JPS6337329B2 - - Google Patents
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- JPS6337329B2 JPS6337329B2 JP2082480A JP2082480A JPS6337329B2 JP S6337329 B2 JPS6337329 B2 JP S6337329B2 JP 2082480 A JP2082480 A JP 2082480A JP 2082480 A JP2082480 A JP 2082480A JP S6337329 B2 JPS6337329 B2 JP S6337329B2
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- turbine generator
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Classifications
-
- 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
- G01H1/003—Measuring characteristics of vibrations in solids by using direct conduction to the detector of rotating machines
Landscapes
- Physics & Mathematics (AREA)
- General Physics & Mathematics (AREA)
- Measurement Of Mechanical Vibrations Or Ultrasonic Waves (AREA)
- Tests Of Circuit Breakers, Generators, And Electric Motors (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は蒸気タービン並びにタービン発電機軸
のねじれ振動と、疲労被害度を監視するためのタ
ービン発電機の軸ねじれ振動監視装置に関する。
のねじれ振動と、疲労被害度を監視するためのタ
ービン発電機の軸ねじれ振動監視装置に関する。
一般に、蒸気タービン発電機は第１図に示す如
く、高圧、中圧、低圧から成る蒸気タービン１、
発電機（ロータ）２、エキサイター３及びこれら
を連結するタービン軸４から構成されている。発
電機が定常状態で運転されている時の軸捩れ振動
及びねじれによつて発生する軸各部の応力変動は
微少であるが、突発的な短絡事故時、低速及び高
速再閉路時、電力系統と軸ねじれ系の共振時、更
には非同期投入時等に、軸４に突発的な過渡ねじ
れ振動と応力、或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、この非定常なねじれ
振動によつて軸材が疲労し破壊してしまうことも
ある。この過渡的で、非定常な軸ねじれ振動・応
力のスペクトルの主成分は、軸系のいずれかのね
じれ固有振動数であるが、各固有モードが複雑に
結合して軸各部の振動応力となるため、振動・応
力の応答波は非常に不規則である。
く、高圧、中圧、低圧から成る蒸気タービン１、
発電機（ロータ）２、エキサイター３及びこれら
を連結するタービン軸４から構成されている。発
電機が定常状態で運転されている時の軸捩れ振動
及びねじれによつて発生する軸各部の応力変動は
微少であるが、突発的な短絡事故時、低速及び高
速再閉路時、電力系統と軸ねじれ系の共振時、更
には非同期投入時等に、軸４に突発的な過渡ねじ
れ振動と応力、或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、この非定常なねじれ
振動によつて軸材が疲労し破壊してしまうことも
ある。この過渡的で、非定常な軸ねじれ振動・応
力のスペクトルの主成分は、軸系のいずれかのね
じれ固有振動数であるが、各固有モードが複雑に
結合して軸各部の振動応力となるため、振動・応
