大型立式凝结水泵变频振动的研究及解决方案_厉浦江

文章编号 1005 0329 2015 07 0051 06 收稿日期 2014 12 05修稿日期 2015 01 30 大型立式凝结水泵变频振动的研究及解决方案 厉浦江 刘哲 湖南湘电长沙水泵有限公司 湖南长沙410205 摘要 针对现有大型立式凝结水泵普遍存在变频工况运行时振动超标的缺点 提出了 2 种简单有效的解决方案 并 根据某 600MW 1000MW 发电机组立式凝结水泵变频振动超标的改造实例 通过 ANSYS 有限元计算方法 对整机系统进 行模态分析 并对泵的振动情况现场检测 深入分析振动超标的影响因素 对个别零件进行结构改型 并经过试验验证 系统变频运行时的振动状况得到了明显改善 为进一步解决凝泵变频振动问题提供了有益参考和新的尝试 关键词 凝结水泵 变频振动 模态分析 解决方案 中图分类号 TH3文献标志码 Adoi 10 3969 j issn 1005 0329 2015 07 011 esearch and Solutions on Vibration With the Variable Frequency of Large Vertical Condensate Pump LI Pu jiang LIU Zhe Hunan XEMC Changsha Pump Works Co Ltd Changsha410205 China Abstract It is a common defect that the actual state is beyond the permitted vibration level of large vertical condensate pumps in variable frequency operating conditions at present So the two effective and simple solutions to the problem are suggested in this article It takes an example of reconstructed project which severe vibration varies with frequency of a vertical condensate pump in 600 MW and 1000 MW generating sets in a certain power plant A modal analysis of the whole facility system is calculated through finite element analysis by the ANSYS software and the vibration of the pump is measured at the site According to these data it analyzed the influencing factors of vibration exceeding the permit By modification of the structure of individual parts and experi mental verification vibration of system operating at variable frequency condition are significantly improved and it is a useful refer ence and a new attempt for solving the problem of vibration vary with frequency for the condensate pump Key words condensate pump vibration with variable frequency modal analysis solution scheme 1前言 在对 600MW 1000MW 机组火力发电站的节 能改造中 大型立式凝结水泵是改造的重点设备 之一 将凝泵机组由工频运行改为变频运行 根 据不同负荷确定相应转速使泵组实现节能 机组 在变频运行时 