Analisi delle cause principali di una crepa nella girante di una turbina Francis

Una turbina idroelettrica a pompaggio da 135 MW ha presentato fessurazioni ricorrenti nella corona della girante dopo oltre quarant'anni di funzionamento, culminate in un guasto catastrofico che ha richiesto la completa sostituzione della girante. Il monitoraggio continuo ha rivelato una componente di vibrazione persistente a 140 Hz legata all'interazione rotore-statore, sollevando preoccupazioni circa la risonanza all'interno della struttura della girante. L'analisi modale sperimentale ha confermato che questa eccitazione operativa corrispondeva strettamente a una modalità di vibrazione naturale del gruppo girante-albero, indicando la risonanza come fattore chiave nell'innesco e nella propagazione delle fessurazioni.

La girante della turbina, danneggiata, è stata sottoposta a diversi interventi di riparazione nel corso del tempo; tuttavia, l'incidente più recente ha provocato danni irreversibili, rendendo necessaria la sua completa sostituzione. La girante è composta da sette pale e opera in combinazione con sedici pale direttrici.

Un sistema di monitoraggio online ha registrato continuamente i principali parametri dinamici, tra cui lo spostamento relativo dell'albero, le vibrazioni radiali del cuscinetto di guida della turbina e le vibrazioni assiali sul coperchio della turbina.

I dati registrati hanno costantemente mostrato una componente di vibrazione dominante a 140 Hz. Questa frequenza corrisponde al doppio del prodotto della frequenza di rotazione (10 Hz) e del numero di pale della girante (7).

La componente a 140 Hz è stata chiaramente identificata nelle vibrazioni assiali sul coperchio della turbina, nelle vibrazioni radiali del cuscinetto di guida e nei segnali di spostamento relativo dell'albero, sollevando dubbi su un possibile fenomeno di risonanza che potrebbe contribuire al cedimento della corona.

Per verificare questa ipotesi, è stata condotta un'analisi modale sperimentale (bump test) della girante della turbina sia con che senza l'albero ad essa collegato. L'obiettivo era determinare le frequenze naturali del gruppo girante e valutare il potenziale di risonanza in condizioni operative normali.

Le frequenze identificate sperimentalmente sono state successivamente confrontate con le modalità di vibrazione previste numericamente. I risultati hanno dimostrato una forte correlazione tra l'eccitazione misurata a 140 Hz e una delle modalità naturali della girante, indicando che gli effetti di risonanza hanno probabilmente giocato un ruolo significativo nello sviluppo delle crepe osservate sulla corona della girante.

Background

L'unità di pompaggio-accumulo da 135 MW è in servizio da oltre 40 anni. Durante la sua vita operativa, la girante della turbina ha subito molteplici episodi di fessurazione nella regione della corona, o piastra superiore. L'unità opera a una velocità di rotazione nominale di 600 giri/min, ovvero 10 Hz. La girante della turbina è dotata di sette pale e opera in combinazione con sedici pale direttrici.

Il cedimento più recente è stato innescato dal distacco di una porzione della corona della girante, o piastra superiore. Al momento del guasto, i livelli di vibrazione del cuscinetto di guida della turbina (TGB) sono aumentati bruscamente fino a raggiungere valori critici, provocando l'arresto immediato della macchina. Un'ispezione visiva dall'involucro a spirale, effettuata prima dello smontaggio, ha rivelato un'estesa propagazione di cricche sulla piastra della girante. La crepa si estendeva per tutta la piastra superiore, come mostrato in Figura 1.

A seguito dello smontaggio del rotore, un'ispezione dettagliata ha confermato che la crepa si era originata sul bordo esterno della piastra superiore e si era propagata verso la punta di una pala della girante. Il frammento staccato, di dimensioni approssimative di 25 × 21 cm, è stato successivamente ritrovato nel tubo di aspirazione. L'entità del danno strutturale ha reso la girante irreparabile, impedendo l'ulteriore funzionamento della turbina. Di conseguenza, si è resa necessaria la completa sostituzione della girante.

