某軸流式水輪機(jī)頂蓋有限元分析及優(yōu)化設(shè)計-電力學(xué)報

1、某軸流式水輪機(jī)頂蓋有限元分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計賈偉1,2，李建偉1,2，劉晶石1,2，呂桂萍1,2 (1，水力發(fā)電設(shè)備國家重點實驗室，哈爾濱 150040；2，哈爾濱大電機(jī)研究所，哈爾濱 150040） Finite Element Analysis and Improved Scheme for Head Cover of Axis Hydraulic TurbineJIA Wei1,2，LI Jian-wei1,2，LIU Jing-shi1,2，LV Gui-ping1,2(1.State Key Laboratory of Hydropower Equipment，Harbin 15004

2、0，China； 2. Harbin Institute of Large Electrical Machinery, Harbin 150040，China )ABSTRACT: The results of strength and dynamic characteristics analyses for head cover of a large axial flow turbine show that the original structure has serious structural problems and poor dynamic characteristics, so t

3、hat the resonance is most likely to occur. Proposed improvement scheme has better strength performance and dynamic characteristics, and it meets strength and dynamic characteristics of the design requirements.KEY WORD: axial flow turbine；head cover；ANSYS； dynamic characteristic摘要：運用ANSYS軟件對某大型軸流式水輪機(jī)

4、頂蓋進(jìn)行剛強(qiáng)度及動態(tài)特性分析表明，原結(jié)構(gòu)存在嚴(yán)重的結(jié)構(gòu)問題，同時動態(tài)特性較差存在引起共振的可能。提出的改進(jìn)方案具有更好的剛強(qiáng)度性能及動態(tài)特性，滿足剛強(qiáng)度及動態(tài)特性設(shè)計要求。關(guān)鍵詞：軸流式水輪機(jī)；頂蓋；ANSYS；動態(tài)特性基金項目：國家科技支撐計劃項目 (2012BAF12B16-1) The National Science and Technology Support Program (2012BAF12B16-1).1 引言在軸流式水電機(jī)組中，頂蓋不僅承擔(dān)著轉(zhuǎn)動部件的重量，機(jī)組運行過程中所產(chǎn)生的軸向推力也將通過頂蓋法蘭向周圍混凝土基礎(chǔ)傳遞；同時頂蓋作為過流部件，其過流面承受著水壓力的作用。

5、因此，頂蓋的剛強(qiáng)度性能將直接影響到整臺機(jī)組的安全運行1-2。本文運用ANSYS軟件，對某大型軸流式水輪機(jī)頂蓋中存在的結(jié)構(gòu)及動態(tài)特性問題，提出合理的改進(jìn)方案。2 電站基本參數(shù)該電站的水頭及相關(guān)參數(shù)如表1所示。表1 水電站主要參數(shù)Tab.1 Main data of hydropower station 參數(shù)數(shù)值額定水頭h112m額定轉(zhuǎn)速n125r/min轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)Zr15個活動導(dǎo)葉個數(shù)Zg24個導(dǎo)葉分布圓直徑D5800mm水輪機(jī)頂蓋材料采用Q235B，根據(jù)ASME標(biāo)準(zhǔn)，其材料性能及許用應(yīng)力如表2所示。表2 底環(huán)材料特性表Tab.2 Material properties table材料 屈服極限

6、/MPa強(qiáng)度極限/MPa許用應(yīng)力/MPaYsUTS平均應(yīng)力局部應(yīng)力Q235B235375UTS/4=931.5UTS/4=140附加質(zhì)量對頂蓋的固有頻率影響很大，為了保證計算的準(zhǔn)確性，在分析頂蓋自振頻率時，考慮了頂蓋上的相關(guān)部件質(zhì)量因素，見表3所示。表3 各部件質(zhì)量Tab.3 Quality of parts 部件質(zhì)量/t活動導(dǎo)葉2.5控制環(huán)13水導(dǎo)軸承15主軸密封3.63 有限元模型3.1 模型頂蓋屬于周期對稱結(jié)構(gòu)，共有24個導(dǎo)葉孔、12個長筋板和12個短筋板。頂蓋外緣法蘭采用雙上法蘭結(jié)構(gòu)把合型式，法蘭之間分布24個小筋板。在有限元模型中，考慮頂蓋結(jié)構(gòu)和載荷分布的周期對稱性，切取包括兩塊幅向

