混流式水輪發電機組穩定性關鍵因素分析與調整

鄧育林，曾 云，錢 晶，鄒屹東

(1.昆明理工大學冶金與能源工程學院，云南昆明650000；2.華能瀾滄江水電股份有限公司，云南昆明650214)

0 引 言

軸系振動和擺度是水輪發電機組運行穩定性好壞的兩項關鍵指標，是水輪發電機組狀態監測的核心內容[1]。引起機組軸系振動擺度異常的主要因素為機械不平衡、電磁不平衡、水力不平衡[2]。針對機械、電氣、水力因素誘發的機組振動問題，學者們開展了許多研究，包括采用各種算法從振動測試數據中提取振動特征[3- 4]、基于振動特征的故障識別[5- 6]、以數值模擬為基礎的故障形成機理分析[7- 8]等等。以此為基礎發展形成了機組故障診斷和預警理論，開發的水電機組狀態監測系統已廣泛應用于大中型水電機組，水電機組狀態監測系統監測到的設備異常狀態為設備維護和檢修調整提供了重要的依據。

從工程實踐來看，機械不平衡通常反映為振動頻率與轉速一致，與轉速平方成正比；電磁不平衡通常反映為振動隨勵磁電流增大而增大；水力不平衡通常反映為振幅隨負荷或接力器行程的增減而增減[9]。水電機組最常見的異常故障是軸系的機械偏心問題，機組大修后的盤車環節主要就是解決這個問題。水電機組軸系調整理論上并不復雜，主要難點在于機組軸系結構的復雜性，已開發的一些盤車系統主要簡化了試驗測試計算問題[10-11]，針對大型機組還有液壓自動盤車裝置[12]等。由于各電站機組軸系結構的特殊性，難以給出通用的機組盤車自動系統，軸系調整技術的進步主要體現在充分利用設備狀態監測信息及其多參數之間的關聯特性，實現對軸系的精細化調整，改善機組振動穩定性。

本文結合機組狀態監測數據提供的軸系特征參數及參數之間的關聯特性，對軸線調整、軸瓦間隙調整、發電機配重、發電機轉子圓整度等問題進行了分析，提出的矯正方法應用于實際的機組調整，取得了較好的效果。

1 混流式水輪發電機組擺度影響因素分析及調節方法

1.1 發電機組軸承擺度影響因素分析

發電機組軸承擺度與機組軸線、軸瓦間隙有重要關系，轉子動不平衡、機組軸線不滿足要求、主軸曲折率、軸瓦間隙、軸瓦與球頭支柱間墊片過多無法壓緊等因素直接影響發電機組軸承擺度。擺度可通過機組狀態在線監測開展實時監測來判斷機組穩定性的好壞，如圖1所示。根據導軸承間隙調整收縮原則，在一定程度上收緊上導、下導和水導軸瓦間隙，可以降低機組導軸承擺度。機組導軸承軸領圓度也是影響導軸承擺度的重要因素。

圖1 某混流式水輪發電機組軸承擺度實時監測數據

1.2 機組軸線調整

發電機組軸線處理過程中對折彎數據進行嚴格控制，為降低機組擺度，需盡可能將主軸各部位擺度數據控制在質量標準允許范圍內的最小值。水輪發電機組軸線調整過程中，時刻關注機組軸線、機組中心線、機組旋轉中心線等機組“三條線”的相對位置，確保推力頭及鏡板與推力瓦的中心位置基本一致。軸線調整移軸推中后，測量4個方向止漏環間隙數據后將機組轉動部件旋轉180°后再次測量止漏環間隙，兼顧兩組數據取最優方案進行轉動部件定中，減小因止漏環間隙不均勻導致的水力不平衡及壓力脈動導致的振動擺度。機組大修回裝過程中測量0°、90°、180°對應上止漏環間隙，根據數據分析，通過調整4塊軸線方向上的下導瓦，將機組軸線推至與機組中心線相重合位置。

