王 婷，劉明軍，吳志強

(1.上海交通大學，上海 200240;2.浙江浙能北侖發(fā)電有限公司，浙江 寧波 315800;3.國電浙江北侖第一發(fā)電有限公司，浙江 寧波 315800)

隨著變頻技術的成熟，許多火電機組在技術改造中，將凝泵由原來的定速運行泵，改造為變頻無級調(diào)節(jié)運行泵，這樣可以降低泵的用電量，減少運行中的節(jié)流損失，實現(xiàn)節(jié)能的目的[1]。例如某公司通過采用1臺變頻器控制一用一備的2臺水泵變頻技術，不僅節(jié)約50%以上的投資，還具有控制回路簡單、安全可靠性高、運行維護方便的優(yōu)點[2]。華能威海電廠采用變頻技術獲得了非?？捎^的經(jīng)濟效益，負荷率越低，取得的經(jīng)濟效益越高[3]。變頻改造中應注意的問題:(1)設備選型問題;(2)旁路設計問題;(3)變頻器散熱問題;(4)定期工作問題[4]。

某電廠3號機凝結水泵3A于2008年進行了變頻改造，在改造后的變頻調(diào)試中，振動隨其轉速有所變化，振動明顯增加區(qū)域是850～900 r/min?？紤]到這個轉速區(qū)間是凝泵變頻運行的最常用的轉速范圍，在這種情況下長期運行，會給凝泵帶來很大的危險，因此要解決在該轉速范圍內(nèi)振動值過大的問題。引起水泵振動的原因一般可分為:(1)機械原因引起的振動[5]，一般為量不平衡和安裝質(zhì)量不平衡[6];(2)水力原因引起的振動[7];(3)電磁力引起的振動[8]。該發(fā)電廠立式多級凝結水泵組振動問題通過現(xiàn)場實地測量，分析得出引起凝結水泵振動的具體原因:(1)二次灌漿存在缺陷;(2)泵支撐法蘭臺板剛度欠佳[9]。

1 振動分析

該電廠變頻改造后振動測試發(fā)現(xiàn)北南向振動明顯增大，最高的位移振動峰峰值達到204 μm，轉速在900 r/min，實測數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 2008年變頻改造后調(diào)試振動數(shù)據(jù) (單位:μm)

由于轉速750～900 r/min是變頻運行的主要區(qū)域，無法避開，因此850～900 r/min之間的過大振動會給凝泵帶來很大的危害，必須解決。針對凝泵3A存在振動問題，2010年檢修時對其進行了解體檢修，發(fā)現(xiàn)下橡膠軸承磨損嚴重，其余部件情況良好，在更換該軸承后裝復，但調(diào)試情況仍然不是很理想，在轉速880 r/min時振動位移峰值達到252 μm，具體數(shù)據(jù)如表2所示。

從表2的振動測試數(shù)據(jù)可以看出，該泵存在共振現(xiàn)象;泵轉動部件振動幅值不大，可安全運行;從電機驅動端筒體振動數(shù)據(jù)看，存在兩個共振峰，第一共振峰轉速低于780 r/min，而第二共振峰轉速為880 r/min，在其余轉速范圍內(nèi)，泵體振動趨于正常值且穩(wěn)定。

針對凝結水泵3A的振動問題，現(xiàn)場經(jīng)過檢修，基本排除了由泵體本身引起的振動因素，但是轉子－軸承－基礎系統(tǒng)共振現(xiàn)象仍然存在，因此為了避免變頻器的工作頻率進入凝泵固有頻率區(qū)域引起共振現(xiàn)象，擬采用改變筒體固有頻率來強化基座筒體剛度的方法以提高筒體的固有頻率而避開共振區(qū)[10]，以使泵在變頻運行范圍內(nèi)能夠避開基座筒體的固有頻率，從而在工作轉速下能正常運行。

表2 2010年凝泵3A大修后振動數(shù)據(jù) (單位:μm)

2 模態(tài)計算分析

為了改變筒體本身固有頻率以避開變頻運行范圍，電廠曾經(jīng)增加四根豎筋，但沒有任何變化，為了有的放矢的改造，使得改造效果更好，所以本次改造之前先進行理論建模計算分析，然后選取效果較好且便于實施的方案進行改造。

模態(tài)分析采用ANSYS軟件對基座桶體進行建模，然后對基座筒體避開變頻運行區(qū)域內(nèi)共振的加固措施進行方案篩選，以指導改造實施，減少改造的盲目性。模態(tài)分析屬于動力學問題，描述其系統(tǒng)的運動通用方程可以由式(1)表示

式中M——系統(tǒng)的質(zhì)量;

C——系統(tǒng)的阻尼;

K——系統(tǒng)的剛度矩陣;

Z——廣義坐標;

