半伞式水力机组振摆超标分析与解决

杜 永，滕陆杨，李 言

（国网新源丰满电厂，吉林省吉林市 132108）

0 引言

水力机组在运行中，由于受到机械、水利、电器和气蚀等各方面因素的影响，产生一定量的振动和摆度是不可避免的[1]。振动和摆度的参量是反映水力机组运行状态的重要参数，同时，异常的振动和摆度也是影响机组寿命的重要原因之一。因此，对水力机组在运行中出现异常的摆度和振动进行研究和处理有着重要意义。

1 概述

丰满电厂始建于1937年，是我国第一座大型水电厂，位于吉林市东南24km处的第二松花江上，1988年三期扩建工程完成。三期电站水轮发电机由哈尔滨电机厂制造，型号为SF140-56/11950，为不完全半伞式三相交流同步发电机，额定转速107.1r/min。水轮发电机组轴系由上端轴、转子中心体（轴）、水轮机轴3段轴组成。机组设有上导轴承、推力轴承和水导轴承3部轴承，其中推力轴承位于转子下方，介于上导轴承和水导轴承之间。上导轴承安装于上机架内部，由12块上导轴瓦、上导滑转子、顶轴、冷却器及附件等组成，轴瓦间隙为垫片调整方式。推力轴承由推力头、镜板、尼龙塑料瓦、自平衡弹性油箱、推力支架、冷却器及附件组成。自平衡弹性油箱为整体硬连接，单个弹性油箱不可调，盘车形式为弹性盘车[2～4]。水导轴承由10块水导瓦、冷却器、水导轴承滑转子及附件组成。

2 机组振动和摆度超标分析[5，6]

2.1 机组振动和摆度情况简介

11号机组1998年7月21日并网发电，2000年2月首次扩大性大修，大修后上机架的垂直和水平方向振动增大，上导轴承摆度增大，水导轴承摆度减小。为了解决2000年扩大性大修后上导轴承摆度偏大问题，2001年5月8日11号机组开始中修，通过平移上端轴的方法处理轴线，修后上导轴承摆度由0.70mm降至0.42mm，上机架振动幅值未变，水导轴承摆度幅值未变。2012年12月开始11号机组扩大性大修，修后上导轴承摆度由修前0.72mm降至0.57mm，上机架振动幅值未变；水导轴承摆度由修前0.52mm降至0.40mm。历次大修振动摆度比较如图1所示。

图1 历次大修振动摆度比较图Fig.1 Comparison of previous overhaul vibration

2014年，三期电站开始独立运行，11号机组振动和摆度随着运行小时数增加不断增加，12月上导摆度幅值约为0.803～0.91mm，水导摆度幅值约为0.49mm，且呈继续增长趋势。2016年春检和秋检中，上机架固定螺栓都发生不同数量的松动，机组存在较大的安全事故隐患。

2.2 机组振动、摆度超标分析

为了查明机组振动、摆度超标的原因，查阅了机组自1998～2014年安装、检修及试验报告，发现如下问题：

2000年开始上导轴承和水导轴承摆度呈递增趋势，虽经历次检修，但未能彻底根治；1998年安装报告和2012年检修报告有弹性油箱水平和压缩量记录（见图2），其余检修报告未见相关记录。2012年压缩量最大偏差0.32mm大于规范要求的不大于0.2mm的质量标准，且两次记录数值偏差较大，表明弹性油箱受力不均。

图2 弹性油箱压缩量比较图Fig.2 Flexible mailbox compression comparison chart

根据1998年上机架水平振动频域FFT[7，8]分析图（见图3）可知，空转工况上机架水平振动主要频率分为1倍转频与4倍转频[5，9，10]；2012年检修测量了镜板径向摆度（见表1），经计算可知最大全摆度为0.62mm，最大摆度方位为轴号1。综上所述，表明机组轴线不正。

图3 上机架水平振动频域FFT分析图Fig.3 FFT analysis of horizontal vibration frequency in upper frame