1.3 軸瓦間隙調整

混流式水輪發電機組導軸瓦間隙可直接影響機組運行穩定性，間隙小可能造成瓦溫高或引起燒瓦事故，間隙大可造成機組轉子運行的擺度大，影響機組運行穩定性[13]。水輪發電機組各軸承瓦溫溫差受軸瓦間隙影響較大，發電機的磁拉力不平衡對機組上下導瓦溫偏差具有一定的影響，機組加勵磁后上、下導整體瓦溫分布會往某個方向偏移。圖2為某水輪發電機組軸瓦間隙及瓦溫分析趨勢，可以看出軸瓦間隙大小與軸瓦溫度有一定的關系，但軸瓦間隙大到一定范圍后，瓦溫變化就不明顯了。

圖2 某水輪發電機組軸瓦間隙及瓦溫分布趨勢

軸瓦間隙調整通常采用只收不放的原則，減小大面積釋放瓦間隙造成的軸系擺度惡化。對于單塊瓦溫過高，兩側瓦與單一瓦形成溫差過大等特殊情況，可根據機組特性增加瓦間隙減小瓦溫。上、下導軸承間隙調整應在機組帶勵磁以后再根據瓦溫偏差情況進行，調整時應對瓦溫降低區域軸瓦間隙進行整體收小，而不能對瓦溫升高區域軸瓦間隙進行整體放大。對穩定性較好的水輪發電機組，水導、下導瓦溫差控制在5 ℃以內，水導瓦溫差控制在6 ℃ 以內，軸瓦間隙調整應在轉子配重和磁極加墊全部完成后開展。

根據工程實踐經驗，軸瓦間隙調整宜根據瓦溫數據找到瓦溫中位數，結合瓦溫雷達分布圖，對瓦溫較大的軸瓦進行適當間隙放大，對瓦溫較小的軸瓦進行適當間隙收小。調整時應考慮相鄰未調整軸瓦溫度的變化趨勢，視情況可給予一定的過度調整(一般0.02 mm)。對于瓦溫與油溫偏差較小的軸瓦可認為是未受力，可適當加大調整量。圖3為某水輪發電機組下導瓦根據檢修前瓦溫高低，在檢修期對軸瓦間隙調整后運行的軸瓦溫度。

圖3 某水輪發電機組軸瓦間隙調整前后下導瓦溫雷達分布

導軸承瓦間隙偏心瓦調整方式為：在控制好機組軸線的前提下，在下導瓦間隙均勻調整后，上導、水導軸承應考慮轉軸在該處的盤車擺度方位及大小進行瓦間隙調整分配，即應用偏心瓦調整方式來保證每塊軸瓦均勻受力，瓦溫偏差控制在一定范圍內，從而降低機組擺度。

導軸承瓦間隙的精準控制除正確的瓦間隙測量及調整方式方法外，需重點關注瓦間隙調整凸鍵、楔子板的加工精度，凸鍵應采用機床加工代替手工打磨來提高瓦鍵的加工精度；楔子板需現場核實斜率，部分楔子板因加工誤差與圖紙標注的斜率存在偏差。

國內單機容量為700 MW的某大型水輪發電機通過調整各導軸承瓦間隙成功改善了機組的擺度、振動值。軸瓦間隙調整前，機組各導軸承擺度幅值均遠超過精品機組標準要求，機組檢修期間，根據導軸承間隙調整收縮原則，大致按上導、下導500 μm總間隙和水導按600 μm總間隙進行收縮，根據運行瓦溫情況，進行小差別調整，通過收縮各導軸承瓦間隙，下導、水導擺度幅值改善明顯，下導擺度最大值由修前170 μm降至修后的55 μm，水導擺度最大值由修前的218 μm降至114 μm，上導擺度幅值有所改善，上機架水平振動幅值改善明顯。

