水泵水轮机顶盖螺栓强度特性研究

赵 强,曹佳丽,罗永要,高洪军

(1.国网新源控股有限公司抽水蓄能技术经济研究院,北京 100053;2.水圈科学与水利工程全国重点实验室(清华大学),北京 100084;3.清华大学能源与动力工程系,北京 100084;4.哈尔滨电机厂有限责任公司,哈尔滨 150040)

0 前言

抽水蓄能电站在电力系统中承担着举足轻重的作用,抽水蓄能机组的发展也越来越趋向于高水头化、大容量化。顶盖和座环是抽水蓄能电站水泵水轮机的重要部件,顶盖上所有的外载荷几乎都通过顶盖联接螺栓传递给座环,顶盖联接螺栓是水泵水轮机最重要的螺栓连接之一。顶盖联接螺栓的失效往往会造成严重的经济损失甚至重大伤亡事故,震惊世界的俄罗斯萨扬舒申斯克水电站机毁人亡事故,就是由多个顶盖联接螺栓断裂导致[1-2]。黄河中游某大型水电站3 号机组检修期间进行顶盖解体检查时,发现数条顶盖把合螺栓断裂,是典型的疲劳断裂[3]。国内某抽水蓄能电站机组在甩负荷过程中顶盖联接螺栓断裂,顶盖抬起,高压水从水车室顶盖处大量涌出,最终导致水淹厂房。事故后挑选断裂的35 支螺栓送检,其中21 支存在疲劳裂纹,且裂纹均起源于螺纹根部(如图1所示)[4-5]。因此,深入理解复杂外部激励载荷下的顶盖螺栓的强度特性,是蓄能机组长期安全运行的重要保障。

高强度联接螺栓对结构的安全稳定非常重要,国内外学者对其强度性能开展了深入研究。Ajaei 等[6]对大型风力机塔筒联接螺栓在预紧力和工作载荷作用下的应力特性进行分析,发现螺栓弯曲应力随着预紧力的增大而增大,动应力随着预紧力的增大而减小。Kang 等[7]对某2.5MW 大型风机主轴和轮毂联接螺栓进行了整体建模,对其在多轴随机疲劳荷载作用下的应力和疲劳寿命进行了预测分析。Raquel 等[8]考虑螺栓和螺母螺纹之间的不同摩擦系数,研究了预紧力对海上风机M72 联接螺栓应力分布的影响。董瑾等[9]对汽轮机高温紧固螺栓所受应力特别是附加弯曲应力进行了全面的分析,采用平均应力Morrow 修正式对弯曲应力对疲劳特性的曲线的影响进行了研究。熊永俊等[10]针对白莲河抽水蓄能电站导叶套筒螺栓的工作载荷状态及工作应力进行分析,确认了导叶套筒螺栓的断裂原因。Casanovaa 等[11]对混流式水轮机主轴联接螺栓进行了疲劳原因分析,发现螺纹根部划痕和预紧力不足是造成其失效的主要原因。何柏灵等[12]在考虑水轮机顶盖螺栓预紧力的基础上,对水轮机顶盖的变形进行了研究。张续钟等[13]参考VDI2230 基准,确定了顶盖螺栓的预紧荷载和工作荷载,进行了螺栓的安全性设计和校核。熊欣等[14]分别采用《机械设计手册》、VDI 2230 基准以及有限元仿真3 种方法,进行了水轮机顶盖螺栓强度分析。孙立宾等[15]采用变量参数化方法分析了顶盖和连接螺栓结构参数对螺栓应力幅的影响。葛新峰等[16-17]基于静力学基本方程及有限单元法对水轮机五种运行工况下顶盖螺栓的刚强度进行了计算分析,比较了内外顶盖螺栓的受力特点,发现机组在最大水头、额定出力时顶盖螺栓应力最大。练继建等[18]建立了顶盖及螺栓的有限元模型,结合实测振动数据与有限元动力分析,反演了顶盖水压脉动荷载,对顶盖螺栓进行了疲劳寿命分析。赵俊杰等[19-20]利用电站实测甩负荷数据,采用有限元方法研究了顶盖联接螺栓的应力分布和疲劳寿命。

本文建立了某水泵水轮机顶盖-顶盖螺栓-座环非线性有限元分析模型,通过流固耦合算法将转轮上冠间隙腔内压力映射到顶盖过流面上,研究顶盖联接螺栓在典型工况和不同预紧力作用下的应力分布和相对刚度变化规律,为蓄能机组顶盖螺栓的设计提供参考。

