григорьев н в вибрация энергетических машин справочное пособие
Григорьев н в вибрация энергетических машин справочное пособие
Вибрация и шум как следствие вибрации встречаются в технике, да и в нашей жизни, повсеместно, и роль вибрации оказывается двоякой [6]: в технике, как правило, она вредна, в других случаях, например в медицине, полезна. Отрицательная роль технической вибрации многократно возросла в связи с бурным развитием техники, ростом нагрузок и скоростей в стационарных установках и транспортных машинах.
В связи с переходом на критические и сверхкритические параметры рабочего тела – пара и ростом единичных мощностей основного оборудования на электрических станциях существенно увеличилась вибрационная опасность его эксплуатации.
Большинство аварий и катастроф на энергетических предприятиях связаны с усталостным разрушением, вызванным действием вибрации [7–10]. Статистика последних лет утверждает, что 80 % аварий в машинах, как правило, связанных с человеческими жертвами, происходит в результате недопустимых колебаний. Трудоемкие процессы по восстановлению последствий от вибрационных неполадок и катастроф на энергетических предприятиях занимают от 30 % и выше времени и затрат в общем балансе ремонтно-восстановительных работ [1].
В последний период после реформирования электроэнергетической системы РФ наиболее крупной катастрофой с человеческими жертвами стала тяжелейшая авария на Каширской ГРЭС в 2002 г. на турбогенераторе ст. № 3 с паровой турбиной К-300-240 и генератором ТВМ-300. Были полностью разрушены: паровая турбина, конденсатор, электрогенератор, повреждены фундаменты, несущие колонны, возник пожар, обрушилась кровля машинного зала. Произошел разрыв валопровода турбины и генератора в восьми местах. Фрагменты корпусов цилиндров и роторов были заброшены на четырнадцатую отметку и за пределы турбинного цеха. Причиной аварии послужила высокая продольная вибрация и крутильные колебания в результате разрушения бандажной втулки генератора и короткого замыкания в цепи статора [3].
Не менее разрушительной была авария на гидроагрегате № 2 Саяно-Шушенской ГЭС в 2009 г., приведшая к полной остановке, разрушению станции и гибели 77 человек. Причина аварии – высокая оборотная вибрация с амплитудой 800 мкм (вместо 100 мкм по норме) в результате дефектов в рабочем колесе и неуравновешенности ротора, оставленных после монтажа и капитального ремонта. В результате длительной вибрации произошло разрушение шпилек (Ø200 мм в количестве 49 шт.) горизонтального разъема, разгерметизация агрегата и заполнение машинного зала водой.
По заключению Государственной инспекции Ростехнадзора и Росэнергонадзора причиной описанных аварий, кроме технической вибрации (высокая вибрация агрегатов), является человеческий фактор – слабые знания обслуживающего персонала. Особенно этот недостаток проявляется в условиях частой ротации персонала. Здесь следует отметить намеченный президентом РФ курс на модернизацию оборудования и импортозамещение зарубежной продукции, что потребует, прежде всего, более высокого уровня подготовки инженерно-технических кадров, в том числе и по вопросам вибрационной техники.
Именно решению этой проблемы и посвящен приведенный ниже материал. Причина вибрации всех вращающихся машин одна – неуравновешенные силовые воздействия, которые преследуют агрегат весь длительный период эксплуатации, начиная с момента его изготовления в цехах завода.
Даже при использовании современной высокоточной электронно-лазерной техники и станков с ЧПУ изготовление вращающихся масс – роторов энергетических машин происходит со смещением центра масс с центром его вращения, что в дальнейшем устраняется частично в процессе балансировки.
Вибрация оборотной частоты и её снижение
Если частота вибрации fвб совпадает с частотой вращения ротора машины fвр, то такая вибрация называется вибрацией оборотной частоты (ОЧ), fвб = fвр.
Основными причинами возникновения вибрации оборотной частоты в тепловых и электрических машинах, насосных и компрессорных агрегатах являются:
– неуравновешенность вращающихся масс ротора;
– расцентровка осей вращения многоопорных роторов;
– тепловой прогиб вала;
– задевание ротора о неподвижные детали в концевых и промежуточных уплотнениях.
