水輪發電機組穩定性評估研究

吳永智，刀亞娟，呂愛軍，鐘新元

(華能瀾滄江水電開發有限公司檢修分公司，昆明 650051)

0 前 言

目前，行業內的通常做法是通過穩定性試驗來確定水輪發電機組運行區域，也就是對機組在不同運行工況下的軸承座振動、主軸擺度以及壓力脈動等穩定性技術指標進行測量，然后依據相關的國家振動擺度標準對測量結果進行比較從而劃分機組穩定運行范圍。當機組振動、擺度、壓力脈動、噪音等超過了相關標準規定的允許范圍，認為機組不穩定。其局限性主要有兩方面：一是由于國際國內標準均是通過對已運行機組的振動數據的數理統計分析得出，且數據絕大部分是在額定工況點附近的大負荷(70%～100%額定負荷)區域或特定的一個工況點的振動數據，參與數據統計的機組也主要集中在300 MW以下的中小機組，這些標準既不適用于0～100%額定負荷的全負荷范圍，也不適用于45%～100%額定負荷的傳統運行區域，500～1 000 MW巨型機組的統計數據則更少，也不太適用；二是受試驗條件限制，機組穩定性試驗中的變負荷試驗難以覆蓋機組所有運行水頭，導致試驗數據不全面，從而影響振動區域劃分的準確性，通過重復開展穩定試驗以獲取完整的試驗數據耗時、成本較大。

多個電站機組的實際運行情況表明當機組振動、擺度、壓力脈動或噪音超過了相關標準的允許值時，其仍然能夠安全穩定長時間運行，當機組在空載及低部分負荷運行時，出現振動擺度小于相關標準的允許值時，轉輪出現了裂紋影響機組穩定運行。這些現象說明目前對機組穩定性的定義及其評價指標的驗收準則有待進一步完善。因此，在進行機組穩定性分析之前，有必要先對機組穩定性進行定義，然后在此基礎上確定合理的機組穩定性指標及其驗收準則。本文對機組穩定性進行定義，結合工程經驗對機組穩定性評價指標進行了分析，分析造成機組不穩定運行的主要原因，為機組運行提供借鑒。

1 機組穩定性定義

根據IEC/ISO20816-5-2018《水力發電廠和蓄能泵站機組機械振動的評定》的規定[1]：機組運行工況包括穩態運行工況和暫態運行工況。其中，穩態工況是指機組流量、水頭、轉速、凈吸出高度、導葉開度保持在平均數值的±1.5%以內的運行狀態。對常規機組來說，穩態運行工況包括水輪機運行工況、低負荷工況以及過負荷工況，暫態運行工況包括開機、停機、甩負荷、過速和飛逸。混流式機組運行工況分類見圖1。

圖1 混流式機組運行工況分類

機組穩定運行是指機組必須能夠并網發電，首先，需是在穩態工況下運行，不是在暫態工況下運行[2]；其次，不能出現影響機組上網發電或導致機組無法在穩態工況運行的情況，如轉速波動太大不能穩定或機組出力嚴重波動。目前對機組固有的外特征振動、擺度、壓力脈動和噪聲進行的實時測量和監控雖然能夠反映機組穩定運行的情況，但是無法直接反映機組關鍵部件的結構失效問題。因此，機組穩定性還應包括結構完整性和可靠性，也就是說機組關鍵部件不能出現結構失效影響機組運行安全性和可靠性，如常規混流式機組在保證期內或大修周期內轉輪出現裂紋、機械損傷等情況。機組穩定性應主要從以下3個方面來進行評估：一是機組必須能在穩態工況運；二是滿足根據機組特性定義的振動、擺度、壓力脈動和噪音評價指標；三是機組關鍵部件不能出現結構失效影響機組運行安全性和可靠性。

2 機組穩定性評價指標分析

2.1 振動擺度

機組振動是反映機組性能的綜合性參數，受主機設備的設計、制造、安裝、調試和運行等各方面因素的影響，目前采用數學統計方法給出參考值并綜合考慮機組實際情況進行研究分析[2]。國際國內標準里的振擺數值都是基于對收集到的機組振動數據庫進行數理統計后給出的結果，宜作為振擺大小進行評估的參考性數據，必要時采取檢查和處理措施[2]。

