Главная

Категории:

ДомЗдоровьеЗоологияИнформатикаИскусствоИскусствоКомпьютерыКулинарияМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОбразованиеПедагогикаПитомцыПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРазноеРелигияСоциологияСпортСтатистикаТранспортФизикаФилософияФинансыХимияХоббиЭкологияЭкономикаЭлектроника






ПРИЧИНЫ ПОВЫШЕННОЙ ВИБРАЦИИ МЕХАНИЗМОВ.


Вибрация и ее последствия

 

1. ВИБРАЦИОННАЯ НАДЕЖНОСТЬ ТУРБОАГРЕГАТОВ И ПУТИ ЕЕ ПОВЫШЕНИЯ

Результаты анализа текущего вибрационного состояния турбоагрегатов на электростанциях, значительные затраты времени и средств на работы по вибрационной наладке турбоагрегатов при их вводе в эксплуатацию из ремонтов подтверждают, что сегодня обострились проблемы обеспечения вибрационной надежности турбоагрегатов. В настоящее время наблюдается существенный прогресс в области повышения вибрационной надежности оборудования. Этому способствовали теоретические и экспериментальные исследования, использование в исследовательских и наладочных работах новых методов расчетов, средств измерения и вычислительной техники, внедрение новых проектных решений. Существенную роль в повышении вибрационной надежности турбоагрегатов сыграло внедрение на энергомашиностроительных заводах разгонно-балансировочных стендов и совершенных методик многоплоскостной балансировки. Но в основе указанных успехов были, прежде всего, люди и коллективы, которые работали в области повышения вибрационной надежности и вибрационной наладки энергетического оборудования.

На фоне старения оборудования, снижения качества и одновременного повышения стоимости запасных частей, в объемы работ все больше включаются элементы индустриального ремонта. Ранее такие работы выполнялись либо на заводе-изготовителе, либо, при наличии необходимой базы и подготовленного персонала, на ремонтных предприятиях.

Это обострило проблемы контроля и наладки вибрационного состояния ТА после ремонтов и балансировки.

Однако нельзя все проблемы вибрационного состояния агрегатов относить только к снижению качества ремонта. Значительная часть причин создавшегося положения лежит в сфере деятельности вибрационной диагностики и наладки. Среди этих причин необходимо отметить недостаточное внимание к системам штатного вибрационного контроля и отсутствие активной позиции в вопросах оснащения и переоснащения станций такими системами; сведение всех последующих работ по вибрационной наладке к процессу балансировки агрегата в собственных опорах.

В процессе эксплуатации агрегатов происходит естественный износ деталей и узлов, приводящий к изменению вибрационного состояния агрегатов. Однако существующие системы штатного вибрационного контроля, особенно при высоком уровне текущих вибраций, не дают достоверную и объективную картину этих изменений. Как результат этого, остаются незамеченными и дефекты, которые возникли в процессе эксплуатации, и момент их возникновения.

