岩滩水电厂厂房运行工况分析

岩滩水电厂厂房运行工况分析

1机组运行情况岩滩水电站是水库后的车间，生产水源管道长93米。装有4台总容量为1210MW(4×302.5MW)。水轮机型号为HL286a-LJ-800,转轮叶片13个,叶片材料为0Cr13Ni5Mo。机组设计水头59.4m,最高、最低水头分别为68.5m和37m,转速75r/min,额定流量580m3/s。固定导叶12个,活动导叶24个,相对高度bo=0.315。岩滩电厂自投产以来机组在设计水头以上较高水头段运行时,在较大负荷区间机组和厂房发电机间出现强烈振动。其原因是固定导叶至转轮进口间流道中的水流产生的中频压力脉动激发引起厂房结构物共振。为了解决这一问题,广西电力公司组织各有关单位开展了包括现场改造在内的各项试验研究工作,利用科学经济的强迫补气方式,来消除在大负荷区间运行时机组和厂房出现的强振现象,保证了机组的安全运行。2机组试验研究岩滩电厂机组和厂房振动消除措施研究,针对导致机组振动的不稳定水压脉动因素,分别在1号、3号机上进行相应的试验研究工作,主要有水轮机泄水锥气水分离、固定导叶修型、补气等各项试验研究工作。2.1机组的气力试验岩滩电厂机组在小负荷区(40～80MW)存在的尾水管强脉动压力是由于转轮叶片出水边的脱流形成的涡带产生的较强低频压力脉动造成。向尾水管中心部位补入适量的自然空气是消除或降低尾水管压力脉动的措施之一。岩滩电厂机组水轮机转轮原有的泄水锥结构上的不足,至使主轴中心孔补气不顺畅,补气量不足。根据原泄水锥存在的缺陷,采取了泄水锥气水分离的改造措施,在原泄水锥内部竖起的10块筋板之间分别加焊盖板,使之形成与泄水锥内腔隔离的水槽,见图1。从而使得转轮顶部减压孔处泄漏的水流分别从这10个导水槽排向尾水管,泄水锥空腔内不再形成水帘,主轴中心孔的自然补气顺畅。泄水锥气水分离改造后,分别进行了1号、3号两台机组的补气效果检验,试验结果表明:①机组运行出力在60～80MW区间,尾水管出现较强的压力脉动,脉动值为154kPa。尾水管出现强压力脉动时,厂房发电机层平稳,而当机组出力为200MW时机组和厂房出现强烈振动(此时尾水管压力脉动已变小),这说明尾水管的压力脉动与厂房发电机间振动没有直接影响。②尾水管出现脉动最大值时(机组在60～80MW区间),实测了1号机组的尾水管补气量,从机组大轴中心孔自然补气量为0.13m3/s左右,自然补气量较小,当机组出力达到100～120MW时,补气量明显增加达到1.48m3/s,尾水管压力脉动随之减弱。见表1。③机组进行泄水锥气水分离改造后,改善了泄水锥内部气水分离,减少了自然补气阻力,在相同工况下尾水管压力脉动有所减小,这说明气水分离措施对减小尾水管压力脉动有一定的作用。2.2机组运行前后对比试验在1号机组的每个固定导叶上实施加长叶片出水边150mm的措施,试图用改变固定导叶几何形状来改变水压脉动频率,从而错开与厂房的共振区域。改造完成后机组进行了改造前后对比试验,检验机组在修型改造前后相同工况下的固定导叶后水压脉动的幅值和脉动频率的变化。分别进行了修型前h=63.72m,修型后h=61.2m条件下的振动试验。并将实测结果进行对比,其结果:①尾水管压力脉动最大区域出现在机组出力在60～80MW区间,与修型前压力脉动出现最大值的规律基本相同。②固定导叶修型前后机组和厂房发电机间出现的强振动区域和振动规律基本相同,共振现象依然存在。2.3消除或减少机组振动,保证机组全工况全负荷安全运行针对水轮机固定导叶至转轮叶片进口间的水流产生的中频压力脉动与电站结构物固有频率重合引起共振这一现象,偿试用补气的方法改变水流速度、密度,改变脉动频率来消除或减小机组在部分负荷区的振动,从而保证机组全工况全负荷安全稳定运行。