Надежность работы турбины и генератора в значительной мере определяется их вибрационным со­стоянием.

Повышенная вибрация, возни­кающая вследствие некачественного изготовления, монтажа, ремонта или некачественной эксплуатации агре­гата, является источником всевоз­
можных аварийных ситуаций и да­же крупных аварий. Необходимо от­метить, «что вредные последствия да­же умеренных вибраций имеют свой­ство накапливаться и проявляться в самой различной форме. Это мо­жет найти выражение в появлении усталостных трещин в роторе тур­бины, штоках регулирующих клапа­нов, чугунных опорах, зубчатых пе­редачах и т. д. Под действием виб­рации расстраивается взаимное крепление частей, нарушается жест­кая связь статоров и подшипников с фундаментными плитами, уве­личивается расцентровка валов.

При повышенной вибрации воз­никает опасность повреждения ла­биринтных уплотнений турбины, во­дородных уплотнений и системы водяного охлаждения генератора. Значительные колебания вала на масляной пленке могут вызвать воз­никновение очагов полусухого тре­ния, что увеличивает опасность вы­плавления подшипников.

Неблагоприятное действие виб­рации оказывается также на работе системы регулирования турбины и приборов контроля. Необходимо от­метить также отрицательное воз­действие вибрации на обслуживаю­щий персонал. Это воздействие определяется как повышенным уровнем шума, так и непосредствен­ным, физиологическим действием вибрации на организм человека.

Все эти обстоятельства предъяв­ляют весьма жесткие требования к нормированию вибраций. Соглас­но ПТЭ вибрационное состояние турбоагрегата оценивается по сле­дующей шкале:

На турбогенераторах блочных установок мощностью 150 МВт и бо­лее вибрация не должна превышать 30 мкм.

Вибрация должна замеряться в трех направлениях: вертикальном, горизонтально-продольном и гори­зонтально-поперечном. Если вибра­ция хотя бы одного из подшипников в одном из трех направлений пре­вышает значение «удовлетворитель­но» для данного типа машин, то вибрационное состояние всего агре­гата признается неудовлетворитель­ным, и турбина должна быть выве­дена в ремонт для устранения виб­рации.

Вибрационное состояние агрега­та должно определяться при вводе его в эксплуатацию после монтажа, перед выводом агрегата в капиталь­ный ремонт и после капитального ремонта. При отличном и хорошем вибрационном состоянии агрегата периодичность замеров вибрации должна составлять 1 раз в 3 мес. При заметном повышении вибрации подшипников замеры должны произ­водиться по особому графику. Тур­боагрегаты с удовлетворительной оценкой вибрации могут быть вве­дены в эксплуатацию только с раз­решения главного инженера район­ного управления (энергокомбина­та), причем в самое ближайшее вре­мя должны быть приняты меры по улучшению вибрационного состоя­ния агрегата.

Для оценки вибрационного со­стояния турбоагрегата уровень виб­рации должен определяться не толь­ко на рабочих числах оборотов, но и при прохождении турбиной крити­ческого числа оборотов. Исследова­ния показали , что переход систе­мы «ротор - опоры» через критиче­ские скорости в процессе пуска и останова агрегата может сопровож­даться весьма значительным увели­чением амплитуды колебаний. Хотя в данном случае повышенная вибра­ция действует относительно кратко­временно, однако нескольких пусков и остановов машины с недопустимо большими амплитудами колебаний ротора на критических скоростях может оказаться достаточным для приведения в негодность паровых и масляных уплотнений. В худших случаях возникают задевания в про­точной части турбины, появляется остаточный прогиб ротора, разруша­ется баббит вкладышей подшипни­ков, появляются трещины в фунда­менте и т. п.

Значительный рост вибрации на кри­тических скоростях вызывается существен­ной неуравновешенностью ротора по соб­ственным формам динамического прогиба валов. Как показывает практика, и этот небаланс может быть устранен специаль­ными методами балансировки с доведением уровня вибрации подшипников на крити­ческих оборотах до величины порядка 30- 50 мкм. Поэтому вибрационное состояние турбоагрегата, проходящего критические скорости с повышенной вибрацией, не мо­жет считаться удовлетворительным, если даже на рабочей скорости вращения ви­брация подшипников «е превышает нор­мы.

Существующие допуски нормируют ам­плитуду колебаний подшипников только в за­висимости от скорости вращения роторов, не учитывая частотного состава этих колеба­ний. Однако многочисленные измерения по­казывают, что вибрация подшипников, ва­лов и других элементов машины часто ко­сит. несвнусоидальный характер. На коле­бания основной частоты, равной частоте вращения роторов, накладываются состав­ляющие высших, а иногда и низших ча­стот. В отдельных случаях наблюдаются колебания, близкие к синусоидальным, ио с частотами, отличными от основной .

У агрегатов с частотой вращения 3000 об/мин с основной частотой колеба­ний 50 Гц чаще всего обнаруживается высокочастотная составляющая 100 Гц, а также имеют место низкочастотные состав­ляющие с частотами, близкими, к низшей критической скорости системы «ротор - опоры» (обычно 17-21 Гц) или к полови­не рабочей частоты (~25 Гц).

Присутствие существенных по амплиту­де высших гармоник свидетельствует о дей­ствии на колеблющуюся систему значи­тельных нагрузок, которые могут в несколь­ко раз превышать нагрузки, вызывающие колебания основной частоты. Однако, по­скольку вопрос о связи между спектраль­ным составом вибрации и опасностью ее для турбины недостаточно изучен, можно ограничиться лишь указанием на необхо­димость принятия более жестких допусков на вибрацию в случае значительных высо­кочастотных составляющих. Что касается низкочастотных колебаний, то вследствие их неустойчивости, способности к внезапно­му и резкому возрастанию они представля­ют несомненную опасность для машины. Поэтому, если в колебаниях подшипников и роторов обнаруживаются заметные низ­кочастотные составляющие, вибрационное состояние турбоагрегата не может быть признано удовлетворительным.

Некоторый учет частотного состава ви­брации предусматривают нормы VDI, по­лучившие распространение в европейской практике. Согласно этим нормам в каче­стве основной характеристики вибрации принимается эквивалентная амплитуда ви­броскорости, измеренная при рабочей ско­рости вращения роторов

Если измеряемые колебания разлагают­ся на гармонические составляющие с угло­выми частотами сої, (02, ..., (о„ и соответст­вующими им амплитудами At, Аг,., .,Ап, то эквивалентная амплитуда внброскоро - сти может быть подсчитана по формуле

Vskb = К"Л^шг, + ЛЧсоЧ + . . . + AinP*„ = = VVh + V», + . . . + Wn, (3-14)

Где Vi, . . ., Vn - амплитудные значения виброскорости каждой из гармонических составляющих.

