82_podsiadly_wroblew..

Nr 62
Prace Naukowe Instytutu Maszyn, Napędów i Pomiarów Elektrycznych
Politechniki Wrocławskiej
Nr 62
Studia i Materiały
Nr 28
2008
ocena stanu technicznego elementów stojana,
pomiar wibracji, wyższe harmoniczne prędkości
i przyspieszenie wibracji
Piotr J. PODSIADŁY*, Sławomir WRÓBLEWSKI*, Andrzej BYTNAR**
WYŻSZE HARMONICZNE PRĘDKOŚCI I PRZYSPIESZENIA
WIBRACJI W OCENIE STANU TECHNICZNEGO
ELEMENTÓW STOJANA GENERATORA
W trakcie wielokrotnie prowadzonych badań różnych generatorów, autorzy z powodzeniem wykorzystywali pomiar prędkości wibracji do oceny stanu technicznego stojanów badanych generatorów. Dotychczas w ocenie stanu technicznego stojana, pod uwagę brane były prędkości wibracji
w zakresie częstotliwości od 10 do 1000 Hz. Wraz z uruchomieniem prototypowego systemu monitoringu i diagnostyki wibracyjnej generatorów, możliwe stało się rozszerzenie zakresu badanych częstotliwości do 6–7 kHz. Pozwala to na obserwację zmian zachodzących np. w zębach stojana (tzw. częstotliwości żłobkowe).
1. PRZYSPIESZENIA PRZENIESIONE
W ocenie stanu wibracyjnego badanego obiektu wykorzystuje się średniokwadratową wartość prędkości, rozumianą jako suma geometryczna wartości RMS poszczególnych harmonicznych występujących w spektrum sygnału mierzonego, w określonym przedziale częstotliwości wibracji. Interpretacja fizyczna tak przedstawionych
wyników pomiarów jest utrudniona. Powodem jest brak prostej zależności pomiędzy
prędkością drgań a ich energią, która w sposób bezpośredni odzwierciedla rzeczywiste zjawiska zachodzące w badanej maszynie [1].
W ramach przeprowadzonych prac zaproponowano, aby przez odniesioną średniokwadratową wartość prędkości wibracji w rozważanym paśmie częstotliwości do
__________
* Katedra Mikroelektroniki i Technik Informatycznych Politechniki Łódzkiej, Al. Politechniki 11,
90-924 Łódź, [email protected], [email protected]
** Instytut Energetyki Warszawa, ul. Mory 8, 01-330 Warszawa, [email protected]
549
średniej wartości kryterialnej wyznaczonej dla wszystkich harmonicznych (w tym
paśmie). Inną możliwością jest skorygowanie wzoru na wartość średniokwadratową
przyspieszenia wibracji, przez odniesienie wyznaczonej wartości do wartości kryterialnej dla harmonicznej bazowej przyspieszenia. Należy zaznaczyć, że wartości kryterialne dla wibracji o częstotliwości 100 Hz zostały już wyznaczone dla głównych
elementów stojana generatora i są uśredniane w diagnostyce wibracyjnej w paśmie
częstotliwości 0.01 kHz ≤ f ≤ 1 kHz. [3, 4, 5]. Z przeprowadzonych badań symulacyjnych wynika, że drugi sposób jest bardziej poprawny.
W przypadku analizy wibracji w dziedzinie przyspieszenia, średniokwadratową
skorygowaną wartość wibracji elementu stojana dla harmonicznych f(i) zawartych
w rozpatrywanym paśmie częstotliwości f(1) ≤ f (i) ≤ f (n) można wyznaczyć z zależności:

= ∑ 
f =1 
n
askRMS
2
f b 
ai ,
f i 
(1)
gdzie:
askRMS – sumaryczne odniesione (skorygowane) przyspieszenie średniokwadratowe
w paśmie częstotliwości f(1) ≤ f (i) ≤ f (n),
ai – przyspieszenie składowej harmonicznej „i”,
fb – częstotliwość składowej harmonicznej bazowej (100 Hz),
fi – częstotliwość składowej harmonicznej „i”.
Przedstawione podejście wynika z założenia, że uszkodzenia elementu (węzła
konstrukcyjnego) stojana są podobne przy tej samej mocy generowanej przez różne
harmoniczne wibracji.
