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

Механическая неуравновешенность ротора генератора и рабочего колеса турбины Ротор генератора после заводской сборки практически всегда имеет тот или иной механический небаланс, который выявляется в пусковой период эксплуатации. Так за последние три года (20112013 гг.) автор принимал участие в балансировке роторов шести новых генераторов восстанавливаемой Саяно-Шушенской ГЭС и трех роторов генераторов строящейся Богучанской ГЭС (20122013 гг). Балансировка роторов выполнялась по методике ЦКТИ с предварительным определением жесткостей направляющих подшипников и последующим расчетом динамических сил оборотной частоты, действующих со стороны генератора на холостом ходу без возбуждения.

Проиллюстрируем методику балансировки ротора генератора на примере наиболее сложного случая, который имел место на агрегате 1 Серебрянской ГЭС-1. На этой ГЭС была произведена реконструкция оборудования с заменой двухперовых турбин на традиционные поворотно-лопастные турбины (см.

табл.1.1) [65].

Вибрационные испытания реконструированного агрегата 1 выявили механический небаланс ротора генератора, нагрузка от которого достигла 80кН на обоих генераторных подшипниках. Кроме оборотной динамической силы присутствовала также сила двойной оборотной частоты, что создавало суммарную нагрузку на подшипниках порядка 110 кН. Наконец, ротор генератора имел еще и электрическую неуравновешенность, в результате чего общая нагрузка на подшипники достигала 180 кН на мощностных режимах.

Для подшипников этой ГЭС такая нагрузка оказалась большой. Она приводила к быстрому росту зазоров в подшипниках и увеличению биения вала до недопустимых значений. Для улучшения вибрационного состояния генератора было принято решение провести механическую балансировку ротора.

В процессе балансировки (она выполнялась при напоре Н = 79,25 м) выяснилось, что в один и тот же момент времени вектор виброперемещения корпуса нижнего генераторного подшипника повернут примерно на градусов относительно соответствующего вектора перемещения верхнего подшипника. Это связано с тем, что на роторе была не только сила, но момент небаланса (рис. 5.6). В связи с этим создание балансировочной центробежной силы на роторе генератора с целью снижения вибрации (нагрузки) на нижнем подшипнике влекло за собой некоторое увеличение ее на верхнем подшипнике.

Рис. 5.6. Динамическая неуравновешенность ротора генератора При балансировке первоначально было установлено два груза на соседних спицах массой 65 и 45 кг, которые создавали центробежную силу 90 кН.

Испытания с грузом показали, что установка данного груза резко снизила (до 26 мкм) вибрацию нижнего генераторного подшипника.

Однако по указанным выше причинам уровень вибрации оборотной частоты на верхнем подшипнике возрос до 50 мкм. Чтобы не ухудшать вибрационное состояние верхнего генераторного подшипника, было решено снизить величину балансировочных грузов до 48 кг (грузы были установлены на двух спицах поровну), а также создать момент на роторе, величиной около 18 кНм с целью наиболее эффективного снижения вибрации нижнего подшипника при минимальном изменении ее на верхнем. Момент создавался установкой груза на противоположных спицах, смещенных по высоте на величину 600 мм.

Результаты балансировки ротора генератора представлены в табл. 5.2.

Табл. 5.2. Радиальные вибрации генераторных подшипников агрегата Режим работы Радиальная вибрация корпуса Радиальная вибрация Примечание: в числителе даны величины после балансировки, а в знаменателе – до балансировки.

Уровень вибрации нижнего генераторного подшипника оборотной частоты снизился по сравнению с исходным состоянием с 80100 мкм до 4045 мкм. На верхнем генераторном подшипнике вибрация оборотной частоты практически не изменилась.

Если до балансировки ротора нагрузка на основных мощностных режимах (Na = 6065 МВт) была на ВГП 155 кН, а на НГП - 22 кН, то после балансировки ротора они составили:

нижний генераторный подшипник – 66 кН, в т.ч. оборотная – 62 кН;

верхний генераторный подшипник – 27 кН, в т.ч. оборотная – 22 кН.

Таким образом, балансировка ротора генератора снизила уровень динамических сил оборотной частоты до значений, обеспечивающих надежную работу подшипников.

Рабочее колесо гидротурбины проходит обязательную балансировку перед установкой на агрегат. Однако такая статическая балансировка не исключает возможности появления динамического дисбаланса колеса, например, из-за расположения уравновешивающих масс на разных радиусах (рис. 5.7). Такая ситуация имела место на трехопорном гидроагрегате Колымской ГЭС.

Рис. 5.7. Динамическая неуравновешенность рабочего колеса Электрическая неуравновешенность ротора генератора неуравновешенности ротора генератора может быть наличие короткозамкнутых полюсов или неравномерность формы ротора агрегата. Рассмотрим оба случая.

На одном из агрегатов Шардаринской ГЭС (Казахстан) единичной мощностью 25 МВт при расчетном напоре Нр = 15,8 м (см. табл.1.1) был обнаружен короткозамкнутый полюс. Подача возбуждения приводила к повышению вибраций оборотной частоты корпуса генераторного подшипника с 2Аоб = 78 мкм до 2Аоб = 380 мкм, то есть почти в пять раз. С учетом найденных жесткостей подшипников (см. табл.3.1) были рассчитаны реакции оборотной частоты подшипников на максимальной мощности агрегата:

турбинный подшипник Rтп = 72 кН;

генераторный подшипник Rгп = 105 кН.

Устранить причину неисправности ротора не представлялось возможным по режимным и организационным условиям. Поэтому было принято решение снизить воздействие на опорные узлы от силы электрического дисбаланса ротора, чтобы обеспечить эксплуатацию агрегата до следующего капитального ремонта.

С этой целью на ротор генератора была введена компенсирующая динамическая сила, действующая в противофазе с силой от электрического небаланса ротора. Компенсирующая центробежная сила, равная 49,1 кН, создавалась путем установки груза массой 120 кг на спицу ротора.