Для случая измерения биений с мак­симальными l/макс и минимальными Vrnui значениями виброскоростей

VSKB = К^макс + VW (3-15)"

В табл. 3-7 приводятся нормы допу­стимой вибрации подшипников турбоагре-

Гатов по данным VDI на основной частоте 50 Гц

В проекте международного стандарта на вибрацию машин предлагается исполь­зование в качестве критерия эффективной амплитуды виброскорости

Уэфф = l-"экв (3-16>

Как величины, непосредственно измеряемой электроизмерительными приборами. Уровни

■оценки вибросостояния машин ПО Уэфф со­ответствуют подобным же уровням, при­веденным по Уэкв в нормах VDI. Эти нор­мы учитывают гармонический состав изме­ряемой вибрации за счет составляющих, имеющих частоту выше оборотной.

Оценка вибрационного состояния турбоагрегата будет не полной, если не учитывать уровень вибрации его фундамента. Обычно у правильно спроектированного и хорошо выпол­ненного фундамента двойная ампли­туда колебаний при хорошо отба­лансированном роторе не превышает 10-20 мкм. Заметное отклонение от приведенных значений в сторо­ну увеличения свидетельствует о де­фектах фундамента.

При рассмотрении вопросов виб­рации современных крупных турбо­агрегатов необходимо учитывать то обстоятельство, что колебания под­шипников в современных агрегатах все в меньшей степени отражают истинные колебания вала турбины. Это объясняется в первую очередь повышенной массой и жесткостью опор крупных турбоагрегатов. Не последнюю роль в этом явлении играют также демпфирующие свой­ства масляного клина, существую­щего между шейкой вала и подшип­ником.

Согласно экспериментальным данным на крупных агрегатах ам­плитуда вибрации концов валов мо­жет превосходить в 10-15 раз ам­плитуду колебаний подшипника, причем эти колебания могут быть смещены между собой по фазе. На­блюдались также случаи, когда вы­лет одной или нескольких рабочих лопаток не приводил к заметному увеличению вибрации подшипников, тогда как колебания вала сущест­венно возрастали. Это показывает, что для ряда турбоагрегатов вибра­ция подшипников не являтся надеж­ным критерием безопасности, и не­обходимо для этих агрегатов в каж­дом отдельном случае эксперимен­тально устанавливать связь между колебаниями валов и подшипников турбины. Переход к большим еди­ничным мощностям турбоагрегатов повышает требования к их вибра­ционной надежности, вследствие че­го устранение значительных вибра­ций и определение причины их появ­ления являются задачами первосте­пенной важности.

К основным причинам, вызываю­щим возникновение вибраций агре­гата, можно отнести следующие:

А) динамическая неуравновешен­ность роторов;

Б) нарушение центровки рото­ров;

В) ослабление жесткости систе­мы;

Г) работа в области резонансных чисел оборотов;

Д) потеря устойчивости вала на масляной пленке;

Е) появление возмущающих сил электромагнитного происхождения.

Возникновение динамической не­уравновешенности роторов может быть вызвано двумя причинами:

1) перераспределением масс по окружности ротора или приложе­нием к ротору новых неуравнове­шенных масс;

2) смещением главной централь­ной оси инерции ротора относитель­но оси его вращения.

В обоих случаях возникает не­уравновешенная центробежная си­ла, пропорциональная квадрату чис­ла оборотов, вызывающая вибрацию агрегата оборотной частоты.

Причинами возникновения не­уравновешенности роторов турбин и генераторов могут быть обрыв лопа­ток и бандажей, разрушение дисков, некачественная балансировка при перелопачивании роторов, перемот - іка роторов генераторов, неравно­мерный износ лопаток, .неравномер­ный занос солями лопаточного аппа­рата и т. д.

Смещение оси инерции ротора относительно оси вращения может возникнуть из-за ослабления "посад­ки деталей на валу или прогиба вала. Прогиб ротора при сборке мо­жет возникнуть в результате пере­коса шпонок относительно ШПОНОЧ­НЫХ пазов, некачественно выполнен­ной насадки дисков и т. д. В процессе эксплуатации прогиб ротора - мо­жет "вызываться тепловой разбалан - сировкой, термической нестабильно­стью металла, ротора, задеваниями в проточной части, а также непра­вильными режимами пуска - и оста­нова турбин, вызывающими прогиб ротора.

Рассмотренные выше явления приводят к появлению первичного прогиба, являюще­гося следствием первичной неуравновешен­ности ротора. Появление первичного проги­ба вызывает вторичную неуравновешен­ность, возникающую вследствие отклонения оси инерции от оси вращения при динами­ческом прогибе ротора. Эта вторичная не­уравновешенность трудно поддается опреде­лению из-за сложности измерения динами­ческого прогиба по длине роторов в эксплуа­тационных условиях, однако приближенные расчеты показывают, что она может в не­сколько раз превышать первичную неуравно­вешенность ротора.

Динамический прогиб на крити­ческих скоростях достигает, как пра­вило; максимальных значений, что приводит к значительному росту суммарной неуравновешенности и как следствие к усилению вибрации подшипников. Преобладающее влия­ние динамического прогиба на виб­рацию наблнрдается главным обра­зом у роторов современных генера­торов средней и большой мощности, работающих вблизи второй критиче­ской скорости. Вследствие этого критерием оценки уравновешенно­сти роторов генераторов является амплитуда вибрации подшипников и вала на рабочей и критической ско­ростях вращения.

