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北极星电力网技术频道 作者:3 2007/12/21 15:33:19
摘要：百龙滩水电站3号机试运行时，发现发电机有异音，经检查后卖方判断机组可继续运行。2个月后发现3颗T型键止动压板螺栓脱落，卖方仍判断机组可以继续运行，导致事故扩大，机组无法启动运行，不得不更换发电机磁轭、T型键、热套键和调整垫片等全套零部件，并返制造厂处理转子中心体裂纹和键槽。事故修理达5个月，损失严重。简要介绍事故情况并剖析事故发生的原因。 综上所述，当转子磁轭用过盈量0.65mm热套时，其热套产生的摩擦约束力都大于由上述各工况产生的切向力，可保证转子磁轭与固定部件不发生相对运动。 4 安装工作失误的环节
1 转子事故情况简介
1.1 试运转发现发电机内部有异常声音
1996年9月4日百龙滩水电厂3号机组并网发电，在试运转时发现发电机内部有异常声音，而且在机组甩负荷试验后有所增强。这种异常声音在已经运行发电的1号机和2号机是没有的。富士电机(卖方)技术人员在对3号机检查后提交的“转子声音的发生现场备忘录”中称这种声音是发电机转子磁轭与固定部件发出的接触性声音，是由于动、静部件之间相对运动而产生的摩擦性声音。声音发生部位为转子T型键侧面与转子磁轭键槽接触部位。按设计要求T型键与磁轭键槽在宽度上(见图1中A、B处)应有0.1mm～0.2mm间隙，但是由于转子磁轭叠片时不可避免的少量错位，实际上这个设计间隙往往是不存在的，而两者处于部分接触状态。机组转动时，转子磁轭因自身及磁极的离心力作用向外侧扩展，此时，因固定在转子中心体键槽中的T型键具有过盈量的楔入而产生约束力，使得转子磁轭与之同步转动。3号机组发电机声音大的原因，为机组甩负荷后对磁轭的紧固有些影响。在扭矩作用下T型键与磁轭键槽侧面的接触面比运转初始有所加大所致。
由于当时3号机组在合同规定的卖方质量保证期内，用户尊重卖方意见，3号机继续并网运行。
1.2 3号机运行不正常情况加剧
3号机运行2个多月后发现发电机通风道组合缝处有油渗出到集电环周围，污染炭刷和滑环，造成炭刷磨损量加大，因此11月29日进行停机检查，检查结果如下：
(1)发电机内部油污染；
(2)发电机下游侧定子外壳底部及线圈处发现有3颗因螺牙磨平而脱落的M12×25螺钉及1颗剪断的M12螺钉头。经检查螺钉是T型键止动压板的定位螺钉，其中2颗是2号T型键的，另2颗分别为5号和7号T型键的。
检查过后即将上述情况通知卖方，要求卖方派技术人员到现场共同查找原因，探讨排除障碍措施。
对油污染问题经局部解体检查，卖方发现轴承盖里面的密封环安装反了，盘根安装也不良，即进行了纠正。
对发电机转子T型键压板螺栓脱落问题，卖方认为是由于安装螺栓紧固时受损、压板安装不良所致。并确认均非设计、制造及结构上的问题，而是安装上的问题所致。强调在今后4号、5号、6号机安装时要防止安装上的问题再次发生。卖方结论意见仍然是3号机组可以继续运行。
1.3 3号机无法启动只能再次停机检查
由于机械故障隐患随机组继续运行造成的设备损坏日趋严重，到1997年1月15日机组已无法启动运行。用户再次要求卖方派技术人员来现场共同检查，分析处理。
经检查，表面破坏现象相当严重：
(1)16个发电机转子引线连接片已全部断损；
(2)8个T型键和8个热套键的调整垫片有的移动了，而且磨损严重的有铁粉挤出，拆下键端头止动板，有因键移动而冲击后的凹坑，最严重的深达0.6mm～0.7mm；
(3)键槽两边A侧没有间隙，B侧都有间隙，见图2；
(4)转子中心体在8号T型键处，上、下游侧各有1条裂纹，分别长为50mm和180mm；6号T型键下游侧处有裂纹1条，长为45mm。
从上述检查到的表面破坏现象，说明3号机发电机转子磁轭与转子中心体间的紧固力越运行越小，造成相关紧固部件产生了不允许的相对运动而损坏。用户和卖方都明白不找出真正原因，不仅不能正确检修处理好3号机组，而且也无法判断正在运行的1号、2号机组是否能长期安全运行。双方决心从设计、制造和安装等方面做出认真的、详细的分析和研究。
2 设计复查
2.1 复核热套过盈量