В результате вибрации оборотной частоты генераторного подшипника были снижены на холостом ходу с 2Аоб = 380 мкм до 2Аоб = 90 мкм, а на режиме номинальной мощности с 2Аоб = 275 мкм до 2Аоб = 10 мкм. После введения компенсирующей силы нагрузки оборотной частоты на подшипниках при мощности 25 МВт составили:

на турбинном Rтп = 60 кН;

на генераторном Rгп = 5 кН.

Одновременно со снижением вибраций подшипников резко уменьшились и вертикальные вибрации опоры подпятника. Если в исходном состоянии вибрации оборотной частоты были 2Аоб = 100150 мкм (в зависимости от режима), то после введения компенсирующей силы не превышали 2Аоб = мкм. Это связано с конструктивной особенностью данного агрегата, в котором подпятник и генераторный подшипник объединены в один узел.

При пуске машины Курейской ГЭС (см. табл.1.1) обнаружилось большое биение вала агрегата в зоне генераторного подшипника, которое достигало на холостом ходу при подаче возбуждения 1,001,12 мм. Для установления причин электрического небаланса был установлен на статор генератора проводник (виток), в котором при прохождении полюсов ротора генератора наводилась ЭДС. Испытания показали, что все 48 полюсов генератора исправны (на осциллограмме не имелось резких провалов амплитуд ЭДС).

Вместе с тем обнаружилось периодическое изменение амплитуды ЭДС с оборотной частотой, что косвенно указывало на изменение воздушного зазора между ротором и статором генератора.

Выравнивание воздушного зазора осуществлялось выдвижением на 1,51,8 мм двадцати полюсов ротора, расположенных с противоположной стороны от «тяжелой» точки. Эффективность выполненного мероприятия иллюстрируется на рис.5.8 [38].

Дальнейшее уменьшение электрического небаланса и механической неуравновешенности ротора достигалось введением компенсирующей центробежной силы, вектор которой направлен в сторону противоположную действию вектора суммарной силы от электрического небаланса и механической неуравновешенности ротора. Согласно экспериментальным данным, жесткость вкладышей генераторного подшипника составляла Ср1 = 3,32108 Н/м (см. табл. 3.1). Для снижения биения вала до нормальной величины необходимо было создать искусственную компенсирующую силу порядка кН. Эта сила практически обеспечивалась установкой на спицу ротора генератора груза массой 250 кг на радиусе 3,9 м от оси вращения. После завершения доводочных работ биения вала уменьшились в 57 раз по сравнению с первоначальными значениями, что обеспечило работу агрегата во всем диапазоне мощностей.

Рис. 5.8. Годографы биения вала агрегата Курейской ГЭС в зоне 1 – первоначальное состояние; II – после регулировки полюсов ротора; III – после внедрения всех мероприятий; 1…8 - положение ротора Гидравлический небаланс рабочих колес гидравлического небаланса колеса представляет собой наиболее сложную задачу. В диссертации использовалось три практических способа уменьшения динамической нагрузки на опорные узлы от действия гидравлической неуравновешенности рабочих колес:

введение компенсирующей динамической силы на ротор агрегата путем установки определенной массы механических грузов на спицу ротора генератора, обод рабочего колеса или в обтекатель (первый способ);

установка в межлопастной канал радиально-осевой турбины обтекаемой пластины, создающей компенсирующую гидравлическую силу (второй способ);

выравнивание углов выхода потока по лопастям колеса (устраняются причины гидравлической неуравновешенности колеса) (третий способ).

Наиболее простым способом является первый. По своей сущности он аналогичен способу снижения динамических нагрузок опорных узлов машин, имеющих электрическую неуравновешенность ротора генератора. Этот способ широко использовался для улучшения вибрационного состояния гидроагрегатов разного типа. Рассмотрим конкретные примеры.

На Кременчугской ГЭС (Украина) некоторые поворотно-лопастные турбины (см. табл.1.1) имели гидравлический небаланс, который при полном открытии направляющего аппарата и напоре Н = 14,2 м создавал гидравлическую силу порядка 100190 кН (в зависимости от агрегата). Эта сила вызывала на турбинных подшипниках нагрузки оборотной частоты 160270 кН, что приводило к быстрому росту биения вала в процессе эксплуатации (после 12000 часов наработки биения вала превышали 2,0 мм). В то же время радиальные вибрации генераторных подшипников были невелики и соответствовали по нормативу оценке «хорошо-отлично». Было принято решение разгрузить турбинный подшипник введением компенсирующей механической силы на ротор генератора, направленной в противофазе с силой гидравлического небаланса колеса. Данное техническое решение оказалось возможным по той причине, что вектор гидравлической силы от дисбаланса сохранял неизменным свое положение на рабочем колесе в диапазоне основных режимов турбины (Н = 11,016,5 м и Nт = 2058 МВт). Величина груза на спицу ротора подбиралась из условия снижения нагрузки на турбинный подшипник на 6070 кН при работе с номинальной мощностью.

Так было улучшено вибрационное состояние турбинных подшипников шести машин. На некоторых из них снижение нагрузки на турбинный подшипник произошло за счет ухудшения работы генераторного подшипника. В наиболее неблагоприятном случае биение вала в зоне генераторного подшипника увеличилось на 0,100,15 мм, и стало соответствовать оценке «хорошоудовлетворительно».

Описанный способ улучшения вибрационного состояния турбинных подшипников работает при двухопорной схеме агрегата. В этом случае на турбинный подшипник передается 2530 % от динамической силы на роторе генератора. Однако для трехопорной схемы агрегата этот способ неприемлем, так как динамические нагрузки генератора практически не передаются на турбинный подшипник (см. разд. 3 диссертации).

