«РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОБОСНОВАНИЕ ЗАВИСИМОСТИ ВИБРАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ГИДРОАГРЕГАТОВ ОТ КОНСТРУКТИВНЫХ И РЕЖИМНЫХ ФАКТОРОВ ...»

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Санкт-Петербургский Государственный Политехнический Университет»

На правах рукописи

Прокопенко Алексей Николаевич

РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОБОСНОВАНИЕ ЗАВИСИМОСТИ

ВИБРАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ГИДРОАГРЕГАТОВ ОТ

КОНСТРУКТИВНЫХ И РЕЖИМНЫХ ФАКТОРОВ

Специальность 05.04.13 – Гидравлические машины и гидропневмоагрегаты Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук

Научный руководитель:

Доктор технических наук, проф. А.А.Жарковский Санкт-Петербург-

ОГЛАВЛЕНИЕ

Стр.

Основные условные обозначения, индексы................. Сокращения........................................... Введение.............................................. 1. Состояние проблемы вибраций в гидротурбинах, постановка задачи исследования..................................... 2. Исследование жесткостей опорных закреплений гидроагрегата........................................... 2.1. Радиальная жесткость подшипников............. … 2.1.1. Методика определения жесткости подшипников.... 2.1.2. Результаты изучения жесткостей подшипников...... 2.2. Осевая жесткость гидроагрегатов..................... 2.2.1. Методика определения осевой жесткости........... 2.2.2. Результаты изучения осевой жесткости гидроагрегатов 3. Анализ существующих конструктивных схем гидроагрегатов. 3.1. Распределение нагрузок между опорными узлами гидроагрегата......................................... 3.2. Влияние конструктивных параметров на динамические характеристики машин................................ 4. Исследование природы вибраций опорных узлов гидроагрегатов........................................ 4.1. Основные понятия вибрационного процесса........... 4.2. Методика и аппаратура измерения вибраций......... 4.3. Методика определения динамических нагрузок на опорных узлах гидроагрегата.......................... 4.4. Результаты исследования природы основных частотных составляющих вибраций опорных узлов................. 4.4.1. Низкочастотные вибрации, вызываемые воздействием гидравлических сил «жгутового» происхождения............. 4.4.2. Вибрации с частотой 0,5 fоб...................... 4.4.3. Динамические силы и вибрации оборотной частоты fоб........................................... 4.4.4. Вибрации двойной оборотной частоты 2fоб......... 4.4.5. Вибрации лопастной fлоп и двойной лопастной частот 2fлоп............................................. 4.4.6. Вибрации лопаточной частоты fлопат............... 4.4.7. Вибрации сегментной частоты fсегм................ 4.4.8. Вибрации, вызываемые ударными нагрузками.... 4.4.9. Высокочастотные вибрации..................... 5. Практические способы улучшения вибрационного состояния гидротурбин............................................ 5.1. Снижение низкочастотных гидравлических нагрузок «жгутового» происхождения.............................. 5.2. Снижение динамических нагрузок оборотной частоты.. 5.3. Снижение высокочастотных нагрузок, создаваемых кромочными вихрями................................. 6. Диагностические признаки неисправностей гидроэнергетического оборудования........................ 6.1. Режимная диагностика гидроагрегатов............... 6.2. Диагностика технического состояния оборудования по вибрациям опорных узлов............................. Заключение............................................. Список литературы.....................................

ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ, ИНДЕКСЫ

D1 – диаметр рабочего колеса;

Нр – напор расчетный;

NT – мощность турбины;

n – число лопастей рабочего колеса;

– число лопаток направляющего аппарата;

fсоб – частота собственных колебаний;

– коэффициент полезного действия;

скз – среднеквадратичное значение.

“вых” – выход из лопастной системы;

“опт” – оптимальное значение;

“мин” – минимальное значение;

“мах” – максимальное значение;

“пик” – пиковое значение;

СОКРАЩЕНИЯ

ВГП – верхний генераторный подшипник;

ГП – генераторный подшипник;

ГЭС – гидроэлектростанция;

ГА – гидроагрегат;

ГТ – гидротурбина;

КПД – коэффициент полезного действия;

ЛМЗ – Ленинградский металлический завод;

НА – направляющий аппарат;

НГП – нижний генераторный подшипник;

ОТ – отсасывающая труба;

ПЛ – поворотно-лопастная;

РК – рабочее колесо;

РО – радиально-осевая;

СК – спиральная камера;

ТП – турбинный подшипник;

ХТГЗ – Харьковский турбинный государственный завод.

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы. Вибрация гидроагрегата является комплексным показателем, определяющим надежность и экономичность оборудования. В этом показателе находят свое отражение обоснованность принятых в проекте конструктивных решений по агрегату; качество его изготовления, монтажа и ремонта; режимные условия работы машины. Материалы по обследованию вибрационного состояния действующего натурного оборудования следует рассматривать как результат уникального эксперимента, который не может быть воспроизведен ни в одной лаборатории. Исследование вибрационных характеристик действующих гидроагрегатов является всегда актуальным, так как направлено на повышение технического уровня оборудования и предупреждение аварийных ситуаций.

эффективного контроля вибрационного состояния гидроагрегатов, находящихся в эксплуатации. Наиболее прогрессивным решением здесь является внедрение на ГЭС систем технической диагностики гидроагрегатов, которые позволяют выявлять дефекты и неисправности оборудования на ранней стадии их развития.

вибрационных параметров гидроагрегатов от режимных и конструктивных факторов; разработке способов улучшения вибрационного состояния действующих, реконструируемых и проектируемых гидроагрегатов.

Для достижения поставленной цели в работе решались следующие задачи:

- создание расчетно-экспериментальной методики исследования вибрационного состояния действующих гидромашин, учитывающей жесткости опорных закреплений и конструктивные схемы гидроагрегатов;

- проведение массового обследования вибрационного состояния гидроагрегатов ГЭС, оборудованных гидротурбинами разного типа (радиально-осевые, поворотно-лопастные, диагональные, пропеллерные);

- разработка расчетно-экспериментальной методики определения радиальной жесткости направляющих подшипников и осевой жесткости гидроагрегатов действующих ГЭС;

- обоснование влияния существующих конструктивных схем гидроагрегатов на распределение нагрузки между опорными узлами и на динамические характеристики гидромашин;

- исследование природы вибрационных нагрузок в гидроагрегатах с разными типами гидротурбин в широком частотном диапазоне (от частот менее 1 Гц до сотен Гц);

- разработка мероприятий (конструктивных, режимных) по снижению динамических нагрузок и улучшению вибрационного состояния гидроагрегатов;

разработка диагностических признаков дефектов и неисправностей гидроэнергетического оборудования.

Научная новизна результатов работы заключается в следующем:

разработана расчетно-экспериментальная методика исследования вибрационного состояния гидромашины, комплексно учитывающая природу и уровень действующих динамических сил, жесткость опорных закреплений и конструктивную схему гидроагрегата;

- изучено влияние конструктивной схемы гидроагрегата на распределение нагрузок между подшипниками и на динамические характеристики машин;

- создан банк данных по радиальной и осевой жесткости опорных закреплений гидроагрегатов разной конструкции;

- установлена природа различных частотных составляющих вибраций опорных узлов гидроагрегатов и обоснована их зависимость от режимных и конструктивных факторов;

- создан банк данных диагностических признаков, описывающий тридцать неисправностей оборудования гидроагрегатов по спектральным составляющим вибрации их опорных узлов.

Практическая ценность работы состоит в следующем:

Расчетно-экспериментальная методика исследования вибрационного состояния гидроагрегата позволяет выявить источник и природу вибраций машины; определить динамические силы, действующие со стороны рабочего колеса и ротора генератора; разработать конкретные мероприятия по улучшению вибрационного состояния гидроагрегата.

2. Использование созданного банка данных по радиальной и осевой жесткости опорных закреплений позволяет улучшить вибрационные характеристики гидромашин, проектируемых для новых и реконструируемых ГЭС.

3. Банк данных по диагностическим признакам, описывающим неисправности оборудования, является интеллектуальной частью системы диагностики технического состояния гидроагрегата.

Реализация результатов работы:

1. Предложенные способы борьбы с повышенными вибрациями машин прошли апробацию на действующих ГЭС: по снижению механического и гидравлического небалансов рабочего колеса (Волжская, Капчагайская, Плявиньская, Майнская), механического и электрического небалансов ротора генератора (Саяно-Шушенская, Богучанская, Курейская, Шардаринская, Серебрянская-1), по уменьшению низкочастотных вибраций (Плявиньская, Усть-Каменогорская, Курейская), по снижению вибрации лопастной частоты (Камская) и др. Разработанные методы могут быть рекомендованы для решения аналогичных задач на других ГЭС.

2. Сформулированные диагностические признаки неисправностей агрегата по спектральным составляющим вибраций опорных узлов использованы при создании систем технической диагностики (Круонисская, Усть-Каменогорская, Кегумская ГЭС).

3. Материалы диссертации использованы в учебном процессе кафедры гидромашиностроения СПбГПУ и при обучении специалистов гидроэнергетиков.

Апробация работы. Результаты работы были доложены и обсуждены на:

IV МНТК «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика.

Современное состояние и перспективы развития» (21 июня 2006 г, СанктПетербург); МНТК «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития» (5- июня 2008 г, Санкт-Петербург); Конференции в «СМ-ЛМЗ» «Нестационарные явления в гидротурбинных блоках ГЭС» (9-10 декабря 2010 г, СанктПетербург); Научно-практической конференции НП Гидроэнергетика России «Повышение эффективности системы управления безопасностью ГЭС» (19- мая 2011 г. Москва).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 25 печатных работ, в том числе - 5 в журналах, рекомендованных ВАК. В автореферате приведена выборка из 12 работ.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, заключения и списка литературы из 83 наименований.

Основное содержание работы

изложено на 221 странице текста, содержит рисунков и 39 таблиц.

1. СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ ВИБРАЦИЙ В

ГИДРОТУРБИНАХ, ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ

ИССЛЕДОВАНИЯ

Вибрация гидроагрегата является комплексным показателем, определяющим надежность, экономичность и маневренность оборудования. В этом показателе находят свое отражение обоснованность принятых в проекте конструктивных решений по агрегату; качество его изготовления, монтажа и ремонта; режимные условия работы машины. Материалы по обследованию вибрационного состояния действующего оборудования следует рассматривать как результат уникального эксперимента, который не может быть воспроизведен ни в одной лаборатории.

Из всех видов энергетического оборудования гидроагрегаты обладают наиболее высокими показателями надежности; коэффициент их готовности достигает 0,930,95 [46]. И, тем не менее, исследование вибрационных характеристик действующих гидроагрегатов является всегда актуальным, так как направлено на повышение технического уровня оборудования. В каждом конкретном случае удается разработать мероприятия (конструктивные и режимные) по улучшению вибрационного состояния машин ГЭС. Поэтому вибрационные испытания гидроагрегатов выполнялись в большем или меньшем объеме практически всегда на всех действующих ГЭС. Особо повышенное внимание к проблеме вибраций гидроагрегатов стало уделяться после произошедшей в августе 2009 г. катастрофы на Саяно-Шушенской ГЭС.

