凌津滩电厂水轮机转轮室减振研究及应用

黄星德，田劲松

（1.五凌电力有限公司凌津滩电厂，湖南 常德 415720；
2.湖南省水电智慧化工程技术研究中心，湖南 长沙 410004）

凌津滩电厂位于湖南省桃源县境内，是沅水流域的下游梯级电站，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。

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,水轮机转轮直径Φ6 900 mm，由日本日立公司设计制造。机组自投产以来，一直存在转轮室振动过大问题，所有机组转轮室水平及垂直振动幅值均达到500 μm左右（国内外同类型机组大部分振动在300 μm左右），低水头运行时情况更为突出，最高达800 μm。

灯泡贯流式机组的转轮室是机组流道中的明管段，其整体为类悬臂支撑结构，其上游与外配水环通过螺栓、销钉连接，下游侧通过伸缩节与尾水流道连接，其内壁长期承受因桨叶与转轮室配合处的动静干涉和不稳定的水压脉动引起的水力激振。转轮室振动过大的危害：容易引起桨叶与转轮室间隙变小，恶化机组运行工况；
可能会引起转轮室法兰面紧固螺栓预紧力松弛，螺栓疲劳断裂；
易引起转轮室本体结构焊缝疲劳开裂，缩短转轮室寿命；
甚至引发转轮室破裂发生水淹厂房事故。转轮室振动过大给水轮发电机组的安全运行带来极大威胁。

因转轮室振动过大，电厂9台机组转轮室都曾出现过不同程度的裂纹，给机组的安全运行带来了极大威胁。文中就水轮机转轮室减振开展研究，旨在降低机组运行中转轮室振动，改善机组运行工况，提高主设备运行安全性，消除重大设备隐患。

灯泡贯流式机组转轮室减振措施的研究，可以从多方面开展工作，如通过减小机组的振源，改善水力激振力来降低转轮室的振动幅值；
如通过提高转轮室刚度来抑制水力激振力产生的振动幅值等。查阅国内相关文献，国内对灯泡贯流式机组的转轮室振动问题已经做了很多研究分析工作。如：湖南省电力公司科学研究院田海平对凌津滩电厂灯泡贯流式机组转轮室结构安全进行了研究；
四川金银台水电站王泽洪对金银台水电站组转轮室振动较大的原因进行了分析及处理；
柳超、李进博对灯泡贯流式机组转轮室裂纹原因分析与处理做了相关的研究；
肖书宝、陈明各自利用机组转轮室技术改造对转轮室的振动及裂纹处理问题做了相关的研究分析，提出转轮室“抑振消裂”的优化设计思路。

文中针对凌津滩电厂水轮发电机组转轮室振动问题，通过计算、仿真分析，着力减小机组轴线转轮中心处的挠度，改善转轮处水流流态，降低水力激振力来降低转轮室振动，结合试验，验证减振效果。

贯流式水轮机转轮室自上游至下游分别为收缩段、球面段、过渡段、扩散段，结构如图1所示。水流经收缩段进入球面段，经桨叶进水边推动转轮旋转，桨叶出水边的水流经过过渡段后进入扩散段，水流流速急速降低，转轮前后不稳定的水压脉动引起较大的水力激振。

图1 转轮室结构图

机组原主轴结构如图2所示，材质为GB 20SiMn，主轴外径为Φ910 mm。计算机组原主轴运行状态下转轮中心处的挠度，考虑浮力、转轮质量不平衡力以及转轮水力不平衡力的作用，其中转轮质量不平衡力、转轮水力不平衡力的方向与转轮重力方向相同，作用位置在转轮中心线处。在推力轴承处施加轴向约束和轴向旋转自由度，在发电机导轴承、水轮机导轴承位置处建立弹簧单元，发电机导轴承刚度设为3E6 N/mm，水轮机导轴承刚度设为0.8E6 N/mm。使用有限元分析软件ANSYS建立机组原主轴有限元模型，如图3所示。将转子重量、推力轴承重量、转轮重量以质量单元的形式施加在主轴上，基本参数如表1所示，计算运行状态下转轮中心处的挠度。