2 混流式水輪發電機組振動影響因素分析及調節方法

2.1 發電機組振動影響因素分析

混流式水輪發電機組振動可分為機械振動、電磁振動和水力振動3大類。引起機械振動的因素有轉子質量不平衡、機組軸線不正、導軸承缺陷、軸承間隙過大、推力瓦軸不平等；引起水力振動主要因素有卡門渦列、尾水管渦帶、水封間隙不等、轉輪水流不均、狹縫射流、空腔汽蝕、協聯關系不正確等；電磁振動主要包括轉頻振動和極頻振動，引起轉頻振動主要因素有轉子繞組短路、定子和轉子間氣隙不均勻、磁極的次序錯誤造成磁路不對稱引起磁拉力的不平衡從而產生振動、定子鐵芯松動引起超100 Hz的極頻振動、發電機定子鐵芯機座合縫不嚴。

發電機組水力振動是影響機組振動的關鍵因素，但在工程實踐中，水輪機在出廠前都會開展多批次模型試驗，提高水輪機制造質量，來消除水力機組不利因素，加上現場機組安裝工藝的提高，很難在機組安裝完成后人為干預調節水力振動因素。工程實踐中通常采用給發電機轉子配重、調整發電機轉子圓度來消除機組機械振動和電磁振動的不利因素。

2.2 發電機轉子配重方法

大型水輪發電機振動大多因為發電機組轉動部分質量不平衡和磁拉力不平衡引起，轉動部件中的水輪機轉輪結構剛度較好，在出廠前完成靜平衡試驗即可滿足現場運行要求。大型發電機轉子大多采取現場組裝的方式，很難完全保證轉子質量平衡，轉子不平衡質量產生的不平衡力F是發電機組運行過程中產生振動的主要原因，其計算公式為

F=Meω2

(1)

其中，M為不平衡質量，kg；e為轉子不平衡質量偏心距，m；ω為轉子角速度，rad/s。

為了消除發電機轉子不平衡質量產生的不平衡力引起的機組周期性振動，通常采用機組動平衡配重來消除發電機轉子的不平衡量。剛性發電機轉子配重平衡面可以選擇雙面配重和單面配重，對于立式發電機轉子高度與轉子直徑比值大于0.5時采取雙面配重，比值小于0.5采取單面配重。

通過水輪發電機組現場動平衡試驗配重可以消除發電機轉子質量不平衡導致的機組振動，主要采取3次試配重法、影響系數法。試配重法計算公式為

(2)

式中，M1為試配重質量，kg；G為轉子質量，一般以發電機轉子裝配質量計算，kg；n為動平衡試驗時機組額定轉速，r/min；r為試配重半徑，m；K為經驗系數，一般取5～25，對于轉速低于120 r/min的水輪發電機組可以適當加大，K取35；轉速在120～500 r/min的水輪機發電機組，K取25；轉速在500～1 000 r/min的水輪機發電機組，K適當減少。

張海庫等通過10個大型水電機組成功試配重數據樣本，采用回歸分析法對傳統試配重公式進行修正[14]，最終得到修正后的試配重公式為

(3)

式中，s/s0為特征振動值和國家標準值的比值。

試配重質量塊安裝完成后開展變轉速試驗，一般按25%、50%、75%、100%額定轉速測量發電機組振動值，如果不合格繼續開展平衡配重修正，如果振動值合格則結束試驗。

根據有關的影響系數法修正平衡重量計算公式

(4)

式中，Q為應加平衡質量，kg；M1為試配重質量，kg；A1為加試重后的合成振幅；A0為原始振幅。式(4)為向量計算式，配重質量和角度一起確定，平衡質量Q不包括適配重質量M1，影響系數法一般做1～2次動平衡配重修正后可完成機組動平衡調整。

以國內某單機350 MW混流式水輪發電機組為例，機組額定轉速為75 r/min，轉子直徑大、高度小，其上機架水平振動、下導擺度都偏大，2021年采取適配重法來降低機組振動擺度。步驟為：

(1)根據適配重計算公式M1=KG/(n2r)，計算確定首次配重選擇325 kg。

(2)確定試配重塊加裝角度，將鍵相塊安裝對應轉子引線、鍵相傳感器安裝在+X方位，+X向擺度1倍頻相位角(1倍頻分量波形峰值角)為超重角，以0°角為起始點逆轉動方向偏1倍頻相位角所對應的方位為超重方位，其對側為失重方位，即配重塊加裝位置。