Одной из причин повышения ви­брации агрегата может явиться рас - центровка "роторов. Влияние расцен - тровки на вибрацию турбин суще­ственно зависит от степени уравно­вешенности роторов и носит различ­ный характер в зависимости от типа соединительных муфт. При жестких или полужестких муфтах сболчива - ние муфты восстанавливает нор­мальную центровку роторов. При этом возникает перераспределение нагрузки на подшипники от веса со­единенных роторов. Не являясь не­посредственным источником динами­ческих сил, возбуждающих колеба­ния, такое перераспределение стати­ческой нагрузки изменяет парамет­ры системы «ротор - опоры». Так, например, полная разгрузка одной промежуточной опоры увеличивает пролет вала между опорами и изме­няет его критическое число оборо­тов, что в свою очередь может при­вести к приближению одной из кри­тических скоростей к рабочей ско­рости вращения агрегата. Если в ре­зультате перераспределения стати­ческой нагрузки одна из опор ока­жется частично разгруженной, то это может способствовать возбужде­нию низкочастотных колебаний, вы­званных неустойчивостью вала на масляной лленке при малых ради­альных нагрузках на подшипник. Гибкие соединительные муфты мо­гут компенсировать значительную расцентровку валов (до 0,3 мм) без возникновения заметной вибрации. Однако в случае загрязнения масла, отложений шлама и наличия накле­па на рабочих поверхностях подвиж­ных элементов муфты происходит резкое увеличение коэффициента трения между этими элементами, что может привести к частичному или полному заклиниванию муфты. В этом случае соединенные роторы начинают работать со смещением центра тяжести относительно оси вращения, что является причиной возникновения вибрации.

В процессе эксплуатации расцен - тровки роторов или перераспределе­ние нагрузки на подшипники воз­можны вследствие нарушения пра­вильного теплового расширения цилиндров турбины. Это явление свя­зано с заклиниванием корпусов под­шипников или цилиндров на шпон­ках, упором в дистанционные болты, односторонним нагревом или охлаж­дением цилиндра и т. д.

Наряду с неравномерным обогре­вом цилиндров вибрация может воз­никнуть также вследствие неравно­мерного прогрева фундамента ма­шины. Такие явления наблюдались при эксплуатации турбин 300 МВт, у которых разность вертикальных тепловых расширений колонн фун­дамента достигала 2 мм.

Причиной, вызывающей неравно­мерный прогрев фундамента, может быть близкое расположение паро­проводов, клапанов, и подогревате­лей, имеющих недостаточную или поврежденную изоляцию. Характер­ным признаком возникновения рас - центровки агрегата по этой причине является постепенное нарастание вибраций в течение нескольких дней с момента пуска, поскольку, как по­казали наблюдения, нагрев фунда­мента длится несколько суток (у тур­бин К-300-240 до 7 суток). Для устранения вибраций, вызываемых этим явлением, необходимо тща­тельно изолировать находящиеся в непосредственной близости от фун­дамента высокотемпературные узлы и детали с установкой в наиболее обогреваемых местах водяных экра­нов, а также проверить и, если по­требуется, провести дополнительную балансировку роторов.

Еще одной причиной возникнове­ния вибрации при эксплуатации крупных агрегатов является просад­ка выхлопных патрубков турбины со "встроенными в них подшипника­ми при наборе вакуума и от веса на­ходящейся в водяных камерах кон­денсатора циркуляционной воды. Для турбин мощностью 100- 300 МВт просадка опор под дей­ствием вакуума оценивается вели­чиной порядка 0,1-0,15 мм. Эту причину можно обнаружить, заме­ряя уровень вибрации при измене­нии вакуума на турбине. При этом наибольшее изменение вибраций на­блюдается на подшипниках ЧНД.

На рис. 3-17 приводится зависи­мость поперечных колебаний задне­го подшипника ЦНД от вакуума для турбины ВК-100-2. Хотя виброграм­ма, представленная на графике, отражает целый ряд причин, вызы­вающих вибрацию, в том числе и тепловую расцентровку за счет ухудшения вакуума, однако влияние

Изменения вакуума прослеживается довольно четко. Подобное влияние вакуума можно в значительной мере устранить путем установки ротора низкого давления с некоторым за­вышением относительно остальных валов при центровке агрегата.

При постоянной величине неба­ланса или расцентровки ротора уве­личение амплитуды колебаний мо­жет явиться следствием уменьшения статической жесткости системы.

При эксплуатации турбоагрегата ослабление жесткости может "быть вызвано следующими причинами:

А) ослаблением взаимного креп­ления составных частей опоры рото­ра: вкладышей, корпусов подшипни­ков, фундаментных рам, ригелей фундамента;

Б) отрывом стула подшипника от фундаментной плиты («опрокидыва­ние» стула подшипника);

В) нарушением связи между сту­лом подшипника и опирающимся на него цилиндром турбины;

Г) нарушением связи между ци­линдром турбины и его опорами на фундаменте;

Д) появлением трещин у несу­щих элементов фундамента.

Указанные явления могут воз­никнуть в (результате недоброкаче­ственного монтажа или сборки пос­ле ремонта, а также в процессе экс­плуатации из-за нарушения нор­мальных тепловых расширений тур­бины. Отрыв стула подшипника от фундаментной плиты также вызы­вается конструктивными дефектами соединения его с цилиндром турби­ны. Уменьшение жесткости опор мо­жет вызвать, кроме того, изменение собственной частоты колебаний си­стемы «ротор-опоры» с приближе­нием ее к резонансу. Вибрация, воз­никающая в результате ослабления жесткости опор, имеет, как правило, синусоидальную форму и оборотную частоту. Иногда наблюдаются высо­кочастотные наложения, искажаю­щие синусоидальность колебаний, что связано с появлением микроуда­ров в трещинах или местах соеди­нений конструктивных элементов. Отличительной особенностью этой вибрации является ее зависимость от теплового состояния турбины.

Надежность работы турбоагрега­та во многом зависит от близости критических частот вращения систе­мы «ротор-опоры» к номинальной частоте вращения. В случае работы ротора в области критических час­тот даже незначительная неуравно­вешенность может привести к суще­ственному повышению уровня виб­рации. Для предотвращения подоб­ных явлений всеми заводами-изгото­вителями производится тщательный расчет роторов турбин и генерато­ров по всем собственным формам колебаний вала.

Однако выполнение расчетов весьма затрудняется из-за недостат­ка исходных данных о влиянии упру­гости масляной пленки, податливо­сти опор и т. л. Вследствие этого действительная критическая частота вращения турбоагрегата, определяе­мая экспериментальным путем, ино­гда оказывается в значительном не­соответствии с расчетной. Это при­водит к тому, что на ряде турбо­агрегатов рабочая частота вращения находится в области второй крити­ческой частоты, что существенно увеличивает уровень вибрации на рабочих частотах. В первую очередь это относится к генераторам, имею­щим весьма большой вес ротора, приходящийся на единицу длины вала. У этих агрегатов уже расчет­ная вторая критическая частота на­ходится вблизи рабочей частоты, и, если учесть, что неточность исход­ных данных влияет в первую оче­редь на высшие критические часто­ты вала, можно прийти к выводу, что попадание в резонанс на рабо­чих частотах у этих машин весьма вероятно.

