核電廠風機機組振動波動問題的分析及治理

付江永

（山東核電有限公司，山東煙臺 265116）

0 引言

核電廠保健物理區和熱機加工車間排風機組用于維持保健物理區及熱機加工車間處于微負壓，同時向輻射探測儀表供風以檢測排出物放射性指標。機組電機通過皮帶驅動風機運行，電機轉速為1488 r/min，風機轉速為1590 r/min，電機與風機安裝在同一框架基礎上，并由鋼彈簧隔振器支撐。

風機機組運行期間振動超標，電機側軸承水平方向及軸向振動超過ISO 10816-3：2001振動標準所要求的4.5 mm/s。風機側軸承振動較小，滿足標準JB/T 8689—2014《通風機振動檢測及其限值》規定的撓性支撐條件下7.1 mm/s要求，振動數據見表1。經過實時監測，電機水平方向及軸向振動存在波動，振動變化趨勢如圖1所示。

表1 振動測量數據表格

圖1 電機軸向振動變化趨勢

1 振動初步診斷及動平衡

對電機自由端軸向及水平方向振動進行頻譜分析，其中軸向振動頻譜見圖2。

振動主要分量為電機轉速頻率24.8 Hz及風機轉速頻率26.5 Hz。1倍頻振動較大、軸向振動超過徑向振動，這些特征最可能的原因為電機皮帶輪處存在不平衡。從表1可以看出，風機振動較小，電機振動較大，因此首先考慮對電機進行動平衡。

圖2 電機軸向振動頻譜

電機脫開負載后，采用CSI2140振動分析儀表進行動平衡。選擇動平衡位置在電機皮帶輪處，由于皮帶輪材料為鑄鐵，現場不易焊接質量塊，因此采用鉆孔去除質量的方式實施動平衡，經過1次試平衡，2次去重，在皮帶輪處共去除14 g，動平衡結果見表2。

表2 平衡前振動速度均方根值

表3 平衡后振動速度均方根值

經動平衡后，電機單轉振動大幅下降，振動達到了優秀水平，并且未發現波動現象。

電機連接風機后啟機運行，電機水平方向及軸向總體振動水平已明顯下降，但經趨勢分析仍然存在波動，波動最大值可超過標準要求。平衡后機組振動測量數據見表4，電機軸向振動頻譜見圖3。

表4 平衡后機組振動速度均方根值

圖3 電機軸向振動頻譜

2 振動波動原因分析

經實時頻譜分析，主要波動頻率為風機轉速頻率，波動周期仍然為（10～15）s，可能原因有 3 個。

（1）電機側存在機械松動。機械松動一般包括基礎結構框架松動和各零部件配合間隙超差引起的松動。機械松動會引起振動忽大忽小的變化，本質是由于松動引起了剛度的非線性。松動導致的振動除基頻外，還會產生高次諧波及分數次諧波，并且振動波動不存在規律性的變化。

從圖3可以看出，頻譜中僅存在風機和電機的轉速頻率并無其他頻率分量，并且波動的頻率分量僅為風機轉速頻率。從波動周期上分析，由圖1可知，電機振動波動周期雖不固定，但卻呈現一定的規律性，而機械松動引起的波動不存在規律性。另外，維修人員對基礎各結合面螺栓進行檢查，對電機裝配記錄進行檢查均未發現松動問題。因此排除機械松動故障。

（2）拍振。拍振是一種多個振源系統相互干涉的振動現象，是兩種頻率接近、幅值也比較接近的兩個擾動因素共同產生的合成擾動現象。

拍振能產生忽大忽小的振動波動，其機理為當2個相近頻率相位相同時，振幅增大；當2個相近頻率相位相反時，振幅減小。拍振的頻率為2個相近振動頻率之差。而從圖3及圖4可以看出，風機及電機的轉速頻率之差為1.7 Hz，波動周期約為0.6 s，這與電機波動的周期并不對應。另外，拍振產生的波動周期在風機轉速和電機轉速固定的條件下應是固定的，而實際電機的波動周期卻在（10～15）s內變化，這與拍振的原理不符，因此排除拍振問題。

