Нормы допустимой вибрации турбоагрегатов

Техническая диагностика

1. Надежность. Основные понятия и термины: безотказность, долговечность, ремонтопригодность, сохраняемость; неисправность, неработоспособность, повреждение, отказ.

 

Объект в течение всего срока службы всегда находится в одном из четырех состояний: исправном, неисправном, работоспособном или неработоспособном. Особым видом неработоспособного состояния является предельное.

Исправное состояние (исправность) - состояние объекта, при котором он удовлетворяет всем требованиям нормативно-технической документации (НТД).

Неисправное состояние (неисправность) - состояние объекта, при котором он не удовлетворяет хотя бы одному из требований НТД.

Работоспособное состояние (работоспособность) - состояние объекта, при котором значения всех параметров, характеризующих его способность выполнять заданные функции, соответствуют требованиям НТД.

Неработоспособное состояние (неработоспособность) состояние объекта, при котором значение хотя бы одного параметра, характеризующего его способность выполнять заданные функции, не соответствует требованиям НТД.

Предельное состояние - состояние объекта, при достижении которого его дальнейшее применение по назначению недопустимо или невозможно.

Переход объекта из одного состояния в другое фиксируется событиями - повреждением или отказом.

Повреждение - событие, заключающееся в нарушении исправности объекта при сохранении его работоспособности.

Отказ - событие, заключающееся в нарушении работоспособности объекта.

В теории надежности используются также следующие понятия:

наработка, ресурс, срок службы, оперативная продолжительность восстановления, оперативная трудоемкость восстановления.

Наработка - продолжительность или объем работы объекта.

Ресурс - наработка объекта от начала его применения до наступления предельного состояния.

Срок службы - календарная продолжительность эксплуатации объекта от начала его применения до наступления предельного состояния.

Оперативная продолжительность восстановления -времяпроведения операций по восстановлению работоспособности объекта. Это время в значительной степени определяется не только техническим состоянием, но и конструкцией и приспособленностью объекта к ремонту.

Оперативная трудоемкость восстановления - сумма затрат времени всех участвующих в восстановлении работоспособности объекта исполнителей.

Надежность – свойствообъекта (детали, узла, системы или машины) выполнять и сохранять во времени заданные ему функции в заданных режимах и условиях применения, технического обслуживания, ремонтов, хранения и транспортирования.

Надежность является внутренним свойством объекта, определяющим эффективность его функционирования. Являясь комплексным свойством, надежность оценивается через показатели частных свойств, а именно: безотказность, долговечность, ремонтопригодность и сохраняемость.

Надежность большинства машин оценивают тремя первыми показателями. Свойство сохраняемости учитывается обычно только при оценке надежности машин, имеющих по своему назначению длительные периоды нахождения в состоянии ожидания работы. Примерами таких машин являются резервные и аварийные насосы, пиковые турбоустановки и другие агрегаты, предназначенные для ликвидации критических ситуации.

Безотказность – свойство объекта сохранять работоспособность непрерывно в течение некоторого времени или некоторой наработки. Это свойство особенно важно для машин, отказ в работе которых связан с опасностью для жизни людей или с очень крупными финансовыми и социальными последствиями.

Долговечность – свойство объекта сохранять работоспособность до перехода в предельное состояние с возможными перерывами для технического обслуживания и ремонта.

Ремонтопригодность - свойство объекта, заключающееся в его приспособленности к предупреждению и обнаружению причин возникновения отказов и повреждений, к восстановлению работоспособности путем проведения технического обслуживания и ремонта.

Сохраняемость - свойство объекта непрерывно сохранять исправное или работоспособное состояние в течение и после режима ожидания, хранения и транспортирования.

При этом имеется в виду, что после ожидания, хранения или транспортирования безусловно обеспечивается применение объекта с сохранением показателей безотказности и долговечности.

 

2. Показатели безотказности: вероятность безотказной работы; средняя наработка на отказ. Показатели надежности: коэффициент технического использования, коэффициент готовности.