Первое обобщение результатов вибрационных испытаний было выполнено Л.А.Владиславлевым [22]. В его монографии [23] подробно проанализировано вибрационное состояние созданных в 30-х – 50-х годах прошлого века агрегатов, для которых была характерна высокая металлоемкость оборудования и относительно небольшие значения номинальной мощности. Для каждой из 15 рассмотренных ГЭС автором монографии приводятся в табличной форме сведения о размахе колебаний и превалирующих частотных составляющих вибраций при работе машин на установившихся и переходных режимах.

Настоящая диссертационная работа продолжает и развивает заложенное Л.А. Владиславлевым направление по обобщению результатов вибрационных испытаний гидроагрегатов действующих ГЭС. Основное внимание в диссертации уделяется мощным гидротурбинам, созданным в СССР в послевоенное время. Основные технические параметры этих гидротурбин приведены в табл.1.1 и табл.1.2. Вибрационные испытания были выполнены на 80 турбинах осевого типа; 40 турбинах радиально-осевого типа и диагональных турбинах. На некоторых машинах испытания выполнялись дважды с интервалом через 1520 лет.

Вибрации гидроагрегатов определяются тремя факторами: природой и уровнем действующих динамических сил; жесткостью опорных закреплений;

конструктивной схемой машины. Основной объем работ по вибрационным исследованиям гидроагрегатов, выполнявшихся различными авторами ранее и проводимых даже сегодня, сводится к констатации лишь общего уровня вибраций опорных узлов и выделению в лучшем случае двух-трех составляющих колебаний. Вместе с тем ни одна силовая машина не имеет столь богатого частотного спектра вибраций, какой свойственен гидротурбине.

Колебания лежат в диапазоне частот меньше 1,0 Гц до частот, исчисляемых сотнями Гц, а с учетом кавитационных явлений и кГц. Это связано с эксплуатацией гидроагрегатов на различных режимах, каждый из которых характеризуется своей природой гидродинамических сил. Рассмотрим, например, установившиеся режимы поворотно-лопастной турбины по мере набора номинальной мощности.

На малых мощностях (от холостого хода до выхода на комбинаторную зависимость) машина работает в пропеллерных режимах минимального угла установки лопастей. Эти режимы являются неблагоприятными в ПЛ- ПЛ- ПЛ- ПЛ- ПЛ- ПЛ-5а ПЛ80/ ПЛ- РО123 УстьКаменогорская гидравлическом отношении и характеризуются не только низким уровнем КПД, но и повышенными пульсациями потока. Несогласованность угла выхода потока из направляющего аппарата с углом входа на лопасти колеса приводит к ударным гидравлическим нагрузкам, которые вызывают вибрации агрегата на собственных частотах, как в осевом, так и в поперечном направлениях. До выхода турбины на комбинаторную зависимость гидротурбина обязательно попадает также в режимы с низкочастотными пульсациями потока «жгутового» происхождения (частота этих пульсаций в 35 раз ниже оборотной частоты вращения машины). Низкочастотные пульсации потока в турбине вызваны тем, что на выходе с рабочего колеса сохраняется закрутка потока, созданная спиральной камерой и направляющим аппаратом (рабочее колесо не полностью раскручивает закрученный предыдущими элементами турбины поток).

После выхода турбины на комбинаторную зависимость (она определяет оптимальное соотношение между углом установки лопастей и открытием направляющего аппарата) вибрационное состояние машины резко улучшается (исчезают колебания с собственными частотами агрегата и колебания «жгутового» происхождения). Но зато появляются вибрации лопастной частоты, вызванные неполным углом охвата спиральной камеры. Особенно больших амплитуд эти вибрации достигают при малом числе лопастей ( рк = 4), когда турбина работает на частичных мощностях. С увеличением мощности уровень вибраций лопастной частоты снижается, так как улучшается работа спиральной камеры (поток становится более равномерным по периметру).

Если лопастная система колеса выполнена с технологическими отклонениями (например, по шагу или углу установки лопастей), то рост мощности агрегата будет сопровождаться повышением вибраций опорных узлов на оборотной частоте вследствие увеличения гидравлического небаланса колеса с ростом расхода воды.

На больших мощностных нагрузках в вибрациях опорных узлов агрегата появляются колебания лопаточной частоты, вызванные близостью расположения лопаток направляющего аппарата к рабочему колесу.

Гидродинамические нагрузки лопаточной частоты играют основную роль в накоплении усталостных явлений в металле лопастей рабочих колес, поэтому определение зоны режимов с наибольшим их уровнем имеет важное значение.

В высоконапорных турбинах, на оптимальных по КПД режимах и больших мощностях, появляются высокочастотные гидродинамические нагрузки, связанные со сходом вихрей с выходных кромок лопаток направляющего аппарата и лопастей рабочего колеса. Наряду с пульсациями потока лопаточной частоты эти нагрузки определяют усталостную прочность рабочих колес. Их частота достигает сотен Гц.

Комбинаторная зависимость оказывается опять нарушенной, и агрегат попадает в пропеллерный режим, но уже максимального угла установки лопастей.

Из вышеприведенного спектрального состава вибраций главное внимание в подавляющем большинстве ранее выполненных исследований уделялось трем составляющим: низкочастотным колебаниям «жгутового» происхождения;

вибрациям оборотной частоты и вибрациям лопастной частоты. Такой выборочный подход к частотным составляющим вибраций объясняется несовершенством аппаратных средств измерения и анализа вибраций, которые использовались в промышленных испытаниях 2530 лет назад. Исследование вибраций осуществлялось аппаратурой с сейсмическими датчиками типа К- с записью сигнала на ленту осциллографа [4,22]. Выделить визуально на осциллограмме составляющие вибраций лопаточной частоты и выше было практически невозможно.

Основной объем работ по вибрациям в гидроэнергетике приходится на исследование природы и величины динамических нагрузок частотой ниже лопаточной (посвящено исследованию первого фактора, определяющего вибрационное состояние гидроагрегата). Здесь следует отметить работы:

Андриенко Б.К. [3, 4], Александрова А.Е. [1], Бондаренко А.В. [34], Брызгалова В.И. [12,13], Васильева Ю.С. [14], Веремеенко И.С. [15], Виссарионова В.И.

[18], Воеводина С.И., Владиславлева Л.А. [19,20,21], Григорьева В.И.

[26,27,28], Данилова Е.А.[30], Золотова Л.А., Зубарева Н.И. [36], Иванова И.И., Иванченко И.П. [38, 40], Исаева Ю.М. [51], Карелина В.Я., Клабукова В.М., Ковалева Н.Н., Муравьева О.А. [8,9], Пылева И.М. [31,69], Смелкова Л.Л.

[57,63,64], Смирнова А.М. [68], Тиме В.А., Умова В.А.[73], Усталова В.М., Щеголева Г.С., Нехлебы М., Грейна Х.[79] и др.

Это направление исследования не только продолжено в диссертационной работе, но и получило дальнейшее развитие в части исследования высокочастотных гидродинамических нагрузок.

ограничивается только изучением природы динамических сил и нагрузок. Она включает также определение жесткостей опорных закреплений агрегатов и анализ влияния конструктивной схемы гидроагрегатов на распределение нагрузки между подшипниками и на динамические характеристики машин.

Большая зависимость вибраций машин от последних двух факторов подтверждается результатами испытаний многоагрегатных ГЭС. Для иллюстрации этого в табл. 1.3 показано распределение машин по уровню вертикальных вибраций опоры подпятника и радиальных вибраций турбинного подшипника в оптимальном по КПД режиме (гидродинамические нагрузки одинаковы) гидротурбин Волгоградской ГЭС единичной мощностью Nт = 108, МВт при Нр = 19,0 м (22 машины) и гидротурбин Чебоксарской ГЭС единичной мощностью Nт = 80,5 МВт при Нр = 12,4 м (18 машин).

Широкий интервал изменения вибраций агрегатов одной и той же ГЭС (максимальные значения превышают минимальные более чем в десять раз) объясняется тем, что на момент проведения испытаний опорные узлы гидромашин находились в разном состоянии (имели разную жесткость). Одни агрегаты только вышли из ремонта, тогда как другие находились в предремонтной стадии эксплуатации.

Табл. 1.3. Вибрации опорных узлов гидротурбин Волгоградской и Двойная амплитуда вибраций (2А),

ГЭС ГЭС ГЭС ГЭС

Несмотря на большой разброс в вибрациях отдельных машин, нетрудно увидеть принципиальную разницу между турбинами сравниваемых ГЭС в вибрационном отношении. Гидроагрегаты Чебоксарской ГЭС характеризуются, в целом, более низким уровнем вертикальных вибраций, чем имеющие существенно большую мощность турбины Волгоградской ГЭС. И наоборот, радиальные вибрации корпуса сегментного турбинного подшипника на водяной смазке (его жесткость 27108 Н/м) оказываются, как правило, на Чебоксарской ГЭС выше, чем на Волгоградской ГЭС, турбины которой оборудованы кольцевым подшипником (корпусная жесткость 50108 Н/м).

Комплексная постановка задачи исследования, учитывающая все три определяющие вибрацию агрегата фактора, является отличительной особенностью данной диссертационной работы. Такой подход к проблеме позволяет установить причины повышенных вибраций гидроагрегатов и предложить конкретные рекомендации по их снижению (устранению).

Разработка способов борьбы с повышенными вибрациями нашла отражение в диссертации.

Актуальной проблемой современной энергетики является создание автоматизированной системы диагностики, обеспечивающей непрерывный контроль технического состояния оборудования и выявляющей дефекты на ранней стадии развития. В настоящее время в мировой гидроэнергетике Устанавливаемые на ГЭС системы являются, по существу, системами диагностирования. Чтобы система превратилась в систему диагностики, она должна содержать интеллектуальный блок, обеспечивающий идентификацию дефектов по результатам измерений, подготовленных средствами мониторинга.

Задача создания интеллектуального блока может быть решена на основе совместного анализа амплитудно-частотного спектра вибраций опорных узлов и характера дефектов оборудования. Определение диагностических признаков дефекта по частотным составляющим вибраций опорных узлов составляет суть этого анализа.

действующих ГЭС позволило автору диссертации поставить задачу создания словаря диагностических признаков неисправностей оборудования. В механической части агрегата и будет расширяться по мере накопления расчетно-экспериментальных данных.

На основании вышеизложенного задачи диссертационной работы могут быть сформулированы в следующей постановке:

вибрационного состояния действующих гидромашин, учитывающей жесткости опорных закреплений и конструктивные схемы гидроагрегатов.

2. Проведение в соответствии с разработанной методикой массового обследования вибрационного состояния гидроагрегатов ГЭС, оборудованных гидротурбинами разного типа (радиально-осевые, поворотно-лопастные, диагональные, пропеллерные, двухперовые).

3. Разработка методики определения радиальной жесткости направляющих подшипников и осевой жесткости гидроагрегатов действующих ГЭС.

4. Анализ влияния существующих конструктивных схем гидроагрегатов на распределение нагрузки между опорными узлами и на динамические характеристики гидромашин.

5. Исследование природы вибрационных нагрузок в гидроагрегатах с разными типами гидротурбин в широком частотном диапазоне (от частот менее 1 Гц до сотен Гц).

6. Разработка мероприятий (конструктивных, режимных) по снижению динамических нагрузок и улучшению вибрационного состояния гидроагрегатов.

