автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Мониторинг и вибрационная диагностика элементов теплофикационной турбины небольшой мощности

На правах рукописи

Р Г 5 ОД

1 3 МАЙ ХУАН тин

МОНИТОРИНГ И ВИБРАЦИОННАЯ ДИАГНОСТИКА ЭЛЕМЕНТОВ ТЕПЛОФИКАЦИОННОЙ ТУРБИНЫ НЕБОЛЬШОЙ МОЩНОСТИ

Специальность 05. 04.12 - Турбомашины и комбинированные

турбоустановки

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

I .

^ Москва - 1996

Работа выполнена на кафедре паровых и газовых турбин Московского энергетического института (Технический университет)

Научный руководитель: кандидат технических наук,доцент

Серков С.А.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, академик.

вице-президент академии промышленные экологии. Куличихин В.В.

кандидат технических наук, доцент Мартынов Ю.Д.

Ведущая организация : Научно-производственное предприятие

МЕРА (г. Мытищи)

Защита состоится в аудитории 6409 " 17" маЯ 1996 г. в 13 час.оо мин.на заседании диссертационного совета К 053.16.0 Московского энергетического института. По адресу: 111250, г.Моек ва, Красноказарменная ул. д. 17, Московский энергетический инсти тут,

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печаты организации, просим направлять по адресу: 111250, г.Москва, Крас ноказарменная ул. д. 14, Московский энергетический институт Ученый Совет МЭИ

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МЭИ

Автореферат разослан " У' " £>4"__1996 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета К 053.16.05

к.т.н. с.н.с. ^(Г— А.И. Лебедева

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы диссертации. Одним из перспективных путей овышения надежности работы турбоагрегатов является создание и овершенствование систем технической диагностики. Простой блока ощностью 600 Мвт приносит урон, по некоторым данным, до 500 тыс. олларов в сутки. Создание систем мониторинга и диагностики позво-¡яет обнаруживать. дефекты на ранней стадии и предупреждать ава-ии. Большая часть простоев оборудования .по данным статисти-:и, связана с повышенной вибрацией.Поэтому анализ вибрационного стояния ротора турбины позволяет выявить значительное количество ефектов и выработать рекомендации по их предупреждению и устра-ению. Анализ показывает, что . несмотря на значительное число ме-одов исследования вибрации роторов, практическое применение их в ействующих системах мониторинга и диагностики недостаточно.

Целью данной работы являлось: изучение вибродиагностических ризнаков;комплексное расчетное исследование свойств диагностиру-бъекта применительно к системе диагностики на примере действую-ей турбоустановки ТЭЦ МЭИ .Создание базы данных на основе теку-их показаний датчиков термодинамических и механических величин, еханических величин, конструктивных параметров турбины и элемен-ов турбоустановки, тепловых расчетов турбины, конденсатора, теп-овой схемы; адаптация ряда алгоритмов для целей диагностики, в ом числе с созданием ретроспективных файлов, в частности-расчет татичсских реакций подшипников скольжения и определение текущей агруженности подшипников по положению центра ротора в расточке одшипника; расчет динамических и статических коэффициентов сма-очного слоя подшипников для текущего состояния диагностируемого бъекта и последующего использования в расчетах динамики ротора; асчет критических частот валопровода; расчет границ динамической стойчивости ротора по расходу пара и по частоте вращения; опре-олснис влияния взаимного положения опор на их динамические ха-актеристики;расчет поперечных сил, действующих в регулирующей тупени и их влияния на реакции опор и динамические характеристи-и валопровода;расчет аэродинамических сил. возникающих в ступе-ях и уплотнениях турбины и вызывающих низкочастотную вибра-ию; создание на основе указанных алгоритмов и данных компьютерной

модели системы вибрационной диагностики.

Научная новизна результатов, полученных автором, заключаете в следующей. Впервые для целей диагностики применены алгоритм расчета реакций в подшипниках скольжения при произвольных угле действия нагрузки; определения пороговой мощности по частоте расходу пара: учета дополнительных нагрузок на подшипники, возну кающих о регулирующей ступени при частичном открытии клапанов.

