ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 19.10.2024
Просмотров: 108
Скачиваний: 0
в) Вибрация подшипников
Повышенная вибрация турбоагрегата приводит к огра ничению мощности, появлению усталостных трещин в конструкционных элементах турбины и фундамента, износу и выходу из строя ответственных деталей тур бины, поломке маслопроводов и возникновению пожа ров, разрушению подшипников, вредному физиологиче скому воздействию на обслуживающий персонал. При повышенной вибрации интенсивнее нагревается бабби товая заливка вкладышей, при малых давлениях подачи возможно прекращение подвода масла в зазор вибри рующего подшипника [Л. 31, 104].
Вибрация турбоагрегата вызывается увеличением действующих или появлением новых возмущающих сил, ослаблением статической жесткости системы и прибли жением ее к резонансу, потерей устойчивости вала на масляном слое подшипника.
Возбуждающие силы возникают вследствие неурав новешенности роторов (неправильно выполненная ба лансировка, прогиб вала, ослабление посадки деталей на валу, неравномерный износ лопаток, тепловая раз балансировка, усадка изоляции ротора генератора и др.), нарушения центровки роторов (неисправность или некачественная сборка муфт, неравномерное тем пературное расширение корпусов подшипников и стоек фундамента, просадка выхлопных патрубков ЦНД со встроенными в них подшипниками при создании ва куума, различное всплытие шеек роторов на масляной пленке, усадка бетона фундамента и др.), витковых за мыканий в роторе генератора, колебания сердечника статора, неравномерности воздушного зазора между ро тором и статором генератора [Л. 9, 31, 107]. Опасная низкочастотная вибрация возбуждается из-за потери устойчивости ротора под действием парового потока. В соответствии с теорией Томаса (Л. 9] неравномерная протечка пара над вершинами рабочих лопаток, возни кающая при вращении ротора с динамическим проги бом, вызывает действие на ротор неуравновешенной ра диальной силы. Возбуждению «паровой» вибрации способствует неустойчивость ротора на масляном слое подшипников.
Надежная работа турбоагрегата во многом зависит от близости резонансного состояния системы «ротор —
3* |
35 |
бйоры» к номинальной скорости вращения. При работё ротора в области критических частот даже незначитель ная неуравновешенность ротора ила изменившаяся ста тическая жесткость системы (отрыв корпуса подшипни ка от фундаментной плиты, ослабление взаимного крепления составных частей вкладышей, появление тре щин в фундаменте и др.) может привести к существен ному повышению уровня колебаний. На критические частоты вращения вала большое влияние оказывают упругие и демпфирующие свойства масляной пленки в подшипнике и податливость самих опор.
При нахождении центра шипа на кривой подвижного равновесия внешняя нагрузка и гидродинамические силы уравновешены. Однако любое внешнее возбужде ние, заставляющее центр шипа сместиться с кривой подвижного равновесия, может вызвать прецессию шипа (периодическое движение вокруг устойчивого положе ния), которая будет совершаться под действием неурав новешенных гидродинамических сил.
Прецессия может быть трех видов: затухающая, установившаяся и нарастающая (рис. 1-10,а). Первый вид прецессии (колебания в точке О') не опасен, так как центр шипа после первоначального отклонения сно ва возвращается на кривую O0Oi. Второй вид прецессии (колебания в точке О") соответствует установившимся малым колебаниям шипа вокруг положения устойчивого равновесия. Для нарастающей прецессии (колебания в точке О'") характерно возбуждение интенсивных ко лебаний шипа с амплитудой разрушительной величины. Колебания вала, передаваясь через масляный слой, вы зывают интенсивную низкочастотную вибрацию под шипника.
Способность неуравновешенных гидродинамических сил возбуждать нарастающую прецессию кроется в осо бенностях сил упругости (позиционных сил), возникаю щих в слое как анизотропной вязкой среде. Влияние упругих свойств масляного слоя таково, что устойчи вость ротора понижается с увеличением частоты вра щения вала и уменьшением температуры масла и удельной нагрузки q. При малых значениях q увеличе
ние относительного зазора уменьшает |
устойчивость, |
а при больших— увеличивает ее. Теория |
и эксперимент |
показывают, что при %>0,7 ротор практически устойчив против возбуждения автоколебаний на масляной пленке.