7. Разработка диагностических признаков дефектов и неисправностей гидроэнергетического оборудования по спектральным составляющим вибрации опорных узлов и биениям вала.

2. ИССЛЕДОВАНИЕ ЖЕСТКОСТЕЙ ОПОРНЫХ ЗАКРЕПЛЕНИЙ

ГИДРОАГРЕГАТА

характеристикой любой механической системы, определяющей для линейно деформируемой системы взаимосвязь между силой “F”, нагружающей систему, и вызываемым этой силой отклонением “у” [38] :

Обратной величиной жесткости является податливость механической Жесткость определяется конструкцией опорного узла и металлоемкостью оборудования и, как выяснилось позднее, зависит от статической нагрузки на опорный узел. Применительно к гидроагрегату можно выделить два вида жесткости: радиальную жесткость подшипников Ср и осевую жесткость гидроагрегата Сос.

2.1.1. Методика определения жесткости подшипников составляющих жесткости (рис. 2.1):

- жесткости системы "вал-масляный (водяной) слой — вкладыш", в дальнейшем жесткость вкладыша Ср1;

- жесткости системы "корпус подшипника — крышка турбины (или крестовина)", в дальнейшем корпусная жесткость Ср2.

суммированием податливости системы "вал-масляный (водяной) слой — вкладыш" и системы "корпус подшипника — крышка турбины (или Тогда суммарная радиальная жесткость подшипника Ср может быть Рис. 2.1. Схема гидроагрегата с упругими связями:

а – конструктивная схема агрегата; б – расчетная схема агрегата Составляющие радиальной жесткости Ср1 и Ср2 могут быть найдены из следующих выражений:

где: Rпод - нагрузка на подшипник; - упругое перемещение системы “валупр масляный (водяной) слой-вкладыш” под действием силы Rпод; А – перемещение системы “корпус подшипника- крышка турбины (крестовина)" под действием силы Rпод.

собственных частот колебаний ротора агрегата в радиальной плоскости, а составляющие жесткостей – для определения нагрузок в подшипниках.

производилось описанными ниже способами.

Способ мерных устройств непосредственном измерении нагрузки на подшипник Rпод, упругого перемещения «вал-масляный (водяной) слой-вкладыш» и перемещений системы «корпус подшипника-крышка турбины (крестовина)» А. Таким способом в диссертационной работе выполнялось определение жесткости турбинного подшипника на масляной смазке агрегата Капчагайской ГЭС, генераторного подшипника агрегата Чарвакской ГЭС, турбинного сегментного подшипника на водяной смазке агрегата Чебоксарской ГЭС.

Радиальная нагрузка на подшипник работающей машины определяется с помощью специальных измерительных устройств, оснащенных, например, тензометрическими датчиками. Эти устройства предварительно тарируются на стенде. Пример осциллографической записи нагрузки на подшипник с помощью мерных болтов показан на рисунке 2.2.

Складывая векторно зафиксированные болтами усилия, получаем общую нагрузку на подшипник в разные моменты времени. Одновременно в соответствующие моменты времени фиксируются упругие перемещения вала и перемещения корпуса подшипника Аi, после чего находятся осредненные упрi за оборот перемещения и А. Далее по формулам (2.3) рассчитываются составляющие жесткостей Ср1 и Ср2. Более подробно это изложено в разделе 4.

Недостатком этого способа определения жесткости является его большая трудоемкость и непригодность по этой причине для массового обследования жесткости подшипников разных гидромашин.

Рис. 2.2. Осциллограмма усилий, действующих на опорные болты генераторного подшипника гидроагрегата Чарвакской ГЭС Способ воздействия на подшипник статической нагрузкой – нашел широкое применение в заводской практике по определению жесткостей подшипников ЛМЗ и ХТГЗ [3, 24].

К валу в зоне подшипника прикладывается известная статическая радиальная сила, создаваемая домкратом (рис. 2.3).

Рис.2.3. Схема измерения перемещений вала в подшипнике:

МкГ1 – микрометрическая головка на фланце подшипника; МкГ2 – микрометрическая головка на балке; – зазор между валом и вкладышем;

– деформация резины вкладыша; 3– деформация корпуса относительно неподвижной опоры (например, шахты турбины или жесткой крышки турбины) и затем по формулам (2.3) рассчитываются жесткости Ср1 и Ср2. Этот способ был применен в диссертационной работе для определения жесткости турбинного подшипника агрегата Плявиньской ГЭС.

Найденные таким способом жесткости Ср1 и Ср2 оказались завышенными по сравнению с истинными значениями. Это обстоятельство объясняется тем, что созданная домкратом радиальная сила воспринимается не только обследуемым подшипником, но и другими опорными узлами (подпятником, и другими подшипниками). Выделить в этом способе нагрузку, воспринимаемую только обследуемым подшипником, практически, невозможно.

Способ воздействия на подшипники динамической силой Этот способ был основным в проведенных автором исследованиях жесткостей подшипников. Он базируется на создании искусственной динамической силы оборотной частоты Fоб на роторе агрегата [40, 60] и определении изменений перемещения вала и корпуса подшипника от ее действия. На гидроагрегатах с двумя направляющими подшипниками сила, величиной 100–200 кН создавалась установкой груза на спице ротора генератора. Этой силы оказывается достаточно, чтобы надежно зафиксировать перемещения вала и корпуса подшипников.

При двухопорной схеме гидроагрегата установка груза на спицу ротора генератора (рис. 2.4а) оказывается достаточной и для определения жесткости турбинного подшипника. Однако для определения жесткостей турбинного подшипника при трехопорной схеме (Верхне-Туломская, Серебрянская, Колымская, Иркутская ГЭС и др.) приходится прибегать к установке на вал специального нагрузочного устройства, которое размещается вблизи подшипника и развивает центробежную силу около 20-40 кН (см. рис. 2.4б).

Рис. 2.4. Схема приложения динамической силы при измерениях жесткостей подшипников: а – при двухопорной схеме; б – при трехопорной схеме механического груза определенной массы на спицу ротора генератора или нагрузочным устройством на валу агрегата находится из выражения:

где: mгр - масса груза, кг;

- угловая скорость вращения, сек-1;

r - радиус установки груза, м Первоначально определение жесткостей подшипников осуществлялось по этой методике только на режиме синхронного компенсатора (СК), так как вибрации и биения вала наблюдаются здесь с оборотной частотой f об, где nc – синхронная частота вращения вала.

При отсутствии режима синхронного компенсатора использовался режим холостого хода без возбуждения.

По мере проведения экспериментов на оборудовании различных ГЭС выяснилось, что жесткости подшипников могут изменяться во времени, а также зависят от статической нагрузки на подшипник, которые определяются режимом работы агрегата. Поэтому в последние годы определение жесткостей подшипников выполнялось на различных эксплуатационных режимах.

На примере двухопорной схемы гидроагрегата (с одним турбинным и одним генераторным подшипником) порядок нахождения жесткости опорного узла следующий:

- на исследуемом агрегате регистрируются в двух взаимно-перпендикулярных самого корпуса А1;

- из регистрируемых сигналов биения вала и вибраций корпуса подшипника предварительно выделяются соответствующе сигналы оборотной частоты;

- строятся соответствующие годографы биения вала и вибраций корпуса подшипника за один оборот вала (рис. 2.5);

Рис. 2.5. К определению радиальной жесткости подшипника агрегата:

а - жесткость системы «корпус подшипника - крышка турбины (или крестовина)» Ср2; б - жесткость системы «вал - масляный (водяной) слой вкладыш» Ср1 ; 1…8 – фиксированные моменты времени за оборот вала - на спицу ротора генератора устанавливается механический груз, развивающий центробежную динамическую силу оборотной частоты порядка Fоб = 100- кН (рис. 2.4а);

- повторно, после установки груза, фиксируются радиальные перемещения вала и вибрации корпуса А2 и строятся новые годографы биения вала и вибрации корпуса подшипника (см. рис. 2.5);

- из сравнения годографов до и после установки груза на ротор генератора определялись в абсолютных величинах изменение упругих перемещений вала времени 18.

- по программе расчета вынужденных колебаний вала гидроагрегата [62] приложения к ротору генератора искусственной центробежной силы Fоб;

- из условия, при котором расчетные перемещения вала в зоне подшипника, находятся значения Ср1 и Ср2 по формулам (2.3), которые записываются в этом случае как:

2.1.2. Результаты изучения жесткостей подшипников гидроагрегатов было выполнено на 36 ГЭС. На некоторых станциях жесткости опорных узлов определялись на нескольких машинах, причем в ряде случаев осуществлялись повторные измерения в разные годы.

Для большинства агрегатов жесткости направляющих подшипников находились на режиме холостого хода без возбуждения или режиме синхронного компенсатора. Экспериментальные результаты определения радиальной жесткости подшипников представлены в таблице 2.1.

Анализ полученных данных показывает следующее.

Корпусная жесткость Ср2 не имеет принципиальных отличий для турбинных и генераторных подшипников. Измеренная на исследованных подшипниках составляющая жесткости Ср2 имеет следующее распределение по интервалам:

Интервал жесткости Число турбинных Число генераторных У подавляющего большинства подшипников действующих машин эта составляющая радиальной жесткости находится в пределах (2150)108 Н/м.

Изменение жесткости в границах указанного интервала (в 2,4 раза) означает, что при одинаковой динамической нагрузке на подшипник вибрации будут соответственно в 2,4 раза выше на тех ГЭС, где меньше составляющая корпусной жесткости Ср2. Указанное обстоятельство является главной причиной отмеченного выше более высокого уровня радиальных вибраций турбинных подшипников агрегатов Чебоксарской ГЭС (Ср2 = 27108 Н/м) по сравнению с подшипниками турбин Волгоградской ГЭС (Ср2 = 50108 Н/м) (см.

табл. 1.3).

Из всех обследованных машин наименьшие значения корпусной жесткости Ср2 отмечались на генераторных подшипниках Камской ГЭС (Ср2 = 6,0108 Н/м), Каунасской ГЭС (Ср2 = 7,0108 Н/м) и Шардаринской ГЭС (Ср2 = 8,7108 Н/м).

Это связано с особенностями конструктивной схемы этих агрегатов, в которой генераторный подшипник объединен с подпятником в один узел (рис. 2.6).

Вторая составляющая радиальной жесткости подшипника "вал-масляный (водяной) слой - вкладыш" Ср1 существенно ниже по величине "корпусной" жесткости Ср2 и определяет практически полностью значение суммарной жесткости подшипника. Чем меньше жесткость Ср1, тем выше биение вала относительно корпуса подшипника при одинаковой динамической нагрузке и выставленном одинаковом зазоре «вал – вкладыш».

Табл. 2.1. Радиальная жесткость направляющих подшипников гидроагрегатов 10-8 Н/м Наименование Вехне-Туломская:

Иркутская:

Нижнекамская:

Агрегат Павловская агрегат Примечание: «…» означает – нет данных.