Аналогичный прием улучшения работы турбинного подшипника использовался НПО ЦКТИ при участии диссертанта на радиально-осевых машинах Плявиньской ГЭС. Здесь также происходило в некоторых случаях дополнительное нагружение генераторного подшипника, правда, без заметного снижения надежности его работы. Эффективность решения, естественно, повышалась с установкой компенсирующего механического груза вблизи турбинного подшипника. Поэтому на некоторых машинах механический груз был размещен в зоне верхнего обода колеса. Играя положительную роль на мощностных режимах, этот груз ухудшал вибрационное состояние подшипника на режиме синхронного компенсатора вследствие воздействия дополнительной центробежной силы. Данный пример показывает, что при введении на ротор агрегата компенсирующей силы ее величина должна выбираться с учетом продолжительности различных режимов работы агрегата.

Агрегат Шардаринской ГЭС единичной мощностью Nа = 25 МВт из-за повреждений турбинного подшипника вследствие действия нагрузки от гидравлического небаланса колеса снижал за сезон работы мощность до Nа = 8МВт. Расчетно-экспериментальные исследования автора установили, что при напоре Н=16,4 м сила от гидравлического небаланса гидротурбины составляла Fрк = 55 кН при Nа = 15 МВт и Fрк = 77 кН при Nа = 21 МВт. Компенсация воздействия этой силы на турбинный подшипник достигалась введением механической центробежной силы в конус обтекателя колеса. Установка на радиусе 0,6 м груза массой 600 кг позволяла создать центробежную силу кН. После осуществления этого мероприятия были сняты эксплуатационные ограничения мощности турбины. Если до введения компенсирующей силы вибрации корпуса турбинного подшипника составляли 100 мкм при Nа = МВт, то после ее введения величина вибраций на том же режиме стала 35 мкм, а на режиме максимальной мощности не превышала 50 мкм. С таким грузом в обтекателе агрегат эксплуатируется уже более 25 лет.

Такой же способ снижения нагрузки на турбинный подшипник использовался на одном из агрегатов Волгоградской ГЭС, для чего внутри рабочего колеса был размещен груз массой 400 кг.

Оригинальный метод (второй способ) улучшения работы турбинного подшипника был применен на временном колесе агрегата Саяно-Шушенской ГЭС [50]. Первоначально, как и на рассмотренных выше ГЭС, нагрузка на подшипник от гидродинамического небаланса снижалась путем установки груза на спицу ротора генератора. Создание центробежной силы на роторе кН снижало нагрузку на турбинный подшипник на 10 %, в результате чего биения вала уменьшались на 0,12 мм за счет снижения деформаций системы «вкладыш-регулирующий болт». Основываясь на положительном эффекте этого эксперимента, было принято решение установить груз непосредственно на самом рабочем колесе (на обтекаемой поверхности обода размещались пластины толщиной 30 мм, что составляло 0,005D1, и массой 500 кг). Но вместо ожидаемого уменьшения нагрузки на подшипник произошло их резкое усиление, и подшипник был разбит за несколько минут.

Оказалось, что при обтекании пластин, установленных в межлопастные каналы, возникала дополнительная гидравлическая сила, которая, векторно складываясь с гидравлической силой от небаланса колеса, резко увеличивала нагрузку на турбинный подшипник. В то же время этот гидравлическую силу, действующую в противофазе с гидравлической силой от небаланса колеса.

Переустановка грузов общей массой 500 кг в другие межлопастные каналы изменила ситуацию. Динамическая нагрузка оборотной частоты на турбинный подшипник была снижена почти на 60%. По результатам совместных испытаний ЦКТИ и ЛМЗ вибрационное состояние агрегата при напоре 142 м изменилось после переустановки грузов следующим образом (табл. 5.3):

Табл. 5.3. Вибрации корпуса турбинного подшипника и биение вала до и после установки грузов на временном рабочем колесе агрегата 2 при Н = 142 м эксплуатировался при высоких напорах с грузом в межлопастных каналах.

Когда напор снижался до минимального значения (Н = 6570 м), грузы снимались, так как вследствие уменьшения гидравлической силы от небаланса колеса они ухудшали вибрационное состояние турбинного подшипника. Но при повышенных напорах пластины вновь устанавливались в межлопастных каналах временного рабочего колеса.

В результате такой манипуляции грузами на рабочем колесе удалось повысить надежность работы турбинного подшипника. Если до установки пластин динамическая нагрузка оборотной частоты на подшипник составляла R об = 600 кН при напоре Н = 121 м, то после установки пластин она не превышала 400 кН даже при более высоком напоре Н = 142 м. Введение на временном рабочем колесе компенсирующей гидравлической силы (создаваемой при обтекании пластин в межлопастных каналах) позволило уменьшить динамическую нагрузку на опорные узлы сегментов подшипника при высоких напорах до более низкого уровня, чем при напоре Н =100 м.

В дальнейшем этот способ снижения нагрузки на подшипник был внедрен также на одном из агрегатов Плявиньской ГЭС и турбине Нурекской ГЭС, на которых наблюдались большие гидравлические небалансы рабочих колес.

Как было показано в разделе 4.4.9 диссертации, высокочастотные кромочные вихри играют основную роль в накоплении усталостных явлений в рабочих колесах. Совпадение частоты собственных колебаний лопасти с частотой схода кромочных вихрей резко усиливает амплитуды динамических напряжений. Поэтому знание режимов с наибольшим уровнем высокочастотных гидродинамических нагрузок имеет важное значение для обеспечения надежной работы гидромашин. Поскольку действие этих нагрузок находит отражение в вибрациях опорных узлов, то наиболее простым способом выявления неблагоприятных режимов является проведение вибрационных испытаний с замером виброскоростей несущей крестовины и турбинного подшипника. Такие исследования были выполнены нами на гидротурбинах ряда ГЭС (см. табл. 5.1).

Эффективным способом борьбы с высокочастотными нагрузками является впуск небольшого количества сжатого воздуха (0,10,2) % от расхода воды) в напорную часть турбины. Как было показано выше, такой же эффект имеет место в гидротурбинах при работе на режимах с развитой кавитацией.