36
Демпфирующие свойства масляного слоя в отличие от упругих свойств играют роль стабилизирующего фактора, препятствующего возбуждению автоколебаний. Анализ показывает, что демпфирование увеличивается с повышением вязкости масла и уменьшением абсолют ного и относительного зазоров в подшипнике, скорости вращения и удельной нагрузки q.
Повышенная вязкость масла, увеличивая демпфиро вание, одновременно уменьшает относительный эксцен триситет шипа, так как на более жестком масляном
Рис. 1-10. Неустойчивая работа подшипника [Л. 96, 97].
а — перемещения центра шипа; б — амплитудно-частотная характеристика ро тора; п\ — первая критическая скорость; я б — порог самовозбуждения (впервые
появляются самовозбуждения); я 'б —появление низкочастотных биений; пв — практическая граница устойчивости; я 'в — прекращение интенсивных авто* колебаний.
слое всплытие шипа происходит интенсивнее. Поэтому существует оптимальное значение вязкости, обеспечи вающее для данного ротора максимальную динамиче скую устойчивость в рабочем режиме
Интенсивная «масляная» вибрация возбуждается преимущественно у роторов, имеющих первую критиче скую скорость, меньшую или равную половине рабочей частоты вращения (hi^ 0,5«p). Частота самовозбуждающихся колебаний приближенно равна частоте собствен ных колебаний ротора. Самовозбуждающиеся колеба ния'— явление не резонансное; такие колебания возни-1
1 Известны случаи, когда низкочастотная вибрация валопровода исчезала при повышении температуры масла; известны, однако, и прямо противополжные результаты.
37
КаЮт в Широком диапазоне частот вращения вала, причем во многих случаях невозможно установить верх нюю границу этого диапазона. Граница появления самовозбуждающихся колебаний (порог самовозбуждения) зависит главным образом от конструкции подшипника; для подшипников с малой сопротивляемостью к появле нию автоколебаний при самых неблагоприятных усло виях эта граница лежит вблизи удвоенной критической скорости. В большинстве случаев самовозбуждающиеся колебания протекают очень интенсивно. Нередко ампли туда их превосходит амплитуду неуравновешенного ро тора при критической скорости. Следует заметить, однако, что неуравновешенность ротора не оказывает никакого влияния на возникновение и интенсивность автоколебаний [Л. 130].
Установлены две характерные особенности самовозбуждающихся колебаний: а) автоколебания продол жают существовать при понижении скорости даже ниже границы первоначального возникновения, т. е. имеет место явление своеобразной «инерции»; б) автоколеба ния могут возникнуть под действием внешнего импульса (например, удара по ротору) даже при скоростях, ле жащих ниже нормальной границы их самопроизволь ного появления [Л. 130].
Типичные амплитудно-частотные характеристики ро торов турбины показаны на рис. 1-10,6 [Л. 9, 96].
Важную роль в обеспечении вибрационной надеж ности турбины играет рациональный выбор конструкции подшипников. В настоящее время известно более 40 разновидностей виброустойчивых подшипников [Л. 104].
Обычные цилиндрические подшипники не могут обес печить надежной работы высокоскоростных малонагруженных турбинных роторов. Особенно низкий порог практической границы устойчивости шипа на масляной пленке наблюдается в подшипнике с цилиндрической расточкой и кольцевой камерой в срединной части верхнего вкладыша. Более виброустойчивым оказывает ся подшипник с цилиндрической расточкой и полной дугой охвата при малом радиальном зазоре. Увеличе ние удельной нагрузки повышает сопротивляемость цилиндрического подшипника к самовозбуждению [Л. 97, 104, 130].