Показатели безотказности:

Вероятность безотказной работы - вероятность того, что в пределах заданной наработки отказ не возникнет.

Вероятность безотказной работы можно определить на основе статистических данных по отказам эксплуатируемых объектов. На рисунок 10.2.1. представлены данные по наработке до первого отказа для десяти однотипных объектов.

Рисунок 10.2.1. К статистической оценке показателей безотказности

 

Статистическая оценка вероятности безотказной работы за наработку t определится по формуле

P(t)=N(t)/N₀=1-r(t)N₀,

где P(t) - вероятность безотказной работы к моменту наработки t; N(t) - число работоспособных объектов к моменту t; N₀ - число работоспособных объектов при t =0; r(t) - число отказавших объектов к моменту t, r(t) = No - N(t).

При достаточной представительности статистических данных по отказам может быть построена обобщающая кривая P(t), показанная на рисунок 10.2.1.

Средняя наработка на отказ - отношение наработки восстанавливаемого объекта к математическому ожиданию числа отказов в течение этой наработки. Определение этой величины требует обязательного указания интервала наработки (месяц, год, до первого капитального ремонта и т. п.):

где Т_О - средняя наработка на отказ; Т_н - наработка, на базе которой определяется наработка на отказ; М_О - математическое ожидание числа отказов; r_п - число отказов п-го объекта за наработку Т_н.

Рисунок 10.2.2. Зависимость интенсивности отказов от времени наработки

 

Практически установлено, что изменение интенсивности отказов во времени для большинства сложных объектов носит характер кривой, показанной на рисунок 10.2.2. Период приработки (1) характеризуется повышенным значением интенсивности отказов; основной период эксплуатации (2) характеризуется почти постоянной интенсивностью отказов, причем меньшей, чем в период приработки; период (3), называемый периодом интенсивного износа, причем износ понимается в расширенном смысле, характерен тем, что интенсивность отказов вновь резко возрастает. Из этого можно сделать три важных вывода:

1) перед эксплуатацией сложной системы целесообразно проводить краткосрочные сдаточные испытания, позволяющие выявить и устранить дефекты изготовления, сборки, монтажа;

2) замена старых деталей новыми целесообразна только по достижении периода интенсивного износа; профилактическая замена деталей в основной период эксплуатации может не только не привести к повышению надежности, но и снизить ее;

3) ресурс объекта следует назначать в начале третьего периода.

Комплексные показатели надежности:

Коэффициент готовности - вероятность того, что объект окажется работоспособным в произвольный момент времени, кроме планируемых периодов, в течение которых применение объекта по назначению не предусматривается.

Коэффициент готовности оценивает надежность объекта на определенном интервале эксплуатации и является средней величиной на данном интервале. При его вычислении по факту или при нормировании для внесения в НТД необходимо указывать интервал, на базе которого оценивается коэффициент готовности.

Значение коэффициента готовности за определенный интервал эксплуатации определяется по следующей формуле:

где t_n - суммарная наработка n-го объекта в заданном интервале эксплуатации; t_п - суммарная оперативная продолжительность восстановления работоспособности n-го объекта в том же интервале времени; N - число наблюдаемых объектов.

Если в заданном интервале определены значения наработки на отказ и средняя оперативная продолжительность восстановления объекта после отказов, то коэффициент готовности

где t_В - средняя оперативная продолжительность восстановления объекта после отказов.

Коэффициент технического использования - отношение математического ожидания наработки объекта за некоторый период эксплуатации к сумме математических ожиданий наработки, технического обслуживания и ремонтов (как планируемых, так и выполненных в связи с отказами) за тот же период эксплуатации:

где t_ТО и t_Р - время плановых технических обслуживаний и ремонтов за указанный период эксплуатации.

 

 

3. Условия работы узлов и деталей ГТУ и ГПА. Причины возникновения и развития дефектов. Параметрические, вибрационные, и другие признаки. Примеры диагностических признаков.