Un sistema di monitoraggio online delle condizioni della macchina (MCM) traccia continuamente i principali parametri dinamici dell'unità (come mostrato in Figura 2), tra cui:

• Vibrazioni relative dell'albero su UGB, LGB e TGB

• Vibrazioni assolute di UGB, LGB e TGB

• Vibrazioni assolute del coperchio della turbina

• Spostamento assiale

• Traferro nei piani superiore e inferiore dello statore

• Flusso magnetico

• Vibrazioni degli avvolgimenti di estremità

• Vibrazioni del nucleo dello statore

Stakeholders

L'indagine ha coinvolto diverse parti con responsabilità tecniche e operative ben definite:

• Gestore dell'impianto di pompaggio idroelettrico – responsabile di garantire il funzionamento sicuro, l'elevata disponibilità e l'integrità strutturale a lungo termine.

• Veski – fornitore del sistema di monitoraggio delle condizioni della macchina e responsabile della diagnostica avanzata delle vibrazioni, dell'indagine sulle cause profonde e dello sviluppo di raccomandazioni per migliorare le capacità di rilevamento precoce delle cricche.

• Dewesoft – fornitore di hardware e software di misura utilizzati per l'analisi modale sperimentale.

Il problema

Il problema tecnico principale consisteva nell'identificare la causa principale del cedimento della girante della turbina, compresa la valutazione dell'eventuale coinvolgimento di effetti di risonanza e la definizione dei meccanismi strutturali e dinamici responsabili dell'amplificazione della risposta vibrazionale e della successiva innesco e propagazione delle cricche.

Nello specifico, era necessario:

• Identificare le frequenze naturali e le corrispondenti modalità di vibrazione della girante della turbina, sia in configurazione libera che accoppiata all'albero.

• Stabilire se l'eccitazione operativa a 140 Hz coincidesse con, o fosse sufficientemente vicina a, una frequenza naturale strutturale.

• Definire miglioramenti al sistema MCM esistente per consentire l'individuazione precoce dell'innesco e della propagazione delle cricche nella girante della turbina.

Analisi dei dati

I parametri globali di vibrazione rilevati dal sistema di monitoraggio delle condizioni della macchina negli ultimi due anni sono risultati stabili e non hanno indicato un guasto. Tuttavia, le vibrazioni relative hanno iniziato ad aumentare lentamente nel periodo di 1-2 mesi precedente al danno.

Tali variazioni sono rimaste sempre entro i livelli di vibrazione consentiti fino al verificarsi del danno e non hanno richiesto l'attivazione di avvisi o allarmi in conformità con le norme di vibrazione applicabili alle centrali idroelettriche. Come illustrato dall'andamento biennale in Figura 3, i dati hanno rivelato un progressivo aumento dello squilibrio dell'albero, attribuibile alla propagazione delle cricche nella girante della turbina sotto stress ciclico prolungato dovuto alle pulsazioni di pressione.

Durante il normale funzionamento (prima di qualsiasi problema alla girante della turbina), il sistema di monitoraggio ha rilevato un'ampiezza dominante a 140 Hz – il doppio della frequenza nominale (10 Hz) e del numero di pale della girante (7) – dovuta all'interazione rotore-statore (RSI) nella turbina. Questa frequenza era presente nelle vibrazioni assiali sul coperchio della turbina, nelle vibrazioni radiali assolute e nello spostamento relativo dell'albero sulla TGB.

In particolare, in seguito è stato osservato nello spettro un ulteriore picco a 160 Hz, con un'ampiezza molto bassa, allineato con la frequenza di passaggio delle pale direttrici: 16 pale moltiplicate per la frequenza nominale di 10 Hz (vedere Figura 4). Prima della fessurazione, le vibrazioni a questa frequenza non erano considerate critiche a causa della loro bassa ampiezza e della loro comparsa occasionale, ad esempio, solo in modalità generatore.

Tuttavia, dopo il guasto, l'analisi post-elaborazione ha mostrato che la fessura aveva innescato le vibrazioni più elevate a questa frequenza. Questa fessura introduce un carico non uniforme, amplificando così l'influenza dell'interazione della paletta direttrice sulla risposta alle vibrazioni. Le armoniche a 150 Hz, 170 Hz e 180 Hz compaiono a causa della modulazione creata dall'armonica 16x.

La conclusione principale emersa dall'analisi di frequenza è che, durante il normale funzionamento dell'unità, la frequenza di risonanza della girante della turbina si aggira intorno ai 140 Hz. Pertanto, si può concludere che la girante vibra continuamente a questa frequenza in condizioni di carico elevato.

Queste vibrazioni continue sono state probabilmente la causa di sollecitazioni dinamiche, la cui conseguenza è stata la comparsa di una crepa e la sua propagazione fino al cedimento finale. Esiste quindi una concreta possibilità che, dopo diversi anni di funzionamento, si verifichino danni simili qualora si utilizzi la stessa girante in condizioni operative analoghe.

