60MW軸流式機組大軸法蘭擺度偏大原因分析

肖惠民，肖志懷，戴勇峰

（1.武漢大學動力與機械學院動力系，湖北省武漢市 430072；2.華中科技大學能源與動力工程學院，湖北省武漢市 430074）

0 引言

近二十多年來，隨著水力機組日益大型化、高速化和大容量化，機組尺寸越來越大，剛度也隨之有所降低，國內外一些大型、巨型水電廠不同程度地出現了振動問題[1]～[3]，在行業內機組的穩定性問題越來越受到關注。機組振動、擺度過大會破壞機組的結構，降低機組運行效率，對水電站長期安全、穩定運行構成威脅，同時也會影響到電力系統的安全穩定運行。因此，對于水力機組的異常振動、擺度進行分析，找出原因，并及時進行處理，對電廠的長期安全穩定運行來說是十分必要的。

通過穩定性試驗可獲得機組重要部位的振動、擺度和壓力脈動等情況，是獲悉機組當前運行穩定性的最直接、最有效的手段[4]～[7]。通過分析機組不同部位在不同轉速、不同負荷下振擺的特點和變化規律，可判斷出機組振動的原因及振動來源，為機組的日常運行、檢修及今后的技術改造提供技術依據。

某電廠一臺立式軸流式機組常在偏離最優工況較遠區域運行，大軸法蘭連接處一直存在擺度偏大的問題，在汛期曾出現法蘭處擺度達上千微米的情況，是機組安全穩定運行的重大隱患。針對該軸流式機組大軸法蘭擺度偏大的問題，立項進行了機組穩定性試驗，以期根據試驗結果系統、全面地分析該問題，為電廠后期制定減少大軸擺度及機組改造方案提供參考和依據。

1 機組參數

機組結構型式為立式軸流半傘式，二導結構——發電機有上導沒下導，這導致發電機轉子與水輪機轉輪之間大軸長達近11m。機組基本參數如表1所示。

表1 機組基本參數表Table 1 Basic parameters of the unit

2 穩定性試驗測點

現場試驗測點包括：上導、水導處X、Y向擺度 ，上機架、下機架、定子機座、頂蓋水平X、Y向及Z向振動。

導軸承處X、Y向擺度通過電渦流傳感器測量，上機架、下機架、定子機座和頂蓋處振動通過低頻振動傳感器測量。機組實時輸出的功率、導葉及槳葉的開度以及電站上下游水位都從電廠監控系統中獲取。

3 穩定性試驗內容

由于水力機組結構復雜，其振擺常由多個因素共同作用引起，如何在眾多可能引起機組不穩定的因素中找出特定問題的具體原因是快速準確診斷并解決機組穩定性問題的關鍵。引起機組振動的原因主要可分為機械、水力、電氣三種，穩定性試驗也將分別針對以上三種原因開展。

（1）頂轉子試驗，檢查下機架剛度是否滿足要求，油壓分別為2、4、6、6.8MPa；

（2）機組空轉變轉速實驗，了解發電機轉子質量不平衡力的大小，轉速分別為額定轉速的60%、70%、80%和100%；

（3）空載變勵磁試驗，了解發電機電磁不平衡力的大小，勵磁電壓分別為額定電壓的25%、50%、75%和100%；

（4）變負荷試驗，全面了解機組運行的穩定性，負荷分別為額定負荷的60%、70%、80%、90%和100%。

4 試驗主要參考標準

DL/T 507—2014《水輪發電機組啟動試驗規程》，GB/T 11348.5—2008《旋轉機械轉軸徑向振動的測量和評定 第5部分：水力發電廠和泵站機組》，GB/T 28570—2012《水輪發電機組狀態在線監測系統技術導則》和GB/T 17189—2017《水力機械振動和脈動現場測試規程》，參照以上標準，該機組振擺允許極限值如表2所示。

表2 機組對應國標允許限值（雙幅值）Table 2 National standard allowable limit of unit（double amplitude）

5 測試數據及分析

5.1 頂轉子試驗

電渦流傳感器安裝在下機架下部，傳感器支架用鋼管固定在頂蓋上。通過頂轉子油泵裝置，分檔逐步提升油壓，每檔油壓停留5min，同步記錄數據。

根據測試數據計算得到的油缸上頂力和下機架抬起量如表3所示。

表3 油缸的上頂力及下機架抬起量Table 3 Upper jacking force of cylinder and lifting amount of lower frame

試驗測得的機組轉動部件重量為632.277t，與設計重量640.5t 相接近。下機架在承受全部自重時撓度為1.245mm，在設計允許范圍內，即下機架剛度滿足要求。

5.2 變轉速試驗

變轉速試驗測得的各部振動、擺度峰峰值隨轉速的變化趨勢如圖1、圖2所示。

圖1 變轉速擺度變化趨勢圖（97%置信度）Figure 1 Variation trend chart of swing degree at variable speed（97% confidence）

