右，并未隨轉速、勵磁電壓的增大而增大。該現象產生的原因可能不在于機械不平衡和電磁不平衡。

2)帶200 MW負荷時上機架水平振動下降明顯。其原因可能是機組處于非振動區水力工況較好，同時機組帶負荷后有強大的電磁拉力作用。

3)上機架通頻值偏大。在100%Nr空轉和100%Ur空載工況下，上導擺度和上機架水平振動存在大量的低頻分量，這是上機架振動通頻量較大，而轉頻量較小的原因，一方面是水力因素對機組振擺的擾動，另一方面可能是上機架支撐松動。由于電廠其他3臺相同的機組運行情況都正常，3號機組出現該狀況初步判斷是由于上機架支撐力不足，需要對上機架支撐進行檢查。

3 處理過程

3號機組上機架采用碟型彈簧式支撐，如圖1所示。其主要作用是在正常運行工況下提供足夠的支撐力，且在半數磁極短路等異常工況下避免破壞基礎。發電機廠家對上機架千斤頂的設計要求為6片碟型彈簧的冷態初始壓縮量0·3 mm，碟型彈簧并聯疊放且開口朝向套筒底部，如圖2所示。12個千斤頂內都應有6片碟型彈簧串聯疊放，如圖3所示。上機架千斤頂內碟型彈簧數量缺少和錯誤的安裝方式將極大影響上機架的振動情況。假設每個碟型彈簧的剛度為K，每個上機架千斤頂受力為F；則6個碟簧并聯時總剛度為6K，串聯情況下總剛度為K/6。上機架現振動值與原設計振動值之比:

圖1 上機架千斤頂結構

圖2 并聯疊放

上機架千斤頂內碟型彈簧錯誤的安裝方式將使上機架振動值增大到原設計的36倍。

圖3 串聯疊放

上機架剛度不足檢查處理步驟如下:

1)檢查定子機座與上機架連接螺栓的扭力值符合設計要求，檢查定子機座與上機架定位銷無異常。檢查上機架各連接部位無松動、焊接部位無裂紋。

2)清理上機架千斤頂球頭螺桿處油漆和上機架千斤頂球頭螺桿鎖錠螺母止動焊縫。

3)在上導軸承、水導軸承和每個上機架千斤頂處安裝百分表，用來測量大軸、上機架的位移。

4)以對稱方向上兩個上機架支臂千斤頂為一組，共安裝6個32 t機械千斤頂。安裝時應注意千斤頂需同時受力，且受力大小應保持基本一致。

5)先對稱松開上機架支臂千斤頂球頭螺桿鎖錠螺母，再對稱松開球頭螺桿。在松動過程中記錄每個百分表讀數，確保上機架支臂無移動；同時檢查碟型彈簧數量、疊放方式是否與設計一致，如圖4所示。

圖4 千斤頂碟型彈簧

6)對稱的兩個上機架千斤頂檢查完后進行裝復，緩慢對稱擰緊球頭螺桿，碟型彈簧壓緊總深度為0·3 mm。壓緊分4次進行，每次壓緊深度為總深度的25%、50%、75%和100%，確保對稱一組的上機架千斤頂碟型彈簧的壓緊量合格。

7)對稱松開32 t機械千斤頂，松開過程中檢查上導、水導、上機架百分表讀數情況。

8)調整完一組后將該組上機架千斤頂球頭螺桿鎖錠螺母擰緊，然后采用步驟2)—7)檢查處理將其余上機架千斤頂，最后將鎖錠螺母止焊固定。

3號機組上機架支臂的千斤頂全部檢查處理完后，再進行開機帶200 MW負荷試驗。上機架千斤頂檢查處理前、后機組各部位的振擺值見表4，表中A為通頻幅值，A1為轉頻幅值。可以看出，上機架千斤頂處理完后，上導擺度值明顯下降，上機架水平振動值也相應下降，說明上機架千斤頂檢查處理后上機架的剛度明顯增強。

表4 處理前、后機組各部位振擺值 μm

4 結論

影響機組振擺超標的原因很多，需要通過水力因素、電氣因素、機械因素和動平衡試驗綜合分析，最終找出機組振擺的根本原因。

上機架支臂千斤頂碟型彈簧錯誤的安裝方法導致上機架支撐剛度不足。處理后上機架剛度明顯加強，同時上導擺度值、上機架水平振動值優于規程規范要求，徹底解決了上機架剛度不足的問題。