黃波，劉暢堯，肖啟志，付亮，謝捷敏

(1.國網(wǎng)湖南省電力有限公司電力科學研究院，湖南長沙410007；2.馬跡塘水電廠，湖南益陽413405)

0 引言

燈泡貫流式水輪發(fā)電機組具有適應中低水頭、水頭變化大的特點,與其他類型機組相比,在相同的性能參數(shù)條件下,貫流式機組可適應更低的水頭,同時土建工程量少,施工簡單[1-4]。燈泡貫流式機組最明顯的特征就是大型薄殼外壓容器[5-8],機組主要承重部件是管型座,一般在定子外殼還設置有兩個水平輔助支撐對定子外殼進行支撐固定[9],該結構造成燈泡貫流式機組水平徑向支撐普遍較弱,并導致大部分燈泡貫流式機組水導軸承水平振動偏大,甚至出現(xiàn)超標情況。

水導軸承振動超標,可能造成水導軸承疲勞失效。疲勞失效是各種機械設備的主要失效形式[10]。研究表明超過一半的機械事故都是由疲勞失效引起的。在非對稱循環(huán)荷載下,考慮平均應力對疲勞壽命影響,學者們提出了不同的等效應力幅σa計算方法。比如Gerber W Z提出了考慮平均應力σm影響的拋物線模型；Goodman J將Gerber拋物線簡化為直線,得到了著名的Goodman模型；Smith R N提出根據(jù)最大應力和應力幅的乘積來計算等效應力幅的SWT模型[11-15]。

在實際應用中,因各模型等效應力幅計算方法的不同,都有各自適用的材料種類和壽命預測范圍。比如,Gerber模型適用于塑性材料；Goodman模型適用于金屬材料,同時該模型計算快捷簡單,目前廣泛應用于各種金屬材料疲勞計算分析。本文針對某燈泡貫流式機組水導軸承水平振動嚴重超標問題,通過開展交變應力測試,并采用Goodman模型對水導軸承進行疲勞分析,分析了機組安全運行水平。

1 工程概況

某水電廠裝有3臺18 MW燈泡貫流式機組,機組額定轉速75 r/min,額定水頭6.55 m,額定流量312 m/s。3臺機組均存在水導軸承水平振動間歇性異常增大情況,其中3號機組最為明顯,異常振動時水導軸承水平振動最大值達到700μm(國標限值120μm)。

2 疲勞計算

2.1 Goodman疲勞計算模型

結構疲勞失效主要受結構所受平均應力σm及交變應力σa影響。根據(jù)Goodman模型公式:

式中,σm為平均交變應力；σb為極限強度；σ-1為許用應力疲勞值；σa為當前平均應力σm對應的疲勞許用交變應力值。

為確保設備長期安全運行,設備運行交變應力應小于許用交變應力σa。該機組水導軸承材料為Q345,可查得極限強度σb為428 MPa[16]。GB/T 3811—2008[17]根據(jù)結構工作級別及應力集中情況對鋼材許用應力基本值σ-1進行了規(guī)定,根據(jù)水導軸承實際情況,σ-1取為120 MPa(E8工作級別,W0應力)。為得到許用交變應力σa還需得到水導軸承平均應力σm。

2.2 水導軸承平均應力σm計算

水導軸承平均應力可通過分析靜水狀態(tài)下水導軸承荷載計算得到。燈泡貫流式機組水導軸承及發(fā)導軸承承受著發(fā)電機轉子、組合軸承、機組主軸、水導軸承、水輪機的重力作用及水輪機所受浮力,機組軸承受力可以簡化如圖1所示。

圖1 軸承受力簡化示意圖

根據(jù)力偶平衡原理:

式中,F1為發(fā)導軸承荷載；F2為水導軸承荷載；G1為轉子質量,45 t；G2為組合軸承質量,24.81 t；G3為機組主軸質量,44.64 t；G4為水導軸承質量,1.75 t；G5為轉輪質量,65 t；F5為轉輪浮力,8.3 t；L1為轉子中心距發(fā)導軸承中心距離,0.85 m；L2為主軸中心距發(fā)導軸承中心距離,2.91 m；L3為主軸中心水導軸承中心距離,2.91 m；L4為轉輪中心水導軸承中心距離,2.18 m。

