推力軸承試驗臺異常振動故障診斷方法

賈 偉, 李建偉， 劉晶石， 龐立軍， 趙天驍

(1. 哈爾濱大電機研究所水力發電設備國家重點實驗室 哈爾濱，150040) (2. 清華大學理學院 北京，100084)

推力軸承試驗臺異常振動故障診斷方法

賈 偉1, 李建偉1， 劉晶石1， 龐立軍1， 趙天驍2

(1. 哈爾濱大電機研究所水力發電設備國家重點實驗室 哈爾濱，150040) (2. 清華大學理學院 北京，100084)

針對某推力軸承試驗臺運行過程中的異常振動問題進行了故障診斷研究。首先，基于快速傅里葉變換方法(fast Fourier transformation,簡稱FFT)，對實驗臺的異常振動信號及其特征進行了捕捉和提取；其次，從激振力、系統剛度、共振等因素對異常振動進行了專家系統故障診斷，結合有限元分析的計算結果表明，轉頻與試驗臺的動態特性發生耦合是誘發整個試驗臺共振的根本原因，基于此原因對試驗臺出現的3個異常振動特點進行了解釋；最后，對試驗臺局部進行了優化，以避免共振發生，優化后的試驗臺整體動態特性可以有效避開轉動頻率，測試結果顯示新試驗臺在運行工況范圍內均不會出現較大的振動。

推力軸承試驗臺； 異常振動； 時域分析； 共振； 結構優化

引 言

推力軸承是水輪發電機組的關鍵部件之一，其動特性直接影響支撐轉子的振動特性，從而影響機組的可靠性和運行穩定性[1-6]。通常推力軸承承載的載荷較大，承載能力和潤滑條件是整個軸系中最薄弱的環節，因此研究可傾瓦推力軸承的動特性，對葉輪機械的設計、制造、維修以及故障診斷等具有重要意義[7-9]。目前，推力軸承振動特性的研究已經取得了一定的成果。張青雷等[10]針對可傾瓦推力軸承進行了激振頻率的動特性理論與試驗研究。Mittwollen等[11]研究了推力軸承振動特性對轉子徑向振動狀態的影響,其研究重點關注的是推力軸承抵抗因轉子橫向振動導致的推力盤傾角擺度的能力。李忠等[12-14]建立了可傾瓦推力軸承油膜的準靜態線性和非線性動力學模型，以此推導出 40 個油膜的線性和非線性剛度阻尼系數，研究了工況參數(速度、載荷和油溫)對可傾瓦推力軸承動特性系數的影響。Jiang 等[15-16]建立了流體動壓可傾瓦推力軸承的計算模型，并通過邊界元法求得其動特性系數，還研究了由推力軸承和徑向軸承共同支撐的轉子系統的動特性。推力軸承試驗臺動特性的研究理論和手段日趨成熟，為試驗臺運行過程中出現的振動問題的解決提供了依據。

為了能夠模擬所需軸承的實際運行工況，檢測特定軸承在其極限工況下的性能及壽命，目前國內外同行業均致力于深入研發動載軸承的專業試驗臺，開發了多種型號的推力軸承試驗臺。例如,美國SatCon公司研究了針對燃氣渦輪發動機的高速(50 kr/min)、高溫(600℃)磁懸浮軸承的軸承試驗臺的可行性，開發了試驗臺并完成了磁懸浮軸承性能測試任務[17-19]。發電設備制造企業為大型水力發電設備特別是三峽水電機組設計并研制的3 000 t推力軸承試驗臺，是國內最大的試驗臺，其轉速為50～600 r/min，可為推力載荷在29.5 MN以下的推力軸承做真機模擬試驗，為負荷在59 MN以下的推力軸承做單瓦全模擬試驗[20]。

實際工業生產中推力軸承的運行工況差別很大，推力軸承的性能測試往往需要專門設計的推力軸承試驗臺。為實現對大負荷、低功耗、長壽命及抗沖擊等技術要求的軸承進行性能測試，筆者針對某大型推力軸承試驗臺在建設及軸瓦試驗過程中出現的振動問題，通過仿真分析與現場實測，找到了產生振動的根源，指導結構工程師提出新方案并進行分析研究，為試驗臺開發與設計提供理論與技術支持。

1 試驗臺振動故障信號特征

1.1 試驗方法

圖1 推力軸承試驗臺測點分布圖Fig.1 Measuring points distribution graph of thrust bearing test rig

