巨型混流式水轮机顶盖振动超标改进处理

华能龙开口水电有限公司 张德选

关键字：水轮机顶盖；振动；强度

1 概述

振动是所有旋转机械设备运转过程中的固有属性。随着目前国内外水轮发电机组的大型化，以及设计、制造、安装调试等一系列问题，振动问题尤其突出，长时间的振动超标可能引起结构上的疲劳破坏，甚至引发风险更大的设备问题。

水轮发电机组振动的起因主要有机械振动、水力振动和电磁振动三方面，顶盖振动的激振源主要为周期性水力脉动冲击和转动构件的周期性碰撞摩擦，其中水力因素是关键原因，由于混流式水轮机流道水流流态复杂，止漏环结构和叶片翼形特殊等原因，引起其振动的原因更为复杂。所以解决顶盖振动问题，一方面要通过检修不断优化机组轴线及瓦间隙，减小机组运行中机械的周期碰撞摩擦激振因素，但要从根本性解决，还要通过改变水流流态以及增大顶盖设备刚度，从源头上降低水轮机组顶盖振动问题，提高机组安全可靠运行。

2 设备运行状况

龙开口水电站位于金沙江中游，安装5×360MW混流式发电机组。水轮机型号为HLA994-LJ-800，发电机型号为SF360-72/ 16970，额定容量400 MVA，设计水头67.0m，额定转速83.3r/min。投产后，机组在0-210MW 负荷运行时顶盖振动较大，定义为机组振动区，水平振动最大达300-500μm，垂直振动最大达200-450μm，此负荷段只作为机组负荷调节的过渡区域，不建议长期运行；211-360MW 负荷段运行时，顶盖振动值均满足规程要求：水平振动90μm、垂直振动110μm，此负荷段机组能能够长期稳定运行。然而龙开口水电站发电通过长线路远距离送出，经常需要机组处于空载调压方式运行方式，长期运行在振动区的空载方式（10MW 负荷），此状态下，机组顶盖水平振动最大达120-400μm，垂直振动最大达100-300μm[1]。

由数据看出机组在空载及振动区运行时顶盖振动值偏大，不满足合同及相关规范要求，而且机组稳定运行范围不满足45-100%负荷段要求。5台机组顶盖水平、垂直振动趋势图如图1～5。

图1 1号机组顶盖振动趋势图

图2 2号机组顶盖振动趋势图

图3 3号机组顶盖振动趋势图

图4 4号机组顶盖振动趋势图

图5 5号机组顶盖振动趋势图

3 原因分析及解决方案

针对顶盖振动超标问题，首先考虑了顶盖刚强度，顶盖重量仅为174.7t，对比同类型、同容量的机组顶盖设计重量稍微偏小，其次，顶盖使用的钢板厚度也较同类型薄8-10mm。考虑检修工期以及整体改造成本控制，对第1台大修机组（5号机）进行重新设计制造新顶盖，结合大修直接更换，其余4台机组，对上一台大修拆卸下的顶盖上进行返厂加固改造，修前运回至电厂，结合大修进行更换，不影响机组检修工期，同时也最大限度降低改造成本。

3.1 重新设计制造新顶盖更换

新设计的顶盖主要增加了刚强度，即在顶盖外侧增加立圈，在水导轴承法兰及主轴密封法兰下侧各增加一个立圈，顶盖所有钢板厚度均增加10mm，同时也增加了12个径向支撑。原结构顶盖质量为174.7t，改进后顶盖质量为213.6t。5号机组水轮机顶盖更换后，开展了机组稳定性试验，对相关振动数据进行分析：新顶盖更换后对减小顶盖振动值有显著效果。

3.2 现有旧顶盖改造继续使用

由于刚强度增加的新顶盖振动明显减小，考虑成本预算决定对旧顶盖采用加固方案改造，加固按不增加径向支撑设计，充分考虑焊接变形等不利影响，旧顶盖加固后刚强度应接近或优于新顶盖。使用ANSYS 有限元分析软件对原顶盖加固方案进行了刚强度计算和动态特性分析，并与原顶盖结构、新顶盖结构进行对比，检验原顶盖加固方案是否满足相应要求[2]。

3.2.1 强度计算分析

在原顶盖结构的基础上增加水导轴承立筒，厚度为60mm，长短筋板处增加650mm 宽围板，主轴密封位置增加方盒子，斜筋板均封堵。有限元分析中，选用1/6顶盖结构作为计算模型。