We wzorze (1) wartości przyspieszenia wibracji poszczególnych harmonicznych są
przeniesione (obliczeniowo) do wartości bazowej harmonicznej przyspieszenia wibracji w stosunku wynikającym z porównania ich częstotliwości z częstotliwością
bazową.
Dla poszerzenia wibracyjnej diagnostyki stanu technicznego stojana turbogeneratora prowadzono badania wibracji jego elementów również w obszarze wysokich
częstotliwości (do 6 kHz) [1]. Z innych badań [2] oraz doświadczeń własnych Autorów wynika bowiem, że uszkadzające się skrajne zęby rdzenia stojana generują falę
wibroakustyczną, o wysokich częstotliwościach, która przenosi się na korpus generatora.
550
2. PRZYKŁADY
Wykres przyspieszeń i prędkości
105
g
b
c
d
e
f
b
c
d
e
f
g
c
d
e
f
g
b
c
d
e
f
g
b
c
d
e
f
g
100
95
90
85
80
Przysp.
v
v100
vn
Przysp. przeliczone
75
70
65
a, v [dB]
60
55
50
45
40
35
30
25
20
15
10
5
0
-5
0
500
1 000
1 500
2 000
2 500
3 000
f [Hz]
3 500
4 000
4 500
5 000
5 500
6 000
(a)
Wykres przyspieszeń i prędkości
105
g
b
c
d
e
f
b
c
d
e
f
g
b
c
d
e
f
g
b
c
d
e
f
g
b
c
d
e
f
g
100
95
90
85
80
Przysp.
v
v100
vn
Przysp. przeliczone
75
70
65
a, v [dB]
60
55
50
45
40
35
30
25
20
15
10
5
0
-5
0
100
200
300
400
500
f [Hz]
600
700
800
900
1 000
(b)
Rys. 1. Wartości przyspieszeń i prędkości harmonicznych wibracji promieniowych o częstotliwości
0,01÷6 kHz części skrajnej stojana turbogeneratora 560 MW w punkcie pracy P = 304 MW;
Q = 156 MVar; (a) widma przyspieszeń i prędkości wibracji w paśmie częstotliwości
0,01 kHz ≤ f ≤ 6 kHz; (b) widma przyspieszeń i prędkości wibracji w paśmie częstotliwości
0,01 kHz ≤ f ≤ 1 kHz.
Fig. 1. Acceleration and velocity spectrum charts for radial vibrations in 0.01–6 kHz frequency band,
for 560 MW generator (working point: P = 304 MW, Q = 156 MVar);
(a): acceleration and velocity vibration spectrum for 0.01 – 6 kHz band,
(b): acceleration and velocity vibration spectrum for 0.01 – 1 kHz band
W formie przykładu przeanalizowano wyniki pomiaru wibracji promieniowych
części skrajnej korpusu stojana turbogeneratora 560 MW, w punkcie pracy
P = 304 MW; Q = 156 MVar. Wartości harmonicznych przyspieszenia i prędkości
551
wibracji w zakresie częstotliwości 0.01÷6 kHz (rys. 1a) oraz odpowiednie wartości
średniokwadratowe w pasmach częstotliwości 0.01k Hz÷1 kHz i 1.01Hz÷6 kHz
(rys. 2 – podano w decybelach; ao = 10–5 ms–2 , vo = 1.6×10–5 ms–1). Wartości harmonicznych poszczególnych widm przeniesione do częstotliwości bazowej (100 Hz)
maleją wraz ze wzrostem ich częstotliwości powyżej 100 Hz, zaś rosną przy jej
zmniejszaniu poniżej 100 Hz (wartości harmonicznej bazowej są identyczne dla przyśpieszenia i prędkości).
130
120,3
120
110
104,8
103,8
v, a [dB]
99,67
100
101,1
przysp. średniokwadratowe
100
prędkość średniokwadratowa
przeniesione przysp. średniokwadratowe
89,54
90
przeniesiona prędkośc średniokwadratowa
80
73,98
70
60
10<f?1000
1000<f?6000
Pasma częstotliw ości [Hz]
Rys. 2. Średniokwadratowe wartości przyspieszeń i prędkości promieniowych wibracji
– w wybranych pasmach częstotliwości – części skrajnej korpusu stojana turbogeneratora 560 MW
w punkcie pracy P = 304 MW; Q = 156 MVar
Fig. 2. Acceleration and velocity RMS values of radial vibrations in selected frequency bands.
