水电站机组下导摆度突变原因分析及处理

周耘辛 张鹏 周清武

摘要： 老挝南公1水电站80 MW水轮发电机组在调试中出现了下导摆度突然增大的异常情况。为了查找导致该变化的原因并消除故障，主要从动静摩擦、质量不平衡、机组轴线、轴承滑转子等方面开展了排查工作。结果表明：机组下导摆度突变是由于轴承滑转子发生倾斜缺陷造成的。为此，通过开展动平衡试验和采取监测探头下移等措施，使下导摆度数据得到明显改善，达到了预期目的。对该水轮发电机下导摆度突变现象的原因分析及故障处理，可为其他类似故障诊断提供一定的参考。

关 键 词： 水轮发电机组; 下导摆度; 异常突变; 故障处理; 滑转子倾斜; 南公1水电站; 老挝

中图法分类号：  TV734.2+1

文献标志码：  A

DOI： 10.16232/j.cnki.1001-4179.2022.03.035

0 引 言

水轮发电机组各部位振动摆度作为反映机组运行工况的重要动态指标，对机组长期安全稳定运行具有重要意义。新装机组调试是检验机组设计、制造及安装的重要環节，在调试过程中，时常会遇到一些难以预料的突发情况，有的突发情况的原因直观易找，有的突发情况的原因复杂隐蔽，如机组异常摆度现象  [1] 会造成调试中断，而这类问题的原因通常比较复杂，需要对机组结构件的刚强度、主轴加工精度、滑转子紧量  [2] 、轴领表面热弯曲变形  [3] 、轴线盘车、导瓦间隙、转子质量不平衡  [4] 、动静摩擦  [5] 等诸多因素逐一仔细排查，直至找到真实原因。

老挝南公1水电站共装有2台80 MW混流式水轮发电机组，发电机为悬式结构，额定水头为175 m，额定转速为333.3 r/min。发电机采用一根轴结构，推力轴承为单波纹弹性油箱，与上导轴承共用一个油槽，下导轴承和上导轴承分别有8块巴氏合金瓦。下导轴承主要由下导滑转子、下导轴瓦（含绝缘层）、支柱螺栓、油冷却器、油槽密封盖等部件组成。

2号机组首次启动后，机组达到额定转速后的振动摆度等各项指标均良好（上导47 μm、下导103 μm、水导35 μm）。在正常运行约30 min时，下导摆度发生突变，由103 μm突增至750 μm;随之水导增至82 μm，上导摆度为46 μm，几乎无变化，下机架水平振动均增长了约10 μm，各项瓦温数据无明显变化。表1给出了下导摆度突变前后的数据对比，并结合图1趋势曲线，反映出下导摆度突变是在瞬间发生的。另外，在开、停机过程中，发现低转速时下导摆度存在阶跃现象，即机组转速在30 r/min时，摆度值突变240 μm。通过开展变转速试验，发现下导摆度随机组转速的上升而降低，有明显的陀螺效应。为此，在下导轴领处安装了百分表，录像记录的摆度值也证实了这一点。

下导瓦安装总间隙为380 μm。按照国家规范要求，下导摆度不得超过其总间隙的75%，即285 μm，该机组在空转状态时的下导摆度突变值已远超国家规范标准  [6] ，不利于机组长期稳定运行，必须排查原因并消除故障。

1 原因分析与排查

通常，引起机组振动摆度异常的原因有：机械不平衡、电磁不平衡、水力不平衡。机械不平衡一般反映为振动频率与转速一致，且与转速平方成正比;电磁不平衡一般反映为振动随励磁电流增大而明显增大;水力不平衡主要反映为振幅随负荷或接力器行程的增减而增减  [7] 。

由于该机组下导摆度突变问题发生在机组空转工况，且机组其他各项指标均无异常，故可不考虑发电机电磁力和水轮机水力等因素的影响。本文主要从轴承与机架、动静摩擦、质量不平衡、机组轴线、轴承滑转子等可能引起下导摆度突变的机械部位进行了原因分析与排查。