 

4. Вибрация турбоагрегата и ее последствия. Причины вибрации. Нормы допустимой вибрации. Контроль вибрации.

Вибрация турбоагрегата и ее последствия.

Под вибрацией турбоагрегата понимают чаще всего колебания всей системы "турбоагрегат – фундамент - основание". (ТФО). Основным и непосредственным источником колебаний является валопровод турбоагрегата.

В общем случае вибрация турбоагрегата носит характер сложных (негармонических) периодических колебаний. Большинство возмущающих сил, возникающих в турбоагрегате и вызывающих вынужденные колебания роторов, кратны частоте вращения валопровода и имеют близкий к гармоническому закону характер воздействия. Поэтому и колебания валопровода с достаточной степенью точности могут быть представлены как полигармонические, являющиеся результатом суперпозиции (наложения) гармонических колебаний с частотами f = kn. где к = 1, 2, 3 и т. д. Колебания с частотой вращения (k=1) носят название оборотной вибрации, остальные (k=2, 3 и т. д.) - высокочастотной вибрации. В спектре колебаний турбоагрегатов встречаются также колебания с частотами, близкими к половине частоты вращения (k»0,5). Эти колебания носят название низкочастотных вибраций (НЧВ).

Кроме кратных (или очень близких к ним) колебаний иногда имеют место и некратные колебания, чаще всего с частотами ниже оборотной.

Повышенная вибрация вызывает нарушения в работе всего турбоагрегата. При повышенной вибрации возможны задевания ротора о статорные детали. Даже при небольших и кратковременных задеваниях происходит износ уплотнений, увеличиваются радиальные зазоры в проточной части и, как результат этого, снижается экономичность. При значительных задеваниях может произойти прогиб ротора или разрушение лопаточного аппарата. При сильной вибрации возможны нарушения надежности соединения отдельных деталей и узлов: роторов в валопроводе, крышки и корпуса подшипника, нижней и верхней половин вкладыша и т. д.. Сильно вибрирующая турбина или насос приводят к вибрации площадок обслуживания и значительно ухудшают условия труда персонала. Вибрация агрегата, особенно низкочастотная, может привести к разрушению элементов фундамента.

Известно много случаев, когда высокая вибрация являлась причиной аварий с катастрофическими последствиями, таких как разрушение турбины, пожары в машинном зале с возгоранием масла и водорода и т. д..

Основная причина оборотной вибрации - неуравновешенность роторов. Неуравновешенность ротора есть следствие несовпадения центров масс отдельных сечений с осью вращения. Неуравновешенность ротора может возникнуть на стадии изготовления и монтажа или в процессе эксплуатации и ремонта.

Примерами причин возникновения неуравновешенности цельнокованого ротора или вала могут служить смещение шеек ротора относительно основного тела (рисунок 10.4.1) или смещение центрального отверстия относительно оси вращения.

Рисунок 10.4.1. Ротор со смещенной осью вращения относительно оси центров масс

 

Если ротор жесткий, т.е. рабочая частота вращения лежит ниже критической частоты вращения (критических оборотов) и упругими деформациями ротора можно пренебречь, то наличие неуравновешенной массы приводит к возникновению центробежной силы Р.

где m - неуравновешенная масса; r - радиус, на котором эта масса расположена, w - угловая частота вращения, w=2pп/60, n(об/мин); М - масса ротора; е - эксцентриситет ротора, вызванный неуравновешенной массой m.

Вращающаяся вместе с ротором центробежная сила воздействует на опоры, вызывая их вибрацию. Вибрация оборотной частоты. являющаяся следствием вращения неуравновешенного ротора, имеет очень близкий к синусоидальному характер, и интенсивность вибрации возрастает с ростом частоты вращения пропорционально ее квадрату.

