惠蓄300MW可逆式机组设计修改和技术改造综述(简).doc

惠蓄300MW可逆式机组设计修改和技术改造综述惠州抽水蓄能电站建设公司 何少润 魏炳漳 摘要：惠州抽水蓄能电站作为引进ALSTOM的建设项目，在安装调试过程中对主机设备相关部件进行了一系列的设计修改。本文汇集了惠蓄电站水泵水轮机、电动发电机、球阀以及水力机械辅助设备方面主要的设计修改和技术改造项目，并根据具体情况进行不同层次的介绍和剖析，供在建或拟建蓄能电站国产化后续项目的机组设备设计、制造借鉴和参考。关键词：水泵水轮机 转轮 水导轴承 主轴密封 电动发电机 磁极线圈 磁轭叠压 球阀伸缩节 板式冷却器 钢管排水阀一、前言惠州抽水蓄能电站（以下简称“惠蓄”电站）位于广东省惠州市博罗县紧靠东江中游的城郊，是一座周调节的纯抽水蓄能电站。电站分A、B厂，分别安装4台立式单级混流可逆式水泵水轮机电动发电机组，单机容量（发电工况）300MW，总装机容量2400MW，和广州抽水蓄能电站同为目前世界最大的抽水蓄能电站之一。 惠蓄电站作为国家发改委技术引进、捆绑招标的主要建设项目之一，与宝泉、白莲河抽水蓄能项目于2004年分别同ALSTOM公司签订了主机设备采购合同，且ALSTOM的引进技术还被应用在黑麜峰、蒲石河等抽水蓄能机组国产化后续项目上。 鉴于ALSTOM设计的主机设备在惠蓄电站安装调试过程中发现较多的缺陷，在惠蓄业主的督促和大力配合下，ALSTOM对主机设备相关部件进行了一系列的设计修改，其中也采纳了业主提出的诸多技术改造建议。为了给在建或拟建蓄能电站国产化后续项目的机组设备设计、制造提供有益的借鉴，本文汇集了惠蓄电站ALSTOM主要的设计修改和技术改造项目，并根据具体情况进行不同层次的介绍和剖析，供有关人士参考。二、水泵水轮机部分惠蓄电站水泵水轮机额定转速500 r/min，额定水头/扬程为517.4/553 m，额定出力/入力为306.12/272.66 MW，水轮机/水泵工况额定流量为66.2/47.2 m3/s。其结构参见图1，主要设计修改及技术改造分述如下：1 机坑里衬；2 中间轴；3 水轮机轴；4 水导轴承；5 顶盖；6 导叶接力器；7 主轴密封；8 活动导叶；9 转轮；10 座环；11 蜗壳；12 底环；13 尾水管。图1 水泵水轮机剖面图 1转轮的设计修改转轮是水泵水轮机最重要的部件，由上冠、9个材料为ASTM A743 GrCA6NM的叶片、下环和泄水锥焊接而成。水轮机进口边/水泵出口边直径3828 mm，高度1133 mm，重量21700 kg，如图2所示。图2 转轮结构由于在已投入运行2#3#机的转轮叶片靠近下环出口边发生与ALSTOM在另外一个抽水蓄能电站同样发现的空蚀情况（参见图3），为了保证和进一步提高技术的可靠性，ALSTOM的技术部门决定在该部位产生气穴风险更大的惠蓄电站进行必要的修改。即将原转轮叶片出口边（见图4）按图5所示进行修改，尽管这样的修改会增加该部位的应力集中，但根据ALSTOM所进行的转轮应力分析及计算表明，由于此处载荷较小，泵工况进水边的应力较低，且不会对转轮的平衡造成影响。GRENOBLE工厂和东方电机厂已经对新1#机和4#7#机进行了修改，8#机也在工地进行了修改，23#机拟在工地进行此项修改工作。图3 转轮叶片空蚀图4 原转轮叶片图5 转轮叶片出口边修改图 2水导轴承的技术改造惠蓄机组水导轴承为稀油润滑导轴承，采用可调整分块瓦结构，主要由水导瓦、球形头和推力块、楔型块及其调整螺栓、内挡油圈、外油箱和轴承体等组成，如图6所示。图6 水导轴承结构由于机组甩负荷及过渡工况时大轴所产生的径向冲击力较大，致使球面抗重块与推力块接触面产生塑性变形（最大值达到0.07mm），并由于导瓦间隙增大而影响轴线状态。为此，ALSTOM决定对材质均为34Cr2Ni2Mo（调质）的球面抗重圆柱和推力块进行表面淬火处理，使其硬度从248HB提高到52HRC以上，较好地解决了上述问题。 