鄧亞新,顧承慶,李 俊,段 鵬,蔣 鵬
(1.國網(wǎng)新源水電有限公司新安江水力發(fā)電廠,浙江 建德 311608;2.上海明華電力科技有限公司,上海 200090)
在水輪發(fā)電系統(tǒng)中,發(fā)電機轉(zhuǎn)軸是轉(zhuǎn)換能量和傳遞扭矩的主要部件,其機械性能與安全狀態(tài)直接影響機組的安全運行和壽命,轉(zhuǎn)軸的安全狀態(tài)又直接由其應(yīng)力狀態(tài)和材料性能決定,因此分析轉(zhuǎn)軸的應(yīng)力狀態(tài)是十分必要的。目前,對水輪發(fā)電機轉(zhuǎn)軸安全狀態(tài)分析主要集中在振動狀態(tài)和動力特性方面[1],而對轉(zhuǎn)軸的應(yīng)力狀態(tài)分析則相對較少。目前轉(zhuǎn)軸應(yīng)力分析的主要方法有傳統(tǒng)理論計算法、數(shù)值模擬計算法和現(xiàn)場應(yīng)力測試法,并且多數(shù)為轉(zhuǎn)軸特定狀態(tài)下的靜態(tài)分析[2-5],缺少對機組啟動、甩負荷、變負荷、停機等各個工況下轉(zhuǎn)軸的應(yīng)力狀態(tài)分析。本文結(jié)合理論計算、應(yīng)力測試和數(shù)值模擬3種方法,實現(xiàn)對某電站水輪發(fā)電機轉(zhuǎn)軸全工況下的應(yīng)力狀態(tài)分析和實時監(jiān)控。
該電站為混流式水輪發(fā)電機組,其發(fā)電機轉(zhuǎn)軸系統(tǒng)主要由水輪機、水輪機轉(zhuǎn)軸、發(fā)電機轉(zhuǎn)軸、發(fā)電機轉(zhuǎn)子及推力頭組成。水流沖擊水輪機,帶動水輪機轉(zhuǎn)動,通過法蘭連接將扭矩傳遞給水輪機轉(zhuǎn)軸,帶動水輪機轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)動。發(fā)電機轉(zhuǎn)軸結(jié)構(gòu)如圖1所示,通過法蘭連接水輪機轉(zhuǎn)軸同時傳遞扭矩,再通過轉(zhuǎn)軸輪轂將扭矩傳遞給發(fā)電機轉(zhuǎn)子,帶動轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動,輪轂與發(fā)電機轉(zhuǎn)軸通過熱套連接。發(fā)電機轉(zhuǎn)軸上端具有一卡槽,通過卡槽連接推力頭,通過推力頭將轉(zhuǎn)軸及相關(guān)設(shè)備重量和水推力傳遞到機架上。機組額定功率95 MW,額定轉(zhuǎn)速155 r/min,發(fā)電機軸近法蘭處內(nèi)外徑分別為300 mm和900 mm,發(fā)電機軸近法蘭處下部質(zhì)量為40 000 kg。
圖1 發(fā)電機轉(zhuǎn)軸結(jié)構(gòu)簡圖
不考慮轉(zhuǎn)軸偏心帶來的偏心彎矩,發(fā)電機轉(zhuǎn)軸應(yīng)力主要由扭矩產(chǎn)生的扭應(yīng)力、重力和水推力產(chǎn)生的軸向應(yīng)力組成。不考慮發(fā)電損耗,轉(zhuǎn)軸的扭矩可通過式(1)和式(2)計算得出;由扭矩產(chǎn)生的切應(yīng)力可通過式(3)和式(4)計算得出;由式(5)可計算得出轉(zhuǎn)軸的軸向應(yīng)力。
(1)
(2)
式中T——扭矩;P——機組發(fā)電功率;n——轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速。
(3)
(4)
式中τ——切應(yīng)力;IP——轉(zhuǎn)軸極慣性矩;D——轉(zhuǎn)軸外徑;d——轉(zhuǎn)軸內(nèi)徑;α——內(nèi)外徑之比。
(5)
式中σ——軸向應(yīng)力;G——計算部位以下的軸及相關(guān)設(shè)備的重力;F——水推力;A——計算部位軸橫截面積。
