JPH0326341B2 - - Google Patents
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- JPH0326341B2 JPH0326341B2 JP57029611A JP2961182A JPH0326341B2 JP H0326341 B2 JPH0326341 B2 JP H0326341B2 JP 57029611 A JP57029611 A JP 57029611A JP 2961182 A JP2961182 A JP 2961182A JP H0326341 B2 JPH0326341 B2 JP H0326341B2
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- G—PHYSICS
- G01—MEASURING; TESTING
- G01H—MEASUREMENT OF MECHANICAL VIBRATIONS OR ULTRASONIC, SONIC OR INFRASONIC WAVES
- G01H1/00—Measuring characteristics of vibrations in solids by using direct conduction to the detector
- G01H1/10—Measuring characteristics of vibrations in solids by using direct conduction to the detector of torsional vibrations
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Description
【発明の詳細な説明】
［発明の目的］
（産業上の利用分野）
本発明は蒸気タービン並びにタービン発電機よ
り成る回転機軸系に発生する軸各部の軸ねじり振
動、応力および疲労被害度を監視するためのター
ビン発電機の軸ねじり振動・疲労監視方法に関す
るものである。[Detailed Description of the Invention] [Objective of the Invention] (Industrial Application Field) The present invention monitors the shaft torsional vibration, stress, and fatigue damage of each part of the shaft generated in a rotating machine shaft system consisting of a steam turbine and a turbine generator. The present invention relates to a method for monitoring shaft torsional vibration and fatigue of a turbine generator.
（従来の技術）
一般に、蒸気タービン発電機は、高圧、中圧、
低圧から成る蒸気タービン、発電機（ロータ）、
エキサイター、およびそれらを連結するタービン
軸から構成されている。この種の蒸気タービン発
電機では、発電機が定常状態で運転されている時
の軸ねじり振動、およびこれによつて発生する軸
各部の応力変動は微小であるが、突発的な短絡事
故時、低速および高速再閉路失敗時、電力系統と
軸ねじり系との共振時、さらに非同期投入時等に
は、タービン軸に突発的な過渡ねじり振動と応
力、あるいは急激に振動が増大する正弦波的な振
動、応力が発生し、この非定常的な軸ねじり振動
によつて軸が疲労し破壊してしまうこともある。(Prior art) Steam turbine generators generally have high pressure, medium pressure,
Steam turbine consisting of low pressure, generator (rotor),
It consists of an exciter and a turbine shaft that connects them. In this type of steam turbine generator, when the generator is operating in a steady state, the shaft torsional vibration and the resulting stress fluctuations in each part of the shaft are minute, but in the event of a sudden short circuit, When low-speed or high-speed reclosing fails, when there is resonance between the power system and the shaft torsion system, or when the turbine shaft is turned on asynchronously, sudden transient torsional vibrations and stress may occur on the turbine shaft, or sinusoidal vibrations that rapidly increase. Vibration and stress are generated, and this unsteady shaft torsional vibration can cause the shaft to fatigue and break.
このため、蒸気タービン発電機運転中の軸ねじ
り振動を監視し、そのねじり角変形から軸各部に
発生する応力を推定し、その部分の疲労被害度を
評価することは、回転軸の寿命設計上あるいは運
転上極めて重要なことである。特に、タービン発
電機軸に生じる過大な軸ねじり振動は、その軸系
に及ぼす疲労度が大きく、この応力値を運転中に
短時間内で測定、評価することは非常に重要なこ
とである。 For this reason, it is important to monitor shaft torsional vibration during operation of a steam turbine generator, estimate the stress generated in each part of the shaft from the torsional angular deformation, and evaluate the degree of fatigue damage in that part in order to design the life of the rotating shaft. Or something extremely important for driving. In particular, excessive shaft torsional vibration occurring in the turbine generator shaft causes a large degree of fatigue on the shaft system, and it is very important to measure and evaluate this stress value within a short time during operation.
