凌津滩电厂水轮发电机主轴裂纹分析及改造研究

杨 彤，黄星德

（五凌电力有限公司凌津滩电厂，湖南 常德 415720）

1 引言

凌津滩电厂位于湖南省常德市桃源县夷望溪镇,安装9 台灯泡贯流式水轮发电机组，单机容量30 MW，总装机容量270 MW，保证出力5.66 万kW，设计年发电量12.15 亿kW·h，通过两回220 kV 线路并入湖南电网，工程于1995 年12 月正式开工，1998 年12 月首台机组并网发电，2000 年12 月全部机组投运。

电厂水轮发电机组设计额定水头8.5 m，最小水头2.2 m，最大水头13.2 m。水轮机型号HK-IRP，转轮直径6 900 mm，1 号～3 号机为日本日立公司设计制造，4 号～5 号机为日立、哈电联合设计制造，6 号～9 号机为哈电制造。自2017 年7 号机组C 级检修中发现主轴水轮机侧法兰根部出现裂纹以来，在后续的检查中发现其他机组主轴相同部位均存在不同程度的裂纹。

主轴是灯泡贯流式水轮发电机组的核心部件，主轴通过两端的法兰连接水轮机与发电机转子，将水轮机的转矩传递给发电机转子，带动发电机旋转输出电能。主轴水轮机侧法兰根部裂纹给机组的安全稳定运行带来了极大的隐患：主轴裂纹贯穿将引起机组调速系统漏油，造成环境污染；主轴裂纹进一步扩展、失控甚至引起主轴断裂、转轮脱落、转轮室破裂，造成水淹厂房的严重事故，带来严重的经济损失和社会影响。

本课题就电厂机组主轴轴颈裂纹开展研究，旨在找出主轴裂纹产生的根本原因，提出针对性的改造方案，以期彻底消除该重大隐患，提高机组的安全可靠性。

2 主轴结构

机组主轴为双法兰空心轴，上、下游侧法兰通过螺栓和销钉分别与发电机转子和水轮机转轮相连接，主轴中空部分安装桨叶操作油管、桨叶反馈杆。主轴两侧分别安装发导轴承、水导轴承，承受发电机转子、转轮及主轴的重力，主轴中部安装正反推力轴承，承受机组旋转中水流对转轮的正、反推力。主轴材质为20SiMn，主轴结构示意如图1 所示。

图1 机组原主轴结构示意图

主轴水轮机端设置主轴密封装置，主轴轴颈浸泡于水中，主轴密封装置结构示意如图2 所示。

图2 主轴密封结构示意图

3 主轴强度计算分析

采用解析法对主轴载荷、应力进行计算，对其静强度进行分析；对主轴失效的法兰根部疲劳强度进行计算，同步对主轴未失效的轴身部位疲劳强度进行计算，以分析主轴失效的根本原因。

主轴及其相关参数见表1，主轴材料20 SiMn 力学性能见表2。

表1 基本参数

表2 材料特性及许用应力单位：MPa

3.1 主轴载荷应力计算

计算机组额定出力工况下，主轴的载荷及应力：

机组额定出力工况下：

主轴所受扭矩M：

主轴所受轴向拉力F：

F=Fh

主轴截面最大剪切应力τmax：主轴截面最大拉伸应力σmax：

主轴截面弯曲应力σw：

主轴截面最大综合应力σemax：

主轴应力计算结果如表3 所示。

表3 解析法应力计算结果单位：MPa

计算结论：主轴A-A 截面和B-B 截面的最大剪切应力、最大综合应力均小于材料的许用标准，主轴静强度符合设计。

3.2 主轴轴颈根部疲劳强度计算

3.2.1 弯曲疲劳计算

按照机组设计工作50 年，运行系数为0.85，因主轴轴颈浸在水中，根据材料在水中的S-N 曲线方程SmN=c，则弯曲交变次数N=1.762×109次，则条件疲劳极限σ-1=29.1 MPa。弯曲有效应力集中系数K′W=1+q（KW-1），其中查表得KW=1.6，q=0.85，因此K′W=1.5。

平均应力σmax1=7.0 MPa

交变应力σw1=8.0 MPa

计算弯曲疲劳安全系数：

公式中：β为表面加工系数，ε为尺寸系数，Ψ为平均应力影响系数。

因主轴弯曲疲劳安全系数许用为1.5，计算出疲劳极限为37.3 MPa。根据材料在水中的S-N 曲线方程，计算得主轴安全运行年限16.12 年。

3.2.2 扭转疲劳计算

按机组每年启停机1 000 次计算，总启停机50 000 次，在此循环次数下，根据S-N 曲线方程SmN=c推算出对称弯曲循环应力的疲劳极限σ-1N=322.4 MPa，扭 转 疲 劳 极 限τ-1N=0.58×σ-1N=187.0 MPa，扭转有效应力集中系数K′t=1+q（KW-1），其中查表得到KW=1.35，q=0.85，因此K′t=1.3。

额定出力工况时，τmax=23.9 MPa

扭转交变应力τa：

扭转平均应力τp：

扭转疲劳安全系数：

计算结论：主轴根部弯曲疲劳安全系数1.17，小于许用标准1.5；主轴根部扭转疲劳安全系数5.68，大于许用标准1.5。

3.3 主轴轴身过渡处疲劳强度计算

3.3.1 弯曲疲劳计算

主轴轴身过渡处在空气中，疲劳极限数值为σ-1=0.23（σs+σb）=166.8 MPa。弯曲有效应力集中系数K′W=1+q（Kw-1），其 中 查 表 得Kw=1.5，q=0.85，因此K′W=1.4。

