林漢偉

(飛來峽水利樞紐管理處，廣東 清遠(yuǎn) 511825)

1 前言

某水電站位于廣東省珠江水系北江流域上，共裝有4臺燈泡貫流式機組，單機容量為35MW，機組主輔設(shè)備由奧地利ELIN公司和MCE公司提供。電站#3水輪發(fā)電機組于1999年9月并網(wǎng)運行，2007年12月首次A級檢修，2011年12月#3機組操作機構(gòu)出現(xiàn)活塞缸耳柄斷裂故障，累計A級檢修前#3機組運行了40671小時，至活塞缸耳柄斷裂時又運行了20114小時，即#3機組首次投運至故障發(fā)生時累計運行了60785小時，輪葉操作累計約18000次(平均每天約7次)。

2 耳柄斷裂故障

2011年12月23日，電站#3機組在帶35MW負(fù)荷運行過程中水導(dǎo)軸承處振動異常，同時出現(xiàn)有功與定子電流波動等異常現(xiàn)象，但導(dǎo)葉與輪葉未見異常調(diào)節(jié)。為查明故障，機組進行開、停機及空載試驗，啟、停過程振動大，現(xiàn)場可監(jiān)聽到水輪機室撞擊聲音，但仍能平穩(wěn)停機。此現(xiàn)象說明水輪機操作機構(gòu)存在故障，導(dǎo)致輪葉失控及有功負(fù)荷波動。機組流道排空后，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)輪室上半部局部位置存在明顯磨擦過熱痕跡，但機加工車紋清晰;#1輪葉開度異常，葉片邊緣無刮痕;輪葉密封尚好，僅微量滲油。以上現(xiàn)象說明不存在流道內(nèi)重大撞擊導(dǎo)致故障。隨后拆出輪葉進入輪轂內(nèi)部檢查，發(fā)現(xiàn)#1輪葉活塞缸耳柄從根部斷裂，拐臂連桿及銷軸脫落至輪轂內(nèi)(斷裂形貌見圖1)，致使輪葉操作失控。

從活塞缸耳柄根部斷口形貌可清晰看出起裂點、疲勞輝紋線、二次起裂點和瞬斷區(qū)，可見這是一個疲勞破壞所導(dǎo)致故障。在耳柄根部上約1毫米處存在一道淺裂紋，裂紋形成后，交變應(yīng)力使裂紋的兩側(cè)時而張開時而閉合，相互擠壓反復(fù)研磨，這樣形成了光滑區(qū)。隨著應(yīng)力的間斷和大小的變化，在光滑區(qū)留下多條疲勞輝紋線。至于粗糙的斷裂區(qū)，則是最后突然脆性拉裂所形成[1]。

圖1 活塞缸耳柄斷裂形貌圖

3 轉(zhuǎn)輪活塞缸有限元計算

進行應(yīng)力計算是疲勞強度分析的前提，為了準(zhǔn)確得到活塞缸耳柄的應(yīng)力情況，采取有限元法，對活塞缸在各種操作工況下的應(yīng)力進行詳細(xì)計算，然后根據(jù)機組輪葉實際操作情況，對其疲勞強度進行計算分析，為活塞缸耳柄斷裂原因分析及制定處理方案提供理論依據(jù)。

3.1 水輪機主要技術(shù)參數(shù)

水輪機型號：燈泡貫流式KR4/700;轉(zhuǎn)輪直徑：D=7.0m;額定轉(zhuǎn)速：n=83.33rpm;額定水頭：Hr=8.53m;最大水頭：HMAX=15.00m;最小水頭：HMIN=3.00m;水輪機額定功率：Nr=35.69Mw;水輪機最大出力：NMAX=39.97Mw;正向推力：F1=4500KN;反向推力：F2=5400KN;活塞缸操作最大油壓：6MPa;輪葉操作壓力：5.5MPa 和 4MPa。

