推力軸承試驗(yàn)臺異常振動故障診斷方法

賈 偉, 李建偉， 劉晶石， 龐立軍， 趙天驍

(1. 哈爾濱大電機(jī)研究所水力發(fā)電設(shè)備國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 哈爾濱，150040) (2. 清華大學(xué)理學(xué)院 北京，100084)

推力軸承試驗(yàn)臺異常振動故障診斷方法

賈 偉1, 李建偉1， 劉晶石1， 龐立軍1， 趙天驍2

(1. 哈爾濱大電機(jī)研究所水力發(fā)電設(shè)備國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 哈爾濱，150040) (2. 清華大學(xué)理學(xué)院 北京，100084)

針對某推力軸承試驗(yàn)臺運(yùn)行過程中的異常振動問題進(jìn)行了故障診斷研究。首先，基于快速傅里葉變換方法(fast Fourier transformation,簡稱FFT)，對實(shí)驗(yàn)臺的異常振動信號及其特征進(jìn)行了捕捉和提??；其次，從激振力、系統(tǒng)剛度、共振等因素對異常振動進(jìn)行了專家系統(tǒng)故障診斷，結(jié)合有限元分析的計(jì)算結(jié)果表明，轉(zhuǎn)頻與試驗(yàn)臺的動態(tài)特性發(fā)生耦合是誘發(fā)整個(gè)試驗(yàn)臺共振的根本原因，基于此原因?qū)υ囼?yàn)臺出現(xiàn)的3個(gè)異常振動特點(diǎn)進(jìn)行了解釋；最后，對試驗(yàn)臺局部進(jìn)行了優(yōu)化，以避免共振發(fā)生，優(yōu)化后的試驗(yàn)臺整體動態(tài)特性可以有效避開轉(zhuǎn)動頻率，測試結(jié)果顯示新試驗(yàn)臺在運(yùn)行工況范圍內(nèi)均不會出現(xiàn)較大的振動。

推力軸承試驗(yàn)臺； 異常振動； 時(shí)域分析； 共振； 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

引 言

推力軸承是水輪發(fā)電機(jī)組的關(guān)鍵部件之一，其動特性直接影響支撐轉(zhuǎn)子的振動特性，從而影響機(jī)組的可靠性和運(yùn)行穩(wěn)定性[1-6]。通常推力軸承承載的載荷較大，承載能力和潤滑條件是整個(gè)軸系中最薄弱的環(huán)節(jié)，因此研究可傾瓦推力軸承的動特性，對葉輪機(jī)械的設(shè)計(jì)、制造、維修以及故障診斷等具有重要意義[7-9]。目前，推力軸承振動特性的研究已經(jīng)取得了一定的成果。張青雷等[10]針對可傾瓦推力軸承進(jìn)行了激振頻率的動特性理論與試驗(yàn)研究。Mittwollen等[11]研究了推力軸承振動特性對轉(zhuǎn)子徑向振動狀態(tài)的影響,其研究重點(diǎn)關(guān)注的是推力軸承抵抗因轉(zhuǎn)子橫向振動導(dǎo)致的推力盤傾角擺度的能力。李忠等[12-14]建立了可傾瓦推力軸承油膜的準(zhǔn)靜態(tài)線性和非線性動力學(xué)模型，以此推導(dǎo)出 40 個(gè)油膜的線性和非線性剛度阻尼系數(shù)，研究了工況參數(shù)(速度、載荷和油溫)對可傾瓦推力軸承動特性系數(shù)的影響。Jiang 等[15-16]建立了流體動壓可傾瓦推力軸承的計(jì)算模型，并通過邊界元法求得其動特性系數(shù)，還研究了由推力軸承和徑向軸承共同支撐的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動特性。推力軸承試驗(yàn)臺動特性的研究理論和手段日趨成熟，為試驗(yàn)臺運(yùn)行過程中出現(xiàn)的振動問題的解決提供了依據(jù)。

