某250 MW抽水蓄能機組軸系振動特性分析

2020-01-16 08:01:08狄洪偉，莫亞波，張政，姚航宇，陳裕文，李哲，張承強

四川水力發電 2019年6期

狄洪偉，莫亞波，張政，姚航宇，陳裕文，李哲，張承強

(1.華東宜興抽水蓄能有限公司，江蘇宜興 214205；2.上海安乃基能源科技有限公司，上海 201203)

0 引言

軸系振動直接反映旋轉機械安全穩定運行狀態，是機組設計和運行中關鍵參數之一[1]。抽水蓄能機組的額定轉速普遍高于常規水輪發電機組，發電工況與抽水工況的交替運行，需要頻繁地起、停機，因而機組受到的各種干擾較常規的水電機組復雜，其穩定性受到人們的高度重視[2]。抽水蓄能機組軸系在運行時承受結構重力、離心力及電磁扭矩等復雜載荷[3,4]。隨著蓄能機組向高水頭、大容量、高比轉速發展，其運行的穩定性問題顯得日益突出[4]，因此，對其振動特性及其影響因素開展研究更加重要。

李萍、王青華等[5, 6]針對大型水輪發電機組，建立了具有局部非線性的多自由度軸系模型。各個導軸承的油膜作為非線性元件，并考慮回轉效應、擺動慣性、剪切效應、發電機的電磁拉力、水的附加慣性等因素，以及作用在軸上任意形式的機械、電磁和水動的激勵力。指出瞬態響應的大小很大程度上取決于外力和系統的阻尼，而系統的阻尼含有許多不確定的因素。王正偉等[7]應用轉子動力學計算軟件 ARMD 對某水輪發電機組軸系的臨界轉速進行分析計算，并預估了機組在不同工況下水力激勵力作用下的上導、轉子中心、水導和轉輪中心等處的擺度響應，指出水導對水力不平衡力的響應幅度約為上導響應二倍，且在相同水力不平衡力幅值激勵下，其倍頻越高軸系擺度越大。溫占營等[8]對某200 MW 立式水泵水輪發電機組軸系統建立模型計算分析，指出提高導軸承剛度對于提高機組剛度和臨界轉速最為有效，其中下導軸承剛度最為敏感。孟龍等[9]研究了某 45 MW軸流轉槳式水輪機由于轉子質量不平衡及間隙過大導致的振動異常問題。通過調整軸瓦間隙以及配重等手段解決機組振擺過大的問題。

然而，實際機組由于結構不同，且在實際運行過程中載荷、邊界條件等變化的影響，特別是老機組，由于長期磨損，導致機組機構參數、運行參數等偏離設計值，使機組振動問題變的復雜。在實際運維工作中，如何準確調整機組參數，使其振動情況能夠快速穩定在良好水平，成為生產中最為關心的問題，因此，必須要知道機組的振動特性。某廠250 MW抽水蓄能機組，在最近一年的時間，導瓦振動長期偏高，經多次精確動平衡都無效，為有效降低振動，勢必要調整安裝參數。必須清楚軸系振動特性，才能指導實踐。本文建立其軸系轉子動力學模型，計算分析不平衡力、軸承邊界對導軸承振動的影響。

1 軸系有限元模型

1.1 幾何模型

某250 MW抽水蓄能機組為單級、立式、混流式、懸式機組，額定轉速375 r/min，其軸系主要部件包括水泵水輪機軸、發電電動機軸、發電電動機轉子、水泵水輪機轉輪、導軸承和推力軸承等，如圖1所示。

機組額定轉速為375 r/min，穩態飛逸轉速為519.8 r/min，暫態飛逸轉速522 r/min。發電機轉子外徑為5 340 mm，其中轉子中心體直徑1 755 mm。發電電動機大軸分為主軸和副軸兩段，其中主軸直徑970 mm，長約3.6 m，副軸直徑640 mm，長約2.8 m；水泵水輪機主軸直徑970 mm，長約6 m，其上端法蘭與發電電動機主軸聯接，主軸下端法蘭連接與轉輪聯接；轉輪公稱直徑2 600 mm，最大直徑4 438 mm。