Гораздо сложней выглядит проблема вибрации, вызванной неуравновешенностью, для гибких роторов. В классическом понимании гибкими роторами называют такие, у которых рабочая частота вращения выше первой критической частоты. Практически к таким роторам принадлежат все роторы современных турбин, питательных насосов, а роторы генераторов работают даже за 2-й критической скоростью. Но с точки зрения вибрационного состояния и методов устранения неуравновешенности (балансировки) к гибким роторам следует относить все роторы, для которых в рабочем диапазоне частот вращения уже нельзя пренебрегать упругими прогибами. Это связано с тем, что суммарная центробежная сила для гибкого ротора определяется не только эксцентриситетом, но и прогибом ротора у:

При прохождении критических частот вращения поведение ротора практически полностью соответствует прохождению резонанса изгибных колебаний балки. Единственная, но очень существенная особенность заключается в том, что ротор не колеблется в общепринятом понимании, а вращается с изменяющимся в зависимости от частоты вращения прогибом. С приближением к критической частоте вращения прогиб возрастает и достигает максимума на критической частоте вращения. Одновременно с изменением частоты вращения изменяется и фазовый угол между направлением эксцентриситета и прогибом ротора.

На критической частоте вращения направление прогиба вала отстает от направления центробежной силы, вызванной непосредственно эксцентриситетом, приблизительно на 90°, а величина прогиба вала может превышать величину эксцентриситета в 5...15 раз.

Низкочастотная вибрация (НЧВ) с частотой, близкой к половине частоты вращения, возникает в случае потери устойчивости вращения вала на масляной пленке подшипника скольжения.

При НЧВ случайно возникшее отклонение вала от положения устойчивого равновесия сопровождается появлением сил, которые поддерживают эти колебания и усиливают их даже после того, как причина, вызвавшая начальное отклонение, исчезла. Такие колебания в технике носят название автоколебаний, а переход в режим автоколебаний, сопровождающийся резким ростом вибрации, - потерей устойчивости или срывом в НЧВ.

Корень проблемы потери устойчивости лежит в конструкции ротора и его вибрационных характеристиках. Жесткие роторы практически не подвержены НЧВ. Потеря устойчивости характерна именно для гибких роторов и, прежде всего, для роторов, собственная частота которых лежит близко к половине рабочей частоты вращения.

Одной из основных особенностей автоколебаний является срывной характер их возникновения, когда амплитуда колебаний при потере устойчивости лавинообразно возрастает до некоторой предельной величины (рисунок 10.4.2). Если этот срыв происходит при достижении какой-либо мощности или какой-либо частоты вращения, то эти значения мощности и частоты вращения называют "пороговыми".

Рисунок 10.4.2. Срыв в автоколебания при достижении пороговой мощности N0 и эффект ”затягивания” автоколебаний при снижении нагрузки. А - амплитуда колебаний

 

Другой особенностью автоколебаний является процесс "затягивания", заключающийся в том, что после возникновения автоколебаний прекратить их можно только снижением мощности или частоты вращения до значений, значительно ниже пороговых (рисунок 10.4.2).

По источникам, вызывающим НЧВ, вибрацию принято делить на масляную и паровую.

Масляная вибрация

Понимание причины возникновения автоколебаний в масляном слое подшипника можно получить из простой модели, представленной на рисунке 10.4.3.

Рисунок 10.4.3. Схема возникновения масляной вибрации

 

Представим, что невесомая шейка ротора вращается в расточке подшипника, заполненного маслом, и центр шейки О совпадает с центром расточки O₁. Естественно, что вязкое масло, находящееся в зазоре между шейкой и поверхностью подшипника, вращается, увлекаемое шейкой ротора. При этом окружная скорость масла на поверхности шейки равна скорости шейки, а на поверхности подшипника масло имеет скорость, равную нулю. Можно допустить, что скорость течения масла в зазоре меняется по линейному закону, и тогда секундный расход масла на единицу длины подшипника будет равен

Представим себе, что в какой-то момент возникла случайная сила, сместившая шейку ротора вниз на величину е и после этого исчезнувшая. При этом расход масла над шейкой (G₁) увеличится, а под шейкой (G₂) уменьшится, став соответственно

Таким образом, в зазор слева от ротора должно поступить дополнительное количество масла, равное разнице объемных расходов

Поскольку масло - жидкость практически несжимаемая, то в указанной области возникнет повышение давления и появится сила С, стремящаяся сдвинуть шейку вправо таким образом, чтобы создать слева от шейки дополнительный объем для размещения этого количества масла.