1.1 轴承及机架

从在线监测数据分析来看，下导摆度异常突变值较大，已超出导瓦总间隙380 μm一倍，不合常理。由此推测，可能存在监测探头松动、导瓦间隙变化  [8] 、机架刚度不足、机架基础螺栓松动等原因。经停机检查，监测探头和机架基础螺栓松动被很快排除;机架刚度检查通过在机架不同部位架设百分表监测，显示实际运行振动幅值较小，故可排除;导瓦间隙检查满足厂家设计要求，拆除导瓦检查槽型绝缘、支柱螺栓  [9] 及锁定均未发现异常。

根据监测和检查结果，可以排除因轴承及机架存在缺陷而造成下导摆度突变的可能性。

1.2 动静摩擦

在拆除下导油箱密封盖时，发现密封盖接触式油挡有明显磨损痕迹，该油挡材质为聚四氟乙烯，由于油挡与滑转子接触间隙不均易造成因局部摩擦导致受热膨胀  [10] 。从在线监测数据分析来看，当下导摆度由103 μm突变到400 μm后缓慢增长，最终稳定在750 μm。这说明下导摆度真实突变值为400 μm左右，下导摆度值的增长加剧了油挡与滑转子的摩擦，因此，可初步判断400～750 μm这段缓慢增长是由接触式油挡与滑转子持续摩擦发热膨胀所致。接触式油挡密封间隙经处理后，重新开机至空转工况，下导摆度值稳定在470 μm，这也证实了上述分析。

1.3 质量不平衡

新装机组首次启动时，需从稳定性的角度评价机组的设计、制造和安装质量，分析各工况下质量不平衡、磁力不平衡、水力不平衡等因素对机组稳定性的影响。因此，在排除磁力不平衡和水力不平衡等因素后，原因排查主要从质量不平衡来开展分析，通过采用机组动平衡方法改变运行状态来帮助分析和查找原因  [11] 。

该机组在下导摆度发生突变后，因动静摩擦影响造成下导摆度值达750 μm，当消除油挡摩擦问题后再次开机，到额定空转状态下导摆度值仍有476 μm，主要是一倍转频，上机架振动偏大，为34 μm，其他数据均正常，说明不平衡主要位于转子下部。

动平衡试配重公式为

m=（5～25） G n 2R  （1）

式中： m 为试配重质量，kg; G 为转子重量，kg; n 为转速，r/min; R 为配重半径，m。

机组转子重量为183 800 kg，配重半径为0.72 m。根据式（1）计算得出试配重范围 m ≈11.5～57.4 kg。具体配重情况描述如下。

（1） 第1次试配重。在转子下圆盘逆转速160°处试加配重块54 kg。试配重后的下导摆度减小至324 μm。

根据动平衡理论，单平面动平衡方法中影响系数 α   [12] 的公式如下：

α → = A →  1-A →  0 P →   （2）

式中： A  →  0为摆度初始值，μm; P  → 为试配重量，kg; A  →  1为配重后摆度值，μm。

根据式（2） 计算得到的影响系数为 α  → =（476-324）/54=2.81（μm/kg），通过第1次试配重得出的影响系数，摆度和振动数据减小，效果明显。

（2） 第2次试配重。根据第1次配重情况，调整至相位100°，配重量为21 kg。试配后，机组摆度和振动都有所减小，其中上导、水导及机架振动都达到优良，2次配重后的数据如表2所列。

根据转子2次配重后的运行数据进行了初步分析，分析结果表明，通过动平衡的方法对改善下导摆度有一定的效果，但该方法的作用有限。从表2数据来看，第2次试配重后下导摆度已降至294 μm，但下机架水平振动有所增长，上述特征说明质量不平衡已达到零界点。另外，在动平衡试验时，通过对机组多次开、停机，发现在低转速时下导摆度存在阶跃现象，即机组转速在30 r/min时，下导摆度会突变至240 μm，随后缓慢增长。经综合分析，认为质量不平衡不是造成下导摆度问题的主要原因。

1.4 机组轴线

通过首次启动在线监测数据分析，机组手动开机至空转工况前30 min，振动摆度等各项指标均良好。由此说明，在安装阶段，轴线盘车数据是满足国家规范要求的，但若在机组空转工况时水发轴法兰处出现连轴螺栓松动、断裂等突发情况，也会造成下导摆度值突变。

机组调试中，盘车采用电动盘车工具，重新盘车需拆除轴头以上的所有部件，其工作量较大、耗时较长。为此，参建各方争议较大，主要认为主轴及连轴螺栓刚强度设计和制造出现问题的概率较低，况且相同的另一台机已顺利完成各项试验的检验。考虑到造成下导摆度值突变原因的复杂性，为了更准确地找到真实原因，最终确定采用大工作量的重新整体盘车检查方案。