Конструктивные способы борьбы с высокочастотными вибрациями зависят от типа турбины.

На радиально-осевых турбинах важно выделить на выходной кромке лопасти участок, который генерирует вихри с частотой близкой к собственной частоте колебаний лопасти, и произвести соответствующую его модернизацию.

Такая работа была выполнена для штатной турбины Саяно-Шушенской ГЭС до аварии [49]. Расчетные исследования установили, что источником повышенных выходной кромки лопастей в зоне обода (рис. 5.9).

Рис. 5.9. Участок выходной кромки турбины Саяно-Шушенской ГЭС, Утонение этого участка устраняло источник резонансных возмущающих сил частотой 600300 Гц. Частота срыва вихрей на модернизированном участке выходной кромки повышалась в зависимости от утонения до 500600 Гц (первый вариант) и до 560710 Гц (по второму варианту) (рис.5.10); при этом снижения КПД турбины не должно было иметь место по расчетным данным.

Рис. 5.10. Изменение частоты срыва вихрей в зависимости Предложенная модернизация лопастей не была реализована. Однако описанные в разделе 4 эксперименты на турбине Плявиньской ГЭС подтверждают эффективность использования данного направления борьбы с высокочастотными вихрями в радиально-осевых турбинах.

В диагональных отечественных турбинах резонанс лопастей возможен только с частотой вихрей, генерируемых свисающими периферийными профилями лопастей в цилиндрическую часть камеры (см. рис. 4.40б).

Устранение источника высокочастотных нагрузок конструктивным путем достигается в такой турбине уменьшением диаметра горловины камеры таким образом, чтобы периферия лопастей находилась в сферической части камеры на всех режимах (см. рис. 4.40а). Однако такое решение приводит к снижению номинальной мощности.

В осевых турбинах повреждения лопастей в зоне пересечения периферийного профиля и выходной кромки обусловлены также действием кромочных вихрей.

Эффективным конструктивным способом борьбы с такими разрушениями лопастей является подрезка их периферийно-выходного участка, выходящего при больших углах установки лопастей из сферы камеры рабочего колеса.

Подрезанный участок лопасти должен затем утоняться; толщина его выходной кромки не должна превышать толщины штатной выходной кромки лопасти.

Правильно выполненная подрезка повышает надежность работы лопастей без ухудшения энергетических показателей турбины. Такие работы выполнялись ЦКТИ налопастях всех турбин Камской ГЭС (до замены рабочих колес) и турбинах Уч-Курганской ГЭС.

Разработаны и апробированы на гидроагрегатах ГЭС практические способы устранения (снижения) вибраций разной природы. Обширный перечень исследованных в диссертации мероприятий включает три направления (см. табл. 5.1):

1. Снижение низкочастотных гидродинамических нагрузок «жгутового»

происхождения.

2. Устранение (снижение) воздействия динамических нагрузок оборотной частоты.

3. Снижение высокочастотных нагрузок, создаваемых кромочными вихрями.

6. ДИАГНОСТИЧЕСКИЕ ПРИЗНАКИ НЕИСПРАВНОСТЕЙ

ГИДРОЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ

В настоящее время на гидроагрегатах ГЭС активно устанавливаются стационарные системы вибрационного контроля. В большинстве случаев устанавливаются системы мониторинга, обеспечивающие непрерывный контроль измеряемых параметров и сравнение их величин с пороговыми значениями. Такие системы выполняют защитные функции, но не могут обеспечить диагностирование возникающих неисправностей на ранней стадии зарождения дефектов. Эти функции может выполнять система вибрационной диагностики, которая обеспечивает интерпретацию результатов измерений, производимых системой мониторинга, т.е. осуществляет переход к оценке технического состояния оборудования [7, 11, 44, 76].

Система технической диагностики состоит из трех основных частей.

составляющей является компьютерное оборудование с пакетом программ для мониторинга. Третья часть системы – интеллектуальная, обеспечивающая идентификацию дефектов по результатам измерений, подготовленными средствами мониторинга.

На основании материалов испытаний турбин более, чем 40 ГЭС; данных опыта эксплуатации оборудования крупнейших ГЭС России и СНГ, а также результатов расчетно-экспериментальных исследований подготовлена диагностики. Интеллектуальная база включает в себя режимную диагностику гидротурбин и диагностику технического состояния оборудования, которые кратко рассмотрены ниже [42, 44].

6.1. Режимная диагностика низкочастотные гидравлические силы, тогда как на других надежность работы приводится объяснение природы тех или иных гидравлических сил. Для каждой гидравлической нагрузки излагается способ выявления, приводятся наиболее характерные режимы турбины, и дается результат их воздействия на рабочее колесо [44].

Гидравлическая При напоре Н=const с Гидравлическая сила 1. Динамические колесе из-за наблюдается увеличение максимального лопастной системе технологических радиальных вибраций значения при больших от этой силы не решетке лопастной подшипника и биения регулирующих 2. Гидравлическая сила со стороны опорных узлов и биений неравномерность лопастях колеса с неполным углом колебания лопастной спиралью имеет место напряжения Ударная В спектре вибраций Проявляется на малых Вызывает в лопастях гидравлическая опорных узлов мощностных режимах турбины угла выхода потока (fсоб.поп..= 3 6 Гц ) и из направляющего собственные частоты аппарата с углом колебаний в осевом входа на лопасти направлении Гидравлические В спектре вертикальных Наблюдается на Вызывает в лопастях нагрузки, вибраций опорного узла частичных мощностях динамические осевого вихря присутствуют колебания (свойственны частотой 3,5 5,0 Гц..

