Ursachenanalyse für einen Riss im Laufrad einer Francis-Turbine

An einer 135-MW-Pumpspeicherturbine traten nach über vier Jahrzehnten Betrieb wiederholt Risse im Bereich des Laufradkranzes auf. Diese führten schließlich zu einem katastrophalen Versagen, das den vollständigen Austausch des Laufrads erforderlich machte. Die kontinuierliche Überwachung identifizierte eine anhaltende Schwingungskomponente bei 140 Hz, die auf die Wechselwirkung zwischen Rotor und Stator zurückzuführen war. Dies ließ auf eine Resonanz innerhalb der Laufradstruktur schließen.  Eine experimentelle Modalanalyse bestätigte, dass diese Betriebsanregung nahezu exakt einer Eigenschwingungsmode der Laufrad-Wellen-Baugruppe entsprach, was auf Resonanz als Hauptursache für die Entstehung und Ausbreitung der Risse hindeutete.

Das rissbefallene Laufrad wurde im Laufe der Zeit mehrfach repariert. Der letzte Vorfall führte jedoch zu einem nicht mehr behebbaren Schaden, der einen kompletten Austausch erforderlich machte. Das Laufrad umfasst sieben Laufschaufeln und arbeitet in Kombination mit sechzehn Leitschaufeln.

Ein Online-Überwachungssystem erfasste kontinuierlich wichtige dynamische Parameter, darunter die relative Wellenverschiebung, Radialschwingungen am Turbinenführungslager sowie Axialschwingungen am Turbinendeckel. 

Die aufgezeichneten Daten wiesen durchgehend eine dominierende Schwingungskomponente bei 140 Hz auf.  Diese Frequenz entspricht dem Doppelten des Produkts aus Drehfrequenz (10 Hz) und Anzahl der Laufradschaufeln (7). 

Die deutliche Identifizierung der 140-Hz-Komponente in den Axialschwingungen am Turbinendeckel, den Radialschwingungen am Führungslager sowie in den Signalen der relativen Wellenverschiebung stützte die Vermutung, dass ein Resonanzphänomen eine mögliche Ursache für die Rissbildung im Laufradkranz darstellte.

Zur Überprüfung dieser Hypothese wurde eine experimentelle Modalanalyse (Impulshammertest) am Turbinenlaufrad sowohl mit als auch ohne angekoppelte Welle durchgeführt. Ziel war die Bestimmung der Eigenfrequenzen der Laufradeinheit und die Bewertung des Resonanzpotenzials unter normalen Betriebsbedingungen. 

Die experimentell ermittelten Frequenzen wurden anschließend mit numerisch vorhergesagten Schwingungsmoden verglichen. Die Ergebnisse zeigten eine starke Übereinstimmung zwischen der gemessenen 140-Hz-Anregung und einer der Eigenmoden des Laufrads, was darauf hindeutete, dass Resonanzeffekte tatsächlich maßgeblich zur Entstehung der beobachteten Risse im Laufradkranz beitrugen.

Hintergrund

Die 135-MW-Pumpspeichereinheit ist seit über 40 Jahren in Betrieb. Während dieser Zeit kam es am Turbinenlaufrad mehrfach zu Rissbildungen im Bereich des Kranzes bzw. der Oberscheibe. Die Einheit arbeitet mit einer Nenndrehzahl von 600 U/min (entspricht 10 Hz). Das Turbinenlaufrad ist mit sieben Schaufeln ausgestattet und arbeitet in Kombination mit sechzehn Leitschaufeln.

Das jüngste Versagen wurde durch das Herausbrechen eines Teils des Laufradkranzes ausgelöst. Zum Zeitpunkt des Versagens stiegen die Schwingungswerte am Turbinenführungslager abrupt auf kritische Werte an, was zum sofortigen Abschalten der Maschine führte. Eine vor der Demontage durchgeführte visuelle Inspektion vom Spiralgehäuse aus zeigte eine ausgeprägte Rissausbreitung durch die gesamte obere Laufradscheibe (siehe Abb. 1).

Nach der Demontage des Rotors bestätigte eine detaillierte Inspektion, dass der Riss vom äußeren Rand der oberen Scheibe ausging und sich in Richtung der Spitze einer Laufradschaufel ausbreitete. Das etwa 25 × 21 cm große, herausgebrochene Fragment wurde anschließend im Saugrohr gefunden. Aufgrund des Umfangs des strukturellen Schadens war das Laufrad irreparabel, sodass die Turbine nicht weiter betrieben werden konnte und ein vollständiger Austausch des Laufrads erforderlich war.