Как показывает эксперимент, для ряда генераторов отстройка действительной второй критической частоты от рабочей не превышает 4-8% (ТВ2-150-2, ТВФ-200-2, ТГВ-200), что нельзя считать удов­летворительным.

У некоторых генераторов, а также у большинства турбии вторая критическая ча­стота лежит выше рабочих частот вращения. В этом случае существует опасность посте­пенного снижения резонаисиой частоты си­стемы за счет уменьшения жесткости опор в процессе длительной эксплуатации турбо­агрегата. Этому процессу в значительной ме­ре способствует повышенный уровень вибра­ции турбоагрегата.

Рассматривая вопрос о влиянии крити­ческих частот на работу агрегата, необходи­мо отметить, что с переходом в крупных аг­регатах на применение жестких муфт и ог­раниченного числа опор возрастает влияние жесткой связи между валами на критиче­скую частоту вращения всего валопровода. Хотя критические частоты валопровода и в этом случае определяются в основном ре­зонансными колебаниями отдельных валов, жесткая связь между роторами и отсутст­вие промежуточных опор вызывают допол­нительные резоиаисы. При этом наблюдается заметное повышение критических частот ва­лопровода относительно резонансов несвя­занных роторов. Все эти обстоятельства должны быть учтены при отстройке вала от резонансной частоты вращения. По дан­ным ряда наладочных организаций, мини­мально допустимая отстройка вала от резо­нансной частоты вращения при второй резо­нансной частоте должна быть не менее 10%.

Из всех причин, возбуждающих колебания турбоагрегата, наименее изученной и наиболее опасной счи­тается низкочастотная вибрация, обусловленная потерей устойчивости вала на масляной пленке. Эти коле­бания относятся к разряду автоко­лебаний и вызываются гидродина­мическими силами, возникающими

В масляном клине. подшипников, вследствие чего этот тип вибрации получил название «масляной» виб­рации.

Этот вид вибрации еще недостаточно изучен, и четких представлений о причине ее возникновения нет. Эксперименты показыва­ют, что она ие связана с механической не­уравновешенностью ротора, а зависит в ос­новном от динамических характеристик ма­сляного слоя, описывающих его упругие и демпфирующие свойства, а также от распо­ложения оси вала относительно расточки вкладыша. Как известно, у неподвижного ротора центр цапфы располагается под цен­тром расточки вкладыша О і со статическим эксцентриситетом бо (рис. 3-18,а). При вра­щении вала между цапфой и вкладышем об­разуется масляный слой, на котором вал всплывает в направлении вращения. С уве­личением скорости вращения центр цапфы перемещается по дуге О-Оь являющейся линией подвижного равновесия цапфы, и экс­центриситет б уменьшается. Теория и экс­перименты показывают, что в случае зна­чительного всплываиия вала, когда 6^0,7бо, вал теряет устойчивость и начинает переме­щаться относительно своего равновесного положения на линии подвижного равнове­сия О0-0\. Эта перемещения происходят по замкнутой траектории и носят название прецессии вала.

Угловая скорость этой прецессии, т. е. частота колебаний цапфы, близка к поло­винной частоте вращения или к первой кри­тической скорости вала. Обычно эта частота лежит между критическими скоростями си­стемы «ротор - опоры» в направлении ее осей максимальной и минимальной жестко­сти.

Прецессия может быть трех видов: зату­хающая, установившаяся и нарастающая (рис. 3-18,6). Первый вид прецессии (коле­бания в точке О") ие может считаться опас­ным, поскольку затухающий процесс колеба­ний приводит центр цапфы при любом на­чальном отклонении снова на кривую устой­чивого равновесия О-Оі. Второй вид пре - цесии (колебания в точке О") соответствует установившимся малым колебаниям цапфы вокруг положения устойчивого равно­весия. Возникновение таких колеба­ний свидетельствует о достижении гра­ницы устойчивости, переход через которук» приводит к возбуждению нарастающей пре­цессии (колебания в точке О""). Нарастаю­щая прецессия вызывает интенсивные коле­бания цапфы, амплитуда которых может до­стигнуть разрушительной величины. Колеба­ния вала, передаваясь через масляный слой, в свою очередь возбуждают значительную низкочастотную вибрацию подшипника.

Длительный опыт эксплуатации, а также результаты эксперимента показывают, что возбуждение низко­частотных колебаний зависит в ос­новном от температуры масла, окружной скорости шейки вала и удельного давления на подшипник. Уменьшение удельного давления на подшипник, а также увеличение вяз­кости масла и окружной скорости действуют благоприятно на возник­новение и развитие низкочастотной вибрации.

Уменьшение удельного давления на подшипник в процессе эксплуата­ции может "быть вызвано:

А) износом баббита нижней по­ловины вкладыша и увеличением вследствие этого площади опоры вала;

Б) уменьшением нагрузки от ро­тора на подшипник из-за неправиль­ной центровки роторов, дефектов соединительных муфт или непра­вильного теплового расширения ци­линдров;

В) неправильной очередностью1 открытия регулирующих клапанов* вследствие чего возникает паровое усилие, отжимающее ротор вверх и разгружающее тем самым подшип­ник от веса ротора.

Одной из распространенных при­чин, вызывающих «масляную» виб­рацию в крупных агрегатах, являет­ся заниженная температура масла на входе в подшипник. Испытания, проведенные на ряде машин, выяви­ли вполне определенную зависи­мость амплитуды низкочастотной
составляющей колебаний подшип­ников от температуры масла.

На рис. 3-19 представлен график зависимости амплитуды колебаний подшипников генератора ТГВ-200 от температуры масла. Как видно из графика, увеличение температуры масла с 43 д<э 53°С, что соответ­ствует изменению его вязкости при­мерно в 1,5 раза, снижает уровень низкочастотной вибрации в 5-6 раз. Проблема борьбы с низкочастот­ной вибрацией особенно остро воз­никла в связи с освоением турбо­агрегатов большой мощности, где высокая окружная скорость цапфы создает благоприятные условия для возникновения этого типа автоколе­баний. Для решения этой проблемы в последнее время в конструкцию опорных подшипников крупных ма­шин вносится ряд конструктивных изменений. Одним из мероприятий является уменьшение относительной длины подшипника для увеличения удельного давления на масляный клин. Вторым, весьма эффективным, мероприятием является замена ци­линдрической расточки вкладышей подшипника овальной («лимон­ной») расточкой (рис. 3-20). При та­кой расточке верхний зазор в под­шипнике делается примерно в 2 ра­за меньше бокового.