3. 水导轴承外循环冷却系统的技术改造 1）机组投入试运行初期，水导轴承及其冷却系统运行极不稳定，主要存在以下问题： 水导轴承初期运行瓦温偏高，如1#机空载500rpm仅半小时即达到65.669.9，接近跳机值70，而油温仅32.8； 随着机组转速升高，油泵噪音达到103dB，使用超声波流量检测仪检测无显示，油槽内循环油呈现高度乳化现象； 螺杆泵与电动机的梅花型弹性联轴节由于振动剧烈而破裂、地脚膨胀螺栓松动。 2）经分析一致认为，由于所选用泵型的流量值与水导油槽内外油腔的容积不相匹配，导致溢出到回油腔的油位不能满足设备技术手册关于“油泵吸油孔口必须低于回油槽的油面100mm以下” 的规定，甚至出现不能淹没油泵90mm吸油孔口的情况，从而引发噪音和振动。为此，ALSTOM采取了适当缩短主螺杆工作长度（即减少密封腔数）的处理措施：将“PZ102 #3CRSRHA”型三螺杆泵（密封腔个数为2）主螺杆的上部沿轴向进行过渡车削，由原102mm外圆车削加工至99mm（如图7所示条影部分），使密封腔个数减为1。同时，也改变了主动螺杆工作系数，适当增大泵体内部泄漏量。图7 主螺杆 3）采取在工作腔内上部油盆壁径向开10个20060mm的矩形孔使内外油腔顺畅沟通的措施，如图8所示。籍以提高导轴承油槽内油路循环的合理性，遏制油槽内油流的浪涌、飞溅、爬升所产生的剧烈扰动，减少空气混入油中形成含有大量气泡泡沫层在回油腔内被吸进油泵的可能，从而避免引发气蚀、噪音和振动。图8 水导油槽侧壁开孔示意图 4）由于螺杆泵吸油管径为150mm，而水导油槽排油孔口仅90mm，为了使油路畅通，在油槽下部增设回油联通管，如图9所示。图9 水导油槽增设回油管布置图 5）经以上处理后，机组投入运行效果明显好转： 瓦温及油温趋于正常。 油泵出口油压从原来的3.53.6bar降低到2.52.9bar；泵流量也维持在空载运行水平，基本达到了油泵与油槽容积匹配的效果。 机组正常运转时，油泵泵体振动均34mm/s；噪音也明显减低，一般均低于GB11890规定的上限值85dB。 水导轴承外循环油冷却系统各种工况均能能够平稳运行，同时，内油盆从溢流孔口外溢的油流甚少、大大减轻油乳化现象。 4 主轴密封的设计修改 惠蓄电站主轴密封采用弹簧复位式流体静压平衡轴向机械密封形式，由浮动环、固定环、密封环、抗磨环、压紧弹簧装配等部件组成，如图10所示。压紧弹簧装配包括8个不锈钢压紧弹簧（自由状态下长度为150mm，加预应力长度为120mm）及配套的导向杆、衬套、垫圈、调整螺杆（参见图10之详图B）。 图10 主轴密封结构 机组运行过程中，多次出现密封供水管断裂、压紧弹簧导向杆断裂（见图11）轴密封严重漏水现象。 图11 密封供水管及压紧弹簧导杆损坏情况 对此，ALSTOM吸纳我们的建议进行了如下设计修改： 1）调整弹簧装配不合理的结构设计 取消调整螺杆，重新加工整轴的导向杆，上部为丝杆并加装备紧螺母增强防松性能，下部加装卡环定位，如图12所示； 取消孔盖；图12 主轴密封修改图 在推力板上加工压紧弹簧的限位槽（见上图），避免扭紧螺帽时弹簧产生偏移，影响其“保持浮动环的周向稳定”的功能； 2）将约束活动环兼有导向性能的“U”盘根，改为约束性能稍强、断面为2118mm的方形密封圈，并在与活动环接触面增设4mm厚的耐磨层，如图12之详图C所示。 3）图11所示管道均更换为软管连接。 5导水机构连杆的技术改造连杆机构包括上下两块连板（中间用螺栓和拉板连接固定）、马蹄型连接夹板和拐臂，连杆两端均通过球轴承连接，如图13。图13 导水机构结构图 1）机组运行中出现以下事故征兆： 如图13及14中的塑料销钉（材质为CESTIDUR）磨损、脱落，失去连杆调平定位的作用，导致导叶连杆与拐臂碰磨现象。 