力の応答波は非常に不規則である。
このように、軸系各部に発生する振動・応力の
大きさとその頻度が不確定である為、軸系全体の
ねじれ振動を解析的に推定し、軸の疲労被害度を
予想することは非常に困難である。このため、運
転中の軸ねじれ振動を監視し、そのねじれ角変形
から軸各部の発生応力を推定し、その部分の疲労
被害度を評価することが必要である。
大きさとその頻度が不確定である為、軸系全体の
ねじれ振動を解析的に推定し、軸の疲労被害度を
予想することは非常に困難である。このため、運
転中の軸ねじれ振動を監視し、そのねじれ角変形
から軸各部の発生応力を推定し、その部分の疲労
被害度を評価することが必要である。
従来、提案されている監視装置の構成は、第１
図に示す如く、ねじれ角（変位）検出部５、電気
トルク検出部６、演算装置７，８及び出力表示装
置９から成つている。これにより、軸４の相対ね
じれ角に関係する変動的振動・応力成分をねじれ
角（変位）検出部５、軸４の平均的ねじれトルク
成分を電気トルク検出部６並びに演算装置７，８
によつて夫々算出し、軸４にかかる振動・応力を
評価しようとするものである。一方、軸系のねじ
れ状態を監視することなく、電気トルク検出部６
の出力のみを用いて軸４の振動・応力を数学モデ
ルによつて推定しようとするような方法も提案さ
れている。
図に示す如く、ねじれ角（変位）検出部５、電気
トルク検出部６、演算装置７，８及び出力表示装
置９から成つている。これにより、軸４の相対ね
じれ角に関係する変動的振動・応力成分をねじれ
角（変位）検出部５、軸４の平均的ねじれトルク
成分を電気トルク検出部６並びに演算装置７，８
によつて夫々算出し、軸４にかかる振動・応力を
評価しようとするものである。一方、軸系のねじ
れ状態を監視することなく、電気トルク検出部６
の出力のみを用いて軸４の振動・応力を数学モデ
ルによつて推定しようとするような方法も提案さ
れている。
しかし、これらの軸ねじれ振動及び応力の推定
方法では、軸４各部に発生するねじれ応力状態を
正しく評価することができず、推定誤差が大きく
なる。すなわち、電気トルクから軸トルクの平均
的成分を求めようとする場合、高圧、中圧、低圧
段等の蒸気タービン出力を一定値として仮定する
方法が一般に採用されているため、電力系統の急
変に応じ、蒸気圧力を制御する場合の軸系全体の
各部の平均トルク成分と変動成分を推定すること
は不可能である。このように、単純化した数学モ
デルに基づいて軸系の振動状態を推定しようとす
ると、入力と出力間の応答時間差いわゆる位相差
と、軸系のねじり初期条件が無視されるため、過
渡的な振動・応力変動を誤つて評価してしまう危
険性がある。一方、ねじれ角（変位）検出部５と
電気トルク検出部６の出力を併用して推定を行な
う場合でも、軸４に非定常振動・応力が発生する
時の電気トルクは、商用周波数或いは電力系統の
開閉に応じてステツプ状に変化するため、ねじり
角と電気トルクの時間差およびねじり角の初期状
態を実際の振動状態に一致させることは困難であ
る。
方法では、軸４各部に発生するねじれ応力状態を
正しく評価することができず、推定誤差が大きく
なる。すなわち、電気トルクから軸トルクの平均
的成分を求めようとする場合、高圧、中圧、低圧
段等の蒸気タービン出力を一定値として仮定する
方法が一般に採用されているため、電力系統の急
変に応じ、蒸気圧力を制御する場合の軸系全体の
各部の平均トルク成分と変動成分を推定すること
は不可能である。このように、単純化した数学モ
デルに基づいて軸系の振動状態を推定しようとす
ると、入力と出力間の応答時間差いわゆる位相差
と、軸系のねじり初期条件が無視されるため、過
渡的な振動・応力変動を誤つて評価してしまう危
険性がある。一方、ねじれ角（変位）検出部５と
電気トルク検出部６の出力を併用して推定を行な
う場合でも、軸４に非定常振動・応力が発生する
時の電気トルクは、商用周波数或いは電力系統の
開閉に応じてステツプ状に変化するため、ねじり
角と電気トルクの時間差およびねじり角の初期状
態を実際の振動状態に一致させることは困難であ