分别在1号、3号机组进行了各种工况下的强迫补气试验,强迫补气位置分2个部分,即固定导叶后和活动导叶后。2.3.1发电机充压试验机组在h=61.06m水头运行时出现尾水管强压力脉动是在机组出力60～80MW时,压力脉动最大值达154kPa。机组出现强振工况是在190～210MW,顶盖垂直振动速度25mm/s,水轮机水车室伴随强烈噪声,发电机间楼板振动速度65mm/s。对应强振工况分别进行了固定导叶后、活动导叶后强迫补气试验,并调节补气量,选择最优补气方式。试验结果表明,强振发生后实施强迫补气前后振动速度发生了较大的变化,如机组在200MW强振工况进行强迫补气后厂房发电机间的振动值下降了85%,见图2,水车室噪声、顶盖振动消失,机组和厂房的强烈振动现象也消除,振动数值见表2。2.3.2强振工况对比机组在h=65.3m水头运行时,出现强振工况是在机组出力240～260MW区间,顶盖垂直振动速度14.46mm/s,ᐁ174层楼板振动速度12.52mm/s,在强振工况(250MW和260MW),分别实施对固定导叶后、活动导叶后强迫补气,厂房强烈振动现象即可消除,见表3。2.4合理设置排气控制装置通过对机组和厂房在大负荷区的振动实施经济补气消振的措施后,按照实测的补气量设计安装了2台双螺杆式空压机,并利用电厂原有的补气管路,设置了管路逆止阀、补气控制阀、以及补气启闭自动控制装置,组成了一整套具有监测、控制、保护、补气消振功能的强迫补气系统。自动补气控制,是根据机组振动监测信号应用计算机数据采集处理进行监控,自动启停补气。起动补气是当厂房发生强振时,退出补气是根据岩滩电厂的实际振动区域对应的导叶开度的变化量来确定。自动补气装置自2000年9月开始调试投入运行,经过二次的调整完善,至今运行正常。3试验结果的分析3.1固有频率特性固定导叶的作用除了承受和传递整个机组重量以外,还将蜗壳的水流均匀地分配流入活动导叶。所以合适的固定导叶叶型,对水流的稳定流动和能量转换,减少水力损失起到重要作用。固定导叶的选择同时还要考虑,水流不但能无冲击流入,并形成预旋进入活动导叶,因此要求固定导叶与活动导叶之间要有较好搭配组合。固定导叶、活动导叶在最优开口状态下,压力场、速度场分布均匀,其他开口状态水流绕流应尽可能合理。岩滩电厂机组目前安装的固定导叶数为12片,活动导叶数为24片。从实际运行产生的压力脉动情况判断,现有的固定导叶与活动导叶之间相互匹配欠佳,水流在导叶表面的流动是一种复杂的空间流动过程。当流动在导叶表面的某处发生分离时(一般在叶片出水边或靠出水边处),在导叶两侧顺水流方向形成了交替变化的旋涡,这些旋涡是不稳定的,它们不断从叶片表面脱落,与此同时新的旋涡又不断形成,如此按一定规律的旋涡脱落过程便形成了某种频率的水压脉动,我们把它称之为“卡门涡”。岩滩机组现用的固定导叶存在明显不足之处,12个固定导叶出水边偏厚且各个出水边厚度不一致,大至分有3种类型:分别是鼻端40mm、标准型60mm、加厚型85mm,出水边的不均匀和形状选择欠佳是导致导叶在出水边或出水边的上游某处形成卡门涡的原因之一。根据卡门涡频率计算公式fKS=SH(V/d)(HZ)式中:SH——斯特鲁哈数,一般取在0.22～0.24范围;d——固定导叶出水边厚度;W——旋涡分离点的水流速度,对岩滩机组而言,在导叶开度70%时,V=7～8m/s左右,取6m/s、8m/s、10m/s3种流速计算,取d为0.04,0.06,0.085m3种出水边厚度计算各种流速下的卡门涡频率,见表4。从表4中看出,占大多数的标准型固定导叶,在较大的流速范围内其产生的卡门涡频率都在21～40Hz之间。试验结果表明,卡门涡频率的一个突出特征,就是在固定导叶几何形状、流动参数(如压力)不变的条件下,卡门涡频率变化与水流速度成正比,当流速低时频率向低频方向偏移,反之向高频方向偏移。