高水头混流式水轮机金属蜗壳应力特性分析

李春光　蒲长青

（东方电气集团东风电机有限公司，乐山614000）



高水头混流式水轮机金属蜗壳应力特性分析

李春光蒲长青

（东方电气集团东风电机有限公司，乐山614000）

摘要：为设计出强度性能良好的高水头混流式水轮机金属蜗壳部件，建立了某台混流式机组金属蜗壳和座环的联合装配模型，对最大水头、升压水头以及试压水头3种工况展开了有限元分析。由结果可知，该蜗壳在各工况下的最大应力，都小于材料屈服极限，即蜗壳的强度性能满足要求，为该机组金属蜗壳的安全运行，提供了依据。

关键词：水轮机蜗壳有限元

引言

高水头水轮发电机组，常选用金属焊接结构的蜗壳作为引水部件［1］。由此可见，强度是影响部件性能的关键。在蜗壳的强度计算中，目前最常采用的方法［2-3］是解析法和有限元法，二者均是以最高水头为最不利点，计算蜗壳内壁可能承受的最大载荷，并以此为依据确定产品的材料和壁厚。大多数情况下，两种方法设计的蜗壳，强度性能基本满足要求。然而局限性在于：许多研究中，蜗壳是作为独立部件［2-3］来进行计算的。而实际上，机组的各部件是相互配合、相互作用的。例如，座环的变形，会对蜗壳造成累计影响，导致计算的壁厚相对单薄，强度不足，由文献［4-6］所示的潘家口、糯扎渡等几个电站蜗壳的位移量偏大，皆是由抗弯能力差、刚度不足以及材料许用应力值偏低等强度问题造成。综上所述，对蜗壳的应力分析中，必须考虑到座环的影响，在此基础上对蜗壳进行有限元分析，才能确保其良好的强度性能，达到设计合理化的要求。

1 蜗壳有限元装配模型的建立

对某电站的混流式水轮机金属蜗壳进行有限元分析。计算工况为最高水头、升压水头以及试压水头。

在装配模型的建立中，考虑到蜗壳与座环之间存在相互力的作用，为了提高数值计算的精度，计算模型采取蜗壳座环联合装配体。具体的建模步骤为：（1）根据机组模型试验所获得的蜗壳型线尺寸，创建蜗壳三维实体模型；（2）建立座环三维实体模型；（3）根据蜗壳与座环的几何位置关系，将二者装配成整体。建立的整体装配模型，如图1所示。

图1 蜗壳座环装配模型

2 蜗壳模型有限元分析

2.1 边界条件的设定

为了方便边界条件的设置，在建立模型时，应先把位置坐标作明确的定义。在该过程中，以Z轴作为座环圆周方向的旋转中心，Y轴则对应蜗壳的进水边。具体的边界条件设置［7-8］为：（1）蜗壳的进水边定义为无摩擦约束条件；（2）对于座环部件，用地脚螺栓把合的钢板零件，设置固定约束；（3）根据不同工况下的水头条件，设置载荷大小及类型（如最大水头工况，加载静水压载荷和顶盖的轴向应力）。

2.2 计算结果分析

通过有限元数值计算，得到了3种工况下的应力及位移分布规律，如图2～4所示。

图2 最大水头工况应力及位移分布

图3 升压水头工况应力及位移分布

图4 试压水头工况应力及位移分布

（1）应力分析。3种工况下的应力分布情况，分别如图2～4的a所示。在最大水头和升压水头工况下，蜗壳座环联合体的整体应力水平不高，且二者的应力偏差较小。蜗壳应力分布规律：其进口圆柱管段的应力值相对较大，当进入弯曲变化管段后，随着截面的减小，应力也逐渐减小。座环的整体应力比蜗壳更低，且沿圆周方向分布基本均匀，这与水流在蜗壳座环中的运行规律［9］吻合。最大水头工况，应力集中区域位于上环的筋板处。升压水头工况，应力最大区域在蜗壳尾部与座环特殊固定导叶搭接的舌板处。试压水头工况下，较之前两者，应力水平有了明显提高，但分布规律与前面两种工况一致，最大应力区域与升压水头工况一致，位于舌板处。

（2）位移分析。分别如图2～4的b所示。3种工况下的位移规律与应力大小变化相对应，表现为：位于蜗壳进口端附近的位移量最大，至弯曲变化管段后，位移量开始随截面的减小而降低，至座环固定导叶附近，位移量达到最小。3种工况下的整体位移水平而言，试压水头位移量最大，最大水头位移量最小，但3者之间的偏差并不大。

蜗壳座环联合体的有限元分析结果，如表1所示。

表1 有限元计算结果

根据表1的计算结果，与文献［10］上关于Q345C的18～20mm厚度钢板的材料性能对比可知，该蜗壳的强度性能是符合要求的。

3 结论

在混流式水轮机蜗壳的设计中，有限元分析能够验证仿真结果的精度，并有效保证结构的良好强度特性。但是，机组的强度计算而言，存在仿真精度高低的问题。因此，未来的工作，可以研发更加简便、高效、经济的新试验，应用于仿真精度的论证。

参考文献

［1］齐学义.流体机械设计理论与方法［M］.北京：水利水电出版社，2008.

［2］王华，谢勇，唐海蓉等土耳其BagistasⅠ电站水轮发电机组蜗壳设计方法的研究［J］.能源与环境, 2012,（1）:10-11.

［3］周文斌.基于混流式水轮机蜗壳改造的型线优化及其数值模拟［D］.兰州：兰州理工大学,2006.

［4］赵文亭.潘家口防汛自备电站水轮机蜗壳偏移事故分析处理［J］.水力发电,1997,（11）:51-52.

［5］路志海，马群章.水轮机蜗壳位移原因分析及处理［J］.水利水电科技进展,2000,（4）:50-53.

［6］王秀然.糯扎渡电站金属蜗壳水压试验变形探析及处理［J］.水电站机电技术,2011,34（4）:31-34.

［7］ZhengkunFeng,?HenriChampliaud,MichelSabourin,Sebastien Morin. Optimal blank design based on finite element method for blades of large Francis turbines［J］.Simulation Modelling Practice and Theory,2013,（4）:11-21.

［8］符双学，周长江，田巍.基于不同网格密度的齿轮强度仿真［J］.计算机仿真, 2009,26（9）:251-255.

［9］Hongming Zhang,LixiangZhang.Numericalsimulation of cavitating turbulent flow in a high head Francis turbine at part load operation with OpenF［J］.Procedia Engineering,2012,（1）:156-165.

［10］闻邦椿.机械设计手册［M］.北京：机械工业出版社,2010.

Numerical Calculation and Verification on Spiral Case of High Head Hydraulic

LI Chunguang,PU Changqing
（DEC DongFeng Electric Machinery CO.LTD,Leshan 614000）

Abstract:For making the spiral case to meet good demand，the paper discussed a method including computer simulation and hydrostatic testing for two methods. It analyzed the strength of spiral case in power station. The paper set up a 3D model combined spiral case and stay ring，simulated the conditions at max water head，boost water head and test water head. As a result, the spiral case had well strength character. So it provided evidence for hydroturbine's safe operation.

Key words:hydroturbine, spiral case, numerical calculation

基金项目：新疆和田达克曲克电站水轮机设计（X409002）。