Per valutare il potenziale di risonanza durante il normale funzionamento della turbina, è stato condotto un test di vibrazione per determinare le frequenze naturali della girante. I risultati di questo studio potrebbero spiegare la correlazione tra l'eccitazione a 140 Hz osservata e una modalità di vibrazione naturale della struttura della girante, indicando che la risonanza potrebbe aver contribuito al cedimento della corona osservato.

Identificazione e misura

Per determinare la causa principale del guasto della girante della turbina e verificare il sospetto meccanismo di risonanza, si è deciso di eseguire un'analisi modale sperimentale mediante il cosiddetto bump test. L'obiettivo dell'analisi modale era identificare le frequenze naturali e le corrispondenti modalità di vibrazione della girante della turbina e valutarne la relazione con l'eccitazione operativa a 140 Hz osservata durante il normale funzionamento dell'unità.

L'indagine è stata condotta in due fasi:

1. Configurazione della girante libera

2. Girante della turbina accoppiata all'albero

Questo approccio in due fasi ha permesso di differenziare chiaramente le caratteristiche dinamiche intrinseche della girante dal comportamento dell'intero gruppo girante-albero, identificando così le modalità di vibrazione che potrebbero potenzialmente portare alla risonanza in condizioni operative.

Durante la misura, la girante è stata eccitata mediante un impulso generato da un martello di gomma per indurre vibrazioni. Un accelerometro è stato fissato al martello e la forza d'impatto è stata calcolata come prodotto della massa del martello (1,2 kg) e dell'accelerazione misurata.

Inoltre, sono stati installati diversi accelerometri in varie posizioni, che hanno misurato l'accelerazione nei punti in cui ciascun sensore era posizionato. Per l'acquisizione dei segnali analogici è stata utilizzata un'unità di acquisizione dati portatile (Obsidian). Dopo l'acquisizione, i segnali digitali sono stati analizzati sul laptop di misura, su cui era installato il software di diagnostica DewesoftX.

Misura libera della girante della turbina

Considerato il numero limitato di sensori utilizzati durante la misura e al fine di coprire la più ampia superficie possibile della girante della turbina, le misure sono state effettuate in 3 configurazioni. In ciascuna configurazione, un sensore (sensore n. 8) è rimasto in posizione e ha funto da riferimento di fase, mentre gli altri sensori sono stati spostati. La Figura 5 mostra una rappresentazione schematica con foto di ciascuna configurazione.

Abbiamo anche utilizzato le etichette dei sensori nell'analisi dei risultati. Nella prima configurazione, i sensori sono stati posizionati attorno al bordo esterno della girante, in corrispondenza delle punte delle pale (7 pale). Nella seconda configurazione, i sensori sono stati nuovamente posizionati attorno al bordo esterno della girante della turbina, ma tra le punte delle pale. Nell'ultima, e terza configurazione, 4 sensori sono stati riposizionati sul bordo esterno della girante in corrispondenza delle pale terminali, e 3 sensori sono stati posizionati sul bordo interno della piastra della girante.

Tutte le misure sono state effettuate con la girante della turbina sollevata a circa mezzo metro di altezza mediante cavi d'acciaio, al fine di simulare le condizioni al contorno di una girante libera e identificare le frequenze naturali, proprietà esclusiva della girante stessa.

Girante della turbina accoppiata all'albero

Nella seconda misura, sono state misurate le frequenze naturali della girante della turbina dopo che quest'ultima era stata accoppiata all'albero. Sono state effettuate due misure: in primo luogo, i sensori sono stati posizionati nella parte inferiore della girante della turbina, accessibili dal tubo di aspirazione (vedere Figura 6), ed è stato eseguito un test di vibrazione. Successivamente, i sensori sono stati posizionati direttamente sull'albero sopra la turbina (vedere Figura 7) e il test di vibrazione è stato ripetuto.