為了能夠模擬所需軸承的實(shí)際運(yùn)行工況，檢測特定軸承在其極限工況下的性能及壽命，目前國內(nèi)外同行業(yè)均致力于深入研發(fā)動載軸承的專業(yè)試驗(yàn)臺，開發(fā)了多種型號的推力軸承試驗(yàn)臺。例如,美國SatCon公司研究了針對燃?xì)鉁u輪發(fā)動機(jī)的高速(50 kr/min)、高溫(600℃)磁懸浮軸承的軸承試驗(yàn)臺的可行性，開發(fā)了試驗(yàn)臺并完成了磁懸浮軸承性能測試任務(wù)[17-19]。發(fā)電設(shè)備制造企業(yè)為大型水力發(fā)電設(shè)備特別是三峽水電機(jī)組設(shè)計(jì)并研制的3 000 t推力軸承試驗(yàn)臺，是國內(nèi)最大的試驗(yàn)臺，其轉(zhuǎn)速為50～600 r/min，可為推力載荷在29.5 MN以下的推力軸承做真機(jī)模擬試驗(yàn)，為負(fù)荷在59 MN以下的推力軸承做單瓦全模擬試驗(yàn)[20]。

實(shí)際工業(yè)生產(chǎn)中推力軸承的運(yùn)行工況差別很大，推力軸承的性能測試往往需要專門設(shè)計(jì)的推力軸承試驗(yàn)臺。為實(shí)現(xiàn)對大負(fù)荷、低功耗、長壽命及抗沖擊等技術(shù)要求的軸承進(jìn)行性能測試，筆者針對某大型推力軸承試驗(yàn)臺在建設(shè)及軸瓦試驗(yàn)過程中出現(xiàn)的振動問題，通過仿真分析與現(xiàn)場實(shí)測，找到了產(chǎn)生振動的根源，指導(dǎo)結(jié)構(gòu)工程師提出新方案并進(jìn)行分析研究，為試驗(yàn)臺開發(fā)與設(shè)計(jì)提供理論與技術(shù)支持。

1 試驗(yàn)臺振動故障信號特征

1.1 試驗(yàn)方法

圖1 推力軸承試驗(yàn)臺測點(diǎn)分布圖Fig.1 Measuring points distribution graph of thrust bearing test rig

推力軸承試驗(yàn)臺系統(tǒng)結(jié)構(gòu)及測點(diǎn)布置如圖1所示。試驗(yàn)臺的最大轉(zhuǎn)速為1 500 r/min，采用變頻調(diào)速法，用變頻器和增速齒輪來實(shí)現(xiàn)試驗(yàn)臺在0～1 500 r/min內(nèi)變動。

試驗(yàn)臺的振動特征測試采用時(shí)頻分析方法，在推力頭、導(dǎo)軸承位置布置振動傳感器(低頻速度型)進(jìn)行振動信號拾取，利用OROS動態(tài)測試分析儀采集時(shí)域信號，經(jīng)快速傅里葉變換轉(zhuǎn)化為頻譜圖。OR35振動測試系統(tǒng)如圖2所示。通過頻譜特征分析，并結(jié)合試驗(yàn)臺的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)進(jìn)行異常振動特征識別。以空轉(zhuǎn)的方式，試驗(yàn)臺從靜止?fàn)顟B(tài)逐漸升至最大工作轉(zhuǎn)速1 500 r/min。

圖2 振動測試系統(tǒng)Fig.2 Vibration testing system

1.2 異常振動故障信號特征

全程跟蹤振動隨轉(zhuǎn)速的變化，升速過程中的振動速度峰峰值變化趨勢如圖3所示。由圖3可以看出，隨著轉(zhuǎn)速的提高，振動速度均有所波動，推力頭x向在轉(zhuǎn)速750 r/min工況時(shí)振動速度達(dá)到最大值，y向在轉(zhuǎn)速1 125 r/min工況時(shí)振動速度達(dá)到最大值，此時(shí)振動烈度為7.17 mm/s。導(dǎo)軸承振動趨勢與推力頭振動趨勢一致，推力頭振動位移及速度均大于導(dǎo)軸承。圖4為試驗(yàn)臺振動時(shí)域波形圖，圖5為振動頻譜圖。從圖5試驗(yàn)臺振動特性特征來看，振動信號主頻分別為12.5 Hz(與轉(zhuǎn)速750 r/min對應(yīng))和18.75 Hz(與轉(zhuǎn)速1 125 r/min對應(yīng))。