通过有限元分析，得出原顶盖加固方案局部最大应力和整体变形结果，如表1所示。各个工况下的应力作为对比结果。从表1中可以看出，加固方案顶盖刚强度性能均满足标准要求，且加固方案平均应力水平、轴向刚度等重要参数均优于原结构，且与新顶盖结构各项参数相当。

表1 不同工况运行方式下顶盖应力和变形情况

3.2.2 顶盖的径向刚度计算

在计算顶盖的径向刚度的过程中，取整个结构作为计算模型，在顶盖安装螺栓圆上对R、θ、Z三个方向进行限制，并在上环板的节点R 方向上加余弦分布径向力来计算顶盖的径向刚度，取最大径向力F=480000N，根据在力F 的作用下，计算出径向变形，得出顶盖支撑的径向刚度，计算结果如表2所示。

表2 径向刚度计算结果

从表2可以看出，三种顶盖结构径向刚度均满足大于1.66×106（N/mm）标准要求，且原顶盖加固方案与新顶盖结构径向刚度相近，相比原结构径向刚度增加了84%。

3.2.3 顶盖的自振频率计算

顶盖自振频率的计算，使用ANSYS 程序，取整个顶盖作为计算模型。控制顶盖外法兰与蜗壳座环连接处螺栓分布圆上节点的R、θ、Z 三个方向的自由度，模型中考虑了活动导叶、控制环、主轴密封和水导轴承的重量。通过运算得到前3 阶自振频率，见表3。

表3 自振频率的计算结果

轴向振动自振频率主要应避开激振源，即为转频与叶片数的乘积：

fp=ZBlade×=83.3/60×13=18.05Hz

还应该考虑转动过程中导叶的干扰（由n×Zg+K×m×Zr公式确定），n=1，m=2，K=2的情形，其激振频率为：

fe=2×Zr×fn=36.1Hz

其中Zg为导叶数目；Zr为叶片个数；K 为节径数；n、m 为两个整数。

三种顶盖结构均避开激振频率，并且有超过10%的裕度空间，符合要求。原顶盖加固方案固有频率比新顶盖结构低，而对于原结构固有频率而言有明显的提高。

通过运用ANSYS 有限元软件对原顶盖加固方案计算，并与原结构、新顶盖对比得出刚强度计算方面：原顶盖、加固方案以及新顶盖刚强度性能均能满足标准要求，处于较低应力水平，且加固方案平均应力水平、轴向刚度等重要参数均优于原结构，与新顶盖结构各项参数相当。固有频率方面：原顶盖、加固方案以及新顶盖固有频率均有效避开激振频率，原顶盖加固方案固有频率比新顶盖结构相近，而对于原结构固有频率而言有较大提高。径向刚度方面：原顶盖、加固方案以及新顶盖径向刚度满足高于1.66×106N/mm 的基本要求，且原顶盖加固方案与新顶盖结构径向刚度相近，原结构径向刚度增加了84%。

4 5台机组顶盖振动处理过程的不同方法和技术创新

5号机组安装了重新设计制造的新顶盖，并在现场安装过程中在顶盖外圈均匀安装了12液压千斤顶加强径向支撑。2号机顶盖采用5号机拆下的旧顶盖进行了加固改造，同时对水轮机泄水锥位置补气管进行了延长。1号机顶盖采用2号机拆下的旧顶盖进行了加固改造，同时对水轮机泄水锥位置补气管进行了延长，并在延长管上开了60个Φ120的圆形消能孔。3号机顶盖采用1号机拆下的旧顶盖进行了加固改造，4号机顶盖采用3号机拆下的旧顶盖进行了加固改造，3号机组、4号机组处理方法相同，加固顶盖的同时在顶盖泄压管分别新增6个节流孔板[3]。

4.1 处理一：更换顶盖及加装顶盖径向支撑

5号机组为投产后的第一台大修机组，按照方案采用重新设计制造新顶盖更换，新顶盖相比旧顶盖，在顶盖外侧增加立圈，在水导轴承法兰及主轴密封法兰下侧各增加一个立圈，顶盖所有钢板厚度均增加10mm，同时也增加了12个径向支撑。原结构顶盖质量为174.7t，改进后顶盖质量为213.6t。5号机组水轮机顶盖更换后，开展了机组稳定性试验，对相关振动数据进行分析，机组空载时旧顶盖振动数据大部分偏大，新顶盖水平振动大部分数据均在90μm 以下，考虑到数据采样存在随机性，个别振动值偏大。机组负荷上升到180MW 后，新顶盖水平、垂直振动值分别为71μm、90μm，水平振动、垂直振动值均国标要求（水平90μm、垂直110μm），较旧顶盖水平振动231μm、垂直振动值177μm 有明显减小；机组负荷上升到210MW 后，顶盖水平振动、垂直振动值均小于50μm。从试验结果看：新顶盖更换后对减小顶盖振动值有很大效果；从顶盖径向支撑未受力及受力时振动值分析，顶盖径向支撑未受力及受力时振动值无明显变化，顶盖径向支撑对减小振动值效果不明显，后续机组不再考虑加装径向支撑。

