水轮发电机组推力轴承缺陷引起振动超标试验研究

王新乐，董鸿魁，田 鑫

（云南电力试验研究院（集团）有限公司，云南 昆明650217）

0 概述

某水电站装机2台18 MW立轴混流式悬式机组，额定转速428 r/min，额定水头96 m。其上导轴承与推力轴承组成一个组合轴承，共用一个油盆。推力头由8 个沿圆周均匀分布的M30 螺栓与镜板联接，推力头与镜板之间有一层3 mm 左右厚度的环氧板绝缘垫层。推力瓦采用塑料瓦，刚性支撑结构。

电站1 号机组完成C 级检修后，首次开机启动试验过程中发现上机架垂直振动在“空转”及“空载”工况严重超标，尤其在转速达到95%～105%ne工况时，上机架垂直振动最大双边振幅达到0.15 mm，转速超过110%ne 后其振动幅值迅速减小，为0.07 mm 左右。带负荷后，上机架垂直振动幅值进一步减小，随着负荷的上升，其幅值逐渐降低，当机组负荷到5.5 MW 时，其幅值降低至0.02 mm左右，之后基本保持在这一水平。上机架水平振动以及其他导轴承支撑处振动幅值均在规程规定范围以内，各导轴承处大轴摆度值也均未超标。此外，上导轴承与推力轴承公用油盆中的油质变浑浊，油色变深。（以上所涉及数据均为电站用百分表检测值）

本文以现场检测数据为基础，通过对试验数据进行频谱分析、相位分析等手段，确定了引起机组上机架垂直振动的直接原因，并指出了造成其振动严重超标的间接原因，为电站后续处理施工提供了技术指导。

1 试验工况设置及测点布置

1.1 工况设置

首先通过变转速、变励磁、变负荷试验对机组整体运行情况作出诊断评价，并逐一排除可能存在的机械、电磁、水力因素造成机组振动超标的可能性[2]。此外，针对机组存在的上机架垂直振动在某一特定转速范围内严重超标这一现象，专门设置了连续变转速试验以及连续变负荷试验，目的是测试机组在不同转速及负荷下的振动变化趋势，验证不同的轴向水推力对上机架垂直振动的影响。

1.2 测点布置

根据测试内容，选定以下19 个测点对机组不同工况下的振动、摆度、压力脉动情况进行连续录波监测：①上机架+X 向水平振动、垂直振动，上机架-X向水平振动、垂直振动；②上导轴承处+X 向大轴摆度、+Y 向大轴摆度；③下机架+X 向水平振动、垂直振动；④下导轴承处+X 向大轴摆度、+Y 向大轴摆度；⑤顶盖+X 向水平振动、垂直振动；⑥水导轴承处+X 向大轴摆度、+Y 向大轴摆度；⑦大轴联接法兰处+X 向轴向窜动；⑧上机架+X 向垂直振动（电涡流位移传感器）；⑨尾水椎管进口压力，顶盖压力，导叶后压力。

其中，除上机架+X 向垂直振动为了准确比较相位，后期加装了⑧号测点采用电涡流位移传感器外，其他所有振动测点均采用压电式速度传感器；所有大轴摆度测点均采用电涡流位移传感器；大轴联接法兰处+X 向轴向窜动采用电涡流位移传感器。

2 试验数据分析

主要测试数据如表1 所示。根据测试结果，1 号机组上机架垂直振动在额定转速附近振幅达到最大值，幅值约为260 μm 左右，当转速上升至110%nr时，振动幅值有明显下降，幅值约为110 μm 左右。变负荷试验中，随着负荷上升，振动幅值有逐渐下降趋势，满负荷18 MW 时，振动幅值降至60 μm 左右。根据现行相关国家标准规定，水轮发电机组带推力轴承支架的垂直振动限值为50 μm[3]。从以上测试数据可以看出，1 号机组上机架垂直振动幅值在各个工况下均超过相关国家标准。而机组其他各项振动、摆度、压力脉动指标在各个工况下基本满足相关指标。

表1 机组振动摆度情况主要测试结果 单位：μm

根据变转速、变励磁、变负荷试验测试结果，机组不存在明显的质量不平衡及磁拉力不平衡现象。对接近过水部件的各压力测点进行频谱分析，其频率成分与振动频率并无相关性，基本可以排除水力因素的影响。因此，把研究重点集中在最有可能引起上机架垂直振动过大的推力轴承组合及其轴承支座的振动特征上来。

2.1 振源分析

从表1 可以看出，机组上机架垂直振动在空转及空载工况最为恶劣，幅值达到了260 μm 左右。针对这一工况，对上机架轴向振动及窜动数据作频谱分析，如图1 所示。由图1 可以看出，上机架垂直振动及轴向窜动频谱主要以14.2 Hz 的2 倍转频为主，并伴有少量的整数倍频，以1 倍频和3 倍频尤为明显。根据对其他测点的频谱分析结果，各导轴承处大轴摆度及轴承支座的水平振动主要以1 倍频为主，各压力脉动测点则主要以2 Hz 以下的低频成分为主，基本可以排除上机架振动是由大轴不规则撞击轴瓦或水力因素引起。