Неуравновешенность вращающихся масс, когда центр масс (центр тяжести) Xm не совпадает с центром вращения Xв в каждом сечении ротора, т.е. Xm ≠ Xв, что связано обычно с некачественной балансировкой, проводимой после изготовления, при монтаже или ремонте машины. На стадии эксплуатации небаланс в роторах турбомашин образуется, как правило, при обрыве рабочих лопаток, бандажных лент или проволок.
В этих случаях возникает центробежная сила R = mω2r, которая вращается вместе с ротором с угловой скоростью ω. Под действием этой силы ротор начнет совершать сложные движения: во-первых, он будет вращаться вокруг своего геометрического центра (точка Xв) с угловой скоростью ω, как на рис. 1, во-вторых, валопровод, получив стрелу прогиба, будет совершать дополнительное вращение вокруг точки O с угловой скоростью Ω, отличной от частоты вращения самого ротора. Этот вид движения называется прецессионным, а его угловая скорость – скоростью прецессии Ω (рис. 1).
Именно прецессионное вращение вызывает вибрацию оборотной частоты опорных подшипников и фундаментной плиты машины.
Сложное движение, совершаемое ротором, похоже на движение волчка, запущенного вокруг собственной оси, а его ось совершает прецессионное движение, описывая круговой конус.
Из рис. 1 видно, что причиной вибрации является неуравновешенная сила 
, при этом вектор скорости движения центра вала 
направлен по касательной к траектории вращения прецессии Ω. При малых частотах вращения прогиб вала, изображенный вектором 
, будет следовать за возмущающей силой 
, и угол γ будет равняться нулю. С увеличением частоты вращения вследствие инерции прогиба 
начнет отставать от вектора возмущающей силы 
, причем с увеличением частоты вращения угол отставания γ будет расти. При резонансе векторы 
и 
совпадают по направлению, и вибрация машины в этот момент становится максимальной. При дальнейшем увеличении частоты вращения между векторами 
и 
образуется угол α, эффект возмущающей силы уменьшается и вибрация снижается [8].
Рис. 1. Возникновение вибрации оборотной частоты вследствие небаланса: ω – угловая скорость вращения вала, рад/с; Ω – угловая скорость прецессии, рад/с; 
– вектор скорости прецессии; Xв – центр вращения шейки вала; Xm – центр масс (центр тяжести) в сечении ротора; т. О – центр опорного подшипника; 
– вектор центробежной (неуравновешенной) силы; 
– вектор прогиба вала; γ – угол отставания вектора прогиба 
от вектора силы 
; α – угол между вектором силы 
и вектором скорости прецессии 
Таким образом, причиной повышенной вибрации при резонансе является совпадение направления действия неуравновешенной силы и скорости прецессионного движения. Рабочая частота вращения машины должна отличаться от критической (резонансной) с достаточным запасом.
Вибрация оборотной частоты, вызванная неуравновешенностью ротора, имеет характерные особенности, позволяющие отличить ее от вибрации, спровоцированной другими причинами. Прежде всего, оборотная вибрация имеет синусоидальный характер и ее интенсивность растет с увеличением частоты вращения. Кроме того, вибрация оборотной частоты, вызванная неуравновешенностью масс, приводит к увеличению вертикальной составляющей вибрации vx на опорных подшипниках машины и устраняется единственным способом – динамической балансировкой ротора. Балансировки проводятся либо в собственных подшипниках при наличии доступа к корректирующим (балансировочным) плоскостям без разбора цилиндра турбомашины и выемки ротора из статора, либо на балансировочном станке, как правило, в период капитального ремонта [4].
Вибрация оборотной частоты может быть также инициирована расцентровкой осей вращения смежных роторов. При этом увеличивается вибрация, действующая в горизонтальной плоскости в осевом vz и поперечном vy направлениях, и устраняется такая вибрация центровкой полумуфт, соединяющих смежные роторы.
Особенностью вибрации, вызванной расцентровкой, является ее местный характер. Обычно наблюдается интенсивная вибрация корпусов тех подшипников, вблизи которых роторы соединены с расцентровкой. При этом наиболее сильно изнашиваются баббитовые заливки вкладышей этих опорных подшипников.
Таким образом, выбор конкретного технического средства, необходимого для устранения вибрации оборотной частоты и принимаемого в связи с этим решения, зависит от конкретных величин vх, vy и vz, полученных после снятия вибрационных характеристик на всех опорных машинах (вывод поясняется с помощью рис. 2).