圖1 某250 MW抽水蓄能機組軸系結構示意圖

機組有上導軸承、下導軸承、水導軸承及推力軸承，推力軸承與上導軸承組成組合軸承位于轉子上方，下導軸承位于轉子下方，水導軸承位于轉輪上方。表1為各軸承結構參數表。

表1 各軸承結構參數

1.2 有限元模型

機組實際軸系是由各質量連續分布的構件組成的，而形狀和邊界條件復雜，精確求解較為困難。對于這種形狀細長的軸系，可以采用集中質量法對其進行處理[9]。水力機組軸系，節點通常選擇在各部件連接處、軸徑突變位置、軸頸中部等關鍵部位[10]。

圖2所示為所建立的250 MW機組有限元模型，轉子采用Beam188單元、軸承采用Combi214單元、輪盤采用Mass21單元，共1 751個單元。

1.3 邊界條件

圖2 軸系有限元模型

在軸系動力特性建模分析中，一般只考慮軸承油膜力對軸頸的影響，為簡化計算，忽略軸承處支架和基礎的彈性，認為軸承為剛性支撐[11]。

對于分塊瓦油潤滑式結構的導軸承，一般通過數值求解描述其油膜場的雷諾方程求得其軸承油膜力。本文計算求得描述軸承油膜力的8個動力特性系數(4個剛度系數和4個阻尼系數)。

推力軸承的鏡板隨轉軸的撓曲而發生傾斜時，油膜力會提供恢復力矩和阻尼力矩，在分析軸系的彎曲振動時，推力軸承簡化為一個扭轉彈簧[5]。

不考慮軸系的軸向的振動，整個軸系加軸向約束條件。將不平衡磁拉力簡化為負剛度系數的軸承單元[5, 11]。水力機械的通流部分除了形成附加水體質量以外，還產生附加的剛度和阻尼，取水體質量與轉輪質量相同的值。

本文考慮了不同軸承邊界條件(間隙、粘度、油溫等)對系統動力特性影響，特別是軸承間隙，對其進行了詳細計算分析。表2給出了軸承邊界條件的計算工況：

表2 軸承邊界條件

本文研究過程中考慮了以下激勵力：機械力不平衡(發電機轉子、轉輪)、水力不平衡(轉輪處)、電磁拉力不平衡(發電機轉子處)并轉化為力的形式加到系統之中。

2 諧響應分析

2.1 機械不平衡對轉子諧響應的影響

通過對發電機轉子施加不平衡力，計算得出上導軸承、下導軸承及水導軸承處轉子振動，圖3給出了振動大小隨轉子轉動頻率的變化情況，可以看出：在工作轉速范圍內，各軸承振動大小隨轉速升高而逐漸增大, 上導、水導軸承在8 Hz～9 Hz時，即轉速達到飛逸轉速附近時達到峰值，上導軸承單調增大；水導軸承振動最小，下導軸承振動最大；發電機轉子質量不平衡對下導軸承影響最大。

圖3 發電機轉子質量不平衡對各導軸承振動影響

圖4給出了轉輪質量不平衡時，各軸承振動大小隨轉子轉動頻率的變化情況。可以看出：上導軸承振動大小隨轉動頻率增大而增大；下導軸承隨轉動頻率增大而先增大后減小，并在8 Hz～9 Hz時達到峰值，水導軸承振動大小隨轉動頻率升高而逐漸增大；水導軸承振動最大，而上導軸承振動相對最小；轉輪不平衡對水導軸承影響最大。