Это приводит к возникновению еще одного масляного клина, обра­зующегося на верхней половине вкладыша. Верхний масляный клин хорошо демпфирует возникшие ко­лебания и, кроме того, увеличивает давление на цапфу, устраняя перво­причину возникновения «масляной» вибрации. Дальнейшим развитием этой следует считать создание подшипников с разрезным верхним вкладышем, где удается создать не один, а несколько масляных клиньев.

Особую группу причин, вызываю­щих вибрацию турбоагрегата, со­ставляют возмущающие электромаг­нитные силы. Эти силы являются следствием нарушения электромаг­нитной симметрии генератора и су­щественно зависят от электрической нагрузки. На холостом ходу турбо­генератора при снятом возбуждении эти силы отсутствуют, что позволяет легко отличить их от возбуждающих сил, вызванных механическими при­чинами.

Нарушение электромагнитной симметрии генератора может быть выз"вано:

А) витковыми замыканиями в ро­торе;

Б) неравномерностью воздушно­го зазора между статором и бочкой ротора;

В) периодическим изменением силы магнитного притяжения меж­ду вращающимся ротором и стато­ром, обусловленным конечным чис­лом ПОЛЮСОВ."

Витковые замыкания в роторе генератора являются наиболее рас­пространенным источником колеба-

Ний, идущих от генератора. Практи­ка показывает, что многие генера­торы работают с витковыми замы­каниями в обмотке ротора. Наличие короткозамкнутых витков искажает распределение общего магнитного потока ротора, что приводит к появ­лению несимметричных сил притя­жения ротора к статору. Эти силы всегда направлены вдоль оси полю­сов и по своему характеру идентич­ны силам от механической "неурав­новешенности ротора. Односторон­няя электромагнитная сила притя­жения вызывает синусоидальные ко­лебания ротора и подшипников с оборотной частотой. Вторым след­ствием витковых замыканий в об­мотке ротора является несимметрич­ный нагрев ротора по сечению, что Может вызвать его тепловой прогиб и возбудить вибрацию чисто меха­нического характера.

Неконцентричное расположение бочки ротора в расточке статора также приводит к появлению перио­дической силы, вызывающей колеба­ния ротора и статора. Эта сила в от­личие от предыдущей имеет двой­ную оборотную частоту. Основными причинами появления неравномерно­го воздушного зазора являются есте­ственный прогиб ротора под дей­ствием собственного веса и смеще­ние его в процессе центровки с рото­ром турбины. При работе генерато­ра ротор всплывает на масляной пленке, и, кроме того, зазор может меняться вследствие вибрации рото­ра из-за механической неуравнове­шенности.

Все эти причины устранить нель­зя, однако практика показывает, что в нормальных условиях эти вибра­ции имеют малую амплитуду и опас­ности не представляют. Если же ак­тивная сталь сердечника запрессо­вана неудовлетворительно или кон­струкция корпуса статора не обла­дает достаточной жесткостью, мо­жет возникнуть значительная вибра­ция статора. По данным испытаний турбогенератора ТВ2-100-2 в отдель­ных случаях на корпусе статора и торцевых щитах наблюдались сину­соидальные колебания с частотой 100 Гц и двойной амплитудой 100- 150 мкм.

Ускорения, а следовательно, инерционные силы, действующие на элементы статора при наличии по­добных высокочастотных колебаний, весьма велики, и это может приве­сти к усталостному разрушению кре­пящих деталей, сварных швов, тру­бок газоохладителей и т. п. Вибра­ция статора еще более усиливается, если в обмотке ротора имеются ко- роткозамкнутые витки.

Рассматривая вопросы, связан­ные с колебаниями статоров генера­торов, нельзя не отметить еще один источник возбуждения колебаний - неравномерность сил взаимного при­тяжения ротора и статора по окруж - . ности.

Для двухполюсных генераторов сила взаимодействия между ротором и статором изменяется по окружно­сти на ±33%. ореднего значения, причем максимальная сила взаимо­действия превышает минимальную в 2 раза. С увеличением числа по­люсов неравномерность силы притя­жения ротора и статора уменьшает­ся. Так, для четырехполюсной маши­ны эта неравномерность по отноше­нию к средней величине составляет ±6,7%, а для восьмиполюсной - менее ±2%.

Для большинства современных турбогенераторов с рабочей часто­той вращения 3000 об/мин рассма­триваемая возбуждающая сила имеет двойную оборотную частоту. Повышенная вибрация статора (с ча­стотой 100 Гц) передается через фундамент подшипникам генерато­ра, накладываясь на колебания ос­новной оборотной частоты.

Определение причин, вызывающих ви­брацию современного турбоагрегата, - зада­ча весьма сложная. Эта работа обычно вы­полняется научно-исследовательскими, нала­дочными и ремонтными организациями, имеющими квалифицированный персонал и всю необходимую аппаратуру.

Для анализа источников повышенной вибрации снимаются характеристики: скоро­стные, режимные, контурные.

Скоростная характеристика (рис. 3-21) представляет собой зависимость амплитуды и фазы вибрации или отдельных ее состав­ляющих от частоты вращения ротора. Из полигармонических колебаний обязательно выделяются основная гармоника оборотной частоты и низкочастотные составляющие. По скоростной характеристике определяют вид неуравновешенности ротора и формы вынужденных колебаний при различных ча­стотах вращения. При помощи скоростных характеристик выявляются также нелиней­ные источники возбуждения повышенной ви­брации.

Режимные характеристики представляют собой зависимость вибрации от режима ра­боты машины: тепловой и электрической на­грузки, теплового состояния турбины, ваку­ума, температуры масла и т д. Некоторые из этих характеристик приведены на рис. 3-ІІ7 и 3-19. Подобные характеристики позволяют определить раздельное влияние каждого из режимных факторов иа вибра­цию машины.

