立式異步雙速水泵電機軸承振動原因分析

張 菁

(上海電氣集團上海電機廠有限公司，上海 200240)

0 引言

工業(yè)上有時需要電機能雙速運行，例如立式異步雙速水泵電機就是根據(jù)業(yè)主供水需求，在兩種轉速下驅動運行水泵負載。這種一機兩轉速的運轉方式，可以節(jié)省變頻器的投入、使用和維護，節(jié)省成本。電機在設計上是可以實現(xiàn)此種功能的。這類雙速電機的一個顯著結構特點是在一套定子繞組中要分別引出兩套接線方式，且力求每套繞組的接線使電機的三相磁勢平衡，并且互成120°，從而合成旋轉磁場。定子繞組為實現(xiàn)上述功能，需在一套繞組上采用傅里葉波形分解公式將繞組接線分散開，由此勢必造成電機每極磁勢非正諧形狀，電機定、轉子中容易產(chǎn)生諧波。產(chǎn)生的諧波轉矩容易造成電機運行時電機轉矩的波動。另外，這種接線方式在工藝上無法保證電機三相磁勢絕對的中心對稱平衡，因此電機存在三相磁勢平衡的離散性概率，產(chǎn)生的振動會成為一個振動激勵源，嚴重時甚至引起轉子振動超標。這是該類型電機的典型特征。另外，立式雙速水泵電機在帶水泵負載運行時，電機設計初始應考慮水泵葉片數(shù)、電機推力軸承受力工況、電機轉速、電機推力軸承支架結構強度等問題，系統(tǒng)性的設計電機各部件間的組合。根據(jù)某發(fā)電廠循泵立式異步雙速電機YLKS1800-18P/20P 6 200/4 500 kW 10 kV案例，介紹該電機運行過程中遇到的系統(tǒng)性振動問題及解決方案。

1 電機運行狀況

電動機在出廠試驗時，高速運行振速為0.7 mm/s、低速運行振速為1.2 mm/s，符合國標GB/T 10068中規(guī)定的≤2.3 mm/s。電機在現(xiàn)場單機振動情況和帶載低速298 r/min運行時振動情況均良好。但電機在帶載高速331 r/min運行時，電機上機架推力軸承垂直方向振動超標，振動情況如下：

(1) 電機并泵運行在高速331 r/min，揚程H=29 m左右，上軸承振動垂直40～80 μm，偶爾90～100 μm，水平方向20 μm。測得數(shù)據(jù)(見表1)。

表1 電機并泵運行時振動數(shù)據(jù)

(2) 電機外殼振動特別大，電機架上法蘭處振動卻不到10 μm。

(3) 出口壓力頻譜基本為22 Hz，振動頻譜不明顯，分布在5 Hz左右。

(4) 電機上機架推力軸承支架Z軸方向，振動成周期性振動，振動值時大時小，高時超過80 μm，低時40 μm。

2 電機帶載上機架推力軸承支架固有頻率現(xiàn)場測振

電機上機架推力軸承支架固有頻率測振位置(見圖1)。

圖1 測振位置示意圖

3 電機帶載運行在高速時振動原因

帶載運行60 min后，在上機架推力軸承支架Z軸位置處測得支架固有頻率21.94 Hz，電機高速331 r/min，331 r/60 s=5.51 Hz。根據(jù)業(yè)主反饋，該水泵采用4葉泵，因此水泵激振頻率為5.51 Hz×4=22.04 Hz。而循泵電機上機架的固有頻率21.94 Hz與22.04 Hz頻率非常接近。故振動原因為水泵葉片產(chǎn)生的激振頻率在額定工況時與電機上機架的固有頻率相接近(共振現(xiàn)象)。上機架推力軸承支架的振動傳遞到電機機座，下導軸承與電機機座剛性連接，也受振動干擾，產(chǎn)生振動加強現(xiàn)象。

4 電機推力軸承支架和下機架原圖結構分析

4.1 電機推力軸承支架原圖(見圖2)

圖2 原推力軸承支架圖

4.2 上機架原圖模型有限元分析

轉子用點質(zhì)量代替16 100 kg，轉子軸向拉力64 000 kg(包括轉子重量、水泵推力、水泵轉子重量)，模型受力后軸向變形。經(jīng)分析為0.97 mm，原水泵業(yè)主要求支架在受力后形變小于1 mm，符合設計要求。

4.3 電機下機架原圖(見圖3)

圖3 原下機架結構圖

4.4 下機架原圖模型有限元分析

分析模型由部分機座和下端蓋組成，滾動軸承質(zhì)量施加于下端蓋內(nèi)圓處。

分析采用的有限元模型(見圖4)，模型中基本采用了高階單元SOLID186，以保證計算結果的精度，模型中機座與下端蓋之間采用bonded接觸關系。

圖4 有限元模型

分析模型的材料屬性(見表2)。

表2 材料屬性

邊界條件為固定約束分析模型的外圓面，該約束方式可能會導致分析結果中下端蓋固有頻率偏高。

采用Block Lanczos法對分析模型進行模態(tài)求解，提取前3階模態(tài)，分析結果(見表3)。

表3 模態(tài)分析結果

5 電機推力軸承支架和下機架改進后結構分析

5.1 推力軸承支架改進后的結構(見圖5)