根據(jù)測試結(jié)果，該試驗(yàn)臺的振動出現(xiàn)了異常情況，主要表現(xiàn)在：a.振速峰峰值異常大，推力頭的振速最高達(dá)7.17 mm/s，遠(yuǎn)大于大型旋轉(zhuǎn)機(jī)械振動烈度標(biāo)準(zhǔn)值1.8 mm/s；b.試驗(yàn)臺出現(xiàn)啞鈴形振動時(shí)域波形圖；c.推力頭及導(dǎo)軸承的x向和y向振動趨勢不一致。

圖3 速度峰值隨轉(zhuǎn)速變化的趨勢圖Fig.3 Trend chart of velocity peak along with speed change

圖4 試驗(yàn)臺振動時(shí)域波形圖Fig.4 Time waveform of thrust bead of test rig

圖5 異常振動工況推力頭振動頻譜圖Fig.5 Vibration spectrum of thrust bead of test rig at abnormal vibration condition

2 振動故障診斷

對于推力軸承試驗(yàn)臺系統(tǒng)，振動方程可表示為

(1)

其中：F0為激振力幅值；ω為激勵(lì)的頻率；M為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；C為系統(tǒng)阻尼矩陣；K為系統(tǒng)剛度矩陣。

對推力軸承試驗(yàn)臺而言，此運(yùn)動方程的解可表示成

x=e-ζωnt(Acosωdt+Bsinωdt)+Xsin(ωt-φ)

(2)

運(yùn)動方程中的第1項(xiàng)是阻尼衰減振動，隨著時(shí)間的推移，這一項(xiàng)的振動會衰減至零。由式(2)可以看出，如果推力軸承試驗(yàn)臺系統(tǒng)振幅過大，可能有以下三方面的原因：外載荷很大；激振頻率與系統(tǒng)固有頻率接近；系統(tǒng)的剛度不足。下面從這三方面分析探討推力軸承試驗(yàn)臺異常振動產(chǎn)生的原因。

2.1 激振力因素

對于推力軸承試驗(yàn)臺，外部的激振主要是來自軸系和油膜。油膜對推力軸承試驗(yàn)臺產(chǎn)生的激振主要來自半速渦動以及油膜震蕩。從前面的測試結(jié)果來看，振動頻率與轉(zhuǎn)速一致，這就可以排除油膜半速渦動。而油膜震蕩發(fā)生后，震蕩頻率會被“鎖定”，測試結(jié)果中的振動隨轉(zhuǎn)速進(jìn)一步上升后出現(xiàn)了下降，且振動的主頻發(fā)生了變化，因此排除油膜震蕩產(chǎn)生大的激振力的可能性。

軸系帶給推力軸承試驗(yàn)臺的激振力可能有兩個(gè)方面，軸系存在大的不平衡量和軸系的臨界轉(zhuǎn)速。無論是機(jī)械不平衡還是電磁不平衡，隨著轉(zhuǎn)速的上升振動不會出現(xiàn)下降，而測試結(jié)果顯示在2個(gè)“共振轉(zhuǎn)速”后，振動都出現(xiàn)了明顯的下降，因此不平衡引起軸系對推力軸承試驗(yàn)臺大的激振的可能性也可以排除。最后一個(gè)需要確定的是臨界轉(zhuǎn)速引起大的激振的可能性。由于試驗(yàn)臺屬于柔性軸，啟停機(jī)過程中可能通過1階臨界轉(zhuǎn)速，因此，對軸系進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速分析，計(jì)算中考慮陀螺效應(yīng)。計(jì)算結(jié)果如表1所示。從表1中可以得出，1階臨界轉(zhuǎn)速為948r/min，說明試驗(yàn)臺運(yùn)行工況需要通過1階臨界轉(zhuǎn)速，在試驗(yàn)臺升速過程中，達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速時(shí)會引起激振力增大，使試驗(yàn)臺振動幅值增大，試驗(yàn)臺出劇烈振動，這可能是引起試驗(yàn)臺振動的原因。但通過比較臨界轉(zhuǎn)速與運(yùn)行工況轉(zhuǎn)速，均避開20%范圍以上，故可以排除軸臨界轉(zhuǎn)速共振是引起試驗(yàn)臺異常振動的原因。需要注意的是，在運(yùn)行過中應(yīng)快速通過臨界轉(zhuǎn)速，避免長時(shí)間在臨界轉(zhuǎn)速附近運(yùn)行。