Measurement taken at generator working point P = 304 MW, Q = 156 MVar
Biorąc pod uwagę skorygowaną wartość średniokwadratową prędkości wibracji
rozpatrywanej skrajnej części korpusu można ocenić jako „dobry” stan wibracyjny
(rozpatrywanego jako przykład) węzła zawieszenia rdzenia w korpusie stojana w obszarze pomiaru [6].
Pojawienie się w badanej części skrajnej korpusu stojana wysokich harmonicznych
przyspieszeń wibracji o wartościach znaczących (ask > 95 dB), świadczy o degradacji
odpowiednio położonych zębów rdzenia. W tym przypadku ocena stanu technicznego
zębów jest możliwa jedynie poprzez porównanie skorygowanej średniokwadratowej
wartości przyspieszenia wibracji w paśmie częstotliwości 1 kHz÷6 kHz do wartości
kryterialnych. Przeprowadzenie oceny ich stanu technicznego na podstawie klasyfikacji średniokwadratowej wartości prędkości prowadzi do błędnych wniosków. Ze
względu na mały wpływ harmonicznych wysokoczęstotliwościowych, prędkość średniokwadratowa wibracji przyjmuje małe wartości, co sugerowałoby dobry stan tech-
552
niczny zębów. W wyniku porównania można stwierdzić, że badane zęby są w fazie
początkowej uszkodzeń w zaproponowanej skali ocen [1].
Skala ta, stanowiąca kryterium oceny stanu technicznego skrajnych zębów rdzenia
stojana dużego turbogeneratora wyniknęła z badań wibracyjnych w paśmie częstotliwości 1 kHz < f ≤ 6 kHz korpusów stojana oraz oględzin skrajnych wewnętrznych
powierzchni rdzenia kilku dużych turbogeneratorów.
3. PODSUMOWANIE
Uściślenie wartości kryterialnych przyspieszeń ask wymaga dalszych badań w tej
dziedzinie, a w szczególności licznych konfrontacji wyników pomiarów wibracyjnych
z wynikami oględzin zębów części skrajnych rdzeni stojanów turbogeneratorów.
LITERATURA
[1] BYTNAR A., PODSIADŁY P.: Wyższe harmoniczne wibracji w diagnostyce stanu technicznego
dużych generatorów synchronicznych, Praca IEn nr DZE-1/STAT/07, Warszawa 2007.
[2] 3. '. SJ$@&, SJ< 4 &4$D"P4я ^:,8D4R,F84N <"T4>, ]>,D(@"H@<42*"H,
9,>4>(D"* 1986.
[3] BYTNAR A.: Uszkodzenia rdzenia stojana turbogeneratora w aspekcie niektórych zjawisk fizycznych, Proceedings of XLIIIrd International Symposium on Electrical Machines, SME 2007, Poznań,
Polska, 2–5 lipca 2007.
[4] BYTNAR A.: Wibracje strefy czołowej stojana turbogeneratora
[5] BYTNAR A.: Wybrane zagadnienia z konstrukcji i eksploatacji turbogeneratorów, Wydawnictwa
Politechniki Warszawskiej, Warszawa 1983.
[6] PODSIADŁY P. J., WRÓBLEWSKI S., ORLIKOWSKI M., NAPIERALSKI A., BYTNAR A.:
Analiza i Przetwarzanie Wyników Pomiarowych z Systemu do Pomiaru Wibracji Dużych Maszyn
Wirnikowych, 2003, ISBN:83-88829-69-6
HIGHER FREQUENCY HARMONICS OF ACCELERATION AND VELOCITY
IN GENERATOR STATOR CORE TECHNICAL CONDITION ESTIMATION
In the article Authors presented a new approach to a problem of a generator stator core technical condition estimation. The presented method is based on using higher frequency harmonics of acceleration
and velocity vibrations. Authors proposed to recalculate the acceleration spectrum, as if each harmonic
was a base one (100 Hz). Calculations are based on an assumption that the damage caused by vibrations
are the same if the dissipated power is constant, regardless the frequency. Some examples based on real
measurements were also presented in the paper.