立式异步双速水泵电机轴承振动原因分析

张 菁

(上海电气集团上海电机厂有限公司，上海 200240)

0 引言

工业上有时需要电机能双速运行，例如立式异步双速水泵电机就是根据业主供水需求，在两种转速下驱动运行水泵负载。这种一机两转速的运转方式，可以节省变频器的投入、使用和维护，节省成本。电机在设计上是可以实现此种功能的。这类双速电机的一个显著结构特点是在一套定子绕组中要分别引出两套接线方式，且力求每套绕组的接线使电机的三相磁势平衡，并且互成120°，从而合成旋转磁场。定子绕组为实现上述功能，需在一套绕组上采用傅里叶波形分解公式将绕组接线分散开，由此势必造成电机每极磁势非正谐形状，电机定、转子中容易产生谐波。产生的谐波转矩容易造成电机运行时电机转矩的波动。另外，这种接线方式在工艺上无法保证电机三相磁势绝对的中心对称平衡，因此电机存在三相磁势平衡的离散性概率，产生的振动会成为一个振动激励源，严重时甚至引起转子振动超标。这是该类型电机的典型特征。另外，立式双速水泵电机在带水泵负载运行时，电机设计初始应考虑水泵叶片数、电机推力轴承受力工况、电机转速、电机推力轴承支架结构强度等问题，系统性的设计电机各部件间的组合。根据某发电厂循泵立式异步双速电机YLKS1800-18P/20P 6 200/4 500 kW 10 kV案例，介绍该电机运行过程中遇到的系统性振动问题及解决方案。

1 电机运行状况

电动机在出厂试验时，高速运行振速为0.7 mm/s、低速运行振速为1.2 mm/s，符合国标GB/T 10068中规定的≤2.3 mm/s。电机在现场单机振动情况和带载低速298 r/min运行时振动情况均良好。但电机在带载高速331 r/min运行时，电机上机架推力轴承垂直方向振动超标，振动情况如下：

(1) 电机并泵运行在高速331 r/min，扬程H=29 m左右，上轴承振动垂直40～80 μm，偶尔90～100 μm，水平方向20 μm。测得数据(见表1)。

表1 电机并泵运行时振动数据

(2) 电机外壳振动特别大，电机架上法兰处振动却不到10 μm。

(3) 出口压力频谱基本为22 Hz，振动频谱不明显，分布在5 Hz左右。

(4) 电机上机架推力轴承支架Z轴方向，振动成周期性振动，振动值时大时小，高时超过80 μm，低时40 μm。

2 电机带载上机架推力轴承支架固有频率现场测振

电机上机架推力轴承支架固有频率测振位置(见图1)。

图1 测振位置示意图

3 电机带载运行在高速时振动原因

带载运行60 min后，在上机架推力轴承支架Z轴位置处测得支架固有频率21.94 Hz，电机高速331 r/min，331 r/60 s=5.51 Hz。根据业主反馈，该水泵采用4叶泵，因此水泵激振频率为5.51 Hz×4=22.04 Hz。而循泵电机上机架的固有频率21.94 Hz与22.04 Hz频率非常接近。故振动原因为水泵叶片产生的激振频率在额定工况时与电机上机架的固有频率相接近(共振现象)。上机架推力轴承支架的振动传递到电机机座，下导轴承与电机机座刚性连接，也受振动干扰，产生振动加强现象。

4 电机推力轴承支架和下机架原图结构分析

4.1 电机推力轴承支架原图(见图2)

图2 原推力轴承支架图

4.2 上机架原图模型有限元分析

转子用点质量代替16 100 kg，转子轴向拉力64 000 kg(包括转子重量、水泵推力、水泵转子重量)，模型受力后轴向变形。经分析为0.97 mm，原水泵业主要求支架在受力后形变小于1 mm，符合设计要求。

4.3 电机下机架原图(见图3)

图3 原下机架结构图

4.4 下机架原图模型有限元分析

分析模型由部分机座和下端盖组成，滚动轴承质量施加于下端盖内圆处。

分析采用的有限元模型(见图4)，模型中基本采用了高阶单元SOLID186，以保证计算结果的精度，模型中机座与下端盖之间采用bonded接触关系。

图4 有限元模型

分析模型的材料属性(见表2)。

表2 材料属性

边界条件为固定约束分析模型的外圆面，该约束方式可能会导致分析结果中下端盖固有频率偏高。

采用Block Lanczos法对分析模型进行模态求解，提取前3阶模态，分析结果(见表3)。

表3 模态分析结果

5 电机推力轴承支架和下机架改进后结构分析

5.1 推力轴承支架改进后的结构(见图5)