第一次配重后開機至空轉開展運行數據對比，隨后采取同樣的方法，開展第二次配重117 kg，通過對比第一次和第二次配重下導擺度、上機架水平振動1倍頻分量無明顯降幅，判斷發電機轉子質量偏心已基本消除，配重完成后機組振動、擺度得到明顯改善，詳見表1。

表1 機組完成兩次配重后運行數據對比

2.3 發電機轉子圓度調整

水電機組發電機轉子的圓度直接影響到氣隙分布的均勻性和機組的安全、穩定的運行，轉子圓度為影響機組振動的關鍵因素，發電機轉子圓度主要通過磁極在圓周方向的位置分布情況來衡量，影響轉子圓度誤差的主要因素是氣隙值在圓周方向的變化情況[15]。關于圓度的評定，國標中有4種方法，即最小區域圓法、最小二乘圓法、最小外接圓法和最大內接圓法[16]。已投入運行的水電機組轉子無法直接測量其圓度，主要通過測量發電機空氣氣隙和磁極加速度，從而間接獲得轉子的圓度分析。

優化機坑外轉子圓度，圓度調整首先要調整磁極上下部的對應性，確保轉子坑外圓度所測量的斷面數據在趨勢上要一致；轉子圓度調整后磁極形貌要均勻，不得出現連續的凸、凹，偏心應盡可能小，要保證磁極垂直度良好，從而消減定子鐵芯及定子機座的1X及倍頻振動幅值，如圖4所示。

圖4 發電機轉子圓度調整前后與定子振動影響示意

轉子圓度調整方法主要有2種。第一種采取機坑內轉子二次調圓，運用數據分析將氣隙特征值作為量化指標，采集定子低頻振動幅值、頻譜等數據，根據氣隙特征值模型計算分析確定磁極調整方案，形成一套基于氣隙特征值降低發電機定子低頻振動的方法。第二種是基于振動波形分析確定引起發電機定子低頻振動關鍵磁極的方法[17]，采用波形計算振動加速度的方法確定磁極調整方案，通過對水輪發電機轉子磁極加速度分布圖進行分析，確定需要調整的發電機轉子磁極，在機坑內磁極調整采取對發電機轉子磁極加裝或拆卸磁極墊片來調整轉子圓度。

工程實踐中，通過對發電機轉子磁極加裝或拆卸墊片來調整轉子圓度，從而調整控制發電機空氣氣隙，如圖5所示。同時開展機組動平衡試驗對發電機轉子進行配重，可有效降低發電機定子機座水平振動和定子鐵芯水平振動。

圖5 發電機轉子磁極加裝墊片位置示意

國內某650 MW混流式水輪機發電機組因定子振動偏大，通過開展如圖6所示的磁極加速度分布分析，判定24號～36號磁極區域加速度偏小，判別發電機空氣氣隙偏大，經對發電機轉子30號磁極加裝2 mm墊片，則對應發電機定轉子氣隙減少2 mm，經開機啟動試驗測量結果，處理后發電機定子機架水平振動幅值由修前120 μm下降至73 μm，調整效果明顯，效果對比詳見圖7。

圖6 發電機磁極加速度分布分析

圖7 發電機轉子磁極加裝2 mm墊片后定子機架水平振動對比波形

3 結 論

水輪發電機組軸線調整過程中需關注與機組中心線、機組旋轉中心線的相對位置，通過測量四個方向止漏環間隙數據來判斷，確保推力頭及鏡板與推力瓦的中心位置基本一致。機組導軸承瓦間隙可直接影響機組振動和擺度，軸瓦間隙調整通常采用只收不放的原則，根據軸瓦運行瓦溫分布來分析判斷調整軸瓦間隙的位置和大小。此外，通過試配重法、影響系數法來確定發電機轉子配重塊的安裝位置和質量，可有效解決發電機組轉動部分質量不平衡問題，再通過對發電機轉子磁極加裝或拆卸墊片來調整轉子圓度，來調整控制發電機空氣氣隙，可有效解決大型發電機振動偏大問題。