Текст
                    Л А. ВЛАДИСЛАВЛЕВ
ВИБРАЦИЯ
ГИДРОАГРЕГАТОВ
ГИДРОЭЛЕКТРИЧЕСКИХ
СТАНЦИЙ
Издание второе,
переработанное и дополненное
к -л -цшдррэнерг с vfOM, '
’ МИРЧ
^ХНИЧЕСКЛи
5HS Л ИОТ Ei

«ЭНЕРГИЯ»
МОСКВА 1972

УДК 621.224:621.313.322—82]—752 В работе обобщен опыт исследований вибрации; даиы методика определения причин повышенной вибрации и способы ее устранения. Описаны аппаратура, применяемая при исследовании вибрации, мето- дика исследований, техника измерений и обработки полученных резуль- татов при балансировке и центровке роторов гидроагрегатов; предло- жения по нормированию вибраций. Книга предназначена для специалистов, работающих в области эксплуатации гидроэлектростанций, гидротурбостроении, а также зани- мающихся проектированием силового оборудования ГЭС. 3-3-6 63-72 Лев Алексеевич Владиславлев Вибрация гидроагрегатов'гидроэлектрических станций Редактор Н. И. Кожевников Редактор издательства Н. И. Крысько Переплет художника Е. В. Никитина Технический редактор Г. Г. Абрамова Корректор Н. В. Лобанова Сдано в набор 9/VII 1971 г. Подписано к печати 17/11 1972 г. Т-00684 Формат 84Х1081/!, Бумага типографская № 1 Усл. печ. л. 18,48 Уч.-изд. л. 17,92 Тираж 2 000 экз. Цена 1 р. 35 к. Зак. 276 Издательство .Энергия". Москва, 113114, Шлюзовая наб., 10. Московская типография № 10 Главполиграфпрома Комитета по печати при Совете Министров СССР. Шлюзовая наб.. 10.
Светлой памяти дорогого учителя, профессора Ивана Ивановича КУКОЛЕВСКОГО эту книгу посвящает Автор ПРЕДИСЛОВИЕ Надежность эксплуатации гидроагрегатов гидроэлектрических станций определяется ря- дом факторов. Одним из таких факторов яв- ляется характер и величина вибрации агрега- та в целом и отдельных его узлов. Вибрация характеризует состояние агрегата после его пуска в эксплуатацию. По характеру и вели- чине вибрации могут быть выявлены некото- рые неисправности в агрегате, а также пред- аварийное его состояние. Вибрация агрегата часто вызывает вибра- цию другого оборудования, находящегося в здании ГЭС, щитов управления с защитной аппаратурой и пр., а также отдельных элемен- тов самого здания. На гидростанциях имели место случаи ложной сработки защиты из-за чрезмерной вибрации гидроагрегатов. Гидроагрегаты в отличие от многих других машин могут быть проверены лишь на месте установки в собранном виде, в связи с чем все динамические свойства агрегата выявляются только после его пуска. Знание результатов действия динамических сил на те или иные отдельные узлы агрегата и гидротехнические сооружения (фундамент и пр.) способствует также разработке и уточ- нению методики инженерных расчетов прочно- сти и вибрационной устойчивости гидроагре- гатов. Настоящая работа является обобщением исследований вибрации и методов ее устране- ния, проведенных более чем на 200 гидроагре- гатах различных типов. Второе издание книги значительно допол- нено. Даны характеристики стационарных и нестационарных случайных процессов; рас- смотрены акустические вибрации; разобран случай подъема воды по валу турбины; пока- зано влияние на вибрацию воздухосодержа- ния масла подпятника; описана новая аппа- ратура по исследованию вибрации; дана оцен- ка погрешности датчиков давления; приведе- ны схемы использования ЭВМ при обработке записей случайных процессов; систематизиро- вана методика изучения причин вибрации; за- ново переработана методика исправления ли- нии валов; освещен метод центрирования ва- лов горизонтальных агрегатов; приводятся данные эксплуатации, повышающие надеж- ность резиновых направляющих подшипников турбин; дана новая методика наладки комби- наторной зависимости поворотнолопастных турбин; приводится способ повышения надеж- ности подпятников; освещается вопрос влия- ния дефектов регуляторов скорости на вибра- цию; дается методика прогнозирования меж- ремонтного периода по вибрационному состоя- нию агрегата; приводятся нормативы по шуму в производственных помещениях. Книга дополнена новыми данными по на- турным исследованиям вибрации ряда круп- ных гидроагрегатов, даны обобщенные графи- ки уравней -вибрации. Книга должна помочь эксплуатационному персоналу гидроэлектростанций правильно оценить вибрационное состояние агрегатов, на- метить мероприятия по устранению повышен- ной вибрации и повышению надежности рабо- ты оборудования. Работа представит также интерес и для специалистов, работающих в об- ласти гидротурбостроения и проектирования ГЭС. Приведенные в книге практические данные освещают в основном опыт автора, прорабо- тавшего по наладке и исследованию оборудо- вания гидростанций более 30 лет в Государст- венном тресте ОРГРЭС Минэнерго СССР. Ог- раниченный объем книги не позволил осветить подробно все затронутые вопросы вибрацион- ной надежности гидроагрегатов. Автор будет благодарен всем лицам, приславшим свои кри- тические замечания и пожелания по книге в адрес издательства «Энергия»:Москва, 113114, Шлюзовая набережная, 10. Автор
ОГЛАВЛЕНИЕ Предисловие................................. 4 Глава первая. Основные определения и при- меры повреждения агрегатов..................... 5 1-1. Некоторые положения теории колебаний 5 1-2. Примеры повреждения агрегатов . . 19 Глава вторая. Установившийся режим . . 24 А. Механические возмущающие силы . 24 2-1. Центробежные силы от неуравновешен- ности вращающихся масс...............24 2-2. Силы упругости вала, возникающие при нарушении центровки агрегата или ис- кривлении общей линии вала ... 28 2-3. Силы трения............................31 Б. Гидравлические возмущающие силы ... 33 2-4. Неравномерность поля скоростей и вих- реобразование в проточной части тур- бины ...................................33 2-5. Флаттер лопастей рабочих колес . . 47 2-6. Высотное положение колеса вертикаль- ной радиально-осевой турбины ... 49 2-7. Подъем роторов гидротурбин ... 51 2-8. Масляная пленка от смазки в подшип- никах и в подпятниках..............52 2-9. Переменная составляющая момента у ковшовых турбин.........................54 2-10. Гидравлический небаланс рабочего коле- са радиально-осевой турбины ... 54 2-11. Кавитационные явления в гидротурбине 56 В. Электрические возмущающие силы ... 59 Г. Неполадки в агрегате, вызывающие повышение вибрации.......................................61 2-12. Ослабление крепления узлов агрегата и болтовых соединений.......................61 2-13. Увеличенные зазоры в направляющих подшипниках турбины и генератора . 61 2-14. Совпадение частоты возмущающей силы с частотой собственных колебаний узлов конструкции...............................61 Глава третья. Неустановившийся режим. . 68 3-1. Механические и гидравлические возму- щающие силы.............................70 3-2. Электрические возмущающие силы, воз- никающие при переходных процессах в генераторе............................73 Глава четвертая. Аппаратура, применяемая при исследованиях, и обработка результатов 76 4-1. Аппаратура для исследования вибрации 76 4-2. Аппаратура для исследования деформа- ций и давлений 84 4-3. Обработка виброграмм...............94 4-4. Обработка тензограмм...............97 4-5. Обработка результатов записей случай- ных процессов...........................98 Глава пятая. Методика исследования вибра- ции и типовые программы испытаний . . 104 5-1. Исследование вибрации по типовой про- грамме № 1 . . ....... 104 5-2. Исследование вибрации по типовой про- грамме № 2..............................ПО Глава шестая. Методы устранения и наблю- дения за вибрацией агрегата . . . 113 6-1. Устранение неполадок, вызванных меха- ническими возмущающими силами . . 113 а) Балансировка рабочих колес гидро- турбин ................................113 б) Балансировка ротора генератора в своих подшипниках . . . . 115 в) Исправление линии вала вертикаль- ных агрегатов..........................120 г) Центровка горизонтальных агрегатов 126 д) Устранение задевания вращающихся частей о неподвижные . . . . 127 е) Улучшение эксплуатации резиновых направляющих подшипников . . . 128 6-2. Устранение неполадок, вызванных дейст- вием гидравлических возмущающих сил 128 а) Устранение подъема роторов . . . 128 б) Устранение ударов в отсасывающей трубе..............................129 в) Устранение гидравлического небаланса 134 г) Наладка комбинаторной связи пово- ротнолопастных турбин . . . . 135 д) Улучшение работы подпятников агре- гатов .................................138 е) Изменение периферийных кромок ло- пастей рабочих колес поворотноло- пастиых гидротурбин....................138 ж) Устранение колебаний напорного тру- бопровода .............................139 6-3. Устранение неполадок в электрической части генератора..........................142 6-4. Устранение резонансных явлений в агре- гате .....................................142 6-5. Наблюдение за вибрацией агрегата при эксплуатации ............................ 143 6-6. К вопросу о нормах на вибрацию гидро- агрегатов ................................143 6-7. Определение среднего времени между ре- монтами по вибрационному состоянию агрегата..................................148 6-8. Санитарные нормы на вибрацию и уро- вень шума рабочего места . . . . 149 Глава седьмая. Результаты исследования вибрации гидроагрегатов..................151 7-1. Вибрация агрегатов...................153 7-2. Колебания давления в проточной части блока турбины.............................167 7-3. Вибрация элементов сооружений . . 171 Литература....................................173
ГЛАВА ПЕРВАЯ ОСНОВНЫЕ ОПРЕДЕЛЕНИЯ И ПРИМЕРЫ ПОВРЕЖДЕНИЯ АГРЕГАТОВ 1-1. НЕКОТОРЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ТЕОРИИ КОЛЕБАНИИ Силы, возникающие в гидроагрегате и дей- ствующие на отдельные элементы конструкции агрегата, могут быть как постоянными, так и переменными во времени. Действие этих сил проявляется в виде деформации отдельных элементов агрегата, их вибрации, а также ви- брации агрегата в целом. Характер проявле- ния сил различен для разных режимов рабо- ты агрегата. Режимы работы агрегата можно разделить на установившиеся и неустановив- шиеся (переходные процессы). Под установившимся режимом п</- нимают работу гидротурбины при постоянных напоре, скорости вращения, открытии направ- ляющего аппарата и установке лопастей рабо- чего колеса. При изменении этих величин во времени режим называют неустановившимся. Другими словами, установившийся режим со- ответствует какой-либо точке универсальной характеристики турбины. Силы, возникающие в агрегате при уста- новившихся режимах, либо периодически из- меняются, либо остаются постоянными по ве- личине и направлению. Однако в ряде случаев при установившихся режимах возникают уси- лия непериодического случайного характера с различными частотой и амплитудой. Дакие возмущающие силы действуют, например, в режимах, при которых наблюдаются кавита- ционные явления в турбине; Вибрация агрега- та в целом и отдельных его узлов под дейст- вием этих сил носит характер стационарных случайных процессов. Неустановившиеся режимы ха- рактеризуются действием непериодических сил. Как вибрация, так и деформации, обу- словленные этими силами, носят также непе- риодический характер. Силы проявляются в виде импульсов различной продолжительно- сти. При этом реакция системы на действие этих импульсов, т. е. вибрация и деформации отдельных элементов конструкций в этих ре- жимах, носит нестационарный случайный ха- рактер. Часто вибрации и деформации, появляю- щиеся при неустановившихся режимах, накла- дываются на вибрации и деформации, возник- шие при установившихся режимах, в виде от- дельных кратковременных импульсов или за- тухающих колебаний. Рассмотрим некоторые основные положе- ния теории колебаний. Число степеней свободы систе- м ы. Каждая механическая система задается определенным минимальным числом коорди- нат ее точек, по которым можно определить положение всех точек системы. Это число ко- ординат называется числом степеней свободы. Если система находится в колебательном дви- жении, то эти координаты изменяются во вре- мени. Гидроагрегат представляет механическую систему с бесконечным числом степеней свобо- ды. Однако для решения ряда практических задач по теории колебаний можно рассматри- вать упрощенные схемы с конечным неболь- шим числом степеней свободы. На любую колеблющуюся систему дейст- вуют различные силы, которые могут действо- вать индивидуально или в совокупности. Обычно силы разделяют на три основные характерные группы: 1) восстанавливающие (силы упругости, масса); 2) трения и сопротивления среды (диссипа- тивные силы); 3) возмущающие. Свободные колебания системы. Рассмотрим систему, состоящую из пружины и массы т (рис. 1-1,а). Пусть масса может со- вершать колебания только в вертикальном на- правлении z. Если систему вывести из состоя- ния равновесия, а затем предоставить самой себе, то движение будет происходить под дей- ствием двух сил: силы инерции и силы упру- 5
Рис. 1-1. Колебательная система с одной сте- пенью свободы. а — система без затухания; б — система с затуханием; в — вынужденные колебания под действием силы Р(0; г — колебания точки крепления. гости пружины kz (силой затухания пренебре- гаем). Уравнение движения в этом случае запи- шется так: (1-1) где г — смещение от положения равновесия; k — коэффициент пропорциональности. Решение уравнения (1-1) в общем виде бу- дет: z = C1Sin/A^+C2 cos]/(1-2) где С, и С2 - постоянные, определяемые из на- чальных условий. При t — Q, z — z0, dz!dt==Q получим г = г0соз|//Л (1-3) Величина ]//=<ос называется круговой ча- стотой собственных колебаний системы. Период колебания Г = 2it 1/а частота колебаний г k f=_L=_Ll/Z. ' Т 2п V m Движение, описываемое уравнением (1-3), носит название гармонического движе- ния. В общем виде оно может быть представ- лено так (рис. 1-2,а): z=Asin((i>t + cp0), (1-4) где А— амплитуда колебания; t — время; <р0— угол сдвига фазы колебания. 6 Скорость и ускорение гармонического дви- жения можно получить путем дифференциро- вания уравнения (1-4): скорость о = / = Лсосо8(сВ1-Д <?0); (1-5) ускорение / = “ Л®2 sin (<ot 4- ?0). (1-6) Как видно из уравнения (1-5), максималь- ная скорость гармонического движения равна I Рис. 1-2. Виды колебаний. а — гармоническое колебание, б—биения; в—свободные коле- бания с различным значением затухания при одинаковых на- чальных условиях z (0) — 0; | > 0 | ; а—сложение вы- нужденных н свободных затухающих колебаний разных периодов; J — вынужденные колебания; 2 — свободные затухающие колебания; 3 — результирующие колебания.
амплитуде колебания, умноженной на круго- вую частоту, т. е. Омаке (1"7) Максимальное ускорение гармонического движения равно произведению амплитуды ко- лебания на квадрат частоты, т. е. /манс“ Л (1)2 = '(1)0Макс- (1'8) Формула для определения частоты свобод- ных колебаний может быть представлена в ви- де, удобном для приближенного определения частоты собственных колебаний конструкции. Пусть масса гц (1-9) G т = —, g где G — вес конструкции, т; g — ускорение свободного падения, равное 981 см^свкА Коэффициент пропорциональности ^СТ где zCT — статическая деформация под дейст- вием нагрузки, см, откуда f ‘ /А ‘ 4 2л г т 2л Г 2С1 г 300 , - 7__, кол)мин. г гСг Сложение двух гармонических колебаний одинакового направления и одинаковой часто- ты дает гармоническое колебание той же ча- стоты. Если частоты двух гармонических колеба- ний мало различаются между собой, то полу- чаются колебания с периодически изменяю- щейся амплитудой (рис. 1-2,6). Такой вид ко- лебания называется биением. Биение характеризуется величиной ампли- туды и частотой биения. Величина амплитуды бйенйя изменяется от суммы до разности составляющих колебаний: Лмакс=A t + Л2; ЛМИН=Л1—Л2. Частота биения равна разности частот ставляющих колебаний: со- т . ;?~ 7(5 где 7\ и Г2 — 'периоды складываемых колеба- ний. Биение на гидроагрегатах можно часто на- блюдать в период синхронизации, когда ча- стота синхронизируемого агрегата незначи- тельно отличается от частоты соседних рабо- тающих агрегатов. В этом случае могут воз- никнуть биения как перекрытия пола машин- ного зала, так и опорных конструкций самого Рис. 1-3. Зависимость сил сопротивления от ско- рости движения. а — вязкое сопротивление; б — сопротивление, пропор- циональное ti-Й степени скорости, в — сухое (кулоново) трение. агрегата. В ряде случаев биения сопровожда- ются периодически изменяющимся по силе «гудением» агрегата. Биения1 характерны так- же для вибрации напорных трубопроводов гидроэлектростанций. Смещение, скорость и ускорение вибра- ции— векторные величины. Зная составляю- щие по осям координат х, у и г, можно опре- делить результирующий вектор: смещения R = X -ф- У -)- Z; скорости V = vx 4-иу 4- ускорения J — jx 4- jy 4- /г. Затухающие колебания систе- м ы. При наличии сил сопротивления движе- нию (рис. 1-1,6) свободные колебания со вре- менем затухают. В теории колебаний рассматривают три ос- новных вида сил сопротивления: 1) силы вязкого сопротивления, пропорцио- dz нальные скорости движения R — c—^-, где с — коэффициент сопротивления. 2) Силы, пропорциональные n-й степени ско- „ n fdz\n рОСТИ А = • В большинстве технических задач можно принять п=2. 3) Силы сухого трения, которые постоян- ны по величине, но направлены против векто- ра скорости R = ±K. Законы изменения сил сопротивления по- казаны на рис. 1-3, где представлены зависи- мости R=f(v) для приведенных выше слу- чаев. При отсутствии возмущающей силы урав- нение движения принимает вид: ^+с5-+^=0’ о-10) где т, с и k — положительные постоянные. 1 В дальнейшем термин «биением обозначает также поперечные колебания валов с постоянной амплитудой. 7
Это уравнение является уравнением сво- бодных колебаний с затуханием, пропорцио- нальным скорости. Введем дополнительные обозначения: тогда уравнение (1-10) примет вид: + + Mcz= °- (Ml) Уравнение (1-11) имеет общее решение в ви- де линейной комбинации двух показательных функций при Л1=^1Х2: г = (1-12) где А и В — постоянные, а 2, и Я2 — корни ха- рактеристического уравнения Я2 -ф- 2гЯ -|- о? = 0, откуда Я, и Я2 определяются как Я1>2 = — rzt iq, где i = — 1. Решение уравнения (1-12) может быть представлено в зависимости от значения q. Так, если q — действительная величина, то z = e-rt(CiCosqt + Cz?,mqty, (1-13) при q = 0 решение уравнения (1-11) будет: z—в Tt (CjT —f- С2); (1-14) если q — мнимая величина, то (1-15) где 7.1 и 7.2 — вещественные числа; Ct и С2— постоянные, которые определяются из началь- ных условий. Свободные колебания с различным значе- нием затухания представлены на рис. 1-2,в. Равенство (1-14) имеет место тогда, когда со^>г. В этом случае мы имеем затухающие колебания. Эти колебания будут повторяться каждый полупериод с уменьшающейся ампли- тудой и через какой-то промежуток времени совсем прекратятся. Частота этих колебаний будет: f = — /4- (Ы6) 1 г т 4т2 ' 7 Чем меньше коэффициент затухания с, тем больше колебаний произойдет до их прекра- щения и тем ближе частота колебаний соот- ветствует собственной частоте колебаний си- стемы. В наших исследованиях мы за частоту соб- ственных колебаний системы в дальнейшем будем иногда принимать также частоту сво- бодных затухающих колебаний. При затухаю- щих колебаниях отношение двух последующих амплитуд колебаний равно: Л _ _„гт А А3 ----------е или /Т = In о. Величина 6 называется логарифмическим декрементом затухания. Она характеризует быстроту затухания колебаний. Декремент за- тухания безразмерная величина. Обратная ве- личина декременту затухания 1/6 характеризу- ет число колебаний за время уменьшения амп- литуды в е раз. Уравнение (1-14) для случая, когда <7 = 0, соответствует границе перехода колебательно- го движения в неколебательное (апериодиче- ское). В этом случае коэффициент затухания называется критическим коэффициентом за- тухания скр= 2\Akm. Вынужденные колебания. В слу- «е действия на конструкцию возмущающей лы (рис. 1-1,в), изменяющейся во времени какому-либо закону, движение будет опи- сываться уравнением т^ + сж + кг = Р®- (147) Рассмотрим случай, когда сила изменяется по периодическому закону, например по зако- ну простой гармонической функции: Р(0 =P0cos (оУ+кр), (1-18) где Ро — наибольшее значение силы. В этом случае уравнение (1-17) имеет вид: ^4^ + ^ + ^-Л,с°.И + 7). (1-19) Решение уравнения (1-19) складывается из общего решения уравнения (1-19) без правой части (уравнение затухающих колебаний) и частного решения. Решение имеет вид: z е~г 1 (С, cos qt -ф- С3 sin q‘) ф- I Л COS (ш< + у) . J _20 т\А (4J— “’)2 + 4г2<о2 Таким образом, движение, описываемое дифференциальным уравнением (1-19), скла- дывается из двух движений: затухающего ко- лебания, описываемого первым членом правой части равенства (1-20), и вынужденного коле- бания, происходящего под действием возму- щающей силы Р, совершающегося с частотой изменения этой силы. Через достаточный про- межуток времени затухающее колебание пре- кратится, и движение будет происходить под
действием только возмущающей силы, т. е. будет определяться вторым членом правой ча- сти равенства (1-20) (рис. 1-2,г). Амплитуда вынужденных колебаний равна: А =----- ... т ]/ (“с — ш2)2 + 4г2о>2 + (2«о/скРо>е)2 будет (1-21) Рис. 1-4. Амплитудные и фазовые соотношения при колебаниях. а—изменение амплитуды колебания при изменении частоты возмущающей силы; б — сдвиг фазы между силой и переме- щением при разных частотах возмущающей силы. Угол сдвига фазы равен: 2rto сы ш2 —ы2 k — rna2 С (1'22) где А — амплитуда вынужденных колебаний, м; Рв — максимальная величина силы, кгс; с—коэф- фициент затухания, кгс • сек/м; скр—критический коэффициент затухания; скр —2|/mfe; k — коэф- фициент упругости, кгс!м; т— масса, кгХ Хсек2/м; со — круговая частота изменения воз- мущающей силы, сек-1; шс— круговая частота свободных колебаний, сек-1; P0/k — статиче- ский прогиб под действием силы PQ. Графически изменения амплитуды и фазы вынужденных колебаний представлены на рис. 1-4,а и б в зависимости от отношения ча- стоты изменения возмущающей силы к часто- те собственных колебаний конструкции. Рисунки показывают весьма важные осо- бенности вынужденных колебаний: 1. При отношениях частот ы/®с<С1 ампли- туда вынужденных колебаний близка по вели- чине к статической деформации. При этом угол сдвига фазы ф между возмущающей си- лой и перемещением близок к нулю. Такие ко- лебания характерны для гидрогенераторов и большинства турбоагрегатов с жестким валом, так как собственная частота поперечных ко- лебаний их - валов в 2—5 раз выше частоты возмущающей силы (например, небаланса ро- тора, который проявляется с оборотной часто- той). 2. При отношениях частот ®/<ос, близких к единице, амплитуда значительно возрастает. При этом угол сдвига фазы ф близок к 90° (сила опережает перемещение на 90°). Этот режим колебаний характерен для резонанса, т. е. когда частоты собственных колебаний совпадают с частотой возмущающей силы. 3. При отношениях частот <в/а>с^>1 ампли- туда колебаний уменьшается против имевшей место при резонансе, а угол сдвига фазы при- ближается к 180°. Данное отношение частот характерно для паровых турбин с гибким ва- лом, где ю/сос> 1,5, а также для крутильных колебаний валов ряда вертикальных гидро- турбин. 4. При увеличении коэффициента затуха- ния уменьшается амплитуда колебаний, одна- ко амплитуда колебаний резко вырастает в диапазоне значений <о/®с от 0,6 до 1,2. 5. Если коэффициент затухания колебаний мал, то второй скобкой под корнем в уравне- нии (1-21) можно пренебречь. Тогда динами- ческий прогиб под действием изменяющейся силы с частотой го будет равен: 2дии = —~ (1-23) где р — динамический коэффициент системы: И== ’ Таким образом, при изменении силы по гармоническому закону расчет конструкции можно производить по правилам статики со- оружений под действием силы цРо- Отсюда мы видим, как важно для оценки динамических воздействий сил на конструкции знать часто- ты возмущающих сил и частоты собственных колебаний конструкции. Возмущающая сила P(t) в уравнении (1-17) может быть любой периодической функцией. Такую функцию можио представить в виде ряда Фурье: СО Р(0— *тг+ V (п/cos tint -ф- bi sin (1-24) i=l где i=l, 2, 3... — порядок гармоник, состав- ляющих колебание; ао, alf а2,..., bi, b2... — no- li
стоянные коэффициенты ряда; (о = 2п/Т, Т — период функции. Коэффициенты аг и 6, определяются по формулам: т 2 р аг — -у I Р /) cos iwt dt; о r Ьг = -у- J Pj(() sin ia>t dt. о Ряд Фурье можно представить также в сле- дующем виде: СО P(^ = P0 + SP/Sin(zW + ?2), (1-25) »'=i где Л> = -у-; Л = + <?г =arctg Если мы имеем сложный вид колебаний какого-либо узла агрегата, состоящих из сум- мы гармонических составляющих (гармоник), то изменение амплитуды колебаний также можно представить рядом Фурье: СО A (t) = Ао -ф- Аг sin (iwt -ф- ср/), (1-26) <=1 где Ао —среднее значение А/) за период Г; Аг ?г ==arctg-~. Гармоника Аг sin(cirf + (pi) называется пер- вой гармоникой или основной. Последующие гармоники, имеющие часто- ты но, называются гармониками г-го порядка, т. е. составляющие гармоники будут иметь ча- стоты 2(о, Зю и т. д. Однако в большинстве случаев колебания агрегата вызываются одновременным действи- ем нескольких периодических возмущающих Рис. 1-5. Дискретный (линейчатый) спектр периодиче- ских колебаний. а — периодическая вибрация, б — составляющие гармонических вибраций; в — дискретный спектр вибраций сил. Каждая из возмущающих сил имеет свою частоту, не кратную частоте изменения сум- марной возмущающей силы. В этом случае ре- зультирующее вынужденное колебание часто- той © можно рассматривать как состоящее из суммы составляющих гармонических колеба- ний с частотами оц, о)2, • • ®п. Частоты оц, (02,..., «и могут быть не кратными частоте сум- марного колебания <о. Изменение амплитуды суммарного колеба- ния можно представить в следующем виде: Д (t) — Ао -ф- А1 sin (св/ -ф- tpj -ф- -ф- Д2 sin (<о/ -ф- <р2) -ф-... -ф- Ап sin (mnt -ф- <pn). (1 -27) Характеристику такого периодического про- цесса в координатах (соп, Ап) дает линейча- тый (дискретный) спектр частот, т. е. каждой частоте гармоники (оп соответствует своя амп- литуда Ап (рис. 1-5). Зная составляющие колебаний гармоники, можно оценить природу возмущающих сил и выявить возможную причину повышенной виб- рации машины. Среднеквадратичное значение амплитуды каждой гармоники равно: у — А ^ср КВ-у— • Среднеквадратичное значение амплитуды результирующего колебания (состоящего из п гармоник) равно: П -I Вынужденные колебания при движении точки крепления (кине- матическое возмущение). Колебания отдельных узлов агрегата могут происходить от колебаний точек узла крепления, связанных с другими элементами конструкции. При этом колебания узла могут быть отличными от ко- лебания конструкции, с которой он связан. Так, например, мы имеем случаи колебаний комби- наторов, связанных с корпусом возбудителя генератора. Колебания (вибрация) последнего передаются корпусу комбинатора. В свою оче- редь вибрация корпуса комбинатора передает- ся маслопроводам системы регулирования, ко- торые могут совершать колебания, по характе- ру не похожие на вибрацию корпуса комбина- тора. Пусть (рис. 1-1, г) точка опоры (в данном слу- чае основания) перемещается по закону г = г/). и - d-у На массу действует сила инерции tn . Реак- 10
ция пружины будет равна k (у — г). Если при- нять силу сопротивления равной относительной /dy dz \ скорости массы с , то можно написать уравнение равновесия этих сил в абсолютной системе координат у с началом в точке 0 (эта система координат неподвижна в пространст- ве) : (Ь28) В случае, когда мы примем систему коор- динат к с началом в точке Oi, которая жестко связана с точкой крепления (относительная система координат), то y=x + z и уравнение (1-28) примет вид: d2x । dx i , d2z mdT*+ c4t+kx = ~m-dt-* При Z Zo COS (wt 4- <p) g=— гош2 cos(<o/-]-4>). (1-29) Подставив в (1-29) значения второй производ- ной по г и обозначив тгоо>2 = Ро, получим: т с с~ -|- /гл = Ро cos (ш/Ц-?). (1-30) u cZ-11 Мы видим, Что уравнение (1-30) сходно по форме с уравнением (1-19), следовательно, по- лучим аналогичные (1-19) решения. Таким об- разом, относительное движение тела при при- нятом законе кинематического возбуждения протекает аналогично процессу при силовом воздействии инерционной силы P(t) = = mz Оа^со s (со/+ф). Стационарные случайные про- цессы. Как уже отмечалось выше, при неко- торых режимах работы гидроагрегата (напри- мер, кавитационные режимы) вибрация, пуль- сация давления, деформация и пр. носят ха- рактер случайного стационарного процесса. На рис. 1-6 представлена пульсация давления в отсасывающей трубе турбины при кавита- ции. Процесс имеет явно случайный характер. Характерным для стационарного случайно- го процесса является: 1) непериодичность колебаний; м Hoi. ст Опыт №9 т сек Рис. 1-6. Пульсация давления в отсасывающей трубе, под рабочим колесом радиально-осевой турбины при кавитационном режиме. 2) непостоянство амплитуды колебаний; 3) если процесс описывается функцией вре- мени x(Z), то среднее значение функций в лю- бом промежутке времени процесса равно по- стоянной величине [функция х(/) может ха- рактеризовать изменения во времени амплиту- ды вибрации, деформации, возмущающей си- лы, давления в проточной части турбины и пр.]; 4) все статистические свойства функции х(/) не зависят от выбора начала отсчета вре- мени. Распределение случайной величины может подчиняться различным законам. Наибольшее практическое значение имеет нормальный за- кон распределения. Плотность вероятности в этом случае определяется формулой W!=-U=exP Г -(1-31) а у 2л I z J где х —случайная величина; тх— математи- ческое ожидание случайной величины; о — среднее квадратичное отклонение. График W(х) представлен на рис. 1-7 при разных значениях а и тх=0. Если тх=£=0, то график смещается по оси абсцисс на величи- ну тх. Чтобы оценить влияние стационарного слу- чайного воздействия на конструкцию узла или на агрегат в целом, используют следующие ха- рактеристики процесса: 1. Среднее по ансамблю значение случай- ной величины т = (1-32) —т так как по осциллограмме амплитуды вибра- ции принимают значение «+'» и «—», то сред- нее значение функции в отрезке времени —Г, + Т принимают равным нулю. Размерность X Рис. 1-7. Кривые нормального рас- пределения случайной величины. 11
такая же, как и размерность исследуемой ве- личины. 2. Среднее квадратичное отклонение слу- чайной величины о или дисперсию о2: т А2 (/) = а2 = lim 4г- f [х (О)2 dt. (1-33) —Т 3. Корреляционную функцию процесса т Rx (т) lim ' f x (fт) x (^) (1-34) Г-»оо ' —Т При наличии двух случайных процессов x(t) и y(t) взаимная корреляционная функция Rxy(r) определяется как т Rxy^) = lim^r \x(t+-z)y(t)dt. (1-35) Г-+ОО 27 ’ -т Корреляционная функция характеризует степень связи между собой случайных функ- ций в моменты t и t+x. Очевидно, что Rx(ty = \ — Й2(t). Размер- ность корреляционной функции соответствует квадрату размерности измеряемой величины. Коэффициентом корреляции двух случай- ных величин х(/) и y(t) называется отноше- ние их корреляционного момента к среднему геометрическому их дисперсий: Г хи = Коэффициент величина, и модуль его не может быть больше единицы. 4. Спектральную плотность случайной функции получим, применяя преобразование Фурье. Она является распределением по ча- стотам мощности случайной функции 00 = \Rx^)e~iw^ = —00 со — ~Г Rx (т) COS ттс/т. (1-37) о К ху Кхг V DxDy корреляции — безразмерная (1-36) Спектральная плотность является положи- тельной величиной во всем диапазоне частот. Значение спектральной плотности с частотой со количественно характеризует долю возму- щений с этой частотой в общем случайном процессе. Применяя обратное преобразование Фурье к спектральной плотности, получаем корреля- ционную функцию в виде: Rx (х) = J S (да) dw == J S (ш) cos сотс/ш. —оэ О (1-38) Далее получим: су = S (ш) dw. (1-39) 6 Для двух случайных процессов x(t) и y(t) взаимная спектральная плотность выражается за- висимостью СО Sxy («>) = 4 j (т) (1 -40) —00 Свойства корреляционной функ- ции. Примерный вид корреляционной функ- ции представлен на рис. 1-8. Для больших значений т /?ж(т)—>-0. Корреляционная функция является четной функцией от т, т. е. /?(т)=/?(-т) И Rxy(x) =1/?хД-т). При любом значении т J?(0)>7?(T). Если на периодическую функцию наклады- вается случайная функция, то корреляционная функция будет иметь периодичность той же частоты и изображаться кривой, приведенной на рис. 1-9. Стремление /?(т)—>-0 при т—>-оо означает отсутствие строго периодических со- ставляющих. Рис. 1-8. Корреляционная функция при отсутствии периодической со- ставляющей. Рис. 1-9. Корреляционная функция случайного процесса при наличии периодической со- ставляющей. 12
Свойства спектральной плотности. Если за малый промежуток Д R(-t)—*0, то S(<o) является постоянной величиной в интервале ча- стот rt: Такой спектр S (со) называется белым спектром. Идеализированный случай (белый шум) соответствует 5(co)=const для всех частот от 0 до оо. В этом случае корреляционная функ- ция R (т) =0, что соответствует абсолютно слу- чайному процессу. S(co) будет монотонно убы- вающей функцией со, если монотонно убываю- щей функцией от т является корреляционная функция. Если спектральная плотность имеет мак- симум при частоте соп, то корреляционная функция будет затухающей с частотой соп. При наличии периодической составляющей у случайной функции x(t) с частотой соо спек- тральная плотность в точке ico=icoo будет иметь разрыв непрерывности. При отсутствии пери- одических составляющих в случайном процес- се спектральная плотность является непрерыв- ной функцией (непрерывный спектр), как это изображено на рис. 1-10. Если стационарная случайная функция х(0 имеет производную dx(t)/dt=V(t), то спектральная плотность производной SB(co) определяется по формуле 5г(со) = co2S (со). (1-41) Понятие о механической прово- димости системы. Рассмотрим решение дифференциального уравнения (1-17). Разделив все члены этого уравнения на т, получим: dtz । с dz । 2 ДЛД----z= - - аг2 1 т dt 1 с т Принимая Р (/) = Poeimt и z(t)==zoe‘mi, будем иметь: где Н (/«) называют передаточной функцией, / == Абсолютная величина | н । = =. L , _==ть У [(<S>2 _ «2)2 4Г2Ю2] (1-43) где г = ~. im Величину Tf иногда называют коэффици- ентом передачи, его размерность зависит от рассматриваемых параметров процесса. Рис 1-10. Непрерывный спектр случайного про- цесса. а — случайная вибрация конструкции; б — составляю- щие случайной вибрации; в — спектральная плотность процесса. Таким образом, решение уравнения (1-17) можно написать в виде z(t) = H ^}Р^. (1-44) Следовательно, реакция данной линейной системы на возмущающую силу равна произ- ведению этой силы на механическую проводи- мость системы. Н (/со) является функцией ча- стоты возмущающей силы. Если возмущающая сила задана рядом Фурье, то в общем виде можно написать: СО г(0= 2 CnTfnelnmi, (1-45) п=—со где Сп — коэффициент ряда Фурье. Если известен коэффициент передачи Tfn конструкции для периодических колебаний с амплитудой Ап, то амплитуда реакции на ча- стоте п равна: Bn=TfnAn. (1-46) Полная среднеквадратичная величина ре- акции конструкции для сложного периодиче- ского колебания равна: (1-47) V п / \ п / Можно показать, что для линейных систем спектр реакции равен спектру возмущающего процесса, умноженному на квадрат коэффи- циента передаточной функции: ^Реак (ш) — Т(ш). 13
1 2 3 4567 Рис. 1-11. Изменение вибрации кон- струкции во времени. Лдоп —- допустимое значение амплитуды вибрации. Точками /, 2, 3 . . . обозначены моменты перехода вибрации сверх допу- стимой величины. Иногда необходимо оценить работу конст- рукции (узла, агрегата) при максимальных значениях амплитуд, которые превосходят за- данный допуск (рис. 1-11). В этом случае оп- ределяют вероятное число No, которое превы- шает значение функции z(0^zKon. За вы- бранный промежуток времени это число No будет равно половине числа пересечения z(t) УРОВНЯ Здоп. По Райсу это число определяется по фор- муле 2 '2доп 1 2л (1-48) где oz — среднее квадратичное отклонение функции 2(/);<з^ —среднее квадратичное от- клонение производной функции z(t). Нестационарные случайные про- цессы имеют статистику, изменяющуюся во времени. В гидроагрегатах к нестационарным случайным процессам можно отнести такие режимы работы, как пуск, включение в сеть, сбросы нагрузок, разгон и другие режимы. На рис. 1-12 представлена осциллограмма вибрации грузонесущей крестовины генерато- ра при пуске. _ Среднее значение колебаний X(t) являет- ся функцией времени, его нельзя принять рав- ным нулю, как при стационарном случайном процессе. Соответственно этому характеристи- Рис. 1-12 Осциллограмма вибра- ции грузонесущей крестовины ги- дрогенератора при пуске. ками процесса будут: 1. Математическое ожидание г X(0 = lim^ [x(t)dt. (1-49) Т->ооJ —Г 2. Дисперсия или средний квадрат функции 7’ X2 (/) = lim -X- ( [я (0 — Л (ОИ dt. (1 -50) J — Г 3. Корреляционная функция т Rx^) = lim±- [[Л(/4-т)_^(>4-х)]х 7- .О0 J —Т X X(t)] dt. (1-51) 4. Спектральная плотность, которая опре- деляется по уравнению (1-37). Метод определения статистических харак- теристик по результатам опытов освещен в [Л. 92]. Акустические вибрации. При рабо- те агрегата создается шум, который может вызвать вибрацию отдельных элементов строи- тельных конструкций, щитов управления, ап- паратуры контроля и автоматики, укреплен- ных на щитах. Шум вредно отражается на здоровье обслуживающего персонала, вызыва- ет утомление, иногда приводит к вибрацион- ной болезни. Источником шума являются ге- нератор (например, гудение из-за недостаточ- ного крепления стали статора), турбина (пульсации звуковой частоты давления потока в проточной части турбины), металлические перекрытия генератора, крышки турбины и пр. Шум оценивается звуковым давлением и силой звука. За единицу звукового давления принимают бар. Сила или интенсивность звука равна энергии, проходящей через единичную площадку, перпендикулярную к направлению звука в единицу времени: / = ^.10"’, вт!см\ (1-52) где I — сила звука, вт/см2; р — звуковое дав- ление, бар\ р — плотность среды, г1см\ а — скорость распространения звука в среде, см/сек. Уровень звукового давления оценивается по следующей формуле: Z, —101g-/-—201gдб, (1-53) 'о Ро где р — среднеквадратичное звуковое давление всех составляющих спектра шума, равное (1-54) 14
7о=10-1в А> = 2. 10~s Разность фаз здесь Т — период звуковых колебаний самой низкой частоты; p(t)—мгновенное значение звукового давления. Если давление изменяется синусоидально, то р = рХрмакс, где рмакс — максимальная ампли- туда звукового синусоидального колебания. впг 1Л_Ч эрг —г= 10 —---------пороговый уровень си- лы звука. н — ~ пороговое значение звукового ж давления. Звуковые колебания могут иметь характер: а) периодический; б) случайный стационар- ный; в) случайный нестационарный. Периодические звуковые колебания возни- кают в генераторе при слабой прессовке стали статора; в ковшовых турбинах вследствие пе- риодического воздействия струи воды на ков- ши рабочего колеса. Случайные (непериоди- ческие) звуковые колебания наблюдаются при кавитационных режимах работы агрегата. Случайные нестационарные звуковые колеба- ния наблюдаются также при переходных ре- жимах. Звуковые колебания имеют частоты от 16 до 16 000 гц. Звуковые колебания с частотой выше 16 000 гц относятся к области ультра- звуковых. Ультразвуковые колебания возника- ют в проточной части гидротурбины при кави- тации. Уровень вибрации можно оценивать также в децибелах по измеренному ускорению: L = 201g ^=201g-7=^-, дб, (1-55) '« У 2 j„ где/эф—амплитуда эффективного значения ускорения вибрации, м/сек2-, /о=3-1О4 м/сек2— амплитуда ускорения, соответствующая поро- гу слышимости. При исследованиях вибрации гидроагрега- тов замеры или записи вибрации производят в каких-либо определенных направлениях. Эти направления ориентируют, сообразуясь с кон- струкцией агрегата, расположением здания ГЭС или направлением потока воды через гид- роэлектростанцию. Для получения ясной картины вибраци- онного состояния узла агрегата достаточно ис- следовать три компоненты вибрации: две го- ризонтальные и одну вертикальную. Зная в лю- бой момент времени величины всех трех со- ставляющих, можно построить результирую- щий вектор вибрации для данного момента времени, а также ту фигуру, которую описы- вает вибрирующая точка конструкции в про- Рис. 1-13. Фигуры Лиссажу. (1 1)—(3 4) — отношение частоты горизонтальных составляю- щих к частоте вертикальных составляющих. странстве или в любой координатной плоско- сти при периодическом движении. Это иногда облегчает анализ причин виб- рации и дает наглядное представление о де- формации и смещении конструкции во время работы. Однако для сравнения величин вибрации между собой нет необходимости каждый раз определять результирующую. Достаточно срав- нивать между собой отдельные составляющие вибрации, направленные по осям х, у и z, или определять вибрации конструкции в какой-ли- бо одной плоскости по известным двум со- ставляющим в этой плоскости путем построе- ния фигур Лиссажу (рис. 1-13). Обычно для гидроагрегатов за направления горизонтальных составляющих принимают линию, нижний бьеф — верхний бьеф (или параллельна потоку воды) Н и правый берег — левый берег (или перпендикулярно потоку воды) Н Верти- кальная составляющая обозначается через z. При исследовании вибрации корпуса статора генератора и турбинных подшипников гори- зонтальные составляющие рационально иног- да выбирать в направлениях радиальном и тангенциальном (Яр и Ят). Вибрация в большинстве случаев дополни- тельно нагружает конструкцию и создает в ней добавочные напряжения. Замечено, что при наличии значительной вибрации детали машин разрушаются, не имея остаточных де- формаций. Это говорит о том, что в детали 15-
б(илиТ) Пикл Рис. 1-14. Изменение напряжений во времени. crm — среднее напряжение цикла; сга — амплитуда цикла напряжения были меньше предела текучести и при той же статической нагрузке не разру- шились бы. Подробные исследования поведе- ния материалов при переменных нагрузках, проведенные различными авторами, установи- ли, что разрушение происходит в результате постепенного развития трещин в материале, возникающих при действии переменных нагру- зок. Это явление получило название «устало- сти материала». Разрушение металлов от усталости проис- ходит внезапно. Излом имеет две характерные зоны: зону постепенного развития трещин и зону свежего излома. Напряжения в материале меняются во вре- мени от Смаке до Смин> как показано на рис. 1-14. Период изменения напряжения на- зывается циклом. При симметричном цикле напряжения изменяются от « + » к «—». Наи- большее значение предела текучести материа- ла соответствует статической нагрузке, а наи- меньшее— при симметричности цикла. Среднее напряжение оот (или тт) равно: _ Змаке 4* Змин =---------------. Амплитуда напряжений (амплитуда цикла) равна: - __- _ ___ _ _ Змаю Змнн /1 ~а ®макс ат-----®мин-------- 2 * U ”00/ Величина <уа всегда имеет положительное значение. б (илит) * симметричные циклы 7 r=-i ; г<-7 4 2 । 3 । - \°^ 'г=0 АА__________|ЛД Рис. 1-15. Циклы напряжения. J — симметричный, 2 — знакопеременные; 3 — знакопо- стоянные; 4 — пульсирующие. Рис. 1-16. Диаграмма изменения на- пряжений Омаке в зависимости от среднего напряжения цикла. Для симметричного цикла ст=0, а <за~ = сМакс = —Смин. Постоянный статической на- грузке соответствует са = 0. Различные возможные циклы изменения напряжений даны на рис. 1-15. Как видно из рис. 1-15, при асимметричных (2—4) циклах напряжения Смаке и Смин по абсолютной ве- личине 'не равны друг другу. Коэффициент асимметрии цикла напряже- ний г равен: f = Смин/Смаке- (1-57) Для симметричного цикла г=—1. Для пульсирующих циклов г=0 при положитель- ных значениях напряжений и г=±оо при от- рицательных напряжениях. Предел усталости материала при различ- ной асимметрии цикла изменения напряжений можно представить диаграммой, изображен- ной на рис. 1-16. По оси абсцисс на ней от- кладывается среднее напряжение цикла ат, по оси ординат — максимальное и минимальное напряжения цикла. При статической нагрузке (са=0) разрушающее напряжение представ- ляется ординатой точки С и равно пределу те- кучести материала. Из диаграммы (рис. 1-16) видно, что при заданном соотношении разрушения не прои- зойдет, если амплитуда цикла будет меньше отрезков НВ и НМ. Пока точки В и М ле- жат между кривыми АС и СМ трещин уста- лости не образуется. Диаграмма показывает, что максимальное значение предела текучести материала соот- ветствует статической нагрузке (точка С диа- граммы). Предел текучести уменьшается при уменьшении величины вт и соответствует ми- нимальной величине при ато=0, т. е. при сим- метричном цикле. Величина предела усталости зависит от ви- да материала (сталь, чугун и пр.), типа де- 16
формации (изгиб, кручение) и степени несим- метрии цикла. В табл. 1-1 приведены ориентировочные данные временного сопротивления различных материалов [Л. 54] при статической нагрузке и при симметричном цикле изменения напря- жения. Из табл. 1-1 видно, что временное сопро- тивление материала при знакопеременных на- грузках значительно меньше (в 2—3 раза) временного сопротивления при статическом действии нагрузки. Таблица 1-1 Онакс(^ткс) Циклы Рис. 1-17. Диаграмма вы- носливости материала. <гв — временное сопротивление; <т_[ — предел выносливости прн симметричном цикле. Материал Термическая обра- ботка Временное сопротивле- ние, кгс}ммЛ при стати- ческой нагрузке прн сим- метричном цикле из- менения нагрузки Сталь 10 Нормализация 32—42 16 Сталь 15 Я 35—45 17 Сталь 20 40—50 18 Сталь 25 я 43—55 19 Сталь 30 48—60 20 Сталь 35 52—65 21,5 Сталь 40 я 57—70 23 Сталь 45 я 60—70 25 Сталь 50 я 63—80 27 Сталь ЗОХГСА Закалка при 890° С, отпуск при 450® С 115—117 52—43 Серый чугун Литье 12—22 6—9 При переменных нагрузках материал мо- жет выдержать определенное число циклов изменения нагрузки, после чего он ломается. Способность материала выдерживать много- кратное действие переменных нагрузок назы- вают выносливостью. Характеристику выносливости материала получают при лабораторных исследованиях образцов путем нагружения их заданной пе- ременной нагрузкой. По результатам опытов строят кривые выносливости (рис. 1-17), по- казывающие, что чем меньше напряжение в материале, тем большее число циклов выдер- живает материал до разрушения. Например, для сталей кривые выносливости имеют асим- птоту. Максимальное напряжение при этом называют пределом выносливости (или пределом усталости). Поэтому если материал имеет напряже- ние меньше предела выносливости, он не раз- рушится при сколь угодно большом числе циклов изменения напряжений. Так как при испытании нет возможности бесконечно боль- шое число раз повторять циклы, то число цик- лов ограничивают некоторым пределом, назы- ваемым базовым числом циклов. Та- ким образом, если материал выдерживает ба- зовое число циклов, то можно считать, что напряжение в нем меньше предела выносли- вости. Для стали и чугуна базовое число циклов принято считать равным 107. Большинство цветных металлов и сплавов не имеет асимптоты кривой выносливости. По- этому эти металлы и при малых напряжениях разрушаются при достаточно большом числе циклов. Базовое число циклов для этих ме- таллов равно 108. Предел выносливости для стали при сим- метричном цикле равен 43°/о! от предела проч- ности. Предел выносливости тангенциальных на- пряжений для стали при симметричном цикле кручения равен примерно 58% предела вы- носливости при изгибе для симметричного цикла. Предел выносливости нормальных напря- жений при симметричном цикле растяжения равен примерно 0,7—0,9 предела выносливо- сти изгиба при симметричном цикле. Число циклов до разрушения зависит от частоты изменения нагрузки при испытании (числа циклов в минуту). На рис. 1-18,а при- ведены результаты испытаний образцов из стали 25, подвергнутых изгибу с различной частотой изменения нагрузки [Л. 76]. Отноше- ние напряжений от нагрузки к временному со- противлению материала к = 0,61. Из рисунка видно, что максимальное число циклов обра- зец выдерживает при частоте 200—500 циклов в минуту (разрушение наступает примерно при 400-103 циклов). При частоте циклов 15 и 2 800 в минуту образец разрушается при одном и том же числе циклов — 150 • 103. При этом замечено, что образец нагревается до температуры, соответствующей цветам побе- жалости. При наличии концентраторов напряжений (например, отверстия) предельное число цик- лов до разрушения представлено на рис. 1-18,6. 2—276 17
Рис. 1-18. Зависимость выносливости Ст. 25 от частоты повторения нагрузки. а—образцы без концентраторов напряжения при к = _ _повт — o gi; б—образец с концентратором напря- °вР жений при к—0,67. Из рисунка видно, что число циклов до разрушения в этом случае увеличивается при увеличении частоты изменения нагрузки при испытании. Исследования показывают, что некоторые материалы могут разрушаться при меньшем ускорении вибрации и выдерживать большие ускорения, это обстоятельство необ- ходимо учитывать при разработке нормативов на вибрацию гидротурбин. Н. И. Марин [Л. 76] установил также, что если на повторную статическую нагрузку на- ложить вибрационную, то каждый процент амплитуды вибрационной нагрузки снижает статическую выносливость, выраженную раз- рушающим числом циклов, на 10%. Таким образом, для конструкции действие наложен- ной вибрационной нагрузки на повторную ста- тическую более опасно, чем действие одной повторной статической нагрузки, по величине равной сумме статической и наложенной виб- рационной нагрузки. На предел выносливости влияют следую- щие факторы: 1) концентрация напряжений, учитываемая коэффициентом ke или kj 2) размеры детали (масштабный фактор), учи- тываемые коэффициентами или k^: 3) качество поверхности, учитываемое коэф- фициентом km ИЛИ knx. Общий коэффициент, учитывающий сов- местное действие всех трех факторов, равен произведению отдельных коэффициентов K, = kk k ; (1-58) Kr=kkk. (1-59) Зная по результатам испытания образцов материала влияние каждого из трех факторов на предел выносливости, можно определить, например, предел выносливости материала при симметричном цикле: = (1-60) Рассмотрим связь между напряжением в конструкции и деформацией для двух про- стейших схем воздействия силы Р: а) кон- сольная балка, заделанная в неподвижную опору с силой на свободном конце; б) балка, лежащая на двух опорах с силой, приложен- ной в середине балки. Определим максимальный прогиб б (де- формацию), максимальное напряжение в бал- ке Омаке и отношение этих параметров; (табл. 1-2). Таблица 1-2 Параметр Балка Консольная На двух опорах рр рр 5 3EJ 48EJ Plb Plb ®макс 27 8J ®макс ЗЕЬ 6ЕЬ 8 2Р Р Здесь Р— нагрузка; I —длина балки; b — высота балки;*/ — мо- мент инерции сечения; Е— модуль упругости материала. Из приведенной табл. 1-2 (последняя строка) видно, что Омаке = ^6, (1"62) где а — коэффициент, постоянный для данной балки и случая ее нагружения. Напряжение прямо пропорционально прогибу (деформа- ции). Поэтому можно в первом приближении предполагать, что зависимость амплитуды вибрации конструкции во времени есть в не- котором масштабе зависимость во времени и напряжения, т. е. изменение вибрации конст- рукции характеризует изменение в; ней на- пряжений. 18
Опорные части гидроагрегатов (крестови- ны, подшипники) испытывают переменные на- пряжения. Так, верхняя крестовина подвесно- го генератора деформируется под действием веса вращающихся и опирающихся на нее ча- стей, а также от давления воды на рабочее колесо турбины. Вибрация крестовины в вер- тикальной плоскости вызывает увеличение и уменьшение прогиба крестовины на величину амплитуды вибрации около положения равно- весия (статического прогиба). Соответственно этому напряжение материала крестовины ге- нератора изменяется в вертикальной плоско- сти с асимметричным циклом. Направляющие подшипники вертикальных генераторов имеют симметричный цикл изменения напряжений, возникающий при нагрузках, передаваемых вибрирующим валом. Поэтому к вопросу вибрации агрегатов на- до подходить со всей серьезностью и оцени- вать поведение отдельных узлов и всего агре- гата с точки зрения возможного появления перенапряжения в материале. Этими же сооб- ражениями следует руководствоваться и при разработке нормативов на вибрацию. Оценка надежной и долговечной работы конструкции может быть произведена по сле- дующим критериям. Условие прочности. Конструкция (деталь, узел) будет работать без поломок в течение заданного срока, если возникающие в ней напряжения при работе будут меньше или равны допускаемым напряжениям для данных условий работы: Ор^габдоп (Тр^Тдоп)- (1-63) Условие выносливости. Конструк- ция (деталь, узел) будет работать в течение заданного срока под переменными нагрузка- ми без усталостных разрушений, если рабочие циклические напряжения в ней будут меньше или равны пределу выносливости, соответст- вующему данному циклу напряжений: Оу с т (1-64) Условие жесткости. Конструкция будет работать в течение заданного срока, если ее деформации не выходят за пределы допусков: /р^/доп; фр^Сфдоп, (1-65) где f и ф — соответственно прогиб и угол по- ворота (закручивания). Условие устойчивости. Конструк- ция будет надежно работать в течение за- данного срока, если напряжение в опасных сечениях меньше критических: О<Окр. (1-66) Наряду с приведенными критериями, свя- занными с вибрацией, конструкция агрегата должна удовлетворять и другим критериям (износостойкость, теплостойкость, коррозион- ная стойкость и пр.). 1-2. ПРИМЕРЫ ПОВРЕЖДЕНИЯ АГРЕГАТОВ Многочисленные случаи поломок и повреждений де- талей гидроагрегатов являлись следствием повышен- ной вибрации В ряде случаев излом носил усталостный характер, что свидетельствует о работе детали в усло- виях переменных напряжений Ниже приводятся неко- торые характерные случаи неполадок с агрегатами и повреждений отдельных узлов, вызванные повышенной вибрацией и действием переменных возмущающих сил. 11. В январе Л952 г на агрегате № 2 Фархадокой ГЭС, имеющем поворотнолопастную гидротурбину фир- мы Эшер-Висс с диаметром рабочего колеса 4 000 мм, мощностью 24 тыс кет при напоре //Яом = 30,5 м и частотой вращения 187,5 об1мин, было отмечено увели- ченное биение вала. Осмотр подшипника турбины показал, что произо- шло ослабление крепления корпуса подшипника. Это заставило остановить агрегат Две контрольные шпиль- ки подшипника оказались срезанными Шпильки были заменены новыми, а ослабленные болты закреплены. После этого агрегат был пущен и включен в систему. Однако во время работы агрегата в камере рабочего колеса возник сильный необычный звук, уменьшавшийся при снижении нагрузки и исчезавший совсем при ра- боте агрегата на холостом ходу. Звук имел пульси- рующий характер с частотой, равной числу оборотов агрегата Агрегат был вторично остановлен. При осмотре агрегата оказалось, что лопасть № 1 рабочего колеса турбины частично разрушена, отломана входная часть площадью примерно 40% общей пло- щади лопасти (рис. 11-19,л). (Металл в месте излома имел мелкозернистую струк- туру; следы разрыва металла имелись только на не- большой части излома в тыльной части лопасти на дли- не 1 '100 мм от фланца, глубиной от 16 до 75 мм. На нижней поверхности лопастей № 2—6 обнаружены во- лосные трещины в сечении у фланца лопасти, идущие в тех же местах, что и на лопасти № il. Длина трещин по отдельным лопастям составляла следующую вели- чину. Номера лопастей...................23 4 5 6 Протяженность трещин, мм.......... 10 5 10 30 10 На стенках камеры рабочего колеса на поясе ши- риной 20—25 мм были обнаружены прерывистые на- тиры. Как лопасти, так и стенки камеры имели незна- чительные кавитационные повреждения. Авторитетная комиссия пришла к заключению, что причиной аварии явилась усталость металла лопастей рабочего колеса, вызванная неблагоприятными гидрав- лическими условиями их работы. Как показали дальнейшие исследования, одной из причин аварии была работа турбины с нарушенной ком- бинаторной зависимостью, что привело к воздействию сильно изменяющихся во времени возмущающих сил на лопасти рабочего колеса. 2’ 19
Рис 1-19 Повреждение лопастей рабочих колес 0 — поврежденная попасть № 1 рабочею колеса турбины № 2 (заштрихована отломанная часть лопасти), б — разрушенная лопасть № 4 агрегата с дна метром рабочего колеса 9 О м (линиями отмечены отвалившиеся куски ненай ленный кусок зашгрихован), в — разрушенная лопасть № 3 агрегата с диа метром колеса 9,0 м (пунктиром отмечена отломанная часть лопасти) 2 Подобное повреждение лопастей рабочего коле- са произошло на ‘поворотнолопастной гидротурбине №4 другой ГЭС Турбина мощностью 55 тыс кет с диамет- ром рабочего колеса 9 000 мм и частотой вращения 62,5 об/мин изготовлена ЛМЗ Поломке предшествовал сброс нагрузки с генератора 36 тыс. кет Излом по характеру своему был похож на описан ный в предыдущем случае (рис 1-119,6 и е), т. е носил явно усталостный характер 3 На одной ГЭС произошла авария (поломка ра- бочего колеса) радиально осевой гидротурбины мощно- стью 3,75 тыс кет прн напоре 20 м и частоте вращения 214 об/мин, изготовленной фирмой Фриц Неймайер Повреждение ‘рабочего колеса произошло также на двух турбинах Польеозерскои ГЭС Турбины фирмы Нохаб (Швеция) мощностью 30 тыс кет проработали около 7 тыс ч Эксплуатация с нагрузками от 2 до в тыс кет была запрещена ввиду сильной вибрации агрегатов при этих нагрузках. На агрегате было заме- чено увеличенное биение вала, которое достигало 1 мм против ранее имевшего место 0,1 мм Осмотр рабочих колес турбин показал, что в местах сопряжения лопа- ток с ободами рабочего колеса имеются поперечные трещины, достигающие величин у верхнего обода — 60 мм, у нижнего— 120 мм (рис il-20) У верхнего обода трещины начинались со стороны выходной а у нижнего обода — со стороны входной кромки лопасти Начало образования трещин лежало в пределах ‘10—20 мм от места сварки рабочих лопа- стей и ободов 4 Повреждения рабочих колес радиально осевых гидротурбин имели место и за рубежом [Л 1146]. Четыре гидротурбины мощностью до 30 тыс кет при напоре 24 м с частотой вращения 94,7 об/мин, с рабочими колесами диаметром 4,2 м, имеющими по 16 лопаток установлены на гидростанции Паркер в 1942—<1943 гг За время эксплуатации наблюдалась повышенная вибрация агрегатов, особенно при большом открытии направляющего аппарата В 1946 г был про- изведен осмотр агрегатов который показал что лопасти рабочего колеса около верхнего обода имеют трещины Последние были заварены однако после года эксплуа- тации снова появились как в самой сварке, так и вбли- зи нее Аналогичные явления и увеличение вибрации отме- чены на гидростанциях Норрис, Клейтор (ОША) и Ан- жер-Коти (Канада) [Л 144] ' 5 Случаи повреждения рабочих колес у ковшовых Турбин (трещины в колесе, отрыв ковшей) имелись на ряде ГЭС Объясняются они тяжелыми условиями ра боты ковшей при переменных нагруз- ках и недостаточно совершенной техно- логией изготовления колес Так, на одной вертикальной ковшо- вой турбине фирмы KMW на Храмской ГЭС-1 имел место отрыв ковша Полом- ке предшествовало ослабление клиновых шпонок между ковшами, которые не бы- ли своевременно подтянуты ремонтным персоналом ГЭС Поломка произошла при работающем агрегате Излом про- изошел у сопряжения ковниа с флан- цами. С начала эксплуатации до полом- ки ковша агрегат проработал 136 000 ч, а после последнего капитального ре- монта 30 510 ч 6 Кавитационные явления в гидро- турбинах сопровождаются, как извест- но, переменными усилиями воздействия потока на детали турбин Если местная кавитация способствует износу отдель- ных металлических частей (каме- ры, лопасти и пр.), то кавитационный режим, со- провождающийся разрывами сплошности потока не- посредственно после колеса в отсасывающей трубе, приводит к возникновению сильных гидравлических уда- ров потока в турбине Эти удары, передаваясь на де- тали гидротурбины, вызывают сильную вибрацию их, что приводит к срыву облицовки отсасывающей трубы, отрыву конуса отсасывающей трубы, отрыву обтека- теля рабочего колеса (на многих гидротурбинах), а так- же отрыву рабочего колеса от вала, как это было на одной ГЭС в 1950 г в результате срезки шпилек Кроме шпилек, повреждены быти уплотняющие кольца нижне- го обода и секторное кольцо отсасывающей трубы Ава- рия была вызвана усталостью металла шпилек Обрыв шпилек, крепящих рабочее колесо к валу агрегата, имел место и раньше как на этой ГЭС (по следщий раз в 1947 г), так и на ряде других станций 7 У некоторых радиально-осевых турбин характер- ным является резкое повышение вибрации в небольшом диапазоне открытий направляющего аппарата Диапа- зон лежит в пределах 40—60% полного открытия на- правляющего аппарата. Это приводит к тому, что это- го диапазона открытий стараются избежать, что созда- ет неудобство в эксплуатации, а также затрудняет при- менение автоматического управления агрегатами с цент- рального пхльта управления Еще пример повышенной вибрации агрегата на одной ГЭС агрегат № II в диапазоне нагрузок от 0 до 3 тыс кет работал спокойно. В пределах нагрузок от 4 до 112 тыс кет появились сильно выраженные пуль- сации давления в напорном трубопроводе и спираль- ной камере и вибрации отдельных частей агрегата При напоре 76 м величина колебания давления воды в на- порном трубопроводе и спиральной камере до- стигала 50 м вод ст при нагрузках 9—12 тыс кет Эти колебания давления сопровождались глухими гидравлическими удара- ми в крышке турбины, которые хорошо прослу- шивались у люка отса- сывающей трубы В этих режимах эксплуатация агрегата была признана недопустимой 8 В ряде случаев повышенная вибрация агрегата приводит к ос- Рис 1-20 Расположение трещин на лопастях рабоче- го колеса радиально-осевой турбины фирмы Нохаб мощностью 12 тыс кет 20
давлению болтов, крепящих направляющие подшип- ники, ослаблению крепления крестовин генера- тора, а также к быстрому износу направляющих подшипников Особенно плохо ведут себя при повышен- ной вибрации направляющие подшипники турбины, вы- полненные из древопластика |(лигнофоль) Это обстоя- тельство часто приводит к уменьшению надежности эксплуатации агрегатов, а иногда и к невозможности использования подшипников из древоспластиков На- пример, на одной ГЭС вследствие кавитационного ре- жима, сопровождающегося повышенной вибрацией агрегата, имел место быстрый износ подшипников, в ре- зультате чего вкладыши приходилось заменять каждые 2 месяца На другой ГЭС повышенная вибрация и на- личие в воде наносов сократили срок работы подшип- ников до 1—3,5 месяца Были случаи, когда на гид- роэлектростанции из за приведенных выше причин подшипники выходили из строя посте 1,5—2 суток ра- боты агрегата Увеличенная вибрация агрегата и бой вала при- водят к дополнительной динамической нагрузке на на- правляющие подшипники, а следовательно, к повыше- нию их температуры и повышению механических потерь в агрегате На одной ГЭС проведенная балансировка ротора генератора уменьшила горизонтальную вибрацию верх- ней крестовины генератора с 0,057 до 0,015 мм, что привело к понижению температуры верхнего направ- ляющего подшипника с 45 до 41 °C 9. Большая вибрация агрегата способствует также ухудшению работы лабиринтных и сальниковых уплот- нений вала турбины Многочисленные случаи повреж- дения лабиринтных уплотнений приводят к обводнению направляющих подшипников турбины (баббитовых) и быстрому их износу С другой стороны, увеличенное биение вала, вы- званное износом направляющих подшипников, приво- дит к многократному срыву и поломкам у радиально- осевых турбин лабиринтных котец рабочего колеса 40 Наличие переменных возмущающих сил на ста- торе генератора приводит к отрыву клиньев крепления активной стали от корпуса статора Так, на одном гид- рогенераторе мощностью 15,6 тыс кет в 11951 г про- изошел разрыв сварных швов в уготках, крепящих клинья активной стали к корпусу статора. Ilil На одной ГЭС два агрегата мощностью по 46 тыс кет работали при напорах 5 м вместо расчет- ного 14 м с комбинаторной зависимостью для напора И ч, что привело к поломке крепления полюсов рото- ра на обоих агрегатах из за имевшей место увеличен- ной вертикальной вибрации На той же ГЭС увеличен- ное биение надставки вала генератора привело к к<за- еданию» золотниковой штанги в бронзовой втулке маслоприемника Это вызвало при развороте лопастей рабочего колеса обрыв 16 шпилек диаметром 32 мм, крепящих штангу к штоку поршня сервомотора рабо чего колеса В результате аварии около 1 т масла было выброшено на генератор, так как масло под дав- лением пошло в камеру сливной ванны маслоприем- ника> и прорвало ее уплотнение 42 Как результат действия возмущающих сил при переходных режимах следует отметить полное разру- шение поворотнолопастной турбины мощностью 52 тыс кет, имевшее место в 1956 г при сбросе на- грузки с генератора. В результате аварии были вырва- ны из втулки три лопасти из четырех (диаметр рабо- чего колеса 8 м), повреждены направляющий аппарат, статор турбины, подшипник, облицовка отсасывающей трубы, камера рабочего колеса турбины и пр Причиной аварии явилось уменьшение времени закрытия направ ляющего аппарата (4 сек вместо рекомендованных за водом 8 сек) в период наладочных работ. il3 Следует отметить имевшие место случаи появ- ления нестационарных возмущающих сил, результатом действия которых явились разрывы напорных трубо- проводов Один случай произошел на ГЭС мощностью 2'8 тыс кет с четырьмя агрегатами, напор брутто >113 м. Разрыв трубопровода произошел сразу после полного сброса нагрузки со станции. В результате этого на уча- стке напорного деривационного трубопровода между анкерными опорами произошел разрыв трубопровода по образующей ниже горизонтальной оси с выходом линии разрыва через вершину трубопровода на противополож- ную сторону Вырванная часть трубопровода была во- дой отогнута в вертикальное положение (рис 1-21). Длина разрыва 4 300 мм, ширина 2 500 мм До аварии трубопровод проработал более 42 лет. На другой ГЭС мощностью 66 Мет, имеющей три апрегата с напором 260 м, авария произошла также при сбросе нагрузки с двух агрегатов № II и 2, работаю- щих на одной нитке трубопровода По документам пус- ковых испытаний, проводимых поставщиком оборудо- вания, при сбросе 100% нагрузки с агрегатов № 1 и 2 давление в спиральной камере повышалось до 38 ат, что дает по отношению к статическому, равному 25 ат, 13 увеличение 100 = 52% при допустимом 20% Однако агрегаты были приняты в эксплуатацию при явно не выполненных гарантиях завода по регулированию гид- ротурбин 114 Встречались случаи повреждения узлов агрега- та и недопустимой вибрации явно резонансного харак- тера Так, при работе на холостом ходу при нормаль- ной частоте вращения вала генератора зонтичного типа 62,5 об/мин с поворотнолопастной турбиной с диамет- ром рабочего колеса 8 м при напоре 10 м наблюдалась увеличенная вибрация верхней крестовины выполнен- ной из двух балок двутаврового сечения, установлен»- ных на статоре Вибрация имела настолько большую амплитуду, что была опасность повреждения статора Рис 1-21 Разрыв напорного трубопровода при сбросе нагрузки с ГЭС 21
Вибрация гидроагрегата Механические возмущающие силы пбежнаясила 'вновешенных мас$ Сила упругости вала Силы сухого трения в подшипниках Сиры трения при задевании вращаю- щихся частей Установившийся резким Гидравлические возмущающие силы Неравномерность поля скоростей Вихреобразование Флаттер рабочих ____________лоластей высотное положенуе\ рабочего колеса раои- ально-осевой турбины \ Силы подъема роторов Переменная составлял ющая момента у ковшовых турбин Гидравлический небаланс рабочего _______колеса Кавитационные явления в турбине Масляная пленка в подшипниках Переход в режим С. к Разгон ____trr Крестовина Разгон Рис. 1-22. Диаграмма возмущающих сил. вызывающих вибрацию гидроагрегата. генератора и юрестовины. Увеличение жесткости кре- стовины путем установки дополнительно двух попереч- ных лап к балкам крестовины устранило повышенную вибрацию крестовины. Таков далеко не полный перечень встречающихся неполадок, вызванных действием на агрегат различных переменных возмущающих сил. Почти все эти неполадки вызывали аварийные остановы агрегатов, недоотпуск электроэнергии и требовали дополнительных затрат на восстановление и ремонт поврежденного оборудования. В связи с этим, как уже отмечалось выше, исследова- ния вибрации агрегатов являются актуальными. Эти исследования требуют высококачественной виброизме- рительной аппаратуры, отвечающей ряду условий, спе- цифичных для гидроагрегатов. Исследования вибрации проводились нами более чем на 200 агрегатах гидростанций Союза. Эти исследования, а также анализ причин различных аварий с агрегатами позво- лили систематизировать возмущающие силы, вызывающие вибрацию гидроагрегата (рис. 1-22). Вибрация агрегата, возникающая в ре- 22 зультате действия различных возмущающих сил, имеет в большинстве случаев периодиче- ский характер при установившихся режимах и непериодический при переходных (неуста- новившихся) режимах. Возмущающие силы для каждого режима (установившегося и неустановившегося) мы разделяем на механические, гидравлические и электрические. Ниже приводится перечень основных воз- мущающих сил по каждой группе. Установившийся режим Механические возмущающие силы 1. Центробежная сила от неуравновешен- ности вращающихся масс агрегата. 2. Силы упругости вала, возникающие при нарушении центровки агрегата или искривле- нии общей линии вала. 3. Силы трения.
