李崇仕，何葵東，王衛(wèi)玉，畢智偉

(1.國家電力投資集團水電產業(yè)創(chuàng)新中心，湖南長沙 410004；2.國網湖南省電力有限公司電力科學研究院，湖南長沙 410007)

0 引言

某電廠3臺18.5 MW燈泡貫流式機組，額定轉速75 r/min，額定水頭6.55 m，運行時間三十余年，近年來機組關鍵部件振動超標，其中最為突出的是水導軸承徑向振動。水導軸承徑向振動超標是機組運行異常的體現(xiàn)，由于存在異常振源，將會導致機組薄弱部件出現(xiàn)裂紋、疲勞斷裂等現(xiàn)象[1－4]。水導徑向振動超標分為暫態(tài)和穩(wěn)態(tài)工況振動超標，本文主要分析穩(wěn)態(tài)工況(排除振動區(qū)、過渡過程等暫態(tài))振動超標的情況，穩(wěn)態(tài)工況振動超標最明顯的特征是隨著導葉開度的增加，水導軸承水平X向振動趨勢上升，遠大于GB/T 15468—2020?水輪機基本技術條件》中針對水導軸承水平振動的規(guī)定。

1 水導軸承異常振動數(shù)值及波形頻譜特征

國標規(guī)定當n≤100 r/min時，水導軸承徑向振動允許值為120μm，該電廠水導軸承徑向振動超標表現(xiàn)為X向振動超標，Y向振動不超標，且不同機組呈現(xiàn)不同的表現(xiàn)。利用在線監(jiān)測設備對3臺機組一個季度的數(shù)據進行分析，得到水導軸承在不同運行工況參數(shù)下的特征，3臺機組水導軸承X向振動均存在超標。由于每臺機組流態(tài)或者每臺機組的運行穩(wěn)定特性導致了各個機組呈現(xiàn)不同的超標狀態(tài)，但其中3號機組水導軸承X向振動均值最大，達到200μm以上。圖1、圖2為3號機組水導軸承X向振動隨有功、水頭趨勢變化情況，圖3為3號機組水導軸承X向振動波形和典型工況的頻譜特征，圖4為水導軸承、轉輪室X向振動，有功功率大于10 MW以上趨勢變化圖。

圖1 水導軸承X向振動隨有功功率趨勢變化

圖2 水導軸承X向振動隨水頭趨勢變化

圖3 水導軸承X向振動波形頻譜

圖4 水導軸承、轉輪室X向振動隨有功趨勢變化

振動異常主要集中在中低水頭、高負荷工況，頻率成分主要為1X和4X頻率，也就是轉頻和槳葉倍頻的特征，同時發(fā)現(xiàn)水導軸承徑向振動和轉輪室振動隨有功都呈現(xiàn)緩慢上升趨勢。頻繁的振動超標導致機組運行條件惡化，電廠針對機組運行，如水導軸承X向振動超過180μm必須現(xiàn)場檢查，超過280μm則需要現(xiàn)場干預，采取調整負荷、清污、開停機等手段。由于機組運行穩(wěn)定性差，極大降低了電廠的發(fā)電效益。

2 燈泡貫流式機組和水導軸承結構特點

燈泡貫流式機組轉動慣量小、過機流量大，當機組處于過渡過程水力慣性系數(shù)較大、穩(wěn)定性較差。機組殼體為燈泡形狀，在流道里通過垂直和水平支撐固定機組殼體。通常水輪發(fā)電機組在流道中以管型座上、下豎井為主要支撐，全部受力通過上、下豎井傳到混凝土基礎上，為增加發(fā)電機燈泡殼體的穩(wěn)定性，發(fā)電機采用三支撐結構形式，即下部設垂直支撐，左右兩側各設有水平側向支撐。

水導軸承為機組軸系的支撐點，與組合軸承一道構成兩點支撐，承受機組整個軸系的質量和限制機組旋轉時產生的徑向位移。圖5為水導軸承現(xiàn)場裝配圖，水導軸承采用筒式結構，分上下兩瓣，扇形支撐板為127°，以－Y方向對稱布置，固定在導流錐上。

圖5 水導軸承現(xiàn)場裝配圖

3 原因分析

水導軸承所承受的徑向力，主要為轉動部分的不平衡力、水流在轉輪內的水力不平衡、尾水管水壓脈動、導葉與轉輪間水壓脈動、燈泡體結構振動作用，以及從發(fā)電機側傳導的電磁力作用。因此貫流式機組水導軸承徑向振動超標，不外乎從機械、電氣、水力三個方面及互相耦合導致[5－11]。

