Статус документа
Статус документа


     РУКОВОДЯЩИЕ УКАЗАНИЯ
ПО БАЛАНСИРОВКЕ РОТОРОВ ТУРБОАГРЕГАТОВ
В СОБСТВЕННЫХ ПОДШИПНИКАХ



СОСТАВЛЕНЫ Бюро технической информации ОРГРЭС

Авторы: канд. техн. наук М.А.Брановский, инженеры М.М.Исакович, И.С.Лисицын, С.И.Микунис, Б.X.Перчанок, канд. техн. наук Б.Т.Рунов, инженеры А.П.Сивков, А.М.Швецов

Редактор инж. Л.С.Моргулис

УТВЕРЖДЕНЫ Главным инженером Технического управления по эксплуатации энергосистем (С.Молокановым)


В настоящих Руководящих указаниях описаны методы и технология балансировки двухопорных роторов турбоагрегатов в условиях электростанций и заводов-изготовителей. Приведены основы теории колебаний и уравновешивания гибких роторов, знакомство с которыми облегчает усвоение практических методов балансировки. Кратко описаны вибрационные исследования, проводимые для выявления характера неуравновешенности ротора и отдельных факторов, влияющих на вибрационное состояние турбоагрегата.

Руководящие указания предназначены для инженерно-технического персонала, выполняющего монтаж, наладку, ремонт и балансировку роторов крупных энергетических машин.

ВВЕДЕНИЕ


Надежность и экономичность эксплуатации турбоагрегатов в значительной степени определяются их вибрационным состоянием.

Одной из наиболее важных технологических операций, при помощи которых вибрация агрегата доводится до нормы, является динамическая балансировка роторов. В задачу динамической балансировки входит устранение повышенной вибрации машины, возникающей от неуравновешенности ее вращающихся частей. Главными причинами появления неуравновешенности у роторов турбин и генераторов являются:

а) нарушения круговой симметрии сечений ротора, заложенные в конструкции и возникающие из-за неточностей механической обработки и сборки;

б) прогиб, связанный с остаточными деформациями от механической и термической обработки поковки;

в) неравномерное смещение элементов обмотки ротора (витков катушек и клиньев, изоляционных прокладок);

г) ослабление посадки бандажных и центрирующих колец, турбинных дисков и полумуфт;

д) упругий прогиб ротора из-за неравномерного нагрева или охлаждение его по сечению (так называемая тепловая разбалансировка).

Неуравновешенность может появиться после ремонта ротора турбины в результате:

снятия с вала и посадки на него дисков, полумуфт и других крупных деталей;

частичного или полного перелопачивания ротора или удаления лопаток;

правки вала (независимо от достигнутой точности).

При ремонте ротора генератора неуравновешенность может возникнуть после:

полной или частичной замены обмотки и клиньев;

неправильной посадки на вал бандажных и центрирующих колец, колеса вентилятора (компрессора) или отдельных его лопаток, контактных колец и полумуфт.

В ряде случаев причинами появления неуравновешенности роторов генераторов служат усадка изоляции (лаков) и старение материала ротора, наиболее заметно проявляющиеся в первый год эксплуатации турбоагрегата.

Балансировку ротора в собственных подшипниках следует проводить только после устранения всех возможных дефектов и неисправностей, способных вызвать повышенную вибрацию и не связанных с неуравновешенностью ротора. Поэтому балансировке обязательно должно предшествовать вибрационное исследование турбоагрегата с целью установления причин повышенной вибрации. Кроме того, в процессе исследований должны быть получены и уточнены вибрационные характеристики, необходимые для проведения балансировки.

Перед балансировкой в собственных подшипниках вновь изготовленные роторы грубо уравновешиваются статически на параллелях или проходят предварительную балансировку на балансировочных станках.

Роторы турбин проходят обязательную проверку и в случае необходимости балансировку на станке после ремонта, связанного с пересадкой или перелопачиванием дисков, заменой и пересадкой полумуфт, разгрузочных поршней (думмисов) и других крупных деталей, а также после правки вала (независимо от достигнутой точности).

