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小浪底转轮叶片裂纹产生原因分析及处理措施
胡宝玉 张利新 钟光华
摘 要 小浪底水利枢纽几乎所有的发电机组转轮初期运行都出现裂纹, 为此小浪底工程建管局组织了多次国内专家和制造厂商研讨会, 最后得出疲劳破坏是引起小浪底转轮叶片裂纹的原因, 由水流作用在转轮进口的水力弹性脉动与旋转轴系的固有频率(轴向和扭转)共振所形成的, 叶片出口边卡门涡频率与转轮高阶自振频率共同作用的高变应力促进裂纹的快速发展。采用在上冠出水边处加焊300mmX300mm的补强三角块修复裂纹, 增加补气装置, 修整出水边等处理措施来修复裂纹。

关键词 小浪底水轮机 转轮叶片 裂纹
　　小浪底水利枢纽是黄河上最后一级大型综合利用水利枢纽, 其电站地下厂房内共装机6台, 单机容量30万kW, 总装机容量180万kW。水轮机的型式为混流式, 设计比转速ns为162.6m·kW, 额定转速107.14r/min, 额定水头112m, 额定流量296m3/s, 最大水头141m, 最小水头68m, 额定出力30.6万kW, 最大出力33.1万kW。转轮直径D1为6.356m, 转轮出口直径D2为5.6m, 转轮出口相对直径D2/D1, 为0.881, 小浪底机组的导叶高度b0为1.5m, b0/D1为0.236, 导叶分布圆直径D0为7.239m, D0/D1为1.139, 固定导叶和活动导叶之间装设有筒阀。为了抗磨, 水轮机设计中, 取消了上冠减压装置, 从而使水推力比常规设计增加约1万kN。
一、 转轮裂纹及现象
　　小浪底首台机组(6号机)于1999年12月27日开始并网发电, 此时上游水位约205m, 下游水位约134m, 毛水头71m。机组运行6个月, 共运行
1000多小时, 于 5月28日停机小修。
　　小修期间, 在6月3日发现转轮的13个叶片出水边接近上冠处有11个叶片出现裂纹(后经着色探伤, 确定另两个叶片也有轻微裂纹), 裂纹长度 100～400mm不等, 大部分为贯穿(端面)型裂纹, 所有裂纹形状相似, 起始点在叶片负压面与出水端面交线上, 距上冠约50mm, 裂纹起始端与叶片出水边垂直, 后以不规则抛物线形向叶片中心延伸, 其中有一个叶片同时出现沿焊缝方向的裂纹, 裂纹尾端扩展为树枝状(见图1叶片裂纹及修补示意图)。
　　 5号机在充水空载调试期间, 检查发现有6个叶片产生长度不等的裂纹。以后4号机、 3号机试运行后检查均发现有不同程度裂纹。所有裂纹与6号机叶片的部位相同, 形状相似。补焊修复后的转轮经一段时间运行后, 停机检查, 仍发现类似的裂纹。国内运行的大机组水轮机也陆续出现过叶片裂纹现象。
二、 对裂纹起因的分析研究
1．关于转轮材质
　　转轮材质这是人们首先想到的疑点。经裂纹处取样分析结论为”叶片材质化学成分及金相组织等符合美国 S41500牌号钢的标准”。
　　专家还怀疑, 叶片原材料经加热模压可能造成性能变化, 要求制造厂提供模压后的材料试验结果。因为小浪底转轮叶片材料仅有进厂时的力学试验资料作为对比参考。制造厂提供了相同材料的另一个转轮叶片材料模压中取样试验结果, 证明不是产生裂纹的主要原因。
2．关于焊接工艺
　　从国内某些转轮出现的裂纹来看, 焊接缺陷往往是裂纹的诱发因素。但分析小浪底的具体情况后认为, 裂纹是在焊接热影响区的母材上, 而且每个叶片均在同一部位, 形状相似, 而焊接缺陷不可能是如此一致的, 这与国内其它电站的无规则裂纹有明显区别。因此, 焊接因素至少不是产生裂纹的主要原因。
3．关子焊后热处理
　　转轮上冠、 下环与叶片均为马氏体不锈钢材料, 焊条则是奥氏体不锈钢材料。国内不少专家认为, 这是异种钢焊接, 焊后应热处理消除应力, 而小浪底转轮是在工地组焊加工的, 不进行焊后热处理。制造厂认为这种制造方式是该厂多年来的成熟经验, 不会出现问题。而从理论上认为, 局部应力将会随着运行而得到匀化和消除。为了弄清焊接应力的大小, 10月在刚焊接完工的一台转轮上用盲孔法测量, 最大的焊接残余应力301MPa