Таким образом, случайное смещение шейки вниз привело к возникновению боковой силы, перпендикулярной к смещению. Но если под действием этой силы ротор сместится вправо, то теперь уменьшится боковой зазор справа, а это, в свою очередь, приведет к появлению силы, действующей снизу вверх, и т. д.. Поскольку эти перемещения силы и шейки непрерывны, то можно сказать, что кроме вращения шейки вокруг своей оси появилось движение в виде вращения центра шейки вокруг оси расточки, называемое прецессией шейки. Сила, вращающаяся совместно с прецессирующей шейкой, носит название циркуляционной. Это вращение будет происходить с некой угловой скоростью W, которая определится из условия, что за единицу времени будет дополнительно освобождаться объем, равный разнице объемных расходов. Легко убедиться, что этот объем будет равен»2Wеr_ш. Подставив это выражение, получим

Таким образом, масляные циркуляционные силы вызывают прецессию с частотой, равной половине частоты вращения.

Паровая вибрация

Циркуляционные силы могут возникать не только в подшипниках, но и в проточной части и в уплотнениях.

По месту возникновения возмущающих газодинамических сил принято делить их на венцовые, бандажные и силы в уплотнениях.

Вибрация двойной частоты возникает при наличии изгибной анизотропии ротора (рисунок 10.4.4.), эллиптичности шеек, несимметричности электромагнитного поля генератора.

Рисунок 10.4.4. Сечение ротора двухполюсного генератора

 

Изгибная анизотропия ротора особенно характерна для роторов генераторов с частотой вращения 50 1/с. Такой генератор имеет два полюса, т.е. две обмотки, расположенные на противоположных сторонах ротора. Конструктивное выполнение мест расположения обмоток приводит к снижению жесткости ротора в этом сечении на 20 - 40%. Низкооборотные генераторы (на частоту вращения 25 1/с) менее подвержены анизотропии, т.к. имеют четыре полюса.

Изгибная анизотропия роторов турбин в общем случае очень незначительна. Причинами анизотропии могут служить шпоночные пазы на валу, неравномерный по окружности натяг насадных дисков и т. д.. Но ряд возникающих дефектов сопровождается резким нарушением изотропии роторов. Так происходит при появлении поперечной трещины в роторе, разрушении стяжного крепежа в сборных роторах, разрушении болтов в соединительных элементах валопровода (полумуфтах, креплении насосного вала к ротору и т. д.). Появление вибрации с двойной частотой для таких роторов служит признаком развития перечисленных дефектов.

Эллиптичность шеек является результатом низкого качества изготовления или низкого уровня технологии изготовления роторов, результатом износа шеек роторов при длительной работе с разрушенной баббитовой заливкой вкладышей или при использовании грязного масла.

Вибрации с двойной частотой могут возникнуть при неконцентричном расположении ротора генератора в статоре, коленчатости в соединении роторов и при других дефектах.

Колебания с частотами 3-й, 4-й и более высоких кратностей могут возникнуть из-за специфичности конструкции проточной части, нарушений в работе упорных подшипников, использовании сегментных опорных подшипников, задеваниях в проточной части или в уплотнениях. Некоторые из указанных дефектов будут подробнее рассмотрены ниже.

Основные факторы, влияющие на ресурс высокотемпературной части ГТУ (ГТД).

При исправном оборудовании высокотемпературные детали турбоагрегата, включая камеру сгорания, требуют повышенного внимания персонала.

Для лопаток турбины особенно опасно попадание в камеру сгорания газового конденсата и других жидких фракций углеводородного топлива, которые могут вызвать догорание факела в проточной части и оплавление лопаток.