经分析1998年安装报告和2014年试验报告得知，上机架水平振动幅值与转速平方大致呈线性关系，尤其是转频分量，表明机组存在动不平衡现象。如图4和图5所示。

表1 2012年大修镜板径向摆度值Tab.1 2012 Radial pendulum value of overhaul mirror board

图4 1998年上机架水平振动关系曲线Fig.4 The horizontal vibration relation curve of the rack in 1998

图5 2014年上机架水平振动关系曲线Fig.5 The horizontal vibration relation curve of the rack in 2014

3 处理过程与效果测试

为了全面了解轴线，将水轮发电机组这类动力机械的旋转部分几何中心连线（以下简称机组轴线）的段数有限放大，通过盘车了解段与段间的倾斜度和同心度，掌握机组轴线运行情况，通过对盘车情况和基础数据分析，确定振动和摆度超标的根源，从而采取行之有效的方法消除振动和摆度超标隐患，保证水轮发电机组的安全稳定运行。详细过程如下：

3.1 工期

为了不影响下游供水和丰满电厂重建工程，避免弃水，丰满电厂计划2月21日到3月23日汛期来临前，结合11号机组春检D修进行机组盘车、轴线处理等振动和摆度超标隐患治理工作，计划工期30天。后由于上端轴返厂处理，工期延期至6月30日，由D修转至A修，实际完成日期为5月30日。

3.2 机组盘车

将转动部分移至机组中心后，安装电盘车专用工具和测量摆度用的百分表。摆度测量增加了上导滑转子和滑环间（上导上）、转子上法兰、 推力头、水导轴承和主轴间（水导上）4层8块百分表，即共计7层14 块百分表将轴线分为6段；由于是弹性盘车，所以盘车时分单抱上导、单抱水导及抱上导和水导3种状态。3种状态盘车数据如表2～表4所示。

表2 抱上导盘车数据Tab.2 Hold the guide bearing drive data X：轴号4，Y：轴号2调零 0.01mm

表3 抱水导盘车数据Tab.3 Hold water guide bearing drive data X：轴号4，Y：轴号2调零 0.01mm

根据3种状态6组数据分析得出如下结论：

（1）上导摆度异常；

（2）弹性油箱水平可能不合格；

（3）上端轴偏心。

3.2.1 上导摆度异常分析与处理

初始盘车时，上导用4块瓦将轴抱紧，调整轴瓦间隙不大于0.05mm，盘车时发现上导摆度都大于0.10mm，立即停止了盘车；为了消除摆度偏大，改为用12块上导瓦抱瓦方式重新盘车。从表2上导摆度值可知，上导摆度异常现象仍然存在。从盘车摆度数值无法分析出上导摆度异常的原因，后查阅上导轴承装配图及零件图知，上导滑转子和上端轴为热套结构，中间为191号不饱和聚酯树脂绝缘垫层。用塞尺检查上端轴、绝缘垫层和滑转子三者间隙，绝缘垫层和滑环子间0间隙，绝缘垫层与上端轴间局部有间隙，间隙范围为0.05～0.15mm，间隙长度20～300mm，即上导滑转子与主轴的过盈配合失效，二者间存在间隙。可能产生间隙的原因有以下4种：

（1）加工问题：滑转子和绝缘垫层为过盈配合，需要加工出过盈量来保证紧度，加工和测量的误差导致过盈量不足，最终导致松动；

（2）设计的过盈量不足：设计时本身过盈量不足，导致最终运行过程中垫层松动；

（3）绝缘垫层老化：当绝缘垫层老化后，绝缘垫层可能变得松散，最后导垫层致剥落，紧量不足；

（4）检修方法不合理：检修时，用千斤顶顶上导轴承滑转子使主轴发生平移的方法测量上导轴承间隙，有可能由于多次顶滑转子，造成绝缘垫层损坏而松动。

为了消除上端轴与上导滑转子间的间隙，将上端轴送哈尔滨电机厂进行返修。同时，为了防止上端轴和上导滑转子再次发生松动，将191号不饱和聚酯绝缘垫层增厚，即使最大过盈量增加0.20mm，滑转子热套后精车抛光。