图5 推力轴承支架改进结构图

5.2 推力轴承支架改进后有限元分析

(1) 对上机架下板厚75 mm、上板厚50 mm，另外增加8根支撑筋板方案的结构模型进行分析，分析模型(见图6)。轴承及转子的质量均布施加于上表面。

图6 分析模型

(2) 有限元模型

分析采用的有限元模型(见图7)。模型中基本采用了高阶单元SOLID186，以保证计算结果的精度。模型中零件之间采用bonded绑定连接。

图7 有限元模型

分析模型的材料属性(见表4)。

表4 材料属性

(3) 边界条件及载荷

固定约束上机架与机座的压紧配合面，在静力分析中施加重力加速度载荷，详情(见图8)。

图8 边界条件及载荷

(4) 模态分析结果

分析采用Block Lanczos法对分析模型进行模态求解，提取前3阶模态，固有频率分析结果(见表5)。

表5

(5) 刚度分析结果

对分析模型进行静力计算，得到支架在转子重力作用下的轴向变形，分析结果显示，上机架结构变形为0.167 mm。结构示意图(见图9)。

图9 上机架轴向变形

(6) 小结

通过对比分析，增加上板厚度和增加两圆盘间的筋的数量，提高了推力轴承支架固有频率和刚度水平。

注：以上分析未考虑机座及基础对上机架模态和刚度的影响。

5.3 下机架改进(见图10)

图10 下机架改进结构图

5.4 下机架有限元分析

(1) 改进后下机架的固有频率为29 Hz。理论模型作了简化处理，相应轴向振型(见图11)。

图11 轴向振型分析

(2) 下机架增加撑筋及将端盖开窗设为3个圆孔后，其刚性得到提高，固有频率有所增加。

6 改进后电机运行状况

(1) 电机上、下支架改进后带水泵负载运行在高速331 r/min时，现场测振反馈：

扬程H=29 m左右，上轴承振动垂直20～30 μm，偶尔30～40 μm，水平方向20 μm。测得数据(见表8)。

表8 改进后测得振动数据

(2) 从上述现场测振结果来看，振动情况大大改善，推力轴承支架的振动数据中仍存在周期性振动时大时小现象，只不过幅度已经很细小，说明电机的共振现象已经减弱，但并未完全消除。原因在于电机上、下支架虽然结构上有了一定改变，经有限元分析，避开了水泵的激振频率22.04 Hz。原则上电机推力轴承支架与机座刚性连接后的固有频率应与水泵激振频率偏离20%以上，即26.45 Hz以上或者17.63 Hz以下，才能有效避开共振点，但实际上有限元分析的模型设置参数、边界条件的设置等都是在理想化模型基础上做的分析，比起现场的复杂工况来说，会存在一定的偏差，甚至误导改进措施。另外现场检测电机推力轴承支架的固有频率是在和电机机座刚性连接后测得整体频率，与单独测试支架的频率会有偏差。但是总体上该改进措施起到了一定的效果，避免了共振引起对现场设备的损害。

7 结论

大型立式异步水泵电机设计时，应考虑水泵类型，像上述文中水泵推力由电机上机架推力轴承承受时，应与水泵方进行技术沟通，了解水泵的叶片数量，水泵的类型，在大型大容量的水泵电机上，这类共振现象比较少见，原因在于大型推力轴承设计时支架结构的固有频率相对较大，刚度也高，出现这种现象属概率性事件比较大。为了避免类似情况发生，在电机设计时，不能单从电机本体满足转矩及其他性能输出要求，还应系统性的考虑设计需求。尤其是随着变频器的发展，很多泵站开始采用变频调速理念，电机的转速范围将变大，此时水泵推力的激振频率范围也变大，在电机与水泵配套时，还要考虑水泵与电机连接后的系统性问题。将电机设计性能、结构等做进一步的优化和核算，才能确保电机的安全稳定运行。