При каждом пуске и останове ГТУ (одна теплосмена) детали высокотемпературного тракта подвергаются значительным температурным напряжениям. Выходные кромки лопаток нагреваются и остывают быстрее массивной части пера лопатки и вследствие этого испытывают напряжения сжатия при пуске и быстром прогреве и растяжения при погасании факела в камере сгорания. Поэтому число пусков и остановов, скорость пусков, число внезапных остановов с полной нагрузки должны тщательно учитываться. Для часто пускаемых и останавливаемых ГТУ термическая усталость является преобладающим фактором, определяющим ресурс. Приближение к исчерпанию ресурса может вызываться независимо наработкой или числом теплосмен. Для определения периодичности осмотров, изготовитель может пользоваться эквивалентным числом часов. Некоторые изготовители стационарных ГТУ считают, что один пуск эквивалентен 30-60 часам работы под нагрузкой. Для определения срока осмотра следует отдельно учитывать быстрые пуски и нагружеиия и внезапные остановы с полной нагрузки.

Большое значение имеет равномерность температурного поля после камеры сгорания. Местное превышение температуры на 50-60 °С означает увеличение наработки для омываемых этим потоком деталей приблизительно в шесть раз. Превышение расчётной температуры на 100 °С можно приравнять к сорокакратному увеличению наработки высокотемпературных деталей при этом режиме.

Длительная работа при пониженной температуре газа за камерой сгорания увеличивает ресурс «горячих» частей.

 

Диагностирование технического состояния проточной части приводных ГТУ (ГТД)? Параметрическая диагностика.

ТС проточной части турбомашин - главный фактор, определяющий полезную мощность и удельный расход топлива ГТУ. В процессе эксплуатации увеличивается радиальные зазоры по лопаточному аппарату и в уплотнениях. Загрязняются и искажаются профили лопаток, возрастают утечки воздуха в регенераторах, вследствие чего полезная мощность и КПД ГТУ постепенно снижаются. При номинальной температуре газа перед турбиной расчетные оборота компрессорной группы не достигаются, падает расход рабочего тела и степень сжатия в цикле.

Коэффициентом технического состояния по мощности называют:

Для определения и необходимо провести несложные теплотехнические испытания ГТУ (ГТД) вместе с приводимым ЦН. В разделе 4.1 указано, как определить потребляемую ЦН мощность. При отсутствии достоверного замера расхода технологического газа возможно определение по измеренной p_к с использованием коэффициентов или кривых, сообщаемых изготовителями ГТУ.

Возможно также использование замера расхода воздуха через компрессор, если имеется надежная тарировка входного конфузора. На некоторых импортных агрегатах имеется агрегатный замер топливного газа, что позволяет более точно определить h_е.

Существуют приближенные формулы ВНИИгаза для определения фактической мощности двухвальной ГТУ в зависимости от величин , p_к Т_гпр и т.п., однако точность их недостаточна, а определяемые по замерам различных параметров результаты часто противоречивы.

Для трехвальных ГТД и ГТУ (ГПА-10, ГПА-П-16, ГТН-25 КЗЛ) более точные результаты также получают при определении мощности, потребляемой нагнетателями. Базовым параметром по приводу является , на котором основаны кривые, таблицы, уравнения и другие способы построения диагностических моделей. Здесь также можно получить противоречивые результаты.

При проведении упрощенных тепловых испытаний важно добиваться сходимости результатов, определяя мощность различными способами и устраняя противоречия, выявляя непредставительные измерения, вводя анализирующие поправки и т.д.

Диагностику проточной части ГТУ и ЦН по отклонениям газодинамических параметров называют также параметрической диагностикой.

Институтом ВНИИгаз разработан метод оценки технического состояния ГТУ и ГТД, исходящий из того, что для многих агрегатов является стабильным параметр мощности . В этом случае можно иметь кривую зависимости степени сжатия компрессора p_к от параметра В, а для определения мощности поточнее определить p_к, давление и температуру за турбиной, т.е. можно обойтись штатными проверенными приборами.