Рис. 2. Составляющие вибрации оборотной частоты: 1 – опорный подшипник; 2 – полумуфта сцепления; 3 – фундаментная плита; vx – вертикальная составляющая вибрации; vy – поперечная составляющая горизонтальной вибрации; vz – осевая составляющая горизонтальной вибрации
– если вертикальная составляющая вибрации vх превышает осевую vz и поперечную vy составляющие горизонтальной вибрации и превышает нормализованное значение vнорм, т.е. vх > vz, vy и > vнорм, следует выполнить балансировку ротора;
– если осевая составляющая vz горизонтальной вибрации превышает вертикальную vх и поперечную vy составляющие вибрации, т.е. vz > vx, vy и > vнорм, следует провести торцевое (угловое) центрирование осей вращения по сцепляющим полумуфтам соответствующих роторов;
– если поперечная составляющая vy горизонтальной вибрации превышает вертикальную vх и осевую vz составляющие вибрации, т.е. vy > vx, vz и > vнорм, следует осуществить радиальное центрирование соответствующих роторов по их полумуфтам [4].
Показателем качества балансировки роторов согласно ГОСТ 22061-76 и международному стандарту ИСО 1940 является величина eст∙ω, (мм∙рад)/с, где eст – допустимый остаточный дисбаланс ротора, мм (статический эксцентриситет масса ротора относительно оси ротора); ω – максимальная угловая частота вращения ротора, рад/с, 1/с (радиан – это угол, длина дуги которого равна длине радиуса окружности, поэтому величина рад безразмерная, т.е. равна 1).
Для роторов паровых турбин и турбогенераторов установлены четыре класса точности балансировки, приведенные в таблице.
Григорьев н в вибрация энергетических машин справочное пособие
Вы можете авторизоваться или зарегистрироваться, но можете и продолжать оставаться гостем, если пожелаете.
Вы действительно хотите покинуть сайт как
?
Скачивать книги с этой страницы имеют право только зарегистрированные пользователи.
Р абота балансировщика и виброналадчика никогда не станет ремеслом. Это искусство! О трицая модный сегодня подход, при котором основная роль в балансировке отводится аппаратуре и софту, а человеку остаётся лишь скромная роль оператора, мы активно доказываем обратное. Официальный сайт Литература и учебные пособияСтраница 3
М.Е. ЛЕВИТ. СПРАВОЧНИК ПО БАЛАНСИРОВКЕ И зложены основные сведения по балансировочной технике, необходимые в процессе конструирования роторов машин и механизмов, выбора методов, средств и технологии уравновешивания. Освещены вопросы проектирования основных узлов балансировочной техники, механизации и автоматизации процессов определения дисбалансов и коррекции масс. Размер архива 7,7 MB А.Р. ШИРМАН, А.Б. СОЛОВЬЁВ К нига включает описание методологии вибродиагностирования зарождающихся и развитых дефектов, сведения о вибрации и надёжности работы оборудования, методик вибромониторинга, средств сбора и анализа данных, принципов определения норм вибрации, а также практическое руководство по выявлению дефектов оборудования на основе частотного анализа виброакустического сигнала. Рассмотрены диагностические признаки основных дефектов машин и механизмов, иллюстрированные реальными примерами. Размер архива 11,2 MB Н.В. ГРИГОРЬЕВ. ВИБРАЦИЯ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ МАШИН И зложены методы снижения виброактивности источников колебаний и настройки вибрационных гасителей. Рассмотрены вопросы балансировки вращающихся деталей машин, уравновешивания машин и механизмов, изоляции оборудования и оснований, а также проблемы защиты человека от вибраций. Размер архива 11,2 MB В.А. РУСОВ. СПЕКТРАЛЬНАЯ ВИБРОДИАГНОСТИКА Е щё одно небольшое пособие по практической вибродиагностике, полезное для тех, кто начал пробовать свои силы в этой области. Размер архива 0,6 MB С.П. АЛЕКСЕЕВ К нига содержит практические рекомендации по снижению шума и уменьшению вибраций на машиностроительных предприятиях. В ней изложены теоретические основы этой проблемы, даны понятия о шуме и вибрации, рассказано об их действии на человека и нормах их предельного уровня. В некоторой степени, информацию, изложенную в этой книге, можно уже назвать устаревшей. Но, тем не менее, из неё и сейчас можно подчерпнуть немало полезных сведений. Размер архива 1,9 MB Григорьев н в вибрация энергетических машин справочное пособиеБиблиографическая ссылка на статью: Вибрационные машины широко применяются в различных отраслях техники для интенсификации физических и химических процессов, для транспортирования и дозирования сыпучих материалов, их смешивания, уплотнения, а также разделения сыпучих материалов на разнокачественные