某1 000 MW 機組凝泵復雜振動故障處理

蔡文方，應光耀，李衛軍，馬思聰，王在華

（1.國網浙江省電力有限公司電力科學研究院，浙江 杭州，310014；2.浙江杭州意能電力技術有限公司，浙江 杭州，310014）

0 前言

凝泵是火電機組的主要輔機之一，用于將凝汽器中的凝結水輸送到除氧器中，傳統的定速運行凝泵采用節流調節方式，轉速不隨負荷變化而變化，耗電量較大。為節能減排，大部分電廠幾乎都對凝泵進行了變頻改造，即根據流量自動調節轉速，維持水位，節能效果明顯。但改造后的凝泵在某個轉速區內常發生振動大故障，甚至已有多起凝泵斷軸事故[1]。凝泵在運行中振動偏大將致使泵部件產生交變應力，嚴重時會使某些部件變形，甚至有疲勞斷裂的危險，直接影響水泵的安全運行。

水泵振動的原因主要有葉輪或電機轉子質量分布不均，聯軸器對中不良，螺栓緊力不均，殼體共振，碰摩，地腳螺栓松動，流體脈動壓力等。文中針對一臺凝泵變頻運行中出現的振動問題進行分析，通過動平衡試驗、模態試驗、現場加固、返廠維修等多種手段，分別處理了其工頻及變頻工況下的振動。

1 設備振動情況

某廠1 000 MW 機組凝結水泵電機由國外某公司生產，功率2 700 kW，電壓6 kV，電 流298.4 A，額定轉速1 486 r/min，重12 000 kg，為立式單空冷風道設計，如圖1 所示。每臺機組配置有2 臺凝結水泵，正常運行時“一運一備”。在日常巡視過程中發現該凝泵電機在轉速1 200 r/min 附近（機組負荷700～800 MW），電機驅動端風道徑向振動有明顯上升趨勢，瞬時最高振速超過12 mm/s，工頻轉速振動也有超標現象。

圖1 凝泵測點布置圖

通過現場架設專業振動儀表及速度傳感器，測點布置如圖1 所示，測得其工頻及變頻振動數據見表1?，F場振動測試顯示，設備振動以1 倍頻為主，幅值相位穩定，如圖2 所示。于是先后在電機與水泵靠背輪處加重265 g 及407 g 平衡塊，未能有效降低凝泵工頻及變頻轉速下的振動，且2次加重獲得的影響系數差別巨大，簡單的動平衡加重顯然不能實現減振效果。

表1 工頻及變頻振動值 mm/s

圖2 1X 振動頻譜圖

2 工頻振動處理

2.1 原因分析

該凝泵振動表現為工頻振動及某一變頻轉速工況下振動偏大，而穩定工頻振動不能通過動平衡手段有效解決，且幾次動平衡試驗所得影響系數前后矛盾。對風道的振動測試發現，在X/Y 方向，自下而上振動逐漸增大，風道頂端的振動達到30 mm/s，以上現象均為支撐剛度不足的表現。

對于單自由度強迫振動的穩態響應：

式中，P 為周期激振力幅度；k 為彈簧剛度；p 為系統的固有頻率。對于一定的激振頻率ω，響應的振幅x 與k 成反比[2]，即剛度越小，穩態響應的振幅越大。

針對該凝泵電機結構分析發現，凝泵電機冷卻風道位于電機的一側，為不對稱布置，與其他電機的對稱布置明顯不同。判斷因為冷卻風道的不對稱分布，凝泵的重心并非在其幾何對稱中性線上，在相同的結構支撐下，其受力并不均勻，表現為冷卻風道側支撐剛度不足，需從增加支撐提升結構的靜剛度著手降低振動。

2.2 故障處理

根據以上分析，結合凝泵的實際結構，決定采取增加支柱提升結構剛度，于是在冷卻風扇底部增加2 根支柱，支柱立于地面，頂端支撐于風道下沿，通過安裝在支柱頂部的螺桿結構調整支撐力，順利將1X、2X 工頻振動分別降至2.4 mm/s和2.2 mm/s，效果顯著。

在凝泵變頻工作的轉速區間內，通過專業儀器采集發現當凝泵轉速處于1 155～1 220 r/min 時，電機驅動端（1Y）振并無改善，當轉速到達1 190 r/min 左右時，電機驅動端振動仍超過10.0 mm/s，以1 倍頻為主，而自由端振動更大，依然嚴重影響凝泵的安全運行。振動升速波特圖如圖3 所示。

圖3 1Y 方向振動升速波特圖

3 變頻振動處理

3.1 原因分析

測試出轉速1 155～1 220 r/min 時凝泵振動存在明顯的共振峰，而凝泵轉子的設計臨界轉速為工作轉速的1.5 倍，即在2 250 r/min 左右，故該共振峰并非凝泵的臨界轉速。明顯的共振峰并非轉子臨界轉速，則只能來自結構共振，即當凝泵轉速到達特定轉速時，其工作頻率與泵組整體或某一部件的固有頻率一致，發生共振，從而引起振動在特定轉速區間異常偏大。