Для трех вальных ГТД (ГТУ) используется также относительное изменение частот вращения КВД и КНД («скольжение роторов») при известной температуре окружающего воздуха, свидетельствующее о состоянии проточной части компрессоров, ГТД и ТНД.

Вибрационная диагностика

При работе ГПА вибрация присутствует всегда в виде спектра с различными частотами и амплитудами. Она может вызываться небалансом роторов, расцентровкой СТ и ЦН, вращающимся срывом, пульсацией факела, присоединенными механизмами (например, насосами отставанием лап корпуса от опор, колебаниями на масляной пленке и др.

Вибрация характеризуется главным образом, амплитудой, виброскоростью, частотой и фазой. Иногда используется виброускорение. Измеряют вибрации в вертикальном, поперечном и осевом направлениях. Жесткость опор в различных направлениях неодинакова, т.е. они не являются изотропными.

Штатные приборы чаще всего измеряют амплитуду или виброскорость. Амплитуды колебаний на крышках подшипника в меньшей степени характеризуют вибросостояние агрегата, чем величина вибростойкости ротора.

Виброскорость , где

f - частота;

S - вибрационное смещение, мм;

w - виброускорение, м/с².

Гармониками колебаний называют кратные отношения частот колебаний к основной частоте (оборотная - первая гармоника). Основнойхарактеристикой вибрации является виброскорость. Для низкооборотных ГТУ ранее, использовали амплитуду. Спектр вибрации для частот анализа делится на октавы. Октава - это полоса между двумя частотами. Для устранения повышенной вибрации проводят виброобследование при различных частотах вращения (скоростные характеристики), в различных местах ГПА (контурные характеристики) с помощью прибора БИП-5, ИВП-1, ПКВ-1 и др.

Показатели вибрации элементов агрегата многое говорят о его техническом состоянии. При повышенной вибрации возникают определённые динамические напряжения во многих узлах и деталях, появляется низкочастотный шум, нарушаются жесткие связи между отдел элементами конструкции.

Распространенными последствиями чрезмерной вибрации роторов является образование натиров на внутренней поверхности вкладышей подшипников вследствие исчезновения масляного клина; следующий этап - растрескивание баббитового слоя и его выкрашивание. Из-за увеличения вибрации повышается износ лабиринтовых уплотнений, увеличиваются радиальные зазоры в проточной части турбомашин.

В эксплуатации чаще приходится бороться с вибрацией после наработки, иногда после ремонтов. При наладке агрегатов новой конструкций, почта всегда приходится вести работы по повышению виброустойчивости.

Нагруженные упорные подшипники скольжения способствуют демпфированию вертикального и поперечного колебания вала.

Наиболее распространены следующие причины и вызываемые ими виды колебаний.

Отсутствие или недостаточная величина натяга на крышках подшипников.

Может быть следствием ошибки при сборке после ремонта, а иногда следствием работы с повышенной вибрацией. Нежесткое крепление вкладышей подшипников способствует усилению колебания, вызванных неуравновешенностью ротора, расцентровкой и другими причинами. Абсолютного уравновешивания ротора добиться невозможно. Поэтому величину натяга на крышках подшипников следует проверить, на первой стадии виброобследования.

Вибрации связанные с неуравновешенностью роторов.

Дисбаланс ротора вызывает в первую очередь вибрации в вертикальной и поперечной плоскостях. Обычно это гармонические колебания с оборотной частотой, причем амплитуда их возрастает с возрастанием частоты вращения приблизительно пропорционально квадрату скорости оборотов.

В приводных ГТУ большей частью применяются гибкие роторы, которые требуют уравновешивания с максимальным приближением мест балансировки балансировочных грузов к плоскостям небаланса. Для этого ротора имеют специально предусмотренное большое число плоскостей. Например, в роторе турбокомпрессора ГТУ ТМЗ ГГН-16 таких плоскостей 10. Если небаланс выводить постановкой балансировочных грузов в отдалении от плоскостей небаланса, то возникают силы, которые изгибают ротор в зависимости от частоты вращения. Такой ротор будет работать неспокойно. Поэтому хорошие результаты получаются при учете этого обстоятельства, а также при балансировке ротора на рабочих оборотах.