радиально-осевым В радиальных и пропеллерным вибрациях подшипников Высокочастотные В спектре вибраций При Н=const нагрузки Определяют кромочных вихрей, (опоры подпятника) мощности турбины колес. Их частота проточной части ультразвуковом спектре характер. Зависят от эрозию рабочего 6.2. Диагностика технического состояния оборудования по вибрациям опорных узлов состояния) выявляются системой следующими средствами:

анализом амплитудно-частотного спектра вибраций опорных узлов и биения вала на различных режимах работы агрегата;

анализом годографов биения вала и вибраций подшипников;

по изменению соотношения амплитуд вибрационных характеристик (вибраций и биения вала) и фазы колебаний;

по тренду вибрационных характеристик агрегата;

сравнением фактической линии вала с расчетной, построенной с учетом конструктивной схемы агрегата и жесткости направляющих подшипников.

В таблице 6.2 приведена выборка наиболее характерных неполадок агрегата и дано описание разработанных диагностических признаков дефектов.

Табл. 6.2. Диагностика технического состояния оборудования Отрыв периферийно- По кавитационному шуму Наблюдается изменение уровня Камера Разрушение камеры По кавитационному шуму Резкое усиление кавитационных колеса осевой (вырывы обечайки, работающего агрегата. работающего агрегата по Лабиринтное Разрушение По вибрациям корпуса Высокий уровень вибраций Повреждение опорного По биениям вала в зоне Колебания частотой 2fоб имеют генератора неуравновешенность вибрациям корпуса обнаруживается на режиме Статор Ослаблено крепление По вибрациям стыков Уровень вибраций частотой генератора стыков железа статора железа статора. Гц в стыках железа статора Распушенность железа По вибрациям стыков Уровень вибраций частотой Неудовлетворительная По перемещениям вала в Значительные статические Генераторный Разбит нижний По радиальным Отсутствуют вибрации корпуса Подпятник Неровность По осевым вибрациям Обнаруживается по высокому нагрузка на сегменты установленным в зоне регистрируются зазоры «валподпятника. подшипников. вкладыш подшипника» для двух Направляющий Износ уплотнений в По акустическому шуму Возрастание кавитационных Используя накопленный опыт исследования работы гидроагрегатов действующих ГЭС, может быть создана стационарная система диагностики технического состояния гидроагрегатов.

В настоящее время ряд диагностических признаков апробирован на внедренных на ряде действующих ГЭС системах вибрационного контроля гидроагрегатов [53,54, 58, 61, 66]:

система вибрационного мониторинга (Круонисская ГАЭС, Литва);

автоматизированная система контроля биения вала (Кегумская ГЭС, Латвия, Межшлюзовая ГЭС);

переносной виброизмерительный комплекс (был установлен на двух восстановленных агрегатах Саяно-Шушенской ГЭС).

1. На основании материалов выполненных исследований подготовлена интеллектуальная база систем технической диагностики гидроагрегатов.

Созданный впервые в гидроэнергетике банк диагностических признаков описывает более тридцати неисправностей основного оборудования по спектральным составляющим вибраций опорных узлов.

2. Разработаны и внедрены на ряде действующих ГЭС системы вибрационного контроля гидроагрегатов:

система вибрационного мониторинга (Круонисская ГАЭС, Литва);

автоматизированная система контроля биения вала (Кегумская ГЭС (Латвия), Межшлюзовая ГЭС);

переносной виброизмерительный комплекс (был установлен на двух восстановленных агрегатах Саяно-Шушенской ГЭС).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Разработана расчетно-экспериментальная методика исследования вибрационного состояния гидроагрегатов, учитывающая жесткости опорных закреплений и конструктивные особенности машин. Методика позволяет по результатам вибрационных испытаний определять величину и природу действующих динамических сил и разрабатывать рекомендации по их устранению (снижению). В соответствии с этой методикой выполнено вибрационное обследование гидроагрегатов разных типов более, чем на 50 ГЭС бывшего Советского Союза.

2. Создан банк данных по радиальным жесткостям подшипников разных типов (см. табл.2.1) и осевой жесткости агрегатов с различным исполнением опорного узла (см. 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 т.д.).

3. Установлены следующие особенности конструкций опорных закреплений гидроагрегатов.

Радиальная жесткость подшипников 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 = (2025)108 Н/м и выше. Она не зависит от режима работы агрегата.

Составляющая жесткости «вал-масляный (водяной) слой-вкладыш»

Ср1 существенно ниже составляющей «корпусной» жесткости Ср2 и, практически, определяет величину суммарной (полной) жесткости подшипника Ср. Она зависит от статических нагрузок на подшипник, «жгутовыми»

пульсациями потока под рабочим колесом, магнитным тяжением ротора генератора. Самые низкие значения этой составляющей жесткости свойственны подшипникам с кольцевыми резиновыми вкладышами на водяной смазке (С р1 = (2,0 4,0) 108 Н/м, а наибольшей величиной жесткости обладают баббитовые подшипники на масляной смазке (Ср1 = 8,010,0) 108 Н/м.

Жесткости Ср1 и Ср2 могут заметно различаться по периметру подшипника (в 1,5 2 раза и более) из-за его технического состояния на момент проведения испытаний и конструктивных особенностей исполнения.

Осевая жесткость агрегатов Составляющая жесткости опорных болтов и сегментов подпятника Сп в большинстве случаев соизмерима с жесткостью Ск (жесткость несущей крестовины или крышки турбины при опоре на нее подпятника).

Гидроагрегат с опорой подпятника на крышку турбины имеет составляющую осевой жесткости Ск в два раза выше, чем при опирании на верхнюю несущую крестовину.

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

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.

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 [K1 ] = 2,6. В связи с этим, при проектировании новых гидроагрегатов рекомендуется проводить расчеты с учетом реальных жесткостей аналогов.

5. Впервые в практике отечественного гидротурбостроения выполнено масштабное исследование природы вибраций гидромашин во всем частотном диапазоне их проявления. Обоснована зависимость частотных составляющих вибраций гидроагрегатов от режимных и конструктивных факторов для следующих составляющих вибрации:

- низкочастотные вибрации «жгутовой» частоты fж;

- вибрации частотой 0,5fоб;

- вибрации оборотной частоты fоб;

- вибрации двойной оборотной частоты 2fоб;

- вибрации лопастной частоты fлоп;

- вибрации двойной лопастной частоты 2fлоп;

- вибрации лопаточной частоты fлопат;

- вибрации сегментной частоты fсегм;

- собственные колебания ротора агрегата;

- высокочастотные вибрации.