热套过盈量既要达到使转子磁轭与固定部件间在任何允许运行的工况下不发生相对运动，又不能使相关紧固部件的紧固应力过大而使部件做得十分庞大而浪费钢材。
2.1.1 设计值
富士电机提供的热套过盈量设计值δ1为0.65mm，由此产生的径向力P1为33.76×103kN，摩擦系数μ为0.1，则由于过盈量而产生的摩擦约束力为：
F1＝P1×μ＝33.76×103×0.1＝3376kN
2.1.2 额定转速下的摩擦约束力
额定转速引起的转子磁轭膨胀量：δc=0.257mm
磁拉力引起的转子磁轭膨胀量：δm=0.097mm，磁轭的总膨胀量为：
δr=δc δm=0.257 0.097=0.354mm
则额定转速下的剩余过盈量为：
δ2=δ1-δr=0.65-0.354=0.296mm
由剩余紧固量δ2所产生的摩擦约束力为：
额定工况运行时的转矩和切向力如下：
额定转矩：
切向力：
式中：P——额定出力，kW;
n——额定转速，r/min;
R——转子中心体外半径，m。
由上述计算可知，在额定转速下，由剩余过盈量所产生的摩擦约束力大于由额定转矩所产生的切向力。
2.1.3 甩负荷时的摩擦约束力
在甩负荷试验时，得到的最高转速nmax为135r/min；此时转子磁轭的膨胀量为：
则甩负荷情况下剩余过盈量δ3为：
δ3=δ1-δc1=0.65-0.532=0.118mm
由δ3所产生的摩擦约束力为：
同时，在甩负荷时，由于水轮机转轮的反向力矩引起的发电机上的反向力矩为：
式中：α——反向力矩比。
由于发电机和水轮机旋转部分的飞轮力矩产生的反向转矩Ts1′将附加到转子中心体和磁轭之间，Ts1′可按下式计算：
式中：∑GD12——发电机和水轮机总的飞轮力矩，kN.m2；
∑GD22——磁极和转子磁轭的总的飞轮力矩，kN.m2。
由反向转矩Ts1′产生的切向力Ft1如下：
显然，在甩负荷情况下摩擦约束力大于水轮机反向转矩产生的切向力。
2.1.4 频率波动时切向力的变化
一般情况下考虑频率波动值△f=±0.2Hz,频率波动引起转矩的变化值Ts2为：
由于频率波动引起转矩变化而使切向力的变化为：
上述计算结果表明，在频率波动范围内切向力的变化很小。
2.2 复核热套强度
为查找事故原因，首先审查了以下几个主要部件强度计算。
2.2.1 由8个T型键承受额定转矩时转子中心体、转子磁轭支撑部的强度
计算假设扭矩仅仅是由8个T型键传递，且转子磁轭支撑部的转矩传递由图2中所示的C、D两个面承受。
每个T型键部位切向力：
C、D处接触面面积：A=7.85×2.2×2×2
=69.1cm2
应力：
根据日本标准JISG3101SS400，钢材的屈服应力σy1不低于21.08kN/cm2;
安全系数：
2.2.2 热套的转子中心体转子磁轭支撑部的强度计算
转子磁轭支撑共16处，其中T型键8处，热套键8处。每个转子磁轭支撑点的热套力Fc为2.11×103kN,由带曲线部位加上斜线部位(竖筋板焊接面)承受。
A2=(7.85×2 18)×2.2×2 1.6×118.5
=337.9cm2
应力：
材料屈服应力：σy2≥21.08kN/cm2
安全系数：
2.2.3 热套时调整衬垫的强度
调整衬垫，面积：A3=3.8×130=494cm2
材料屈服应力：σy3≥21.08kN/cm2
安全系数：
上述计算表明，转子磁轭经0.65mm过盈量热套后，在允许的运行工况下，相关紧固部件承受的应力，均远远小于钢材的屈服应力，不会因变形而使热套产生的紧固力减少。足以保证转子磁轭与固定部件间不发生相对运动。
3 安装记录检查
3号机发生事故后，为查找原因检查了1号、2号、3号机转子T型键调整衬垫的厚度，其安装记录见表1。
表1 转子T型键调整衬垫厚度的安装记录(mm)
键号1号机2号机3号机
T13.0452.772.3
T23.022.902.56
T33.0122.722.51
T43.082.662.55
T53.1052.832.34
T63.122.922.56
T73.132.772.51
T83.072.692.60
平均3.0732.78752.495
最大3.132.922.6
最小3.022.622.3
由表1计算可得1号机和3号机所选用的T型键调整垫厚度平均值相差0.578mm，最大值相差0.53mm，最小值相差0.72mm。