表1 軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算結(jié)果

2.2 系統(tǒng)剛度因素

支承剛度用有限元程序進(jìn)行計(jì)算，選取整個(gè)支架作為計(jì)算模型，約束試驗(yàn)臺底面螺栓把合處節(jié)點(diǎn)所有自由度方向。設(shè)總徑向力F0為1×106N，在導(dǎo)軸承支撐環(huán)板的內(nèi)側(cè)節(jié)點(diǎn)處R方向上按余弦分布規(guī)律加徑向力，求得結(jié)構(gòu)徑向變形θ，則徑向剛度為K=P/θ(N/mm)。

原結(jié)構(gòu)的軸承徑向剛度分別為

其中：K1，K2，K3分別為試驗(yàn)臺上部、中部、下部的徑向剛度。

目前，推力軸承試驗(yàn)臺徑向剛度沒有量化的評判標(biāo)準(zhǔn)，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，試驗(yàn)臺徑向剛度在1.0×106～1.5×106N/mm范圍內(nèi)可滿足設(shè)計(jì)要求，因此判斷試驗(yàn)臺徑向剛度較為偏弱。如果試驗(yàn)臺的剛度不足，其在整個(gè)轉(zhuǎn)速域下振動都會較大，且隨轉(zhuǎn)速的增加振動呈線性增長趨勢，而不會出現(xiàn)試驗(yàn)臺只是在2個(gè)轉(zhuǎn)速下振動較大的情形。因此，可斷定試驗(yàn)臺系統(tǒng)剛度不足不是試驗(yàn)臺異常振動的根本原因。

2.3 存在共振因素

為分析試驗(yàn)臺振動規(guī)律，用有限元方法和試驗(yàn)的方法對試驗(yàn)臺系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析。在計(jì)算中，考慮實(shí)際運(yùn)行過程中油槽的油質(zhì)量、軸承及相關(guān)部件質(zhì)量因素對固有頻率的影響。設(shè)定沿軸承支架短邊向?yàn)檎裥蛒向，長邊向?yàn)檎裥蛓向，試驗(yàn)臺立軸方向?yàn)閦向，得出試驗(yàn)臺前6階模態(tài)振型如表2所示。經(jīng)測試分析得到試驗(yàn)臺工作狀態(tài)下的前6階模態(tài)振型結(jié)果如表3所示。

表2試驗(yàn)臺前6階固有頻率及振型計(jì)算結(jié)果

Tab.2Thecalculationresultofthefirstsixordernaturalfrequencyandvibrationmode

階數(shù)固有頻率/Hz振型方向17．6順時(shí)扭轉(zhuǎn)xy29．5逆時(shí)扭轉(zhuǎn)xy313．01階擺動x419．02階擺動y547．11階軸向z653．52階軸向z

