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(shù)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(shè)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(shè)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(zhuǎn)輪直徑Φ6 900 mm，由日本日立公司設(shè)計制造。機組自投產(chǎn)以來，一直存在轉(zhuǎn)輪室振動過大問題，所有機組轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室是機組流道中的明管段，其整體為類懸臂支撐結(jié)構(gòu)，其上游與外配水環(huán)通過螺栓、銷釘連接，下游側(cè)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(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室振動過大的危害：容易引起槳葉與轉(zhuǎn)輪室間隙變小，惡化機組運行工況；可能會引起轉(zhuǎn)輪室法蘭面緊固螺栓預緊力松弛，螺栓疲勞斷裂；易引起轉(zhuǎn)輪室本體結(jié)構(gòu)焊縫疲勞開裂，縮短轉(zhuǎn)輪室壽命；甚至引發(fā)轉(zhuǎn)輪室破裂發(fā)生水淹廠房事故。轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室振動過大，電廠9臺機組轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室減振開展研究，旨在降低機組運行中轉(zhuǎn)輪室振動，改善機組運行工況，提高主設(shè)備運行安全性，消除重大設(shè)備隱患。

燈泡貫流式機組轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室的振動幅值；如通過提高轉(zhuǎn)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(guān)文獻，國內(nèi)對燈泡貫流式機組的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室裂紋原因分析與處理做了相關(guān)的研究；肖書寶、陳明各自利用機組轉(zhuǎn)輪室技術(shù)改造對轉(zhuǎn)輪室的振動及裂紋處理問題做了相關(guān)的研究分析，提出轉(zhuǎn)輪室“抑振消裂”的優(yōu)化設(shè)計思路。

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

2 轉(zhuǎn)輪室結(jié)構(gòu)介紹

貫流式水輪機轉(zhuǎn)輪室自上游至下游分別為收縮段、球面段、過渡段、擴散段，結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)輪旋轉(zhuǎn)，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(zhuǎn)輪前后不穩(wěn)定的水壓脈動引起較大的水力激振。

圖1 轉(zhuǎn)輪室結(jié)構(gòu)圖

3 主軸撓度計算、分析

機組原主軸結(jié)構(gòu)如圖2所示，材質(zhì)為GB 20SiMn，主軸外徑為Φ910 mm。計算機組原主軸運行狀態(tài)下轉(zhuǎn)輪中心處的撓度，考慮浮力、轉(zhuǎn)輪質(zhì)量不平衡力以及轉(zhuǎn)輪水力不平衡力的作用，其中轉(zhuǎn)輪質(zhì)量不平衡力、轉(zhuǎn)輪水力不平衡力的方向與轉(zhuǎn)輪重力方向相同，作用位置在轉(zhuǎn)輪中心線處。在推力軸承處施加軸向約束和軸向旋轉(zhuǎn)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(shè)為3E6 N/mm，水輪機導軸承剛度設(shè)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(zhuǎn)子重量、推力軸承重量、轉(zhuǎn)輪重量以質(zhì)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(zhuǎn)輪中心處的撓度。

表1 基本參數(shù)

圖2 機組原主軸結(jié)構(gòu)圖

圖3 機組原主軸有限元模型

機組原主軸擾度計算結(jié)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(zhuǎn)速，一階臨界轉(zhuǎn)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(jié)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(jié)構(gòu)如圖6所示，材質(zhì)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(cè)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(zhuǎn)輪中心處的撓度。

圖6 新主軸結(jié)構(gòu)圖

圖7 新主軸有限元模型

新主軸撓度計算結(jié)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(zhuǎn)速，一階臨界轉(zhuǎn)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(jié)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(zhuǎn)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(jié)果對比

新主軸采用ASTM A668 Class E材質(zhì)，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(jié)果如表5所示。計算結(jié)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(zhuǎn)疲勞安全系數(shù)均滿足設(shè)計要求。

表5 新主軸強度計算結(jié)果

綜上所述，通過ANSYS進行機組原主軸、新主軸運轉(zhuǎn)情況下轉(zhuǎn)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(cè)移動后，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)疲勞安全系數(shù)均滿足設(shè)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(zhuǎn)輪中心處撓度，轉(zhuǎn)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(yīng)力集中，提升主軸抗疲勞性能。

2）主軸材質(zhì)升級：原主軸材質(zhì)為GB 20SiMn，強度極限和屈服極限分別為450 MPa、275 MPa。新主軸材質(zhì)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(zhì)升級后，材質(zhì)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(cè)移動200 mm，縮短轉(zhuǎn)輪懸臂長度。

通過主軸加粗、主軸材質(zhì)升級、水導軸承中心線下移，減小轉(zhuǎn)輪中心處的撓度，改善轉(zhuǎn)輪處水流流態(tài)，降低水力激振力來降低轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室振動，測量數(shù)據(jù)如表6所示。

表6 機組轉(zhuǎn)輪室振動數(shù)據(jù)對比

對機組主軸改造前后轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室水平振動由448 μm降低至245 μm，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室水平振動由495 μm降低至273 μm，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室水平振動由490 μm降低至257 μm，轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪室水平振動約降低200～230 μm，轉(zhuǎn)輪室垂直振動約降低190～200 μm，轉(zhuǎn)輪室振動降幅約40%，減振效果明顯。

5 結(jié)論

文章對凌津灘電廠燈泡貫流式機組水輪機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)輪中心處的撓度，實現(xiàn)了水輪機轉(zhuǎn)輪室降低振動的目標。通過研究及應(yīng)用發(fā)現(xiàn)，通過降低機組軸線轉(zhuǎn)輪中心處的撓度，能夠?qū)崿F(xiàn)水輪機轉(zhuǎn)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。