従つて、従来では例えば“特開昭56−81435号
公報”に開示されているような方法で、かかる回
転軸系の軸ねじり振動と疲労被害度を監視するこ
とが行なわれてきている。これは、蒸気タービン
並びにタービン発電機軸系の電気トルクと蒸気圧
力を検出し、軸の２点間以上の軸ねじり角位相差
から軸各部の振動とねじり変形の応力をモーダル
解析手法を用いた数学モデルにより推定する場合
に、検出した電気トルクと蒸気圧力に応じて数学
モデルのパラメータを制御して、軸のねじり振動
と疲労被害度を監視するという方法である。すな
わち、軸のねじり角変位差を入力量とするモーダ
ル解析手法を用いた数学モデルのパラメータを、
数学モデルの入力源である電気トルクと蒸気圧力
に応じて調整する方法である。この場合、回転機
軸系のねじり振動応力は、２種類のパラメータ、
すなわち軸系全体のねじり固有振動数とモーダル
ダンピングに依存する。これらのパラメータは、
電気トルクと蒸気圧力の大小、さらには軸系の経
年的ななじみによつて複雑に変化する。そして、
数学モデルの中で、これらのパラメータの値を正
確に設定することが、軸系の応答を推定する上で
最も重要である。 Therefore, in the past, the shaft torsional vibration and fatigue damage of such a rotating shaft system have been monitored by a method such as that disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 56-81435. This is a mathematical method that uses a modal analysis method to detect the electric torque and steam pressure of the shaft system of the steam turbine and turbine generator, and calculate the vibration and torsional deformation stress of each part of the shaft from the shaft torsion angle phase difference between two or more points of the shaft. When estimating using a model, the parameters of the mathematical model are controlled according to the detected electric torque and steam pressure, and the torsional vibration and fatigue damage of the shaft are monitored. In other words, the parameters of the mathematical model using the modal analysis method, which uses the torsional angular displacement difference of the shaft as the input quantity, are
This is a method of adjusting according to the electric torque and steam pressure, which are the input sources of the mathematical model. In this case, the torsional vibration stress of the rotating machine shaft system is determined by two types of parameters:
In other words, it depends on the torsional natural frequency and modal damping of the entire shaft system. These parameters are
It changes in a complex manner depending on the magnitude of electric torque and steam pressure, as well as the aging of the shaft system. and,
In the mathematical model, setting the values of these parameters accurately is most important in estimating the response of the shaft system.
（発明が解決しようとする課題）
上記従来の監視方法では、次のような問題があ
る。すなわち、モーダルダンピングは、電気トル
クと蒸気圧力を用いて決定し、固有振動数は事前
に設定して、さらにモーダルダンピングの大小に
応じて少量可変とする。このような方法では、パ
ラメータの値を決定するに際して、ねじり角度の
データを用いず、一般的な傾向値として求めるた
め、正確さに欠ける。特に、非定常的なねじり振
動に対しては、上記パラメータの正確度が劣るこ
とと、数学モデルとしてバンドパスフイルター方
式を用いていることとにより、振動の推定誤差が
著しく大きくなる。(Problems to be Solved by the Invention) The conventional monitoring method described above has the following problems. That is, modal damping is determined using electric torque and steam pressure, and the natural frequency is set in advance and is further variable by a small amount depending on the magnitude of modal damping. In such a method, when determining the value of the parameter, it is determined as a general trend value without using data on the twist angle, and therefore lacks accuracy. In particular, for unsteady torsional vibrations, the vibration estimation error becomes significantly large due to the poor accuracy of the parameters and the use of a bandpass filter method as a mathematical model.
本発明の目的は、定常的および非定常的なねじ
り振動の推定精度がよく、もつて軸ねじり変形と
応力を極めて正確に推定し疲労被害度を評価する
ことが可能なタービン発電機の軸ねじり振動・疲
労監視方法を提供することにある。 It is an object of the present invention to provide a turbine generator shaft torsion that has high estimation accuracy for steady and unsteady torsional vibrations, and that enables extremely accurate estimation of shaft torsional deformation and stress and evaluation of fatigue damage. The object of the present invention is to provide a vibration/fatigue monitoring method.
［発明の構成］
（課題を解決するための手段）
上記の目的を達成するために本発明では、蒸気
タービン並びにタービン発電機より成る回転機軸
系における軸各部の軸ねじり振動、応力および疲
労を監視するに際して、回転機軸系の複数箇所の
軸ねじり角変位、電気トルク、蒸気圧力をそれぞ
れ同時に検出し、軸ねじり角変位より回転機軸系
のねじり固有振動数と当該ねじり固有振動数に対
応するモーダルダンピングを求め、電気トルクお
よび蒸気圧力を入力量とするモーダル解析手法を
用いた数学モデルのパラメータを、ねじり固有振
動数とモーダルダンピングに基づいて調整して軸
各部のねじり振動、応力状態を算出し、算出結果
と軸ねじり角変位とを比較し、この比較誤差が大
きい場合には当該比較誤差が小さくなるまでパラ
メータの調整および振動、応力状態の算出と比較
とを繰返して行ない、比較誤差が小さくなつたと
判定した場合には軸各部のねじり振動、応力状態
から各部の疲労被害度を算出するようにしてい
る。[Structure of the Invention] (Means for Solving the Problems) In order to achieve the above object, the present invention monitors shaft torsional vibration, stress, and fatigue of each shaft part in a rotating machine shaft system consisting of a steam turbine and a turbine generator. In this process, the shaft torsional angular displacement, electric torque, and steam pressure at multiple locations in the rotating machine shaft system are simultaneously detected, and the torsional natural frequency of the rotating machine shaft system and modal damping corresponding to the relevant torsional natural frequency are determined from the shaft torsional angular displacement. The parameters of a mathematical model using a modal analysis method using electric torque and steam pressure as input quantities are adjusted based on the torsional natural frequency and modal damping to calculate the torsional vibration and stress state of each part of the shaft. The calculation results are compared with the shaft torsional angular displacement, and if the comparison error is large, the parameter adjustment and vibration and stress state calculations and comparisons are repeated until the comparison error is reduced. If it is determined that this is the case, the degree of fatigue damage of each part is calculated from the torsional vibration and stress state of each part of the shaft.