る。
一方、最近では軸系のねじれ振動を監視して、
軸系各部のねじれ角と応力を推定する数学モデル
として、モーダル解析手法を用いた数学モデルが
提案され、これにより軸のねじれ振動と疲労被害
度を監視することが考えられている。しかし、こ
のような方法では検出部分のねじれ振動モードが
大きな成分に対する軸系各部の応答は精度よく推
定することはできるが、小さな成分に対するもの
については平均成分と振動成分の推定精度が悪く
なるため、軸のねじれ角変位を検出するねじれ角
（変位）検出部５の取付け箇所の選定が問題とな
る。
軸系各部のねじれ角と応力を推定する数学モデル
として、モーダル解析手法を用いた数学モデルが
提案され、これにより軸のねじれ振動と疲労被害
度を監視することが考えられている。しかし、こ
のような方法では検出部分のねじれ振動モードが
大きな成分に対する軸系各部の応答は精度よく推
定することはできるが、小さな成分に対するもの
については平均成分と振動成分の推定精度が悪く
なるため、軸のねじれ角変位を検出するねじれ角
（変位）検出部５の取付け箇所の選定が問題とな
る。
従つて、上述したような欠点をなくするために
は、軸系への入力量、つまり電気トルクと蒸気圧
力と同時に、軸系の定位置にて検出されたねじれ
角変位を数学モデルの入力とし、検出位置に関係
なく高精度に軸系各部の挙動が推定できる数学モ
デルを用いて、軸４のねじれ振動と疲労被害度を
監視する必要がある。
は、軸系への入力量、つまり電気トルクと蒸気圧
力と同時に、軸系の定位置にて検出されたねじれ
角変位を数学モデルの入力とし、検出位置に関係
なく高精度に軸系各部の挙動が推定できる数学モ
デルを用いて、軸４のねじれ振動と疲労被害度を
監視する必要がある。
本発明の目的は、軸系の振動状態を推定し、軸
各部のねじれ変形と応力の平均および変動分を同
時に算出して軸のねじれ疲労被害度を正確に監視
することが可能なタービン発電機の軸ねじれ振動
監視装置を提供することにある。
各部のねじれ変形と応力の平均および変動分を同
時に算出して軸のねじれ疲労被害度を正確に監視
することが可能なタービン発電機の軸ねじれ振動
監視装置を提供することにある。
上記の目的を達成するために本発明では、蒸気
タービンおよびタービン発電機を連結して構成さ
れるタービン発電機軸系の軸ねじれ振動監視装置
を、 軸系の定位置での軸ねじれ角変位（振動）を検
出するねじれ角変位検出手段と、タービン発電機
にかかる電気トルクを検出する電気トルク検出手
段と、蒸気タービンの蒸気圧力を検出する蒸気圧
力検出手段と、ねじれ角変位検出手段、電気トル
ク検出手段および蒸気圧力検出手段からの各検出
量を入力とし、これらの検出量を基にオブザーバ
ーの方程式によりねじれ角変位検出部以外の箇所
の振動挙動を推定演算するねじれ振動演算手段
と、ねじれ振動演算手段での演算結果に基づいて
軸系各部のねじれ変形と応力の平均および変動分
を算出して軸径各部の疲労被害度を推定・算出す
る疲労被害度演算手段とを備えて構成している。
タービンおよびタービン発電機を連結して構成さ
れるタービン発電機軸系の軸ねじれ振動監視装置
を、 軸系の定位置での軸ねじれ角変位（振動）を検
出するねじれ角変位検出手段と、タービン発電機
にかかる電気トルクを検出する電気トルク検出手
段と、蒸気タービンの蒸気圧力を検出する蒸気圧
力検出手段と、ねじれ角変位検出手段、電気トル
ク検出手段および蒸気圧力検出手段からの各検出
量を入力とし、これらの検出量を基にオブザーバ
ーの方程式によりねじれ角変位検出部以外の箇所
の振動挙動を推定演算するねじれ振動演算手段
と、ねじれ振動演算手段での演算結果に基づいて
軸系各部のねじれ変形と応力の平均および変動分
を算出して軸径各部の疲労被害度を推定・算出す
る疲労被害度演算手段とを備えて構成している。
以下、図面を参照して本発明の一実施例につい
て説明する。第２図はタービン発電機の軸ねじれ
振動監視装置の構成をブロツク的に示したもので
あり、第１図と同一部分には同一符号を付してそ
の説明を省略し、ここでは異なる部分についての
