某燈泡貫流式機(jī)組水導(dǎo)軸承安全性評價(jià)研究

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

水導(dǎo)軸承振動超標(biāo),可能造成水導(dǎo)軸承疲勞失效。疲勞失效是各種機(jī)械設(shè)備的主要失效形式[10]。研究表明超過一半的機(jī)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(yīng)力對疲勞壽命影響,學(xué)者們提出了不同的等效應(yīng)力幅σa計(jì)算方法。比如Gerber W Z提出了考慮平均應(yīng)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(yīng)力和應(yīng)力幅的乘積來計(jì)算等效應(yīng)力幅的SWT模型[11-15]。

在實(shí)際應(yīng)用中,因各模型等效應(yīng)力幅計(jì)算方法的不同,都有各自適用的材料種類和壽命預(yù)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(shí)該模型計(jì)算快捷簡單,目前廣泛應(yīng)用于各種金屬材料疲勞計(jì)算分析。本文針對某燈泡貫流式機(jī)組水導(dǎo)軸承水平振動嚴(yán)重超標(biāo)問題,通過開展交變應(yīng)力測試,并采用Goodman模型對水導(dǎo)軸承進(jìn)行疲勞分析,分析了機(jī)組安全運(yùn)行水平。

1 工程概況

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

2 疲勞計(jì)算

2.1 Goodman疲勞計(jì)算模型

結(jié)構(gòu)疲勞失效主要受結(jié)構(gòu)所受平均應(yīng)力σm及交變應(yīng)力σa影響。根據(jù)Goodman模型公式:

式中,σm為平均交變應(yīng)力；σb為極限強(qiáng)度；σ-1為許用應(yīng)力疲勞值；σa為當(dāng)前平均應(yīng)力σm對應(yīng)的疲勞許用交變應(yīng)力值。

為確保設(shè)備長期安全運(yùn)行,設(shè)備運(yùn)行交變應(yīng)力應(yīng)小于許用交變應(yīng)力σa。該機(jī)組水導(dǎo)軸承材料為Q345,可查得極限強(qiáng)度σb為428 MPa[16]。GB/T 3811—2008[17]根據(jù)結(jié)構(gòu)工作級別及應(yīng)力集中情況對鋼材許用應(yīng)力基本值σ-1進(jìn)行了規(guī)定,根據(jù)水導(dǎo)軸承實(shí)際情況,σ-1取為120 MPa(E8工作級別,W0應(yīng)力)。為得到許用交變應(yīng)力σa還需得到水導(dǎo)軸承平均應(yīng)力σm。

2.2 水導(dǎo)軸承平均應(yīng)力σm計(jì)算

水導(dǎo)軸承平均應(yīng)力可通過分析靜水狀態(tài)下水導(dǎo)軸承荷載計(jì)算得到。燈泡貫流式機(jī)組水導(dǎo)軸承及發(fā)導(dǎo)軸承承受著發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子、組合軸承、機(jī)組主軸、水導(dǎo)軸承、水輪機(jī)的重力作用及水輪機(jī)所受浮力,機(jī)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(dǎo)軸承荷載；F2為水導(dǎo)軸承荷載；G1為轉(zhuǎn)子質(zhì)量,45 t；G2為組合軸承質(zhì)量,24.81 t；G3為機(jī)組主軸質(zhì)量,44.64 t；G4為水導(dǎo)軸承質(zhì)量,1.75 t；G5為轉(zhuǎn)輪質(zhì)量,65 t；F5為轉(zhuǎn)輪浮力,8.3 t；L1為轉(zhuǎn)子中心距發(fā)導(dǎo)軸承中心距離,0.85 m；L2為主軸中心距發(fā)導(dǎo)軸承中心距離,2.91 m；L3為主軸中心水導(dǎo)軸承中心距離,2.91 m；L4為轉(zhuǎn)輪中心水導(dǎo)軸承中心距離,2.18 m。

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

圖2 軸承受力仿真計(jì)算結(jié)果

2.3 疲勞許用交變應(yīng)力σa計(jì)算

根據(jù)公式 (1)可計(jì)算得到水導(dǎo)軸承疲勞許用交變應(yīng)力σa為116.5 MPa,即水導(dǎo)軸承交變應(yīng)力值低于σa時(shí),理論上可以長期安全運(yùn)行。

3 水導(dǎo)軸承交變應(yīng)力試驗(yàn)測試及安全性評價(jià)

3.1 測點(diǎn)布置

現(xiàn)場開展了3號機(jī)組交變應(yīng)力測試。根據(jù)主受力情況,水導(dǎo)軸承交變應(yīng)力測點(diǎn)分別在水導(dǎo)軸承圓周面上布置了6個(gè)周向交變應(yīng)力測點(diǎn),詳細(xì)測點(diǎn)布置及對應(yīng)的編號見表1,測點(diǎn)布置如圖3所示。

表1 交變應(yīng)力測點(diǎn)編號及對應(yīng)位置

圖3 交變應(yīng)力測點(diǎn)布置

3.2 測試結(jié)果分析

機(jī)組處于異常振動狀態(tài),調(diào)整機(jī)組負(fù)荷,從空載逐步調(diào)整到當(dāng)前水頭下最大允許負(fù)荷,采集各應(yīng)力測點(diǎn)數(shù)據(jù),同時(shí)還采集了水導(dǎo)軸承水平振動及垂直振動的數(shù)據(jù),試驗(yàn)結(jié)果見表2。

試驗(yàn)結(jié)果表明:相同工況下,水導(dǎo)軸承應(yīng)力最大點(diǎn)為2號點(diǎn),水導(dǎo)軸承交變應(yīng)力最大值9.1 MPa,對應(yīng)2號應(yīng)力測點(diǎn)2 MW工況。

表2 交變應(yīng)力及振動測試結(jié)果

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

式中,y為水導(dǎo)軸承 (2號測點(diǎn))交變應(yīng)力,MPa；x為水導(dǎo)軸承水平振動,μm。

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

圖4 交變應(yīng)力隨水導(dǎo)軸承水平振動變化趨勢

3.3 水導(dǎo)軸承安全性評價(jià)

該機(jī)組水導(dǎo)軸承周向平均應(yīng)力σm最大值為12.6 MPa,根據(jù)Goodman模型疲勞計(jì)算分析,可計(jì)算得到疲勞許用交變應(yīng)力σa為116.5 MPa。通過現(xiàn)場交變應(yīng)力測試結(jié)果及估算,水導(dǎo)軸承交變應(yīng)力最大值為13.7 MPa,遠(yuǎn)小于疲勞許用交變應(yīng)力σa,同時(shí)考慮到異常工況持續(xù)時(shí)間較短 (通常為3天以內(nèi)),且從運(yùn)行經(jīng)驗(yàn)表明,水導(dǎo)軸承異常振動時(shí),軸承瓦溫并未出現(xiàn)增大情況,因此當(dāng)前水導(dǎo)軸承異常振動不會對機(jī)組水導(dǎo)軸承構(gòu)成較大安全風(fēng)險(xiǎn)。

4 結(jié)語

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