推力軸承試驗臺系統結構及測點布置如圖1所示。試驗臺的最大轉速為1 500 r/min，采用變頻調速法，用變頻器和增速齒輪來實現試驗臺在0～1 500 r/min內變動。

試驗臺的振動特征測試采用時頻分析方法，在推力頭、導軸承位置布置振動傳感器(低頻速度型)進行振動信號拾取，利用OROS動態測試分析儀采集時域信號，經快速傅里葉變換轉化為頻譜圖。OR35振動測試系統如圖2所示。通過頻譜特征分析，并結合試驗臺的結構特點進行異常振動特征識別。以空轉的方式，試驗臺從靜止狀態逐漸升至最大工作轉速1 500 r/min。

圖2 振動測試系統Fig.2 Vibration testing system

1.2 異常振動故障信號特征

全程跟蹤振動隨轉速的變化，升速過程中的振動速度峰峰值變化趨勢如圖3所示。由圖3可以看出，隨著轉速的提高，振動速度均有所波動，推力頭x向在轉速750 r/min工況時振動速度達到最大值，y向在轉速1 125 r/min工況時振動速度達到最大值，此時振動烈度為7.17 mm/s。導軸承振動趨勢與推力頭振動趨勢一致，推力頭振動位移及速度均大于導軸承。圖4為試驗臺振動時域波形圖，圖5為振動頻譜圖。從圖5試驗臺振動特性特征來看，振動信號主頻分別為12.5 Hz(與轉速750 r/min對應)和18.75 Hz(與轉速1 125 r/min對應)。

根據測試結果，該試驗臺的振動出現了異常情況，主要表現在：a.振速峰峰值異常大，推力頭的振速最高達7.17 mm/s，遠大于大型旋轉機械振動烈度標準值1.8 mm/s；b.試驗臺出現啞鈴形振動時域波形圖；c.推力頭及導軸承的x向和y向振動趨勢不一致。

圖3 速度峰值隨轉速變化的趨勢圖Fig.3 Trend chart of velocity peak along with speed change

圖4 試驗臺振動時域波形圖Fig.4 Time waveform of thrust bead of test rig

圖5 異常振動工況推力頭振動頻譜圖Fig.5 Vibration spectrum of thrust bead of test rig at abnormal vibration condition

2 振動故障診斷

對于推力軸承試驗臺系統，振動方程可表示為

(1)

其中：F0為激振力幅值；ω為激勵的頻率；M為系統質量矩陣；C為系統阻尼矩陣；K為系統剛度矩陣。

對推力軸承試驗臺而言，此運動方程的解可表示成

x=e-ζωnt(Acosωdt+Bsinωdt)+Xsin(ωt-φ)

(2)

運動方程中的第1項是阻尼衰減振動，隨著時間的推移，這一項的振動會衰減至零。由式(2)可以看出，如果推力軸承試驗臺系統振幅過大，可能有以下三方面的原因：外載荷很大；激振頻率與系統固有頻率接近；系統的剛度不足。下面從這三方面分析探討推力軸承試驗臺異常振動產生的原因。

2.1 激振力因素

對于推力軸承試驗臺，外部的激振主要是來自軸系和油膜。油膜對推力軸承試驗臺產生的激振主要來自半速渦動以及油膜震蕩。從前面的測試結果來看，振動頻率與轉速一致，這就可以排除油膜半速渦動。而油膜震蕩發生后，震蕩頻率會被“鎖定”，測試結果中的振動隨轉速進一步上升后出現了下降，且振動的主頻發生了變化，因此排除油膜震蕩產生大的激振力的可能性。

軸系帶給推力軸承試驗臺的激振力可能有兩個方面，軸系存在大的不平衡量和軸系的臨界轉速。無論是機械不平衡還是電磁不平衡，隨著轉速的上升振動不會出現下降，而測試結果顯示在2個“共振轉速”后，振動都出現了明顯的下降，因此不平衡引起軸系對推力軸承試驗臺大的激振的可能性也可以排除。最后一個需要確定的是臨界轉速引起大的激振的可能性。由于試驗臺屬于柔性軸，啟停機過程中可能通過1階臨界轉速，因此，對軸系進行臨界轉速分析，計算中考慮陀螺效應。計算結果如表1所示。從表1中可以得出，1階臨界轉速為948r/min，說明試驗臺運行工況需要通過1階臨界轉速，在試驗臺升速過程中，達到臨界轉速時會引起激振力增大，使試驗臺振動幅值增大，試驗臺出劇烈振動，這可能是引起試驗臺振動的原因。但通過比較臨界轉速與運行工況轉速，均避開20%范圍以上，故可以排除軸臨界轉速共振是引起試驗臺異常振動的原因。需要注意的是，在運行過中應快速通過臨界轉速，避免長時間在臨界轉速附近運行。

