凌津滩电厂水轮发电机主轴裂纹分析及改造研究.pdf

22第 46 卷 第 08 期2023 年 08 月Vol.46No.08Aug.2023水 电 站 机 电 技 术Mechanical&ElectricalTechniqueofHydropowerStation1 引言凌津滩电厂位于湖南省常德市桃源县夷望溪镇,安装 9 台灯泡贯流式水轮发电机组，单机容量30 MW，总装机容量 270 MW，保证出力 5.66 万 kW，设计年发电量 12.15 亿 kW h，通过两回 220 kV 线路并入湖南电网，工程于 1995 年 12 月正式开工，1998 年 12 月首台机组并网发电，2000 年 12 月全部机组投运。电厂水轮发电机组设计额定水头 8.5 m，最小水头 2.2 m，最大水头 13.2 m。水轮机型号 HK-IRP，转轮直径 6 900 mm，1 号 3 号机为日本日立公司设计制造，4 号 5 号机为日立、哈电联合设计制造，6 号 9 号机为哈电制造。自 2017 年 7 号机组 C 级检修中发现主轴水轮机侧法兰根部出现裂纹以来，在后续的检查中发现其他机组主轴相同部位均存在不同程度的裂纹。主轴是灯泡贯流式水轮发电机组的核心部件，主轴通过两端的法兰连接水轮机与发电机转子，将水轮机的转矩传递给发电机转子，带动发电机旋转输出电能。主轴水轮机侧法兰根部裂纹给机组的安全稳定运行带来了极大的隐患：主轴裂纹贯穿将引起机组调速系统漏油，造成环境污染；主轴裂纹进一步扩展、失控甚至引起主轴断裂、转轮脱落、转轮室破裂，造成水淹厂房的严重事故，带来严重的经济损失和社会影响。本课题就电厂机组主轴轴颈裂纹开展研究，旨在找出主轴裂纹产生的根本原因，提出针对性的改造方案，以期彻底消除该重大隐患，提高机组的安全可靠性。2 主轴结构机组主轴为双法兰空心轴，上、下游侧法兰通过螺栓和销钉分别与发电机转子和水轮机转轮相连接，主轴中空部分安装桨叶操作油管、桨叶反馈杆。主轴两侧分别安装发导轴承、水导轴承，承受发电机转子、转轮及主轴的重力，主轴中部安装正反推力轴承，承受机组旋转中水流对转轮的正、反推力。主轴材质为 20SiMn，主轴结构示意如图 1 所示。图 1 机组原主轴结构示意图主轴水轮机端设置主轴密封装置，主轴轴颈浸泡于水中，主轴密封装置结构示意如图 2 所示。收稿日期：2023-05-06作者简介：杨 彤（1968-），男，高级工程师，从事水电生产运营管理工作。凌津滩电厂水轮发电机主轴裂纹分析及改造研究杨 彤，黄星德（五凌电力有限公司凌津滩电厂，湖南 常德 415720）摘 要：本文就凌津滩电厂水轮发电机主轴裂纹问题开展研究，采用解析法对主轴应力、疲劳强度进行分析，找出了主轴裂纹产生的根本原因。根据主轴裂纹产生的原因，开展了主轴改造研究，提出了提高主轴疲劳强度的措施，明确了主轴改造思路。关键词：水轮发电机；主轴裂纹；强度分析；改造中图分类号：TV734.1文献标识码：B文章编号：1672-5387（2023）08-0022-04D O I：10.13599/ki.11-5130.2023.08.00623第 08 期杨 彤，等：凌津滩电厂水轮发电机主轴裂纹分析及改造研究图 2 主轴密封结构示意图3 主轴强度计算分析采用解析法对主轴载荷、应力进行计算，对其静强度进行分析；对主轴失效的法兰根部疲劳强度进行计算，同步对主轴未失效的轴身部位疲劳强度进行计算，以分析主轴失效的根本原因。主轴及其相关参数见表 1，主轴材料 20 SiMn 力学性能见表 2。表 1 基本参数序号名称符号数值单位1机组额定出力 P30MW2机组额定转速 nr78.9r/min3水轮机转轮重量 GL78t4水轮机转轮浮力 GF19t5主轴重量 GZ44.4t6机组轴向水推力 Fh450t7主轴根部外径D1930mm8主轴轴身过渡处外径 D2910mm9主轴内径 d 260mm10水轮机转轮质量不平衡力 Fu4 063N11水轮机水力不平衡力 Fr55 843N12水轮机转轮重心到主轴 A-A 截面距离L1990mm13水轮机转轮中心到主轴 A-A 截面距离L2955mm14水轮机转轮重心到主轴 B-B 截面距离L31 690mm15水轮机转轮中心到主轴 B-B 截面距离L4 1 