Гидравлические возмущающие силы Периодические составляющие гидравличе- ского момента появляются по следующим причинам: 1. Наличие вихревых шнуров, возникаю- щих в спиральной камере, направляющем ап- парате, рабочем колесе и отсасывающей тру- бе. 2. Неравномерное распределение скоро- стей потока в отдельных частях проточной части турбины. 3. Колебания давления в напорном трубо- проводе агрегата. 4. Возможное возникновение колебаний типа «флаттер» у лопастей рабочего колеса поворотнолопастной турбины. 5. Гидравлический небаланс рабочих ко- лес. 6. Кавитационные режимы работы тур- бины. 7. Неблагоприятные режимы гидравличе- ского трения в направляющих подшипниках. Электрические возмущающие силы 1. Периодическая составляющая сила взаимодействия ротора и статора генератора (силы магнитного тяжения). 2. Силы, обусловленные неравномерностью воздушного зазора между ротором и стато- ром. 3. Силы, обусловленные наличием корот- кого замыкания на шинах генератора. 4. Силы, обусловленные частичным или полным замыканием или закорачиванием об- моток полюсов ротора генератора. 5. Силы, возникающие при несимметрич- ном режиме работы генератора. 6. Силы, появляющиеся при асинхронном режиме работы генератора. Неустановившийся режим Механические возмущающие силы проявляются при пуске и остановке агрегата и при сбросах нагрузки с генерато- ра и ее набросах. Гидравлические возмущающие силы проявляются при пуске агрегата; при сбросах; в случаях нарушения комбинаторной зависимости при регулировании, изменении нагрузки, переходе в компенсаторный режим и при разгонных режимах. Электрические возмущающие силы проявляются при следующих режимах: синхронизации (ручная, автоматическая точ- ная и самосинхронизация); автоматическом повторном включении с самосинхронизацией; внезапном трехфазном коротком замыкании на выводах обмоток статора; ресинхрониза- ции. Таким образом, приведенная схема охва- тывает большинство основных возмущающих сил, возникающих в гидроагрегатах при раз- личных режимах их работы. Все эти силы различно действуют на опо- ры агрегата в зависимости от его конструк- ции. Вертикальные гидроагрегаты можно раз- делить на три типа в зависимости от распо- ложения подпятника: 1) подвесной — подпятник расположен на верхней крестовине; 2) зонтичный — подпятник расположен на нижней крестовине; а) с верхним направляющим подшипни- ком; б) без верхнего направляющего подшип- ника; 3) зонтичный — при расположении под- пятника на крышке турбины. У агрегатов совмещенного типа на ГЭС иногда устанавливают дополнительный про- межуточный подшипник. Горизонтальные агрегаты бывают двух принципиально различных типов: 1. С турбиной, расположенной в машин- ном зале: а) с консольным колесом на валу; б) с колесом между опорами вала. 2. Капсульные. Переменные силы, возникающие у различ- ных типов агрегатов, распределяются по опор- ным узлам. Поэтому и характер вибрации у агрегатов во многом зависит от их типа. В гл. 2 дан анализ возмущающих сил, ука- заны причины, их порождающие, или причи- ны, создающие повышенную вибрацию агре- гата, и показан тот диапазон частот измене- ния сил, который специфичен для гидроагре- гатов. 23
ГЛАВА ВТОРАЯ УСТАНОВИВШИЙСЯ РЕЖИМ А. МЕХАНИЧЕСКИЕ ВОЗМУЩАЮЩИЕ СИЛЫ 2-1. ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ СИЛЫ ОТ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТИ ВРАЩАЮЩИХСЯ МАСС Основные положения. В гидроагре- гатах неуравновешенными могут быть: ротор гидротурбины (рабочее колесо); ротор гене- ратора; якорь возбудителя. Неуравновешенность (небаланс) может возникать из-за дефектов конструктивного, технологического, монтажного и эксплуатаци- онного характера. К конструктивным дефектам можно отне- сти недостаточную жесткость валов агрега- тов, что приводит к их прогибу и появлению центробежной силы от массы роторов; недо- статочно жесткое крепление полюсов генера- торов, приводящее к их неравномерным ра- диальным смещениям при работе агрегата и возникновению неуравновешенных центробеж- ных сил. Кроме того, небаланс появляется вследствие кавитационного износа отдельных лопастей турбины и пр. К технологическим дефектам, вызывающим неуравновешенность, относится неточность из- готовления деталей, неоднородность материа- лов рабочих колес, лопастей и другие де- фекты. К монтажным дефектам надо отнести прежде всего неточность сборки узлов, пере- косы в соединительных муфтах валов (особен- но часто наблюдается несо- Рис. 2-1. Неурав- новешенность ро- тора, вызывающая вибрацию опор. осность или наклон к оси генератора вала возбуди- теля или вала вспомога- тельного генератора),' пере- косы при посадке лабирин- товых колец на рабочие ко- леса и пр. Эксплуатацион- ные дефекты возникают в основном при ремонтах аг- регатов (неравномерная на- варка металла на лопасти, неудовлетворительная цен- тровка и балансировка пос- ле ремонта и замены обмо- ток полюсов генератора и пр.). Наличие неуравнове- шенной массы т, располо- женной на расстоянии е от оси вращения, создает цен- тробежную силу (рис. 2-1) F~mj=m<o2e = е —AGen2, где j — ускорение, м/сек2-, и— угловая часто- та вращения, 1/сек; G — вес неуравновешен- ной массы, кгс; п — частота вращения, об/мин. Центробежная сила расположена в пло- скости, перпендикулярной оси вала. У вертикальных гидроагрегатов центро- бежные силы расположены в горизонтальной плоскости, а потому действие их в большей мере сказывается на горизонтальных состав- ляющих вибрации опорных частей агрегатов. Составляющие центробежной силы по осям х и у будут: Fx = AGen2 cos wt; Fy — AGen2 sin wt. Таким образом, в каждом из направлений х и у действует переменная сила при враще- нии ротора. Частота изменения этой возмущающей си- лы (в данном случае центробежной) соответ- ствует частоте вращения ротора. Так как частота вращения роторов верти- кальных гидротурбин обычно лежит в преде- лах 50—750 об/мин, то основная частота воз- действия возмущающей силы от небаланса вращающихся частей лежит в пределах 0,8— 12,5 гц. У горизонтальных гидротурбин эта часто- та составляет 1,2—25 гц (частота вращения этих турбин 85,7—1 500 об/мин). Так как центробежная сила пропорциональна квадра- ту частоты вращения, выявить наличие неба- ланса вращающихся частей агрегата доволь- но легко. Неуравновешенность роторов может быть статической и динамической. Статическая неуравновешенность часто на- блюдается у роторов генераторов быстроход- ных турбин (ns>200) и у рабочих колес тихо- ходных турбин (ns<150). Для статического уравновешивания достаточно поместить на роторе уравновешивающий груз Q2 (рис. 2-2,а). При этом момент сил относительно оси вращения должен быть равен нулю: QiH—<22/2 = 0 или 0лГ\ = 02г2. Таким образом, статическая уравновешен- ность будет достигнута тогда, когда момент неуравновешенной массы бД/ц ротора относи- тельно его оси будет равен моменту, созда- 24
ваемому уравновешивающей массой Q2r2. Ве- личина уравновешиваемой массы и место ее расположения определяются при статической балансировке. Динамическая неуравновешенность приво- дится к двум неуравновешенным массам, ко- торые создают момент центробежных сил в плоскости, проходящей через ось вращения, в то время как статически ротор уравновешен (рис. 2-2,6): Q2rz=Qiri, F<:. = Fi = F\ Fl=M, где F — центробежная сила неуравновешен- ной массы; I — плечо пары. Динамическая неуравновешенность часто наблюдается у роторов генераторов тихоход- ных турбин (ns<150) и у рабочих колес быст- роходных радиально-осевых турбин (ns>200). Для динамического уравновешивания необхо- димо приложить пару сил, момент которых равен и противоположен моменту от неурав- новешенных масс, т. е. С1Г1/1 = Лг/2, где А — уравновешивающие грузы; /j и /2 — плечи уравновешиваемой пары. В общем случае неуравновешенность рото- ра приводится к паре центробежных сил и одной центробежной силе. Рабочие колеса гидротурбин как на заво- де, так и на гидроэлектростанции баланси- руются на специальных приспособлениях (станках). Распространены следующие конст- рукции станков: две параллельные призмы, на которые кладется рабочее колесо с валом; шаровая опора, располагаемая на тумбе; ша- ровая опора, подвешиваемая к крюку мосто- вого крана. Уравновешивающие грузы определяются при балансировке, укрепляются на ободах (или втулках) рабочих колес в соответствую- Рис. 2-2. Виды неуравновешенности роторов. а — статическая неуравновешенность; б — динамическая неуравновешенность щих специальных выточках или сверлениях. Устанавливаемые грузы не должны выступать за обточенную поверхность частей рабочего колеса, чтобы не создавать гидравлический небаланс при работе турбины В ряде случаев применялась для снятия металла с тяжелой стороны рабочего колеса эксцентричная обточка ободов колеса. Однако это неблагоприятно сказывалось на гидрав- лике потока в уплотнениях рабочего колеса, о чем будет сказано ниже. Следует отметить, что чувствительность применяемых приспособлений для баланси- ровки достаточно высока. Я. Ф. Фитерманом [Л. 123 и 124] была определена чувствитель- ность уравновешенной системы по минималь- ному грузу, который, преодолевая силу тре- ния, выводит систему из равновесия (колесо массой 20 000 кг и диаметром 3 000 мл). Мас- са этого груза равна 0,8 кг, что составляет примерно 0,005% массы рабочего колеса. Обычно считают, что неуравновешенная центробежная сила, оставшаяся после балан- сировки, не должна быть больше определен- ной величины в долях массы балансируемого' ротора, т. е. • F^ = kGv. Различные авторы дают различные значе- ния коэффициента k (от 0,01 до 0,5). Опыт их в основном базируется на балансировке агре- гатов с высокой частотой вращения роторов и, в частности, паровых турбин. Значение ко- эффициента k для гидротурбин, имеющих тяжелые роторы и сравнительно низкие ча- стоты вращения, будет меньше указанных. В среднем можно считать приемлемым для гидротурбин k = 0.001. Примеры из практики балансировок. Балансировка рабочих колес на шаровых опорах и призмах показала, что большинство обточенных целых деталей имеет незначительную неуравновешенность. Что касается сборных рабочих колес, то здесь неуравнове- шенность может достигать для крупных турбии зна- чительной величины (нескольких сотен килограммов). Это относится в основном к рабочим колесам поворот- нолопастных гидротурбин В качестве примера в табл. 2-11 приводятся результаты статической балан- сировки рабочего колеса поворотнолопастной турбины диаметром 8 м, произведенной на шаровой опоре. Данные табл. 2-1 показывают, что для уравнове- шивания рабочего колеса поворотнолопастной турбины в сборе требуется уравновешивающий груз большой ве- личины 1(727,76 кгс) Чувствительность шарового при- способления для балансировки достаточно высокая. При массе детали около 20 т контрольный груз 2 кгс отклоняет горизонтальную плоскость на 1,5 деления ва- терпаса. Если принять, что отсчет по ватерпасу может быть взят с точностью до 0,5 деления, груз, который потребуется, чтобы вывести систему из равновесия, со- ставит- 2/1,5-0,5=0,66 кгс, что составляет от массы балансируемой детали 0,66/1'94 000-100 = 0,0003%. Ра- 25
Таблица 2-1 Наименование уравновешиваемых деталей Общее давление на шар, нас Неуравно- вешенный груз, кгс Уравнове шивающий груз, кгс Радиус приложе - ния урав- новешу вающего груза, м Положе- ние цент- ра тяже- сти узла относи тельно центра шара, см Показания ватерпаса (цена деления 0,1 jwjw/jw) Вес кон- трольного груза, кгс Число де- лений на 1 м длины При нало- жении кон- трольного груза Корпус рабочего колеса (предва- рительное уравновешивание) . . 50 322 95,2 95,2 1,640 105 0,0 1 3,5 Корпус рабочего колеса с обли- цовкой 51 121 28,1 28,1 1,610 21,2 1,0 2,5 2,0 Днище рабочего колеса с корпусом 55 713 132,0 132,0 0,950 14,6 1,0 2,0 2,3 Конус рабочего колеса с его кор- пусом 58 983 15,4 15,4 1,050 14,6 1,0 2,0 2,0 Корпус рабочего колеса с лопа- стями (предварительное уравно- вешивание) 193 362 750,75 750,76 1,450 0,1 - То же (окончательное уравнове- шивание) 194 089 727,76 727,76 1,510 2,09 0,5 2,0 2,0 диус смещения центра тя- жести массы детали будет не более 0,66-1,5 1 000 _ е== 194 089 Рис 2-3 Положение центров тяжести ло- пастей турбины с ко- лесом диаметром 8 м. № лопасти xlt мм У, мм R, мм 1 993 60 2 344 2 987 53 2 358 3 965 57 2 336 4 971 68 2 342 — 0,005 мм 5 мкм Такое уравновешивание с оставшимся радиусом рас- положения ц г. массы надо считать практически очень хорошим Статическая баланси- ровка рабочих колес прово- дится на заводе при изго- товлении или в период мон- тажа турбины на ГЭС По- следующая балансировка рабочего колеса требуется только в случае ремонта колеса (например, после на- плавки изношенных лопаток и пр.). У рабочих колес пово- ротнолопастиых турбин раз- баланс колеса может насту- пить при нарушении или ослаблении связи одной ити нескольких лопастей с поршнем сервомотора, как это имело место иа одной из турбин Каховской ГЭС и на агрегате Нижиетулом- ской ГЭС На рис 2 3 приведен формуляр замера ц т лопастей турбины с рабочим колесом диаметром 8 м. При нарушении связи одной лопасти с поршнем эта лопасть может повернуться на другой угол Расхожде- ние в углах ф обеих лопастей может быть 30—35° То- гда плечо пары противоположных лопастей будет х=у sin ф=60 sin30°=30 мм, что при массе лопастей 21 т дает момент G „ / пл V F* — g R 30 ) _21-103-2,34 ~ g 6 300 кгс м. Такой неуравновешенный динамический момент вы- зовет заметную вибрацию агрегата и увеличит биение вала В описанном случае значительную долю возмущаю- щей силы будет составлять также гидравлическая со- ставляющая сила, возникающая в связи с различным открытием лопастей, что приводит к недопустимо боль- шой вибрации подшипника турбины и к чрезмерному биению вала Таким образом, расхождение в угле установки ло- пастей, как видно из описанного выше, даже при ста- тически уравновешенном рабочем колесе турбины будет создавать динамическую пару, которая при работе тур- бины дополняется составляющей гидравлической силы. В связи с этим требуется довольно высокая точность установки лопастей Заводы изготовители допускают точность установки лопасти по углу ±0,5°, а допусти мое расхождение в углах между лопастями il°. По пре- дыдущему примеру это создаст неуравновешенный ди- намический момент, равный sin 1,0* 6 300 or., 2 000 кгс м. sin 30 В качестве примера в табл. 2-2 приведены данные замера действительных углов лопастей четырех турбин с диаметром рабочего колеса 8 м. Из табл. 2-2 видно, что в отношении точности установки углов лопастей не всегда соблюдаются за- водские допуски ±0 5° Так, лопасть № 4 турбины №3 при расчетном \ гле 0° имеет действительный угол '1,38°. Разность в углах между противоположными лопастями не превосходит 0 5° На Иваньковской ГЭС проверка углов установки лопастей рабочего колеса на агрегате № И показала, что при наибольшем открытии лопасти имеют следую- щие углы лопасть № 1—30°57, лопасть № 2—30°31, лопасть № 3—ЗИТЮ, лопасть '№ 4—32°33. В этом случае противоположные лопасти № 2 и 4 имеют разность углов 2°02, что, безусловно, влияет на вибрационное состояние агрегата Вибрация агрегата № 1 была больше в 4 раза, чем вибрация агрегата №2, на котором разность углов противоположных лопастей не превосходит 0,115° Выпускаемые заводами турбины имеют до- статочно хорошо сбалансированные рабочие колеса, и на ГЭС их балансировка необходи- 26
Т а б л и ц а 2-2 Точность установки углов лопастей (град) для агрегата № 1 2 3 4 1 2 3 4 1 2 3 4 № лопасти При расчетном угле поворота лопастн, град ° 25 21 25 19 -10 1 0,31 0,56 1,303 0,50 25,20 21,26 25,814 18,93 —9,10 —9,66 —9,41 —8,85 2 0,07 0,94 1,028 0,33 25,30 21,78 25,660 18,98 —9,03 —9,23 —9,21 —9,18 3 0,18 0,84 1,114 0,12 25,25 21,89 25,546 18,93 —9,48 —9,33 —9,26 —8,93 4 0,44 0,82 1,380 —0,18 25,80 21,75 25,580 18,62 —9,08 —9,32 — 10 —9,47 ма только в случае ремонта рабочего колеса турбины. Иначе обстоит дело с роторами генера- торов. Роторы крупных гидрогенераторов (вследствие их значительной массы и разме- ров) на заводе-изготовителе на специальном приспособлении не балансируются. При сбор- ке ротора на заводе полюсы размещают так, чтобы небаланс был сведен к минимуму. Некоторые фирмы (например, фирма До- минион, г. Гамильтон) проводят балансиров- ку звездочек ротора и более крупных генера- торов (Р = 40 тыс. кет). При этом допускает- ся разница в диаметрах по окружности спиц роторной звезды не более ±2 мм. С такими допусками были, например, выпущены гидро- генераторы для. Фархадской ГЭС (диаметр ротора 4,5 м). Однако из-за больших размеров ротора неизбежны смещения центра тяжести отдель- ных полюсов в радиальном и осевом направ- лениях, учесть которые при монтаже невоз- можно; кроме того, из-за трудности подбора массы противоположных полюсов каждый ро- тор гидрогенератора имеет небаланс. Устра- нение небаланса обычно производится на ме- сте установки при пусках агрегата на нор- мальных оборотах. Векторная диаграмма несбалансированных сил, построенная для генератора мощностью 52 тыс. кет с диаметром расточки статора 12 920 мм, представлена на рис. 2-4. Сложе- ние масс дает несбалансированную массу по- люсов 27 кг, расположенную на стороне 42-го полюса. Центробежная сила при п= = 62,5 об/мин. составит примерно 710 кгс, что дает отношение этой силы к массе ротора k = 0,5 %. При балансировке ротора на месте уста- новки используется один из следующих мето- дов: 1) отметок на валу; 2) последовательного прикрепления проб- ного груза в трех точках; 3) применения балансировочного приспо- собления; 4) по номограммам (предложен ЛМЗ); 5) ОРГРЭС. В большинстве случаев устранение неба- ланса у гидрогенераторов достигается при- креплением груза на одной стороне ротора, т. е. устранением статической неуравновешен- ности. У тихоходных турбин (п3< 150), роторы ге- нераторов которых имеют относительно раз- витые осевые размеры, появляется необходи- мость проводить балансировку по двум сторо- нам, причем грузы устанавливаются как на верхней, так и на противоположной нижней стороне ротора. Перечисленные пять методов балансиров- ки роторов гидрогенераторов требуют извест- ного навыка; некоторые из этих методов тре- буют сложных вычислений, а потому точность балансировки недостаточно высока (после балансировки иногда остается повышенная вибрация опор). Применение более совершен- ного метода определения фазы небаланса (тя- желой точки ротора) позволило бы более успешно проводить балансировку роторов гид- роагрегатов. Нами была разработана мето- дика определения фазы небаланса, дающая Рис. 2-4. Векторная диаграмма несбалан- сированных сил на роторе генератора. 27
в достаточной мере точное определение поло- жения тяжелой точки ротора и позволяющая сводить до минимума величину вибрации, вы- званной небалансом, о чем будет сказано в гл. 6. Роторы гидротурбин относятся к жест- ким роторам. Жесткими называют роторы, рабочая скорость вращения которых равна не более 70% от первой критической скорости системы. Практически нормальные частоты вращения роторов гидротурбин не превосхо- дят 30% значения первой критической часто- ты. В некоторых случаях (разгонные режимы, большой износ промежуточного направляюще- го подшипника и пр.) частота вращения вала может приближаться к критической. Гибкими роторами называются роторы, у которых нормальная (рабочая) частота вращения вала выше критической. Обычно гибкие роторы имеют турбогенераторы. 2-2. СИЛЫ УПРУГОСТИ ВАЛА, ВОЗНИКАЮЩИЕ ПРИ НАРУШЕНИИ ЦЕНТРОВКИ АГРЕГАТА ИЛИ ИСКРИВЛЕНИИ ОБЩЕЙ ЛИНИИ ВАЛА Рассмотрим случаи искривления линии ва- ла и нарушения центрирования агрегата: 1) излом оси валов как результат отсут- ствия перпендикулярности между осью вала и плоскостью (генераторного или турбинного) фланцев; 2) неперпендикулярное расположение опорной плоскости ступицы пяты и оси вала; 3) непараллельность плоскостей кольце- вой шпонки пяты; 4) несоосность валов турбины и генера- тора; 5) наклон линии вала агрегата; 6) несоосное с валом расположение вкла- дышей направляющих подшипников; 7) неровность поверхности вращающегося диска подпятника; 8) свободная посадка ступицы пяты на вал; 9) эллипсность шеек валов. Излом оси валов вследствие не- перпендикулярности оси вала и плоскости фланцев иногда происходит из-за неудовлетворительного качества изго- товления валов. Допуски на биение торцов фланцев турбинных и генераторных валов оте- чественными и иностранными заводами дают- ся равными 0,02 мм (см. формуляр турбинно- го вала на рис. 2-5,а). Некоторые иностран- ные фирмы (Тампелла и KMW) допускают торцевое биение при изготовлении вала не бо- лее 0,03 мм. В практике имеют место случаи, когда торцевое биение достигает десятых долей миллиметра. Например, на Тереблярикской ГЭС на одном из агрегатов при монтаже был обнаружен излом оси вала во фланцевом со- единении, равный 0,25 мм. Этот излом был устранен путем шабрения поверхностей флан- цев на месте. На Каховской ГЭС излом оси вала во фланцевом соединении создавал бие- ние турбинного вала в месте установки под- шипника (расстояние от фланца равно 5 800 мм), равное 0,14 мм. Практика наших заводов показала воз- можность изготовления валов с биением тор- цов фланцев меньше 0,02 мм (рис. 2-5,6). Рис. 2-5. Проверка валов агрегата. а — турбинный вал диаметром 1120 мм с действитель- ными значениями биения поверхностей* № точки замера Биение, мм Допуск В натуре 1 0,02 0,01 2 0,05 0,03 3 0,04 0,015 4 0,05 0,02 5 0,02 0,015 б — формуляр проверки спаренных валов турбины и ге- нератора: Результаты проверки би°ния. вала после установки призонных болтов № пово- рота Точки замера 2 3 4 5 I 0,00 0,00 0,00 0,00 0,00 II 0,01 —0,02 —0,01 —0,03 0,00 III —0,03 —0 03 + 0,01 —0,04 -0,01 IV —0,02 —0,01 0,01 —0,01 0,01 28
Неперпендикулярность плоскости фланцев к оси вала выясняется при монтаже агрегата. При монтаже отдельно проверяются центри- рование турбинного и генераторного валов пе- ред их спариванием и общая линия в спарен, ном вале. Наша практика наладки вертикаль- ных гидроагрегатов показала, что биение тур- бинного вала (полный размах) после ремонта или монтажа турбины не должно превышать 0,30—0,35 мм (в дальнейшем из-за разработ- ки направляющих подшипников биение вала увеличивается). Устранение неперпендикулярности торцевой плоскости фланцев и оси вала производится, как правило, путем шабрения плоскости или установки прокладок между фланцами. Уста- новка прокладок может быть рекомендована только как мера временная, так как в процес- се эксплуатации за довольно короткий срок прокладки разрушаются, что приводит к по- вышению биения вала. Следует обращать внимание на центровку ротора возбудителя и подвозбудителя. Если ось возбудителя не совпадает с осью вала ге- нератора, а имеет отклонение, то, как показа- но на рис. 2-6, получается несовпадение цент- ра тяжести ротора возбудителя (даже в хо- рошо отбалансированном роторе) с осью вращения агрегата, что приводит к возникно- вению возмущающей силы, передающейся на подпятник. В этом случае характерна увели- ченная вертикальная вибрация верхней кре- стованы у генераторов подвесного типа. Из- лом оси вала во фланцевых соединениях при- водит к вибрации агрегата с основной часто- той л/60 гц. Неперпендикулярность опор- ной плоскости ступицы пяты к оси вала встречается в эксплуатации ча- ще, чем излом оси валов. Наличие перекоса в ступице приводит к явлению конусного вра- щения вала, что увеличивает биение по всей высоте вала от ступицы до рабочего колеса. Так, на одном агрегате проверка при монтаже показала, что биение фланца генераторного вала равно 0,18 мм (завод допускает ради- альное биение фланца генератора не более 0,1 мя), а биение нала у турбинного подшип- ника-=0,61 мм. Несмотря на жесткие допуски при обра- ботке деталей пяты на заводе, при монтаже часты случаи обнаружения значительной не- перпендикулярности опорной плоскости сту- пицы пяты и оси вала, которая может визы- ваться деформацией ступицы под влиянием остаточных внутренних напряжений в метал- ле. Устранение перекоса плоскости ступицы путем установки прокладок и в этом случае может рас- сматриваться только как временное мероприятие. Особенно недолговечны твердые и хрупкие про- кладки (например, из гети. накса). Основная частота вибрации в рассмотренном случае равна п/60 гц. Непараллельно сть плоскостей кольце- вой шпонки пяты при- водит к одностороннему восприятию шпонкой уси- лия от ступицы пяты, к ко- торой она прилегает. Это в свою очередь ведет к пере- косу ступицы на валу, если ступица имеет свобод- ную посадку. Перекос сту- пицы даже на 0,05 мм Рис. 2-6. Наруше- ние центровки оси воабудителя. 1 — ось вращения*; 2 — ось ротора воз= будителж 3 — верх= ний фланец вала ге- нератора. при длинных валах гидроагрегатов приводит к увеличенному биению турбинного вала до 0,5 мм и больше. В качестве примера можно привести поворотнолопастную турбину с диа- метром рабочего колеса 7 м, где был обнару- жен перекос плоскостей кольцевой шпонки, доходивший до 0,15 мм. Наклон линии вала агрегата, иногда появляется спустя некоторое время после начала эксплуатации агрегата при не- равномерной осадке здания и сооружений. Монтаж агрегатов производится по верти- кальной оси с допуском отклонения не более чем 0,02 мм/м, однако спустя некоторое время из-за неравномерной осадки здания ГЭС ось агрегата может получить некоторое отклоне- ние. Например, на Каховской ГЭС определено отклонение оси вала от вертикали на агрега- те № 2 после 4 411 ч работы в сторону ниж- него бьефа на 1,96 мм (на длине вала 9,3 м) и в сторону левого берега на 0,6 мм, что дает отклонение на 1 м длины вала 0,20 мм. После ремонта отклонение было устранено с помощью регулировки высотного положения сегментов подпятника и доведено до 0,014 мм/м. На этой же ГЭС агрегат № 1 имеет отклонение вала такого же порядка в плоскости нижний бьеф — левый берег. Ненормальностей в ра- боте агрегата не наблюдалось. На Нижнесвирской ГЭС предполагаемая осадка здания ГЭС была предварительно определена и монтаж агрегатов велся с соот- ветствующим уклоном. Дальнейшее наблюде- ние показало, что расчет был сделан правиль- но, и оси агрегатов приняли вертикальное по- ложение через 5 лет работы. 29
На Верхнесвирской ГЭС в связи с осадкой здания отклонение оси агрегата от вертикали (наклон в сторону верхнего бьефа) по заме- рам на 16 октября 1951 г. оказалось на одном агрегате 0,33, а на втором 0,27 мм/м. Вы- правление вертикальной оси агрегата прово- дилось путем высотной регулировки сегмен- тов. Рабочее колесо центрировалось относи- тельно камеры по зазорам между лопастями и стенками камеры. Отклонение закладных частей от горизонтального положения потре- бовало произвести установку турбинного под- шипника с перекосом в соответствии с вер- тикальным валом. Отклонение закладных частей первого агрегата, составило 0,33, а второго — 0,27 мм/м. На Волжской ГЭС им. В. И. Ленина вследствие осадки секций здания ГЭС на агрегате Kg 6 в 1959 г. был замерен относи- тельный уклон вала, равный 0,44 мм/м. Одна- ко такое отклонение заметного влияния на работу агрегата не оказывало. Приведенные случаи отклонения валов от вертикали гидроагрегатов в результате нерав- номерной осадки здания ГЭС после строитель- ства показывают, что отклонение вала от вер- тикали до 0,5 мм/м не вызывает заметного изменения величины вибрации агрегата. В дальнейшем это отклонение осп может быть выправлено регулировкой сегментов подпят- ника. Несоосность валов турбины и генератора может быть при ошибках в расточке центрирующих буртиков валов на заводе. В практике эксплуатации агрегатов подобный случай был 1 раз. В 1951 г. на Янискоски ГЭС смещение осей валов доходи- ло до 0,08 мм. Дефект был допущен фирмой KMW при обработке турбинного нала. При монтаже смещение осей было доведено до 0,03 мм, что было признано удовлетворитель- ным. Несоосное с валом расположе- ние вкладышей направляющих подшипников также способствует откло- нениям вала во время вращения, появлению периодических сил, возникновению давления на опоры и перегрузке отдельных подшипни- ков. В большинстве случаев эксплуатации нарушение центрирования наблюдалось у нижних генераторных подшипников (у гене- раторов подвесного типа). Это приводило к дополнительной перегрузке подшипника и ослаблению болтов нижней крестовины гене- ратора. В этом случае наблюдались основные частоты вибрации агрегата как п/60, так и 2/1/60 гц. 30 Неровность рабочей поверхно- сти диска подпятника получается в большинстве случаев в результате темпера- турной деформации диска при перегреве под- пятника. При наличии одной радиальной вы- пуклости поверхности диска основная частота kn вибрации соответствует 'qq' гц, где k — число сегментов подпятника или число радиальных канавок неподвижного диска. Следует отме- тить повышение вибрации (вертикальной со- ставляющей) на одном генераторе Кадырь- инской ГЭС в 1950 г. в результате появления радиальной трещины на рабочем диске под- пятника. Свободная посадка ступицы пяты на вал в ряде случаев создавала повышенную вибрацию агрегатов. При иссле- довании агрегата Дубоссарской ГЭС было замечено, что после пуска агрегата по мере его прогрева вибрация верхней крестовины ге- нератора возрастала. Особенно заметно уве- личивалось биение верхней надставки вала, что было связано с увеличением зазора меж- ду ступицей и валом при прогреве. Примерно через 2 ч амплитуда вибрации и биение над- ставки вала приняли для данной нагрузки постоянные значения. Можно предположить, что свободная посадка ступицы на валу со- здает при наличии возмущающих сил на ро- торе свободу относительного перемещения ва- ла ротора и втулки. Это относительное пере- мещение увеличивается за счет увеличения зазора при нагревании втулки после пуска агрегата. Элли пен ость шеек валов под подшипники создает периодическую си- лу, воздействующую на подшипники. Обра- ботка шеек валов в заводских условиях про- изводится с допустимым остающимся биением по индикатору не более 0,02 мм. При нали- чии рубашки под турбинный подшипник (в случае водяной смазки подшипника) допу- скается после обработки биение до 0,04 мм. В действительности оно получается меньшим, как это видно из формуляра обработки тур- бинного вала Каховской ГЭС (рис. 2-5). В процессе эксплуатации приходится прово- дить шлифование шеек и сменных рубашек под подшипник во время ремонта агрегата на месте, применяя соответствующие приспособ- ления (например, приспособления Узбекэнер- го). В этом случае эллипсность получается го- раздо большей и доходит до 0,2 мм. Однако большого влияния на увеличение вибрации опоры подшипников это не оказывает, хотя и создает ускоренную разработку последних. Наличие большой эллипсности рубашки со-
Pirc 2-7 Трещина в рубашке тур- бинного вала. нием и деформацией получается в виде эл- липса (рис. 2-9). Та- кое явление называет- ся гистерезисом. Если рассмотреть случай деформации вертикального вала, вращающегося в двух подшипниках и имею- Рис 2-9. Гистерезис ме- ханических напряжений в металле вала при пе- ременных нагрузках. Рис 2-8. Расцентровка валов горизонтальных гидроагрегатов. а излом линии налов ср б = смещение линий вэ лон Д здает неустойчивый ре- жим смазки подшип- ников, что способст- вует перегреву под- шипников и рубашки. Последнее приводило щего в середине про- лета диск при отсутст- вии или наличии вну- треннего гистерезиса в металле, то получим картину, приведенную на рис. 2-10,а и б. круг Пусть вал вращается во- своей оси 0—0. При отсутствии вну- к появлению трещин в рубашке (рис. 2-7) и повреждению подшип- ника. У горизонтальных гидротурбин основны- треннего гистерезиса волокна вала, рас- положенные правее прямой а—а, будут растянуты, а левее —сжаты. Напряжения на прямой а—а будут равны нулю. Таким обра- зом, каждая точка вала испытывает перемен- ное напряжение, изменяющееся с частотой, соответствующей частоте вращения. Упругая сила, стремящаяся выправить вал, будет на- правлена к точке В, расположенной на оси подшипников. ми дефектами центровки является излом и не- соосность осей валов турбины и генератора (рис. 2-8). Эти дефекты вызывают синусои- дальную вибрацию опор агрегата (подшипни- ков) с оборотной частотой. Для жестких муфт несоосность допускается не более 0,02 мм. При ремонтных работах в этом случае сле- дует обращать внимание на плотную посадку муфты на вал, а также плотную установку без зазора шпонок в полумуфтах Во всех описанных случаях неправильного центрирования и излома линии валов турби- ны п генератора, когда свободному вращению При наличии внутреннего трения напряже- ния в вале могут быть представлены следую- вала препятствуют его опоры, возникают воз- мущающие силы упругости вала, передаю- щиеся на опорные части агрегата для основ- ной гармоники с частотой п/60 или 2л/60 гц, т. е. для вертикальных гидротурбин основная частота колебаний будет 0,8—25 гц, а для го- ризонтальных— 1,2—30 гц. 2-3. СИЛЫ ТРЕНИЯ Автоколебания вращающегося вала вследствие наличия вну- треннего трения в металле вала. При переменных нагрузках напряжения в ме- талле не следуют закону Гука (линейная за- висимость напряжения от деформации). В этом случае зависимость между напряже- Рис. 2-10. Влияние гистерезиса меха- нических напряжений на колебания вала. а — изогнутый вал; б — усилия во вра Моющемся изогнутом вале, в — изменение механических напряжений во вращаю щемси аале. зг
щей зависимостью [Л. 81]: а—Ее + цв', «где Е — модуль упругости; в — относительная деформация; e = 80cos«i/; е0— максимальное значение деформации; п — частота изменения деформации; t— время; р— коэффициент внутреннего трения; е,' — производная от е; ,е,' =—воп sin nt. Тогда напряжение будет равно: - £e0 cos nt — pe0/z sin nt = = 80 (E cos nt — p.n sin nt). На рис. 2=10,в представлено изменение на- пряжения в точке волокна во времени. Мы видим, что при наличии внутреннего трения напряжения становятся равными нулю не’ сколько раньше, т. е. в точке Ь, а потому ней- тральная ось будет располагаться наклонно и займет положение b—ib (рис. 2’10,6). Упру- гая сила Р в этом случае будет направлена по прямой, перпендикулярной нейтральной оси. Ее составляющая по оси ОВ будет стре- миться выправить вал, а составляющая ОА будет вызывать вращение изогнутой оси во- круг точки В. Эта составляющая ОА направ- лена против сил затухания и поддерживает вращательное движение оси вала в направле- нии его вращения. Работы С. П. Стрелкова, а также Л. В. Новикова [Л. 81] показали •следующее: 1) возникновение автоколебаний валов возможно лишь при значениях скорости вра- щения вала, превышающих критические ско- рости; 2) чем больше коэффициент внутреннего трения материала вала, тем быстрее самовоз’ буждаются колебания; 3) колебания происходят с собственной ча- стотой системы. Таким образом, в некоторых гидротурби- нах с вертикальными валами автоколебания, Рис. 2-11. Схема силы трения во вращающемся вале. причиной которых является внутреннее трение в материале, могут возникнуть только в раз- гонных режимах агрегата, так как критиче- ская частота обычно в 2,5—5 раз выше нор- мальной частоты вращения вала. Автоколебания вала из-за на- личия сухого трения и зазоров в направляющих подшипниках. Другой случай возникновения автоколебаний имеет место при наличии сухого трения в на- правляющем подшипнике (при недостаточной смазке и чрезмерно больших зазорах между шейкой вала и вкладышем), а также в случае задевания вращающихся частей о неподвиж- ные. На рис. 2-11 представлен поперечный раз- рез по вкладышу подшипника. При вращении вал В соприкасается с не= подвижным вкладышем А. В точке соприкос- новения возникают сила трения К', действую’ щая на вкладыш, и сила А, действующая на вал. Сила К' может быть заменена парал- лельной силой, приложенной к центру Вала, и парой с моментом Л'г, где г—радиус шей- ки вала. Момент Аг вызывает изменение скру- чивающего вал момента, а сила, приложен- ная к центру, вызывает смещение вала, кото’ рый будет совершать круговое движение, об- ратное направлению вращения вала, приходя в сильное колебательное движение. Анализ этого вида колебаний и экспери- менты, проведенные С. П. Стрелковым, а так- же Л. В. Новиковым (Л. 81, 106], показали, что автоколебания этого вида возможны при любой скорости вращения, вала, а частота ко- лебаний равна собственной частоте системы. Так, возникновение автоколебаний у вер- тикальной гидротурбины мощностью 25 тыс. кет [Л. 12] было вызвано задеванием вращаю- щихся частей о неподвижные части. На этой гидротурбине при работе на х:олостом ходу никакой повышенной вибрации не наблюда- лось. При увеличении частоты вращения на 10% сверх номинальной появлялась сильная вибрация верхней крестовины, достигавшая в течение нескольких секунд 0,5—0,6 мм; при этом вал раскачивался с возрастающей ам- плитудой. Раскачка вала и увеличение вибра- ции получились и при пониженной против нормальной на 30% частоте вращения вала, но с нагрузкой, соответствовавшей открытию направляющего аппарата, при котором на хо= лостом ходу возникала раскачка. При этом частота вибрации была постоянной (в два с лишним раза больше частоты, соответствую- щей Пнорм) и не зависела от частоты враще- ния вала турбины. Во всех случаях турбину невозможно было нагрузить из-за повышен- 32
ной вибрации и приходилось быстро при- крывать направляющий аппарат. Разборка турбины показала, что нижний лабиринт рабочего колеса сработан и имеет уступ величиной 0,2—0,3 лл; сама же поверх- ность сработки имеет вид наклепа. После то- го как зазор в месте наклепа был увеличен на 1 мм благодаря соответствующей срубке металла на неподвижных кольцах лабирин- та, раскачка прекратилась и агрегат стал нормально работать при всех режимах. Случай повышенной вибрации, вызванной трением в подшипниках, описывает Д. Пар- макян [Л. 157]. Радиально-осевая турбина мощностью 9 750 л. с. с вертикальным валом, с генератором подвесного типа имела турбин- ный подшипник с водяной смазкой и рубаш- ку на валу турбины из нержавеющей стали. При работе агрегата в диапазоне открытий направляющего аппарата от 20 до 60% про- являлась повышенная вибрация с частотой 12 гц (примерно в 3 раза выше оборотной частоты). Различные операции (балансиров- ка рабочего колеса, центрирование вала и пр.) не уменьшили вибрации. Введение в воду турбинного подшипника масла значительно снизило амплитуду вибрации вала. Осцилло- графирование перемещений вала показало, что центр вала в диапазоне повышенной виб- рации перемещается по окружности в направ- лении, обратном направлению вращения. Оче- видно, здесь мы имеем случай возбуждения автоколебаний, описанный выше. Сила тре- ния, возникающая в подшипнике, являлась возбудителем колебаний. После перехода на масляную систему смазки увеличенной виб- рации вала на этой турбине не наблюдалось. Выводы. Механические возмущающие си- лы возникают в гидроагрегате в результате: 1) небаланса ротора агрегата; 2) дефектов центровки; 3) внутреннего трения в материале вала; 4) наличия сухого трения в подшипниках с зазором или задевания вращающихся ча- стей о неподвижные. Частоты изменения первых гармоник меха- нических возмущающих сил составляют при: небалансе вращающихся частей (н/60) — 0,8 -15,0 гц-, дефектах центровки вала (п/60 и 2н/60) — 0,8—30 ац; сухом трении (2-«-5)лНом — 5—60 гц. Б. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ВОЗМУЩАЮЩИЕ СИЛЫ Возмущения, возникающие в потоке, прохо- дящем через турбину, могут передаваться непосредственно на ограничивающие поток стенки, вызывая их вибрацию или создавая переменные составляющие гидравлического момента и осевого усилия турбины. Эти пере- менные составляющие воздействуют на рабо- чие органы турбины и вызывают вибрацию отдельных узлов и всего агрегата в целом. Переменные составляющие гидравлическо- го момента имеют наибольшие значения в случаях: возмущений в потоке, вызванных плохим обтеканием отдельных частей сооружений при входе в спиральную камеру турбины (бычки, диафрагмы и пр.); плохой работы спиральной камеры, со- здающей несимметричный подход потока по окружности рабочего колеса; возмущений потока, вызванных колоннами статора; неравномерности потока перед рабочим ко- лесом в результате неравномерности скоро- стей в пространстве между лопатками на- правляющего аппарата и срыва вихрей с от- дельных лопаток аппарата; неправильного высотного положения рабо- чего колеса радиально-осевой турбины по от- ношению к направляющему аппарату; срыва потока с лопастей рабочего колеса1, периодичности поступления воды на ковши рабочего колеса ковшовой турбины; образования центрального вихря, срываю- щегося с конуса рабочего колеса, при наличии изогнутой отсасывающей трубы; работы турбины в кавитационных режи- мах; гидравлического небаланса рабочего ко- леса; колебания давления в напорном трубо- проводе. 2-4. НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ПОЛЯ СКОРОСТЕЙ И ВИХРЕОБРАЗОВАНИЕ В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ ТУРБИНЫ Для удобства изложения рассмотрим воз- никновение различных возможных возмуще- ний в проточной части турбины по ходу пото- ка, начиная от спиральной камеры турбины и далее, включая отсасывающую трубу. Спиральная камера. Неудачная конструкция входной части спиральной каме- ры (наличие бычков, близко расположенных к статорному кольцу, диафрагм и пр.) при не- которых режимах потока способствует обра- зованию вихрей. Эти отдельные вихри, соеди- няясь, образуют вихревые шнуры, которые, достигая рабочего колеса, разбиваются лопа- стями и создают на них возмущающую силу. 3=276 33
Интенсивность ударов зависит от размеров вихревых шнуров и может быть очень боль- шой. Частота первой гармоники воздействия возмущающей силы при этом соответствует f=nzjGO, где я = число лопастей рабочего ко- леса, а п — частота вращения вала агрегата. В основном этот вид воздействия потока на рабочее колесо встречается у низконапорных ГЭС с поворотнолопастными гидротурбинами. Здесь частота изменения возмущающих сил может быть от 4 до 25 гц. Образованию вих- рей способствует неодинаковое распределение расхода, проходящего через отдельные отсеки спиральной камеры турбины. Испытания ОРГРЭС показали следующее распределение расхода по отдельным водово- дам одного агрегата для всех режимов при чистых сороудерживающих решетках (табл. 2-3). Т а б л и ц а 2-3 Г ндра^лектростанций Расход воды через водовод, % суммарного Правый ОТСЕК Средний ОТСЕК Левый отсек Кегумская Волжская имени В, И. Ле- 48,7 -= 51,3 нинз 48 — 52 Верхнесвирская 26 33,5 40,5 Нижнесвирская 27,1 33,3 39,6 Земо-Авчальская II ... , 43,5 = 56,5 Каховская 27,1 34,0 38,9 Рыбинская . 28,5 35,0 36,5 При прохождении разных расходов по во- доводам создаются различные потери во вход- ных сечениях, включая сороудерживающие решетки. Это создает различные перепады давлений по обе стороны разделительных быч- ков, что способствует образованию вихрей на их концах. Вейс [Л. 161] описывает случай, когда воз- мущение потока было вызвано завихрениями, которые происходили от неблагоприятных условий обтекания разделительных бычков спиральной камеры. В результате возмущение потока (вихревой шнур) достигало рабочего колеса, вызывая периодические толчки. Вви- ду того, что частота воздействия потока (про- изведение частоты вращения на число лопа- стей рабочего колеса) была близка к частоте собственных колебаний конструкции «корпус возбудителя — верхняя крестовина», возник- шая вибрация имела значительную амплиту- ду. Переделка входного элемента спиральной камеры обходилась по расчету очень дорого, поэтому решено было увеличить жесткость верхней крестовины генератора. Верхняя гру- 34 зонесущая крестовина генератора состояла из двух балок двутаврового сечения, опираю- щихся на статор генератора. Путем приварки в середине балок двух поперечных ребер та- кого же сечения, связанных со статором гене- ратора, частоту собственных колебаний кон- струкций удалось повысить. Это полностью устранило повышенную вибрацию корпуса возбудителя. Возмущающие силы, действующие на ра- бочее колесо турбины из-за неудовлетвори- тельной работы спиральной камеры, проявля- лись на ряде гидротурбин. Спиральная каме- ра предназначена в основном для создания осесимметричного поля скоростей по окруж- ности направляющего аппарата с наименьши- ми потерями энергии подводимой воды. Одна- ко в выполненных спиральных камерах обыч- но имеются в той или иной мере отклонения от ожидаемого осесимметричного поля. В ре- зультате векторы скорости воды, подходящей к направляющему аппарату, как по окруж- ности, так и по высоте различны. На некото- рых агрегатах эта неравномерность распреде- ления скоростей имеет значительную величи- ну. На нпзконапорных ГЭС неравномерность распределения скоростей по окружности вхо- да в направляющий аппарат зависит также от распределения скоростей во входном сече- нии спиральной камеры. К- И. Бауман (Л. 6] исследовал спирали различной формы, рассчитанные по законам: С„т —const и C„ = const. Он определил, что- в действительных условиях не соблюдается постоянство радиальных составляющих ско- ростей вдоль окружности выхода из спирали, а также нет равномерного распределения ско- ростей по высоте выходного сечения спираль- ной камеры. Результаты работы К. И. Баумана показа- ли также, что наличие после спиральной ка- меры направляющего аппарата с конфузорны- ми каналами способствует выравниванию по- ля скоростей за направляющим аппаратом. Некоторая неравномерность потока перед ко- лесом, как показали эксперименты К- И. Бау- мана, не влияет на энергетические качества турбины. Однако это может быть причиной возникновения переменной составляющей мо- мента. На рис. 2-12 приведены результаты изме- рения К. И. Бауманом окружных Си и ради- альных Сг скоростей вдоль окружности выхо- да у различных спиралей. Как видно на рис. 2-12, радиальные составляющие скоро- стей, определяющие расход через каналы на- правляющего аппарата, сильно изменяются. Например, для спирали № 1 неравномерность.
