凌津灘電廠水輪機轉輪室減振研究及應用

黃星德，田勁松

（1.五凌電力有限公司凌津灘電廠，湖南 常德 415720；2.湖南省水電智慧化工程技術研究中心，湖南 長沙 410004）

1 引言

凌津灘電廠位于湖南省桃源縣境內(nèi)，是沅水流域的下游梯級電站，安裝9臺燈泡貫流式水輪發(fā)電機組，單機容量30 MW，總裝機容量270 MW，保證出力5.66萬kW，設計年發(fā)電量12.15億kW·h，通過兩回220 kV線路并入湖南電網(wǎng)，工程于1995年12月正式開工，1998年12月首臺機組并網(wǎng)發(fā)電，2000年12月全部機組投運。

水輪發(fā)電機組設計額定水頭8.5 m，最小水頭2.2 m，最大水頭13.2 m。水輪機型號：HK-IRP,水輪機轉輪直徑Φ6 900 mm，由日本日立公司設計制造。機組自投產(chǎn)以來，一直存在轉輪室振動過大問題，所有機組轉輪室水平及垂直振動幅值均達到500 μm左右（國內(nèi)外同類型機組大部分振動在300 μm左右），低水頭運行時情況更為突出，最高達800 μm。

燈泡貫流式機組的轉輪室是機組流道中的明管段，其整體為類懸臂支撐結構，其上游與外配水環(huán)通過螺栓、銷釘連接，下游側通過伸縮節(jié)與尾水流道連接，其內(nèi)壁長期承受因槳葉與轉輪室配合處的動靜干涉和不穩(wěn)定的水壓脈動引起的水力激振。轉輪室振動過大的危害：容易引起槳葉與轉輪室間隙變小，惡化機組運行工況；可能會引起轉輪室法蘭面緊固螺栓預緊力松弛，螺栓疲勞斷裂；易引起轉輪室本體結構焊縫疲勞開裂，縮短轉輪室壽命；甚至引發(fā)轉輪室破裂發(fā)生水淹廠房事故。轉輪室振動過大給水輪發(fā)電機組的安全運行帶來極大威脅。

因轉輪室振動過大，電廠9臺機組轉輪室都曾出現(xiàn)過不同程度的裂紋，給機組的安全運行帶來了極大威脅。文中就水輪機轉輪室減振開展研究，旨在降低機組運行中轉輪室振動，改善機組運行工況，提高主設備運行安全性，消除重大設備隱患。

燈泡貫流式機組轉輪室減振措施的研究，可以從多方面開展工作，如通過減小機組的振源，改善水力激振力來降低轉輪室的振動幅值；如通過提高轉輪室剛度來抑制水力激振力產(chǎn)生的振動幅值等。查閱國內(nèi)相關文獻，國內(nèi)對燈泡貫流式機組的轉輪室振動問題已經(jīng)做了很多研究分析工作。如：湖南省電力公司科學研究院田海平對凌津灘電廠燈泡貫流式機組轉輪室結構安全進行了研究；四川金銀臺水電站王澤洪對金銀臺水電站組轉輪室振動較大的原因進行了分析及處理；柳超、李進博對燈泡貫流式機組轉輪室裂紋原因分析與處理做了相關的研究；肖書寶、陳明各自利用機組轉輪室技術改造對轉輪室的振動及裂紋處理問題做了相關的研究分析，提出轉輪室“抑振消裂”的優(yōu)化設計思路。

文中針對凌津灘電廠水輪發(fā)電機組轉輪室振動問題，通過計算、仿真分析，著力減小機組軸線轉輪中心處的撓度，改善轉輪處水流流態(tài)，降低水力激振力來降低轉輪室振動，結合試驗，驗證減振效果。

2 轉輪室結構介紹

貫流式水輪機轉輪室自上游至下游分別為收縮段、球面段、過渡段、擴散段，結構如圖1所示。水流經(jīng)收縮段進入球面段，經(jīng)槳葉進水邊推動轉輪旋轉，槳葉出水邊的水流經(jīng)過過渡段后進入擴散段，水流流速急速降低，轉輪前后不穩(wěn)定的水壓脈動引起較大的水力激振。

圖1 轉輪室結構圖

3 主軸撓度計算、分析

機組原主軸結構如圖2所示，材質為GB 20SiMn，主軸外徑為Φ910 mm。計算機組原主軸運行狀態(tài)下轉輪中心處的撓度，考慮浮力、轉輪質量不平衡力以及轉輪水力不平衡力的作用，其中轉輪質量不平衡力、轉輪水力不平衡力的方向與轉輪重力方向相同，作用位置在轉輪中心線處。在推力軸承處施加軸向約束和軸向旋轉自由度，在發(fā)電機導軸承、水輪機導軸承位置處建立彈簧單元，發(fā)電機導軸承剛度設為3E6 N/mm，水輪機導軸承剛度設為0.8E6 N/mm。使用有限元分析軟件ANSYS建立機組原主軸有限元模型，如圖3所示。將轉子重量、推力軸承重量、轉輪重量以質量單元的形式施加在主軸上，基本參數(shù)如表1所示，計算運行狀態(tài)下轉輪中心處的撓度。