表1 軸臨界轉速計算結果

2.2 系統剛度因素

支承剛度用有限元程序進行計算，選取整個支架作為計算模型，約束試驗臺底面螺栓把合處節點所有自由度方向。設總徑向力F0為1×106N，在導軸承支撐環板的內側節點處R方向上按余弦分布規律加徑向力，求得結構徑向變形θ，則徑向剛度為K=P/θ(N/mm)。

原結構的軸承徑向剛度分別為

其中：K1，K2，K3分別為試驗臺上部、中部、下部的徑向剛度。

目前，推力軸承試驗臺徑向剛度沒有量化的評判標準，根據經驗，試驗臺徑向剛度在1.0×106～1.5×106N/mm范圍內可滿足設計要求，因此判斷試驗臺徑向剛度較為偏弱。如果試驗臺的剛度不足，其在整個轉速域下振動都會較大，且隨轉速的增加振動呈線性增長趨勢，而不會出現試驗臺只是在2個轉速下振動較大的情形。因此，可斷定試驗臺系統剛度不足不是試驗臺異常振動的根本原因。

2.3 存在共振因素

為分析試驗臺振動規律，用有限元方法和試驗的方法對試驗臺系統進行模態分析。在計算中，考慮實際運行過程中油槽的油質量、軸承及相關部件質量因素對固有頻率的影響。設定沿軸承支架短邊向為振型x向，長邊向為振型y向，試驗臺立軸方向為z向，得出試驗臺前6階模態振型如表2所示。經測試分析得到試驗臺工作狀態下的前6階模態振型結果如表3所示。

表2試驗臺前6階固有頻率及振型計算結果

Tab.2Thecalculationresultofthefirstsixordernaturalfrequencyandvibrationmode

階數固有頻率/Hz振型方向17．6順時扭轉xy29．5逆時扭轉xy313．01階擺動x419．02階擺動y547．11階軸向z653．52階軸向z

表3試驗臺前6階固有頻率測試結果

Tab.3Thetestresultofthefirstsixordernaturalfrequencyandvibrationmode

階數固有頻率/Hz振型17．8扭轉29．9扭轉313．3擺動419．5擺動547．8軸向655．9軸向

比較表2和表3數據，試驗臺的固有頻率有限元計算值和試驗實測值的相對誤差在5%以內，有限元計算的振型和試驗實測的振型基本一致。與試驗實測值相比，有限元計算值偏小，這是由于有限元計算中選取約束螺栓孔處節點自由度的邊界條件比實際情況偏弱，使得試驗臺整體剛度降低所造成的。從模態分析結果(表2)可以看出，試驗臺振動以扭轉振動和擺動振動為主。軸承在試驗臺測試過程中，較大的擺動振動會導致油膜不均勻而致使軸瓦發生磨損或斷裂，這說明擺動振動是引起試驗臺振動的主要振源。試驗臺的第3階x向擺動模態頻率13.0 Hz和第4階y向擺動頻率19.0 Hz與試驗臺750 r/min和1 125 r/min的轉頻基本重合，故可以斷定異常振動是轉頻與試驗臺固有頻率耦合引發共振造成的。

另外，推力軸承試驗臺振動時域波形呈現中間幅值大兩端幅值小的啞鈴形，是典型的共振拍振波形，此振動特征與試驗臺13 Hz和19 Hz兩個振區相吻合。

圖6 推力軸承試驗臺振型圖Fig.6 Vibration mode of thrust bearing test rig

此外，兩個振區振型分別為x向擺動與y向擺動，如圖6所示。從振型圖中可以看出，模態頻率為13 Hz時試驗臺主要以x向振動為主，此時的y向振動相對較小；而模態頻率為19 Hz時試驗臺的振動則相反，y向的振動為主，x向振動相對較小。試驗臺的這種振動特性與推力頭及導軸承的振動速度峰峰值變化相一致，可以斷定試驗臺共振區的模態振型是推力頭及導軸承x向和y向振動趨勢不一致的根本原因。