卖方介绍的设计原则是8个T型键所承受的热套紧固力，足以保证转子磁轭与固定部件之间不发生相对运动，而8个热套键的作用，仅仅是使转子磁轭在安装过程中圆度更加均匀。所以我们仅对T型键调整衬垫厚度进行比较。
卖方在制造转子磁轭扇形片时，是使用数控离子切割机床一次加工成形的，键槽深度尺寸误差是很小的；3号机转子磁轭叠片完后测定T型键槽深度的测量记录见表2。
表2 3号机T型键槽深度测量记录
(1996年5月15日) mm
键号上游侧下游侧平均
T121.3021.3021.30
T221.3221.3021.31
T321.3021.3021.30
T421.3021.2621.28
T521.2821.3021.29
T621.2621.2821.27
T721.3021.3221.31
T821.3021.2821.29
由表2计算出总的平均深度为21.29375mm；最大和最小平均深度与总平均值之差分别为0.01625mm和-0.023mm与选择的3号机T型键调整垫厚度相比仅仅是高价微量之差。而T型键也是数控磨床精加工的，其厚度方向尺寸公差是±0.1mm，所以每台机T型键所需配置的调整垫厚度，应该是不会相差太多的，更不应该出现2号机比1号机少，3号机比2号机少。尤其3号机组转子磁轭T型键调整垫的厚度比1号机小了0.578mm，与设计要求的0.65mm的热套紧固量几乎接近。但是，这个数据表示出来的严重缺陷，竟然没有被发现，各方人员先后在3号机T型键调整衬垫厚度确认检验合格卡上签名确认合格，埋下了3号机转子磁轭T型键因加垫厚度太少，导致热套紧固力严重不足的隐患。当机组试运行时，尤其是甩负荷试验后，大家感到3号机有异常声音。为此卖方技术人员通过认真检查后在1996年9月9日给的备忘录上也对异常声音发生的部位作了正确判断，并认为是3号机转子组装误差引起的，可是却没有进一步检查安装记录，第一次失去了消除隐患机会；1996年11月下旬，因3号机发电机风道组合缝渗油，停机检查发现有3颗T型键端头止动板定位螺钉脱落时，仍然没有深入思考追查出问题的真正原因，第二次失去了消除隐患的机会。凭主观臆想让3号机组带着继续扩大的隐患继续运行，而使损坏程度和范围随运行时间的延长而扩大，直至该机组不能启动运行。
到底安装工作失误发生在哪个安装工序环节呢?卖方和用户共同进一步查找。按卖方提供的发电机安装手册规定，调整T型键垫片的程序是：
(1)用楔形测量工具和千分尺测量上、下游侧转子磁轭与转子中心体间T型键槽的深度A。
(2)现场实测T型键厚度尺寸；
(3)参考工厂测量的中心体键槽的深度值，按下式计算出调整片厚度：调整片厚度=现场实测键槽总深度-T型键的总厚度 0.65mm。
显然热套紧固量0.65mm是个常数，可能发生工作失误的环节，不是键槽深度测量错误，就是键厚度测量错误。但是测量T型键厚度使用的是游标卡尺和外径千分尺两种量具，经检查其精度满足要求，而测量键槽深度是用卖方提供的楔形模块量具，如图6。1997年3月24日检查用于测量T型键槽的两对楔形模块，发现大、小两头都有不同程度的因敲击而变形的痕迹。有效工作平面，有因敲打变形局部凸起多处，凸起量最大1mm，最小0.05mm。其中，一对楔形模块的凸起值平均为0.343mm，另一对平均值高达0.501mm。虽然安装人员强调在测量槽深前，是对楔形量具的缺陷处理过的。但是，使用已经变形的量具测出的槽深度，肯定会比实际值偏小，由此计算出的调整垫厚度也偏小，热套后磁轭实际的紧固量肯定不能达到设计值0.65mm的要求。
问题找到了，卖、买双方由谁承担责任呢?按合同规定，买方聘用的安装单位按卖方提供的安装手册，在卖方现场指导人员监理下进行安装工作，卖方应对卖方设备的安装质量负全责。
通过解体检查，转子磁轭键槽损坏严重，T型键、热套键变形都无法修复使用，只能全部更换，转子中心体除有3条裂纹外，所有键槽底部也都有程度不同的磨损变形，需返厂处理。修理工作长达5个月之久。按合同规定卖方承担了更换损坏零部件和修理、安装费用；买方损失了该台机半年多的发电收益，双方都蒙受巨大的经济损失，其教训是极其深刻的。
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