由表3盘车数据可知：下导最大全摆度在0.03 mm以内  [7] ，水导最大全摆度在0.07 mm以内。根据盘车计算测量位置至镜板距离，再计算各部位相对摆度：下导为0.01 mm/m（国标允差0.02 mm/m），水发轴法兰为0.02 mm/m（国标允差0.02 mm/m），水导为 0.007  mm/m（国标允差0.04 mm/m）。机组轴线各部位盘车结果均满足国标要求，与安装阶段数据对比基本一致，未見异常，故可排除因机组轴线存在缺陷造成下导摆度突变的可能性。

1.5 轴承滑转子

为检查滑转子状态，可在机组轴线盘车的同时检查滑转子不同部位的摆度。该机组下导滑转子高度为700 mm，经现场实测，有足够空间能在下导滑转子上、中、下3个部位各架设百分表盘车测量。

由表4可知：滑转子上、中、下3个部位盘车数据呈相反趋势，且越往下部趋势越明显，可判断滑转子已出现倾斜，并存在一定不同心。至此，可认为滑转子倾斜是造成下导摆度突变的原因。

2 滑转子倾斜原因分析

该项目发电机轴采用一根轴设计，转子圆盘支架与轴焊接成整体后，在厂内完成精加工。其中滑转子采用热套工艺，在热套至主轴预定位置后与主轴整体加工而成，以保证其加工精度。

主轴在出厂验收和现场安装盘车检查数据均满足厂家设计要求，这也充分解释了机组在首次启动前30 min各项振动摆度数据均良好的现象。通过研究下导摆度突变过程细节，并结合盘车数据进行综合分析，判断下导滑转子倾斜可能原因如下：

（1） 滑转子在热套某一环节出现问题，造成滑转子未热套至主轴预定位置，随后转序精加工，误认为是正确加工。

（2） 在机加工过程中因发热膨胀或其他不明原因，造成滑转子偏移主轴预定位置，精加工后出厂检测数据显示正常。

当在机组运行后，滑转子因离心力和热膨胀作用，某一侧重新复位至主轴预定位置，此时已加工定型，滑转子上端面与主轴倒角处端面出现微量错位台阶，从而造成滑转子倾斜。

3 故障处理

在不同水电站项目，运行机组在离心力和惯性力作用下，滑转子因热套过盈量不足或摩擦发热膨胀导致其整体松动、浮动等问题时有发生  [13] 。对于类似问题的处理一般有以下2种方法：

（1） 提高滑转子与主轴的装配预紧量  [14] ，比如重新加工、热工喷涂等，可以彻底解决问题，但具有处理周期长、工作量大等特点。

（2） 在滑转子顶部加焊挡块  [15] ，利用挡块强行压住滑转子，防止其浮动，可快速改善滑转子浮动问题，省时省力，但不能彻底解决滑转子误加工后下沉引起的摆度偏大问题。

在机组调试中发生滑转子倾斜突变，相比滑转子松动、整体上浮等缺陷引起的摆度变化的情况更为少见，而且具有一定的隐蔽性，原因查找难度大，以往处理经验也难以借鉴。由于该项目的发电机是采用一根轴的设计，若返厂重新加工处理滑转子需拆除整个转子，工程量和工期耗费巨大，并会带来发电、市场等方面的重大经济损失，因此现场处理未优先采用该处理方案。

通过研究滑转子盘车数据，发现原下导探头位置与导瓦存在一定的不同心，其盘车数据相比滑转子工作面要大，说明原探头位置未能真实反映下导实际摆度。为解决该问题，现场重新制作探头支架，将该探头下移至油槽内靠近到导瓦处，现探头位置如图2所示。调整位置后，现探头更接近导瓦工作面，更能真实地反映下导实际摆度。

探头调整位置后，重新开机至空转和带负荷工况，此时显示下导摆度值恢复正常，机组各部位摆度和振动水平稳定且满足国家规范要求（数据见表5），启、停机过程中的低转速摆度阶跃现象也已消失。该机组随后经过了过速试验、甩负荷试验、72 h连续试运行等试验考核，并在重点监护下完成了一个多月的商业运行，下导摆度值已没有变化，机组其他各部位的摆度振动也都较小，连续运行平稳。