Показано для турбины АП-в путем применения созданной систе мы. что . в частности, для некоторых эксплуатационных режиме третья собственная частота валопровода в вертикальной плоскост близка к удвоенной рабочей: одновременное изменение боковых вертикальных зазоров в подшипниках может вызвать изменение крити ческих частот на 10-15 процентов для 1 частоты и для высших час тот в еще большей степени; изменение взаимного положения опор мс жет вызвать изменение критических частот на 15-20 процентов и бо лее;изменение взаимного положения опор могут вызвать изменени устойчивости системы по частоте вращения на 30 процентов; пр включении клапанов в регулирующей ступени на ротор может действо вать дополнительная боковая нагрузка до 16 кН, что вызывает су щественное изменение характеристик подшипников и ротора. Систем позволяет производить вибрационные исследования и для других ти пов турбоагрегатов.

Достоверность и обоснованность результатов. Основные научны данные, изложенные в работе, основаны на методах, подтверждении многочисленными практическими применениями и . частично , экспе риментально. Использованные расчетные методики были проверены н таких примерах, где возможно аналитически точное решение.

Практическая ценность работы. Полученные результаты могу послужить основой для создания системы вибрационной диагностик теплофикационных турбин небольшой мощности, а также в качеств элементов ситемы мониторинга и диагностики мощных турбин. Вырабо тайная структурная схема и созданные взаимосвязи алгоритмов в ма тематической модели системы диагностики показали эффективность 1 устойчивость в работе и могут быть легко адаптированы для турбо агрегатов различных типов.

Личный вклад автора в получении научных результатов. Автором юведен обзор литературы и проанализированы опубликованные дан-№ по теме диссертации. Им проведена классификация наиболее час) встречающихся дефектов и их диагностических признаков.

Созданы взаимосвязи между указанными модулями.

Создана типовая база данных для диагностики указанных юйств объекта. Проведена адаптация ряда программ, созданных на 1федре ПГТ и лично автором для целей диагностики, в том числе с ззданием ретроспективных файлов.

Исследовано влияние эксплуатационных и конструктивных факто-зв на свойства диагностируемого объекта.

Создана компьютерная модель системы диагностики на примере фбины небольшой мощности.

Результаты работы докладывались: 1. На семинаре сектора гачности кафедры паровых и газовых турбин МЭИ, руководитель т. н. проф. Коствк А. Г.. М.. МЭИ, апрель 1998 г.

2. На заседании кафедры паровых и газовых турбин. М., МЭИ, 1рель 1996 г.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, чти глав,заключения,списка литературы из 272 наименований. Работа здержиг 202 страниц машинописного текста. 66 рисунков и б сложений.

СОДЕРЖАНИЕ,РАБОТЫ

Во введении показана актуальность темы диссертации и уста-звлено направление исследований.

Представлен обзор опубликованных работ, посвященных проблема системой диагностики. 0 бурном развитии систем технической 1агностики тепломеханического оборудования свидетельствует то, го в библиографии к настоящей работе приведены ссылки на более зм 250 публикаций по этой теме или по смежный вопросам.

В общем случае техническая диагностика служит решению задачи зиска и идентификации дефектов . Работа системы основывается на юрии диагностики, методах и средствах обнаружения и распознава-

ния дефектов; стандартах, нормалях и других руководящих матери; лах, устанавливающих границы нормальной работы оборудования.Cpe^ многообразия систем диагностики оборудования электростанций осс бое место занимает вибрационная диагностика. Появление практичес ки каждого механического дефекта или неполадки, влияющих на н< дежность работы вращающегося оборудования, рано или поздно приве дет к тому или иному изменению параметров вибрационного состояш (частоты, амплитуды, фазы, зависимости от других параметров) т. е. каждый серьезный дефект имеет свое вибрационное проявление.

Обзор опубликованных материалов показывает, что действующ)' в настоящее время системы не снабжены достаточным количеством аг горитмов, позволяющих производить на базе зарегистрированных дан ных подробный анализ вибрационного состояния турбоагрегата. Вмес те с тем, в ряде научных коллективов разработаны методы и прог раммы, позволяющие моделировать вибрационные процессы и описыват поведение объекта, но не приспособленных для целей диагностики.