岩滩机组导叶的压力脉动规律证实了卡门涡的存在。机组固定导叶卡门涡频率与固定导叶固有频率没有形成共振,但其产生的压力脉动通过水轮机顶盖传递给机组和厂房,这一脉动频率与厂房结构的固有频率相同而产生了共振,固定导叶卡门涡是导致厂房结构物振动的重要因素。针对机组固定导叶出水边形成卡门涡造成厂房ᐁ174楼板共振的情况,1号机组实施固定导叶加长出水边,目的是减薄出水边,消除或改变卡门涡频率,从而消除共振现象,但从试验结果看,固定导叶出水边的修改对厂房ᐁ174楼板振动规律没有明显减弱,说明这一修改方案未达到目的。从1号机出水边修型,没有达到预期效果这现象,可以推断卡门涡的形成不是在固定导叶的出水边,而是在靠近固定导叶出水边的上游某处,水流在该处由于惯性及粘性等因素的作用形成等压点而在该处产生逆向流,这种逆向流变成了流道死区占据了部份流道,使水流动受阻而形成脱流。因此卡门涡的治理要从其生成的根源有的放矢才能从根本上消除。3.2机组振动原因分析混流式水轮机在部分负荷下出现的水力振动现象是较普遍的,这是由于转轮叶片进、出口水流冲击的脱流引起的,而在较大负荷区这种振动表现得就不那么明显,这是由于水轮机活动导叶与轮叶之间进入了最优协联工况区,轮叶进口水流撞击和出口脱流损失最少。而岩滩电厂机组存在两个明显的振动区,即机组在小负荷区(40～80MW)尾水管出现强烈压力脉动,和机组在较大负荷区(200～300MW对应不同水头段而定)出现机组顶盖和厂房发电机间强烈振动现象。对较小负荷区间的尾水管压力脉动现象,在混流式水轮机中普遍存在,其产生原因及消振措施另作专门分析。在此仅讨论岩滩机组在较大负荷区产生的强振与水轮机转轮之间联系。常见的水轮机转轮的水力振动有尾水管涡带压力脉动和转轮迷宫环压力脉动,转轮叶片卡门涡、转轮叶片流道之间的叶道涡等都会引起水轮机的振动。实际上每一台水轮机都会存在水力振动问题,只是这种振动的数量是否在规定的标准范围内。因为水轮机本身适应范围有限,水轮机在生产制造安装中的偏差都有可能导致水力的不平衡而产生振动。岩滩电厂机组在较大负荷区产生的异常振动还导至厂房发电机间的强烈振动,机组振动是不是引起厂房振动的原因,根据试验资料分析:①转轮受力状态分析。岩滩电厂3号机组1998年元月实测了水轮机转轮叶片(4号叶片)动态应力状况(测点位置:叶片背面中段靠出水边处),在试验水头h=66.83m条件下机组在空载至300MW负荷区间变化时,在各种负荷下测量叶片动态力的变化值。其结果是当机组在240MW时动应力出现最大值48MPa,也就是转轮运行最不稳定区间,而此时厂房ᐁ174层发电机间振动较小,振动速度为3.65mm/s。当机组负荷达到280MW后,厂房ᐁ174层发电机间出现强烈振动,振动速度高达12.81mm/s。此时叶片的动态应力值已开始下降至47.23MPa,见表5。从水轮机转轮稳定状态的变化,反映出水轮机振动与厂房振动之间联系不密切,也就是说水轮机振动不是厂房振动的直接原因。②当厂房ᐁ174层发电机间出现强振时,水轮机叶片动应力变化频率,其主要频率为0.24Hz、150Hz、301Hz,见表5。而厂房ᐁ174层发电机间的振动主要频率为30Hz左右,两者比较相差甚远,从振动频率比较机组水轮机转轮运行的不稳定不是引起厂房振动的直接原因。此外从轮叶动应力频率的变化看,机组在强振工况下,叶片动应力有150Hz频率变化值与该叶片的3阶频率相当接近,见表6,这说明该叶片动应力脉动为5次谐波引起。在水轮机运行时水压脉动至使叶片振动,而叶片振动又反过来调节水流的振动频率,两者相互影响扰动频率与固有频率的接近从而发生耦合振动,导致叶片的局部共振,这是导致叶片局部断裂的重要因素之一。