協聯優化對軸流轉漿式水輪發電機組運行穩定性的影響

王輝斌，鄒桂麗，莫 劍，熊 智，陳貞石，張亞林，李 明

（1．湖南省電力公司科學研究院，湖南 長沙 410007；2．湖南省東江水電廠，湖南 郴州 423403）

與混流式水輪機組相比，轉槳式水輪機組結構較為復雜，安裝要求較高。在實際運行過程出現了各種問題，嚴重時甚至影響到機組安全穩定運行。如黃河大峽水電站第2臺機組自投運起即存在上導擺度大、振動嚴重等缺陷[1]，福建水口水電站2號機組上機架振動、軸擺度嚴重超標問題[2]，葛洲壩二江水電機組水導擺度嚴重超標、40%～55%額定負荷區存在強振等問題[3]，Inverawe電站25 MW機組高負荷區存在振動過大[4]?？梢娪斜匾獙Υ祟愃啺l電機組的運行規律進行試驗研究，總結出優化運行穩定性狀態的一般性策略。本文以小東江水電站為例進行研究分析。

小東江水電站位于湖南省資興市境內耒水河上，裝設4臺水輪發電機組，1、2號機組單機容量7 MW，為定槳式水輪發電機組；3、4號機組單機容量20．5 MW，為轉槳式水輪發電機組。工程于1984年開始施工，1990年10月投產發電。電站最大水頭17．3 m，最小水頭9 m，加權平均水頭14．6 m。

1 小東江水電站機組振動情況及初步分析

小東江水電站3號機組自投運起即存在振動異常，擺度經常性異常增大，部分工況下存在嚴重振動。根據湖南省電力公司科學研究院2006年14 m水頭的測試結果顯示：①機組在低負荷 （3～4 MW左右）運行時存在強烈振區，上機架振動最大達到了200 μm左右；②大軸擺度超標，最大達到400 μm左右，調整軸瓦間隙后有逐步增大趨勢；③非振動區運行的振動幅值偏大：上機架水平振動大部分工況超過了120 μm，水導軸承水平振動最大達80 μm。各部位振動趨勢如圖1所示。

圖1 14 m水頭振動擺度趨勢示意

為確保安全穩定運行，電廠每年對機組進行多次檢修。雖經檢修將機組軸線調整合格、導瓦間隙調整至要求值，但機組振動擺度依然異常偏大，可見軸線及軸瓦間隙并非是引起該機組異常振動的根本性原因。另根據該機組變勵磁試驗數據分析，各部位振動擺度幅值與勵磁電壓幅值的關系不明顯，因此基本排除電氣因素的振動。經分析，不能排除該機組協聯曲線不佳導致機組異常運行。嚴重的機組振動影響該機組安全穩定運行，增加檢修工作量，影響發電效益，為此電廠自2006年以來聯合試驗單位對該機組的異常振動進行了試驗研究。

2 試驗方案

（1)原協聯關系測試。試驗時，機組并網至空載開度，調速器切現地控制，在空載至最大負荷開度調節若干個導葉開度，每個工況點穩定3～5 min。

（2)協聯關系優化試驗。根據調速器內置協聯曲線需在5個水頭下進行試驗，但考慮到水頭調整的方便性，實際進行了12、14、15 m水頭的協聯優化試驗。試驗時，導葉開度分別穩定在空載開度至最大負荷開度調節若干個開度，每個導葉開度工況點手動調節槳葉開度，在原協聯點附近單向調節5～6個槳葉開度，每個工況穩定若干時間。

（3)協聯關系優化后測試。優化后測試的目的是為了通過對比測試，評估協聯優化的效果。如效果不理想，可對協聯關系進行適當修正。并重復該項試驗，直至達到預期效果為止。試驗時，先將水頭調整至與原協聯關系試驗時相同的水頭，在接近導葉開度工況下進行測試。

（4)動平衡處理。調速器協聯關系優化后，為進一步優化機組的運行狀況，視機組的振動擺度情況，可適當進行動平衡處理。

3 處理過程

3.1 協聯關系優化

根據試驗數據分析，協聯關系優化后曲線，規律跟原協聯曲線的規律基本一致：同一導葉開度下進行比較，12、13、14 m水頭的優化槳葉開度比原槳葉開度分別降低了約20%、15%、12%。協聯曲線對比見圖2所示：