絕大多數情況下，機組軸線的擺度問題也即轉動部件的相對振動屬于無害振動或低風險振動，擺度較大由多方面因素造成，包括機組軸系安裝質量不高、軸線不直、靜態盤車擺度較大、軸承間隙偏大以及3個或2個軸承的間隙分配和受力不合理。通常導軸承的設計瓦溫應該在55 ℃～65 ℃，一般50 ℃～60 ℃，但很多工程案例表明，較多機組的導軸承溫度偏低，實際運行在40 ℃左右，導瓦間隙較大，擺度自然在非設計工況就大，但在70%～100%設計工況下徑向水力相對平衡，擺度仍然較低。因此，應將振動的大小合理區分出無害振動、低風險振動(預期壽命內不會出現安全問題)和有害振動，這里指嚴重振動和或共振，機組無法并網，或無法穩定運行，出力，頻率擺動大于2%～3%，或短期之內機械損壞導致故障停機，或未在一個預期的大修周期內不得不停機檢修的情形。

工程實踐經驗表明振動值偏大超過標準規定的限值不會立刻對機組造成損傷，長期的高頻振動(應力幅值相對較小)亦不會產生疲勞破壞問題。因此，從疲勞分析的角度，這些應歸于無害振動，或較低危害振動，是一個機組使用壽命長短的問題，在設計的壽命年限內不會造成危害。如某抽水蓄能電站機組在大負荷發電時頂蓋振動速度值為7.7 mm/s，遠高于ISO/IEC20816-2018標準規定的1.9 mm/s，自投入運行20多年來頂蓋從未出現過疲勞破壞或裂紋的情況[3]。由此可以看出此種高頻振動引起的動應力幅值相對較小，不是造成機組壽命周期內部件疲勞破壞的根本性原因。疲勞破壞是在設計壽命周期內由高于材料疲勞強度的交變大荷載或高頻低荷載造成的[2]。只有機組和廠房結構的共振或機組和廠房結構間極其強烈的結構振動，才會影響廠房的安全問題或導致機組結構失效。其它情況下的振動可根據機組長期運行的統計規律來進行分析評估。

因此，應將振動的大小合理區分出無害振動、低風險振動(預期壽命內不會出現安全問題)和有害振動，這里指嚴重振動或共振，機組無法并網，或無法穩定運行、出力，頻率擺動大于 2%～3%，或短期之內機械損壞導致故障停機，或未在一個預期的大修周期內不得不停機檢修的情形。振動擺度造成的后果及原因分析見表1。

2.2 壓力脈動

壓力脈動是水力機械運行時產生的一種自然現象。壓力脈動既有周期性的，也有隨機性的，尤其是由于水力機械流場中導葉和流道的耦合作用產生的。壓力脈動是一種涉及不穩定流場壓力和流速分布的水力-聲學現象，其受到了水力機械設計、運行工況、轉動部件及流道的動態響應等因素的影響。其中，最典型的周期性壓力脈動是尾水管壓力脈動和無葉區壓力脈動[8]。

混流式水輪機尾水管壓力脈動是由于運行工況偏離和嚴重偏離設計工況下轉輪出口可能產生的強烈漩渦產生的，能夠傳播到整個流道和機組轉動部件，其主頻為0.2～3倍的轉動頻率。無葉區壓力脈動是由于無葉區轉輪葉片與活動導葉/固定導葉/蝸殼之間的動靜干涉作用產生的，其主頻是1～2倍的轉輪葉片通過頻率。

對混流式水輪機來說，通常關注的是蝸殼進口、無葉區和尾水錐管進口3個位置的壓力脈動[6]。工程經驗表明機組振動、轉速、主軸力矩脈動和導葉水力荷載與壓力脈動均有一定的關系，但目前尚無相關的國際國內標準對壓力脈動限值進行直接規定，主機合同技術條款會有相應的保證值要求，其主要經過模型驗收試驗對合同保證值進行驗證以確認是否滿足合同要求。由于壓力脈動是水力機械的固有特性，水力開發完成后壓力脈動將無法改變，且其作為動荷載的一部分，已經反映到了機組關鍵部件的動應力中，因此，不將壓力脈動大小作為判斷機組穩定性的核心指標，僅作為參考性指標，建議對真機壓力脈動進行測量，驗證機組的壓力脈動特性，作為后期故障分析的參考數據。

2.3 噪 音

噪音是水力機械運行時產生的一種自然現象，既有周期性的，也有隨機性的。從噪音角度來說，機組不穩定運行尤其需要注意的是導葉/葉片出口卡門渦與其固有頻率形成共振導致的異常噪音。如某電站發生固定導葉卡門渦共振時，水輪機室內伴有強烈的金屬蜂鳴聲，噪聲高到113 dB[9]。只要機組未出現諸如卡門渦共振或流道異物撞擊等形成的異常噪音，就說明機組并未發生故障。