③电厂针对机组和厂房振动水轮机叶片断裂现象,曾试图用改变叶片固有频率,提高叶片刚度的措施来消除振动,减小叶片断裂。2000年3月利用机组检修期在3号机转轮的每个叶片之间靠下环处焊接一根直径Φ120mm支撑杆,加焊支撑杆后实际运行状况对改变机组和厂房振动没有作用。至2001年2月机组共运行了4000h后,检查发现加焊支撑杆处叶片裂纹更为严重,除此之外叶片在支撑杆背面侧表面气蚀严重,试验表明加焊支撑杆使转轮稳定性更差,现已拆除加焊支撑杆。动应力测试结果表明岩滩机组水轮机振动与厂房ᐁ174层发电机间的振动没有对应关系,厂房振动主要原因不是水轮机的不稳定因素引起。因而解决岩滩电厂厂房振动问题,不能仅限于水轮机转轮的处理,而应包括水轮机的通流部件及其结构的试验研究和改造工作。3.3非设计工况下压缩和可压缩性的影响混流式水轮机在非设计工况(低负荷工况即小于额定负荷50%)下运行时,由于水流的动态特性欠佳,水流绕流水轮机轮叶或固定导叶、活动导叶都可能会产生入口的撞击和出口的脱流,而造成水轮机转轮或导叶以及通流部分的不稳定。试验证实,在非设计工况下运行时,对于产生脱流区域补进适量的压缩空气有助于消除轮叶和导叶的振动。向产生脱流区域或真空区补入压缩空气除了可以迅速提高真空区的压力,使之不能形成脱流之外,补气改变了水流的不可压缩的液体特性,含有空气的水流,变成了密度较小的液体,可压缩性急剧增加,水体本身成了一个可吸收压能的弹性体,叶片出口的脱流产生的压力脉动被水体内部吸收而很少向外传递,或者向外传递的能量大幅度减少。水流压力脉动冲击力P的大小与水流速度v,密度ρ,液体可压缩性K有关。P=vρ/K−−−−√Ρ=vρ/Κ补入适量的空气后,水体的可压缩性加大,在流速不变的条件下,水体的脉动压力减小,因而减少破坏作用力达到了减轻振动的作用。3.3.1尾排放历史结果岩滩电厂的补气方式采取了自然补气和强迫补气两种方式。自然补气方式是水轮机转轮室或尾水管在非设计工况运行时产生的非对称负压(真空),在大气压力的作用下自然补充到尾水管中消除真空,使机组运行稳定。自然补气一般用来消除尾水管压力脉动,补气的手段主要是利用机组大轴中心孔通过逆止阀来实现,以1号机为例,自然补气量最大时达到3.6m3/s。水轮机转轮泄水锥改造前后压力脉变化比较(尾水管在ᐁ147.76高程处压力测点的压力变化),经对比泄水锥改造前后在相同工况尾水管压力脉动幅值有所降低,见表7。试验结果表明,在尾水管发生强压力脉动时,补入的空气过少对减轻压力脉动几乎没有什么作用,反而使涡带摆动变大,压力脉动振幅增加;当补气量达到一定量,涡带变粗变直且相对稳定,压力脉动值迅速下降;而当补气量继续增加时,涡带几乎不变,过多地补气量进入尾水管时会使尾水管压力上升,影响机组尾水管能量回收,降低水轮机效率,合适的补气量一般占水轮机额定流量的1%左右。按此推算,可以确定岩滩电厂机组在h=61.06m运行时水轮机尾水管所需的理论补气量。以1号机为例,比较实际补气量与理论补气量的差别。选择在机组尾水管最大补气工况比较,即机组出力P=100MW时,尾水管压力脉动最大(以尾水管ᐁ148.67+X高程处压力变化值来衡量),理论上此时尾水管补气量应为2.1m3/s。而实测补气流量平均值为1.48m3/s,见表8。岩滩电厂机组尾水管中心孔自然补气在最大补气量工况都未能达到运行要求,其它工况的补气量就更难以满足运行的需要。说明岩滩电厂机组在尾水管出现强振时,主轴中心孔自然补气量的实际值与理论要求值相差甚远。在此区域尾水管压力脉动表现也极为强烈。而在机组出力大于100MW以后尾水管压力脉动明显减小,尾水管的补气量实际值与理论要求值较接近,此时补气对降低尾水管压力脉动起到了明显作用。岩滩机组主轴中心孔自然补气,由于补气出口泄水锥处水帘的阻力,减少了自然补气的作用。