Ein Online-System zur Maschinenzustandsüberwachung (Machine Condition Monitoring, MCM) überwacht kontinuierlich die wichtigsten dynamischen Parameter der Einheit (siehe Abb. 2), darunter:

• Relative Wellenschwingungen am oberen und unteren Generatorführungslager sowie am Turbinenführungslager

• Absolute Schwingungen des oberen und unteren Generatorführungslagers sowie des Turbinenführungslagers

• Absolute Schwingungen des Turbinendeckels

• Axialverschiebung

• Luftspalt in der oberen und unteren Statorebene

• Magnetischer Fluss

• Schwingungen der Wickelköpfe

• Schwingungen des Ständerblechpakets

Beteiligte

An der Untersuchung waren mehrere Parteien mit klar definierten technischen und betrieblichen Verantwortlichkeiten beteiligt:

• Betreiber des Pumpspeicherkraftwerks – verantwortlich für den sicheren Betrieb, hohe Verfügbarkeit und langfristige strukturelle Integrität

• Veski – Anbieter des Maschinenzustandsüberwachungssystems und verantwortlich für erweiterte Schwingungsdiagnostik, Ursachenanalyse sowie die Entwicklung von Empfehlungen zur Verbesserung der Früherkennung von Rissen

• Dewesoft – Anbieter der Messhardware und -software, die für die experimentelle Modalanalyse verwendet wurde

Die Herausforderung

Die primäre technische Herausforderung bestand darin, die Ursache für das Versagen des Turbinenlaufrads zu identifizieren. Dazu gehörte die Bewertung, ob Resonanzeffekte eine Rolle spielten, sowie die Aufklärung der strukturellen und dynamischen Mechanismen, die für die verstärkte Schwingungsantwort und die darauffolgende Rissinitiierung und -ausbreitung verantwortlich waren. 

Insbesondere war es notwendig,

• die Eigenfrequenzen und die entsprechenden Schwingungsmoden des Turbinenlaufrads – sowohl in freier als auch in wellengekoppelter Konfiguration – zu bestimmen;

• zu prüfen, ob die Betriebsanregung bei 140 Hz mit einer Eigenfrequenz der Struktur übereinstimmte oder dieser ausreichend nahe kam;

• Maßnahmen zur Verbesserung des bestehenden MCM-Systems abzuleiten, um eine frühzeitige Erkennung von Rissinitiierung und -ausbreitung am Turbinenlaufrad zu ermöglichen.

Datenanalyse

Die globalen Schwingungskenngrößen, die über die letzten zwei Jahre vom MCM-System erfasst wurden, waren stabil und ließen keinen unmittelbar bevorstehenden Ausfall erkennen. Allerdings zeigte sich etwa 1–2 Monate vor dem Schadensereignis ein langsamer, aber stetiger Anstieg der relativen Schwingungen. 

Diese Veränderungen blieben jedoch stets innerhalb der zulässigen Schwingungsgrenzwerte und erforderten daher keine Auslösung von Warnungen oder Alarmen gemäß den geltenden Schwingungsrichtlinien für Wasserkraftanlagen. Wie der Zweijahres-Trend in Abb. 3 verdeutlicht, wurde ein fortschreitender Anstieg der Wellenunwucht dokumentiert, der auf die Rissausbreitung im Turbinenlaufrad unter anhaltender zyklischer Belastung durch Druckpulsationen zurückgeführt wurde.

Während des Normalbetriebs (vor dem Auftreten von Problemen am Laufrad) registrierte das Überwachungssystem eine dominante Amplitude bei 140 Hz. Diese Frequenz entspricht dem Doppelten des Produkts aus Nennfrequenz (10 Hz) und Anzahl der Laufradschaufeln (7) und ist auf eine Rotor-Stator-Interaktion in der Turbine zurückzuführen. Die 140-Hz-Komponente war in den Axialschwingungen am Turbinendeckel, den radialen Absolutschwingungen sowie der relativen Wellenverschiebung am Turbinenführungslager nachweisbar. 