2.4 諧響應分析

為進一步分析推力軸承試驗臺在主軸運轉的結構系統中產生持續的周期響應，獲得試驗臺在不同頻率下的響應，分析試驗臺的持續動力特性，進而找出試驗臺異常振動的原因，因此對試驗臺進行諧響應分析。

圖7為不同頻率下試驗臺推力頭及導軸承對應試驗測點的振速響應。由圖7可以看出，推力頭及導軸承x向出現13和19 Hz的振速峰值，y向在19 Hz出現了振速峰值。

圖7 試驗臺對應測點的頻譜-振速曲線Fig.7 Frequency-vibration velocity curve of test rig components

通過以上分析，可確認激振頻率與13和19 Hz值接近時將引發試驗臺x，y向劇烈振動，從而引發試驗臺共振。振動異常的750和1 125 r/min工況轉率分別為12.5和18.75 Hz，恰好與峰值頻率相吻合，這充分說明在750 r/min和1 125 r/min工況下，異常振動正是轉頻與試驗臺的動態特性發生耦合誘發試驗臺共振所引起的。

3 故障處理方案及效果

3.1 處理方案

通過上述分析可以知道，出現的異常振動是試驗臺動態特性與激振頻率發生耦合誘發試驗臺共振所引起的。筆者提出通過將推力頭和油槽支架間增加筋板、試驗臺外側增加工字鋼支撐等提高系統剛度，以及增加質量塊降低試驗臺固有頻率等方案，但均沒有實現避開激振頻率的目的。試驗臺整體剛度主要由其整體結構所決定的，將試驗臺安置在推力支架上，增加了試驗臺整體高度，這是提高試驗臺整體剛度避開激振頻率方案失敗的主要原因。解決異常振動的最有效的方法就是解決試驗臺系統剛度問題，提出以下方案：a.降低試驗臺推力支架高度，增加其軸向支撐；b.將油槽支架和推力頭支架更改為剛度更高的箱式結構。結構簡圖如圖8所示。

圖8 推力軸承試驗臺幾何結構圖Fig.8 The geometric structure graph of thrust bearing test rig

為驗證新結構振動特性，運用ANSYS軟件對新結構進行模態分析，結果如表4所示。由表4可以看出，新試驗臺系統的振型主要以整體振型為主，相對原試驗臺結構減少了局部扭轉振型，前2階擺動振型的固有頻率值有了明顯的提高。新試驗臺結構振型方向為x向的最小頻率值為49.8 Hz，y向的最小頻率值為53.1 Hz，而對于試驗臺6種運行工況，最大轉頻為25 Hz。因此，轉頻與試驗臺動態特性不會發生耦合而引起結構系統的共振。

表4 固有頻率計算結果

3.2 效 果

對新試驗臺進行測試分析，在所有運行工況中結構系統都沒有出現異常振動，各部件振動擺度值明顯下降，試驗臺運行平穩。圖9為試驗臺振動速度峰峰值隨轉速變化趨勢圖。圖10為試驗臺振動時域波形圖。

圖9 速度峰值隨轉速變化趨勢圖Fig.9 Trend chart of velocity peak along with speed change

圖10 試驗臺振動時域波形圖Fig.10 Time waveform of thrust bead of test rig

4 結 論

1) 結合專家故障診斷系統，排除了激振力過大或系統剛度不足等因素，結合有限元仿真計算，認為試驗臺在750和1 125 r/min兩種工況下的轉頻與其動態特性發生耦合，是誘發整個試驗臺共振的根源。

2) 在認定共振發生的情況下，對試驗臺運行過程中出現的3個異常振動特征進行了解釋。

3) 鑒于試驗臺出現的共振現象，通過改變系統剛度或改變結構質量，優化各部件結構的新設計方案，經計算以及試驗驗證，該方案的整體動態特性可以有效避開運行范圍內的轉頻，在所有運行工況范圍內均不會發生共振現象。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2017.06.005

中國博士后科學基金資助項目(2015M581426)

2016-12-08；

2017-03-14

TH113.1

賈偉，男，1985年9月生，碩士、工程師。主要研究方向為振動測試與強度分析。曾發表《抽水蓄能電站水泵水輪機的動靜干涉與振動分析》(《振動工程學報》2014年第27卷第4期)等論文。

E-mail：jiawei.best@163.com