活塞缸耳柄材料：GS20Mn5v，其抗拉強度δb=550MPa，屈服極限 δs=360MPa。

3.2 有限元計算模型及結(jié)果

由于活塞缸為周期對稱結(jié)構(gòu)，取缸體1/4作為計算模型。計算工況為缸體下行耳柄受拉和缸體上行耳柄受壓兩種工況，活塞缸油壓4MPa時應(yīng)力計算結(jié)果：上行最大應(yīng)力402MPa，下行最大應(yīng)力469MPa。

4 疲勞強度分析

4.1 計算參數(shù)的選取

有限元計算表明最大應(yīng)力出現(xiàn)在活塞缸耳柄根部，該處應(yīng)力集中最為嚴(yán)重，且與裂紋起裂點吻合，以該區(qū)域為疲勞強度評估分析區(qū)。根據(jù)3#機組運行時各工況下輪葉開關(guān)腔油壓差變化，轉(zhuǎn)輪葉片活塞缸正常工作時實際壓力差不超過4MPa，故選取4MPa、3MPa油壓計算耳柄根部的操作應(yīng)力。

4.2 疲勞強度計算結(jié)果與評估

據(jù)運行統(tǒng)計數(shù)據(jù)，機組按服役50年壽命設(shè)計，則輪葉操作約7.2×104次，遠(yuǎn)小于材料在空氣中的疲勞極限所對應(yīng)的循環(huán)數(shù)(N=107次)，按輪葉操作近似于N=105得到疲勞極限值δ-1=335.5MPa。活塞缸耳柄疲勞強度計算如下：

尺寸系數(shù)：Cd=0.75(構(gòu)件尺寸對疲勞性能的影響)

表面加工系數(shù)：Cs=0.90(構(gòu)件表面粗糙度對疲勞性能的影響)

有效應(yīng)力集中系數(shù)：Kf=1(計算為局部應(yīng)力)

疲勞極限?。害?1=335.5MPa(N=105 次)

交變應(yīng)力幅值：δa=469MPa(下行，4MPa壓差，見表1)

耳柄的拉壓疲勞安全系數(shù)計算公式[2]：

表1 各種結(jié)構(gòu)方案耳柄根部的疲勞安全系數(shù)

按上述公式計算得到各種結(jié)構(gòu)方案耳柄根部的疲勞安全系數(shù)見表1。通常疲勞安全系數(shù)應(yīng)該大于1.4，由計算結(jié)果可以看出，如活塞缸按使用50年壽命計算，長圓筒結(jié)構(gòu)無論操作油壓差是4.0MPa還是3.0MPa，耳柄的強度均不能滿足疲勞性能的要求?；钊渍w應(yīng)力水平不高，應(yīng)力集中是疲勞破壞的主要原因，為了提高耳柄的疲勞強度，應(yīng)在耳柄根部采用半徑足夠大的過渡圓角，盡可能地消除或減緩應(yīng)力集中。疲勞強度計算結(jié)果表明，活塞缸去除長圓筒后，耳柄增加R10的過渡圓角，能很好改善局部應(yīng)力，滿足疲勞強度要求。

5 結(jié)語

根據(jù)上述計算成果，電站在#3機組活塞缸耳柄根部加工了R10的過渡圓角，并對操作機構(gòu)連桿銷軸重新制作和調(diào)質(zhì)處理，取得較為理想的效果，恢復(fù)了機組發(fā)電。轉(zhuǎn)輪作為水輪發(fā)電機組的重要結(jié)構(gòu)部件，應(yīng)力集中造成此次操作機構(gòu)活塞缸耳柄斷裂，電站其它機組也存在類似隱患，運行管理單位應(yīng)加強檢測，適時對轉(zhuǎn)輪重新進行優(yōu)化設(shè)計和更新改造。

[1]龐立軍，鐘蘇.飛來峽電站轉(zhuǎn)輪接力器缸疲勞強度評估分析報告[R].黑龍江：哈動國家水力發(fā)電設(shè)備工程技術(shù)研究中心有限公司，2012.

[2]劉鴻文.材料力學(xué)[M].北京：高等教育出版社，2011.