抽水蓄能機組擺度異常原因分析與處理

莫 亞 波, 狄 洪 偉, 李 海 波, 柯 峰, 王 開 成,蔣 坤, 張 鵬, 胡 坤, 張 承 強

(1. 華東宜興抽水蓄能有限公司，江蘇 宜興 214205；2. 上海安乃基能源科技有限公司，上海 201203)

0 引 言

抽水蓄能機組在電網中承擔著調頻調相、事故備用、黑啟動等作用，其安全穩定性關乎電網的可靠運行[1]。由于各方面原因，導致抽水蓄能機組在實際運行中不可避免地存在振動問題。抽水蓄能機組啟停頻繁、工作轉速高、正反轉工作，在水力、機械、電磁等復雜因素的影響下，其振動問題比普通水輪發電機組更引人關注[2-3]。機組振動、擺度的大小是反映機組運行穩定性的重要指標，機組70%～80%的故障都能通過振動擺度反映出來。機組振擺過大會破壞機組結構，降低運行效率，嚴重時會對電站的安全運行構成威脅[4]。因此，對機組異常振動原因進行分析，找到引起機組振動的主要原因，并進行處理，對抽蓄機組來說顯得非常重要。

1 抽水蓄能機組現狀

某抽蓄電站裝有4臺單機容量為250 MW的立軸單級混流可逆式水泵水輪發電電動機組，機組額定轉速為375 rpm。水泵水輪機為立軸、單級混流可逆式，由GE Norway設計制造。發電電動機為立軸、懸式、三相空冷可逆式同步電機，型號為AT1-W，由加拿大GE公司設計制造。其中4號機組在近兩年的時間，無論抽水還是發電工況，在機組進入穩態工況后，擺度數值波動較大，且持續時間較長，有時甚至2～3小時才逐漸穩定。而且在穩定之前，各部件幅值大大超過相關標準。經過多次動平衡，擺度數值仍然較高，最高值甚至達到400 μm，而機架振動相對較小，不超過0.3 mm/s，最小值為0.1 mm/s。這在國內其他抽水蓄能機組中實為罕見。在4臺機組中，4號機組軸線是最差的，但據以往運行經驗表明，4號機組擺度數值穩定的時間不會有如此長。為保障機組的長期安全穩定運行，有必要深入研究機組的振擺穩定性。

針對某抽蓄4號機組在進入穩態工況后擺度長期無法穩定且數值較大，而機架振動又較小的情況下，本文通過對機組進行穩定性試驗和理論分析的方法，找出了影響機組擺度長時間不穩定的原因并采取了對應的處理措施，使機組振擺值滿足國家標準，提高了機組的安全性。

2 4號機組穩定性試驗

由于抽水蓄能機組自身結構的復雜性，其振動誘因非常復雜并常由多個因素共同作用。除了機組本身轉動或固定部分引起的振動外，還需考慮發電機的電磁力以及作用于水輪機過流部分的流體動壓力對機組系統及其部件振動的影響。因此，將引起水力發電機組振動的原因大致分為機械、水力、電氣三方面來研究[5-8]。穩定性試驗將分別針對以上三種原因進行，

圖1所示為4號機組滿負荷250 MW發電運行4小時的振擺趨勢圖，從圖1可知，上導瓦在機組并網帶負荷后，最大值為500 μm左右，經過約1 h的運行減小200 μm，最大值約300 μm。下導瓦經過30 min的運行后，最大值穩定在180 μm。上機架振動最大值為0.2 mm/s，下機架振動最大值為0.15 mm/s，上下機架振動值均很小。

圖2所示為4號機組SCP和抽水工況的振擺趨勢圖，其中SCP工況約15 min，從圖2可知，上導瓦擺度最大值在剛開始抽水時為300 μm，經過30 的運行后減小100μm，降至200 μm。下導瓦擺度在抽水期間較為穩定，隨運行時間增加，有減小的趨勢，最大值為170 μm。上機架振動最大值為0.15 mm/s，下機架振動最大值為0.23 mm/s。上下機架振動均很小。

圖1 修前滿負荷發電

圖2 修前抽水

對滿負荷發電和抽水的振擺數據進行頻譜分析，發現一倍頻占比成分超過80%，隨后進行多次動平衡，但振擺數值均沒有改善。水導軸承擺度無論在何種工況都不超過100 μm，說明機組振擺較大的原因不是來自于水力方面。

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對4號機組進行零啟升壓試驗，機組現場手動升速至額定轉速，然后間隔3～4 min逐漸加25%Ue勵磁的方式，升至額定勵磁電壓(圖3)。從試驗來看，未發現明顯隨勵磁增大而振擺增大或者減小的趨勢。由此可知，4號機組不存在電氣方面的故障。

圖3 4號機組逐漸加勵磁試驗

3 機組振擺異常原因分析

從第一節分析可知，4號機組不存在電氣和水力方面的故障，只是機組進入穩態工況后振擺長時間不穩定，上導擺度很大，機架振動值很小，尤其是上機架。雖經多次動平衡，仍沒有改善。查閱上次檢修機組導瓦間隙數據，上導瓦間隙單邊35 μm，下導瓦間隙單邊32 μm。主機廠家給出的機組軸瓦間隙設計值為單邊0.26～0.36 mm，從以上分析可知，可能是上導瓦間隙過大，導致機組振擺異常。

對于可傾瓦滑動軸承，其油膜的動力學特性，在力學上一般也采用八個動力特性系數來表示，軸承座及基礎也相應簡化為質量、彈簧和阻尼器的模型來表示，其八個動力特性系數構成的剛度及阻尼矩陣為[9]:

(1)

若軸承座及基礎在x、y方向的質量分別等效為mbx和mby，則整個支撐可以簡化為圖4所示的模型，各項異性的彈性支撐模型，其比較真實而準確地反映出了導軸承邊界條件的性能。

圖4 導軸承彈性支撐模型

由導軸承彈性支撐模型可知，作用在軸頸上的油膜力會傳遞到支撐基礎上，導軸承座和機架聯接，如若機組擺度過大，那么，在導瓦間隙正常的條件下，必然會導致機架振動增大。所以可以推斷機組導瓦間隙過大，查閱機組以往瓦溫數值，發現導瓦溫度最高約為60 ℃，而同類型機組一般都在65～75 ℃左右，可以證實，導致機組擺度過大且穩態長時間不穩定的原因為機組導瓦間隙過大。導瓦間隙過大，導致油膜剛度降低，將會使導瓦對大軸的約束力減小，導致擺度偏大，而機架振動偏小，同時導瓦溫度也一直較低。過大的導瓦間隙，使油膜剛度較低，也使動平衡對機組沒有任何影響。

4 故障處理方法研究與試驗

結合4號機組C修，考慮在最小的工作量下，調整4號機組導瓦間隙，根據上導瓦和下導瓦間隙，將上導間隙單邊調整至32 μm，保持下導瓦間隙不變。然后進行各工況試驗。

對比分析導瓦間隙調整前后，擺度和機架變化趨勢。

圖5所示為機組250 MW發電4 h的振擺趨勢，由圖5可知，上導瓦擺度在剛進入發電工況時，最大值為370 μm，經過半小時的運行后，最大值減小到240 μm，隨后還在不斷減小，工況結束時減小到200 μm。下導瓦擺度在剛進入發電工況時最大，約為250 μm，半小時后減小到230 μm，隨后還在不斷減小，至工況結束時減小到200 μm。上機架和下機架振動都較為平穩，上機架振動最大值為0.25 mm/s；下機架振動最大值為0.2 mm/s。

圖6所示為機組SCP和抽水工況擺度，其中SCP工況約15 min，其余為抽水工況。上導擺度在剛進入抽水工況時最大，最大值為320 μm，經過半小時的運行后減小約100 μm，減小到210 μm，隨后還在不斷減小，至本工況結束時減小到120 μm。下導擺度在抽水工況的前30 min有一個上升的趨勢，最大值上升到216 μm。隨后開始不斷減小，至工況結束時，減小到180 μm。上機架振動較為穩定，最大值不超過0.2 mm/s；下機架振動值有上升的趨勢，最大值不超過0.25 mm/s。

圖5 導瓦間隙調整后滿負荷發電

圖6 導瓦間隙調整后抽水

4號機組上導瓦在間隙調整前，發電工況時剛進入工況時擺度值最大，最大值為500 μm，間隙調整后上導最大值為370 μm；經過半小時的運行后，導瓦間隙調整前上導擺度最大值為400 μm，導瓦間隙調整后上導擺度最大值為240 μm。抽水工況時，上導擺度同樣剛進入工況時擺度值最大，導瓦間隙調整前為300 μm。導瓦間隙調整后為320 μm。經過半小時運行后，導瓦間隙調整前上導擺度為200 μm，導瓦間隙調整后上導擺度為210 μm。導瓦間隙調整后，上導擺度在剛進入發電工況時明顯減小，經過30 min的運行基本可以穩定，進入ISO7919-5標準的B區。

4號機組下導瓦在導瓦間隙調整前，發電工況經過30 min的運行基本穩定，最大值穩定在180 μm；導瓦間隙調整后，下導瓦擺度在剛進入發電工況時最大，約為250 μm，半小時后減小到230 μm，隨后還在不斷減小，至工況結束時減小到200 μm。導瓦間隙調整前，下導瓦擺度在抽水期間較為穩定，隨運行時間增加，有減小的趨勢，最大值為170 μm。導瓦間隙調整后，下導擺度在抽水工況的前30 min有一個上升的趨勢，最大值上升到216 μm。隨后開始不斷減小，至工況結束時，減小到180 μm。

4號機組導瓦間隙調整后，上導瓦擺度無論在抽水還是發電工況初始數值明顯減小，最大減小約160 μm，且經過30 min可以達到ISO7919-5標準的B區。下導瓦擺度無論在抽水還是發電工況初始值比調整前高約50 μm，但其穩定后數值基本相同。導瓦間隙調整后，上機架振動明顯增大。

從以上分析可知，4號機組振動異常的原因為機組上導瓦間隙過大，調整導瓦間隙后，異?？梢缘玫胶芎玫慕鉀Q。抽蓄機組因安裝條件和運行條件的不同，每臺機組在一段時間均存在一個合理的導瓦間隙值，合理的導瓦間隙值是在制造廠家的給定的范圍內，不斷調試得到的，且隨機組狀態的不同，可能會略有變化。

5 結 語

通過對4號機組進行穩定性試驗和理論分析的方法，找到了導致4號機組進入穩態工況后擺度長期無法穩定且數值較大，而機架振動又較小的原因為上導瓦間隙過大。在調整上導瓦間隙后，進行了對比試驗，證實了4號機組上導瓦間隙較大，導致機組擺度異常。抽蓄機組導瓦間隙因安裝、制造、使用情況不同而有所差異。相同類型的機組，為達到較好的振擺數值，需在主機廠家給定的范圍內不斷調試，找到導瓦間隙的最優值，保證機組處于最優狀態。