Солыюо количостоо алгоритмов бьшо разработано на кафодр паровых и газовых турбин. Однако исследование влияния и веса от дельных факторов на вибрационное поведение нуждается в развитии Их применение в системах диагностики позволит уточнить диагности чоскио признаки и их ценность, а также является мощным средство исследования статических и динамических свойств диагностируемог объекта.Задачи, поставленные в работе, решались на примере тепло фикационной турбины АП-6 КТЗ. установленной на ТЭЦ МЭИ.

Во второй главе проанализированы признаки вибрационных де фектов. Особое внимание должно быть уделено обнаружению дефекте: на ранней стадии их развития. Обработка результатов изиерени: вибраций, тепловых и механических параметров и сравнение с базо выми (паспортными) характеристиками, а также математическое моде лирование динамических характеристик турбоагрегата дает возможность выявить следующие основные дефекты для элементов турбоагрегата и генератора:

1. Остаточная неуравновешенность.2. Погиб ротора! 3. Задевания. 4. Расцентровки опор. 5. Неоптимальные нагрузки и температур! в подшипниках. 6. Несовершенства сборки по полумуфтам (колено, маятникК 7. Неоптимальные зазоры в подшипниках;' неоптийальна;

;тепеньэллиптичности.8. Неоптимальные центровки роторов по полу-гуфтам. 9. Плохая отстройка валопровода от резонансов роторов тур-шны, генератора и возбудителя. 10. Повышенная динамическая подат-швость опоры при рабочей или какой-либо другой частоте. 11. Мастная НЧВ. 12. Паровая НЧВ. 13. Трещина в роторе.14. Ослабление погадки насадных элементов. 15. Повреждение опорного и упорных под-шпников.16. Нарушение условий опирания и крепления корпусных де-•алей.17. Внезапная потеря массы. 18. Наличие субгармонического »езонанса. 19. Попадание воды в проточную часть турбины. 20. Засорение маслопровода 21. Тепловая несимметрия статора и ротора. 22. 1арушение герметичности охлаждения. 23. Вибрация статора и рото->а.24. Несимметрия магнитного поля статора и ротора. 25. Наруше-1ие работы щеточного аппарата. 26. Износ лопаток. 27. Износ муфт. !8. Нарушение целостности обмоток ротора и статора. 29. Разрушение 5олтов полумуфт. 30. Эллиптичность шейки вала. 31. Занос солями фоточной части и др.

Для турбоагрегата АП-6 ТЭЦ МЭИ исследовались дефекты, указные под номерами 4.5,7,9,10,11,12,15.20,30.

Турбоагрегат АП-6 имеет 4 основных опоры.

В таблице 1 приведены результаты расчета первых низших ;обственных частот в горизонтальной и вертикальной плоскостях турбоагрегата АП-б, посчитанные по программе, разработанной на <афедре ПГТ.

Собственные частоты (рад/с) турбоагрегата АП-6

Табл. 1

Частота N Гориз. гшоск. Вертик. плоек.

1 204.02 233.83

2 214.24 251.34

3 491.03 633.11

4 548.85 704.78

Приведенные результаты свидетельствует о том, что:

- отстройка роторов по первой форме как для турбины, так и аля генератора нормальная;

- по второй форме имеется резонанс при частотах 2*%, (собственная частота равна 633 рад/с, что близко к 628 рад/с). Это говорит о неудовлетворительных динамических характеристиках с точки

ч

арония отстройки от удвоенной частоты вращения, что приведет пр1 прочих равных условиях к повышенным вибрациям с частотой 100 Гц.

- в каждой плоскости имеются две близкие собственные частоп 204 и 214 рад/с и 233 и 253 рад/с соответственно, что осложняв" балансировку и виброналадку роторов.

Данные выводы необходимо сделать при всех технологически; отклонениях э размерах роторов, подшипников и уплотнений турбоагрегата (это будет подтверждено дальнейшими расчетами).

В третьей главе исследовались и описывались свойства объекта с термодинамической й механической точек зрения,создавалась база данных на основе вычисляемых, измеряемых и паспортных параметров турбины я турбоустановки. Для этого применительно к ТЭЦ МЭк были введены в систему следующие алгоритмы: программа по расчету переменного режима турбины; программа по расчету переменного режима работы конденсатора;программа по расчету переменного режима тепловой схемы:программа по расчету статических и динамических характеристик опорных подшипников скольжения; программа по расчету аэродинамических сил. возникающих в проточной части, и вызывающих аптоколобания; программа по расчету собственных частот и собственных форм колебаний ротора.