根据以上频谱分析结果，结合推力油盆内油质变黑这一现象，初步推测上机架垂直振动的振源来自于推力头组合。判断为推力头与镜板联接螺栓存在松动，其环氧板绝缘垫层存在磨蚀或损坏现象，从而导致推力头与镜板之间出现弹性变形和间隙引起机组垂直振动。

从表1 的变负荷试验数据可以看出，机组初期并网带0 MW 负荷时，上机架垂直振动达到275 μm，轴向窜动达到862 μm。机组带少量负荷后，向下的轴向水推力作用迫使推力镜板与推力瓦之间的连接变形减小，从而缓解了镜板弹性变形引起的上机架垂直振动和发电机转子轴向窜动。带2 MW 负荷时，垂直振动和轴向窜动分别下降至130 μm 和430 μm左右，分别下降了1 倍。带4 MW 负荷时，其幅值分别降至80 μm和260 μm左右。之后随着负荷的增加，其幅值下降的幅度也趋于平缓。这也从一个侧面印证了之前的推测。

图1 轴向振动及窜动频谱分析

从连续变负荷试验中可以更为明显的看到这种趋势，如图2 所示。负荷由18 MW 连续降至空载，直至解列空转，再到降速停机整个过程中，上机架垂直振动从小逐渐增大，到接近0 MW 时，这种增大趋势愈加明显，直观反映了随负荷变化，轴向水推力的变化对上机架垂直振动的影响。

图2 连续降负荷试验

从图2 中可以看到，随着负荷的降低，机组转动部分整体上移了大约1.27 mm，随着向下的轴向水推力逐渐减小，机组在推力头组合被压缩的空间逐渐恢复，加之油膜作用，产生一定的向上位移属于正常现象。此外，在降负荷过程末段发生了两次较为明显的轴向跳变现象。结合机组顶盖压力测点数据，分析此现象可能由降负荷过程中导叶关闭的非线性引起，至末段导叶全关后，顶盖压力完全泄压，导叶关闭的非线性引起顶盖压力变化的非线性是引起机组跳变的原因。

2.2 振幅分析

虽然推测上机架垂直振动的振源来自于推力头组合，但其环氧板绝缘垫层厚度仅为3 mm 左右，即使存在磨蚀或损坏，其造成的推力镜板的弹性变形也极其有限，不足以引起幅值达260 μm 左右的垂直振动。因此，对机组作连续变转速试验，如图3 所示。

图3 连续降速试验（100%ne-110%ne-20%ne）

以上3 个测点振动频率变化规律一致，故图中仅标识出其中1 个测点的频率变化规律。

据连续变转速试验表明，机组在转频接近7.13 Hz（100%ne）和4.73 Hz（67%ne）时，上机架垂直振动幅值有明显增大；反之，偏离这一转频时，上机架垂直振动幅值明显减小，且振动频率均为14.2 Hz 左右，正好为7.13 Hz 的2 倍，4.73 Hz 的3倍。在更低的转频下，本应出现在2.35 Hz（33%ne）转频下的耦合现象，由于激振力的减小造成了耦合转频和振动频率的少量偏移，分别偏移至2.92 Hz（41%ne）和14.6 Hz。据此，可基本判定上机架垂直振动谐振频率为14.2 Hz，在额定转速下与发电机转子轴向窜动的2 倍频产生共振现象，在也是导致机组在不同负荷下运行发电机上机架垂直振动发生明显改变的主要原因。

3 结论与建议

机组上机架垂直振动在接近额定转速工况下严重超标，主振频率为14.2 Hz 的2 倍频，推测其振源来自于推力头组合，与上机架固有频率耦合产生共振，初步判断为推力头与镜板联接螺栓存在松动，其环氧板绝缘垫层存在磨蚀或损坏现象，从而导致推力头与镜板之间出现弹性变形和间隙引起机组垂直振动。建议：

（1）检查推力头镜板组合、联接螺栓等是否存在松动或断裂现象，并检查推力瓦托盘、抗重螺栓是否有松动或断裂现象，消除振源。

（2）尽量避免机组在容易与共振频率发生耦合的转频下长时间停留，如14.2 Hz 的整数倍频率范围，以及可以被14.2 Hz 整除的频率范围附近。

（3）具备条件时对上机架开展模态试验，准确掌握目前上机架的固有频率[4]。

4 结语

水轮发电机组推力轴承缺陷引起机组振动性能恶化的情况较为常见，这些缺陷一般包括镜板不平、绝缘垫磨蚀、联接螺栓松动或断裂、推力头内外圆不同心等。根据缺陷种类与程度的不同，其表现出的振动幅值、频率、方向也不一而论，只有合理设置测点、科学安排试验工况，并结合试验数据综合分析，才能通过试验手段正确检测缺陷类型，为发电企业及时有效处理提供技术依据。