Auffällig war, dass später im Frequenzspektrum eine zusätzliche Spitze bei 160 Hz mit sehr geringer Amplitude beobachtet wurde, die mit der Durchgangsfrequenz der Leitschaufeln – Produkt aus Anzahl der Leitschaufeln (16) und Nennfrequenz (10 Hz) – korrelierte (siehe Abb. 4). Vor dem Rissereignis wurden Schwingungen bei dieser Frequenz aufgrund ihrer geringen Amplituden und ihres sporadischen Auftretens (z. B. nur im Generatorbetrieb) nicht als kritisch eingestuft. 

Nach dem Versagen zeigte die Nachanalyse jedoch, dass der Riss die erhöhten Schwingungen bei 160 Hz erst ausgelöst hatte, indem er eine ungleichmäßige Belastungsverteilung bewirkte und so den Einfluss der Leitschaufelinteraktion auf die Schwingungsantwort verstärkte. Die Harmonischen bei 150 Hz, 170 Hz und 180 Hz entstehen infolge der durch die 16x-Komponente verursachten Modulation.

Die Hauptschlussfolgerung aus der Frequenzanalyse war, dass die Resonanzfrequenz des Turbinenlaufrads unter Betriebsbedingungen nahe 140 Hz liegt. Daraus folgt, dass das Laufrad unter Hochlastbetrieb kontinuierlich mit dieser Frequenz schwingt. 

Diese dauerhaften Schwingungen führten wahrscheinlich zu dynamischen Spannungen, die zunächst die Rissbildung und anschließend die Rissausbreitung bis zum endgültigen Versagen verursachten. Daher besteht die konkrete Gefahr, dass nach mehreren Betriebsjahren ähnliche Schäden erneut auftreten, wenn das gleiche Laufraddesign unter vergleichbaren Betriebsbedingungen weiter verwendet wird.

Um das Resonanzpotenzial während des Normalbetriebs der Turbine zu bewerten, wurde ein Impulshammertest durchgeführt, um die Eigenfrequenzen des Turbinenlaufrads zu bestimmen. Die Ergebnisse dieser Arbeit sollten den Zusammenhang zwischen der beobachteten 140-Hz-Anregung und einer Eigenschwingungsmode der Laufradstruktur klären und Resonanz als Mitverursacher des Laufradkranzversagens bestätigen.

Identifikation und Messung

Um die Ursache des Laufradversagens zu ermitteln und den vermuteten Resonanzmechanismus zu überprüfen, wurde beschlossen, eine experimentelle Modalanalyse mittels eines Impulshammertests durchzuführen. Ziel der Modalanalyse war es, die Eigenfrequenzen und entsprechenden Schwingungsmoden des Turbinenlaufrads zu identifizieren und ihren Bezug zur während des Normalbetriebs der Einheit beobachteten 140-Hz-Betriebsanregung zu bewerten. 

Die Untersuchung erfolgte in zwei Phasen:

1. mit freier Turbinenlaufradkonfiguration 

2. mit wellengekoppeltem Turbinenlaufrad

Dieser zweistufige Ansatz ermöglichte eine klare Trennung zwischen den eigenen dynamischen Eigenschaften des Laufrads und dem Verhalten der vollständigen Laufrad-Wellen-Baugruppe. Dadurch konnten Schwingungsmoden identifiziert werden, die unter Betriebsbedingungen potenziell zu Resonanzen führen.

Bei der Messung wurde das Laufrad durch Impulsanregung mit einem Gummihammer zum Schwingen gebracht. Der Impulshammer war mit einem Beschleunigungssensor ausgestattet, und die Aufprallkraft wurde als Produkt aus Hammermasse (1,2 kg) und gemessener Beschleunigung berechnet. 

Darüber hinaus wurden mehrere Beschleunigungssensoren an unterschiedlichen Positionen angebracht, um die lokalen Beschleunigungen zu erfassen. Zur Aufzeichnung der analogen Signale wurde eine tragbare Datenerfassungseinheit (Obsidian) verwendet. Anschließend wurden die digitalisierten Signale auf einem Mess-Laptop mit der Diagnosesoftware DewesoftX analysiert.

Messung mit freiem Turbinenlaufrad

Wegen der begrenzten Sensoranzahl und um eine möglichst große Fläche des Laufrads abzudecken, wurden die Messungen in drei Konfigurationen durchgeführt. In jeder Konfiguration blieb ein Sensor (Nr. 8) als Phasenreferenz an gleicher Position, während die übrigen Sensoren umgesetzt wurden. Abb. 5 zeigt schematische Darstellungen und Fotos der verschiedenen Konfigurationen. 