Не лучшим образом используются и результаты периодического вибрационного контроля, выполняемого специалистами с использованием переносной аппаратуры. В большинстве случаев эти результаты служат только для сопоставления с резуль­татами штатного контроля, а еще чаще в целях успокоения руководства станций. Перед выводом в ремонт повсеместно выполняются вибрационные обследования агрегатов. Однако только в редки случаях, результаты этих обследований используются для выполнения мероприятий по повышению вибрационной надежности (например, для предварительного расчета и установки в процессе ремонта балансировочных грузов, принятия решений по необходимым объемам ремонта). Следует обратить внимание, что при планировании ремонтных работ необходимо четко понимать, что невыполнение одних работ делает бессмысленным выполнение других. Например, если по условиям ремонта нужно восстановить геометрию подшипников, то в процесс ремонта необходимо предполагать и балансировку в собственных п-х. В последнее время, как уже указывалось, значительно возросла сложность ремонтов. В качестве примеров можно привести ремонты, когда производится демонтаж опор и цилиндров, в том числе и ЦНД, обрезка трубопроводов. При этом одновременно модернизируются многие узлы и детали. В некоторых случаях такие работы приводят к принципиальным изменениям конструктивной схемы турбины, меняются упруго-массовые характеристики систем и податливости опор. Естественно, что при выполнении такого рода ремонтов необходимо оценивать не только положительные результаты, которые вы ожидаете, но и сопутствующие, которые могут отразиться не самым лучшим образом на надежности оборудования. Даже вышеприведенное, очень ограниченное число примеров показывает, насколько с одной стороны сложен, а с другой, насколько важен учет всех факторов, которые могут возникнуть при ремонте или реконструкции узлов и которые могут создать дополнительные сложности при вводе агрегата. Иногда складывается впечатление, что многое из того, что было наработано ранее в области вибрационной надежности - результаты исследований, результаты промышленных испытаний, опыт вибрационной наладки, методы и алгоритмы диагностики, программы балансировки - не востребовано. Можно существенно сократить и время и средства на ремонт оборудования, если выполнять ремонтные работы и работы по реконструкции с учетом принципа необходимости и целесообразности. Необходимо также учить специалистов, регулярно повышать их квалификацию. Необходимо организовывать учебные центры, способные дать полные и системати­зированные знания в вопросах теории колебаний, в конструкции, эксплуатации и надежности агрегатов, а не только знания по обращению с аппаратурой. Необходимо консультировать при необходимости специалистов, разрабатывать и внедрять современные технологии, распространять и издавать техническую литературу, обобщающую опыт специалистов. Можно рекомендовать систему, которая внедрена в газовой промышленности, когда специалисты обучаются по ступеням и по окончанию обучения получают соответствующие сертификаты: право на выполне­ние измерений вибрации; право на выполнение балансировки на станках к в собственных опорах; право на выполнение исследований и диагностирование агрегатов.

Непосредственным источником вибрации турбоагрегата является валопровод, который вращаясь на масляной пленке подшипников, передает через нее усилия на вкладыши подшипников и их корпуса.

В свою очередь вибрирующие корпуса подшипников и связанные с ними корпуса цилиндров возбуждают колебания верхней фундаментной плиты, а та - вибрацию колонн и нижней фундаментной плиты.

Вибрация турбоагрегата может происходить во всех трех направлениях. Поэтому ее измеряют на всех подшипниковых опорах в трех перпендикулярных направлениях: вертикальном, поперечном и осевом по отношению к оси вала. При вибрации вал вращается в прогнутом состоянии и, если этот прогиб чрезмерен, возникают задевания вращающихся деталей о неподвижные. Даже при небольших задеваниях происходят износ уплотнений, увеличение радиальных зазоров и, как следствие, снижение экономичности. Если же задевания значительны, то возникающая вибрация может потребовать аварийной остановки турбины, а в ее конструкции могут произойти остаточные изменения, например постоянный изгиб вала. Большую опасность представляет вибрация для электрического генератора, так как она может привести к смещениям электрических обмоток, коротким замыканиям и другим повреждениям. Повышенная вибрация приводит к задеваниям шеек вала о баббитовую заливку подшипников и ее износу.

При вибрации происходит ослабление связей отдельных деталей:

- ослабляется связь отдельных половин вкладышей и их обойм,

- крышек подшипников и нижних половин их корпусов,

- корпусов подшипников и фундаментной плиты.

Если фундамент недостаточно гасит передающиеся на него вибрации, то вибрация нижней фундаментной плиты приводит к неравномерной осадке фундамента, перекосу верхней фундаментной плиты, взаимному вертикальному смещению опор и, как следствие, к расцентровке валопровода и прогрессирующему нарастанию вибрации.

 

 

МЕХАНИЧЕСКИЙ ДИСБАЛАНС.

Наиболее распространённым источником повышенной вибрации является механический дисбаланс роторов. Проявление механического дисбаланса состоит в том, что вибрация имеет оборотную частоту и является функцией частоты вращения вала. При отсутствии других причин вибрация не зависит от режима работы агрегата под нагрузкой. Центробежная сила, определяемая устанавливаемыми на ротор деталями, определяется выражением:

С = mwr2 ,

ДЕФЕКТЫ МУФТ.

