淺談減小機組振動擺度的方法

阿得榮

（中國水利水電第六工程局有限公司，遼寧丹東118216）

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淺談減小機組振動擺度的方法

阿得榮

（中國水利水電第六工程局有限公司，遼寧丹東118216）

摘要：通過對赤道幾內亞吉布洛水電站1號機組轉動部分振動擺度超標消缺處理的介紹，總結了小型機組軸線調整和軸瓦調整的方法，以及造成機組運行過程中振動擺度超標的原因。

關鍵詞：吉布洛水電站；振動擺度超標；軸線調整；方法及原因

吉布洛（Djiploho）水電站位于赤道幾內亞大陸境內的維樂河（RIO WELE）吉布洛瀑布附近，電站在投運初期為系統內裝機最大的電源，電站運行方式為孤網運行，所以號稱“赤幾三峽”，其開發目標以發電為主。半地下廠房內安裝4臺單機容量為30MW的立軸混流式水輪發電機組，總裝機容量120 MW。于2012年10月10日全面竣工，經過1年的運行，1號機組出現了各部導軸承振動擺度超標的情況，具體數據見表1。

表1　1號機組擺度值　單位：mm

從數據上可以看出各部導軸承擺度嚴重超出設計與規范要求，為保證機組的安全運行，找出形成該情況的原因和解決的方法，首先分析了機組擺度超標可能產生的原因，見表2。

而后利用以下試驗來確定擺度超標的原因，并根據試驗結果采取相應處理辦法。

1　機組振擺產生原因的試驗分析

1.1勵磁電流試驗

它是區別機械振動和電磁振動的主要方法。由電磁原因引起的振動，其特點是振幅隨勵磁電流增加而增加，試驗結果見表3。

結論：

（1）振動，擺度受勵磁影響很小可以忽略不計，變化趨勢見圖1、圖2；

（2）上導Y方向擺度測量數據錯誤。

表2　機組擺度超標可能產生的原因

1.2轉速試驗

由于轉子質量分布不均勻、軸線不正等引起的機械振動，都與轉速有關，其轉速增加振幅也隨著增加，試驗結果見表4。

結論：

1）上導Y方向擺度測量數據錯誤；

2）在空載低速也產生擺度；

3）隨轉速的增加而增大（振擺與轉速關系趨勢見圖1、圖2）。

1.3負荷試驗

負荷試驗是判斷振動是否由水力因素引起的重要試驗。一般來說，如果振動與負荷變化有關，則振動是由水力因素引起的；要判明哪一個原因，則必須根據振動特性（如振動頻率、振幅、振動部位）與負荷的關系及其他所觀察到的現象，進行分析研究，各工況下的振動及擺度見下頁表5。

表3　勵磁電流作用下的振動、擺度值　單位：mm

表4　額定轉速作用下的振動、擺動值　單位：mm

圖1　擺度與轉速、勵磁、負荷關系變化趨勢

圖2　振動與轉速、勵磁、負荷關系變化趨勢

結論：

1）上、下導：同時間段負荷變化對擺度的影響很小幾乎可以忽略（2013年5月28日負荷從1-9 MW擺度變化0.01 mm）；

2）上、下導：同負荷在不同時間段變化很大，低負荷下長期運行導致擺度變大（2012年11月份至2013年2月份擺度增加了0.10 mm，2013年3月份至5月份增加了0.10 mm）；

3）水導：隨負荷的增加而變大（負荷超過14MW突然變大，進入振動區），1～4 MW為低負荷振動區。

擺度超標的原因分析：

1）從圖1可以看出：轉速對擺度的影響最大（上導和下導在轉速區已嚴重超標），其次勵磁，擺度受負荷影響最小；水導擺度在勵磁和低負荷區超標。

2）從表5可以看出：低負荷下長期運行是造成振擺變大的主要原因。

根據吉布洛機組結構特點及以上試驗結論，現場需要從機械、電氣、水力三方面采取措施來消除或減緩機組振動及擺度。

2　機組振擺處理方法

2.1機組軸線調整及處理

利用廠房內的橋式起重機為動力進行盤車測量擺度，從而檢查機組軸線的傾斜和曲折狀況，同時求出擺度值，用于分析與處理軸線。盤車數據見表6。

表6　盤車數據　單位：0.01mm

表5　1號機組擺度隨負荷和運行時間段變化關系表時間段：（2012年10月4日至2013年6月5日）

從盤車結果可以看出軸線存在折線，且超出了規范要求。為了解決軸線存在的問題，現場采取了研刮推力頭和鏡板之間的絕緣墊以及在大軸法蘭之間加銅墊的方法。絕緣墊研刮量計算采用公式：