Für die Auswertung der Ergebnisse wurden außerdem Sensorbezeichnungen verwendet. In der ersten Konfiguration waren die Sensoren am äußeren Laufradrand, an den Spitzen der sieben Schaufeln, positioniert. In der zweiten Konfiguration wurden die Sensoren erneut am äußeren Rand des Turbinenlaufrads platziert, dieses Mal jedoch zwischen den Schaufelspitzen. In der dritten und letzten Konfiguration wurden vier Sensoren erneut am äußeren Laufradrand an den Schaufelspitzen und drei Sensoren am inneren Rand der Laufradscheibe positioniert. 

Für alle Messungen wurde das Turbinenlaufrad mit Stahlseilen auf eine Höhe von etwa 0,5 m angehoben, um die Randbedingungen eines freien Turbinenlaufrads zu simulieren und Eigenfrequenzen zu identifizieren, die ausschließlich dem Laufrad selbst zuzuordnen sind.

Messung mit wellengekoppeltem Turbinenlaufrad

Im zweiten Versuchsaufbau wurden die Eigenfrequenzen des Turbinenlaufrads erfasst, nachdem es mit der Welle gekoppelt worden war. Dabei erfolgten zwei Messreihen: Zunächst wurden die Sensoren an der vom Saugrohr aus zugänglichen Unterseite des Laufrads platziert (siehe Abb. 6) und ein Impulshammertest durchgeführt. Anschließend wurden die Sensoren oberhalb der Turbine direkt auf der Welle angebracht (siehe Abb. 7) und der Impulshammertest wiederholt.

Datenerfassungsausrüstung

Die experimentelle Modalanalyse wurde mit folgender Mess- und Anregungsausrüstung durchgeführt (siehe Abb. 8):

• Impulshammer zur Anregung

• CTC-Beschleunigungssensoren zur Messung der Schwingungsantwort

• OBSIDIAN – eingebetteter Datenerfassungscomputer

• DewesoftX – Diagnosesoftware

Testergebnisse

Modalanalyse des freien Turbinenlaufrads the free turbine runner

Zur Bestimmung der Eigenfrequenzen wurde eine Spektralanalyse der aufgezeichneten Wellenformen durchgeführt. Abb. 9 zeigt die Spektralanalyse der ersten Messkonfiguration bis 1 kHz. Deutlich erkennbar ist, dass das Turbinenlaufrad im dargestellten Frequenzbereich mehrere Eigenfrequenzen aufweist.  Die ersten drei beobachteten Eigenfrequenzen wurden analysiert. 

Abb. 10 zeigt die Spektralanalyse aller drei Messkonfigurationen im Frequenzbereich von 200–400 Hz. Aus der Analyse ergeben sich die ersten drei Eigenfrequenzen bei 257 Hz, 258,5 Hz und 329 Hz; die zugehörigen Schwingungsmoden wurden berechnet. 

Besonders hervorzuheben ist, dass die ersten beiden Eigenfrequenzen – 257 Hz und 258,5 Hz – sehr dicht beieinanderliegen. Sie resultieren aus einer strukturellen Steifigkeitsasymmetrie entlang des Laufradumfangs und müssen daher separat analysiert werden.

Zur Ermittlung der Schwingungsmoden wurden für die ersten drei Eigenfrequenzen über alle drei Messkonfigurationen die Übertragungsfunktionswerte von sieben Sensoren relativ zu Sensor Nr. 8 berechnet und die Ergebnisse kombiniert.  In der dritten Messkonfiguration befanden sich die Sensoren 1'', 3'', 4'' und 6'' an denselben Positionen wie in den ersten beiden Konfigurationen; diese Positionen wurden in den Ergebnissen nicht dargestellt, da die Werte reproduzierbar waren.

Die berechneten Schwingungsmoden für alle drei Konfigurationen sind in Abb. 11 grafisch dargestellt. Bei der Analyse der Frequenz von 257 Hz zeigte sich, dass die Sensoren an den Positionen 3 und 3' phasengleich mit den Sensoren 7 und 7‘ und die Sensoren 2 und 2' phasengleich mit den Sensoren 5 und 5'  schwingen.