Результаты расчетов представлены в виде текущих видеограмм, характеризующих значения соответствующих параметров и их сравнение с базовыми и нормативными, а также скомпонованы в виде ретроспективных файлов, позволяющих следить за изменением параметров во времени.

Результаты не только представляют самостоятельную диагностическую ценность, но и "служат иходными данными для других расчетов

Расчет тепловой схемы рассматривался с двух точки зрения: во-первых, рассчитать и получить ее характеристики; " во-вторых, определить необходимые места измерений. Тепловая схема может расчитываться при переменных исходных данных, получаемых от датчиков. Результаты текущего расчета тепловой- схемы," турбины и конденсатора применяются в других программах системы, например . при определении аэродинамических сил в. проточной части.

Расчет статических и динамических характеристик подшипников скольжения( рис.1., 2,. аналогичные данные имеются то "подшипникам 3,4) позволяет определить по положению ротора в расточке подшип-

-0.893 -0.993 -0.297 0.000 0.397 0.393 0.893

..I........I........J........<•■•

6«ОГ»ОМ*ГН>1Й о«ов»-Х/(В-г)

-ф- Нонннллинот полотгмн* X Т«*ии»» лолоионио тот от*

токуыад тгаекториа

Рис.1. Траектория шейки вала на масляном слое в подшипнике N01.

боэтаомогяый о»оо»-Х/(П-г)

ф Ноииин/тьноо полоаюни» X Т*к»м»# поломки* готога

юккиал тгмхтогия.

Рис. 2. Траектория шейки вала на масляном слое в подшипнике N02.

ника при разных углах реакций характеристики масляной пленки, используемые при расчетах колебаний, и статические характеристики. Каждой точке на этой плоскости( рис.1.. 2.) соотвествуют определенные значения: расхода смазки: потерь мощности трения; динамических характеристик и нагруженности.

В четвертой главе исследованы те характеристики системы, которые зависят от различных технологических и эксплутационных параметр. В процессе эксплуатации турбоагрегата некоторые параметры подвержены изменениям, что приводит к изменению отстройки валоп-ровода от резонансов, приближению критических частот к рабочей частоте вращения или к запретным областям ( 1/4; 1/3; 1/2; 2*с^).

К таким параметрам можно отнести:

- износ постели подшипников, приводящий к изменению степени эллиптичности опорных подшипников;

- изменение зазоров вследствие температурных деформаций и технологического разброса во время ремонтов;

- изменение температуры масла на входе в подшипник;

- изменение взаимного положения опор роторов;

и др.

Для определения влияния перечисленных параметров на динамические характеристики турбоагрегата ТЭЦ МЭИ АП-6 были использованы методы и программы, разработанные на кафедре ПГТ.

Для примера рассмотрим рис. 3., на котором показано влияние износа на собственные частоты колебаний валопровода турбоагрегата АП-6 . Из рис. 3 видно, что при равномерном износе постели подшипника некоторые собственные, а следовательно и критические частоты меняются мало. Заметим, что формы колебаний остаются практически постоянными. Это не приводит для данного турбоагрегата к ухудшению отстройки на рабочей частоте вращения. С другой стороны. для тех частот и форм, которые плохо отстроены (валопровод плохо отстроен прежде всего по третьей частоте вращения, по 100 Гц-й составляющей). Это окажет заметное влияние, и в конечном итоге скажется на спектре колебаний с упомянутыми частотами.

Для каждой конкретной конструкции турбоагрегата! существуют свои оптимальные значения зазоров в подшипниках. В процессе эксплуатации и ремонтов величины этих зазоров могут подвергаться изменениям. Целесообразно для конкретной конструкции знать, как

¿40-Ш боо.

гьо

240

220 Ш

(М/с)

ж

р»*

тгп

г

ргм^

В

(МО*

0.0 25 52 иЗНОС Н*

Рис.3. Влияние износа на собственные частоты.