為了解機組全負荷運行范圍內的噪音特性，應對機組噪音進行測量。考慮到正常的噪音是機組運行時的固有特性，因此，不能將噪音大小作為判斷機組穩定性的核心指標，僅作為參考性指標。如果噪音超過相關標準的要求值，建議采取加裝降噪門等措施適當降低噪音的影響，對于由于機械碰撞導致的偶發性噪音應進行及時分析。

2.4 動應力

動應力是指機組部件在承受除了靜荷載外的動荷載作用下所產生的應力，機組部件的動應力是隨時間變化的應力。對混流式水輪機來說，尾水錐管區域的壓力脈動和無葉區動靜干涉產生的壓力脈動是造成動荷載的主要原因。目前，行業內通常的做法是通過振動、擺度和壓力脈動來進行機組穩定性的評估，但從近年來機組實際的運行情況來看，當機組在低部分負荷運行時機組的振動擺度并沒有超過相應標準規范的規定，反而出現了轉輪葉片裂紋，這已經充分說明了僅僅是對振動、擺度來進行評估并不能完全保證機組安全穩定運行。因此，本文將從理論仿真計算和動應力測試兩個方面對造成影響機組穩定運行的轉輪裂紋產生的根本性原因。

首先采用有限元法對某高水頭混流式轉輪在最大水頭和出力下的綜合應力進行仿真分析以了解轉輪在最大水頭和出力下的工作應力狀態。最大水頭和出力下整個葉片靜應力、出力下葉片出水邊下環側靜應力、出力下葉片出水邊上冠側的靜應力計算結果見圖2～4。

圖3 最大水頭和出力下葉片出水邊下環側靜應力計算結果 單位：MPa

圖4 最大水頭和出力下葉片出水邊上冠側的靜應力計算結果 單位：MPa

從圖2～4 可知：最大水頭和出力下葉片最大綜合應力計算值為103 MPa，葉片出水邊下環側為87 MPa，葉片出水邊上冠側為60 MPa，均遠低于標準規定的許用應力110 MPa，轉輪在各種設計工況下的靜態應力相對較低，滿足國家標準許用應力的要求。從理論計算的角度說明靜應力大小不是造成轉輪裂紋的根本性原因。為了驗證轉輪有限元分析結果的可靠性和準確性，并掌握機組運行時的實際受力狀態，對某電站轉輪進行了現場動應力測試，并對動應力實測結果進行了分析研究。

根據圖5和圖6可知，現場動應力實測結果表明轉輪葉片上冠側葉片應力隨機組出力的增加由受拉應力逐漸變化為受壓應力，而轉輪葉片下環應力隨機組出力的增加，受壓應力逐漸變化為受拉應力，在空載和低部分負荷下的靜應力相對較大，其與有限元仿真分析的結果基本吻合。

圖5 上冠側葉片應力測試結果

圖6 下環側葉片應力測試結果

圖7 葉片正壓側應變

圖8 葉片正壓側應變

圖9 葉片正壓側應變

圖10 葉片正壓側應變

從圖7～10可以看出，轉輪葉片上冠側在空載和部分負荷的動應力為40 MPa，而在正常運行工況大負荷和額定負荷下的動應力約為10 MPa。通過圖11～12的轉輪動應力測試結果可以看出，水輪機在空載和部分負荷下動應力主要受部分負荷渦帶的影響，在大負荷和額定負荷下動應力主要受無葉區的動靜干涉的影響。

無論是靜態應力還是動態應力，產生裂紋處的應力都最大，屬于應力集中點，特別是在非設計工況下(空載和部分負荷)，轉輪的動態應力更大[10-11]。有限元仿真分析和轉輪動應力實測結果都表明水輪機在空載和部分負荷下的靜態應力和動態應力都比正常運行工況要大很多，如果長期在低負荷和空載運行的話，會進一步加劇和影響轉輪裂紋萌生的時間和擴展速度。目前，大中型混流式水輪機為了提高效率通常采用“X”型葉片，特點是葉片出水邊厚度比較薄，在空載和低部分負荷(45%額定負荷以下)的機組振動和擺度并不大、但其動應力很大，如果機組長期在低負荷運行則是造成轉輪裂紋的致命要素。

3 結 論

本文通過對機組穩定性進行定義，并結合工程經驗對機組穩定性評價指標進行了分析，形成結論如下：

(1) 除了共振和強震之外，一般振動并不是轉輪和關鍵部件產生裂紋的根源，動應力過高才是造成轉輪裂紋和機組不穩定運行的根本性原因。

(2) 振動、擺度和噪音僅是機組承受荷載時所表現出來的外特征，其可以作為機組穩定性評價的參考性指標，并為故障分析提供參考數據。

建議開展轉輪的動應力試驗以驗證疲勞壽命計算結果，為機組的穩定性評估提供量化的基礎數據。