圖5 推力軸承支架改進結構圖

5.2 推力軸承支架改進后有限元分析

(1) 對上機架下板厚75 mm、上板厚50 mm，另外增加8根支撐筋板方案的結構模型進行分析，分析模型(見圖6)。軸承及轉子的質(zhì)量均布施加于上表面。

圖6 分析模型

(2) 有限元模型

分析采用的有限元模型(見圖7)。模型中基本采用了高階單元SOLID186，以保證計算結果的精度。模型中零件之間采用bonded綁定連接。

圖7 有限元模型

分析模型的材料屬性(見表4)。

表4 材料屬性

(3) 邊界條件及載荷

固定約束上機架與機座的壓緊配合面，在靜力分析中施加重力加速度載荷，詳情(見圖8)。

圖8 邊界條件及載荷

(4) 模態(tài)分析結果

分析采用Block Lanczos法對分析模型進行模態(tài)求解，提取前3階模態(tài)，固有頻率分析結果(見表5)。

表5

(5) 剛度分析結果

對分析模型進行靜力計算，得到支架在轉子重力作用下的軸向變形，分析結果顯示，上機架結構變形為0.167 mm。結構示意圖(見圖9)。

圖9 上機架軸向變形

(6) 小結

通過對比分析，增加上板厚度和增加兩圓盤間的筋的數(shù)量，提高了推力軸承支架固有頻率和剛度水平。

注：以上分析未考慮機座及基礎對上機架模態(tài)和剛度的影響。

5.3 下機架改進(見圖10)

圖10 下機架改進結構圖

5.4 下機架有限元分析

(1) 改進后下機架的固有頻率為29 Hz。理論模型作了簡化處理，相應軸向振型(見圖11)。

圖11 軸向振型分析

(2) 下機架增加撐筋及將端蓋開窗設為3個圓孔后，其剛性得到提高，固有頻率有所增加。

6 改進后電機運行狀況

(1) 電機上、下支架改進后帶水泵負載運行在高速331 r/min時，現(xiàn)場測振反饋：

揚程H=29 m左右，上軸承振動垂直20～30 μm，偶爾30～40 μm，水平方向20 μm。測得數(shù)據(jù)(見表8)。

表8 改進后測得振動數(shù)據(jù)

(2) 從上述現(xiàn)場測振結果來看，振動情況大大改善，推力軸承支架的振動數(shù)據(jù)中仍存在周期性振動時大時小現(xiàn)象，只不過幅度已經(jīng)很細小，說明電機的共振現(xiàn)象已經(jīng)減弱，但并未完全消除。原因在于電機上、下支架雖然結構上有了一定改變，經(jīng)有限元分析，避開了水泵的激振頻率22.04 Hz。原則上電機推力軸承支架與機座剛性連接后的固有頻率應與水泵激振頻率偏離20%以上，即26.45 Hz以上或者17.63 Hz以下，才能有效避開共振點，但實際上有限元分析的模型設置參數(shù)、邊界條件的設置等都是在理想化模型基礎上做的分析，比起現(xiàn)場的復雜工況來說，會存在一定的偏差，甚至誤導改進措施。另外現(xiàn)場檢測電機推力軸承支架的固有頻率是在和電機機座剛性連接后測得整體頻率，與單獨測試支架的頻率會有偏差。但是總體上該改進措施起到了一定的效果，避免了共振引起對現(xiàn)場設備的損害。

7 結論

大型立式異步水泵電機設計時，應考慮水泵類型，像上述文中水泵推力由電機上機架推力軸承承受時，應與水泵方進行技術溝通，了解水泵的葉片數(shù)量，水泵的類型，在大型大容量的水泵電機上，這類共振現(xiàn)象比較少見，原因在于大型推力軸承設計時支架結構的固有頻率相對較大，剛度也高，出現(xiàn)這種現(xiàn)象屬概率性事件比較大。為了避免類似情況發(fā)生，在電機設計時，不能單從電機本體滿足轉矩及其他性能輸出要求，還應系統(tǒng)性的考慮設計需求。尤其是隨著變頻器的發(fā)展，很多泵站開始采用變頻調(diào)速理念，電機的轉速范圍將變大，此時水泵推力的激振頻率范圍也變大，在電機與水泵配套時，還要考慮水泵與電機連接后的系統(tǒng)性問題。將電機設計性能、結構等做進一步的優(yōu)化和核算，才能確保電機的安全穩(wěn)定運行。