み述べる。図において、５は軸４の定位置でのね
じれ角変位を検出するねじれ角（変位）検出部、
６はタービン発電機２にかかる電気トルクを検出
する電気トルク検出部、１０は蒸気タービン１の
蒸気圧力（例えば、高圧、中圧、低圧各段の蒸気
圧力）を検出する蒸気圧力検出部である。また、
１１は上記各検出部５，６，１０により検出され
たねじれ角変位、電気トルク、蒸気圧力の各検出
量を入力とし、後述するオブザーバーの数学モデ
ルにより上記ねじれ角（変位）検出部以外の箇所
の振動挙動を推定するためのねじれ振動演算部で
ある。１２はねじれ振動演算部１１の演算出力結
果に基づいて、軸系各部のねじれトルク（変形）
並びに応力の平均及び変動分を算出し、軸系各部
の疲労被害度を推定・算出する疲労被害度演算
部、更に１３はそれらの出力装置部であり、監視
装置をこれらから構成する。
て説明する。第２図はタービン発電機の軸ねじれ
振動監視装置の構成をブロツク的に示したもので
あり、第１図と同一部分には同一符号を付してそ
の説明を省略し、ここでは異なる部分についての
み述べる。図において、５は軸４の定位置でのね
じれ角変位を検出するねじれ角（変位）検出部、
６はタービン発電機２にかかる電気トルクを検出
する電気トルク検出部、１０は蒸気タービン１の
蒸気圧力（例えば、高圧、中圧、低圧各段の蒸気
圧力）を検出する蒸気圧力検出部である。また、
１１は上記各検出部５，６，１０により検出され
たねじれ角変位、電気トルク、蒸気圧力の各検出
量を入力とし、後述するオブザーバーの数学モデ
ルにより上記ねじれ角（変位）検出部以外の箇所
の振動挙動を推定するためのねじれ振動演算部で
ある。１２はねじれ振動演算部１１の演算出力結
果に基づいて、軸系各部のねじれトルク（変形）
並びに応力の平均及び変動分を算出し、軸系各部
の疲労被害度を推定・算出する疲労被害度演算
部、更に１３はそれらの出力装置部であり、監視
装置をこれらから構成する。
次に、上記オブザーバーの数学モデルについて
述べる。まず、軸系のねじれ角変位量、電気トル
ク、蒸気圧力を用いて、軸にかかる振動とねじれ
変形並びに応力を推定するための方法は次の通り
である。振動工学の知見によれば、軸系のねじれ
振動を表現する数学モデルは、 X〓（ｔ）＝AX（ｔ）＋Bu（ｔ） −(1) と表わされる。ここで、Ｘ（ｔ）はねじれ振動の
状態ベクトルで（ｎ×１）の列ベクトルであり、
ｎは状態を表わす数である。また、Ａは（ｎ×
ｎ）の状態マトリツクス、Ｂは（ｎ×ｍ）の入力
マトリツクス、ｕ（ｔ）は電気トルクと蒸気圧力
の入力（ｍ×１）ベクトルである。ｔは時間、X〓
（ｔ）はＸ（ｔ）の微分を夫夫示すものである。い
ま、ここで全ての状態ベクトルＸ（ｔ）を検出す
ることが不可能であるため、上記ねじれ角（変
位）検出部５の出力は ｙ（ｔ）＝CX（ｔ） −(2) にて表わされる。ここで、ｙ（ｔ）は検出量で
（ｌ×１）の列ベクトル、Ｃは（ｌ×ｎ）マトリ
ツクスである。そして、ここで、制御工学の線形
システム理論における状態推定理論の知見によれ
ば、上述した観測可能な物理量であるｕ（ｔ）、ｙ
（ｔ）を用いて、全体の状態量Ｘ（ｔ）を推定する
ためのオブザーバーは、第３図に示すようなブロ
ツク線図で表わされる。第３図において、１１０
は実際の振動系、１１１はオブザーバー系であ
る。これを方程式で表わすと、 となる。これを更に整理すると、 が得られる。ここで、（ｔ）はＸ（ｔ）の推定
列ベクトルである。また、Ｇは（ｎ×ｌ）の任意
マトリツクスであるが、前記(1)式の固有振動数、
減衰状態等に応じて、(3)式の推定状態が最も安定
するように決定されるものである。
述べる。まず、軸系のねじれ角変位量、電気トル
ク、蒸気圧力を用いて、軸にかかる振動とねじれ
変形並びに応力を推定するための方法は次の通り
である。振動工学の知見によれば、軸系のねじれ
振動を表現する数学モデルは、 X〓（ｔ）＝AX（ｔ）＋Bu（ｔ） −(1) と表わされる。ここで、Ｘ（ｔ）はねじれ振動の
状態ベクトルで（ｎ×１）の列ベクトルであり、
ｎは状態を表わす数である。また、Ａは（ｎ×