превышает 20% средней радиальной скоро- сти. По кривой изменения радиальной скоро- сти видно, что Сг дважды имеет минимальные значения: в сечениях под углом 240 и 360° (0°). Отсюда каждая лопатка рабочего коле- са турбины получает за один оборот вала дважды наименьшую энергию. На дуге спира- ли от, 60 до 180" скорость Сг для спирали № 1 более равномерна. Интересные результаты по исследованию спиральных камер с помощью воздушного по- тока приведены в книге И. Л. Повха [Л. 88]. Данные испытаний спиральной камеры, рабо- чего колеса и направляющего аппарата тур- бин Днепрогэс имени В. И. Ленина показали неравномерное изменение расхода по сечениям за направляющим аппаратом, Неравномер- ность, вычисленная по формуле —1/111111 , достигает 43%. Исследования поля скоростей в модели одного из вариантов спиральных камер Волж- ской ГЭС имени В И. Ленина (угол охвата спирали 135°) также показали неравномер- ность поля (рис. 2-13,а). Из рис. 2-13,а видно, что направления тангенциальных составляю- щих скоростей сильно меняются по окружно- сти спирали. Так, если для точек 1—8 танген циальные составляющие одного направления и близки между собой, то в точке 1(3 они равны 0, а в точках 14—18 имеют обратное направ- ление. Все это, несомненно, создает неосесим- метричный поток перед рабочим колесом, а по- тому на каждую лопасть рабочего колеса дей- ствует переменная сила за один оборот вала турбины Натурные исследования вибрации агрегатов Волжской ГЭС имени В. И. Ленина показали, что основная частота колебании крышки турбины соответствует лопастной ча- стоте рабочего колеса. II. Е. Михайлов (МИСИ имени Куйбыше- ва) исследовал спирали с различными конфи- гурациями поперечных сечении. Результаты Ч/Свк Рис 2-12. Неравномерность распределения скоростей по окружности выхода из спи- ральной камеры. С — окружная составляющая скп рое гм Сг - радиальная составляю» Щчя ’корост ф — угол распою ження мерного сечейня. Рис. 2-13. Неравномерность распре- деления скоростей в спиральной ка- мере турбины. а— в спнралн модельной турбины, б = по дыспте перед направляющим аппара- том /—камера, развитая вверх 2 = ка мера, развитая вниз его исследований показывают неравномерность распределения скоростей в горловине спираль- ной камеры по высоте для различных форм сечений камеры [Л. 77]. На рис. 2-13,6 показа- но изменение радиальных скоростей по высо- те выходного сечения для различных спираль- ных камер. На рисунке видно, что наибольшую неравномерность по высоте радиальных со- ставляющих скоростей имеют спирали, разви- тые вниз относительно направляющего аппа- рата, а наименьшую неравномерность — спи- рали, развитые вверх. Для спиралей, разви- тых вниз и симметричных, большие скорости получаются внизу (на нижнем кольце направ- ляющего аппарата). Этим, очевидно, и объ- ясняется более интенсивный износ Нижнего кольца направляющего аппарата гидротурбин по сравнению с верхним кольцом. К. И. Бау- ман для симметричного сечения спиральной камеры изменение % в горловине получил во- гнутым с минимальным значением скорости в середине канала [Л. 6]. Таким образом, спи- ральная камера гидротурбины создает нерав- номерное поле скоростей по окружности входа направляющего аппарата. Неравномерность скоростей сохраняется и после выхода из на- правляющего аппарата, хотя он и способствует выравниванию поля скоростей. 35
Лопасти рабочего колеса получают при вра- щении за один оборот вала переменные усилия от подходящего потока. Можно принять, что это усилие на колесе изменяется с частотой (первая гармоника)/ — /г гц, где k— коэффициент, равный числу минимумов и максимумов кри- вой изменения удельного расхода (расхода на единицу дуги) по окружности рабочего коле- са (обычно А = 1 пли 2). Для поворотнолопастных гидротурбин эта частота изменения возмущающей силы от не- равномерной работы спиральной камеры ко- леблется от 4 до 20 гц. Для радиально-осевых гидротурбин эта частота обычно лежит в пределах 12—50 гц. Статорное кольцо и направляю- щий аппарат. Статорное кольцо турбины служит для передачи усилий на фундамент. Статор образует решетку из колонн, которая обтекается потоком, поступающим из спираль- ной камеры. Наличие в потоке колонн, а так- же неравномерность самого потока создают благоприятные условия для срыва погранич- ных слоев с выходных кромок колонн и обра- зования за ними гидродинамического следа. Срыв пограничного слоя с обтекаемого тела способствует также образованию отдельных вихрей и вихревых шнуров позади обтекаемо- го тела. X. А. Гуревич [Л, 32] показал, что за плоской решеткой получается неоднородный поток. Неравномерность он определяет коэф- фициентом 1'2 манг: -Ьмин где памакс и Ргшт — соответственно максималь- ные и минимальные значения проекции на ось, перпендикулярную оси решетки скоростей в сечении следа; — значения скорости, вы- численной по формуле -V,i | t °2№==Г j ^0 где t — шаг решетки; го —проекция скорости в любой точке потока за решеткой на ось, пер- пендикулярную оси решетки. Эта неравномерность иотока резко умень- шается при увеличении расстояния от решет- ки. На рис, 2-il4,а дана зависимость степени неоднородности потока X от относительного расстояния Sj'b (отношение расстояния к хор- де профиля). При S/'b=0,05 неоднородность поля скоростей больше 0,15, а при SJb=0,2 Х= = 0,15. При расстоянии от решетки, равном хорде, неоднородность поля составляет малую величину, не более 5%. При дальнейшем уве- личении расстояния от решетки неравномер- ность поля постепенно уменьшается. На рас- стоянии SJb = Q,8 пограничные слои, отходя- щие от каждого профиля, смыкаются и сте- пень неоднородности потока не превосходит 7—'8%. Эти же данные применимы к статору и направляющему аппарату гидротурбины, которые являются круговыми решетками. В. Е. Рябинин [Л. 98] исследовал теоретиче- ски и экспериментально неравномерность по- тока за решеткой направляющих лопаток осе- вого направляющего аппарата гидротурбины. Он также показал, что равномерный поток, поступающий на решетку лопаток (рис. 2=14,6), распределяясь между каналами направляюще- го аппарата, деформируется. После выхода из направляющего аппарата поток остается де- формированным и только затем постепенно выравнивается по мере удаления от решетки. Результаты подсчетов и экспериментов пред- ставлены на рис. 2= 14,в, из которого видно, что при расстоянии S, равном шагу, поток прак- тически полностью выравнен: неравномерность Рис. 2-14. Неравномерность распределення скоростей за решеткой профилей. а = в удалении"от решетки; б— при прохождении через направляющий аппарат; s — за напрзйлнющнм аппа= ратом; / — теоретическая кривая; 2 — экспериментальная кривая. 36
&v/v не превышает 0,5%. Эксперименты под- тверждают также, что период изменения ско- ростей по окружности выхода направляющего аппарата соответствует шагу, т. е. каждая ло- патка рабочего колеса имеет переменную со- ставляющую силы воздействия потока с часто- той, равной числу лопаток направляющего аппарата или числу статорных колонн, если неравномерный поток от них доходит до ра- бочего колеса. Кроме того, все эксперименты показывают быстрое выравнивание потока после выхода из решетки направляющего аппарата, а пото- му эта неравномерность потока больше будет сказываться у тихоходных радиально-осевых гидротурбин, где расстояние между концами лопаток направляющего аппарата и входны- ми кромками лопаток рабочего колеса мало и след сорвавшегося пограничного слоя_ с ло- патки направляющего аппарата доходит до лопастей рабочего колеса. Направляющий аппарат, состоящий из часто расположенных направляющих лопаток с конфузорными ка- налами, способствует, хотя н частичному, вы- правлению потока. Неравномерность потока за решеткой бы- стро уменьшается при удалении от нее, и поле скоростей в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом выравнивается В большинстве случаев еще до рабочего коле- са. Срыв пограничного слоя потока с колонн статора и особенно с лопаток направляющего аппарата более опасен для вибрации агрегата, когда он способствует образованию вихревых шнуров за обтекаемыми лопатками. Образо- вавшиеся вихревые шнуры за лопатками на- правляющего аппарата достигают лопастей ра- бочего колеса, производя на них резкое изме- нение давления. При этом основная частота изменения давления для каждой лопасти бу- дет «Zo/'бО, где zo = число лопаток направляю- щего аппарата турбины. На возможность об- разования вихрей при отходе потока с направ- ляющих лопаток указал В. С. Квятковский [Л. 50]. При анализе потока за направляющим аппаратом он отмечает, что неравномерность циркуляции по высоте направляющего аппа- рата должна приводить к образованию вихрей в отходящем потоке (образуется так называе- мый кромочный след). Образование вихревых шнуров за направ- ляющим аппаратом происходит у поворотноло- пастных гидротурбин. Вихри сходят с нижних концов лопаток направляющего аппарата (рис. 2-Г5). Эти вихревые шнуры для боль- шей устойчивости согласно теореме Томсона должны иметь опорные поверхности по кон- цам. Таким образом, второй конец вихревых шнуров проходит в отсасывающую трубу, пе- риодически разбиваясь вращающимися лопа- стями, или упирается в поверхность камеры турбины, что в ряде случаев приводит к об- разованию кавитационных зон разрушения на камере. Число этих зон равно числу лопаток направляющего аппарата. Так, на одной тур- бине Кегумской ГЭС на поверхности облицов- ки турбинной шахты на уровне оси лопастей рабочего колеса наблюдались зоны кавитаци- онных разрушений металлической облицовки размером в среднем 12'0x40x5 мм (за 9 000ч работы). При этом зоны имели неправильную форму овалов, большая ось которых распола- галась горизонтально. Глубина этих зон в раз- личных частях облицовки камеры была раз- личной. Это, очевидно, связано с неравномер- ностью потока, создаваемой спиральной ка- мерой, и, возможно, влиянием отсасывающей трубы. Наибольшая величина кавитационных разрушений отдельных зон нанесена на рис. 2-16,а, где дана координация точек на турбинной камере по отношению к спирали. Из этого рисунка видно, что наибольшие пуль- сации давления имеют место в конце спирали (наибольшее количество сорванных гужонов), а наибольшие скорости и срыв вихрей—в сред- ней части спирали (наибольшая глубина ,ка- витационных разрушений). На рис. 2-16,6 показано состояние поверх- ности облицовки камеры одной из турбин Ке- гумской ГЭС, поврежденной в период Отечест- венной войны. Сплошные наклонные заштрихо- ванные зоны представляют собой следы вмя- тин в облицовке и ее повреждения от лопастей рабочего колеса при взрыве. Отдельные зоны, расположенные на равном расстоянии друг от друга по поверхности каме- ры несколько ниже оси ло- . пастей рабочего колеса, яв- | ляются следами кавитацион- j ных разрушений от вихре- вых шнуров, сходящих с . концов лопаток направляю- щего аппарата. Аналогичные разрушения облицовок ка- мер наблюдались и на агре- гатах других ГЭС (Ивань- ковской, Рыбинской, Земо- Авчальской и др.). • Рабочее колесо тур- бины. Влияние вихрей в потоке на подъем- ную силу. В результате наличия кромочного следа за лопатками направляюще- го аппарата и образования Рис. 2-1Б. Срыв вихрей с лопаток направляющего аппарата. 1 — лопатка направ- ляющего аппарата; 2 = лопасть рабоче- го колеса, 3 = вихрь. 37
Рис 2-16 Кавитационные разрушения камеры гидротурбины. а = кавитационный иэнос облицовки турбинной камеры и обрыв гужонов, крепящих облицовку —--------количество сорванных гужонов в 1945 г. = = = = — количество сорванных гужонов я 1946 г, ...— глубина кави тациоиных каверн в 1945 г , — — — — = глубина кавитационных кавери в 1946 г б — кавитационные разртшевня камеры рабочего колеса поворотно лопастной турбины мощностью 16 тыс при напоре 15,9 =м [удлиненные заштрихованные зоны — разрушь.ние облицовки (вмятины) после взрыва агре гата в 1943 г ] ние углов атаки подходящего пото- ка. Как следствие на профилях ло- пастей рабочего колеса изменяется (пульсирует) давление, а следова- тельно, и подъемная сила. Подробно работа лопастей в условиях несим- метричного потока, выходящего из направляющего аппарата, рассмот- рена в диссертации Е. В. Гутовско- го [Л. 33]. Основные выводы из анализа и экспериментов, проведенных Е. В. Гутовским, следующие: 1. Поток перед рабочим колесом неоднороден В нем меняются как величина, так и направление скоро- стей в пределах шага направляюще- го аппарата, а следовательно, изме- няется и силовое воздействие пото- ка на лопасти рабочего колеса по- эоротнолапастной турбины. 2. Неоднородность потока созда- ется направляющим аппаратом. Ес- ли через ft обозначить неравномер ность статического давления в пре- делах шага направляющего аппара- та на стенке камеры перед рабочим колесом, то она будет равна: й _ “ Рмттн) О _ ———-------= + Р мин вихревых шнуров, доходящих до лопастной решетки рабочего колеса, происходит измене- где Рмакс = максимальное статиче- ское давление; рмин — минимально^ статическое давление. Эта неравномерность сильно из- меняется при изменении открытия направляющего аппарата (или рас- хода воды). На |рис. 2-17,а пред- ставлена зависимость 6=f(Q't) для рабочего колеса ПЛ90, из которой видно, что наиболь- Рис. 2-17. Неравномерность поля скоростей. в —эа направляющим аппаратом при разных режимах работы турбины, б — за направляющим аппаратом по радиусу. шая неравномерность создается при малых расходах и для данного расхода = при боль- ших приведенных скоростях вращения ро- тора турбины, а следовательно, при малых напорах натурной турбины. 3. Шаговая неравномерность потока наибольшее значение имеет на периферий- ных профилях лопастей. В средней части лопасти рабочего колеса эта неравномер- ность не превосходит 2 5%, в то время как на периферийных профилях она выше 30%. На рис. 2-17,6, где приведено полученное на модели изменение шаговой неравномер- ности потока для одного режима, видно, что неравномерность потока, начиная от се- редины лопасти и ко втулке, практически близка к нулю 4. Измерение давления в отдельных точ-
ках рабочей поверхности профиля по- казало, что в 'Пределах шага во всех точках профиля характер изменения давления одинаков и имеет один ма- ксимум и один минимум. Наибольшее изменение пульсации давления наблю- дается на передней трети длины хорды профиля. На рис. 2-18 даны эпюры измене- ния давлений на вращающемся профи- ле лопасти при ipaзличных положениях профиля относительно шага направля- ющего аппарата. Пики эпюр давления перемещаются при прохождении про- филя лопасти шага направляющего аппарата от входной кромки к выходной. Срывающиеся с лопаток направляющего аппарата отдельные вихри, проходя мимо ло- пастей рабочего колеса, изменяют распределе- ние (величину и направление) скоростей пото- ка, обтекающего профиль лопатки. Это ведет к изменению подъемной силы на профиле. Проследим, как меняется подъемная сила системы вихрь = профиль при различных положениях вихри от- носительно профиля. На рис. 2-19,0 мы имеем профиль лопасти рабо- чего колеса, мимо которого проходят единичные вихри, срывающиеся с лопаток направляющего аппарата. При рассмотрении влияния единичного вихря на подъемную силу системы делаем следующие предположении: il. Единичный внхрь интенсивности Га перемещает- ся мимо профиля по линиям тока. 2. Вокруг крыла имеется циркуляция Гя. 3. Приближенно считаем в любой момент времени систему вихрей взаимно неподвижной, обтекаемой по- током, имеющим скорость в бесконечности, равную о». Будем рассматривать не решетку профилей, а один профиль, поскольку у поворотнолопастных гидротурбин с четырьмя лопастями в большинстве случаев отноше- ние 1/1<Л. Отобразим плоскость J=t+n на плоскость z= = x+iy, так чтобы профиль плоскости 5 перешел в еди- ничную окружность плоскости г, а вихрь Г», находя- щийся в точке плоскости Е, — в вихрь, ось которого в точке г, плоскости z. Таким образом, внешняя об- ласть профиля отобразилась на внешнюю область окружности i(z)«=ll, а задняя острая кромка, профиля А перейдет в точку z=l. Чтобы окружность обтекалась потоком, необходимо и сопряженную точку S=l[r по- местить вихрь циркуляции — Гв ^направления, обрат- ного ВИХ'рЮ Гв). Производная характеристической функпчи обтека- ния цилиндра будет: 1 Г„_________________I Г, 2пг z — г ‘2-ni z — р где г»—скорость обтекания цилиндра в бесхэтечиости; 9 — угол между и осью х; Гп — основная циркуля- ция вокруг профиля; Гв — циркуляция вихря; г — ко- ордината' вихря; р — координата сопряженного вихря. Согласно гипотезе Жуковского точка А острой кромки профиля является точкой схода потока, а по- тому (dW/dx)1 = 0. Рис. 2-18. Эпюры давлений потока. а = перемещение пиков давления с рабочей стороны профиля лопасти ра* бочего колеса; б—перемещение пиков давления с тыльной стороны про* филя лопасти рабочего колеса. Найдем циркуляцию вокруг крыла из этих усло- вия- Тогда при z = I Г„ = - 2ти0оо (a'eil - е»Е’) -|Г. ьЬ) ИЛИ I 1 1 \ Г„ = — 4то„ sin 6 + Г. ( 1ЖГ7) Как известно, при отсутствии вихря циркуляция Г=—4яив sin 0. Разность циркуляций будет: дг = га - г = г. • Следовательно, подъемная сила рассматривамоЙ си- стемы будет отличаться от подъемной силы профиля при отсутствий вихря на величину, обусловленную раи- ^^>>zzzzzzzzzzzzzzzzzzzzzz>z2>"-^--t-- Рис. 2-19. Влияние вихря на подъемную силу профиля, я=влияние положения вихря около профиля ня подъемную силу; б — изменение подъемной силы профиля при прохождении мимо него внхря. 39
ностью циркуляций ДГ. Отношение составит: ДР ДГ Р т- г, / 1_ 1 \ Г (л — Р \ — г)' где = Reak! R< 1; а = угол между осью х и направлением расположения центров вихрей Гв. Величину в скобках можно преобразовать: / 1 __ 1 \ I 1 u-p l = rj 1 jRe^i 1 ы 1 “ Л i=6?+4-V« +^*г 2Лс°5а=^+1)' \. ** J Тогда ДР _ Гя________J?-- - 1 Р Г i2pcos\—(Рг+П’ Множитель при отношении Гв/Г положительный, а потому при совпадении направлений циркуляции вих- ря и профиля подъемная сила увеличивается, а при обратных направлениях — уменьшается. Посмотрим, как меняется отношение ЛР/Р при из- менении |расположения вихря Гп относительно профиля (в плоскости z это соответствует изменению координат R и а). Результаты подсчетов представлены на рис. 2 19,б для разных отдалений р=1/Я вихря от профиля. Из рисунка видно, что наибольшее изменение подъемная сила системы имеет при отходе вихря от профиля; при этом резкое изменение подъемной силы наблюдается при расположении вихря против выходной кромки про- филя. Такой закон изменения подъемной силы вызывает явление, подобное явлению бафтинга (тряски) хвосто- вого оперения самолета. При этом, как показывает про- веденный анализ, наибольшее воздействие на систему вихри оказывают не в момент набегания на профиль, а в момент отхода их от Профиля. Мы не можем оценить величину Гв. Возможно, ве- личина Г, мала по сравнению с циркуляцией Г. Одна- ко если сходящие с направляющего аппарата вихри образуют дорожку системы Кармана с шахматным рас- положением вихрей, имеющих частоту схода, близкую или равную частоте собственных колебаний лопастей рабочего колеса^ то можно ожидать появления боль- шой вибрации лопастей. Если полагать, что вихри схо- дят с каждой лопатки направляющего аппарата, то ос- новная частота колебаний возмущающей силы на лопа- сти будет: r kxen '— 60 ’ где z — число лопаток направляющего аппарата; п — частота вращения вала, об/мин-, k — число вихрей, про- ходящих мимо лопасти рабочего колеса при перемеще- нии лопасти по окружности на величину шага направ- ляющего аппарата. Частота схода вихрей с обтекаемого тела в случае вихревой дорожки связана с числом Струхаля следую- щим образом: где Sh — число Ст.рухаля; v — частота схода вихрей, гц; b — линейный размер обтекаемого тела (например, тол- щина кромки направляющих лопаток); v — скорость по- тока. Принимая Sh=0,I8 (см. далее стр. 41), получим частоту схода вихрей с лопаток направляющего аппа- рата при б и 10 м/сек и Ь =0,020 ш: Sh о 0,18-5 '^6 0,020 = 45 гй’ а для o=ilO м/сек v—90 гц. Частота прохождения лопастью рабочего колеса шага направляющего аппарата для турбины, имеющей частоту вращения ©2,6 об/мин, соответствует '(для <и = =32 шт.) около 3S гц. Поэтому можем предположить, что А=1=3, а потому частота изменения возмущающей силы на лопастях при прохождении мимо них отдельных вихрей, срывающихся с кромок направляющих лопаток, лежит в пределах 30—90 гц. Если эта частота будет находиться в резонансе с собственной частотой колебания лопастей, то в ме- талле лопастей обязательно возникнут усталостные яв- ления (трещины). Надо отметить, что наиболее благоприятными ус- ловиями для срыва вихрей с лопаток направляющего аппарата у поворотнолопастных турбин являются боль- шие открытия, когда нижние концы направляющих ло- паток свисают над камерой. Таким образом, указанных частот пульсации давления на лопастях и вибрации лопастей следует ожидать при больших открытиях на- правляющего аппарата (больше 70%). Исследования колебания лопастей турбин Волжской ГЭС имени В. И. Ленина, проведенные Г. Е. Рудашев- ским [Л. 94, 95], показали, что при мощности '14= 30 тыс. кет частота колебаний лопастей изменяется от 1 до 10 гц; при больших мощностях, особенно при мощ- ности 75 тыс. кат, наблюдаются частоты колебаний 20—25, 50, 70 и 1100 гц. Срыв вихрей с лопастей рабоче- го колеса. Многочисленные исследования обтекания потоком различных тел (цилиндров, эллипсов, пластин и крыловых профилей) по- казали, что за обтекаемым телом образуется вихревая дорожка типа Бекара — Кармана с шахматным расположением вихрей (рис. 2-20,а). Вихревая дорожка образуется под влиянием сил вязкости. Зарождающиеся в пограничном слое вихри, увеличиваясь, сры- ваются потоком с обтекаемого тела и отходят от него. Срыв вихрей происходит поочередно то с верхней, то с нижней поверхности тела. При этом наблюдаются вибрации тела в на- правлении, перпендикулярном направлению скорости потока. Установлена зависимость между частотой сбегания вихрей и скоростью обтекания потоком: S. nd , п = —=const, О где п— частота сбегания вихрей, кол/сек\ d— размер обтекаемого тела, .и; а — скорость на- бегающего потока, м/сек-, Sh —число Струха- ля. Различные исследователи в зависимости от формы обтекаемого тела дают различные зна= 40
Таблица 2-4 Исследователь Число Струхаля Пластинка Крыло Фаж, Жохансен, Гейлер 0,148 = Блейк, Фуш 0,158 0,150 Либерс .... ... 0,180 0,210 чения числа Струхаля (таб. a 2 4) Sh = —; /' = /sina, и ’ где I — хорда крыла, а — угол атаки, а>30° Карман покачал, что устойчивой вихреваи дорожкой может быть только дорожка с шах матпым расположением вихрен При зтом /1/1 = 0,281, а число Струхаля зависит от числа Рейнольдса Исследования Л X Блюминои и Ю Г За харова [Л 9], проведенные на модели цилинд ра, обтекаемого воздушным потоком, показа ти, что при колебании цилиндра в его крайних положениях срываются вихри с частотой, рав нои частоте колебаний цилиндра. Кроме того, независимо от колебании цилиндра за цилинд- ром образуется вихревая до- рожка Бенара — Кармана шахматным расположением вихрей Число Струхаля ока- залось равным 0,20 Когда собственная частота колебании цилиндра совпадает с частотой образования вихрен Бенара — Кармана, амплитуда попереч- ных потоку колебаний цилинд ра резко возрастает В этом случае колебания обтекаемого тела происходят с частотой его собственных колебаний Рассмотрим случаи вибра- ции гидротурбин, вызванные срывом вихрей с выходных кромок лопаток рабочих колес. Явление носит название вра вдающегося срыва Радиально- о с е в ы е колеса Пармакян [Л 157] приводит описание нескольких случаев сильной вибрации ра- диально осевых турбин, вы- званной образованием вихре вых дорожек типа Бенара — Кармана за выходными кром ками лопастей рабочего коле са Так, на одной из ГЭС с ги- дротурбинами мощностью 30 тыс кет, и = 97,4 об/мин и на пором 25 м, с рабочим колесом, имеющим 15 лопаток и диаметр 4,3 м, были обнаружены трещины в лопастях рабочего колеса около верхнего обода Исследования вибрации тур бины показали, что при нагрузках, соответст веющих 0,8 номинальной, агрегат сильно ви- брирует, а также сильно пульсирует давление в проточной части гидротурбины, у выходных кромок лопастей рабочего колеса Частота зтих колебаний составляла 55—57 гц (рис 2 20,6) Предполагая причиной вибрации образование вихревых дорожек за колесом, выходные кромки скосили под некоторым уг- лом (рис 2 20,в), после чего вибрация сильно уменьшилась (рис 2-20,г) Аналогичные исследования были проведе ны и на других ГЭС с радиально осевыми тур бинами Ряд исследователей приводит случаи уменьшения вибрации агрегата путем привар- ки распорок между лопатками турбины До нальдсон [Л 144] цсследовал в гидрпдинами чес кой трубе вибрацию крылового профиля, упруго закрепленного на опорах при различ- ных скоростях и различных формах выходных кромок профиля Испытания проводились при? I Рис 2 20 Примеры колебания лопастей рабочих копес д — расположение вихрей цилиндром диаметром d обтекаемым потеком со ско ростью v б — изменение давления ускорения вибра ши и механических напряжений в лопасти при различных режима s работы турбины 7= давление у выходной кром км лопасти 5 — ускорение вибрации лопдс1И э—механическое напряжение в метал- ле лопасти в — изменение формы выходной кромки лопасти (штриховкой показан срубленный металл) 1 — тыльная сторона попасти 2— рабочая сторона лопасти, — поперечные ускорения вибрации лопасти До (/) и после (2) изменении формы выходных кромок 41.
скоростях обтекания v = 2—10 mJ сек. Ре- зультаты испытаний представлены на рис. 2-21, где видны резонансные скоро- сти, при которых возникают большие ам- плитуды вибрации. Худшими формами выходных кромок являются 1, 5 и 6, луч- шими—с односторонним скосом под уг- лом 45° (форма 3) и с внутренними сим- метричными скосами (форма 4). Заводы должны при изготовлении турбин выход- ные кромки выполнять в соответствии с проведенными исследованиями. Трещины в стержнях решеток водоза- борных сооружений можно объяснить также явлением схода вихрей и.неудач- ными формами выходных кромок стерж- ней. Поворотнолопастные колеса. При изменении открытия направляющего аппарата и постоянном угле установки лопастей рабочего колеса вибрация агре- гата резко меняется, причем минималь- ная вибрация соответствует в большинстве случаев наивыгоднейшему комбинаторному режиму для этого угла установки лопастей. В [Л. ,16] было предложено уточнять комби- Рис. 2-22. Срыв вихрей с профиля и не- равномерность скоростей в отсасываю- щей трубе. а - срыв вихрей с крылового профиля, обте- каемого потоком: / = крыловой профиль; 2^ вихри; б = изменение коэффициент® Корио= лиса колеса ПЛ201 в прап&лл&рнам режиме; 1 — входное сечение отсасывающей трубы; 2 —выходное сечение отсасывающей трубы; 3 = изменение С3и. Рис. 2-21. Зависимость амплитуды вибрации: профиля от ско- рости обтекания v при различной форме выходных кромок. й = результаты испытаний для скоростей 2—5 jh/csk; б — та же для скоростей 7—9 м/сёк, наторную зависимость путем измерения виб- рации опор агрегата. Этот метод, названный нами методом наименьшей вибрации, доволь- но прост и не требует организации сложных и дорогих специальных натурных испытаний гидротурбин. Нарушение комбинаторной связи приводит к увеличению неравномерности потока непо- средственно за колесом и увеличению вибра- ции рабочего колеса: чем больше вибрация, тем большая доля энергии потока тратится на ее поддержание. С другой стороны, все про- пеллерные режимы, кроме оптимального, име- ют большую тангенциальную составляющую выходной скорости. Энергия, соответствующая этой составляющей, не восстанавливается в отсасывающей трубе, а теряется практически полностью. Поэтому к. п. д. турбины умень- шается при отклонении режима работы от оптимального для данного угла установки ло- пастей. Рассмотрим поток, обтекающий профиль лопасти с углом атаки а (рис. 2-22,а). За ло- пастью образуется вихревая дорожка типа Бенара — Кармана. Ширина дорожки равна проекции отрезка между концом профиля и точкой отрыва потока на направление, пер- пендикулярное направлению скорости обтека- ния. Точка отрыва потока перемещается к входной кромке при увеличении угла атаки, причем более резкое изменение положения точки отрыва наблюдается у тонких профилей. Циркуляция отходящих вихрей пропорцио- нальна ширине вихревой дорожки или углу атаки а профиля и изменению координат рас- положения вихрей. 42
Теория размерности позволяет записать циркуляцию вихревой дорожки в виде следую- щего выражения: Г»=Т^(т) sin«> f \ г J где а — угол атаки потока; А —ширина вихре- вой дорожки; / — размер профиля (хорда); р. — вязкость жидкости; р — плотность. В связи с периодическим отходом от про- филя вихрей с циркуляциями +ГВ и —Гн цир- куляция вокруг профиля также периодически изменяется. Это приводит к изменению подъ- емной силы на профиле, а следовательно, и к периодической вибрации лопасти. Изменение подъемной силы меняет крутящий момент на валу агрегата, что заметно по колебаниям электрической мощности агрегата при отходе от комбинаторной зависимости. Частота вибрации лопасти соответствует частоте схода вихрей и обычно находится в диапазоне от 10 до 60 гц. Циркуляция вокруг профиля может быть представлена следующим образом: Гп = г—£ДГ, где Г —циркуляция при обтекании профиля без срыва вихрей; ДГ — циркуляция вихрей; Л—коэффициент, зависящий от координат вихрей. За счет потери энергии в отсасывающей трубе соответствующей тангенциальной сла- гающей выходной скорости к. п. д. турбины падает при отклонении режима работы от ком- бинаторного. Можно считать, что весь скоро- стной напор тангенциальной составляющей те- ряется в отсасывающей црубе: h —Лк «от 2g • Результаты испытаний моделей поворотноло- пастных турбин показывают характер изменения величины с~ в пропеллерных режимах. Так, по данным В. С. Квятковского [Л. 50] изменение с® представлено на рис. 2-22,6. На аналогичный характер изменения указывали Колтон и Этин- берг [Л. 60], которые отметили, что в основ- ном снижение к. п. д. пропеллерной турбины против оптимального режима вызвано потерей энергии в отсасывающей трубе от тангенци- альной слагающей скорости потока, сходящего с лопастей рабочего колеса. С другой стороны, отклонение от оптималь- ного режима обтекания лопастей приводит к срыву потока с лопастей, изменению цирку- ляции вокруг них п увеличивает неравномер- ность потока во входном сечении отсасываю- щей трубы. Эта неравномерность тем больше, чем боль- ше отклонение режима работы пропеллерной турбины от оптимального режима. Используя данные испытаний осевой турбины, проведен- ных В. С. Квятковским ,[Л. 50], мы проанали- зировали коэффициент неравномерности пото- ка в двух сечениях отсасывающей трубы в за- висимости от режима работы модели колеса типа ПЛ201 (рис. 2=22,6). Характер изменения коэффициента неравномерности потока за ко- лесом идентичен характеру изменения вибра- ции. Коэффициент неравномерности потока во входном и выходном сечениях отсасывающей трубы во многом зависит от типа отсасываю- щей трубы, а для низких изогнутых труб он в пропеллерных режимах (и при нарушении комбинаторной зависимости) резко увеличи- вается при отходе от комбинаторной зависи- мости, достигая величины 5 и более против 1,1 при комбинаторном режиме. Отсасывающая труба. Неравномер- ность потока во входном сечении отсасываю- щей трубы способствует образованию вихре- вых шнуров, возникающих в результате отхо- да отдельных вихрей от лопастей рабочего ко- леса. Они образуются также в виде спиралей, отходящих от обтекателя рабочего колеса (рис. 2-23), или в виде центрального вихре- вого шнура, располагающегося по центру от- сасывающей трубы. Вихревые шнуры произ- водят изменения распределения скоростей и давления в отсасывающей трубе и увеличива- ют неравномерность распределения скоростей в отдельных поперечных сечениях трубы. Раз- рушение шнуров сопровождается сильными шумовыми явлениями в отсасывающей трубе, ударами и колебаниями давления. Последние Рис. 2-23. Вихревой шнур под ра- бочим колесом радиально-осезоп гидротурбины, полученный ги- дравлической лабораторией Эшер-Висс. 43
Рис. 2=24. Расположение вихрей. а = угловой вихрь н оюэсывающёй трубе; б — векторы скоростей в точке 4, расположенной в плоскости afe; уJ= индуцированная вихрем горизонтальная скорость; ufn = меридиональная скорость потока; в и г— примерные картины распределения индуцированных скоростей в плоскости ab По окружностям радиусов R и г. при некоторых условиях распространяются по всей проточной части турбины, включая спи- ральную камеру и напорный трубопровод. В ряде гидротурбин образованию вихревых шнуров в отсасывающей трубе способствуют неправильная форма и размеры обтекателя ра- бочего колеса турбины, Филатов И. Й. (ЛПИ им. М. И. Калинина) исследовал неравномерность потока и причи- ну пульсации давления за колесом. Он пока- зал влияние прямолинейного вихревого шну- ра, расположенного по оси отсасывающей трубы, на распределение скоростей во вход- ном сечении "трубы. Вихрь состоит из двух участков: вертикального и горизонтального (рис. 2-24,а). Поток будем рассматривать со- стоящим из наложенных друг на друга двух потоков: симметричного потока, создаваемого рабочим колесом, и потока, индуцированного участками вихревого шнура.. Дадим компонен- там скоростей во входном сечении отсасываю- щей трубы следующие обозначения: vm— ме- ридиональная составляющая; vr — радиальная составляющая; Vt— тангенциальная составля- ющая скорости. Вертикальный участок вихревого шнура в какой-либо точке z индуцирует скорости, симметричные относительно вертикальной оси. Горизонтальный вихревой шнур индуциру- ет в любом сечении, расположенном на рас- стоянии h от центра вихря, скорости, несим- метричные относительно вертикальной осн [Л. 70]: Г M=w(cosa+cos₽)*- * Обозначения — см. рис. 2-24,6. 44 При рассмотрении рис. 2=24 видно, что на- радиусе оа скорости индуцируются большие, чем на радиусе оЬ, График изменения этих скоростей представ- лен на. рис. 2=24,г, из которого видно, что на любом радиусе во входном сечении скорости, а следовательно,, и давления изменяются. В результате этого создается неравномерный поток за колесом. Лопасти рабочего колеса при своем вращении работают под переменной разностью давлений. Изменение давления по окружности радиуса г имеет один минимум и один максимум, что дает частоту изменения усилий на рабочее колесо, соответствующую лопастной частоте. Чем неравномерность потока больше, тем больше амплитуда колебания давления по длине окружности радиуса г во входном сече- нии трубы, а отсюда тем больше изменяется возмущающая сила на колесе. Неравномер- ность потока будет больше при низкой отса- сывающей трубе. Как уже было указано, форма обтекателя- влияет на образование вихревых шнуров. Так, выпуклый и прямой обтекатели более способ- ствуют отрыву потока, чем вогнутые (рис. 2=25,а и б). Укороченный конус также способствует отрыву потока. В связи с этим отдельные вихри при сходе с лопастей рабо- чего колеса образуют отдельные вихревые- шнуры под колесом, а последние, соединяясь, создают спиральный или -осевой вихрь—шнур под рабочим колесом, разрушение которого приводит к сильным ударам в полости под колесом и пульсации давления в отсасываю- щей трубе.
Рис. 2-25. Влияние формы обтекахелей на вибрацию турбины. а и б — выпуклый и прямой обтекатели рабочего колеса / — рабочее колесо, 2 — обтекатель рабочего колеса; -3 — область срыва потока и образования вихрей; 4 — вихревой шнур, в — частота и амплитуда колебаний давления в отсасывающей трубе турбниы мощностью 34 тыс. кет при напоре 32,5 м (оборотная частота 1,78 гц)- / — частота колебаний давления на перифе- рии трубы; 2 — то же в центре отсасывающей трубы; 3 — двойная амплитуда колебания давления на периферии трубы, 4 — то же в центре трубы. Примечание. Дискретные значения частот условно соединены пунктиром Возникающие спиральные шнуры, как по- казали наши исследования на турбинах в усло- виях эксплуатации, сами имеют вращательное движение. Направление В|ращательного дви- жения шнура зависит как от скорости движе- ния потока, так и от угловой -скорости вихря. Спиральные шнуры имеют различную ско- рость вращения и относительно вертикальной оси. Эта частота вращения зависит от режима работы турбины и обычно не соответствует частоте вращения рабочего колеса, а меньше ее. Из рис. 2-25,в, на котором приведены ре- зультаты исследования турбины в условиях эксплуатации с диаметром колеса 4 м, видно, что частота вращения спирального шнура меньше частоты вращения рабочего колеса. (Вращающиеся под колесом спиральные шнуры изменяют распределение скоростей и давлений под рабочим колесом, что способст- вует возникновению пульсации давления в проточной части турбины и порождают пе- ременные силы давления на лопасти рабочего колеса. Как показали наши исследования, такие шнуры возникают при нагрузках турбины в пределах 25—45% номинальных нагрузок. В этих режимах вибрация турбины несколько возрастает, возрастают также и переменные составляющие изменения давления на лопа- сти рабочего колеса. Для устранения вибра- ции, вызванной образованием вихревых шну- ров в отсасывающей трубе, выполняют опера- ции, препятствующие вихреобразованию (впуск воздуха, устройство специальных обте- кателей и пр.), о чем будет сказано далее. По исследованиям Рейнганса (Л. 144] для отса- сывающих труб нормального заглубления ча- стота пульсации давления под колесом из-за разрушения вихревых шнуров может быть приближенно оценена по формуле f _ п _ п ‘ 60k~60-3,6’ г^’ где п — частота вращения, об]мин. Исследования Л. Г. Пази [Л. 87] позволи- ли ему рекомендовать более точные расчетные формулы для частот и амплитуд пульсаций давления в отсасывающей ррубе: f = (0,56-ь0,60)(гц.г \ П I'-i 10 J =(0,65 0,85) (1 - ^2V Н, м, 1 \ п № ю) S где п— частота вращения турбины, об]мин~, Н — напор, м\ (п!j, Q'j) —приведенные часто- та вращения и расход в расчетной точке; (п'ю, Q'io) —приведенные частота вращения и расход оптимального режима при данном открытии. Автор указывает, что полученные формулы хорошо совпадают с экспериментальными дан- ными. Проведенные нами исследования гид- равлических турбин дали возможность убе- диться в ряде интересных фактов. 1. Частота колебания давления в отсасы- вающей трубе зависит не только от частоты вращения вала турбины, но и от нагрузки. Наиболее низкие частоты колебаний для ряда агрегатов приведены в табл. 2-5. Таким образом,.для радиально-осевых тур- бин для ориентировочных расчетов можно принять коэффициент k в формуле Рейнган- са равным 3,6, а для поворотнолопастных тур- бин ^=4,2—4,6. 45
Таблица 2-5 Г идроэлектростанция Оборотная частота n/QQ, об/с к Наименьшая частота коле- бания дав ie- ния т, гц * - — 60/ Рионская 3,57 1,0 3,57 Канаьерская .... 8,33 2,08 4,0 Дубоссарская .... 2,5 0,6 4,18 Фархадская 1,78 0,4—0,5 3,57—4,45 Белореченская . . . 3,125 0,83 3,77 Актепинская .... 3,125 0,90 3,47 1 ереблярикская . . . 10,0 2,6 3,84 Иваньковская .... 1,7 0,4 4,2 2. Интенсивность колебания давления в отсасывающей трубе зависит от горизонта нижнего бьефа. В ряде случаев вибрацию агрегата удавалось устранить при увеличении высоты отсасывания. Так, на ГЭС Кесвик (Keswick) вибрация исчезла, как только уро- вень нижнего бьефа был понижен на 1,5 м (Л. 153]. Аналогичную картину мы получили на ГЭС Чирчикского каскада, где турбина стала работать с меньшей вибрацией, гидравличе- сие удары в отсасывающей трубе значительно уменьшились при понижении уровня нижнего бьефа примерно на >1 м. Можно предположить, что увеличение высоты отсасывания приводит к изменению потока под рабочим колесом и нарушает условия вихреобразования. В других случаях, наоборот, для устранения вибрации требовалось повышение горизонта нижнего бьефа. Это характерно в тех случаях, когда причиной вибрации являются кавитационные режимы. В. А. Тиме и др. |[Л. 68] изучали закономер- ности развития кавитационной эрозии натур- ных поворотнолопастных гидротурбин. Они об- наружили, что интенсивность кавитациопноп эрозии изменяется в зависимости от высоты отсасывания (рис. 2-26). Сильный кавитаци- онный износ лопастей рабочего колеса и каме- ры турбины наблюдается в пределах высот отсасывания от —Hs2 до —H's3. Наибольшая интенсивность кавитационной эрозии наблюда- ется при высоте отсасывания Hs3. Как пред- Рис. 2-26. Зависимость интенсив- ности кавитационной эрозии от высоты отсасывания (ЦКТИ). Рис. 2-21 Отвод воды с верхнего обода рабочего колеса во внутреннюю полость конуса. 1 — вал; 2 — рабочее колесо; 3 — обтекатель. полагают авторы, при этих режимах кавита- ционные пузырьки замыкаются на лопастях, вызывая интенсивную эрозию лопастей. Уменьшение интенсивности кавитационной эрозии при увеличенных высотах отсасывания (от —Hs2 до Hsi) авторы объясняют замыка- нием пузырьков за пределами лопастной си- стемы рабочего колеса (режим суперкавита- ции). При высотах отсасывания —Hsi эрозии также не происходит, так как подтопление турбины исключает условия, благоприятствую- щие образованию кавитации. К сожалению, авторы не сопоставляли режимы с эрозией лопастей агрегатов и его вибрацией при раз- личных высотах отсасывания. Нет оснований предполагать идентичность изменения этих па- раметров. Однако тот факт, что в ряде слу- чаев вибрация агрегата также уменьшается при увеличении высоты отсасывания, как и эрозия, говорит за связь причин этих явлений. На Плявиньскэй ГЭС при низких уровнях нижнего бьефа, при открытиях направляюще- го аппарата 40—60% и работе одной или двух гидротурбин пульсация давления в отсасы- вающей трубе достигала 30% от напора тур- бины. На этих же гидротурбинах вода, проходя- щая над верхним ободом колеса, отводится з отсасывающую трубу через конус (рис. 2-27). Поступая в верхнюю часть конуса и имея окружную скорость ит, поток внутри конуса ведет себя как в гидроциклоне. Движение жидкости внутри конуса происходит по слож- ным траекториям. Часть потока, вращаясь с большой частотой, опускается спирально по стенкам конуса к нижнему отверстию, образуя внешний нисходящий поток. Основная масса жидкости поворачивает вверх, образуя внут- 46
фенний восходящий поток, поступающий в по- лый вал турбины. Кроме этих двух потоков (внешнего и внутреннего), в центре конуса (и вала) образуется воздушный столб, внутри которого наблюдается вакуум. Величина ваку- ума зависит от скорости и давления жидкости, входящей в конус. Если между конусом. и ва- лом установлена диафрагма, то средний диа- метр воздушного столба (по опытным дан- ным) составляет 50—60% диаметра отверстия диафрагмы (d = 0,5—0,6 jD0). Воздушный столб ограничивает с внутренней стороны восходя- щий поток жидкости. Образование воздушно- го столба внутри конуса может быть объясне- но понижением давления при истечении жид- кости из насадка, которым является нижняя часть конуса. Многими исследователями установлено, что тангенциальная (окружная) скорость потока в гидроциклоне подчиняется закону vTr^ = const, где р может изменяться от 1 до 0. Вода восходящего потока создает напор, рав- ный [Л. 141]: Др___а2 г /Дс \2^_ j 1 Vt J 2g ’ а = 0,451 где о g j п0 экСпеРиментальным данным. Проведем расчет. Пусть на турбине имеем: Dc —ту— = 2; Dc = 1,5 м; п = 214 об'мин, тогда Ь'о T,D,.n л-1,5-214_ п v? = 60-= —эд------= 16,8 м/сек-, tip 0,2025 9 ПЯ 16,82 ,в Т =^8~[2 ~2Г; 2 =ЗЖ Др 0,2025 —= п-о-2,03 14,38 = 7,35 м. " 0,8 Расчеты показывают, что чем больше от- ношение Dc/D0, тем на большую высоту мо- жет подняться вода. Установка диафрагм на нижнем фланце вала ухудшает положение. Поток поднимается на высоту более 7 м от нижнего фланца вала турбины, т. е. вода по полому валу доходит до втулки ротора ге- нератора. Так как втулка ротора генератора имеет окна, закрытые легкими крышками, то вода через неплотности соединений выходит наружу, попадая на обмотки генератора. По- паданию воды во втулку ротрра способствуют также пульсации давления под рабочим коле- сом (особенно при переходных режимах). Для устранения попадания воды через по- лый вал могут быть рекомендованы следую- щие меры: Рис 2 28 Установка патрубка внутри кону- са рабочего колеса, исключающего подъем воды внутри полого вала. / — обтекатель, 2 — фланец обтекателя, 3 — па Tpj6oK, 4 — ребра а) отвод воды из полости над верхним обо- дом не внутрь конуса, а помимо него; б) устройство центральной трубы, доходя- щей до нижнего обреза конуса (рис. 2-28) (если предусмотрен подвод воздуха под ра- бочее колесо через полый вал); в) установка заглушки на центральном ка- нале турбинного вала (если не предусмотрен подвод воздуха через полый вал). 2-5. ФЛАТТЕР ЛОПАСТЕЙ РАБОЧИХ КОЛЕС Под флаттером 1 понимают совместные изгибо-кру- тильные колебания пера лопасти, возникающие при не- которой скорости обтекания лопасти При всякой дополнительной деформации лопасти изменяются аэродинамические силы. Из них одни дей- ствуют в сторону противоположную деформации, дру гие — в сторону деформации. Первые содействуют за- туханию появившейся деформации лопасти, вторые — ее увеличению. Проведенные рядом ученых (Келдыш, Гроссман и др.) исследования поведения крыла само- лета при флаттере показали, что демпфирующие силы увеличиваются пропорционально росту скорости потока в первой степени, а возбуждающие колебания — про- порционально квадрату скорости (рис 2-29,а) При ско- рости оКр наступает равновесие между демпфирующими и возбуждающими силами, а при скорости о>оКр ма- лейшее отклонение лопасти от состояния равновесия приводит к увеличению амплитуды вибрации и возник- новению флаттера Рассмотрим случаи раздельных из- гибных и крутильных колебаний лопастей, имеющих профили типа авиационных Профиль имеет три характерные точки (рис. 2-29,6). фокус, центр жесткости и центр тяжести. Фокусом называется точка профиля, относительно* которой момент аэродинамических сил не меняется с изменением угла атаки У большинства профилей эта точка располагается на расстоянии примерно 0,25/ от входной кромки, где I — хорда профиля. Центр жесткости — точка приложения равнодей- ствующей упругих сил, возникающих при деформации 1 Flutter — трепетание (англ.). 47
Рис 2 29 Причины, порождающие флаттер и положе- ния колеблющегося профиля а — зависимость силы Р, действующей иа профиль, от скорости потока v 1 — силы, демпфирующие колебания, 2 — силы, воз <5уждающие колебания б — особые точки крылового профиля I— фокус 2—центр жесткости 3— центр тяжести, в — изме некие угла атаки у колеблющегося профиля 1 — профиль ко- леблющийся со скоростью z , 2 — результирующая скорость, Да — увеличение угла атаки при относительном движении лопасти В обычных случаях центр жесткости отстоит от передней кромки профиля на расстоянии примерно 9,35 I Центр тяжести профиля располагается обычно на расстоянии 0,4—0,45 I от передней входной кромки профиля У тонких профилей центр жесткости ближе располагается к центру тяжести, чем у толстых. Если центр жесткости профиля совпадает с центром тяжести, то лопасть может совершать раздельно как изгибные, так и крутильные колебания Лопасть турбины может рассматриваться как бал- ка, заделанная одним концом во фланце Рассмотрим поведение лопасти при чисто изгибных колебаниях Пусть лопасть под действием каких-либо сил получила изгибные колебания Тогда в относительном движении при отклонении профиля, например, вниз (увеличение прогиба, рис 2-29,в) со скоростью г' угол атаки будет уменьшаться на величину Да=г'/У, а следовательно, уменьшится и подъемная сила При движении профиля вверх угол атаки в отно сительном движении будет увеличиваться, и подъем- ная сила также увеличится. В этом случае изменение подъемной силы направлено против направления ско- рости колебательного движения профиля, а потому возникшие колебания профиля будут затухать Подоб ные явления получаются и при деформации кручения Если по какой-либо причине лопасть турбины получила импульс и стала совершать колебания кручения, то при увеличении угла атаки возрастает момент, противодей- ствующий дальнейшему повороту профиля лопасти, а при обратном повороте лопасти угол атаки в отно- сительном движении уменьшается, что приводит к уменьшению аэродинамического момента, который направлен в противоположную сторону угловой скоро- сти колебания профиля лопасти Таким образом, возникающие по какой-либо при- чине колебания кручения или изгиба лопасти будут всегда затухающими В случае, когда центр жесткости не совпадает с центром тяжести, один вид колебаний порождает другой, т е при колебаниях кручения возникают также колебания изгибные, и наоборот. Если, например, воз- никли колебания кручения (около центра жесткости), то ввиду наличия углового ускорения появятся силы инерции приложенные к центру тяжести профиля Инерционные силы вызывают изгибные колебания про- филя 48 Точно так же изгибные колебания профиля, имея ускорения г", приводят к возникновению сил инерции тг", момент которых относительно центра жесткости вызывает колебания кручения профиля лопасти Если каждые раздельные колебания (изгибные и крутильные) лопасти являются затухающими, то при совместных колебаниях может быть такое фазовое соотношение между этими колебаниями, что колебания лопасти будут незатухающими Работы Е. П. Гроссмана {Л. 31] по флаттеру пока- зали следующее 11 Флаттер возможен только при наличии сдвига фаз между колебаниями кручения и изгиба При флат- тере кручение опережает изгиб. 2 Частота флаттера близка к собственной частоте колебания кручения ^л = ?кР(1+«); »_________0’5___________I Г ( ^изт \2 j 1 v + (s + Хо _ 0,5)2 Щ Ркр ) X — 0,5) — 2а j, где х0 — расстояние центра жесткости от передней кромки профиля в долях хорды, х — радиус инерции профиля относительно центра тяжести в долях хорды, о — расстояние центра тяжести профиля от центра же- сткости в долях хорды. 3 Форма колебаний при флаттере близка к форме совместных крутильных колебаний, так как флаттер трансформируется из колебаний кручения 4 Флаттер поддерживается за счет энергии набе- гающего на лопасть потока При этом существует такая критическая скорость потока иКр, при которой энергия возбуждения превысит энергию демпфирования и воз- никнут незатухающие колебания лопасти Таким обравом, мы видим, что колебания типа флаттера возникают только при достижении определен- ной скорости потока, обтекающего лопасть о>оКр При меньших скоростях обтекания флаттсра не возникает Определение икр по методике, предложенной для рас- чета флаттера крыльев самолетов, довольно сложно и здесь мы его не приводим Приближенно критическую скорость можно опреде- лить по формуле Кюсснера 1 [Л 149], зная частоту ко лебаний лопасти на кручение V“P — 2ы ’ где / — хорда профиля лопасти на среднем радиусе, м, [фл— частота флаттера, близкая к частоте крутильных колебаний лопасти, гц [для профилей, употребляемых в гидротурбинных лопастях, расчет показывает, что [фл = (4,02—’1,|15)[Кр], (0—коэффициент, по данным Кюс- снера равный от 0,70 до 1,14 Позднейшие исследования Шлиппе [Л. 1160] дают (0=0,89—1,115 Для приближенных расчетов to можио принять равным 1,0, а частоту флаттера—’Частоте кру- тильных колебаний лопасти Если на модельной лопасти определена частота ее крутильных колебаний, то можно определить vKp, пом- ня что 1) одновременное изменение жесткостей лопасти на кручение и изгиб в а раз изменяет критическую скорость в раз, 1 Формула Кюсснера — приближенная, она спра- ведлива для’обычных профилей типа авиационных и не учитывает расположения фокуса и оси жесткости про- филя по отношению к центру тяжести
2) изменяя все геометрические размеры лопасти в произвольное число раз, мы не изменяем величины критической скорости (для лопастей, изготовленных из одного и того же материала); 3) частота флаттера уменьшается в а раз, если мы увеличим все геометрические размеры лопасти в Илраз; 4) собственная частота колебаний лопасти, опреде- ленная 'в воздухе, больше частоты лопасти, помещен- ной в воду; уменьшение частоты в воде может дости- гать 50%. При низких частотах это вызвано дополнительной инерцией массы воды, участвующей в колебаниях вме- сте с лопастью, а при высоких частотах — тормозящим действием жидкости. Переход от частоты собственных колебаний модели к натуре, если считать, что турбины геометричеоки по- добны, можно получить, пользуясь следующей форму- лой: Рис. 2-30. Изменение средней относи- тельной скорости обтекания v профи- лей лопасти колеса К-201 в пропел- лерных режимах в зависимости от открытия направляющего аппара- та Оо- /мод ^моа где D — диаметр рабочего колеса, лг, Е — модуль упру- гости материала лопасти, кгс/смг; у — удельный вес материала лопасти, ке/м3. Расчетом, выполненным для колеса ПЛ90 турбины Рыбинской ТЭС, получили t>BP=S2 м/сек, тогда как при расчетном режиме скорости не превосходят =30 м/сек. Изменения скоростей v№ при постоянном угле уста- новки лопастей и изменении открытия направляющего аппарат будут монотонными (рис. 2-30). Скорости об- текания, близкие к критическим, очевидно, могут воз- никнуть в гидротурбинах только в разгонных режимах (разгон турбины, отдельные случаи сброса нагрузок). В ряде турбин при разгонных испытаниях '(например, на Горьковской ГЭС) возникли сильные вибрации ро- тора турбины, что, возможно, происходило из-за коле- баний лопастей рабочего колеса типа флаттера. При- ближенные значения частоты колебаний типа флаттера для лопастей по данным модельных испытаний приве- дены в табл. 2-6. Т а б л и ц а 2-6 Тип колеса Диаметр ра- бочего ноле- са, .«ж Материал лопасти колеса Частота кру- тильных коле- баний в В03- духе, гдц- Частота ко- лебаний и ио- де, Частота коле- баний натур- ной турбины 1 *>г б.=1вяп | ПЛ495 460 Сталь нержавею= 928 589 30 шяя 20X14НЛ ПЛ495 460 Бронза (оловянн- 629 434 = стая ПЛ495 I 000 Сталь нержэвею= 458 — 36 щая 20X14НЛ Пра ме чайие. По данным исследований лопастей ПЛ495 диаметром 460 мм частота колебаний в воде примерно на 30% ниже частоты колебаний в Воздухе. Для увеличения критической скорости, как пока- )ывают подробные расчеты флаттера, необходимо центр жесткости профиля располагать дальше от передней кромки, ближе к центру тяжести профиля. Флаттер не будет возникать, если центр тяжести располагается впереди фокуса независимо от расположения центра жесткости. Расположение оси поворота лопасти на флаттер не влияет. 4—276 2-6. ВЫСОТНОЕ ПОЛОЖЕНИЕ КОЛЕСА ВЕРТИКАЛЬНОЙ РАДИАЛЬНО-ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ Высотному положению рабочего колеса, ра- диально-осевой турбины (малой быстроходно- сти) должно быть уделено при монтаже серь- езное внимание по двум причинам: 1. Несимметричное положение каналов ра- бочего колеса относительно середины высоты направляющего аппарата способствует отрыву потока от внутренней поверхности обода коле- са, Это приводит к пульсации давления в ко- лесе и вибрации турбины. Отрыву потока осо- бенно благоприятствуют большая кривизна по- верхности нижнего обода и опущенное поло- жение колеса (рис. 2-31,а). Отрыв наступает при некоторых нагрузках, и с увеличением от- крытия направляющего аппарата (увеличение нагрузки) область отрывного течения увеличи- вается; возрастает также и вибрация турбины. 2. Несимметричное положение рабочего колеса относительно середины высоты направ- ляющего аппарата приводит к перераспределе- нию давления перед щелями уплотнения. Там, где уплотняющее кольцо выступает в потоке, давление перед щелью увеличивается (рис. 2-31,6). Это способствует увеличению протечки через уплотнение и более интенсивному его износу, чем в случае, когда уплотнение утоп- лено по отношению к кольцу направляющего аппарата. Перед уплотнением из-за отрыва потока давление понижается, и утечка через не- го уменьшается. Неравномерный износ уплотня- ющих зазоров приводит к изменению осевого гидравлического усилия на колесо. Неодина- ковый износ уплотнений может привести к то- му, что из-за большого износа, например, ниж- него уплотнения осевая составляющая гидрав- лической силы будет направлена вверх, что при некоторых нагрузках приводит к подъему ротора агрегата. Подобное явление наблюда- лось на турбинах двух высоконапорных ГЭС. 49
На турбинах мощностью 9,5 тыс. кет при на- поре 200 м с диаметром рабочего колеса 1460 мм в результате износа (после 2 000 ч работы) уплотнений рабочего колеса зазоры в наружных кольцах достигли величин: вверху 0,9 и внизу 2,2—2,6 мм шротив проектных 0,75 мм. При этом наблюдались явления подъема ротора в диапазоне нагрузок от 0 до 6 тыс. кет. Подъем ротора приводил к подплавлению нижнего тррца турбинного подшипника из-за трения о торец маслосбрасывающего кольца. Подъем ротора происходил плавно и сопро- вождался некоторым повышением вертикаль- ной вибрации в начальный момент. Т а б л и ц а 2-7 Гидроэлектростанция Ко Srpe- rtTt Прогиб кресто- вины, Тип гене- ратора от веса вращаю- щихси частей полный при номи- нальной нагрузке Кадырьннская . . I 0,23 0,43 Подвесной То же 2 0,22 0,43 Комсомольская . . 3 0,14 0,35 Зонтичный Таваксайская . . 2 0,16 0,28 я Актепинская . . . 1 0,58 1,08 Подвесной Бурджарская , , , 1 0,05 0,22 Зонтичный А джа рисцка льс ка я 1 0,28 0,57 Подвесной Рионская . . 1 0,32 0,60 Я Земо-Авчальская I 1 0,22 0,36 я Тереблярикская 3 0,22 0,82 я Частота вертикальной вибрации при этом составляла около 2,5 вц. Выбор высотного положения рабочего ко- леса при монтаже должен производиться z учетом прогиба грузонесущей крестовины и температурного удлинения вала генератора. Рис. 2-31, Схема потока при неправильном высотном поло- жении рабочего колеса. а =- отрыв потока с внутренней стороны нижнего обпдв при опу- щенном колесе 1 — рабочее колесо, 2 — лопатка направляющего аппарата, J = область срыва потока; б — образование повышенного Давления перед щелью нижнего уплотнения рабочего колеся 1 — рабочее колесо, 2 — лопатка направляющего аппарата, Я = щель нижнего уплотнения, 4 — щель верхнего уплотнении Результаты исследований ОРГРЭС по оп- ределению прогиба грузонесущих крестовин радиально-осевых турбин приведены в табл. 2-7, Необходимость учета температурного удли- нения генераторного вала обусловливается тем, что при работе агрегата вал генератора может нагреваться до температуры выше 35 °C, в то время как монтаж агрегата нередко ведется при температурах, близких к 0°С и даже отрицательных. Это удлинение участка вала от подпятника до фланца турбины со- ставляет; Al — alAt, где А/—разность температур; а —коэффици- ент линейного расширения. Для стали коэффициент а можно принять равным 12 • 10=в. Предположив, что разность температур при монтаже и при номинальной нагрузке равна At — 20°С, а коэффициент а—12-10=в, получим удлинение вала М ==0,00024/. Приняв среднюю длину вала генератора ог подпятника до фланца турбинного вала рав- ной 5 м, получим: Д/= 1,2 мм. Таким образом, осадка рабочего колеса при номинальной нагрузке в среднем составит: А/„снп+Д/тем«г 0,8+1,2 — 2 мм (удлинение вала турбины от гидравлического усилия не учтено ввиду его малости). С учетом этой величины для данных усло- вий и надо проводить монтаж турбины, подве- шивая колесо на 2 мм выше его среднего по- ложения. Устранение вибрации турбины путем из- менения высотной установки рабочего коле- са за счет увеличения толщины подкладок под грузонесущей крестовиной впервые бы- ло осуществлено на одной шведской ГЭС по предложению проф. Тома (Мюнхен). При достижении нагрузки на турбине, равной 50% номинальной, наблюдалась увеличен- ная вибрация. После подъема колеса на 1,8 мм вибрация турбины не превышала до- пустимой. Подобные результаты в устране- нии повышенной вибрации трех гидротурбин имели место на ГЭС Кламинштейн (Авст- рия). Турбины этой ГЭС не могли работать с номинальной нагрузкой из-за повышенной вибрации. После необходимого подъема ра- бочих колес 'вибрация турбин снизилась до нормы. 50
2-7, ПОДЪЕМ РОТОРОВ ГИДРОТУРБИН У повпрптнолопастных гидротурбин подъем ротора наблюдается в насосных режимах, а также в случае закрытия щитов в отсасываю- щей трубе во время работы турбины на сеть (с постоянной скоростью вращения). Из рассмотрения силовых характеристик гидротурбины (рис 2-32) видно, что если для данного открытия направляющего аппарата частота вращения агрегата превышает часто гу, соответствующую нулевому значению осе- вой силы, то турбина работает в насосном режиме При этом давление под колесом ста- новится большим, чем давление над колесом, и гидравлическое осевое усилие направлено снизу вверх Величина этого осевого усилия зависит как от частоты вращения турбины (чем больше п, тем больше /’ос), так и от от крытия направляющего аппарата и разворота лопастей рабочего колеса (рис 2-32). Когда осевое усилие насосного режима превосходит вес ротора агрегата (вес вращающихся час теи), ротор поднимается Следует отметить, что повышенные вибрации ротора возникают в момент его подъема, а также при соприкос новении вращающихся деталей ротора с не подвижными, ограничивающими перемещение ротора Эти колебания быстро затухают Час тота вибрации, как правило, низкая, не пре- восходит 5 гц (зависит от веса ротора и ско- рости наступления насосного режима) Осевое гидравлическое усилие на поворотнолопаст ное колесо в генераторном режиме направлено вниз и определяется по формуле , лР3 Рsc А д где К—коэффициент, равный для колес четырехлопа- етных — 0 80, пятилопастных — 0 8S, шестилопастных— 0 89, семилопастных—0 93, Pj = диаметр рабочего ко itca л, Имвкс — максимальный напор турбины, м Усилие Рпе получается в тоннах Осевое усилие поворотнолопастных гидротурбин за висит как от открытия направляющего аппарата, так и от угла разворота лопастей У радиатьно осевых гидротурбин полное осевое уси лне может быть выражено так [Л 59] Ptfi + Р» + P3~^Pi—Рч, где Pi — вес вращающихся частей ротора агрегата, Рз — составтяющая динамического воздействия потока на колесо Р3 = составляющая статического давления на верхний обод рабочего колеса, Pi — то же на ниж нии обод, Р5—Архимедова сила потери веса рабочего колеса в воле Величины отдельных составляющих осевой силы для колеса радиально осевой вертикальной гидротур бины определяются следующим образом (рис 2 33) Qr Р 2 = Ръ Р Н а р ^3, где Рп — составляющая по оси полной силы на боковую поверхность входного сечения рабочего колеса, Для ти Рис 2 32 Изменение осевого усилия на рабочем колесе Я]—а5 = открытие направляющего аппара та 1 — изменение осевого усилия при сбросе нагрузки с генератора 2 = зона отрицательного осевого усилия (для вер тикальных агрегатов усилие направлено вверх} хсходных турбин она может быть принята равной нулю (Pa—Pifi), Pt — давление во входном сечении рабо чего колеса, f,— проекция боковой поверхности вход кого сечения рабочего колеса на горизонтальную плос 1 ость, Ри — сила давления потока на плоскость выход ного сечения колеса (Pw—pifz), а—коэффициент, за- висит от типа рабочего колеса, в первом приближении можно принять пй1, Q— расход воды через турбину, V — удельный вес воды, £ —ускорение свободного па- дения, о3—средняя осевая скорость в выходном сече- нии рабочего колеса Сила Р3 определяется по распределению давления на ободе по формуле Га = Г 2nrdrfty, где Л — давление, м вод ст, на радиусе г Изменение величины h зависит от конструкции ко леса (уплотнений и пр ), Если известно давление Ло Рис 2 33 Распределение давле- ния воды на верхний (/) и ниж ннй (2) ободы рабочего колеса 4 51
на каком либо радиусе г, то давление в любой точке будет со’ „ ЫЛ.+ ^(г’-г0), где ш = частота вращения жидкости между колесом и крышкой, обычно си принимают равным 0 7 частоты вращения рабочего колеса Величина потери давления в щелях уплотнений определяется по балансу утечек л размерам щели Утечка <7 = Мв (Л, — Я'е) =p.of„ К2g (hs — h3) , где цщ = 0,42—0,50 — коэффициент расхода щели, |Л„ = = 0 52—коэффициент расхода через отверстия разгруз- ки, fta — площадь щели, fo — суммарная площадь от- верстий разгрузки Сила Pt определяется аналогично Направление си- лы Pt зависит от конструкции уплотнения нижнего обода Сила Рч может быть принята равной где бк — вес колеса в воздухе, ув — удельный вес во ды, ум — удельный вес материала рабочего колеса Изменение осевого усилия у ргдиально осевых гид ротурбин во многом зависит от величин зазоров в уп лотнаниях, эффективности разгрузки верхнего обода (на тичие разгрузочных отверстий в верхнем ободе, спе циального трубопровода) и пр В случае, если давление на нижний обод превосходит вес ротора и давление на верхний обод, может произойти подъем ротора Как и у поворотнолопастных турбин, повышение вибрации в этом случае наблюдается в начале подъема ротора Частота вибрации зависит от веса (массы) ротора и характера изменения осевой силы при подъеме Обычно частота вибрации не превосходит 5 гц и после возник новения быстро затухает Высота подъема ротора опре де тяется конструктивными особенностями турбины 2-8 МАСЛЯНАЯ ПЛЕНКА ОТ СМАЗКИ В ПОДШИПНИКАХ И В ПОДПЯТНИКАХ Когда какие либо боковые силы, действую- щие на вращающийся вад, отсутствуют, он будет занимать в подшипнике среднее поло- жение Появление боковой силы, например си Рис 2-34 Масляная пленка в подшипнике как возбуди тель вибрации Р — сила давления масла на вал F — центробежная сила не уравновешенного ротора (боко вая сила) лы небаланса, вычо вет смещение вала, и он в какой то мо мент времени примет эксцентричное поло жение (см рис 2-34, где Р — сила давле ния масла на вал, F — центробежная сила 'неуравновешен ного ротора). Результирующие сил Р и F будут стремиться переме щать вал против ча- совой стрелки внутри подшипника, вызы вая биение вала Разница между случаями самовозбужде ния колебаний при сухом трении, описанном выше, и при наличии масляной пленки заклю чается в том, что в первом случае перемеще ние оси вала противоположно вращению само- го вала, а во втором направления обоих вра щений совпадают Увеличение подачи масла на смазку направляющих подшипников в этом случае обыкновенно уменьшает биение вала и вибрацию Наши наблюдения за работой подпятников многих ГЭС показали, что подпятники рабо- тают не на чистом масле, а на смеси масла с воздухом Воздух находится в масле в меха- нической смеси (суспензии), он образует практически стабильную масловоздушную смесь Размеры пузырьков воздуха вполне види- мы и по диаметру соизмеримы с размерами толщины масляной пленки, а иногда значи тельно превосходят ее Они могут при некото- рых условиях уменьшаться до размеров, не видимых невооруженным глазом Насыщению масла воздухом в подпятниках способствуют следующие причины 1) выход отработанного масла из зазора между диском трения и сегментами в зону, близкую к поверхности уровня масла в ван не, 2) бурная (неспокойная) поверхность уровня масла в ванне, 3) наличие пены на поверхности масла в ванне вследствие вращения масла при нали чип значительных препятствий (охладителей, перегородок и пр ) Вспениванию минерального масла также способствует явление «омыления» его в ре зультате химического взаимодействия с неко- торыми металлами, в частности с оловом, на- ходящимся в баббите сегментов Пенообразование резко усиливается при на- личии в масле даже незначительного количе ства влаги, которая может попасть в масло вследствие конденсации паров воды, находя щихся в воздушном пространстве масляной ванны, течи трубок охладителен и пр В результате масло подпятника обогаща- ется воздушными пузырьками, образуя масло воздушную смесь, которая участвует в цирку- ляции масла через зазоры между диском тре- ния и сегментами Наблюдения за прозрачностью масла в ваннах подпятников на ряде ГЭС показали, что все масло при работе аррегата смешано с пузырьками воздуха IB результате этого уровень масла при ра- боте расползается выше, чем при остановлен ном агрегате. 52