圖4 轉輪質量不平衡對各導軸承振動影響

2.2 不平衡磁拉力對轉子諧響應影響

表3所示為不平衡磁拉力對工作轉速下轉子振動的影響。隨不平衡磁拉力對應的負剛度系數增加(不平衡磁拉力增大)，各測點在工作轉速下振動幅值也不斷增加。

表3 不平衡磁拉力對工作轉速下轉子振動的影響

3 軸承邊界對軸系振動的影響

3.1 軸瓦間隙

3.1.1 軸瓦間隙對導軸承油膜承載能力的影響

導軸承油膜承載能力是機組振動的重要影響因素，其中軸承最小油膜厚度和最大油膜壓力是反映油膜承載能力的重要指標。本文通過改變軸瓦間隙，計算得出了軸瓦間隙對上導、下導及水導軸承最小油膜厚度和最大油膜壓力的影響。

圖5給出了軸瓦間隙對各導軸承最小油膜厚度的影響情況。各導軸承軸瓦間隙對最小油膜厚度的影響趨勢相同，軸瓦間隙越大，最小油膜厚度越大，反之則越小；軸瓦間隙對水導軸承最小油膜厚度的影響最大，上導軸承最小，其原因與軸瓦間隙與軸承內徑的相對大小有關；上導軸承的最小油膜厚度最小，水導軸承最大。

圖5 軸瓦間隙對導軸承最小油膜厚度的影響

圖6給出了軸瓦間隙對導軸承承載能力的影響。各導軸承軸瓦間隙對軸承承載能力的影響趨勢相同，軸瓦間隙越大，承載能力越小；軸瓦間隙對水導軸承承載能力的影響最大，對下導軸承的影響最小。由以上分析可知，軸瓦間隙越大，油膜承載能力越小，反之則越大。

圖6 軸瓦間隙對導軸承承載能力的影響

3.1.2 軸瓦間隙對導軸承油膜溫升的影響

圖7給出了軸瓦間隙對導軸承油膜溫升的影響，各導軸承軸瓦間隙對溫升的影響趨勢相同，軸瓦間隙越大，溫升越小，反之則越大；軸瓦間隙對上導軸承溫升的影響最大，水導軸承最小；上導軸承的溫升最大，水導軸承最小。

圖7 軸瓦間隙對導軸承油膜溫升的影響

導軸承油膜溫度與軸瓦間隙呈負相關關系。因此，并不能一味減小軸瓦間隙以提高軸承油膜承載力，否則將導致軸瓦溫度過高。

3.1.3 軸瓦間隙對油膜剛度與阻尼的影響

表4給出了軸承間隙對油膜剛度與阻尼的影響。隨間隙增大，各導軸承剛度與阻尼降低。表明間隙的增大將導致軸承對轉子的約束減小，轉子不易穩定運行。

3.2 進油溫度

通過對機組施加不平衡力，并改變潤滑油進油溫度，計算得出上導軸承、下導軸承及水導軸承在進油溫度分別為33 ℃、38 ℃、43 ℃時的轉子振動，如圖8所示。

表4 軸承間隙對油膜剛度與阻尼的影響

從圖8中可以看出，在發電機不平衡、聯軸器不平衡及轉輪不平衡下，進油溫度對各導軸承諧響應影響隨轉動頻率的變化趨勢均相似。轉子相同轉動頻率下，進油溫度越高，導軸承振動幅值越大。

4 結語

基于有限元法建立了某250 MW立軸單級混流可逆式水泵水輪發電機組軸系分析模型，計算分析了不平衡力對軸系諧響應的影響，軸承邊界對軸承振動的影響。諧響應分析表明，軸承振動大小隨轉速升高而逐漸增大，發電機不平衡對下導軸承影響最大；轉輪不平衡對水導軸承影響最大。考慮不平衡磁拉力時，隨負剛度系數增加，各測點振動的幅值也不斷增加。軸瓦間隙越大，油膜承載能力和溫升都越小，反之則越大。軸瓦間隙越大、進油溫度越高，導軸承振動幅值越大。軸瓦間隙是影響導軸承振動大小的主要因素。在水輪機軸承振動大，而動平衡又很好的情況下，應首先檢查調整導瓦間隙，從而降低軸承振動。