фракции [1]. Вибрационные сепарирующие машины используются для обогащение полезных ископаемых, вибрационной обработки деталей, изготовления литейных форм и выбивки опок, разделение различного рода порошков, подготовки сырья в технологических процессах производства строительных изделий и пищевых производств, сепарирования зерна на элеваторах, подготовке семян в агропромышленном комплексе. По типу преобразования подводимой энергии в энергию механических колебаний привода зерноочистительных машин делятся на две группы. Простейшими из них являются кинематически жесткие приводы. Достоинство кинематически жесткого привода заключается в том, что он обеспечивает заданную амплитуду колебаний рабочего органа при изменении частоты колебаний, колеблющейся массы и технологической нагрузки. Недостатком такого привода является действие больших инерционных сил на звенья устройства. При возвратно-поступательном движении двух ситовых корпусов применяют эксцентриковый колебатель. К другой группе приводных устройств относятся инерционные колебатели. Амплитуда колебаний зерноочистительных машин с инерционными колебателями зависит от соотношения частот вынужденных и собственных колебаний, массы рабочих органов и обрабатываемого продукта. Проведенный анализ показывает, что любое изменение оптимальных параметров рабочих органов зерноочистительных машин ведет к снижению эффективности процесса сепарирования. Одним из факторов, влияющих на кинематический режим работы, являются колебания рамы машины, возникающие вследствие неполной уравновешенности сил инерции колеблющихся масс. Колебания рамы машины увеличивают фактическую амплитуду колебаний ситовых корпусов на 30-40% по сравнению с номинальной [2]. Нарушается также закон движения ситовых корпусов. Гашение колебаний осуществляют при помощи специальных устройств – динамических гасителей, которые не входят в основную, конструктивную цепь. Существует следующая классификация динамических гасителей [3]: 1. Поглотители колебаний – устройства, поглощающие энергию, подводимую возбуждающим моментом, и уменьшающие амплитуду колебаний. Они представляют собой массу, присоединенную к основной механической системе при помощи элемента трения. К этому типу относятся гасители сухого трения, гидравлические, ударные. 2. Динамические гасители колебаний уравновешивают возбуждающий момент или изменяют частоту системы без рассеяния энергии. К динамическим гасителям относятся: нелинейные муфты, маятниковые демпферы, устройства для отключения маховых масс при подходе к резонансу, добавочные массы на пружине. 3. Динамические гасители колебаний с трением. Действие данных устройств вызывает частичное рассеяние энергии и частичное уравновешивание возбуждающего момента. Динамические гасители колебаний с трением представляют собой дополнительную массу, присоединенную к основной механической системе при помощи упругого и вязкого элементов. Такими гасителями являются резиновые демпферы, динамические демпферы с рессорными пружинами. Динамические гасители применяются, как правило, для понижения виброактивности объекта в местах крепления гасителей, что может вызвать ухудшение вибрационного состояния в других узлах машины. Динамические гасители используют для подавления различных видов колебаний: изгибных, продольных, крутильных и т. д. Для эффективности гашения необходимо, чтобы вид подавляемых колебаний совпадал с видом колебаний, осуществляемых присоединенным устройством. В работе [3] представлены возможные виды и принципиальные схемы наиболее распространенных динамических гасителей, даны основные настроечные соотношения и возможная область применения. Вопросам теоретической и конструкционной разработки линейных, нелинейных, регулируемых виброгасителей посвящены монографии [4, 5]. Практическое применение ударных, эксцентриковых, маятниковых виброгасителей описано в работе [6]. При выборе параметров виброгасителя важны следующие соотношения: отношения масс гасителя и объекта, отношения частот свободных колебаний гасителя и объекта. В решетных зерноочистительных машинах виброгашение не применяется, но установка виброгасителей возможна на решетных станах и на раме машины. Так как у данных машин возбуждающая сила имеет синусоидальный характер и фиксированные частоты, то возможно применение линейных виброгасителей. Виброизоляция. В ряде случаев невозможно устранить вибрацию машины при помощи уравновешивания или виброгашения, тогда применяют виброизолирующее устройство. Вопросы теории и практики виброизоляции а также