根據(jù)公式 (2)計算出水導軸承承受荷載F2為95.4 t。水導瓦有效承壓面積為0.54 m2,可以計算出水導軸承表面法向靜壓力為1.75 MPa。利用仿真計算軟件,對水導軸承進行受力仿真計算(見圖2),可計算出水導軸承周向平均應力最大值為12.6 MPa。

圖2 軸承受力仿真計算結果

2.3 疲勞許用交變應力σa計算

根據(jù)公式 (1)可計算得到水導軸承疲勞許用交變應力σa為116.5 MPa,即水導軸承交變應力值低于σa時,理論上可以長期安全運行。

3 水導軸承交變應力試驗測試及安全性評價

3.1 測點布置

現(xiàn)場開展了3號機組交變應力測試。根據(jù)主受力情況,水導軸承交變應力測點分別在水導軸承圓周面上布置了6個周向交變應力測點,詳細測點布置及對應的編號見表1,測點布置如圖3所示。

表1 交變應力測點編號及對應位置

圖3 交變應力測點布置

3.2 測試結果分析

機組處于異常振動狀態(tài),調整機組負荷,從空載逐步調整到當前水頭下最大允許負荷,采集各應力測點數(shù)據(jù),同時還采集了水導軸承水平振動及垂直振動的數(shù)據(jù),試驗結果見表2。

試驗結果表明:相同工況下,水導軸承應力最大點為2號點,水導軸承交變應力最大值9.1 MPa,對應2號應力測點2 MW工況。

表2 交變應力及振動測試結果

水導軸承交變應力與水導軸承水平振動呈現(xiàn)一定的線性關系。相同工況下2號測點為水導軸承交變應力最大的點,通過擬合曲線可以得到水導軸承交變應力 (2號測點)與水導軸承水平振動的線性關系 (如圖4所示)。

式中,y為水導軸承 (2號測點)交變應力,MPa；x為水導軸承水平振動,μm。

當前水頭下水導軸承水平振動最大值為463μm,對應水導軸承最大應力為9.1 MPa,但根據(jù)運行歷史數(shù)據(jù),水導軸承水平振動最大值為700μm,通過式3可以估算出水導軸承交變應力最大值為13.7 MPa。

圖4 交變應力隨水導軸承水平振動變化趨勢

3.3 水導軸承安全性評價

該機組水導軸承周向平均應力σm最大值為12.6 MPa,根據(jù)Goodman模型疲勞計算分析,可計算得到疲勞許用交變應力σa為116.5 MPa。通過現(xiàn)場交變應力測試結果及估算,水導軸承交變應力最大值為13.7 MPa,遠小于疲勞許用交變應力σa,同時考慮到異常工況持續(xù)時間較短 (通常為3天以內),且從運行經(jīng)驗表明,水導軸承異常振動時,軸承瓦溫并未出現(xiàn)增大情況,因此當前水導軸承異常振動不會對機組水導軸承構成較大安全風險。

4 結語

本文針對某燈泡貫流式機組水導軸承水平振動異常超標情況,采用Goodman疲勞計算模型對水導軸承進行了疲勞計算分析。水導軸承平均應力σm為12.6 MPa,據(jù)Goodman模型疲勞計算分析,可計算得到疲勞許用交變應力σa為116.5 MPa,水導軸承交變應力最大值為13.7 MPa,遠小于疲勞許用交變應力σa,同時考慮到異常工況持續(xù)時間較短,水導軸承瓦溫也未出現(xiàn)增大情況,因此當前水導軸承異常振動不會對機組水導軸承運行構成較大安全風險。綜合現(xiàn)場實測、理論分析、仿真計算等方法開展了某燈泡貫流式機組水導軸承異常振動工況下的疲勞分析及安全評價,對國內外水電廠分析及評價同類型問題有較大借鑒意義。