Продолжение табл. 2.1. Радиальная жесткость направляющих подшипников гидроагрегатов 10-8 Н/м Наименование Саяно-Шушенская агрегат Усть-Илимская Чебоксарская:

Саяно-Шушенская (реконструкция) Продолжение табл. 2.1. Радиальная жесткость направляющих подшипников гидроагрегатов 10-8 Н/м Наименование Круонисская:

Байпазинская Капчагайская:

Миатлинская: Сегментный Масло Кегумская:

Маслованна Опора подпятника Рис. 2.6. Конструктивная схема гидроагрегата Камской ГЭС подшипникам на водяной смазке (см. табл. 2.1). Как правило, она составляет Ср1 = (23)108 Н/м. Сегментные резиновые подшипники на водяной смазке имеют примерно в два раза более высокую жесткость. Значение жесткости «вал – вкладыш» подшипников на водяной смазке определяется толщиной резинового слоя и твердостью резины. Для определения влияния толщины резинового слоя на жесткость вкладыша был выполнен специальный эксперимент.

Жесткость сегментных баббитовых подшипников на масляной смазке Ср1, за редким исключением, всегда выше соответствующей жесткости подшипников на водяной смазке; причем разница оказывается нередко в 5 10 раз (см. табл. 2.2).

вибрационное состояние агрегата может служить опыт эксплуатации гидротурбины Ходжикентской ГЭС (мощность Nа = 55 МВт при Нр = 34 м, D1 = 5,0 м, частота nc = 150 мин-1). Турбинный подшипник гидроагрегата этой ГЭС баббитовый на масляной смазке. После 20-ти лет эксплуатации было принято решение заменить турбинный подшипник на сегментный с обрезиненными сегментами на водяной смазке. Местоположение нового подшипника относительно вала агрегата осталось неизменным. В результате жесткость турбинного подшипника Ср снизилась, что привело к изменению собственной частоты колебаний вала. Эта собственная частота оказалась близка к двойной оборотной частоте, которая есть на агрегате, в результате чего возникли резонансные явления и мощность турбины пришлось ограничить с номинальной мощности 57 МВт до 45 МВт.

Аналогичная ситуация имела место и на Иваньковской ГЭС: турбинный подшипник с баббитовыми вкладышами эксплуатация ГЭС заменила лигнофолевым подшипником на водяной смазке. При этом новый подшипник был размещен на том же месте, на котором ранее находился баббитовый подшипник на масляной смазке, т.е. расстояние от рабочего колеса до подшипника (консольность рабочего колеса) осталось прежним. В результате на агрегате 2, имевшего гидравлический небаланс, возникли повышенные биения вала в зоне турбинного подшипника, для устранения которых требовались частые остановки на ремонт подшипника.

Низкая жесткость Ср1 подшипников с резиновыми вкладышами нередко становилась причиной задевания рабочих колес за камеру. Неслучайно подшипники с обрезиненными вкладышами на водяной смазке не применяются в зарубежной практике, а при реконструкции отечественных гидротурбин иностранные фирмы всегда предпочитают баббитовые подшипники на масляной смазке.

Жесткость подшипников зависит от ряда факторов, учет которых представляет достаточно большую трудность.

По материалам исследований наиболее важными из них являются следующие:

- жесткость подшипника определяется состоянием опорного узла, которое изменяется во времени;

- жесткость может быть неравномерной по окружности подшипника;

- составляющая жесткости вкладыша Ср1 зависит от статической нагрузки на подшипник и поэтому ее величина может отличаться на разных режимах работы турбины.

Проиллюстрируем сказанное результатами исследований.

Изменение составляющей жесткости Ср1 генераторного подшипника во времени было зафиксировано на гидроагрегате 2 Верхне-Туломской ГЭС. Агрегат выполнен по трехопорной схеме: верхний (ВГП), нижний (НГП) генераторные подшипников проводилось несколько раз в период с 1996 по 2003 годы. Методика испытаний всегда была одинаковой. Для определения жесткостей генераторных подшипников на роторе создавалась сила 60 кН; испытания проводились на режиме холостого хода без возбуждения.

Жесткость нижнего генераторного подшипника за указанный период не изменялась. Зато составляющая Ср1 верхнего генераторного подшипника непрерывно уменьшалась во времени, тогда как «корпусная» жесткость Ср оставалась постоянной (табл. 2.2).

Табл. 2.2. Изменение жесткости верхнего генераторного подшипника гидроагрегата 2 Верхне-Туломской ГЭС во времени Дата проведения испытаний Жесткость составляющей «вал-вкладыш» Ср1 снизилась за 4 года работы машины более чем в 4 раза. Снижение жесткости произошло вследствие прослабления посадки втулки подпятника на генераторном валу. Во время капитального ремонта этого агрегата в 2003 году посадка втулки на генераторном валу была восстановлена, что привело к повышению жесткости подшипника.

Примером влияния скрытого дефекта на величину жесткости подшипника могут служить эксперименты на обратимых гидромашинах Круонисской ГАЭС (см. табл. 2.1) [55]. Определение жесткостей подшипников на масляной смазке проводилось на двух гидроагрегатах при следующих характерных режимах работы: режимы холостого хода без возбуждения и с возбуждением; режим с низкочастотными «жгутовыми» пульсациями потока Nа = 100 МВт; оптимальный по КПД режим Nа = 210 МВт.

Один агрегат имел исправный турбинный подшипник, а у другого, как выяснилось позднее, был частично разрушен крепеж корпуса турбинного подшипника к крышке турбины. Результаты испытаний представлены в табл.2.3.

В зависимости от режима работы агрегата составляющая «корпусной» жесткости Ср2 подшипника с поврежденным крепежом уменьшилась в 47 раз.

Табл. 2.3. Жесткости турбинных подшипников гидроагрегатов 1 и Круонисской ГАЭС при разном состоянии крепежа корпусов 10-8, Н/м Режим работы Неравномерность распределения жесткости подшипника по окружности подшипников. Неравномерное распределение жесткости может иметь место как по составляющей «вал-вкладыш» Ср1, так и по составляющей «корпусной»

жесткости Ср2 (рис. 2.4а). Эллипсность годографа биения вала или вибрации корпуса подшипника является следствием неравномерной жесткости составляющих элементов опорного узла. Неравномерное распределение жесткости по периметру подшипника приводит к появлению в спектре вибрации опорных узлов колебаний двойной оборотной частоты.

Неравномерность жесткости по окружности может быть связано как с конструкцией подшипника, так и с возникновением в нем дефектов. Такая ситуация наблюдалась, в частности, на одном из агрегатов Капчагайской ГЭС.

Корпус турбинного подшипника этого агрегата состоит из четырех частей, фланцы которых соединены между собой болтами. Из-за ослабления крепежа одной из четвертинок корпуса вибрации подшипника в этом месте оказались в два раза выше, чем по остальному периметру корпуса. На режиме с мощностью Nа = 90 МВт вибрации со стороны верхнего бьефа составляли по размаху 2А= 70 мкм, тогда как с противоположной стороны они достигали 2А = 140 мкм. Иначе говоря, жесткость корпуса турбинного подшипника по этим направлениям отличалась в два раза. Приведенные в таблице 2.1 значения жесткостей являются осредненными по периметру подшипника.

Зависимость составляющей жесткости вкладыша Ср1 от статической нагрузки подробно не исследовалась, однако косвенно это подтверждается наблюдаемым снижением оборотной составляющей биения вала при работе радиально-осевых турбин на частичных нагрузках, когда наблюдаются большие низкочастотные колебания вала.

2.2.1. Методика определения осевой жесткости жесткости (см. рис.2.1): жесткости опорных болтов и сегментов подпятника Сп и жесткости несущей крестовины (или крышки турбины при опоре на нее подпятника) Ск. Суммарная осевая жесткость гидроагрегата определяется по Данные о суммарной осевой жесткости гидроагрегата необходимы для расчета собственных частот колебаний агрегата в осевом направлении.

Осевая жесткость Сос определяется при известном значении осевого усилия Рос достаточно просто. Для определения жесткости опоры подпятника достаточно разделить известную осевую силу на перемещение опоры от действия этой силы.

При этом точность определения жесткости таким способом зависит, прежде всего, от точности расчета осевого усилия.

остановленном агрегате следующим образом (на примере агрегата с опорой подпятника на крышку турбины) [40].

Ротор агрегата весом Gр постепенно поднимается на тормозах с помощью расположении опоры подпятника на крышке). Места установки датчиков для измерения соответствующих перемещений приведены на рис. 2.7.

момент окончательной разгрузки несущей крестовины (или крышки) t определяется по прекращению ее перемещения. В момент разгрузки t фиксируется перемещение ук несущей крестовины (или крышки) и перемещение вала ув.

1- измерение перемещения вала; 2 - измерение перемещения крышки турбины; 3 тормоз агрегата 1 - перемещение вала; 2 – перемещение крышки турбины Тогда жесткость несущей крестовины (или крышки турбины) будет равна:

Суммарная жесткость определяется по приведенной выше формуле (2.4).

При опирании подпятника на верхнюю крестовину перемещение несущей верхней крестовины измеряется относительно бетона.

2.2.2. Результаты изучения осевой жесткости агрегатов руководством диссертанта или с его участием на 26 ГЭС. Результаты изучения осевой жесткости представлены в таблице 2.4.

Исполнение гидроагрегата с опорой подпятника на крышку турбины обеспечивает составляющую осевой жесткости Ск в два раза более высокую, чем гидродинамической нагрузке в таком же отношении будут меньше и вертикальные вибрации гидроагрегата, имеющего опору подпятника на крышку турбины.

Поэтому при выборе конструктивной схемы нового гидроагрегата предпочтение в вибрационном отношении всегда следует отдавать схеме с опиранием подпятника на крышку турбины (при прочих равных условиях).

Что касается жесткости самого подпятника Сп (жесткость опорных болтов и сегментов), то она имеет значительный разброс. Наибольшая жесткость была получена в экспериментах на гидроагрегатах Воткинской и Бурейской ГЭС (95,3 108 и 92,0 108 Н/м соответственно), а наименьшие – на Фархадской и Братской ГЭС (11,2 108 и 26,3 108 Н/м). Следует отметить, что жесткость подпятников Сп гидроагрегатов с диаметром рабочего колеса D1> 9,0 м, как правило, существенно выше, чем у турбин меньшего размера.

В конечном итоге агрегаты с диаметром рабочего колеса D1 > 9,0 м и опиранием подпятника на крышку турбины имеют, в среднем, в два раза более высокую суммарную жесткость (см. табл. 2.4).

Дальнейшие работы по исследованию жесткостей опорных закреплений должны быть направлены на поиск зависимости составляющих полной их жесткости от конструктивного исполнения этих узлов. Выполнение этой работы позволит на стадии проектирования подбирать необходимую жесткость опорных закреплений и создавать тем самым машины с заданными динамическими свойствами.

Наименование ГЭС Расположение опоры Нижнекамская Усть-Илимская Кегумская Павловская Иркутская:

Наименование ГЭС Расположение опоры Нижегородская Братская Примечание: «…» означает – нет данных.

1. Разработана методика определения жесткостей опорных закреплений соответствии с этой методикой исследования более чем на 50-ти действующих машинах позволили сформировать банк данных по радиальной жесткости направляющих подшипников (табл. 2.1) и осевой жесткости несущего узла (табл.

2.4). Полученные данные рекомендуется использовать в качестве базовых аналогов в вибрационных расчетах вновь создаваемого и реконструируемого оборудования (для расчета собственных частот агрегата в осевом и поперечном направлениях, расчета линий прогиба вала, обоснования выбора типов подшипников и так далее).