(平均273MPa)。当前电站尚在低水头区运行, 焊接应力虽然有一定数值, 但尚不致造成如此快速裂纹损坏。而且有几台转轮经过开裂(释放应力)修复后仍在该部位开裂, 也可说明不完全是应力释放问题。另据了解, 五强溪的几个转轮, 有焊后热处理的, 也有不处理的, 但都产生裂纹。因此要否热处理尚有争论。
4．关于大轴补气与运行稳定性
　　混流式转轮存在运行脉动区, 也有造成叶片裂纹的先例。小浪底转轮在初期低水头小负荷区当然也会有压力脉动, 因而怀疑其运行中大轴中心
补气量小, 不足以消除压力脉动。制造厂进行分析计算后认为, 存在的脉动力不足以形成叶片的裂纹。现场观察也觉得压力脉动和机械振动值并不大, 可能高水头运行时会出现一些问题, 但在当前也不会是产生裂纹的原因。
5．关于设计应力
　　当水轮机在最高水头、 最大出力运行条件下, 叶片出现最大应力设计值为270MPa, 已超出合同中不超过1/3屈服强度的要求。因此我们认为
设计应力偏高可能是早期产生裂纹的一个潜在因素。为此要求制造厂采取降低最高应力的措施。
　　在修复第一台转轮时, 在上冠出口边处进行了打磨修型(加大局部过渡圆弧), 应力计算值稍有降低(视水头不同, 减少7％-19％), 但没有延缓裂纹的出现。尽管如此, 我们仍坚持要求将最大设计应力降下来, 最后决定在该处加补强三角块。
　　除上述各种因素外, 还分析研究了运行负荷区域、 喷涂防护层的影响、 固定导叶出口边和转轮叶片出口边卡门涡以及引水系统水击振动形成共振等问题, 当时在理论上均未找出原因。
　　最后经过裂纹取样分析证明, 裂纹是疲劳破坏。因此一定存在尚不可知的某种超常的交变动应力, 而且可能存在共振现象。机组开机时, 人们观察到的”大轴抖动”现象引起了关注。机组停机过程中, 某种异常噪声也引起了关注。人们还注意到, 机组负荷接近最大时, 也出现较大噪声。这些现象是进一步研究的出发点。
三、 起动过程的试验研究
　　 8月在首台机组的叶片上贴应变片, 但装置本身被水冲坏, 仅取得一组数据(动应力290MPa, 频率 12.8Hz), 无法进一步分析, 但证明了异常动应力的存在。
　　 11月在第二台机组上, 进行了较全面的起动过程测试, 主要是经过试验改变导叶开启规律、 改变起动开度等机组起动过程参数来探索裂纹原因与解决办法。
　　导叶开启速率(0～100％)由60秒缩短至15-10秒, 起动开度30％-40％。
　　大轴外表贴交叉应变片, 记录起动过程。实测表明, 缩短导叶开启时间, 相应地加快了起动过程(大轴抖动时间减少), 但对振幅影响不大, 振动频率约13Hz。同时实测了转轮自振频率(空气中70Hz, 水中约55Hz), 认为两者不会形成共振。制造厂计算分析的结果是当推力轴承固定时, 机组旋转轴系的扭振频率约13～14Hz, 正好与测得的扭振频率相同, 因此认定, 是推力轴承阻力过大造成转动困难。
　　在分析研究制造厂提出的测试、 计算结果后, 发现起动过程中推力轴承摩擦系数高达0.2～0.4, 这是难以想像的。因此认为一定是测试或计算中存在错误。此时哈电公司(推力轴承制造商)提供了塑料瓦的起动摩擦系数(0.05～0.1)。
　　为了澄清事实, 1月在6号机上进行了手动机械盘车试验。顶转子后, 分别间隔1, 2, 4, 8, ……72小时后进行手动盘车, 测得推力轴承摩
擦系数0.015～0.038(当长期停机, 瓦面缺油时, 估计可达0.06)。由此证明, 推力轴承不是产生扭振的起因。
　　随后制造厂的精密测试( 3月)发现起动抖动是在机组转动后的几秒钟内而不是以前测得的转动前几秒种, 由此也证明问题不在推力轴承上。
　　问题澄清了, 认识前进了一大步, 从而着手进一步全面测试, 寻找最终解决办法。
　　于 5月进行了全面测试。测试工作是在新安装试运行结束、 已出现裂纹经修补以后的3号机上进行的, 测试了转轮叶片应变, 大轴扭转应变, 蜗壳、 尾水管等各部位压力, 顶盖振动, 下机架变形振动, 导叶开启规律, 机组出力等, 并进行了起停机过程的强迫补气试验。