Вибрация, вызванная дефектами сборки жёстких и полужёстких муфт, носит синусоидальный характер и имеет оборотную частоту. Будучи вызвана появлением постоянного эксцентриситета, т.е. разбалансировкой роторов, эта вибрация сохраняется постоянной как при изменении режима работы агрегата, так и в процессе длительной эксплуатации. Для роторов, соединяемых гибкими муфтами, так же возможно появление эксцентриситета из-за неисправности муфты. Нарушение нормального зацепления сопрягающихся элементов приводит к появлению неуравновешенного по окружности крутящего момента, действующего на муфту. Этот момент стремится сместить оси полумуфт относительно друг друга, что вызывает смещение центров тяжести соединяемых роторов относительно оси вращения. Указанный неуравновешенный крутящий момент возникает в случае неравномерной загрузки кулачков, зубцов или пальцев соединительной муфты вследствие: дефектов рабочих поверхностей кулачков, звёздочки или коронки; разницы в шаге кулачков, зубьев, отверстий под пальцы, витков пружины (для муфт типа "Вельман-Бибби");разницы в упругости пружин или манжет у пальцевой муфты. Серьёзным дефектом, ухудшающим работу кулачковой муфты с точки зрения, как равномерности передачи крутящего момента, так и способности компенсировать расцентровку соединяемых роторов, является неуравновешенность коронки. Поскольку балансировка коронки представляет определённые трудности, указанный дефект встречается довольно часто. Так как неуравновешенная радиальная сила, действующая на муфту, пропорциональна передаваемому ей крутящему моменту, повышенная вибрация при неисправности такой муфты находится в прямой зависимости от нагрузки агрегата. Эта вибрация носит синусоидальный характер с высокочастотными наложениями. Основная частота вибрации равна частоте вращения роторов. Частота наложений равна или кратна числу зубьев (кулачков) муфты. Амплитуда высокочастотных наложений тем больше, чем хуже качество взаимной пригонки элементов. Повышение вибрации в основном передаётся на смежные с муфтой подшипники. В случае заклинивания муфты, соединяющей роторы примерно равного веса, подшипники будут колебаться в противофазе в плоскости, перпендикулярной оси роторов. У гибких соединительных муфт расцентровка вызывает в первую очередь их быстрый износ.

ЖЁСТКОСТЬ ОПОРНОЙ СИСТЕМЫ.

Причиной повышенной вибрации может быть недостаточная жёсткость опорной системы. Влияние жёсткости опор на вибрацию очевидно. Амплитуда вибрации А обратно пропорциональна динамической жёсткости сд

,

где сд – динамическая жёсткость; с – статическая жёсткость; Р0 – амплитуда возмущающей силы с частотой w. Зависимость сд = ¦ (с), соответствующая выражению (см. рис.8). Как видно из графика, минимальное значение сд соответствует участку кривой 3-4 и наблюдается при совпадении частоты вращения w с собственной частотой колебаний опоры. При резонансе даже небольшие возмущающие силы приводят к чрезмерной вибрации опоры. Для устранения этого явления необходима отстройка опорной системы от резонанса изменением её жёсткости (обычно в сторону увеличения) или массы. Чтобы увеличить динамическую жёсткость системы, состояние которой соответствует участку 4-5, требуется существенное повышение жёсткости с. В практике имели место случаи, когда недостаточное ужесточение опор для снижения вибрации оказывалось безрезультатным, хуже того, иногда система попадала в резонанс и вибрация резко увеличивалась. Ослабление жёсткости опор может быть следствием одного из следующих факторов:

· Отрыва фундаментной плиты от фундамента;

· ²Опрокидывания² корпуса подшипника при движении его по фундаментной плите;

· Местного отрыва опорной поверхности корпуса подшипника под действием разгружающего реактивного момента статора;

· ослабления резьбовых соединений крепления вкладыша, корпуса подшипника, фундаментной плиты (фундаментных болтов);

· коробления опорной поверхности.

ТЕПЛОВОЙ ПРОГИБ.

 

Одной из распространенных причин теплового дисбаланса роторов агрегатов являются задевания в уплотнениях. Задевания вызываются недостаточными радиальными зазорами, плохой центровкой уплотнительных колец, расцентровкой уплотнений при тепловых деформациях статорных узлов, большим центральным эксцентриситетом ротора. Первоначальный тепловой прогиб вызывает усиление задеваний и повышения тепловыделения в местах контакта вследствие сухого трения. Прогиб нарастает лавинообразно, вибрация достигает высоких значений и обычно требует экстренной остановки агрегата. Нередко последствием задеваний является остаточный прогиб ротора.