导叶拐臂端的球轴承锁定螺母下的垫片磨损乃至松动，同时不同程度产生污泥状黑色粉末，如图15所示。 球轴承偏心销定位镫形块的点焊全部出现裂纹。 严重的刮磨可能影响到该导叶接力器动作的同步性能，而拐臂的上下摆动还会挤压导叶止推垫片，严重时导致止推垫片破裂（如图16所示）。 图14 图15图16 2）ALSTOM按照我们的建议进行了以下改进，如图17所示： 对原销钉孔进行M18攻丝，攻丝深度约2530mm。 原销钉改为M18螺钉，如详图A所示。 调整螺钉压紧塑料抗磨柱，使连杆达到调平要求；为了使拐臂的摆动不至于对上连杆产生轴向力，调整后再将螺钉提升1mm, 然后锁紧，螺母使塑料销钉有上下位移余量，参见图17之详图A。图17 连杆机构修改图 6 抗磨板上浮/下沉的分析处理多台机组导水机构上下抗磨板在经过一段时间运行后，均发现多处发生不同程度的下沉/上浮，由此导致导叶端部间隙减小甚至磨损（如图18所示），个别机组（如6#机顶盖抗磨板）在安装前就出现这种状况。 图18 抗磨板固定螺栓下沉及抗磨板磨损经检查分析，造成这种现象的原因主要是：顶盖/底环固定抗磨板的螺孔攻丝深度不足，固定螺钉未到位，达不到限制抗磨板上浮的目的，如图19（a）为设计装配图，而(b)则固定螺钉未到位尚有“”间隙的异常状况。图19 抗磨板固定螺栓结构另外一种可能是承受螺钉固定作用部分的抗磨板厚度只有9mm，当抗磨板与顶盖/底环之间渗入水压使其产生变形时也会出现抗磨板下沉/上浮而与导叶磨擦损伤。显然，抗磨板的下沉/上浮也说明设计所采用层间涂抹“TED IRON”防护涂料并没有起到应有的作用。以上问题的有效处理办法正在探索之中。 7. 取消转轮压水水环释放系统惠蓄电站水环原设计为：转轮充气压水起动过程中,漏入转轮室的水流在转轮离心力的作用下于导叶出水面形成水环，当水环越积越厚,达到一定程度时,将由座环的水环释放管(由液压阀控制)排至尾水廊道（如图20所示）。 图20 水环释放系统原设计根据广蓄电站成功经验采取的改进方案是调节平稳的迷宫环冷却水量使其泄漏水泄漏到转轮室，并在转轮离心力的作用下，在转轮室导叶出水面形成水环。水环过厚时可直接由导叶端面（0.30 mm）和立面间隙（0.05mm）逸入蜗壳。调试中若水环厚度过薄，可适当增加上下迷宫环冷却水的流量或采用在蜗壳减压管上增设节流片来适当减小水环排水，达到水环供水与排水的动态平衡，保证水环厚度适中。如图21所示，1#8#机均取消了水环释放管及其附件，既简化了结构，又改善了水环水力流态，减小座环上的水力振动，相应减小了设备故障的机率，提高了水泵工况起动的成功率和调相运行的可靠性。图21 取消水环释放系统的设计 8. 转轮上下止漏环供水方式的设计修改转轮上下止漏环供水的初始设计系采用上游管道供水，参见图22。图22 转轮上下止漏环压力钢管供水为了使转轮上下止漏环供水得到平稳压力的水源，经修改设计增加了来自技术供水的水源，参见图23。图23 转轮上下止漏环技术供水三、电动发电机部分 惠蓄电站电动发电机额定转速500 r/min，额定输出/输入容量为334 MVA/353 MVA，额定电压18 kV，发电/抽水工况的额定电流分别为10713 A /11547 A，额定功率因素分别为0.9/0.95，转动惯量GD23600 tm2。其结构如图24所示，主要设计修改和技术改造项目分述如下：1 瓶状轴；2 下端轴；3 转子磁轭；4 转子磁极；5 励磁线圈；6 发电机联接螺栓；7 定子铁芯；8 定子线圈；9 定子机座；10 上机架；11 下机架；12 相引线/接地引线；13 集流环顶盖；14 上导和推力轴承；15 下导轴承；16 上盖板；17 定子基础板；18 上机架锚定板；19 下机架基础板；20 冷却器；21 顶起装置；22 电刷系统；23 冷却水管；24 制动系统；25 上导风板；26 下导风板；27 滑环；28 安全相；29 励磁引接线；30 转子风扇。