Ein ähnliches Verhalten zeigt sich bei der benachbarten Frequenz von 258,5 Hz: Auch hier schwingen die jeweils gegenüberliegenden Seiten des Turbinenlaufrads in Phase, Konkret schwingen die Sensoren 1 und 1' phasengleich mit den Sensoren 4 und 4' und die Sensoren 6 und 6' schwingen phasengleich mit den Sensoren 3 und 3'.

Bei 329 Hz ist zu erkennen, dass die Sensoren am äußeren Umfang des Turbinenlaufrads (Sensoren 1 bis 7) phasengleich schwingen. Am inneren Umfang (Sensoren 2'', 5'' und 7'') hingegen sind die Schwingungen extrem klein, was bedeutet, dass diese Positionen bei einer Frequenz von 329 Hz nahezu stillstehen.

Es ist deutlich zu erkennen, dass ausschließlich symmetrische Schwingungsmoden erfasst wurden. Die Anregung asymmetrischer Moden erfordert ein strukturelles Element (z. B. eine Welle), das Momente erzeugen kann, was in diesem Versuchsaufbau nicht gegeben war.

Es ist wichtig zu berücksichtigen, dass diese Messung die Eigenfrequenzen des freien Turbinenlaufrads erfasste, das lediglich an Metallseilen aufgehängt und somit nur minimal durch seine Umgebung eingeschränkt war.

Sobald das Laufrad mit der Welle verbunden wird, bildet es ein völlig neues System, dessen Eigenfrequenzen sich ändern. Es wurde erwartet, dass eine der neuen Eigenfrequenzen unter 257 Hz liegen würde – der bisher niedrigsten gemessenen Eigenfrequenz des freien, an Metallseilen aufgehängten Laufrads.

Eine solche Verschiebung war abzusehen, da das Laufrad und die Welle nach der Montage als ein einziger Körper mit größerer Masse und veränderter Steifigkeits- und Trägheitsverteilung schwingen würden.

Andere Eigenfrequenzen hingegen würden sich kaum verändern. Die Schwingungsmode bei 329 Hz und die zugehörige Eigenfrequenz etwa blieben auch nach der Verbindung mit der Welle praktisch gleich. 

Dies wurde durch die an Punkten entlang des inneren Laufradrandes – insbesondere an den Positionen 2'', 5'' und 7'‘ – gemessenen Schwingungen bestätigt. Hier waren die Amplituden sehr klein, fast null, und die Phase an allen drei Positionen gleich.

Da diese Punkte sehr nah am Rand liegen, repräsentieren sie effektiv die Randbedingungen der Schwingungen des freien Laufrads.

Es wurde erwartet, dass sich die Randbedingungen nach der Kopplung des Laufrads mit der Welle in diesem Bereich kaum ändern und die Schwingungen weiterhin sehr kleine Amplituden aufweisen und in derselben Phase auftreten würden.

Turbinenlaufrad mit gekoppelter Welle

Für die Spektralberechnung wurde eine Blocklänge von 0,5 s gewählt, was einer spektralen Auflösung von 2 Hz entspricht. Diese Auflösung ist für die Laufrad-Wellen-Baugruppe geeignet, die eine kurze Impulsantwort aufweist. Analysiert wurde der für die Fragestellung relevante Frequenzbereich bis 400 Hz.

Während der Messung war im Kraftwerk noch eine weitere Maschineneinheit in Betrieb, deren Schwingungskomponenten im Spektrum sichtbar waren. Um die tatsächlichen Eigenfrequenzen zu isolieren, die ausschließlich durch die Impulshammeranregung angeregt wurden, wurde das Spektrum ohne Anregung vom Spektrum mit Anregung subtrahiert.

Abb. 12 zeigt die Spektralanalyse vor und nach der Korrektur des Fremdeinflusses. Die Frequenzkomponente bei 100 Hz stammt von Statorschwingungen der anderen Turbine, die über die Fundamentstruktur auf den Prüfling und vom Turbinengehäuse über die Rotorwelle bis hin zum Turbinenlaufrad übertragen wurden. Im Bereich um 100 Hz trat eine lokale Resonanz auf, die zu erhöhten Schwingungsamplituden führte. 

Da die Spektren mit und ohne Impulshammeranregung zu unterschiedlichen Zeitpunkten aufgenommen wurden, konnten durch die Subtraktion nicht alle Störkomponenten um 100 Hz vollständig eliminiert werden. Nach der Minimierung des Fremdeinflusses wurden im Spektrum jedoch drei Frequenzkomponenten bei etwa 174 Hz, 300 Hz und 356 Hz klar identifiziert, die die Eigenfrequenzen des mit der Welle gekoppelten Turbinenlaufrads repräsentieren.