Насыщение масла воздухом начинается с первого момента работы агрегата, и через 3—б мин. воздух полностью заполняет все масло. После остановки агрегата видимые пузырь- ки воздуха и пена исчезают спустя только 5— 10 мин после остановки. Измерения количества воздуха в масле на ряде ГЭС показали следующее его содержа- ние, % по объему (без учета пены): Каховская ГЭС (6 агрегатов) . . . 12—18 Уч-Курганская ГЭС (4 агрегата) . . . 8=И2 Гуматская I „ (4 » . . . 8—10 Гуматская II „ (3 » ) . . . 5—ю Шаорская II . (4 , ) . . . 8—12 Ткибульская II , (3 „ ) . . . 12—16 Пена на всех этих агрегатах над уровнем смеси составляет по высоте 40=70 мм. 'Можно предполагать, что количество воз- духа в масле (без учета пены) может дохо- дить до 20% по объему. Наличие смеси масла с воздухом в под- пятниках гидроагрегатов может являться при- чиной контакта между поверхностями трения при вибрации агрегата. Рассмотрим поведение подпятника гари наличии вер- тикальной вибрации. Упругая система «диск—сегмент» может быть представлена изображенной на рис. 2-35 схемой. Здесь между диском трения и сегментом располо- жена упругая среда с эквивалентным коэффициентом упругости cj. Сегмент расположен на упругом основа- нии с коэффициентом упругости Ср Условно принимаем, что, все сегменты работают одинаково и величина отжима масла в стороны оди- накова как при несжимаемой, так и при сжимаемой смазке. Затуханием колебаний пренебрегаем. Примем, что на диск действует переменная возмущающая сила, равная Р sin col, где .Р—амплитуда приведенной к од- ному сегменту силы; от—круговая частота; t—время. Тогда дифференциальные уравнения вынужденных вертикальных колебаний рассматриваемой двухмассовой системы занишутся так: MjZ; + CjZ, — Cg (Zg г1)=0; maza -|- cs (z, — Zj) = P sin at, (2-1) где Zi и zs — вертикал.ьиые смещения центров масс ди- ска трения и сегмента из положения устойчивого рав- новесия; z'i и za— вторые производные координат по времени; mi — приведенная к одному сегменту масса ротора я диска;- mj = приведенная масса сегмента и опоры. Так как мы рассматриваем вынужденные колеба- ния без сопротивлений, то решение дифференциальных уравнений принимаем в виде Zi = Л, sin и!; г2—4, sin <о/, (2-2) где A_i и А2 = ам.пл'Нтуды вынужденных колебаний ди- ска и сегмента. Подставляя >(2-2) в '(2-1!) и сокращая на sin u>t получим систему двух алгебраических урав- нений относительно Д1 и Аг: (— т,©’ ф- f; + с,) Al — саЛ2 = 0; | — CgAa 4“ (— та<1>- 4- Ca) -4g = P. J Решив систему (2-3), получим: A = ma (mi+ma) Г/^ Cl \ / Га .А I .,1 1 1 . — ш U/ii+ffZa у I 1 \J mi+ma w ] (— m-io* + fi + сг) P i P / сг Л ms , j mg (rii, -J- m.) । ;-----=co" —= —и'-------------—— <u ' -'|lmi-|-ma J\ тг J I (2-4) Отношение к Xi составит: An _ - ' «ко- + с, + c3 Д1 c. ' 1 = ) Введем дополнительные обозначения: c-i и, _ 1 Ci ~C' Ci fe2 ’ где kj — собственная частота колебаний опоры сегмента. Окончательно имеем: св! " Та- + 1 + с As 1 (2-6) Al с f <о \ После построения зависимости = f [ —I при разных впадениях г (рис. 2-36) обнаруживаем следующее: а) при с = оо, т. е. при несжимаемой среде, между диском и сегментом (воздух в масле отсутствует) от- ношение 4sMi=il. Это говорит о том, что вертикальная вибрация диска передается сегменту и система вибри- рует как одно целое (рис. 2-36) независимо от часто- ты И амплитуды вибрации. Очевидно, наличие волны неровности диска трения в этом случае опасности пред- ставлять не должно. б) при отношениях a/ki>\ (отношение частот возмущающей силы и собственных колебаний опорной конструкции пяты) A2IAi=—1. Когда, амплитуды ви- брации нах.одятся в противоположных фазах друг к дру- гу, при некоторых амплитудах может произойти сопри- косновение металла диска с сегментом, т. е, может разрушиться масляная пленка и наступить сухое или в крайнем случае полусухое трение, приводящее к бы- строму нагреву ’участка соприкосновения сегмента с дис- ком. Так как по характе- ру вертикальная вибра- ция гидроагрегата .имеет в основном случайный характер, то предугадать, когда это произойдет, не- возможно. Рис. 2-ЗВ. Схема «диск— сегмент» для расчета влия- ния вертикальной вибрации диска на работу пяты. I — диск трения с приведенной массой 2— сегмент г приве- денной массой Эд; 3 — масло» воздушная смесь с эквивалент- ным коэффициентом упругости 4 опора сегмента с коэф- фициентом упругости Си Мы рассмотрели упрощенную схему работы подпятника при вибрации. В дей- ствительности про- цесс передачи вибра- ции от диска к сег- 53
Рис. 2-36. Зависимость An/A-,= = f(a[k) для системы «диск— сегмент». менту гораздо сложнее. Однако даже такая упрощенная схема позволяет качественно про- следить работу подпятника при сжимаемой среде между диском трения и сегментом, В более тяжелых условиях находятся агрега- ты, имеющие опару сегментов на крышке тур- бины, которая может совершать независимые ОТ диска колебания от действия потока воды в турбине. При этом, когда вертикальные ко- лебания ротара агрегата, передающиеся дис- ку трения, или бой самого диска будут в про- тивоположной фазе с колебаниями крышки турбины (опоры сегментов), может наступить разрыв масляной пленки независимо от соот- ношения частот эти с действующих сил. Таким образом, для этого типа агрегатов вертикаль- ные вибрации более опасны. Поэтому жест- кость крышки турбины должна быть выбрана такой, чтобы вибрация крышки была по воз- можности минимальной от действия возмуща- ющих сил в турбине. 2-9. ПЕРЕМЕННАЯ СОСТАВЛЯЮЩАЯ МОМЕНТА У КОВШОВЫХ ТУРБИН У ковшовых турбин струя от одного сопла воздействует на колесо периодически с часто- той nz/60, где г— число ковшей колеса; п — частота вращения вала, об/мин. Каждый ковш испытывает воздействие о г струи с частотой п а/60, где а =- число сопл на колесе. Например, на турбине Храмской ГЭС частота воздействия струп на ковши составляет величину 375 • 4 =25 гц; частота воздействия струй на ков- ши гидротурбин Гизельдонской ГЭС равна 500-2 1ГСГ 16,00 гц. hl I ’ ’ Рабочее колесо турбины Храмской ГЭС, имеющее 18 ковшей, испытывает воздействие силы от одной пары противоположных сопл с частотой 37ggI8= 112,5 гц. От другой пары ков- шей воздействие будет с той же частотой со сдвигом 10°. Таким образом, периодическая составляющая момента сил, действующих на рабочее колесо турбины Храмской ГЭС, имеет частоту 225 гц. 2,10, ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ НЕБАЛАНС РАБОЧЕГО КОЛЕСА РАДИАЛЬНО-ОСЕВОЙ ТУРБИНЫ Нарушение симметричности распределения давления на боковой поверхности рабочего ко- леса радиально-осевой турбины, приводящее к появлению переменной возмущающей силы на колесе, называется гидравлическим небалан- сом. Гидравлический небаланс рабочего коле- са гидротурбины наблюдается при эксцентрич- ной расточке колеи уплотнения, расположен- ных на рабочем колесе; односторонней обточ- ке обода колеса с целью снятия металла с одной стороны, что практикуют некоторые за- воды при балансировке колеса; неудачной форме балансировочного груза, закрепленного на внешней поверхности обода рабочего коле- са, что приводит к нарушению симметрии давлений на боковую поверхность колеса. Рассмотрим физическую картину возникновения пе- ременной силы, вызывающей увеличение вибрации вала. Предположим, что вращающееся уплотнительное кольцо расположено эксцентрично. Тогда и по отно- шению к неподвижному уплотнительному кольцу (рис. Й-37,а, б) вращающееся кольцо также будет экс- центричным. Давление pi над уплотнением и давление р2 за щелью примем постоянными по окружности. Примем также уплотнение в виде прямой щели. Тогда потеря давления при протекании волы через щель будет; где у — удельный вес воды; gs5E — коэффициент входных потерь, в среднем равный 0,3; Jbmi — коэффициент вы- ходных потерь, равный 1,0; X — коэффициент потерь на трение в щели, который является функцией числа Рей- нольдса Re. Е. И. Кожевникова [Л. 58] дает следующее значение X для цилиндрической щели: 2,0 Х= ' о2 28 где Re =—-—; оа — скорость протекания жидкости через щель, м/сек; д — радиальный зазор, м; v — коэф- фйциент кинематической вязкости воды. Изменение потерь давления в щели изображено на рис. 2-37,я, из которого видно, что за счет ВХОДНЫХ по- терь давление будет меньше на входной кромке со сто- роны большего зазора, чем со стороны меньшего зазора. 54
Определим одностороннюю силу, действующую на колесо Предположим, что по окружности давление на входной кромке уплотнения изменяется по закону сину- са (рис 2-37,г) Очевидно, на элемент площади rdcp, расположенный под углом ф к оси абсцисс, действует сила л е Р + А 7 , А 7 — ——9 ratfl t где г — радиус уплотнения; I — длина щели. По принятому закону изменения давления на входной кромке щели <р Р — Р"х =~ (p”i =~ P'i) sin ~о-5 при ф = 0 (точка с минимальным зазором) p=pi", при ф=л (точка с максимальным зазором) p=p'i Тогда у Р"1 + Рг~ (P"i = P'l) sin — ДЛ = — -----=-------,,-------------г del Проекции силы на осп координат будут: Л 2 ’ р"1 + Рг == (р"г — р'Р) bin -g- • I ---------------5----—-----—-—- I г c os <fdf, О ф p"i + (p"i — p'l) sin -g- Pv = — I ——------9---------------- Ir sin d<f 0 Рис 2 37 Эксцентричное положение кольца уплотнения и потеря давления по обе стороны щели Первый интеграл равен нулю, а потому Г ф Ir 1 sin ~р cos ydy = о 2 5® Ввиду симметричного расположения зазоров щели относительно оси х Ру—О Полная сила Рх, действую тая на обод рабочего колеса, при неравномерном зазо рс в щети уплотнения будет равна 2 sin Ч_ 1 — 2 sin2 ==• j d<? = _ , Pr,i—p'i ~ ‘ 2 О Г2« S Р 1 + Pt — (p”t~ P’l) Sin ~2~ Л = — I —-----------— 2--------------- !r L0S s о 2® . Г P"i + Рг . — = 1 ---2----/г cos уау 4= О , f р!\=р\ ( у 4= I ---— Ir sin cos ydy. о Так как мы рассматриваем уплотнение с установив шимся режимом потом, то давления pf\t pg и р\, а так жь I и г будут постоянными и их можно вынести за знак интеграла, тогда будем иметь 2те Р”1 + Рг . Г , , ----=5—— Ir I COS ydy 4- 0 0 2ic 0 2® sin -ту- d<f = — 2 cos -jy- 0 0 Во втором интеграле де паем замену: 2® = 2. X 9 fsp sin’ dy = о те = — 4^51п3 xdx = -4 о 2те 1 . . V V I , 3- sin- -g=- cos — + О + —у- sin xrfx о *^те 2 ¥ -^cos-r 0 J Таким образом, Р\ = 2^ , р’\ —р\ , Г , f 3------—— Ir I sin -=g- cos tfdtf о Знак минус показывает, что Рх направлена в сто рону большего зазора Если зазоры по окружности рав- номерны, т е то сила Рх=0 55
Рис. 2-38. Конструкция демпфирующих уплотне- ний фирмы Эшер-Висс. Наибольшая гидро- динамическая боковая сила возникает в том случае, когда с одной стороны зазор равен нулю; тогда p/zi = pi. Следовательно, при различных зазорах -по окружности уплотнения возникает поперечная гидродинамическая си- ла, направленная в сто- рону большего зазора. Так -как при вращении колеса минимальный зазор перемещается, меняется и направле- ние силы воздействия с основной частотой п/60, гц. Здесь уместно отметить, что при эксцент- ричном положении вала (в случае плохого центрирования) зазоры в уплотнении также будут неравномерными и возникнет гидроди- намическая сила, направленная в сторону большего зазора. Однако эта сила у верти- кальных валов -будет отжимать колесо, спо- собствуя его установке -по центру и не воз- буждая вибрации, так как она направлена по- стоянно в одну сторону (сила, демпфирующая колебания). Для увеличения демпфирующей силы фир- ма Эшер-Висс в 1957 г. запатентовала конст- рукцию уплотнения для радиально-осевой тур- бины (рис. 2-38). 1П|р,и отклонениях колеса от осевого поло- жения на развитых боковых поверхностях уп- лотнений создается результирующее усилие, возвращающее колесо в центральное положе- ние. В горизонтальных турбинах в результате прогиба вала зазоры в уплотнениях снизу бу- дут меньше, чем сверху. Может наступить такой режим, когда величина гидродинамичес- кой силы будет соизмерима с весом вращаю- щихся частей и вал как бы «всплывет». Есте- ственно, что подъем -ротора увеличивает зазор в уплотнениях снизу, гидродинамическая сила уменьшается, и вал опять опускается. Это при- водит к сильной вибрации вала. Профессор А. А. Ломакин ![Л. 71] показал, что на устойчивость движения вала гидрома- шины высокого давления влияют силы трения жидкости в уплотнениях. При этом вибрация возникает при некотором режиме работы, и устойчивость системы нарушается. 'Вибрация имеет периодическое возрастание и убывание амплитуды. Увеличение вибрации приводит в конечном счете к задеваниям рабочего колеса о неподвижные части, и вибрация резко уменьшается; затем вновь наступает рост виб- рации. Таким образом, возмущающая гидравличе- ская сила, возникающая в уплотнении, прямо пропорциональна давлению в щели уплотне- ния. Следовательно, по мере увеличения на- грузки на турбину будет возрастать и вибра- ция агрегата. Как было уже отмечено, частота вибрации -и изменения возмущающей силы со- ответствуют частоте вращения. Величина сил трения жидкости очень мала по сравнению с силами упругости и инерции, поэтому вибра- ция происходит -с собственной частотой попе- речных колебаний вала. Гидравлический небаланс имеет место так- же в том случае, когда -балансировочный груз, укрепленный на ободе колеса, выступает из проточенной плоскости. Это нарушает парабо- лоид вращения жидкости в соответствующей полости, что приводит к несимметричному рас- пределению гидравлического давления -на обо- де, колебаниям давления воды между крыш- кой турбины и колесом или ободом и заклад- ными частями и создает неспокойную работу турбины. Балансировочный груз должен быть распо- ложен так, чтобы он не нарушал симметрии распределения давления в соответствующей полости. 2-11. КАВИТАЦИОННЫЕ ЯВЛЕНИЯ В ГИДРОТУРБИНЕ Кавитационные явления в гидротурбинах, помимо разрушающего действия на металл ра- бочих колес -и других деталей турбин, приво- дят также к повышению вибрации агрегата и ударам в отсасывающей трубе. Кавитация воз- никает в тех местах проточной части турбины, где давление потока падает до давления паро- образования при данной температуре воды, что приводит к образованию пустот, пузырей и к разрыву сплошности потока. Поток прев- ращается в двухфазный (вода — паровые пу- зыри) . Пары, попадая в области повышенных давлений, частично конденсируются, в резуль- тате чего возникают местные гидравлические удары. -Смыкание отдельных парогазовых пу- зырьков происходит за малый -промежуток времени, что приводит к практически мгновен- ному росту давления. Если смыкание парогазо- вых пузырьков происходит на поверхности ме- талла, то металл в этом месте постепенно разрушается. Частота колебаний давления потока в мес- те возникновения кавитации колеблется в широком диапазоне от долей герца до ультра- 56
звуковых частот. Развитие кавитационных яв- лений в турбине сопровождается- шумом и гид* равличеокими ударами, передающимися рабо- чему колесу, оболочке отсасывающей трубы и прочим узлам турбины. Оценку кавитационных режимов турбины проводят по коэффициенту кавитации где В-—барометрическое давление; Hs — вы- сота отсасывания; Hf— давление парообразо- вания; Н — напор турбины. Допустимая высота отсасывания для соот- ветствующих мощностей и напоров находится по кривым, нанесенным на рабочих характери- стиках турбин. Большое влияние на создание кавитацион- ных условий имеет распределение скоростей и давлений во входном сечении отсасывающей трубы. На рис. 2*39 показано распределение ско- ростей во входном сечении модели отсасываю- щей трубы, полученное в ЛПИ имени М. И. Калинина. Как видно, большие скоро- сти (на 70%) наблюдаются в части колена, расположенной со стороны нижнего бьефа. Давление здесь значительно ниже, чем на противоположной стороне; поэтому в формулу определения минимального давления во вход- ном сечении отсасывающей трубы необходимо вводить коэффициент Кориолиса а. Этот коэф- фициент, особенно в нерасчетных режимах, может достигать большой величины (>3), с чем нельзя не считаться при определении до- пустимой высоты отсасывания. Уравнение Бернулли для сечений входа и выхода из отсасывающей трубы можно напи- сать в виде где индекс 2 соответствует входному сечению отсасывающей трубы, а индекс а — сечению непосредственно у выхода из отсасывающей трубы; р2 п Ра, — средние давления; ца и va — средние скорости; z2 и гд — отметки уровней; hn-=a — гидравлические потери энергии на участке 2—а. Из уравнения видим, что давление /ь/у тем меньше, чем больше неравномерность потока за колесом (az). Наши исследования на ряде гидротурбин показали, что при уменьшении открытия направляющего аппарата давление во входном сечении отсасывающей трубы на периферии увеличивается, а давление в цент- ральной части уменьшается. На рис. 2*40 Рис. 2-39. Распределение ско- ростей во входном сечении отсасывающей трубы модели турбины ЛПЙ имени М. И. Калинина. представлен характер изменения давления в отсасывающей трубе одной турбины при изме- нении нагрузки (открытия направляющего ап- парата), причем в пределах открытия направ- ляющего аппарата от 45 до 65% у этой тур- бины наблюдались сильные гидравлические удары. На рис. 2-40 видно, что в диапазоне откры- тия направляющего аппарата 45—60% давле- ние на периферии отсасывающей трубы поло- жительно, а в центральной части — отрица- тельно. Полученные автором при испытании друго- го агрегата диаграммы изм_енения давления на периферии отсасывающей трубы представлены на рис. 2*41. Агрегат испытывал сильные уда- ры в отсасывающей трубе; сила, звук и вызы- ваемая ими вибрация изменялись в зависи- мости от режима работы турбины. Так, спо- Рис. 2-40. Изменение давления в от- сасывающей трубе турбины мощ- носгью 34 тыс. кет с напором 32,5 м при различном открытии направляю- щего аппарата. I — периферия трубы; 2 — центральная зона- 3 — амплитуда колебания давления. 57
Рис. 2-41. Колебание давления на периферии отсасы- вающей трубы без впуска воздуха. а0 — открытие направляющего аппарата. койное состояние агрегата наблюдалось при расчетном режиме, соответствующем откры- тию направляющего аппарата 75—80% шкалы открытия. Уменьшение открытия направляю- щего аппарата вызывало увеличение вибрации верхней крестовины генератора, максимальная величина которой лежала в диапазоне откры- тия направляющего аппарата, соответствовав- шего 40—55% шкалы. При этом колебания давления в отсасывающей трубе достигали максимальной величины. Примерная картина распределения потока в отсасывающей трубе следующая. При рас- четном режиме мы имеем поток воды, близ- кий к осевому. В этом случае обтекание про- филя лопастей рабочего колеса наиболее благоприятное и давление по сечению отса- сывающей трубы под рабочим колесом во всех точках примерно одинаково. Отклонение режима работы турбины от но- минального (расчетного) вызывает появление 58 тангенциальной составляющей скорости вы- ходного потока, причем поток, выходящий из рабочего колеса, получается тем более закру- ченным, чем меньше открытие направляюще- го аппарата. Это ведет к росту давления на периферии отсасывающей трубы от увеличи- вающейся центробежной силы потока. Давле- ние в центральной части отсасывающей трубы с уменьшением открытия снижается, переходя в вакуум. Срыв потока с лопастей рабочего колеса образует воздушные пузыри, которые, попа- дая в зону повышенного давления, вызывают гидравлические удары в отсасывающей трубе. При этом срыв потока может наблюдаться при каком-либо одном диапазоне изменения ско- рости потока. Это явление иногда объясняется недостаточно удачным профилем лопастей ра- бочего колеса; частота вибрации в этих слу- чаях соответствует частоте изменения давле- ния в отсасывающей трубе. Следует отметить, что при строительстве гидростанций (особенно большой мощности) экономически выгодно пуск первых агрегатоз производить при незавершенном строительстве ГЭС. Однако это приводит к тому, что первые турбины работают при пониженных против расчетных напорах. Так, при строительстве Братской ГЭС пуск первого агрегата проис- ходил при напоре '49 м против расчетного 96 м. Для данной турбины при расчетном напоре приведенная частота вращения составляет n'i = 70 об/мин, в то время как начала рабо- тать турбина при приведенной частоте враще- ния 100 об/мин. Как правило, в этих случаях пониженные напоры сохраняются год и более, пока не на- полнится водохранилище до расчетной отмет- ки. На рис. 2-42 показано изменение напора радиально-осевых турбин братской ГЭС по н м 90 80 70 60 50 чО 50 70 >0 О Нр‘96м — Имин то же то то же же второго агрегата третьего и четвертого агрегатов _ пятого агрегата ~1Н=52м . Н-51м Н-~49м 1961год \ 1962год 1963год 1964год 1965год Рис. 2-42. Изменение напора на Братской ГЭС в период пуска агрегатов.
годам. Мы видим, что эксплуатация гидротур- бин протекала более 2 лет при низких напо= рах. Работа гидротурбины при низких (не пре-' дусмотренных расчетом) напорах приводит к возникновению кавитационных режимов, что сказалось на сильном разрушении лопастей рабочих колес турбин Братской ГЭС в резуль- тате кавитационной эрозии. Кроме того, ра- бота в таком режиме создавала повышенную пульсацию давления и гидравлические удары в проточной части турбины, способствующие образованию трещин на лопастях рабочих ко- лес. Эти явления вполне закономерны, так как с ростом приведенной частоты вращения уве- личивается коэффициент кавитации даже при постоянном расходе. Рассмотрение входных треугольников скоростей радиально-осевой турбины при пониженных напорах показывает значительное увеличение потери энергии на «удар» при входе потока, что также способ- ствует ухудшению нестационарных режимов работы турбины. В этом случае, очевидно, рациональными являются предложения заводов (ЛМЗ и ХТГЗ) об установке на таких ГЭС временных рабочих колес большей быстроходности или применение гидрогенераторов на две синхрон- ные скорости вращения. Выводы. Качественный анализ возмущаю- щих гидродинамических сил показывает, что диапазон основных частот изменения этих сил лежит в больших пределах; от долей герца до 300 гц (здесь мы не касаемся кратных гар- моник, а также ультразвуковых колебаний в потоке, имеющих место при кавитационных режимах работы агрегата). Надо отметить, что в большинстве случаен, исследованных нами, наибольшие значения амплитуд вибрации имели составляющие ло- пастной частоты, а также низкочастотные со- ставляющие от кавитационных возмущающих сил. В. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ВОЗМУЩАЮЩИЕ СИЛЫ В установившихся режимах в генераторе- действуют следующие возмущающие силы: 1) периодическая составляющая магнитно- го тяжения; 2) сила, появляющаяся при неравномер- ном воздушном зазоре между ротором и ста- тором; 3) сила, появляющаяся при замыкании об- моток ротора; 4) силы, возникающие при несимметрич- ных режимах генератора; 5) силы, возникающие при длительном ко- ротком замыкании шин генератора. Все эти силы, появляющиеся при работе генератора, в той или иной степени действуют на элементы конструкции агрегата, склады- ваясь с другими возмущающими силами. Так как электрические возмущающие силы возни- кают в генераторе, их действие на отдельные элементы конструкции зависит от типа гене- ратора. В агрегатах подвесного типа обычно грузонесущая крестовина опирается на ста- тор генератора, и вибрация последнего пере- дается крестовине. В агрегатах зонтичного типа грузонесущая крестовина установлена на отдельном фунда- менте и не связана со статором генератора. Электрические возмущающие силы в уста- новившихся режимах имеют довольно боль- шую частоту (50 гц и более). В большей мере они влияют (деформации и смещения) на конструкции статора и в меньшей = на турби- ну. Поэтому составляющие вибрации от элект- рических возмущающих сил в генераторах зон- тичного типа передаются, на грузонесущую крестовину в меньшей степени, чем в генерато- рах подвесного типа. Периодическая составляющая сила магнитного тяжения. Ток, протекая по обмоткам ротора генератора, соз- дает магнитодвижущую силу ротора и маг- нитную индукцию в воздушном зазоре. По ок- ружности ротора возникают радиальные уси- лия между ротором и статором, стремящиеся притянуть их друг к другу. Радиальное усилие элемента окружности ротора равно; D SB* Р— 25. юв ’ где S = площадь поверхности элемента рото- ра, ол<2; В — магнитная индукция., гс. Переменная составляющая часть усилия магнитного тяжения действует на статор при вращении ротора с номинальной скоростью с полюсной частотой, т. е. с частотой 100 гц. Неравномерность воздушного зазора между ротором и стато- р о м (например, при эллипсности статора, ра- диальном смещении отдельных полюсов и т. п.) приводит к одностороннему радиально- му усилию, направленному в сторону меньше- го зазора. Завод «Электросила» имени Киро- ва допускает предельные отклонения воздуш- ного зазора между ротором и статором для. машин с явно выраженными полюсами, рав- ными 10=15% среднего зазора. В случае большого отклонения необходимо его исправить путем центрирования ротора я 59
Рис. 243. Характеристики холостого хода, трехполюсного короткого замы- кания генератора и осциллограмма тока в проводнике. статора или регулировкой, а если это необхо- димо, путем переклиновки полюсов. Частота изменения воздействия на ротор или статор возмущающих сил в этом случае равна: ni 2ni =бГ или "со-1 zz<’ где п— частота вращения ротора, об/мин; i~ 1. 2, 3 ... — порядок гармоники. Неравномерность воздушного зазора прове- ряется промером при остановленном агрегате. Однако работающий агрегат может давать од- носторонние смещения ротора, которые про- мерами определены быть не могут. В этом случае магнитную несимметрию лучше опре- делять осциллографом, одновременно тремя шлейфами, записывающим наводимую э. д. с. в трех проводниках, расположенных по ок- ружности в воздушном пространстве под уг- лом 120° друг к другу. Характерными признаками нарушения сим- метрии магнитной индукции являются: а) малая вибрация агрегата на холостом ходу без возбуждения и увеличение вибрации при повышении тока возбуждения; б) ток возбуждения при нормальной ско- рости вращения вала и нормальном напряже- нии на выводах статцра после появления по- вышенной вибрации больше, чем до нее; в) кривые холостого хода А п трехполюс- ного короткого замыкания В на выводах ста- тора лежат ниже Л тех же характеристик, снятых до / появления повышенной вибрации (рис. 2=43,а); 60 г) постепенное снижение вибрации при по- степенном уменьшении напряжения на выво- дах статора; д) мгновенное исчезновение вибрации при снятии возбуждения автоматом гашения поля в цепи ротора. Замыкание обмоток полюсов. 'В случае, если часть обмоток полюсов ротора закорочена (или частично шунтирована внеш- ним сопротивлением), распределение магнит- ной индукции в воздушном зазоре будет не- одинаковым и появится односторонняя ре- зультирующая сила, действующая на ротор н статор, вызывающая вибрацию агрегата. Час- тота этой вибрации будет также кратной ско- рости вращения вала агрегата. * Наличие полного короткого замыкания об- мотки полюса ротора или частичное его шун- тирование легко может быть установлено с помощью осциллографа. Для этого в между- железном пространстве укрепляется провод- ник, охватывающий одно полюсное деление. Генератор пускается на холостом ходу, и да- ется возбуждение. Наводимая в проводнике э. д. с. записывается шлейфом осциллографа. При наличии дефекта в обмотке ротора осциллограмма покажет уменьшение волны синусоиды э. д. с. при прохождении полюса с поврежденной обмоткой мимо провод- ника. На рис. 2-43,6 показана осциллограмма, сня- тая на одном генераторе типа ВВ-654-375 мощ- ностью 4,65 тыс. кет при холостом ходе агрегата При токе возбуждения 75 а. Поврежденным по- люсом оказался полюс 12. Для нахождения по- врежденного полюса был применен контактор, связанный с валом генератора л дающий за- мыкание через каждый оборот вала. Напря- жение от контактора подавалось на другой шлейф осциллографа. После устранения де- фекта (повреждение соседних витко^ обмотки) вибрация верхней крестовины снизилась с 0,22 до 0,06 мм. На одном гидрогенераторе произошло зако- рачивание 17 обмоток полюсов ротора из 56. Это привело к резкому увеличению вибрации агрегата до угрожающих размеров. Агрегат пришлось немедленно остановить. После от- ключения АГП вибрация сразу прекратилась. Несимметричный режим работы генератора. В ряде случаев по условиям режима системы агрегатам приходится рабо- тать с несимметричными нагрузками фаз. На- пример, если потребитель имеет мощные одно- фазные электропечи, при передаче электро- энергии потребителю по двум проводам с использованием земли в качестве третьего провода, когда генератор работает через не-
полную трансформаторную группу (две фазы вместо трех) и т. и. Во всех этих случаях нарушается равнове- сие токов в фазах и вращающийся магнит- ный поток, создаваемый обмоткой статора, бу- дет переменным. Этот поток можно представить состоящим из двух потоков: одного, вращающегося синх- ронно с ротором, и другого — в обратную сто- рону. Магнитные линии потока обратной по- следовательности наводят в обмотках возбуж- дения ротора токи двойной частоты. Это приводит, помимо дополнительного нагрева ротора, к переменным возмущающим силам между ротором и статором двойной частоты (100 гц). Чем больше неснмметрия тока в фа- зах, тем больше величина вибрации агрегата. Для гидрогенераторов допускается неравно- мерность токов в фазах до 20% (ПТЭ, § 25, 24). При этом, как показали эксперименты, вибрация не превосходит допустимой вели- чины. Выводы. Возмущающие силы электрическо- го происхождения в установившихся режимах имеют частоты первых гармоник: в основном оборотную, двойную оборотную, 50 гц и 100 гц. Г. НЕПОЛАДКИ В АГРЕГАТЕ, ВЫЗЫВАЮЩИЕ ПОВЫШЕНИЕ ВИБРАЦИИ 2-11. ОСЛАБЛЕНИЕ КРЕПЛЕНИЯ УЗЛОВ АГРЕГАТА И БОЛТОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ Наиболее часто ослабления наблюдались в местах креплений: лап верхней крестовины генератора; корпуса направляющих подшип- ников генератора, нижней крестовины генера- тора; конуса рабочего колеса турбины и ко- лец лабиринта; полюсов ротора генератора; лопастей рабочего колеса у поворотнолопаст- ных турбин; рабочего колеса к валу у ра- диально-осевых турбин; ковшей к диску у ков- шовых турбин и промежуточных распорных шпонок; болтов во фланцевом соединении ва- лов; съемных сегментов турбинной камеры у поворотнолопастных турбин. 2-13. УВЕЛИЧЕННЫЕ ЗАЗОРЫ В НАПРАВЛЯЮЩИХ ПОДШИПНИКАХ ТУРБИНЫ И ГЕНЕРАТОРА Вращающийся ротор практически всегда имеет остаточный небаланс и другие возму- щающие силы, выводящие агрегат из устойчи- вого равновесия. При этом чрезмерные зазо- ры в направляющих подшипниках создают свободу колебаний вала. При гармоническом движении максималь- ное ускорение колебательного движения раз- но /=аш3, где а —амплитуда колебания.. Таким образом, ускорение ротора увеличи- вается прямо пропорционально амплитуде ко- лебаний, которая определяется зазорами в подшипниках. Так как произведение массы на ускорение равно силе, то увеличивается также динамическая составляющая силы дав- ления на опоры агрегата ,и возрастает их ви- брация. Поэтому зазоры в подшипниках дол- жны поддерживаться в допустимых пределах, даваемых заводами-изготовителями. 2-14. СОВПАДЕНИЕ ЧАСТОТЫ ВОЗМУЩАЮЩЕЙ СИЛЫ С ЧАСТОТОЙ СОБСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ УЗЛОВ КОНСТРУКЦИИ Амплитуда вибрации сильно возрастает, если частота возмущающей силы становится равной, кратной или близкой к частоте соб- ственных колебаний конструкции. В этом слу- чае мы имеем явление резонанса или биения. Иногда амплитуда вибрации увеличивается на- столько, что эксплуатировать агрегат с данной нагрузкой недопустимо. В реэонансёчс воз- мущающей силой могут быть не только, опор- ные конструкции и валы агрегата, но и от- дельные узлы, например перила ограждении, перекрытия статора, различные маслопроводы, регулирующие штанги и пр., а также напор- ные трубопроводы ГЭС. Во всех случаях необходимо выявить на- личие резонанса и устранить его. Обычно это достигается устранением или уменьшением воз- мущающей силы, а также увеличением жест- кости конструкции узла или установкой до- полнительных опор. При исследованиях необ- ходимо оценить или определить по записи за- тухающих колебаний собственные частоты ко- лебаний отдельных узлов агрегата, вибрация которых является повышенной. Необходимо знать собственные колебания следующих отдельных узлов агрегата: кресто- вины генератора; корпуса возбудителя и ком- бинатора; корпуса статора генератора; крыш- ки гидротурбины; лопастей рабочего колеса; вала агрегата (изгибные, крутильные и маят- никовые колебания); надставки вала (вал воз- будителя) и других узлов агрегата; напорного трубопровода. Собственная частота колебаний узла мо- жет быть определена по записи затухающих колебаний на осциллографе после вывода кон- струкции из состояния равновесия. Последнее может быть осуществлено ударом или корот- ким толчком конструкции. Надо отметить, что в различных направлениях частота собствен- 61
Рис 2 44 Собственные часто ты колебании крестовины ге нератора / — поперек лапы крестовины 5 — ВДОЛЬ лапы креставины ных колебаний различна и в основном зави- сит от жесткости конструкции в данном на правлении Например, в горизонтальном на- правлении поперек лапы крестовина более по- датлива (жесткость меньше), чем в направле или вдоль оси лапы Отсюда и частота собст венных колебаний крестовины в направлении поперек лапы будет меньше, чем частота соб- ственных колебаний в направлении вдоль ла- пы крестовины (рис 2-44) Для крестовины генератора собственная частота колебаний в вертикальном направле- нии может быть приближенно определена по статическому прогибу. , 15,К где Хет — в миллиметрах Значения прогиба и частот собственных вертикальных колебании грузонесущих кресто вин по нашим исследованиям даны в табл 2-8 Таблица 2 S Г ндро^лектрастанцйя Статический прогиб от веса вращающихся 4ЭСТРЙ мм Собственная частота вкр тикальных колебаний Тип тур бины Тип гене рэто ра Кадырьинская . . Аджарис Цкаль- 0,22 33,7 РО II ская , * , 0,28 30 РО п Земо Авчальская I 0 22 33,7 РО п Рионская 0,32 28 РО п Тавакская . 0,16 39,6 РО 3 Актепинская . , 0,58 20 7 РО п АккавакСкая I , , 0 42 24,4 РО п Аккавакская II , . 0 40 25,0 ПР II Белореченская . , — 16,5 РО п Саларская , , . 0,28 30 пл п кегумская . 0 56 21,5 пл 3 Туломская 0 64 19,8 пл п Тереблярнкская 0 22 33,7 РО п Горьковская , I 50 12,9 нл 3 Примела и и е ротнолопастная турбина РП —радиально-осевая турбина П — подвесной 3 — зонтичный ПЛ— повез Как видим, частоты собственных колеба- нии опорных крестовин генераторов в вертч калькой плоскости лежат в следующих пре делах Для генераторов подвесного типа .... 20—35 гц Для генераторов зонтичного типа , 12—40 гц Собственная частота горизонтальных коле баний корпуса возбудителя и комбинатора обычно определяется при помощи осциллогра- фирования затухающих колебании после уда- ра по конструкции Эти частоты обычно не вы ше 20 гц (агрегаты Ткибульской ГЭС — 18— 20 гц, Дубоссарской ГЭС—12,5—14 гц) Корпус статора генератора имеет довольно высокие частоты собственных колебаний Так, инструментальная проверка частот в радиаль- ном направлении по ряду ГЭС (по данным Г Тер Газаряна) и крутильных (по данным наших опытов) показала следующие значения частот (табл 2 9) Таблица 2-9 Частота собственных колеба яйй корпуса статора, Гмдроялектрост,1Т4!1ия в радиальном направлении в тайге нцмаль* нпм направле- нии (крутиль- ные колебания> Канакерсквя II Земо Авчальская I Г ухумекяя Аджарис Цкальская Канакерская I ГЭС 14 Мосэнерго Храмская I Баксанская кегумская Фархадская Днепровская 40 25 35 50 32 Собственная частота колебании крышки турбины для агрегатов, у которых пята распо- ложена на крышке, определяется по прогибу ее от веса вращающихся частей Для турбин Волжской ГЭС имени В И Ленина собствен- ная частота црышки гидротурбины оказалась равной после дополнительного увеличения Ж’ сткости примерно 12 гц Обычно у турбин большой мощности эта частота равна 40 — 65 гц, а у малых турбин она доходит до 80— 120 гц Лопасти рабочего колеса поворотнолопаст- ных турбин имеют частоты собственных коле- бании, приведенные в табл 2-6 У радиально осевых турбин опасны кру- тильные колебания нижнего обода как мае сы, подвешенной на упругих пластинах (лопа- 62
Т э б л и ц а 2-10 стях). Эти частоты по данным исследований составляли 40—80 гц. Ковшовые турбины обычно имеют собст- венные частоты колебаний ковшеи 100—150 гц и более. Так, частоты колебаний ковшей тур- бин, гц, для агрегатов следующих ГЭС оказа- лись равными: Алма-Атинская............. . . 440 Храмская I . ..... 200 Коренищинскзя .....................180 Зваретинская ... ........... 2'20 Бжужскзя ... . . .... 190 Крутильные колебания вала. Пе- ютса расчетным путем. Поперечные изгибные колеба- ния вала зависят от жесткости вала, рас- положения опор, нагрузок и длин участков ва- ла. Основной тип колебаний системы можно приблизительно определить, зная прогибы сложной системы, по формуле лгкр sxJH'Sse, пер]мин, Гидроэлектростанция Нормальная частота вращения. об/мин Расчетная критическая частота вра- щения, об/мин Отноше ’ нне Дубоссарская’ 150 I 020 7,0 Канакерская I. . . , 500 1 570 3,2 Рионская . ... 300 975 3,25 Белореченская . . . 185,7 850 4,8 Кегумска я 107 340 3,1 Братская имени 50-ле- тия Великого Ок- тября 125 575 4,0 1 Поперечные колебания надставки вала генератора. Крутильные колебания вала. Пе- риод крутильных колебаний системы генера- тор-турбина определяется по формуле Т - 2^ 1/ J F G0Je где JT=—— момент инерции ротора турби- ны; Jt=—~ момент инерции ротора генера- тора; Go — модуль сдвига, равный для сталц 85-101 кгс[сма', JQ —момент инерции сечения вала: где yi = статические прогибы в точках прило- жения сил Рц g — ускорение свободного па- дения. Для подсчета шнр вертикальный вал рас- сматривается как горизонтальный вал на опо- рах, нагруженный массой ротора возбудителя, генератора, соединительной муфты и рабоче- го колеса турбины. В зависимости от расположения роторов и подшипников и их количества решается ста- тически неопределимая система для определе- ния прогибов в точках приложения масс ро- торов. Для этого удобно пользоваться разра- ботанными ЛМЗ формулярами и номограмма- ми [Л. 30]. Нами были проведены проверочные расчеты поперечных колебаний валов ряда турбин и определены значения критической частоты вращения (табл. 2-Л0). Большая разработка или ослабление креп- ления одного из направляющих подшипников вала резко снижает его критическую частоту. Например, для агрегата Канакерской ГЭС в случае ослабления крепления нижнего ге- нераторного подшипника критическая частота снижается до 450 об/мин, т. е. может иметь место резонанс. На агрегате Белореченской ГЭС при ослаблении нижнего генераторного подшипника пкр = 320 об/мин. где D — наружный диаметр вала; d — внут- ренний диаметр вала; L — длина вала от оси втулки (ступицы) ротора генератора до цен- тра ротора турбины. При учете в расчетах также и веса валов следует пользоваться формулой Г —2т: (jjО (Р1 J гр) Значения и J'r находятся по формулам: где у — удельный вес материала вала. Если частота вращения агрегата совпадает с частотой собственных крутильных колебаний системы ротор турбины — ротор генератора, то можно наблюдать усиление колебаний вала агрегата и повышенную вибрацию опорных частей. Пример расчета. Турбина с частотой вращения 75 об/мин имеет внешний диаметр вала 900 мм я вну- тренний 350 мм Определяем период крутильных колеба- ний Т 63
Таблица 2-11 Маховой момент ротора генератора (0Д2)р = = 13 300 тс • лг, турбины (GD2) Т=Ч 100 тс • л2. Длина вала от оси втулки ступицы ротора генератора до цен- тра ротора турбины £=31745 мм. Модуль сдвига Go = = 85- 10* лгс/сл’, у™7,8 тс/м3 Расчет 6рт учета массы вала Вычисляем моменты инерции. Jo = (D*=-d*) = (90* - 35») = 630-10* гл+, Т = 2п баГо/1 т+ 7р) 28 lt)s-339-105-1174,5 +5-10*-Ь30-10* (339 + 28) 105 ~1,49 гек' 1 _ 1 Частота колебаний составит: f— =j~~ = j -^q = 0,671 гц: nKP = 60f = 60-0,671 гц = 40,3 об/мин. Расчет с учетом массы вала у£70 7,8-11,75 630-10*.10-’ _ = 9,81 = 0,587 тс сек1', I JJs Л=Л + ~з ji + /j 1 339 — 28+ 58,7-It)-2 „„„ , „„-=28,18 mr-n сек3', ооУ “j- xifi 1 АЛ Гр-lp-i- 3 Л + /р = 1 28 = 339 + —-58,7- 10-а 339+ = 339,015 тг-м-сек*-, /28,18-339,015-1174,5-10s ______ ___L_______:_____- 85-10*-630- 10* (339,015 + 28,18) = 1,495 сек, откуда 60 п'вР = -у—=40,1 об/мин. Из примера видно, что учет массы вала незначительно понижает частоту собственных крутильных колебаний вала. В период останова этой турбины при пони- жении скорости вращения до 36—40 об/мин наблюдалось повышенное биение вала агрега- та. Этот режим при остановах имел малую продолжительность, так как уже при п™- = 45 об/мин применялось торможение агрега та. В табл. 2-11 приведены расчетные значе- ния крутильных колебаний валов агрегатов не- которых ГЭС, 64 Гидроэлектростанция Условия расчета Частота колебаний, Дубоссарская . . , Надставка вала без учета 19,4 массы вала То же . . . Основной вал с массами 8,2 роторов турбины и ге- нералпра Храмская .... То же 36,5 Каховская . . . Я н 6,32 1 ереблярикская н и 24,0 Керумская . . . Я » 7,0 Белореченская Н я 11,0 Аюепинская , . 12,0 Днепровская 33 33 7,5 Горьковская . 33 ?! 6,8 Иваньковская , . » !! 11,2 Следует отметить, что у поворотнолопаст- ных турбин частота крутильных колебаний ва- лов в некоторой степени зависит от угла уста= новки лопастей рабочего колеса. Так, по данным испытаний турбины Кегум- ской ГЭС частота крутильных колебаний ме= нялась от 6 до 7 гц, на агрегате Горьковской ГЭС — от 5 до 6,5 гц. Маятниковые колебания вала. Вал, подвешенный на пяте и имеющий зазоры в направляющих подшипниках, представляет собой маятниковую систему, которая может совершать колебания на пяте в какой-либо вертикальной плоскости, проходящей через его ось. Пренебрегая затуханием и силами трения, уравнение свободных маятниковых колебаний можно представить как У^+«-Л1а)Т = 0. где J = приведенный момент инерции ротор i агрегата; <р -угол поворота зеркала подпят- ника; Aft —упругий момент при единичном угле поворота зеркала подпятника; Л4а=вос- станавливающий момент от веса ротора при единичном угле поворота зеркала подпятника. Решение уравнения дает основную частоту маятниковых колебаний: Обычно основная частота fM имеет значе= ния от 2 до 8 гц. Колебания напорного трубопро- вода. Резонансные явления в агрегате мо- гут возникнуть и тогда, когда частота гидрав- лической возмущающей силы (например, коле- бания давления в отсасывающей трубе из-за кавитационных режимов или срыв вихрей с колеса) попадает в резонанс с собственной частотой колебания трубопровода или какого- либо участка его или со скоростью пробега
волны давления по трассе трубопровода. Если эти частоты близки, то возникают биения с пе- риодическим возрастанием и убыванием ам- плитуды вибрации. Как известно, период пробегания волны по- вышения давления по трубопроводу от турби- ны до уровня воды в напорном бассейне или уравнительной камере и обратно равен: j, 2L а 1 где L — длина участка трубопровода, л; а = скорость распространения волны давления; зависит от материала трубы, толщины стенок и диаметра трубопровода, м/сек; 1 425 Рис. 2-45. Зависимость скоро- сти распространения волны давления в стальном трубопро- воде от диаметра и толщины стенки. D — внутренний диаметр трубопро- вода; б — толщина стенок. Частота колебания оболочки по Кито равна: где А— безразмерный коэффициент, завися- щий от материала трубы (для стального тру- бопровода можно принять А = 1); D — диаметр трубопровода, сл; б —толщина стенок трубо- провода, сии; Ео — объемный модуль упруюсти воды, равный примерно 2,1 104 кгс/см2; Е — модуль упругости материала трубопровода, для стали равный 2,10-10й кгс/см2. Скорость распространения волны давления в трубопроводе может быть определена по графику (рис. 2=45). Следует отметить, что иногда неустановив- шиеся колебания давления в трубопроводе и вибрация самого трубопровода вызываются неустойчивой работой регуляторов скорости гидротурбин. Особенно большие вибрации тру- бопровода возникают в случаях, когда период изменения открытий направляющего аппара- та регулятором скорости близок, равен или кратен периоду пробега волны давления в тру- бопроводе (деривации). Такие колебания давления в напорном тру- бопроводе могут быть как из=за неисправности отдельных элементов регулятора скорости, так и из-за характеристики энергосистемы, если мощность ее соизмерима с мощностью ГЭС. Устранение этих неприятных явлений достига- ется соответствующей наладкой системы ре- гулирования гидротурбин (изменением време- ни сервомоторов, применением демпфирован- ных распределительных золотников и пр.). Собственную частоту поперечных колеба- ний трубопровода без учета массы воды в тру- бопроводе приближенно можно определить как частоту колебаний балки на нескольких опорах с сечением, равным сечению трубопро- вода [Л. 11В]. Более точную формулу для ча- стоты колебаний трубопровода с учетом мас- сы воды дает Ф. Кито [Л. 148]. где f—’ частота колебаний, гц; г— радиус тру- бопровода, сии; Е — модуль упругости материа- ла трубы, кгс/см2; у— коэффициент Пуассона материала трубы для стали, -v as 0,29; и— ко- эффициент, зависящий от формы изменения сечения трубопровода при вибрации (рис. 2-46); I — длина участка трубопровода между опорами, см; __ qr Т| 2£й (1 — va); q— гидростатическое давление в середине про- лета трубопровода, кгс/см*; 3r2 ’ где h — половина толщины стенки оболочки; в— коэффициент, учитывающий приведенную массу воды в трубопроводе: = Ь г „ п* rT h n* + 1’ где ув — удельный вес воды; ут — удельный _ П=2 п-3 Рис. 2-46. Форма деформации оболочки трубо- провода, 5—276 65
Таблица 2-12 В) Рис. 2 47. Возбуждение колебаний давления в трубопроводе. а — схема распространения колебаний давления в спи ральной камере б—векторная диаграмма при неблаго= приятных условинх & = векторная диаграмма при наме иенных условиях (результирующая сила в сечении Л Д равна нулю) вес материала трубопровода; а — коэффици- ент, практически равный 1/п. В случае, описанном Ден-Гартогом [Л. 34], колебание напорного трубопровода и агрега- та с частотой 113,3 гц было настолько силь- ным, что создавалась опасность для здания ГЭС. Данные агрегата следующие направля- ющий аппарат имеет 18 лопаток, рабочее ко- лесо турбины = 17 лопастей; п=400 об[мин (f— -gg • 17= 113,3 гц). Анализ этих колебаний показал, что их частота совпадает с лопастной частотой рабочего колеса. Ден-Гартог дает следующее объяснение причины возникновения вибрации. Струи а и b проходят между соседними ло- патками направляющего аппарата (рис. 2-47,а). За один оборот колеса каждая струя получает 17 импульсов соответственно числу лопастей рабочего колеса. В секунду, следова- тельно, струя получит 113,3 импульса, которые сообщаются трубопроводу. Распространяясь в жидкости со скоростью, равной скорости звука в воде (примерно 1400 jw/ce/c), импуль- сы от всех каналов лопаток направляющего аппарата приходят в сечение А—А трубопро- вода, практически находясь в одной фазе. Это создает большой результирующий импульс в виде суммы 18 векторов (рис 2-47,6). Ре шено было заменить рабочее колесо, имею щее 17 лопаток, колесом с 18 лопатками. Такая замена колеса оказалась удачной, так как импульсы от соседних струй приходи- ли в сечение А—А со сдвигом фаз 360/18 = = 20°. Векторная диаграмма для этого случая 66 Схема закреп» лемяя концов по рис 2 48 S1 «4 А 3,1416 6,2832 9,4248 12,5664 15,7080 Б 4,7300 7,8532 10,9956 14,1372 17,2788 В 3,9266 7,0685 10,2100 13,3520 16,4940 Г 1,8751 4,6941 7,8548 10,9955 14,1378 изображена на рис 2 47,в. Результирующий вектор, как видно, равен нулю. Это мероприя- тие позволило снизить амплитуду колебаний трубопровода в 3 раза. Таблица 2-13 Схеме закреп ления концов по рис 2 49 Количест во прол? тов 2 ° Он 2 ТЕ g а0в тпг 2 я1н зг *1в 2« 3 1,57 2,94 6,28 8,78 4 1,57 3,17 6,28 9,17 А 5 1,57 3,30 6,28 9,38 6 1,57 3,37 6,28 9,50 m 1,57 3,56 6,28 9,82 3 1,69 3,37 6,54 9,50 4 1,64 3,45 6,43 9,63 Б 5 1,62 3,49 6,38 9 70 6 1 ,Ы) 3,51 6,35 9,73 1,57 3,56 6,28 9,82 3 2,01 3,56 7,16 9,82 4 1,84 3,56 6,82 9,82 В 5 1,74 3,56 6,64 9,82 6 1,69 3,56 Ь,54 9,82 GO 1,57 3,56 6,28 9,82 Приближенно частота собственных попе- речных колебаний трубопровода (без учета воды), расположенного на жестких (не упру- Рис 2 48 Схемы однопролетных трубопроводов.. Рис 2 49 Схемы многопролетных трубо проводов
Т а в л и ц а 2-14 Группа сит Сипы и причина вибрации Частоты Типы гидротурбины Формула Значение, Механические Центробежные от неуравновешенности роторов п W 1—5 1 — 12,5 5—12,5 пл РО к (.И1Ы упругости вата п 2/г ьО* "(ЙГ р Ю LTl -м ГМ СЧ 1 1 1 —< Г-1 Щ пл РО к Си ты трения (2=5) п 5 10 Для всех типов I идртвпические Неравномерность 1ВПЯ скоростей и вих реойразование nzt К ьо 4—20 10—80 ПЛ РО Гидравлический небаланс рабочего ко лес а п "ыГ 1 — 12,5 РО Кавитационные явления в турбине - 0,5—100 Для всех типов Вихреобразовзиие в отсасывающей трубе п Ы)Й *=4,2—4, Ь п ЬО* *=3 Ь—4,2 0,2=1,5 0,3—4 ПЛ РО Переменные составляющие момента v ковшовой турбины на одно сопло к ьо Ь0—300 к Электрические Периодическая составляющая магн it нога тяжения 2f 100 Для всех типов Неравномерность воздушного зазора п ‘2п W’ ЬО 1—25 То же Замыкание обмоток полюсов ротора п ьо 1—12,5 То же Несимметричный режим генератора 2f 100 (200—300) То же Асинхронный режим без возбуждения 2f. 90 То же Асинхронный режим с возбуждением Ь, 2f, 45, 90 То же Установившееся однофазное короткое замыкание генератора 2fc 100 То же То же двухфазное замыкание 2fc 100 То же гнх) опорах, муле может быть определена по фор- 2 2~ Iа у т где f—частота i и формы колебаний, гц- аг — коэффициент (табл 2 12 и 2-13), зависящий от количества пролетов, форм колебаний и условий закрепления трубопровода на концах рассматриваемого участка (рис 2 48 и 2 49); / — расстояние между опорами трубопровода; £/ — жесткость поперечного сечения трубопро- вода; т — масса 1 пог м длины трубопровода. Обычно интерес представляют четыре ча- стоты колебании низшая и высшая основного тона и низшая и высшая первого обертона В табл 2-14 дана сводка частот первых гармоник основных возмущающих сил, дейст- вующих в гидроагрегатах при установивших- ся режимах 5: 67
ГЛАВА ТРЕТЬЯ НЕУСТАНОВИВШИЙСЯ РЕЖИМ Возмущающие силы! возникающие в агре- Гате при неустановившихся режимах (при пе- реходных процессах), по-разному воздейству- ют на узлы агрегата. Усилия, возникающие в генераторе и имеющие большую частоту, в основном воздействуют на конструкции ге- нератора и в меньшей мере на детали турби- ны, и, наоборот, усилия, имеющие большую частоту 'И возникающие в гидротурбине, в ма- лой степени передаются генератору, а в основ- ном воздействуют на турбину. Это объясняет- ся тем, что ротор генератора, имея большие маховые массы, является как бы свособ,раз- ным экраном, задерживающим передачу им- пульсов сил большой частоты. Проследим, как изменяется напряжена в вале турбины при различной продолжитель- ности действия импульса сил на ротор гене- ратора. Предположим, что при работающем на хо- лостом ходу агрегате на генератор подается нагрузка в виде прямоугольного импульса. В момент толчка между ротором и статором Рис. 3-1. Механические напря- жения. а — график нагрузки (прямоуголь- ный импульс}; б —схема к расчету крутильных колебаний роторов: / = ротор генератора; 2 = ротор турбины; в — изменение механиче- ских напряжений, в вале турбины при различных величинах и про- должительностях импульса на- грузки. генератора появляется электрический крутя- ший момент Мэи кратности k по отношению к номинальному моменту турбины Мт, т, е. Л^эл = А'Л1у. Для оценки возникающих при этом механи- ческих напряжений в вале турбины примем следующие допущения: Мап действует в тече- ние времени Т в виде мгновенного импульса (рис. 3-1,а); масса вала и изменение его диа- метра по длине не учитываются; после исчез- новения Мэп с момента времени Т возникают свободные крутильные колебания, при которых роторы турбины и генератора будут поворачи- ваться в противоположных направлениях с равными периодами колебаний [Л. 113]. При этих колебаниях сечение а — а вала (узловое сечение) будет оставаться неподвиж- ным (рис. 3-1,6) и период колебаний будет равен: для ротора турбины для ротора генератора где /т И /г—-моменты инерции соответственно турбины и генератора; /т и 1Т — расстояния от «узлового сечения» соответственно до центров ротора турбины и ротора генератора; l^ + lF= =L\ Go — модуль упругости второго рода (мо- дуль сдвига); /р = полярный момент инерции вала агрегата. Так как при этих колебаниях периоды рав= ны, т. е. Тт = Тт-, = 1 - J'L ! Т ^т+^г’ Г ^т + ^г' откуда период крутильных колебаний равен: Г До подачи импульса ротор вращался с по- стоянной угловой скоростью )Шо. В момент по- дачи импульса появляется М,л, и ротор начи- нает затормаживаться. Тогда уравнение дви- жения ротора генератора можно написать в виде at 68
Приняв М>-< постоянным, в промежутке времени 0*''lf<7’ будем иметь ш = , 1 Г-Н с при t = 0 и <о-—«>0; тогда с = &0, откуда kMT , °=%—-ц-t В момент времени t — T ротор генератора бу- дет иметь угловую скорость ш0 [т у* а следовательно, <% Кинетическая энергия ротора турбины от- носительно ротора 1енерато|ра (если считать, что разность угловых скоростей роторов воз росла к моменту времени Т до величины <|)о—ш) будет — со)а 2 * Кинетическая энергия переходит в потен циальную энергию скрученного вала, равную (для турбинного участка вала) 21. ' где в — угол закручивания, и потому можно на- писать: (<а0 — <о)- да ~=~2 = 21 ° ’ откуда 9 = .1. „ qJ р 2т] г Таким образом, при свободных крутильных колебаниях турбинный участок вала закручивается на угол „ kM.TT. 0=Т7Г~- С друюй стороны, при нормальной работе агрегата под действием постоянного момента турбины вал агрегата получает угол закручи- вания, равный MTL Как известно, напряжение при кручении прямо пропорционально углу закручивания ва- ла, а поэтому отношение углов закручивания О/q равно отношению напряжений в вале агре- гата , _ напряжение при подаче импульса н/ ном- напряжение при номинальной нагрузке kTT.Jjfh 2,nJIL Подставив вместо Тт его значение преобразовав, получим: 2.2LJ?_________ тг Jt + J. • Основные данные [агрегата: IV об/мин-, .1/3). и 3В5М Пример расчета = 55 Мвт, ’п11 = &2,'2 об/мин-, 0^= 50 000 тс-мг', GD^ = 4 500 тс м2, £= 18 000 мм. Внешний диаметр вала D = 1 250 мм Внутренний Диаметр вала d=550 мм', = 85 10* кгс см" Моменты инерции роторов равны: генератора 50 000 4 g 81 =1 275 тс-м-сек2; j турбины 4 500 _ /т = 4 L) — — 115 тс м сек2, Полярный момент инерции сечения вяла /р = ^-(D* —о«)== 0,23.10» см*. Период (озетвенных колебаний системы Т = Т = i г — 1 т Go/p^+4) ” 1 275 10M15HW18-10* 85П0* 0,23-10*.1 390-16“ = 0,198 сек ва 0,2 сек. Toi да s„ 115 2п ^-ЙГйЖ)Х2=2’6^- В табл 3 1 приводятся аи/СТиом для различ- ной кратности моментов k и продолжительно- сти Т импульса Мап Таблица 3-1 k 5 Значения —*100% при Т, сек ^жом 0 02 0,06 0.10 2 10,4 26 52 3 15,6 39 78 4 20 8 52 104 5 26,0 65 130 Ь 31,2 7В 156 По данным табл 3 1 построен график (рис. 3-1,в). Как видно из расчетов напряжение, возникающее в ва- ле гидротурбины прн подаче электрического прямоуголь- ного импульса со стороны статора генератора, не пре- восходит напряжений имеющихся при номинально# нагрузке при встречающихся в практике случаях продол- жительности действия Л4ЭЛ (0,0Й—0,05 сек) и его крат- ности до 6 Анализ результатов расчетов подтвержда- ет, что наличие большого махового момента генератора по сравнению с маховым моментом 69
гидротурбины как бы «ограждает» турбину от воздействия толчков электрической нагрузки (самосинхронизация, короткое замыкание и пр.). У паровых турбин в связи с меньшими относитель ными маховыми моментами генераторов усилия, пере- дающиеся на вал, будут несколько болыиими, чем у ги- дротурбин, Как видно из приведенной выше формулы, отноше" ние напряжений пропорционально вглшпне r Т т—, Для гидротурбин их момент инерции составтякл не ботееОД моментов инерции генераторов, поэтому /т 0,1 Д + 0,1 + 1 = °Ж а дтя паровых турбин выражение —1 , J J =1= J г равно 0,450, т. е, отношение их составляет: в среднем 0,450 0,09 “ Таким образом, при равных условиях 1(напрммер, включения агрегатов в сеть) отношение напряжений Ои/ояом в валах паровых турбин получается в 5 раз большим, чем у гидротурбин. Основными переходными режимами, встре- чающимися в эксплуатации Гидроагрегатов, являются: пуск агрегата; включение агрегата в сеть; изменения нагрузки включенного агре- гата; внезапное короткое замыкание генерато- ра, сбросы и набросы нагрузки; переход гене- ратора в режим синхронного компенсатора и обратно в генераторный режим, остановы агрегата и торможение; разгонный режим агрегата; автоматическое повторное включение агрегата с самосинхронизацией; ресинхрониза- ция генератора. Все эти режимы часто встречаются при эксплуатации гидроэлектростанций Рассмотрим наиболее интересные из этих режимов и оценим качественно те основные возмущающие силы, которые при этом прояв- ляются. 3-1. МЕХАНИЧЕСКИЕ И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ВОЗМУЩАЮЩИЕ СИЛЫ Появление и действие механических и ги- дравлических возмущающих сил прч переход- ных режимах удобно проследить при рассмо- трении самих переходных процессов. Пуск агрегата может быть разделен на три момента: 1) открытие направляющего аппарата до пускового значения (при этом агрегат не вра- щается) ; 2) момент трогания агрегата и набор пер- вых оборотов; 70 3) постепенное увеличение скорости враще- ния до установления скорости вращения холо- стого хода или близкой к нему. В первый момент пуска направляющий ап- парат открывается до пускового открытия, ко- торое по величине больше открытия, необходи- мого для холостого хода агрегата. Вода, по- ступающая в камеру турбины, создает давле- ние на лопасти колеса, увеличивая, с одной .стороны, крутящий момент, необходимый для преодоления сил сопротивления, а с другой— осевое усилие на рабочее колесо. Осевое уси- лие на рабочее колесо увеличивает прогиб гру- зонесущей крестовины. При этом вода запол- няет всю полость рабочего колеса, происходит упорядочение потока, что вызывает некоторую вибрацию агрегата. Эта вибрация не имеет пе- риодичности; величина ее зависит от характе- ра заполнения камеры турбины и условий за- топления колеса со стороны нижнего бьефа. В первый момент начала вращения агрегата в результате преодоления трения покоя в опо- рах требуется несколько повышенный момент на валу. После трогания агрегата частота вращения вала увеличивается и происходит изменение сил трения в подпятнике и направляющих под- шипниках. После срыва диска пяты с сегмен- тов коэффициент трения значительно умень- шается и возникают колебания вала. При этом благодаря изменению относительной скорости перемещения диска по сегментам трение в пол- тиннике периодически изме«яется, переходя от полужидкостного к жидкостному. Эти коле- бания передаются на грузонесущую крестови- ну в основном в тангенциальном направлении. Они могут иметь амплитуду значительной ве- личины, но по мере увеличения частоты вра- щения они совсем затухают. Дальнейшее повышение частоты вращения вала приводит в большинстве случаев к увели- чению горизонтальной вибрапии опор агрегата с оборотной частотой. Это происходит в ре- зультате наличия остаточного небаланса рото- ра или некоторой неточности в центрировании ьала. При этом вибрация переходит в устано- вившиеся колебания, соответствующие холо- стому ходу. Однако на величину вибрации влияют различнее факторы, как, например, по- падание в резонанс собственных колебаний отдельных узлов агрегата с оборотной часто- той или быстрое закрытие направляющего ап- парата регулятором скорости при подходе ро- тора к нормальной частоте вращения. В по- следнем случае в проточной части турбины по- является гидравлический удар, вызывающий кратковременную неспокойную работу агрега- та У поворотиолопастных гидротурбин во вре-
мя сворачивания лопастей рабочего колеса при пуске наступает режим, наиболее благопри- ятный с точки зрения рассогласования комби- наторной зависимости. В этот момент обычно вибрация резко увеличивается. У некоторых поворотнолопастных гидротур- бин при пусках наблюдается подъем роторов. Эта ненормальность обычно устраняется соот- ветствующим подбором пускового угла уста- новки лопастей рабочего колеса, пускового от- крытия направляющего аппарата и скорости перемещения лопастей. При пуске ковшовые турбины часто прохо- дят зону резонанса между собственной часто- той крутильных колебаний вала л частотой воздействия струи на ковши колеса На рис. 3-2 и 3-3 приведены осциллограм- мы, полученные при пуске поворотнолопастной и радиально-осевой гидротурбины. Режимы сброса нагрузки для гидро- агрегата являются особенно тяжелыми. Сброс полной нагрузки приводит к следующим явле- ниям; 1. С генератора снимается полный крутя- щий момент, в результате статор агрегата со- вершает затухающие крутильные колебания, У генераторов подвесного типа эти колебания передаются грузонесущей крестовине. 2. Частота вращения вала агрегата увели- чивается на 30—40% против номинальной. Это приводит при наличии остаточного неба- ланса ротора к увеличению составляющих ра- диальной и тангенциальной вибрации грузоне- сущей крестовины и опор направляющих под- шипников Горизонтальная вибрация по ам- плитуде увеличивается в 1,5—2 раза с часто- той, соответствующей обратной частоте. 3. При быстром закрытии направляющего аппарата возникает гидравлический удар в спиральной камере и напорном трубопро- воде Рис. 3-2. Осциллограмма пуска поворотнолопаст- ной турбины. J— вибрация крышки турбины (вертикальная); Я — виб- рации опарной крестовины (радиальная), 3 — осевое уси- лие 4 = момент ns валу; S = напряжение в крышке турбины, 6 — вибрации палки статора (вертикальная); 7— угол разворота лопастей колеса; 8 = ход щтока сервомотора, 9 — частота вращения Рис. 3-3. Осциллограмма пуска радиально-осевой турбины. / = горизонтальная (тангенциальная) вибрация кресто- вины; 2 = вертикальная вибрация грузонесущей кресто- вины 8 = горизонтальная, радиальная вибрация кресто- вины 4. Турбина может переходить в насосный режим, что может вызвать гидравлический удар в отсасывающей трубе, а в ряде случаев появление осевой гидравлической силы, на- правленной вверх. 5. У поворотнолопастных гидротурбин про- исходит рассогласование комбинаторной зави- симости в результате более замедленного за- крытия лопастей рабочего колеса по сравне- нию со временем закрытия направляющего аппарата. Рассогласование комбинаторной за- висимости также приводит к увеличению ви- брации агрегата. Наиболее опасным при сбросе нагрузки у поворотнолопастных турбин является ги- дравлический удар в отсасывающей трубе, подробно описанный Ю. Е. Гаркави [Л. 28]. Приближенно это явление можно описать сле- дующим образом. После сброса нагрузки и закрытия направ- ляющего аппарата ротор турбины вращается с повышенной частотой и отгоняет воду вниз (рис. 3-4). Воздух, поступающий через клапа- ны, заполняет камеру турбины, и уровень воды по инерции опускается на величину h, на ко- Рис. 3-4. Отгон уровня воды в турбинной камере при сбро- се нагрузки. 71
Рис. 3-Б Осциллограмма сброса нагрузки на поворотно- лопастной турбине. 1 — вертикальная вибрация верхней крестовины, 2 — танген Циальная вибрация верхней крестовины 3 — радиальная вибра ция верхвей крестовины, 4 тангенциальная вибрация нижней крестовины, 5 = радиальная вибрация нижней крестовины б — вертикальная вибрация полки статора 7 и 8 — тангенциальная и радиальная ниорацни полки торой останавливается, создавая напор h + Hs Под этим напором вода будет двигаться в об- ратную сторону и, подойдя к вращающему ра бочему колесу, получит обратный импульс (торможение), так как колеса будет стремить ся отогнать воду вниз Если это торможение произойдет за время, меньшее, чем время пробега волны давления в отсасывающей трубе (для крупных агрегатов это время равно примерно 0,05—0,1 сек), то произойдет явление прямого удара Повыше ние давления согласно формуле Н Е Жуков ского для прямого удара будет. Д g где а — скорость распространения ударной волны (для бетонной трубы д=1400 м/сек); v — скорость воды в момент подход? ее к ко лесу, ^ = 9,81 м/сек Рис, 3 6 Номограмма для определения повышения дав лении при гидравлическом ударе Приняв п = 0,4 м/сек, получим: 1 400-0,4 __ Д// = 9,8Г =57 М' т е увеличение ударного давления под коле- сом на 5,7 ат При диаметре рабочею колеса 8 м получим силу, направленную вверх, рав- ную примерно 2 500 тс, что вполне достаточно для поднятия ротора весом (для рассматри- ваемого агрегата) 800 т Наибольшего удара следует ожидать в том случае, когда к моменту обратною прихода воды к колесу лопасти успевают закрыться, С целью уменьшения гидравлического удара в отсасывающей трубе при сбросах нагрузки применяют значительное увеличение времени закрытия лопастей рабочего колеса (до 40— 60 сек и больше), а также замедление закры- тия направляющею аппарата на последних 20% хода Эти мероприятия предотвращают отрыв потока от рабочего колеса Изменения некоторых характерных параметров при сбросе нагрузки с генератора приведены на осцилло- грамме рис 3 Б Иногда требуется приближенно оценить повышение давления в напорном трубопроводе при сбросах нагруз- ки с генератора отказе н работе холостых выпусков и пр. Этот расчет может быть выполнен по номограмме проф И И Куколевского (рис С 6) (Л 15] в 'следую- щем порядке а) определяют постоянную водовода av р = где а = (корость распространения волны давления вдоль трубопровода м/сек, v = скорость воды в трубопроводе до сброса нагрузки м/сек Ня — статический напор, м. Be шчина а определяется по рис 2 45 в зависимости от величины среднего диаметра и средней толщины стен- ки трубопровода Величина А входящая в произведе- ние отложенное по абсциссе графика для стальных тру- бопроводов равна единице б) определяется коэффициент закрытия направляю- щего аппарата где Т3 — время закрытия направдяюшего аппарата, сек', Ь = длина трубопровода, м Зная р и 0 по номограмме опреде 1яют отношение ^Ул/Дмакс, где HM3KC = av/g И ВЫЧИСЛЯЮТ Нуд", AffyuBt Нуя — fit - _i=____9 1ЛПВ/ По номограмме можно решить и обратную задачу, т е определить необходимую величину Га. обеспечиваю. Шую допустимое повышение давления в трубопроводе, Для лага вычисляются р и НуЯ/Нмакс Пересеч_е'ние ординат на номограмме дает величину 0 по которой и определяют допустимую величину Т, 72
3 2. ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ ВОЗМУЩАЮЩИЕ СИЛЫ, ВОЗНИКАЮЩИЕ ПРИ ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССАХ В ГЕНЕРАТОРЕ Включение агрегата в сеть производится следующими способами: 1) точной автоматической синхронизацией; 2) точной ручной синхронизацией; 3) самосинхронизацией. При первых двух способах для включения генератора в сеть необходимо обеспечить в мо- мент включения генератора равенство частот и фазовых углов напряжений тенератора и сети. При самосинхронизации нет необходимости точной подгонки частот и фазовых углов, агре- гат включается в сеть невозбужденным с под- синхронной скоростью вращения, а затем по- дается возбуждение. В результате под дейст- вием синхронного момента агрегат втягивает- ся в синхронизм. Самосинхронизация нашла большое приме- нение в эксплуатации электростанций. В связи с этим встал вопрос об оценке воздействия возникающих при самосинхронизации сил в генераторе на агрегат в целом и его отдель- ные узлы. На рис. 3-7, 3-8 приведены осциллограммы, полученные при самосинхронизации гидрогене- раторов с различными скольжениями. Как вид- но из осциллограмм, динамическо • воздейст- Рис 3-7. Осциллограмма самосинхронизации гидро- агрегата 1—6' — обозначения см. ни риг, 3 5 Рис 3-Я Осциллограмма самосинхронизации гидро агрегата /—4, 6—8 — обозначений см на риг 3^ вне на элементы конструкции завись во мно- гом от того, в каком положении находился ге- нератор в момент включения (величина сколь- жения, скорость изменения оборотов ротора и пр.). Таблица 3-2 Силы или моменты Периодичность Частота, Постоянная времени, Вращающий электромагнитный мо- мент при самосинхронизации Постоянная Периодиче! кая Периодическая зату- хающая То же Апериодическая зату- хающая 0 2). f. h(l = s) = 50(l -s) 2Ц1-5)=1М(1-5) T"d, T't и T'd тлта . T"dTa _ rd+T\ ’ T"d+Ta * T"t-Ta Т\ + Te 2 Та 2 Вращающий электромагнитный мо- мент при внезапном трехфазном корот- ком замыкании нт выводах обмотки Периодическая за ту- хаюшая fc T'dTa T'd + Га T"dTa T"qTa статора генератора То же Апериодическая зату- хающая 4fc т * а 2 Т 1 U 73
Продолжение табл. 3-2 Силы или моменты Периодичность Частота, ёц Постоянная времени, сек Вращающий электромагнитный мо- Периодическая f,i 2f, = жент при несинхронном включении воз- бужденного генератора Периодическая зату- хающая То же Апериодическая fs Ml-*) т"* гЛ} Т"ч Т"лТа . Т'г+Т^' Т'лТа . Т"ЛТЛ Т'л + Т'а • т",+ та Тл 2 Та 2 Электродинамические силы, возни- кающие в обмотках статора Генера- тора Периодическая 2f, = 100 — Вращающий влектромагнитный мо- Периодическая fc = 50 = мент при асинхронном режиме с Затухающая fs — возбуждением Периодическая 2ft = Примечание. fg—частота генератора, fe—частота сети, ед; 5=скольжение (положительное значение соответствует меньшей f'-f, Синхронной скорости); s = —Т'л SI Г"а— постоянные времени затухания апериодических слагающих токов продольных контуров ро- тора; Т" —то же поперечных контуров; Т. —постоянная времени затухания апериодических слагающих токов статора- В табл, 3'2 приведены частоты и постоян- ные времени затухания!.отдельных составляю- щих электромагнитных сил и моментов при не реходных процессах в- генераторе [Л, 137]. Из табл. 3-2 видно, что основные частоты переменных возмущающих сил (моментов), возникающих в переходных электрических про- цессах, равны в среднем 50 и 100 гц. В случае включения агрегата, имеющего отличную от номинальной частоту, переменные возмущаю- щие силы имеют частоты fs и 2fs, что в прак- тике соответствует диапазонам 45—55 и 90= НО гц. При наличии в генераторе успокоительных обмоток электрические переходные процессы затухают быстрее, знакопеременные состав- ляющие электродинамического момента значи- тельно меньше по амплитуде. Это приводит, как правило, к тому, что у генераторов с успо- коительными обмотками переходные, процессы протекают более спокойно и величина вибра- ции на них меньше, чем у генераторов без успокоительных обмоток. Однако величины вибрации и деформации при переходных режимах у гидроагрегатов за- висят как от конструкции, так и от сборки и монтажа узлов. Даже однотипные агрегаты могут иметь со- вершенно несопоставимые величины вибрации и деформации при переходных режимах. 74 Анализ электрических возмущающих сил, возникающих при переходных режимах, позво- ляет выделить следующие виды типовых им- пульсов этих сил: 1. Быстрое нарастание силы от нуля до но- минального значения за промежуток времени г - 0,005 : 0,02 сек. Импульс может быть представлен в сле- дующем виде (рис. 3-9,а).- 0 при / '«-О; — при в-1 (г при [при а—0, 1] Спектральная плотность будет равна: г с , п____ 2 sin nfv PH- 4n,f,T . где f частота, гц. Задавшись различной частотой f для зна- чений т-0,005; 0,01 и 0,1 сек, получим спектр импульса быстрого возрастания силы до номи- нального значения1. Приведенный на рис. 3-9,а спеКтр показывает, что основными составляю- щими импульса являются синусоиды с часто- тами до 200 гц. 1 Расчет спектров был произведен старшим науч- ным сотрудником ВНИИЭ инж. Ю. М. Элькиндом.