2. Изучение радиальной жесткости направляющих подшипников показало следующее (табл. 2.1):

2.1. Составляющая жесткости «корпус подшипника-крышка турбины (крестовина)» Ср2 не имеет принципиальных отличий для подшипников на водяной и масляной смазке и в подавляющем большинстве случаев находится в пределах Ср2 = (2050)108 Н/м и выше.

2.2. Составляющая жесткости «вал-масляный (водяной) слой-вкладыш» Ср существенно ниже составляющей «корпусной» жесткости Ср2 и, практически, определяет величину суммарной (полной) жесткости подшипника С р. Самые низкие значения составляющей жесткости Ср1 свойственны подшипникам с кольцевыми резиновыми вкладышами на водяной смазке, а наибольшей величиной жесткости Ср1 обладают баббитовые подшипники на масляной смазке.

2.3. Жесткость составляющей Ср1 (особенно турбинных подшипников с резиновыми вкладышами) зависит от статической нагрузки на подшипник, которая меняется с режимом работы агрегата. Статическая нагрузка на подшипник вызывается следующими причинами:

- действием со стороны спирали постоянной гидравлической силы на рабочее колесо (из-за неравномерности подвода воды спиралью);

- низкочастотными пульсациями потока под рабочим колесом «жгутового»

происхождения (может рассматриваться как постоянная сила);

- нарушениями формы статора генератора, приводящими к одностороннему магнитному тяжению ротора генератора.

Составляющая жесткости Ср2, практически, не зависит от статической нагрузки на подшипник и остается неизменной на всех режимах работы гидроагрегата.

2.4. Жесткости Ср1 и Ср2 могут заметно различаться по периметру подшипника (в 1,52 раза и более) из-за его конструктивного исполнения, режима работы агрегата и особенно технического состояния в момент проведения испытаний. Неравномерное распределение жесткости по окружности наблюдается как у подшипников на водяной смазке, так и у подшипников на масляной смазке.

3. Гидроагрегаты с опорой подпятника на крышку турбины имеют составляющую осевой жесткости Ск в два раза выше, чем при опирании подпятника на несущую крестовину (см. табл. 2.4). Жесткость составляющей Сп в большинстве случаев превышает составляющую жесткости Ск.

4. Изменение жесткости опорного узла в процессе эксплуатации служит диагностическим признаком возникновения и развития неисправности узла.

Дополнительными диагностическими признаками неисправностей опорных узлов могут быть изменения собственных частот колебаний ротора в осевом и радиальном направлениях, так как их значения определяются суммарной жесткостью Ср и Сос.

3. АНАЛИЗ СУЩЕСТВУЮЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ

СХЕМ ГИДРОАГРЕГАТОВ

3.1. Распределение нагрузок между опорными узлами гидроагрегата В соответствии с «Нормами технологического проектирования гидроэлектростанций» рекомендуется для вертикальных гидроагрегатов применять при синхронной частоте вращения до 200 мин-1 и диаметре колеса турбины D1>4,5 м зонтичное расположение генератора с одним подшипником и опорой подпятника на крышку турбины; более 200 мин -1 - подвесное расположение генератора с опорой подпятника на верхнюю крестовину; при частоте вращения 150-200 мин-1 компоновка должна определяться на основании технико-экономических расчетов.

Встречающиеся в практике действующих ГЭС, реальные варианты компоновок вертикальных гидроагрегатов по схемам опирания вала на подшипники и расположения подпятника показаны на рис. 3.1. Несмотря на разнообразие компоновок, все они могут быть сведены, по условиям расчета вибрационных характеристик к трем типам (рис.3.2.а,б,в). Первый тип конструктивные схемы агрегата I и II; второй - конструктивные схемы агрегата III, IV, V; третий - конструктивные схемы агрегата VI, VII, VIII.

Собранные по ряду действующих ГЭС статистические сведения о высотных размерах агрегатов показаны в относительных величинах (по отношению к диаметру рабочего колеса) в табл. 3.1 для осевых машин и в табл. 3.2 - для радиально-осевых турбин [59]. В таблицах приведены также результаты расчета собственных частот поперечных колебаний вала f c агрегата для двух случаев: вал опирается на жесткие опоры и вал опирается на гибкие опоры (учитывается реальная жесткость подшипников). Для этих двух случаев найдены коэффициенты запаса по оборотной частоте К 1 (K 1 = f cоб /f об ), Рис. 3.1. Конструктивные схемы гидроагрегатов:

1- турбинный подшипник; 2- крышка турбины; 3, 5 верхний и нижний генераторные подшипники; 4,6 – верхняя и нижняя крестовина соответственно;

7 – совмещенный генераторный подшипник и подпятник; VIII - разновидности Рис. 3.2. Расчетные схемы гидроагрегатов:

а и б - двухопорная схема с расположением подшипника выше и ниже ротора генератора соответственно; в - трехопорная схема где: f об - оборотная частота возмущающей силы и коэффициент запаса по разгонным оборотам К 2 (К2 = fсоб/fраз), где: fраз - частота возмущающей силы при разгоне.

Расчетные данные для жестких опор показывают, что коэффициент запаса по оборотной частоте К1 колеблется в широких пределах по оборудованию обследованных ГЭС. Анализ материалов по конструктивной схеме I осевых гидротурбин (см. табл. 3.1) показывает устойчивую тенденцию к снижению коэффициента К1 с ростом частоты вращения агрегата. Эта тенденция сохраняется и для остальных разновидностей двухопорных схем гидроагрегата (схемы II, III, IV, V) и является общей для всех гидромашин. В целом, двухопорные компоновки агрегата II, III, IV, V характеризуются такими же коэффициентами запаса К 1 и К 2, что и конструктивная схема I.

собственных частот поперечных колебаний вала агрегата. Трехопорная схема применяется для гидроагрегатов с частотой вращения n с > 200 мин -1, но встречаются случаи ее использования и для низкооборотных ПЛ турбин (Каховская, Иркутская ГЭС). Выполнение высокооборотных машин по этой схеме дает возможность оставаться в рамках тех же значений К 1, что и при двухопорных схемах. Однако в исключительных случаях (Шамбская ГЭС) коэффициент запаса оказывается меньше двух даже при трехопорной схеме.

3.2. Влияние конструктивных параметров на динамические Учет жесткостей подшипников существенно изменяет картину. В расчетах собственных частот колебаний вала для всех конструктивных схем использовались одинаковые жесткости подшипников: для подшипников на водяной смазке Ср = 5,0 10 8 Н/м, для подшипников на масляной смазке Майнская Чебоксарская Нижнекамская Джердап-Железные Волгоградская Воткинская Днепродзержинская Саратовская Кременчугская ДнепроГЭС- Цимлянская Днестровская Табка- Головная Вилюйская Иовская Пр 40-В- Ондская Павловская ПЛ 577-В- Чир-Юрт ГЭС- Каунасская Шардаринская Камская Егорлыкская ПЛ 587-В- Мамаканская ПЛ 642-В- Уч-Курганская ПЛ 577-В- Тхак-Ба ПЛ 40-В- Меттур-Таннел ПЛ 646-В- Фархадская ПЛ 587-В- Каховская ПЛ 548-В- Иркутская ПЛ 577-В- Примечание: выделенные ГЭС имеют К1 [К1] = 2, Красноярская Байпазинская Курейская Плявиньская Вилюйская- Нурекская РО 310-В- Чиркейская РО 280-В- Ингури РО 400-В- Шамбская РО 310-В- Токтогульская РО 170-В- Примечание: выделенные ГЭС имеют К1 [К1] = 2, C р = 10,0 10 8 Н/м. Анализ полученных данных показывает, что расчетный коэффициент запаса по оборотной частоте К 1 оказывается для турбин многих ГЭС ниже нормативного значения [К 1 ] = 2,6 (см. табл. 3.1и 3.2).

Из сказанного следует, что расчеты вибрационных характеристик турбин должны вестись с учетом реальных жесткостей подшипников.

Иллюстрацией влияния величины жесткости турбинного подшипника на коэффициент запаса К1 могут служить результаты специального расчета, выполненного применительно к параметрам (n c, D 1, N т ) и высотным размерам (а, b, с) - агрегата Волгоградской ГЭС (конструктивная схема I ). Нормативное значение [К 1 ] обеспечивается (рис. 3.3) только начиная с жесткости подшипника С р =6,0 10 8 Н/м.

Высотные размеры конструктивной схемы также определяют величину коэффициента К 1. Примем в качестве базового варианта гидроагрегат Волгоградской ГЭС со следующими фактическими характеристиками конструктивной схемы: а = 4,6 м.; b = 8,0 м.; с = 2,3 м., жесткость турбинного подшипника Ср = 5,0 108 Н/м; жесткость генераторного подшипника С р = 10 108 Н/м. Значение коэффициента запаса по оборотной частоте составляет 2,49.

Сохраняя общую величину агрегата 14,9 м и жесткость подшипников, изменим консольность рабочего колеса, т. е. размер «а» (табл. 3.3). Расчеты показывают, что уменьшение консольности на 30% приводит к увеличению коэффициента запаса на 17% по сравнению с базовым вариантом (см. табл. 3.3, варианты 1, 2, 3).

Аналогичное изменение расстояния «с» от генераторного подшипника до оси ротора при сохранении постоянства h и жесткостей подшипников практически не оказывает влияния на величину коэффициента запаса K1 (см.

табл. 3.3, варианты 4, 5, 6). Увеличение и сокращение общей высоты гидроагрегата «h» в разумных пределах (при тех же расстояниях «а» и «с», что и в базовом варианте) также не влияет на величину запаса К (см. табл. 3.3, варианты 7, 8, 9).

Рис. 3.3. Влияние жесткости турбинного подшипника на динамические характеристики гидроагрегата:

1 – расчетный коэффициент запаса К 1; 2 – перемещение рабочего подшипника Табл. 3.3. Влияние высотных размеров конструктивной схемы гидроагрегата на расчетный коэффициент запаса К Изменение Вариант Геометрические размеры, м.

Таким образом, наиболее значительное влияние на запас по оборотной частоте оказывает в данной конструктивной схеме консольность рабочего колеса. Расстояние «а» от колеса до турбинного подшипника существенно меняется по агрегатам различных ГЭС (см. табл. 3.1 и табл. 3.2). При выполнении турбинного подшипника на водяной смазке консольность рабочего колеса (а = 0,32 0,46) меньше, чем для подшипника на масляной смазке (а = 0,48 0,64). Для иллюстрации этого, на рис. 3. и 3.5 приведены зависимости консольности рабочего колеса для гидроагрегатов с осевой и радильно-осевой турбиной.

Однако, учитывая, что масляный подшипник имеет более высокое значение составляющей жесткости Ср1 (вал-вкладыш), чем подшипник на водяной смазке (см. табл. 2.1), достоинства того или иного конструктивного решения могут быть установлены только после проведения соответствующих расчетов.

Несмотря на важность коэффициентов К1 и К2 при оценке динамических качеств гидроагрегатов, они являются недостаточными для обоснования того или иного варианта компоновки агрегата. Главным критерием при выборе конструктивной схемы гидроагрегата должно быть исключение задевания рабочего колеса за камеру при всех возможных режимах работы оборудования.