Strumentazione di acquisizione dati

L'analisi modale sperimentale è stata eseguita utilizzando le seguenti apparecchiature di misura ed eccitazione (vedere Figura 8):

• Martello d'impatto per l'eccitazione impulsiva

• Accelerometri CTC per la misura della risposta alle vibrazioni

• OBSIDIAN, Computer di acquisizione dati integrato

• DewesoftX, Software di diagnostica

Risultati dei test

Analisi modale della girante libera della turbina

Per determinare le frequenze naturali, è stata effettuata un'analisi spettrale delle forme d'onda registrate. La Figura 9 mostra l'analisi spettrale della prima configurazione di misura fino a 1 kHz, ed è evidente che la girante della turbina presenta molteplici frequenze naturali all'interno dell'intervallo di frequenza visualizzato. Sono state analizzate le prime tre frequenze naturali osservate nello spettro.

La Figura 10 mostra l'analisi spettrale per tutte e tre le configurazioni di misura nell'intervallo di frequenza 200-400 Hz. Dall'analisi spettrale, le prime tre frequenze naturali sono 257 Hz, 258,5 Hz e 329 Hz, e sono stati calcolati i corrispondenti modi di vibrazione.

È importante notare che le prime due frequenze naturali sono molto vicine: 257 Hz e 258,5 Hz. Queste due frequenze ravvicinate derivano dall'asimmetria di rigidezza strutturale lungo la circonferenza della girante della turbina. Per questo motivo, è necessario analizzare queste due frequenze separatamente.

Per ottenere le modalità di vibrazione, sono stati calcolati i valori della funzione di trasferimento di 7 sensori rispetto al sensore 8 per le prime tre frequenze naturali in tutte e tre le configurazioni di misura, e i risultati sono stati combinati. Nella terza configurazione di misura, i sensori 1'', 3'', 4'' e 6'' sono stati posizionati nelle stesse posizioni delle prime due configurazioni, ma queste posizioni non sono state mostrate nei risultati poiché i valori erano ripetibili.

Le modalità di vibrazione calcolate sono rappresentate graficamente per tutte e tre le configurazioni nella Figura 11. L'analisi della frequenza di 257 Hz ha mostrato che i sensori nelle posizioni 3 e 3' sono in fase rispettivamente con i sensori 7 e 7'. Mentre i sensori in posizione 2 e 2' sono in fase rispettivamente con i sensori in posizione 5 e 5'.

Un comportamento simile è stato registrato a una frequenza prossima di 258,5 Hz; anche in questo caso, i lati opposti della girante della turbina sono in fase. Nello specifico, i sensori 1 e 1' sono in fase con i sensori 4 e 4', e i sensori 6 e 6' sono in fase con i sensori 3 e 3'.

Osservando la modalità di vibrazione a 329 Hz, si può notare che le vibrazioni sulla circonferenza esterna della girante della turbina sono in fase (sensori da 1 a 7). Al contrario, sulla circonferenza interna sono estremamente deboli (sensori 2'', 5'' e 7''), il che significa che queste posizioni sono praticamente ferme a una frequenza di 329 Hz.

È evidente che sono state registrate solo modalità di vibrazione simmetriche. L'eccitazione di modalità di vibrazione asimmetriche richiede un elemento strutturale (albero) in grado di generare momenti, cosa che non si verificava in questa configurazione.

È importante notare che questa misura identifica le frequenze naturali della girante libera della turbina, che è sospesa solo da cavi metallici ed è quindi minimamente vincolata dall'ambiente circostante.

Una volta collegata all'albero, la girante formerà un sistema completamente diverso e le sue frequenze naturali cambieranno. Si prevede una nuova frequenza naturale al di sotto di 257 Hz, che è attualmente la frequenza naturale più bassa misurata per la girante libera sospesa su cavi metallici.

Questo spostamento è previsto perché, dopo l'assemblaggio, la girante e l'albero vibreranno come un unico corpo con massa maggiore e una diversa distribuzione di rigidezza e inerzia.

Tuttavia, alcune delle loro frequenze naturali rimarranno simili. Un esempio è la modalità di vibrazione a 329 Hz. Questa modalità di vibrazione e la corrispondente frequenza naturale rimarranno pressoché invariate anche dopo il collegamento all'albero.

Ciò è confermato dalle vibrazioni misurate in punti lungo il bordo interno della girante, in particolare nelle posizioni 2”, 5” e 7”, dove le ampiezze sono molto piccole, quasi nulle, e la fase è la stessa in tutte e tre le posizioni.

Poiché questi punti sono molto vicini al bordo, rappresentano efficacemente le condizioni al contorno delle vibrazioni della girante libera.

Quando la girante è accoppiata all'albero in quest'area, si prevede che le condizioni al contorno rimangano pressoché invariate, il che significa che le vibrazioni dovrebbero avere ancora ampiezze molto piccole e verificarsi nella stessa fase.

