周耘辛 張鵬 周清武

摘要： 老撾南公1水電站80 MW水輪發(fā)電機組在調試中出現了下導擺度突然增大的異常情況。為了查找導致該變化的原因并消除故障，主要從動靜摩擦、質量不平衡、機組軸線、軸承滑轉子等方面開展了排查工作。結果表明：機組下導擺度突變是由于軸承滑轉子發(fā)生傾斜缺陷造成的。為此，通過開展動平衡試驗和采取監(jiān)測探頭下移等措施，使下導擺度數據得到明顯改善，達到了預期目的。對該水輪發(fā)電機下導擺度突變現象的原因分析及故障處理，可為其他類似故障診斷提供一定的參考。

關 鍵 詞： 水輪發(fā)電機組; 下導擺度; 異常突變; 故障處理; 滑轉子傾斜; 南公1水電站; 老撾

中圖法分類號： ?TV734.2+1

文獻標志碼： ?A

DOI： 10.16232/j.cnki.1001-4179.2022.03.035

0 引 言

水輪發(fā)電機組各部位振動擺度作為反映機組運行工況的重要動態(tài)指標，對機組長期安全穩(wěn)定運行具有重要意義。新裝機組調試是檢驗機組設計、制造及安裝的重要環(huán)節(jié)，在調試過程中，時常會遇到一些難以預料的突發(fā)情況，有的突發(fā)情況的原因直觀易找，有的突發(fā)情況的原因復雜隱蔽，如機組異常擺度現象? [1] 會造成調試中斷，而這類問題的原因通常比較復雜，需要對機組結構件的剛強度、主軸加工精度、滑轉子緊量? [2] 、軸領表面熱彎曲變形? [3] 、軸線盤車、導瓦間隙、轉子質量不平衡? [4] 、動靜摩擦? [5] 等諸多因素逐一仔細排查，直至找到真實原因。

老撾南公1水電站共裝有2臺80 MW混流式水輪發(fā)電機組，發(fā)電機為懸式結構，額定水頭為175 m，額定轉速為333.3 r/min。發(fā)電機采用一根軸結構，推力軸承為單波紋彈性油箱，與上導軸承共用一個油槽，下導軸承和上導軸承分別有8塊巴氏合金瓦。下導軸承主要由下導滑轉子、下導軸瓦（含絕緣層）、支柱螺栓、油冷卻器、油槽密封蓋等部件組成。

2號機組首次啟動后，機組達到額定轉速后的振動擺度等各項指標均良好（上導47 μm、下導103 μm、水導35 μm）。在正常運行約30 min時，下導擺度發(fā)生突變，由103 μm突增至750 μm;隨之水導增至82 μm，上導擺度為46 μm，幾乎無變化，下機架水平振動均增長了約10 μm，各項瓦溫數據無明顯變化。表1給出了下導擺度突變前后的數據對比，并結合圖1趨勢曲線，反映出下導擺度突變是在瞬間發(fā)生的。另外，在開、停機過程中，發(fā)現低轉速時下導擺度存在階躍現象，即機組轉速在30 r/min時，擺度值突變240 μm。通過開展變轉速試驗，發(fā)現下導擺度隨機組轉速的上升而降低，有明顯的陀螺效應。為此，在下導軸領處安裝了百分表，錄像記錄的擺度值也證實了這一點。

下導瓦安裝總間隙為380 μm。按照國家規(guī)范要求，下導擺度不得超過其總間隙的75%，即285 μm，該機組在空轉狀態(tài)時的下導擺度突變值已遠超國家規(guī)范標準? [6] ，不利于機組長期穩(wěn)定運行，必須排查原因并消除故障。

1 原因分析與排查

通常，引起機組振動擺度異常的原因有：機械不平衡、電磁不平衡、水力不平衡。機械不平衡一般反映為振動頻率與轉速一致，且與轉速平方成正比;電磁不平衡一般反映為振動隨勵磁電流增大而明顯增大;水力不平衡主要反映為振幅隨負荷或接力器行程的增減而增減? [7] 。

由于該機組下導擺度突變問題發(fā)生在機組空轉工況，且機組其他各項指標均無異常，故可不考慮發(fā)電機電磁力和水輪機水力等因素的影響。本文主要從軸承與機架、動靜摩擦、質量不平衡、機組軸線、軸承滑轉子等可能引起下導擺度突變的機械部位進行了原因分析與排查。