3.2.2 弹性油箱水平测量与调整

将镜板落在弹性油箱上，此时测量的镜板水平即为弹性油箱水平，最大水平度为0.19mm/m大于0.02mm/m的规范要求，验证了前面分析的弹性油箱水平可能不合格的结论。根据机组结构特点，在推力支架和顶盖结合面加铜垫片的方式进行调整，调整后弹性油箱的水平度小于0.02mm/m的规范要求。弹性油箱调整加垫数值如图6所示。

图6 弹性油箱水平调整加垫图Fig.6 Elastic tank horizontal adjustment and cushion diagram

3.2.3 上端轴偏心的分析与处理

根据盘车数据分析计算，上端轴偏心量约0.50mm。分析导致偏心原因可能为，加工时人为测量误差导致。为了消除偏心量，以上端轴法兰止口中心为基准，将法兰止口直径车减1.2mm，为轴线处理预留足够的平移量。

上端轴返修完毕后，进行了转子圆度测量和3种状态盘车，根据转子圆度测量数据和3种状态6组盘车。根据数据分析计算可知：

（1）转子圆度符合GB/T 8564—2003《水轮发电机组安装规范》质量标准和规程要求；

（2）上导摆度不大于0.10mm，上导摆度异常得以解决；

（3）上端轴偏心量为0.48mm，方向为轴号4偏轴号5方向18°；

（4）经计算，上端轴平移后转子圆度仍符合GB/T 8564—2003《水轮发电机组安装技术规范》质量标准和规程要求，可以通过平移上端轴的方法处理轴线。

上端轴平移后盘车检查轴线，经计算水导轴承相对摆度不大于0.03mm/m，上导摆度不大于0.02mm/m，滑环摆度不大于0.5mm，符合GB/T 8564—2003《水轮发电机组安装技术规范》质量标准和规程要求。

3.3 处理效果测试

为了验证机组轴线处理的效果，分析各种工况下机组不平衡力、磁力、水力作用对机组的影响，确定机组振动区，为机组消振、避振提供科学依据，检修完毕后进行了稳定性试验和机组动平衡测试[11，12]，不同相对转速下的振动通频峰峰值测试结果见图7。

图7 不同相对转速下的振动比较图Fig.7 Comparison of vibrations at different relative rotational speeds

从试验和测试结果来看，由于机组是两导结构，在额定转速时上导、水导及推力支架位置大轴摆度和上机架水平振动均较大，不能满足机组长期运行的标准要求，说明机组转动部件存在一定量的机械不平衡力。因此，根据空转过程中的振动和摆度数据可确定总配重80kg：其中转子上部40kg，位置以键相片为基准，逆时针转183°；转子下部40kg，位置以键相片为基准，逆时针转170°。对应的位置为转子磁极引线开始俯视面向大轴右侧第5个支臂，即编号为9的支臂，转子共16支臂，配重结果如图8所示。

图8 转子配重效果图Fig.8 Rotor counterweight effect map

机组配重后，经稳定性试验[14，15]、动平衡测试、升压试验、变负荷试验，变负荷试验振摆数据见表5。经数据分析表明：机组的振动、摆度超标得到有效解决，机械不平衡力经配重处理得到消除，机组振动、摆度再次得到较大的改善，符合GB/T 8564—2003《水轮发电机组安装技术规范》15.3.1e）规定，能够很好地满足机组长期稳定运行的要求。

表5 变负荷振摆值Tab.5 Variable load pendulum value通频峰峰值 0.01mm

4 结束语

丰满电厂11号机组振动、摆度超标经上导滑转子重新装配、上端轴平移和动平衡配重后得到了彻底根治，消除振动摆度超标隐患，保证水轮发电机组的安全稳定运行，也为相同结构类型的动力机械提供一套解决振动、摆度超标的方法和经验。为了保证机组安全稳定运行，有效防止和发现上导轴承滑转子再次发生松动，建议制定以下防范措施：

（1）检修时上导间隙测量时应避免采用顶上导滑转子的方法，宜采用顶上端轴的方法进行间隙测量；如果具备条件，将上导轴承垫片调整间隙的方式改为楔子板或球面支柱方式，便于间隙调整和提高间隙调整准确度。

（2）在上导滑转子和上端轴配合的上平面做相对位置记号，便于日常巡检时检查，及时发现上导滑转子和上端轴松动。