Girante della turbina collegata all'albero

Per il calcolo dello spettro, è stata utilizzata una lunghezza del blocco della forma d'onda di 0,5 s, ottenendo una risoluzione spettrale di 2 Hz. La risoluzione spettrale scelta è adatta all'accoppiamento girante-albero, che a sua volta produce una breve durata della risposta all'impatto. È stata analizzata la gamma di frequenza fino a 400 Hz, che è l'area di interesse.

Durante la misura, un'altra unità della centrale elettrica era in funzione e le componenti di vibrazione sono state trasferite da tale unità. nello spettro erano visibili. Per ottenere un quadro chiaro delle componenti di frequenza che derivano esclusivamente dall'eccitazione del martello e che rappresentano le effettive frequenze naturali, lo spettro senza eccitazione è stato sottratto dallo spettro ottenuto con l'eccitazione.

La Figura 12 mostra l'analisi spettrale prima e dopo la sottrazione dell'influenza dell'altra unità. Una componente di frequenza a 100 Hz è generata dalle vibrazioni dello statore dell'altra unità, che si trasmette attraverso la struttura di fondazione all'unità misurata e, dal corpo turbina all'albero del rotore, fino alla girante della turbina. Nell'area intorno ai 100 Hz si verifica una risonanza locale, che causa un aumento della risposta vibrazionale.

Poiché gli spettri con e senza eccitazione del martello sono stati registrati in momenti diversi, la sottrazione di tutte le componenti di frequenza intorno ai 100 Hz non le ha eliminate. Nell'analisi spettrale dopo aver minimizzato l'influenza dell'altra unità, sono state chiaramente ottenute 3 componenti di frequenza: circa 174 Hz, 300 Hz e 356 Hz. Queste tre frequenze rappresentano le frequenze naturali della girante della turbina quando collegata all'albero.

La stessa procedura di correzione è stata eseguita utilizzando la misura diretta dell'albero, e gli spettri prima e dopo la correzione sono mostrati in Figura 13. È nuovamente evidente che le componenti di frequenza intorno ai 100 Hz non hanno potuto essere eliminate per la stessa ragione spiegata in precedenza, e non verranno prese in considerazione in questa sede.

D'altra parte, le frequenze naturali del sistema albero-turbina sono chiaramente visibili dopo la correzione, a circa 174 Hz e 375 Hz. La frequenza di 300 Hz, registrata sulla girante della turbina, non è visibile sull'albero. Questo era previsto, come affermato nel capitolo precedente, e seguirà una discussione dettagliata sulle modalità di vibrazione.

La questione principale che si pone è: quali condizioni al contorno definiscono le modalità di vibrazione della girante libera della turbina e quali quelle che si verificano dopo l'accoppiamento della girante all'albero?

Quando sia il bordo esterno che quello interno della girante sono liberi, tutte le forze e le coppie sui bordi sono pari a zero. Con tali condizioni al contorno, le modalità di vibrazione naturali della girante sospesa liberamente non possono includere modalità asimmetriche, ma solo modalità simmetriche. Ciò è stato dimostrato nell'analisi della girante libera, dove sono state registrate solo le frequenze di 257 Hz (e la frequenza vicina di 258,5 Hz) e 329 Hz, entrambe rappresentanti modalità di vibrazione simmetriche.

La girante libera della turbina presenta un basso fattore di smorzamento e, di conseguenza, le vibrazioni si attenuano solo dopo alcuni secondi. Di conseguenza, le componenti della risposta spettrale sono molto strette.

Osservando la modalità di vibrazione a 257 Hz, la fase del bordo interno cambia in risposta alle corrispondenti variazioni di fase del bordo esterno (vedere Figura 11). Questa modalità di vibrazione cambierà una volta che il rotore della turbina sarà collegato all'albero. Nella modalità di vibrazione a 329 Hz, il bordo esterno vibra in fase in tutti i punti, così come il bordo interno.

Tuttavia, il bordo interno vibra in controfase rispetto al bordo esterno (vedere Figura 11), con ampiezze circa 10-15 volte inferiori. Questa forma di vibrazione sarà presente anche dopo il collegamento della girante all'albero, quasi nella stessa modalità, ma la sua frequenza naturale aumenterà a causa della variazione delle condizioni al contorno sul bordo interno.

