协联优化对轴流转浆式水轮发电机组运行稳定性的影响

王辉斌，邹桂丽，莫 剑，熊 智，陈贞石，张亚林，李 明

（1．湖南省电力公司科学研究院，湖南 长沙 410007；2．湖南省东江水电厂，湖南 郴州 423403）

与混流式水轮机组相比，转桨式水轮机组结构较为复杂，安装要求较高。在实际运行过程出现了各种问题，严重时甚至影响到机组安全稳定运行。如黄河大峡水电站第2台机组自投运起即存在上导摆度大、振动严重等缺陷[1]，福建水口水电站2号机组上机架振动、轴摆度严重超标问题[2]，葛洲坝二江水电机组水导摆度严重超标、40%～55%额定负荷区存在强振等问题[3]，Inverawe电站25 MW机组高负荷区存在振动过大[4]。可见有必要对此类水轮发电机组的运行规律进行试验研究，总结出优化运行稳定性状态的一般性策略。本文以小东江水电站为例进行研究分析。

小东江水电站位于湖南省资兴市境内耒水河上，装设4台水轮发电机组，1、2号机组单机容量7 MW，为定桨式水轮发电机组；3、4号机组单机容量20．5 MW，为转桨式水轮发电机组。工程于1984年开始施工，1990年10月投产发电。电站最大水头17．3 m，最小水头9 m，加权平均水头14．6 m。

1 小东江水电站机组振动情况及初步分析

小东江水电站3号机组自投运起即存在振动异常，摆度经常性异常增大，部分工况下存在严重振动。根据湖南省电力公司科学研究院2006年14 m水头的测试结果显示：①机组在低负荷 （3～4 MW左右）运行时存在强烈振区，上机架振动最大达到了200 μm左右；②大轴摆度超标，最大达到400 μm左右，调整轴瓦间隙后有逐步增大趋势；③非振动区运行的振动幅值偏大：上机架水平振动大部分工况超过了120 μm，水导轴承水平振动最大达80 μm。各部位振动趋势如图1所示。

图1 14 m水头振动摆度趋势示意

为确保安全稳定运行，电厂每年对机组进行多次检修。虽经检修将机组轴线调整合格、导瓦间隙调整至要求值，但机组振动摆度依然异常偏大，可见轴线及轴瓦间隙并非是引起该机组异常振动的根本性原因。另根据该机组变励磁试验数据分析，各部位振动摆度幅值与励磁电压幅值的关系不明显，因此基本排除电气因素的振动。经分析，不能排除该机组协联曲线不佳导致机组异常运行。严重的机组振动影响该机组安全稳定运行，增加检修工作量，影响发电效益，为此电厂自2006年以来联合试验单位对该机组的异常振动进行了试验研究。

2 试验方案

（1)原协联关系测试。试验时，机组并网至空载开度，调速器切现地控制，在空载至最大负荷开度调节若干个导叶开度，每个工况点稳定3～5 min。

（2)协联关系优化试验。根据调速器内置协联曲线需在5个水头下进行试验，但考虑到水头调整的方便性，实际进行了12、14、15 m水头的协联优化试验。试验时，导叶开度分别稳定在空载开度至最大负荷开度调节若干个开度，每个导叶开度工况点手动调节桨叶开度，在原协联点附近单向调节5～6个桨叶开度，每个工况稳定若干时间。

（3)协联关系优化后测试。优化后测试的目的是为了通过对比测试，评估协联优化的效果。如效果不理想，可对协联关系进行适当修正。并重复该项试验，直至达到预期效果为止。试验时，先将水头调整至与原协联关系试验时相同的水头，在接近导叶开度工况下进行测试。

（4)动平衡处理。调速器协联关系优化后，为进一步优化机组的运行状况，视机组的振动摆度情况，可适当进行动平衡处理。

3 处理过程

3.1 协联关系优化

根据试验数据分析，协联关系优化后曲线，规律跟原协联曲线的规律基本一致：同一导叶开度下进行比较，12、13、14 m水头的优化桨叶开度比原桨叶开度分别降低了约20%、15%、12%。协联曲线对比见图2所示：