Das gleiche Korrekturverfahren wurde auf die direkte Messung an der Welle angewendet. Die resultierenden Spektren vor und nach der Korrektur sind in Abb. 13 dargestellt. Die Frequenzkomponenten um 100 Hz konnten aus den bereits beschriebenen Gründen auch in diesem Fall nicht vollständig eliminiert werden und wurden nicht weiter berücksichtigt. 

Andererseits sind die Eigenfrequenzen des Turbinen-Wellen-Systems nach der Korrektur bei ca. 174 Hz und 375 Hz deutlich erkennbar. Die am Turbinenlaufrad gemessene 300-Hz-Frequenz war bei Messung direkt an der Welle nicht nachweisbar. Dies entsprach den Erwartungen (vgl. vorheriges Kapitel); eine detaillierte Diskussion der Schwingungsmoden folgt.

Die zentrale Frage lautete: Welche Randbedingungen definieren die Schwingungsmoden des freien Turbinenlaufrads, und wie ändern sie sich nach der Kopplung des Laufrads mit der Welle? 

Wenn sowohl der äußere als auch der innere Rand des Laufrads frei sind, sind alle Kräfte und Momente an den Rändern gleich null. Unter solchen Randbedingungen können die Eigenschwingungsmoden des frei aufgehängten Laufrads ausschließlich symmetrische Moden umfassen, während asymmetrische Moden nicht auftreten. Dies bestätigte sich in der Analyse des freien Laufrads, bei der nur die Frequenzen 257 Hz (sowie die benachbarte Frequenz 258,5 Hz) und 329 Hz – und damit zwei symmetrische Schwingungsmoden – gemessen wurden. 

Das freie Turbinenlaufrad weist einen geringen Dämpfungsfaktor auf, wodurch die Schwingungen erst nach mehreren Sekunden abklingen. Folglich sind die spektralen Antwortkomponenten sehr schmalbandig.

Bei der Schwingungsmode bei 257 Hz zeigt sich, dass die Phase am inneren Rand direkt von den Phasenänderungen am äußeren Rand beeinflusst wird (siehe Abb. 11). Diese Schwingungsmode ändert sich jedoch, sobald der Turbinenrotor mit der Welle gekoppelt wird. Im Gegensatz dazu schwingen bei der Schwingungsmode bei 329 Hz sowohl der äußere als auch der innere Rand an allen Punkten phasengleich. 

Allerdings schwingt der innere Rand gegenphasig zum äußeren Rand (siehe Abb. 11), wobei die Amplituden am inneren Rand etwa 10–15 Mal kleiner sind als am äußeren. Diese Schwingungsform bleibt auch nach der Verbindung des Laufrads mit der Welle in nahezu unveränderter Form erhalten, allerdings erhöht sich die Eigenfrequenz aufgrund der modifizierten Randbedingungen am inneren Rand.

Nach der Kopplung des Turbinenlaufrads mit der Welle sind die Randbedingungen am inneren Rand durch das Fehlen von Verschiebungen und Rotationen an allen Punkten des inneren Randes definiert. Die niedrigste Eigenfrequenz der Wellen-Laufrad-Baugruppe betrug 174 Hz und lag damit etwa 80 Hz unter der des frei aufgehängten Turbinenlaufrads. Diese Frequenz stellt eine neue Schwingungsmode dar, die beim freien Laufrad nicht auftrat. 

Zusätzlich zeigt sich, dass die Schwingungsdämpfung des montierten Rotors bei den Frequenzen 174 Hz, 356 Hz und 374 Hz deutlich stärker ausfällt als bei 300 Hz. Dies lässt sich an der Breite der Spektralkomponente bei 300 Hz ablesen, die nahezu identisch mit der des frei aufgehängten Laufrads über alle Spektralkomponenten hinweg ist.

Das wirft die Frage auf, warum sich die Dämpfung bei bestimmten Eigenfrequenzen unterscheidet.

Um dies herauszufinden wurde die Eigenfrequenz bei 300 Hz analysiert. Bei dieser Frequenz werden die Schwingungen des Turbinenlaufrads nicht auf die Welle übertragen. Ebenso kann eine wellenseitige Anregung keine Schwingungen bei 300 Hz induzieren, wie in Abb. 13 deutlich erkennbar ist.