(РАД/с

1.5 го 25 з:о Ф=(£-и//? Рис.4. Зависимость частот Р, от безразмерного зазора Ф (»10"3).

склжгтся изменение этого параметра на динамические характеристик! вллопроводл Ил рис 4. пшеапяно пяилнио ипмомония бопралмернпп зазора в подшипниках на некоторые динамические характеристики ва лопровода турбоагрегата АП-6. Из рис. 4 видно, что наиболыие( влияние изменение зазоров оказывает на собственные частоты, < следовательно критические частоты вынужденных колебаний, в горизонтальном направлении.

В процессе эксплуатации температура масла на входе в подшипник мижст мснятси по разным причиним (из за недостатка охлажд.ш щей воды на маслоохладителе; из-за необходимости изменения температуры масла в сторону понижения из-за повышенной температурь баббита в каком либо подшипнике или из-за потребности повлиять нг вибрационное состоянис в части оборотной вибрации или низкочастотной). Для ухода от НЧВ применяют как понижение температуры масла. так и повышение температуры масла на входе в подшипник. Прк этом некоторые динамические свойства масляной пленки меняются. Е качестве примера рассмотрим влияние температуры смазочного материала на собственные частоты валолровода. Были рассчитаны частота и Формы собственных колебаний валопровода при изменении температуры смазки от 35 до 45 °С, что приводит к изменению средней температуры от 55 до 65 °С. Однако для данной конструкции подшипников и оалопровода существенного изменения собственных частот, а следовательно и критических скоростей вращения валопровода, не получено. Отстройка валопровода от резонансов сохраняется.

Как упомянуто,одними из самых распространеннных причин изменения вибрации роторов являются теплосиловые расцентровки опор. Прежде чем оценивать изменение динамических характеристик валопровода необходимо определить статические реакции опор при предполагаемых их взаимных смещениях.

При заданных взаимных перемещениях опор горизонтальные и вертикальные реакции в опорах, а при необходимости и напряжения в шейках и болтах полумуфт, таким образом, могут быть определены с учетом:

- действия собственного веса валопровода;

- расцентровок опор;

- внешних сил и моментов;

- статических податливостей всех компонентов системы;

- заданных центровок роторов по полумуфтам.

Предварительно найденные реакции опор, равные половинам веса юторов для данной конструкции 4-х опорного валопровода уточняются при расчето двухопорных роторов. По результатам этих расчетов ложет быть построена монтажная линия валопровода как в вертикаль--юй плоскости, так и в горизонтальной. Затем монтажная линия уточняется с учетом предварительных центровок по полумуфтам (по зскомондациям завода или станции).. При этом следует учитывать тот Е.акт. что на различных режимах эксплуатации машины предварительное центровки строго говоря должны быть разными как с точки зре-|ия оптимального распределения нагрузок по опорам, и минимальных 1апряжений в шейках валов и болтах полумуфт, так и с .точки зрения максимальных запасов вибронадежности ( с целью обеспечения отстройки роторов от резонансов, достаточных запасов устойчивости, минимальных амплитуд вынужденных колебаний и пр.).

Для 4-х опорного валопровода взаимное положение опор опреде-тяется в основном высотным положением опор 2 и 3 по отношению к чинии, соединяющей опоры 1 и 4. Однако, преимущественное влияние жазывает при этом взаимное положение 2 и третьей опор. Поэтому зарьирование взаимным положением опор проведено в пределах такого эзаимного смещения, когда на одной из двух смежных опор наступает этрыв ( рис. 5). Изменение первых четырех низших частот велико (рис.6), однако лишь третья частота в вертикальном направлении юрссекает границу запрещенного частотного диапозона 2«рао(1 ± ). 10 ). При изменении взаимного положения опор видно, что формы юлсбаний претерпевают качественное изменение. •

Расчет учитывает не только, податливость валопровода, но так-ю и квазистатическую.податливость масляной .пленки (взаимное по-южение цапфы и вкладыша в зависимости.от реакции.опоры и ее составляющих в.- двух плоскостях). Кроме того методика позволяет счесть, статическую податливость опор..; внешние поперечные, силы и юненты. действующие на валопровод.. Причиной появления поперечных ;ил могут быть парциальный подвод в регулирующей ступени и стати-юскио аэродинамические поджатия ротора при взаимном' предвари-•ельном смещении корпуса и ротора. ":.:.