平均应力σmax1=7.4 MPa，交变应力σw1=14.7 MPa

计算弯曲疲劳安全系数：

3.3.2 扭转疲劳计算

扭 转 疲 劳 极 限τ-1N=0.58×σ-1=96.7 MPa，扭 转有效应力集中系数K′t=1+q（KW-1），其中查表得到KW=1.5，q=0.85，因此K′t=1.4。

额定出力工况时，τmax=25.5 MPa

扭转交变应力τa：

扭转平均应力τp：

计算扭转疲劳安全系数：

计算结论：主轴轴身过渡处弯曲疲劳安全系数4.0，大于许用标准1.5；主轴轴身过渡处扭转疲劳安全系数2.57，大于许用标准1.5。

3.4 结论

通过以上对主轴应力、轴颈根部疲劳强度、轴身过渡处疲劳强度进行计算，结果表明：

（1）主轴静强度满足设计要求。

（2）主轴根部弯曲疲劳安全系数小于许用标准，不满足设计要求；主轴根部扭转疲劳安全系数满足设计要求。

（3）主轴轴身过渡处弯曲疲劳安全系数、扭转疲劳安全系数均满足设计要求。

综上所述，主轴水轮机侧法兰根部产生裂纹的根本原因是主轴根部弯曲疲劳安全系数偏小，不满足设计要求引起的。

4 主轴改造分析

水轮发电机组主轴在运行时力源是一定的，主要承受轴向力、弯矩、扭矩等，其中轴向力为机组的轴向水推力，弯矩由转轮重量、转轮质量不平衡力、水力径向力产生，扭矩由机组旋转产生，因主轴在运行中的力源一定，故在主轴改造中重点对提高弯曲疲劳安全系数进行分析。

4.1 主轴弯曲疲劳分析

弯曲疲劳安全系数：

其中，σ-1—材料的弯曲疲劳极限；σw1—弯曲交变应力幅值；σmax1—弯曲平均应力；K′W—弯曲有效应力集中系数；ε—尺寸系数；β—表面加工系数；Ψ—平均应力影响系数。

从公式可知，提高主轴弯曲疲劳安全系数的措施主要有：①提高主轴材料的疲劳极限σ-1；②降低主轴交变应力幅值σw1、平均应力σmax1；③提高主轴尺寸系数ε、主轴表面加工系数β；④降低主轴有效应力集中系数K′W。

4.1.1 提高主轴材料的疲劳极限σ-1

主轴材料的疲劳极限主要与两方面相关，①材料的屈服强度；②其使用环境。

考虑主轴制造过程中材料的修补性，主轴材料主要使用20SiMn、ASTM A668 class E 两种，两种材料的屈服强度分别为255 MPa、295 MPa，A668 class E 的屈服强度更高。

查阅手册，钢在不同的腐蚀环境中疲劳极限与强度极限的关系可知，同种钢在空气中的疲劳极限较水中高。因此，对主轴密封结构进行改造，使主轴法兰根部与水隔离，改善其运行环境，可提高主轴的疲劳极限。

4.1.2 降低主轴交变应力幅值σw1、平均应力σmax1

可通过增加主轴受力面积以减小交变应力幅值及平均应力。

增加主轴受力面积，受桨叶操作油管尺寸、水轮机转轮连接法兰尺寸等限制，只能适当加大主轴外径。同时，主轴外径增加过大，会导致主轴法兰根部过渡圆角减小，应力集中系数增加，故适当增加主轴外径。

4.1.3 提高主轴表面加工系数β

提高主轴加工表面加工精度，可提高表面加工系数。

4.1.4 降低主轴应力集中系数K′W

主轴设计时，应避免台阶、沟槽等可能引起应力集中的结构，保持尺寸一致性，降低应力集中系数。

4.2 主轴改造方案

结合主轴疲劳分析，提出以下主轴改造方案：

将主轴材质从20SiMn 升级为锻钢ASTM A668 class E，提升主轴材料的屈服强度和疲劳强度。

进行主轴密封改造，使主轴法兰根部与水隔离，改善其运行环境，提高主轴的疲劳强度。

适当加大主轴外径尺寸，将主轴外径由910 mm加大至1 050 mm，降低应力幅值。

统一主轴水轮机端外径尺寸，提高主轴表面加工精度。

配套进行水导轴承、高压油顶起装置改造。

经核算，新方案的主轴根部弯曲疲劳安全系数15.19，满足设计规范要求，按照该方案对主轴进行改造可彻底消除主轴裂纹重大设备隐患，2020 年～2022 年间，按该方案实施了1 号、3 号机组主轴改造，提高了机组的安全可靠性。

5 结语

本文就凌津滩电厂灯泡贯流式水轮发电机组主轴裂纹开展研究，通过解析法对主轴应力、疲劳强度进行分析，找出了主轴裂纹产生的根本原因。结合原因分析，开展了主轴改造分析，提出了提高主轴疲劳强度的措施，明确了主轴改造方案，为电厂开展主轴改造彻底消除主轴裂纹重大隐患提供了科学可靠的决策依据。

参考文献：

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[2] 机械工程手册编辑部．机械工程手册[M]．北京：机械工业出版社，1997．

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[5] 卢从义，王治国，高秀玲，等．水轮机主轴断裂原因分析[J]．大电机技术，2015（3）：50-53．

[6] 孙媛媛,罗远红．灯泡贯流式水轮机结构优化设计[J]．东方电气评论，2013，27（2）：43-48．