灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析_王佩.pdf

发电技术POWER GENERATION TECHNOLOGY灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析灯泡贯流式机组水导轴承振动偏大问题分析王佩，万元（湖南五凌电力科技有限公司，湖南 长沙 410004）摘要：文中根据灯泡贯流式机组水导轴承的特点，分析了导致水导轴承振动超标的原因，并以某电厂为例，采取了针对性的排查措施，最终明确了该电厂水导振动偏大的主要原因为水力因素，主要包括协联关系、桨叶开口不均匀和导叶开度不均三个方面，同时针对问题提出了优化建议。关键词：灯泡贯流式机组；水导轴承；振动超标中图分类号：TK 733文献标志码：B文章编号：1006-348X（2023）03-0060-03收稿日期：2023-03-05作者简介：王佩（1990），男，硕士，工程师，主要从事水电机组安全稳定性分析相关工作。0引言某电站共装机9台灯泡贯流式水轮发电机组，总装机容量为270 MW。最大水头13.2 m，设计水头8.5 m，最小水头2.2 m，转轮直径6.9 m，协联调节设计。自电站机组投运以来，该电站8号机组一直存在水导轴承水平振动超标的问题，满负荷运行时水导水平振动最高可达300 m以上，远远超过了国标120 m的标准，振动情况严重，极易引发设备故障，8号机组曾出现过水轮机连轴螺栓损坏故障，这与振动情况严重也有一定的关联1。1问题描述根据电厂机组状态在线监测系统 2012-2014 年历史数据，对机组运行过程中水导水平振动超过120 m的水头-负荷点绘制曲线图，如图1所示。可见，电厂8号机组在各个水头段均存在水平振动超标的现象，当水头大于8 m，负荷超过18 MW时，超标现象显著，查阅数据可知此时水导振动为200 m以上，并随着负荷增加最高可达300 m以上。由于电厂机组常遇水头为810m，在常遇水头范围8号机组振动区为高负荷区，为确保机组安全，采取限制机组负荷的方式，主要在中低负荷区运行，导致机组长期不能带高负荷运行，严重影响机组的发电效益。图1水导水平振动超过120 m水头-负荷图2原因分析灯泡贯流式机组水导轴承主要承受由主轴传导的径向力，主要包括转动部分的不平衡力、水流在转轮内的水力不平衡、尾水管水压脉动和导叶与转轮间水压脉动及灯泡体结构振动作用，以及从发电机侧传导的电磁力作用2。根据贯流式机组水导轴承结构特点，其振动除考虑机械方面的原因外，需考虑流体动压力及发电机部分的电磁力的影响，水导轴承振动为流体、机械、电磁三者的耦合振动，可以概括为以下三个方面3-5：1）来自机组转动部分质量不均衡等引起的惯性力、摩擦力以及其他作用力所激起的机械振动；2）由于水轮机转轮、流道各部分水流的动水压力引起的水力振动；3）由于发电机电气部分的电磁力引起的电磁振动。602023年 第3期 总第261期江西电力 2023JIANGXI DIANLI 20233研究排查根据灯泡贯流式机组导致水导轴承振动偏大的原因，电厂利用检修和试验等手段逐一进行排查分析。例如，通过变转速试验排除了转子动不平衡因素的影响，通过变励磁试验排除了电磁力因素的影响，通过模态试验排除了共振因素的影响等。最终确定，机械因素为导致8号机水导振动严重超标的次要原因，来源于水轮机侧的动不平衡。主要原因为水力因素，可能原因为水体共振、尾水管压力脉动、桨叶与导叶协联关系不良、桨叶开口不均匀、叶片翼型偏差、桨叶与转轮室间隙不均匀和桨叶操作机构偏差及导叶不同步等因素。