表3試驗(yàn)臺前6階固有頻率測試結(jié)果

Tab.3Thetestresultofthefirstsixordernaturalfrequencyandvibrationmode

階數(shù)固有頻率/Hz振型17．8扭轉(zhuǎn)29．9扭轉(zhuǎn)313．3擺動419．5擺動547．8軸向655．9軸向

比較表2和表3數(shù)據(jù)，試驗(yàn)臺的固有頻率有限元計(jì)算值和試驗(yàn)實(shí)測值的相對誤差在5%以內(nèi)，有限元計(jì)算的振型和試驗(yàn)實(shí)測的振型基本一致。與試驗(yàn)實(shí)測值相比，有限元計(jì)算值偏小，這是由于有限元計(jì)算中選取約束螺栓孔處節(jié)點(diǎn)自由度的邊界條件比實(shí)際情況偏弱，使得試驗(yàn)臺整體剛度降低所造成的。從模態(tài)分析結(jié)果(表2)可以看出，試驗(yàn)臺振動以扭轉(zhuǎn)振動和擺動振動為主。軸承在試驗(yàn)臺測試過程中，較大的擺動振動會導(dǎo)致油膜不均勻而致使軸瓦發(fā)生磨損或斷裂，這說明擺動振動是引起試驗(yàn)臺振動的主要振源。試驗(yàn)臺的第3階x向擺動模態(tài)頻率13.0 Hz和第4階y向擺動頻率19.0 Hz與試驗(yàn)臺750 r/min和1 125 r/min的轉(zhuǎn)頻基本重合，故可以斷定異常振動是轉(zhuǎn)頻與試驗(yàn)臺固有頻率耦合引發(fā)共振造成的。

另外，推力軸承試驗(yàn)臺振動時(shí)域波形呈現(xiàn)中間幅值大兩端幅值小的啞鈴形，是典型的共振拍振波形，此振動特征與試驗(yàn)臺13 Hz和19 Hz兩個(gè)振區(qū)相吻合。

圖6 推力軸承試驗(yàn)臺振型圖Fig.6 Vibration mode of thrust bearing test rig

此外，兩個(gè)振區(qū)振型分別為x向擺動與y向擺動，如圖6所示。從振型圖中可以看出，模態(tài)頻率為13 Hz時(shí)試驗(yàn)臺主要以x向振動為主，此時(shí)的y向振動相對較??；而模態(tài)頻率為19 Hz時(shí)試驗(yàn)臺的振動則相反，y向的振動為主，x向振動相對較小。試驗(yàn)臺的這種振動特性與推力頭及導(dǎo)軸承的振動速度峰峰值變化相一致，可以斷定試驗(yàn)臺共振區(qū)的模態(tài)振型是推力頭及導(dǎo)軸承x向和y向振動趨勢不一致的根本原因。

2.4 諧響應(yīng)分析

為進(jìn)一步分析推力軸承試驗(yàn)臺在主軸運(yùn)轉(zhuǎn)的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)中產(chǎn)生持續(xù)的周期響應(yīng)，獲得試驗(yàn)臺在不同頻率下的響應(yīng)，分析試驗(yàn)臺的持續(xù)動力特性，進(jìn)而找出試驗(yàn)臺異常振動的原因，因此對試驗(yàn)臺進(jìn)行諧響應(yīng)分析。

圖7為不同頻率下試驗(yàn)臺推力頭及導(dǎo)軸承對應(yīng)試驗(yàn)測點(diǎn)的振速響應(yīng)。由圖7可以看出，推力頭及導(dǎo)軸承x向出現(xiàn)13和19 Hz的振速峰值，y向在19 Hz出現(xiàn)了振速峰值。

圖7 試驗(yàn)臺對應(yīng)測點(diǎn)的頻譜-振速曲線Fig.7 Frequency-vibration velocity curve of test rig components

通過以上分析，可確認(rèn)激振頻率與13和19 Hz值接近時(shí)將引發(fā)試驗(yàn)臺x，y向劇烈振動，從而引發(fā)試驗(yàn)臺共振。振動異常的750和1 125 r/min工況轉(zhuǎn)率分別為12.5和18.75 Hz，恰好與峰值頻率相吻合，這充分說明在750 r/min和1 125 r/min工況下，異常振動正是轉(zhuǎn)頻與試驗(yàn)臺的動態(tài)特性發(fā)生耦合誘發(fā)試驗(yàn)臺共振所引起的。