Контурные характеристики (рис. 3-22) показывают изменение вибрации по контуру исследуемого элемента, что позволяет оце­нить ослабление жесткости вибрирующей системы. При помощи контурных характери­стик обнаруживается ослабление крепления подшипников к фундаментной плите или плиты к фундаменту. По виду характери­стики могут быть выявлены такие дефекты, как глубокие трещины в элементах опоры и фундамента. В программу исследований входит также контроль ряда узлов и эле­ментов машины, являющихся обычным источ­ником возбуждения колебаний. Проверке подвергаются центровка роторов, состояние соединительных муфт, шеек роторов и под­шипников. Если вибрационные характери­стики указывают на значительную неуравно­вешенность ротора, вал проверяется инди­катором иа прогиб, после чего производится балансировка роторов. В тех случаях, ког­да исследованиями выявлена заметная за­висимость вибрации от тока возбуждения или температуры ротора генератора, произ­водится контроль обмотки ротора на отсут­ствие витковых замыканий.

120 80 40 О 40 ВО 120 2Д, мкм 2А, мкм

I I.1___ 1-1_______ 1111 I L-l I "

240 W0 80 О 80 /80 240 f, грав <р, град

Рнс. 3-22. Контурная вибрационная харак­теристика (стрелками указаны места за­меров).

2А - двойная амплитуда колебаний; ф - угол сдвига фаз.

Отметим, что для определения причин вибрации первостепенную роль играет по­стоянный эксплуатационный контроль за вибрацией подшипников и других узлов аг­регата. Постоянный контроль позволяет учесть целый ряд режимных факторов, не­посредственно влияющих на величину ви­брации, а также проследить динамику на­растания вибраций в процессе эксплуатации в течение межремонтного периода.

В заключение следует сказать, что поскольку уровень вибрации яв­ляется важнейшим объективным по­казателем эксплуатационной надеж­ности , нормы допусти­мой вибрации постоянно пересмат­риваются в сторону уменьшения ам­плитуды колебаний.

Физическая природа звука и вибрации одна и та же. В обоих случаях речь идет об упругих колебаниях, волнообразно распространяющихся в среде газообразной, жидкой и твердой. Вместе с тем, как мы уже отмечали, биологический эффект действия звука и вибрации на клетки и ткани организма далеко не одинаков. К сожалению, природа различий в действии этих двух физически родственных факторов во многом еще не изучена. Для эффективного действия вибрации существенным ее параметром являются ускорение, частота колебаний гравитационных сил, векторы этих колебаний. Для звука, однако, ведущими параметрами являются интенсивность, выраженная через давление, и так же, как для вибрации - частота: в первом случае вибрационная, во втором - звуковая. Но ближе эти различия до сих пор не установлены.

Для сравнения эффективности действия на один и тот же объект звука и вибрации проведены следующие опыты. Эстрагированный из мышц белок миозин подвергался действию звука. Эффективность действия звука оценивалась по степени денатурации белка. Оказалось, что при действии звука максимальный эффект наблюдается при частоте 3000 Гц. Далее, из раствора белка получали миозиновые нити и также действовали на них звуком различной частоты. Мерой оценки эффективности действия звука служила величина связываемого красителя нитями. Оказалось, что и в этом случае максимальный эффект действия звука наблюдается в области 3000 Гц. Именно эти объекты и гомогенат тех же мышц мы подвергали вибрации с различными частотами. Эффект действия вибрации оценивали по изменению ферментативной активности. Во всех случаях максимальный эффект наблюдался при вибрации частотой 200 Гц. Далее мы попытались найти наиболее эффективные частоты вибрации для мышцы, оценивая эффект вибрации также по изменениям АТФазной активности белка, экстрагированного из этой мышцы. Оказалось, что частотой, при которой все более нарушается ферментативная активность, также является частота 200 Гц.

Мы уже видели, что при действии звука с частотой на те же объекты никакого заметного эффекта не обнаруживается. Тогда как при вибрации с частотой 200 Гц в какой бы упаковке белок ни находился, вибрация будет оказывать на него максимальное действие. 200 Гц - это резонансная частота данного белка.

При сравнении эффективных частот звука и вибрации при их действии на самые различные по своим характеристикам клетки и ткани частота вибрации примерно на порядок ниже частоты звука. Природа этого различия пока не ясна.

Результаты многочисленных опытов показали, что низкочастотные вибрации в большинстве исследованных тканей, за исключением селезенки и печени, вызвали заметные, статистически достоверные структурные изменения в клетках. Установлено также, что степень их изменения для каждой ткани и органа различна, что свидетельствует о их различии чувствительности к данным частотам вибрации. Более чувствительными оказались ткани нейрогенного происхождения, особенно при вибрации с частотой 25 Гц.

Оценивая роль частотных характеристик вибрации в ее биологическом действии на ткани организма, бросается в глаза одно удивительное и пока еще трудно объяснимое явление - отсутствие каких бы то ни было заметных изменений в тканях от вибрации с частотой 50 Гц. Почему вибрация с частотой 25 Гц вызывает довольно значительные субстанционные изменения тканей, но еще более значительными являются изменения, наблюдаемые при вибрации с частотой 75 Гц, а при 50. Гц - отсутствуют? К сожалению, для объяснения этого явления мы не имеем сколько-нибудь убедительных экспериментальных данных и вынуждены ограничиться некоторой аналогией, например с сердечной деятельностью. Как известно, сердце работает в строго постоянном ритме. Если мы будем подавать сигналы раздражения сердца в том же ритме, это будет способствовать улучшению его деятельности в привычном для него ритме. Представим себе, однако, подачу сердцу стимулов, попадающих в противофазу его ритма. Тогда неизбежны сердечные перебои с катастрофическим последствием для его дальнейшей судьбы. Нечто подобное можно представить и для других тканей, предполагая, что не только сердце, но и все живые ткани "работают" в определенном ритме, и ритм с такой частотой, подаваемый извне, будет вызывать лишь улучшение их деятельности. Напротив, другие ритмы, например 25 и 75 Гц, приведут к серьезным нарушениям и структуры, и функции этих тканей, что нами и наблюдалось.