ｎ）の状態マトリツクス、Ｂは（ｎ×ｍ）の入力
マトリツクス、ｕ（ｔ）は電気トルクと蒸気圧力
の入力（ｍ×１）ベクトルである。ｔは時間、X〓
（ｔ）はＸ（ｔ）の微分を夫夫示すものである。い
ま、ここで全ての状態ベクトルＸ（ｔ）を検出す
ることが不可能であるため、上記ねじれ角（変
位）検出部５の出力は ｙ（ｔ）＝CX（ｔ） −(2) にて表わされる。ここで、ｙ（ｔ）は検出量で
（ｌ×１）の列ベクトル、Ｃは（ｌ×ｎ）マトリ
ツクスである。そして、ここで、制御工学の線形
システム理論における状態推定理論の知見によれ
ば、上述した観測可能な物理量であるｕ（ｔ）、ｙ
（ｔ）を用いて、全体の状態量Ｘ（ｔ）を推定する
ためのオブザーバーは、第３図に示すようなブロ
ツク線図で表わされる。第３図において、１１０
は実際の振動系、１１１はオブザーバー系であ
る。これを方程式で表わすと、 となる。これを更に整理すると、 が得られる。ここで、（ｔ）はＸ（ｔ）の推定
列ベクトルである。また、Ｇは（ｎ×ｌ）の任意
マトリツクスであるが、前記(1)式の固有振動数、
減衰状態等に応じて、(3)式の推定状態が最も安定
するように決定されるものである。
このようにして推定された軸系のねじれ振動の
状態量（ｔ）を用いれば、軸各部の変形（ねじ
れトルク）並びに応力の平均及び変動分を算出す
ることは、通常の手法によつて簡単に行ない得
る。
状態量（ｔ）を用いれば、軸各部の変形（ねじ
れトルク）並びに応力の平均及び変動分を算出す
ることは、通常の手法によつて簡単に行ない得
る。
かかる構成とすれば、軸系への入力量（電気ト
ルク及び蒸気圧力）と少数の軸ねじれ検出量とを
用いて、上記タービン発電機軸系のねじれ振動が
推定できるため、軸ねじれの検出を容易に且つ経
済的に行なうことができる。また、その検出部の
取付け位置の選定が容易であり、取付け位置や軸
系の初期状態とは無関係に、軸系全体のねじり振
動による各部の変形と応力の評価ができるため、
軸４のねじり振動と疲労被害度の正確な監視が可
能となる。すなわち、上述の(3)式において、検出
可能な物理量ｙ（ｔ）と推定状態量Ｃ（ｔ）と
の推定誤差である、ｙ（ｔ）−Ｃ（ｔ）がオブザ
ーバー系の入力となつているため、軸系の初期状
態と位相が未知であつても、急速に真の状態量Ｘ
（ｔ）に収束するからである。これにより、軸系
の破壊防止ばかりではなく、電力系統の運用に即
応したタービン発電機の最適な運転が可能とな
る。
ルク及び蒸気圧力）と少数の軸ねじれ検出量とを
用いて、上記タービン発電機軸系のねじれ振動が
推定できるため、軸ねじれの検出を容易に且つ経
済的に行なうことができる。また、その検出部の
取付け位置の選定が容易であり、取付け位置や軸
系の初期状態とは無関係に、軸系全体のねじり振
動による各部の変形と応力の評価ができるため、
軸４のねじり振動と疲労被害度の正確な監視が可
能となる。すなわち、上述の(3)式において、検出
可能な物理量ｙ（ｔ）と推定状態量Ｃ（ｔ）と
の推定誤差である、ｙ（ｔ）−Ｃ（ｔ）がオブザ
ーバー系の入力となつているため、軸系の初期状
態と位相が未知であつても、急速に真の状態量Ｘ
（ｔ）に収束するからである。これにより、軸系
の破壊防止ばかりではなく、電力系統の運用に即
応したタービン発電機の最適な運転が可能とな
る。
このように蒸気タービン１、タービン発電機
２、エキサイター３、及びこれらを連結するター
ビン軸４から成るタービン発電機軸系において、
軸ねじれ角（変位）検出部５により軸系の定位置
での軸ねじれ角変位（振動）を、電気トルク検出
部６によりタービン発電機２にかかる電気トルク
を、また蒸気圧力検出部１０により蒸気タービン
１の蒸気圧力を夫々検出し、これらの各検出量に
より前述したオブザーバーの方程式（数学モデ
ル） に基づき、ねじれ振動演算部１１においてねじれ
角検出部以外の箇所の振動挙動を推定演算し、更
にこのねじれ振動演算部１１の演算結果（ねじれ
振動状態量（ｔ））に基づき、疲労被害度演算
部１２において上記軸系各部のねじれトルクと応
力の平均及び変動分を算出して各部の疲労被害度
