燈泡貫流式水輪發(fā)電機組故障診斷方法淺析

王 佩 萬 元

（湖南五凌電力科技有限公司，湖南 長沙 410004）

0 前言

隨著國民經濟發(fā)展對電力工業(yè)需求的不斷增長，低水頭段的燈泡貫流式水電站得到了迅猛發(fā)展，主機設備也經歷了技術引進、合作生產、自主研發(fā)的快速發(fā)展歷程[1]。受早期設計、加工制造水平的限制以機組投運時間的增長，早期投運的燈泡貫流式機組設備的缺陷問題也逐步凸顯[2]，且相同電站同批次相同型號的設備也可能存在特性問題，排查難度極大。

某電站共裝機9臺燈泡貫流式水輪發(fā)電機組，總裝機容量為270MW。自電站機組投運以來，其中8號機組一直存在水導軸承水平振動超標的問題，滿負荷運行時水導水平振動最高可達300μm以上，遠遠超過了國標120μm的標準，振動情況嚴重，極易引發(fā)設備故障，導致機組僅能限負荷運行，嚴重影響機組的安全穩(wěn)定運行及經濟效益[3]。

1 問題分析

2014年，電廠通過研究分析，判斷水力因素是導致電廠8號機水導振動偏大的主要原因，次要原因為機械不平衡[4-5]。2015年，電廠組織機組A修對水導振動問題進行重點排查，一是對8號機軸線進行了調整，二是轉輪返廠維修中進行了槳葉翼型修復、槳葉安放角調整、轉輪靜平衡試驗等工作，三是安裝時嚴格控制水導間隙和槳葉間隙，四是對槳葉協(xié)聯(lián)進行了優(yōu)化。檢修后，在相同水頭和負荷條件下，8號機水導振動比檢修前下降了約30μm，其中四倍頻下降明顯，說明槳葉安放角調整等工作對減振起到了一定效果，但是8號機組振動超標的根本原因仍未找到。

根據(jù)8號機組A修的成果，可以徹底排除槳葉同步性、槳葉與轉輪間隙、導槳葉協(xié)聯(lián)關系、槳葉翼型、軸線以及水輪機機械不平衡力等因素對水導振動的影響，檢修取得了一定成果，但機組在常見的2至11米水頭下帶高負荷時仍然存在水導水平振動超標的現(xiàn)象，導致機組出力受限。

為徹底解決8號機水導振動偏大的問題，結合8號機組A修的檢修成效和現(xiàn)有的研究成果分析，該文制定了系統(tǒng)性的試驗方案來對故障進行逐一排查。一是結合力傳遞對比試驗和管型座模態(tài)對比試驗分析8號機水導振動的振源，并對比運行良好的機組，檢查機組管型座支撐系統(tǒng)是否存在問題；二是通過應力應變對比試驗和水導相關配合間隙對比分析判斷機組水導軸承體、支撐環(huán)及支架配合問題；三是進行多運行工況下的機組穩(wěn)定性試驗和流道三維測繪，檢查機組進水口流態(tài)是否存在異常；四是進行導葉開口測量，對比分析8號機導葉開口的偏差是否存在不一致的現(xiàn)象。

2 研究排查

2.1 管型座支撐系統(tǒng)問題排查

2.1.1 力傳遞試驗

為檢查8號機的振動傳遞方向，分別在8號機導流錐、水導軸承支架、內配水環(huán)和管型座沿途布置若干個低頻振動傳感器，對機組進行變負荷試驗，從8MW開始每次增加2MW，直至28MW，用綜合測試儀分別記錄各試驗工況下傳感器的輸出，并應用專業(yè)分析軟件分析各測點的變化情況。同時選取運行狀況良好的4號機組，在相同的位置布置傳感器并在相同水頭下進行試驗，將試驗結果進行對比分析。試驗結果表明：1）4號機的各水平振動測點通頻雙幅值均比8號機小，在機組均帶28MW左右負荷時，4號機水導X向振動最大值為45μm，而8號機水導X向振動最大值為279μm。2）對比分析4號機組和8號機組各水平振動測點部位的一倍幅值發(fā)現(xiàn)，其中8號機組各水平振動測點的主頻均為一倍頻即機組轉頻，且一倍幅值存在較明顯的從水導處水平振動→內配水環(huán)水平振動→管型座水平振動的振動遞減趨勢，因此可推斷8號機組水平振動傳遞方向是從水導振動向管型座方向傳遞。但4號機組僅有水導軸承附近，包括導流錐X向、水導X向、水導軸承與內配把合處水平表現(xiàn)出較為明顯的以一倍頻率為主頻的特征，且其一倍幅值隨負荷變化存在遞減趨勢，但內配水環(huán)至管型座段各測點的一倍幅值隨負荷變化較平穩(wěn)，與8號機的變化趨勢不一致。3）對受迫振動，一般振動的相位滯后于作用力的相位，由于振動是從振源位置向遠處傳播，因此離振源的距離越遠，相位滯后的角度就越大。對比分析8號機不同負荷下各部位水平振動的一倍相位，可發(fā)現(xiàn)振動相位規(guī)律為從水導處至內配水環(huán)處，再到管型座處的相位是逐漸滯后的。

