變頻凝泵結構共振分析與治理

許 輝, 溫興遠, 夏亞磊, 吳亞軍, 紀冬梅

(1. 上海電力大學 能源與機械工程學院，上海 201306;2. 中國大唐集團科學技術研究院有限公司中南電力試驗研究院，鄭州 450000;3. 中國聯合工程有限公司，杭州 310052)

火電機組凝結水泵(簡稱凝泵) 采用立式袋筒型多級離心水泵(簡稱立式泵)，立式泵的電動機一般置于凝泵頂部，通過螺栓與泵體連接；同時，為了方便操作，泵體上開有多個小窗。泵體支撐剛度低，再加上凝泵頂部質量大，底部質量小的結構特征，導致其對外界激振力變化十分敏感。當凝泵變頻運行時，常在某個頻率段出現共振，導致振動過大，不得不調整轉速，避開共振區間[1-2]。

目前，國內外對變頻機組振動故障的研究大多從彎曲振動和共振角度出發。龐樂等[3]分析了凝泵結構共振的機理和故障特征，總結了激發共振的必備條件，并提出相應的治理措施。李新陽等[4]分別測試了凝泵電動機單轉和連泵轉2種狀態下的振動響應，指出共振是由電動機轉子和泵轉子共同引起的。李年仔等[5]進行了凝泵彎曲振動試驗，指出轉子彎曲振動加速了凝泵導軸承與級間軸承的磨損，從而引發了轉子-軸承-支撐系統的共振。

這些學者對變頻凝泵振動故障機理進行了分析并從機械層面解釋了共振原因，但均未考慮電氣層面對共振的影響。筆者從機械與電氣耦合(簡稱機電耦合)的角度解釋了變頻凝泵產生共振原因，并通過現場精細化動平衡方法成功解決了某2B凝泵在特定轉速下振動大的問題。

1 凝泵結構共振分析

結構共振現象在旋轉機械上十分常見，當轉子的激振力能夠克服定子阻尼，并且激振力的頻率與凝泵一個或多個部件的固有頻率接近時便會產生共振現象[6]。筆者對凝泵結構共振現象進行分析，找出共振的誘因。

1.1 凝泵軸系的扭轉振動

該2B凝泵軸系結構簡圖見圖1，該軸系主要包括導軸承、葉輪、聯軸套管等部件。

圖1 凝泵軸系結構簡圖

整個轉子長約9 m，分上下半軸。下半軸靠近轉子末端分布4級葉輪，集中質量較大。根據該2B凝泵軸系圖紙，在ANSYS軟件中建立了簡化后的軸系實體模型，用MASS21單元模擬葉輪、平衡鼓。劃分網格后的模型見圖2。計算時，不考慮凝泵系統的阻尼，將軸系考慮成質量均勻的連續體，采用分塊法求解得到凝泵軸系前四階扭振頻率(見表1)。

圖2 凝泵軸系實體模型網格劃分

表1 凝泵軸系前四階扭振頻率

由表1可知：凝泵軸系扭振的二階固有頻率為18.56 Hz，該頻率所對應的轉速落在凝泵常出現共振的轉速區間(800～1 200 r/min)內。

由于MASS21單元僅能模擬葉輪、平衡鼓的質量效應與轉動慣量效應，而忽略了剛性效應，導致最終的計算結果相對于實際結果偏小。但是，葉輪與平衡鼓結構特殊，其自身剛性效應弱，對軸系整體的剛性效應影響較小，所以表1的計算結果與實際結果相差不大。

1.2 變頻電氣系統理論分析

誘發共振需要一個激勵源，大量研究表明，變頻過程中逆變器產生的諧波是誘發旋轉機械共振的源頭。三相逆變器與異步電動機電路圖見圖3。

圖3 三相逆變器與異步電動機

以圖3電路為例，逆變器的輸出電壓Uad可以用傅里葉級數表示為：

Uad=∑Uabm(n)sinn(ωat)，n=1,3,5,…

(1)

式中：Uabm(n)為Uab第n階諧波的電壓幅值， V；t為時間，s；ωa為調制波頻率，Hz。

由式(1)可得各階諧波電壓幅值的表達式[7]為：

cosn·(60-15M)-cosn·(60+15M)+

cosn·(90-15M)-cos 90n]

(2)

式中：U為直流母線側的電壓，V；M為調制比。

由式(2)可求出基波電壓、3階諧波電壓、7階諧波電壓等的幅值，而這些諧波分量的頻率分布可以表示為：

w=|p·wpwm±q·we|

(3)

式中：w為諧波分量頻率，Hz；wpwm為載波頻率，Hz；we為基波頻率， Hz；p、q為0和正整數。

各組p和q的取值滿足以下關系式：

(4)

或

(5)

或

(6)