较多机组易发生共振 使某些频段 的振动值严重超标 模态分析作为一种研究结构 动力特性的近代方法 是用于确定结构的固有振 动特性 也是进行其他动力学分析的基础 1 4 由于流体机械在工作运行状态下 不易用常规的 试验测量手段测量其固有模态 因此 使用有限元 仿真分析的数值方法对其进行模态分析 本文结 合具体实例 通过 ANSYS 有限元计算方法 对泵 的振动情况进行深入分析 以期找出振动原因 并 提出具体解决方案 2凝结水泵振动诊断与分析 某 2 600MW 电厂配置 4 台 C720III 4 型 凝结水泵 该型泵在 50Hz 工频运行时 性能及振 动指标都满足规定要求 当变频运行时 在某些频 段振动值超标 在排除了泵与电机的安装 检修 质量等可能造成的影响因素之后 为进一步找到 152015 年第 43 卷第 7 期流体机械 泵组振动超标原因 分别对机组进行了现场振动 检测与有限元仿真分析 2 1泵组的振动检测 泵组为立式刚性安装在基础上 基础位于泵 组进出口位置之间 基础到泵组底部约 5 9m 到 泵组顶部约 5 3m 在不同频率下 分别对泵组进 行振动检测 5 测点布置如图 1 所示 图 1泵组振动测点布置 图中 1 位于电机轴承端 2 和 3 位于电机顶 端平面处 4 位于电机固定端机脚处 对负载时 的原始系统进行振动检测 选取涵盖该泵振动超 标的频段 25 50Hz 采集振动位移幅值 如图 2 所示 图 2原始模型振动位移幅值曲线 从图2 可以看出 泵组在进出口方向和电机冷 却器方向均存在一个明显的振动频率带 进出口方 向为33Hz 左右 电机冷却器方向为 40Hz 左右 振 动位移最大值进出口方向为162 m 电机冷却器方 向为247 m 呈现出以基础为约束的摇摆 2 2 原始系统的仿真分析 根据振动理论 一个机械系统多自由度振动 方程可以用矩阵微分方程式表示 6 M X C X K X F 1 由于阻尼矩阵作用对该系统固有频率影响很 小 可忽略不计 因此 该系统的自由振动方程可 以简化为 M X K X 0 2 式中 M 总质量矩阵 C 阻尼矩阵 K 总刚度矩阵 F 外部激励向量矩阵 X 位移向量 X 速度向量 X 加速度向量 通过求解式 2 所对应的齐次方程 可以得 出该系统结构的固有频率和振型 对电机和泵组整体进行固有频率分析 针对 造成振动的主要部分 以电机 电机支座 泵吐出 弯管 安装垫板的原始模型为分析对象 用 AN SYS 有限元软件进行模态分析 2 边界条件是安 装垫板底面固定 计算得到前 5 阶固有频率见表 1 前 2 阶振型如图 3 4 所示 表 1原始模型的固有频率 阶次12345 频率 Hz 17 912 26 701 30 993 58 161 61 717 图 3原始模型的 1 阶模态 图 4原始模型的 2 阶模态 根据模态计算结果 一阶固有频率为17 912 Hz 沿泵进出口方向 摆 动 二 阶 固 有 频 率 为 26 701Hz 沿电机冷却器方向摆动 结合图 2 曲线可以看出 整机在 33Hz 附近 25FLUID MACHINE YVol 43 No 7 2015 时 沿进出口方向的振动明显增大 与仿真结果的 一阶固有频率的二倍非常接近 由于实测的振动 情况是系统在外部激励下的整体响应 不仅与激 振力的性质 如激励频率和幅值等有关 也与系统 结构件的质量 弹性刚度 阻尼等自身固有特性有 关 7 9 在工频 50Hz 时 振动满足要求 而在某 一较低的频段内振动超标 表明当外部激励接近 这一频段时 与系统结构件自身的固有特性相互 作用 产生了明显振动的整体响应 系统发生共 振 造成在此频段的振动严重超标 3减震的解决方案 改变系统结构件自身的固有特性 使其固有 频率发生改变 避开共振带 可以显著改善泵组变 频时的振动状况 具体实施有两种解决方案 一 是升高固有频率 二是降低固有频率 项目改造 从经济效益角度考虑 简单易行的方式是 选定对 系统固有频率影响最大的某一个零件 对其进行 结构优化 来改变系统整体的固有频率 3 1提高固有频率的解决方案 选定吐出弯管为优化对象 通过提高吐出弯 管的固有频率 使系统整体固有频率避开工作频 率 实现降低振动的目的 吐出弯管内外各增加 8 片直筋 其中 内筋 4 长4 短 外筋向外延伸 超出法兰的外环面 出口与 