半傘式水輪發電機組制動停機過程下機架振動分析

汪小芳，王 輝（東芝水電設備（杭州）有限公司，杭州 310020）

半傘式水輪發電機組制動停機過程下機架振動分析

汪小芳，王 輝
（東芝水電設備（杭州）有限公司，杭州 310020）

針對某半傘式水輪發電機組制動停機過程出現的劇烈振動問題，進行了有限元解析和現場測試，發現制動器底座支撐剛度不足是引起振動的主要原因。通過有限元解析對比，提出了切實可行的加固方案，取得了良好的減振效果。

水輪發電機；下機架；制動停機；振動；有限元法

1 問題概述

某水輪發電機為設置了上、下導軸承的半傘式機組，單機額定出力225MW，額定轉速93.75r/min。

電站首臺機組自2011年10月運行以來，在機械制動停機過程中，頻繁出現制動供氣管路脫落、斷裂等情況。之后，對管路接頭、軟管和管夾等進行更換及加固處理，但制動過程中仍然出現管路接頭松動的問題。

針對上述情況，對制動供氣管路進行了現場觀察，發現機組停機制動過程中，下機架支臂水平切向振動非常劇烈，制動風閘也有明顯擺振情況，且制動供氣管在制動過程中上下跳動幅度非常大。由此可見，下機架支臂在制動過程中的劇烈振動是導致制動管路頻繁松動、脫落以及斷裂的主要原因。

為了徹底解決機組制動停機問題，對機組下機架進行了有限元分析，找到了制動時振動過大的原因，從而為加固方案的制定提供了依據，最終取得了良好的減振效果。

2 振動原因分析

發電機下機架采用推力軸承與下導軸承分開布置的結構，主要由中心體和10條支臂組成，支臂高度3050mm，機坑直徑Φ9200mm，如圖1所示。在機組額定運行時，下機架水平振動和垂直振動的峰峰值都在10μm左右，遠小于國家標準觃定的允許限值（水平≤110μm，垂直≤80μm）。這說明下機架推力軸承處的軸向剛度和下導軸承處的徑向剛度滿足機組正常運行的要求。

為了分析下機架在停機制動過程中的振動問題，需要對制動器部位的剛度進行解析研究。根據結構的對稱性，建立整個下機架的1/10模型進行有限元分析，如圖2所示。

解析邊界條件：（a）下機架支臂與混凝土基礎板接觸區域完全固定；（b）解析模型兩側面施加周期性對稱邊界條件；（c）制動器的解析模型高度與真實制動器一致，且通過密度等效的方式實現質量一致；（d）制動器上表面施加制動過程的垂直壓力和切向摩擦力。

2.1 固有頻率

解析得到制動器的一階固有頻率為14.4 Hz，對應的振型如圖3所示。

與制動器接觸的制動環板（裝配于轉子支架下側）數量為32塊，制動投入轉速為額定轉速的20%，即18.75 r/min（=93.75×20%），所以制動開始時刻的激勵頻率如式（1）。

圖2 下機架解析模型

圖3 制動器一階固有振型

該激勵頻率已經避開制動器固有頻率的20%以上，所以不會引起共振。再者，制動過程中，機組轉速逐漸降低，激勵頻率也是不斷降低的，即使出現共振激勵點，那也是暫時的，不可能持續地發生劇烈振動。因此，可以認為下機架制動停機過程中的振動不是共振現象。

2.2 結構變形

在制動面壓和切向摩擦力的作用下，制動器產生的靜態的軸向變形和切向變形分別如圖4、5所示。

圖4 軸向變形分布

圖5 切向變形分布

解析得到制動器表面在迎風側邊緣抬起約0.50mm、在背風側邊緣下降約0.50mm；而制動器的最大切向變形達到了3.25mm，即使在制動器底座上的切向變形也有2.20mm，支臂上臂板外側部位的切向變形為1.10mm左右。

同時，電站也對下機架在制動過程中的振動進行了現場測量。測點布置示意如圖6，現場測點布置如圖7所示。

在20%額定轉速時投入制動，改造前下機架各測點的響應振動曲線如圖8所示。振動曲線擬合得到的平衡位置（圖中直線）就是各測點在制動力作用下的靜態變形。

改造前下機架在制動停機過程，各測點位置實測變形值與有限元解析計算值對比如表1所示。

表1 實測變形值與解析計算值對比（改造前）

解析結果與實測數據非常吻合。

在制動停機過程中，制動風閘的切向變形較大，而且風閘迎風側與背風側的軸向變形差也較大，所以導致水平振動、上下振動都非常劇烈，從而使附著的管路產生大幅度的跳動。

圖6 測點布置示意圖

圖7 現場測點布置圖

2.3 原因分析

制動器高度440mm，安裝底座高度625mm，使得制動風閘表面到機架上臂板面的距離達到了1065mm。如圖9所示，在切向制動摩擦力的作用下，產生了較大的繞機架上臂板轉動的彎矩。然而，制動器底座下方的加強筋板支撐剛度較弱，從而導致了制動器像“鐘擺”一樣側向擺動。