Задевания не всегда приводят к интенсивному росту вибрации. Они могут быть следствием, а не причиной вибрации. В большинстве случаев небольшие задевания компенсируются местной выработкой радиальных уплотнений. Причиной теплового прогиба также может служить недостаточность тепловых зазоров между насадными деталями.

Прогиб ротора.

 

Прогиб ротора выше допустимого приводит к задеваниям вращающихся деталей о неподвижные части турбины, приводящие к:

износу уплотнений;

возникновению повышенной вибрации подшипников и ротора;

остаточному искривлению ротора.

Можно выделить следующие виды прогиба ротора:

статический;

динамический;

термический.

Оператор БЩУ контролирует значение термического прогиба ротора при вращении ротора ВПУ в моменты пуска и останова турбины по прибору - SB11G06.

 

Статический прогиб ротора

 

Статический прогиб ротора - прогиб ротора под действием собственного веса ротора. Ориентировочная величина статического прогиба ротора 0,2мм. Статический прогиб ротора можно наблюдать в момент постановки ротора на ВПУ. Он характеризуется большой амплитудой показаний прибора контроля прогиба и колебаниями токовой нагрузки ВПУ. Статический прогиб ротора носит временный характер и убирается путём проворачивания ротора на 180° и отключения ВПУ на 30 минут.

Динамический прогиб ротора.

 

Динамический прогиб возникает под действием центробежных сил. При изготовлении ротора и последующей балансировке невозможно добиться полного совпадения центра тяжести ротора с его геометрической осью, поэтому ротор всегда имеет небольшой небаланс. Наличие этого небаланса и является причиной возникновения динамического прогиба ротора.

Динамический прогиб ротора зависит от частоты вращения и носит временный характер. В процессе пуска турбины при увеличении частоты вращения прогиб медленно увеличивается, затем резко возрастает, достигая максимума, и снова быстро убывает практически до нуля. Частота вращения, при которой наблюдается резкий всплеск динамического прогиба ротора, называется критической. Ротор имеет несколько критических частот вращения.

 

Критическая частота вра-щения об/мин. Горизонтальная
Вертикальная

 

Динамический прогиб ротора наблюдается также при снижении оборотов ротора в процессе останова турбины. Ориентировочная величина динамического прогиба ротора 0,2мм. Величина динамического прогиба ротора оператором не контролируется.

Для снижения негативного влияния прогиба ротора на работу подшипников необходимо проходить критические частоты вращения ротора как можно быстрее.

 

Требования: ИЭ 123456.ТО.SА.ИЭ.09Г.

 

8.17 Запрещается выдержка на критических частотах вращения валопровода турбины (расчетные - от 790 до 1260 об/мин); при повышении или понижении частоты вращения их следует проходить с ускорением 90±10 об/мин2

8.19.2 Если при повышении частоты вращения до 1500 об/мин будет наблюдаться вибрация более 7,1 мм/с, то частота вращения ротора должна быть понижена до величины 600±25об/мин. Если при работе турбины с частотой вращения 600 об/мин в течение 15 минут не уменьшится вибрация подшипников, остановить турбину и перевести на ВПУ.

4.15 Повторное повышение частоты вращения ротора до 1500 об/мин выполнять только лишь при отсутствии задеваний в проточной части турбины и снижении вибрации опор подшипников ниже 4,5 мм/с.

4.16 Остановите турбину и включите ВПУ, если при работе турбины с частотой вращения до 600 об/мин задевания в проточной части турбины не исчезнут, а вибрация подшипников не уменьшится. Допускается работа на 600об/мин в течении 120 минут.

Термический прогиб ротора.

 

Термический прогиб ротора возникает вследствие неравномерного прогрева (остывания) отдельных участков ротора.

Причины появления термического прогиба ротора при остановленном роторе.

Пар, попавший в проточную часть турбины, конденсируется и выпадает на верхней части ротора в виде капель. Капли, стекая по поверхности ротора в его нижнюю часть, образуют на нижней поверхности ротора водяную плёнку. Коэффициент теплоотдачи в верхней части ротора значительно выше, чем в нижней, вследствие чего и возникает неравномерность про-грева поверхностей ротора и термический прогиб ротора.

Основной причиной появления термического прогиба ротора при его вращении являются:

задевания ротора о неподвижные части турбины;

заброс влаги в проточную часть турбины;

нарушение скорости прогрева ротора.