Если перед ремонтом наблюдалась повышенная вибрация подшипников турбины, то независимо от характера выполняемых ремонтных работ роторы турбин проверяются на балансировочном станке.

Уравновешивание роторов генераторов на станке целесообразно проводить после ремонта, связанного с полной или частичной перемоткой или переклиновкой ротора, т.е. после замены деталей, в результате которой может появиться большая неуравновешенность.

Применение низкооборотных (100-500 об/мин) балансировочных станков целесообразно для окончательного уравновешивания так называемых жестких роторов, у которых рабочая скорость вращения лежит ниже первой критической. Во всех остальных случаях применение станков не снимает проблемы балансировки роторов в собственных подшипниках.

Рост единичной мощности турбоагрегатов вызвал увеличение длины и веса роторов, что привело к снижению их критических скоростей. Широкое применение получили гибкие роторы, критические скорости которых лежат ниже рабочей скорости вращения. В эксплуатации уже сейчас находятся турбоагрегаты, у которых отдельные роторы работают выше второй критической скорости.

Колебания жестких и гибких роторов качественно различаются за счет появления у последних динамического прогиба под влиянием неуравновешенности и балансировочных грузов. Это приводит к тому, что применение методов балансировки жестких роторов при уравновешивании гибких роторов не всегда дает положительные результаты.

В последние годы некоторые организации (ЛФ ВНИИЭМ, ЦКБ Главэнергоремонта, ВТИ и др.) разработали и внедрили методы уравновешивания двухопорных роторов по формам свободных изгибных колебаний. Благодаря этому удалось повысить эффективность балансировки и улучшить вибрационное состояние действующих турбоагрегатов.

Важным преимуществом нового метода является возможность его распространения на уравновешивание роторов, имеющих любое соотношение рабочей и критических скоростей. Это позволило создать единый метод уравновешивания как жестких, так и гибких роторов энергетических машин.

В настоящей работе вопросы балансировки изложены применительно к роторам генераторов. Практика показала, что вибрация турбоагрегата наиболее часто вызывается неуравновешенностью ротора генератора.

Однако описываемые ниже методы уравновешивания целиком применимы к роторам паровых турбин, а также синхронных компенсаторов, электродвигателей, турбокомпрессоров и других машин, используемых на электростанциях и в различных энергетических установках.

В практике балансировки роторов встречаются отдельные сложные случаи, требующие углубленного анализа. С целью облегчения подобного анализа ниже приводятся основные сведения по теории колебаний и уравновешивания гибких роторов. Для усвоения методов и технологии балансировки этот материал не является обязательным и может быть опущен.

Настоящие Руководящие указания выпущены взамен следующих материалов:

1. Инструкция по динамической балансировке роторов паровых турбин и генераторов и статической балансировке деталей роторов, раздел II. Динамическая балансировка роторов генераторов в собственных подшипниках. Госэнергоиздат, 1955.

2. Руководящие указания по уравновешиванию паровых турбоагрегатов с гибкими роторами. БТИ ОРГРЭС, 1963.

3. Временная инструкция по уравновешиванию роторов турбогенераторов в собственных подшипниках. Изд-во "Энергия", 1965.

ГЛАВА I

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ТЕОРИИ УРАВНОВЕШИВАНИЯ

1. ОСОБЕННОСТИ КОЛЕБАНИЙ ГИБКИХ РОТОРОВ


Роторы турбины и генератора опираются на выносные (стояковые) или встроенные в статор (щитовые) подшипники. В свою очередь подшипники и статоры турбоагрегатов установлены на общем фундаменте. Для точного анализа колебаний этой системы, возникающих при вращении неуравновешенного ротора, необходимо учитывать массу, жесткость и демпфирующие свойства всех ее элементов. При этом решение задачи балансировки ротора значительно усложняется.