Следует отмстить, что при пяти открытых клапанах, (при работе > верхних сопловых коробок) действует максимальное поперечное силие от парораспределения., около 16-, 1 кН; что приводит к замет-юму изменению реакций.

Рис.6. Зависимость частот Р1 от взаимного смещения Д^а.

Схема валопровоа*

Изменение статических реакций при взаимном смещении 2 и 3 опор, Дйгз"Ьг-1»з (мм).

Рис. 7.

Изменения статических нагрузок Рис.8. в подшипниках N0!, N02 при изменении расхода пара.

| — Н**^ шдмишищгд . #

п-л-Д^ГТ^И'

05■ —

0.56-

0.54.---Ь - ;--^ —

о.5г,- ^

Т^ Т

I I

-г1

' Г

0.50.

I_<

I

6-.

0. 8.5 ПО 31.2 41.5 53.5 55. 1Т/,« *

Изменение эксцентриситетов цапф N01 N02 при изменении расхода.пара от С=0. до 55.0 т/ч (ш=ЗН. рад/с).

На рис. 7 показаны результаты изменения векторов нагрузки в 1 и н 2 й опорах (в 3-ей изменения невелики). Такие изменения реакций опор но могут не сказаться на изменении динамических масля-пии плинки подшипников, что в свою очередь приведет к изменению всех динамических характеристик турбоагрегата. Величины усилий таковы, что ими нельзя пренебрегать ни при расчетах характеристик подшипников, ни при расчетах влияния расцентровок. ни при оценках запасов устойчивости роторов. Расчеты усилий в опорах при переменном расходе пара выполнены по методике, разработанной на кафедре ПГТ . которая уже была использована в предыдущем разделе при расчете реакций опор при расцентровках.

На рис.8 приведены изменения эксцентриситетов цапф, отложенных из центра расточки нижнего вкладыша. Это позволяет легко вычислить минимальный зазор в масляной пленке для любого из рассмотренных вариантов. Кроме того, исследованы аэродинамические силы в уплотнениях, но для данной турбины они не имеют большого значения. В других случаях, при высоких начальных параметрах они играют существенную роль.

Как уже упоминалось выше, одна из важнейших проблем - диагностирование низкочастотной вибрации в турбоагрегатах. Последующее применения методов МЭИ для расчета границ устойчивости по расходу пара показали слабое влияние аэрадинамических возмуирющих сил на границы динамической устойчивости для турбоагрегата типа АП-6 в виду низкого их уровня из-за невысокого начального давления в турбине. С этой точки зрение граница устойчивости по расходу пара С*>>1 и составляет не менее 1000%. С другой стороны при изменении расхода пара изменяются реакции опор из-за действия поперечных сил в регулирующей ступени.

На рис. 9 показано изменение запасов устойчивости по частоте вращения при изменении расхода пара в турбину при трех значениях взаимного положения опор 2 и 3 (Дй23=-0.17 мм. ДЬ2з=0. 18

мм). Во всех случаях увеличение расхода пара способствует некоторому повышению устойчивости. Подъем 2-й опоры относительно третьей также для данной конструкции способствует повышению устойчивости. Воздействие обратного знака ( подъем 3-й опоры) дает снижение запасов устойчивости - «ц/<»)|,а6 < 1. практически во всем диапазоне по расходу.

На рис.10 показано изменение и движение корня х, и запасы

ии, (Л

о.5

---^

Г- -К—1

-- ■: + Н Г. 1 ,

го

39 -ЛО

да

« %с

Рис.9. Изменение запасов устойчивости по частоте вращения при изменений расхода пара в турбину при трех значениях взаимного положения опор 2 и 3.

.

»Р 1Щс)

>> 1П/<)

Рис. 10. Изменение и движение ;ц и запасы устойчивости по частоте вращения, и по изменение взаимниго поасения 2-й и 3-й опор.

Структурная схема созданной модели системы вибрационной диагноста

Таблица 2

Датчики Ть Рь 01

Датчики XI, Уь Дп1» 5уь Щ»

-I-- I

Расчетные программы

Реакции опор; минимальный зазор.

