凌津灘電廠水輪發電機主軸裂紋分析及改造研究

楊 彤，黃星德

（五凌電力有限公司凌津灘電廠，湖南 常德 415720）

1 引言

凌津灘電廠位于湖南省常德市桃源縣夷望溪鎮,安裝9 臺燈泡貫流式水輪發電機組，單機容量30 MW，總裝機容量270 MW，保證出力5.66 萬kW，設計年發電量12.15 億kW·h，通過兩回220 kV 線路并入湖南電網，工程于1995 年12 月正式開工，1998 年12 月首臺機組并網發電，2000 年12 月全部機組投運。

電廠水輪發電機組設計額定水頭8.5 m，最小水頭2.2 m，最大水頭13.2 m。水輪機型號HK-IRP，轉輪直徑6 900 mm，1 號～3 號機為日本日立公司設計制造，4 號～5 號機為日立、哈電聯合設計制造，6 號～9 號機為哈電制造。自2017 年7 號機組C 級檢修中發現主軸水輪機側法蘭根部出現裂紋以來，在后續的檢查中發現其他機組主軸相同部位均存在不同程度的裂紋。

主軸是燈泡貫流式水輪發電機組的核心部件，主軸通過兩端的法蘭連接水輪機與發電機轉子，將水輪機的轉矩傳遞給發電機轉子，帶動發電機旋轉輸出電能。主軸水輪機側法蘭根部裂紋給機組的安全穩定運行帶來了極大的隱患：主軸裂紋貫穿將引起機組調速系統漏油，造成環境污染；主軸裂紋進一步擴展、失控甚至引起主軸斷裂、轉輪脫落、轉輪室破裂，造成水淹廠房的嚴重事故，帶來嚴重的經濟損失和社會影響。

本課題就電廠機組主軸軸頸裂紋開展研究，旨在找出主軸裂紋產生的根本原因，提出針對性的改造方案，以期徹底消除該重大隱患，提高機組的安全可靠性。

2 主軸結構

機組主軸為雙法蘭空心軸，上、下游側法蘭通過螺栓和銷釘分別與發電機轉子和水輪機轉輪相連接，主軸中空部分安裝槳葉操作油管、槳葉反饋桿。主軸兩側分別安裝發導軸承、水導軸承，承受發電機轉子、轉輪及主軸的重力，主軸中部安裝正反推力軸承，承受機組旋轉中水流對轉輪的正、反推力。主軸材質為20SiMn，主軸結構示意如圖1 所示。

圖1 機組原主軸結構示意圖

主軸水輪機端設置主軸密封裝置，主軸軸頸浸泡于水中，主軸密封裝置結構示意如圖2 所示。

圖2 主軸密封結構示意圖

3 主軸強度計算分析

采用解析法對主軸載荷、應力進行計算，對其靜強度進行分析；對主軸失效的法蘭根部疲勞強度進行計算，同步對主軸未失效的軸身部位疲勞強度進行計算，以分析主軸失效的根本原因。

主軸及其相關參數見表1，主軸材料20 SiMn 力學性能見表2。

表1 基本參數

表2 材料特性及許用應力單位：MPa

3.1 主軸載荷應力計算

計算機組額定出力工況下，主軸的載荷及應力：

機組額定出力工況下：

主軸所受扭矩M：

主軸所受軸向拉力F：

F=Fh

主軸截面最大剪切應力τmax：主軸截面最大拉伸應力σmax：

主軸截面彎曲應力σw：

主軸截面最大綜合應力σemax：

主軸應力計算結果如表3 所示。

表3 解析法應力計算結果單位：MPa

計算結論：主軸A-A 截面和B-B 截面的最大剪切應力、最大綜合應力均小于材料的許用標準，主軸靜強度符合設計。

3.2 主軸軸頸根部疲勞強度計算

3.2.1 彎曲疲勞計算

按照機組設計工作50 年，運行系數為0.85，因主軸軸頸浸在水中，根據材料在水中的S-N 曲線方程SmN=c，則彎曲交變次數N=1.762×109次，則條件疲勞極限σ-1=29.1 MPa。彎曲有效應力集中系數K′W=1+q（KW-1），其中查表得KW=1.6，q=0.85，因此K′W=1.5。

平均應力σmax1=7.0 MPa

交變應力σw1=8.0 MPa

計算彎曲疲勞安全系數：

公式中：β為表面加工系數，ε為尺寸系數，Ψ為平均應力影響系數。

因主軸彎曲疲勞安全系數許用為1.5，計算出疲勞極限為37.3 MPa。根據材料在水中的S-N 曲線方程，計算得主軸安全運行年限16.12 年。

3.2.2 扭轉疲勞計算

按機組每年啟停機1 000 次計算，總啟停機50 000 次，在此循環次數下，根據S-N 曲線方程SmN=c推算出對稱彎曲循環應力的疲勞極限σ-1N=322.4 MPa，扭 轉 疲 勞 極 限τ-1N=0.58×σ-1N=187.0 MPa，扭轉有效應力集中系數K′t=1+q（KW-1），其中查表得到KW=1.35，q=0.85，因此K′t=1.3。

額定出力工況時，τmax=23.9 MPa

扭轉交變應力τa：

扭轉平均應力τp：

扭轉疲勞安全系數：

計算結論：主軸根部彎曲疲勞安全系數1.17，小于許用標準1.5；主軸根部扭轉疲勞安全系數5.68，大于許用標準1.5。

3.3 主軸軸身過渡處疲勞強度計算

3.3.1 彎曲疲勞計算

主軸軸身過渡處在空氣中，疲勞極限數值為σ-1=0.23（σs+σb）=166.8 MPa。彎曲有效應力集中系數K′W=1+q（Kw-1），其 中 查 表 得Kw=1.5，q=0.85，因此K′W=1.4。

