某250 MW抽水蓄能机组轴系振动特性分析

2020-01-16 08:01:08狄洪伟，莫亚波，张政，姚航宇，陈裕文，李哲，张承强

四川水力发电 2019年6期

狄洪伟，莫亚波，张政，姚航宇，陈裕文，李哲，张承强

(1.华东宜兴抽水蓄能有限公司，江苏宜兴 214205；2.上海安乃基能源科技有限公司，上海 201203)

0 引言

轴系振动直接反映旋转机械安全稳定运行状态，是机组设计和运行中关键参数之一[1]。抽水蓄能机组的额定转速普遍高于常规水轮发电机组，发电工况与抽水工况的交替运行，需要频繁地起、停机，因而机组受到的各种干扰较常规的水电机组复杂，其稳定性受到人们的高度重视[2]。抽水蓄能机组轴系在运行时承受结构重力、离心力及电磁扭矩等复杂载荷[3,4]。随着蓄能机组向高水头、大容量、高比转速发展，其运行的稳定性问题显得日益突出[4]，因此，对其振动特性及其影响因素开展研究更加重要。

李萍、王青华等[5, 6]针对大型水轮发电机组，建立了具有局部非线性的多自由度轴系模型。各个导轴承的油膜作为非线性元件，并考虑回转效应、摆动惯性、剪切效应、发电机的电磁拉力、水的附加惯性等因素，以及作用在轴上任意形式的机械、电磁和水动的激励力。指出瞬态响应的大小很大程度上取决于外力和系统的阻尼，而系统的阻尼含有许多不确定的因素。王正伟等[7]应用转子动力学计算软件 ARMD 对某水轮发电机组轴系的临界转速进行分析计算，并预估了机组在不同工况下水力激励力作用下的上导、转子中心、水导和转轮中心等处的摆度响应，指出水导对水力不平衡力的响应幅度约为上导响应二倍，且在相同水力不平衡力幅值激励下，其倍频越高轴系摆度越大。温占营等[8]对某200 MW 立式水泵水轮发电机组轴系统建立模型计算分析，指出提高导轴承刚度对于提高机组刚度和临界转速最为有效，其中下导轴承刚度最为敏感。孟龙等[9]研究了某 45 MW轴流转桨式水轮机由于转子质量不平衡及间隙过大导致的振动异常问题。通过调整轴瓦间隙以及配重等手段解决机组振摆过大的问题。

然而，实际机组由于结构不同，且在实际运行过程中载荷、边界条件等变化的影响，特别是老机组，由于长期磨损，导致机组机构参数、运行参数等偏离设计值，使机组振动问题变的复杂。在实际运维工作中，如何准确调整机组参数，使其振动情况能够快速稳定在良好水平，成为生产中最为关心的问题，因此，必须要知道机组的振动特性。某厂250 MW抽水蓄能机组，在最近一年的时间，导瓦振动长期偏高，经多次精确动平衡都无效，为有效降低振动，势必要调整安装参数。必须清楚轴系振动特性，才能指导实践。本文建立其轴系转子动力学模型，计算分析不平衡力、轴承边界对导轴承振动的影响。

1 轴系有限元模型

1.1 几何模型

某250 MW抽水蓄能机组为单级、立式、混流式、悬式机组，额定转速375 r/min，其轴系主要部件包括水泵水轮机轴、发电电动机轴、发电电动机转子、水泵水轮机转轮、导轴承和推力轴承等，如图1所示。

机组额定转速为375 r/min，稳态飞逸转速为519.8 r/min，暂态飞逸转速522 r/min。发电机转子外径为5 340 mm，其中转子中心体直径1 755 mm。发电电动机大轴分为主轴和副轴两段，其中主轴直径970 mm，长约3.6 m，副轴直径640 mm，长约2.8 m；水泵水轮机主轴直径970 mm，长约6 m，其上端法兰与发电电动机主轴联接，主轴下端法兰连接与转轮联接；转轮公称直径2 600 mm，最大直径4 438 mm。

图1 某250 MW抽水蓄能机组轴系结构示意图

机组有上导轴承、下导轴承、水导轴承及推力轴承，推力轴承与上导轴承组成组合轴承位于转子上方，下导轴承位于转子下方，水导轴承位于转轮上方。表1为各轴承结构参数表。

表1 各轴承结构参数

1.2 有限元模型

机组实际轴系是由各质量连续分布的构件组成的，而形状和边界条件复杂，精确求解较为困难。对于这种形状细长的轴系，可以采用集中质量法对其进行处理[9]。水力机组轴系，节点通常选择在各部件连接处、轴径突变位置、轴颈中部等关键部位[10]。

图2所示为所建立的250 MW机组有限元模型，转子采用Beam188单元、轴承采用Combi214单元、轮盘采用Mass21单元，共1 751个单元。

1.3 边界条件

图2 轴系有限元模型

在轴系动力特性建模分析中，一般只考虑轴承油膜力对轴颈的影响，为简化计算，忽略轴承处支架和基础的弹性，认为轴承为刚性支撑[11]。

对于分块瓦油润滑式结构的导轴承，一般通过数值求解描述其油膜场的雷诺方程求得其轴承油膜力。本文计算求得描述轴承油膜力的8个动力特性系数(4个刚度系数和4个阻尼系数)。

推力轴承的镜板随转轴的挠曲而发生倾斜时，油膜力会提供恢复力矩和阻尼力矩，在分析轴系的弯曲振动时，推力轴承简化为一个扭转弹簧[5]。

不考虑轴系的轴向的振动，整个轴系加轴向约束条件。将不平衡磁拉力简化为负刚度系数的轴承单元[5, 11]。水力机械的通流部分除了形成附加水体质量以外，还产生附加的刚度和阻尼，取水体质量与转轮质量相同的值。