為驗證以上判斷，對凝泵電機冷卻風道進行模態試驗，根據其結構網格劃分為96 個測點，對其進行多點激勵單點相應的模態測試[3－4]，得出頻響函數及特征頻率的模態振型，如圖4 所示?？梢娖湓?1.25 Hz 固有頻率，換算成轉速為1 275 r/min，與凝泵升降速時振動增大的轉速區間一致，阻尼僅為0.39%，明顯在該轉速下冷卻風道發生了結構共振。

圖4 冷卻風道頻響函數

值得注意的是，結構共振不是引發振動的根本原因，而是使已有振動增強，結構通過系統獲得的力學增益稱為放大系數（Q），其計算見式（2）。

式中，f 為激振力頻率，Hz；fn為固有頻率，Hz；ζ 為阻尼系數，是實際阻尼與臨界阻尼的比值。

由式（2）可知，放大因子不僅取決于阻尼比ζ，還取決于f/fn，在系統阻尼不變的情況下，激振力頻率越接近結構的固有頻率，放大系數越大，對振動的增大效益越強[5－7]。

對于結構共振問題通常從四方面考慮減振措施，一是降低激振力，當激振力無法克服系統阻尼時，不具備激發結構共振條件。該方法在故障處理案例中常被使用，即通過精細動平衡將不平衡量降至最低[8]，雖然經共振放大，但仍保證振動在合格范圍內即達到治理效果。

二是改變結構的固有頻率。結構的固有頻率與質量和動剛度（包括部件自身的結構剛度和部件之間的聯接剛度）有關，其計算方法見式（3）。

式中，k 為結構剛度，N/m；m 為結構質量，kg。

由式（3）可知，改變剛度和質量能改變固有頻率。為防共振可以從兩方面改變結構的固有頻率：（1）改變剛度k；（2）改變參振質量m，從而使機械的固有頻率避開激勵頻率對于已有的結構，改變質量往往不現實，相對而言，現場從改變結構剛度入手往往具有可操作性[9]。

三是對系統施加足夠的阻尼，以減小放大系數，抑制振動在合格范圍內，例如增加沙袋，現場可操作性不強。

四是改變激振力頻率，即運行頻率避開共振區，然該方法在現場實際將限制設備的靈活運行，變頻失去意義。

3.2 故障處理

3.2.1 降低激振力

通過動平衡手段盡量減小激振力，若激振力足夠小，也不會激起很大振動。于是7 月8 日，對凝泵進行現場動平衡處理，在轉子對輪進行2次加重處理，但對共振頻率下的振動值效果不明顯，反而會影響工頻振動，見表2。

表2 動平衡加重效果（先后加重242 g，225g，359g，349 g） mm/s

通過幾次動平衡試驗結果來看，通過減小激振力的方式來降低振動成效不明顯，于是拆除平衡塊，采取以消除共振為手段的減震措施。

3.2.2 改變動剛度

在冷卻風扇背面焊接為1 cm 厚的7 cm×7 cm交叉狀角鋼進行加固，以改變該結構件的固有頻率。冷卻風扇加固完成后再次進行模態測試，測試結果顯示其二階固有頻率為23.83 Hz，阻尼4.18%，振型沒有改變，可見冷卻風扇的固有頻率和阻尼都有所上升（以上模態測試均為電機與冷卻風扇未連接的情況下，單獨對冷卻風扇進行的測試），表明加固取得了一定效果。

凝泵電機于7 月10 日進行單轉振動測試，當轉速升值1 120 r/min 時，各點振動有較為明顯下降，成效較好，見表3，但振動值仍然偏大?，F場受限加重平面的影響無法完全消除轉子的不平衡量，而加固也只能在一定程度上改變其動剛度。

表3 加固前后振動共振區振動 mm/s

3.2.3 消除缺陷

凝泵返廠處理，發現并處理以下缺陷：

（1）電機解體重新校驗負載端軸承內、外圈和非負載端軸承內、外圈配合尺寸，發現負載端軸承室外圈有磨損現象，配合間隙為+0.06～0.08 mm，超出標準，對負載端端蓋軸套內圓面進行金屬涂鍍處理后，配合間隙修復至+0.015～0.025 mm標準范圍內；

（2）電機舊聯軸器螺孔表面有裂紋，更換1只；更換FAG 軸承，檢查并仔細調整電機氣隙。

（3）重新在轉子本體筋板上加滿焊3 塊配重塊，在轉子非驅動端風扇外側加裝平衡盤，增加配重平面，高速動平衡后，將800～1 486 r/min 全轉速段振動調整至合格，最大振動在3.8 mm/s 以下。

4 結論

對非對稱風道的變頻凝結水泵的振動進行了分析，其故障呈現剛度不足、結構共振、軸承配合間隙過大等多因素的耦合，并存在的不平衡量?；诎l電廠現場的可操作性，故障地完全消除遵循遞進式由簡至繁的故障處理思路。

模態測試在凝泵振動故障中的應用，有助于迅速確定故障機理。共振和剛度低的實際處理方法有差異，提高支撐系統的剛度主要應該提高靜剛度，增加支撐或支柱；改變結構的共振特性則要從調整相應頻率的動剛度著手。從故障處理結果看，落地支柱對改變結構的靜剛度效果明顯，而加強筋等措施調整動剛度則效果有限。