　　进行了4组不补气开机(3026、 3029、 3032、 3037)和5组补压缩空气开机(3059、 3060、 3062、 3076、 3080)。导叶开启规律均为15秒, 补气位置在顶盖或底环(3060、 3080)。进行了2组导叶慢开不补气起动(3057、 3058)和2组补气试验(3078、 3082)。
　　测试结果表明: 起动过程中的抖动现象是由起动时水流作用在转轮进口的水力弹性脉动与旋转轴系的固有频率(轴向和扭转)共振所形成的。
　　早期在5号机停机时观察到机组降速过程中有异常噪声, 在3号机测试中, 发现叶片上有很高的交变应力。频谱分析结果是, 在导叶关闭后, 机组
减速由60％下降至20％过程中, 振频由87Hz过渡到55Hz。这种比起动过程更高和持续时间更长的交变负荷现象, 是没有预计到的。与此同时还进行了补压缩空气试验。
　　分析认为: 87Hz和55Hz的振频与转轮自然频率(一阶弯振55Hz, 二阶弯振83Hz, 三阶弯振98Hz)产生共振, 是交变应力的形成因素, 而振动的
来源是叶片出口边(厚38～40mm)与尾水中的反向流作用形成的卡门涡。
　　决定修薄出口边。作为临时措施, 修边前限制在流量小于230m3/s运行, 并能够补气消除振动。
　　机组带负荷后, 逐步增加负荷至接近最大值, 发现当出力加大到一定值后, 各部件的振动值突然增大, 主频约210Hz。
　　这种现象, 以前在5号机测顶盖振动时曾经发现, 当时认为是固定导叶出口边的卡门涡形成的, 因而对5号机的固定导叶进行过修型, 但未见效果。
　　这次叶片和顶盖部件均发现同频率振动, 因此分析认为是在大流量(流量超过230m3／s)时, 叶片出口边卡门涡频率与转轮高阶自振频率共同作用
的结果。其交变应力虽然不足以形成初始裂纹, 但会促进裂纹的快速发展, 降低耐久极限。
四、 处理方法及效果
　　①修复裂纹, 满足转轮出厂验收的要求。采用的补焊工艺和焊材与转轮组焊时相同。先将裂纹全部清除(经PT/UT探伤确认), 做好坡口后施焊, 焊后打磨平整并经无损探伤检查。
　　②补焊三角体, 降低该点的设计应力。在叶片靠上冠出水边处加焊300mmx300mm与叶片母材相同的的不锈钢三角块体(叶片局部延长)。根据计
算, 可将该处的最大设汁应力由270MPa降至167.5MPa(降低38％, 满足了合同中不超过1／3材料屈服应力的要求)。
　　③增加补气装置, 消除开机过程中由水力弹性脉动与旋转轴系统固有频率的共振。在原来预埋于转轮底环处的补气引出管上, 安装电磁阀, 接人开机程序中, 在机组启动前补人压缩空气(历时90秒)。气源由厂内0.8MPa系统引出。
　　④修整出水边, 消除由卡门涡引起的共振。先用碳弧气刨切割, 然后手工打磨至要求形状(局部缺损点补焊填充)。具体修整部位和尺寸如图1所示。

图1　叶片裂纹及修补示意图
　　⑤处理效果。4号机按预定方案修型、 补焊完成后, 于 9月26～27日进行了验证试验。补气90秒(估计自由空气量20m3)后起动, 起动时的振动已消除。修边以后, 已消除了停机过程的振动。经过验证试验, 能够认为造成裂纹的三个主要原因均已得到消除。补焊三角体进一步提高了安全系
数, 能够保证长期安全运行。现所有机组运行状况良好, 不再有裂纹发生,
五、 讨 论
　　人们关注采取这些措施后, 对水轮机运行性能是否有影响, 如效率是否降低, 空蚀是否恶化等。据制造厂分析报告, 加三角体对效率有负面影响, 修出水边则对效率有正面影响。如只计负面影响, 估算水轮机的加权平均效率降低0.03％, 实际效率仍将超出保证值0.55％。加三角体后, 对某些工况空蚀有负面影响, 某些工况则稍有改进, 但空蚀裕度还是足够的。对流态的影响也是微小的。总的来看, 这些影响将在测量的误差范围内。
水轮机运行水头范围大, 最高水头是最低水头的2倍以上, 当前机组仅在低于额定水头范围运行; 将来到高水头区, 运行是否存在振动和不稳定, 仍是值得关注的问题。
　　水轮机的抗磨涂层, 当前仅经过 短期的汛期运行(过机含沙量70kg/m3), 尚未经全面考验。6号机在轮叶背面的涂层有局部脱落(均占13％), 估计为局部空蚀剥落。今后需加强监测。