F——系統(tǒng)上的廣義外力。

在本系統(tǒng)分析中由于內(nèi)部的阻尼很小，又不存在廣義外力，因此C和F為零。

該凝結水泵屬于立式泵，是懸掛在一個筒式支座上，水泵本體對泵的筒式支座剛度沒有影響，但泵體的質(zhì)量對筒體的自振頻率是有影響的。因此在進行泵的筒體模態(tài)分析時，考慮了水泵的質(zhì)量載荷對筒體的影響。凝泵支座筒體材質(zhì)為鋼，其物性參數(shù)為:密度 7 800 kg/m3，彈性模量2.11 ×1011Pa，泊松比為0.3;水泵的質(zhì)量為32 200 kg(圖紙?zhí)峁?;位移邊界條件:支座底部位移約束為零，其余為自由邊界。

通過對凝結水泵3A進行簡化，得到的原始模型如圖1所示。對該模型采用ANSYS軟件的自由網(wǎng)格劃分，該模型具有節(jié)點數(shù)目263 903個，網(wǎng)格顯示如圖2所示。

圖1 原始模型

圖2 原始模型網(wǎng)格圖

通過對原始模型進行模態(tài)分析后得到，南北向和東西向的固有頻率分別是14.8 Hz和14.31 Hz，如表3所示，對應的臨界轉速為 888 r/min和858 r/min，和南北向實測的臨界速880基本一致，誤差在1%以下，這說明所建的力學模型是正確的。

表3 原始模型一階固有頻率

3 凝泵治理改造過程

原始模型雖然增加了垂直的四條豎筋，但是筋板沒有全部緊固在上法蘭上，所以對于筒體的剛度影響很小(僅增加了一點質(zhì)量)。為了增加筒體的固有頻率，設計的思路是加強筒體垂直方向上的剛度，為此設計了19個方案，主要是分析筋板的厚度以及上法蘭對筋板壓緊的方法對模態(tài)的影響情況。

通過對不同方案的對比，發(fā)現(xiàn)支撐筒體的剛度下降是由筒體上的開孔所致，因此在對筒體加強時特別關注對筒體上所開的圓孔和方孔進行加固。在圓孔和方孔對應兩邊加豎筋，以增加垂直剛度，上法蘭處加八只耳朵(上法蘭連接加強筋板的突出體)壓緊豎筋以達到加固的效果。最終選擇的加固方式如圖3的改造模型，該模型計算筒體固有頻率北南向是 18.55 Hz，對應的北南向共振峰轉速為1 113 r/min，應該能避開850 r/min到900 r/min的變頻運行區(qū)域，因為這個轉速區(qū)間是凝泵變頻運行的最常用的轉速范圍。

電廠按照該方案進行了改造，改造后北南向的振動頻率由原來的880 r/min提高到980 r/min，最高的位移振動峰峰值為167 μm。改造后的實測數(shù)據(jù)如表4所示。

表4 改造后凝泵3A變頻試轉情況(單位:μm)

由計算值和測量值的對比可以發(fā)現(xiàn)，改造所用的模型其理論計算值北南向的共振峰轉速為1 113 r/min，但實測結果是980 r/min，為理論計算固有頻率的88.1%;這說明計算結果與實際改造后效果有一定的差距，產(chǎn)生這種現(xiàn)象的主要原因是理論計算模型和實際改造之間存在一定的模型差異，因此實際凝泵支座筒體剛度增加量達不到理論計算值，導致實測的共振峰轉速小于理論計算值，這一結論和類比數(shù)據(jù)為以后計算結果與實際效果預測提供了參考。

從本次測試數(shù)據(jù)和頻譜分析結果可以發(fā)現(xiàn):(1)筒體南北向有兩個頻譜線，第一頻譜在轉速770 r/min左右，結合以前的測試數(shù)據(jù)，可以確定這個是電機和泵的軸系臨界轉速，它不隨筒體的固有頻率的改變而改變;而主要的譜線為共振峰轉速即筒體的固有頻率轉速980 r/min;(2)筒體在990 r/min(改造后筒體固有頻率)下運行，其振動峰峰值最大值在170 μm左右，比改造前筒體固有頻率880 r/min下的振動幅值下降了35%左右。這說明振動治理是有效果的;

通過加固措施，最終凝泵北南向的共振峰轉速移到了980 r/min，在850 r/min到900 r/min的變頻運行轉速范圍內(nèi)振動明顯下降，可長期安全運行。這樣解決了凝泵3A在850 r/min到900 r/min轉速下振動過大的問題，基本達到目的要求。

4 結論

本文采用ANSYS模態(tài)分析作為理論指導，通過加固的辦法進行調(diào)頻，充分提高筒體結構剛度，保證變頻范圍的振動尖峰不至于過大。通過結構方面的優(yōu)化使凝泵能在變頻轉速范圍內(nèi)安全工作，以達到預期的目的。同時也避免了現(xiàn)場加工的盲目性，節(jié)省了大量的人力和物力。

由于該廠的泵和電機以及基礎經(jīng)過檢修檢查認為均合格，所以本文采取的是改變或避開共振區(qū)域的辦法，但是尋找共振原因還是需要在以后的凝泵檢修過程中予以關注。通過本文凝結水泵變頻改造后多個轉速下振動超標的治理，積累了經(jīng)驗，為變頻改造后的機組振動處理提供切實可行的辦法，可以為其它電廠的改造提供寶貴的借鑒。

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