を推定・算出し、その結果を出力装置部１３によ
つて出力するようにしたものである。
２、エキサイター３、及びこれらを連結するター
ビン軸４から成るタービン発電機軸系において、
軸ねじれ角（変位）検出部５により軸系の定位置
での軸ねじれ角変位（振動）を、電気トルク検出
部６によりタービン発電機２にかかる電気トルク
を、また蒸気圧力検出部１０により蒸気タービン
１の蒸気圧力を夫々検出し、これらの各検出量に
より前述したオブザーバーの方程式（数学モデ
ル） に基づき、ねじれ振動演算部１１においてねじれ
角検出部以外の箇所の振動挙動を推定演算し、更
にこのねじれ振動演算部１１の演算結果（ねじれ
振動状態量（ｔ））に基づき、疲労被害度演算
部１２において上記軸系各部のねじれトルクと応
力の平均及び変動分を算出して各部の疲労被害度
を推定・算出し、その結果を出力装置部１３によ
つて出力するようにしたものである。
従つて、次のような効果が得られるものであ
る。
る。
(1) 蒸気タービン１の蒸気圧力を軸系評価のため
の演算要素として加えているため、タービン発
電機軸系の起動過程、停止過程、蒸気系の突発
事故による負荷急変時等の過渡状態における振
動状態を推定することができる。
の演算要素として加えているため、タービン発
電機軸系の起動過程、停止過程、蒸気系の突発
事故による負荷急変時等の過渡状態における振
動状態を推定することができる。
(2) タービン発電機軸系各部の振動状態とと変
形、並びに応力の平均と変動分を、ねじれ角
（変位）検出部５の取付け位置の選定、および
初期状態とは無関係に、高精度でしかも容易に
推定することができるため、上記軸系の振動と
疲労被害度を正確に評価監視することが可能と
なる。もつて、過渡的な軸ねじれ振動に基づく
タービン発電機の軸破壊等による重大事故を未
然に防止することができ、その運転に対する安
全性を大いに向上させることができる。
形、並びに応力の平均と変動分を、ねじれ角
（変位）検出部５の取付け位置の選定、および
初期状態とは無関係に、高精度でしかも容易に
推定することができるため、上記軸系の振動と
疲労被害度を正確に評価監視することが可能と
なる。もつて、過渡的な軸ねじれ振動に基づく
タービン発電機の軸破壊等による重大事故を未
然に防止することができ、その運転に対する安
全性を大いに向上させることができる。
(3) 前述したように、タービン軸系の１点の定位
置でのねじれ角を検出して、軸系全体のねじれ
振動を数学モデルによつて推定することが可能
であるため、軸系の全ての位置のねじれ角を検
出してねじれ振動を監視する必要がなくなり、
その経済性を大いに向上させることができる。
置でのねじれ角を検出して、軸系全体のねじれ
振動を数学モデルによつて推定することが可能
であるため、軸系の全ての位置のねじれ角を検
出してねじれ振動を監視する必要がなくなり、
その経済性を大いに向上させることができる。
(4) 前述した理由により、検出部分のねじれ振動
モードの大きな成分及び小さな成分のいずれの
成分に対する軸系各部の応答をも精度よく推定
することができるため、ねじれ角変位を検出す
る検出部５の取付け位置の選定に対しては特に
問題とならない。
モードの大きな成分及び小さな成分のいずれの
成分に対する軸系各部の応答をも精度よく推定
することができるため、ねじれ角変位を検出す
る検出部５の取付け位置の選定に対しては特に
問題とならない。
尚、本発明は上記実施例に限られるものではな
く、次のようにしても同様に実施することができ
る。
く、次のようにしても同様に実施することができ
る。
例えば、上記実施例においては軸系の１点のみ
のねじれ角変位量を用いて説明したものである
が、これに限らず２点或いはそれ以上の検出量を
用いて、軸系全体の軸ねじれ振動と変形・応力を
推定することも可能なものである。また、軸系の
振動ダンピング値は蒸気圧力の大きさによつても
異なることから、蒸気圧力の大小に応じて振動ダ
ンピング値を可変することも可能である。
のねじれ角変位量を用いて説明したものである
が、これに限らず２点或いはそれ以上の検出量を