（3）間歇性結構共振。由表3可以看出，風機振動小于電機振動，而電機的主要振動分量卻是風機轉速頻率。這說明風機轉速頻率振動傳遞至電機側，并在電機側發生了共振放大。

對普通強迫振動而言，部件呈現的振幅與作用在部件上的激振力成正比，與它的動剛度成反比，可用式（1）表示。

式中A——振幅

F——激振力

K——部件動剛度，見式（2），它表示部件產生單位振幅（位移）所需的交變力

式中k——部件靜剛度，它表示部件產生單位位移（變形）

所需的靜力

β——動態放大系數，見式（3）

式中 ω——激振力頻率

c——阻尼系數

ωn——支撐系統自振頻率，見式（4）

由式（3）可得，當固有頻率與激振力頻率相等時系統動剛度最小，振動幅值最大，在無阻尼情況，振動幅值將趨于無窮動大，此時發生共振。

在實際現場工作中，判斷轉子支承系統是否存在共振可以通過敲擊試驗，直接測出設備在振動較大位置處的固有頻率，與激振頻率進行對比，如果兩頻率較為接近，則說明存在共振的可能。

對電機水平方向及軸向進行錘擊測試，均存在28 Hz固有頻率，其中軸向固有頻率頻譜如圖4所示。固有頻率28 Hz與風機的轉速頻率26.5 Hz很接近。根據GB 10068—2008標準，主要振源的頻率與系統固有頻率避開率為10%，即要求在（24.1～29.5）Hz范圍內不應存在固有頻率峰值，但電機側固有頻率未避開共振區間。

圖4 電機軸向固有頻率

由式（4）可知，在質量不變的條件下，剛度變化引起固有頻率變化。當剛度下降時，電機固有頻率下降；剛度上升時，固有頻率上升。

考慮到電機與風機整體坐落在鋼彈簧隔振器上，在電機帶載運行時，一方面由于機組激振力變大，另一方面由于機組質量分布不均勻，電機側質量大于風機側質量，使得風機側的鋼彈簧隔振器的壓縮量略大于風機側，機組運行中必然發生微小晃動。在機組整體向電機側方向傾斜時，電機下部的彈簧支撐壓縮量增加，電機側剛度提高，由于固有頻率為28 Hz，稍高于風機轉速頻率。當電機側剛度提高后，固有頻率隨之升高而遠離風機轉速頻率26.5 Hz，即脫離共振區間；在機組整體向風機側傾斜時，電機下部彈簧支撐壓縮量減小，電機側剛度降低，固有頻率隨至下降進而更加接近轉速頻率，即進入共振區間，振動升高。另一方面，電機側水平及軸向隨機組的微小晃動產生間歇性的結構共振，由于晃動的周期并不穩定，所以產生的振動變化周期也不穩定。

3 振動處理

鋼彈簧隔振器可以達到較低的固有頻率，但由于其存在自振動現象，容易傳遞中頻振動，且阻尼太小，臨界阻尼比只有0.005。由式（3）可知，鋼彈簧隔振器對于共振頻率附近的振動隔離能力較差，目前大部分廠家在鋼彈黃鋼絲外設一層橡膠，以增加彈簧隔振器的阻尼。如果將彈簧減振器的壓縮量增加，一方面可以提高基礎剛度，另一方面可以提高基礎剛度的穩定性。

基于以上分析，維修人員增加了機組基礎下方的鋼彈簧隔振器的壓縮量。經錘擊試驗，電機固有頻率為變化為31.2 Hz，軸向固有頻率如圖5所示。

從固有頻率的頻譜可以看出，在增加鋼彈簧隔振器的壓縮量后，一方面其固有頻率有一定程度的提高，風機的轉速頻率與電機固有頻率差距變大，避開了結構共振，另一方面，風機更加穩固，剛度更加穩定。經振動測量，振動最大值為3 mm/s，經振動趨勢分析，振動波動消失。振動超標問題得以解決，滿足生產需要

圖5 增加鋼彈簧隔振器壓縮量后的固有頻率

4 結論

結合核電廠保健物理區和熱機加工車間排風機組振動問題，分析引起風機機組振動波動的可能原因，最終將振動原因鎖定在電機側間歇性結構共振，并通過調整基礎支撐剛度、動平衡等手段成功使振動到達標準要求。