圖2 協聯曲線優化前后對比

3.1.1 協聯關系優化對水輪機性能指標的影響分析各試驗水頭下，在相同導葉開度工況下進行對比，協聯優化后，水輪機的指數效率均明顯得到了提高 （平均提高約5%），各工況均有改善 （見圖3所示）。

圖3 14 m水頭協聯優化前后水輪機指數效率對比

協聯關系優化后在14 m水頭下 （額定水頭），機組最大出力達到20．8 MW，能滿足機組設計要求。

3.1.2 協聯關系優化對機組穩定性的影響分析

協聯曲線的優化對機組的運行穩定性有一定的改善，對70%導葉開度以下機組運行穩定性有明顯改善，其中50%導葉開度附近的水導擺度改善最為明顯 （降低約200 μm左右），高負荷區上機架水平振動降低約30 μm。

協聯關系優化試驗明顯提高了水輪機的效率；改善了機組的運行穩定性，特別是明顯改善了低負荷區機組的運行狀況，對高負荷區的上機架水平振動也有所改善。

3.2 動平衡優化研究

為進一步優化機組的運行狀況，決定對小東江3號機組進行動平衡試驗。該機組轉子質量為146 t，配重半徑為3．3 m，轉速為107 r/min，根據經驗在轉子上試加配重40kg，第一次試加在6號支臂（勵磁出線段對應的支臂為1號支臂，順時針編號，共8個支臂）上，第二次試加在8號支臂上，經兩次試重，最終在5號支臂上加35 kg，4號支臂上加10 kg。配重效果見表1所示。

表1 動平衡試驗結果

經配重，上導擺度和上機架水平振動幅值降低約50%以上，水導擺度在空載工況幅值有所改善。

4 優化分析

4.1 優化前后對比

在完成以上試驗后，為驗證最終優化效果，進行了13、14 m水頭穩定性對比測試，其中14 m水頭優化效果更為明顯，對比結果見圖4。

4.2 優化結果

（1）振動區內機組最大振動擺度幅值降低一半以上，解決了機組低負荷區內的強振：上機架振動從最大244 μm降低到最大97 μm，上導擺度最大值從289 μm降低到113 μm，水導軸承水平振動從最大 83 μm 降低至 23 μm。

（2）非振動區內 （40%以上導葉開度）運行，機組狀態良好：上導擺度最大88 μm，上機架水平最大振動為56 μm。

4.3 試驗結論及建議

（1）根據無水測試結果，該機組的協聯關系在60%以上導葉開度槳葉的誤差較大，建議對調速器特性進行全面檢查測試，消除協聯誤差。

（2）處理后機組在非振動區運行時水導擺度仍有約300 μm左右，盡快安排檢修機會，對機組的軸線、各導瓦間隙進行檢查調整。

（3）盡可能避開機組振動區 （35%以下導葉開度）運行。

5 結語

小東江水電站3號機組通過協聯優化、動平衡處理、檢修等手段，成功消除了機組振動異常狀況，機組運行穩定性狀態得到了極大改善：①消除了低負荷區內的強振，降低了振動擺度幅值；②水輪機效率得到了明顯提高，且能滿足機組額定出力要求。

圖4 14 m水頭協聯優化前后擺度對比

由此可見，采取協聯關系的優化和動平衡處理等多種手段，是改善轉槳式水輪機組運行穩定性的重要措施。同時也證實了協聯的進一步優化將對優化機組運行狀態具有不可忽視的作用，轉槳式水輪機的協聯曲線需經現場試驗驗證確定。

該項目的成功經驗不僅適用于軸流轉槳式水輪機組，對貫流式水輪機組同樣也有重要的參考價值。

［1］ 李建衛，等.軸流轉槳式機組振動問題處理［J］.水電站機電技術， 2002（1）:48-49.

［2］ 水口機組轉槳式機組幾起振動消除的方法［J］.大電機消息，2000（12）：13-15.

［3］ 劉梅清.大型軸流轉槳式機組導軸承間隙增大的演變及原因分析，水電站機電技術，1990（4）:4-7.

［4］ R．M．萊塞，等.解決25 MW軸流轉槳式機組的振動問題，國際水力發電， 2003（4）:20-24.

［5］ 馬振岳，等.水電站機組及廠房振動的研究與治理［M］.北京：中國水利水電出版社，2004.