3.1水体共振8号机组机组各测点的振动频率的主频以转频（1.32 Hz）、叶片频率（5.3 Hz）为主，振动值随负荷的增加而增大，引水系统固有频率、卡门涡频率相对较高，在设计阶段已进行共振校核。另一方面，电厂共9台机组，结构型式、基本尺寸、流道特性一致，水导轴承振动主要频率同样为转频和叶片频率，并未引起水导轴承严重超标问题。由此可以推断：水导轴承严重超标不是由卡门涡及引水系统共振引起的。3.2尾水涡带压力脉动水导轴承的水平振动及垂直振动的主频为1.32Hz即1倍频，次频为4倍频即5.3 Hz，上述频率与尾水涡带的主频不符，引起水轮机水导轴承振动的主要原因并不是尾水涡带压力脉动。3.3桨叶开口为检查桨叶开口对机组水导振动的影响，电厂利用检修机会对8号机转轮叶片的转角进行测量，测量方法为在桨叶边缘取若干个点，通过激光跟踪仪测量，测得数据如表 1 所示。可见机组桨叶平均转角为38.413，与设计转角39.2 的偏差为-0.787，远大于国标GB/T 109692008 水轮机、蓄能泵和水泵水轮机通流部件技术条件 中“叶片最大转角允许偏差应小于0.25”的规定，也大于旧国标“转角偏差应小于0.5”的要求，主要超标的位置为 2 号和 4 号桨叶。可见，桨叶开口不均匀可能为导致水导振动偏大的原因之一。表1桨叶转角测量数据（）叶片编号1234设计转角实测平均转角平均角度偏差值全关位置角度3.0871.5032.2642.509全开位置角度-35.625-35.822-36.961-35.88339.20038.413-0.787叶片转角38.71237.32539.22538.392角度偏差-0.488-1.8750.025-0.8083.4协联关系为验证协联关系对机组水轮机侧的影响，电厂分别开展了7 m、8.8 m两个水头下的协联优化试验，实验结果如表2所示，经过协联优化，在大开度下水导水 平 振 动 的 降 幅 明 显，降 幅 分 别 为 65.05%和60.75%，说明轮叶协联关系是导致机组水导轴承水平振动超标的主要原因之一，但经协联优化后，大开度下水导水平振动仍然远超国标的要求。表2协联优化前后机水导水平振动对比水头7 m水头8.8 m导叶开度（%）水导轴承水平振动（m）导叶开度（%）水导轴承水平振动（m）优化前优化后变幅优化前优化后变幅89.85261.26196.19-65.0789.51304.65243.90-60.7579.80136.80136.54-0.2679.51150.89118.11-32.7870.04108.26108.260.0069.87110.51108.30-2.2159.76103.41104.851.4459.76104.50102.41-2.0949.9394.2896.271.9950.1392.2790.42-1.8544.8787.6488.931.2940.2185.0177.54-7.473.5桨叶叶型转轮的各个桨叶之间会存在一定的差异，当桨叶翼型差异较大，在机组运行时，必然会在转轮上产生不平衡力，影响机组的稳定运行。为检查8号机桨叶叶片叶型差异，采用了激光测绘仪对8号机桨叶进行了测绘，测得8号机的翼型与理论翼型基本吻合，4个叶片的型线基本一致，且叶片最大厚度偏差满足国标在-6%3%的设计厚度之间的要求，叶片进水边的厚度偏差满足国标在15%的设计厚度之间的要求。因此，可以认定电厂8号机组的转轮叶片翼型满足原设计要求。3.6桨叶与转轮室间隙桨叶间隙不均匀同样会在转轮上产生一个不平衡力，该力会随着流量的增加而增大，引起转轮室及机组产生振动。