Рис 3 9 Спектры частот спьктр частот нарастающего импульса б — спектр частот синусоидального затухающего импульса « — спектр частот ко синусоидального импульса 2 Импульс в виде затухающей синусоиды с частотами 20, 50 и 100 гц с периодом 0,02— 0,03 сек и временем продолжительности им пульса т=0,2=0,4 сек Функцией, определяющей импульс, явля- ется f(t) = e~ai sin со#. Спектральная плотность 3 Косинусоидальный импульс продолжи- тельностью т = 0,02—0,01 сек, функция которо- го имеет вид f(0 = ftcosi; f(f) = O при -------и t -|— тогда спектральная плотность будет равна Is (“)] cos rft I — 4f-t- ' и== 1 f2 f . ^f0T ’>0 4л» ' '2 При <0 — 0 S =-^1-, и, обозначив С=—, ®5 “о получим: ™ _ S(m) _ 1_____________________ R-So(») 1 - 5’ + Преобразовав выражение для S(to)/Soco, получим, умножив числитель и знаменатель на [1—'С,2—2ixt], после выделения действитель ной и мнимой частей [5*(ш)]=|/ 1_|_2:2(2л2_1) + е ’ Спектр данного импульса при Д>=100 гц; Т=0,02 = 0,03 сек, fi = 20, 50 и 100 гц и т = = 0,2—0,4 сек изображен на рис 3 9,6, из кото- рого видно, что основные частоты составляю щих импульс синусоид находятся в диапазоне до 200—300 гц ( пектр импульса представлен нз рис 3-9,в, из которого видно, что основные составляющие частоты импульса для т=0,01 сек лежат в диапазоне, меньшем 150 гц, а для = 0,005 сек — меньшем 300 гц Из приведенных спектров трех типовых им- пульсов, встречающихся при переходных ре- жимах гидроагрегата, можно сделать вывод, что частоты составляющих их колебаний в ос- новном лежат в диапазоне до 300 гц Выводы Подводя итог анализу возмущаю- щих сил, действующих в гидроагрегате, мы ви- дим, что диапазон их основных частот лежит в широких пределах от 0,5 до 300 гц Надо отметить, что ни один двигатель нз имеет та кого широкого диапазона частот и разнообра- зия проявления возмущающих сил, как гидро- машины Это при совместном действий сил на агрегат приводит к сложной форма вибрации агрегата, трудности выявления причин вибра- ции и выбора методов ее устранения 75
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ АППАРАТУРА, ПРИМЕНЯЕМАЯ ПРИ ИССЛЕДОВАНИЯХ, И ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ Определение причин вибрации и возмущаю- щих сил, вызывающих эту вибрацию, требует применения высококачественной аппаратуры, позволяющей с минимальными погрешностями записать изменяющиеся величины В связи с этим ОРГРЭС и другие организации разра- ботали и применяют различную апг аратуру, отвечающую специфическим требованиям этих исследований В процессе исследований вибрации агрега- тов возникает необходимость замегсь вибра ции отдельных узлов ai регата, деформации и перемещения отдельных деталей и узлов агре- гата изменения дав пения в различных участ как проточной части агрегата Специфическая особенность гидрес грегатов состоит в том, что диапазон основных частот вибрации и возмущающих сил, дещ твующих в агрегате (как это показано в гл 2 и 3), со- ставляет от 0,5 до 300 гц 4-1. АППАРАТУРА ДЛЯ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРАЦИИ К виброизмеритепьной аппаратуре дня не следований вибрации гидроагрегатов ГЭС предъявляются следующие основные требова Н !Я I Обеспечение измерения частот первых гармоник колебаний в диапазоне m 0,5 до 500 гц 2 Диапазон измеряемых амплшуд колеба- ний должен находиты я в пределах от 0 до 2 000 мкм (Желательны три диапазона крат ности увеличения 100, 300, 600 ) 3 Чувствительность прибора должна обес печивать измерение смещении (амплитуд) до 5 мкм 4 Погрешность измерения амплитуд вибра ции должна быть не более ±5% 5 Обеспечение измерения сдвига фазы ви брации в пределах 0—360° 6 Фазовая погрешность не должна превы шать 10% 7 Рабочий диапазон окружающей темпе ратуры должен находиться в пределах —20 + 60 °C 8 Регистрация кривой вибрации (вторич- ный прибор) должна производиться на осцил лографе или на магнитной ленте 9 Должно отсутствовать влияние компо- нент вибрации друг на друга. 76 10 Возможность измерения вибрации раз- дельно в трех направлениях (двул горизон- тальных и вертикальном) 11 Стабильность настройки и Характери- стик при колебании окружающей температуры в пределах ±15°С (желательно наличие при- ставки дистанционной настройки датчика — коррекции нуля) 12 Отсутствие влияния переменные магнит ных и электростатических полей напряженно- стью до 30 э с частотой 50 гц 13 Воспроизведение без больших искаже ний единичных импульсов вибрации 14 Наличие приспособлении для крепления датчиков на месте установки 15 Высокая износоустойчивость и возмож ность транспортировки вручную В достаточной степени этим требованиям отвечают комплекты виброизмерительных при бсров, созданных на базе сейсмографов типа ВЭГИК, разработанных Институтом физики земли Академии наук СССР Электродинамический вибро датчик ВЭГИК Этот датчик работает сов местно с осциллографом типа ОТ 24-51 Вибродатчик имеет сейсмическую массу 6 (рис 4-1), подвешенную на четырех плоских пружинах 4 и 5 и одной спиральной Связан- ная с сейсмической массой цилиндрическая ин- дукционная катушка 2 помещается ь зазоре постоянного магнита 1 Период собственных колебании сейсмической массы составляет примерно 0,5 гц Вибродатчик устанавливает- ся на вибрирующую конструкцию, и возникаю- щая в катушке э д с , пропорциональная ско- рости вибрации, подается на зеркальный галь- ванометр осциллографа Параметры тальвано- метра подобраны так, что он, работая в апе- риодическом режиме, обладает интегрирующи мп свойствами Это дает отклонения луча на ленте осциллографа, пропорциональные ам- 1Гл7щщё~колебания конструкции Дифференциальное уравнение колебания гальвано метра [Л 13] соединенного с электродинамическим дат- чиком имеет вид dsf , , „ dx -^г+2е^г+цФ=с^г, где ч — угод поворота рамки i альваномеггра, в —по стоянная затухания п — частота собственных колебаний рамки гальванометра, с = постоянней величина харак- теризующая параметры вибродатчика и гальванометра, dx/dt— скорость движения конструкции
Параметры системы подобраны гак, что d<p + n’sp Это позволяет пренебречь членами в правой части этого неравенства н переписать дифференциальное урав пение так dtf dx После интегрирования получим с |Р = =2ГХ Таким образом, отклонения гальваномыра пропорций» нальны перемещениям конструкции Электрическая схема вибродатчищ в соеди- нении с гальванометром осциллографа пред ставлена на рис 4 ‘2,а Меняя величины сопротивлении А* и г, мол но получить различные коэффициенты увеличе ния вибрографов Для удобства работы с ап паратурой был изготовлен специальный пере кпючатель увеличения с набором соответст- вующих сопротивлений, позволяющш" в про- цессе измерения вибрации устанавливать же- лаемое увеличение Рис 4 1 Электродинамический вибродатчик ВЭГИК I—магнит f катушка 3 — корпус 4 плоская пружина 5 — ило екая пружина вертикальная 6 — сейсмическая масса 7—стойка 3 — арретир Рис 4 2 Характеристика датчика ВЭГИК а—^лек1ричискчя схема соединения датчика с гальванолетром О — 4dcTurHtie характеристики вибродатчика § амплитудные харэктериники дибродатчика 2 4^ —двойная амплитуда кэле баний тдриривично1 з стенда ? Дасц — двойная амплитуда ко лсоаннй по осциллограмме £ = коэффициент увеличения пока заний осциллографа С целью получения частотных и амплитуд- ных характеристик вибрографы тарируются на специальных вибростендах Амплитуда и ча стота вибрации платформы для этих стендов изменяются в желаемых пределах Эти же стенды позволяют создавать отдельные еди яичные импульсы Примеры частотной и ам плитудной характеристик одного из ком- плектов вибродатчиков представлены на рис 4 2,6 и в На рис 4 3 представлена виброграм ма параллельной записи перемещений ви бростенда I и показаний вибродатчика // при воспроизведении вибрографом единичных импульсов Как видно из рисунков, воспроизведе ние вибрации платформы вибрографами очень хорошее Только при резких уда- рах по платформе, время нарастания смещения которой меньше 0,015 сек, воз пикают амплитудные искажения до 5— 8% Однако период колебаний в этом случае записывается без искажений Принцип работы описанного вибро датчика был положен впоследствии ВНППЭ в разработку малогабаритных датчиков, получивших марки ВДЦ л КОО1 Последний выпускается отечест- венной промышленностью Вибродатчик типа КОО1 Дат чики этого типа нашли большое приме- нение в последнее время при исследова- ниях вибрации гидроагрегатов Эти дат чики входят в комплект с осциллографом Н-700 Комплект приборов изготовляет Кишиневский завод электроизмеритель- ных приборов
Основные технические данные комплекта 1—200 гц 0—1 мм 500, S00, 80 и 30 Диапазон частот.............. Диапазон амплитуд . Коэффициенты увеличения запи- си осциллографом Погрешность амплитудной ха рактеристики комплекта Погрешность измерения от из менении температуры на 10° С (от +20° С) Не превышает + 4% Надежность работы вибродат- чиков . , При изменении темпера- туры or + 10 до +Ь0° С и при OTHoei тетьной влажности до 80ув Наводки от внешнего электромагнитною ноля с ча стотоп 50 гц любого направления и напряженностью до 20 э не влияют на работу вибродатчиков Светолучевые осциллографы че- тырех модификаций выпускаются заводом <Виброприбор» [Л 3] НОО5М, НОО8М, НОО4М и НОЮМ Эти приборы позволяют регистрировать различные процессы (вибра f) Рис 4 3 Осциллограммы проверки вивродатчиков ВЭГИК при перемен ных импульсах / — перемещение платформы стенда // — запись вибродатчиком а — удары по виб рирующей платформе стенда О— удары по неподвижной платформе стенда цпи, деформации, переменные величины) в широком диапазоне частот В осциллогра- фах этой серии принята одна оптическая система Основные технические данные осциллографов Диапазон частот . . 0—5 000 гц Число одновременно записываемых процессов НОО5М 6 при ширине осциллографнои бумага 60 мм НООЬМ 12 при ширине осциллографнои бумага 60 до 100 и 120 мм НОО4М 20 при шир ше осциллографнои бумаги 120, 150 и 200 мм НОЮМ . , , 30 при ширине осциллографнои бумаги 120, 150, 200, 280 и 300 мм Скорость протяжки фотоленты , 1, 2,5, 10, 25, 100; 250, 1 000, 2 500 мм/сек Напряжение питания осциллографов , 27 в Осциллограф комплектуется гальваноме- трами, параметры которых приведены в табл 4 1 Для регистрации вибрации датчиком КОО1 разработан новый гальванометр МОО9 с соб ственной частотой 25 гц и с постоянной по току 6,25 • 10“н ам/мм Новый комплект аппаратуры позволяет про- изводить записи изменении различныпараме- тров при исследовании гидроагрегатов При исследовании вибрации датчики необ ходимо крепить к вибрирующем конструкции, так как при ускорениях вибрации, превышаю щих ускорение силы тяжести, вибродатчик от- рывается от поверхности детали (ползет), не следуя за нею Если принять закон изменения вертикальной вибра- ции гармоническим z--A sin tot, то ускорение равно ,,2— = — Л<оа sin tot. а амплитуда ускорений равна Л со2 4ла(2Л, Таблица 4-1 Тип гальванометра Собственная чистота, сц Рабочий диапазон частот Постоянная по току а/мм Чувстантель ность по тику мм ма м Внутреннее сопротивле ние, Внешнее сопротивле ние, ом Наибольший рабочий ток ма маю го 20 0—12 1,7 10"' 6 10* 150 3 000 0 007 МОЮ 40 40 0—24 7 Ю-8 1,4 10* 150 1 500 0 027 МОЮ 80 80 0—48 1,4 10 ’ 7 10а 70 800 0 08 МОО5 0,15 150 0- 40 0,5 10 8 2 10’ 60 200 0 2 МОО5 0,3 ЗПО 0—180 2,0 10 8 5 Ю2 60 80 0 8 МОО4 0 6 Ь00 0—300 1,25 10 5 80 в =— 4 МОО4 1,2 1 200 0—600 5 10 4 20 13 = 13 МОО4 2 5 2 500 0— 1 200 2,5 10-* 4 17 = 80 МОО4-3.5 3 500 0—1 700 7,0 10-* 1,43 17 —= 80 МОО4 7,0 7 000 0—5 000 30 10-’ 0,33 В = ВО 78
где А — амплитуда вибрации, мм; ы=2п{ — круговая частота колебаний, 1/сек, f — частота, гц. Вибродатчик будет следовать за вибрирующей по- верхностью, если А где g = ускорение свободного падения, равное 9,81 х Х|Ю3 мм/сек^, тогда g _ 9,81-10“ _ 250 ' < 4пгр = 4--f' р ’ мм‘ Изменение предельных амплитуд вибрации от частоты представлено на рис. 4-4 (по оси ординат отложена двойная амплитуда вибра- ции 2А мкм). Если двойная амплитуда вертикальной ви- брации для данной частоты лежит выше кри- вой, то виброграф необходимо крепить, в про- тивном случае показания вибрографа будут неверными. Для гидроагрегатов с основой частотой ко- лебания от 1 до 10 гц можно использовать ви- бродатчики незакрепленными. Однако в этом случае необходимо учитывать составляющие белее высокой частоты, которые могут накла- дываться на основную частоту, а также негар- монический закон изменения вибрации. В по- следнем случае могут возникнуть отдельные пики ускорений, вызывающие отрыв виброгра- фа от поверхности, на которой он установлен, и, следовательно, искажение записи вибрации. Особенно необходимо крепить вибрсдатчики при переходных режимах, когда ускорения ви- брации могут превосходить ускорение свобод- ного падения. Крепление вибродатчиков производится по месту установки при помощи хомутов и струб- цин или деревянными распорками. Перед записью вибрации необходимо про- верить влияние переменного магнитного поля, существующего у генератора. Для этого ка- тушка датчика устанавливается на арретир и снимается виброграмма. Практика показала, что при больших переменных магнитных полях наводку на систему вибрографов можно уменьшить применением экранированных про- водов, заземления экранов и корпуса осцилло- графа. В ряде случаев вибродатчики приходится устанавливать в местах, которые в процессе испытаний недоступны для наблюдения и под- стройки прибора (например, при исследовании вибрации отъемных секторов камер гидротур- бин, отдельных элементов гидротехнических сооружений, находящихся под водой, и др.). Однако длительное нахождение датчика без наблюдений может привести к его расстройке, т. е. изменению положения маятника и «ухо- ду» его за пределы рабочего участка. В этом Рис. 4-4. Область обязательного крепления вибродатчиков. случае желательно оборудовать датчики уст- ройством, позволяющим восстанавливать сред- нее, рабочее положение маятника дистанцион- но. Такой дистанционный регулятор положе- ния равновесия маятника был разработан и успешно применен при исследованиях НИС. Гидропроекта [Л. 74]. Тензометрические и механиче- ские вибродатчики. Кроме электродина- мических вибродатчиков, видрация агрегата может быть определена с помощью датчиков вибрации и ускорения, основанных на приме- нении тензометров сопротивления. Эти датчи- ки могут быть использованы при исследовании вибрации отдельных узлов турбин и генерато- ров. Датчики для измерения вибрации с приме- нением тензометров сопротивления выполня- ются в виде металлической балочки, одним концом закрепленной на неподвижней опоре, а другим, имеющим болтик или шариковую опору, упирающейся в вибрирующую деталь (рис. 4-5,а). Изменения прогиба балочки со- ответствуют вибрации детали. Напряжения в балочке, пропорциональные вибрации, запи- сываются осциллографом. Для лучшей работы тензометров балочка делается постоянного со- противления. Для измерений ускорений вибрации может быть применен датчик, состоящий из балочки, прикрепленной к основанию, на конце которой размещается грузик (рис. 4-5,6). Материалом балочки обычно является сталь или бронза. Частота собственных колебаний балочки 150— 200 гц. Датчик позволяет измерять ускорения с частотой до 50—70 гц. Балочка с грузом и наклеенными тензодатчиками закрывается гер- метически крышкой, под которую внутрь зали- вается масло. Масло подбирается такой вяз- кости, чтобы обеспечить нужный коэффициент затухания собственных колебаний массы и ба- лочки {Л. 93]. 79-
Рпс. 4-5. Схемы тензометрических и ме- ханических вибродатчиков. а — приспособление для измерения вибрации крестовины геиеряторэ; 1 — Полка крестовины генератора; 5 = регулировочный болт; 3 = ли- нейка; 4 = тензометры сопротивления; 5 — жестко закрепленный опорный кронштейн; б -= схема тензометрического датчика уско- рения: 1 = масса; 2 — плоская пружина; 3 — тензодатчики; 4 — крышка; 5 — вывод про- водников от тензодатчиков; 6 = основание; в — датчик ускорений: 1 — масса; 2 — крыш- ка; 3 — плоская пружина; 4 = ъе.нзодатчики; 5 = корпус (плексиглас). Другая конструкция аналогичного датчика, примененного нами для исследования колеба- ния лопастей рабочих колес турбины, пред- ставлена на рис. 4-5,0. Этот датчик закладыва- ется в отверстия лопастей для рымов. Провода от него выводились на токосъем, установлен- ный на валу турбины. Пружин н ы й индикатор. В случае от- сутствия вибрографов на станции для быстрой и приближенной оценки амплитуды вибрации может быть применен часовой индикатор с точностью замера до 0,01 мм. Следует отме- тить, что при замерах вибрации индикатором не следует ставить его на вибрирующие дета- ли конструкции, так как при этом сильно искажаются результаты замеров. Для замера амплитуды вибрации индика- тор устанавливается на тяжелую плиту весом 30—40 кг, подвешенную к крюку мостового крана. Однако такая подвеска обеспечивает надежное определение лишь горизонтальных колебаний. При замере вертикальных колеба- ний необходимо убедиться в отсутствии коле- бания самого крана. Опыт показал, что очень часто кран в середине пролета имеет верти- кальные колебания порядка 0,02—0,01 мм (а иногда и больше), возникающие от переда- чи ему колебаний работающих агрегатов. В этом случае подвеску опорной плиты к крю- -80 ку мостового крана следует производить на упругом элементе (пружина, резина). При отсутствии колебаний крана в верти- кальном направлении индикатор может быть просто прикреплен (привязан) к крюку, но в этом случае цикл изменения нагрузки прихо- дится проводить 3 раза для замера вибрации в трех направлениях при разных подвесках индикатора. Штифт индикатора для замера_ амплитуды следует упирать в вибрирующую деталь. При этом при замере вибрации верхней крестови- ны генератора_ штифт индикатора должен ка- саться крестовины вблизи середины пролета. Замер вибрации в месте крепления крестовины к фундаменту или статору не показателен. В сл_учае замера вибрации нижней крестовины или турбинного подшипника, где использовать мостовой кран невозможно, вибрацию следует замерять с неподвижной опоры, связанной со стенками кратера или шахты турбины (рис. 4-6). Во всех случаях отсчет по индикатору бе- рется по полному размаху стрелки по шкале (двойная амплитуда вибрации). Недостатком пользования индикатором является невозможностыопределения частоты вибрации и ее характера (отсутствие разверт- ки вибрации по времени). Периодический контроль вибрации агрега- та требует одинаковых условий производства замеров и одинаковых приборов. Места посто- янных замеров вибрации агрегатов должны Рис. 4-6. Установка индикато- ра для измерения горизонталь- ной вибрации нижней кресто- вины генератора. / — индикатор; 2 — крестовина; 3 =- кронштейн.
быть зафиксированы для каждого угла. При использовании: для замеров индикатора место упора штифта должно быть зачищено и за- шлифовано. В зависимости от типа гидроагрегата изме- рение вибрации производится в следующих ме- стах: а) у вертикальных агрегатов с генератора- ми подвесного типа — на верхней крестовине, на нижней крестовине и на корпус.’ турбинно- го подшипника; б) у вертикальных агрегатов зонтичного ти- па—на нижней крестовине генератора и кор- пусе турбинного подшипника; в) у горизонтальных агрегатов — на всех опорных подшипниках; г) у гидрогенераторов — на полках корпуса статора; д) у всех гидроагрегатов — на полу машин- ного зала, перекрытиях отсасывающей трубы, разделительных бычках, подкрановых балках и пр. Замеры вибрации для крестовины и под- шипников турбины должны производиться в одной вертикальной плоскости. При замерах вибрации крестовины виброизмефительные приборы устанавливаются на одной из лап или балок возможно ближе к оси агрегата. У тур- бинного подшипника прибор устанавливается на его крышке или на специальной, достаточно жесткой площадке, прочно связанной с корпу- сом подшипника, Направление вибрации ориентируется по трем взаимно перпендикулярным осям. У вертикальных гидротурбин одна из осей располагается вдоль вертикальной оси агрега- та, две другие — горизонтальные — взаимно перпендикулярны. Одна горизонтальная ось берется в направлении верхний бьеф — ниж- ний бьеф, другая — в направлении правый бе- рег— левый берег. Иногда горизон'”альные ви- брации удобно ориентировать в радиальном и тангенциальном направлениях к оси вала. У горизонтальных- гидроагрегатов одна из горизонтальных осей располагается перпен- дикулярно осп вала и указывает направление поперечной вибрации, а другая располагается вдоль оси вала и указывает осевую вибрацию; третья составляющая вибрации — в направле- нии вертикальной оси. Для правильного суждения о направлениях смещений и деформаций узлов агрыата пока- зания вибродатчиков должны быта связаны с направления_ми этих деформаций. Это произ- водится путем фиксирования направления смещения светового луча на бумаге осцилло- графа и направления отклонения .корпуса ви- бродатчика, Такая связь проверяется путем Рис. 4-7. Индукционный датчик для изме- рения биения вала. принудительного вывода из равновесия (толч- ка) сейсмической массы датчика при останов- ленном агрегате и при снятой крышке датчика. Желаемое направление отклонения светового луча на осциллографе устанавливается путем перемены концов кабеля, соединяющего дат- чик с осциллографом. Иногда желательно получить де абсолют- ную деформацию одного узла, а относитель ную по отношению к другому, также вибри- рующему узлу. В этом случае Л. С. Максимов предложил использовать два совершенно иден- тичных электродинамических вибродатчика, каждый из которых устанавливается на соот- ветствующие узлы (например, крестовина и фундаментные плиты). При этом s. д, с. от этих датчиков подается на разностную схему. В результате разность этих э. д. с., поданная на гальванометр, даст относительную дефор- мацию одного узла по отношению к другому [Л. 73]. При исследовании вибрации желательно также измерять биение вала и поведение его при вращении. Обычно величина биения вала замеряется простыми индикаторами, которые устанавливаются на неподвижных опорах (брусья, балки и пр.), а штифт упирается в вал агрегата. При установке индикатора на подшипник под стойку необходимо годложить каучуковую пластину. Индикаторами измеря- ют биение в трех местах по высоте вала агре- гата: у каждого подшипника (генераторные и турбинный) в двух вертикальных плоскостях, расположенных под углом 90° друг к другу. Датчики для исследования бие- ния в а л а. Для осциллографирования биения вала может быть применена тензометрическая балочка или индукционный датчик, схема ко- торого представлена на рис. 4-7. Датчик уста- навливается на неподвижной опор?. Магнит- ные линии сердечника замыкаются через вал. 6—276 81
Рис. 4-8. Проверка биения вала, я — контактор крайнего положения вала; 1 = шариковая опора; 2— рычаг; 3— пружина; 4 — контакт регулируе- мый; 5 = нал агрегата, 6 = шарик; б — осциллограмма проверки формы линии вала, Д—параллельное смещение ва- ла, Б — излом во фланцевом соедине- нии; В = крестообразное движение Ола (динамический небаланс агре- гата). Изменение зазора между магнитом и валом приводит к изменению э. д. с. в обмотке дат- чика. Чувствительность датчика в среднем рав- на 0,50 мв!мкм; диапазон измеряемых частот 5—200 гц. При исследованиях большой интерес пред- ставляет форма линии вращающегося вала, т. е. положение вала в пространстве при рабо- те агрегата с номинальной скоростью враще- ния. Форма линии вала может быть исследо- вана с помощью специальных амплитудных контакторов, устанавливаемых в трех-четырех точках по высоте вала агрегата в одной верти- кальной плоскости. Контактор (рис. 4-8,а) представляет собой угловой рычаг, поворачивающийся вокруг не- подвижной оси, выполненной на шариковых опорах. Короткий конец рычага упирается в вал, а длинный — периодически замыкает контакт при крайнем отклоненном положении вала. Контакт выполнен пружинным v регули- ровкой, позволяющей установить минималь- ную продолжительность замыкания. Контактор крепится к неподвижной опоре. Если сигналы от замыкания всех трех контактов, располо- женных у каждого подшипника, подаются на осциллограф или хронограф, то, соединяя се- редины площадок сигналов, получаем форму линии вращающегося вала. На рис. 4-8,6 пред- 82 1 Рис 4-9 Тарировочный вибростенд СИАН, ставлены примеры трех форм линии вала и чередование замыканий контактов, соответст- вующих этим формам. Путем применения этих контакторов обнаруживаются неправильная линия дала, дефекты центрирования и балан- сировки ротора. При наличии осциллографа удобнее использовать для исследований бие- ния вала тензометрические балочки. Тарировочные стенды. Все вибро- датчики перед проведением 'испытаний подле- жат обязательной тарировке на специальных вибрационных стендах — платформах Наиболее подходящими для тарировки являются вибрационные стенды Института фи- зики земли Академии наук СССР и вибро- установка типа ВУТ-300/6, разработанная Та- ганрогским заводом «Виброприбор». Вибрационный стенд Институт физики земли позволяет получить частотно-амплитуд- ные характеристики виброприборов ь диапазо- не частот от 1 до 80 гц и амплитуд дс 0,2 мм. Схема стенда представлена на рис. 4-9. Стенд состоит из алюминиевой платформы 1 с площадью 400x250 мм, которая установлена на четырех крестообразных пружинах 3 на стойках. Снизу к платформе крепится фигур- ный рычаг 2, также связанный с фундамент- ной плитой крестообразными пружинами. В прорезе рычага находится один конец коро- мысла 4. Другой конец связан с эксцентрико- вым рычагом 5, приводимым во вращение от электродвигателя постоянного тока посредст- вом ременной передачи и шкива 6. При рабо- те электродвигателя рычаг 5 получает верти- кальное перемещение, и через коромысло 4 платформа 1 также перемещается в вертикаль- ной плоскости. Изменение скорости вращения ротора электродвигателя отражается на ча- стоте вибрации платформы в пределах от 1 до 80 гц. Изменением эксцентриситета экс- центрика 5 изменяется амплитуда вибрации платформы от 0 до 0,2 мм. Осуществление
упругой подвески платформы стенда на четы- рех 'плоских крестообразных пружинах обес- печивает строго синусоидальную вертикальную вибрацию платформы. Амплитуда вибрации стенда определяется или визуально, или по осциллографу, для чего на платформе устроена оптическая система, состоящая из зеркала 7 и призмы S. Направ- ленный пучок света через призму попадает на зеркало; отраженный от зеркала луч падает на экран с увеличением до 200—300, по кото- рому определяют истинную амплитуду вибра- ции стенда. Нижнюю платформу стенда 9 устанавли- вают на раму из швеллеров № 5—S, которая заливается в массивном железобетонном фун- даменте. Тарируемые вибрографы крепятся к плат- форме с помощью хомутов, струбцин и пр. Другим стендом для тарировки вибродат- чиков, выпускаемым нашей промышленностью, является установка ВУТ-300/6. В комплект этой виброустановки входят: тарировочные стенды горизонтальной и вертикальной вибра- ции, пульт управления и селеновый выпрями- тель. Основные эксплуатационные характеристики установки Пределы колебаний платформы по двойной амплитуде ........ Частота колебаний платформ .... Вес тарировочного прибора ..... Максимальное допустимое ускорение Габариты платформ: для вертикальной вибрации . , , для горизонтальной вибрации , . 5—300 .м/с» От 1 до-100 гч Не более 3 кгс 6 g 850X600X400 мм 700X330X405 мм Стенды позволяют иметь синусоидальные колебания платформ в вертикальном и гори- зонтальном направлениях. Синусоидальные колебания платформ зада- ются эксцентриковыми механизмами, приводи- мыми во вращение электродвигателем. Мощ- ность электродвигателя 270 вт. Максимальная частота вращения 8 000 об/мин. Регулирование скорости вращения двигате- ля осуществляется с помощью автотрансфор- матора. Контроль за работой установки осущест- вляется с помощью пульта управления. Напряжение питания установки — 220 а, ча- стота переменного тока — 50 гц. Блок-схема установки ВУТ-300/6 представ- лена на рис. 4-10. В Союзе получил распространение для кон- трольной проверки стабильности амплитудной характеристики вибрографов в диапазоне ча- стот от 15 до 80 гц стенд фирмы Аскания. Организации, систематически занимающие- Рис. 4.10. Блок-схема установки ВУТ-300/в. СП сельсин=приемняк; ГР = генератор развертки; ГУ1, ГУП, ГУЩ — горизонтальные усилители; ЗЛТ —= электроннолучевая Трубка; ЧМ— частотомер; ДМ — амплитудомер; СТ — стробо- скоп; ЙСТЛд— импульсная лампа; ВУ1, ВУП — вертикальные усилители; Ti=Tn— тумблер; J—интегральный контур; Д — делитель; КС = контрольный сигнал; СД = сельсин-датчик. (СДГ — горизонтальной платформы, СДВ — вертикальной плат- формы); ДГ = датчик горизонтальной платформы. ДВ — датчик вертикальной платформы; Д/, ШГ^~ датчики внешние; стрелочный указатель частоты; СУ-/ — стрелочный указатель амплитуды; ШБ =- зыход^ на шлейфовый осциллограф; —вы- ход частотомера; ПФД — переключатель фазовых датчиков. ся исследованием вибрации сооружений и обо- рудования, должны обязательно иметь тари- ровочные стенды. Для определения уровня вибрации узлов агрегата непосредственно в децибелах разра- ботана аппаратура, состоящая из датчиков ускорения вибрации (например, индукционных или пьезодатчиков), фильтров и 'вторичных приборов (указывающих или регистрирую- щих) с анализаторами частот. В последнее время нашли применение также приборы фирм Дау, Маркони, Брюль и Кьер и др. Наличие одновременно действующих возму- щающих сил с близкими частотами в гидро- агрегате требует применения приборов с узко- полосными фильтрами. Рис. 4 11. Характеристики фильтров. а — октавный фильтр; 6 — третьоктавный фильтр* 6! 83
Приборы Брюль и Кьер, Маркони имеют фильтры с 3%-ной полосой пропускания и по- лосой пропускания 4 гц во всем измеряемом диапазоне частот. Октавные и полуоктавные фильтры (напри- мер, типа ПФ-1) в своем диапазоне пропуска- ют большее число частот источников вибрации, что затрудняет анализ причин вибрации агре- гата. На рис. 4-11,а, б представлены характери- стики октавного и третьоктавного фильтров. Из рисунка видно преимущество фильтра с узкой полосой пропускания частот. 4-2. АППАРАТУРА ДЛЯ ИССЛЕДОВАНИЯ ДЕФОРМАЦИЙ И ДАВЛЕНИЙ Датчики для исследования де- формаций и механических напря- жений. При исследовании деформаций от- дельных узлов агрегата широко применяются тензометрические измерения. Проволочные тензометрические датчики (рис. 4-12,а) обычно изготовляются из кон- стантановой проволоки диаметром 20—ЗСЕм/см. База датчиков различная: от 5 до 30 мм, При- менение тензодатчиков той или иной базы обу- словлено конструкцией детали. Таг', в местах резких изменений напряжений (около галтелей, выточек, в углах и пр.) применяются тензо- датчики с меньшей базой для более точного определения деформации. Если на поверхности детали не предполагается резких изменений напряжений, применяются датчики с большой базой как обладающие большей чувствитель- ностью. Изменение чувствительности тензодат- чиков в зависимости от базы предел авлено на рис. 4-12,6, из которого видно, что при базах, меньших 13 мм, чувствительность заметно па- дает. Для измерений деформаций тензодатчики включаются по мостовой схеме с питанием по- стоянным током без усилителя или с усилите- лем. Наиболее удобными являются усилители типов ИДДЗ и ИДД4, разработанные ОРГРЭС [Л. 84], и 8АНЧ-7М (восьмиканальный с несу- щей частотой 3 500 гц и полосой пропускания 0—500 гц). Тензодатчики тарируются, т. е. определяют- ся их постоянные по деформации или напря- жению. Так как наклеенные на деталь датчики не могут быть сняты без повреждения, тари- ровке подлежат тензодатчики, взятые на вы- бор из применяемой партии в количестве 2— 5%' общего числа. Для тарировки датчики наклеиваются на специальную тарировочную линейку (балку равного сопротивления) (рис. 4-12,я). Напря- жения в линейке подсчитываются для разных грузов, подвешиваемых на конце линейки. Для этих датчиков на каждом канале тензопоста (усилителя) совместно с применяемым шлей- фом осциллографа снимаются осциллограммы при нескольких различных грузах на линейке. Таким образом, для известных напряжений определяются отклонения луча на осцилло- граммах (масштаб напряжения). Однако в процессе исследований деформаций чувст- вительность усилителя может изменяться. Вви- ду этого необходимо одновременно с тариров- кой датчиков на линейке произвести тарировку каждого канала. Последняя осуществляется путем разбалансировки одного плеча измери- тельного моста известным сопротивлением. Со- поставляя отклонения шлейфа на осцилло- грамме, полученные при тарировке по линей- ке и при разбалансировке моста, известным сопротивлением определяют масштаб тариров- ки каждого канала. В дальнейшем при работе нет надобности каждый раз подключать к уси- лительным постам тарировочную линейку; до- статочно периодически разбалацсировывать измерительный мост соответственно подобран- ным тарировочным сопротивлением. Кроме того, для- каждого канала поста про- веряется зависимость отклонения шлейфа ос- циллографа от величины напряжения в белоч- ке. Нормально работающий усилитель должен давать линейную зависимость отклонения от величины механического напряжения. Рис. 4-12. Тензометрические датчики. а тензодатчик сопротивления: 1 =- подложка, 1 — решетка (Константановая проволока диаметром 0,025- 0,030 .««): а — выводы; в — изменение чувствительности тензодатчиках деформации при разной базе, в — тарировочная линейка (балка равного сопротивления).
Необходимо также иметь частотные харак- теристики каждого канала усилите./ л, т. е. за- висимость отклонения луча на осциллограмме от частоты измеряемой деформации. Усилитель должен давать постоянное отклонение луча (с точностью до ±5%) при неизменной ам- плитуде деформации в диапазоне частот от О до 150 гц. Тензодатчики в зависимости от целей ис- следований наклеиваются на следующие узлы агрегата: По генератору: нажимные плиты актив- ной стали и активная сталь; полки, клинья и «приварыши» статора; фундаментные болты статора; стяжные шпильки стыков составного статора; лобовые части обмотки статора (в месте выхода из паза), на изгибе и в сере- дине между распорками; вал генератора; опорная крестовина генератора. По турбине: вал турбины; крышка тур- бины; оболочка отсасывающей трубы; лопат- ки направляющего аппарата; лопарки рабоче- го колеса; болты, крепящие рабочее колесо к валу; тяги и рычаги системы регулирования; оболочка напорного трубопровода. Тензодатчики наклеиваются на деталь в большинстве случаев в виде группы датчи- ков (розетка), когда неизвестно направление главного напряжения, или, когда направление деформации известно, — в виде пары датчиков. Расположение датчиков представлено на рис. 4-13. В местах, где имеются электромагнитные поля, необходимо применять специальные би- филярные тензодатчики. Это относится к ис- следованию деформации узлов генератора. В этом случае провода, идущие от датчиков к соединительным кабелям теизопо'’г<., необхо- димо скручивать, а весь кабель- экраниро- вать. Экран должен быть выполнен в виде стальной трубы диаметром 8—25 .ьл. Этот экран должен быть надежно заземлен. Поверхность, на которую наклеиваются тен- зодатчики, необходимо очистить от краски и ржавчины с помощью специального приспособ- ления, шабера и напильника с последующей зачисткой наждачной шкуркой. Если место, предназначенное для наклейки тензодатчиков, имеет раковины, глубокие риски и пр., то оно не годится для наклейки. Датчики не рекомендуется наклеивать на сварной шов, так как наличие в шве трещин или раковин создает области концентрации на- пряжений, что искажает значения действитель- ных напряжений. Полированные поверхности перед наклейкой тензодатчиков необходимо предварительно обработать наждачной Рис 4 13 Варианты расположений тензодат ЧИКОВ шкуркой для лучшего соединения клеевой пленки с металлом. Подготовленную для наклейки поверхность предварительно протирают спиртом или аце- тоном (для обезжиривания), а затем покрыва- ют тонким слоем клея с помощью кисти. Та- ким же клеем покрывают и наклеиваемый тен- зодатчик. После просыхания клея (через 3— 5 мин) вторично наносят слой клея и прикла- дывают датчик к детали. Нажимая сверху на датчик чистым пальцем, выжимают из-под не- го излишний клей. Не допускается проводить пальцем или каким-либо иным предметом вдоль датчика, так как это может привести к повреждению датчика. Для наклейки тензо- датчиков могут быть применены следующие марки кЛея: БФ-2, БФ-4 и 192-Т. Клей БФ-2 применяется в тех случаях, ког- да требуется теплостойкость до 200—300 °C. После полимеризации он устойчив при изме- нении температур от —50 до + (200 —300)°С. Клей БФ-4 устойчив при изменении темпера- тур до 100—150°C. Клей БФ-4 растворяется только в спирте и ацетоне. Для клея БФ-2 полимеризация (затверде- вание) производится при температуре 140— 150 °C в течение 20=30 мин. Клей БФ-4 поли- меризуется при температуре 100—11г’ °C в те- чение 40—60 мин или при +60 °C в течение 2—3 ч. В эксплуатационных условиях создание та- кой температуры детали затруднительно, по- этому высыхание клея происходит при темпе- ратуре окружающей среды в течение более продочжительного времени (например, суток); 85
Рис. 4-14. Применение тензодатчиков с компенсацион- ной балочкой ВНИИЭ. а = конструкция компенсационной балочки ВНИИЭ: 1— ком- пенсационная стальная балочка (ст. 3), 2 = латунный корпус (штампованный]; 3 — компенсационный тензодатчик, 4 — рабо- чий тензодатчик; S =- крепящий винт; 6 =- экран; 7 = муфта для Крепления экранированного кабеля к промежуточной зажимной сборке; 8 и 9 — выводы от компенсационного и рабочего тензо- датчиков; 10 = байка, замша или другая теплоизолирующая ткань; // -* альняя поверхность исследуемой детали; б = на- клейка тензодатчиков на конструкции статора можно применять специальный обогрев датчи- ков лампами и фэном. Наклейка датчиков клеем 192-Т произво- дится при температуре 15-=35°C с последую- щей сушкой в течение 24 ч. С целью защиты тензодатчиков от влаги после высыхания их рекомендуется покрывать слоем лака № 216, выпускаемого Московской спичечной фабри- кой. ЛМЗ для зашиты тензодатчиков от влаги разработал специальную мастику «компаунд», которая приготовляется на месте работ сле- дующим образом. В масле средней вязкости при температуре 146—148 ОС разваривают ела. бо вулканизированную мелко измельченную резину. Резина растворяется в масле в течение 10—12 ч при интенсивном помешивании. Ког- да резина растворилась, смеси дают остыть. Затем густую и тягучую массу нагревают и добавляют в нее отдельными порциями кани- фоль в порошке. Мастика считается готовой, когда вся канифоль растворится. В зависимости от количества канифоли из- меняется твердость мастики. Количественный 86 состав частей следующий: на 2 кг масла не- обходимо 400 г резины и 3—10 кг канифоли. Меньшее количество канифоли—для работы датчиков при температуре 5=10 °C, большее— при 20—25 °C. Мастикой «компаунд» покрыва- ют датчики и соединения проводов слоем 1— 2 мм, что полностью обеспечивает их защиту от влаги. В ряде случаев защита от влаги обеспечивается приклейкой сверху резины кле- ем № 88. Наличие электромагнитных полей в зоне производства измерений искажает результаты испытаний, что затрудняет расшифровку ос- циллограмм. Влияние электромагнитных полей определяется следующим образом. Нг тексто- литовую или гетинаксовую пластину наклеива- ют полумост из двух тензодатчиков и под- ключают его к тензопосту. Пластинку с тен- зодатчиками помещают в непосредственной близости от наклеенных тензодатчиков, влия- ние наводок на которые требуется проверить. При этом пластинка с тензодатчиками не должна соприкасаться с объектом, деформа- ция которого измеряется. Если пластинка с датчиками помещается в точках, обдуваемых потоком вентиляционного воздуха, ее необхо- димо защищать от пульсации воздушного по- тока с помощью стеклянного баллона. Таким образом, осциллографируют с одной стороны деформацию и наводки, а с другой — только на-водки. Сопоставление двух осциллограМхМ позволяет оценить степень влияния наводимых э. д. с. В случае наличия, наводок их можно умень- шить путем экранирования тензодатчиков ме- таллическими коробками. Крепление этих ко- робок производится с помощью деревянных распорок, клиньев или приклеиванием клеем БФ. Изменение температуры тензодатчика так- же приводит к искажению записи деформации. Поэтому температурные изменения необходи- мо компенсировать или установкой компенса- ционных датчиков (в случае, когда известно направление деформации), или применением специальной компенсационной балочки, напри- мер по типу разработанной ВНИИЭ (рис. 4-14,а). Разработанное ВНИИЭ [Л. 36] компенса- ционное устройство состоит из консольной стальной балочки, закрепленной в медном или латунном штампованном корпусе. На балочку наклеивается датчик. Для устранения влияния вибраций балочки датчик сгибается и одна его половина наклеивается на верхней плоскости балочки, а другая — на нижней. Корпус вместе с балочкой и наклеенным на нее компенсационным тензодатчиком накдеи-
аается над рабочим датчиком, образуя экран, защищающий датчики от воздушных тепловых потоков. В случае медленно меняющейся темпера- туры ее влияния можно избежать путем ба- лансировки схемы измерительного моста пе- ред каждым изменением режима работы агре- гата. Это позволит измерять деформации от режима к режиму, не получая погрешностей за счет изменения температуры. Места установки датчиков. На клиньях статора датчики наклеиваются, как показано на рис. 4-14,6, так как в этом случае неизвестно главное направление деформации. Определяются напряжения в трех направлени- ях, по которым находятся главные напряже- ния. При исследовании напряжений е болтах крепления статора к фундаменту, г также в болтах стыков статора и других ответствен- ных рабочих частей генератора и турбины не- обходимо предварительно болты подготовить для тензометрирования. Если болт имеет сво- бодный цилиндрический участок (не соприка- сающийся с отверстием), то тензометры на- клеиваются на цилиндрическую поверхность болта. Если участок недоступен длл вывода проводов и болт плотно входит я отверстие, то для наклейки тензометров делают соответ- ствующий спил, а провода выводят через свер- ление в головке болта (рис. 4-15,а). Возможно также наклеивание тензометров внутри специально сделанного сверления в центральной части болта или обточки его (рис. 4-15,6 и в). Замеренное напряжение дол- Рис 4-15. Болты, подготовленные для тензомет- рических измерений и и б /— сверление для вынадэ проводин, 2 — спил; d — тгизодатник, г» — расположение» тензометров / — на- кидная гапка, 2 — медная трубка; 3 — щтуцгр, 4 = боят Рис. 4-16. Расположение тензодатчи- ков на валу при измерении крутя- щего момента. Датчики fa и fa наклеиваются на одной стороне вала, a fa н fa = на противо- положной. жна быть уменьшено на величину отношения площадей сечения болта после сверления и до сверления под тензодатчик. При исследовании распределения напряже- ния около сварного шва необходимо датчики наклеивать непосредственно у подходов к шву с таким расчетом, чтобы получить достаточное число точек замера, позволяющих построить эпюры изменения напряжения вдол-, всего шва. Исследование напряжений в лобовых ча- стях генератора обычно производится в до- ступных для работы местах, например у вы- хода из пазов. В целях безопасности наклейка датчиков производится вблизи нулевой точки обмотки статора. Для измерения крутящего момента на валу агрегата датчики наклеиваются на доступном участке вала. При этом датчики наклеивают- ся под углом 45° к оси вала. С целью замера только крутящего момента и исключения влия- ния на показания тензодатчиков растягиваю- щих и сжимающих напряжений (например, от изгиба вала) необходимо датчики половинного сопротивления наклеивать попарно по обе сто- роны вала, как это показано на цис. 4-16. Здесь датчик /?( соединяется последовательно с датчиком Яз, а датчик Ra — с датчиком /Д. С целью определения деформаши опорной крестовины генератора тензометры наклеива- ются на одну из балок крестовины в середине ее пролета и у опоры. В генераторах подвес- ного типа путем подъема и опускания ротора на домкратах (тормозах) можмо определить статический прогиб крестовины. Деформация крестовины может быть опре- делена с помощью простого индикатора, штифт которого упирается в крестовину, как можно ближе к валу агрегата. При этом за- меряется вертикальная деформация (прогиб) крестовины (рис. 4-17). Я7
Рис. 4-17, Определение прогиба кре- стовины. 1 — индикатор, установленный на опоре, не связанной с крестовиной; 2 = положе- ние крестовины при роторе, поднятом на домкратах; 3— прогиб от веса ротора. Установив индикатор на неподвижной опо- ре, ротор остановленного агрегата поднимают на тормозах до тех пор, пока установятся устойчивые показания индикатора, затем ро- тор опускают на подпятник, определяют вели- чину прогиба крестовины и производят пуск агрегата. Для определения величины прогиба крестовины при нагрузке агрегат чахружают ступенями и каждый раз производят отсчет показаний индикатора. Так как при работе агрегата стрелка индикатора вибрирует, за отсчет прогиба берут среднюю величину пока- зания индикатора, около которого вибрирует стрелка. По показаниям строят график зави- симости прогибов крестовины от мощности (рис. 4-18). Зная вес вращающихся частей агрегата G и соответствующий им прогиб Xi, а также зная общий прогиб при какой-либо нагрузке хг, осевое гидравлическое усилие на рабочее колесо определяют из соотношения PX = G 1). Как видно из рис. 4-17 и 4-18, изменение осевых усилий агрегатов с радиально-осевыми и поворотнолопастными турбинами различно. Наибольшее осевое усилие у радиально-осевых турбин достигается при наибольшей мощности, а у поворотнолопастных — при мощности, сверх которой начинается изменение угла установки лопастей рабочего колеса (переход на комбинатор). Токосъемные устройств!. При ис- следовании напряжений и деформаций во вра- щающихся узлах (ротор, вал и пр.) приходит- ся применять токосъемные устройства. Наибо- лее удобными, надежными, оправдавшими се- бя в эксплуатации являются следующие устройства: 1) конструкции завода «Электросила» и ИМАШ АН СССР для случая, если имеется свободный торец вала; 88 2) конструкции ВНИИЭ для валов диаме- тром до 1200 мм, имеющих свободный и до- ступный участок достаточной длины; 3) конструкции Ленфилиала Гидропроекта для валов диаметром до 1 200 л/л<, имеющих свободный и доступный участок достаточной длины. Токосъем завода «Электросила» и ИМАШ состоит из вала (рис. 4-19) 1, на котором за- креплены изолированные друг от друга и от вала латунные токосъемные кольца 2. Вал 1 соединяется муфтой с торцом вала турбины. Проводники от колец 2 через внутренний ка- нал вала 1 соединяются с проводниками от тензодатчиков, установленных на турбине. На шпильках 18, связанных с передней и задней обоймами 13 и 14, установлены кон- тактные пластины в виде колец из латуни тол- щиной 0,2 мм. Все устройство крепится на кронштейне по месту установки. Для исполь- зования токосъема необходимо иметь доступ к свободному торцу вала агрегат^. Токосъемник включается в работу с по- мощью рукоятки 20 по желанию испытателей (для проверки и наладки аппаратуры и при съемке тензограмм). В рабочем положении ру- коятка повернута на 90°, что обеспечивает осе- вое перемещение всех контактных колец 15 и надежный прижим их к токосъемным коль- цам 2. Вывод токосъемника из рабочего поло- жения после обратного отвода рукоятки обе- спечивает пружинящее кольцо из резины 21. Конструкция позволяет отключать токо- съемник при работе турбины, что увеличивает долговечность конструкции, а кольцевая пру- жинящая форма контактных колец 15 обеспе- Рис. 4-18. Изменение прогиба крестовины генератора с ра- диильно-осевой (а) и поворот- нолопастйой (6) турбинами. 1 = статический прогиб; 2 — прогиб холостого хода;а 3 = максимальный прогиб от давления воды.