4.2 处理二：顶盖加固及补气延长管加装

2号机顶盖采用5号机拆下的旧顶盖进行了加固改造，同时对水轮机泄水锥位置补气管进行了延长。2号机所使用的顶盖主要是在旧顶盖原结构的基础上增加厚度为60mm 的水导轴承立筒，长短筋板处增加650mm 宽围板，主轴密封位置增加方盒子，顶盖外围把合螺栓位置小筋板加倍，所有斜筋板均封堵。顶盖加固后约203吨，较原旧顶盖173吨增重约30吨。同时采取补气方式优化措施，对补气管改造，作为消减顶盖振动辅助措施。新增延长补气管外径1500mm，高度2600mm。

2号机组顶盖改造及延长补气管后，空载时顶盖水平、垂直振动值较改造前有所减小，但仍不满足规范要求，与改造后的5号机基本相当；机组空载状态时，顶盖振动值受水头影响，振动值会发生相应变化。

2号机组顶盖改造（图6）及延长补气管后，160-210MW 负荷段振动值较改造前有所减小，与改造后的5号机基本相当，当机组负荷超过180MW以后，顶盖振动值满足规范要求。

图6 2号机顶盖更换前后振动对比

4.3 处理三：顶盖加固及补气延长管加装

1号机顶盖采用2号机拆下的旧顶盖进行了加固改造，同时对水轮机泄水锥位置补气管进行了延长。在转轮泄水锥处加装HB 型式泄水锥，外管Ⅰ上下均布开了4圈，每圈15个Φ120mm 的圆形消能孔。改造后压力脉动数据分析：

（1）改造后的1#机总体压力脉动幅值明显低于机组改造前，且幅值降低幅度显著。蜗壳压力脉动在改造前均在126MW 工况时出现最大值，其中蜗壳进口压力脉动最大值高达25.9%，而蜗壳末端的压力脉动幅值在部分负荷总体要略低于蜗壳进口，且到达最大之后下降速度优于蜗壳进口；改造后蜗壳压力脉动幅值下降显著，进口及尾端侧点均在90MW 工况出现最大值，但最大幅值仅为12.7%，为改造前压力脉动最高幅值的一半以下，且全负荷段压力脉动较改造前均下降约一半。

（2）无叶区压力脉动在改造前、后并无明显变化，且幅值较小，均在合同保证范围以内。

（3）尾水管锥管及尾水管肘管压力脉动比对结果，改造前与改造后压力脉动的幅值变化规律基本一致，但幅值有显著下降。改造前，尾水管进口以及尾水管锥管压力脉动在低部分负荷区域幅值均较大，并在126MW 同时达到最大值，该规律与蜗壳进口与蜗壳末端出现峰值点的工况一致，而后压力脉动幅值开始下降；改造后部分负荷尾水管压力脉动下降明显，150MW 以内约为改造前的一半，进入正常运行负荷段，压力脉动下降速度较改造前明显，说明此次1#机顶盖加固，补气管路以及泄水锥的改造对涡带能量的消除起到了积极作用。

（4）从频域上看，改造前蜗壳进口压力脉动主频带集中在10-11Hz 附近，蜗壳末端压力脉动频率主要集中在转频附近，改造后蜗壳进口压力脉动频率范围覆盖1.85-11Hz，但能量均较为分散，蜗壳末端信号能量主要集中在低频区域，频率范围在4Hz 以内；无叶区压力脉动频率较低，且主频特征不明显；改造前尾水管进口压力脉动频率在改造前呈现双能量带，低频能量带集中在0.3-3.85Hz 范围，高频能量特征频率在18.05Hz，尾水管锥管压力脉动频率集中在7.5Hz 附近，尾水管肘管则以低频为主；改造后整个尾水管压力脉动均集中在低频区域，频带范围0.3-1.5Hz。

