百龙滩水电厂3号机转子事故原因制析 周雀真 摘要，百龙神水电站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 性续运行，2个月后发现3颗T型健止动压板螺栓脱落。卖方仍判断机组可以推续运行，等 致事放扩大，机组无法启动运行。不得不更换发电机磁规、T型键、热键和调整垫片等全 套零部件，并返制违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 绍事故情况并制析事故发生的因。 关檀问：发电机：转子：事故：百龙滩水电厂 中图分类号：T312.1文献标识码：B文章编号：1001-408红(1999)03-0083-05 】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 19的6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题耗与因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型健侧面与转子磁无键槽接触部位。 按设计要求T型键与巡我健槽在宽度上（见图1中A,B处）应有0.1面~0.2m间限，但是 由于转子运频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，转子磁靶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型健具有过盈量的根入而产生的束力，使得转子磁把与之同步 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型键与磁规健槽侧面（图1中A,B处）的接触面比运转初始有所加大所致。 图1T型键与磁辄健精示意图 1一磁规2一T型键（固定）3一传动健 4一转子中心体5一垫片 由于当时3号机组在合网概定的卖方质量保证期内，用户尊重卖方意见。3号机维线并 网运行。 1.23号机运行不正常情况加测
百龙滩水电厂 3 号机转子事故原因剖析 周维真 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。 关键词：发电机；转子；事故；百龙滩水电厂 中图分类号：TM312.1 文献标识码：B 文章编号：1001-408X(1999)03-0083-05 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 0.1 mm～0.2 mm 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(图 1 中 A、B 处)的接触面比运转初始有所加大所致。 图 1 T 型键与磁轭键槽示意图 1—磁轭 2—T 型键(固定) 3—传动键 4—转子中心体 5—垫片 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，污染炭料和 滑环，造成规刷磨凝量加大，因此11月2四日进行停机检查，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颗因螺牙磨学而脱落的M12×25螺钉 及1颗剪断的12螺钉头。经检查螺钉是T型健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型健的： 检查过后即将上运情况通知卖方，要求卖方派技术人员到现场共同查找原因，探时排除 障碍指随。 对油污吸问思经局部解体检查，卖方发现轴承盖里的密封环安装反了，盘根安装也不 良，即进行了纠正， 对发电机转子T型健压板螺栓脱落问题，卖方认为是由于安技螺栓紧固时受损、压板安 装不良所政。并确认均非设计，制造及结构上的问题。而是安装上的月题所致，强调在今后 4号，5号，6号机安装时要防止安装上的问思再次发生。卖方结论意见仍然是3号机组可 以饿续运行。 1.33号机无法启动只能再次停机检查 由于机械枚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 己无法启动运行。用户再次要求卖方派技术人员米现场共同检查。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己全部斯视 2)8个T型健和8个热套健的调整垫片有的移动了，面且磨？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回坑，最严重的深达Q,6国一0,7■： 3》键槽再边A侧没有间，B侧都有何隙，见图2： (4)转子中心体在8号T型健处，上，下游侧各有1条裂纹，分别长为50m和180m 6号T型健下游侧处有教纹1条，长为45四 图2健情两侧问限示意图 从上述检查到的表面破坏现象，说明3号机发电机转子磁辄与转子中心体间的紧倒力越 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 正家因。不仅不能正确检修处理好3号机组，面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
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 0.6 mm～0.7 mm； (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 50 mm 和 180 mm； 6 号 T 型键下游侧处有裂纹 1 条，长为 45 mm。 图 2 键槽两侧间隙示意图 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
21复核热套过盈量 热套过盈量既要达到使转子磁耗与因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蒙因应力过大而使部件做得十分庞大而浪费钢材， 21.1设计值 富士电机是供的热套过盈量设计值61为0,65m,由此产生的径向力1为33.76×103 k,摩擦系数4为01，则由于过盈量而产生的摩擦约束力为： F1=P1X#=3从78×103×0.1=3376kN 21,2额定转速下的摩擦的束力 额定转速引起的转子我影张量：6c0.257m 磁拉力月起的转子磁规影胀量：6一0.097m。磁规的总感账量为： 6r=8c+5=0.257+0.097=0.35m 则幅定转速下的到余过盈量为： 52-61-5r=0.65-0.354-0.296m 由剩余紧固量52所产生的摩擦约束力为1 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一一额定出力，k: 一一额定转速，r/■im; R一一转子中心体外半径。， 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。 21.3甩负岗时的摩擦的束力 在甩绕荷试验时，得到的最高转速mx为135r/:i:此时转子磁矩的咖账量为： 则甩负荷情况下剩余过盈量63为如 63=81-8e1=0.65-0.532-0.118m 由83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明起的发电机上的反向力矩为 式中：a一一反向力矩比