Основной вывод из этой серии опытов заключается в том, что вибрация организма ин тото не отражается от поверхности тела животного, как это характерно для звука, а проникает во все органы и ткани, вызывая соответствующие нарушения их деятельности. Конечно, звуковые волны частично проникают через толщу тканей, но давление звуковой волны при этом значительно снижается, и поэтому наиболее эффективным местом действия звука являются рецепторы поверхности тела "экстероцепторы" - представители нервных центров. Поэтому становится понятным тот факт, что звук, в особенности смешанный шум, является источником головных болей, неврозов, психических расстройств. Вибрация же имеет своим адресатом действия структуры всех тканей организма, и, следовательно, патологические явления при ее действии на целый организм могут быть самые различные и в самых различных участках организма. Это определяется в значительной степени физическими характеристиками вибрации.

Влияние вибрации на зрение

Для проверки гипотезы о понижении работоспособности человека при частоте 5 гц (резонансная частота тела) проведено две серии опытов. В обеих из них стенд был неподвижным, а испытуемый подвергался воздействию вибрации в вертикальном направлении. Единицей деятельности считалось среднее время, требуемое для выполнения целого рада действий по каждому заданию. Первое из них заключалось в разборе машинописного текста, второе – в правильном размещении маркеров.

В предварительной пробе по первому заданию работоспособность при действии вибрации 4 гц снижалась сильнее, чем при 8 гц. Сравнивались работоспособность четырех испытуемых во время действия синусоидальной вибрации 2–10 гц и в статическом положении. Амплитуда ускорения сиденья составляла 0,25 g при всех частотах. Наибольшее воздействие вибрации отмечено при 3–4 гц, что приходится на более низкую частоту, чем резонансная человеческого тела. Это явление можно объяснить ограниченной скоростью движений глаз при прослеживании сравнительно большого движения объекта во время действия низкочастотной вибрации при постоянном ускорении.

В последующих экспериментах измеряли частотную реакцию прослеживающих движений глаз при фиксации неподвижной цели и действие на все тело вибрации в вертикальном направлении. Испытуемые фиксировались в жестком каркасе для сведения к нулю резонанса тела и движений головы. Фазовый угол и угловая амплитуда движения глаз в вертикальном направлении определялась с помощью скоростной киносъемки.

При вибрации частотой 3–4 гц и последующем снижении её до 2 гц динамика компенсаторных движений глаз резко снижалась. Так, при частоте 3–4 гц она составляла менее 1/3 от исходной величины. Отмечалась ограниченность скорости прослеживающих движений глаз при выявлении четкой видимости приборной доски в период воздействия вибрации. Определялось, в какой степени четкость изображения приборной доски оказывается под влиянием относительного движения, какие частоты и амплитуды смещения наиболее переносимы и возможность увеличения четкости, путем усовершенствования конструкции. Отражение циферблата на качающемся зеркале подвергалось вибрации в направлении вверх-вниз при частотах до 16 гц с различными амплитудами смещения. Точность чтения в большей степени зависела от частоты. До 2 гц можно довольно легко определять показания циферблата, но при более высокой частоте это оказывалось невозможным. В диапазоне от 2 до 4 гц в зависимости от амплитуды углового смещения четкость изображения оказывалась наиболее искаженной. Однако выше 4 гц она вновь улучшалась. Установлено, что циферблат читается легко, когда стрелка расположена по направлению движения.

Одной из главных причин понижения остроты зрения является нечеткость изображения на сетчатке в результате неспособности глаза прослеживать перемещающийся предмет. Увеличение амплитуды ускорения также понижает остроту зрения, что, вероятно, объясняется физическим дискомфортом и последующим снижением мотивации.

Итак, острота зрения особенно резко снижается при действии вибрации в полосе частот 2–5 гц. В пределах нижней границы этой полосы происходит нарушение прослеживающих движений глаз, тогда как при более высоких частотах в той же полосе относительное движение видимого объёма может быть усилено резонансом тела. При конструировании самолета необходимо свести до минимума (2–5 гц) вибрацию каркаса. Кресло должно «гасить» как можно больше остаточной вибрации, чтобы показания приборов могли читаться в динамических и статических условиях.

Приведем еще один поучительный пример, который подтверждает мысль о множественном характере явлений, вызываемых вибрацией, о многообразии патологических процессов, возникающих в результате ее действия.

Для белка - актомиозина резонансной частотой вибрации является 200 Гц. Кроме этой частоты значительный эффект вызывается и вибрацией с частотой 25 Гц; в какой бы упаковке белок ни находился - эти частоты его найдут. При действии вибрации с этой частотой белок теряет способность расщеплять АТФ, добывать энергию для работы мышц. Будем теперь, исходя из идеи, что характер патологии определяется физической характеристикой вибрации, подвергать животное вибрации с частотой именно в 25 Гц, заведомо зная, что кроме прочего белок при этом будет утрачивать АТФазную активность. Как это скажется на состоянии организма? Опыты подтвердили ожидаемые результаты. Животные, подвергавшиеся вибрации, утратили физическую силу держаться на воде, плавать. Эти данные в высшей степени поучительны. Становится понятным, почему экипажи вертолетов, трактористы, танкисты и вообще лица других профессий, казалось бы, не выполняя в процессе своей трудовой деятельности непосредственно физической работы, но подвергающиеся вибрации, ощущают невероятную физическую усталость. Теперь это явление уже экспериментально доказано.

В проведенных опытах обнаруживаются два очень важных факта. Во-первых, вибрация подавляет физическую выносливость в первые же часы своего действия, и этот эффект, по нашим данным, сохраняется в течение нескольких суток. Из этого следует очень важный практический вывод - необходимо исключать всякие физические нагрузки лицам, подвергавшимся в процессе трудовой деятельности вибрации. Во-вторых, вибрация нарушает одно из фундаментальных биологических свойств мышц - способность повышать функциональную активность посредством тренировки. После вибрации эту способность мышцы на какое-то время утрачивают. Приведенные опыты показывают также исключительное значение избирательного действия вибрации в возникновении патологических процессов. При подготовке статьи использовались материалы Ю. Каменщикова, Н. Хваткова а так же издания Human Problems of Supersonis and Hypersonic flight, 1962.

Вибрация.
Неблагоприятные воздействия вибрации на организм человека

Низкочастотная вибрация (НЧВ)

Низкочастотной называют вибрацию турбоагрегата с частотой, близкой к половине рабочей частоты. Она возникает при потере устойчивости вращения вала. Случайно появившееся отклонение вала от состояния устойчивого вращения вызывает появление сил, которые поддерживают эти отклонения и даже усиливают их. Такой вид колебаний называют автоколебаниями . Жесткие роторы практически не подвержены НЧВ. Практически все гибкие роторы имеют первую критическую частоту, примерно равную половине рабочей частоты вращения ротора. Одной из особенностей автоколебаний является их гистерезисный характер, когда формируется пороговое значение мощности турбоагрегата, выше которого из-за повышенной вибрации не удается поднять его нагрузку. По источникам низкочастотную вибрацию делят на масляную и паровую.