1)機械原因。主軸彎曲或撓曲，推力軸承調整不良，軸承間隙過大，主軸法蘭連接不緊，機組對中心不準；轉輪等旋轉部件與靜止件相碰；旋轉體不平衡；軸承間隙過大，主軸過細，機組轉速與軸系臨界轉速重合；傳感器故障、安裝位置問題；機組支撐和水導軸承結構。

2)電氣原因。周期性的磁拉力分量；轉子和定子之間有不均勻的氣隙時所引起的作用力；轉子線圈短路時引起的力；發(fā)電機在不對稱工況下運行時產生的力。

3)水力因素。尾水渦帶、卡門渦、間隙射流；導槳葉不協(xié)聯(lián)；空蝕振動；反水錘引起機組的振動；引水系統(tǒng)的共振；導葉開口不一致、不同步；槳葉開口不一致、不同步；運行水頭變化。

電廠主要開展穩(wěn)定性試驗(變轉速、變勵磁、變負荷)、協(xié)聯(lián)優(yōu)化試驗、更換測量傳感器、導槳葉同步性處理、槳葉安放角一致性檢查、導葉開度均勻性測量、利用機組檢修對水導軸承進行檢查等相關專項處理，對上述各項原因，進行一一排查分析。最后確定振動超標的直接原因是機組運行水頭變化，導致實際運行水頭偏離設計水頭；間接原因是機組支撐和水導軸承結構問題。

3.1 直接原因

查詢機組運轉特性曲線見圖6所示，機組高效率對應的水頭段為6～9 m，但目前機組實際運行水頭范圍4～7 m。由于該電廠套用機組的設計水頭高于電站的實際水頭，且受上游電站擴機和下游電站蓄水頂托的影響，機組現(xiàn)場運行水頭與設計水頭嚴重不符，導致機組在該區(qū)間穩(wěn)定性差，是造成水導軸承徑向振動超標的主要原因。同時由于所處河道在雨季期，樹木等大尺寸的異物在攔污柵前堆積，造成水頭的損失，使得機組的穩(wěn)定性進一步劣化。

圖6 電廠真機轉輪綜合特性曲線

3.2 間接原因

機組支撐結構分析:貫流式機組燈泡殼體支撐分為垂直支撐和水平支撐。垂直支撐為燈泡頭上豎井管型座、燈泡頭下方球面支撐以及燈泡體上下豎井管型座，水平方向為左右兩根防振球面支撐。球面支撐允許燈泡體有軸向和徑向的微量位移。其中垂直支撐為主支撐，水平支撐為輔助支撐。

水導軸承結構分析:該廠水導軸承采取通用的筒式軸瓦結構，有別于混流式機組水導軸承分瓣的形式，使得貫流式機組水導軸承振動，不會由于運行一段時間出現(xiàn)某塊瓦松動導致振動值上升的趨勢[12]。水導軸承支撐為扇形支撐板固定在燈泡殼體上。

綜上分析，豎井管型座為機組燈泡殼體的支撐，燈泡殼體為水導軸承的基礎。軸對軸承的沖擊，通過力的傳導最終到達管型座基礎上。水導軸承X向振動傳感器的安裝位置結構最終通過扇形板固定螺栓與導流錐聯(lián)接為整體結構，實際傳感器測量的是導流錐和水導軸承支撐的疊加振動。由于垂直支撐相較于水平支撐剛度更大，抵抗激振能量也越強，造成水導軸承Y向振動幅值較X向振動小。因此可判斷貫流式機組水平支撐弱是造成水導軸承徑向振動超標的部分原因，同時傳感器測量振動為疊加振動也是造成振動偏大的間接原因。

4 建議

4.1 開展安全性評估

針對目前的情況，在水導軸承徑向振動平均幅值狀態(tài)下，測量水導軸承表面以及水導扇形支撐的動態(tài)交變應力，利用Goodman公式計算出水導軸承允許的疲勞許用交變應力值，兩者比較就可以對水導軸承進行安全性評價。由于水導軸承在機組運行時，主要承受的是環(huán)向的應力，因此在殼體布置6個環(huán)向的單向應變片。在水導軸承扇形支撐板上，對稱布置2個指向軸線的徑向應變片，監(jiān)測機組處于不同運行水頭、有功功率下的動態(tài)應力。