Dopo il collegamento della girante all'albero, le condizioni al limite sul bordo interno sono definite dall'assenza di spostamenti e rotazioni in tutti i punti del bordo interno. La frequenza naturale più bassa dell'albero e della girante collegati si verifica a 174 Hz, circa 80 Hz inferiore a quella della girante della turbina sospesa liberamente. Questa è una nuova modalità di vibrazione che non si manifesta quando la girante è libera.

Inoltre, lo smorzamento delle vibrazioni del rotore montato a 174, 356 e 374 Hz è significativamente maggiore rispetto allo smorzamento a 300 Hz. Ciò è visibile nell'ampiezza della componente spettrale a 300 Hz, che è praticamente la stessa di quella della girante sospesa liberamente su tutte le componenti spettrali.

Questo solleva la questione del perché lo smorzamento differisca a determinate frequenze naturali.

Per rispondere a questa domanda, è stata analizzata la frequenza naturale di 300 Hz. A questa frequenza, le vibrazioni della girante della turbina non vengono trasmesse all'albero. Analogamente, l'eccitazione proveniente dall'albero non può indurre vibrazioni a 300 Hz, come chiaramente mostrato in Figura 13.

Di conseguenza, la girante è soggetta alle stesse condizioni di smorzamento che si avrebbe nello stato sospeso liberamente.

Sulla base di ciò, si può concludere che le vibrazioni a 300 Hz corrispondono al modo simmetrico più basso. Per la girante libera della turbina, la frequenza naturale simmetrica più bassa è di 257,5 Hz, mentre per la girante e l'albero accoppiati è di 300 Hz. Questo aumento è dovuto alla maggiore rigidità del bordo interno derivante dall'accoppiamento girante-albero.

Nella successiva modalità di vibrazione simmetrica (girante libera 327 Hz), l'albero può vibrare solo assialmente, mentre le vibrazioni flessionali della girante non possono essere trasmesse all'albero. La frequenza naturale di questa modalità può essere solo superiore a quella del rotore sospeso.

Pertanto, la frequenza naturale più bassa del sistema girante-albero accoppiato, 174 Hz, non può essere associata ad alcuna modalità di vibrazione simmetrica. Si può quindi concludere che 174 Hz corrisponde alla più bassa modalità di vibrazione naturale asimmetrica.

Durante il funzionamento dell'impianto, quando la girante della turbina è piena d'acqua, questa frequenza naturale può diminuire e avvicinarsi a 140 Hz, portando potenzialmente il rotore della turbina in risonanza. Si osservano vibrazioni a 174 Hz sia nella girante della turbina che nell'albero sotto eccitazione impulsiva, indipendentemente dal fatto che l'eccitazione sia applicata alla girante o direttamente all'albero.

Ciò indica chiaramente che la corrispondente modalità di vibrazione coinvolge sia la girante della turbina che l'intero albero. La frequenza di risonanza a 140 Hz corrisponde al doppio della frequenza nominale della turbina di 10 Hz e al numero di pale della turbina, che è sette, come spiegato in precedenza.

Va inoltre notato che, durante le misure, la girante della turbina era stazionaria e supportata direttamente dal cuscinetto assiale e dai segmenti o guarnizioni del TGB. Durante il funzionamento, tuttavia, la girante viene sollevata da questi punti di contatto dal film d'olio che si forma nei cuscinetti. Questo supporto statico produce uno smorzamento maggiore nella risposta di decadimento. Durante la rotazione, ci si aspetta uno smorzamento inferiore, che aumenta l'influenza delle forze di risonanza associate alla modalità di vibrazione asimmetrica più bassa.

Questa interpretazione è ulteriormente supportata dalla presenza di una componente a 140 Hz nelle vibrazioni relative sia del cuscinetto di guida superiore (UGB) che di quello inferiore (LGB), con ampiezze superiori a quelle degli spostamenti dei cuscinetti. Questi risultati indicano che l'albero e la girante della turbina vibrano nella modalità asimmetrica più bassa della girante, misurata a 174 Hz, con una frequenza leggermente ridotta dalla massa d'acqua aggiunta.

La modalità di vibrazione asimmetrica più bassa a 174 Hz osservata durante questa campagna di misura non è stata riprodotta nelle simulazioni agli elementi finiti (FEM) della sola girante della turbina, senza l'albero completo. In generale, questa modalità può essere catturata nell'analisi FEM solo se il modello numerico include la girante della turbina, l'albero completo e il rotore del generatore, poiché tutti questi componenti sono essenziali per una rappresentazione accurata di questa modalità di vibrazione.