чивает хороший контакт их с токо- съемными кольцами. Токосъемное устройство ВНИИЭ [Л. 36] монтируется прямо на валу турбины. На свободном участке ва- ла крепится с 'помощью двух хому- тов листовой гетинакс толщиной 0,5 мм и необходимой ширины для размещения токосъемных колец ши- риной 20 мм из ленточной латуни толщиной 0,5 мм. Кольца плотно натягиваются на гетинакс специаль- ными съемными стяжками, концы колец отрезаются и спаиваются в стыках (рис. 4-20,а). После спайки стыков стяжное приспособление от- паивается от колец и следы олова зачищаются напильником и шабе- ром. На каждое кольцо устанавлива- ются на специальном кронштейне медно-графитовые щетки (марки МГ2) с нажатием примерно 6— 9 кгс/см2. Проводники от тензодатчиков проходят под латунными кольцами между стыками листов из гетинакса и припаиваются к боковым тор- цам колец. Подобный токосъемник удовлетво- рительно работает при окружных скоростях до 5 м/сек. На рис 4-20,6 по- казан токосъемник, примененный нами при испытании ги- дроагрегатов Ивань- ковской ГЭС, агре- гаты которой имеют скорость вращения вала, равную 100 об/мин . Токосъемник ра- ботал вполне удов- летворительно. Токосъемник Леп- филиала Гндропро- екта также монтиру- ется на валу турби- ны перед испыта- ниями. В качестве изоляции колец н проводов от вала применяется огне- стойкая кинопленка, которая наклеивает- ся на вал клеем № 88. Кольца из ла- тунной фольги тол- щиной 0,2 мм и шп- Рис. 4 19 Токосъемное устройство завода «Электросила» и ИМАШ АН СССР. 1— нал 2 — токосъемное* кольцо изолировано, 3 = шайба; 4 >и 5 = резьбовой вкладыш 6 — гайка: 7 - шарикоподшипник; 6 — втулка передняя. 9 — втулка задння 7(1 — крышка, 11—полумуфта, /2 = стоика подшипника; 13 — обойма передняя, 14 = обойма задняя; 15 — контактное кольцо, 16—'Полукольцо, 17 — в;улка изоляционная. 18 = шпилька стяжная, 19 — кольцо включения, 26 = рукоятьз* 21— кольцо пружинное риной 20 мм наклеиваются на пленку тем же ‘клеем. В качестве щеток применяется набор из пластинок фольги, набранных для каждого кольца токосъемника и закрепленных на об- Рис. 4-20 Токосъемное устройство ВНИИЭ. а — конструкция токосьемного устройства. / = место пайки ушка к кольцу. 2 = место пайки на- ружного и внутреннего колец до монтажа, 3 = стык наружного кольца 4 = стык изоляции и место укладки проводников, 5 = место пайки наружного и внутреннего колец поспе натягивания; 5 = стык внутреннего кольца, 7 = ушко, S= налик, 9 — гайка; 10 — болт; 11— наружное кольцо, /2 = изолирующие кольца, 11— внутреннее кольцо, '4 = подкладка и* лакоткани 15 — проводники, /6 = вал; 17 — место паек проводников к кольцам, б—установка токосъемника на валу гидротурбины Иваньковской ГЭС 83
Рис. 4-21. Датчики давления. о = универсальный датчик давления ОРГРЭС? 1 = крышка, 2 — трубка Бурдо на, 3 — тензддэтчики, 4— свечи (выводы пт тензодатчиков); б = схема датчика дав- ления с трубкой Бурдон®: / — трубка Бур дона, 5 = балочкэ, 3 — тензодатчики* в — схема сильфонного датчика давления I — сильфам, 2 — бялочка, 3 = тензодатчики, £ — схема мембранного датчика давления / = мембрана; 2 — штуцер под трубку, 3 — тензодатчики щем кронштейне, Кронштейн выполнен пово- ротным, позволяющим включать щетки только перед записью процесса. Такой токосъемник надежно работал при питании тензодатчиков постоянным током при окружной скорости око- ло 4—5 .v!reK. Обычно число наклеенных тензодатчиков бывает большим, а число каналов применяе- мых усилителей ограничено. В связи с этим испытания начинаются с выбора «.активных» точек замеров, т. е. выбора таких точек уста- новки тензодатчиков, которые наиболее де- формируются при изменении режима агрегата. <2 этой целью измеряются механические на- пряжения поочередно во всех точках, где на- клеены тензодатчики, при одних и тех же за- ранее выбранных режимах работы агрегата В качестве режимов применяются включе- ние и отключение АГП при работе генератора на холостом ходу, а также включение генера- тора в сеть способом самосинхронизации. Сопоставление тензограмм, полученных при этих предварительных испытаниях для всех наклеенных датчиков, позволяет ьыбрать из них те, которые дают наибольшие величины механических деформаций. После выбора «активных» точек испытания проводятся в соответствии с программой. Датчики давления, Для исследования колебания давления в проточной части гидро- турбины применяются различные тензометри- ческие датчики, рассчитанные на следующие основные частоты: 1) универсальный датчик дифференциаль- ного типа до 30 гц; 2) датчик с использованием трубки Бурдо- на до 10 гц; 3) сильфонный датчик ниже 50 гц; 4) мембранные датчики до 200 гц. На рис. 4-21,а показан универсальный дат- чик давления конструкции ОРГРЭС, который может быть использован как для записи раз- ности давления в двух точках, так и для запи- си давления и вакуума в одной точке водо- вода. Датчик состоит из корпуса с двумя штуце- рами для подключения к местам измерения давления. В корпусе имеется вентиль, который соеди- няет две камеры, выравнивая давление в них в процессе подключения прибора. К корпусу припаян отрезок трубки Бурдо- на 2, на котором наклеены тензометрические датчики, образуя полумост, Выводы от датчи- ков присоединяются пайкой к свечам 4 (3 шт). Крышка 1 образует вторую полость давления. Эта полость заполняется маслом, что изолирует тензодатчики от воды. Для исследования колебания давления с частотой, не превышающей 10 гц, применяет- ся другая конструкция датчика (рис. 4-21,6), здесь полностью используется трубка Бурдона от манометра. С концом трубки связана ба- лочка, на которой приклеены тензометры со- противления. Тензометры образуют или полу- мост, или полный мост. В зависимости от пре- дельного давления изготовляется набор дат- чиков. В случае применения усилителей может быть использована схема с тензодатчиками, наклеенными прямо на трубку Бурдона. Для более высоких частот колебаний дав- лений (до 50 гц) изготовляются датчики силь- фонного типа, схема которых представлена на рис 4-21,в. Здесь сильфон связан также с ба- лочкой, на которой наклеены тензометры, Диаметр сильфона и его длину выбирают из условий максимального давления и желаемой собственной частоты колебаний системы. Мембранные датчики давления (рис. 4-21,г) применяются для исследования боль- ших частот колебаний давления (до 200 гц и SO
выше). Датчики изготовляются различных размеров—диаме- тром от 10 до 40 мм. Их легко можно устанавливать заподлицо со стенками проточной части тур- бины для измерения колебаний и пульсаций давлений потока вы- сокой частоты. Опыт работы датчиков пока- зал, что они работают хорошо тогда, когда мембрана выточена заодно с корпусом. Применение отдельных мем- бран, зажатых болтами между двумя кольцами, приводит к боль- шому гистерезису при изменении давления сперва в одну, а затем в другую стороны. Тензодатчики наклеиваются на среднюю часть мембраны согласно схеме на рис. 4-22,6. На рис. 4-22,а приведен при- мер мембранного датчика, приме- ненного Пермакяном [Л. 157] при исследовании пульсации давле. ния в проточной части гидротур- бин, включая пульсацию давле- ния на лопастях рабочего колеса. На рис. 4-23 показан датчик давления, раз- работанный НИС Гидропроекта и с успехом применяемый при исследовании пульсации давления в проточной части модельных и на- турных гидротурбин 1[Л. 115]. Этот датчик устанавливается, как правило, заподлицо в стенке, омывающейся потоком. Наш опыт наладки оборудования показал, что датчики давления должны надежно кре- сигнала; турбины; питься на отдельных невибрирующих опорах, а соединительные трубки иметь по возможно- сти малую длину; в противном случае могут иметь место паразитные колебания, искажа- ющие характер пульсации давления и приво- дящие к большим погрешностям измерения. Поэтому, прежде чем использовать тот или иной датчик давлешш, необходимо оценить, во-первых_, частоты и предполагаемые ампли- туды записываемого процесса и, во-вторых, ча- стотные и фазовые погрешности самого датчи- ка в соответствии со схемой его установки на объекте. И. А. Чарный [Л. 112'9] рассмотрел вопрос влияния подводящей трубки и характеристики датчика давления на точность его реакции на возмущения, возникающие в месте измерения потока. На рис. 4-24 дана схема к расчету датчика давления и представлены амплитуд- ные погрешности датчика давления с трубкой Бурдона в зависимости от частоты пульсации давления в точке измерения. Здесь место, где измеряется давление, обо- Рис. 4-22. Мембранный датчик давления. а = мембранный датчик для намерения давления на рабочей стороне лопасти радиально-осевой турбины; б — распределение механических напряжений в дйя» фрагме и места наклейки тензодатчикон для получения наибольшего выходного 1 — диафрагма; 2— корпус; 3 = четырехжйльный кабель; 4-=-лопатка 5 = тангенциальное напряжение; £ — радиальное; Ri = рабочий датчик; J?s — компенсационный датчик. значено сечением >; = (). Предполагается, что давление в этом месте изменяется по закону Р»=о = рве • где ро — амплитуда изменения давления; ш—круговая частота; t — время. Тогда в сечении х=1 (у прибора) давление будет изменяться по закону Рис. 4-23. Датчик для измерения пульсации давления, разработан- ный институтом Гидропроект. 1 = кабель РВЩЭ-2ХО,5; 2 крышка сальника; .3—колодка; 4 = прокладка; 5 — корпус датчика. 91
Рис. 4-24. Амплитудные погрешности датчика давления с трубкой Бурдона в зависимости от частоты пульсации давления в точке измерения. Здесь Л — коэффициент искажения амплитуды; й — искажение фазы. Для несжимаемой жидкости И. А. Чарный дает сле- дующие зависимости: Рис. 4-25. Изменение погрешности при определении давления в зависи- мости от длины соединительных тру- бок. „ со- р 2асо А>_=1—S = —j"; Чо Чо qo = частота собственных колебаний столба несжимае- мой жидкости в трубке, обусловленных упругостью чув- 92
ствительного элемента датчика; где J — площадь сечения подводящей трубки; о0 — сред- ний объем датчика давления; Л' — модуль, учитываю- щий совместный эффект сжимаемости жидкости в ка- мере и упругости камеры; х —постоянная датчика, ха- рактеризующая упругие свойства мембраны датчика и условия ее заделки; F— площадь мембраны (камеры датчика); р — плотность жидкости; I = длина подводя- щей трубки; с — коэффициент, принимаемый равным 0,5; где v — кинематический коэффициент вязкости жидко- сти; d = внутренний диаметр подводящей трубки; 1ахв— длина, гидравлически эквивалентная всем местным со- противлениям. Проведем приближенные расчеты для некоторых схем датчиков, приведенных на рис. 4-21. 1. Датчик с полной трубкой Бурдона (рис. 4-21). Данные датчика, необходимые для расчета, следующие: диаметр подводящей трубки d=10 леи; длина соедини- тельной трубки /=10 м, площадь внутренней поверхно- сти трубки Г=|(ЙЬ+ЙЛ)£=|(2-11+2-0,3) -Т0—26 см2 (Л— толщина; Ь—ширина трубки Бурдона; L — длина); объем жидкости в трубке Бурдона va=bhL= 1 - 0,3 • 10 = = 3 ел*3; плотность воды р=О,'1О2 1Q“S кгс сек2/см" ко- эффициент кинематической вязкости v =0,01 смг/сек; мо- дуль упругости К'=2-404 кгс/см2. Расчет проведем для двух значений коэффициента объемной упругости трубки хв0,01 сма/кёс И х = =0,002 см3/кгс. По результатам расчетов построены графики, при- веденные на рис. 4-24, 113 которого видно следующее: а) Коэффициент амплитудного искажения % зави- сит от параметров датчика и длины соединительной трубки между точкой измерения давления и датчиком. б) 'Коэффициент Л не превосходит 20% для первого датчика (х=0,01 см3/кгс) при частотах изменения дав- ления, не превосходящих 6 гц (при Z<J|1O .и) .-Это по- зволяет исследовать пульсацию давления в проточной части поворотнолопастных турбин, где частоты пульса- ции соответствуют оборотной и лопастной частотам (!1—S гц). в)’ Для датчика, имеющего коэффициент х= =0,002 м3/кгс |(более жесткую мембрану), рабочий диа- пазон может быть принят до 12,5 гц (при Zs-10 м). Рис. 4-26. Схема расположения измерительной аппаратуры на гидроагрегате с поворотнолопастной тур- биной при исследовании вибрации. a — вертикальный агрегат; 1—6 = вибродатчики для измерений трех компонент вибрации; 7 — датчик перемещения указате- ля угла поворота лопастей рабочего колеса; 8 — то же выхода штока сервомотора; 9 = тензодатчики на валу для измерения крутящего момента и гидравлической осевой силы; 10 — датчик для измерения ' боя вала; 11 = таходинамо для измерения скорости вращения вала; 13 = датчики давления для регистрации пульсации давления в проточной части турбины; в = гори- зонтальный капсульный агрегат, приборы и датчики для измерения: N = мощности агрегата; Q = расхода воды через тур- бину; s — уровней бьефов/ — открытия направляющего аппарата; ф— разворота лопастей рабочего колеса; t/f. = напряже- ния статора; 1%— напряжения ротора; /с = тока статора; 1 — тока ротора; л = частоты вращения агрегата; / — частоты си- стемы; Д = пьезометрического давления; П — пульсации давления; В = вибрации узлов агрегата; Т -= тензометрических наме- рений деформаций н перемещений; Г = температуры узлов агрегата. 93
Влияние длины подводящей трубки на допустимый рабочий диапазон датчика [(коэффициент амплитудного искажения не превосходит 20%) можно оценить по до- пустимой величине частоты при разной длине подводя- щей трубки, приняв 1яоп—1,20. Очевидно, в общем виде будем иметь: 1 j/> + S2 Заменяя R и S их значениями и решая уравнение / со \ относительно п I и = 9 1, получаем: где до зависит от длины соединительной трубки. Для датчика Ns 2 на рис. 4-25 дана расчетная кри- вая 1 для значения коэффициента амплитудного иска- жени я X=d,2 (искажение амплитуды соответствует 20%). На том же рисунке приведена кривая 2 для датчи- ка, изображенного на рис. 4-21,а. Как видно, этот дат- чик может быть использован при исследовании пульса- ции давления при длине подводящих трубок, не превы- шающих <10 м, в диапазоне частот до ЙО гц. Подробный анализ можно провести для мембранных датчиков, диа- пазон частот которых лежит до 400 гц и выше. Рисунок 4-25 показывает, что для уменьшения амплитудного искажения датчиком надо стремиться уменьшить длину соединительны:: трубок от места изме- рения давления до датчика. С другой стороны, умень- шение длины соединительных трубок раздвигает грани- цы использования датчика по частоте пульсаций давле- ния при допустимом (заданном) значении Хяоп. Очевидно, для каждого типа датчика давления не- обходимо оценить частотный рабочий диапазон его использования. Мы рассмотрели работу датчика избыточ- ного давления, трубки которого заполнены жидкостью. При регистрации пульсации ва- куумметрического давления трубки, как пра- вило, заполнены воздухом, а поэтому расчет- ные формулы для оценки амплитудной и фа- зовой погрешности определяются по более сложным формулам (Л, 129]. Однако 'проведен- ные расчеты по формулам для сжимаемой и несжимаемой жидкостей дают близкие резуль- таты для применяемых на практике датчиков п условий подключения их к гидротурбинам. Датчики давления при исследованиях уста- навливают в следующих местах проточной ча- сти турбины: в различных точках по трассе напорного трубопровода; в спиральной каме- ре турбины; в камере между направляющим аппаратом и рабочим колесом; в камере рабо- чего колеса; в отсасывающей трубе под рабо- чим колесом (на- периферии и в центре отса- 94 сывающей трубы); в выходном сечении отса- сывающей трубы. Трубки подачи давления должны часто- продуваться, чтобы избежать скопления возду- ха, искажающего показания датчика. У трубок вакуумметров продувные краны следует от- крывать на некоторое время перед каждым отсчетом или записью показаний прибора, что- бы сорвать водяной столб, который может на- ходиться- в трубках. Длина трубок подсоеди- нения к датчикам должна быть минимальной. Кроме измерения вибрации, деформаций и колебания давления, при исследованиях необ- ходимо измерять следующие величины; 1) мощность на шинах генератора по стан- ционным ваттметрам; 2) отметки уровней верхнего и нижнего бьефов по рейкам или дистанционным указа- телям уровней; 3) давление в спиральной камере по ма- нометрам; 4) вакуум в отсасывающей трубе по ртут- ному вакуумметру; 5) частоту вращения агрегата по частото- меру или тахометру регулятора скорости; 6) открытие направляющего аппарата по- шкале регулятора и по ходу сервомотора; 7) угол установки лопастей рабочего коле- са по шкале комбинатора у поворотнолопаст- ных турбин. При исследовании переходных процессов параметры по пп. 3=7 осциллографируются. Расположение аппаратуры яри испытаниях на гидроагрегате <с поворотнолопастной турби- ной дано на рис. 4-26,а и б. 4-3. ОБРАБОТКА ВИБРОГРАММ Периодические колебания Определение периода и частоты к о л е б а н и й. В большинстве случаев кривая записи вибрации состоит из нескольких ком- понент различных частот. Поэтому период или. частоту колебаний при периодических процес- сах необходимо определять для_ каждой ком- поненты раздельно. Период колебаний опреде- ляется по отметкам времени на виброграмме. При этом порядок определения периода сво- дится к следующему. Намечают ряд периодов колебаний (5—10) и определяют их полное время_. Делят это вре- мя на число намеченных периодов, что дает время одного колебания, т. е. Соответственно частота колебаний опреде- лится так; f = 1/Г.
Рис. 4‘27. Определение периода коле- баний. а = двухкомпонентная кривая вибрации; б — биения; в — трехкомпонентная кривая вибрации. 1. Для двухкомпонентной кривой период компоненты низкой частоты Ti, период компо- ненты высокой частоты Тг (рис, 4-27,а). 2. Для биения периоды определяются со- гласно рис. 4-27,6. Биения обладают следующими свойствами: а) Огибающие близки к синусоидам, но противоположны по фазе. б) Ширина полосы между огибающими изменяется периодически, причем частота из- менений равна разности частот компонент. в) Максимальная ширина полосы равна сумме двойных амплитуд компонент, а ми- нимальная ширина полосы равна разности двойных амплитуд компонент. 3- Для трехкомпонентной кривой вибрации период определяется по составляющим (рис. 4-27. в). На рис. 4’27,а представлена виброграмма, состоящая из трех компонент (кривая 1). Две компоненты составляют биения (кривая 2), которые накладываются на низкочастотную компоненту (кривая 3). Определение амплитуд вибра- ц и и. При периодических однокомпонентных колебаниях двойная амплитуда определяется как полный размах колебания (рис. 4-28,а) и равна. 2 Л. При этом необходимо учитывать толщины линии записи Ь. Рис. 4-28. Определение амплитуд виб- рации. а = однокомпонентные колебания; б ~ двухкомпонентные колебания; в — слож= ная форма кривой вибрации. Амплитуды двухкомпонентных колебании определяются раздельно для каждой компо- ненты, для чего проводят огибающие колеба- ния (рис. 4-28,6). В этом случае низкочастот- ная компонента имеет двойную амплитуду 2^1, а высокочастотная — 2/12. При сложной форме кривой вибрации (рис. 4-28,в) также проводятся огибающие кривые вибрации. Амплитуда основной гар- моники здесь равна 2Д1, а другой —2 А3. Амплитуды трехкомпонентных колебаний (рис. 4-29) можно установить методом оги- бающих: на основную гармонику с амплитудой 2 А накладываются две компоненты, состав- ляющие биения. Как известно, при биениях сумма амплитуд составляющих гармоник рав- на размеру «горба» кривой биения, а разность амплитуд — размеру суженной части, т. е. с = 2А1 + 2Д2; d--2Ai—2А3, откуда 2Аа=Ц^; 2А1=МН. Определение скорости и ускоре- ния при вибрации. В ряде случаев не= обходимо знать скорость и ускорение смсще- Мл тЧ /Ч, Ч/v Ил/Кривая вибрации Огибающая Рис. 4-29. Трехкомпонент- ная кривая вибрации. 95
«sj я I_____________L 5 8? S Й § S В _1_>___I__ _i J . J . । . ।—1_ Частота,гц В I jj дифференцировать, что может быть выполнено графическими мето- дами. Непериодические колебания Ускорение в доЯя'х д Амплитуда., Рис. 4-30. Номограмма для определения ускорения синусоидальных колебаний. ния конструкции при вибрации, что позволяет оценить, например, по ускорению уровень виб- рации в децибелах 1[см. формулу (1-55)], а так- же дополнительные усилия на конструкцию от действия вибрации, так как сила равна мас- се, умноженной на ускорение: P = nij, где т — масса; /— ускорение. Масса, нагружающая данную конструкцию, в большинстве случаев известна, а ускорение определяется по кривой вибрации. В первом приближении ветвь интересую- щей нас кривой вибрации может быть замене- на синусоидой; тогда скорость и ускорение определяются так: v=A со cos ар, j = -—А ш2 sincof, где А — амплитуда данной ветви кривой виб- рации; и — круговая частота, 1/сек; со = 2л/Т; 7’ —период колебания. Для быстрой оценки ускорения в долях g, предполагая колебания синусоидальными, можно пользоваться номограммой (рис. 4-30). Однако для более точного определения v и / необходимо кривую смещений вибрации Кавитация гидро- турбин часто создает беспорядочный харак- тер вибрации агрегата; при этом выявить пе- риодичность колеба- ний не удается. Сами величины отдельных пиков вибрации быва- ют различными. Для сравнения раз- личных режимов и при, ближенной оценки воз- действия вибрации на конструкцию определяют так называемую среднюю амплитуду вибрации за выбранный промежуток времени. Обычно выбирают ВО всех исследованных режимах равные проме- жутки времени (например, 5—10 сек). Соеди- няют все пики прямыми линиями и определя- ют полученную замкнутую площадь (плани- метрированием). Площадь F делят на выбранный отрезок времени, что позволяет получить среднюю амплитуду вибрации за данный промежуток времени (рис. 4-31,а). При переходных процессах вибрация, вы- званная этим процессом, иногда накладывает- ся на вибрацию стационарной частоты, как это изображено на рис. 4=31,6. В этом случае необходимо выделить нало- женную вибрацию переходного процесса, для чего продлевается линия стационарного про- цесса (пунктирная линия) и от нее замеряются амплитуды переходного процесса. Кривая вибрации переходного процесса строится обычно на выпрямленной средней ли- нии как на оси. Рис. 4-31. Непериодические колебания. • а = определение средней амплитуды; б — наложение вибрации переходного процесса. 96
Поскольку переходный процесс может на- кладываться на кривую стационарного коле- бания в момент пика кривой, естественно, де- формация (смещение) при этом будет на- ибольшей. Поэтому наибольшее смещение конструкции, которое может возникнуть при переходных процессах, равно сумме амплитуд стационарного и переходного процессов, т. е. А сум =ЛСТ + 4 пер. При сложных формах кривых вибрации для определения составляющих приходится применять методы гармонического анализа [Л. 34] и спектральный анализ, о чем будет сказано дальше. 4-4. ОБРАБОТКА ТЕНЗОГРАММ Обработка тензограмм заключается в опре- делении механических напряжений, возникаю- щих в узлах агрегата, по записям показаний тензометров на осциллограммах. На рис. 4-13,а и б даны случаи наклейки тензодатчиков, когда известно направление главных осей де- формации в! и иг. В этом случае один из дат- чиков (рабочий) располагается вдоль главной оси деформации, а второй (компенсацион- ный) — перпендикулярно оси. Величина напряжения вдоль оси деформа- ции определяется по формуле 1 — Р- где р — коэффициент Пуассона (для стали ^0,3); 61 — измеренная деформация. В случае, когда датчики расположены под углом к направлениям главных осей дефор- мации 81 и 8г (рис. 4-13,в), величины главных деформаций определяются по формулам: __ Bsa 4 Ёо I gao -о 1 2 ‘2 cos if И s 4 _ saa " 2 2 cos ip ’ где «и и ео — измеренные деформации; 8i и ва —искомые главные деформации. По известным величинам главных дефор- маций могут быть найдены нормальные напря- жения: °1=Г^Т1(в1 + !1в^ + а также скалывающие напряжения, равные: Для случая розетки типа „веер“ (рис, 4-13,г) главные деформации будут равны: И(*о-«45)2+(«„ - ®,8)3; Угол наклона главных осей деформации опре- деляется из формулы где Ео, 845 и 8в0 — измеренные деформации; щ и е2 — искомые главные деформации; ф— угол наклона главных осей деформаций. Для случая розетки типа «дельта» (рис. 4-13,5) главные деформации равны: Угол наклона главных осей деформации опре- деляется из выражения 1 (*во — о — 3 (®0 + Ев0 + в12о) tg2cp0 где е0, ею, био-^Деформации, измеренные при помощи тензодатчиков. Зная напряжения и размеры конструкции, можно определить усилия и моменты, дейст- вующие на данный элемент машины. Согласно закону Гука напряжение в мате- риале о=£е, где Е — модуль упругости, для стали Е= — (2,0+ 2,2) X 10е кгс/см?-, е, —относительное удлинение, e,—Al/l; I — длина бруса. Напряжение при растяжении или сжатии: Р где Я —сила, действующая вдоль оси бруса; Я —поперечное сечение бруса. Напряжение при кручении где Л4кр — момент кручения в данном сечении; Wp — полярный момент инерции сечения. 7—276 97
Напряжение при изгибе -Низг 9цзг— ' где Мизг — изгибающий момент в сечении; W — момент сопротивления сечения. Однако в большинстве случаев мы имеем совместное действие различных сил, а потому результирующее напряжение в детали опреде- ляется по следующей формуле: 4-5. ОБРАБОТКА РЕЗУЛЬТАТОВ ЗАПИСЕЙ СЛУЧАЙНЫХ ПРОЦЕССОВ Изменения различных параметров при ра- боте гидроагрегата могут иметь характер слу- чайных процессов. Этими параметрами (слу- чайными величинами) могут быть амплитуды и частоты смещений, скоростей и ускорений вибрации, изменения напряжений в узле, пуль- сации давлений в проточной части блока ГЭС и другие -параметры. Характеристиками случайных процессов со- гласно гл. 1 являются: 1) Плотность распределения вероятности случайной величины, которая в большинстве случаев подчиняется нормальному закону и определяется формулой (1-31). Формулу (1-31) удобно привести к так на- зываемой нормированной плотности распреде- ления вероятности, которая вычисляется с по- мощью таблицы, например, приведенной в [Л. 92]: _ Л у 2^ где t—x g — аргумент табличной функции. 2) Вероятность нахождения случайной ве- личины в интервале х(—х2, которая опреде- ляется функцией распределения вероятности (интеграл вероятности): £ _ Xj т в , ___________Xg т “ I > Гл — — — 1 5 3 g где Интеграл вероятности вычисляется также по таблице в зависимости от значения t2, так как ti принято равным нулю. Таким образом, таблица позволяет определить вероятность то- го, что случайная величина находится в ин- 98 тервале ±х (для стационарной случайной ве- личины принято, что математическое ожида- ние т—0). Так как таблица составлена для интервала 0—t2, то нужно значения Ф(/а), по- лученные из таблицы, удваивать, чтобы полу- чить искомую вероятность. 3) Вероятность выхода случайной величи- ны за пределы интервала ±х определяется выражением #=,[1-2Ф(*2)1- Значения N приведены в табл. 4-2. Таблица 4-2* JCs t 2® т 1—а* («) 0/2 1/2 0,3829 0,6171 2о/3 2/3 0,5000 0,5000 9 1 0,6827 0,3173 2о 2 0,9545 0,0455 3s 3 0,9973 0,0027 4о 4 0,999938 0,000062 4) Дисперсия, среднее квадратическое от- клонение, корреляционная функция и спек- тральная плотность определяются по форму- лам (1-32) = (1-34) и (1’37). В настоящее вре- мя для вычисления этих характеристик приме- няются аналоговые (АВМ) или цифровые вычислительные машины (ЭЦВМ). Полученные осциллографированием зависи- мости изменения во времени случайных вели- чин (вибрация, пульсация давления, напряже- ния и пр.) подлежат дальнейшей обработке. Ниже дается метод обработки осцилло- грамм, разработанный Тюкеем [Л. 35, 158] Ось времени осциллограммы разбивают на равные интервалы Д/. Д1Г выбирается таким образом, чтобы этот интервал составлял не больше половины пе- риода высшей частоты реализации процесса,, т. е. “/ макс Предполагая, что корреляционная функ- ция уменьшится до значения 5°/о Я(0) за вре- мя -Смаке (иа основании Прикидочных расче- тов) (рис. 4-32), определяют значение числа т по формуле АГ’ Тюкеем обосновано, что отношение ординат спектральной плотности, вычисленных по при- ближенным формулам (ш), к истинным значе- ниям этих ординат S (ш) подчиняется закону распределения. Он приводит график отношения
S (рис. 4-33) в зависимости от пара- метра k, который является числом степеней сво- боды. График построен для доверительной ве- роятности 0,95 и 0,9. Задаваясь доверительной вероятностью и же- лаемым отношением (<>>)/£> (<о0), по рис. 4-33 определяют коэффициент k. По значениям k и т определяют число точек п, которое жела- тельно иметь после реализации, по формуле n—Q,625km. Очевидно, общее время реализации будет равно. tv=n&t. Число точек реализации п выбирается из условий быстроты вычислений спектральной плотности и возможности ЭЦВМ. При слиш- ком большом п можно его уменьшить до при- емлемого значения за счет изменения коэффи- циентов k и т и снижения достоверности по- лучаемых результатов. После того как определены А/, т и н, вы- числяют корреляционную функцию по фор- муле п—]А i=i Затем определяются ориентировочные значе- ния ординат спектральной плотности: m—I £;лИ=4г [ло + 2 &cos-^-+/?mcosrz?|. 1=1 Осредненные значения ординат кривой спектральной плотности определяются по фор- мулам [Л. 35, 158]: So(ai) = 0,5£„-|-0,5£; S (<«) —0,25£ ,4-0,51 4-0,25£ • X / » р—I I * р 1 ’ — р,— 1, 2,..., т — 1; Sm(tu) = 0,5£m„1 + 0,5£m. График уточненной спектральной плотно- сти представлен на рис. 4-34. Рис 4-32, Изменение корреля- ционной функции 7?(т) в зависи- мости от времени корреляции т. Tin === время, за которое функция Д(г) уменьшается до 5% от свое- го начального значения. ^ис. 4-33. График отношения спектральных плотностей. =—— в зависимости от коэффициент^ 3 (^о) fe. __— = доверительная вероятность 0,95, = — = = = доверительная вероят- ность 0,90, По графику корреляционной функции опре- деляется расчетное значение тмакс. Если это значение тмаКс будет значительно отличаться от предварительно принятого Тмакс при опре- делении коэффициента т, то необходимо за- даться новым значением тМакс. определить но- вые значения т, п и tv и провести расчет по- вторно. В [Л. 35] рекомендуются следующие значе- ния т и п для получения достаточно хороших результатов: /и = 40-:-(50; п— 1 500 = 4 000. Методика подсчета Л(т) и S(<d), приведен- ная выше, позволяет также оценить необходи- мое время регистрации случайных процессов перед проведением основных эксперименталь- ных работ, что, несомненно, повысит при по- следующей обработке точность полученных ре- зультатов. При большом количестве материалов запи- си случайных процессов их обработку рацио- нально проводить на аналоговых (АВМ) и цифровых вычислительных машинах (ЭЦВМ). Волгоградский политехнический институт (ВПП) для вычислений R(x) и 5(ш) исполь- зовал аналоговые вычислительные машины ти- па МН-7 (Л. 64]. Лента осциллографа с записью случайного процесса вводилась в машину с помощью по- тенциометрического преобразователя [Л. 64]. Рис, 4-34 График спектральной плотности. 7 99
Б ток схема коррелятора, выполненного на базе АВМ, дана на рис 4 35 (блок потенцио- метрического преобразователя обведен на схе ме пунктиром) Спектральная плотность процесса опреде- ляется по центрированной корреляционной функции Я(т) S (и>) — J Я (т) cos andt, 1де ш — круговая частота, тмакг — максималь- Потенциометричесшй I ’ I преобразователь Рис 4 45 Блок схема коррелятора на базе АВМ типа МН 7 У1— Уб, У12 — усилители БП 4 — блок перемножения Рис. 4-Зв Блок схема анализатора спектральной плотности на базе АВМ типа МН-7 И—У/, УН — усилители БП 1 — блок перемножения ное время, за которое корреляционная функ- ция уменьшается до 5% от своего начального значения (иногда эта величина называется временем задержки) Спектральная плотность вычисляется так- же на АВМ типа МН-7 Блок-схема анализа- тора спектральной плотности ВПИ представ- лена на рис 4-36 На один из входов АВМ подается косину- соида частоты ш Дня этого на коммутационном поле маши- ны набирается схема реше ния дифференциального уравнения гармонического колебания у + &у = О, даю- щего функцию 1/ = асоаш^ Усилитель УЗ работает в режиме инвертора, а уси- лители У5 и Уб — в режиме интегрирования Перемен- ный коэффициент Як позво- ляет изменять частоту to Сигналы, пропорциональ- ные Я(т) и косинусоиде, по- даются на блок перемно- жения МН-7, после чего произведение интегрируется, усилителем У7 получается напряжение, которое в неко- тором масштабе представ ляет собой спектральную плотность данной частоты ш Здесь надо отметить, что ввод в АВМ непосредствен но осциллографнои записи требует выполнения осцил- лографной ленты высокого качества (запись должна быть контрастная, черного цвета с толщиной линий 0,2—0,5 мм) Ввиду того, что при испытаниях осцил- лографом записывается не- сколько процессов, кривые на ленте часто пересекаются и их перед вводом в маши- ну приходится перестраи- вать на чистую ленту Сам§ кривая должна быть доста- точно точно центрирована (находится средняя про- цесса) Хотя обработка осцил лограмм на АВМ и сокра щает время получения ре зультатов, однако это время иногда можно сократить в 10—30 раз применением 100
1 а б л и ц a 4-3 Наииеио ванне Место измере- ний Регистрируемые ветчины 1 Другие измеряемые величины Вибрамия и биение вала ГЦ жсацдя давления в про точной части Дрфсэдмаодйл и механические напряжения в узла* агрегата Замеряемая ве чичмна Применяемые приборы и датчики Установив шийея режим Переходный рея* им 1. Опорные крестови- ны генератора 2. Корпус статора ге- нератора 3. Крышка турбины 4. Оболочка напорного трубопровода 5 Оболочка отсасываю- щей трубы (где это поз- воляет конструкция) 6 Фундамент под ге- нератор 7. Элементы строитель- ной части блока ГЭС 8 Биение турбинного вата 1 Напорный трубопровод 2 . Спиральная камера (пе- ред направляющим аппаратом) 3 Камера турбины. а) после направляющего аппарата б) в зоне рабочего колеса в) после рабочего колеса 4 Отсасывающая труба а) входное сечение б) колено в) на входе в диффузор г) в выходном сечении отсасывающей трубы 1 Грузонесущая крестовина 2 Элементы констр»кцииД корпуса статора — * ж 3 . Крышка турбины 4 Вал агрегата 5 Рычап^и штоки системы]! регу- лирования 6 Оболочки напорного трубопро- вода спиральной камеры, отсасываю- щем трубы 7 Болты крепления рабочих орга- нов (направляющих подшипников, за- щитных экранов крестовин и пр.) Тип дат- чиков и измери- тельные приборы Измерение вибрации J. Вибродатчики ВЭГИК, ВДЦ, К 001 2 Акселерометры тензометрические а) для ускорений 5 Я 1. Тензодатчик с трубкой Бурдона (для частоты пульса- ции до !0 at{) 1. Гемометры сопротивления Схемы расположения тензометров в узлах агрегата а) при известном направлении глав- ных напряжений б) при неизвестном направлении главных напряжений 1. Ток ста- тора 2. Напря- жение статора 3. Гок ро- тора 4. Напря- жение ротора 5 Мощ- ность на ши- нах генерато- ра 6 Откры- тие регулиру- ющих органов турбины 7. Уровни воды в бьефах ГЭС 8 Перепад давления на спирали (или другом расхо- домере) Щитовые приборы Шкалы от- крытия Г идрометрн- ческие рейки и лимни- графы Дифмано- метры (во- дяные или ртутные) Шленфы осци лло- графов Датчики рео юрдно- го типа
/7в одолжение тЛл. 4-3 Наимено- вание Регистрируемые велнш Другие измеряемые величины Вибрация и биение вала Пульсация давления в проточной части Деформация и мемннческие'яанряження в ^злах агрегата Замеряемая величина Применяемые приборы в датчики Установив- шийся режим Переходный режим 3. Тенэобалочки 2. Тензодатчики а) сильфонный (для часто- ты пульсации 20'—50 гч) б) мембранный (для часто- ты пульсация до 200 гч) 2. Измерение напряжения кручения в валах агрегата Расположение тензо- метров на валу Вид в плане Тип дат- чики и измери- тельные приборы Измерение боя вала 1 Индикатор валовой (для частоты биения до 10 ач) 9. Оборо- Частотомер Датчик ты вала (час- стота тока) 10. Вакуум оборотов (типа уни- полярной машины с приводом от вала) в отсасываю- Ртутный Тензомет- щей трубе вакуумметр рический датчик Параметры схемы = 2П0 м Число рабочих плеч — 4 Шп унта 1
/7роЛ)лжение табл. **••? Регистрируемые величины Другие измеряемые величины Найме но» ванне Вибрации н биение вала Пульсация давления в проточной части Деформация к меха начес ките напряжения в узла к агрегата Замеряемая величина Применяемые приборы и датчики Установив- Переходный шийея режим режим 2. Индукционный датчик (для частот от 5 до 200 гц) 3. Тензодатчик дифферен- циальный (для частоты пульсации до ЭО1 гц) 3. Измерение осевого усилия Расположение тензо- метров на валу Вид в ване даеияги Схема Тип уси- 1. 1| Вибродатчики без литель- усилителя ной аппа- 2. Для схем с тензо- ратуры метрами ИДД-2, ИДД-4 (ОРГРЭС), 8АН4-7М и др. Тип ос- 1. ОТ-24 цнлло- 2. Н-700 графа 1. Без усилителя 2. ИДД-2 (ОРГРЭС) ИДД-4 (ОРГРЭС), 8АН4-7М и др. 1. ОТ-24 2. МПО-2 3. Н-700 Параметры схемы: R- = 200 о.« Лил.и =100 ож Число рабочих плеч — 2 Rm = 1 Л4ож I. Усилители ИДД-2 или ИДД-4, 8АН4-7М 2. Без усилителя I. ОТ-24 2. МПО-2 3. Н-700 Без усили- Без усили- теля тели Без оснил- ОТ-24 лографа Н-700 МПО-2
ЭЦВМ с автоматической перфорацией или с использованием специальных систем ввода. Одно из таких устройств — преобразователь графической информации в цифровой код типа «Силуэт». Производительность такого устрой- ства составляет до 2 000 чисел за 10 мин. Выводы. 1. Аппаратура, применяемая для исследований гидроагрегатов, разнообразна. Необходимо всесторонне оценить ее возможно- сти перед применением, сообразуясь с постав- ленными задачами исследований и допустимой максимальной погрешностью. 2. Аппаратура по исследованию вибрации и напряжений должна быть тарирована на специальных стендах для получения амплитуд- но-частотных и фазовых характеристик как при установившихся, так и при переходных процессах. 3. При применении датчиков давления не- обходимо расчетным путем определить их амплитудные и фазовые погрешности и диапа- зон рабочих частот с учетом принятой схемы подключения датчика к проточной части гид- ротурбины. 4,- Сводка некоторой типовой аппаратуры, применяемой при испытаниях гидроагрегатов, приведена в табл. 4-3. ГЛАВА ПЯТАЯ МЕТОДИКА ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРАЦИИ И ТИПОВЫЕ ПРОГРАММЫ ИСПЫТАНИЙ Вибрационные испытания гидроагрегатов ГЭС можно разделить на следующие группы: 1. Приемо-сдаточные, проводимые при при. емке агрегата в промышленную эксплуатацию. 2. Эксплуатационные, проводимые перед выводом агрегата в ремонт и после окончания ремонта. 3. Исследовательские, проводимые обычно на агрегатах, имеющих ненормально повышен- ную вибрацию, увеличенный шум и гидравли- ческие удары при работе, большие кавитаци- онные повреждения и пр. 4. Аварийные, проводимые после восстано- вительного ремонта агрегата, связанного с аварийным повреждением узлов агрегата. Приемо-сдаточные испытания, проводи- мые при приемке агрегатов в эксплуатацию, позволяют уточнить вибрационные характери- стики агрегатов, выявить наиболее спокойные (с точки зрения вибрации, кавитации, шума и пр.) режимы работы, оценить качество мон- тажа и получить эталонные характеристики новой машины.” "Дальнейшие эксплуатацион- ные испытания позволяют сравнить характе- ристики гидроагрегата в данный период с эта. лонными и тем самым выявить и оценить те изменения в гидроагрегате, которые произо- шли за прошедший период. Эксплуатационные испытания, в частности перед выводом агрегата в ремонт, позволяют выявить отклонения от нормы в работе обору- дования и уточнить объем работ по ремонту агрегата. Кроме того, вибрацйонное состояние агрегата перед ремонтом может обратить вни- мание эксплуатационного персонала на какие- либц скрытые дефекты, не обнаруженные во время нормальной эксплуатации (нарушение 104 центровки, линии вала, разбалансировку и пр.). Качество ремонта также оценивается его вибрационным состоянием, которое, как правило, должно быть лучше, чем до ремон- та. Поэтому после ремонта необходимо также произвести измерения вибрации агрегата. Исследовательские испытания проводятся с целью определения причин повышенной виб- рации и установления мероприятий по умень- шению вибрации. Исследования проводятся по типовой программе №1. Кроме того, на одном из однотипных агре- гатов, установленных на ГЭС, проводятся ис- пытания при переходных режимах по програм- ме №2. Цель этих испытаний заключается в оценке возникающих усилий и деформаций в отдельных узлах агрегата при переходных режимах. В случае необходимости по отдель- ным узлам проводятся мероприятия, умень- шающие механические напряжения и дефор- мации (увеличение прочности, жесткости, дополнительное крепление и пр.). Эти меро- приятия должны обеспечить в дальнейшем надежную работу конструкции агрегата в це- лом при возможных >в эксплуатации различ- ных переходных режимах. 5-1. ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРАЦИИ ПО ТИПОВОЙ ПРОГРАММЕ NS 1 Типовая программа № 1 по исследованию вибрации гидроагре- гатов №----------ГЭС__________ .Утверждаю* Главный инженер___________ГЭС ---_-------------- 19-г.