Подробное описание природы и зависимости указанных вибраций от конструктивных и режимных факторов приведены в разделе 4.

6. Разработаны и апробированы на гидроагрегатах ГЭС практические способы устранения (снижения) вибраций разной природы. Обширный перечень исследованных в диссертации мероприятий включает три направления (см. табл.5.1).

1. Снижение низкочастотных гидродинамических нагрузок «жгутового»

происхождения.

2. Устранение (снижение) воздействия динамических нагрузок оборотной частоты.

3. Снижение высокочастотных нагрузок, создаваемых кромочными вихрями.

7. На основании материалов выполненных исследований подготовлена интеллектуальная база систем технической диагностики гидроагрегатов.

Созданный впервые в гидроэнергетике банк диагностических признаков описывает более тридцати неисправностей основного оборудования по спектральным составляющим вибраций опорных узлов.

8. Разработаны и внедрены на ряде действующих ГЭС системы вибрационного контроля гидроагрегатов:

система вибрационного мониторинга (Круонисская ГАЭС, Литва);

автоматизированная система контроля биения вала (Кегумская ГЭС (Латвия), Межшлюзовая ГЭС);

переносной виброизмерительный комплекс (был установлен на двух восстановленных агрегатах Саяно-Шушенской ГЭС).

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

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Александров А.Е. Подшипники гидроагрегатов /А.Е.Александров. - М.:

Энергия, 1975. – 289 с.

2. Андреев О.С. Промышленная аппаратура для регистрации параметров вибрации / Андреев О.С., Банар З.Ш., Стримблинг С.И., Учитель Ю.Я. – Киев: «Знание», 1969.

3. Андриенко Б.К. Исследование и расчет гидротурбинных направляющих подшипников с резинометаллическими вкладышами и водяной смазкой // Энергомашиностроение. – 1971. - №4. - с.19-21.

4. Андриенко Б.К. Работоспособность сегментных турбинных подшипников Энергомашиностроение. - 1984. - №12. - с.15-18.

механического оборудования // Технический обзор фирмы «Брюль и Къер». – 1987. - №1. - с.1-16.

6. Аронсон А.Я. Вопросы прочности гидротурбин в связи с их циклической нагруженностью / А.Я.Аронсон, В.Е.Бабаченко, Г.З.Зайцев // Гидротурбостроение. - изд. Машиностроение. - 1969. - № 12. - с. 127-136.

7. Барков А.В. Мониторинг и диагностика роторных машин по вибрации / А.В.Барков, Н.А.Баркова, А.Ю.Азовцев // СПб.: Изд. центр СПб ГМТУ. – 2000. - 169 с.

8. Берлин В.В. Технические аспекты аварии на втором агрегате СаяноШушенской ГЭС / В.В.Берлин, О.А.Муравьев // Гидротехническое строительство. - 2010. - № 5. - с. 25-32.

9. Берлин В.В. Исследование резонансных явлений в напорных водоводах и Гидротехническое строительство. - 2012. - № 7. - с. 46-58.

10. Бибер Л.А. Виброграф для контроля вибрации гидроагрегатов / Л.А.Бибер, Ю.Е.Жданова, Г.К.Легкий //Электрические станции.–1970.Биргер И.А. Основы технической диагностики / И.А.Биргер. - М.:

Машиностроение. – 1978. – 240 с.

12. Брызгалов В.И. Из опыта создания и освоения Красноярской и СаяноШушенской гидроэлектростанций /В.И.Брызгалов. – Красноярск:

Сибирский издательский дом «Суриков». - 1999. – 560 с.

13. Брызгалов В.И. Контроль за оборотной вибрацией как метод распознавания технического состояния ротора гидрогенератора / Брызгалов В.И., Клюкач А.А. // Электрические станции. – 1997. - № 3.

14. Васильев Ю.С. Натурные исследования гидроагрегатного блока и сопоставление их результатов с данными лабораторных испытаний / Ю.С.Васильев, В.И.Григорьев, И.П.Иванченко, И.П.Лисовин, И.С.Саморуков // Л.: Материалы научно-технической конференции по Саяно-Шушенскому гидроэнергокомплексу. – Энергоатомиздат. -1987. с. 297304.

15. Веремеенко И.С. Исследование пульсационных и вибрационных характеристик гидротурбин и разработка способов их улучшения / И.С.Веремеенко, Л.Я.Маргулис // Энергомашиностроение. – 1989. - №9.

16. Вибрации в технике: Справочник в 6-ти т. Том 1 /Под ред. В.В.Болотина.

- М.: Машиностроение. – 1978. - 352 с.

17. Вильнер П.Д. Виброскорость как критерий вибрационной надежности упругих систем / П.Д.Вильнер // Проблемы прочности. – 1970. - №9. с.42-45.

18. Виссарионов В.И. Исследование пульсации гидродинамического давления в блоках ГЭС с горизонтальными капсульными агрегатами:

дис. …канд. техн. наук / Виссарионов В.И. – Ленинградский политехнический институт им. М.И. Калинина. - Л. - 1969.

19. Владиславлев А.А. Вибрация вертикальных гидроагрегатов / А.А.Владиславлев. – М.-Л.: Госэнергоиздат. - 1948.

20. Владиславлев Л.А. Испытания гидромеханического оборудования гидроэлектростанций / Л.А.Владиславлев. – М.-Л.: Госэнергоиздат. Владиславлев Л.А. Усилия, возникающие в гидротурбинах при различных режимах.–в кн.: «Экспериментальное изучение механических усилий в гидрогенераторах». – М.-Л.: Госэнергоиздат. - 1957.