本文考虑了不同轴承边界条件(间隙、粘度、油温等)对系统动力特性影响，特别是轴承间隙，对其进行了详细计算分析。表2给出了轴承边界条件的计算工况：

表2 轴承边界条件

本文研究过程中考虑了以下激励力：机械力不平衡(发电机转子、转轮)、水力不平衡(转轮处)、电磁拉力不平衡(发电机转子处)并转化为力的形式加到系统之中。

2 谐响应分析

2.1 机械不平衡对转子谐响应的影响

通过对发电机转子施加不平衡力，计算得出上导轴承、下导轴承及水导轴承处转子振动，图3给出了振动大小随转子转动频率的变化情况，可以看出：在工作转速范围内，各轴承振动大小随转速升高而逐渐增大, 上导、水导轴承在8 Hz～9 Hz时，即转速达到飞逸转速附近时达到峰值，上导轴承单调增大；水导轴承振动最小，下导轴承振动最大；发电机转子质量不平衡对下导轴承影响最大。

图3 发电机转子质量不平衡对各导轴承振动影响

图4给出了转轮质量不平衡时，各轴承振动大小随转子转动频率的变化情况。可以看出：上导轴承振动大小随转动频率增大而增大；下导轴承随转动频率增大而先增大后减小，并在8 Hz～9 Hz时达到峰值，水导轴承振动大小随转动频率升高而逐渐增大；水导轴承振动最大，而上导轴承振动相对最小；转轮不平衡对水导轴承影响最大。

图4 转轮质量不平衡对各导轴承振动影响

2.2 不平衡磁拉力对转子谐响应影响

表3所示为不平衡磁拉力对工作转速下转子振动的影响。随不平衡磁拉力对应的负刚度系数增加(不平衡磁拉力增大)，各测点在工作转速下振动幅值也不断增加。

表3 不平衡磁拉力对工作转速下转子振动的影响

3 轴承边界对轴系振动的影响

3.1 轴瓦间隙

3.1.1 轴瓦间隙对导轴承油膜承载能力的影响

导轴承油膜承载能力是机组振动的重要影响因素，其中轴承最小油膜厚度和最大油膜压力是反映油膜承载能力的重要指标。本文通过改变轴瓦间隙，计算得出了轴瓦间隙对上导、下导及水导轴承最小油膜厚度和最大油膜压力的影响。

图5给出了轴瓦间隙对各导轴承最小油膜厚度的影响情况。各导轴承轴瓦间隙对最小油膜厚度的影响趋势相同，轴瓦间隙越大，最小油膜厚度越大，反之则越小；轴瓦间隙对水导轴承最小油膜厚度的影响最大，上导轴承最小，其原因与轴瓦间隙与轴承内径的相对大小有关；上导轴承的最小油膜厚度最小，水导轴承最大。

图5 轴瓦间隙对导轴承最小油膜厚度的影响

图6给出了轴瓦间隙对导轴承承载能力的影响。各导轴承轴瓦间隙对轴承承载能力的影响趋势相同，轴瓦间隙越大，承载能力越小；轴瓦间隙对水导轴承承载能力的影响最大，对下导轴承的影响最小。由以上分析可知，轴瓦间隙越大，油膜承载能力越小，反之则越大。

图6 轴瓦间隙对导轴承承载能力的影响

3.1.2 轴瓦间隙对导轴承油膜温升的影响

图7给出了轴瓦间隙对导轴承油膜温升的影响，各导轴承轴瓦间隙对温升的影响趋势相同，轴瓦间隙越大，温升越小，反之则越大；轴瓦间隙对上导轴承温升的影响最大，水导轴承最小；上导轴承的温升最大，水导轴承最小。

图7 轴瓦间隙对导轴承油膜温升的影响

导轴承油膜温度与轴瓦间隙呈负相关关系。因此，并不能一味减小轴瓦间隙以提高轴承油膜承载力，否则将导致轴瓦温度过高。

3.1.3 轴瓦间隙对油膜刚度与阻尼的影响

表4给出了轴承间隙对油膜刚度与阻尼的影响。随间隙增大，各导轴承刚度与阻尼降低。表明间隙的增大将导致轴承对转子的约束减小，转子不易稳定运行。

3.2 进油温度

通过对机组施加不平衡力，并改变润滑油进油温度，计算得出上导轴承、下导轴承及水导轴承在进油温度分别为33 ℃、38 ℃、43 ℃时的转子振动，如图8所示。

表4 轴承间隙对油膜刚度与阻尼的影响

从图8中可以看出，在发电机不平衡、联轴器不平衡及转轮不平衡下，进油温度对各导轴承谐响应影响随转动频率的变化趋势均相似。转子相同转动频率下，进油温度越高，导轴承振动幅值越大。

4 结语

基于有限元法建立了某250 MW立轴单级混流可逆式水泵水轮发电机组轴系分析模型，计算分析了不平衡力对轴系谐响应的影响，轴承边界对轴承振动的影响。谐响应分析表明，轴承振动大小随转速升高而逐渐增大，发电机不平衡对下导轴承影响最大；转轮不平衡对水导轴承影响最大。考虑不平衡磁拉力时，随负刚度系数增加，各测点振动的幅值也不断增加。轴瓦间隙越大，油膜承载能力和温升都越小，反之则越大。轴瓦间隙越大、进油温度越高，导轴承振动幅值越大。轴瓦间隙是影响导轴承振动大小的主要因素。在水轮机轴承振动大，而动平衡又很好的情况下，应首先检查调整导瓦间隙，从而降低轴承振动。