毛尔盖水电站机组结构设计解析

关于毛尔盖水电站机组结构设计

摘要：本文论述了毛尔盖生态放水电站卧式混流水轮发电机组结构方面的设计，对较大容量卧式发电机组采取的布置方式进行了介绍。同时为减少轴向水推力使推力轴承稳定运行而采用的水轮机密封结构进行了分析。图8幅。

关键词：结构设计内循环推力轴承集电环无接触密封

一、前言

本文所介绍的电站为四川毛尔盖水电站的生态放水电站，是水头变幅及容量较大的卧式混流水轮发电机组，于2012年正式并网发电。因其容量在卧式水轮发电机组中相对较大，而且轴承采用的是内循环方式，因此为保证机组特别是轴承能够稳定运行，在结构及布置上进行了多方面的考虑。本文就此机组在布置形式及结构进行了介绍和分析，为今后设计类似的机组提供有益的经验。

二、水轮发电机组的主要设计参数

1、水轮机

型号： HLA685-WJ-92

额定功率： 6186 kW

额定转速： 750 r/min

飞逸转速： 1573 r/min

最大水头； 134.01 m

额定水头； 132.53 m

最小水头； 63.68 m

额定流量： 5.2 m3/s

额定点水轮机效率： 91.5 %

吸出高度： Hs≤-0.5 m

轴向水推力力： 178～232 kN

转轮重量（含泄水锥等）：0.83 t

2、发电机

型号： SFW6000-8/2150

额定功率： 6000 kW

额定容量： 7500 kVA

额定电压： 6300 V

额定电流： 687.3 A

额定转速： 750 r/min

飞逸转速： 1573 r/min

额定功率因数： 0.8

额定频率： 50 Hz

相数： 3

绝缘等级： F/F

定子接线方式： Y

旋转方向：顺时针（从发电机端看）

额定时发电机效率： 97.7% （计算值）

径向推力轴承规格：φ320

径向轴承规格：φ360

转子重量： 18.8 t

飞轮重量： 0.8 t

三、发电机布置形式的选择

水轮发电机组采用两支点布置形式，由于机组容量在卧式机组中相对比较大，转子重量比较重，轴向水推力也不小，因此对轴承的要求比较高，如何布置发电机需综

图1 发电机装配图(方案1)

图2 主轴(方案1)

图3 发电机装配图(方案2)

图4 主轴(方案2)

合考虑。图1及图3为发电机两种不同布置方式，其中图1为传统布置形式，图3为经过核算采用的布置形式，现就两种不同布置形式进行受力及刚度分析，比较两种布置形式的优缺点。

图2及图4上的受力分析进行了简化处理，将转子重量受力中心近似的认为在发电机中心线上，并将单边磁拉力方向与重力方向一致，图中所计算的结果为其合力数值；近似的认为转轮重心在转轮中心线上，转轮中心线方向不仅受到转轮重力作用，还受到因水流不对称所引起的径向力的作用，图中所计算的结果也为其合力数值。