用いて、軸系全体の軸ねじれ振動と変形・応力を
推定することも可能なものである。また、軸系の
振動ダンピング値は蒸気圧力の大きさによつても
異なることから、蒸気圧力の大小に応じて振動ダ
ンピング値を可変することも可能である。
その他、本発明はその要旨を変更しない範囲
で、種々変形して実施することができるものであ
る。
で、種々変形して実施することができるものであ
る。
以上説明したように本発明によれば、タービン
発電機軸系の定位置での軸ねじれ角変位（振動）、
並びにタービン発電機にかかる電気トルクと蒸気
タービンの圧力とを検出し、これらの各検出量を
基にオブザーバーの数学モデルにより軸系のねじ
れ振動挙動を推定するようにしたので、軸系の振
動状態と変形並びに応力の平均と変動分を容易に
しかも精度よく推定でき、軸系各部の疲労被害度
を正確に評価し監視することができる極めて信頼
度の高いタービン発電機の軸ねじれ監視装置が提
供できる。
発電機軸系の定位置での軸ねじれ角変位（振動）、
並びにタービン発電機にかかる電気トルクと蒸気
タービンの圧力とを検出し、これらの各検出量を
基にオブザーバーの数学モデルにより軸系のねじ
れ振動挙動を推定するようにしたので、軸系の振
動状態と変形並びに応力の平均と変動分を容易に
しかも精度よく推定でき、軸系各部の疲労被害度
を正確に評価し監視することができる極めて信頼
度の高いタービン発電機の軸ねじれ監視装置が提
供できる。
第１図は従来のタービン発電機の軸ねじれ振動
監視装置を示すブロツク図、第２図は本発明の一
実施例を示す構成ブロツク図、第３図は同実施例
におけるオブザーバーを示すブロツク線図であ
る。 １……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、５……ねじ
れ角（変位）検出部、６……電気トルク検出部、
７，８……演算装置、９，１３……出力装置部、
１０……蒸気圧力検出部、１１……ねじれ振動演
算部、１２……疲労被害度演算部、１１１……軸
のねじれ振動系、１１２……オブザーバー系。
監視装置を示すブロツク図、第２図は本発明の一
実施例を示す構成ブロツク図、第３図は同実施例
におけるオブザーバーを示すブロツク線図であ
る。 １……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、５……ねじ
れ角（変位）検出部、６……電気トルク検出部、
７，８……演算装置、９，１３……出力装置部、
１０……蒸気圧力検出部、１１……ねじれ振動演
算部、１２……疲労被害度演算部、１１１……軸
のねじれ振動系、１１２……オブザーバー系。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 蒸気タービンおよびタービン発電機を連結し
て構成されるタービン発電機軸系において、 前記軸系の定位置での軸ねじれ角変位（振動）
を検出するねじれ角変位検出手段と、 前記タービン発電機にかかる電気トルクを検出
する電気トルク検出手段と、 前記蒸気タービンの蒸気圧力を検出する蒸気圧
力検出手段と、 前記ねじれ角変位検出手段、電気トルク検出手
段および蒸気圧力検出手段からの各検出量を入力
とし、これらの検出量を基にオブザーバーの方程
式により前記ねじれ角変位検出部以外の箇所の振
動挙動を推定演算するねじれ振動演算手段と、 前記ねじれ振動演算手段での演算結果に基づい
て前記軸系各部のねじれ変形と応力の平均および
変動分を算出して軸径各部の疲労被害度を推定・
算出する疲労被害度演算手段と、 を備えて成ることを特徴とするタービン発電機の