該2B凝泵工頻轉速為1 500 r/min，根據負荷需求情況，其常用轉速為825 ～1 180 r/min。該2B凝泵矢量變頻控制器的載波頻率選為300 Hz，其諧波頻率分布見圖4。

圖4 諧波頻率分布圖

由圖4可知：在變頻轉速區間內，凝泵軸系前三階扭轉固有頻率與逆變器輸出的低階整數次諧波存在多個共振點，這表明當凝泵在變頻區間運行時，受諧波影響，驅動電動機會產生與諧波頻率對應的脈動扭矩，當該脈動扭矩的頻率和凝泵軸系扭轉固有頻率接近時，就會產生結構共振。

2 凝泵結構共振情況

該廠300 MW機組配備2臺100%容量的凝泵，電動機型號為YKSL450-4，水泵型號為NLTD450-8A。機組小修后對2B凝泵進行振動測試，現場架設2個振動速度傳感器，分別位于電動機自由端水平、垂直方向，鍵相傳感器位于垂直方向，見圖5。

圖5 傳感器測點示意圖

現場啟動凝泵，緩慢將其升速至工頻轉速，測量升速過程中的振動情況，振動伯德(Bode)圖和振動峰值分別見圖6和表2。

圖6 凝泵啟動過程Bode圖

表2 各轉速下振幅峰值

當電動機轉速到達1 130 r/min時，水平方向的振動幅值達到445 μm，電動機自由端振動劇烈，繼續升速到電動機工頻轉速(1 480 r/min)后，垂直方向的振動幅值仍有201 μm，嚴重超過運行標準。

3 原因分析

現場對凝泵進行停機檢查，發現軸承緊力與間隙、聯軸器開口度等參數均在設計值范圍內，基本可排除軸承、聯軸器的不對中、松動等問題。分析振動Bode圖可知，水平方向振動在1 130 r/min時存在振動峰值，達到445 μm，轉速由950 r/min升至1 150 r/min時，振動峰值相位變化約161°；在1 406 r/min時垂直方向有一個振動峰值，達到373 μm，轉速從1 000 r/min升至1 200 r/min時，振動峰值相位前后變化約171°。升速脫離變頻區間至工頻后，水平方向幅值下降了351 μm。振動峰值點的頻譜圖見圖7。由圖7可知：激振力頻率以基頻為主，波形為簡諧波。綜上，判斷振動大的主要原因是電動機產生的脈動扭矩頻率與軸系扭轉固有頻率相近，導致結構共振。

圖7 凝泵電動機振動頻譜圖

4 處理措施

現場采用精細化動平衡的方法減輕共振。由于該2B凝泵電動機頂部無加重條件，只能在對輪聯軸器處進行加重。現場準備了質量為300 g、500 g的加重墊片若干。以電動機水平方向幅值445 μm、相位69°為振動原始數據進行動平衡試加重計算，得到試加重的結果為800 g∠270°。加重后啟機測得的數據見表3。

表3 試加重后各轉速下振幅峰值

對比表2和表3發現：首次試加重后每個方向的振幅都有所下降，變頻區間的振幅下降幅度為55%～69%。工頻轉速下的振幅同比下降56%～72%。但振幅仍未能達到預期，需要進行二次配重。

在試加重后的振幅和相位的基礎上，根據線性振動理論求得影響系數，計算二次配重的校正位置和質量。計算公式如下：

αmu+A=0

(7)

式中：α為影響系數；mu為校正質量；A為原始振幅；mp為試加質量。

由式(5)計算得到二次加重方案為500 g∠300°。現場完成配重再次啟機，測得各轉速下的振幅峰值見表4。

表4 二次加重后各轉速下振幅峰值

經過2次動平衡試驗后，凝泵全頻范圍內的振動幅值均降至60 μm以下，動平衡方法取得了顯著的減振效果。

配重前后凝泵振幅隨轉速變化見圖8。

圖8 配重前后振幅隨轉速變化曲線

由圖8可知：經過動平衡處理后，凝泵常用變頻區間的振動峰值較處理前下降幅度約為90%，工頻轉速下的振幅下降約為80%，達到預期。配重后的振幅曲線變化更加平緩，在變頻調速時可以減少凝泵軸系的疲勞損傷累積。

5 結語

通過對某廠2B凝泵結構共振現象進行分析，發現變頻器產生低階整數次諧波分量是該凝泵產生結構共振的根源。該類諧波分量導致驅動電動機產生脈動扭矩，當脈動扭矩的頻率與軸系、支撐結構的某階固有頻率接近時候就會引發結構共振。該診斷思路可為同類型故障診斷提供參考。

精細化動平衡技術目前仍是最有效、最經濟的治理共振的手段，它能夠有效降低凝泵變頻共振區間內的振幅，減少調速時軸系的疲勞損傷。

從軸系扭振的角度尋找減振方案，可以改進變頻器技術以減少諧波分量，從源頭上抑制振動的產生。