（作用）
従つて、本発明によるタービン発電機の軸ねじ
り振動・疲労監視方法においては、電気トルクお
よび蒸気圧力を入力量とするモーダル解析手法を
用いた数学モデルのパラメータを、軸ねじり角変
位より求められる軸ねじり固有振動数とモーダル
ダンピングに基づいて調整する、すなわち数学モ
デルの入力量を電気トルクと蒸気圧力とし、また
数学モデルのパラメータ調整のための入力源を軸
ねじり角変位とし、回転機軸系における軸各部の
ねじり角変位を直接検出して分析することによ
り、軸系のねじり振動固有振動数とモーダルダン
ピングを、電気トルクと蒸気圧力の大小に応じて
正確に算出することが可能となる。(Operation) Therefore, in the shaft torsional vibration/fatigue monitoring method of a turbine generator according to the present invention, the parameters of a mathematical model using a modal analysis method using electric torque and steam pressure as input quantities are changed from shaft torsional angular displacement. Adjustments are made based on the required shaft torsional natural frequency and modal damping, that is, the input quantities of the mathematical model are electric torque and steam pressure, and the input source for parameter adjustment of the mathematical model is the shaft torsional angular displacement. By directly detecting and analyzing the torsional angular displacement of each part of the shaft in the system, it becomes possible to accurately calculate the torsional vibration natural frequency and modal damping of the shaft system depending on the magnitude of electric torque and steam pressure. .
これにより、定常的および非定常的なねじり振
動の推定精度がよく、電気トルクおよび蒸気圧力
を入力量とする数学モデルを用いて、軸ねじり変
形と応力を極めて正確に推定することができる。 As a result, steady and unsteady torsional vibrations can be estimated with good accuracy, and shaft torsional deformation and stress can be estimated extremely accurately using a mathematical model that uses electric torque and steam pressure as input quantities.
（実施例）
以下、本発明の一実施例について図面を参照し
て詳細に説明する。(Example) Hereinafter, an example of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
図は、本発明によるタービン発電機の軸ねじり
振動・疲労監視方法を実現するための全体構成例
を示す図である。図において、高圧、中圧、低圧
からなる蒸気タービン１と、タービン発電機２
と、エキサイター３とを、タービン軸４にて連結
して、上記タービン発電機軸系が構成されてい
る。 The figure is a diagram showing an example of the overall configuration for realizing the shaft torsional vibration/fatigue monitoring method for a turbine generator according to the present invention. In the figure, a steam turbine 1 consisting of high pressure, intermediate pressure, and low pressure, and a turbine generator 2 are shown.
and the exciter 3 are connected by a turbine shaft 4 to form the above-mentioned turbine generator shaft system.
一方、タービン軸４の複数箇所（本例では２箇
所）の軸ねじり角、すなわち軸の相対ねじり角に
関係する変動的な振動・応力成分を検出する軸ね
じり角検出部５ａ，５ｂと、タービン発電機２に
かかる電気トルクを検出する電気トルク検出部６
と、蒸気タービン１の蒸気圧力を検出する蒸気圧
力検出部７と、これら軸ねじり角検出部５ａ，５
ｂ、電気トルク検出部６、蒸気圧力検出部７によ
りそれぞれ検出された軸ねじり角変位、電気トル
ク、蒸気圧力の各検出量を入力し、これらの入力
量をデジタルまたはアナログ信号処理する信号処
理部８と、信号処理部８からの出力に基づいて、
軸各部の疲労被害度を算出する疲労寿命演算部９
と、疲労寿命演算部９による算出結果を出力する
出力部１０とを設けている。 On the other hand, shaft torsion angle detection units 5a and 5b detect fluctuating vibration and stress components related to shaft torsion angles at multiple locations (two locations in this example) of the turbine shaft 4, that is, the relative torsion angle of the shaft; Electric torque detection unit 6 that detects the electric torque applied to the generator 2
, a steam pressure detection section 7 that detects the steam pressure of the steam turbine 1, and these shaft torsion angle detection sections 5a, 5.
b. A signal processing unit that inputs the respective detection quantities of shaft torsional angular displacement, electric torque, and steam pressure detected by the electric torque detection unit 6 and the steam pressure detection unit 7, respectively, and processes these input quantities into digital or analog signals. 8 and the output from the signal processing section 8,
Fatigue life calculation unit 9 that calculates the fatigue damage degree of each part of the shaft
and an output section 10 that outputs the calculation result by the fatigue life calculation section 9.