图24 电动发电机结构 1磁极线圈绝缘垫及极间支撑结构的修改2008年10月，1#机组发生严重毁机事故，ALSTOM认为“磁极线圈绝缘框的设计和材质是事故的重要原因，绝缘框的破坏是事故扩大的直接原因”。由于磁极组装工厂未能采购合格绝缘板（设计应为EP GM203玻璃钢）来机加工通风槽，而是在现场用模具直接浇制绝缘框，造成磁极线圈绝缘框不满足抗压强度350Mpa设计要求（试验实测仅达到100Mpa）。因此，在离心力等多种因素作用下产生裂痕直至10#线圈侧、下部脱落酿成事故，如图25所示： (a) 10#磁极绝缘框 (b) 7#磁极绝缘框图25 磁极绝缘框损坏图同时，根据ALSTOM有限元计算分析，当转速分别为500r/min和785r/min时，线圈侧面中根部系其最薄弱部位的变形量达到2.2mm和5.3mm，如图26所示。事后在拆卸其他磁极时也发现磁极线圈两侧业已发生膨出，最大塑性变形达1.0cm，过速运行时的膨出值局部达到1.5cm以上引发接地短路故障。图26 转子线圈有限元分析图ALSTOM在认真听取中方意见后采取了以下设计修改： 1）取消原设计开有通风槽厚度为20mm模制成型的绝缘框（如图27之“a”），改用厚度8mm绝缘框+厚度12mm开有通风槽的金属垫组合框架（如图27之“b”）。(a) (b)图27 磁极线圈绝缘垫修改 新绝缘框框材料仍采用EP GM203玻璃钢，厚度从16mm减成8mm，搭接部位全部改为如同广蓄I、II期的台阶搭接方式（参见图28及其详图“1”）。图28 新绝缘框结构有限元计算表明，新的绝缘框设计可以把绝缘框长边外侧的最大压应力从120mpa降到80mpa。（图29）。图29 绝缘框长边外侧最大压应力 通风槽部位采用S355扁钢制作，用712的销钉固定在极靴上。各开有40个20mm8mm通风槽，总通风面积 0.15m2。扁钢金属框的上下侧两个短边各由3条厚4mm的EP GC203绝缘条组成，中部用EP GM203销定位，如图30所示。图30 金属垫结构 2）为防止和控制磁极线圈由于径向分力向两侧膨出、松动及移位，在磁极间安装由绝缘材料制成并通过螺丝固定的V型斜撑块组合件，如图31所示。 如“F”视图所示，支撑块与磁极线圈的单边间隙控制为2mm，正常运行时线圈不会触及“V”形块，但在机组过速时“V”形块可以限制靠近磁轭侧4匝线圈的变形。有限元计算表明，其时平均接触压力为32mpa，最大压力为90mpa，是硬铜和V形材料所能接受的。 由于磁极金属框架上通风槽数量减少，冷却空气的通风截面减小了39，由于通过磁极本体及磁极线圈的冷却空气占总冷却空气流量的11，通过空冷器的空气流量仅减少1.5m3/s。复核表明包括V形块在内的影响，仅使转子温升较原设计升高8K，达到75K左右，转子温升仍在合同允许范围（90K）以内。因此，磁极修改对通风和温升无大影响。图31 转子上半部磁极间组合件示意图 为便于检修吊卸磁极必须拆卸相应磁极间的“V” 形支撑件，因此在上部6个装设磁极线圈连接件部位对应的磁轭下压板上割制矩形孔并分别钻攻62 M12 深12mm的孔和钻铰14H7/g6的销钉孔，而后安装挡板用M12螺钉加锁定片固定（参见图32）。图32 磁轭下压板开口及加装挡板图 磁轭上压板另外6个相应部位也开设矩形开口，参见图35。 2磁轭上下压板及磁极楔键固定装置的改造 1）磁轭上压板由于磁轭上压板厚度偏薄（仅12mm）及磁轭叠片压紧螺栓分布不匀等原因导致每块压板右上角均向上翘曲，与磁轭叠片之间形成36mm不等的较大间隙（见图33）。在电机高速旋转时磁轭压板和该部位的磁轭叠片将产生振颤，危及上部楔键、锁定板和锁定螺栓装配的稳固性；也对装配于其上的转子引线、磁极联线的稳固性也会带来不利的影响。图33 原磁轭上压板ALSTOM接受中方建议，在4#机之后的机组安装均改用20mm厚的磁轭上压板。 