655mm表 2 材料特性及许用应力单位：MPa序号名称符号数值1抗拉强度b4702屈服强度s2553综合应力63.84剪切应力42.55考虑应力集中系数的综合应力102.03.1 主轴载荷应力计算计算机组额定出力工况下，主轴的载荷及应力：机组额定出力工况下：主轴所受扭矩 M：M=30Pnr主轴所受轴向拉力 F：F=Fh主轴截面最大剪切应力 max：max=MWt Wt=D316（1-4）=dD主轴截面最大拉伸应力 max：max=FA A=4（D2-d2）主轴截面弯曲应力 w：w=MBW，MB=（Fu+（GL-GF）1 0009.8）Ll+Fr L2，W=D332（1-4）主轴截面最大综合应力 emax：emax=（max+w）2+3max2主轴应力计算结果如表 3 所示。表 3 解析法应力计算结果单位：MPa截面 A-A截面 B-B许用标准最大剪切应力23.925.542.5最大拉伸应力7.07.4-最大弯曲应力8.014.7-最大综合应力44.049.363.8计算结论：主轴 A-A 截面和 B-B 截面的最大剪切应力、最大综合应力均小于材料的许用标准，主轴静强度符合设计。3.2 主轴轴颈根部疲劳强度计算3.2.1 弯曲疲劳计算按照机组设计工作 50 年，运行系数为 0.85，因主轴轴颈浸在水中，根据材料在水中的 S-N 曲线方程 SmN=c，则弯曲交变次数 N=1.762109次，则条件疲劳极限-1=29.1 MPa。弯曲有效应力集中系数KW=1+q（KW-1），其中查表得 KW=1.6，q=0.85，因此KW=1.5。平均应力 max1=7.0 MPa交变应力 w1=8.0 MPa计算弯曲疲劳安全系数：n-1=-1KWW1+max1=29.11.58.00.540.95+0.21 7.0=1.1724第 46 卷水 电 站 机 电 技 术公式中：为表面加工系数，为尺寸系数，为平均应力影响系数。因主轴弯曲疲劳安全系数许用为 1.5，计算出疲劳极限为 37.3 MPa。根据材料在水中的 S-N 曲线方程，计算得主轴安全运行年限 16.12 年。3.2.2 扭转疲劳计算按机组每年启停机 1 000 次计算，总启停机 50 000 次，在 此 循 环 次 数 下，根 据 S-N 曲 线方程 SmN=c 推算出对称弯曲循环应力的疲劳极限-1N=322.4 MPa，扭转疲劳极限-1N=0.58-1N=187.0 MPa，扭转有效应力集中系数 Kt=1+q（KW-1），其中查表得到 KW=1.35，q=0.85，因此 Kt=1.3。额定出力工况时，max=23.9 MPa扭转交变应力 a：a=max-min2 12.0 MPa扭转平均应力 p：p=max+min2 12.0 MPa扭转疲劳安全系数：n=-1NKta+p=1871.3 12.00.54 0.95+0.21 12.0=5.68计算结论：主轴根部弯曲疲劳安全系数 1.17，小于许用标准 1.5；主轴根部扭转疲劳安全系数 5.68，大于许用标准 1.5。3.3 主轴轴身过渡处疲劳强度计算3.3.1 弯曲疲劳计算主轴轴身过渡处在空气中，疲劳极限数值为-1=0.23（s+b）=166.8 MPa。弯曲有效应力集中系数 KW=1+q（Kw-1），其 中 查 表 得 Kw=1.5，q=0.85，因此 KW=1.4。平均应力 max1=7.4 MPa，交变应力 w1=14.7 MPa计算弯曲疲劳安全系数：n-1=-1KWW1+max1=166.81.4 14.70.54 0.95+0.21 7.4=4.03.3.2 扭转疲劳计算扭 转 疲 劳 极 限-1N=0.58-1=96.7 MPa，扭 转有效应力集中系数 Kt=1+q（KW-1），其中查表得到KW=1.5，q=0.85，因此 Kt=1.4。额定出力工况时，max=25.5 MPa扭转交变应力 a：a=max-min2 12.8 MPa扭转平均应力 p：p=max-min2 12.8 MPa计算扭转疲劳安全系数：n=-1NKta+p=96.71.4 12.80.54 0.95+0.21 12.8=2.57计算结论：主轴轴身过渡处弯曲疲劳安全系数4.0，大于许用标准 1.5；主轴轴身过渡处扭转疲劳安全系数 2.57，大于许用标准 1.5。