L—兩測點的距離，mm；

D—推力頭底面直徑（內徑、外徑的平均值），mm。

通過計算絕緣墊的研刮最大量為0.03 mm，在3號點方向，但需要通過八個區域來均分和過渡、所以只能是用細砂紙輕輕地來回數十遍次功夫才能蹭出來。

大軸法蘭之間的墊片厚度計算采用公式：

L2—水導測點至法蘭測點的距離，m；

L—上導軸承測點至水導測點的距離，m；

L1—上導軸承測點至法蘭測點的距離，m。為正值時，該點法蘭處應加金屬墊，椎為負值時，在其對側點加金屬楔形墊。

經過計算，需在3點方向加墊，使用從0.01～0.15 mm相隔0.01mm的15種規格的銅皮分15個區域按照放樣過渡而成。

2.2上、下導軸瓦間隙調整

根據現場實際運行后軸瓦間隙的測量結果可以看出實際軸瓦間隙遠遠大于設計間隙，出現這種情況的原因有2種：1）瓦間隙調的偏大或者調整方式不正確；2）楔子板之間搭接量不夠，且有間隙。

針對第1）條，總結以往檢修的經驗，根據盤車記錄重新分配各導軸瓦的間隙，在抱瓦過程中提出了采用加厚度相同的標準墊片的方法來調整間隙值，然后用3.2T千斤頂頂緊，消除二次間隙的思路。經調整后復測，從記錄上可以看出間隙數值與所加的標準墊片厚度一致，且不存在二次間隙。

針對第2）條，認為原設計為保證調整后的軸承間隙保持不變，采用楔形支承結構（見圖3）本身不存在問題，但從運行瓦溫隨擺度變化的趨勢來看，瓦間隙發生了變化，因此，對楔子板進行了檢查，發現楔子板由于焊接變形使配合面之間出現0.5 mm左右不均勻間隙，而實際運行過程中采用螺栓和壓板強迫楔子板消除間隙的方法效果不佳，其原因為：1）機組停機狀態影響調整瓦間隙，實際間隙偏大；2）機組運行過程中楔子板受力后鐵板容易變形；3）上、下導擺度仍然在0.70 mm左右。這是運行過程中出現上、下導瓦松動、瓦間隙變大，擺度得不到控制的主要原因。

圖3　導軸瓦楔形支撐結構

為保證軸線調整后的效果，通過實測每塊楔子板之間的間隙或實測每塊底部楔子板（被焊接固定的那塊）焊接變形尺寸，然后重新加工楔子板（活動可調節的那塊）來消除間隙，檢修前后楔子板的搭接情況和厚度詳見下頁表7，通過上述方法保證了上、下導楔子板接觸面搭接量均在99%以上。

2.3大軸補氣閥動作壓力和行程調整

大軸補氣閥的作用是當尾水管內產生汽蝕而出現真空時，在真空負壓作用下將閥盤吸下，使空氣進入尾水管破壞真空，降低因水力因素出現氣蝕造成的機組振動（該電站4臺機組均在45 %額定負荷以上開始補氣）。如圖4所示。

在調整彈簧壓力時應根據尾水管出現的真空值來進行調整。設計給定本閥在-0.096 kg/cm2時活門打開，開始補氣；在-0.25 kg/cm2活門全開補氣。調整S至40 mm。彈簧壓力值按下式進行調整。

式中：

P—彈簧應調整的壓力值，kg；

p—尾水管補氣壓力值，（-0.096 kg/cm2時活門打開，開始補氣；在-0.25 kg/cm2活門全開補氣）；

D—閥盤直徑，cm（D=15 cm）。

表7　

圖4　補氣結構示意

因此，我方在調整彈簧壓力時，在調節行程螺母上分2次掛上質量分別為16.956 kg和44.156 kg的2塊試重塊，觀察2次試驗中的活門打開狀態，并將S調整到40 mm。

通過以上分析和調整，我方從機械、電氣和水力方面對機組產生振動和加大擺度的因素進行了優化，重新開機后各部導軸承振動擺度見表8，從表8可以看出機組檢修后各部導軸承擺度均達到設計及規范要求。

表8　調整后的擺動值　單位：mm

3　結束語

通過對赤道幾內亞吉布洛水電站1號機組振動擺度的優化，可以看出水輪發電機組的振動和擺度變大有設計、制造、安裝、檢修、運行等各方面的原因，只有在關鍵部位，關鍵工序上下功夫，嚴格按照國標規范進行安裝和檢修，同時應避開機組運行的振動區，避免機組長時間在低負荷區運行，就能夠將機組的振動擺度控制在符合設計要求的范圍內，從而保證機組的發電質量和運行壽命。

參考文獻：

[1] GB8564-2003水輪發電機安裝技術規范[S].

[2] GB/T7894-2001水輪發電機基本技術條件[S].

[3] GB/T15468-2006水輪機基本技術條件[S].

[4] DL/T817-2002立式水輪發電機檢修技術規程[S].

[5] SF30-18/5100立式水輪發電機說明書[Z].

[6] HLA743-LJ-210混流式水輪機技術條件[Z].

作者簡介：阿得榮（1981-），男，工程師，從事水電站機電安裝工作。

收稿日期：2015-12-21

DOI：10.13599/j.cnki.11-5130.2016.04.002

中圖分類號：TK730.7

文獻標識碼：B

文章編號：1672-5387（2016）04-0006-05