ここで、信号処理部８は、軸ねじり角検出部５
ａ，５ｂからの検出量である軸ねじり角変位に基
づいて、タービン軸４のねじり固有振動数と、当
該各固有振動数に対応するダンピングであるモー
ダルダンピングを算出する固有振動数・ダンピン
グ演算部８ａと、電気トルク検出部６および蒸気
圧力検出部７からの出力量である電気トルクおよ
び蒸気圧力を入力量とするモーダル解析手法を用
いた数学モデルのパラメータを、上記ねじり固有
振動数とモーダルダンピングに基づいて調整し、
軸各部のねじり振動・応力状態を算出するねじり
振動・応力演算部８ｂと、ねじり振動・応力演算
部８ｂによる算出結果と軸ねじり角変位とを比較
し、当該比較誤差が大きい場合には、当該比較誤
差が小さくなるまでパラメータの調整および振
動、応力状態の算出と比較とを繰返して行なう比
較演算部８ｃとから成つている。 Here, the signal processing section 8 includes the shaft torsion angle detection section 5.
A natural frequency/damping calculation unit that calculates the torsional natural frequency of the turbine shaft 4 and modal damping that is damping corresponding to each natural frequency based on the shaft torsional angular displacement that is the detected amount from a and 5b. 8a, and the parameters of a mathematical model using a modal analysis method using the electric torque and steam pressure, which are the output quantities from the electric torque detection unit 6 and the steam pressure detection unit 7, as input quantities, are calculated using the above-mentioned torsional natural frequency and modal damping. Adjust based on
The torsional vibration/stress calculation unit 8b that calculates the torsional vibration/stress state of each part of the shaft compares the calculation results by the torsional vibration/stress calculation unit 8b with the shaft torsional angular displacement, and if the comparison error is large, the corresponding It consists of a comparison calculation section 8c that repeatedly performs adjustment of parameters, calculation of vibration and stress states, and comparison until the comparison error is reduced.
次に、本実施例によるタービン発電機の軸ねじ
り振動・疲労監視方法について説明する。 Next, a method for monitoring shaft torsional vibration and fatigue of a turbine generator according to this embodiment will be explained.
図において、タービン発電機軸系のタービン軸
４の２箇所の軸ねじり角が軸ねじり角検出部５
ａ，５ｂにて検出され、またタービン発電機２に
かかるる電気トルクが電気トルク検出部６にて検
出され、さらに蒸気タービン１の蒸気圧力が蒸気
圧力検出部７にて検出され、信号処理部８にそれ
ぞれ入力される。 In the figure, the shaft torsion angles at two locations on the turbine shaft 4 of the turbine generator shaft system are determined by the shaft torsion angle detection unit 5.
a, 5b, the electric torque applied to the turbine generator 2 is detected by the electric torque detection section 6, the steam pressure of the steam turbine 1 is detected by the steam pressure detection section 7, and the signal processing section 8 respectively.
一方、信号処理部８では、まず固有振動数・ダ
ンピング演算部８ａにおいて、２点間の軸ねじり
角検出部５ａ，５ｂからの検出量である軸ねじり
角変位から、タービン軸４のねじり固有振動数
Nfi（ｉ＝１〜ｎ）と、時間と共に変化するであろ
う各固有振動数に対応するダンピング、すなわち
モーダルダンピングSi（ｔ）（ｉ＝１〜ｎ）を求め
る。 On the other hand, in the signal processing section 8, first, the natural frequency/damping calculation section 8a calculates the torsional natural vibration of the turbine shaft 4 from the shaft torsional angular displacement, which is the detected amount from the shaft torsional angle detection sections 5a and 5b between two points. number
Nf i (i=1 to n) and damping corresponding to each natural frequency that will change over time, that is, modal damping S i (t) (i=1 to n) are determined.