1)水導軸承本體交變應力水平隨負荷增大略有增大，本體交變應力水平均處于較低水平(低于6 MPa)。

2)扇形板交變應力水平隨負荷的增大有增大趨勢。

由于結構疲勞失效主要受結構所受平均應力σm及交變應力σa影響。根據Goodman公式:

該廠水導軸承材料采用Q235A，式中:σm為平均應力；σb為極限強度，428 MPa(參考?材料工程基礎要覽》)；σ－1為許用應力疲勞值，120 MPa(參考GB/T 3811—2008?起重機設計規(guī)范》)；σa為當前平均應力σm對應的疲勞許用交變應力值[13－15]。

水導軸承平均應力可以通過數(shù)值模擬仿真，模擬機組在額定有功功率工況運行時，機組軸線整個受力加載情況。貫流式機組主要是通過兩點支撐、水導軸承和組合軸承承受著發(fā)電機轉子、組合軸承、機組主軸、水導軸承、水輪機的重力作用及水輪機所受浮力。通過模擬計算可知水導軸承環(huán)向平均應力最大值為12.6 MPa。根據式(2)可以計算出當前疲勞許用交變應力值σa＝116.5 MPa。

水導軸承交變應力正常工況最大測量值為5.5 MPa，遠小于當前疲勞許用交變應力值σa＝116.5 MPa的要求；正常工況，扇形板最大交變應力值為8.7 MPa，也遠小于當前疲勞許用交變應力值。運行情況表明，水導軸承異常振動時，軸承瓦溫并未出現(xiàn)增大情況，因此當前水導軸承異常振動不會對機組水導軸承及扇形板構成嚴重安全風險。后續(xù)可以對水導軸承進行疲勞壽命評估，通過組合不同運行負荷的幅值情況，根據S/N曲線和疲勞損失累積MINER原則，精確計算水導軸承的疲勞壽命。

4.2 扇形支撐板結構優(yōu)化

該廠水導軸承支撐扇形板目前為127°，相比于國內其他一些機組其角度存在偏小情況，可能引起水導軸承徑向支撐剛度偏小。通過在水導軸承模型上施加水平方向2 MPa的載荷，固定約束扇形板端部，進行剛強度仿真分析。并將扇形板支撐面積調整到150°和180°進行計算，得出水導軸承同一節(jié)點的振動變形值對比情況見表1。

表1 不同扇形板角度水導軸承水平位移輸出

增大扇形板角度，可以有效提高水導軸承剛度，減少水導軸承水平位移變形，進而起到改善水導軸承水平振動作用，其中150°扇形板方案可降低水導軸承水平位移變形45%，180°扇形板方案可降低水導軸承水平位移變形84%。

4.3 運行和技改建議

考慮3號機組水導軸承徑向振動超標問題，在開機順序可以優(yōu)先調整1、2號機組最先開機，停機則相反。當來水較好的情況下，負荷分配則采取1、2號機組優(yōu)先帶滿負荷。運行時，重點關注水導瓦溫變化情況，同時關注攔污柵差壓，加強進水口攔污柵浮渣的清理。針對機組嚴重偏離設計工況，實際水頭降低，可考慮開展轉輪改造工作，提升機組發(fā)電能力，改善機組運行穩(wěn)定性。

5 結語

本文旨在研究某水電廠機組在穩(wěn)態(tài)工況水導軸承徑向振動X向振動超標的現(xiàn)象，通過研究查找出原因和機組的優(yōu)化和運行建議，主要結論如下:

1)燈泡貫流式機組中低水頭、高負荷工況下，水導軸承徑向振動超標頻繁。

2)機組的設計水頭高于實際水頭，又由于上游電廠的棄水、下游電廠的頂托影響導致實際水頭進一步降低，導致機組嚴重偏離機組高效率運行工況，機組穩(wěn)定性差。

3)貫流式機組水平支撐弱造成水導軸承水平X向振動超標，同時傳感器測量的振動不是絕對振動，為導流錐與水導軸承支撐的疊加振動，也是造成振動偏大的間接原因。

4)為提高電廠機組穩(wěn)定性，可從水導軸承扇形板結構優(yōu)化、機組運行和技改方面、水導軸承疲勞壽命計算提高等方面進行綜合優(yōu)化考慮。