法蘭與輪轂熱套接觸面之間的轉(zhuǎn)軸,承受了全部的扭矩,由式(2)和式(4)可計算得額定功率下外壁切應(yīng)力為41.4 MPa;當(dāng)水推力為0時,由式(5)可計算其軸向應(yīng)力為0.69 MPa。
采用電測法,沿軸向(90°方向)和45°方向貼電阻應(yīng)變片,測試轉(zhuǎn)軸的扭應(yīng)變和軸應(yīng)變,貼片部位在法蘭與輪轂熱套接觸面之間,如圖1所示。在測試過程中轉(zhuǎn)軸是轉(zhuǎn)動的,此應(yīng)力測試裝置不同于常規(guī)的測試裝置,裝置需固定在轉(zhuǎn)軸上隨軸轉(zhuǎn)動,因此裝置需小型化且避免外接引線。本測試裝置采用可充電鋰電池進行供電,數(shù)據(jù)采集采用儲存卡保存,待停機后再傳輸至計算機。應(yīng)力測試工況包括機組啟動、空轉(zhuǎn)、加負荷、甩負荷、穩(wěn)態(tài)運行和停機,其中甩負荷包括甩25%負荷、50%負荷、75%負荷和100%負荷。
機組開機啟動瞬間有沖擊效應(yīng),轉(zhuǎn)軸應(yīng)變值與機組負荷成正相關(guān),甩負荷應(yīng)變變化值要大于相應(yīng)負荷下的應(yīng)變值;轉(zhuǎn)軸軸向應(yīng)變非常小,相對于扭應(yīng)變可忽略不計??紤]轉(zhuǎn)軸受力狀態(tài)為拉扭組合,測得轉(zhuǎn)軸應(yīng)變值后,由式(6)和式(7)可計算得出轉(zhuǎn)軸的軸向應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,由式(8)和式(9)計算得出轉(zhuǎn)軸軸向拉力和扭矩。
σ=Eε90°
(6)
(7)
(8)
(9)
式中ε90°——軸向應(yīng)變;ε45°——45°方向應(yīng)變,應(yīng)變值等同于扭應(yīng)變;E——轉(zhuǎn)軸材料彈性模量;μ——轉(zhuǎn)軸材料泊松比;F——軸向拉力;T——扭矩,軸向拉力減去測點以下部件的重力即為軸向水推力。
由測試結(jié)果計算可得,在額定功率95 MW時,轉(zhuǎn)軸近法蘭處外壁切應(yīng)力為42.0 MPa,與理論計算結(jié)果基本一致。
根據(jù)轉(zhuǎn)軸設(shè)計結(jié)構(gòu)圖,采用Solidworks建立轉(zhuǎn)軸的三維幾何模型,如圖2所示。采用ICEM劃分網(wǎng)格,導(dǎo)入ANSYS進行有限元模擬計算,轉(zhuǎn)軸計算網(wǎng)格模型如圖3所示。
圖2 轉(zhuǎn)軸計算幾何模型
圖3 轉(zhuǎn)軸計算網(wǎng)格模型
根據(jù)對轉(zhuǎn)軸的受力分析,其轉(zhuǎn)軸模擬分析邊界條件施加如下:①法蘭端面施加軸向約束和軸向拉力;②推力頭卡槽上端面施加軸向約束;③輪轂熱套接觸面施加均布扭矩;④轉(zhuǎn)軸整體施加軸向重力加速度。邊界條件中施加的轉(zhuǎn)軸扭矩和軸向拉力均由現(xiàn)場應(yīng)力測試結(jié)果計算得出。
模擬計算所得額定功率下轉(zhuǎn)軸應(yīng)力分布圖如圖4所示。轉(zhuǎn)軸應(yīng)力最大處位于轉(zhuǎn)軸下部變截面處,此處存在應(yīng)力集中,最大切應(yīng)力為58.84 MPa,最大等效應(yīng)力為96.45 MPa。由圖4可知,轉(zhuǎn)軸輪轂接觸面以上部位應(yīng)力值非常小,接近于0;這是因為轉(zhuǎn)軸此處位置的扭矩為0,轉(zhuǎn)軸此處只承受軸向拉力。額定功率下轉(zhuǎn)軸近法蘭處外壁(應(yīng)力測試部位)橫截面應(yīng)力分布圖如圖5所示,其外壁切應(yīng)力為42.28 MPa,與應(yīng)力測試結(jié)果42.0 MPa、理論計算結(jié)果41.4 MPa基本一致,說明有限元計算模型是可靠的。