次に、ねじり振動・応力演算部８ｂにおいて、
電気トルク検出部６および蒸気圧力検出部７から
の出力量である電気トルクおよび蒸気圧力を入力
量とするあらかじめ設定した軸系全体のモーダル
解析手法による数学モデルのパラメータを、ねじ
り固有振動数NfiとモーダルダンピングSi（ｔ）に
基づいて調整し、軸各部のねじり振動・応力状態
を算出する。 Next, in the torsional vibration/stress calculation section 8b,
The parameters of a mathematical model based on a preset modal analysis method for the entire shaft system, which uses the electric torque and steam pressure output from the electric torque detection section 6 and the steam pressure detection section 7 as input quantities, are calculated using the torsional natural frequency Nf i and modal damping S i (t) to calculate the torsional vibration and stress state of each part of the shaft.
次に、比較演算部８ｃにおいて、ねじり振動・
応力演算部８ｂでの算出結果と上記２点間の軸ね
じり角変位とを比較して算出結果の正しさをチエ
ツクし、もし比較誤差が大きい場合には、モーダ
ルダンピングSi（ｔ）のばらつき範囲内で再度数
学モデルのパラメータを調整し、再度軸各部の振
動・応力状態を算出して比較し、当該誤差が小さ
くなるまでこれを繰返して行なう。その結果、正
しいと判定された場合には、疲労寿命演算部９に
おいて、軸各部のねじり振動、応力状態から各部
の疲労被害度を求め、その算出結果を出力する出
力部１０より出力する。 Next, in the comparison calculation section 8c, the torsional vibration
The correctness of the calculation result is checked by comparing the calculation result in the stress calculation unit 8b with the shaft torsional angular displacement between the two points, and if the comparison error is large, the variation in modal damping S i (t) is checked. The parameters of the mathematical model are adjusted again within the range, and the vibration and stress states of each part of the shaft are calculated and compared again, and this is repeated until the error is reduced. As a result, if it is determined to be correct, the fatigue life calculation unit 9 calculates the degree of fatigue damage of each part from the torsional vibration and stress state of each part of the shaft, and outputs the calculation result from the output unit 10.
なお、上記において、ｔは入力波の時刻であ
る。前者のNfiについては時刻ｔに対して不変に
求まるが、後者のSi（ｔ）については時刻ｔと共
に緩やかに減少する特性が一般的である。これ
は、振動・応力状態が小さくなる程、Siも小さく
なる傾向にあるからである。また、Si（ｔ）につ
いては一律に定まることがなく、あるばらつきを
持つたバンド状の変化になる。 Note that in the above, t is the time of the input wave. The former Nf i is determined unchanged with respect to time t, but the latter S i (t) generally has a characteristic that gradually decreases with time t. This is because S i tends to become smaller as the vibration/stress state becomes smaller. Further, S i (t) is not uniformly determined, but changes in a band-like manner with some variation.
一方、上記において、軸系のねじり振動と応力
を解析するための数学モデルの基本は、次のよう
に表現される。 On the other hand, in the above, the basics of the mathematical model for analyzing the torsional vibration and stress of the shaft system are expressed as follows.
MΦ¨＋DΦ〓＋KΦ＝Ｆ（ｅ，ｐ） ……(1)
ここで、Φは軸各部のねじり角を表わす列ベク
トル、Φ¨，Φ〓はそれぞれその加速度量と速度量で
ある。また、Ｍ，Ｄ，Ｋはそれぞれマス、ダンピ
ング、剛性マトリツクスである。さらに、Ｆ（ｅ，
ｐ）は電気トルクｅと蒸気圧力ｐを変数とする入
力列ベクトルである。 MΦ¨+DΦ〓+KΦ=F(e,p)...(1) Here, Φ is a column vector representing the torsion angle of each part of the shaft, and Φ¨ and Φ〓 are the amount of acceleration and velocity, respectively. Furthermore, M, D, and K are mass, damping, and stiffness matrices, respectively. Furthermore, F(e,
p) is an input column vector with electric torque e and steam pressure p as variables.
この場合、上記(1)式にモーダル解析手法を適用
すると、Φの出力は軸系の各モード時の出力に分
離され、第ｉ次モードの出力ρiの総和として表現
できる。すなわち、ρiの出力は第ｉ次モードの結
果として、次式より求められる。 In this case, when a modal analysis method is applied to the above equation (1), the output of Φ is separated into outputs for each mode of the shaft system, and can be expressed as the sum of the outputs ρ i of the i-th mode. That is, the output of ρ i is obtained from the following equation as a result of the i-th mode.
mi・ρ¨i＋Si（ｔ）・ρ〓i＋Ki・ρi＝Ｆ（ｅ，ｐ
）
……(2)
ここで、mi，kiは第ｉ次モードのマスと剛性で
あり、(1)式より求められる。Si（ｔ）はダンピン
グ演算の出力量であり、第ｉ次の固有振動数は
Nfi＝√i iに等しい。 m i・ρ¨ i +S i (t)・ρ〓 i +K i・ρ i =F(e, p
)
...(2) Here, m i and k i are the mass and stiffness of the i-th mode, which are obtained from equation (1). S i (t) is the output amount of the damping calculation, and the i-th natural frequency is
Nf i = √ i equal to i .