軸ねじれ振動監視装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2082480A JPS56117129A (en) | 1980-02-21 | 1980-02-21 | Monitoring device for shaft torsional oscillation of turbine generator |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2082480A JPS56117129A (en) | 1980-02-21 | 1980-02-21 | Monitoring device for shaft torsional oscillation of turbine generator |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS56117129A JPS56117129A (en) | 1981-09-14 |
| JPS6337329B2 true JPS6337329B2 (ja) | 1988-07-25 |
Family
ID=12037780
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2082480A Granted JPS56117129A (en) | 1980-02-21 | 1980-02-21 | Monitoring device for shaft torsional oscillation of turbine generator |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS56117129A (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO1992014195A1 (en) * | 1991-02-06 | 1992-08-20 | Fanuc Ltd | Oscillation damper |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0737909B2 (ja) * | 1987-05-15 | 1995-04-26 | 富士電機株式会社 | 発電機軸系のモ−ダル検出装置 |
| CN100514026C (zh) * | 2007-12-04 | 2009-07-15 | 四方电气(集团)有限公司 | 汽轮发电机组轴系机械疲劳的测量方法 |
| CN105157968B (zh) * | 2015-08-05 | 2017-08-08 | 华中科技大学 | 汽轮发电机组轴系扭振疲劳损伤的估算系统 |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS54157668A (en) * | 1978-06-01 | 1979-12-12 | Kansai Electric Power Co Inc:The | Method and apparatus for monitoring of torsional vibrations of revolving shaft system |
-
1980
- 1980-02-21 JP JP2082480A patent/JPS56117129A/ja active Granted
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS54157668A (en) * | 1978-06-01 | 1979-12-12 | Kansai Electric Power Co Inc:The | Method and apparatus for monitoring of torsional vibrations of revolving shaft system |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO1992014195A1 (en) * | 1991-02-06 | 1992-08-20 | Fanuc Ltd | Oscillation damper |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS56117129A (en) | 1981-09-14 |
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