上法兰面之间增加1 片筋板 根据升频方案 改型 前后的吐出弯管剖面筋板布置对比 见图5 所示 a 原始模型 b 升频方案模型 图 5升频改型前后的吐出弯管剖面图比对 对升频改造后的整体模型进行模态分析 边 界条件为固定安装垫板平面 计算得到前 5 阶固 有频率见表 2 前 2 阶振型如图 6 7 所示 表 2原始方案与升频方案的固有频率比较 阶次12345 原始 Hz 17 912 26 701 30 993 58 161 61 717 升频 Hz 18 766 28 027 30 598 59 619 62 067 图 6升频方案的系统第 1 阶模态 图 7升频方案的系统第 2 阶模态 根据升频方案的仿真结果 一阶频率为 18 766Hz 沿进出口方向摆动 比原始方案约提 高了4 8 二阶频率为 28 027Hz 沿电机冷却器 方向摆动 比原始方案约提高了 5 固有频率变 化并不显著 而继续加大刚性的余地很小 故此 通过加固电机支撑的升频方案不适用于该系统的 改造 3 2降低固有频率的解决方案 选定电机支座为优化对象 通过降低电机支 座的固有频率 使系统的固有频率避开工作频率 实现降低振动的目的 3 2 1结构优化的仿真结果与分析 将电机支座筒壁人孔由 2 个增加到 4 个 孔 以大小两组相对分布 降低筒体壁厚 减少筒体直 径 内筋改为外筋 其他零件结构均保持不变 电 机支座原始模型与降频方案模型对比 见图 8 352015 年第 43 卷第 7 期流体机械 a 原始模型 b 升频方案模型 图 8降频改型前后电机支座对比 对降频改造后的整体模型进行模态分析 将 电机出线盒 泵进出口 降频方案电机支座的较大 孔 三者位于同一方向上 边界条件为安装垫板底 面固定 模型如图 9 所示 计算得到前 5 阶固有 频率见表 3 前 2 阶振型如图 10 11 所示 根据 降频方案的仿真结果 一阶频率为14 426Hz 沿 泵进出口方向摆动 比原始方案约降低了19 5 二阶频率为 19 14Hz 沿电机冷却器方向摆动 比 原始方案约降低了 28 3 降频方案使系统固有 频率明显降低 可以使常用频段的振动情况明显 改善 图 9降频方案系统整体模型 表 3原始方案与降频方案的固有频率对比 阶次12345 原始 Hz 17 912 26 701 30 993 58 161 61 717 降频 Hz 14 42619 1430 441 46 111 60 001 图 10降频方案的系统第 1 阶模态 图 11降频方案的系统第 2 阶模态 为保证降频方案的电机支座满足结构强度的 要求 对电机支座零件进行结构静力分析 电机 支座底部固定约束 在上法兰面施加轴向力和扭 矩 并按等效静力法 施加地震加速度 校核电机 支座在极端工况下的结构强度 10 17 电机支座 变形和应力分布如图 12 13 所示 图 12降频方案的电机支座总位移云图 图 13降频方案的电机支座等效应力云图 从图中可以看出 电机支座变形很小 最大位 45FLUID MACHINE YVol 43 No 7 2015 移靠近大孔中间位置的上法兰面 约为0 276mm 最大等效应力处位于电机支座大孔的边角部位 约为 86 86MPa 小于电机支座材料 Q235 A 的 许用应力 S 值 108MPa 由此可知 降频方案的 电机支座满足结构强度的设计要求 3 2 2 降频方案试验结果与分析 根据降频方案的仿真结果 现场按图 9 的模 型进行安装 对负载的系统进行振动检测 得到 电源频率 25 50Hz 之间的振动位移情况 数据 如图 14 所示 对原始方案与降频方案沿冷却器 方向和进出口方向的振动情况分别进行比较 如 图 15 所示 图 14降频改型后的振动位移幅值曲线 a 冷却器方向的振动情况 b 进出口方向的振动情况 图 15降频改型前后振动位移幅值曲线比较 从图 15 可以看出 降频改型前后的频率 振 动位移幅值曲线趋势相似 峰值出现的位置向低 频段偏移 在负载工况下 以电机冷却器方向为 例 原始的振动位移第一个较大峰值出现在 33Hz 改型后的第一峰出现在 26Hz 向低频段平 移了7Hz 移动了21 2 第二峰向低频段移动了 22 5 频率与位移幅值关系 详见表 4 说明 改型后出现振动的频率段向低频方向移动 约移 动了 20 表 