Регламентное значение остаточного термического прогиба ротора - не более 0,05мм.

Требования: «Технической эксплуатации электрических станций и сетей. Правила.»2003г. Киев.

8.4.25. Запрещается без включения ВПУ подача пара на уплотнения турбины и ее прогрев, а также сброс пара или горячей воды в конденсатор. Условия подачи пара в турбину, не имеющую валоповоротного устройства, определяются инструкцией по эксплуатации.для про-грева турбины...

Требования: ИЭ 123456.ТО.SА.ИЭ.09Г.

5.3.45 При работе ВПУ контролируйте прогиб ротора ЦВД по штатному прибору, его величина не должна превышать 0,05 мм. Если перед пуском турбины из любого теплового состояния произошло кратковременное отключение ВПУ и остановка роторов, необходимо тщательно контролировать их прогиб. Пуск турбины разрешается при величине прогиба менее 0,05 мм.

Останов турбины

5.33.3 При останове турбины выполняйте проворачивание роторов ВПУ до снижения температуры металла наружного корпуса ЦВД в зоне паровпуска менее 100°С при включенной системе гидроподъема роторов и маслосистеме.

5.33.4 Непрерывную подачу масла на охлаждение подшипников производите до снижения температуры металла наружного корпуса ЦВД в зоне паровпуска менее 100°С.

5.33.5 Допускается производить периодическое проворачивание роторов на 180° через каждые 30 мин. при температуре металла наружного корпуса ЦВД в зоне паровпуска менее 150°С

5.32.8 Примечание: Допускается прекратить расхолаживание атмосферным воздухом при температуре металла паровпуска ЦВД до: верх 120 и низ 95 °С, при этом следует производить периодическое проворачивание роторов ВПУ на 180° через каждые 2 часа, включив маслосистему и систему гидроподъема на 30 минут.

5.34 В случае необходимости проведения срочных работ после останова турбины, связанных с остановом ВПУ или кратковременным прекращением подачи масла соблюдайте следующие условия:

5.34.1 Допускается останов ВПУ, системы гидроподъема роторов и прекращение подачи масла на время не более 5 мин.

5.34.2 В период останова роторов должен осуществляться контроль их прогибов с помощью индикаторов, установленных у опор на свободных участках роторов, который не должен превышать 0,05 мм.

5.34.3 По истечении времени останова, включите подачу масла, систему гидроподъема роторов и ВПУ и проверните ротора на 180°, отключите ВПУ и НГПР и выдержите ротора в этом положении до исчезновения прогиба, затем включите НГПР и ВПУ для непрерывной работы.

ЭЛЕКТРОМАГНИТНЫЕ СИЛЫ.

 

Результаты экспериментальных исследований крупных многополюсных электродвигателей с короткозамкнутым ротором показывают, что они являются мощными источниками магнитной вибрации. Вызвано это в основном тем, что в таких машинах трудно выдержать равномерный воздушный зазор между статором и ротором. К несимметрии магнитной цепи добавляется также электрическая несимметрия обмотки статора, имеющая большое число параллельных ветвей. В связи с этим возникает опасность возбуждения вибрации низких порядков (К=1,2), имеющих большую амплитуду особенно на частоте 100 Гц. В крупных электродвигателях особое значение приобретает магнитострикция динамной стали статора, которая сильно проявляется при плохо запрессованных сердечниках, набранных из сегментов. В крупных электродвигателях трудно осуществить скос паза из-за сегментировки железа статора, в связи с чем, магнитная вибрация зубцового порядка значительно выше, чем в малых машинах. Радиальные каналы в пакете статора является источником не только воздушного шума, но и причиной сильных осевых магнитных вибраций. Надо также отметить, что чем крупнее электродвигатель, тем сложнее его корпус и спектр его собственных частот. Поэтому борьба с резонансами корпуса в таких машинах является чрезвычайно сложной задачей. Всё сказанное в равной степени относится к тихоходным синхронным двигателям.

ВЫСОКОЧАСТОТНАЯ ВИБРАЦИЯ.