1.1 軸承及機架

從在線監(jiān)測數據分析來看，下導擺度異常突變值較大，已超出導瓦總間隙380 μm一倍，不合常理。由此推測，可能存在監(jiān)測探頭松動、導瓦間隙變化? [8] 、機架剛度不足、機架基礎螺栓松動等原因。經停機檢查，監(jiān)測探頭和機架基礎螺栓松動被很快排除;機架剛度檢查通過在機架不同部位架設百分表監(jiān)測，顯示實際運行振動幅值較小，故可排除;導瓦間隙檢查滿足廠家設計要求，拆除導瓦檢查槽型絕緣、支柱螺栓? [9] 及鎖定均未發(fā)現異常。

根據監(jiān)測和檢查結果，可以排除因軸承及機架存在缺陷而造成下導擺度突變的可能性。

1.2 動靜摩擦

在拆除下導油箱密封蓋時，發(fā)現密封蓋接觸式油擋有明顯磨損痕跡，該油擋材質為聚四氟乙烯，由于油擋與滑轉子接觸間隙不均易造成因局部摩擦導致受熱膨脹? [10] 。從在線監(jiān)測數據分析來看，當下導擺度由103 μm突變到400 μm后緩慢增長，最終穩(wěn)定在750 μm。這說明下導擺度真實突變值為400 μm左右，下導擺度值的增長加劇了油擋與滑轉子的摩擦，因此，可初步判斷400～750 μm這段緩慢增長是由接觸式油擋與滑轉子持續(xù)摩擦發(fā)熱膨脹所致。接觸式油擋密封間隙經處理后，重新開機至空轉工況，下導擺度值穩(wěn)定在470 μm，這也證實了上述分析。

1.3 質量不平衡

新裝機組首次啟動時，需從穩(wěn)定性的角度評價機組的設計、制造和安裝質量，分析各工況下質量不平衡、磁力不平衡、水力不平衡等因素對機組穩(wěn)定性的影響。因此，在排除磁力不平衡和水力不平衡等因素后，原因排查主要從質量不平衡來開展分析，通過采用機組動平衡方法改變運行狀態(tài)來幫助分析和查找原因? [11] 。

該機組在下導擺度發(fā)生突變后，因動靜摩擦影響造成下導擺度值達750 μm，當消除油擋摩擦問題后再次開機，到額定空轉狀態(tài)下導擺度值仍有476 μm，主要是一倍轉頻，上機架振動偏大，為34 μm，其他數據均正常，說明不平衡主要位于轉子下部。

動平衡試配重公式為

m=（5～25） G n 2R? （1）

式中： m 為試配重質量，kg; G 為轉子重量，kg; n 為轉速，r/min; R 為配重半徑，m。

機組轉子重量為183 800 kg，配重半徑為0.72 m。根據式（1）計算得出試配重范圍 m ≈11.5～57.4 kg。具體配重情況描述如下。

（1） 第1次試配重。在轉子下圓盤逆轉速160°處試加配重塊54 kg。試配重后的下導擺度減小至324 μm。

根據動平衡理論，單平面動平衡方法中影響系數 α?? [12] 的公式如下：

α → = A → ?1-A → ?0 P →?? （2）

式中： A? → ?0為擺度初始值，μm; P? → 為試配重量，kg; A? → ?1為配重后擺度值，μm。

根據式（2） 計算得到的影響系數為 α? → =（476-324）/54=2.81（μm/kg），通過第1次試配重得出的影響系數，擺度和振動數據減小，效果明顯。

（2） 第2次試配重。根據第1次配重情況，調整至相位100°，配重量為21 kg。試配后，機組擺度和振動都有所減小，其中上導、水導及機架振動都達到優(yōu)良，2次配重后的數據如表2所列。

根據轉子2次配重后的運行數據進行了初步分析，分析結果表明，通過動平衡的方法對改善下導擺度有一定的效果，但該方法的作用有限。從表2數據來看，第2次試配重后下導擺度已降至294 μm，但下機架水平振動有所增長，上述特征說明質量不平衡已達到零界點。另外，在動平衡試驗時，通過對機組多次開、停機，發(fā)現在低轉速時下導擺度存在階躍現象，即機組轉速在30 r/min時，下導擺度會突變至240 μm，隨后緩慢增長。經綜合分析，認為質量不平衡不是造成下導擺度問題的主要原因。