7、筋板（1長筋板和1短筋板）和兩個導(dǎo)葉孔的1/12頂蓋扇形區(qū)域結(jié)構(gòu)作為計算模型，選取每個節(jié)點具有三個自由度的20節(jié)點六面體實體單元SOLID95劃分網(wǎng)格以保證計算精度。頂蓋原結(jié)構(gòu)如圖A 1（a）所示，經(jīng)有限元計算發(fā)現(xiàn)此結(jié)構(gòu)存在局部應(yīng)力過高、水導(dǎo)處徑向剛度較低以及動態(tài)特性較差的問題。分析可以知道，長筋板高應(yīng)力是由于腰孔外側(cè)倒角尺寸較小而導(dǎo)致，而短筋板與下環(huán)板連接處出現(xiàn)的高應(yīng)力則是由于此處結(jié)構(gòu)不連續(xù)所造成。針對這些問題，本文提出了降低局部應(yīng)力和提高水導(dǎo)徑向剛度的優(yōu)化方案，將短筋板底端向內(nèi)縮小90mm，輻向筋板厚度由50mm增至60mm，同時將長筋板腰孔外側(cè)R=100mm倒角增加到R=250mm，如圖

8、A1（b）所示。（a）原模型（b）優(yōu)化后模型圖A1 有限元模型及網(wǎng)格劃分圖Fig. 1 The finite element model and meshing diagram3.2 邊界條件在頂蓋剖切出的兩個對稱面上，為使位移協(xié)調(diào)一致，采用couple對偶約束邊界約束條件；同時約束頂蓋雙上法蘭結(jié)構(gòu)中下側(cè)法蘭與座環(huán)把合螺栓分布圓節(jié)點向自由度，為防止發(fā)生剛體位移，任選一節(jié)點約束其向自由度。3.3 工況及載荷條件本次計算選取水輪機(jī)正常運行工況作為計算工況。工況中活動導(dǎo)葉處于全開狀態(tài)，頂蓋受到導(dǎo)葉下軸套的集中力與頂蓋受到的水壓力相對很小，可以忽略不計。因此，認(rèn)為頂蓋只受到水壓力的作用。水壓力載荷如表

9、3所示。表4 正常工況載荷列表Tab.4 The load of normal operation condition載荷P1/MPaP2/MPaP3/MPaP4/MPa正常運行工況1.3120.9290.9290.213P1：蝸殼、座環(huán)與導(dǎo)葉之間的壓力P2：導(dǎo)葉與轉(zhuǎn)輪之間的壓力P3：轉(zhuǎn)輪進(jìn)水半徑與上密封之間的壓力P4：轉(zhuǎn)輪上密封與主軸密封之間的水壓力4 計算結(jié)果及分析4.1 剛強(qiáng)度分析本文對比分析了原結(jié)構(gòu)與優(yōu)化后結(jié)構(gòu)在水輪機(jī)正常運行工況下的Von Mises應(yīng)力結(jié)果。圖A2是兩種結(jié)構(gòu)的Von Mises應(yīng)力分布圖。原結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力值出現(xiàn)在長筋板腰孔外側(cè)，數(shù)值是190.4MPa。同時，短筋板與下

10、環(huán)板連接處應(yīng)力水平在169.5MPa左右，如圖A2（a）所示。這明顯大于材料許用應(yīng)力值140MPa，不符合強(qiáng)度設(shè)計要求。（a）原結(jié)構(gòu)Von Mises應(yīng)力分布圖（b）優(yōu)化后結(jié)構(gòu)Von Mises應(yīng)力分布圖A2 兩結(jié)構(gòu)Von Mises應(yīng)力分布圖(單位/MPa)Fig. 2 Von Mises stress distribution diagram at normal operation condition（unit: MPa）圖A2（b）是優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的Von Mises應(yīng)力分布圖。從圖中可知，最高應(yīng)力出現(xiàn)在法蘭結(jié)構(gòu)約束位置，最大值僅是67.2MPa，滿足強(qiáng)度設(shè)計要求。對比兩種結(jié)構(gòu)綜合變形，分別