Результаты расчета перемещения ротора агрегата для раз личных гидродинамической сипы оборотной частоты 10 кН показаны в табл. 3.1 и Перемещения ротора в различных точках от действия этой силы 3.2.

обозначены здесь следующим образом: - перемещения рабочего колеса вала в зоне дополнительного (верхнего) генераторного подшипника при трехопорной конструктивной схеме.

Относительная консольность РК, a/D Рис. 3.5. Относительная консольность РО турбин с турбинным подшипником Анализ результатов расчета показывает, что перемещения рабочего колеса осевых гидротурбин от единичной силы 10 кН остаются, практически, одинаковыми для двухопорной и трехопорной схем. Для РО турбин использование трехопорной схемы позволяет снизить перемещения рабочего колеса.

Практическое использование предлагаемого подхода к выбору конструктивной схемы рассмотрим на примере Нурекской ГЭС.

Гидроагрегат этой ГЭС выполнен по трехопорной схеме (см. табл. 3.2), имеет подшипники на масляной смазке, полная жесткость которых оценивается величиной С р = 10 10 8 Н/м, В процессе эксплуатации на некоторых агрегатах ГЭС было обнаружено резкое снижение жесткости нижнего генераторного подшипника по сравнению с ранее полученными данными. Исходя из этого, были рассчитаны динамические характеристики агрегата для существующей трехопорной схемы гидроагрегата и двухопорной схемы гидроагрегата (в предположении, что удален нижний генераторный подшипник).

Согласно расчетам, коэффициент запаса по оборотной частоте оказался для трехопорной схемы равным нормативному К 1 = [К 1] = 2,60.

Переход к двухопорной схеме приводит к снижению собственной частоты поперечных колебаний вала от 8,6 до 6,6 Гц, и коэффициент запаса становится существенно меньше К 1 = 2,0 < [К 1 ]. Формально эксплуатация турбин с таким коэффициентом запаса недопустима, однако практика показывает, что действующие гидроагрегаты могут эксплуатироваться даже при К 1 < 2,0.

Перемещения вала от действия на рабочем колесе силы 10 кН представлены в таблице 3.4. Из таблицы видно, что перемещения рабочего колеса и вала у турбинного подшипника от действия силы на рабочем колесе оказываются для двухопорной и трехопорной схем практически одинаковыми.

Табл. 3.4. Линия вала от действия единичной силы 10кН Место единичной силы 10 кН колесе генератора В наиболее тяжелом случае максимальное значение радиальной гидродинамической силы на рабочем колесе может достигать 210 кН (см.

рис.3.3). При такой силе перемещение рабочего колеса будет равно:

для трехопорной схемы - 0,65 мм; для двухопорной - 0,66 мм.

Перемещение рабочего колеса от силы на роторе генератора при трехопорной схеме мало и возрастает при двухопорной схеме.

Рассмотрим наихудший случай, когда перемещения от сил на рабочем колесе и генераторе суммируются. Максимальное значение силы на роторе генератора примем равным гидродинамической силе на колесе Fг = Fркоб = 210 кН. Перемещение рабочего колеса в камере от этой силы на генераторе составит 0,08 мм. Тогда суммарное перемещение от силы на колесе и генераторе будет составлять 0,74 мм, что на 10% больше, чем при трехопорной схеме.

Нурекской ГЭС, [ ]РО = 1,8 мм. Поскольку суммарное перемещение рабочего колеса от действующих на колесе и роторе генератора сил оказывается в обеих схемах значительно меньше допустимого зазора, то эксплуатация агрегата возможна как по трехопорной, так и двухопорной схемам.

Наиболее неблагоприятным моментом перехода от трехопорной схемы к двухопорной является увеличение нагрузки, действующей на верхний генераторный подшипник: если при трехопорной схеме оба подшипника нагружаются практически одинаково, то при двухопорной - нагрузка на верхнем генераторном подшипнике возрастает на 60%.

1. Исследованы динамические характеристики гидроагрегатов и распределение нагрузки между направляющими подшипниками в зависимости от конструктивной схемы их исполнения.

2. Консольность рабочего колеса гидротурбины с баббитовым подшипником гораздо выше, чем с резиновым подшипником на водяной смазке. Однако, учитывая более низкую жесткость последнего, достоинства того или иного конструктивного решения могут быть установлены только после проведения соответствующих расчетов.

3. Наиболее значительное влияние на коэффициент запаса по оборотной частоте К1 = f cоб /f об оказывает консольность расположения рабочего колеса и жесткость турбинного подшипника. С учетом реальных значений жесткостей подшипников коэффициент запаса по оборотной частоте оказался на агрегатах ряда ГЭС ниже нормативного [K 1 ] = 2,6.

4. ИССЛЕДОВАНИЕ ПРИРОДЫ ВИБРАЦИЙ ОПОРНЫХ УЗЛОВ

ГИДРОАГРЕГАТОВ

4.1. Основные понятия вибрационного процесса Колебательные процессы, распространяющиеся по конструкции машины, называются вибрационными процессами. Колебания называются периодическими, если они воспроизводятся в прежнем виде через определенный промежуток времени «Т». Примером может служить установившееся движение гидротурбины, которая по истечении полного оборота снова проходит через свое начальное положение. Простейшей из периодических функций является синусоидальная (рис.4.1): а = А Sin( t где есть угловая частота, связанная с периодом соотношением:. Для количественной оценки амплитуд механических колебаний используются разные величины: двойная амплитуда; пиковое значение; среднее значение;

среднеквадратичное значение [5, 16, 33, 70,71,81, 83].

Рис. 4.1. Количественные параметры колебаний Двойная амплитуда (2Амах) - отображает полный размах колебаний, является важным параметром, когда речь идет о критических вибрациях, гидротурбины или «ротор–статор» генератора.

Пиковое значение (Апик) - эффективная оценка кратковременных механических ударов. Отображает только максимальное значение исследуемых колебаний, но не дает представления об их временном развитии.

Среднее значение (Аср ) характеризует временное развитие исследуемых колебаний, но оно не имеет непосредственной связи с физическими причинами этих колебаний. Среднее значение за время T равно:

Cреднеквадратичное значение (СКЗ) является наиболее важным Среднеквадратичное значение находится по формуле:

между перечисленными величинами определяется выражением:

Встречающиеся на практике вибрации обычно являются сложными механическими колебаниями со многими составляющими на разных частотах (см. рис. 4.1). Сложное периодическое колебание a t) может быть далеко по форме сигнала от синусоидального, хотя и состоит из синусоидальных величин.

гармонические колебания, которые называют гармоническими составляющими функции a t). График зависимости амплитуды от частоты носит название частотной спектрограммы. Частотный анализ выявляет отдельные источники механических колебаний и выступает основным методом диагностики.

Существующие два способа представления сигнала (во временной А(t) и частотной А(f) областях) связаны между собой преобразованием Фурье.

Если известна реализация процесса a(t) во временной области (на плоскости амплитуда-время), то с помощью этого преобразования можно осуществить фильтрацию процесса и перейти к распределению амплитуд А(t) в частотной области А(f). Примеры периодических колебательных процессов во временной и частотной областях показаны на рис. 4.2 [25]. Однозначного ответа на вопрос, какая форма представления колебательного процесса предпочтительней, не существует. Если в первых двух случаях неизвестно, какому представлению отдать предпочтение, то в третьем случае, очевидно, что временное представление гораздо проще и нагляднее, чем спектральное.

Рис. 4.2. Примеры колебательных процессов:

4.2. Методика и аппаратура измерения вибраций описывающие механические колебания: «x» - смещение измерительной точки относительно ее нормального положения в состоянии покоя; «v» скорость движения измерительной точки; ускорение «а» скорость, с которой изменяется скорость движения измерительной точки во времени.

синусоидальной формой волны имеют математически точно определенную взаимную связь. Достаточно определить лишь одну из этих величин, а две другие могут быть найдены расчетом. Пусть общее выражение для ускорения частотой = А0 Sin( t). Тогда значение скорости находится однократным Форма волны и период рассматриваемых колебаний идентичны для смещения, скорости и ускорения. Главное различие этих трех параметров заключается во взаимном фазовом сдвиге кривых, отображающих зависимость амплитуды от времени (рис. 4.3) [5].

Наиболее широкое распространение в технике получило измерение скорости механических колебаний. Однако в гидротурбинах параметр скорости не является основным при исследовании вибраций. Гидроагрегаты относятся к разряду низкооборотных машин, их частота вращения находится обычно в пределах 13 Гц. Главная роль в изучении вибраций гидротурбин отводится вибрационного состояния гидроагрегата, обосновываются нормы допустимых вибраций, выполняется балансировка роторов гидромашин.

Рис. 4.3. Параметры вибрационных измерений Вместе с тем в средненапорных и высоконапорных гидротурбинах всегда наблюдаются динамические нагрузки частотой 100300 Гц и выше, вызываемые действием кромочных вихрей, сходящих с лопастей и лопаток направляющего аппарата. Для анализа вибраций, обусловленных этими нагрузками вполне уместно применять параметр скорости, а в некоторых случаях, возможно, и параметр ускорения.

Широкий частотный спектр гидродинамических нагрузок и вибраций основных элементов турбины (от частот порядка 0,30,5 Гц до частот исчисляемых сотнями Гц) является исключительной особенностью гидромашин, не свойственной ни одному двигателю. Спектр колебаний формируется в реактивной турбине частотой вращения, числом лопастей, числом лопаток направляющего аппарата, числом колонн статора, частотой срыва кромочных вихрей с лопастей колеса и лопаток направляющего аппарата.

Международный стандарт на измерение вибраций гидромашины [80] соответствующий анализ возможного частотного спектра динамических сил.

При отсутствии такой информации нижнюю и верхнюю границы исследуемого диапазона частот предлагается выбирать из следующих соображений.

Нижняя граничная частота fниж = 0,1fоб, где: fоб – оборотная частота вращения агрегата.

Верхняя граничная частота - выбирается наибольшая из:

рабочего колеса; W2- скорость потока на выходе с лопастей рабочего колеса (Sh=0,150,25).

ожидаемым спектром частот. Поскольку регистрируемый частотный спектр вибраций может быть очень широким, то измерительная аппаратура в одном случае настраивается на определение вибросмещения (оно применяется для подчеркивания составляющих колебаний с низкими частотами), а в другом случае настраивается на определение виброскорости, когда необходимо подчеркнуть высокочастотные колебания (уровень сигнала этих колебаний по вибросмещению крайне незначителен). В качестве иллюстрации в таблице 4. показано соотношение амплитуд СКЗ виброскорости и вибросмещений для различных составляющих радиальных вибраций турбинного подшипника штатного агрегата Саяно-Шушенской ГЭС при работе на оптимальном по КПД режиме (Н = 212 м, Nа = 608 МВт).

Как видим, разница в амплитудах между высокочастотными колебаниями (280355 Гц) и низкочастотными колебаниями (2,38 Гц) оказывается при вибросмещения.

Табл. 4.1. Сравнение сигналов вибраций, регистрируемых по Параметр вибраций, СКЗ Практически во всех областях техники измерение и контроль механических колебаний производится сегодня с помощью пьезоэлектрических акселерометров, эксплуатационная характеристика которых в целом лучше характеристики любого другого вибродатчика [5]. Пьезоэлектрический акселерометр является электромеханическим преобразователем, отдающим электрический сигнал прямо пропорциональный ускорению воздействующих на него механических колебаний.

