水力机械运行的安全可靠性及寿命.doc

105大中型混流式水轮机运行稳定性专辑参考文献水力机械运行的安全可靠性及寿命 l 引言 冲击式水轮机转轮的疲劳问题已多次见著报端。目前，混流式水轮机的疲劳问题也已经发生，尤其是运行在较宽的水头和负荷范围内以及高水头电站运行的水轮机。在某些情况下，由于空蚀问题导致机组频繁检修，从而降低了机组的安全性和可靠性。近几年对泥沙磨损深入研究结果表明，通过良好的水力设计以及随着涂覆材料技术的提高，增加了提高机组安全稳定运行的可能性。然而，随着价格竞争的日趋激烈，很难进行最合理结构设计。本文对上述问题进行了详细研究，得到这样的结论即可以得到良好的水力机械设计。2 水力负荷 水轮机的发展趋势是在给定水头下力求提高比转速和增大容量。另外，在给定比转速下，提高使用水头以及扩大水头和流量的运行使用范围。 目前，冲击式水轮机安全运行的最大水头大约为2000m，混流式水轮机(一级)大约为700m。影响水轮机寿命的主要因素是疲劳、泥沙磨损和空蚀。 混流式水轮机的动态问题通常来自部分负荷和超负荷运行时产生的低周压力脉动和水流通过叶片和导叶产生的高周压力脉动以及可能发生的共振情况。 冲击式水轮机的疲劳问题将通过优化结构设计及改善材料特性来加以解决。这是因为冲击式水轮机的水力负荷是周期性的，而且不能通过水力设计来降低。 对于轴流转桨式水轮机，通常不应在非协联工况下运行，以免发生不稳定的动态负荷以及由于叶片流道间压力脉动叠加的高静态应力而产生疲劳问题。 本文将着重讨论冲击式和混流式水轮机的疲劳问题和动态水力负荷。3 用断裂力学理论来分析冲击式水轮机水斗的水力负荷和交变应力对寿命的影响 冲击式转轮承受着周期性的水力载荷作用，因而存在疲劳问题，这已有过多次报导。裂纹发生的原因主要归纳为：过高的应力幅值：过大的材料缺陷：对于激发性的材料缺陷引起的疲劳扩展没有进行定期检查等。 对冲击式水斗周期性非稳定性自由流面进行CFD分析将是非常困难的。但是，应用图解分析法研究整个冲击式水斗的流动已进行了多年。挪威科技大学学生Morten Hana利用计算机技术对非稳定自由流面进行了研究，使该方法更趋合理和实用。图l给出了用图解法对全部流动进行的分析结果，仅进行少量分析也将是非常麻烦的。同时，对自由流面进行比较。对模型水轮机水斗表面的压力进行测量，以测定作用在水斗上的周期性水力负荷。自由表面图解分析法仅局限于水表面的微小质点，要完成上述所有工作需设定水表面的合成加速度矢量为常量。 在X、Y、Z方向的加速度矢量调节方程如下： (1) (2) (3) 根据水流表面微点加速度可以计算出作用在水斗表面的水力负荷，其数值等于加速度乘以水层厚度和水的密度。图l 在某一时间水流表面质点轨迹和形状 采用有限元法对水斗的应力进行计算，计算模块取一个射流的水力负荷同时作用在3个水斗上。30年前，挪威工程师在水电站对冲击式水斗的应力进行了应变片测量，并与计算结果进行了比较。但是，由于至今还没有成熟的理论设计方法；因而该结果只能作为今天挪威工程师对不同转轮进行计算的基础(注：Hana M下一步工作将是用CFD来解决这个问题)。 用应变仪对不同水轮机水斗进行应力测量结果表明。为了确定材料的临界缺陷，利用断裂力学理论进行分析计算将是有效的。临界缺陷是指已达到完全疲劳但还未发生疲劳裂纹时的尺寸。 著名的Paris定律见式(4)，图2给出了根据断裂力学理论来计算的疲劳扩展结果。 屈服极限方程： (4) 式(4)中，应力强度系数由应力峰-峰振幅值 Ds和半椭圆表面裂纹深度或淹没裂纹深度的一半来表示。f是形状系数，在冲击式水斗根部f=1.25。DK值中最重要的是门槛值DKth，这时应力振幅Ds限制在给定裂纹深度不扩展。 除Ds=smax-smin外，另一个重要参数是比值R，这里R=smin/smax。R值通常由转轮上的残余应力和离心应力来确定。但是，高频应力振幅常常与来自水力载荷的应力相叠加，在水斗固有频率下，当挡水板安装在水流流出水斗时的旋转水斗附近位置时，由于射流冲击作用在水斗上引起共振而产生振动。 由较重水斗和较轻轮盘组成的转轮具有比水斗固有频率更高的应力振幅，由水力负荷产生的应力幅值除外。图3上给出了卧轴冲击式转轮应力振幅测量值，由于该转轮具有较重的水斗和较轻的轮盘，因而产生了较高的叠加共振应力振幅。图3还给出了立轴冲击式转轮单喷嘴和6喷嘴运行时测量的应力振幅(见图3中间和右边)。立轴冲击式转轮的轮盘与水斗相比，其厚度厚且刚度较好。