1.4 機組軸線

通過首次啟動在線監(jiān)測數據分析，機組手動開機至空轉工況前30 min，振動擺度等各項指標均良好。由此說明，在安裝階段，軸線盤車數據是滿足國家規(guī)范要求的，但若在機組空轉工況時水發(fā)軸法蘭處出現連軸螺栓松動、斷裂等突發(fā)情況，也會造成下導擺度值突變。

機組調試中，盤車采用電動盤車工具，重新盤車需拆除軸頭以上的所有部件，其工作量較大、耗時較長。為此，參建各方爭議較大，主要認為主軸及連軸螺栓剛強度設計和制造出現問題的概率較低，況且相同的另一臺機已順利完成各項試驗的檢驗?？紤]到造成下導擺度值突變原因的復雜性，為了更準確地找到真實原因，最終確定采用大工作量的重新整體盤車檢查方案。

由表3盤車數據可知：下導最大全擺度在0.03 mm以內? [7] ，水導最大全擺度在0.07 mm以內。根據盤車計算測量位置至鏡板距離，再計算各部位相對擺度：下導為0.01 mm/m（國標允差0.02 mm/m），水發(fā)軸法蘭為0.02 mm/m（國標允差0.02 mm/m），水導為 0.007 ?mm/m（國標允差0.04 mm/m）。機組軸線各部位盤車結果均滿足國標要求，與安裝階段數據對比基本一致，未見異常，故可排除因機組軸線存在缺陷造成下導擺度突變的可能性。

1.5 軸承滑轉子

為檢查滑轉子狀態(tài)，可在機組軸線盤車的同時檢查滑轉子不同部位的擺度。該機組下導滑轉子高度為700 mm，經現場實測，有足夠空間能在下導滑轉子上、中、下3個部位各架設百分表盤車測量。

由表4可知：滑轉子上、中、下3個部位盤車數據呈相反趨勢，且越往下部趨勢越明顯，可判斷滑轉子已出現傾斜，并存在一定不同心。至此，可認為滑轉子傾斜是造成下導擺度突變的原因。

2 滑轉子傾斜原因分析

該項目發(fā)電機軸采用一根軸設計，轉子圓盤支架與軸焊接成整體后，在廠內完成精加工。其中滑轉子采用熱套工藝，在熱套至主軸預定位置后與主軸整體加工而成，以保證其加工精度。

主軸在出廠驗收和現場安裝盤車檢查數據均滿足廠家設計要求，這也充分解釋了機組在首次啟動前30 min各項振動擺度數據均良好的現象。通過研究下導擺度突變過程細節(jié)，并結合盤車數據進行綜合分析，判斷下導滑轉子傾斜可能原因如下：

（1） 滑轉子在熱套某一環(huán)節(jié)出現問題，造成滑轉子未熱套至主軸預定位置，隨后轉序精加工，誤認為是正確加工。

（2） 在機加工過程中因發(fā)熱膨脹或其他不明原因，造成滑轉子偏移主軸預定位置，精加工后出廠檢測數據顯示正常。

當在機組運行后，滑轉子因離心力和熱膨脹作用，某一側重新復位至主軸預定位置，此時已加工定型，滑轉子上端面與主軸倒角處端面出現微量錯位臺階，從而造成滑轉子傾斜。

3 故障處理

在不同水電站項目，運行機組在離心力和慣性力作用下，滑轉子因熱套過盈量不足或摩擦發(fā)熱膨脹導致其整體松動、浮動等問題時有發(fā)生? [13] 。對于類似問題的處理一般有以下2種方法：

（1） 提高滑轉子與主軸的裝配預緊量? [14] ，比如重新加工、熱工噴涂等，可以徹底解決問題，但具有處理周期長、工作量大等特點。

（2） 在滑轉子頂部加焊擋塊? [15] ，利用擋塊強行壓住滑轉子，防止其浮動，可快速改善滑轉子浮動問題，省時省力，但不能徹底解決滑轉子誤加工后下沉引起的擺度偏大問題。

在機組調試中發(fā)生滑轉子傾斜突變，相比滑轉子松動、整體上浮等缺陷引起的擺度變化的情況更為少見，而且具有一定的隱蔽性，原因查找難度大，以往處理經驗也難以借鑒。由于該項目的發(fā)電機是采用一根軸的設計，若返廠重新加工處理滑轉子需拆除整個轉子，工程量和工期耗費巨大，并會帶來發(fā)電、市場等方面的重大經濟損失，因此現場處理未優(yōu)先采用該處理方案。