2）磁极楔键锁定板如图34所示，锁定板仅靠1颗M12螺钉紧固于厚度仅12mm的磁轭上压板上，安装过程中M12螺钉扭紧尚未达到标定的30N.m即发生滑扣现象，不得不采取将锁定板点焊在磁轭上压板的补救措施。同时在机组甩100%负荷之后全面检查工作中也发现转子磁极上部楔键（项7）与其顶紧螺栓（项6）之间出现大小不等的间隙，且有部分锁定板的焊缝已经震裂。后经测算，作用在锁定板的摩擦阻力（约2500N）小于锁定装配在最高转速下的离心力（约4955N），锁定板向外滑移，M12螺栓将同时受到剪力可能造成弯曲破坏事故。图34 磁极楔键锁定装置ALSTOM接受中方建议，更改了磁极楔键固定装置如图35所示，用两个M12螺栓+1颗12销钉固定在上压板上，并用M14螺栓压紧磁极楔块。图35 磁极固定装配 3）磁轭下压板由于磁轭下压板厚度仅15mm，刚度不足，当磁极未挂装时磁轭叠片是严密合缝的，但是挂装磁极之后，在重达8.3吨磁极作用下叠片发生局部变形，用塞尺检查磁轭叠片垫块下部的磁轭叠片时，就发现多处存在明显的缝隙，如图36所示。图36 磁轭叠片出现缝隙的情况而在机组高速运转或者机组甩负荷工况后进行检查时，发现部分磁极下部垫块位置的磁轭叠片间出现间隙，最大的达到0.62mm（如图37所示）。同时，还发现用来调整磁极装配高程的薄垫片从缝隙处脱出危及机组安全运行的现象。因此，磁轭下压板必须纳入机组技改范畴。图37 磁轭叠片缝隙部位 3磁轭热打键工艺改进惠蓄电站转子重达166T的磁轭靠落在瓶形轴下部的挂钩上，内圆周用12组由主键与上下副键组成的径向键结构固定，径向键的配合面斜度为1/200，装配形式如图38所示。ALSTOM选用105%机组额定转速作为机组的分离转速，设计要求在不进行冷打键的情况下，副键打入长度为0.8（2001）=160mm，使磁轭热打键的紧量为08mm（即图38之详图A中2.3+0.8=3.1mm）。图38 磁轭与瓶状轴结构由于在1机安装时ALSTOM对磁轭热打键工艺重视不够，尽管上下副键打入长度均按设计要求严格进行，但磁轭的胀量却远未达到预期值（磁轭上部热打键紧量仅有0.35m下部不足0.1mm）。毋庸置疑，热打键紧量不足是造成1#机组动平衡试验后机组混频振动摆度值过大的主要原因之一。根据分析，由于磁轭拉紧螺栓与叠片冲孔之间存在间隙及磁轭叠压实际操作中的多种因素，磁轭叠片不可避免存在参差不平整现象。因此，在热打键的初始阶段，副键一定数值的轴向位移只是通过推动主键克服叠片间的摩阻使参差不平的磁轭叠片达到一定程度的平整。该入槽长度并未使主键产生径向位移从而得到磁轭的径向紧量，这就是实际紧量测值小于理论紧量（副键打入总长度值与其斜度的乘积）的直接原因，从而导致在离心力作用下磁轭的径向变形与瓶形轴产生径向分离，增大了机组的摆度与振动。经与ALSTOM方面多次协商，在重新确定转子磁轭与瓶形轴之间应有0.9mm的预紧量的同时，对热打键工艺进行改进，主要有两点：一是热打键前先进行冷打键，并以主键与磁轭间隙0.05mm为冷打键应达到的紧度；二是采取“二次热打键” 工艺，即先将磁轭加热到40K，当膨胀量达到0.5mm时打入副键80mm左右，然后次加热拔键，待冷却后再开始正式热打键。加热转子磁轭，使磁轭达到约1.0mm的径向涨量，打入上下副键各180mm。这样，就有效地消除了磁轭叠片不平整度等因素的影响，确保磁轭键打入相应长度时能达到预期的紧量。 4转子磁轭与瓶形轴挂钩产生间隙的技术处理 1）挂钩间隙的发现与分析 1#3#磁轭叠压及热打键后经用内窥镜检查(参见图39-a)，磁轭与瓶形轴挂钩均存在较大间隙，其中，3#机最大的间隙达到66.5mm，2#机也普遍存在2.43.45 mm的间隙（如图39之b），说明约166T的磁轭重量未按设计要求靠落在挂钩上。 (a) (b)图39 磁轭与瓶状轴挂钩间隙经分析认为，磁轭分段压紧期间，由于瓶形轴中部存在约240mm高度的空腔段，不受主副键紧量的约束，在磁轭叠片叠压过程中的径向紧力作用下，该段主副键产生弹性变形，240mm高度磁轭叠片段的内径小于上、下部磁轭叠片未变形段（如图40所示），在采用1750Nm扭矩压紧磁轭叠片时，上下两端叠片以弹性变形段为中心下压和提升。因此，磁轭叠片脱离瓶形轴挂钩形成间隙。而在热打键完成后的冷却阶段，该“空腔段”冷却速度较快，磁轭叠片段的内径最小，叠片在拉紧螺栓拉伸应力作用下也会以弹性变形段为中心下压和提升。因此，在磁轭冷却过程中同样可能使磁轭叠片脱离瓶形轴挂钩形成间隙。 图40 冷却过程磁轭收缩变形示意图由于磁轭与瓶形轴挂钩脱的间隙对机组运行可能造成的危害是不容忽视的，如： 当运行中挂钩间隙发生变化时会导致定、转子相对中心高程产生较大偏移； 转子磁轭乃至磁极在超额定转速运转时产生轴向窜动和振动。 瓶形轴与磁轭交接处的转子引线（参见图41）骤然受拉，可能造成损伤甚至断裂。图41 转子引线布置 2）除了采取在安装间对磁轭重新进行加温形成足够多膨胀量，以使磁轭复位落到瓶形轴挂钩上等措施，对其后机组安装均重新制订转子磁轭叠压施工技术措施，主要采取了以下三项工装措施：。 安装下部固定装置，其目的是起到固定下部磁轭片，防止磁轭片与挂钩间产生间隙。 中间过程压紧工具，如图42所示。图42 中间过程压紧工具之一 磁轭每层压紧后安装自制的夹紧工具（如图43所示），磁轭圆周方向共计布置8组，防止在螺栓松开后，内侧的叠片发生反弹。夹紧工具在每次叠片压紧完成后安装，夹紧工具随着叠片高度增加拉紧螺杆的长度也加长，夹紧工具安装后，方可拆除压紧螺栓。图43 中间过程夹紧工具之二采取以上三项措施后收到明显效果，基本达到GB/T8564-2003水轮发电机组安装技术规范“磁轭与轮臂挂钩一般无间隙，个别的不应大于0.5mm”的要求。而后仅保留措施2）和措施3），挂钩间隙虽仍出现超标现象，但在机组甩负荷试验后检查该部位的挂钩间隙均有不同幅度减小，基本能够满足机组长期稳定运行的要求。 4定子铁芯拉紧螺杆绝缘套管的修改惠蓄电站铁心的拉紧螺杆穿过铁心，每隔4至5段叠片放置一个绝缘套管。从而保证螺杆与铁芯侧面隔开（见图44）。由于在于每个绝缘套管上表面平台上部存在宽3mm高40mm的空隙（螺杆与铁心之间的空隙）（见图44）。随着机组的旋转，遗留在机组定子、转子中的金属粉尘会随着风向由内而外，通过5mm高的通风槽吹出，部分金属粉尘会落在绝缘套管上端面的平台上，随着时间的累积，绝缘套管上端面的金属粉尘越积越多，一旦与铁心形成通路，将会导致螺杆绝缘降低，甚至绝缘值变为0。图44 定子拉紧螺杆采用内窥镜检查运行一段时间后绝缘降至0的螺杆的绝缘套管，发现绝缘套管上端面确实存在很多金属粉尘（见图45）。将螺杆对应的空冷器吊出，采用4mm的特制风管通过通风槽对绝缘套管上平面用高压气进行清洁后，再用内窥镜检查绝缘套管，平台上的金属粉尘已全部消失，重新测量螺杆的绝缘，绝缘值大于2G。图45 内窥镜观测图这显然属于拉紧螺杆绝缘设计的缺陷，为此重新设计绝缘套如图46所示，已在8#机上实施。图46 新绝缘套设计图 5推力头热套装配的技术改造5# 机在发电机单独盘车过程中，由于最大绝对摆度达到0.52mm，采取刮削卡环的传统方式进行调整。但自2010年1月14日开始至2010年1月22日共进行了14次盘车，刮磨卡环8次，出现机组轴线变幻无常、卡环刮削无效的反常现象。经检查发现推力头与主轴之间配合尺寸的加工误差是造成盘车失控的主要原因。 1）如图47所示，ALSTOM设计图纸标示的推力头孔径为，而主轴为（870h7），即设计最大过盈量为：870.0869.75=0.25mm；最小过盈量为：869.91869.85=0.06mm。实测5#大轴直径平均值为870.11mm，推力头孔径为869.83mm，实际过盈量870.11869.83=0.28mm显然是偏大的。