К причинам, возбуждающим высокочастотную вибрацию, следует отнести: неравножёсткость ротора в поперечном сечении; трещина в роторе; эллипсность шеек ротора; вибрация элементов статора электродвигателя; неравномерный воздушный зазор ротор – статор электродвигателя; не симметричная жёсткость опор фундамента; излом осей роторов при спаривании полумуфт; кратный резонанс опоры; межвитковое замыкание в статоре электродвигателя.

ЗАДЕВАНИЯ.

Признаками задевания являются повышенная вибрация корпуса, цилиндра, статора, улитки агрегата наряду с ростом вибрации подшипников. Вибрация нестабильна, меняется с изменением температуры, меняется при неправильном расширении элементов корпуса агрегата. Вибрация в основном оборотная однако, не поддаётся балансировке, чувствительность агрегата к балансировочным грузам не повторяется от пуска к пуску.

ДЕФЕКТЫ ПОДШИПНИКОВ.

При изготовлении деталей подшипников имеют место отклонения геометрических форм и размеров в пределах допусков, нормированных соответствующими ГОСТ. Этими отклонениями в значительной мере обусловлены вибрация и шум подшипников. Наиболее существенными из них являются:

радиальный и осевой бой колец;

- овальность, гранность и конусность колец;

- разноразмерность шариков;

- овальность и гранность шариков;

- допуски в гнёздах сепараторов;

- волнистость и шероховатость дорожек качения.

Требования к соосности.

При изготовлении машины должна быть как конструктивно, так и технологически обеспечена соосность посадочных мест на валу и в корпусе. Подшипниковая промышленность рекомендует в зависимости от типа подшипников допустимый перекос линии вала устанавливать равным не более 40 мкм на метр длины пролёта между подшипниками. Наилучшую соосность подшипниковых гнёзд обеспечивает совместная их расточка. Требование к обработке посадочных мест. Допуски на отклонение от правильных геометрических форм посадочных мест (цапфы вала и гнёда в подшипниковых щитах), а так же чистота обработки их поверхностей должны строго соответствовать требованиям ГОСТ для выбранного класса точности подшипников. Если подшипники качения туго насаживаются на неточно обработанный вал, то погрешности вала могут передаться дорожке качения внутреннего кольца и проявляться в виде повышенной волнистости. Грязь и прочие инородные тела в подшипнике и в смазке могут вдавливаться в дорожку качения и привести к увеличению шума. Учитывая, что окончательная величина рабочего радиального зазора зависит от посадки внутреннего кольца на вал и наружного на щит, а также от установившейся разности температур внутреннего и наружного кольца в рабочем режиме машины, выбор начальных зазоров в подшипнике имеет важное значение. Тип посадки наружных колец в щиты влияет на передачу вибрации. Плотные посадки усиливают эту передачу и, следовательно, способствуют увеличению шума. Менее плотные посадки более благоприятны, так как допускают демпфирование колебаний наружных колец масляными плёнками в местах контакта подшипника со щитом. Однако чрезмерно слабые посадки наружных колец могут вызвать дребезжание. Наиболее благоприятными посадками являются: -плотная – на вал; -скользящая – для наружного кольца в подшипниковый щит. Выбор смазки. При выборе типа смазки руководствуются эксплуатационными данными смазок. Однако в последнее время установлено, что смазка может влиять на виброакустические характеристики машины. Поэтому при выборе типа смазки для мало шумных машин надо руководствоваться следующим: не рекомендуется применять слишком густую смазку, так как она плохо демпфирует вибрации тел качения; гидродинамическая смазка должна препятствовать износу и заеданию, которые возможны между телами качения, сепаратором и дорожками качения; сухое трение приводит к увеличению шума, особенно это возможно при низких температурах; не следует закладывать слишком большое или недостаточное количество смазки в масляную камеру; камера должна быть заполнена на 50%;не должно быть шлака на дорожках качения подшипников, накопившегося вследствие окисления смазки, либо длительной эксплуатации; это возможно, когда температура колец выше температуры смазки, поэтому важно, чтобы конструкция подшипника позволяла производить замену смазки с тщательной промывкой подшипника от следов старой отработанной смазки.