表1 基本參數(shù)

圖2 機組原主軸結構圖

圖3 機組原主軸有限元模型

機組原主軸擾度計算結果如表2所示，主軸撓度分布如圖4所示，計算主軸模型的臨界轉速，一階臨界轉速為496.9 r/min，一階振型如圖5所示。

表2 機組原主軸撓度計算結果

圖4 機組原主軸撓度

圖5 機組原主軸一階振型

機組新主軸結構如圖6所示，材質為ASTM A668 Class E，主軸發(fā)電機段外徑為Φ910 mm，主軸水輪機段外徑加粗至Φ1 050 mm，水導軸承中心線向下游側移動200 mm。采用同樣方法建立新主軸有限元模型，如圖7所示，計算新主軸運行狀態(tài)下轉輪中心處的撓度。

圖6 新主軸結構圖

圖7 新主軸有限元模型

新主軸撓度計算結果如表3所示，新主軸撓度分布如圖8所示，計算新主軸模型的臨界轉速，一階臨界轉速為580.8 r/min,一階振型如圖9所示。

表3 機組新主軸撓度計算結果

圖8 新主軸撓度

圖9 新主軸一階振型

機組原主軸、新主軸撓度計算對比發(fā)現(xiàn)，轉輪中心處撓度從-2.91 mm降低至-2.11 mm，擾度降低27.5%，見表4所示。

表4 原主軸、新主軸撓度計算結果對比

新主軸采用ASTM A668 Class E材質，其強度極限（UTS）為570 MPa，屈服極限（YS）為295 MPa，利用解析法對新主軸進行強度計算，計算結果如表5所示。計算結果表明新主軸靜強度滿足要求，彎曲疲勞安全系數(shù)和扭轉疲勞安全系數(shù)均滿足設計要求。

表5 新主軸強度計算結果

綜上所述，通過ANSYS進行機組原主軸、新主軸運轉情況下轉輪中心處的撓度計算發(fā)現(xiàn)，主軸分段加粗、水輪機導軸承中心線向下游側移動后，轉輪中心處撓度從-2.91 mm降低至-2.11 mm，撓度降低27.5%。利用解析法對新主軸進行強度計算表明，新主軸靜強度滿足要求，彎曲疲勞安全系數(shù)和扭轉疲勞安全系數(shù)均滿足設計要求。

4 減振方案實施、效果驗證

（1）減振方案實施

根據(jù)主軸撓度計算、分析，通過主軸分段加粗、水導軸承中心線下移可大幅度降低轉輪中心處撓度，轉輪室減振實施方案如下：

1）主軸加粗：將主軸從正推軸承機械密封處至下游整段外徑由Φ910 mm加粗至Φ1 050 mm，增加主軸水導端剛度。同步提高主軸表面加工精度，減小應力集中，提升主軸抗疲勞性能。

2）主軸材質升級：原主軸材質為GB 20SiMn，強度極限和屈服極限分別為450 MPa、275 MPa。新主軸材質升級為鍛鋼ASTM A668 Class E，強度極限和屈服極限分別為570 MPa、295 MPa。材質升級后，材質的強度極限和屈服極限大幅提升，提升了主軸的抗疲勞強度。

3）水導軸承中心線下移：將水導軸承中心線位置向下游側移動200 mm，縮短轉輪懸臂長度。

通過主軸加粗、主軸材質升級、水導軸承中心線下移，減小轉輪中心處的撓度，改善轉輪處水流流態(tài)，降低水力激振力來降低轉輪室振動。

（2）減振效果驗證

對電廠1號機組按照減振方案進行主軸改造、水導軸承中心線下移實施后，通過振動擺度在線監(jiān)測系統(tǒng)測量水輪機轉輪室振動，測量數(shù)據(jù)如表6所示。

表6 機組轉輪室振動數(shù)據(jù)對比

對機組主軸改造前后轉輪室振動數(shù)據(jù)進行對比分析，發(fā)現(xiàn)改造后：

1）8.0 m水頭下，機組帶25 MW負荷時，轉輪室水平振動由448 μm降低至245 μm，轉輪室垂直振動由464 μm降至273 μm。

2）9.0 m水頭下，機組滿負荷運行時，轉輪室水平振動由495 μm降低至273 μm，轉輪室垂直振動由498 μm降至309 μm。

3）10.0 m水頭下，機組滿負荷運行時，轉輪室水平振動由490 μm降低至257 μm，轉輪室垂直振動由504 μm降至303 μm。

綜上可知：8.0～10.0 m水頭下，轉輪室水平振動約降低200～230 μm，轉輪室垂直振動約降低190～200 μm，轉輪室振動降幅約40%，減振效果明顯。

5 結論

文章對凌津灘電廠燈泡貫流式機組水輪機轉輪室振動開展研究，通過對機組主軸優(yōu)化、水導軸承中心下移，降低了機組軸線轉輪中心處的撓度，實現(xiàn)了水輪機轉輪室降低振動的目標。通過研究及應用發(fā)現(xiàn)，通過降低機組軸線轉輪中心處的撓度，能夠實現(xiàn)水輪機轉輪室振動的降低，可以改善機組運行工況，提高機組運行的穩(wěn)定性。