一方、Φの第ｉ点でのねじり角出力Φiは、 Φi＝o 〓j=1 Cij〓j ……(3) としてモーダル解析手法により求められる。 On the other hand, the torsion angle output Φ i at the i-th point of Φ is obtained by the modal analysis method as Φ i = o 〓 j=1 C ij 〓 j (3).
従つて、上記(2)式におけるSi（ｔ）とmiまたは
kiのパラメータを、Nfiに基づいて調整する。但
し、パラメータ変化が大きい場合については、(3)
式のCij結合マトリツクスもそれに応じて調整す
る必要がある。また、比較演算部８ｃにおいて
は、(3)式のΦiと軸ねじり角変位とを比較すること
になる。 Therefore, S i (t) and m i or
Adjust the parameters of k i based on Nf i . However, if the parameter changes are large, (3)
The C ij coupling matrix in Eq. also needs to be adjusted accordingly. Furthermore, the comparison calculation unit 8c compares Φ i in equation (3) with the shaft torsion angular displacement.
上述したように、本実施例によるタービン発電
機の軸ねじり振動・疲労監視方法では、蒸気ター
ビン１、タービン発電機２、エキサイター３を、
タービン軸４にて連結してなる蒸気タービン発電
機軸系において、軸ねじり角検出部５ａ，５ｂに
て２点間の軸ねじり角変位を、また電気トルク検
出部６、蒸気圧力検出部７にて電気トルク、蒸気
圧力を同時に検出し、まず２点間の軸ねじり角変
位から軸系の特性量である、ねじり固有振動数
NfiとモーダルダンピングSi（ｔ）を算出し、次に
上記電気トルクと蒸気圧力を入力とする予定の軸
系のモーダル解析手法による数学モデルのパラメ
ータを、上記ねじり固有振動数Nfiとモーダルダ
ンピングSi（ｔ）に基づいて調整して、軸各部の
ねじり振動・応力状態を算出し、しかる後に当該
算出結果を上記２点間の軸ねじり角変位と比較
し、その比較誤差が大きい場合には、これが小さ
くなるまで再度上記数学モデルのパラメータを調
整して、再度軸各部のねじり振動・応力状態を算
出比較し、その比較結果が正しい（比較誤差が
小）と判定された場合には、軸各部のねじり振
動、応力状態から各部の疲労被害度を求めるよう
にしたものである。 As described above, in the method for monitoring shaft torsional vibration and fatigue of a turbine generator according to this embodiment, the steam turbine 1, the turbine generator 2, and the exciter 3 are
In the steam turbine generator shaft system connected by the turbine shaft 4, the shaft torsion angle detection parts 5a and 5b measure the shaft torsion angle displacement between two points, and the electric torque detection part 6 and the steam pressure detection part 7 measure the shaft torsion angle displacement between two points. Electric torque and steam pressure are detected simultaneously, and the torsional natural frequency, which is a characteristic quantity of the shaft system, is determined from the shaft torsional angular displacement between two points.
Nf i and the modal damping S i (t) are calculated, and then the parameters of the mathematical model using the modal analysis method of the shaft system, which is planned to have the above electric torque and steam pressure as input, are set to the above torsional natural frequency Nf i and the modal Calculate the torsional vibration and stress state of each part of the shaft by adjusting based on the damping S i (t), and then compare the calculation results with the shaft torsional angular displacement between the two points above, and if the comparison error is large. To do so, adjust the parameters of the above mathematical model again until this becomes small, calculate and compare the torsional vibration and stress state of each part of the shaft again, and if the comparison result is determined to be correct (comparison error is small), , the degree of fatigue damage of each part is determined from the torsional vibration and stress state of each part of the shaft.
すなわち、従来では軸のねじり角変位差を入力
量とするモーダル解析手法を用いた数学モデルの
パラメータを、検出される電気トルクと蒸気圧力
に応じて調整するようにしていたのに対して、本
実施例では電気トルクと蒸気圧力を入力量とする
モーダル解析手法を用いた数学モデルのパラメー
タを、軸ねじり角変位より求められる軸ねじり固
有振動数NfiとモーダルダンピングSi（ｔ）に基づ
いて調整するようにし、また数学モデルの入力量
を、従来では軸ねじり角変位差としていたのに対
して、本実施例では電気トルクと蒸気圧力とし、
さらに数学モデルのパラメータ調整のための入力
源を、従来では電気トルクと蒸気圧力としていた
のに対して、本実施例では軸ねじり角変位とする
ようにしたものである。 In other words, whereas in the past, the parameters of a mathematical model using a modal analysis method using the torsional angular displacement difference of the shaft as an input amount were adjusted according to the detected electric torque and steam pressure. In the example, the parameters of a mathematical model using a modal analysis method using electric torque and steam pressure as input quantities are determined based on the shaft torsional natural frequency Nf i and modal damping S i (t) obtained from the shaft torsional angular displacement. In the past, the input amount of the mathematical model was the shaft torsion angular displacement difference, but in this example, the input amount was electric torque and steam pressure.