пьезоэлектрических дисков, расположенных между основанием его корпуса и относительно большей инерционной массы (рис. 4.4). Масса прижата жесткой пружиной.

При действии на основание акселерометра механических колебаний инерционная масса воздействует на пьезоэлектрические диски переменной пьезоэлектрического эффекта (материалом дисков является искусственно образуется электрический заряд, пропорциональный воздействующей силе и, следовательно, ускорению инерционной массы. На частотах намного меньших собственной резонансной частоты акселерометра (эта частота определяется системой «масса-пружина») ускорение инерционной массы равно ускорению целого акселерометра. Следовательно, генерируемый акселерометром электрический заряд пропорционален ускорению воздействующих на него механических колебаний. Математическое обоснование основных принципов действия пьезоэлектрических акселерометров можно найти в работе [5].

пьезоэлектрических акселерометров, что особенно важно для стационарных систем виброконтроля. Прямая пропорциональность между выходным колебаний сохраняется здесь в широких динамических и частотных диапазонах.

Подчеркнем, что отдаваемый акселерометром сигнал (пропорциональный ускорению) можно интегрировать и, следовательно, измерять скорость и смещение механических колебаний. Благодаря этому свойству акселерометры нашли широкое применение в исследовании вибраций гидротурбин.

использованием акселерометра имеет один существенный недостаток – из-за зарегистрировать низкочастотные колебания (с частотой ниже 1,0 Гц), которые являются превалирующими для низкооборотных гидромашин. Для определения низкочастотных вибраций (прежде всего «жгутового» происхождения) приходится применять другие измерительные средства.

Современные технические средства обеспечивают автоматизированную обработку зарегистрированных акселерометром колебаний. Определение отдельных составляющих сложного вибрационного процесса осуществляется сегодня или с помощью частотных анализаторов или на персональных компьютерах, имеющих соответствующее программное обеспечение.

Частотный анализатор имеет обычно набор полосовых фильтров, настроенных на определенные частоты и переключаемых автоматически или вручную. Полосы пропускания фильтров перекрывают анализируемый частотный диапазон, так что результатом анализа является ряд значений или уровней, измеряемых электронным прибором в отдельных узких полосах.

Существуют два основных типа частотных анализаторов: анализаторы с постоянной абсолютной шириной полосы пропускания и анализаторы с постоянной относительной шириной полосы пропускания. Первый тип снабжен фильтрами с точно определенной фиксированной шириной полосы пропускания, например, 3 Гц, 10 Гц и т.д. Анализаторы второго типа имеют фильтры, ширина полосы пропускания которых всегда равна определенной доли (в %) их средней частоты, т.е. частоты настройки, например, 3%, 10% и так далее. Ни теория, ни практика не дают ответа на вопрос о том, какому из вышеописанных анализаторов отдать предпочтение при анализе механических колебаний [5].

Описанные выше аппаратные средства измерения и анализа вибраций стали применяться в гидротурбостроении 20-25 лет назад. До этого времени измерение амплитуд вибраций осуществлялось сейсмическими датчиками с записью сигнала на ленту осциллографа [2, 10, 23].

Вибродатчик имел сейсмическую массу на пружинах. Связанная с сейсмической массой цилиндрическая катушка помещалась в зазоре постоянного магнита. Период собственных колебаний сейсмической массы составлял примерно 0,8 Гц. Вибродатчик устанавливался на вибрирующую конструкцию гидроагрегата, и возникающая в катушке ЭДС (пропорциональная скорости вибраций) подавалась на зеркальный гальванометр осциллографа.

Параметры гальванометра подбирались таким образом, чтобы он обладал интегрирующими свойствами. В результате отклонение луча на ленте осциллографа оказывалось пропорциональным амплитуде вибросмещения конструкции.

Что касается обработки осциллограмм, то она заключалась в определении полного размаха колебаний (2Амах) и в визуальном выделении основных частотных составляющих.

Разница в современных и ранее применявшихся методах изучения вибраций гидроагрегатов принималась автором во внимание при сопоставлении результатов, полученных в разное время на действующих ГЭС.

максимально возможной информации о вибрационном состоянии агрегата. К наиболее информативным узлам гидромашины относятся такие, через которые предаются основные динамические нагрузки, а именно: несущая крестовина (или опора подпятника), корпусы турбинного и генераторного подшипников.

Кроме того, вибродатчики устанавливаются часто на крышке турбины.

Замеры радиальных вибраций на корпусах подшипников выполняются по двум взаимно-перпендикулярным плоскостям. Обычно одна горизонтальная ось берется в направлении «верхний бьеф - нижний бьеф», а другая – в направлении «правый берег - левый берег». Установленные на подшипниках датчики располагаются в каждой из плоскостей на соответствующей вертикальной линии. При замерах вертикальных вибраций машины датчики располагаются как можно ближе к оси агрегата.

Исследование вибрационного состояния гидроагрегата предполагает определение биения вала в зоне подшипников в двух взаимноперпендикулярных плоскостях. Величина биения вала может измеряться двояким образом:

относительно корпуса подшипника;

относительно опор, связанных со стенками шахты турбины или кратера.

В первом случае определяется полный зазор «вал-вкладыш подшипника», который имеет две составляющие: постоянную и переменную, вызываемую упругими деформациями вкладыша и вала. Во втором случае регистрируются колебания, складывающиеся из вибраций корпуса подшипника и полного зазора «вал-вкладыш».

Простейшим средством измерения биения вала является индикатор часового типа, штифт которого упирается в вал агрегата. Этот примитивный прибор по-прежнему остается основным средством контроля биения вала на большинстве действующих ГЭС России и стран СНГ. Его недостатком является низкая точность измерений, невозможность определения частоты колебаний и ее характера (отсутствует развертка кривой колебаний во времени).

В процессе натурных испытаний измерение биения вала осуществлялось до недавнего времени с помощью специальных балочек, с наклеенными на них тензометрами. Один конец тензометрической балочки закрепляется на опоре, а другой, имеющий упор – соприкасается с валом. Для лучшей работы тензометров балочка делается равного сопротивления по всей длине.

Тензобалочки можно применять также при измерении вибраций опорных узлов. Они находили широкое применение, в частности, для выделения низкочастотной составляющей вибраций (менее 1,0 Гц), измерить которую на низкооборотных турбинах не удавалось другими средствами. В качестве примера на рис. 4.5 показана схема измерения вертикальной вибрации опоры пяты с помощью тензометрической балочки. Измерение осевой вибраций опоры пяты ведется здесь относительно бетона шахты турбины, к которому жестко крепится кронштейн.

В современных измерительных приборах величина биения вала определяется бесконтактным способом. Вместо тензобалочки на кронштейне закрепляется бесконтактный датчик перемещения. Построение таких приборов возможно на разных физических принципах: емкостном, индуктивном, вихретоковом, лазерном и др.

Рис. 4.5. Измерение вертикальной вибрации опоры пяты 1- опора пяты; 2 - кронштейн; 3 - шахты турбины; 4 - тензобалочка 4.3. Методика определения динамических нагрузок В диссертационной работе использовались различные методы определения возмущающих сил, каждый из которых имеет свои достоинства и недостатки. Рассмотрим сначала способы измерения сил, действующих в осевом направлении.

Первый способ основан на измерении напряжений в материале вала в осевом направлении при работе гидроагрегата. Напряжение измеряется с помощью тензометров, наклеенных на вал агрегата с двух противоположных сторон для компенсации напряжений изгиба. Зная геометрические размеры поперечного сечения вала.

Основным достоинством данного способа является непосредственное измерение осевой силы на роторе агрегата. Однако следует отметить большую трудоемкость метода, обусловленную необходимостью размещения аппаратуры для усиления сигналов на валу агрегата, установки токосъемника или другой аппаратуры для передачи сигналов с вращающегося вала к регистрирующим приборам.

Второй способ определения осевых сил базируется на измерении напряжений в опоре пяты или несущей крестовине агрегата. Тензометрические датчики наклеиваются на опору пяты (или крестовину), воспринимающую осевые нагрузки. Тарировка датчиков осуществляется подъемом ротора агрегата на тормозах. Опора освобождается от действия известной силы веса ротора Gр и в ней фиксируются создаваемые этой силой напряжение р. Зная на "i"-м режиме работы гидроагрегата напряжение i, можно определить величину осевой силы на этом режиме по формуле:

Наши исследования на турбине ДнепроГЭС-2 показали, что характер динамических напряжений, измеренных этими двумя способами, отличается.

Во втором случае тензодатчики регистрируют также напряжения, вызываемые собственными колебаниями механической системы агрегата.

Третий способ определения осевой силы основан на измерении абсолютного перемещения несущей крестовины (или крышки турбины) yк работающего агрегата. По измеренным перемещениям yк на режиме и ранее определенной осевой жесткости опорного узла Cк находится величина гидравлической нагрузки по формуле: Рос yк Ск.

Величина осевой силы по двум последним способам может быть получена в чистом виде только в случае расположения опоры пяты на несущей крестовине. При размещении опоры на крышке турбины следует учитывать, что на крышку турбины действует сила давления воды и поэтому перемещение опоры пяты зависит не только от осевой силы, передаваемой через вал на подпятник, но и от силы давления воды, действующей со стороны проточной части.

Для измерения радиальных нагрузок на направляющие подшипники в диссертации использовались три метода [4, 38]. Схема расположения аппаратуры на агрегате для измерения нагрузок по этим методам показана на рис. 4.6.

Наиболее точным, хотя и трудоемким, является метод определения нагрузки на подшипник с помощью специальных силоизмерительных устройств (например, мерных болтов). Предварительно протарированные болты устанавливались на сегментный подшипник вместо штатных. На каждом исследуемом режиме работы турбины производилась одновременная запись сигналов от всех измерительных болтов. Пример записи усилий на генераторный подшипник агрегата Чарвакской ГЭС представлен на рис. 4. для двух режимов. На одном режиме имеют место низкочастотные пульсации потока «жгутового» происхождения, а на другом режиме такие пульсации отсутствуют.

Обработка осциллограмм записанных сигналов была следующей.

Оборот турбины разбивался на восемь частей и для каждого «i»-го момента времени векторным сложением сигналов работающих болтов находилось полное усилие на подшипник. Такая процедура выполнялась для всех восьми моментов времени. В результате определялось полное усилие на подшипник (статическая и динамическая составляющие) в процессе одного оборота вала. На режимах с низкочастотными пульсациями потока обработка результатов измерений выполнялась по 67 оборотам, а на остальных режимах по двум оборотам.

Рис. 4.6. Схема расположения аппаратуры для измерения радиальных нагрузок:

1 – токосъемник, 2 – тензостанция, 3 – мерные болты, 4 – датчики изгиба вала, 5 – кабель, 6 – датчики напряжений, 7 – вибродатчики, 8 – отметчик оборотов Рис. 4.7. Осциллограмма замера усилий на генераторном подшипнике а - режим со «жгутовыми» пульсациями потока;

б - оптимальный по КПД режим работы агрегата применяли последовательную запись сигналов на осциллограмму, по отдельным измерительным элементам [35]. Такой способ записи сигналов не вызывает возражения, когда суммарная нагрузка на подшипник определяется на режимах, на которых превалирующая роль принадлежит составляющей нагрузки оборотной частоты (см. рис. 4.7б). Если гидравлическая нагрузка содержит последовательная регистрация сигналов от измерительных элементов дает искаженную информацию о гидравлической нагрузке, так как усилие на мерное устройство меняется от одного оборота к другому (см. рис. 4.7а).