 

Единицы измерения вибрации

Вибрация – движение точки или механической системы, при котором происходят колебания, характеризующих его скалярных величин

Колебания скалярной величины – процесс поочередного возрастания и убывания, обычно во времени, значений какой-либо величины

Виброперемещение – составляющая перемещения, описывающая вибрацию

Виброскорость – производная виброперемещения по времени

Виброускорение – производная виброскорости по времени

Виброперемещение – S (t)=S0 sin (ώ t+φ), мкм

S0-амплитуда перемещения, ώ-угловая скорость, φ-фаза колебаний

Виброскорость – V (t)=V0 cos (ώ t+φ), мм/с

V0=ώ S0, ώ-угловая скорость, φ-фаза колебаний

Виброускорение – A (t)=A0 sin (ώ t+φ), м/с2

A0= ώ2 S0, ώ-угловая скорость, φ-фаза колебаний

Размах колебаний (двойная амплитуда) – разность между наибольшим и наименьшим значениями колеблющейся величины в рассматриваемом интервале времени, мкм

Прямолинейная вибрация – вибрация точки по прямолинейной траектории

Угловая вибрация – вибрация твердого тела при его вращательном движении

 

Требования к проведению измерений турбоагрегата.

Значения и параметры вибрации подшипниковых опор турбоагрегата измеряют в трех взаимно перпендикулярных направлениях: вертикальном, горизонтально-поперечном (поперечном) и горизонтально-осевом (осевом) по отношению к оси вала турбоагрегата. Вертикальную составляющую вибрации измеряют на верхней части крышки подшипника над серединой длины его вкладыша. Горизонтально-поперечную (поперечную) и горизонтально-осевую (осевую) составляющую вибрации измеряют на уровне оси вала турбоагрегата против середины длины опорного вкладыша с одной стороны. Если верхняя часть крышки подшипника не имеет жесткой связи с вкладышем или имеются другие конструктивные причины, препятствующие установке акселерометра, то вертикальную составляющую вибрации допускается измерять там же, где и поперечную составляющую вибрации.

Вертикальную, поперечную, осевую составляющую вибрации турбоагрегата измеряют с левой стороны подшипниковых опор на уроне разъема подшипника, если смотреть со стороны первой подшипниковой опоры.

ИЗМЕРЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВИБРАЦИИ.

Эксплуатационные измерения.

 

Замеры давления и температуры как свежего, так и вторичного перегретого пара, вакуума в конденсаторе, расхода тепловой и отпускаемой электроэнергии. Все эти измерения используются не только как самостоятельные контрольные величины, характеризующие экономичность турбоустановки, но и как исходные данные, необходимые для вычисления удельных расходов,

коэффициентов полезного действия и т.д.

Технологические измерения.

 

Замеры давления и температуры, которые косвенно характеризуют состояние отдельных узлов турбины либо целых систем. Так, по давлению в масляной системе и температуре масла на сливе с подшипников можно судить об их работоспособности; по перепадам давления на фильтрах - о степени загрязненности; по температурам в подогревателях определяют эффективность регенеративной системы и т.д.

Механические измерения:

 

- частота вращения ротора;

- эксцентриситет (искривление) вала ротора;

- относительное расширение ротора;

- осевой сдвиг ротора;

- абсолютное расширение корпуса турбины;

- вибрация;

- прослушивание уплотнений.

Вибрация ротора и подшипников определяется двумя видами датчиков :

- двухпозиционные – в подшипниках 1...9;(для измерения вибрации ротора)

- трехпозиционные – в подшипниках 1...12(для измерения вибрации подшипников)

Копнтроль за состоянием вибрации выведен на БЩУ панель HY-26 и на фрагменты (SB SQ П) РМОТ 4 , 6.

 

Датчик

Чувствительным элементом вибропреобразователя является

датчик, представляю-

щий собой пьезопластину, к

которой прикрепленн массив-

ный грузик. Датчик закреплен

в корпусе вибропреобразове-

теля с помощью пружинной

шайбы.

При возникновении вибрации

груз давит на пьезопластину,

что приводит к возникновению пьезоэлектрического эффекта – возникновению заряда на контактах пьезопластины. Так как

заряд, возникающий на противоположных поверхностях пьезопластины, пропорционален приложенной силе, а сила, в свою очередь, прямо пропорциональна ускорению инерционной массы груза,

то электрический сигнал вибропреобразователя пропорционален виброускорению.