22. Владиславлев Л.А. Вибрации гидроагрегатов гидроэлектрических станций / Л.А.Владиславлев.- М.-Л.: Госэнергоиздат. - 1962.

23. Владиславлев Л.А. Вибрация гидроагрегатов гидроэлектрических станций / Л.А.Владиславлев. – М.: изд. «Энергия». - 1972.

24. Гальперин М.И. Подшипники гидротурбин / М.И.Гальперин, Б.К.Андриенко, Ю.П.Майзель. – М.: Энергоатомиздат. – 1986. - 112 с.

25. Генкин М.Д. Виброакустическая диагностика машин и механизмов / М.Д.Генкин, А.Г.Соколова. – М.: Машиностроение. – 1987. - 287 с.

26. Григорьев В.И. Результаты исследования динамических процессов и повышения эффективности работы гидроагрегатов ГЭС: автореф. дис.

…докт. техн. наук. Л., 1990.

27. Григорьев В.И. Механизм образования динамических нагрузок, действующих на основные элементы гидроагрегатов / В.И.Григорьев // Гидротехническое строительство. – 1997. - № 2.

28. Григорьев В.И. Исследование динамических процессов, вызванных взаимодействием различных элементов гидроэнергетической установки // Гидротехническое строительство. – 2004. - №8. - с.32-36.

29. Гутовский Е.В. Исследование возмущающей гидродинамической силы, действующей на лопасти осевых гидротурбин / Е.В.Гутовский. – Л.:

Труды ЛПИ. – 1958. - №193: Энергомашиностроение: сборник статей. – с.24-37.

переменных напоров: автореф. дис. …канд. техн. наук. - Л. – ЦКТИ. с.

Гидроэнергетика ХХI век. - №2(5). – 2011. - с. 12-21.

32. Демьянов В.А. Технические проблемы реконструкции гидротурбинного Гидротехническое строительство. - 2007. - №11. - с. 2-7.

33. Ден-Гартог Дж. П. Механические колебания. – М: Физматгиз. - 1960.

34. Завьялов П.С. Анализ пульсационных характеристик высоконапорных А.М.Гришин // Гидравлические машины. – ХПИ. - вып.18. – 1984. - с.

94-97.

35. Зефиров Р.М. Энергетические, гидродинамические и вибрационные испытания турбин Саяно-Шушенской ГЭС / Р.М.Зефиров, Л.С.Кролик. – Л.: Сборник «Решение проблем Саяно-Шушенского гидрокомплекса». – Энергоатомиздат. – 1987.

36. Зубарев Н.И. Исследование гидродинамических радиальных сил гидротурбин: автореф. дис. …канд. техн. наук / Зубарев Николай Иванович - Л. – ЛПИ. – 1969. - 23с.

В.А.Коваленко,А.В.Чижов, С.Н.Явиц. – Л.: Сборник «Решение проблем Саяно-Шушенского гидрокомплекса». – Энергоатомиздат. – 1987. – с.290-294.

38. Иванченко И.П. Вибрационная надежность гидротурбин. Обзор / И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко, Ю.И.Рабин, Л.Л.Смелков. – М.:

Энергетическое машиностроение.- Сер.13.-Вып.13. - ЦНИИТЭИтяжмаш.

39. Иванченко И.П. Экспериментальные исследования напряжений в лопастях радиально-осевых гидротурбин /И.П.Иванченко. – Л.: Труды ЦКТИ. - №290. - 2002.

И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко. – В кн. Диагностика турбинного оборудования электрических станций. Под ред. Л.А.Хоменка – СПб. Изд. ПЭИПК. - 2004. - с. 223- 262.

41. Иванченко И.П. Повышение вибрационной надежности гидротурбин Плявиньской ГЭС / И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко, А.Б.Рымкевич, П.Л.Каялин // IV МНТК "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития". – изд-во СПбГПУ. - 2006. - с. 104-108.

42. Иванченко И.П. Техническая система мониторинга и диагностики Л.Л.Смелков // МНТК "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития" - изд-во СПбГПУ. - 2008. - с.48-58.

43. Иванченко И.П. Повышение технического уровня действующих ГЭС / И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко // Гидротехника. - 2011. - № 3. -с.34-51.

технического состояния гидротурбин / И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко // Гидротехника. - 2011. - № 2. - с. 24-30.

45. Иванченко И.П. Натурные исследования гидродинамических нагрузок, С.И.Воеводин, А.Н.Прокопенко // Гидротехника. - 2012. - №3. - с.5-11.

46. Иванченко И.П. Комплексные показатели надежности гидроагрегатов / И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко // Надежность и безопасность энергетики. - 2012. - №3(18). - с. 63-66.

47. Иванченко И.П. Анализ технического состояния действующего И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко // Гидротехника. - 2013. - №3.

48. Иванченко И.П. Анализ эффективности использования водотока на Красноярской ГЭС / И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко // Гидротехника. с. 48-56.

49. Иванченко И.П. Роль кромочных вихрей в разрушении рабочих колес радиально-осевых гидротурбин / И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко // Гидротехническое строительство. - 2013. - №10. - с. 43-48.

50. Иванченко И.П. Анализ опыта эксплуатации агрегата 2 с временным А.Н.Прокопенко // Гидротехническое строительство. - 2013. - № 10. - с.

34-42.

51. Исаев Ю.М. Расчеты вибрационной надежности гидротурбин: автореф.

дис....канд. техн. наук. – ЛПИ. - Л. – 1965. – 17 с.

52. Калаев В.А. Результаты работ по расширению диапазона регулирования высоконапорной радиально-осевой турбины / В.А.Калаев, В.М.Козлов, А.Н.Прокопенко // Новое в российской электроэнергетике. - 2012. с. 17-25.

53. Ляпунов В.М. Опыт использования системы вибродиагностики гидроагрегата на ГЭС ОАО «Колэнерго» / В.М.Ляпунов, Л.Л.Смелков, А.Н.Прокопенко, В.М.Палумбо // Труды ЦКТИ. – 2002. - Вып.290. с.196-201.