Масляная вибрация . Она возникает при потере устойчивости вращения вала на масляной пленке подшипников. Процесс возникновения автоколебаний в масляном слое подшипника комментируется схемой, показанной на рис. 22.11.

Рис. 22.11. Схема возникновения масляной вибрации

Пусть невесомая шейка вала, на которую не действуют никакие силы, вращается в расточке подшипника. В этом случае центр шейки О 1 будет совпадать с центром расточки О и вибрации не будет. Пусть в какой-то момент времени шейка сместится вертикально вниз на расстояние е под действием случайной силы, после чего последняя исчезает. Рассмотрим расходы масла через сечения А-В и С-D в момент смещения шейки вала вниз. Масло, увлекаемое шейкой, в точках В и С имеет скорость wr ш , где r ш – радиус шейки вала. Треугольные эпюры изображают объемные расходы масла через зазор. Количество масла на единицу ширины зазора при входе через сечение А-В равно 0,5(D+е)wr ш , а через сечение C-D выходит количество масла 0,5(D-е)wr ш . Тогда разность объемных сходов еwr ш должна остаться в зазоре слева от линий АВ и CD . Но, так как масло несжимаемая жидкость, то в этой области формируется повышенное давление, которое стремится сдвинуть шейку вала вправо.

Таким образом, из-за появления случайной силы шейка вала не только смещается вниз, но и формируется другая сила С , действующая перпендикулярно смещению. Под действием этой силы шейка вала сдвинется вправо, а точнее, повернется вокруг точки О с некоторой угловой скоростью W, отличной от частоты вращения w . Но при сдвиге шейки вправо уменьшится правый боковой зазор и появится сила, действующая вертикально вверх, которая будет уменьшать верхний зазор и т.д. В итоге процесс формирования силы С создает ее прецессию вокруг центра расточки. Эту силу называют циркуляционной . Очевидно, что перемещение данной силы совпадает с направлением скорости ее прецессионного движения. Поэтому, как и в случае резонанса, создаются условия для роста самоподдерживающейся прецессии, т.е. вибрации. Скорость прецессии W=0,5w , т.е. масляные циркуляционные силы вызывают прецессию с частотой, равной половине рабочей частоты вращения. Данную вибрацию невозможно ликвидировать более тщательной балансировкой. Возникновение интенсивной НЧВ зависит от сочетания упругих и демпфирующих свойств в конкретном подшипнике и при конкретных условиях работы. Чем ниже температура масла, тем больше его вязкость, больше всплытие шейки и тем вероятнее НЧВ. Неравномерный характер распределения радиальной нагрузки по подшипникам также является источником НЧВ для наиболее разгруженного подшипника. При парциальном подводе водяного пара (рис. 22.12) проекции окружной силы R u , формирующейся в регулирующей ступени ЦВД турбины, изменяются по мере открытия клапанов (РК №№1, 2, 3 и 4).

Рис. 22.12. Появление разгружающей силы на шейке вала при парциальном подводе пара:

а - при неправильном порядке открытия РК; б - при правильном открытии РК

При определенном порядке открытия клапанов могут возникать составляющие R 1 и R 2 силы R u , разгружающие передний подшипник турбины (рис. 22.12,а). Это свойство проверяется при развороте турбины с полностью открытыми регулирующими клапанами посредством главной паровой задвижки (ГПЗ) и ее байпаса. При выборе порядка открытия клапанов следует обеспечивать первоначальное открытие тех, которые способствуют дополнительному вертикальному нагружению подшипника (рис. 22.12,б), а также появлению поперечной силы, направленной в сторону вращения ротора (положительного угла нагрузки).

Радикальным способом борьбы с НЧВ является применение подшипников с овальной расточкой вкладышей (см. рис.21.10,г) и самоустанавливающихся сегментных подшипников (см. рис.21.12), в которых циркуляционных сил, вызывающих прецессию вала, не возникает. Они снимают проблему масляной вибрации, но не вибрации вообще.

Паровая НЧВ . Этот вид низкочастотной вибрации роторавозникает из-за появления в проточной части турбины и в ее уплотнениях циркуляционных сил газодинамической природы. Из них венцовые циркуляционные силы формируются на венце рабочих лопаток из-за неравномерной по окружности надбандажной утечки водяного пара из-за разного радиального зазора (рис.22.13).

Рис. 22.13. Схема формирования венцовой циркуляционной силы в турбинной ступени

Природа формирования паровой НЧВ следующая.Допустим, что при случайном отклонении оси ротора, например, вниз, радиальный зазор в надбандажном уплотнении в его нижней части уменьшится, а в верхней - увеличится (d rв >d rн). В результате такого смещения ротора утечка над верхней частью рабочего колеса станет больше на DG у. Поэтому в верхней части турбинной ступени (в ее рабочей решетке – венце) будет формироваться окружное усилие R u меньше по значению, чем в нижней половине венца. Действие этих двух противоположно направленных сил вызывает появление неуравновешенной силы С в , приложенной к центру вала и действующей перпендикулярно вектору смещения r . Эту силу называют венцовой и она создает условия для возбуждения интенсивных колебаний. Такая же сила возникает при появлении в диафрагменном уплотнении неравномерной по окружности утечки. Частота циркуляционной силы равна примерно половине рабочей частоте вращения ротора.

Венцовые силы возбуждают колебания роторов ЦВД преимущественно турбин со сверхкритическим давлением водяного пара на входе (турбин СКД). Эффективным способом борьбы с такими силами является использование виброустойчивых уплотнений в турбинной ступени (с увеличенными радиальными и уменьшенными осевыми зазорами в них). Часто в процессе наладки или эксплуатации турбины происходит постепенное самопроизвольное уменьшение уровня НЧВ вследствие износа радиальных уплотнений из-за задеваний при повышенной вибрации. Для турбин СКД в формировании НЧВ существенную роль играют «бандажные» силы, формирующиеся при нарушении симметрии эпюры скоростей в зазорах. Такая же природа возникновения сил третьей группы – «лабиринтовых » сил, возникающих в каналах промежуточных и концевых уплотнений.