1 计算模型和边界条件

本文的研究对象为某水泵水轮机组的顶盖、96 个顶盖螺栓和座环组成的多体结构,上下法兰每间隔2 个螺孔布置1 块肋板,如图2所示。其中在顶盖和座环、顶盖和螺帽之间建立接触单元;本文未建立螺纹细节,采用ANSYS 提供的螺栓截面法模拟螺柱与座环和螺柱与螺帽之间的螺纹连接行为。在机组运行过程中,顶盖螺栓除了受到预紧力F0的作用,还受到顶盖轴向水推力F的作用,受力重新分配后,螺栓所受的总力为Fz=F0+ΔF,螺栓的相对刚度φ=ΔF/F,螺栓的夹紧力系数δ=F1/F,螺栓和被连接件的受力如图3所示。相对刚度代表了工作载荷“分配” 给螺栓和被连接件的比例。相对刚度越大,工作载荷分配给螺栓的比例越大,分配给被连接件的比例越小,夹紧力下降就越小,螺栓连接越安全可靠。相对刚度与顶盖和座环的尺寸、材料等因素有关。实际工作过程中,顶盖和座环等零部件的接触将随时间、载荷等的变化发生非线性变化,因此螺栓的相对刚度并非定值,会在工作过程中发生变化。

图2 顶盖-顶盖螺栓-座环非线性模型

顶盖-顶盖螺栓-座环非线性模型的水压力耦合作用面如图4 中红色线条所示,在本文中,开展了水轮机额定工况、水泵零流量工况和双机甩100%负荷过程顶盖水推力峰值工况(简称双甩工况)下的顶盖螺栓受力计算,三种工况下顶盖流固耦合作用面上的水压力分布如图5所示(水力计算本文不展开)。从图5可以看出,额定工况下,随着半径的减小,各面上的压力逐渐减小,导叶头部为高压区。水泵零流量工况下,由于导叶开度极小,因此水流流过导叶间的缝隙时,流速加大,压力降至极低;水流过缝隙后,流速大幅降低,导致导叶后出现高压区,之后随着半径的减小,各面上的压力逐渐减小。在双甩工况下,随着半径的减小,各面上的压力逐渐减小,活动导叶分布圆前后的压力分布沿圆周方向呈现很明显的不均匀性。从整体的压力分布可以看出,水轮机额定工况下顶盖承受的水推力最小,水泵零流量工况下顶盖承受的水推力居中,而双甩工况下顶盖承受的水推力最大。

图4 水压力耦合作用面示意图

2 计算结果及分析

2.1 不同工况下顶盖螺栓的强度特性

在450MPa 的顶盖螺栓预紧力作用下,开展了水轮机额定工况、水泵零流量工况和双甩工况下顶盖-顶盖螺栓-座环非线性模型的强度特性分析。双甩工况下整体模型的应力分布如图6所示,在预紧力的作用下,双层法兰相互靠近,上法兰上面不再保持平面,两个肋板中间的法兰面凹陷,法兰肋板受到挤压作用;而在顶盖水推力的作用下,顶盖法兰内侧上鼓,在预紧力和顶盖水推力的作用下,除了轴向应力,顶盖螺栓还承受着较大的弯曲应力。

图6 双甩工况整体应力分布

单个螺柱的应力分布如图7所示,应力集中出现在螺纹面与光杆面的过渡区域,与顶盖螺栓的实际断裂位置吻合。螺柱在预紧力和顶盖水推力的作用下被拉长,但由于法兰内侧与外侧刚度相差较大,上下法兰间肋板的存在也造成了法兰不同位置的刚度不同,使得螺柱受到弯矩作用,向法兰盘刚度较弱的一侧弯曲变形。在螺柱的光杆上,选择5 个不同的高度做截面,分别命名为A、B、C、D和E,截面的应力分布如图7所示,5 个截面沿圆周方向的应力变化曲线如图8所示。从截面应力分布图和截面圆周方向的应力变化曲线可以看出,截面距离螺帽越近,弯曲效应越大,A截面的最大应力差值达到了应力均值的1/3 以上。

图7 单个螺柱和截面的应力分布

图8 螺柱截面沿圆周方向的应力变化曲线

本文研究的多体结构中,96 个螺栓在圆周方向上均布,而顶盖及座环的结构在圆周方向上并非完全轴对称,因此不同方位的螺柱虽然变形相似,载荷变化趋势相同,但承受的总拉力和相对刚度各不相同。