3.4 结论通过以上对主轴应力、轴颈根部疲劳强度、轴身过渡处疲劳强度进行计算，结果表明：（1）主轴静强度满足设计要求。（2）主轴根部弯曲疲劳安全系数小于许用标准，不满足设计要求；主轴根部扭转疲劳安全系数满足设计要求。（3）主轴轴身过渡处弯曲疲劳安全系数、扭转疲劳安全系数均满足设计要求。综上所述，主轴水轮机侧法兰根部产生裂纹的根本原因是主轴根部弯曲疲劳安全系数偏小，不满足设计要求引起的。4 主轴改造分析水轮发电机组主轴在运行时力源是一定的，主要承受轴向力、弯矩、扭矩等，其中轴向力为机组的轴向水推力，弯矩由转轮重量、转轮质量不平衡力、水力径向力产生，扭矩由机组旋转产生，因主轴在运行中的力源一定，故在主轴改造中重点对提高弯曲疲劳安全系数进行分析。4.1 主轴弯曲疲劳分析弯曲疲劳安全系数：n-1=-1KWW1+max1其中，-1材料的弯曲疲劳极限；w1弯曲交变应力幅值；max1弯曲平均应力；KW弯曲有效应力集中系数；尺寸系数；表面加工系数；平均应力影响系数。从公式可知，提高主轴弯曲疲劳安全系数的措施25第 08 期杨 彤，等：凌津滩电厂水轮发电机主轴裂纹分析及改造研究主要有：提高主轴材料的疲劳极限-1；降低主轴交变应力幅值 w1、平均应力 max1；提高主轴尺寸系数、主轴表面加工系数；降低主轴有效应力集中系数 KW。4.1.1 提高主轴材料的疲劳极限-1主轴材料的疲劳极限主要与两方面相关，材料的屈服强度；其使用环境。考虑主轴制造过程中材料的修补性，主轴材料主要使用 20SiMn、ASTM A668 class E 两种，两种材料的屈服强度分别为 255 MPa、295 MPa，A668 class E 的屈服强度更高。查阅手册，钢在不同的腐蚀环境中疲劳极限与强度极限的关系可知，同种钢在空气中的疲劳极限较水中高。因此，对主轴密封结构进行改造，使主轴法兰根部与水隔离，改善其运行环境，可提高主轴的疲劳极限。4.1.2 降低主轴交变应力幅值 w1、平均应力 max1可通过增加主轴受力面积以减小交变应力幅值及平均应力。增加主轴受力面积，受桨叶操作油管尺寸、水轮机转轮连接法兰尺寸等限制，只能适当加大主轴外径。同时，主轴外径增加过大，会导致主轴法兰根部过渡圆角减小，应力集中系数增加，故适当增加主轴外径。4.1.3 提高主轴表面加工系数 提高主轴加工表面加工精度，可提高表面加工系数。4.1.4 降低主轴应力集中系数 KW主轴设计时，应避免台阶、沟槽等可能引起应力集中的结构，保持尺寸一致性，降低应力集中系数。4.2 主轴改造方案结合主轴疲劳分析，提出以下主轴改造方案：将主轴材质从 20SiMn 升级为锻钢 ASTM A668 class E，提升主轴材料的屈服强度和疲劳强度。进行主轴密封改造，使主轴法兰根部与水隔离，改善其运行环境，提高主轴的疲劳强度。适当加大主轴外径尺寸，将主轴外径由 910 mm加大至 1 050 mm，降低应力幅值。统一主轴水轮机端外径尺寸，提高主轴表面加工精度。配套进行水导轴承、高压油顶起装置改造。经核算，新方案的主轴根部弯曲疲劳安全系数15.19，满足设计规范要求，按照该方案对主轴进行改造可彻底消除主轴裂纹重大设备隐患，2020 年2022 年间，按该方案实施了 1 号、3 号机组主轴改造，提高了机组的安全可靠性。5 结语本文就凌津滩电厂灯泡贯流式水轮发电机组主轴裂纹开展研究，通过解析法对主轴应力、疲劳强度进行分析，找出了主轴裂纹产生的根本原因。结合原因分析，开展了主轴改造分析，提出了提高主轴疲劳强度的措施，明确了主轴改造方案，为电厂开展主轴改造彻底消除主轴裂纹重大隐患提供了科学可靠的决策依据。参考文献：1哈尔滨电机厂.凌津滩电站主轴强度复核计算报告 R，2017.2机械工程手册编辑部.机械工程手册 M.北京：机械工业出版社，1997.3国家市场监督管理总局，国家标准化管理委员会.水轮机基本技术条件：GB/T15468-2020S.4五凌电力有限公司.灯泡贯流式水轮发电机组运行与检修 M.北京：中国电力出版社，2018.5卢从义，王治国，高秀玲，等.水轮机主轴断裂原因分析J.大电机技术，2015（3）：50-53.6孙媛媛,罗远红.灯泡贯流式水轮机结构优化设计 J.东方电气评论，2013，27（2）：43-48.