I. Цель исследований Получение вибрационных характеристик, выявление причин повышенной вибрации агрегата. И. Объем работ и режимы агрегата Работы при остановленном агрегате 1. Проверка креплений оцорных узлов агрегата (крестовины, подшипники, рабочее колесо и пр,). 2. Проверка зазоров в уплотнениях рабочего ко- леса, маслосбрасывающих колец комбинатора, между- желеаного пространства генератора, возбудителя и под- возбудителя и сверка полученных данных с данными монтажных формуляров. Измерения действительных углов установки лопастей рабочего колеса поворотно- лопастной турбины (методику измерений см. [Л. 15]). У радиально-осевых турбин необходимо измерять шаг между лопатками направляющего аппарата на выходе и между выходными кромками лопастей рабочего ко- леса. 8. Установка и наладка аппаратуры, прокладка ка- белей от датчиков к осциллографу и пр. 4. Определение периода собственных колебаний отдельных узлов агрегата (лопасти рабочего колеса, ковши активной турбины, крестовины, корпус комбина- тора, отдельные тяги системы регулирования, трубопро- воды) . Режим холостого хода агрегата (не подключенного к сети). II. Исследование влияния возбуждения на вибрацию агрегата с нормальной скоростью вращения вала при холостом ходе при следующих режимах; а) без возбуж- дения; б) с возбуждением, равным 0,25; 0,50; 0,75; >1,00 ивоЛ; в) с включением и отключением АПП. 2. Определение механического небаланса ротора. Агрегат, не подключенный к сети, без возбуждения ра- ботает при частотах вращения вала, равных 0,6; 0,8; 1,0; 1,45; 1,30ив. Нагрузочные режимы работы агрегата. Агрегат под- ключается к сети, устанавливаются определенные откры- тия направляющего аппапата >и получают соответствую- щие им нагрузки |(табл. 5-4). Таблица 5-1 Открытие направляющего аппарата, % полного Мощность на шинах генератора, кит Открытие направляющего аппарата, % ПОЛНОГО Мощность на шинах генератора, кат 20 30 40 50 60 70 --- 80 90 100 gg j Контроль- 40 НЫе 1 точки Режим синхронного компенсатора. После снятия на- грузки с агрегата направляющий аппарат закрывается полностью и колесо освобождается от воды путем впуска в камеру рабочего колеса сжатого воздуха. Определение магнитной несимметрии с записью осциллографом наводимого в проводнике, охватываю- щем одно полюсное деление, тока производится при ра- боте агрегата на холостом ходу (эта работа выполняет- ся только при наличии резкого уменьшения вибрации три снятии возбуждения с генератора)- III. Замеряемые величины 1. Вибрация опорных узлов агрегата замеряется ви- бродатчикамц и осциллографом. 2, Колебания давления в проточной части турбин> замеряются датчиками давления И осциллографом. 3. (Мощность на шинах генератора замеряется по щитовому ваттметру. 4. Напряжение и ток ротора и статора генератора замеряются по щитовым приборам. 5. Отметки уровней воды замеряются по рейкам и дистанционным указателям. 6, Открытие направляющего аппарата замеряется по- шкале, открытия и по ходу штока сервомотора. 7. Угол установки лопастей рабочего колеса у по- воротнолопастных турбин замеряется по шкале комби- натО1ра. Й, Частота вращения агрегата замеряется тахомет- ром или по частотомеру. IV. Время, необходимое для проведения: испытаний одного агрегата 1. Подготовительные работы при остановленном агрегате.................................. 16 v 2. Испытания при холостом ходе агрегата .... 8 ч 3. Испытания агрегата под нагрузкой (включая компенсаторный режим)............................16 ч Итого время на испытание ... 40 т V, Необходимое количество наблюдателей 1. Пульт управления ....................1 чел. 2. Машинный зал (и- них один — дежурный ма- шинного зала)...........................3 чел. 3. Турбинное помещение..................1 чел.. 4. Отметка бьефов и пр................ 2 чел. Всего . . . 7 чел.. Подписи: Программу составил— _________-______________ Согласовано; Нач. электромашинного цеха---------________ Мастер по турбинам-------------------------- Мастер по генераторам—------_--------------- Дата ----------------------—-------—-----------— Пояснения к проведению испытаний. По- явление кавитационных, ударов в турбине- в каком-либо диапазоне открытия направляю- щего аппарата сопровождается сотрясе- нием агрегата и повышенной амплитудой виб- рации его узлов. Следует отметить, что в этом, диапазоне открытий направляющего аппарата появляется изменение амплитуды вибрации, от минимального значения до максимального. Частота изменений максимальной амплитуды почти во всех случаях соответствует частоте- колебаний давления в отсасывающей трубе,, которая обычно меньше частоты, соответст- вующей частоте вращения агрегата, а в неко- торых случаях кратна ей. Величины изменения амплитуды вибрации (зона неустойчивых, амплитуд) должны записываться в протокол испытания. Для определения влияния тока возбужде- ния на вибрацию агрегат пускается на холо- 105
стом ходу и замер вибрации узлов произво- дится при возбуждении 0,25; 0,50 и 0,75% от нормального и при нормальном возбуждении. Изменеш1е^иДрадинд^циименени8 дозбужде« ния (значительное, увеличение вибрации при. увеличении возбуждения] указывает на нали- чие магнитной асимметрии генератора. В этом случае в дальнейшем следует производить ос- циллографирование тока, наводимого в про- воднике, охватывающем одно полюсное деле- ние, как это было описано в гл. 2. .Испытания агрегата на холостом ходу без возбуждения проводятся при разных частотах вращения вала машины с целью выявления небаланса ротора. При этом частота вращения ротора устанавливается 0,6; 0,8; 1,0 от нор- мальной и на 15 и 30% выше нормаль- ной. В каждом случае фиксируется вели- чина амплитуды вибрации, которая в случае небаланса будет изменяться почти прямоли- нейно, пропорционально квадрату частоты. Определение вибрации при пониженных ча- стотах вращения агрегата (ниже 50% номи- нального) нежелательно, так как при этом ухудшается режим смазки пяты. Причины вибрдции, вызванной кавитацион-. ными или какими-либо гидравлическими явле- ниями в турбине (ударный вход воды на лопа- сти и пр.), легко обнаруживаются при запуске •агрегата двигателем с опорожненной турбин- ной камерой. В этом случае вибрация агрегата резко уменьшается по, сравнению с вибрацией, наблюдаемой при активной нагрузке на гене- раторе. При на личии механических причин - вибрации (небаланс ротора, неправильная линия вала и пр.) величина ее при режиме .двигателя почти не изменится. Перевод агрегата в режим двигателя осу- ществляется полным закрытием направляюще- го аппарата турбины при работе агрегата на деть. Освобождение рабочего колеса от воды в случае положительной высоты отсасывания (колесо не затоплено) осуществляется впус- ком атмосферного воздуха в камеру рабочего колеса через специальные трубопроводы, или через клапаны срыва вакуума, которые в этом случае принудительно открываются. При на- личии подпора со стороны нижнего бьефа (рабочее колесо затоплено) освобождение ко- леса от воды осуществляется впуском сжатого воздуха в камеру турбины (воздух подается от компрессора низкого давления —7—8 ат). В обоих случаях срыв вакуума под рабочим колесом наблюдается по вакуумметру, а осво- бождение колеса от воды — по уменьшению мощности, потребляемой генератором из сети. Время освобождения колеса от воды, обычно не превышает 50—60 сек. 106 Приведенная выше методика выявления причин вибрации путем исключения отдельных возмущающих сил, появляющихся в опреде- ленных- режимах работы агрегата, значительно облегчает работу персонала по снижению виб- рации до нормативных величин. В табл. 5-2 даны характер изменения виб- рации в зависимости от причин и примерный вид осциллограмм. Порядок проведения испытаний. Исследо- вание вибрации агрегата производится при ра- боте турбины на ограничителе открытия, что исключает возможность изменения режима, неизбежного при автоматическом регулирова- нии и затрудняющего сравнение и анализ ре- зультатов замеров. Исследуемый режим устанавливается Де- журным персоналом при помощи механизма ограничителя до получения необходимой на- грузки. Режимы разных частот вращения ротора на холостом ходу без возбуждения устанавли- ваются при помощи механизма ограничителя при снятом 1напряжении с двигателя маят- ника регулятора скорости и контролируются по тахометру регулятора. При каждом режиме производятся замеры показаний приборов в основном на трех отмет- ках (в случае генераторов подвесного типа): на уровне машинного зала, турбинного поме- щения и на пульте управления. , В машинном зале измеряются: вибрация верхней крестовины в трех направлениях; от- крытие направляющего аппарата- в делениях шкалы открытия и скорость вращений- турби- ны по тахометру в случае нахождения колонки регулятора в генераторном зале; угол установ- ки лопастей рабочего колеса; вибрация ниж- ней крестовины генератора. В турбинном помещении замеряются: виб- рация корпуса турбинного подшипника и бие- ние вала; открытие направляющего аппарата по шкале открытия сервомотора; давление в спиральной камере турбины и вакуума в от- сасывающей трубе (желательно для измере- ния вакуума использовать датчики давления с записью показаний на осциллографе). На пульте управления замеряются; мощ- ность генератора; напряжение, величина тока; отметка горизонтов воды в нижнем и верхнем бьефах по дистанционным- указателям уров- ней; частота сети. Соответственно числу отметок, на которых делаются замеры необходимых величин, про- изводится расстановка наблюдателей с соот- ветствующими формами протоколов записей. В большинстве случаев для записи показа- ний приборов пульта используется дежурный
Группа ваз и j щаю ици сиЛ Причины вибрации эгретата Режимы работы агрегата Механи- ческие Небаланс ротора Холостой ход без воз- буждения с различ- ным п — Излом линия вата То же и режим СК Задевание вращаю- щихся частей о не- подвижные Различные режимы при изменении аш и по- стоянном п Г чдра в- дические о м Наличие гидравличе- ских воамущающих сил Режим СК, рабочее колесо без воды и = const Неоптимальная комби- наторная зависи- мость поворотно- лопастных турбин Пропеллерные режимы при у = const, а0 — переменное
Таблица 5-2 Характер изменения вибраций Примеры осодллограмм 2Л
Продолжение табл. 5-2 Группа возмущаю- щие сил Причины вибрацгав агрегата Режимы работы агрегата Характер изменения вибрации Примеры осциллограмм Г ндрав- лическне Вихревой шнур в от- сасывающей трубе Наг ру з очи ые р е ж иы со впуском воздуха в отсасывающую трубу J 1 воздуха - ^^ibfCo ВпичроМ '''воздуха а| хУ^п\ Гг “/- я2;4=г*; ZAg > Z Af Яр Гцдравличесний не- ба гганс рабочего ко- леса Нагрузочный режим и режим СК, колесо без воды А 2А 1 яр ZAJ Рагризечный режим ДДЛД t 'vvV' VVUH л ; ZAf Т Т Г /’г--А ?Аг >2А Кавитационные явле- ния в турбине Нагрузочные режимы при изменении отмет- ки нижнего бьефа 2А ^Я Яр ZA1 Режим холотоге ягеЛ* я® л» —' U W 1/ T>"*WVT'"*1 J РЛ . - - А. • PJ _ Z РЛ . Uf’7 Элект- рические Наличие электриче- ских возмущающих СИЛ ХолостоГ ход без воз- буждения и с возбуж- дением. Включение и отключение АГП 12А ... Режим хместоео я?рЛ» пгщ Л Л A Д |—***^ 70 Г V V VI С P3^wfe»gff -Ptm.w wm e A rff Замыкание части об- моток ротора Холостой ход без воз- буждения и с возбуж- дением AZA ^2 ; 2Ag > ZAt fg = go jna 1 Тон ff nftoSoff- Л Л Л Л Л Л Л l/l f1 f 1 Л f 1 f 1 /1 / 1 mbffitiw- Д ;2а» включение Afff L u У u V U V V U чew p p 1 тмю/жге 6®Ы. ff0P3tfy»ffl5W«: ем *-|
персонал ГЭС. Руководи- тель испытания обычно де- лает замеры вибрации, так как эта работа является наиболее ответственной. Изменение режима агре- гата производится только по указанию руководителя ис- пытаний. Замеры всех величин для каждого режима начинают- ся по сигналу руководителя -испытания. Рис. 5-1. Графическое оформление результатов испытаний. и == изменение двойной амплитуды вертикальной вибрации 2 Д в зависимости от откры* тия направляющего аппарата; х = X = X заглушены диафрагмы; = • — — • — диа- фрагма диаметром 2 ф—0^0— диафрагма диаметром 10 мм; А— диа- фрагма диаметром 6 □ = изменение двойной амплитуды вибрации 2 Д в зависимости от квадрата частоты вращения Я*; / = Горизонтальная продольная вибрация; 2 = гори- зонтальная поперечная вибрация. Вибрация крестовины замеряется на каждой лапе, причем если величина виб- рации всех лап одинакова при первом режиме, то ,н дальнейшем замеры мож= но ограничить двумя точ- ками (на двух диаметральных лапах кресто- вины) . В ряде случаев при ограниченном числе вибродатчиков удобно провести весь цикл ис- пытаний, замеряя вибрацию только на одной верхней крестовине, не перенося вибродатчики на другую отметку, затем цикл повторить, установив датчики на нижней крестовине, а также на турбинном подшипнике. Во всех случаях направления вибрации надо выбирать одинаковыми. Данные замеров и показания приборов сводятся в протокол испытаний, форма кото- рого приводится ниже (для агрегата с генера- тором подвесного типа). Обработка результатов испытаний. После проведения всех испытаний составляется тех- нический акт, в котором подробно описыва- ются порядок проведения работы, применяв- шиеся приборы, их установка, места производ- ства замеров вибрации и даются результаты испытаний в виде протоколов (см. форму) и графиков. Для удобства анализа результатов реко- мендуется построить следующие графики: 1. Изменение двойной амплитуды вибрации для каждого направления и каждого узла (крестовина, подшипник и пр.) в зависимости от мощности агрегата или открытия направ- ляющего аппарата. В этом случае по оси абсцисс откладывается мощность агрегата от максимальной до холостого хода с возбужде- нием или открытие направляющего аппарата, а по оси ординат-= двойная амплитуда вибра- ции (лл). При этом наносятся двойные амплитуды вибрации для каждой частотной составляющей, а также максимальная сум- марная амплитуда. На графиках наносится не- устойчивая зона величин амплитуд вибрации. На рис. 5-1,а представлен такой график при разных отверстиях впуска воздуха под ко- лесо для агрегата мощностью 14 тыс. кет. 2. Изменение двойной амплитуды вибрации для каждого направления и каждого узла в зависимости от квадрата частоты враще- ния п2. В этом случае по оси абсцисс откладыва- ются квадраты частоты вращения, а по оси ординат — двойная амплитуда вибрации 2А (мм). На рис. 5-1,6 показан пример такого гра- фика для агрегата мощностью 15 тыс. кет. 3. Изменение давления под рабочим коло- сом на периферии и в центре отсасывающей трубы в зависимости от мощности агрегата или открытия направляющего аппарата. В этом случае по оси абсцисс откладывается мощность агрегата от максимальной до холо- стого хода с возбуждением или открытие на- правляющего аппарата в масштабе, одинако- вом с графиком п. 1, а по оси ординат — двой- ная амплитуда колебания давления в отсасы- вающей трубе (л вод. ст.). На этом графике также наносится зона неустойчивого значения давления. Пример такого графика приведен на рис. 5-2. После проведения обработки материалов и анализа вибрационного соотояния агрегатов может появиться необходимость проведения исследований дополнительных режимов или повторения прежних. Кроме того, повышенная вибрация агрега- та требует проведения некоторых мероприя- тий, позволяющих уменьшить ее. С этой точки зрения необходимо знать, как оценивается та или иная величина полученной амплитуды 109
Открытие н.а. в Велениях шкалы открытия Рис. 5-2. Изменение двойной амплитуды колебания давлении в отсасывающей трубе при изменении открытии направлиющего аппарата (обозначения см. на рис. 5-1,а). вибрации, следует ли принять немедленные меры по уменьшению амплитуды вибрации или агрегат может еще удовлетворительно ра- ботать до более благоприятного момента (ре- монт агрегата, ревизия), когда повышенная вибрация будет устранена без спешки и более радикально. Для оценки величины вибрации агрегата в гл. 6 приведены графики допустимых ампли- туд и таблицы, облегчающие оценку вибраци- онного состояния агрегата. Кроме того, в той же главе приводится сводка наиболее вероят- ных причин вибрации и характера вызывае- мых ими вибраций. 5-2. ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРАЦИИ ПО ТИПОВОЙ ПРОГРАММЕ № 2 Обязательному обследованию подлежит хо- тя бы один из агрегатов, установленных на ГЭС, Обычно из однотипных агрегатов выби- рается наихудший, у которого ранее наблюда- лись какие-либо повреждения или поведение которого при переходных режимах вызывает опасения при эксплуатации. Программа этих испытаний согласовы- вается с главным инженером энергосистемы и диспетчером системы. Ниже приводится общая типовая програм- ма исследований агрегата в переходных режи- мах, на основании которой для каждого вида испытаний (сбросы нагрузок, самосинхрониза- ция и пр.) на месте составляются рабочие программы. Рабочие программы содержат конкретные указания о порядке проведения отдельных видов испытаний, изменений в схе- ме п режимах работы станции на время испы- таний данного агрегата, уставок реле и пр. X а и Двойная амплитуда вибрации, жж эинвьэганйц Ж нкйвйдойдиа S Турбинный подшип- ник квнчтгвмнхбэд 2 jedag -эд yraswd£j г- фэчд цннхйэя—фэчд цинжиц Й — Нижняя крестовина генератора ввнчхгеидШэд ьй аэйэд yi4S9ir=Jad -эд цмнвбц X фэчд цинж!эв=фачд уинжиц □ Верхняя арестовина генератора S КВНЧ1ГЕМ -ихdag jaday цна -Э1?— уиявйц - фэчд уинхйаа =фэчд уинжин 2 Лапа № 1 ЕВНЧ1ГВМ -ихйэд Sb jaday цма -sir—лэйэд Шчавйц ас фэчд уинхйаа —фачд уинжин г- щз -@оч иг ‘эдЛйх уэТпошшчавэхо а гглКмвд Давление в спираль- ной камере, ж бчэсй ст. иа Частота вращения вала гурбвны об/жим Угол установки рабочих жластей иля тур- бин пово- рот НОЛ 0- пастных). Открытие направ- ляющего аппарата в делениях шкалы См э г J t J о * й £ "S ПО
Главным инженером гидростанции назна- чается ответственный руководитель испытаний, только по распоряжению которого проводятся все манипуляции с испытываемым агрегатом, открытие нарядов на проведение работ и сда- ча агрегата дежурному персоналу после окон- чания испытаний. Типовая программа № 2 по исследованию вибрации гидроагре- гатов №-— --------ГЭС—— ----------- в переходных режимах „Утверждаю* Главный инженер ГЭС :—---------—— I. Ц е Л ь исследований Определение влияния переходных режимов на виб- рацию и деформацию отдельных узлов агрегата. II. Подготовительные работы при остановленном агрегате I. Наклейка и сушка тензодатчиков, укладка про- водов и кабеля, установка токосъемника, 2. Установка и наладка прочей аппаратуры (осцил- лограф, датчики) согласно табл. 5-3. 3. Организация постов наблюдения, оборудование фотокомнаты для проявления и зарядки осциллограмм. III. Режимы работы агрегата при испытании 1. Пуск агрегата до пВоИ. 2. Повышение и понижение напряжения статора при включении и отключении АГП на холостом ходу генератора. Количество включений и отключений АГП зависит от количества установленных датчиков и уси- лительной аппаратуры. 3. Точная синхронизация ручная и автоматическая (по четыре включения каждым способом). 4. Самосинхронизация в статическом режиме при скольжениях 0, ±2, ±4, ±6%. 5. Автоматическая синхронизация в 'Процессе пуска агрегата при различных значениях ускорения ротора (от 0,6 до 5 гц/свк). Ускорение изменяется величинами пускового открытия направляющего аппарата и пуско- вого угла установки лопастей рабочего колеса (у пово- ротнолопастных гидротурбин). в. Самосинхро'низация при выбранном для эксплуа- тационных условий скольжении при возможном отклю- чении релейной форсировки возбуждения устройств ком- паундирования и коррекции возбуждения. 7. Нормальные нагрузочные режимы 25, 50, 75 и 100% 'Номинальной нагрузки. 8. 'Сбросы 'нагрузки 25, 50, 76 и 1100% номинальной. 9. Отключение АПП с последующим его включением через 110—15 сек, при ‘нагрузках 10, 25 и 50% номиналь- ной (асинхронный режим и ресинхронизация). 10, Несимметричная нагрузка генератора. Допус- кается несимметрпя нагрузки фаз до 20%. И. Трехфазное короткое замыкание на зажимах отключенного генератора с плавным подъемом тока до номинального. 12. Самосинхронизация блока генератор — транс- форматор. IV. Замеряемые величины при испытании (примерный перечень аппаратуры и материалов приводится в табл. 5-3) В процессе переходного режима с помощью соответ- ствующих датчиков осциллографируются следующие ве- личины: И. Ток статора. 2. Ток ротора. 3. Напряжение тока статора- 4. Вибрация опорных узлов агрегата, корпуса стато- ра и биение вала. Б. Деформ.ация отдельных узлов турбины и генера- тора, включая деформацию лобовых частей обмотки статора, крутящий момент и осевое усилие на валу турбины. 6. Частота вращения вала. 7. Открытие регулирующих органов турбины. 8. Давление в проточной части турбины (давление в спиральной камере и вакуум в отсасывающей трубе) Визуально по приборам пульта управления произ- водится отсчет до и после переходного процесса следую- щих параметров: И) напора турбины; 2) отметок горизонтов воды ГЭС; 3) ’электрической мощности (активной 'И реактив- ной) генератора; 4) тока и напряжения статора и ротора генератора;, 5) частоты тока. V. Необходимое время для испытаний одного агрегата1- 1. Подготовительные работы (установка и наладка аппаратуры) .................................. 40 т 2. Выбор активных точек — включение и отключе- ние АГП........................................ 6 ч 3. Испытание, агрегата на холостом ходу (пуск, синхронизация и пр.) .......................... 8, 4. Испытание агрегата под нагрузкой (нагрузочные режимы, сбросы нагрузок).................... . 12 ч 5, Специальные испытания агрегата (ресинхрони- зация, короткое замыкание и пр.) ..... . 12 ч Всего по программе № 2 . . . 78 ч VI. Необходимое количество наблюдателей1 1. Пульт управления.......................... 1 чел. 2. Осциллографическая запись величин и проявле- ние осциллограмм ............................ 4 чел. 3. Изменение режимов турбины...................1 чел. 4. Визуальные измерения по приборам ГЭС .... 2 чел. Итого.....................8 чел. Подписи: Программу составил_______. ___ Согласовано: Нач. эпектромашинного цеха__— __________ . Нач. электролаборатории__ ____________;____ ., Мастер _____________=______.________ _ _ _ 1 Необходимое врем.я испытаний и количество на- блюдателей устанавливаются на каждой ГЭС особо- в соответствии с объемом проводимых испытаний и дру- гими местными условиями. Результаты испытаний по программе № 2 требуют, как правило, квалифицированной и кропотливой обработки. Особенно это касается обработки записей случайных процессов. Ш
Таблица 5-3 Таблица аппаратуры и материалов (по опыту ОРГРЭС—ВНИИЭ), необходимых при проведении испытаний по программе № 2 Нэнм@нов1ние Характеристика Количество Тензометрический шлейфовый многоточечный Чувствительность вибраторов до 10 ’ а/мм м 1 компл осциллограф типа ОТ-24 для одновременной записи Собственная частота 400 и 600 гч 24 величин иа общей ленте Вибраторы к шлейфовому осциллографу ОТ-24 То же 6 шт для записи токов и напряжений Гальванометры к шлейфовому осциллографу Чувствительность 10-8 и/мм-м Собственная 18 шт ОТ 24 Для записи вибрации частота не более 18=20 гц Вибродатчики типа ВЭГИК Масштабы увеличения 100, 250 и 550, Диапа- 3 шт. зон измеряемых частот 1—200 гц Вибродатчики типа ВДЦ То же 3 шт. Вибродатчикп КОО1 й 6 шт. Четырехканальный усилитель типа ИДД 3 Наибольшая чувствительность 10 кг/смг на I комп л 1 лл отклонения луча на экране осциллографа Шестиканальный усилитель типа ИДД-4 на по То же 1 КОМПЛ пупроводниках Тензометры сопротивления Из константана 0 0,025—0,030 мм с базой от 500 шт 5 до 30 мм сопротивлением 120 и 200 ом Осциллографная бумага к осциллографу ОТ-24 Ширина 200 мм. Длина в рулоне 50 м 20 рулонов Клей для приклейки тензометров сопротивления БФ 4, БФ-2, 192Т 0,5 кг Паста „Компаунд* для защиты тензометров от „Компаунд* 1 кг «влаги Мегомметр для контроля изоляции наклеенных На 100—200 Мом, 500 в 1 шт тензометров Реохорды универсальные для записи перемеще Сопротивление 200 ом (круговые) 2 шт. ний направляющего аппарата и угла лопастей рабо чего колеса с набором шкивов на ходы от 50 до 1 200 мм Датчики давления манометрические На давление от 1 до 50 ат 5 компл Датчик частоты вращения При измерении частоты вращения от 0 до 1 компл 2нН0М при отклонении светового луча осциллографа на 200 мм Гетинакс листовой для токосъема Толщина 0,5 мм 1,5 л2 Латунь листовая для токосъема Толщина 0,5 и 0,2 мм 0,5 л2 Кабель ТВРКШ Сечение 0,5 мм\ двухжитьный 500 л То же, трехжильный 500 л Кабель экранированный МГВАЗ Трехжильный, сечение 0,5 лл2 400 л 'Ручной тахометр типа Горна От 10 до 1 000 об/мин 1 шт Индикаторы валовые стрелочные Точность отсчета 0,01 мм 4 компл. Спирт или ацетон дли тенюдатчиков — 0,5 кг Тестер или омметр Измеритель тока, напряжения и сопротивления 1 компл. Паяльник к принадлежностям длн пайки (кани- На 12 и 220 в 2 компл. фоль, олово) Аппарат для сушки тензодатчиков Переделан из пылесоса „Днепр* пли др. 1 компл Набор тензометрических балочек равного сопро Стальные балки равного сопротивления По потреб- тивления для измерения вибрации, перемещений ности Набор инструмента (переносный) Набор слесарного инструмента 1 компл. Пресс Рухгольца для тарировки манометров и Пресс с набором гирь до 50 /сг 1 компл. датчиков давления Бланки протоколов испытаний, исурналы на Канцелярские товары По потреб- блюдений и прочие канцелярские принадлежности ностн В качестве отчетного материала должны быть даны также зависимости корреляционной функции Л(т) и спектральной плотности 5 (ш) При проведении эксплуатационных испыта ний составляется рабочая программа в зави- симости от местных условий. В эту програм- му включается перечень всех измеряемых ве- личин, необходимых для заполнения отчетной документации по ремонту. 112
ГЛАВА ШЕСТАЯ МЕТОДЫ УСТРАНЕНИЯ И НАБЛЮДЕНИЯ ЗА ВИБРАЦИЕЙ агрегата 6-1. УСТРАНЕНИЕ НЕПОЛАДОК, ВЫЗВАННЫХ МЕХАНИЧЕСКИМИ ВОЗМУЩАЮЩИМИ СИЛАМИ После, изготовления рабочего колеса на за- воде производят статическую балансировку. Однако в процессе эксплуатации посл_е ремон- та рабочего колеса с применением сварки для устранения кавитационных разрушений и ис- тирания наносами колесо оказывается разба- лансированным. В этом случае перед сборкой турбины колесо статически балансируется на специальном приспособлении, которое можно изготовить на каждой станции. Ниже дается описание, трех приспособле- ний для статической балансировки рабочего колеса. а) Балансировка рабочих колес гидротурбин Балансировка на призмах. Для балансировки турбин, масса рабочего колеса которых с валом не превышает 10 т, применя- ют две призмы, установленные строго горизон- тально на одном уровне. На призмы кладут вал турбины с рабочим колесом, как это по- казано на рис. 6-1,а. Призмы изготовляются как из стали, так и из чугуна. Длина призм выбирается из расче- та (5-еб) D, где D — диаметр шейки вала. Ширина рабочей поверхности призмы а (рис. 6-1,6) выбирается в зависимости от мас- сы балансируемого ротора и составляет при- мерно: 3=5 мм — для роторов с массой менее 1 Т; 6—8 мм — для роторов от 2 до 6 т; 30 Л1.я — для роторов от 8 до Т2 т. Рабочие поверхности призм должны быть хорошо отшлифованы, а края закруглены. Расстояние между призмами выбирается в зависимости от длины вала. Обычно призма располагается в непосредственной близости от фланцев вала. Перед балансировкой колесо должно быть очищено от грязи. При наличии съемных ко- лец уплотнения и обтекателя они должны быть установлены и закреплены на рабочем колесе до балансировки, так как в противном случае их установка может вызвать небаланс рабоче- го колеса и повышенную вибрацию агрегата. Шейки вала в местах опирания на призмы должны быть проверены индикатором и в слу- чае наличия эллипсности или неровности более 0,01 мм зачищены и зашлифованы. Неуравновешенный ротор на призмах зай- мет положение, при котором тяжелая сторона расположится внизу. На легкой стороне укреп- ляют груз, подбираемый по весу и расположе- нию так, чтобы при перекатывании по приз- мам ротор оставался в равновесии в любом положении. Грузы обыкновенно помещают у радиально-осевых колес с. ng>200 на ниж- нем ободе рабочего колеса, где для этого сде- лана специальная выточка. Для радиально- осевых колес с ws<200 грузы помещают на верхнем ободе рабочего колеса. У колес про- пеллерных и поворотнолопастных грузы по- мещают обыкновенно в верхней части втулки рабочего колеса. После того как достигнуто равновесное по- ложение ротора на призмах, приступают к устрашению небаланса, оставшегося вслед- ствие наличия трения между призмами и ва- лом и инерции ротора. Для этого на ободе ра- бочего колеса наносят мелом шесть делений, разбивающих окружность ротора на равные части. Ротор устанавливают поочередно 6 раз таким образом, чтобы два противоположных деления располагались горизонтально. При каждой установке ротора навешивают грузики по 10=30 гс на одинаковом расстоя- нии от центра колеса до тех пор, пока ротор не начинает медленно поворачиваться на приз- мах. После этого грузики снимаются, фикси- Номера делении на окружности ротора в) Рис. 6-1. Балансировка колеса турбины на призмах. Q == установка кплгс ня призмах; G — профиль призмы для стз= тической балансировки валя с рабочим колесом гидротурбины; в—определение веся добавочного грузя. .8—276 113
Рис. 6-2. Шаровая опора для балансировки рабочего колеса. (PR = GM R где Ц — Коэффициент трения в опоре; О=-вес рабочего колеса; R -= радиус крепления грузя Р, руется их масса и номер деления, на котором □ни были установлены. Так поступают для каждого деления; при этом во избежание ошибок грузики следует на- вешивать на те деления, которые вызывали бы проворачивание ротора в одном направлении. После того как для всех шести делений получены веса грузиков, выводящих ротор из состояния покоя, строится график зависимости веса грузиков от номера деления (рис. 6-1,s). Тяжелая сторона ротора соответствует мини- муму кривой, легкая — максимуму. Сила тя- жести дополнительного балансирующего груза определяется по формуле л ____л Q = Лмакс _ 2 ’ где Лманс — ордината максимального значения кривой; Лиин — ордината минимального значе- ния кривой. э Балансирующий грузик прикрепляется на стороне деления, соответствующего максиму- му кривой. Определенный статической балансировкой общий груз надежно закрепляется в надлежа- щем месте. Крепление груза Должно быть рассчитано с учетом центробежной силы, раз- виваемой грузом при разгонных оборотах ро- тора. После установки груза его необходимо закрыть защитными листами, чтобы не нару- шался параболоид вращения воды в данной полости. Балансировка на шаровых опо- рах. Рабочие колеса, масса которых дости- гает 50 т и более, удобнее балансировать на 114 приспособлениях в виде шаровой опоры. Та- кое приспособление состоит (рис. 6-2) из опорной колонны 1, каленых и отшлифован- ных стальных гнезд 2 для шариковой опоры Зг регулирующего винта 4 и втулки 5, точно при- гнанной по расточке рабочего колеса. Винт 4 служит для регулировки высотного положения центра подвеса по отношению к центру тяжести рабочего колеса. Это рас- стояние должно быть минимальным для уве- личения чувствительности балансировки. Од- нако для сохранения устойчивого равновесия центр тяжести должен находиться ниже точки подвеса. При балансировке поступают следующим образом. На верхнюю плоскость ступицы ра- бочего колеса на противоположных сторонах одного диаметра устанавливают два одинако- вых уровня, фиксирующих отклонения плоско- сти втулки в двух перпендикулярных направ- лениях. Затем подбирают силу тяжести груза, укрепляемого на легкой стороне колеса, с та- ким расчетом, чтобы верхняя плоскость уста- новилась горизонтально по уровню. После это- го колесо с помощью винта 4 поднимают вы- ше, достигая большей чувствительности к от- клонению колеса под действием малого груза. Представленное на рис. 6-2 колесо имело диаметр 5,33 м, высоту 3,30 м и массу 91 т. При его балансировке чувствительность была доведена до такой степени, что .прилагаемый на обод груз 0,9 кг вызывал значительное от- клонение рабочего колеса от горизонтали. После того как достигнуто устойчивое' по- ложение рабочего колеса приступают к определе- нию оставшегося неба- ланса, вызванного трени- ем в опоре и инерцией рабочего колеса (нечув- ствительности приспособ- ления). Для этого верх- нюю плоскость ступицы колеса разбивают на шесть равных частей и на каждое деление пооче- редно навешивают грузи- ки до тех пор, пока верх- няя плоскость не откло- нится от горизонтали. Подсчет оставшегося не- баланса ведут по описан- ному выше способу. На Баксанской ГЭС для балансировки рабо- чих колес турбин приме- нялась шариковая опора, подвешиваемая на крюк на шаровой опоре, Рис. 6-3. Подвесная шаровая опора для балансировки рабо- чих колес.
мостового крана. Приспособление состоит из рыма 1 (рис. 6-3), гнезда 2, вставленного в рым и опирающегося на шарик 3, балочки 4 с гнез- дом для шарика, связанной с рымами для под- вески к крюку мостового крана, диска 5 с про- точенной фаской по фланцу верхнего обода рабочего колеса, шарикоподшипника 6. Рабочее колесо заточкой верхнего фланца (втулкой) опирается на диск 5. Все приспособ- ление подвешивается на крюк мостового крана. Балансировка колеса проводится аналогия- но описанному ранее способу. Отклонение верхней плоскости рабочего колеса от горизон- тали контролируется двумя уровнями. б] Балансировка ротора генератора в своих подшипниках Роторы вертикальных генераторов обыкно- венно имеют сравнительно большую массу (несколько десятков тонн) и значительные разм_еры, что затрудняет их балансировку на каких-либо специальных приспособлениях. В условиях эксплуатации иногда наблюдается разбалансировка роторов генераторов, напри- мер после ремонта, вследствие смещения по- люсов ротора при ослаблении их крепления. Это создает необходимость балансировки агрегата на месте установки, которая прово- дится при рабочей частоте вращения ротора. Амплитуда вибрации прямо пропорцио- нальна возмущающим силам. Эта зависимость положена в основу балансировки гидроагрега- тов. Незначительные отклонения от этого условия вызываются неполадками в конструк- ции подшипников, системе смазки и другими факторами. При балансировке величина двойной амплитуды вибрации замеряется на верхней крестовине генератора (у генераторов подвес- ного типа) или на нижней (у генераторов зон- тичного типа). Замер вибрации производится вибрографом или индикатором возможно бли- же к середине крестовины, причем индикатор должен быть установлен на неподвижной опо- ре, не связанной с вибрирующими частями агрегата. В камере турбины при замере вибрации индикатором может быть использован дере- вянный брус, опирающийся на выступы стен, кн камеры или на специальные стойки. Вибрация замеряется в трех направлениях: двух горизонтальных и вертикальном- При определении небаланса выбирается направление вибрации, соответствующее ма- ксимальному изменению амплитуд. В ряде случаев при балансировке тихоход- ных- турбин, ротрры генератора которых име- ют развитые осевые размеры, появляется 'не- обходимость проводить балансировку по двум сторонам (динамический небаланс), причем груз устанавливается как на верхней, так и на противоположной нижней стороне ротора. При этом балансировка проводится при заме- ре 'вибрации сначала на верхней стороне (верхняя крестовина), затем на нижней сто* роне (нижняя крестовина). В большинстве случаев устранения вибра- ции гидроагрегата удается добиться прикреп- лением груза на одной стороне ротора гене- ратора. Балансировка методом отметок на валу. Балансировка производится при работе агрегата на холостом ходу без возбуж- дения и при нормальной частоте вращения. Для этого выбирают свободный участок вала, на котором цветным карандашом делают отметку бьющей части вала. Этим опреде- ляется плоскость максимальной амплитуды вибрации. При нанесении отметок рука или стойка, в которой закреплен карандаш, не должна ка- саться вибрирующих деталей. Цветной каран- даш подводится к вращающемуся валу, пока легко не коснется его. Чем короче получается цветная черта (дуга), тем легче балансировать ротор. Черточки наносятся в количестве 5 — 10 шт. (рис. 6-4, линии /—5). Одновременно с нанесением на валу цветных черточек 'про- изводят замер вибрации ближайшей опоры ге- нератора (крестовина, подшипник). После этого машину останавливают и находят цен- тры нанесенных дуг (линии V—5'), путем де- ления их пополам; по центрам дуг находят среднюю линию. Центры дуг (засечки) всегда соответствуют «тяжелой» точке ротора. Балан- сирующий груз должен быть приложен на про- тивоположной стороне от центра рисок с уче- том смещения положения «тяжелой» точ_ки (обычно смещение для гидротурбин не превос- ходит одного-двух полюсных делений ротора). Положение центра отметки А наносится на чертеже (рис. 6-5,я), а на радиусе ОА откла- дывается вектор вибрации Оа, длина которого в выбранном масштабе равна двойной ампли- туде вибрации. В точке С, отстоящей на 90° позади линии ОА, укрепляют пробный груз Р, вес которого ориентировочно выбирается из расчета, чтобы центробежная сила, развивае- мая им, составляла 1=5%' от половины веса ротора генератора для генератора подвесного типа (меньший процент — для агрегатов с ча- стотой вращения вала до 100 об/мин, боль- ший — для агрегатов с частотой вращения 8 115
Рис. 6-4. Балансировка ротора методом отметок. Рис 6-5 Графическое построение при балансировке методом отметок. а = нахождение небаланса ме1идим отметок, / — небаланс 2 = отметка 1 го пуска, 3 = oiMeika 2 го пуска, 4—пробный груз, 5 — балансирующий груз, б — расположение пробных грузов, в — параллелограмм сил 500 об/мин), т, е. -£^ = (0,01-^0,05)^-, откуда Р = (0,01 -н 0,05) , Р—сила тяжести пробного груза, кгс; Ср = сила тяжести гене- ратора, кгс; ш—угловая частота, 1/сек; г — радиус прикрепления пробного груза, м. Надежно закрепив пробный груз на роторе агрегата, доводят частоту вращения до нор- мальной. После замера вибрации и вторичного нанесения отметок на валу машину останавли- вают и определяют новый пентр отметок В, который также наносят на чертеже рис. 6-5,а. На радиусе ОВ строят вектор вибрации ОЬ, величина которого равна в прежнем мас- штабе двойной амплитуде вибрации. Вектор ОЬ является результирующим век- тором, возникшим от действия неуравнове- шенной массы и пробного груза Р. Из рис. 6-5,а видно, что для устранения вибрации ротора необходимо укрепить такой балансирующий груз, при котором вектор ab обращается в нуль, т. е. необходимо вектор ab повернуть на угол Л и по абсолютной величи- не сделать его равным вектору Оа. Для этого достаточно балансирующий груз поместить в точку D, радиус которой находится позади радиуса пробного груза и составляет с ним угол б. Затем сила тяжести балансирующего груза определяется по формуле ab ra где Р — сила тяжести пробного груза, кгс; Оа = двойная амплитуда вибрации первого пуска; ab = вектор, определенный из треуголь- ника ОаЬ; Г1 — радиус крепления пробного груза, м; г2— радиус крепления балансирую- щего груза, м. 116 Если при последующем пуске вибрация значительно уменьшилась, то расположение груза выбрано правильно. □шибка в определении небаланса может быть вызвана недостаточно аккуратным нане- сением рисок при значительном разбросе их центров. Тяжелая сторона ротора приближенно мо- жет быть определена по натирам шеек валов. После снятия вкладышей подшипников при наличии одностороннего натира на шейках ва- ла находят среднюю точку области иатпров. Через эту точку проходит плоскость небалан- са ротора. Обычно по односторонним натирам шеек валов удачно балансируются небольшие рото- ры гидромашин. Балансировка методом последо- вательного прикрепления пробно- го груза в трех точках. На холостом ходу агрегата при нормальной частоте враще- ния замеряется амплитуда вибрации кресто- вины генератора, Замеры производятся вибро- графом, виброметром или обычным инди- катором Штифт индикатора упирается в крестовину. Обозначим величину двойной амплитуды вибрации буквой цп. Затем агрегат останавливают, прикрепля- ют выбранный пробный груз в точке а и пу- скают машину, доводя частоту вращения ро- тора до нормальной (рис. 6-5,6). Снова замеряют амплитуду вибрации кре- стовины генератора тем же прибором, уста- новленным в прежнем положении на том же месте, что и при первом замере без пробного груза. Полученную величину двойной ампли- туды вибрации обозначим буквой цо. Затем повторяют всю операцию, распола- гая последовательно пробный груз в точках h и с, и получают величины двойной амплиту- ды вибрации ць и [1с.
Таким образом, из проведенной серии опы- тов становятся известны амплитуды вибрации крестовины, вызванной наличием силы неба- ланса U при испытании без пробного груза и результирующилги силами Ra, Яъ и 7?с при по- мещении пробного груза G соответственно в точки а, b и с (рис. 6-6). Основное допущение, принятое ранее, гла- сит, что величина сил, вызывающих вибрацию ротора, прямо пропорциональна амплитудам вибрации, т. е. Ra ' Rb Ra'- U = Ца ’ Ць • !‘с ’ Цо- На рис. 6-5,в представлен параллелограмм сил, из которых видно, что конечная точка О искомого небаланса U лежит в центре круга с радиусом, равным силе тяжести пробного груза (в выбранном масштабе), а конечные точки а, b и с равнодействующих Ra, Rb и Rc лежат на окружности этого круга. Положение начальной точки S вектора не- баланса U определяется расстоянием от нее до точек а, Ь, с, лежащих на той же окружно- сти, и пропорционально силам Ra, Яъ и Re- Таким образом, линия OS по величине (в выбранном масштабе) и направлению опре- деляет искомый небаланс. Задача состоит в нахождении точки S (рис. 6-6), расстояния KoTopoii от точек а, Ъ и с пропорциональны Ra * Rb . Ra = Уа ЦЬ . Це- Графическое определение небаланса про- водится следующим способом. Сила тяжести груза G, прилагаемого при опытах последовательно в точках а, b и с, на- носится в некотором масштабе (например, 1 кгс = 5 мм) на трех векторах, расположен- ных под углом 120° друг относительно друга от произвольной точки О (рис, 6-6). Далее, проводя через точки а и b прямую, восстанав- ливают в них перпендикуляры. На первом перпендикуляре от точки а в обе стороны от- кладывается в масштабе (например, 0,01 — 5,0 мм) двойная амплитуда вибрации кресто- вины ця, зам_еренная, когда пробный груз G был укреплен в точке а. В точке b на перпен- дикуляре к линии а—Ь откладывается в одну сторону, как показано на рис. 6-6, двойная амплитуда вибрации крестовины ць, замерен- ная, когда пробный груз был укреплен в точ- ке Ь. Проводя через полученные таким образом точки х, у, г прямые zx и zz/, получаем на Ли- нии b—а точки А и В. На АВ как на диаметре строится окружность (центр Oj). Эта окруж- ность является геометрическим местом всех точек, расстояния которых от точек а и b от- носятся, как Ца рь- На этой окружности бу- дет лежать и точка пересечения равнодейст- D Рис. 6-6. Определение балансировоч- ного груза. вующих Ra и Rb, которые относятся так же, как уа: ре- Таким же способом по линии Ь—с опреде- ляется геометрическое место точек, расстояния которых от точек Ь и с относятся, как Яь : Rc = sps : ре- Для этого на перпендикулярах к b—с в точках b и с откладываются в ранее выбран- ном масштабе двойные амплитуды вибрации рь и Цс как это показано на рис. 6-6. Соеди- няя прямыми концы отрезков ц,- с концом от- резка ць, отложенного в точке Ь, получаем на прямой b—с точки С и D на диаметре окруж- ности с центром Оа. Третья окружность с цен- тром О3, построенная по линии Са, служит собственно только для контроля. Три окружности пересекаются в точках S и S|. Как линии, соединяющие S с точками а, b и с, так и линии, соединяющие Si с а, b и с, пропорциональны ца : ц6 : ц0=₽а, Яь, Яс, Та- ким образом, SO и S4O дают два решения для определения величины и направления неба- ланса U. С учетом выбранного масштаба сил U может быть определено непосредственно по рис. 6-6. Для решения вопроса о том, которая из двух сил; SO или S(O — соответствует дейст- вительному небалансу ротора агрегата, срав- нивают амплитуду вибрации ц0, замеренную на крестовине до установки пробного груза, с одной из трех амплитуд ца, или ц.с. Так как амплитуды пропорциональны си- лам, можно из сравнения установить, какое из решений следует принять в расчет. 117
Рис. 6-7. Номограмма для определения места крепления пробного груза. Величина небаланса U определяется по формуле у SQ (или StO) —“ т где SO — вектор небаланса, измеренный по чертежу, мм; т = масштаб, принятый для пробного груза: 1 кгс— тс/мм. Балансирующий груз должен быть прило- жен на противоположной небалансу стороне ротора и равен ему, если он прикрепляется на том же радиусе, что и пробные грузы, или из- менен в зависимости от величин радиусов при- ложения балансировочного груза. Балансировка с помощью номо- грамм завода «Электросила», Для определения места крепления груза и его си- лы тяжести удобно пользоваться номограм- мами, разобранными инж. Е. Я. Казовским. При этом нет необходимости строить вектор- ные диаграммы, как это было описано выше. Все расчеты ведутся по номограммам, при- веденным на рис. 6-7 и 6-8. Имеем данные испытаний по трем пускам: ц —амплитуда вибрации без пробного груза; [и, [и, цз—соответственно наименьшая, сред- няя и наибольшая амплитуды вибрации, заме- ренные при трех пробных пусках. Обозначив соответственно через -41, Да и Д3 точки приложения пробного груза, по резуль- татам трех пусков определяют угол й в секто- 118
ре от радиуса ОДЬ давшего наименьшую виб- рацию, к радиусу ОА2, давшему среднюю амплитуду вибрации при закреплении в этих точках пробного груза. На радиусе под углом <5 к ОД1 и должен крепиться пробный груз. По номограмма (рис. 6-7), соединяя пря- мой линией точки с отношением амплитуды щ: цз и pi: Ца, получим по шкале угол 6. Сила тяжести необходимого балансировоч- ного груза определяется по рис. 6-8. По точ- кам pd : р,; ца: р и цз: р и по точкам шкалы угла й определяем по шкале k три значения силы тяжести балансировочных грузов: Ри Pi и Р3 а долях силы тяжести пробного груза. Действительную силу тяжести балансировоч- ного груза, располагаемого на том же рас- стоянии от центра, что и пробный груз, следу- ет брать как среднее из трех значений, т. е. п__ Pt + Рг + Ра р 3~ °’ где Ра — сила тяжести пробного груза, кгс. Если определенный таким образом груз после его закрепления на роторе не дал жела- емых результатов, балансировку нужно повто- рить. В а д ан с и р о в к а по методу. QP- ГРДиС,. Приведенные выше способы нахожде- ния тяжелой точки ротора довольно кропот- ливы и мало точны. Фактически при баланси- ровке ротора приходится подбирать место установки груза, что требует нескольких пус- ков агрегата, перестановки грузов и пр. Удобный метод нахождения небаланса ро- тора [Л. 18] разработан с использованием электродинамических датчиков вибрации типа ВЭГИК, ВДЦ, КОО1 и других датчиков. Тяжелая сторона ротора определяется сле- дующим образом. На фланце вала агрегата (рис. 6-9,а) укрепляется подковообразный магнит (использовался магнит от ваттметро- вого счетчика). На неподвижной опоре (кронштейне) на уровне прохождения магнита при вращении вала укрепляется катушка. Зазор при прохож- дении магнита мимо катушки составляет 5—10 мм. При прохождении магнита мимо катушки в ней наводится э. д. с. Подклю- чая катушку к гальванометру (шлейф) осцил- лографа, мы получаем за каждый оборот вала отклонения луча на осцилло- грамме. Параллельно с записью э. д. с, катушки на осциллограмме записывается горизонтальная вибрация опорной крестовины генератора или корпуса подшипника вибродатчиком (рис. 6-9,6). Вибродатчик устанавливается на лапе кре- стовины по возможности в той же вертикаль- я = схема расположения магнита и катушки: 1 — вал гене= ратара; * — вал турбины; 3 — медные прокладки; 4 — ка= тушка; 5 — магиит; б =- кронштейн; б — определение *тяже= лой® точки ротора по осциллограмме. ной плоскости, что и неподвижная катушка (это условие необязательно, так как можно ввести поправку на угол между плоскостями, в которых установлены катушки и вибродат- чик). После установки вибродатчика надо прове- рить, куда отклоняется световой луч на осцил- лограмме при смещении корпуса вибродатчи- ка по радиусу в сторону от центра вала. Про- верка осуществляется легким принудительным толканием сейсмической массы датчика. При этом необходимо помнить, что вместе с крес- товиной генератора перемещается корпус виб- родатчика, а сейсмическая масса остается в пространстве как бы неподвижной. Для определения фазы небаланса снимает- ся осциллограмма при холостом ходе невоз- бужденного агрегата при нормальной частоте вращения. Скорость ленты фотобумаги выбира- ется при этом порядка примерно 60 мм за вре- мя одного оборота вала. Для определения фазы небаланса достаточно снять одну осцил- лограмму длиной в среднем 200 мм. Тяжелая точка ротора определяется сле- дующим образом (рис. 6-9,6): 1. Проводится вертикальная линия Л—В, пересекающая максимум или минимум кривой вибрации. 2. Определяются длины отрезков а и Ъ (juju). 3. Определяется число полюсов (или угол f в градусах), соответствующее размеру Ь (размер а соответствует полному числу полюсов ротора 2р или углу ¥== 360°): z = ‘~-b или в граду- 119
Допустим, что вибродатчик находился в одной вертикальной плоскости с катушкой и смещение луча, например вверх на вибро- грамме, соответствует толчку ротора в сторо- ну датчика при правом вращении ротора. Тог- да по рис. 6-9,6 мы видим, что «тяжелая» точ- ка ротора вызывает максимальное отклонение вибродатчика в тот момент, когда магнит еще не подошел к катушке на угол, соответствую- щий z полюсам пли а, град. Следовательно, «тяжелая» точка ротора для нашего случая находится на z полюсов впереди по вращению от полюса, лежащего в вертикальной плоско- сти магнита. Таким образом, определяется сразу полюс ротора, в вертикальной плоскости которого находится «тяжелая» точка. Следовательно, балансировочный груз необходимо закреплять с противоположной стороны ротора. Сила тя- жести балансировочного груза определяется ориентировочно по приведенной выше форму- ле (см. стр. 116). После крепления груза на роторе проверя- ются вибрация агрегата и место положения «тяжелой» точки. Если на осциллограмме «тя- желая» точка переместилась на 180°, значит, сила тяжести груза завышена и его надо уменьшить. Если «тяжелая» точка не сместилась по от- ношению к максимуму вибрации, а макси- мальное отклонение луча вибродатчика умень- шилось, то место груза определено правильно, а груз мал. Окончательная сила тяжести ба- лансировочного груза определяется из следу- ющих соображений. Амплитуда вибрации после установки пер- вого груза силой тяжести Pi, кгс, уменьшилась с Ао до At, мм. Следовательно, для уменьше- ния амплитуды вибрации на 1 мм необходим груз А __ А , кгс[мм. Так как оставшаяся амплитуда равна At, мм, необходимо добавить к ранее установлен- ному грузу еще груз силой тяжести A„ — ArAv кгс- Таким образом, для уменьшения вибрации с амплитудой Ао необходимо установить груз силой тяжести Р = Р1+ д-й-дгА, кгс. Необходимый груз обычно вырезается из листовой стали толщиной 12—15 мм и кре- пится на ребрах ротора или на ободе ротора с помощью болтов необходимого диаметра. 120 Практика балансировки роторов показала, что при нормальной частоте вращения роторов гидроагрегатов угол сдвига фазы между тяже- лой точкой и смещением- близок к нулю. По- этому каких-либо угловых поправок на уста- новку балансировочного груза можно не вво- дить [Л. 18]. Описанная методика нахождения «тяже- лой» точки ротора гидротурбин имеет ряд пре- имуществ по сравнению с другими способами, так как она позволяет: а) использовать аппаратуру для измерения вибрации (не требует специальной аппарату- ры для балансировки); б) находить «тяжелую» точку в процессе исследования вибрации агрегата на холостом ходу (не требует, например, трех пусков); в) определять «тяжелую» точку без слож- ных графических вычислений; г) использовать для регистрации вибрации обычные шлейфовые осциллографы, которые При применении датчиков ВЭГИК и подобных других фиксируют скорость вибрации; в этом случае надо учитывать, что наибольшее сме- щение конструкции гидротурбин практически совпадает с направлением неуравновешенной силы ротора; скорость же вибрации, являясь производной от смещения (dx/dt), опережает смещение, а следовательно, и направление не- уравновешенной силы смещается на 90° в на- правлении вращения ротора. Применение того или иного способа балан- сировки роторов зависит как от наличия аппа- ратуры, так и от опыта лиц, проводящих ра- боту, однако последний метод балансировки позволяет за один пуск определять плоскость небаланса с большой точностью, что подтвер- ждается примером балансирования более 30 роторов, проведенного нами. в] Исправление линии вала вертикальных агрегатов Проверка линии валов методом четырех струн. При проверке вала ротор агрегата остается подвешенным на пяте, так как направляющие подшипники сняты. Будем рассматривать агрегат подвесного типа. На верхнем торце генераторного вала укрепляет- ся крест из металлических угольников 50 X Х50 мм, к которым прикрепляются на каждом конце струны в двух взаимно перпендикуляр- ных вертикальных плоскостях. Длина струн выбирается такой, чтобы концы их доходили до крышки турбины (рис. 6-10,а). Струны пропускаются между башмаками или спицами ротора и на конце их подвешива- ются грузы. Для струн употребляется калиб-
рованная стальная проволока диаметром от 0,30 до 0,75 мм. Сила тяжести груза выбирает- ся равной 8—12 кгс (больший груз для проволоки большего диаметра). Грузы опускаются в сосуды с жидким маслом или автолом для предотвра- щения раскачки струн (масло служит успокоителем). Струны можно прикреплять к кресту на произвольных расстояниях от вала. Однако предпочтительно струны устанавливать на кре- сте на одинаковом расстоя- нии, чтобы избежать необхо- димости пользоваться набором штихмасов. Поэтому в уголь- никах в местах подвески Рис 6-11 Приспособление дпя центровки агрегата. а — кпльцп укрепляемое на жалу б— штанга с микрометрической голонкпй и вилкой (штичмаг) I — штата, 2—ммкргтзчрньегкля гппивьэ, ** — вин» 4 = вилка; 6‘— угольчатый упор- / = ш1е1Н1я, J — микрометрическая головка, 3 — угольник, пристаВ- т гмый к валу — счема электроцепи при центрировании aiрегата 1 — крест из унтльникон, 5 — изоляция, *— амперметр 4 — штихмас, 5 — вал arpeiaTa, ft’— стру’ на 7 — трансформатор струн делаются прорези, по- зволяющие регулировать положение струн. Для измерений вибирают четыре горизон- тальные плоскости замеров (рис. 6-10,а). В каждой из выбранных плоскостей на налу укрепляют кольцо (рис, 6-11,а) с тщательно обработанной верхней стороной. Плоскость I выбирают у верхнего торца генераторного вала (под крестом), плоскость // — над фланцем генераторного вала, плос- кость /// — под фланцем турбинного вала, плоскость IV — над турбинным подшипником. В этих плоскостях производят замеры рас- Рис. 6-10 Центрирование агрегата методом четырех струи. а — расположение плоскостей замеров /, П, /// и IV\ б — располп жение г «рун при центрировании, 1 — угольники креста для крепле ния струн, 2— струны, 3 = нал агрегата, 4—недра с маслом и опущенными н них грузами, 5 — деревянные брусья. стояния между струной и валом при помощи штанги, имеющей на одном конце вилку (рис. 6-11,6), а на другом конце — микрометричес- кую головку (точность отсчета 0,01 мм). При недостатке места на валу для укрепле- ния колен или при больших диаметрах валов для замеров удобно применять угольчатый упор (рис 6-11,в). Для большей точности и чувствительности при замерах расстояний штанга и струна при- соединяются к электрической цепи (рис, 6-11,а), питаемой от сети переменного тока че- рез трансформатор 12 в или от сухих эле- ментов. В цепь включается лампочка, зво- нок или амперметр. При соприкосновении конца микрометрической головки со стру- ной амперметр дает отклонение стрелки (зажигается лампочка или раздается зво- нок) . При замерах поступают следующим об- разом: в плоскости замеров устанавливают штангу, плотно прижав вилку к валу; ми- крометрическую головку подводят к струне до момента проскакивания искры между струной и головкой штихмаса. Полученную- величину выхода головки фиксируют с точ- ностью до 0,01 мм и заносят в ведомость (табл. 6-1), В этом методе диаметр вала не учиты- вается. Действительные размеры от струн до- оси не нужны. Достаточно записывать в табл. 6-1 показания микрометрической го- ловки. Конечно, на одном кольце штанга со, штихмасом должна быть одна и та же. Прежде чем приступить к вычислению отклонения вала от вертикали, проверяют правильность произведенных замеров, а в 121
Рис 6 12 Схема отклонения валов гидроагрегата от вертикали случае погрешности проверяют вторично. При правильных замерах должно иметь место сле- дующее равенство КД1 + ci) + + dz)] = [(bj + ^1) + где at, Ci, di= данные измерении штих масом на одном из колец Расхождение между левой и правой частя- ми этого равенства не должно превосходить 0,04 мм, в противном случае замеры надо пов торить При проверке вала по струнам определяет- ся одновременно уклон линии вала и ее излом во фланцевом соединении. Определение отклонения вала от вертикали На рис 6 12 дана схема поло жения вала гидроагрегата при наличии укло- на линии налов и излома во фланцевом сое- динении Уклон генераторного вала можно опреде- лить по результатам замеров в плоскостях I и П. Отклонение нижнего конца генераторного вала в направлении нижний бьеф (НЕ) — верхний бьеф (ВБ) равно г _ (&а —- ds) — (ij — d,) _ ff . l0 III 2 ’ I II 'll I ’ и в направлении — правый берег (П. Б.) — левый берег (Л. Б ): h (/Ъ_ G) (/7, — Г,) . __ь Ц п— 2 ’ я и п I Направление отклонения вала определяется знаком fn и kn. В общем случае в любой точке замера откло нения вала будут: f _ (bi — dO —(6, —d,) _ /1 — ------2--------’ (gj — ct) — (Д1 — G) Положительный знак у f соответствует от- клонению от вертикали в сторону нижнего . бьефа. Таблица 6-1 Направление струн Плоскость I Плоскость П Плоскость 111 Плоскость IV Замер Контроль Замер Контроль Замер Контроль Замер Контроль Верхний бьеф Нижний бьеф Ь, di bi+d. M IW bl d3 ь4 d* bi+d4 Начало машинного адаиия ГЭС •(правый берег) &i + ч th 3 at Конец здания ГЭС (левый берег) Разность размеров bi—di £s !^2 Cl (7,—Ct л4=с4 122
Положительный знак у 1г соответствует от- клонению вала от вертикали в сторону левого берега. Отклонение вала турбины (рис. 6-12) опре- деляют аналогично, используя данные пзмере- НИЙ в плоскости IV. Максимальная величина отклонения вала от вертикали и направление плоскости откло- нения определяются геометрическим сложени- ем векторов f и k для каждой плоскости. Абсолютное отклонение вала в какой-либо плоскости будет равно: Абсолютное отклонение определяется для каждой горизонтальной плоскости. Допустимое отклонение вала определяется относительным уклоном, равным отношению где I,- — длина участка вала между плоскостя- ми измерений. Величина б/ не должна быть больше 0,02 мм на 1 м длины вала. Исправление уклона вала осуществляется шабровкой опорной плоскости втулки на клин или как временная мера установкой клиновой прокладки между втулкой и вращающимся диском подпятника. Наибольшая высота про- кладки (рис. 6-13,а) определяется по формуле „ __ /0 где Гц — абсолютное отклонение вала генера- тора в плоскости II; /о = длина от плоскости пяты до плоскости измерения II; с/ст — наруж- ный диаметр ступицы пяты. Прокладки изготовляются из ватмановской бумаги, кальки и других не твердых и не Ост Рис. 6-13, Схема установки сту- ,-нчатой прокладки. • — ступица; 2 — изоляционная про= кладка; 3 = диск; 4 — прокладки. Рис 6-14. Определение места наибольшего подъема сегмен- тов при устранении уклона ли- нии вала. хрупких материалов. Прокладки делают ступенчатыми, как показано на рис. 6-13,6, с толщиной ступеньки не более 0,1 мм. Если конструкция подпятника выполнена с сегментами, опирающимися на болты, то ук- лон линии вала можно выправить изменением высоты этих болтов [Л. 104]. В этом случае необходимая наибольшая высота подъема сегмента определяется так: Ас гм ’ где dcerM — средний диаметр окружности рас- положения регулировочных болтов сегментов. Плоскость расположения максимального отклонения вала генератора, а следовательно, и номер сегмента, требующего наибольшего изменения высотного положения, определяют- ся направлением результирующего вектора /го по его составляющим f'u и k'u (рис. 6-14). Из- менение высотного положения остальных сег- ментов определяется графически по рис. 6-15. Диаметр окружности болтов свементов Рис. 6-15. Определение высоты подъема различных сегментов.