（5）从改造前、后总体压力脉动结果比较来看，改造后的压力脉动幅值整体大幅低于改造前，且改造前试验水头约为71-72m，而改造后试验水头约为65-67m，从水轮机压力脉动随水头变化规律讲，水头越低压力脉动越大，但从结果看，考虑到低水头对压力脉动的影响，改造后的压力脉动仍能够大幅低于改造前的高水头下压力脉动试验结果，足以说明，此次1#机水轮机顶盖加固改造，以及补气管路和泄水锥的改造达到了改善水轮机水力稳定性的目的，1#机水轮机水力稳定性提高效果显著。

从顶盖改造前后振动数据分析：

（1）改造后，0MW-162MW 的低负荷区，顶盖水平和垂直振动较大；180MW-360MW 高负荷区，顶盖水平和垂直振动相对较小；顶盖垂直振动最大工况出现在108MW 左右。

（2）对于顶盖水平和垂直振动，在54MW负荷以下区域，改造前后振动幅值基本相当，在54MW-360MW 负荷区，改造后振动值稍小于改造前。

（3）全负荷范围内，改造后顶盖最大水平振动为167μm，垂直振动为277μm，出现在54MW-90MW；改造前顶盖最大水平振动为223μm，垂直振动为411μm，出现在108MW-142MW。

（4）在142MW 负荷以上，顶盖水平振动小于80μm，满足合同保证值90um；在180MW 负荷以上，顶盖垂直振动均小于80μm，满足合同保证值110μm。

（5）改造前后相比，改造后整体上顶盖水平和垂直振动有所减小，高负荷区（180MW 以上）约减小50%，低负荷振动区域（162MW 以下）约减小20%-50%。

从机组水机室声谱测试结果分析：噪声最大出现在144MW 以下低负荷工况，在162MW 以上的高负荷区，噪声相对很小。为了分析改造对噪声的影响，对声谱测量结果进行了比对。比较发现，改造后的噪声略小于改造前，尤其是在162MW 以上的高负荷区。在试验测试过程中发现在360MW 工况附近，水机室出现一种高频异常噪声，针对此现象进行了再次试验。

判断异常噪音来源与转轮泄水锥处加装HB 型式泄水锥消能孔。在第二年机组检修发现加装的机组大轴补气管改造装置中心管脱落、外管I 存在多处开裂现象。随即将改造装置全部割除，泄水锥恢复至改造前状态，并对泄水锥过流面气刨和焊接造成的凹凸面进行充分打磨修整光滑。在同样工况下开展试验，机组异常噪声消失。

表4 异常噪声试验表

4.4 处理四：顶盖加固及节流孔板加装

3、4号机顶盖更换采用1、3号机拆下的旧顶盖进行了加固改造，同时在顶盖泄压管分别新增6个节流孔板。结合试验数据，改造后，顶盖水平、垂直振动均有所改善。在0MW-162MW 的低负荷区，顶盖水平和垂直振动较大，在180MW-360MW 高负荷区，顶盖水平和垂直振动相对较小。3号机组改造后与改造前相比，整体上顶盖水平和垂直振动有所减小，高负荷区（180MW 以上）约减小40%，低负荷振动区域（162MW 以下）约减小30%-40%。此次在顶盖泄压管分别新增6个节流孔板，增加节流孔板后随着顶盖压力的增加机组推力负荷也有所增加，但推力瓦温度较修前无明显升高。改造后数据对比如表5。

表5 3号机组在线监测设备测量结果(单位:μm)

5 结论及后续建议

通过顶盖刚强度改造及辅以延长补气管、增加顶盖泄压管截流板等方式有效降低了龙开口电厂顶盖振动问题，且振动数据均优于规范标准值，证明改造是成功的，为大型混流式水轮机顶盖振动超标处理提供了经验指导。

采用加长水轮机泄水锥位置补气管，以及通过对顶盖泄压管采取节流措施，可以调整水流流态，改变激振源频率及幅度，一定程度上得到降低顶盖振动的效果，但同时需要注意的是，水流流态的变化也有可能增加顶盖振动，需要缜密计算和充分验证。对顶盖泄压管采取节流措施也会进一步增大水推力，需充分考虑好机组推力轴承的受力增加和瓦温变化情况。

顶盖刚度加强确实对降低顶盖振动有显著效果，但从设计定型后再通过改造加强顶盖刚度，很难降低到较好的稳定运行水平，所以要在设计、制造、安装等各个环节做好控制，保证设备满足实际工况要求，进而保证设备满足规程规范及合同要求。建议在后续设计、制造过程中不单要考虑理论计算和模型分析，同时要充分到考虑现场设备各种恶劣运行工况和安装存在的不可控因素，满足标准合同要求的同时，要留足设计裕度，用来消除现场安装和运行过程中的不可控因素。