由标准规范可知，定子和转子间的空气气隙，其最大值或最小值与其平均值之差应不超过平均值的±8%。即使是5%的空气气隙不均匀也会导致很大的电磁不平衡力作用在机组导轴承上，引起机组振动和导轴承的磨损。因此在此本电站需考虑磁拉力的作用，并按±8%最恶劣的情况下进行计算，由此得出磁拉力的估算公式为F=0.3DL, 其中D表示转子外径,L表示铁心长度,由电磁方案得出发电机转子外径为φ1608，铁心长度为950，其磁拉力计算结果为45.8kN，故作用在发电机中心线上的作用力为233.8 kN（转子重量为18.8t）。水流不对称所引起的径向力也需考虑，按有的资料认为其估算值为水轮机旋转力矩的2%，按此估算值计算，其径向力为4.8kN，加上转轮重量，在转轮中心线上的作用力为13.1kN。至于由于转动部件的不平衡重量产生的径向不平衡力由于难以估算，在此将其省却。再根据前面所列出的水轮发电机组主要设计参数，可以分别计算出发电机两种不同布置方式轴承所承受力的大小，图2及图纸4为其详细结果。从中可发现方案1中两轴承所受的力的大小相差不大，而方案2中φ320径向推力轴承所承受的力（116.2kN）小于φ360径向轴承所承受的力（138.7kN），由于推力轴承还要承受水推力，因此较低的径向力有利其稳定运行，因而方案2中两轴承的受力分布更好些。方案2两轴承中心距离（3700）小于方案1（3770），对转子中心挠度更好些。方案2由于径向轴承外形尺寸小于推力轴承，因此转轮中心距离轴承中心更近些（为1080），转轮处的挠度要比方案1小些，但在飞轮处方案2挠度要大些。由于对于轴的弯曲变形进行精确计算比较复杂，除受力和支承情况外，轴承和机座的刚度、配合在轴上零件的刚度（这里包括磁轭、转轮、轴套、飞轮等），以及轴上的局部削弱等，对变形都有影响，因此，在计算时，都进行了不同程度简化。考虑到方案2只有在飞轮处挠度比方案1大些，因此只对方案2在飞轮处进行刚度核算，看其是否满足使用要求。由图中的数据，得出方案2主轴在飞轮处的挠度为0.056mm，主轴在推力轴承处轴的偏转角为0.000058rad。由手册可以查到滑动轴承处轴的许用偏转角为0.001 rad，实际偏转角远小于此值，因此这种布置形式完全满足轴的刚度要求。

从图1及图3比较可以看出，方案2的集电环布置在飞轮后面，并用钢板封闭，这种方式明显好于方案1。首先避免了方案1中磨损后的碳粉吸入定转子内部，降低

线圈的绝缘性能，同时封闭的箱体下部能够收集磨损后的碳粉，有利于环保要求，并有利于集电环及电刷的防尘。其次如果轴承出现甩油和油雾逸出事故，集电环远离轴承，可以避免油对集电环及电刷的污染。

由于发电机机座号比较大，转子直径相对也大些，作为两支点结构，方案2大、小推力盘在尾部使得转子插、抽相比方案1更容易些，对安装及检修更方便些。虽然方案2发电机轴向总的长度有所增加，但总体效果来看，采用方案2更合理些。

两支点结构轴向长度短，结构紧凑，安装调整方便，但其轴系临界转速不如三支结构，而招标书中明确要求轴系的一阶临界转速应大于飞逸转速的125%。因此提高轴系的刚度，对提高轴系的临界转速十分重要。经电脑程序实际计算，方案2主轴临界转速为1990 r/min，是其飞逸转速的1.265倍，满足招标书中要求。

四、水轮机结构形式

由招标书中要求，前后轴承均采用独立封闭自循环润滑系统，不设传统油泵油箱、重力油箱等外循环装置，冷却器布置在轴承内部，轴承冷却水直接由蜗壳进口处流出、排至集水井或尾水管内。

由于径向轴承大（为φ320）受力简单，应能满足使用要求。而用φ320径向推力轴承能否保证性能则成为机组设计及制造的难点。由于卧式机组顶盖空间限制，在转轮上采用减压板结构难以措行。考虑到机组的转速并不低，在水轮机结构上借鉴了立式高水头机组经常采用的无接触密封方式，通过顶盖排水降低转轮上冠上表面的水压力，从而降低轴向水推力，最终使推力轴承大推力盘所承受的压力减少，提高推力轴

图5 水轮机装配图

承运行的稳定性。在转轮下环结构设计时，也使作用在下环侧面的水压力的轴向分力朝向发电机方向，以降低运行时产生的轴向水推力。在推力轴承（见图6）结构上，采用大、小推力盘均带油的方式具有多方面的优点：首先使得进入推力瓦和径向瓦的润滑油不会产生干扰，不会出现推力瓦和径向瓦“抢油”现象；其次大、小推力盘同时带油，提高了润滑油的带油量，保证充足的润滑油；再次也有利于机组开机初始及紧急停机时轴向反力过大，对径向瓦端面的损坏。这种轴承也有其缺点，即外形尺寸