图2 Paris图表图3 左图表示“Abjfra”电站卧轴水轮机水斗根部背部应力。中图和右图分别表示“Ylja”电站 立轴单喷嘴和6喷嘴机组在最大水头运行时分水刃根部应力。两个电站均位于挪威。 按照下列经验公式，由“Paris”定律可以确定每周的裂纹扩展(da) (5) 文献l给出了式(5)中的有关常数值，C=4.3810-13，m=2.76，但其他文献中也给出了m=3.0，当然也可以使用。 由于离心应力和因转轮热处理引起的残余应力影响，通常情况下取R=smin/smax=0.5。从Paris图表中可以查出1，当R=0.5时，临界值可取DKth =72Nmm-1.5，从而可给出水斗表面允许缺陷深度为=1mm，缺陷长度为2mm，根据式(4)计算，如果取f=1.25的话，应力振幅值Ds=57Nmm2。 按照作者本人的经验，应力振幅值应限制在Ds=45 Nmm2时将是比较安全的。在水轮机达到最大负荷的情况下，短时间内应力振幅可能增加到Ds50 Nmm2，但必须在新转轮投入运行500 h后进行常规检查，以保证安全运行。对于转速n=500 rmin的6喷嘴运行的水轮机其第二次检查应为转轮投入运行2000h后。开始检查间隔为6个月，两年后用磁粉探伤法检查。如果没有发现裂纹扩展的话，以后可每年检查一次。 对于较低转速和较少喷嘴数的水轮机，其检查时间可适当增加，但保证应力循环次数在108范围以内需进行第一次检查。 通常情况下，应由水轮机制造厂家推荐负载循环次数和运行检查周期，因为制造厂了解转轮的应力振幅值。但对各种型式的冲击式水轮机，利用水斗周围的缠绕电缆每年需进行一次磁粉探伤。但这里必须强调指出，要对任何焊接件进行热处理，且对焊后转轮要进行探伤，时间间隔与新转轮相同。 叠加应力幅值见图4所示，必须将其考虑到裂纹扩展计算中。 通过对式(4)和式(5)推导出下式： (6) 举一个例子，如果Ds3=0，Ds2=20Nmm2，Ds1=45 Nmm2，m=3，N2N1=10，将使、Ds1或DK值增加。 但是，如果Ds2减小至10Nmm2，A值将减小至 A=1.1。小结：如果发生高周叠加应力振幅，对于存在较小缺陷的转轮，DK可以接近或超过极限值DKth，即使 Ds145 Nmm2，裂纹扩展将不可避免。4 混流式水轮机的水力负荷和交变应力可能带来疲劳问题因而导致叶片裂纹和空蚀 对于混流式水轮机，在导叶后，叶片流道间的尾流使转轮叶片产生压力脉动和应力幅值，这一高周水力载荷不可避免。但采用压力平衡叶片可以降低这一高周压力脉动幅值，同时由压力脉动引起的空蚀也将减轻。由于转轮内流动可按稀薄的可压缩流动进行分析，以传递和反射压力波，可能发生传递波和叶片通道振动波相互作用。来自叶片出水边和固定导叶进水边的反射波将激发由叶片通频叠加的高压力冲击。图4给出了高水头混流式水轮机叶片出水边的应力振幅值，导叶为24个。转轮由15个长叶片与15个短叶片组成。从图中可以看出每个叶片流道中有5个脉冲的叠加应力振幅。在两个被考虑的转轮叶片间，利用5个活动导叶流道来加以解释和说明。图4 高水头混流式水轮机叶片出水边应力振幅t为两个活动导叶流道间尾流时间 混流式水轮机部分负荷运行时也存在低频压力脉动。对运行在水头变幅较大的中低水头水轮机(高水头部分负荷和最小水头超负荷),其叠加将导致不稳定的振动问题。挪威科技大学与KEN水轮机制造厂合作研究出叶片出水边弯曲，进口具有负冲角的特殊转轮，该转轮已选作三峡电站8台水轮机设计。为了利用CFD分析产生的叶片冲角来平衡压力，将根据传统的解析法来设计叶片形状21。该型式的第一个转轮已安装在挪威Bratsberg电站运行了一年，结果表明在整个负荷范围内运行稳定。为证实弯曲出水边叶片的优点,对挪威某电站径向出水边转轮尾水管进行了压力脉动测量(图5)。图6给出了传统方法设计的转轮与新设计转轮的比较，新转轮叶片出水边弯曲，进口为负冲角，称为 X型叶片3。时间(s) 时间(s)图5 在同一电站，弯曲出水边的叶片转轮(左)以及径向出流转轮(右)在5Q负荷运行时尾水管内的压力脉动的比较对新转轮进行研究仍然依赖于传统的欧拉方程，差分能量方程和连续性方程对反复修型的叶片计算其上冠和下环之间沿叶片正交断面的压力梯度，直到获得最佳的压力分布为止。为了将叶片调整到最佳形状，最后进行CFD分析。根据差分能量方程可以得到，调节方程是几何参数和轴面速度Cm的函数2。图6 KEN新型X叶片转轮(上)及传