Такой способ использовался для определения нагрузок на турбинный подшипник с водяной смазкой на Чебоксарской ГЭС, на турбинный подшипник с масляной смазкой на Капчагайской ГЭС и на генераторный подшипник агрегата Чарвакской ГЭС.

Второй метод определения радиальных сил основан на измерении деформаций изгиба вала агрегата с помощью тензометрических датчиков, наклеенных на вал в двух сечениях по высоте (см. рис. 4.6). В каждом измерительном сечении производится регистрация напряжений в двух взаимноперпендикулярных плоскостях.

Реакция на подшипник и сила, приложенная к рабочему колесу, находятся из системы уравнений (рис. 4.8):

Недостаток этого метода состоит в том, что наклеенные на вал тензометры измеряют помимо напряжений изгиба некоторую долю напряжений от крутящего момента. По этой причине изложенный метод использовался, обычно, на режимах холостого хода и синхронного компенсатора, когда долей крутящего момента можно пренебречь.

Рис. 4.8. Схема измерения усилия на турбинном подшипнике:

разработанный в НПО ЦКТИ метод определения радиальных сил по измерению полного перемещения вала (биения вала плюс вибрации корпуса) [60, 67].

Для определения сил, действующих на вал агрегата, составляется и решается для каждой из двух взаимно перпендикулярных плоскостей система уравнений следующего вида (рис. 4.9):

FРК FГ F BТП

FРК FГ F BНГП

FРК FГ F BВГП

где: F РК, F Г, F В силы, действующие на вал соответственно с рабочего колеса, ротора генератора и возбудителя;

BТП, BНГП, BВГП амплитуда полного перемещения вала в зоне Рис. 4.9. Линии прогиба вала от действия единичных сил :

1 - расчетная схема агрегата; 2, 3, 4 - линии вала от силы 10 кН, приложенной на рабочем колесе, на роторе генератора и возбудителе соответственно Поскольку спектр колебаний вала может содержать несколько частот, то уравнение (4.2) используется раздельно для каждой из периодических составляющих. Динамическая нагрузка на каждый из подшипников Rпод вычисляется по выражению:

где: Bпод амплитуда полного перемещения вала в зоне подшипника.

При определении низкочастотных сил (с частотами менее 1,0 Гц) возникают проблемы с измерением вибраций корпусов подшипников из-за отсутствия соответствующей аппаратуры для регистрации колебаний с такими частотами. В этом случае в уравнении (4.2) вместо величины Впод используются результаты измерения только биения вала.

4.4. Результаты исследования природы основных частотных При работе гидроагрегата колебания его опорных узлов происходят с различными частотами, связанными с теми или иными возмущающими силами, составляющих сил, действующих в гидроагрегате с целью выявления основных закономерностей их проявления. Рассмотрение начнем с самых низкочастотных сил и дальше по мере увеличения частоты.

4.4.1. Низкочастотные вибрации, вызываемые воздействием гидравлических сил «жгутового» происхождения Низкочастотные колебания обусловлены действием гидравлических сил (частотой в 35 раз ниже оборотной), формируемых на рабочем колесе гидротурбины. Наибольшую роль эти силы играют в турбинах с жестко закрепленными лопастями, так как определяют их эксплуатационные ограничения. При Н = const низкочастотные силы наблюдаются на режимах, расположенных левее оптимальной по КПД ( мах) зоны мощности агрегата.

Сходящий с выходных кромок лопастей закрученный поток образует за рабочим колесом концентрированный «жгут», который имеет форму винтовой спирали и обязательно замыкается своим концом на стенках или дне отсасывающей трубы. В зависимости от того на каком удалении от рабочего колеса происходит замыкание (разрушение) «жгута» силовое воздействие потока на ротор агрегата может передаваться в одном случае преимущественно в радиальном направлении («жгут» замыкается в верхней части отсасывающей трубы), а в другом крайнем случае в вертикальном (осевом) направлении («жгут» замыкается на дно отсасывающей трубы). Возможны, естественно, и различные промежуточные варианты, и тогда воздействие «жгута» проявляется как в осевом (на опоре подпятника), так и в радиальном направлениях (на подшипниках агрегата).

Закрутка потока на выходе с лопастей колеса объясняется с позиций обтекания следующим образом. Пусть точка 1 рабочей характеристики турбины Френсиса = f(Nт) (рис. 4.10а) относится к оптимальному по КПД режиму работы турбины ( тмах), а две другие точки 2 и 3 соответственно являются режимами частичной мощности и перегрузки турбины. Треугольники скоростей на выходе с лопастей рабочего колеса показаны для этих режимов на рис.4.10б; здесь u2 - окружная скорость колеса, w2 - относительная скорость воды на выходе с лопастей, лопастей.

На оптимальном режиме соотношение относительной скорости потока W2 и окружной u2 на выходе с лопасти таково, что абсолютная скорость потока с2 имеет только осевое направление. Кинетическая энергия потока преобразуется в этом случае отсасывающей трубой в разрежение под рабочим колесом.

Рис. 4.10. Механизм возникновения вихревого «жгута»

б - треугольники скоростей потока на выходе с лопастей На частичных мощностях (точка 2) и режимах перегрузки (точка 3) это соотношение скоростей нарушается. Появляется окружная составляющая скорости с2u (проекция абсолютной скорости с2 на направление u2), кинетическая энергия которой не восстанавливается отсасывающей трубой, а расходуется на образование «жгута» за рабочим колесом; при этом направление вращения «жгута» в режимной точке 2 совпадает с направлением вращения турбины, а на режиме 3 вращение «жгута» оказывается противоположным направлению вращения колеса. Пульсации давления воды на рассматриваемых режимах могут быть столь значительными, что они наблюдаются даже в спиральной камере, трубопроводе, а порождаемые при этом динамические нагрузки ощущаются на элементах генератора (в частности на опоре подпятнике и подшипниках).

Что касается турбин Каплана, то здесь такие явления наблюдаются всегда комбинаторную зависимость. Чем меньше предусмотренный проектом угол сворота лопастей, тем ниже уровень нестационарных явлений в проточной части турбины.

На комбинаторной зависимости (обеспечивает оптимальную связь между углом разворота лопастей и открытием аппарата) работа ПЛ турбины сопровождается осевым выходом потока с лопастей без «жгутовых» пульсаций потока под колесом (см. рис. 4.10, точка 1).

При работе поворотнолопастной турбины на максимальном угле установки лопастей ( = ) машина опять попадает в пропеллерный режим (но уже максимального угла) при открытиях направляющего аппарата сушественно больше комбинаторного (точка 3 на рис. 4.10). Низкочастотные пульсации потока и соответствующие динамические нагрузки на этом пропеллерном режиме имеют существенно более высокий уровень, чем на пропеллерном режиме минимального угла установки лопастей при одном и том же значении КПД. Это объясняется тем, что потери мощности водотока на пропеллерном режиме максимального угла установки лопастей значительно выше, чем на пропеллерном режиме минимального угла. Потери мощности водотока для «i»-го режима определяются по формуле:

где: NTi и - соответственно мощность и КПД турбины на «i»-ом режиме.

Если для неподвижных узлов турбины (камера рабочего колеса, крышка турбины, опорные подшипники и т.д.) воздействие «жгута», проявляется с частотой fж, то на вращающихся элементах ротора (лопасти, вал агрегата) «жгут» проявляется с разностью оборотной и жгутовой частот (fоб - fж) на частичной мощности и с частотой fоб + fж на режимах перегрузки.

Частота вращения «жгута» не остается постоянной для всех режимов.

Например, на Братской ГЭС частота жгутовых пульсаций изменялась на турбине в зависимости от приведенного расхода при пусковом напоре (Н 0,6 Нр) следующим образом [30]:

При напоре Н 0,8 Нр частота этих пульсаций находилась в пределах fж = 0,40 0,45 Гц. Оборотная частота вибраций турбины этой ГЭС равна f об = 2,08 Гц.

напряжений в элементах ротора с изменением режима. В прочностных испытаниях ЦКТИ турбины Плявиньской ГЭС при напоре Н = 38 м частота динамических напряжений в лопастях при частичной нагрузке Nа = 40 МВт составляла ( fоб - fж) = 1,17 Гц, а при частичной нагрузке Nа = 60 МВт равнялась ( fоб - fж)= 0,84 Гц (оборотная частота fоб =1,47 Гц).

Приближенная оценка частоты fж на стадии проектирования турбин может быть сделана по формуле Рейнганса, полученной в результате статистической обработки натурных данных:

Для осевых гидротурбин Владиславлев Л.А. предлагает в этой формуле ориентироваться на коэффициент 4,2 4,6 [23].

пульсациями потока «жгутового» происхождения запрещается. Полагается, что зона недопустимых режимов приходится на мощности Nт (0,600,65)Nт ном и должна быть уточнена натурными испытаниями.

Соответствующее ограничение на работу турбины с частичными мощностями задается прогнозно заводом-изготовителем оборудования на эксплуатационной характеристике.

Помимо больших перемещений рабочего колеса в зоне лабиринтных уплотнений эти режимы характеризуются также наибольшим уровнем динамических напряжений в лопастях рабочего колеса. Исходя из последнего факта в гидротурбостроении распространено мнение, что ресурс рабочего колеса вырабатывается в основном на частичных мощностных нагрузках [31].

Такой принцип введения ограничения на работу турбин с частичными мощностями представляется необоснованным. Во-первых, отсчет ограничения должен приводиться не от номинальной мощности Nт ном, а от оптимальной по КПД мощности Nт при Нт = const, на которой имеет место осевой выход потока с колеса c2u = 0 (без образования «жгутовых» пульсаций потока под рабочим колесом). Во-вторых, запрещение эксплуатации турбин при всех мощностях Nт (0,6 0,65) Nт ном является очень жестким требованием, сильно ухудшающим регулировочные возможности турбины.

Результаты промышленных исследований ЦКТИ и ЛМЗ свидетельствуют, что зона режимов с повышенным уровнем «жгутовых» пульсаций потока имеет вполне определенные границы относительно оптимальных по КПД режимов (c2u = 0). В качестве примера рассмотрим материалы комплексных испытаний радиально-осевых гидротурбин Усть-Илимской ГЭС (Nт = 245 МВт при Нт р = 85,5 м), в которых регистрировались напряжения в лопастях колеса и крепежных шпильках крышки турбины, а также вибрации опорных узлов.

исследовались на восьми агрегатах (2, 8, 9, 10, 11, 12, 13, 14) по следующим показателям:

по низкочастотной составляющей динамических напряжений лопастей рабочего колеса (fоб - fж ) = 1,59 Гц;

по низкочастотной составляющей динамических напряжений частотой f ж = 0,49 Гц шпилек крепежа крышки турбины;

по биениям вала в зоне турбинного подшипника с частотой fж = 0,49 Гц.