根据该机组调试、试运行和商业运行期间的摆度振动结果，可以认为在摆度突变后，将下导滑转子复位至主轴预定位置，下导滑转子已稳定牢固，滑转子现有紧量满足设计要求。至此，该故障问题得以成功解决，说明下导摆度探头位置下移的处理方案是合理的，处理结果也得到了外方咨询工程师的认可，避免了大量工作量和重大经济损失。

4 结 论

新装机组调试是检验机组设计、制造及安装的重要环节，机组异常摆度现象会造成调试中断，造成这类问题的原因通常比较复杂。本文针对老挝南公1水电站2号机组首次启动试验中发生的下导摆度突变的问题，从轴承与机架、动静摩擦、质量不平衡、机组轴线、轴承滑转子等可能引起下导摆度突变的机械部位进行了系统性分析与排查，同时，通过数据分析，找到了问题症结所在并根据具体情况采取了简单易行、合理可靠的方法解决了该问题，从而得出以下结论。

（1） 该机组首次启动时下导摆度发生突变，主要为轴承滑转子倾斜所致，但下导轴承滑转子倾斜至预定位置后稳定牢固。将下导摆度探头调整至油槽内更靠近到导轴承瓦的位置后，机组在调试、试运行和商业运行期间的下导摆度值再也没有发生变化，机组其他各部位的摆度振动值也都较小;机组各轴承的摆度和振动水平稳定且满足国家规范要求;启停机过程中低转速摆度阶跃现象也已消失。

（2） 水轮发电机轴承滑转子的制造、装配质量与机组运行振动摆度水平有较强的关联性。当其设计或制造环节出现问题时，难以从根本上消除故障或解决问题的代价会很大，相关单位应高度重视，加强设计把关和制造、安装的工艺控制。

（3） 对于采用热套工艺组装的轴承滑转子，应在主轴结构设计上采取防止滑转子因轴向移动引起倾斜的预防措施。

参考文献：

[1]  先嘉，吴博.某水电站水轮发电机组异常摆度现象的分析与处理[J].四川水力发电，2013，32（6）：120-121.

[2] 方文.水轮发电机上导滑转子与上端轴配合松动的分析处理[J].东方电气评论，2019，33（1）：49-52.

[3] 陈大禧，朱铁光.大型回转机械诊断现场实用技术[M].北京：机械工业出版社，2002：105-106.

[4] 杨国安.转子动平衡实用技术[M].北京：中国石化出版社，2012.

[5] 卢双龙，吴峥峰，彭天波.某小型水轮发电机振动问题分析及处理[J].人民长江，2012，43（15）：92-94.

[6] 中华人民共和国国家质量监督检验检疫总局.水轮发电机组安装技术规范：GB/T 8564-2003[S].北京：中国电力出版社，2004.

[7] 敬燕飞.某水电站发电机下导轴承摆度异常原因分析[J].人民长江，2013，44（增1）：177-181.

[8] 李贵吉，叶喻萍，杜春生.某水电机组水导摆度突增原因分析及处理[J].水电与抽水蓄能，2021，7（3）：92-98.

[9] 李进强.某水电站机组导轴承支撑间隙调整方式[J].云南水力发电，2019，35（5）：141-143.

[10]  周清武，付烈坤，杜轩，等.某电厂水轮发电机组下导摆度异常故障诊断[J].四川轻化工大学学报（自然科学版），2020，33（5）：83-88.

[11] 范春生.现代水轮发电机组动平衡故障诊断与实践[J].人民长江，2011，42（21）：85-88.

[12] 姚大坤.影响系数法在水电机组动平衡中的应用[J].大机电技术，2001（7）：68-70.

[13] 陆柳艳.乐滩电厂水轮发电机顶轴滑转子松动问题分析及处理[J].红水河，2016，35（5）：111-114.

[14] 占樂军，许义群.水轮机上导轴承滑转子松动原因分析[J].云南电力技术，2015，43（增）：153-154.

[15] 何伟，周军长，曾玉好，等.水轮发电机下导滑转子松动原因分析及处理[J].水电与抽水蓄能，2020，6（2）：74-97.

（编辑：赵秋云）

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