關(guān)于半傘式水輪發(fā)電機(jī)組制動停機(jī)過程下機(jī)架振動的研究
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作者：鄭曉敏
1問題概述
某水輪發(fā)電機(jī)為設(shè)置了上、下導(dǎo)軸承的半傘式機(jī)組，單機(jī)額定出力225MW，額定轉(zhuǎn)速93.75r/min。
電站首臺機(jī)組自2011年10月運(yùn)行以來，在機(jī)械制動停機(jī)過程中，頻繁出現(xiàn)制動供氣管路脫落、斷裂等情況。之后，對管路接頭、軟管和管夾等進(jìn)行更換及加固處理，但制動過程中仍然出現(xiàn)管路接頭松動的問題。
針對上述情況，對制動供氣管路進(jìn)行了現(xiàn)場觀察，發(fā)現(xiàn)機(jī)組停機(jī)制動過程中，下機(jī)架支臂水平切向振動非常劇烈，制動風(fēng)閘也有明顯擺振情況，且制動供氣管在制動過程中上下跳動幅度非常大。由此可見，下機(jī)架支臂在制動過程中的劇烈振動是導(dǎo)致制動管路頻繁松動、脫落以及斷裂的主要原因。
為了徹底解決機(jī)組制動停機(jī)問題，對機(jī)組下機(jī)架進(jìn)行了有限元分析，找到了制動時振動過大的原因，從而為加固方案的制定提供了依據(jù)，最終取得了良好的減振效果。
2振動原因分析
發(fā)電機(jī)下機(jī)架采用推力軸承與下導(dǎo)軸承分開布置的結(jié)構(gòu)，主要由中心體和10條支臂組成，支臂高度3050mm，機(jī)坑直徑Φ9200mm，如圖1所示。在機(jī)組額定運(yùn)行時，下機(jī)架水平振動和垂直振動的峰峰值都在lOμm左右，遠(yuǎn)小于國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的允許限值（水平≦110μm，垂直<80μm）。這說明下機(jī)架推力軸承處的軸向剛度和下導(dǎo)軸承處的徑向剛度滿足機(jī)組正常運(yùn)行的要求。
為了分析下機(jī)架在停機(jī)制動過程中的振動問題，需要對制動器部位的剛度進(jìn)行解析研究。根據(jù)結(jié)構(gòu)的對稱性，建立整個下機(jī)架的1/10模型進(jìn)行有限元分析，如圖2所示。
解析邊界條件：(a)下機(jī)架支臂與混凝土基礎(chǔ)板接觸區(qū)域完全固定；(b)解析模型兩側(cè)面施加周期性對稱邊界條件；(c)制動器的解析模型高度與真實(shí)制動器一致，且通過密度等效的方式實(shí)現(xiàn)質(zhì)量一致；(d)制動器上表面施加制動過程的垂直壓力和切向摩擦力。
2.1固有頻率
解析得到制動器的一階固有頻率為14.4Hz，對應(yīng)的振型如圖3所示。
與制動器接觸的制動環(huán)板（裝配于轉(zhuǎn)子支架下側(cè)）數(shù)量為32塊，制動投入轉(zhuǎn)速為額定轉(zhuǎn)速的20%，即18.75 r/min( =93.75x20%)，所以制動開始時刻的激勵頻率如式(1)。
該激勵頻率已經(jīng)避開制動器固有頻率的20%以上，所以不會引起共振。再者，制動過程中，機(jī)組轉(zhuǎn)速逐漸降低，激勵頻率也是不斷降低的，即使出現(xiàn)共振激勵點(diǎn)，那也是暫時的，不可能持續(xù)地發(fā)生劇烈振動。因此，可以認(rèn)為下機(jī)架制動停機(jī)過程中的振動不是共振現(xiàn)象。
2.2結(jié)構(gòu)變形
在制動面壓和切向摩擦力的作用下，制動器產(chǎn)生的靜態(tài)的軸向變形和切向變形分別如圖4、5所示。
解析得到制動器表面在迎風(fēng)側(cè)邊緣抬起約0.50mm、在背風(fēng)側(cè)邊緣下降約0.50mm；而制動器的最大切向變形達(dá)到了3.25mm，即使在制動器底座上的切向變形也有2.20mm，支臂上臂板外側(cè)部位的切向變形為1.10mm左右。
同時，電站也對下機(jī)架在制動過程中的振動進(jìn)行了現(xiàn)場測量。測點(diǎn)布置示意如圖6，現(xiàn)場測點(diǎn)布置如圖7所示。
在20%額定轉(zhuǎn)速時投入制動，改造前下機(jī)架各測點(diǎn)的響應(yīng)振動曲線如圖8所示。振動曲線擬合得到的平衡位置（圖中直線）就是各測點(diǎn)在制動力作用下的靜態(tài)變形。
改造前下機(jī)架在制動停機(jī)過程，各測點(diǎn)位置實(shí)測變形值與有限元解析計算值對比如表1所示。
解析結(jié)果與實(shí)測數(shù)據(jù)非常吻合。
