Разработка и внедрение методов повышения динамической надежности и снижения вибрации турбоагрегатов на стадиях проектирования, доводки и эксплуатации

• Автор: Шкляров, Михаил Иванович
• Шифр специальности: 05.04.12
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2006
• Место защиты: Санкт-Петербург
• Количество страниц: 220 с. : ил.

Диссертация посвящена разработке и внедрению методов повышения динамической надежности и устранению вибрации турбоагрегатов, как на стадиях проектирования, так и доводки при ремонтах и эксплуатации оборудования на зарубежных и российских электростанциях.
В работе рассмотрены вопросы устранения вибраций различной природы: -оборотной от неуравновешенностей и погибов роторов по полумуфтам; низкочастотной вибрации из-за масляного, парового, субгармонического и прочих видов возбуждения; высокочастотной вибрации из-за неравножесткости роторов и конструктивной повышенной податливости опор. Предложены уточненные методики балансировки роторов с консольными частями и роторов, имеющих погибы.
Приведены результаты исследований полученных при отработке новых типов подшипников. Предложены новые способы диагностирования трещин в процессе ремонтов.
При решении поставленных задач использованные математические модели и физические натурные объекты учитывают эксплуатационные и технологические факторы. Выполнено промышленное внедрение методик на стендах ЛМЗ и на многих электростанциях РФ.
Проведен анализ ряда промышленных энергетических агрегатов и предложены методы устранения вибраций различной природы в широком диапазоне частотного спектра, получены новые знания по динамическим свойствам сложных систем, даны рекомендации по совершенствованию подшипников турбоагрегатов и повышению вибрационной надежности валопроводов энергетических машин при проектировании и эксплуатации.
Данная работа является обобщением комплекса расчетноэкспериментальных исследований, проведенных в 1975 - 2006 гг. при непосредственном участии и руководстве автора в содружестве с коллегами по группе вибрации и прочности ЛПТ ЛМЗ, кафедры паровых и газовых турбин МЭИ, ОАО НПО ЦКТИ, и др.. Подавляющее большинство результатов решения ряда задач, представленных в работе, получено автором самостоятельно или при непосредственном его руководстве.
Частично результаты работ использовались при чтении автором лекций на курсах повышения квалификации работников электростанций и энергосистем.
Работа выполнена на кафедре турбиностроения и средств автоматики ПИМАШа (г. С-Петербург) в содружестве с кафедрой паровых и газовых турбин

1. ОБЗОР НОРМАТИВНОЙ БАЗЫ И МЕТОДОВ СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИИ ТУРБОАГРЕГАТОВ

1.1 О необходимости совершенствования нормативных документов о вибрации.

1.2 Проблемы применения существующих методик балансировки.
1.3 Проблемы применения низкооборотных балансировочных станков
1.4 О балансировке на высокооборотных разгонно-балансировочных станках (РБС)
1.5 Проблемы низкочастотной вибрации роторов
1.6 Совершенствование подшипников скольжения для повышения вибрационной надежности
1.7 О применении методов и программ моделирования динамических характеристик валопроводов и опор к задачам балансировки погнутых и консольных роторов
1.8 Образование трещин в роторах и их диагностирование
1.9 Устранение вибраций на электростанциях. Недостатки практических балансировок
1.10 Выводы по Главе 1
ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЙ
2. БАЛАНСИРОВКА РОТОРОВ НА РБС
2.1 Сравнительная оценка методик балансировки ЛМЗ и «Сименс».
2.2 Балансировка роторов на РБС «Шенк» с развитыми консольными частями
2.3 Экспериментальное обоснование подходов к балансировке консольных роторов
2.4 Моделирование колебаний вращающейся консольной части ротора и валопровода на примере т/а ГТ
2.5 Обоснование подходов к балансировке консольных роторов
2.6 Выводы и рекомендации при балансировке валопровода с развитыми консольными частями, полученными на основании балансировки ГТЭ-150 на РБС «Шенк»
2.7 Влияние консольной части на вибрацию высокооборотных роторов экспериментальных установок
2.8 Выводы по главе 2
3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ОТРАБОТКА И СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ НА СТЕНДАХ ЛМЗ
3.1 Некоторые задачи натурных испытаний

решение задач и анализ этих направлений в работах Олимпиева [87, 119], Позняка [15], Тондла [86], Зиле [120], Некрасова [104] и др.
На сегодня известны и используются в России несколько методик расчета статических и динамических характеристик подшипников. В 70-е годы для расчета цилиндрических и эллиптических и частично сегментных подшипников в основном использовались «атласы» Позняка [15] и Олимпиева [119], в которых статические и динамические характеристики подшипников были представлены в виде безразмерных характеристик, как функции отношения длины к диаметру, углов охвата, относительной выборки и степени эллиптичности. Для сегментных подшипников затем использовался атлас ВТИ [120]. Для проведения массовых расчетов динамики вынужденных колебаний и устойчивости роторов методика Позняка была реализована в виде специальной программы в МЭИ [19] и создан электронный банк данных подшипников.
Вопрос выбора зазоров в подшипниках всегда возникал при отработке новых конструкций турбин всех заводов. Традиционно JIM3 использует подшипники с повышенными боковыми зазорами по сравнению с рекомендуемыми «классиками».
Переход большинства турбинных заводов на использование эллиптических подшипников с более высокой степенью анизотропии обусловлен прежде всего необходимостью обеспечить устойчивую работу роторов на масляной пленке подшипников. В то же время масляная пленка подшипников является основным источником демпфирования, которое служит как для подавления собственных (масляных) возмущающих сил, так и для подавления всех других видов возмущений.
Общая рекомендация для обеспечения максимальной эффективности подшипников турбин с L/D = 0,5 - 1,1 - применение оптимальной степени эллиптичности ш = 0,6 — 0,7.
Как показывает многочисленный анализ, увеличение ш путем дальнейшего уменьшения вертикального зазора нецелесообразно, так как приводит к снижению работы сил демпфирования на малых перемещениях цапфы в условиях большой жесткости масляного слоя. Кроме того, это может привести к задеваниям по нижнему или верхнему вкладышу с возникновением оборотной вибрации и НЧВ.
Наряду с подшипниками с жесткими полувкладышами, в 70 годы были разработаны и установлены на ряде турбин опорные «сегментные подшипники», имеющие сферическое или реберное опирание каждой колодки. Число колодок могло быть от 3 до 6. Теоретически, эти подшипники не дают гидродинамического возмущения и запасы устойчивости роторов на таких подшипниках по частоте вращения должны быть равны бесконечности.
Однако применение таких подшипников на ряде турбин не спасало от НЧВ. Так турбины К-500-240 ХТЗ, рассмотренные ранее в примере, все были установлены на сегментные подшипники, по крайней мере в части РВД и РСД. Причины неудачного применения сегментных подшипников против НЧВ заключалась в том, что при низком демпфировании в сегментных подшипниках на упомянутых подшипниках были установлены четырех колодочные подшипники с наихудшей (наименьшей) анизотропией. Кроме того, при нерасчетных нагрузках на опоры и при наличии других источников возмущения упомянутая работа возмущающих сил, видимо, превышала работу сил