圖4 額定功率下轉(zhuǎn)軸應(yīng)力分布圖(左為切應(yīng)力,右為mises應(yīng)力)
圖5 額定功率下轉(zhuǎn)軸近法蘭處截面應(yīng)力(左為切應(yīng)力,右為mises應(yīng)力)
結(jié)合理論計算、應(yīng)力測試和模擬仿真這3種方法,對轉(zhuǎn)軸應(yīng)力狀態(tài)進行綜合分析。機組不同功率下,3種方法計算所得轉(zhuǎn)軸近法蘭軸外壁扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力值如表1所示。由表1可知,這3種方法結(jié)果基本一致,理論計算值略小于應(yīng)力測試和ANSYS模擬結(jié)果,這與機組的發(fā)電損耗有關(guān)。測試試驗過程中3種方法計算所得轉(zhuǎn)軸近法蘭處外壁的切應(yīng)力變化曲線如圖6所示。圖6中,τyz-a為ANSYS模擬結(jié)果、τyz-t為應(yīng)力測試結(jié)果、τyz-c為理論計算結(jié)果,圖6顯示在各工況下3種方法結(jié)果基本一致,但是理論計算結(jié)果無法反映機組的啟動沖擊效應(yīng)和甩負荷應(yīng)力變化特征。
表1 轉(zhuǎn)軸近法蘭軸外壁切應(yīng)力計算結(jié)果
圖6 轉(zhuǎn)軸近法蘭軸外壁切應(yīng)力計算結(jié)果
有限元模擬計算所得轉(zhuǎn)軸最大應(yīng)力位置處和應(yīng)力測試部位應(yīng)力變化圖如圖7所示。圖7中,τyz1和等效應(yīng)力1分別為轉(zhuǎn)軸最大應(yīng)力位置處的切應(yīng)力和等效應(yīng)力,τyz2和等效2分別為轉(zhuǎn)軸應(yīng)力測試位置處的切應(yīng)力和等效應(yīng)力。由圖7可知,轉(zhuǎn)軸各處應(yīng)力變化趨勢基本一致,除了切應(yīng)力存在甩負荷效應(yīng)外,均是隨機組負荷同向變化;進一步分析可得,轉(zhuǎn)軸最大應(yīng)力位置處切應(yīng)力約為應(yīng)力測試處切應(yīng)力的1.30倍,Mises應(yīng)力約為1.32倍。此倍數(shù)反映的正是截面突變處的應(yīng)力集中效應(yīng),即為應(yīng)力集中系數(shù);在后續(xù)分析中可直接將應(yīng)力測試結(jié)果乘于此系數(shù)得出轉(zhuǎn)軸的最大應(yīng)力,無需再次數(shù)值模擬計算。
圖7 轉(zhuǎn)軸最大應(yīng)力與應(yīng)力測試部位應(yīng)力變化情況
有限元數(shù)值模擬計算所得轉(zhuǎn)軸應(yīng)力結(jié)果與理論計算應(yīng)力結(jié)果和現(xiàn)場應(yīng)力測試結(jié)果基本一致,說明本文中有限元計算模型是可靠的。轉(zhuǎn)軸應(yīng)力隨機組負荷變化而變化,負荷越大應(yīng)力越大;但是在機組啟動時轉(zhuǎn)軸存在沖擊應(yīng)力,在機組甩負荷時轉(zhuǎn)軸扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力變化值要大于此負荷下轉(zhuǎn)軸的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,這在轉(zhuǎn)軸疲勞壽命分析中是不可忽視的。根據(jù)有限元模擬結(jié)果可知,轉(zhuǎn)軸下部截面突變處應(yīng)力最大,其切應(yīng)力和等效應(yīng)力的應(yīng)力集中系數(shù)分別為1.30和1.32,由此可通過現(xiàn)場應(yīng)力監(jiān)測實現(xiàn)對整根轉(zhuǎn)軸應(yīng)力狀態(tài)的監(jiān)控。