Диагностическое обследование внутренних полостей ГТУ?

Выполняется на специально остановленном или находящемся в резерве ГПА. Такой осмотр показывает общее состояние деталей основных узлов ГТУ. Интервалы между осмотрами основаны на рекомендациях фирмы-изготовителя с учетом местного опыта эксплуатации. Определенные удобства для обследования высокотемпературного тракта ГТУ представляют камеры сгорания из отдельных жаровых труб. Если кольцевые КС можно осмотреть только изнутри на наличие трещин прогаров и т.п., то при секционных КС жаровые трубы можно извлечь и всесторонне осмотреть, а также обследовать газовыпускные (переходные) патрубки и, кроме того, сопла первой ступени, а проворачивая ротор - входную часть рабочих лопаток (РЛ-1).

Для осмотра состояния проточной части осевого компрессора и турбины их корпуса снабжаются определенным количеством бороскопических отверстий. Через эти отверстия с помощью эндоскопов с подсветкой можно проверить состояние кромок РЛ. В конструкции "Дженерал Электрик" специальным щупом проверяется состояние уплотняемого осевого зазора между сопловым аппаратом и рабочим колесом, определяющего эффективность работа системы охлаждения ротора, а также экономичность. Для осмотра труднодоступных мест используют гибкие эндоскопы со световодами на базе волоконной оптики.

В ряде конструкций ГТУ можно одновременно проверить кромки РЛ на отсутствие трещин с помощью вихревых токов, причем датчик вихревых токов вводится через отверстие для эндоскопирования.

Диагностирование лабиринтных уплотнений

Простейшая диагностика - прослушивание отсутствия задеваний при выбеге или пуске, например, после ремонта. Время выбега ротора является важным диагностическим признаком.

Увеличение зазоров в уплотнениях можно диагностировать по величине давления подаваемой среды. Для конкретного ГПА рекомендации связаны с особенностями конструкции.

Опасна разработка уплотнений по границам картеров встроенных внутренних подшипников: из-за повышенной протечки падает давление запирающего воздуха и прорывающиеся газы за короткое время могут загазовать масло.

 

Диагностирование зубчатых передач

В основном построена на виброакустических измерениях. Нужно иметь исходный частотный спектр вибрации передач. Равномерный абразивный износ зубьев увеличивает составляющие спектра на второй и третьей гармониках зубцовой частоты. Аналогично с помощью таблиц или других средств записи можно определить наличие выкрашивания зубьев, заедание зубчатых колес, дисбаланс колес.

Передачи Новикова и эвольвентные зубчатые передачи генерирует шумы различного характера, которые и развиваются по-разному. Зубчатые соединительные муфты также подвержены износу, особенно при неудовлетворительной смазке, что ведет к повышению вибрации.

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, пульсациями газа в присоединенных к нагнетателю трубопроводах и т.п.

В этом случае амплитуда колебаний имеют хаотический вид, частота колебаний соответствует частоте пульсаций давления. Может преобладать осевая составляющая вибрации.

Устраняются они борьбой с пульсациями в источнике.

Вибрации, вследствие изменения корпусов турбомашин.

Характерны больше для регенеративных ГТУ, когда трубопроводы горячего воздуха и соединительный патрубок от отдельно стоящей камеры сгорания могут оказывать заметные усилия на корпуса турбомашин и изменять их опирание, вызывая, например, отрыв лап. Усилия эти тем больше, чем меньше при монтаже установлена величина холодного натяга трубопроводов.

Отставание лап корпуса от опор усиливает все виды вибрации.

Вибрации вспомогательного оборудования и трубопроводов ГТУ и ЦН.

Присоединенные к роторам ГПА вспомогательные агрегаты типа насосов могут возбуждать колебания основных роторов и подвержены вибрации сами, так что при выявлении всех причин неспокойной работы им также должно быть уделено внимание.

Трубопроводы могут возбуждаться статором ГПА, попадая в резонанс, иногда пульсациями протекающей в них жидкости, возможны и автоколебания. Вибрация трубопроводов грозит появлением в них трещин и других повреждений. Особенно опасна вибрация маслопроводов с высоким давлением масла. Основной путь устранения вибрации трубопроводов - ужесточение мест крепления труб, не нарушающее их тепловой компенсации.

В большинстве случаев вибрация вызывается одновременно несколькими причинами, распознать их все без специальных испытаний и аппаратуры сложно. Регистрирующие приборы фиксируют не правильную, а искаженную синусоиду.

Измерения амплитуд вибраций на крышках подшипников часто являются непредставительными, т.е. не характеризуют величину динамических усилий. Особенно это проявляется в нагнетателе, масса ротора которого составляет небольшую долю от массы статора. При сравнительно небольшой амплитуде колебаний крышек подшипников, в НПГ уже может наблюдаться растрескивание и выкрашиваете баббитового слоя во вкладышах. Более показательны колебания самого ротора, которые можно измерить с помощью бесконтактного датчика. Чаще всего измеряется амплитуда и виброскорость.

Для детального анализа снимают скоростные характеристики (измерения колебаний в функции от оборотов), режимные характеристики (показатели вибрации в функции от температурного режима работы ГПА), контурные характеристики - измерения температуры и фазы по периметру агрегата на разных режимах.

Виброакустические методы используются для диагностирования подшипников, зубчатых передач, динамики роторов, иногда камер сгорания и т.д.

Запись спектральной плотности позволяет получить сигналы, характеризующие конкретные неисправности. По аналогии с вибрацией для диагностики по излучаемому шуму также необходимо специальное, оснащение для анализа с передачей на ЭВМ, с помощью которой можно произвести сравнение изменений спектральной плотности.

Для диагностики ГТД по шуму аэродинамического происхождения, у которого частоты выше приблизительно на порядок, чем для механической вибрации, необходимо дорогостоящее оснащение.

С помощью вибродиагносткки можно установить степень развития неисправности и также фактический остаточный ресурс до переборки (ремонта), что называют параметром прогнозирования.

Для формирования диагностического параметра используют детерминистско-вероятностный подход.