螺柱承受总拉力周向分布如图9所示,可见,圆周方向上总拉力基本呈现周期性变化,越靠近支撑肋板的螺柱承受的总拉力越大,远离支撑肋板的螺柱总拉力较小。由于合缝面上肋板最厚,刚度最大,因此在其附近的螺柱总拉力也要大于其他支撑肋板附近的螺柱。而进人门处由于没有环形肋板,顶盖在此处刚度大大减弱,相比其他螺柱,此处螺柱承受的总拉力是最小的。总体来说,96 个螺柱的总拉力分布以合缝面和进人门肋板为两个对称轴,呈现轴对称分布。总拉力最大的螺柱为63 号螺柱,最小的为69 号螺柱。

顶盖和座环的接触法兰面上的接触压力分布如图10所示,可见,在顶盖水推力的作用下,法兰面的径向内侧接触压力较小,而法兰面的径向外侧接触压力较大;从周向来看,由于顶盖法兰2 孔1 肋的布置结构,肋板对应的位置接触压力明显更大。通过对每个螺孔所在的扇形区域积分可以得到每个螺柱的夹紧力,从而可以求得每个螺柱承受的工作载荷和相对刚度,三种工况下螺柱的夹紧力周向分布如图11所示,可见夹紧力沿周向的分布规律与螺柱承受总拉力的分布规律刚好相反,越靠近支撑肋板的螺柱其夹紧力越小,远离支撑肋板的螺柱其夹紧力越大,进人门附近的螺柱其夹紧力最大。三种工况下螺柱承受的工作载荷周向分布如图12所示,可见,工作载荷在圆周方向也是非均布的,其分布规律与螺柱承受的总拉力分布规律类似,但其变化幅度很大,如水轮机额定工况螺柱的工作载荷在630～1520kN 之间变化;水泵零流量工况螺柱的工作载荷在770～1800kN 之间变化;双甩工况螺柱的工作载荷在990～2200kN 之间变化。

图12 螺柱承受的工作载荷周向分布

螺柱的相对刚度周向分布如图13所示,其变化趋势和螺柱承受的总拉力变化趋势相同,螺柱的相对刚度沿周向变化幅度非常大,为0.06～0.14,随着顶盖轴向水推力的增大,各个螺柱的相对刚度基本不变,可见顶盖螺柱的空间位置对其相对刚度影响较大,而顶盖承受的轴向水推力对螺柱的相对刚度影响较小。

图13 螺柱的相对刚度周向分布

2.2 预紧力对顶盖螺栓强度的影响

螺柱的预紧力大小除了影响螺柱的总拉力及应力集中数值以外,还会造成相对刚度和夹紧力系数的改变,影响顶盖与座环连接的紧密程度。本文进行了顶盖螺栓预紧力为350MPa、450MPa 和550MPa 条件下双甩工况顶盖-顶盖螺栓-座环非线性模型的强度特性分析。

图14 为不同预紧力下双甩工况螺柱相对刚度的变化曲线。随着预紧力的增加,单个螺柱的相对刚度减小,由于接触问题的非线性特征,这种减小并不是线性的,预紧力越大,相对刚度减小的幅度越慢。

图14 双甩工况螺柱的相对刚度随预紧力的变化曲线

图15 为不同预紧力下双甩工况螺柱夹紧力系数的变化曲线。随着预紧力的增加,单个螺柱的夹紧力系数快速增加;由于顶盖肋板的存在,螺柱夹紧力系数在周向呈周期性变化,且其变化幅度较大,350MPa 预紧力时,夹紧力系数约为0.1～1.0,450MPa 预紧力时,夹紧力系数约为0.3～1.8,550MPa 预紧力时,夹紧力系数约为0.6～2.6。

图15 双甩工况螺柱的夹紧力系数随预紧力的变化曲线

3 结论

本文以某水泵水轮机顶盖-顶盖螺栓-座环多体系统为研究对象,基于流固耦合算法将转轮上冠间隙腔内压力映射到顶盖过流面上,定量分析了不同顶盖轴向水推力和预紧力对连接螺栓强度特性的影响,结论如下:

(1)顶盖双法兰1 肋2 螺孔结构导致法兰刚度不均匀,在预紧力和顶盖水推力的作用下,除了轴向应力,顶盖螺柱还承受着较大的弯曲应力,距离螺帽越近,螺柱截面弯曲应力越大。

(2)顶盖圆周方向的刚度不均匀导致96 个螺柱承受的总拉力、工作载荷、螺柱的夹紧力系数和相对刚度沿圆周方向基本呈周期性变化,并以合缝面和进人门肋板为两个对称轴,呈现轴对称分布,且其变化幅度较大。随着顶盖轴向水推力的增大,各个螺柱的相对刚度基本不变。

(3)随着预紧力的增加,单个螺柱的相对刚度减小,且预紧力越大,相对刚度减小的幅度越慢。