Установка устройства

 

Вибропреобразователь установлен на подшипнике турбоагрегата на специально подготовленной горизонтальной площадке размером 100 х 62 мм. Площадка имеет ровную поверхность, отклонение от плоскости не превышает 0,1 мм. Линия, проведенная через два отверстия в площадке для крепления вибропреобразователя, и ось турбоагрегата параллельны. При такой установке вибропреобразователь будет воспринимать вертикальную и поперечную составляющие вибрации турбины.

От вибропреобразователя проложен соединительный кабель к усилителю. Усилитель вибропреобразователя установлен на фундаменте турбины. Проложены соединительные кабели от усилителя вибропреобразователя к клеммам вторичной аппаратуры и от клемм коммутационного блока к системам защиты и регистрации.

Эксплуатация

 

Во время эксплуатации устройства должны подвергаться систематическому ежесменному внешнему осмотру. Что касается вибропреобразователя и его усилителя, то при внешнем осмотре необходимо проверять:

- целостность оболочек вибропреобразователя и корпуса

- усилителя вибропреобразователя, отсутствие на них раковин,

- коррозии и других повреждений;

- наличие всех крепежных деталей и элементов;

- состояние крепления и отсутствие внешних повреждений

- соединительных кабелей;

- состояние заземления;

- нагрев пьезоэлектрического вибропреобразователя и корпуса его усилителя.

 

ПОДГОТОВКА К ЗАМЕРАМ.

Точки измерений должны быть замаркированы заранее и идентичны на всех агрегатах. Вибрацию подшипников следует измерять в трёх взаимно перпендикулярных направлениях – вертикальном, поперечном и осевом. При этом вертикальная вибрация измеряется сверху, над серединой вкладыша, а поперечная и осевая – вблизи средней поперечной плоскости вкладыша на уровне разъема. Направление штыря датчика обычно принимается таким, чтобы при изменении вертикальной составляющей он был направлен сверху вниз, поперечной - слева направо и осевой – от первого подшипника к последнему. Измерения вибрации должны производить одни и те же работники. Таблицы измерений должны оформляться в журналах (Балансировочном формуляре) по единой норме, аккуратно в соответствии с изложенными выше рекомендациями. Виброизмерительный прибор перед началом измерений, при необходимости, заземлить. Приборы должны быть укомплектованы.. Следить за сохранностью виброаппаратуры в ходе работы. Вибродатчики и шнуры к ним – наиболее уязвимая часть приборов и, поэтому, необходимое бережное с ними обращение.

Руководитель работы, должен обеспечить безопасность работ в соответствии с действующими правилами ТБ, проводить инструктаж подчинённого персонала, участвующего в измерениях, балансировках. Следует иметь в виду, что персонал, производящий измерения вибрации, несёт ответственность за точность и правильность измерений. В случае допущения ошибок в замерах расчёт уравновешивающих грузов будет также ошибочным и установка этих грузов на ротор приведёт к возрастанию вибрации.

Нормы Вибрации ТГ.

Интенсивность вибрации турбоагрегата оценивается в соответствии с «ГКД 34.20.507-2003. Техническая эксплуатация электрических станций и сетей. Правила», «ГОСТ 25364-97. Агрегаты паротурбинные стационарные. Нормы вибрации опор валопроводов и общие требования к проведению измерений». Интенсивность вибрации турбоагрегата имеет следующие критерии оценки вибросостояния с ограничением на эксплуатацию: «без ограничений»; «не более 30 суток»; «не более 7 суток»; «не допускается». Критерий оценки (ограничение на эксплуатацию) «без ограничений»: при работе турбоагрегатов средние квадратические значения виброскорости подшипниковых опор валопровода должны быть не выше 4,5 мм/с по всем направлениям измерений, а размах относительных виброперемещений валопровода не должен превышать 200 мкм (размах относительных виброперемещений измеряется стационарной системой) Критерий оценки (ограничение на эксплуатацию) «не более 30 суток»: при превышении нормативного значения вибрации опор валопровода свыше 4,5 мм/с до 7,1 мм/с должны быть приняты меры к ее снижению в срок не более 30 суток. Критерий оценки (ограничение на эксплуатацию) «не более 7 суток»: при вибрации свыше 7,1 мм/с работа турбоагрегатов более 7 суток. Критерий оценки (ограничения



Последнее изменение этой страницы: 2016-06-08

headinsider.info. Все права принадлежат авторам данных материалов.