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 0.65 mm，由此产生的径向力 P1 为 33.76×103 kN，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＝3 376 kN 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=0.257 mm 磁拉力引起的转子磁轭膨胀量：δm=0.097 mm，磁轭的总膨胀量为： δr=δc+δm=0.257+0.097=0.354 mm 则额定转速下的剩余过盈量为： δ2=δ1-δr=0.65-0.354=0.296 mm 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 n max 为 135 r/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-δ c1=0.65-0.532=0.118 mm 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，转部分的飞轮力矩产生的反向转矩Ts1”将用加到转子中心 体和磁轭之阿。T1'可按下式计算 式中：￡G12一发电机和水轮机总的飞轮力矩，kN2: EG22—磁极和转子磁轭的总的飞轮力矩，kN.2。 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。 21.4顿率被动时切白力的变化 一般情况下考虑顿率波动值△=士0.2z,频率被动引起转矩的变化植Ts2为： 由于频率波动明起转矩变化而使切向力的变化为： 上述计算结果表明，在须率被动藏围内切向力的变化很小。 综上所述，当转子磁锡用过蓝量Q.65面热套时，其热套产生的摩擦钓束力都大于由上 述各工况产生的切向力，可保证转子磁矩与固定部件不发生相对运动： 22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。 22,1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 计算假设扭矩仅仪是由8个T型健传递，且转子延规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：=7,85×2.2×2×2 =63.1c2 应力： 根据日本标准J15C3101S5400,钢材的屈服应力ay1不低于21.08k/c2: 安全系数！ 22,2热套的转子中心体转子磁辄支撑邻的强度计算 转子磁规支撑共16处，其中T型键8处，热套键8处。每个转子磁规支排点的热套力 F©为2.11×103N,由图3中带曲线部位（尺寸见图2）加上斜线部位（竖筋板焊接面）承受。 图3转子延规支撑面示意图 A2=(7.85×2+18)×2.2×2+1.6×118.5 =337.9c2 应力：
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 T s1′将附加到转子中心 体和磁轭之间，T s1′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 T s1′产生的切向力 F t1 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=±0.2 Hz,频率波动引起转矩的变化值 T s2 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。 综上所述，当转子磁轭用过盈量 0.65 mm 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。 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 =69.1 cm2 应力： 根据日本标准 JIS G3101 SS400，钢材的屈服应力 σ y1 不低于 21.08 kN/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 2.11×103 kN,由图 3 中带曲线部位(尺寸见图 2)加上斜线部位(竖筋板焊接面)承受。 图 3 转子磁轭支撑面示意图 A2=(7.85×2+18)×2.2×2+1.6×118.5 =337.9 cm2 应力：
材料屈服应力：9y2≥21.08kN/c2 安全系数： 22,3热套时调整村垫的强度 调整村垫如图4所示： 面积：A3-3.8×130-194cm2 图4调整村垫 材料届服应力：oy3≥21.08kN/2 安全系数： 上述计算表明，转子醚绳经0，码m过盈量热套后，在允许的运行工况下，相关紧图部 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。是以 保证转子磁规与固定部件问不爱生相对运动。 3安装记录检查 3号机发生事放后，为查找源因检查了1号，2号，3号机转子T型健调整村袋的厚度， 其安装记录见表1。 表！转子T型键调整村垫厚度的安装记录国 键 号1号机2号机3号机 T13.0452.772.3 T23.02 2.90 2.56 T33.012272 2.51 T43.08 2.66 2.55 T53.105 2.83 234 T63.12 2.92 2.56 7a.13 2.77 2.51 T83.07 2.69 2.60 平 均 3073278752.495 最 大 3.13 2.922.6 最 小 3022622.3 由表1计算可得】号机和3号机所选用的T型键测整垫厚度平均值相差Q578国，最 大植相差053国，最小值相差0,72：
材料屈服应力：σ y2≥21.08 kN/cm2 安全系数： 2.2.3 热套时调整衬垫的强度 调整衬垫如图 4 所示。 面积：A3=3.8×130=494 cm2 图 4 调整衬垫 材料屈服应力：σ y3≥21.08 kN/cm2 安全系数： 上述计算表明，转子磁轭经 0.65 mm 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 T1 3.045 2.77 2.3 T2 3.02 2.90 2.56 T3 3.012 2.72 2.51 T4 3.08 2.66 2.55 T5 3.105 2.83 2.34 T6 3.12 2.92 2.56 T7 3.13 2.77 2.51 T8 3.07 2.69 2.60 平 均 3.073 2.787 5 2.495 最 大 3.13 2.92 2.6 最 小 3.02 2.62 2.3 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 0.578 mm，最 大值相差 0.53 mm，最小值相差 0.72 mm