11、是1.179mm和0.979mm，而頂蓋最大變形一般不超過0.2D/1000=1.160mm3，原結(jié)構(gòu)不符合剛度設(shè)計要求。而優(yōu)化后結(jié)構(gòu)剛度提高了17.0%，足以說明優(yōu)化后結(jié)構(gòu)剛度性能優(yōu)于原結(jié)構(gòu)，且滿足設(shè)計要求。4.2 徑向剛度分析在水輪機(jī)運行過程中，水導(dǎo)軸承將機(jī)組運行中主軸傳來的徑向力和振擺力傳遞給頂蓋水導(dǎo)處，水導(dǎo)的徑向剛度決定著機(jī)組主軸的振動。本文運用ANSYS對兩種方案頂蓋結(jié)構(gòu)進(jìn)行了水導(dǎo)徑向剛度分析。選取一半頂蓋結(jié)構(gòu)作為計算模型，對稱面上施加對稱約束，法蘭螺栓把合分布圓上約束r、z三個方向自由度。設(shè)總徑向力為單位力，在水導(dǎo)處節(jié)點R方向上按余弦分布規(guī)律施加徑向力。（a）原結(jié)構(gòu)（b）優(yōu)化后結(jié)構(gòu)

12、圖A3 頂蓋在單位徑向力作用下的徑向變形分布（單位/mm）Fig. 3 The radial deformation distribution of head cover under the unit of the radial force（unit:mm）圖A3是兩結(jié)構(gòu)在單位徑向力作用下的徑向變形分布圖，從而獲得兩頂蓋徑向剛度分別為： 原結(jié)構(gòu)頂蓋徑向剛度：優(yōu)化后頂蓋徑向剛度：頂蓋水導(dǎo)結(jié)構(gòu)徑向剛度應(yīng)滿足大于，顯然，原結(jié)構(gòu)徑向剛度較低，不符合設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)，優(yōu)化后結(jié)構(gòu)滿足設(shè)計要求。4.3 自振頻率分析本文運用ANSYS有限元軟件，采用循環(huán)對稱子模型方法計算兩個模型頂蓋的自振頻率。在計算過程中增加了活動

13、導(dǎo)葉質(zhì)量、控制環(huán)質(zhì)量、水導(dǎo)軸承質(zhì)量和主軸密封質(zhì)量對頂蓋固有頻率的影響因素，不考慮水的附加質(zhì)量對頂蓋振動的影響。通過計算得到前4階固有頻率振型，頻率值如表5所示。圖4是頂蓋原結(jié)構(gòu)主要振型圖。表5 頂蓋固有頻率對比表Tab.5 Natural frequency of head cover comparison table節(jié)徑數(shù)頻率/Hz振型原始優(yōu)化原始優(yōu)化012331.545.660.396.841.363.478.6120.6軸向兩瓣四瓣六瓣軸向兩瓣四瓣六瓣（a）軸向振型（b）六瓣振型圖A4 頂蓋原結(jié)構(gòu)主要振型圖（單位/Hz）Fig. 4 Main vibration mode of orig

14、inal structure of head cover（unit: Hz）由于壓力脈動的影響，整體軸向振動和節(jié)徑數(shù)為的頂蓋自振頻率是水輪機(jī)最危險的模態(tài)振動。這兩種振動頻率必須避開激振頻率，否則會引起頂蓋甚至整臺機(jī)組的共振。引起頂蓋振動的主要激振頻率是：轉(zhuǎn)頻與葉片個數(shù)的乘積；另外也應(yīng)避開轉(zhuǎn)輪與葉片之間的干涉頻率，即由公式所確定頂蓋振動的模態(tài)。其中活動導(dǎo)葉個數(shù)是24個，轉(zhuǎn)輪葉片數(shù)是15個，可以確定關(guān)注的節(jié)徑數(shù)為。所以，主要的激振頻率是：轉(zhuǎn)頻×葉片個數(shù)=125/60×15=31.25Hz；其3倍頻為93.75Hz。從表5中可以看出，原結(jié)構(gòu)軸向振動頻率與轉(zhuǎn)頻與葉片個數(shù)乘積相等，節(jié)徑數(shù)的六瓣振型頻率與3倍頻接近，這說明原結(jié)構(gòu)存在極大的共振可能，動態(tài)特性較差。而優(yōu)化后結(jié)構(gòu)的固有頻率能夠避開激振頻率，且避開范圍大于10%，不會引起機(jī)組共振現(xiàn)象。5 結(jié)語本文運用ANSYS軟件，對某軸流式水輪機(jī)頂蓋進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計，從頂蓋剛強(qiáng)度、水導(dǎo)徑向剛度及動態(tài)特性三方面對原方案和改進(jìn)方案做了分析對比，結(jié)果表明：優(yōu)化后方案在剛強(qiáng)度、徑向剛度及動態(tài)特性方面均優(yōu)于原始結(jié)構(gòu)，滿足設(shè)計要求，同時固有頻率有效的避開了激振頻