Furthermore, whereas in the past the input sources for adjusting the parameters of the mathematical model were electric torque and steam pressure, in this embodiment, the input sources were axial torsional angular displacement.
従つて、本実施例では、電気トルクおよび蒸気
圧力のみならず、回転機軸系における軸各部のね
じり角変位の検出値をも用いて、軸系のねじり振
動固有振動数NfiとモーダルダンピングSi（ｔ）を
算出する。これにより、数学モデル内のパラメー
タの正確度が向上し、よつて定常的および非定常
的なねじり振動の推定精度がよくなる。 Therefore, in this example, not only the electric torque and steam pressure but also the detected values of the torsional angular displacement of each part of the shaft in the rotating machine shaft system are used to calculate the torsional vibration natural frequency Nf i and modal damping S i of the shaft system. (t) is calculated. This improves the accuracy of the parameters in the mathematical model and thus improves the estimation accuracy of steady and unsteady torsional vibrations.
尚、上記実施例では、軸系の２点間のみのねじ
り角変位を用いた場合について述べたが、３点以
上の複数点のねじり角変位を用いる場合について
も同様に本発明を適用することが可能であり、こ
の検出点数が増す程軸系各部の振動・応力状態の
推定精度を向上させることができるものである。 In the above embodiment, the case was described in which the torsional angular displacement between only two points of the shaft system was used, but the present invention can be similarly applied to the case where the torsional angular displacement at three or more points is used. As the number of detection points increases, the accuracy of estimating the vibration and stress state of each part of the shaft system can be improved.
また、上記実施例において、蒸気圧力について
は、必ずしも蒸気圧力検出部７により検出した検
出値を入力しなくともよく、あらかじめ所定の値
を設定しておくようにしてもよい。すなわち、例
えば定常運転時の負荷に応じた蒸気圧力をあらか
じめ設定しておき、それを用いるようにしてもよ
い。 Furthermore, in the above embodiment, regarding the steam pressure, it is not always necessary to input the detected value detected by the steam pressure detection section 7, and a predetermined value may be set in advance. That is, for example, a steam pressure corresponding to the load during steady operation may be set in advance and used.
さらに、蒸気圧力は、ほぼ電気トルクに対応し
て変化することが知られているので、計算に用い
る蒸気圧力として、電気トルクの値から換算した
値を用いるようにしてもよい。このようにする
と、上記実施例のように蒸気圧力の実測値を入力
する場合に比べると、総合的なねじり振動の推定
誤差は若干大きくなる。しかし、ねじり角変位の
実測値を用いて固有振動数およびモーダルダンピ
ングヲ求めることにより、これらパラメータの値
が正確に求まり、こりにより従来に比べると、ね
じり振動の計算による推定精度を飛躍的に向上す
ることができる。 Furthermore, since it is known that steam pressure changes approximately corresponding to electric torque, a value converted from the value of electric torque may be used as the steam pressure used for calculation. If this is done, the overall estimation error of torsional vibration will be slightly larger than when the actual measured value of steam pressure is input as in the above embodiment. However, by determining the natural frequency and modal damping using the actual measured value of torsional angular displacement, the values of these parameters can be determined accurately, and the estimation accuracy by calculating torsional vibration is dramatically improved compared to the conventional method. can do.
［発明の効果］
以上説明したように本発明によれば、定常的お
よび非定常的なねじり振動の推定精度がよく、も
つて軸ねじり変形と応力を極めて正確に推定し疲
労被害度を評価することが可能なタービン発電機
の軸ねじり振動・疲労監視方法が提供できる。[Effects of the Invention] As explained above, according to the present invention, the accuracy of estimating steady and unsteady torsional vibration is high, and the degree of fatigue damage can be evaluated by estimating shaft torsional deformation and stress extremely accurately. A method for monitoring shaft torsional vibration and fatigue of a turbine generator can be provided.
図は本発明によるタービン発電機の軸ねじり振
動・疲労監視方法を実現するための一実施例を示
す全体構成図である。
１…蒸気タービン、２…タービン発電機、３…
エキサイター、４…タービン軸、５ａ，５ｂ…軸
ねじり角検出部、６…電気トルク検出部、７…蒸
気圧力検出部、８…信号処理部、８ａ…信号処理
部、８ｂ…疲労寿命演算部、９…疲労寿命演算
部、１０…出力部。
The figure is an overall configuration diagram showing an embodiment for realizing the shaft torsional vibration/fatigue monitoring method of a turbine generator according to the present invention. 1...Steam turbine, 2...Turbine generator, 3...