图47 推力头结构图根据我们以往的实践经验，如天荒坪抽水蓄能电站主轴为595mm，要求按推力头内孔实际加工直径过盈0.100.13mm控制。因此，我们建议主轴的过盈量按0.100.15mm控制，即当主轴轴颈为870.11mm时，推力头内孔直径应控制在为宜。ALSTOM决定拔出推力头将其内孔按此加工，最终加工内径实测制值为，热套后盘车顺利完成。 2）如图47所示，由于5#机推力头与主轴轴向加工尺寸存在误差，A=450.41mm(设计值450mm),a=550.01mm，b=100.01mm，a-b=450.0mm（参见图48），而推力头在热状态下轴向增长量约为0.5mm。这样，A +=450.41 +0.5ab =450.0 ，造成推力头热套后其上平面阻碍卡环入槽。因此，必须对推力头内孔下部（见图47之“B” ）进行切削加工。最终的加工尺寸为：A-由450.41mm车削至448.29mm；b-由100.01mm车削至99.63mm；则：448.29+0.5=448.79550.0199.63=450.38满足了装配要求。图48 主轴与卡环配合图 6 下导轴承的技术改造2009年7月1日，3#机在甩100%满负荷时，最高转速655rpm时机组上、下导运行摆度时高达11351316m（X方向），上机架水平、垂直方向均振动达到5.6 mm/s。之后进行全面检查时，发现原调整双侧0.70mm下导瓦总间隙有较大幅度变化，总间隙均达到0.840.96mm。而在惠蓄电站2#机运行检修时发现在甩负荷强大径向力冲击下球面抗重圆柱与楔形衬块接触点之间产生塑性变形，楔形衬块上的凹槽深达0.07mm。如图49所示。而由此对轴承间隙大小所产生的影响显然是可观的。图49 下导轴承结构下导轴承球面抗重圆柱和楔形衬块的材质均采用法国90MVB工具钢，据查，其真空高压气淬的淬硬能力达63HRC 。90MV8相当于中国9Mn2V合金工具钢（GB/T 1299-1985），是一种综合力学性能比碳素工具钢好的低合金工具钢，它具有较高的硬度和耐磨性，若采用780820淬火温度、油冷却时硬度（HRC）62HRC；若采用150200回火温度空气冷却时硬度为6062HRC。很难想像硬度高达60HRC以上的90MV8工具钢会产生如此大的塑性变形，对此异常情况，已提请ALSTOM进一步复核楔形衬块的材质，并要求采取相应的淬硬措施。 7 2009年6月9日，3#机动平衡试验之后进行例行检查时发现磁极极间挡风橡胶板绝缘压板端部断裂脱落（参见图50），造成定子下部线圈及绑扎块微有擦伤。经核算分析，M12螺栓的扭矩超过设计要求对绝缘板是不会造成破坏性损伤的。图50 绝缘压板断裂图从图51及其详图可以看出，厚度6.3mm的绝缘板经刨薄2mm后的实际厚度仅只4.3mm（实物甚至还不到4.3mm），显然是应力集中薄弱部位之所在，断裂部位以下（或以上）是形成悬臂位于整体结构的上下两侧，在高速转动转子形成的离心力作用下，该悬臂部分以“6.3mm与4.3mm交界处” 为支点向外折弯，这很可能是导致厚度仅4.3mm薄弱部位的断裂真正原因。当然，实际仅断裂一处也可能还有此处旧有其他缺陷等方面的综合因素。但是，该薄弱部位终归是隐患之所在，必须采取相应措施予以排除。图51 绝缘压板结构图 ALSTOM最终决定截除上下绝缘板及橡皮板外露部分，即图51中虚线以上（或以下）部分。四、进水阀的技术改造 1. 球阀伸缩节密封改造进水阀伸缩节处密封结构形式如图52所示。图52 球阀伸缩节结构由于多台机组均出现尾水充水过程中伸缩节处轻微泄漏，机组运行后漏水剧增现象。对此，我们分析认为： 1）由于ALSTOM基于伸缩节法兰及连接螺栓受力均不大的情况，所设计的法兰厚度仅5055mm，连接螺栓为M36mm（参见图59），伸缩节的整体刚度相对较小。