54. Макаров В.В. О пересчете величины осевой силы с модели на натуру // гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития" – изд-во СПбГПУ. – 2012.

55. Мекас Г. Определение причин повышенных биений вала обратимой гидромашины Круонисской ГАЭС / Г.Мекас, А.Н.Прокопенко // Труды ЦКТИ. – 2002. - Вып.290. - с.187-195.

56. Нгуен Ван Бай. Снижение радиальных нагрузок, действующих на ротор быстроходной реверсивной насос-турбины радиально-осевого типа, посредством впуска воздуха в ее проточную часть: автореф. … дис.

канд.техн. наук. – ЛПИ. – 1989. – 16 с.

57. Палумбо В.М. Проблемы нормирования вибраций гидроагрегатов / В.М.Палумбо, А.Н.Прокопенко, Л.Л.Смелков // Гидротехническое строительство. - 2002. - № 7. - с.13-15.

А.Н.Прокопенко, Л.Л.Смелков // Гидротехническое строительство. с. 12-14.

59. Прокопенко А.Н. Анализ вибраций узлов гидроагрегатов. // Труды ЦКТИ. - Вып. 267. - 1991. - с. 63-71.

60. Прокопенко А.Н. Определение жесткостей подшипников гидроагрегата во всем диапазоне режимов / А.Н.Прокопенко, Л.Л.Смелков // Труды ОАО «НПО ЦКТИ», 2002, вып. 291, с. 107-111.

61. Прокопенко А.Н. Опыт использования стационарной системы вибрационного контроля для оценки технического состояния обратимой гидромашины / А.Н.Прокопенко, В.М.Ляпунов, Г.Мекас // IV МНТК "Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика.

Современное состояние и перспективы развития" – изд-во СПбГПУ. с. 137-140.

62. РТМ 108.020.11-85. Методика расчета вибраций гидроагрегатов. Минэнергомаш. - М., 1985.

63. РТМ 108.023.115-87. Турбины гидравлические радиально-осевые.

Методы расчета на прочность рабочих колес. - Минэнергомаш. - М., 1987.

64. Смелков Л.Л. Принципы построения норм на вибрацию гидроагрегатов / Л.Л.Смелков, И.П.Иванченко, Ю.И.Рабин, А.Н.Прокопенко // Тяжелое машиностроение. - Вып. 8. - М. - 1991. – с. 28-31.

65. Смелков Л.Л. Реконструкция гидротурбин Серебрянской ГЭС-1 / Л.Л.Смелков, И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко // Труды ЦКТИ. – 1992. вып. 272. - с. 64-66.

А.Н.Прокопенко, В.М.Палумбо // Труды АООТ «НПО ЦКТИ». – 1997. вып. 281. - т.2. - с. 182-191.

67. Смелков Л.Л. Определение внешних сил и моментов, действующих на ротор генератора (РГ) и рабочее колесо (РК) гидроагрегата / Л.Л.Смелков, А.Н.Прокопенко // СПб.: Труды ОАО «НПО ЦКТИ». – 2002. - вып.291. - с. 162-164.

68. Смирнов А.М. Эксплуатация гидроэлектростанций / А.М.Смирнов, П.Г.Кумсиашвили: под общ. ред. В.С.Серкова. - Москва: Энергия.- 1977.

- с. 298-301.

69. Сотников А.А. Опыт ЛМЗ по созданию гидротурбин для работы в широком диапазоне напоров и нагрузок / А.А.Сотников, И.М.Пылев // Гидротехническое строительство. - М. - 2001. - №2. - с. 30-33.

70. Тимошенко С.П. Теория колебаний в инженерном деле /С.П.Тимошенко.

- М., ГНТИ, 1931.

71. Тимошенко С.П. Прочность и колебания элементов конструкций / С.П.Тиошенко. – М., изд-во «Наука». - 1975.

72. Триандафиллидис А. Исследование причин низкой надежности И.П.Иванченко, А.Н.Прокопенко, С.И.Воеводин // СПб.: Труды ЦКТИ. – 2002. - вып. 290. - с. 175-186.

73. Умов В.А. Радиальные силы на роторах мощных радиально-осевых насос-турбинах / В.А.Умов, Л.А.Череповицын, А.В.Яровой // СПб.:

Труды СПбГТУ. - 1999. - №481. - с. 34-39.

74. Этинберг И.Э. Теория и расчет проточной части поворотнолопастных гидротурбин. - М.-Л.: Изд.-во «Машиностроение», 1965. - с. 253.

75. Явиц С.Н. Исследование частотных характеристик лопастей рабочих колес поворотно-лопастных гидротурбин / Энергомашиностроение. Bently D.E. Proximity Measurement for Engine System Protection and Malfunction Diagnosis. - Noise Control Vibration and Insulation. 1977. V.8, N2, pp. 37-39.

77. Bhave S.K. Investigations into blade failures of Francis turbines. – International Water Power and Dam Constraction, 1986, N38, pp. 37-39.

78. Gammer J.H., Etter S. Cracking of Francis ranners during transient operation.

Hydropower and Dams Issue Four 2008.

79. Grein H. Vibration phenomena in Francis turbine:their causes and prevention.

Proceedings of 10th IAHR Symposium on Hydraulic Machinery, 1980.

80. Guide for field measurement of vibrations and pulsations in hydraulic machines (turbines, storage pumps and pump turbines). INTERNATIONAL STANDARD, CEI/IEC 994, 1991.

81. Mechanical Vibration and Shock Measurement, Broch J.T., Bruel & Kjaer, 1980, p. 370.

82. Pennino B.J. Predication of flow-induced forces and vibration. – Water Power and Dam Construction, February, 1981.

83. The Application of Vibration Measurement and Analysis in Machine Maintenance Bruel & Kjaer BA 7003-12.1982.