Exciter, 4...Turbine shaft, 5a, 5b...Shaft torsion angle detection section, 6...Electric torque detection section, 7...Steam pressure detection section, 8...Signal processing section, 8a...Signal processing section, 8b...Fatigue life calculation section, 9... Fatigue life calculation section, 10... Output section.
Claims (1)
回転機軸系における軸各部の軸ねじり振動、応力
および疲労を監視する方法において、 前記回転機軸系の複数箇所の軸ねじり角変位、
電気トルク、蒸気圧力をそれぞれ同時に検出し、 前記軸ねじり角変位より回転機軸系のねじり固
有振動数と当該ねじり固有振動数に対応するモー
ダルダンピングを求め、 前記電気トルクおよび蒸気圧力を入力量とする
モーダル解析手法を用いた数学モデルのパラメー
タを、前記ねじり固有振動数とモーダルダンピン
グに基づいて調整して軸各部のねじり振動、応力
状態を算出し、 前記算出結果と前記軸ねじり角変位とを比較
し、この比較誤差が大きい場合には当該比較誤差
が小さくなるまで前記パラメータの調整および振
動、応力状態の算出と比較とを繰返して行ない、
前記比較誤差が小さくなつたと判定した場合には
前記軸各部のねじり振動、応力状態から各部の疲
労被害度を算出するようにしたことを特徴とする
タービン発電機の軸ねじり振動・疲労監視方法。[Scope of Claims] 1. A method for monitoring shaft torsional vibration, stress, and fatigue of each part of a shaft in a rotating machine shaft system consisting of a steam turbine and a turbine generator, comprising: shaft torsional angular displacement at a plurality of locations in the rotating machine shaft system;
The electric torque and steam pressure are detected simultaneously, and the torsional natural frequency of the rotating machine shaft system and the modal damping corresponding to the torsional natural frequency are determined from the shaft torsional angular displacement, and the electric torque and steam pressure are used as input quantities. Adjust the parameters of the mathematical model using the modal analysis method based on the torsional natural frequency and modal damping to calculate the torsional vibration and stress state of each part of the shaft, and compare the calculation results with the shaft torsional angular displacement. However, if the comparison error is large, the adjustment of the parameters and the calculation and comparison of the vibration and stress state are repeated until the comparison error becomes small,
A shaft torsional vibration/fatigue monitoring method for a turbine generator, characterized in that when it is determined that the comparison error has become small, the degree of fatigue damage of each part is calculated from the torsional vibration and stress state of each part of the shaft.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2961182A JPS58146832A (en) | 1982-02-25 | 1982-02-25 | Method for monitoring shaft torsional vibration and fatigue of turbine generator |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2961182A JPS58146832A (en) | 1982-02-25 | 1982-02-25 | Method for monitoring shaft torsional vibration and fatigue of turbine generator |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS58146832A JPS58146832A (en) | 1983-09-01 |
| JPH0326341B2 true JPH0326341B2 (en) | 1991-04-10 |
Family
ID=12280860
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2961182A Granted JPS58146832A (en) | 1982-02-25 | 1982-02-25 | Method for monitoring shaft torsional vibration and fatigue of turbine generator |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS58146832A (en) |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US7532988B2 (en) * | 2003-08-07 | 2009-05-12 | Sikorsky Aircraft Corporation | Virtual load monitoring system and method |
| CN100514026C (en) * | 2007-12-04 | 2009-07-15 | 四方电气(集团)有限公司 | Method for measuring mechanical fatigue of steam turbine generator unit shaft system |
| CN101915601B (en) * | 2010-07-22 | 2011-09-07 | 北京四方继保自动化股份有限公司 | Method for solving modal damping of shaft system of 1,000MW steam turbo generator set |
| CN104392140B (en) * | 2014-12-04 | 2017-05-17 | 北京四方继保自动化股份有限公司 | Identification method for shaft-system torsional-vibration modal parameters of generator unit under environmental excitation |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5681435A (en) * | 1979-12-07 | 1981-07-03 | Toshiba Corp | Method and device for monitoring of shaft torsion of turbine generator |
-
1982
- 1982-02-25 JP JP2961182A patent/JPS58146832A/en active Granted
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5681435A (en) * | 1979-12-07 | 1981-07-03 | Toshiba Corp | Method and device for monitoring of shaft torsion of turbine generator |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS58146832A (en) | 1983-09-01 |
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