在制動停機(jī)過程中，制動風(fēng)閘的切向變形較大，而且風(fēng)閘迎風(fēng)側(cè)與背風(fēng)側(cè)的軸向變形差也較大，所以導(dǎo)致水平振動、上下振動都非常劇烈，從而使附著的管路產(chǎn)生大幅度的跳動。
2.3原因分析
制動器高度440mm，安裝底座高度625mm，使得制動風(fēng)閘表面到機(jī)架上臂板面的距離達(dá)到了1065mm。如圖9所示，在切向制動摩擦力的作用下，產(chǎn)生了較大的繞機(jī)架上臂板轉(zhuǎn)動的彎矩。然而，制動器底座下方的加強(qiáng)筋板支撐剛度較弱，從而導(dǎo)致了制動器像“鐘
擺”一樣側(cè)向擺動。
綜合上述分析，過高的制動器底座和較弱的加強(qiáng)筋板剛度是引起擺振的主要原因。
3結(jié)構(gòu)加固方案
要改善制動工況的振動問題，關(guān)鍵是要減小制動器的切向變形。根據(jù)原因分析，可以采取兩個途徑，一是降低制動器安裝底座的高度，二是提高加強(qiáng)筋板的抗彎剛度。
調(diào)整安裝座的高度，在機(jī)組投運(yùn)階段已不可能，所以只能在提高抗彎剛度方面尋找對策。
3.1在單個支臂內(nèi)進(jìn)行加固
為了不對下機(jī)架周邊的管路及輔助設(shè)備造成干涉，優(yōu)先考慮在單個支臂內(nèi)采取加固措施。將原先加強(qiáng)筋板的高度增加到和支臂等高，解析得到切向位移分布如圖10 (a)所示，最大切向位移為1.21mm，降低到了原結(jié)構(gòu)3.25mm的37%。但是，該方案的缺點(diǎn)是焊接量較大，實(shí)施困難，可行性不高。
類似地，在加強(qiáng)筋板與下臂板之間焊接規(guī)格為Φ140x10mm的補(bǔ)強(qiáng)鋼管，解析得到切向位移分布如圖10 (b)所示，最大切向位移為1.41mm，降低到了原結(jié)構(gòu)的43%。
由對比可知，上述兩個方案的效果相當(dāng)，但是，補(bǔ)強(qiáng)鋼管的方案對原結(jié)構(gòu)的焊接影響最小，操作起來更方便。所以，優(yōu)先采取焊接鋼管的補(bǔ)強(qiáng)措施。
3.2在支臂之間進(jìn)行加固
如圖11所示，在支臂之間設(shè)置補(bǔ)強(qiáng)板，使相鄰制動器座“手拉手”地連在一起。在制動器擺動過程中，補(bǔ)強(qiáng)連接板會在相鄰制動器間產(chǎn)生限制轉(zhuǎn)動的反力矩，從而減小轉(zhuǎn)動的角度，降低側(cè)向振動的幅度。
解析得到最終加固結(jié)構(gòu)的變形情況如圖12所示。
制動器最大切向變形0.69mm，風(fēng)閘表面軸向變形高差0.07mm。最終結(jié)構(gòu)的固有頻率為17.3Hz，相對于原結(jié)構(gòu)的14.4Hz，提高了20%左右。
對最終采用結(jié)構(gòu)的加固效果也進(jìn)行了現(xiàn)場測量。與改造前測點(diǎn)布置方式一致，測得的各點(diǎn)振動響應(yīng)曲線如圖13所示。由測試結(jié)果可以看出，相對于改造之前，不僅振動平衡位置的變形值降低明顯，而且振動的峰峰值也大幅地得到下降。由此，也可以看出，固有頻率越高，振動峰峰值越小；反之，峰峰值就越大。
減振改造后下機(jī)架在制動停機(jī)過程，各測點(diǎn)位置實(shí)測變形值與有限元解析計算值對比如表2所示。
解析結(jié)果與實(shí)測數(shù)據(jù)近乎一致。
下機(jī)架在對制動器底座進(jìn)行適當(dāng)加固之后，在停機(jī)過程中，制動器運(yùn)行平穩(wěn)、制動噪聲很小，達(dá)到了預(yù)期的改造效果。
4結(jié)語
在該電站發(fā)電機(jī)下機(jī)架的設(shè)計過程中，為了增大推力軸承的檢修空間，采用了具有較大高度的支腿形式的制動器底座，導(dǎo)致在制動過程中，發(fā)生了比預(yù)想更大的振動。
通過有限元解析研究，得出了發(fā)電機(jī)下機(jī)架在制動過程中劇烈振動的原因：過高的制動器底座和較弱的加強(qiáng)筋板支撐剛度。在對各種加固方案定量比較的基礎(chǔ)上，篩選出了最終的改造措施，取得了較好的減振效果。
在與現(xiàn)場實(shí)測數(shù)據(jù)的對比分析中，也可以看到有限元解析結(jié)果的高度準(zhǔn)確性，對最終的改造效果做到了很好的預(yù)判。
5摘要 針對某半傘式水輪發(fā)電機(jī)組制動停機(jī)過程出現(xiàn)的劇烈振動問題，進(jìn)行了有限元解析和現(xiàn)場測試，發(fā)現(xiàn)制動器底座支撐剛度不足是引起振動的主要原因。通過有限元解析對比，提出了切實(shí)可行的加固方案，取得了良好的減振效果。