Расход смазки и потери трения в опорных подшипниках.

Динамические характеристики подшипников.

Критические частоты ва-лопро-вода.

Влияние взаимного положения опор на динамических характеристик.

Поперечные силы в регулирующей ступени

Аэродина-миче-ские силы в

ступенях

Порог устойчивости.

Анализ Фурье спектра вибрации

Т_Т

Текущие видеограммы Ретроспектива

устойчивости как по частоте вращения, так и по изменению взаимни-го подсния 2-й и 3-й опор. Хорош видно, что большество корней 1ри увеличении частоты вращения движится в направлении границу устойчивости, а по первой корень пересекает ее. При подьеме 2-й эпоры устойчивость увеличивается, корень отодвигается вверх и злево. то есть во время ремонта можно допускать скорее расцент-зооку, соответствующую подьему 2-й опор, чем расцентровку набо-эот.

Описанные программы сведены в единый комплекс системы диагностики, представленный структурно в табл. 2.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. Произведен анализ имеющихся концепций систем вибродиаг-юстики и обобщены имеющиеся вибродиагностические признаки. Выяв-гены недостатки имеющихся систем в части использования аналити-шских методов анализа и представления вибрации.

2. На примере действующей турбоустановки ТЭЦ МЭИ произведено гомплексное расчетное исследование свойств диагностируемого объята применительно к системе диагностики. Создана база данных на )Снове текущих показаний датчиков термодинамических и механичес-:их величин, механических величин, конструктивных параметров тур-1ины и элементов турбоустановки, тепловых расчетов турбины, кон-[енсатора, тепловой схемы.

3. Произведена адаптация ряда алгоритмов для целей диагностики, в том числе с созданием ретроспективных файлов. В качестве сходных данных использованы база данных по п. 2. В систему вклю-ены следующие программы:

-расчет статических , реакций подшипников скольжения и созда-ие базы данных для определения текущей нагруженности подшипников о положению центра ротора в расточке подшипника;

-определение текущих значоний расхода смазки и потерь на рениё;.

-расчет динамических коэффициентов смазочного слоя подшипни-ов для текущего состояния диагностируемого объекта и последующе-о использования в расчетах динамики ротора;

-расчет критических частот валопровода;

-расчет границ динамической устойчивости ротора по расходу

пара и по частоте вращени;

-определение влияния взаимного положения опор на их динамические характеристики;

-расчет поперечных сил. действующих в регулирующей ступени и их влияния на реакции опор и динамические характеристики валопро-вода;

расчет аэродинамических сил, возникающих в ступенях и уплотнениях турбины и вызывающих низкочастотную вибрацию;

-анализ вибрации ротора и подшипников по текущим показания» датчиков вибрации на основе метода Фурье.

Созданы взаимосвязи между указанными модулями.

Результаты анализа выводятся в виде текущих и ретроспективных видеограмм.

i. Исследовано влияние эксплуатационных и конструктивных факторов на свойства диагностируемого объекта. В частности, выявлено для турбины АП-6:

а) третья собственная частота валопровода в вертикальной плоскости близка к удвоенной рабочей:

б) при изменении температуры масла наиболее значительно меняется третья собственная частота в вертикальной плоскости, чте при наличии возмущающих сил с частотой 100 Гц может при определенном режиме вызвать повышенную вибрацию;

в) износ баббита подшипников скольжения на динамические характеристики ротора влияет слабо;

г) одновременное, изменение боковых и вертикальных зазоров е подшипниках может вызвать изменение критических частот на 10-16 процентов для 1 частоты и для высших частот в еще большей степени:

д) изменение взаимного положения опор может вызвать изменение критических частот на 15-20 процентов и более;е) изменение взаимного положения опор могут вызвать изменение устойчивости системы по частоте вращения на 30 процентов;при включении клапанов в регулирующей ступени на ротор может действовать дополнительная боковая нагрузка до 16 кН. что вызывает существенное изменение характеристик подшипников и ротора.

5. Создана компьютерная модель системы диагностики на примере турбины небольшой мощности .

Подписано к печати Л— у-. а 4 2

Псч. л. Тираж 1УО Заказ

Типография МЭИ, Красноказарменная, 13.