因此，結合各個測點幅值和相位的變化規(guī)律，可以推斷8號機組水平振動傳遞方向是從水導振動向管型座方向傳遞，即導致8號機水導水平振動且遠大于其他機組的振源為水導軸承位置。

2.1.2 管型座模態(tài)試驗

為進一步排查管型座支撐對水導振動的影響，有必要分別對4號機組和8號機組進行管型座模態(tài)試驗。由于管型座結構復雜且操作不便，常規(guī)的錘擊法難以取得有效的試驗結果，因此該文在全廠機組全停的情況下將燈泡體簡化為單平面結構，采用環(huán)境激勵法對管型座進行模態(tài)試驗。試驗結果表明，4號機組和8號機組的固有頻率和振型基本一致，結合力傳遞試驗的試驗結果可以判斷管型座支撐不是導致8號機水導振動異常的原因。

2.2 機組水導軸承體、支撐環(huán)及支架配合問題排查

分別在水導軸承支撐環(huán)板和水導軸承托環(huán)布置若干個應變片，從小到大單向手動調整負荷，分別穩(wěn)定在6MW、8MW、10MW、12MW、14MW、16MW、18MW、20MW、22MW、24MW、26MW、28MW工況點，每個工況穩(wěn)定3min，并分別用動態(tài)應力應變測試分析儀記錄各試驗工況下傳感器的輸出，采集數(shù)據(jù)后，提取各位置應力測點隨負荷變化的最大值進行對比分析。試驗結果表明，兩臺機組各位置振動應力的主頻均為轉頻，并隨負荷的增加而增加，兩臺機組的應力應變試驗結果基本一致。此外，對比兩臺機組的檢修數(shù)據(jù)可發(fā)現(xiàn)機組水導軸承瓦與主軸、水導軸承瓦與支撐環(huán)的配合間隙等數(shù)據(jù)基本一致，因此可以排除機組水導軸承體、支撐環(huán)及支架配合問題對8號機組水導振動異常的影響。

2.3 機組進水口流態(tài)問題排查

為進一步排查水流流態(tài)對機組振動的影響，該文組織對8號機進行多工況下的穩(wěn)定性試驗，試驗工況見表1。待7、8、9號機組運行穩(wěn)定后，使用綜合測試儀分別對8號機組各測點的穩(wěn)定性數(shù)據(jù)進行錄波，并同時對機組進水口的水流流態(tài)進行拍照記錄，逐步完成以上所列各運行方式下的試驗錄波后，對8號機組相關數(shù)據(jù)和照片進行對比分析。

表1 不同運行工況情況表

試驗結果表明，在不同機組的組合開機工況下，8號機組水導X向振動均隨負荷增加而增大，且在負荷超過20MW時超過國標報警限值，工況差異對8號機組水導振動影響差異不大，說明進水口流態(tài)對機組振動影響較小，但不能完全排除8號機兩個進水口流量不均造成的沖擊漩渦對機組振動的影響。

因此，該文分別利用三維激光掃描技術對4號機組和8號機組的流道進行三維測繪，共測量11站，獲取了流道的整體點云數(shù)據(jù)，拼接精度1mm，整體測量精度確保在3mm以內。試驗結果表明，雖然8號機組的流道偏差大于4號機組，但最大偏差約為1.2%，遠小于國標規(guī)定的貫流式機組流道允許偏差標準±2%[6]，8號機流道偏差滿足標準要求。因此可以判斷水流流態(tài)不是導致8號機水導振動異常的根本原因。