表1 基本参数

图2 机组原主轴结构图

图3 机组原主轴有限元模型

机组原主轴扰度计算结果如表2所示，主轴挠度分布如图4所示，计算主轴模型的临界转速，一阶临界转速为496.9 r/min，一阶振型如图5所示。

表2 机组原主轴挠度计算结果

图4 机组原主轴挠度

图5 机组原主轴一阶振型

机组新主轴结构如图6所示，材质为ASTM A668 Class E，主轴发电机段外径为Φ910 mm，主轴水轮机段外径加粗至Φ1 050 mm，水导轴承中心线向下游侧移动200 mm。采用同样方法建立新主轴有限元模型，如图7所示，计算新主轴运行状态下转轮中心处的挠度。

图6 新主轴结构图

图7 新主轴有限元模型

新主轴挠度计算结果如表3所示，新主轴挠度分布如图8所示，计算新主轴模型的临界转速，一阶临界转速为580.8 r/min,一阶振型如图9所示。

表3 机组新主轴挠度计算结果

图8 新主轴挠度

图9 新主轴一阶振型

机组原主轴、新主轴挠度计算对比发现，转轮中心处挠度从-2.91 mm降低至-2.11 mm，扰度降低27.5%，见表4所示。

表4 原主轴、新主轴挠度计算结果对比

新主轴采用ASTM A668 Class E材质，其强度极限（UTS）为570 MPa，屈服极限（YS）为295 MPa，利用解析法对新主轴进行强度计算，计算结果如表5所示。计算结果表明新主轴静强度满足要求，弯曲疲劳安全系数和扭转疲劳安全系数均满足设计要求。

表5 新主轴强度计算结果

综上所述，通过ANSYS进行机组原主轴、新主轴运转情况下转轮中心处的挠度计算发现，主轴分段加粗、水轮机导轴承中心线向下游侧移动后，转轮中心处挠度从-2.91 mm降低至-2.11 mm，挠度降低27.5%。利用解析法对新主轴进行强度计算表明，新主轴静强度满足要求，弯曲疲劳安全系数和扭转疲劳安全系数均满足设计要求。

（1）减振方案实施

根据主轴挠度计算、分析，通过主轴分段加粗、水导轴承中心线下移可大幅度降低转轮中心处挠度，转轮室减振实施方案如下：

1）主轴加粗：将主轴从正推轴承机械密封处至下游整段外径由Φ910 mm加粗至Φ1 050 mm，增加主轴水导端刚度。同步提高主轴表面加工精度，减小应力集中，提升主轴抗疲劳性能。

2）主轴材质升级：原主轴材质为GB 20SiMn，强度极限和屈服极限分别为450 MPa、275 MPa。新主轴材质升级为锻钢ASTM A668 Class E，强度极限和屈服极限分别为570 MPa、295 MPa。材质升级后，材质的强度极限和屈服极限大幅提升，提升了主轴的抗疲劳强度。

3）水导轴承中心线下移：将水导轴承中心线位置向下游侧移动200 mm，缩短转轮悬臂长度。

通过主轴加粗、主轴材质升级、水导轴承中心线下移，减小转轮中心处的挠度，改善转轮处水流流态，降低水力激振力来降低转轮室振动。

（2）减振效果验证

对电厂1号机组按照减振方案进行主轴改造、水导轴承中心线下移实施后，通过振动摆度在线监测系统测量水轮机转轮室振动，测量数据如表6所示。

表6 机组转轮室振动数据对比

对机组主轴改造前后转轮室振动数据进行对比分析，发现改造后：

1）8.0 m水头下，机组带25 MW负荷时，转轮室水平振动由448 μm降低至245 μm，转轮室垂直振动由464 μm降至273 μm。

2）9.0 m水头下，机组满负荷运行时，转轮室水平振动由495 μm降低至273 μm，转轮室垂直振动由498 μm降至309 μm。

3）10.0 m水头下，机组满负荷运行时，转轮室水平振动由490 μm降低至257 μm，转轮室垂直振动由504 μm降至303 μm。

综上可知：8.0～10.0 m水头下，转轮室水平振动约降低200～230 μm，转轮室垂直振动约降低190～200 μm，转轮室振动降幅约40%，减振效果明显。

文章对凌津滩电厂灯泡贯流式机组水轮机转轮室振动开展研究，通过对机组主轴优化、水导轴承中心下移，降低了机组轴线转轮中心处的挠度，实现了水轮机转轮室降低振动的目标。通过研究及应用发现，通过降低机组轴线转轮中心处的挠度，能够实现水轮机转轮室振动的降低，可以改善机组运行工况，提高机组运行的稳定性。

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