大型臥式水電機組轉輪室振動異常原因診斷與分析

李書明，楊 曄，萬 元，曹鳳香

（1.國電南京自動化股份有限公司，江蘇南京 210061；2.五凌電力有限公司，湖南長沙 410004；3.國網江西省電力公司電力科學研究院，江西南昌 330096）

0 引言

轉輪室振動異常是大型臥式水電機組普遍存在的問題，目前國內大型臥式水電機組轉輪室出現疲勞裂紋缺陷的案例分析中，轉輪室振動異常為其中的主要因素[1，2]。湖南某水電站大型臥式機組自從2000年投產以來，一直都存在轉輪室振動異常的問題，在高負荷區，機組轉輪室的振動通頻峰峰值甚至超過500 μm[3]，嚴重影響該電站的安全穩定運行，因而有必要對其進行分析計算，為采用合適的減振手段提供重要依據。

從目前研究成果上看[4，5]，引起大型臥式水電機組轉輪室振動的原因主要有三個方面：一是機組運行過程中轉輪葉片產生的壓力脈動、導葉槳葉協聯關系不正確、卡門旋渦、無葉區壓力脈動、導葉開口不均，轉輪葉片翼型不一致等水力因素，這是引起機組轉輪室振動的外力因素；二是轉輪室大多采用薄壁結構，結構剛度較弱，由于內應力的作用，使轉輪室產生變形，從而引起振動。三是轉輪室一端通過高強度螺栓與燈泡體連接，另一端一般為懸臂結構，容易隨燈泡體一起擺動而引起振動。

為了辨識該電站大型臥式水電機組轉輪室振動異常原因，在分析機組結構的基礎上，采用真機測試包括穩定性試驗、應力試驗、變形測試等，并結合有限元建模仿真手段，最終得出剛強度不足是該機組轉輪室振動異常的原因，為后續轉輪室減振措施的研究提供重要支撐，亦為其他電站類似問題的處理提供重要參考。

1 機組參數結構

某電站共安裝9臺大型臥式水電機組，機組具體參數見表1所示，其總剖面圖見圖1所示[3]。

表1 機組主要技術參數

該電站機組轉輪室采用薄壁結構，其通過高強度螺栓與燈泡體剛性連接，長度為4.235 m，重48.4 t，上游側法蘭、上游側喇叭口、球面段、過渡段厚度均為60 mm，擴散段40 mm，分為上下兩瓣以螺栓把合。包括法蘭、擴散段、合縫面法蘭材料全部為0Cr13Ni5Mo不銹鋼板，在轉輪室球面段、過渡段、擴散段布置3道材質為Q235的環筋，最大綜合應力為28.9 MPa。

通過現場安置的在線監測裝置，該電站機組自投產以來一直存在轉輪室振動較大的問題，水平振動通頻幅值最大超過500 μm、垂直振動通頻幅值超過566 μm，雖然目前為頒布國標界定大型臥式水電機組轉輪室振動異常故障，但從現場運行情況上看，該電站部分轉輪室已出現焊縫裂紋現象，嚴重影響了機組安全穩定運行。

圖1 機組總剖面圖

2 機組真機測試

2.1 穩定性測試

對機組開展真機穩定性測試，在轉輪室垂直、水平方向布置三個振動傳感器，測量機組不同負荷下振動值的大小，測試結果見表2所示，其振動隨負荷變化趨勢見圖2所示。

表2 轉輪室振動測試結果

圖2 轉輪室振動隨負荷變化趨勢

機組真機穩定性試驗過程中，同步測量機組槳葉前壓力脈沖，其壓力脈沖值隨負荷變化趨勢見圖3所示。

圖3 槳葉前壓力脈沖隨負荷變化趨勢

由表2、圖2、圖3可知，機組轉輪室振動隨機組負荷增加逐漸增大，壓力脈沖亦隨負荷增大而增大，振動的主要頻率以4倍頻為主。該機組額定轉速為78.95r/min，轉輪葉片為4個，4倍頻對應頻率為5.26 Hz，即為葉片頻率，即每片葉片都引起轉輪室的受迫振動。因此從真機穩定性測試數據可以看出，引起振動的主要原因是來源于水力激振力，是由槳葉前的壓力脈沖引起的。

2.2 應力測試

轉輪室的振動可分為兩種形式，一是轉輪室剛度比較好，由于其燈泡體通過螺栓剛性連接，轉輪室隨燈泡體做整體受迫振動。二是轉輪室剛度不夠，在水壓脈沖下產生變形而引起振動。為了辨識轉輪室振動的具體形式，并對轉輪室安全性進行評價，設計了應力測試試驗，試驗測點布置見圖4所示。

圖4 轉輪室應力測試測點布置

在機組轉輪室應力集中的位置和經常出現裂紋的分瓣面附近的環向筋板上粘貼應變片，共分三圈布置應力傳感器，主要測量轉輪室環向、水平應力，獲取在不同工況下轉輪室的變形量及應力數據。圖5為轉輪室合縫面處各應力值隨負荷變化關系。