2.4 導葉開口不一致問題排查

為檢查導葉開口是否存在不一致的現(xiàn)象，該文分別對不同開度下4號機和8號機各導葉間內、中、外三個位置的進水口距離、出水口距離、對角距離以及導葉最小間距（即導葉開口）進行測量。測量位置示意圖如圖1所示，其中1號測點代表1號導葉與2號導葉之間的開口數(shù)據(jù)，16號測點代表16號導葉與1號導葉之間的開口數(shù)據(jù)，A、B、C分別為內、中、外三個位置。

圖1 導葉測量位置示意圖

測量結果表明，4號機的導葉最小僅有2個數(shù)據(jù)超過平均值的±1%，導葉進口、導葉出口和導葉對角距離均無超標現(xiàn)象。8號機的導葉進口、導葉出口和導葉最小距離均存在超標現(xiàn)象，其中導葉最小距離有3個數(shù)據(jù)超過平均值的±2%，13個數(shù)據(jù)超過平均值的±1.5%，49個數(shù)據(jù)超過平均值的±1%。不同導葉開度下8號機導葉最小間距與其平均值的相對偏差（單位mm）如圖2所示，可見8號機導葉開口在不同開度下均存在整體向右側（面朝上游）偏的現(xiàn)象。

圖2 導葉開度偏差分布示意圖

3 導葉開口偏差問題核算

為判斷導葉開口偏差對水導軸承振動的影響，該文采用CFD仿真技術對相關數(shù)據(jù)進行核算?；顒訉~采用整體全周期造型，網格采用四面體網格，網格數(shù)約220萬（節(jié)點數(shù)約42萬）。轉輪采用1/4周期造型，網格采用四面體網格，1/4周期轉輪網格數(shù)約80萬（節(jié)點數(shù)約65萬）。在前處理軟件中將1/4周的轉輪網格陣列成全周期，保證每1/4周期的轉輪葉片網格相同。

湍流模型采用RNG k-ε模型。導葉為靜止域，導葉進口為計算進口，按計算工況給定相應流量，來流方向垂直于進口邊界曲面。轉輪為旋轉域，按計算工況相應轉速設置，轉輪出口為計算出口，給定平均靜壓為0。導葉與轉輪之間設置動靜接觸面，按frozen rotor方式連接。仿真計算模型如圖3所示。

圖3 仿真計算模型示意圖

計算的模擬工況為水頭9m時100%、70%、35%額定出力共3種情況。為了驗證導葉偏差對水導振動的影響，該文分別計算了兩種狀態(tài)下轉輪所受的徑向力。一種是導葉完全同步的狀態(tài)，另一種是將1～10號導葉按正常轉角增大1%造型，將11～16號導葉按正常轉角縮小1%造型，模擬導葉開度不同步的狀態(tài)。

核算結果表明，從受力來看，當導葉不同步時，機組轉輪的徑向力遠大于同步狀態(tài)，且在導葉開度大于70%后出現(xiàn)激增的現(xiàn)象，與電廠8號機水導水平振動的增加趨勢基本一致。其中在100%出力工況下，轉輪在非同步導葉條件下受徑向力43.88N，遠遠大于同步導葉條件下受徑向力0.49N，前者大約是后者的90倍，非同步導葉條件下轉輪受徑向力方向如圖4所示。

圖4 非同步導葉（100%出力）時轉輪徑向力方向示意圖

此外，從流態(tài)上來看，在同步導葉開度條件下，各個方向的流量分布相對均勻，而非同步狀態(tài)下左下方向的流量大于右上方向的流量，與徑向力的方向一致。因此可以判斷導葉開口不均為導致電廠8號機水導水平振動異常的主要原因。

4 結語

該文針對某電廠8號機組水導軸承水平振動偏大的問題進行研究，根據(jù)現(xiàn)有的研究基礎制定了系統(tǒng)性的試驗和檢查策略，利用停機試驗和機組小修逐步排除了管型座支撐系統(tǒng)問題等可能導致水導軸承振動異常的因素，最終確定水導振動異常的主要原因為導葉開口不均，并通過水力仿真對判斷結果進行了驗證。下一步，電廠將對導葉開口調整并進行相關試驗，徹底消除水導水平振動異常的安全隱患。