图2 协联曲线优化前后对比

3.1.1 协联关系优化对水轮机性能指标的影响分析各试验水头下，在相同导叶开度工况下进行对比，协联优化后，水轮机的指数效率均明显得到了提高 （平均提高约5%），各工况均有改善 （见图3所示）。

图3 14 m水头协联优化前后水轮机指数效率对比

协联关系优化后在14 m水头下 （额定水头），机组最大出力达到20．8 MW，能满足机组设计要求。

3.1.2 协联关系优化对机组稳定性的影响分析

协联曲线的优化对机组的运行稳定性有一定的改善，对70%导叶开度以下机组运行稳定性有明显改善，其中50%导叶开度附近的水导摆度改善最为明显 （降低约200 μm左右），高负荷区上机架水平振动降低约30 μm。

协联关系优化试验明显提高了水轮机的效率；改善了机组的运行稳定性，特别是明显改善了低负荷区机组的运行状况，对高负荷区的上机架水平振动也有所改善。

3.2 动平衡优化研究

为进一步优化机组的运行状况，决定对小东江3号机组进行动平衡试验。该机组转子质量为146 t，配重半径为3．3 m，转速为107 r/min，根据经验在转子上试加配重40kg，第一次试加在6号支臂（励磁出线段对应的支臂为1号支臂，顺时针编号，共8个支臂）上，第二次试加在8号支臂上，经两次试重，最终在5号支臂上加35 kg，4号支臂上加10 kg。配重效果见表1所示。

表1 动平衡试验结果

经配重，上导摆度和上机架水平振动幅值降低约50%以上，水导摆度在空载工况幅值有所改善。

4 优化分析

4.1 优化前后对比

在完成以上试验后，为验证最终优化效果，进行了13、14 m水头稳定性对比测试，其中14 m水头优化效果更为明显，对比结果见图4。

4.2 优化结果

（1）振动区内机组最大振动摆度幅值降低一半以上，解决了机组低负荷区内的强振：上机架振动从最大244 μm降低到最大97 μm，上导摆度最大值从289 μm降低到113 μm，水导轴承水平振动从最大 83 μm 降低至 23 μm。

（2）非振动区内 （40%以上导叶开度）运行，机组状态良好：上导摆度最大88 μm，上机架水平最大振动为56 μm。

4.3 试验结论及建议

（1）根据无水测试结果，该机组的协联关系在60%以上导叶开度桨叶的误差较大，建议对调速器特性进行全面检查测试，消除协联误差。

（2）处理后机组在非振动区运行时水导摆度仍有约300 μm左右，尽快安排检修机会，对机组的轴线、各导瓦间隙进行检查调整。

（3）尽可能避开机组振动区 （35%以下导叶开度）运行。

5 结语

小东江水电站3号机组通过协联优化、动平衡处理、检修等手段，成功消除了机组振动异常状况，机组运行稳定性状态得到了极大改善：①消除了低负荷区内的强振，降低了振动摆度幅值；②水轮机效率得到了明显提高，且能满足机组额定出力要求。

图4 14 m水头协联优化前后摆度对比

由此可见，采取协联关系的优化和动平衡处理等多种手段，是改善转桨式水轮机组运行稳定性的重要措施。同时也证实了协联的进一步优化将对优化机组运行状态具有不可忽视的作用，转桨式水轮机的协联曲线需经现场试验验证确定。

该项目的成功经验不仅适用于轴流转桨式水轮机组，对贯流式水轮机组同样也有重要的参考价值。

［1］ 李建卫，等.轴流转桨式机组振动问题处理［J］.水电站机电技术， 2002（1）:48-49.

［2］ 水口机组转桨式机组几起振动消除的方法［J］.大电机消息，2000（12）：13-15.

［3］ 刘梅清.大型轴流转桨式机组导轴承间隙增大的演变及原因分析，水电站机电技术，1990（4）:4-7.

［4］ R．M．莱塞，等.解决25 MW轴流转桨式机组的振动问题，国际水力发电， 2003（4）:20-24.

［5］ 马振岳，等.水电站机组及厂房振动的研究与治理［M］.北京：中国水利水电出版社，2004.