Однако при уравновешивании наибольший эффект дает установка, грузов в плоскостях, удаленных от узловых точек колебаний.

В некоторых случаях небаланс может быть вызван предметом или жидкостью, незаметно попавшим во внутреннюю полость ротора, например, через отверстия для прохода охлаждающего или обогревающего воздуха. Такой ротор отбалансировать без удаления постороннего тела невозможно. Во избежание этого все отверстия во внутреннюю полость ротора должны при разборке ГТУ немедленно закрываться.

Неуравновешенность ротора может вызываться и нарушением крепления насадной детали, например диска, втулки, полумуфты и т.п. Для цельнокованых и барабанных роторов возможной причиной разбалансировки при повышенной температуре может явиться тепловая анизотропия ротора, которая вызывается несовпадением осей слитка и поковки при изготовлении ротора; изотропность роторов такого типа проверяется на заводах-изготовителях.

Несоосность или излом осей роторов силовой турбины и нагнетателя.

При сборке или монтаже взаимная их центровка производится с точностью, указанной в техдокументации. Величина допустимой несоосности зависит от конструкции соединительных муфт, длины промежуточного соединительного вала и др.

Расцентровка происходит в работе вследствие различной деформации силовой турбины и нагнетателя под воздействием температуры в районе подшипников СТ и силовых нагрузок, например от труб обвязки нагнетателя.

Вибрация, вызываемая расцентровкой, также имеет оборотную частоту, но при небольших изменениях оборотов амплитуда ее не меняется, что позволяет распознать причину.

Способом устранения вибрации, связанной: с несоосностью, является перецентровка нагнетателя или силовой турбины, учитывающая деформации в работе, а в некоторых случаях и ликвидация нерасчётных усилий от труб обвязки за счет монтажных операций.

Задевания вращающихся деталей о неподвижные.

Характерной особенностью вибрации, вызванной задеваниями, является ее нестабильность во времени, особенно нестабильность частоты и фазы. При задеваниях наблюдается также наложение на основной спектр колебания высоких частот с малой амплитудой.

Непосредственными причинами, вызывающими задевания, может явиться неправильное расширение корпусов при прогреве, тепловая деформация (чаще поперечная) роторов и корпусов, коробление корпусов и др.

Способом устранения задевания является сохранение прямолинейности осей роторов и корпуса при остывании, обеспечение свободного расширения статора при прогреве ГТУ, изменение центровки ротора в статоре. В ряде случаев наилучшее решение дают прирабатывающиеся покрытия на статоре.

Автоколебания роторов на масляной пленке

Этот вид вибрации бывает только при использовании подшипников скольжения. Гибкие роторы более подвержены автоколебаниям, чем жесткие.

Частота "масляной" вибрации обычно составляет 40-50% от частоты вращения ротора, вследствие чего ее называют также низкочастотной.

Возможными причинами автоколебаний роторов являются:

Ø излишняя вязкость масла (например, при холодном масле);

Ø увеличенные зазоры во вкладышах подшипников;

Ø близость критических оборотов к 50% от числа рабочих;

Ø малые удельные нагрузки на вкладыш.

Последнее наблюдается иногда в консольных роторах.

Масляная вибрация выделяется с помощью частотного анализа.

Для снижения возбудимости к масляной вибрации применяется лимонообразная расточка вкладышей подшипников, многоклиновые (сегментные) подшипники, которые эффективны особенно при малых удельных давлениях. Искажение первоначальной формы вкладыша путем его шабровки с целью удаления натиров, вызванных чрезмерной вибрацией (из-за неуравновешенности ротора и других причин), может способствовать усилению масляной вибрации.

Срывные или пульсационные вибрации

Они могут вызываться вибрационным горением в камере сгорания, пул