凌津滩水电站转轮间隙的设计值为4.50 mm，允许值为3.80-6.08 mm，装配时要求左右间隙均匀，考虑到运行时转轮受到浮力的作用会上浮，因此-Y方向的间隙可以略小。查阅电厂8号机历史检修资料发现，电厂的桨叶间隙均满足设计要求，因此可以排除桨叶与转轮室间隙不均匀因素的影响。3.7导叶同步性导叶开度的均匀性对水轮机流量的均匀性有较61发电技术POWER GENERATION TECHNOLOGY大影响，是影响水轮机稳定性的主要原因之一。导叶开关不同步或不一致会导致桨叶受力不均而产生振动，振动随着负荷、水头及流量的增加而增大。电厂检修中分别对8号机不同开度下的导叶开口进行了检查，绘制不同开度下相邻导叶开口值与16个导叶开口平均值之间差值的雷达图如图2所示，其中导叶从+Y方向顺时针编号（面向上游），A、B、C为四等份测量点，A为导叶内侧。从图中可以看出，导叶开度在调整时右侧开度偏大，且随着导叶开度的增加该趋势越发明显，可以判断导叶开度不均或许为导致电厂8号机水导轴承水平振动偏大的主要原因之一。图2导叶开度偏差分布示意图4建议根据上述分析可知，水力因素是导致电厂8号机水导振动偏大的主要原因，主要包括协联关系、桨叶开口不均匀和导叶开度不均。后续可以采取以下手段消除水导振动偏大的隐患。1）进一步降低机械因素的影响。机组额定转速工况，水导轴承水平振动已接近90 m，主要影响因素为水轮机转轮侧的动不平衡，由于实施转轮动平衡配重有很大难度，因此可以提高机械安装标准，如提高轴线中心调整、盘车摆度指标，来降低机械因素的不利影响。对转轮叶片进行称重，确认其重量偏差满足要求，必要时进行叶片静平衡配重6-7。2）在设计阶段提高水导轴承部位的结构刚度。灯泡贯流式机组结构刚度较其他混流式、轴流式机组，其水导轴承的结构刚度低，机组主体为薄壳结构，过机流量大，水体作用力大，水导轴承振动普遍较其他机型大，因此降低水导轴承的最根本的方法是改进灯泡机组水轮机侧的支承方式，有目的提高水导轴承结构刚度，以降低机组运行期间水导轴承振动幅值。3）对 桨 叶 安 放 角 进 行 调 整，使 其 满 足 IEC601931999 和 GB/T 109692008 要求的各叶片安放角与理论值的允许偏差为0.25。4）完成对桨叶安放角进行调整后，对机组进行协联优化试验，试验目标以降低水轮机侧振动幅值为优先目标，兼顾机组出力和效率。5）调整导叶同步性，使其满足国标IEC 601931999及GB 109692008中“对导叶最大开度要求为单个值与平均值的比值在2%范围内”的要求。5结语文中针对某电厂8号机组水导轴承水平振动偏大的问题进行研究，结合检修和试验分析，明确了振动偏大的主要原因为协联关系、桨叶开口不均匀和导叶开度不均三个方面，并针对问题提出了优化建议，下一步将根据研究成果实施，彻底消除8号机水导轴承振动偏大的缺陷，保证机组安全稳定运行。参考文献：1 王佩，陈军华.贯流式机组水轮机联轴螺栓断裂问题分析J.集成电路应用，2022，39（4）35-37.2 李崇仕，何葵东，王卫玉，等.灯泡贯流式机组水导轴承稳态振动超标原因分析与运行建议J.湖南电力，2021，41（6）102-106.3 倪扬.影响灯泡贯流式机组振动的因素分析J.广西水利水电，2019（1）71-73.4 肖启志，黄波，刘畅尧，等.某灯泡贯流式机组水导轴承异常振动原因分析J.湖南电力，2020，40（3）34-37.5 王立刚.振动测量值对灯泡贯流式机组运行的指导J.江西电力，2009，33（1）14-15+48.6 董毓新.水轮发电机组振动M.大连：大连理工大学出版社，1989.7 马震岳，董毓新，水轮发电机组动力学M.大连；大连理工大学出版社，1989.62