卖方介绍的设计原则是8个T型键所承受的热套紧固力，足以保证转子磁规与固定部件 之间不发生相对运动，而8个热套键的作用，仅仅是使转子磁把在安装过程中圆度更加均匀： 所以我们仅对T型键调整村垫厚度进行比较。 卖方在制造转子磁把扇形片时，是使用数控离子切制机床一次加工成形的，键棉深度尺 寸误差是很小的：3号机转子延规叠片完后测定T型健情深度的测量记录见表2。 表23号机T型键槽深度测量记录 (1998年5月15日) 国 健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21.29375m:最大和最小平均深度与总平均值之差分 别为001625■和-0.023m与透择的3号机T型健调整垫厚度相比仅仅是高价微量之差. 面T型键也是数控磨床精如工的，其厚度方向尺寸公差是士0.1面，所以每台机T型键所周 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号机组转子磁辄T型键调整垫的厚度比1号机小了0.578国，与设计要求 的05细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，竟然设有被发现， 各方人员先后在3号机T型键调整村终厚度确认检验合格卡上签名确认合格，理下了3号机 转子磁耗T型健因加装厚度太少，导致热套紧固力严重不足的隐患。当机组试运行到，尤其 是用负荷试巢后，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196 年9月9日给的备忘录上也对异常声膏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唐机会：1996年1】月 下句，因3号机发电机风道组合缝渗油，停机检查发现有3颗T型健端头止动版定位螺钉脱 落时，仍然没有深入思考追查出同愿的真正原因，第二次失去了消除爱患的机会。凭丰观壁
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 T1 21.30 21.30 21.30 T2 21.32 21.30 21.31 T3 21.30 21.30 21.30 T4 21.30 21.26 21.28 T5 21.28 21.30 21.29 T6 21.26 21.28 21.27 T7 21.30 21.32 21.31 T8 21.30 21.28 21.29 由表 2 计算出总的平均深度为 21.293 75 mm；最大和最小平均深度与总平均值之差分 别为 0.016 25 mm 和-0.023 mm 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±0.1 mm，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 0.578 mm，与设计要求 的 0.65 mm 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
把让3号机组带着继续扩大的隐惠继续运行，而使规环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， 4安装工作失误的环节 到底安装工作失误发生在娜个安装工序环节呢？卖方和用户共同进一步查找。按卖方提 供的发电机安装于历规定，调整T型键垫片的程序是： (1》用模形测量工具和千分尺测量上，下游侧转子磁摆与转子中心体间T型键情的深度 A,如知图5所示： 图5T型键情深度测量示意阁 2)现场实测T型键厚度尺寸： (3》参考工厂测量的中心体键情的深度值，按下式计算出调整片厚度：调整片厚度-现场 实测键情总深度-T型键的总厚度+0.65m, 显然热套紧固量0，隔m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。但是测量丁型健厚度使用的是游标卡尺和外径千分尺两种量具，经检 查其精度满是要求，面测量键帽深度是用卖方提供的根形模块量具，如图6.1997年3月 24日检查用于测量T型健槽的两对樱形校块。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1国，最小Q05m 其中，一对樱形横块的凸起值平均为0343国，另一对平均值高达0,501：虽然安装人 员强调在测量棉深前，是对楔形量具的缺路处理过的。但是，使用已经变形的量具测出的册 深度，肯定会比实际值偏小，由此计算出的调整装厚度也偏小，热套后延耗实际的紧固量肯 定不能达到设计值0.65m的要求。 图6假形模块量具 月题找到了，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 供的安装手厅，在卖方现场指导人员整理下进行安装工作，实方应对卖方设备的安装质量负 全责。 通过解体检查，转子磁键槽损坏严重，丁型健、热套键变形都无法修复使用，只能全 部更镜。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。按合同规定卖方承粗了更换损坏零部件和修理、安装费用： 买方凝失了该台机率年多的发电收益，双方都蒙受巨大的经济损失，其教训是极其深刻的。 作者简介：周排真(1942-)，女，上海人，高级工程师（教授级）， 作者单位：广西桂冠电力股份有限公司，广西南宁530023
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。 4 安装工作失误的环节 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，如图 5 所示； 图 5 T 型键槽深度测量示意图 (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+0.65 mm。 显然热套紧固量 0.65 mm 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 1 mm，最小 0.05 mm。 其中，一对楔形模块的凸起值平均为 0.343 mm，另一对平均值高达 0.501 mm。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 0.65 mm 的要求。 图 6 楔形模块量具 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。 作者简介：周维真(1942-)，女，上海人，高级工程师(教授级)。 作者单位:广西桂冠电力股份有限公司，广西 南宁 530023
收稿日期：1998-12-15
收稿日期：1998-12-15