圖2 變轉速振動變化趨勢圖（97%置信度）Figure 2 Trend chart of vibration at variable speed（97% confidence）

（1）隨著轉速的增加，上導、水導擺度變化不明顯，保持在200～220μm 之間。但大軸法蘭處擺度變化非常大，從不到200μm 增大到了500μm 左右，也即額定轉速時大軸法蘭處擺度已超過允許限值。

（2）隨著轉速的增加，上機架水平振動通頻峰峰值從23μm 增大到額定轉速時的67.3μm，且轉頻振動幅值與轉速平方存在著明顯的線性關系（見圖3），頻譜分析也顯示該信號轉頻分量對應的振動幅值也為最大（見圖4），這些信息均說明發電機轉子存在質量不平衡問題。

圖3 轉頻振動幅值與轉速平方關系圖Figure 3 Relation between amplitude of rotation frequency vibration and square of rotation speed

圖4 上機架信號頻譜圖（額定轉速）（一）Figure 4 Upper frame signal spectrum（rated speed）（No.1）

圖4 上機架信號頻譜圖（額定轉速）（二）Figure 4 Upper frame signal spectrum（rated speed）（No.2）

轉子質量不平衡還會引起轉子、定子之間空氣間隙及水輪機止漏環間隙的周期性改變，從而引起電磁、水力不平衡等繼發反應，也會導致機組在開機-空轉-勵磁-帶負荷過程中，振擺依次增大。

（3）下機架、定子、頂蓋等處的振動峰峰值都沒有超過50μm，小于允許值。

5.3 變勵磁試驗

機組各部位振動、擺度峰峰值隨勵磁電壓的變化趨勢如圖5、圖6所示。

圖5 變勵磁擺度變化趨勢圖Figure 5 Variation trend of variable excitation swing

圖6 變勵磁振動變化趨勢圖Figure 6 Variation trend of variable excitation vibration

（1）隨著勵磁電壓的增加，上導擺度、水導擺度通頻峰峰值稍有增加；大軸法蘭處擺度通頻峰峰值快速增大，從350μm 增加到接近800μm。

（2）隨著勵磁電壓的增加，上機架水平振動+X向通頻峰峰值從65μm 增大到130μm，+Y向從40μm 增大到70μm，均增大明顯；其他各部位的振動通頻峰峰值均未超過50μm。

（3）所有測點信號的頻譜分析顯示，轉頻分量振動幅值遠遠大于其他振動頻率（見圖7）。

圖7 上機架、聯軸法蘭信號頻譜（變勵磁100%）Figure 7 Signal spectrum of upper frame and coupling flange（100% rated excitation）

以上分析說明該機組發電機存在明顯的不平衡磁拉力，且不平衡磁拉力對不同部位的影響差異很大：對上機架水平振動有一定的影響，但對大軸法蘭擺度的影響顯著。

5.4 變負荷試驗

各部振動、擺度峰峰值隨負荷的變化趨勢如圖8、圖9所示。

圖8 變負荷擺度趨勢圖（95%置信度）Figure 8 Swing trend chart with variable load（95% confidence）

圖9 變負荷振動趨勢圖（97%置信度）Figure 9 Vibration trend chart with variable load （97% confidence）

（1）在各負荷工況下，機組水導擺度+X、+Y向通頻峰峰值均未大于200μm。上導擺度+X、+Y向幅值由320μm 增加到了360μm，已遠超允許限值270μm。上導擺度過大預示著此處軸承間隙較大，應適當減小間隙。

（2）大軸法蘭+X、+Y向擺度幅值在380～690μm 間波動，也已遠超允許限值。頻譜分析表明，轉頻、葉片通過頻率（5 倍轉頻，與水力不平衡力相關）是該處主要的振動頻率，其他頻率幅值極小（見圖10）。

（3）機組各部位振動在各個負荷工況下都未超過100μm，滿足要求。

6 結論

對某60MW軸流式機組開展了頂轉子、變轉速試驗、變勵磁試驗和變負荷等試驗，通過試驗結果的深入分析，獲得了以下結果：

（1）發電機轉子存在一定的質量不平衡；

（2）發電機存在明顯的不平衡磁拉力，此拉力對大軸法蘭擺度有著顯著的影響；

（3） 變負荷試驗時，大軸法蘭擺度在380～690μm 之間變動，已超過允許值。轉頻、葉片通過頻率是該處主要的振動頻率。

綜上所述，該機組大軸法蘭擺度超標應是機組無下導、轉子與轉輪間軸過長、轉子質量不平衡、轉子不平衡磁拉力、轉輪水力不平衡力、上導軸瓦間隙過大等因素共同作用的結果，降低大軸法蘭處擺度理應從這幾方面著手。后期可對發電機轉子實施現場動平衡、減小上導間隙、加裝下導（空間允許情況下）、優化運行條件等措施，以改善機組的運行穩定性。