Infolgedessen unterliegt das Laufrad den gleichen Dämpfungsbedingungen wie im frei aufgehängten Zustand.

Daraus lässt sich schließen, dass die Schwingungen bei 300 Hz der niedrigsten symmetrischen Mode entsprechen. Für das freie Turbinenlaufrad beträgt die niedrigste symmetrische Eigenfrequenz 257,5 Hz, während sie für die Laufrad-Wellen-Baugruppe 300 Hz beträgt. Der höhere Wert ist auf die höhere Steifigkeit am inneren Rand zurückzuführen, die aus der Kopplung von Laufrad und Welle resultiert.

In der nächsten symmetrischen Schwingungsmode (freies Laufrad: 327 Hz) kann die Welle nur axial schwingen, während Biegeschwingungen des Laufrads nicht auf die Welle übertragen werden können. Die Eigenfrequenz dieser Mode kann nur höher sein als die des aufgehängten Rotors.

Daher kann die niedrigste Eigenfrequenz der gekoppelten Laufrad-Wellen-Baugruppe (174 Hz) keiner symmetrischen Schwingungsmode zugeordnet werden, und es kann geschlossen werden, dass 174 Hz der niedrigsten asymmetrischen Eigenschwingungsmode entspricht.

Während des Betriebs der Anlage mit wassergefülltem Turbinenlaufrad kann diese Eigenfrequenz sinken und sich 140 Hz annähern, wodurch der Turbinenrotor potenziell in Resonanz gerät. Schwingungen bei 174 Hz werden bei Impulsanregung sowohl am Turbinenlaufrad als auch an der Welle beobachtet, unabhängig davon, ob die Anregung am Laufrad oder direkt an der Welle aufgebracht wird.

Dies deutet klar darauf hin, dass die entsprechende Schwingungsmode sowohl das Turbinenlaufrad als auch die gesamte Welle umfasst. Die Resonanzfrequenz von 140 Hz entspricht, wie bereits erläutert, dem Doppelten des Produkts aus der Nennfrequenz der Turbine (10 Hz) und der Anzahl der Turbinenschaufeln (7).

Es ist auch zu beachten, dass das Turbinenlaufrad während der Messungen stillstand und direkt vom Axiallager sowie von den Segmenten oder Dichtungen im Turbinenführungslager abgestützt wurde. Während des Betriebs wird das Laufrad jedoch durch den in den Lagern gebildeten Ölfilm von diesen Kontaktpunkten abgehoben. Diese statische Abstützung führt zu einer höheren Dämpfung in der Abklingantwort. Während der Rotation ist eine geringere Dämpfung zu erwarten, wodurch sich der Einfluss der mit der niedrigsten asymmetrischen Schwingungsmode verbundenen Resonanzkräfte erhöht.

Diese Annahme wird durch das Auftreten einer 140-Hz-Komponente in den Relativschwingungen sowohl am oberen als auch am unteren Generatorführungslager zusätzlich gestützt, wobei deren Amplituden größer sind als die der Lagerverschiebungen. Diese Ergebnisse deuten darauf hin, dass die Welle und das Turbinenlaufrad in der bei 174 Hz erfassten niedrigsten asymmetrischen Mode des Laufrads schwingen, wobei die Frequenz durch die zusätzliche Masse des Wassers leicht reduziert wird.

Die niedrigste asymmetrische Schwingungsmode bei 174 Hz, die bei dieser Messkampagne beobachtet wurde, konnte in Finite-Elemente-Methode-Simulationen (FEM) mit dem Turbinenlaufrad allein – also ohne die vollständige Welle – nicht reproduziert werden. Generell lässt sich diese Mode in einer FEM-Analyse nur erfassen, wenn das numerische Modell das Turbinenlaufrad, die komplette Welle und den Generatorrotor umfasst, da alle diese Komponenten für eine akkurate Darstellung dieser Schwingungsmode essenziell sind.

Zusätzliche Verbesserungen des Überwachungssystems

Auf Grundlage der vorgestellten Ergebnisse wurde empfohlen, das bestehende Maschinenzustandsüberwachungssystem (MCM-System) durch die Erweiterung der Analyse um Amplituden- und Phasenberechnungen für alle im Spektrum identifizierten Harmonischen zu aktualisieren (siehe Abb. 4).