圖5 轉輪室合縫面處各應力值隨負荷變化關系

過渡段應力值、直錐段應力值隨機組負荷關系與轉輪室合縫面一致，由此可見：

a）應力變化趨勢為隨負荷增大各個測點的動態應力峰峰值逐漸增大，與壓力脈動趨勢一致。

b）按GB/T15468-2006《水輪機基本技術條件》中對工作部件需用應力的要求，轉輪室本體材料為0Cr13Ni5Mo的屈服極限為550 MPa，國標中要求其許用應力不大于屈服極限的1/3，該轉輪室總應力值在允許范圍內。轉輪室的裂紋是由于金屬件疲勞引起的。

c）機組動應力主要是由于轉輪與轉輪室之間的間隙引起的壓力脈動產生，隨著負荷增大，壓力脈動逐漸增大，動應力也隨之減大。

2.3 變形測試

為了準確獲取機組轉輪室振動原因，開展轉輪室變形測試。采用高靈敏度加速度傳感器測量轉輪室變形情況，其測點布置見圖6所示。

圖6 變形測試測點布置圖

由圖6知，在球面段、擴散段兩圈合計布置16個加速度傳感器，每圈等間距布置8個傳感器，試驗過程中，采用帶通濾波方式，獲取傳感器的4倍機組轉頻分量，并采用二次積分獲取測點的位移量，獲得的兩圈變形見圖7所示。

圖7 4倍轉頻下轉輪室的工作變形情況

由圖7可知以下兩點：

1）轉輪室在機組葉片臨界頻率（4倍轉頻）下的工作變形為四瓣型膨脹變形。

2）對比轉輪室球面段和擴散段的數據結果發現，轉輪室球面段的振動加速度較擴散段的振動加速度較大，兩者位移幅度相當。

由此可知，轉輪室與燈泡體通過高強度螺栓剛性連接，若轉輪室以剛體形式整體振動，則以螺栓為支點，越遠離支點，振動位移越大，鑒于球面段與擴散段振動位移幅度相當，可基本排除轉輪室的振動形式為整體振動，同時，球面段較擴散段加速度大，即受力大，由于球面段更靠近壓力脈動區，更容易由壓力脈動引起的變形，因此可基本推斷轉輪室振動異常是由壓力脈沖引起薄壁結構的變形引起的。

3 有限元分析與計算

構建轉輪室的有限元仿真模型如圖8所示，將所測得的振動應力作為動態載荷疊加至轉輪室（葉片前端）上[4]，模型約束為端部剛性約束，局部細節考慮螺栓的變形，獲得的轉輪室位移見圖9所示。

圖8 轉輪室三維有限元模型

圖9 壓力脈沖作用下轉輪室位移

通過有限元仿真可知，轉輪室在壓力脈動作用下呈四瓣變形模式，與實測的轉輪室變形狀況基本一致，且最大變形量與轉輪室實際振動幅度相當。

4 機組轉輪室振動原因分析

通過采用真機測試包括穩定性試驗、應力試驗、變形測試等，并結合有限元建模仿真手段，對轉輪室振動異常原因進行分析，可得出以下結論：

1）轉輪室X/Y向振動激振頻率為4倍轉頻（占絕對優勢），幾乎無其它頻率成分，且振動數值、壓力脈沖隨負荷升高而增大，4倍頻的激振力應來自于4葉片的轉輪在水中旋轉而產生。

2）機組動應力主要是由于轉輪與轉輪室之間的間隙引起的壓力脈動產生，隨著負荷增大，壓力脈動逐漸增大，動應力也隨之增大，但其與轉輪室組成材料的屈服強度相差很大，轉輪室剛強度的裕度較大。

3）轉輪室在機組葉片臨界頻率（4倍轉頻）下的工作變形為四瓣型膨脹變形，仿真與實測結論基本一致。

4）轉輪室變形試驗可知，鑒于球面段與擴散段振動位移幅度相當，可基本排除轉輪室的振動形式為以連接螺栓為支點的整體振動。

由此，可推斷機組轉輪室振動異常的原因為：整體剛強度不足，在機組運行不可避免的壓力脈沖外載荷下，產生周期性的變形，從而引起周期性的大幅度振動?？赏ㄟ^對轉輪室加強的方式來降低其振動幅值。

5 結語

本文綜合采用真機測試、有限元數值仿真的方法，對湖南某電站大型臥式水電機組轉輪室振動異常原因進行診斷與分析，獲得了轉輪室振動異常是其本身剛強度不足，在周期性壓力脈沖載荷下產生變形引起的，為該電站投產以來存在的技術難題提供了技術支撐，亦可為同類型電站類似問題的分析與處理提供一種可資參考的手段。