4频率与位移幅值实测数据 物理量方向类别原始值改型值差值 变化率 频率 Hz 冷却器 第 1 峰3326 7 21 2 第 2 峰4031 9 22 5 进出口 第 1 峰3326 7 21 2 第 2 峰3629 5 6 5 18 1 位移幅值 m 冷却器 第 1 峰39110 71 182 第 2 峰247680 433 175 进出口 第 1 峰162183 21 13 0 第 2 峰125178 53 42 4 注 差值 原始值 改型值 变化率 原始值 改型值 原始值 100 从振动位移幅值来看 改型前后频率 振动 位移幅值曲线的峰值明显增大 即振动加剧 在 负载工况下 以泵进出口方向为例 振动位移第一 峰的幅值增加了 21 m 增加了 13 第二峰增 加了 42 4 说明在此频率段内 外部激励与系 统固有频率接近 导致了共振 表现为振幅显著增 大 继续调整系统固有频率仍有改进的空间 因为冷却器方向振幅变化明显大于泵进出口 552015 年第 43 卷第 7 期流体机械 方向 仿真分析得出的系统第 2 阶振型是沿冷却 器方向摆动 所以 该降频方案对系统第 2 阶固有 频率调整最大 引起该频段的共振与之相关 对 比表 3 改型前后系统第 2 阶固有频率的数值变 化明显大于第 1 阶频率的数值变化 所以 后续改 造工作可以着重调整系统的第 2 阶固有频率 以 达到进一步减震的目的 此降频方案的关键点 不是使振动位移的最 大值降低 而是使固有频率避开了常用频段 扩大 了可使用频段的数值范围 以此案为例 从图 15 中看出 振动位移在 80 m 以下的可使用频段 改 型后的数值范围明显向低频段扩大 该泵常用频 段 40Hz 附近的振动位移幅值 由 247 m 降至 64 m 降低了 74 满足减振要求 降频方案虽 然使系统在较低频段内比原始方案振动加大 但 在使用时 若避开这些频段 配合调整管路阀门的 开度 就可使凝泵在常用频段内正常变频运行 通过只更改一个电机支座 使系统变频运行时的 振动状况大为改善 改造方案效果明显 4结论 1 结合有限元仿真分析和泵振动的现场检 测 改变系统结构件的固有特性 使其固有频率避 开共振带 可以降低泵组的振动 具体实施有升 高固有频率和降低固有频率 2 种解决方案 2 项目改造从经济效益角度考虑 简单易 行的方式是 选定对系统固有频率影响最大的某 一个零件 对其进行结构优化 以便改变系统整体 的固有频率 3 降低固有频率的解决方案适用于此改造 项目 且效果显著 经试验验证 改型后整体共振 频率段向低频移动了约 20 因避开了某些频段 而使常用频段的振动位移幅值降至允许的范围 扩大了可使用频段的数值区间 通过只改变一个 电机支座 使系统变频运行时的振动状况大为 改善 4 提高固有频率的解决方案 需要针对具 体情况灵活运用 对于某些系统自身刚度已然很 大 继续提高的余地有限的案例 则不适用于该解 决方案 参考文献 1 胡海岩 机械振动基础 M 北京 北京航空航天大 学出版社 2005 2 Diewald W Nordmann Dynamic analysis of centrifu gal pump rotors with fluid mechanical interactions J Journal of Vibration Acoustics Stress and elia bility in Design 1989 111 10 370 378 3 Friswell M I Mottershead J E Finite Element Modal Updating in structural Dynamics M Dordrecht Klu wer 1995 4 关醒凡 现代泵理论与设计 M 北京 中国宇航出 版社 2011 5 JB T 8097 1999 泵的振动测量与评价方法 S 6 张阿舟 实用振动工程 M 北京 航空工业出版 社 1991 7 Farrar C Duffey T A Vibration based damage de tection in rotating machinery M Key Engineering Materials 1999 167 224 235 8 Manna M Magistrali F Maini M et