圖8 現場實測振動波形圖（改造前）

圖9 制動器振動示意圖（改造前）

綜合上述分析，過高的制動器底座和較弱的加強筋板剛度是引起擺振的主要原因。

3 結構加固方案

要改善制動工況的振動問題，關鍵是要減小制動器的切向變形。根據原因分析，可以采取兩個途徑，一是降低制動器安裝底座的高度，二是提高加強筋板的抗彎剛度。

調整安裝座的高度，在機組投運階段已不可能，所以只能在提高抗彎剛度方面尋找對策。

3.1 在單個支臂內進行加固

為了不對下機架周邊的管路及輔助設備造成干涉，優先考慮在單個支臂內采取加固措施。將原先加強筋板的高度增加到和支臂等高，解析得到切向位移分布如圖10（a）所示，最大切向位移為1.21mm，降低到了原結構3.25mm的37%。但是，該方案的缺點是焊接量較大，實施困難，可行性不高。

類似地，在加強筋板與下臂板之間焊接觃格為Φ140×10mm的補強鋼管，解析得到切向位移分布如圖10（b）所示，最大切向位移為1.41mm，降低到了原結構的43%。

圖10 加強筋板補強措施比較

由對比可知，上述兩個方案的效果相當，但是，補強鋼管的方案對原結構的焊接影響最小，操作起來更方便。所以，優先采取焊接鋼管的補強措施。

3.2 在支臂之間進行加固

如圖11所示，在支臂之間設置補強板，使相鄰制動器座“手拉手”地連在一起。在制動器擺動過程中，補強連接板會在相鄰制動器間產生限制轉動的反力矩，從而減小轉動的角度，降低側向振動的幅度。

解析得到最終加固結構的變形情況如圖12所示。制動器最大切向變形0.69mm，風閘表面軸向變形高差0.07mm。最終結構的固有頻率為17.3Hz，相對于原結構的14.4Hz，提高了20%左右。

圖11 支臂間加固效果示意圖

對最終采用結構的加固效果也進行了現場測量。與改造前測點布置方式一致，測得的各點振動響應曲線如圖13所示。由測試結果可以看出，相對于改造之前，不僅振動平衡位置的變形值降低明顯，而且振動的峰峰值也大幅地得到下降。由此，也可以看出，固有頻率越高，振動峰峰值越小；反之，峰峰值就越大。

圖12 最終加固結構的切向變形和軸向變形

圖13 現場實測振動波形圖（改造后）

減振改造后下機架在制動停機過程，各測點位置實測變形值與有限元解析計算值對比如表2所示。

表2 實測變形值與解析計算值對比（改造后）

解析結果與實測數據近乎一致。

下機架在對制動器底座進行適當加固之后，在停機過程中，制動器運行平穩、制動噪聲很小，達到了預期的改造效果。

4 結語

在該電站發電機下機架的設計過程中，為了增大推力軸承的檢修空間，采用了具有較大高度的支腿形式的制動器底座，導致在制動過程中，發生了比預想更大的振動。

通過有限元解析研究，得出了發電機下機架在制動過程中劇烈振動的原因：過高的制動器底座和較弱的加強筋板支撐剛度。在對各種加固方案定量比較的基礎上，篩選出了最終的改造措施，取得了較好的減振效果。

在與現場實測數據的對比分析中，也可以看到有限元解析結果的高度準確性，對最終的改造效果做到了很好的預判。

審稿人：呂桂萍

Vibration Analysis of Semi Umbrella Hydro generator Lower Bracket in the Braking Process

WANG Xiaofang, WANG Hui
(Toshiba Hydro Power (Hangzhou) Co., Ltd., Hangzhou 310020, China)

Aiming at the violent vibration of a semi umbrella hydro generator lower bracket in the braking process, the finite analysis and field test have been carried out and find that the brake base support rigidity is the main reason that cause vibration. Through the finite element analytical comparison, the feasible reinforcement scheme is put into effect and good result is achieved.

hydro generator; lower bracket; braking process; vibration; FEM

TM312

A

1000-3983(2015)06-0027-05

2014-08-12

汪小芳（1978-），男，2004年畢業于浙江大學固體力學專業，碩士，主要從事水輪發電機設計和有限元解析工作，高級工程師。