3 故障處理方案及效果

3.1 處理方案

通過上述分析可以知道，出現(xiàn)的異常振動是試驗(yàn)臺動態(tài)特性與激振頻率發(fā)生耦合誘發(fā)試驗(yàn)臺共振所引起的。筆者提出通過將推力頭和油槽支架間增加筋板、試驗(yàn)臺外側(cè)增加工字鋼支撐等提高系統(tǒng)剛度，以及增加質(zhì)量塊降低試驗(yàn)臺固有頻率等方案，但均沒有實(shí)現(xiàn)避開激振頻率的目的。試驗(yàn)臺整體剛度主要由其整體結(jié)構(gòu)所決定的，將試驗(yàn)臺安置在推力支架上，增加了試驗(yàn)臺整體高度，這是提高試驗(yàn)臺整體剛度避開激振頻率方案失敗的主要原因。解決異常振動的最有效的方法就是解決試驗(yàn)臺系統(tǒng)剛度問題，提出以下方案：a.降低試驗(yàn)臺推力支架高度，增加其軸向支撐；b.將油槽支架和推力頭支架更改為剛度更高的箱式結(jié)構(gòu)。結(jié)構(gòu)簡圖如圖8所示。

圖8 推力軸承試驗(yàn)臺幾何結(jié)構(gòu)圖Fig.8 The geometric structure graph of thrust bearing test rig

為驗(yàn)證新結(jié)構(gòu)振動特性，運(yùn)用ANSYS軟件對新結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，結(jié)果如表4所示。由表4可以看出，新試驗(yàn)臺系統(tǒng)的振型主要以整體振型為主，相對原試驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)減少了局部扭轉(zhuǎn)振型，前2階擺動振型的固有頻率值有了明顯的提高。新試驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)振型方向?yàn)閤向的最小頻率值為49.8 Hz，y向的最小頻率值為53.1 Hz，而對于試驗(yàn)臺6種運(yùn)行工況，最大轉(zhuǎn)頻為25 Hz。因此，轉(zhuǎn)頻與試驗(yàn)臺動態(tài)特性不會發(fā)生耦合而引起結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的共振。

表4 固有頻率計(jì)算結(jié)果

3.2 效 果

對新試驗(yàn)臺進(jìn)行測試分析，在所有運(yùn)行工況中結(jié)構(gòu)系統(tǒng)都沒有出現(xiàn)異常振動，各部件振動擺度值明顯下降，試驗(yàn)臺運(yùn)行平穩(wěn)。圖9為試驗(yàn)臺振動速度峰峰值隨轉(zhuǎn)速變化趨勢圖。圖10為試驗(yàn)臺振動時(shí)域波形圖。

圖9 速度峰值隨轉(zhuǎn)速變化趨勢圖Fig.9 Trend chart of velocity peak along with speed change

圖10 試驗(yàn)臺振動時(shí)域波形圖Fig.10 Time waveform of thrust bead of test rig

4 結(jié) 論

1) 結(jié)合專家故障診斷系統(tǒng)，排除了激振力過大或系統(tǒng)剛度不足等因素，結(jié)合有限元仿真計(jì)算，認(rèn)為試驗(yàn)臺在750和1 125 r/min兩種工況下的轉(zhuǎn)頻與其動態(tài)特性發(fā)生耦合，是誘發(fā)整個(gè)試驗(yàn)臺共振的根源。

2) 在認(rèn)定共振發(fā)生的情況下，對試驗(yàn)臺運(yùn)行過程中出現(xiàn)的3個(gè)異常振動特征進(jìn)行了解釋。

3) 鑒于試驗(yàn)臺出現(xiàn)的共振現(xiàn)象，通過改變系統(tǒng)剛度或改變結(jié)構(gòu)質(zhì)量，優(yōu)化各部件結(jié)構(gòu)的新設(shè)計(jì)方案，經(jīng)計(jì)算以及試驗(yàn)驗(yàn)證，該方案的整體動態(tài)特性可以有效避開運(yùn)行范圍內(nèi)的轉(zhuǎn)頻，在所有運(yùn)行工況范圍內(nèi)均不會發(fā)生共振現(xiàn)象。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2017.06.005

中國博士后科學(xué)基金資助項(xiàng)目(2015M581426)

2016-12-08；

2017-03-14

TH113.1

賈偉，男，1985年9月生，碩士、工程師。主要研究方向?yàn)檎駝訙y試與強(qiáng)度分析。曾發(fā)表《抽水蓄能電站水泵水輪機(jī)的動靜干涉與振動分析》(《振動工程學(xué)報(bào)》2014年第27卷第4期)等論文。

E-mail：jiawei.best@163.com