Однако с достаточной для практики точностью можно ограничиться рассмотрением системы, состоящей из ротора на двух упругих опорах (рис.1). Опоры принимаются невесомыми и изотропными, т.е. имеющими одинаковую жесткость в любом направлении, перпендикулярном оси вращения ротора. Условие изотропности опор на самом деле не имеет места, однако это обстоятельство не нарушает основных положений теории и сравнительно легко учитывается в практике.


Рис.1. Система ротор-опоры:

, - коэффициенты податливости опор



В определенных пределах рассматриваемую систему можно считать линейной. При этом прогиб в любой ее точке прямо пропорционален величине небаланса, и сумма прогибов от любого числа отдельных действующих источников неуравновешенности равна прогибу от их суммарного действия.

В дальнейшем рассматриваемая система именуется "ротор-опоры".

По упругим свойствам роторы делятся на жесткие и гибкие. Жесткий ротор не меняет своей конфигурации под действием приложенных к нему сил, тогда как гибкие роторы при тех же условиях испытывают заметный упругий прогиб, зависящий не только от величины, но и от характера распределения нагрузки.

Ротор можно рассматривать как упругую балку круглого переменного (по длине) сечения, опирающуюся на две опоры (рис.1). Тогда при заданной системе внешних сил , действующих на ротор, можно графически или путем численного интегрирования определить его прогиб . Обозначим всю совокупность операций, которые надо произвести для того, чтобы по заданной нагрузке определить прогиб ротора, буквой и назовем ее оператором нагружения. Тогда можно записать символическое выражение

.                                                       (1)


Поскольку к каждому сечению ротора могут быть приложены силы различного радиального направления, то, связав с ротором прямоугольную систему координат с осями и , перпендикулярную оси вращения, можно описать любой вектор нагрузки как комплексное число

,


вещественная и мнимая части которого суть проекции сил на координатные оси и . Тогда прогиб также будет комплексным числом

.


В этом случае выражение (1) сохранит свой вид для любой системы сил, перпендикулярных оси вращения ротора.

Если ротор вращается, то положение линии центров тяжести сечений определится функцией , являющейся геометрической суммой начального эксцентрицитета массы ротора относительно оси вращения и упругого прогиба , возникающего при вращении ротора, имеющего начальный эксцентрицитет (рис.2).


Рис.2. Разложение начального эксцентрицитета и динамического прогиба ротора на составляющие



Пусть вал с распределенной массой вращается с некоторой угловой скоростью . Тогда величина центробежной нагрузки будет равна:

.


При этом согласно формуле (1) динамический (упругий) прогиб ротора будет определяться выражением

.


Окончательно уравнение динамического прогиба ротора, записанное в операторной форме, имеет вид:

,                                                      (2)

     
где .


Существенно отметить, что при учете действия сил трения вид уравнения (2) не меняется. Функция лишь становится комплексной, и ее мнимая часть будет пропорциональна коэффициенту трения.

Можно показать, что путем обычных математических преобразований операторное уравнение колебаний ротора приводится к дифференциальному уравнению колебаний известного вида и обратно.

Рассмотрим уравнение свободных колебаний ротора 0. Тогда из выражения (2) имеем:

.                                                    (3)


Это уравнение имеет очевидное решение 0, означающее, что полностью уравновешенный вал не имеет динамического прогиба. Однако при определенных скоростях вращения , называемых критическими, уравнение свободных изгибных колебаний имеет отличные от нуля решения . Эти решения в проекции на неподвижную плоскость будут представляться как изгибные колебания ротора. Они называются формами свободных изгибных колебаний и представляют собой плоские кривые.

Доступ к полной версии документа ограничен
Этот документ или информация о нем доступны в системах «Техэксперт» и «Кодекс».
Нужен полный текст и статус документов ГОСТ, СНИП, СП?
Попробуйте «Техэксперт: Лаборатория. Инспекция. Сертификация» бесплатно
Реклама. Рекламодатель: Акционерное общество "Информационная компания "Кодекс". 2VtzqvQZoVs