Овальные подшипники обеспечивают устойчивость малонагруженных роторов за счет создания верхнего масляного клина, до
38
полнительно нагружающего шип. Для подшипников с малым ко эффициентом формы т, с выбранной полостью в верхнем вклады ше, при ограниченных расходах масла, при больших удельных на грузках на шип, т. е. во всех случаях, когда верхние вкладыши практически не участвуют в работе, преимущество овальной расточ ки перед цилиндрической существенно уменьшается, и динамические характеристики определяются в основном нижним вкладышем. Ска занное наглядно иллюстрируют графики подвижного равновесия шипа в различных типах подшипников '(рис. '1-3,д). При малых коэффициентах формы, при больших относительных эксцентрисите тах, при большой выбранной полости в верхнем вкладыше приме нение виброустойчивых подшипников не эффективно, так как их характеристики уже при малых % совпадают с соответствующими характеристиками цилиндрических подшипников [Л. ‘130]. 'Поэтому для повышения сопротивляемости овальных подшипников к возник новению самовозбуждающихся колебаний верхний вкладыш, так же как и нижний, растачивают без применения маслоперепускной канавки (конструкция «полного лимона») с повышенной степенью эллиптичности (коэффициент формы расточки лг=0,45н-0,65 и бо лее). Для таких подшипников характерно увеличение потерь мощ ности на трение и температуры масла и баббита в верхнем вкла дыше.
Существует целый ряд более сложных конструкций подшипни ков с числом масляных клиньев больше двух (рис. 1-2). Некоторые из них не обладают преимуществами с точки зрения антивибраци онных качеств по сравнению с другими подшипниками, имеющими простейшие формы расточек. Наиболее стойкими к возникновению самовозбуждающих колебаний оказались многоклпнозые подшип ники с качающимися сегментами (рис. ‘1-2,з) и с плавающей втул кой ’(рис. 1-2,и—л). Сегментные опорные подшипники не только не способны возбуждать и поддерживать колебания, они способны га сить и преодолевать неустойчивость, вызванную возмущающимися силами в проточной части турбины. Известно много конструкций сегментных подшипников, описанных в [Л. 23] и применяемых на турбинах большой мощности.
В некоторых случаях для повышения устойчивости шейки ро тора на масляной пленке применяют подшипники с плавающей втулкой, существующие во многих исполнениях: с простой цилин
дрической |
втулкой, с втулкой |
с осевыми прорезями, |
с втулкой |
с упругими |
элементами (рис. |
1-2,к, л) и др. В зазор |
между пла |
вающей втулкой и вкладышем подается масло под давлением, слу жащее демпферной подушкой для самой втулки. По данным [Л. 130] подшипники с плавающими втулками обладают высокой несущей способностью и являются наиболее стойкими из исследованных ти пов к возникновению самовозбуждающихся колебаний.
1-3. УПОРНЫЕ ПОДШИПНИКИ
а) Конструкции упорных подшипников
На современных паровых турбинах применяются упор ные подшипники в основном сегментного типа с самоустанавливающимися колодками (рис. 1-11), которые автоматически устанавливаются в потоке масла под
невыгоднейшим углом в соответствии с заданным ре жимом работы. Разновидности конструкций упорных колодок приведены на рис. 1-12.
Надежность работы упорного подшипника определя ется величиной воспринимающего осевого усилия, а так-
Рис. 1-11. Конструкции упорных подшипников со сферическим вкла дышем.
1, |
6, |
13 — упорные гребни; 2 —вал; |
3, 7, |
10, |
14 — рабочие |
упорные |
колодки; |
|
4, |
9, |
16 — сферические обоймы; |
5, 8, |
11, |
15 —сферические |
вкладыши; |
12 — не |
|
|
|
рабочие |
(установочные) |
колодки. |
|
|
||
же конструктивными особенностями и организацией маслоснабжения. Среди конструктивных факторов, опре деляющих несущую способность упорного подшипника, важнейшими являются устройство собственно упорных колодок (цельные, составные, слоеные), вид опоры и ее положение по длине колодки, коэффициент заполнения
40
площади упорного кольца колодками, профилирований входного конца колодки, размеры и материал колодки.
Критерием надежности работы подшипника являет ся толщина масляной пленки в месте наибольшего сбли жения колодки с плоскостью упорного гребня. Эксплуа-
Рис. 1-12. Конструкции упорных колодок.
__ Стрелкой показано направление вращения упорного гребня.
тационным критерием надежности работы является температура, измеренная вблизи рабочей поверхности колодки [Л. 114].
Для правильной работы упорного подшипника боль шое значение имеет надлежащий выбор места распо ложения опоры колодки. Центр давления масла не
41