为了增加岩滩机组自然补气量,专门进行了泄水锥气水分离改造。改造后实测结果表明,机组转轮泄水锥改造后,减轻了水帘的作用,主轴中心孔补气顺畅,消除了泄水锥水帘阻力的作用,补气效果有了明显改善;但是补气量在小负荷区明显不足,分析原因还是补气通道不够畅通。由于大轴中心孔补气是由尾水闸门的平台处用Φ300mm的补气管将自然空气引入主轴中心孔的,当机组负荷较小时因为流量比较小需要吸入的空气量也比较小,尾水管内的负压值也相对小些,空气的吸入力也相对小些,而进入尾水管的空气要首先克服大轴最底部的逆止阀阻力才能进入,很显然尾水管内的真空吸力一部分已消耗在克服逆止阀的摩擦阻力上,另一部分才能用做吸入的空气量,在小负荷区域,尾水管真空吸力本来就比较小,如果真空吸力用于克服逆止阀摩擦阻力过大,则吸入尾水管的空气显然是不足的。3.3.2机组强迫指标分析在非正常工况下水流经过水轮机叶片、活动导叶,固定导叶出水边极易产生脱流而形成卡门涡,有规律的卡门涡旋会引起周围的水体压力脉动,当这种脉动频率与叶片发生共振时,表现出叶片发生剧烈抖动,同时伴随强烈噪声,所以在水轮机的设计中就已经考虑到要避开卡门涡形成共振的可能。岩滩电厂机组固定导叶所形成的卡门涡与厂房发电机层楼板共振现象是十分罕见的,国内没有这样的先例。解决岩滩电厂这种特殊振动现象的途径有二种:一是改变电站或机组结构,如叶片修型,改变流道尺寸更换转轮等;二是改变水流状态,如调整运行工况避开振区,实行补气消除振动等。改变机组结构需要大量资金,调整运行工况会影响机组的调频能力,在现有条件下采用补气消振是解决岩滩电厂机组振动问题比较有效而且易于实现的办法。岩滩电厂的振动问题,不能照搬传统的补气方式,即在顶盖轮叶进口前进行补气,针对岩滩电厂机组振动是由于固定导叶出水边卡门涡引起的特点,经过试验探索出在固定导叶出水边进行强迫补气的方式,其目的是在卡门涡形成的源头,用较少的补气来消除卡门涡的形成或改变卡门涡的频率,试验结果证明这种方法是正确的。补气虽说是消除机组振动的一种行之有效的办法,但并不是补气量越多越好,与尾水管自然补气方式一样,过量的补气不但对消振毫无作用,而且会导致水轮机的效率下降,出力降低,同时强迫补气的压缩空气又要消耗过多的功率,增加厂用电量,因此确定机组的合适补气量,即经济补气量是岩滩电厂机组强迫补气研究工作重要部分。根据岩滩电厂机组振动情况,现场进行了不同补气位置,不同补气量的试验。1号机组在h=61.06m时进行了强迫补气试验,当机组出力在190～210MW区域发生强振时,强迫补气后振动及噪声完全消失,见图2。实测结果表明强振时分别在固定导叶后强迫补气量为0.52m3/s,活动导叶后强迫补气量为0.61m3/s,机组和厂房振动完全消除。机组在此区域发出功率所耗费的水量为370m3/s,补气量占额定流量的0.09%左右,耗用功率占机组额定出力0.16%左右,适量的强迫补气不但消除了振动和噪声,改善了机组的运行条件,水轮机压力脉动的消除,又起到了减轻叶片表面汽蚀破坏的作用(有关资料统计汽蚀下降15%～20%左右),使叶片表面的动应力减小,这对减少叶片的断裂起到积极作用。3.4计算机控制的自动排气装置岩滩电厂机组和厂房的振动现象,通过向尾水管自然补气降低了尾水管压力脉动,通过向顶盖实施强迫补气达到了消除机组和厂房ᐁ174层发电机间振动的目的,当机组和厂房的振动在某一个区域内发生时,需要及时强迫补气,而偏离振区时停止补气。这就要求补气装置能连续或间断工作,而且能按要求自动投入和退出补气。根据岩滩电厂振动特点和强迫补气的要求,专门研制了计算机控制的自动补气装置,该装置采用以厂房ᐁ174层发电机间楼板振动幅值(峰峰值),作为控制强迫补气开启信号,利用机组在开始强迫补气时活动导叶开度