通過研究滑轉子盤車數據，發(fā)現原下導探頭位置與導瓦存在一定的不同心，其盤車數據相比滑轉子工作面要大，說明原探頭位置未能真實反映下導實際擺度。為解決該問題，現場重新制作探頭支架，將該探頭下移至油槽內靠近到導瓦處，現探頭位置如圖2所示。調整位置后，現探頭更接近導瓦工作面，更能真實地反映下導實際擺度。

探頭調整位置后，重新開機至空轉和帶負荷工況，此時顯示下導擺度值恢復正常，機組各部位擺度和振動水平穩(wěn)定且滿足國家規(guī)范要求（數據見表5），啟、停機過程中的低轉速擺度階躍現象也已消失。該機組隨后經過了過速試驗、甩負荷試驗、72 h連續(xù)試運行等試驗考核，并在重點監(jiān)護下完成了一個多月的商業(yè)運行，下導擺度值已沒有變化，機組其他各部位的擺度振動也都較小，連續(xù)運行平穩(wěn)。

根據該機組調試、試運行和商業(yè)運行期間的擺度振動結果，可以認為在擺度突變后，將下導滑轉子復位至主軸預定位置，下導滑轉子已穩(wěn)定牢固，滑轉子現有緊量滿足設計要求。至此，該故障問題得以成功解決，說明下導擺度探頭位置下移的處理方案是合理的，處理結果也得到了外方咨詢工程師的認可，避免了大量工作量和重大經濟損失。

4 結 論

新裝機組調試是檢驗機組設計、制造及安裝的重要環(huán)節(jié)，機組異常擺度現象會造成調試中斷，造成這類問題的原因通常比較復雜。本文針對老撾南公1水電站2號機組首次啟動試驗中發(fā)生的下導擺度突變的問題，從軸承與機架、動靜摩擦、質量不平衡、機組軸線、軸承滑轉子等可能引起下導擺度突變的機械部位進行了系統(tǒng)性分析與排查，同時，通過數據分析，找到了問題癥結所在并根據具體情況采取了簡單易行、合理可靠的方法解決了該問題，從而得出以下結論。

（1） 該機組首次啟動時下導擺度發(fā)生突變，主要為軸承滑轉子傾斜所致，但下導軸承滑轉子傾斜至預定位置后穩(wěn)定牢固。將下導擺度探頭調整至油槽內更靠近到導軸承瓦的位置后，機組在調試、試運行和商業(yè)運行期間的下導擺度值再也沒有發(fā)生變化，機組其他各部位的擺度振動值也都較小;機組各軸承的擺度和振動水平穩(wěn)定且滿足國家規(guī)范要求;啟停機過程中低轉速擺度階躍現象也已消失。

（2） 水輪發(fā)電機軸承滑轉子的制造、裝配質量與機組運行振動擺度水平有較強的關聯性。當其設計或制造環(huán)節(jié)出現問題時，難以從根本上消除故障或解決問題的代價會很大，相關單位應高度重視，加強設計把關和制造、安裝的工藝控制。

（3） 對于采用熱套工藝組裝的軸承滑轉子，應在主軸結構設計上采取防止滑轉子因軸向移動引起傾斜的預防措施。

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（編輯：趙秋云）

Analysis and treatment of lower guide swing mutation of Namkong-1 Hydropower Station

ZHOU Yunxin 1，ZHANG Peng 1，ZHOU Qingwu 2

（ 1.China International Water & Electric Co.，Ltd.，Beijing 101100，China; 2.Dongfang Electric Machinery Co.，Ltd.，Deyang 618000，China ）

Abstract：

During the commissioning of an 80MW hydro-generator unit of Namkong-1 Hydropower Station in Laos，there was an abnormal situation which was the sudden increase of the lower guide swing.In order to find out the cause of the change and eliminate the fault，an investigation was carried out from the aspects of dynamic and static friction，mass imbalance，unit axis and bearing sliding rotor.The results showed that the mutation of the lower guide swing of the unit was caused by the tilt of the bearing sliding rotor.Through measures such as dynamic balance test and lowering the position of monitoring probe，the lower guide swing data was significantly improved and the expected purpose was achieved.This article introduced the cause analysis and fault handling of the mutation of the lower guide swing of the hydro-generator，which can be used as a reference for improving the efficiency and accuracy of similar fault diagnoses.

Key words：

hydro-generator unit;lower guide swing;abnormal mutation;fault handling;sliding rotor tilt;Namkong-1 Hydropower Station;Laos