平均應力σmax1=7.4 MPa，交變應力σw1=14.7 MPa

計算彎曲疲勞安全系數：

3.3.2 扭轉疲勞計算

扭 轉 疲 勞 極 限τ-1N=0.58×σ-1=96.7 MPa，扭 轉有效應力集中系數K′t=1+q（KW-1），其中查表得到KW=1.5，q=0.85，因此K′t=1.4。

額定出力工況時，τmax=25.5 MPa

扭轉交變應力τa：

扭轉平均應力τp：

計算扭轉疲勞安全系數：

計算結論：主軸軸身過渡處彎曲疲勞安全系數4.0，大于許用標準1.5；主軸軸身過渡處扭轉疲勞安全系數2.57，大于許用標準1.5。

3.4 結論

通過以上對主軸應力、軸頸根部疲勞強度、軸身過渡處疲勞強度進行計算，結果表明：

（1）主軸靜強度滿足設計要求。

（2）主軸根部彎曲疲勞安全系數小于許用標準，不滿足設計要求；主軸根部扭轉疲勞安全系數滿足設計要求。

（3）主軸軸身過渡處彎曲疲勞安全系數、扭轉疲勞安全系數均滿足設計要求。

綜上所述，主軸水輪機側法蘭根部產生裂紋的根本原因是主軸根部彎曲疲勞安全系數偏小，不滿足設計要求引起的。

4 主軸改造分析

水輪發電機組主軸在運行時力源是一定的，主要承受軸向力、彎矩、扭矩等，其中軸向力為機組的軸向水推力，彎矩由轉輪重量、轉輪質量不平衡力、水力徑向力產生，扭矩由機組旋轉產生，因主軸在運行中的力源一定，故在主軸改造中重點對提高彎曲疲勞安全系數進行分析。

4.1 主軸彎曲疲勞分析

彎曲疲勞安全系數：

其中，σ-1—材料的彎曲疲勞極限；σw1—彎曲交變應力幅值；σmax1—彎曲平均應力；K′W—彎曲有效應力集中系數；ε—尺寸系數；β—表面加工系數；Ψ—平均應力影響系數。

從公式可知，提高主軸彎曲疲勞安全系數的措施主要有：①提高主軸材料的疲勞極限σ-1；②降低主軸交變應力幅值σw1、平均應力σmax1；③提高主軸尺寸系數ε、主軸表面加工系數β；④降低主軸有效應力集中系數K′W。

4.1.1 提高主軸材料的疲勞極限σ-1

主軸材料的疲勞極限主要與兩方面相關，①材料的屈服強度；②其使用環境。

考慮主軸制造過程中材料的修補性，主軸材料主要使用20SiMn、ASTM A668 class E 兩種，兩種材料的屈服強度分別為255 MPa、295 MPa，A668 class E 的屈服強度更高。

查閱手冊，鋼在不同的腐蝕環境中疲勞極限與強度極限的關系可知，同種鋼在空氣中的疲勞極限較水中高。因此，對主軸密封結構進行改造，使主軸法蘭根部與水隔離，改善其運行環境，可提高主軸的疲勞極限。

4.1.2 降低主軸交變應力幅值σw1、平均應力σmax1

可通過增加主軸受力面積以減小交變應力幅值及平均應力。

增加主軸受力面積，受槳葉操作油管尺寸、水輪機轉輪連接法蘭尺寸等限制，只能適當加大主軸外徑。同時，主軸外徑增加過大，會導致主軸法蘭根部過渡圓角減小，應力集中系數增加，故適當增加主軸外徑。

4.1.3 提高主軸表面加工系數β

提高主軸加工表面加工精度，可提高表面加工系數。

4.1.4 降低主軸應力集中系數K′W

主軸設計時，應避免臺階、溝槽等可能引起應力集中的結構，保持尺寸一致性，降低應力集中系數。

4.2 主軸改造方案

結合主軸疲勞分析，提出以下主軸改造方案：

將主軸材質從20SiMn 升級為鍛鋼ASTM A668 class E，提升主軸材料的屈服強度和疲勞強度。

進行主軸密封改造，使主軸法蘭根部與水隔離，改善其運行環境，提高主軸的疲勞強度。

適當加大主軸外徑尺寸，將主軸外徑由910 mm加大至1 050 mm，降低應力幅值。

統一主軸水輪機端外徑尺寸，提高主軸表面加工精度。

配套進行水導軸承、高壓油頂起裝置改造。

經核算，新方案的主軸根部彎曲疲勞安全系數15.19，滿足設計規范要求，按照該方案對主軸進行改造可徹底消除主軸裂紋重大設備隱患，2020 年～2022 年間，按該方案實施了1 號、3 號機組主軸改造，提高了機組的安全可靠性。

5 結語

本文就凌津灘電廠燈泡貫流式水輪發電機組主軸裂紋開展研究，通過解析法對主軸應力、疲勞強度進行分析，找出了主軸裂紋產生的根本原因。結合原因分析，開展了主軸改造分析，提出了提高主軸疲勞強度的措施，明確了主軸改造方案，為電廠開展主軸改造徹底消除主軸裂紋重大隱患提供了科學可靠的決策依據。

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