Ulteriori miglioramenti al sistema di monitoraggio

Sulla base dei risultati presentati, è stato raccomandato di aggiornare il sistema MCM esistente estendendo l'analisi per includere i calcoli di ampiezza e fase per tutte le armoniche identificate negli spettri, come mostrato in Figura 4.

Particolare attenzione è stata dedicata alle frequenze intorno a 160 Hz, 170 Hz e 180 Hz nei segnali di vibrazione relativi e assoluti delle pale superiore, inferiore e superiore, nonché nei segnali di vibrazione assoluti del corpo turbina.

Le registrazioni di tendenza sono state inoltre ampliate per includere i valori quadratici medi a queste frequenze, riportati come valori quadratici medi.

Sono stati inoltre installati sensori di pressione nell'area della turbina, in particolare nella condotta forzata, nella cassa a spirale, nel coperchio della turbina, nel tubo di aspirazione e nelle zone di vuoto, insieme a un sensore di deformazione montato sul coperchio della turbina.

Tutti i suddetti calcoli dei valori dinamici sono stati applicati ai segnali di pressione provenienti dall'area della turbina e integrati nel sistema MCM.

La Figura 14 mostra l'andamento RMS delle frequenze selezionate negli ultimi tre mesi per le vibrazioni assolute dei cuscinetti e del carter della turbina, la pressione del carter a spirale e le misure di deformazione, insieme alla corrispondente velocità di rotazione e alla potenza attiva e reattiva.

Questi indicatori consentiranno l'individuazione precoce di crepe nel rotore, permettendo interventi di riparazione senza interrompere il funzionamento dell'impianto. Inoltre, è stata raccomandata l'integrazione delle soglie di allarme derivate dal sistema MCM nel sistema SCADA per fornire avvisi preventivi quando i livelli di vibrazione superano le soglie.

Conclusione

È stato eseguito un test di vibrazione sulla girante della turbina prima e dopo l'accoppiamento all'albero per identificarne le frequenze naturali e valutare il potenziale di risonanza in condizioni operative normali.

In seguito all'accoppiamento della girante all'albero, si è verificata una ridistribuzione di rigidezza e inerzia rispetto alla girante libera, pertanto il sistema è stato analizzato come un sistema combinato girante-albero. L'analisi ha identificato le frequenze naturali a 174 Hz, 300 Hz, 356 Hz e 375 Hz.

La frequenza di 300 Hz corrisponde al modo di vibrazione simmetrico più basso. Poiché questo modo non induce vibrazioni flessionali dell'albero, lo smorzamento di questa risposta è inferiore rispetto alle frequenze di 174, 356 e 375 Hz, dove sono presenti vibrazioni flessionali dell'albero.

La frequenza di 174 Hz corrisponde al primo modo di vibrazione asimmetrico, in cui sono eccitate sia le vibrazioni della girante che quelle flessionali dell'albero. Quando la girante della turbina è piena d'acqua, questa frequenza naturale può diminuire, portando potenzialmente la girante in risonanza a 140 Hz. Questa frequenza corrisponde al prodotto del doppio della frequenza nominale della turbina multipla (10 Hz) e del numero di pale della girante (7).

Durante il funzionamento dell'unità, è prevista una riduzione dello smorzamento delle vibrazioni poiché la girante della turbina si solleva dai punti di contatto con il cuscinetto assiale e i segmenti del cuscinetto della turbina durante la rotazione. Se lo smorzamento diminuisce in queste condizioni, può verificarsi un aumento della risposta risonante della girante della turbina, il che potrebbe spiegare il cedimento della corona della turbina.

Si raccomanda di aggiornare il sistema MCM esistente estendendo l'analisi per includere i calcoli di ampiezza e fase alle frequenze chiave di 160 Hz, 170 Hz e 180 Hz. I valori RMS (Root Mean Square) a queste frequenze dovrebbero essere aggiunti anche alle registrazioni di tendenza.

Inoltre, sono stati installati sensori di pressione nell'area della turbina e la stessa analisi dinamica dovrebbe essere applicata a questi segnali.

Questi aggiornamenti consentirebbero di rilevare precocemente le crepe nelle giranti delle turbine. Aggiungendo soglie di allarme al sistema SCADA, quest'ultimo potrebbe anche emettere avvisi preventivi prima che i livelli di vibrazione diventino eccessivi.