而#5机组球阀进行动水关闭试验测得机组发电开机工况时伸缩节上游端钢管水平位移值达到1.6781.741mm（甩100%负荷关球阀时则达到4.325mm），伸缩节下游端水平位移值达到 0.5830.879mm。我们有理由相信，在机组频繁开停机工况下伸缩节上下游钢管的水平位移及其反差值与多台机伸缩节多次出现自“U”形密封部位大量漏水情况攸息相关。 2）由于“U”形密封属于平衡型密封，即内径和外径上均须密封，以往的实践证明，采取如图53所示增设一个橡胶“O”形圈，是一项既不影响利用“U”形密封自紧原理达到密封目的，同时又可以增加静态径向力、改进初始密封效果的有效措施。我们在ALSTOM更换新的材料较软易变形“U”型密封未收到实质性效果的情况下，最终采取在宽度为5mm“U”型密封开口处装入6mm“O”密封的措施，取得了较好的密封效果，使得1#7#机组的伸缩节均不再出现渗漏现象。图53 “U”型密封改造示意 2. 球阀拐臂“U”密封改造（参见图54）在2#机组运行过程中，球阀拐臂右侧出现漏水现象，经拆出球阀拐臂检查发现“U”型密封产生一处撕开裂口（如图55所示）。图54 球阀拐臂结构图55 “U”形密封断裂ALSTOM归咎于球阀频繁启闭造成“U”密封与拐臂转轴摩擦部位的疲劳断裂，所采取的技术改造如图56所示：即在“U”型密封尾端内侧增加一抗磨环，抗磨环与拐臂的内侧相接触，但更换后的球阀拐臂密封的泄漏现象仍未遏止。我们认为，这仍有可能与“U”形密封圈的径向力过小有关，乃采用在“U”型密封开口处增加四段8mm “O”型密封，每段之间间隔10mm，放入U型开口槽内用胶水固定，使之径向力适当增大又不影响利用“U”形密封自紧原理达到密封目的。这样处理后的1#7#机组能确保拐臂密封工作正常，未再出现漏水现象。但由于“U”形密封圈与轴颈的动态接触应力增大，必然会使摩耗增大，甚至产生干摩擦，从而影响寿命，应予密切关注。图56 球阀拐臂密封修改五、水力机械辅助设备的技术改造 1上导和推力轴承外循环冷却系统 冷却系统主要包括：2台互为备用的L3NG-140/280型螺杆泵（Leistritz制造，额定流量Q=32403512/min，工作压力0.8MPa）；6台并联圆筒式换热器（单台换热器面积为35m2，工作压力08MPa，），系统设计4台运行，2台备用。 机组投入运行后，由于冷却效果较差，分别投入3台/6台冷却器时推力瓦温均偏高，参见下表1。 表1瓦编号291292293294295296297298299300301302油温3台/温度6573.166.765.363.875.364.669.565.976.866.263.853.16台/温度61.970.263.661.661.271.860.666.062.373.462.761.749.4ALSTOM于2009年3月31日函件Subject-Generator thrust bearing cooling system提出对惠蓄电站38#机推力轴承外循环冷却系统改用“板式换热器”，型号为瑞典“TRANTER”厂生产的GXD-042P，如图57所示。图57 板式换热器“板式换热器”具有传热系数高、换热效率高、污垢系数低的优点： 1）其传热系数一般为35005500 w/(m2.k)，是圆筒式换热器的35倍； 2）换热效率是圆筒式换热器的1.52.27倍； 3）污垢系数仅为圆筒式换热器的1/3l/10。更换“板式换热器”后，机组运行温度有了很大改善，见下表2：表2瓦编号291292293294295296297298299300301302油温板式/温度56.051.957.557.256.051.557.557.551.957.555.157.544.0 2钢管排水针形阀的技术改造 1）原设计钢管排水系统电站引水高压钢管采用有利于管道减振的全不锈钢DN200针形阀控制（西班牙IMS.S.A.公司制造）水道水流的排放。针形阀设计压力77.5bar，正常运行水压65.0bar，原设计布置