конструкции применяемых виброизоляторов рассмотрены в работах: [3, 6, 7, 8, 9, 10, 11]. Виброизолирующее устройство устанавливается между источником возмущений и объектом защиты. В зависимости от соотношения масс объекта и источника в системе возникает силовое или кинематическое возбуждение. При работе зерноочистительных машин возникает повышенная вибрация фундамента, при этом в системе возникает силовое возбуждение. Целью виброизоляции при силовом гармоническом возбуждении является уменьшение амплитуды R 0 силы, передаваемой на неподвижный объект, или уменьшении амплитуды X 0 установившихся вынужденных колебаний источника. Виброизоляторы классифицируются по виду или способу введения демпфирования или по материалу упругого элемента. Виброизоляторы бывают резинометаллические, пружинные и цельнометаллические с воздушным или сухим трением, недемпфированные. В ситовых корпусах, совершающих прямолинейные колебания, применяют резиновые и резинометаллические опоры. Расчет таких опор приведен в работе [12]. Данные опоры имеют ряд недостатков: изменение динамических свойств при длительной эксплуатации, недостаточная надежность соединения резинового массива с металлической арматурой, ухудшение виброзащитных свойств при изменении температуры и влажности, недостаточное в отдельных случаях демпфирование, влияние на долговечность паров бензина, масла. В работе [13] Трантенберитом М.А. и Оляничем Ю.Д. рассмотрено уменьшение колебаний перекрытий с помощью нелинейных виброизоляторов при работе решетных зерноочистительных машин. Защита обслуживающего персонала возможна при применении антивибрационной обуви [14]. Выбор жесткости перекрытий при работе зерноочистительных машин в зависимости от частоты собственных колебаний машины обоснован в работе [15]. Во избежание резонанса собственные частоты машины должны значительно отличаться от частот вынужденных колебаний решетных станов. При жестком креплении машины частоты собственных колебаний должны лежать в пределах 120 ¸ 150 (1 / сек). Применение виброизоляторов (установка упругих резиновых или деревянных прокладок) снижает частоту собственных колебаний до значений 15 ¸ 20 (1 / сек), что приводит к более плавному ходу машины во время пуска и остановки. Кроме общей виброизоляции при которой изолируется машина от основания существует местная виброизоляция. Примером местной виброизоляции может служить изоляция двигателей внутреннего сгорания. Например, виброизоляция дизельного двигателя СМД-14К, которая рассматривается в работе [16]. Возможна виброизоляция отдельных рабочих органов вибрационных машин [17]. В решетных зерноочистительных машинах с кинематически жестким приводом местная виброизоляция решетных станов не осуществляется. Решетные станы крепятся к раме машины при помощи пластинчатых деревянных или стальных подвесок. Подвески в данном случае являются упругими поддерживающими связями, обеспечивающие направленное движение рабочих органов. Подвески работают параллельно с приводным устройством и должны его разгружать. Расчет подвесок приводится в работах [18, 19]. Анализ существующих виброгасителей и виброизоляторов показывает, что эти устройства также как и уравновешивающие устройства не обеспечивают полного устранения вредных вибраций и позволяет сделать следующие выводы: 1.Неуравновешенность движущихся частей сепарирующих машин, недостаточная жесткость элементов рамной конструкции вызывает виброперемещения рам сепарирующих машин, в несколько раз превышающих установленные требования. 2.Колебания рамы зерноочистительной машины увеличивают фактическую амплитуду колебаний до 40% в сравнении с номинальной и существенно снижают качество сепарирования, а также приводят к повышенному износу механизмов. 3.Существующие методики расчета рамных конструкций не учитывают всех особенностей зерноочистительных машин как машин с преднамеренно возбужденной вибрацией для осуществления технологического процесса. 4.Для повышения надежности зерноочистительных машин и их вибрационной безопасность, улучшения качества сепарирования необходимо снижение вибрационных перемещений несущих конструкций. 5.Улучшение вибрационных характеристик зерноочистительных машин возможно за счет гашения вредной вибрации, а также оптимизации рамных конструкций, позволяющей рационально располагать ее структурные элементы при минимуме массы с учетом динамического нагружения и выполнения прочностных условий. Связь с автором (комментарии/рецензии к статье)Оставить комментарийВы должны авторизоваться, чтобы оставить комментарий.
|