Besondere Aufmerksamkeit galt den Frequenzbereichen um 160 Hz, 170 Hz und 180 Hz in den relativen und absoluten Schwingungssignalen des oberen und unteren Generatorführungslagers und des Turbinenführungslagers sowie in den absoluten Schwingungssignalen des Turbinengehäuses.

Die Trendaufzeichnungen wurden um die als Effektivwerte (RMS) angegebenen quadratischen Mittelwerte bei diesen Frequenzen erweitert.

Zusätzlich wurden Drucksensoren im Turbinenbereich installiert – und zwar in der Druckrohrleitung, dem Spiralgehäuse, dem Turbinendeckel, dem Saugrohr und den Vakuumzonen – und ein Dehnungssensor am Turbinendeckel angebracht.

Alle dynamischen Berechnungen wurden auch auf die Drucksignale aus dem Turbinenbereich angewendet und in das MCM-System integriert.

Abb. 14 zeigt die Effektivwert-Trends der ausgewählten Frequenzen über die letzten drei Monate für die absoluten Schwingungen des Turbinenlagers und des Gehäuses, den Druck im Spiralgehäuse sowie die Dehnungsmessungen, zusammen mit der entsprechenden Drehzahl, Wirk- und Blindleistung.

Diese Indikatoren ermöglichen eine frühzeitige Erkennung von Rissen im Rotor und erlauben Reparaturmaßnahmen,während des laufenden Betriebs. Zudem wurde empfohlen, die aus dem MCM-System abgeleiteten Alarmgrenzen in das SCADA-System zu integrieren, um präventive Warnungen auszugeben, sobald die Schwingungswerte die Grenzwerte überschreiten.

Fazit

Am Turbinenlaufrad wurde vor und nach der Kopplung mit der Welle ein Impulshammertest durchgeführt, um seine Eigenfrequenzen zu identifizieren und das Resonanzpotenzial unter normalen Betriebsbedingungen zu bewerten. 

Nach der Kopplung mit der Welle kam es im Vergleich zum freien Turbinenlaufrad zu einer Umverteilung von Steifigkeit und Trägheit, weshalb das System als kombinierte Laufrad-Wellen-Baugruppe analysiert wurde. Die Analyse identifizierte Eigenfrequenzen bei 174 Hz, 300 Hz, 356 Hz und 375 Hz.

Die Frequenz von 300 Hz entspricht der niedrigsten symmetrischen Schwingungsmode. Da diese keine Biegemomente in der Welle erzeugt, ist ihre Dämpfung geringer als bei den anderen Frequenzen (174 Hz, 356 Hz und 375 Hz), bei denen Biegeschwingungen der Welle auftreten.

Die Frequenz von 174 Hz entspricht dabei der ersten asymmetrischen Schwingungsmode, bei der sowohl das Turbinenlaufrad als auch die Welle zu Biegeschwingungen angeregt werden. Bei wassergefülltem Turbinenlaufrad kann diese Eigenfrequenz absinken und das Laufrad bei 140 Hz in Resonanz bringen. Diese Frequenz entspricht dem Doppelten des Produkts aus Nennfrequenz der Turbine (10 Hz) und Anzahl der Laufradschaufeln (7).

Während des Betriebs der Einheit ist eine Verringerung der Schwingungsdämpfung zu erwarten, da das Laufrad durch die Rotation von den mechanischen Kontaktpunkten mit dem Axiallager und den Turbinenlagersegmenten abhebt. Nimmt die Dämpfung unter diesen Bedingungen ab, dann kann das zu einer erhöhten Resonanzantwort des Turbinenlaufrads führen, die das Versagen des Turbinenkranzes erklären könnte.

Wir empfehlen, das bestehende MCM-System durch die Erweiterung der Analyse um Amplituden- und Phasenberechnungen bei den Schlüsselfrequenzen von 160 Hz, 170 Hz und 180 Hz zu aktualisieren. Auch die Effektivwerte dieser Frequenzen sollten in die Trendaufzeichnungen aufgenommen werden.

Die gleiche dynamische Analyse sollte auf die Signale der zusätzlich im Turbinenbereich installierten Drucksensoren angewendet werden.

Diese Verbesserungen ermöglichen eine frühzeitige Risserkennung im Turbinenlaufrad. Durch die Integration von Alarmgrenzen in das SCADA-System könnte das System zudem präventive Warnungen ausgeben, bevor die Schwingungswerte ein kritisches Niveau erreichen.