Рис. fi-16. Остановка индика- тора для контроля нагрузки па сегменты подпятника. / — сегмент; 2 = скабэ; З-тврел КЗ, 4 =- палец, 5 = о6пЙма, б — индикатор, 7 = опорный болт Для осуществления регулировки высотного положения сегментов ротор агрегата поднима- ется на домкраты (тормоза). После регули- ровки болтов сегментов ротор опускается на пяту и повторяется проверка линии вала мето- дом четырех струн. Окончательная регулировка (подбивка) сегментов производится после сборки направ- ляющих подшипников. Цель этой регулиров- ки— получить равномерное распределение на- грузки на сегменты от силы тяжести вращаю- щихся частей. Лучшая регулировка нагрузки на сегменты достигается с применением тензометрической аппаратуры Однако это не везде может быть осуществлено, так как, кроме аппаратуры, тре- буются квалифицированные специалисты, ра- ботающие с ней. В последнее время получил распростране- ние индикаторный способ контроля нагрузки на сегменты. Индикаторный метод заключает- ся в следующем (рис. 6-16). К наружной стороне каждого сегмента од- ним болтом прикрепляется скоба 2. К опор- ной тарелке 3 с помощью пальца 4 крепится обойма 5 под индикатор 6. Индикатор 6, за- крепленный в обойме 5, своим штифтом упи- рается в скобу 2. При поднятии ротора гене- ратора на тормозах делаются отсчеты по инди- каторам всех сегментов. Потом ротор генера- тора опускается на сегменты, а опорными болтами 7 нагрузка на сегменты устанавлива- ется одинаковая (деформации тарелок пред- варительно тарируют по нагрузке на прессе). Такой способ регулировки нагрузки на сег- менты, хотя п не абсолютно точный, обеспе- чивает выравнивание нагрузки на сегменты в пределах 15% от средней. Правда, этот способ может быть применен при опорожненной от масла ванне подпятника. Опыт применения индикаторного способа подбивки сегментов на Каховской ГЭС показал, что если до нсполь- 124 зования индикаторов нагрузка на сегменты колебалась в пределах от 1,5 до 53 т, то после индикаторной! регулировки нагрузка на сег- менты распределялась в пределах от 14,2 до 19,2 т. Определение излома линии валов во фланцевом соединении. Произве- денные замеры по четырем плоскостям (табл. 6 1) позволяют определить излом ли- нии валов во фланцевом соединении. По рис. 6-12 видно, что отклонение вала в плоскости IV состоит по двум выбранным на- правлениям из уклона Afiv и A^iv, вызванного отклонением вала генератора и излома во» фланцевом соединении, составляющие которо- го равны по осям AxjV и Аг/iv. Таким образом, можно написать: ftv — ^Iv + ^IV’ ^1V —^iv + ^IV где Axtv — отклонение вала в результате из- лома во фланцевом соединении в направлении верхний бьеф — нижний бьеф в плоскости IV; Af/iv — то же в направлении правый берег — левый берег. Очевидно, iv = f п77' iv = ^’,ii где Zo и L — расстояния соответственно от плоскости сегментов до сечения II и IV. Далее окончательно можно получить ^Xiv = f iv~~f'n~f^’ &У1У = k\v~k и “Д' Абсолютная величина смещенит турбинного’ вала в плоскости IV будет равна: °т "Г Д-^IV Допустимое отклонение вала от излома во- фланцевом соединении по [Л. 123] будет. 8.,<0,02-7Д-, Ыфп где Н — расстояние от фланца турбинного ва- ла до плоскости замера IV; £>фЛ— диаметр- фланцевого соединения валов турбины и гене- ратора. Устранение излома достигается шабровкой на клин торцов валов или как временная ме- ра установкой между фланцами клиновой про- кладки. Максимальная толщина прокладки будет равна (рис. 6-17): Н
Следует иметь в виду, что установки вре- менных прокладок лучше избегать, так как через некоторое время соединение может ос- лабнуть в результате опрессовки прокладки во время работы агрегата. Проверка перпендикулярности опорной плоскости втулки пяты оси вала с помощью индикаторов. Про- верка производится после отсоединения вала турбины от вала генератора и разборки: нижнего подшипника генератора (вкладыша подшипника). Верхний генераторный подшип- ник при этом не разбирается. Для замера отклонения вала укрепляют на неподвижных опорах два индикатора в одной вертикальной плоскости, штифты которых упи- раются в шейки вала. Один индикатор уста- навливается у верхнего подшипника генерато- ра, другой = у нижнего. Окружность вала в местах соприкосновения штифтов индикаторов делится на 12 равных частей. Одинаковые но- мера должны располагаться на одной верти- кали. Нумерация ведется против вращения ва- ла. Риски с номерами наносятся на валу мелом. Шкалы индикаторов подводят нулевым делением к стрелкам, а малую стрелку инди- катора устанавливают в середине путем регу- лировки положения индикатора. После этого ротор генератора последовательно поворачи- вают на одно деление окружности п записы- вают показания индикаторов. При отклонении вала в сторону индикаторов показания запи- сывают со знаком плюс, при отклонении от ин- дикаторов—с минусом. Данные замеров заносятся в табл. 6=2. После полного оборота вала стрелки ин- дикаторов должны возвратиться на нуль, если индикаторы не сбились. В противном случае замеры необходимо повторить. По полученным данным замеров определя- ют биение вала следующим образом. Из показаний нижнего индикатора вычита- ют показания верхнего с учетом знаков (Ь—а) для всех случаев прокруток вала. Если индикаторы не показывают все же нуль после нескольких полных оборотов вала Рис. 6-17. Схема определения тол- щины прокладки между фланцами валов. и разности показаний (Ь— а) для начальных точек от- личаются друг от друга бо- лее 0,02 мм, то полученная разность разбивается по- ровну на все 12 'Показаний. После этого производят вычитание полученных раз- ностей в диаметрально про- тивоположных точках, т. е. (0) —(180°); (30°) —(210°); (60°) = (240°); (90°) = (270°); (120°) —(300°); (160°) — (330°), отдельно для каждо- го поворота. Полученные разности представляют со- бой биение вала в плоско- сти нижнего индикатора (полный размах) в разных направлениях. По получен- ным данным определяют направление макси- мального биения вала. Величина биения вала является результатом- неперпендикулярности оси вала плоскости пяты. Как временное ме- роприятие уменьшение биения вала может быть осуществлено за счет установки прокла- док между опорной втулкой и вращающимся диском пяты. Толщина прокладки (рис. 6-17) определя- ется из подобия треугольников АОВ и А'СВ', т. е, в АВ D — I ’ где D — диаметр опорной втулки пяты, мм; 8 — толщина прокладки, мм; АВ — величина половины максимального биения вала, мм; / — расстояние от плоскости расположения ин- дикатора до плоскости пяты. Отсюда толщина прокладки Ъ = АВ^-=Л=^, где Л = максимальное биение вала у нижнего индикатора, определяемое по замерам. Если толщина прокладочного материала меньше необходимой, ставят прокладку из не- Таблица 6-2 про- № деления и углы Расположение ияднкятира 1 2 3 4 5 6 7 Н 0 10 П 12 13 крутки о 30° 60° 00° 130° т50° 130s 210° 240° 270° 300s 330° 300° У верхнего под- шипника У нижнего под- шипника 1 2 3 1 3 а1 а\ а'Т Ь, 6'1 Ь", Сг КГ О' й Й, й Ст О* О* Ki Ki Ki сг Сг Й й й 125
скольких слоев, подбирая их аналогично рис 6-13, б По данным [Л 104] неперпендикулярность плоскости пяты к оси вала можно считать уст раненной, если отклонение вала генератора в плоскости II, отнесенное к 1 м длины вала, для агрегатов с различной частотой вращения будет до 2 50 об/мин до 375 об/мин до ЬОО оо мин 0 03 мм 0,02 мм 0 015 мм Проверка общей линии вала аг- регата с помощью индикаторов Вкладыши всех направляющих подшипников разбираются, кроме верхнего генераторного, Ряс 6 18 Установка индикаторов для за мера линии вала на агрегате мощностью 58 Мет 1 мадстэвкэ вала 2 — верхний генераторный подшипник 5 — фланец вала 4 — турйннный подшипник Лтт #iv = нидика торы который в случае сегмент ного типа установлен с нулевыми зазорами Для проверки общей линии вала агрегата но семь индикаторов уста- навливаются в двух вер тикальных плоскостях в следующих местах по вы соте вала (рис 6-18) у надстанки вала генера- тора1, у шейки вала верх него генераторного под шинника у конца флан- ца генераторного вала, у шейки нала турбинного подшипника Окружность вала де- лят на восемь равных ча- стей и производят пово- рот вала на 360° Замеры производятся по всем ин- дикаторам для каждого из восьми положений ва- ла Показания заносятся в табл 6 3 Для каждого сечения строятся векторные диа- граммы отклонений вала для каждого диаметраль ного направления, по ко торым определяются на правление биения вала чении (рис исправления го биения в: повторяете я и величина в данном се 6 19) После иовышенно- 1ла проверка 1 Часто надставка вала центруется отделено Тогда ограничивают измерения шестью индикаторами Рис 6 19 Векторные дИаграм мы отклонений вала в различ ных сечениях (см рис 6 18) Д — после исправления Б — до игпрчнльния I IV плоскости за Мера вЬ г] Центровка горизонтальных агрегатов Горизонтальные гидроагрегаты имеют обычно три или четыре опоры вала Муфта, соединяющая валы турбины и генератора, мо- жет быть жесткой или упругой Центровка iоризонтальных агрегатов про- изводится с целью устранения излома линии валов во фланцевом соединении и устранения смещения осей валов турбины и генератора друг относительно друга Излом и смещения 126
могут в общем случае быть как в вертикалы ной, так и в горизонтальной плоскостях. Центровка роторов по полумуф- там. Центровка валов горизонтальных агре- гатов производится по муфтам специальной скобой при помощи щупа и уровня (цена де- ления должна быть не более 0,5 мм на 1 м длины вала). Центровка по муфтам производится следу- ющим образом: на внешней поверхности одной полумуфты укрепляется специальная скоба (рис. 6-20). Зазор между скобой и муфтой, а также по торцам полумуфт замеряется щупом с набором пластин в четырех заранее наме- ченных точках, расположенных под углом 90° друг относительно друга. При этом ротор тур- бины совместно с ротором генератора прово- рачивается при помощи мостового крана или тали каждый раз на угол 90°. После того как произведены вышеуказанные замеры в четы- рех точках, ротор генератора поворачивается на 180° и производится повторный контроль по четырем точкам. При центровке роторов по муфтам разность показаний в измерениях по торцам полумуфт в горизонтальной плоскости не должна превышать 0,02—0,03 мм. По на- ружной окружности муфт в топ же плоскости разность величин зазоров по обе стороны не должна превышать 0,07—0,10 мм, так как об- точка муфт выполняется с точностью до 0,05 мм. В вертикальной плоскости зазоры между торцами полумуфт (при горизонтальном по- ложении валов) вверху должны быть больше, чем внизу, вследствие прогиба валов. Под- центровка валов производится при помощи установки подкладок надлежащей толщины под стулья или вкладыши направляющих под- шипников. Проверка линии вала агрегата в верти- кальной плоскости производится путем после- довательной установки уровня на всех шейках вала при снятых крышках и верхних вклады- шах подшипников при одном положении рото- ра. Большую роль для нормальной спокойной работы горизонтальных гидрогенераторов иг- рают величины зазоров в направляющих под- шипниках. Промер верхнего зазора между валом и вкладышем производится путем снятия трех свинцовых оттисков (двух по бокам и одного посредине) на каждом подшипнике. Для сня- тия оттисков берется свинцовая проволока диаметром 0,5—1,0 мм. Устанавливается верх- ний вкладыш с крышкой и затягиваются бол- тами. Затем крышка и вкладыш снимаются, а толщина полученных свинцовых оттисков за- меряется микрометром. Рис. 0-20. Центровка горизон- тальных валов по муфтам. / — вал турбины; 2 = вал генера= торя. Кроме того, замеряется щупом развал вкладыша, т. е. зазоры между валом и боко- выми сторонами вкладыша. Необходимый бо- ковой зазор (развал) с каждой стороны дол- жен быть равен 0,002 (или 0,2%) от диаметра шейки вала. Нормальные и максимально допустимые верхние зазоры во вкладышах даны в табл- 6-4. Т а блица 6-4 Диаметр шейки вала, мм Зазор на диаметр, ллг нормальный максимально допу- стимый От 80 до 120 0,080 0,160 От 120 до 180 0,100 0,195 От 180 до 250 0,120 0,225 От 250 до 360 0,140 0,250 д] Устранение задевания вращающихся частей е неподвижные В случаях задевания вращающихся частей о неподвижные необходимо турбину остано- вить и про-извести перецентровку (крышек, ла- биринтов, маслосбрасывающих колец и пр.) или шлифовку мест задевания. В табл. 6-5 приводятся величины нормаль- ных и максимально допустимых зазоров в на- правляющих подшипниках вертикальных агре- гатов. Эти зазоры необходимо периодически проверять и в случае превышения максималь- но допустимой величины (табл. 6-4) произво- дить регулировку зазо- ров или ремонт под- шипников. Зазоры в подшип- никах проверяются щу- пом в четырех диамет- рально расположенных по окружности вкла- дыша точках. При за- мерах необходимо об- ращать внимание на то, чтобы в месте зазо- -• ра не было масляной вальца, запрессованные Рис. 6-21. Реконструк- ция втулки пяты. 127
Таблица 6-5 Диаметр шейки вала, л/.ч Зазор, на дна метр Диаметр шейки вада, мм Зазор, мм на диаметр нормаль- НЫЙ макси* мэльно допусти* МЬ]Й нормаль- ный макси- мально допусти- мый 11 а п р Ill и п и 200 250 300 350 400 1 450 J 500 550 600 650 700 750 800 850 900 1 1 000 / а в и к л я ю щ и и гене 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 е п о fl- pa т о р а 0,35 0,40 0,45 0,55 0,65 Н а ПОДИ] н ы 300 350 400 450 500 550 600 650 “00 750 800 900 I 000 Т Р и б а В Л Я К п н и к б б И Т 0 0,14 0,17 0,20 0,23 0,26 0,30 щ и й т у р б ir- is ы й 0,21 0,25 0,31 0,35 0,41 0,45 Рис. 6-22. Центрирую- щий конус ступицы пяты. 1 = конус (бронза): ?— ступица; 3 — диск трения; < =- вал генератора. канавки или стыка вкладышей. Промеры про- изводятся щупом длиной 250—3'00 жж. Нормальные радиальные зазоры в лаби- ринтовых уплотнениях (гребенках) вала тур- бины обычно принимаются равными 0,001 Ь, где D — диаметр щели уплотнения. Свободная посадка с зазором опорной втулки подпятника на вал не может быть ре- комендована, так как в ряде случаев это явля- лось причиной повышенной вибрации агрега- та. Плотная посадка втулки достигается путем ее реконструкции, заключающейся в установ- ке двух посадочных колец, пригнанных по валу с нулевым зазором после их запрессов- ки во втулке (рис. 6=21). Материал колец — бронза, которая не да- ет «прикипания» втул- ки к валу, как это име- ет место при стальной втулке. Тем самым обе- спечивается легкость снятия втулки при ре- монтах. С целью лучшей центровки ступицы пя- ты на валу фирма Ателье де Шарми (Швейцария) применя- ет конус из бронзы под опорным кольцом (рис. 6-22). 128 мм 1400 1200 1000 800 ООО 400 200 Рис. 6-23, Расход воды Q на смазку и охлаждение резинового турбинного подшипника в зависимости от диа- метра D вала турбины» а — по данным эксплуатации: б — по фор- муле при /г-»| й // — 10 .и вод. ст.; I — Ры- бинская ГЭС при р —1.4 ат, 2 — Волжская ГЭС имени В. И, Ленина при р=1,5 ат\ 3— Каховская ГЭС при р — 2 ат-. —Дне = провская ГЭС при р=« 1,6-т- 2 &Ti 5_=== КугёМ’ скал ГЭС при р = 0,9-1,2 ат; 6'— Чир-Юрт- ская ГЭС; р = давление воды, е) Улучшение эксплуатации резиновых направляющих подшипников Недостаточная подача воды для смазки ре- зиновых подшипников турбины приводит иног- да к увеличенному бою вала агрегата. Обычно необходимое количество воды Q на смазку подшипника определяется по фор- муле [Л. 114] Q = kHd3, л/сек, где Н — напор воды, подводимой к подшипни- ку, ж; диаметр шейки турбинного вала, м, /г — коэффициент, равный 1—2. Эта зависимость для /г-1 и //—10 м пред- ставлена на рис. 6-23 пунктиром. Обобщение опыта эксплуатации ряда ги- дроагрегатов ГЭС позволило нанести точки действительных расходов воды на смазку ре- зиновых подшипников. Эти точки ложатся на кривую, показанную на рис. 6-23 сплошной линией. Надо отметить, что на указанных ГЭС при соблюдении указанных расходов воды на смазку работа подшипников проходит надеж- но. 6-2. УСТРАНЕНИЕ НЕПОЛАДОК, ВЫЗВАННЫХ ДЕЙСТВИЕМ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ВОЗМУЩАЮЩИХ СИЛ а) Устранение подъема роторов Результаты исследования явления подъема ротора на агрегате мощностью 9 тыс. кет при напоре 200 ж представлены на рис. 6-24. Исследованиями было установлено следую- щее: 1. Давление под нижним ободом рабочего колеса йг значительно больше давления над верхним ободом h\ (|рис. 6-24,а). 2. На периферии отсасывающей трубы при малых нагрузках имеется давление и только
Рис. 6’24. Результаты исследовании подъема ротора агрегата при снятии нагрузки и останове. hi = давление над верхним ободом рабочего колеса; hs — давление под нижним ободом рабочего колеса; Ла = давление на периферии отсасывающей трубы; Л* = вакуум в центре отсасывающей трубы (под коле- сом); х — прогиб грузонесущей крестовины генератора, лсл<; *Ст — статический прогиб крестовины от веса вра= щэющихся частей; п — частота вращения агрегата; = номинальная частота вращения; точка 4 — нача- ли подъема ротора; точка Б— начало торможения. при нагрузках более 6 тыс, кет — вакуум. В центре отсасывающей трубы имеется вакуум, который по мере увеличения нагрузки увели- чивается (рис. 6-24,6) . 3. Прогиб грузонесущей крестовины во всем диапазоне нагрузки меньше статическо- го прогиба от веса вращающихся частей. Это свидетельствует о наличии на колесе гидрав- лической силы, направленной вверх (рис, 6-24,е). При нагрузке примерно 6 тыс. кет гидрав- лическая сила полностью уравновешивает ро- тор и дальнейшее уменьшение нагрузки при- водит к подъему ротора на величину до 15 мм. Ротор в начале подъема совершает вертикаль- ные колебания, а затем плавно поднимается дэ упоров (маслосбрасывающее кольцо турбин- ного подшипника упирается во вкладыш). Ротор находится в приподнятом состоянии до отключения агрегата от сети. Снижение частоты вращения ротора при останове путем плавного закрытия направляющего аппарата приводит к уменьшению гидравлической силы и увеличению прогиба грузонесущей крестови- ны. В период торможения крестовина вновь несколько разгружается. При пусках явление подъема давало ту же картину, но в обратном порядке. Устранение подъема ротора было достиг- нуто путем загрузки верхнего обода рабочего колеса за счет закрытия четырех из восьми разгрузочных отверстий- Закрытие отверстий производилось забивкой в них деревянных пробок и приваркой снизу металлических пла- стин по форме отверстия. После этого давле- ние над колесом 'несколько увеличилось, и подъема роторов больше не наблюдалось. Явление подъема ротора имеет место на многих высоконапорных радиально-осевых ги- дротурбинах. В связи с этим необходимо в конструкции новых гидротурбин предусмот- реть разгрузку не только верхнего обода, но и нижнего путем устройства двух —четырех симметрично расположенных к оси турбины разгрузочных трубопроводов, соединенных с от- сасывающей трубой и имеющих регулировоч- ные вентили. Это мероприятие при надлежа- щем контроле осевого усилия облегчит работу подпятника. Чтобы не возникал подъем роторов пово- ротнолопастных турбин, наблюдаемый при пусках, обычно опытным путем подбирается соответствующий угол установки лопастей ра- бочего колеса (его уменьшение) при пуске и открытие направляющего аппарата, а также увеличение времени разворота агрегата до синхронной скорости (за счет увеличения же- сткости выключающего механизма обратной связи в диапазоне открытия направляющего аппарата от нуля до холостого хода). У некоторых поворотнолопастных гидро- турбин подъем ротора наблюдается при пере- воде агрегата в режим синхронного компенса- тора после закрытия направляющего аппара- та. Так, на турбине мощностью 15 тыс. кет сцустя 10 сек после полного закрытия направ- ляющего аппарата начиналось постепенное увеличение 'вертикальной вибрации ротора с частотой 0,8 гц, Через 30 -40 сек подъем ротора достиг 16 мм. Впуск воздуха под крыш- ку турбины через клапан срыва вакуума устранил вибрации и подъем ротора, б] Устранение ударов в отсасывающей трубе Одним из способов устранения гидравли- ческих ударов в отсасывающей трубе являет- ся впуск в трубу атмосферного или сжатого воздуха. Подвод воздуха осуществляется с та- ким расчетом, чтобы он поступал в централь- •9—276 129
Рис. 6-25 Подвод воздуха в отсасываю- щую трубу через крышку на старой тур- бине Днепровской ГЭС. ную часть трубы или засасывался образую- щимся под колесом вакуумом. Подвод воздуха по периферии отсасываю- щей трубы часто не дает желаемых результа- тов, так как в диапазоне открытий направля- ющего аппарата, соответствующем возникно- вению гидравлических ударов, на периферии отсасывающей трубы возникает избыточное давление и воздух засасываться не будет. По- дача воздуха под давлением на периферию отсасывающей трубы в ряде случаев давала даже увеличение вибрации агрегата, очевидно, из-за нарушения сплошности потока. Воздух необходимо подавать или по спе- циальным трубам в полость под колесом при наличии в последнем разгрузочных отверстий, как это показано на рис. 6-25, или с помощью трубок, загнутых навстречу вращению вала, через полый турбинный вал, как это показано на рис. 6-26. В первом случае количество подаваемое > воздуха регулируется с помощью вентиля, установленного на подводящем трубопроводе, во втрром случае подбирается при испытаниях с помощью сменных диафрагм в трубах. 130 Рис. 6-26. Подвод воздуха в отсасывающую трубу че- рез полый вал турбины Канакерской ГЭС. 1 — нал гьнррнгора 2 —глухая шайба, 3 = трубки Пито. Подвод 'воздуха под крышку турбины мощ- ностью 65 тыс. кет при напоре 37,5 м и часто- те вращения 82,5 об/мин по рис. 6-25 был осу- ществлен двумя трубами диаметром 125 мм и далее через разгрузочные отверстия под .рабо- чее колесо. Максимальные гидравлические удары у этой турбины наблюдались в диапа- зоне открытия направляющего аппарата 40— 60%. После осуществления подвода воздуха удары прекратились. Замеренное давление в центре отсасываю- щей трубы (под колесом) показало, что при подаче воздуха вакуум уменьшился при всех нагрузках (рис. 6-27,а), и турбина стала ра- ботать значительно спокойнее. На рис. 6-26 представлен фланец турбины мощностью 11 тыс. кет при напоре 169 м и расходе 8 м5]сек. Подвод воздуха здесь выполнен с помощью двух трубок диаметром 25 мм, загнутых на- встречу вращению. Во фланце турбинного ва- ла просверлены два отверстия того же диа- метра. При вращении, кроме разности давле- ний в шахте турбины и под рабочим колесом, используется еще скоростной напор, увеличи- вающий подачу воздуха через трубки в полый вал. Дальше воздух через отверстия в конусе рабочего колеса поступает в центральную часть отсасывающей трубы. В торцы трубок ввертываются диафрагмы, диаметр отверстий которых подбирается из условия минимальной вибрации агрегата и минимальной силы ги- дравлических ударов. Ориентировочно диаметр диафрагм можно подсчитать по следующей эмпирической фор- муле:
Рис 6 27 Результаты исследования турбины с впуском воздуха под рабочее колесо. ___изменение влкхума под рабочим колесом 6ew подвод (/) и при подзче (3) воздуха в отсасывающую тру бу при различном открытии направляющего аппарата аР б — изменение двойной амплитуды вертикальной вибрации агрыата 24 пои различных шнерстиях впуска воздуха в отсасывающую трубу, я = изме РРНИС двойной ам1литуды вибрации крестовины (/) и напорною трубопровода (2) при разных диамеюах диафрагм в грубах впуска воздуха. где Л = 0,008 при подаче воздуха через полый вал с загнутыми трубками (рис. 6-26); 4^ = 0,05 при подаче воздуха трубами через крышку турбины (рис. 6-25) или торец полого вала; d— диаметр отверстия диафрагмы, мм; D,;— диаметр рабочего колеса, мм; ho — ва- куум под рабочим колесом в центре отсасы- вающей трубы при нагрузках, соответствую- щих повышенной вибрации, м вод. ст.; z— чи- сло отверстий (труб) подачи воздуха. Вывод формулы основан на следующем со ображении. Принимая удельный вес воздуха постоянным (у0 = const) и пренебрегая поте- рями по длине осевого канала (трубы), полу- чаем расход воздуха через диафрагму диамет- ром d- = + А0’ где k — коэффициент расхода; й0 — вакуум под рабочим колесом; и = G()—относительная ско- рость набегания воздуха на диафрагму при расположении ее на диаметре D и вращении вала турбины, с п, об/мин. С другой стороны, если пренебречь скоро стью воздуха в отсасывающей трубе, количе ство воздуха ДУ, поступившее в пространство под рабочее колесо, вызовет повышение в нем давления на величину Ah — ho=~hK. Это повы- шение давления будет поддерживаться посто- янным при непрерывном поступлении воздуха под рабочее колесо, учитывая потери части его с потоком воды, у -- Ц. . 1 4 г-С, nD; где а —-------объем полости вихря под рабочим 4 колесом; DK — диаметр рабочего колеса тур- бины; а — опытный коэффициент, имеющий размерность длины; и —показатель политро- пы; hK — конечный вакуум под рабочим коле- сом после подачи воздуха. Приняв, что ДУ должно равняться секунд- ному расходу поступающего через диафрагму воздуха Q, получим; откуда Приняв в соответствии с нашими опытами йк = 0,5/г и обозначив через А = / a у *k У 2g окончательно получим без учета v3/2g; АРХ На рис, 6-27,6 приведены результаты испы- таний данной турбины с различными диамет- рами диафрагм в трубках. Как видим, для данной турбины лучшей будет диафрагма с диаметром 7 мм. На другой турбине мощностью 48 тыс. кет при напоре 38,5 м наблюдалась сильная виб- рация агрегата и напорного трубопровода при нагрузках 6—8 тыс. кет. Подвод воздуха через полый вал турбины при диафрагмах диаметром 10 мм снизил виб- рацию против существовавшей до впуска воздуха (рис. 6-27,s). Аналогичные результаты мы получали и на других турбинах. Вместе с тем необходимо отметить, что слишком большое количество подаваемого воздуха может не только ухуд- шить вибрационное состояние, но и уменьшить 9' 131
отдаваемую турбиной максималь- ную мощность. Кроме того, впуск воздуха под рабочее колесо изменя- ет к. in. Д. турбины. При этом в зо- не малых нагрузок (меньше 60% номинальной) к п д. несколько увеличивается (рис. 6-28), а при номинальной и максимальных на- грузках к. п. д падает. Испытание ряда турбин с впу- ском и без впуска воздуха показа- ло, что на максимальной мощности впуск воздуха может снизить к. п.д. турбины на 3—5%. На одной ГЭС с тремя турбина- ми фирмы Нохаб мощностью 20 тыс. кет впуск воздуха в отсасывающую трубу позволил значительно уменьшить вибра- цию агрегатов при малых нагрузках; при боль- ших нагрузках это привело к падению к. п. д. агрегата. Учитывая период работы агрегатов при больших нагрузках, на этой ГЭС экономиче- скими расчетами получили, что недовыработка составляет около 650 тыс кет ч!год. В связи с этим признано целесообразным впуск воздуха автоматизировать, т. е. подавать его в турбину при малых нагрузках, не превы- шающих критическую (нагрузка, при которой со впуском воздуха к. п. д. начинает падать). При натурных испытаниях радиально-осе- вых гидротурбин, проведенных ОРГРЭС, в большинстве случаев была обнаружена мо- нотонная зависимость вакуума в центре от- сасывающей трубы от открытия и нагрузки Рис. 6-28. Изменение к. п. д. агрегата при подаче воздуха в отсасываю- щую трубу. ® —агрегат мощностью S5 тыс кет, б— агрегат мощностью 20 тыс жвт; 1 — к, п д. при впуске воздуха; 2 = х п. д без впуска воздуха, 3 = мощность при впуске возду ха; < — мощность бе» впуска воздуха. Рис 6-29 Шаровой клапан в конусе рабочего колеса £1 — график давления под рабочим колесом 1 = на периферии, 2 = н центре отсасывающей трубы, б — установка клапана 1 — центральное сверление вала 2 = конус рабочего колеса, 3 = рабочее колесо, 4 = шайба 5 — Шар де ренянный или полый металлический (покрыт резиной); 6 — цилиндр с окнами; 7 = пружина гидротурбины'(рис. 6-29,а). В связи с этим была предложена автома- тическая подача воздуха под колесо турбины с помощью клапана, открытие которого управ- ляется величиной вакуума в центре отсасыва- ющей трубы. Конструкция такого клапана может быть различной. Устанавливать его можно или не- посредственно под колесом (рис. 6-29,6), или на входе сверления вала (фланца) турбины, выполненного для подвода воздуха под колесо (рис. 6-30). Расположение пружины и ее расчет ведут- ся в соответствии с расположением клапана и законом изменения вакуума в центре отса- сывающей трубы. Предложенная конструкция впускного кла- пана проста, обеспечивает устранение вибра- ции агрегата при малых нагрузках и увеличе- ние выработки электроэнергии за счет предотвращения паде- ния к, п. д. турбины в зоне больших нагрузок. Кроме того, клапан способствует уменьше- нию воздействия обратного ги- дравлического удара на тур- бину при сбросах нагрузки, так как при обратном движе- нии воды после сброса клапан закрывается, а под колесом остается воздушная подушка. У поворотнолопастных гид- ротурбин часто наблюдают- ся сильные гидравлические удары и шумы как в диапазо- не малых нагрузок (примерно соответствующих 20—25% но- минальной, что обычно связа- но с работой не на оптималь- ной комбинаторной связи), так и при максимальных нагруз- ках. В этом случае также 132
целесообразен впуск воздуха в центральную часть отсасывающей трубы. На одной ла ГЭС удалось уменьшить гидравлические удары при подаче сжатого воздуха (давление в ресивере 7 ат) через клапаны срыва вакуума, располо женные на крышке турбины. Воздух, проходя с потоком воды через ра- бочее колесо, заполняет разреженные полости под колесом, смягчая удары. IB литературе известны случаи, когда ви- брация устранялась подачей воздуха под дав- лением в одну из трубок расходомера, выход- ное отверстие которой было расположено на верхнем кольце статора турбины. Как уже говорилось выше, у радиально- осевых гидротурбин из-за срыва вихрей с вы- ходных кромок лопаток рабочего колеса при некоторых нагрузках появляется сильная ви- брация агрегата и резко увеличивается часто- та пульсации давления потока под колесом. В этом случае уменьшить вибрацию [Л. 144] агрегата удалось изменением формы выходных кромок рабочих лопаток (рис. 2-20). Неудачная форма обтекателя (конуса) ра- бочего колеса (выпуклый конус, прямой, ко- роткий) создает благоприятные условия для срыва пограничного слоя с поверхности кону- са и образования вихрей. На одной из тур- бин мощно’тью 45 тыс. кет с диаметром ра- бочего колеса 2 600 мм нами был предложен обтекатель вогнутой формы. При вогнутом ко- нусе поток в меридиональной плоскости имеет тенденцию прижиматься к 'вогнутой поверхно- сти из-за появляющихся центробежных сил и тем самым вероятность отрыва потока умень- шается. На турбине был установлен вогнутый конус с радиусом кривизны Л (рис. 6-31,а), Рис 6-30 Шарпвой клапан в сверлении вала. 1 — нейтральный канал в вале, 2 — рядиальныь сверления, 3—вал .урбимы, -I — пружина, 1 — гайка, 6 - шяр, покрытый резиной, 7 — стана»* 8 — седло клнпанз что дало следующие результаты1. 1. Диапазон нагрузок, при которых ранее (при прямом конусе) наблюдалась недопусти- мая вибрация, резко сократился. Если ранее вибрация наблюдалась в диапазоне от 6 до 12 тыс. кет, то после установки вогнутого ко- нуса в диапазоне от 8 до 10,5 тыс. кет. 2. Амплитуда максимальной вибрации А осталась без изменения. Однако в остальном рабочем диапазоне амплитуда вибрации уменьшилась вдвое (рис. 6-31,6). 3. Максимальная мощность агрегата после установки вогнутого конуса увеличилась при- мерно на 3—4%. Возможно, что подвод воздуха через этот конус уменьшит и максимальную амплитуду вибрации. К сожалению, по условиям эксплуа- тации опыт со впуском воздуха провести не удалось. Фонтен [Л. 145, 146] предложил обтекатель рабочего колеса особой конструкции с отвер- стиями. Таким обтекателем снабжаются ради- ально-осевые турбины фирмы Нейрпик (Фран- ция). Фонтен обосновывает конструкцию пред- ложенного обтекателя следующим. Область наибольшего вакуума 1 у рабочего колеса рас- положена у верхнего обода, около выходных кромок (рис. 6-32,а), В этой зоне создаются вихри с образованием пустот и срывов потока. Перемещаясь дальше по потоку, они смыкают- ся, что вызывает появление гидравлических ударов под колесом. С целью упорядочения потока в зоне 1 предложенный обтекатель (рис 6-32,6) имеет в верхней части несколько рядов отверстий диаметром 10—20 мм. Поскольку в нижней части обтекателя дав- ление выше, чем в зоне 1, вода будет подни- маться внутри обтекателя и выходить из верх- них отверстий, заполняя при этом пустоты, возникающие в зоне 1. Рис 6-31. Вибрация агрегата при установке вогнутого конуса ив рабочее колесо. а— установка ьогнутого конуса: / — рабочее колесо, > — вогну- тый конус; б — влияние вогнутого конуса на вибрацию агрега* та 7 — старый конус, 2 — вогнутый удлиненный конус, амплитуда иибряции в режиме холостого хода. 133
Рис 6-32. Устранение пульсации дав- ления под колесом с помощью кону- са Фонтена. g = область образования пустот я потоке через колесо, / — область наибольшего вакуума, 5— область вихреобразонания, «5 — конус Фонтена В нижней части обтекателя приварен внут- ренний конус с отверстиями, назначение ко- торых состоит в том, чтобы разбивать струю воды, поступающую в обтекатель снизу. В результате этого поток внутри обтекате- ля близок к газоводяной смеси, что способст- вует быстрому заполнению этой смесью всей внутренней полости обтекателя и выходу ее через верхние отверстия. По сообщениям Фонтена обтекатель такой конструкции обеспечивает спокойную работу турбины и улучшает ее кавитационные свой- в) Устранение гидравлического небаланса Гидравлический небаланс радиально-осе- вых гидротурбин в большинстве случаев вы- зван эксцентричной проточкой или установкой лабиринтных колец нижних ободов рабочих колес, а также односторонним отжимом коле- са из-за несимметрии давления гао окружности рабочего колеса (плохая работа спиральной камеры, неравномерность открытия лопаток направляющего аппарата и пр.). Последнее приводит при некоторой наррузке к задеванию рабочего колеса в уплотнениях, после чего ви- брация резко возрастает. Во всех случаях подлежит проверке цен- тричность лабиринтных колец и обода, и при необходимости исправление производится с помощью проточки на станке или замены уплотняющих колец. Вибрация и задевание вращающихся час- тей о неподвижные, вызванное отжимом ра- бочего колеса, были нами исследованы на че- тырех агрегатах фирмы Фойт мощностью 20 тыс. кет при напоре 300 м. В результате сильной вибрации аррегаты не могли быть на- гружены до номинальной нагрузки. С целью устранения дефекта было предложено открыть четыре пробки в нижней крышке (эти проб- ки предусмотрены для контроля зазоров в ниж- нем уплотнении рабочего колеса). После того как эти пробки были открыты и давление под нижним ободом изменено, номинальная на- грузка не вызывала повышенной вибрации на агрегатах. Отвод воды было предложено осу- ществлять в отсасывающую трубу через спе- циально рассверленное отверстие диаметром 25 мм (рис. 6-34). Как оказалось впоследст- вии, отжим колеса происходил из-за неодина- кового открытия лопаток направляющего аппарата, В другом случае повышенная вибрация на- блюдалась у радиально-осевой турбины фирмы Нохаб мощностью 10,2 тыс. кет при напоре 36 м Вибрация была вызвана эксцентричной обточкой нижнего обода, выполненной на за- ства. Установленный нами ко- нус подобной конструкции на турбине 14 Мет при на- поре 60 м практически устранил повышенную виб- рацию турбины и напорного трубопровода. Из приведенных на рис. 6-33,с и б кривых видно, что после установки конуса уменьшилась вибрация на- порного трубопровода и по- высился к. п. д. агрегата. Рис. 6 33 Изменение вибрации напорною трубопровода и к и. д. турбины после установки на рабочем колесе конуса с отверстиями а — зависимость двойной амплитуды вибрации 2 A ni снкрытия направляющего аппара та, б—зависимость к п д от Мощности генератора Р, 1 = до установки кону- са; S—после установки конуса 134
Рис. 6-34. Разгрузка области под ра- бочим колесом с целью уменьшения вибрации. I =- сверление 0 25 ЛЛ; Я = труба 0 1"; — кран, 4—муфта; 5 колено 0 1". Рис. 6-35. Подвод воздуха к нижнему ободу рабочего ко- леса. 1—рабочее цолесо; 2 лппзтка направляющего аппарата; 3 == ко- лонна статора, 4— труба для под- вода воздуха; 5 — хомуты креиле= ним трубы. воде с целью 'снятия части металла с тяжелой стороны колеса при статической балансировке. Вибрация при этом имела оборотную частот} с амплитудой, увеличивающейся по мере уве- личения нагрузки турбины. С целью устране- ния вибрации Н. П. Полушкиным был пред- ложен подвод сжатого воздуха к наружной стороне нижнего обода (рис. 6-35). Проверка этого способа показала улучше- ние вибрационного состояния турбины (табл. 6-6). Таблица 6-6 Биение вала при работе, мм Нагрузка, тыс* кет 0,1 ьо 3,0 6,0 7,0 9,0 Беа впуска воздуха 0,20 0,40 0,70 0,80 0,85 0,90 С подачей воздуха в зону нижнего обода 0,20 0,20 0,50 0,12 0,10 0,13 г) Наладка комбинаторной саязи поворотноло- пастных турбин При неналаженной комбинаторной связи, отличной от наивыгоднейшей, вибрация у большинства турбин увеличивается. Методи- ка была предложена и разработана нами в 1945 г. [Л. 16]. Проверка наладки комбинаторной связи методом наименьшей вибрации и натурными испытаниями агрегата с замером расхода во- ды гидрометрическими вертушками показала близкое совпадение полученных результатов по ряду гидротурбин. На рис. 6-36,а показаны вибрационные пропеллерные характеристики, полученные на_ агрегате мощностью 28 тыс. кет при разных углах установки лопастей рабочего колеса ф. Сравнение комбинаторных связей, получен- ных по методу наименьшей вибрации и натур- ными испытаниями, дано на рис. 6-36,6, где видно, что для данного открытия направляю- щего аппарата расхождение в углах лопастей не превосходит 1—2°, т. е. практически резуль- таты совпадают. Полученные на одной ГЭС амплитуды вибрации крестовины наносились на график = (рис. 6-37), который пока- зывает увеличение амплитуд вибрации при от- ходе от наивыгоднейшей комбинаторной связи. Для получения надежных результатов при определении комбинаторной связи способом наименьшей вибрации необходимо выполнять следующие указания: 1. Вибрация должна измеряться регистри- рующими вибрографами (с записью осцилло* грамм), дающими увеличение амплитуды не менее чем в 300 раз. Из существующей аппа- ратуры наиболее подходят для этих исследо- ваний электродинамические вибрографы по ти- пу вибрографов ВЭГИК, ВДЦ и К‘001, 2, Вибрографы устанавливаются на грузо- несущей крестовине и на корпусе турбинного подшипника и регистрируют вибрацию в трех направлениях: вертикальном и двух горизон- тальных. Установка вибрографов вблизи за- крепления узлов к фундаментным плитам не допускается. 3. Исследование проводится при постоян- ном угле установки лопастей рабочего колеса 135
2А t Ztfr к и * X 1 % . . .— bO- 50 - &\Д\ \\ WA \\ I ——L— W- j, A, JvU, so 136
турных агрегатов определить отношение та~ — Ро/Рмаис- Кроме того, взяли отношение мощностей в точках А и В кривой T]=f2(s), где к. п. д. НИЖЕ Т|макс на 0,5%. Тогда имеем еще два коэффициента: mi^Pi/Рмакс и ma = ft/.PMaKC. Очевидно, если знать коэффициент т0, то можно определить мощность, которая соответ- ствует для данного угла установки лопастей рабочего колеса максимальному к. и. д. агре- гата: Ро~тдР макс* Зависимость P — fAs} легко получить в экс- плуатации, используя обычные станционные ваттметры, а по этой зависимости определяет- ся и Рмакс* Проведя серию испытаний агрега- тов, т. е. для разных углов установки лопа- стей <р и напоров ГЭС снимая зависимости Р = = fi(s), по коэффициенту то можно опреде- лить все оптимальные комбинаторные зависи- мости. Задача заключается в том, какое при- нять значение коэффициента т0. Некоторые исследователи (Гербер [Л. 162], Н. П. Полушкин [Л. 89]) предлагают коэффи- циент т0 брать по аналогичным зависимостям, полученным на модельной турбине. Наши ис- следования показали большое расхождение в комбинаторных зависимостях, полученных при определении коэффициента т0 по кривым модельной турбины. Поэтому мы провели обработку статисти- ческих данных по энергетическим испытаниям ряда натурных гидроагрегатов, как-то: Кахов- ской ГЭС (колесо ПЛ548), Кугемской ГЭС (колесо ПЛ541), Рыбинской и Угличской ГЭС (колесо ПЛ91) и Волжской ГЭС имени В. И. Ленина (колесо ПЛ587) и др. 'Принимая нормальный закон распределе- ния вероятностей, был построен график рис. 6-39, из которого видно, что результаты натурных испытаний группируются около сле- дующих значений коэффициентов: mt = 0,88, Рис. 6-39. Вероятность распре- деления коэффициентов т для различных углов установки ло= пастей. Рис. 6-40. Сравнение комбина- торной зависимости, получен- ной нагрузочным методом (2), с оптимальной (/). wio=0,93, ms=0'9G. Расчеты показывают ста- бильность коэффициентов т для всех углов установки лопастей рабочего колеса и напо- ров. Таким образом, для каждого пропеллер- ного режима можно получить мощность, при которой к. п. д. агрегата будет максимальным: Ро = 0,93 Рмакс- Однако, принимая коэффициент т0 посто- янным для всех углов установки лопастей ра- бочего колеса, мы получим комбинаторную кривую, отвечающую для отдельных углов ма- ксимальным значениям т)агР, тогда как наи- выгоднейшая комбинаторная зависимость по- лучается как касательная к пропеллерным кривым T]arp=fg(P). Поэтому на малых на- грузках оптимальная комбинаторная зависи- мость требует уменьшения открытия направ- ляющего аппарата, а на максимальных на- грузках — некоторого увеличения (рис. 6-40). Чтобы получить комбинаторную зависи- мость, по возможности приближающуюся к оптимальной, рекомендуется брать следую- щие значения коэффициента т0 (табл. 6-7). Получаемые по данной методике комбинатор- ные зависимости обеспечивают наиболее спо- койную работу турбины и к. п- д., во всех ре- жимах близкий к оптимальному. Данная ме- 137
Рис. 6-41 Рекомендуемая зависимость т= = Л<₽)- тодика особенно полезна при наладочных ра ботах в период пуска агрегатов после монта- жа. Методика позволяет быстро скорректиро- вать заводские комбинаторные зависимости в период пуска агрегата и тем самым умень- шить в последующем потери энергии турби- ны. Обычно после монтажа агрегаты работа- ют несколько лет с неоптпмальноц комбина- торной зависимостью. Этот период продолжа- ется до тех пор, пока не будут проведены на- турные энергетические испытания агрегатов В результате этого возможно неэффективное использование стока реки в течение ряда лет. д] Улучшение работы подпятников агрегатов Как было показано в гл. 2, наличие в мас- ле подпятников большого количества воздуха создает условия для изменения толщины мас- ляной пленки при работе подпятника. С целью улучшения работы подпятника и уменьшения количества воздуха в масле на турбине типа РО211-ВМ-4Ю была применена противопен- ная присадка ПМС200-А, разработанная ВНИИЙП. Эта присадка на подпятниках ги- дроагрегатов применялась впервые по нашему предложению. Присадка ПМС200-А вводилась в масло подпятника в количестве 0,005% объ- ема масла в ванне, т. е. на 1 т масла бралось 50 г присадки. Присадка вводилась в ванну подпятника при работающем агрегате. Пред- варительно в ведро с чистым маслом влива- лось необходимое количество присадки. Смесь тщательно размешивалась в течение 10 мин. Затем полученную смесь вливали в ванну под- пятника непрерывной тонкой струей в течение не менее 40—<50 мин (можно также вводить смесь малыми порциями). Целесообразно до введения присадки и после фиксировать температуру масла, метал- ла сегментов, высоту пены и наличие пузырь- ков воздуха, а также вибрацию опорных узлов агрегата и, если возможно, толщину масляной пленки между диском трения и сегментами. Применение присадки ПМС200-А показало, что уже после 20 мин после ее введения в ма- сло подпятника (введено было за это время примерно 0,003% присадки) пена на поверх- ности масла полностью исчезла, количество 138 видимых пузырьков воздуха в масле значи- тельно уменьшилось. Воздушные пузырьки по- являлись только на небольшой глубине. После введения присадки амплитуда вибрации агре- гата уменьшилась в 2 раза, агрегат стал ра- ботать спокойно. Применение присадки типа ПМС200-А на ряде других машин и механизмов [Л. 24] впол- не себя оправдало. Опыты показали, что сма- зывающие свойства масла с присадкой ПМС200-А улучшаются: она не дает осадков и сохраняется в работе длительное время. Все это говорит о том, что целесообразно приме- нять к маслу подпятников присадку типа ПМС200-А в количестве 0,003^0,005% объема масла в ванне или другие аналогичные по дей- ствию противопенные присадки. е] Изменение периферийных кромок лопастей рабочих колес поворотнолопастных гидротурбин Впервые работу по конструкции торцевых (периферийных) кромок лопастей поворотно- лопастных гидротурбин провел институт ВНИИГИДРОМАШ совместно с эксплуатаци- ей одной ГЭС канала им. Москвы. Турбина этой ГЭС после шести первых лет эксплуата- ции имела повреждения листов облицовки и камеры в виде пояса шириной 350 лш, рас- положенного симметрично относительно оси поворота лопастей. После повреждения и срыва отдельных листов облицовки камера имела отдельные углубления от кавитацион- ной дровни, достигавшие 10—12 мм. Установ- ка новой облицовки и наблюдение за ней по- казали, что в средней части на уровне оси по- ворота лопастей после 6 352 ч работы имеют- ся каверны глубиной до 1 мм, а после 11741 ч работы отдельные каверны доходили на листах облицовки до 3 мм глубины по все- му поясу облицовки. Кавитационные разруше- ния имели и тыльные поверхности лопастей [Л. 72]. При последующем капитальном ремонте агрегата на месте была произведена рекон- струкция торцевых кромок лопастей. При этом торцевая кромка по всей длине была закруг- лена со стороны рабочей поверхности ради- усом закругления, равным половине толщины торцевого профиля лопасти (рис. 6-42). Ра- диусы закруглений были переменными, так как толщина профиля по хорде менялась. При этом соблюдалось условие, чтобы не было диффучорности щели, которая, как показали лабораторные исследования [Л. 130], способст- вует возникновению щелевой кавитации.
Рис 6 42 Скругление верх- ней кромки периферийного профиля лопастей поворот- нолопагтной турбины по К. К. Шальневу Одновременно бы- ла произведена сме- на облицовки. Ос- мотр новой облицов- ки после 7 896 ч ра- боты показал отсут- ствие следов повре- ждений облицовки, и только после 10 000 ч работы тур- бины появились от- дельные точечные каверны глубиной Рис 6 44 Козырек для защи- ты попасти рабочего колеса от действия щелевой кавитации. / - входная кромка; 2 — выгодная крпмкв меньше 0,1 лш на среднем поясе камеры ши- риной 100 мм. Изменение формы торцевых кромок соглас- но лабораторным исследованиям увеличивает коэффициент расхода воды через щель на 6— 10%, однако это практически 'мало уменьшает общин к. л. д. турбины. Щелевая кавитация действует разрушаю- ще не только на камеру турбины, но и на са- му лопасть На рис, 6-43 представлена тыль- ная сторона лопасти турбины № 2 Каунас- ской ГЭС после 10743 ч работы с начала пу- ска. Глубина повреждений доходит до 6-=1 Олэй, ширина полосы от 2 до 5 мм по всей лопасти. Площадь разрушения около 3 800 lm~. Напор ГЭС = 15 м, диаметр рабочего колеса 5 м. Турбина типа ПЛ661-ВБ-500. Предохранение от подобного рода повреж- дений обеспечивается установкой защитного козырька па периферийном профиле снизу ло- пасти. Рис 6 45 Рабочее колеса фирмы Файт диаметрам 3 600 л/ с лопастями, имеющими защитные козырьки Форма козырька, выполненного на турбине с диаметром рабочего колеса 3 540 мм, пред- ставлена на рис. 6-44. Ко- зырек спускается под ло- пасть на 40 мм, что соответ- ствует 1,2—1,5 размерам толщины периферийного профиля. Четыре турбины с таки- ми козырьками на лопа- стях проработали при на- поре 12 м до последнего осмотра более 50 000 ч (аг- регат I проработал 51899 ч на 1 января 1965 г.), и ци- Рис. 6 43 Повреж- дение тыльной стороны лопасти рабочего колеса турбины ПЛ 661 ВБ-500 ( — попасть (тыль ная сгорлна} 2 = зона кявитлциои иых разрушений каких следов кавитацион- ных разрушении на лапа- стях и на камере не было обнаружено. Вибрация этих агрегатов также была в пре- делах нормы. Колесо фирмы Фонт с лопастями, имеющими ко- зырьки на периферийных профилях, пред- ставлено на рис, 6-45. ж) Устранение колебаний напорного трубопровода Колебания напорного трубопровода возни- кают при: 1) совпадении частоты возмущающих сил с частотой собственных колебаний трубопрово да (участка трубопровода, оболочки) или бли- зости этих частот; 2) совпадение частоты возмущающих сил с частотой пробега волны давления, близости или кратности этих частот; 3) неустойчивости регулирования расхода направляющим аппаратом (иэ-за неисправно- сти регулятора скорости) пли периодических колебаниях отдельных лопаток направляюще- го аппарата (из-за наличия люфтов в системе связи с регулирующими органами). (Возмущающими силами являются гидрав- лические переменные силы, возникающие
Рис. 6-46. Вихревой след, срываю- щийся с диска дроссельного затвора. в турбине (периодические колебания давления в камецзе рабочего колеса, отсасывающей тру- бе, трубопроводе и пр.). В случае резонанса амплитуда колебания быстро возрастает и может достичь опасной для целости трубопровода величины. Если ча- стоты колебаний близки, то, как это бывае! чаще всего, наблюдаются биения с периодиче- ским увеличением и уменьшением амплитуды колебаний. Период колебаний (биения) в этом случае может быть различным и составлять от десятков секунд до нескольких минут. Ликвидация вибрации напорного трубопро- вода обычно достигается устранением возму- щающей силы в турбине одним из описанных выше способов. Имели место случаи, когда из-за просадки промежуточных опор трубопровод на них не лежал. Это приводило к уменьшению собст- венной частоты колебаний участка трубопро- вода и попаданию ее в резонанс с колебания- ми давления в гидротурбине Работникам эксплуатации необходимо ве- сти регулярные наблюдения за осадков опор напорных трубопроводов турбин и в случае необходимости принимать меры по обеспече- нию надежного прилегания оболочки трубо- провода к промежуточным опорам. Г. X. Тхич- валели указывает на имевший место случай, когда произошла осадка только одной сторо- ны опоры и трубопровод имел крутильные ко- лебания (Л. 118]. Колебания трубопровода по причине небла- гоприятного сочетания числа лопаток направ- ляющего аппарата и лопастей рабочего колеса □писал Ден-Гартог [Л. 34]. Для данного случая удовлетворительным решением явилось изготовление нового рабо- чего колеса с другим числом лопастей. Примером сильного колебания напорного трубопровода по [причине попадания в него воздуха может служить случай, имевший ме- сто на ГЭС небольшой мощности. Воздух в напорный трубопровод попадал из напор- ного бассейна при колебаниях горизонта воды в бассейне (при больших расходах), вызывая 140 пульсацию давления в нем п гидравлические удары. Это ограничивало мощность ГЭС. Подъем отметки воды в напорном бассейне до расчетной величины полностью устранил это неприятное явление. На вибрацию верхнего участка напорного трубопровода может влиять дисковый затвор, если он установлен достаточно близко от на- чала открытого участка трубопровода. Так, на одной ГЭС вибрация оболочки верхнего уча- стка трубопровода (после анкерной опоры № 1, связанной с дроссельным помещением) имела увеличенную величину, начиная с на- грузки на агрегате от 0,8 JVMdKC до А%акс с уве- личивающейся частотой соответственно от 1,76 до 2,2 гц. Рассмотрение возмущающих сил установки позволило предположить, что при- чиной повышенной вибрации оболочки являет- ся вихревой след, срывающийся с диска дрос- сельного затвора (рис. 6-46). Очевидно, при нагрузке 0,8 A?MaKC этот след доходит до от- крытого участка трубопровода, вызывая пуль- сацию давления потока и вибрацию оболоч- ки. Надо отметить, что от начала открытого участка трубопровода дроссельный затвор рас- положен на расстоянии всего трех диаметров трубопровода. Подсчитанная частота схода вихрей при обтекании диска затвора оказа- лась близкой замеренной частоте вибрации оболочки, т. е. 1,78 гц для нагрузки 0,8 Ммят И 2,5 гц при Аймаке- Большое значение для обеспечения надеж- ности работы трубопроводов имеет устойчи- вость работы регуляторов скорости гидротур- бин и правильная их наладка. Особенно это относится к режимам сброса нагрузки. Процесс регулирования должен протекать по возможности без колебаний частоты враще- ния и регулирующих органов. Правильно от- регулированный регулятор скорости должен обеспечивать при сбросах нагрузки с генера- тора следующее: 1. Повышение частоты вращения и давле- ния в спиральной камере при сбросе не выше гарантийных данных завода. Обычно превы- шения оборотов цри сбросах нагрузки с гене- ратора в % от номинальных составляют: При сбросе нагрузки.........................25 50 100 Для открытых радиально-осевых турбин . 4 8 20 Для закрытых радиально осевых турбин . . 6 12 30 Для поворотно лопастных турбин............. 7 15 35 Допускать повышение частоты вращения больше 40% не рекомендуется, если это не оговорено гарантиями завода, так как увели- ченная при этом вибрация на ряде ГЭС при- водила к повреждению лабиринтовых уплот нений и направляющих подшипников. У пово-
ротнолопастных турбин вакуум под рабочим колесом не должен превышать 8 м вод. ст. 2. Отсутствие колебаний частоты вращения и регулирующих органов после сброса. Процесс регулирования должен протекать по возможности апериодически. Частота вра- щения и открытие регулирующих органов при сбросах нагрузки должны без колебаний, плавно, приходить к значениям холостого хода с минимальными колебаниями. Время протекания процесса регулирования после сброса нагрузки до установления устой- чивых оборотов холостого хода должно быть не более 30—40 сек при сбросе полной нагруз- ки агрегата для радиально-осевых турбин и не более 50—4)0 сек для поворотнолопастных и ковшовых. При мгновенном изменении нагрузки отно- сительное изменение частот вращения подсчи- тывается приближенно по формуле Дн 182jVir3f где Дп —изменение частоты вращения при сбросе нагрузки; при набросе Дп = ян—«млн; ris — нормальная частота вращения турбины до изменения нагрузки; Ж —мощность на ва- лу турбины, кет; Та — время закрытия (от- крытия) направляющего аппарата, сек; GD2 — маховой момент на валу турбины, тс-м~; f — коэффициент, учитывающий влияние измене- ния действующего напора при гидравлическом ударе. Для турбин в открытых камерах f^l. При сбросе нагрузки и наличии исправно работаю- щих холостых выпусков f=l,10—1,15. При на'бросах нагрузки холостые выпуски не работают и расчет ведется так, как при их отсутствии. Если относительное повышение давления при гидравлическом ударе меньше 60%, а по- вышение частоты вращения меньше 50%, то величина коэффициента f определяется по графику ЛМЗ (рис. 6-47) в зависимости от характеристики трубопровода: ____________________ 3 sfVT где L и и — длина и скорость на отдельных участках трубопровода; Но — напор турбины; определяется для напорного трубопрово- да, спиральной камеры и отсасывающей трубы по участкам. Формула для определения Дп/м показыва- ет, что на величину заброса оборотов влияет также повышение давления в трубопроводе при сбросе нагрузки. Рис. 6-47. Кривая коэффициента f для учета влияния гидравлического удара на повышение частоты вра- щения ротора. При наладке регуляторов скорости времй закрытия Та необходимо устанавливать такое, которое обеспечивало бы выполнение гарантий регулирования. Регуляторы скорости должны обеспечивать устойчивое регулирование на холостом ходу ч работу агрегата на изолированную нагрузку, если такая работа предусмотрена системой. Г. Лейн и К. Парзани (Л. 151] описывают случай колебания системы регулирования ГАЭС Вйанден, вызванный неблагоприятными соотношениями нагрузки системы PN и мощ- ности регулирующих частоту агрегатов Pv. Они определили по испытаниям, что при от- ношении Pjv/P„='5 регулирование может ока- заться неустойчивым, в то время как при Pn/Pv = 40 устойчивость обеспечивается и не зависит от уставок системного регулятора. Естественно, что неустойчивость регулиро- вания приводит к колебаниям мощности (на ГАЭС Вианден в турбинном режиме колеба- ние мощности было ±50 Afar) и давления в подводящем и отводящем водоводах ГЭС. Авторы указывают, что ввиду близости неко- торых частот колебаний мощности и давления в отводящем туннеле делалось предположение о наличии гидравлического резонанса и при- чиной колебания считали водоводы ГАЭС. Однако дальнейшие исследования показали, что причиной колебательных явлений в энер- госистеме и водоводах является неустойчи- вость регулирования. Рекомендации авторов сводятся к следую- щему. При возникновении неустойчивых режимов в энергосистеме необходимо: 1) часть регулирующих агрегатов выводить из режима регулирования; 2) масляные катаракты (изодромы) регу- ляторов скорости регулирующих агрегатов вводить в работу; 3) уменьшать коэффициент усиления си- стемного регулятора. Очевидно, при аналогичных случаях появ- ления неустойчивости регулирования на ГЭС параметры регуляторов должны быть предва- 141
Рис 6-48. Распределительный чолот ник с демпфером. / — золотник, 2 — дроссельное отверстие, 3 — поршень демпфера чины воздушного зазора между ротором и статором для машин с явно выраженными по- люсами равен 10—15% среднего зазора. В случае большего отклонения необходимо исправление или путем центрирования ротора и статора, или, если это необходимо, регули- рованием креплений полюсов. 6-4. УСТРАНЕНИЕ РЕЗОНАНСНЫХ ЯВЛЕНИЙ В АГРЕГАТЕ рительно определены соответствующими испы- таниями Необходимо отметить также два явления, появляющиеся иногда в эксплуатации регуля- торов скпрости. Это вибрация золотников л скопление воздуха в маслопроводах системы управления лопастями рабочего колеса пово- ротнолопастных турбин Оба эти явления при- водят к» большой вибрации маслопроводов и механизмов системы регулирования и должны, несомненно, устраняться. Радикальным способом устранения колеба ний золотников является их демпфирование, которое выполняется в виде устройства до- полнительного поршня на золотнике с дрос- сельным отверстием (рис. 6-48). Диаметр от- верстия выбирается таким, чтобы обеспечить быстродействие регулятора скорости при толч- ках нагрузки, но демпфирующим высокочас- тотные паразитные колебания золотника. Скопление воздуха в маслопроводах систе- мы управления лопастями рабочих колес про- исходит в верхней части маслопроводов, обычно при подходе их к комбинатору. Устра некие этого явления достигается установкой на маслопроводах около комбинатора воздуш- ных клапанов, автоматически выпускающих воздух при его скоплении. б-з. устранение неполадок в электрической ЧАСТИ ГЕНЕРАТОРА Наличие короткозамкнутых витков в об мотках ротора или их повреждение, вызываю- щее увеличенную вибрацию из-за нарушения симметрии магнитной индукции по окружно сти ротора, неустранимо балансировкой рото- ра, так как балансировка не может компенси- ровать зависящую от режима работы генера- тора магнитную несимметрию В этом случае необходим ремонт генератора при консульта- ции завода-изготовителя. При наличии неравномерности воздушного зазора между полюсами ротора и статором необходимо проверить зазоры по окружности. По данным завода «Электросила» имени Кирова, допустимый предел отклонения вели- Если не удается устранить возмущающую силу или изменить частоту ее колебания, то, для того чтобы избежать резонанса, необходи- мо изменить собственную частоту колебания того или иного узла агрегата. Обычно собственную частоту колебания узла меняют путем изменения величины ко- леблющейся массы, установки промежуточных опор или изменения жесткости конструкции и пр. На одном агрегате мощностью 10,5 тыс. кет при напоре 14,5 ж наблюдалась сильная ви- брация корпуса возбудителя и комбинатора при пусках агрегата. Двойная амплитуда гори- зонтальной вибрации при подходе к синхрон- ной скорости вращения достигала 200 мкм и более (рис. 6-49,а). Было решено увеличить жесткость конструкции корпуса возбудителя путем приварки восьми ребер из листовой ста- Рис 6 49 Изменение частоты собствен пых колебаний а — график вибрации агрегата / — горизонтальная вибрации нижней крестовины генератора и направлении НБ—ВБ\ Й = ГО’ pHioiiia пкнан вибрация верхней крестовины i енёратора в иа- правлении НБ—ВБ, III — то же в направлении П, Й.=^7, Б.; IV = тс: же вертикальная вибрация, V — горизонтальная вибра- ция комбинттп| а в направлении НБ-^ВБ, VI = то же s направ- лении П Ь —Л Б , б — установка ребер жесткости на корпусе- исмбудшеля / = возбудитель, 2 — ребря жесткости; я-= уве- личение жесткости верхней креставшш генератора". 1—-- крё-Сто- вина, 2— дополнительная поперечная лапа. 142
ли толщиной 25 мм (рис. 6-49,6). После этого вибрация снизилась до 100 мкм. При недо- статочной жесткости верхней крестовины ге- нератора большой мощности приходится до- бавлять две поперечные лапы, как это было выполнено на одной из ГЭС (рис. 6-49,s). Устранение резонансных колебаний маслопро- водов, тяг и других частей агрегата обычно достигается установкой дополнительных про- межуточных опор или стягивающих хомутов. 6-5. НАБЛЮДЕНИЕ ЗА ВИБРАЦИЕЙ АГРЕГАТА ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ Регулярное наблюдение за состоянием агрегата в отношении вибрации позволяет эксплуатационно,му персоналу станции вовре- мя обнаружить неполадки с агрегатом. Поми- мо этого, замер вибрации до и после ремонта позволяет определить его качество (центриро- вание, сборка, балансировка). В табл. 6-8 даются некоторые часто встре- чающиеся причины вибрации и способы их устранения. На электростанции проверка вибрации дол- жна производиться: 1) после .монтажа; 2) до и после ревизии; 3) при заметном увеличении вибрации; 4) периодически не реже :1 раза в 3 месяца. Вибрация агрегата замеряется на: 1) верхней крестовине генератора (для ге- нераторов подвесного типа) на всех лапах, как можно ближе к центру; 2) нижней крестовине генератора у корпу- са подшипника; 3) корпусе турбинного подшипника. Вибрация замеряется в трех направлениях при ..следующих режимах работы агрегата: ,1) при холостом ходе: без возбуждения и с нормальным возбуждением (агрегат подклю- чен к сети); 2) при нагрузках на генераторе, равных 25, 50 и 75% полной и максимальной. Данные замеров с указанием даты, места замеров, применяемых приборов и фамилии исполнителя заносятся в акт, который в даль- нейшем прилагается к отчетным документам капитального ремонта турбины. Эти акты слу- жат документом, отображающим как состоя- ние агрегата в отношении вибрации в период нахождения агрегата в эксплуатации (в пери- од между ремонтами), так и состояние агрега- та до п после ремонта. В случае появления повышенной вибрации какого-либо узла агрегата должно быть про- ведено исследование вибрации по программе № 1 (стр. 104) для определения причины ви- Рис. 6-50. Распределе- ние амплитуд состав- ляющих вибраций по высоте и ширине агре- гата. 1 — эпюра горизонталь- ной вибрации; 2 — эпюра вертикальной вибрации. Ж брации, разработки способа и сроков устра- нения повышенной вибрации. При замере вибрации необходимо учиты- вать, что величина амплитуды меняется по> длине опоры: максимальная амплитуда на- блюдается в точках, дальше расположенных от места крепления опоры к фундаменту. На рис. 6-50 представлено обычно наблюдающее- ся изменение амплитуды вибрации генератора как в горизонтальном, так и в вертикальном направлениях. Для непрерывной или периодической про- верки амплитуды вибрации агрегата может быть использован виброграф, разработанный ВНИИЭ [Л. 8] и успешно прошедший провер- ку на агрегате Красноярской ГЭС. Виброграф имеет автоматическую балансировку маятника, Характеристика вибрографа Рабочий диапазон частот......... От 1 до 300 гц Погрешность (амплитудная): в диапазоне частот от 1 до 3 гц Не более 10 % в диапазоне частот выше 3 гц Не более 5 % Размах измеряемых впбросмещений от 5 до 2 000 мкм При ускорениях не более 7 g Рабочий диапазон температур в мес- тах установки вибродатчиков ... От +5 до Ц-75® С. Масса датчика.................. 1,8 ка Размеры датчика , ............. 165X70X70 мм Настройка вибродатчиков может быть произведена на измерение горизон- тальной пли вертикальной вибрации Виброграф имеет показывающий 'прибор, измеряющий амплитуду вибрации, а также может быть подключен на осциллограф для регистрации мгновенных значений внбцации. 6-6. К ВОПРОСУ О НОРМАХ НА ВИБРАЦИЮ ГИДРОАГРЕГАТОВ Вопрос оценки вибрации гидроагрегатов для станций является одним из наиболее акту- альных как при приемке оборудования после монтажа в промышленную эксплуатацию, так 143
Таблица 6.8 режим работы агрегата Характер вибрации Возможная причина Устранение причины вибрации I. Холостой ход без возбуждения I* Вибрация возрастает с увеличением частоты вра* щенпя ротора, изменяясь прямо пропорционально из- менению квадрата частоты Вращения I, Наличие небаланса ро= тора генератора или рабо= чего колеса. Плохое цент- рирование ротора возбуди- теля, сидящего на одном валу с генератором I. Произвести балансировку агрегата на оборотах. Рабочее колесо балансируется при ре- монте на специальном приспо- соблении. Произвести центриро» ванне ротора возбудителя II. Холостой ход с воз- буждением II. Увеличение вибраций с увеличением тока воз- буждения Постепенное снижение вибрации при постепенном уменьшении напряжения на выводах статора Мгновенное исчезновение вибрации прн снятии воз- буждения автоматом га- шения поля в цепи ротора II. Замыкание витков об- мотки ротора Большая неравномерность воздушного зазора по ок- ружности между статором и ротором Эксцентриситет между бочкой ротора и осью вала И, Определить местонахожде- ние поврежденных витков с по- мощью осциллографа, записы- вающего ток в проводнике, ох= ватывающем одно полюсное де- ление, и устранить повреждение Проверить величину воздуш- ного зазора при остановленном агрегате, а также смещение ро- тора после пуска. Обеспечить равномерность зазора Допускается отклонение вели- чины воздушного зазора от сред- него на 10—15%. В случае большего отклонения необходи- мо исправление путем центри- рования ротора и статора или регулировки, если это необхо- димо, креплением полюсов III. Холостой ход пли яагрузка (для высокона- порных радиально-осевых турбин) Ш. Раскачка вала агре= Гата при каком-либо открьь тип направляющего аппара- та независимо от частоты вращения вала и нагрузки Рост амплитуды вибрации может происходить аа не- сколько секунд или часов III. Задевания подвиж- ных частей о неподвижные, например из-за малых зазо- ров в лабиринтном уплот- нении, задевания рабочего колеса, вращающихся ванн и пр. III. Необходимо увеличить за- зоры в лабиринтном, уплотнении рабочего колеса с таким расче- том, чтобы задевания не было. Нормальная величина зазора в лабиринте на радиус принимает- ся равной 0,0010, где D —д-а- метр щели уплотнения. В осталь- ных случаях выявить причину задевания и устранить ее (на- пример, с помощью центрирова- ния и пр.) IV. Холостой ход п -нагрузка IV. Биение, вала и вибра- ция агрегата, не зависящие от скорости вращения. Иногда замечается умень- шение биения вала при уве- личении нагрузки IV. Неправильная линия валов генератора и турби- ны, Неправильная подгонка высоты кольцевой шпонки пяты IV. Произвести центрирова- ние агрегата Проверить высоту шпонки по индикатору на проверочной пли- те и при необходимости выров- нять шпонку V. То же V. Увеличение амплиту- ды вибрации прямо про- порционально частоте вра- щения и нагрузке V. Несимметричное распо- ложение выступающих ча- стей на ободе рабочего ко- леса (ребра, расположение балансирующего груза и пр.) Засорение части каналов рабочего колеса иля на- правляющего аппарата (ил, мусор, камни и пр.) Эксцентричность колец уп- лотнения рабочего колеса Ослабление крепления опор (корпуса подшипника, крестовины и пр.) V. Несимметрично Выступаю- щие части или удалить, или за- крыть листами с плавными не. реходами на рабочее колесо Очистить рабочее колесо и направляющий аппарат Проверить эксцентричность колец. Заменить кольца и ра- сточить центрично Проверить крепление опорных частей агрегата 144
Продолжение тиол. 0-8 Режим работу агрегата Характер вибрации Возможная причина Устранение причины вибрации VI. Холостой ход VI. Вибрация значитель- но увеличивается в каком- либо диапазоне частот вра- щения VI. Частота вращения, кратная криттескому числу VI. При пусках и остановах агрегата эту частоту I вращения оборотов переходить быстро. Изменить частоту собственных колебаний конструкции VII. Под нагрузкой VII. Увеличение вибрации с увеличением нагрузки VII. Магнитная асиммет- рия: а) Плохое центрирование подпятника или подшипника б) Излом линии вала во фланцевом соединении в) Слабая посадка ступи- цы пяты на валу г) Неодинаковые выход- ные сечения каналов рабо- чего колеса д) Малая высота выход- кого конуса (обтекателя) рабочего колеса VII. Устранить магнитную асимметрию: а) Произвести центрирование б) Устранить излом путем шабрения или проточкой торца фланца в) Обеспечить плотную по- садку ступицы на валу г) Обеспечить одинаковые вы- ходные сечения каналов рабо- чего колеса д) Удлинить конус рабочего колеса или выполнить его вог- нутым VIII. Под нагрузкой VHL Вибрация сильно увеличивается в узком диа- пазоне нагрузок и сопро- вождается сильными гид- равлическими ударами в отсасывающей трубе VIII. Кавитационные яв- ленчя в результате измене- ния высоты отсасывания, плохого профиля лопастей рабочего колеса или срыва вихрей с лопастей рабочего колеса VIII. Избегать нагрузки, при которой появляется увеличенная вибрация Осуществить впуск воздуха в полость под рабочее колесо Изменить форму выходных, кромок лопастей рабочего ко- леса IX. То .м IX. Увеличенная вибра- ция на некоторых нагруз- ках у поворотнолопастной турбины IX. Несоответствие ком- бинаторной связи, начвыгод- нейшей для данного напора IX. Произвести исследования комбинаторной связи и скоррек- тировать ее, обеспечив спокой- ную работу агрегата и наиболь- ший к. п, д. X. Холостой ХОД II под нагрузкой I X. Увеличение биения вала при всех режимах ра- боты агрегата X. Чрезмерно большие зазоры между валом и вкла- дышами подшипников X. Установить заЮры в под- шипниках согласно заводским данным и при повседневной эксплуатации. Подчас электростанции находятся в затруднительном положении при решении вопроса о возможно- сти дальнейшей эксплуатации агрегата при обнаружении некоторой повышенной вибрации его опор. Каждый тип машины имеет свои особен- ности, и нельзя переносить допустимые ампли- туды вибрации, указанные для одного типа машин, на другие. Например, нормы на ви- брацию паровых машин не могут быть ис- пользованы для гидравлических машин, и на- оборот. Существующие нормы на вибрацию машин составлялись, как правило, на основании лич- ного опыта монтажных и наладочных работ заводов, фирм и др. Иногда фирмы стреми- 10—276 лись дать в качестве допустимой завышенную амплитуду вибрации, облегчающую сдачу агрегата заказчику. Впоследствии такие агре- гаты приходилось перемонтировать, так как вибрация повышалась до опасной величины. Некоторые авторы норм за основной кри- терий вибрации принимают скорость вибрации или ускорение. Предполагая колебания гармо- ническими, допустимые амплитуды вибрации принимали соответственно обратно пропор- циональными частоте 'вращения машин или ее квадратам. Однако, если это в какой-то мере, оправдывается для серий однотипных машин со сравнительно небольшим диапазоном номи- нальных значений п, то переносить амплиту- ды вибрации, допустимые для одних машин, пользуясь этими критериями, на другие типы 145
машин со значительной разницей в конструк- тивном отношении и значительно отличным диапазоном рабочих частот вращения непра- вильно. Несомненно, что для агрегатов с мень- шей частотой вращения можно допустить боль- шие амплитуды вибрации, чем для высокообо- ротных. Но мы считаем, что при разработке норм на вибрацию решающую роль должны играть не столько скорость и ускорение, сколь- ко действительные механические напряжения в материале основных узлов, вызванные ди- намическими деформациями (вибрацией), а также усталостные характеристики матери- алов, полученные на динамических стендах. Впервые с этих позиций разработку норм на вибрацию гидроагрегатов осуществил ОРГРЭС [Л. 12]. Предлагаемые переработан- ные и уточненные нормативы основываются на следующем: 1. Нормативные амплитуды вибрации от- дельных узлов агрегата назначаются на осно- вании напряжений в ответственных узлах и деталях агрегата на основе расчета этих узлов на 1вибропрочность, а также эксперименталь- ного определения уровня напряжений и де- формации на действующих агрегатах. 2. В некоторой степени учитывается уско- рение. Для более тихоходных агрегатов уро- вень допустимых амплитуд вибраций был под- нят. 3. Появление в эксплуатации уникальных по мощности и размерам агрегатов вызвало необходимость учитывать также относитель- ную жесткость узлов. Стремление конструкто- ров создать агрегат менее металлоемким, ши- рокое применение сварки и новых уточненных методов расчета неизбежно приводят к умень- шению относительной жесткости отдельных узлов агрегатов больших размеров. Поэтому если в крупных гидроагрегатах данная ампли- туда вибрации, т. е. дополнительная деформа- ция конструкции, вызывает допустимые на- пряжения, то в агрегатах меньших размеров этим же абсолютным деформациям будут со- ответствовать более высокие напряжения, ко- торые в ряде случаев могут привести к пере- напряжению материала. В нормативах учет жесткости конструкции осуществляется в зависимости от характерно- го диаметра турбины (номенклатурного диа- метра рабочего колеса). Выбор диаметра рабочего колеса турбины в качестве характерного диаметра произволен. С таким же успехом можно было бы построить нормативы в зависимости от диаметра ротора генератора. ‘Сопоставление диаметров рабоче- го колеса турбины и ротора генератора для ряда выполненных гидроагрегатов показало, 146 что связь этих размеров имеет прямую про- порциональность, 4. Инструментальное обследование вибра- ции и деформации некоторых узлов более чем у 70 гидроагрегатов при различных режимах и анализ вибрации. Все расчеты проводились для различных размеров машин. Для рредних размеров агре- гатов (с диаметром рабочего колеса пример- но 5 лг) были определены допустимые ампли- туды вибрации для частот до 50 гц включи- тельно (табл, 6=9). Т а б л и ц а 6-9 Частота вращения, об/леи и Величина двойной амплитуды вибрации, л<л< Отлично Хорошо Удовлетвори’ тельно Плохо 62,5 0,0—0,05 0,05—0,10 0,10—0,16 >0,16 150 0,0—0,04 0,04—0,09 0,09—0,14 >0,14 187 0,0—0,04 0,04—0,09 0,09—0,14 >0,14 214 0,0—0,03 0,03=0,08 0,08=0,13 >0,13 250 0,0—0,03 0.03=0,08 0,08=0,13 >0,13 300 0,0—0,02 0,02=0,07 0,07=0,12 >0,12 375 0,0—0,02 0,02—0,06 0,06—0,11 >0,11 500 0,0—0,02 0,02—0,05 0 05—0,10 >0,10 600 0,0—0,02 0,02—0,04 0,04—0,09 >0,09 750 0,0=0,01 0,01—0,03 0,03—0,08 >0,08 000 0,0—0,01 0,01—0,03 0,03—0,07 >0,07 Приведенные в таблице двойные амплиту» ды вибрации даны для, горизонтальных и вер- тикальных гидроагрегатов, для всех трех на- правлений (вертикального и двух горизонталь- ных). Выбор границ шкалы оценки вибрации («хорошо» и «отлично») взят с учетом опыта эксплуатации гидроагрегатов. Так, долголет- няя эксплуатация агрегатов с вибрацией, от- вечающей зоне «отлично», показала надеж- ность эксплуатации и отсутствие ненормально- стей в работе в течение ряда лет. Зона «хоро- шо» обеспечивала надежность эксплуатации, но на ряде агрегатов наблюдались случаи уве- личения вибрации со временем. Эти случаи увеличения вибрации при работе агрегата в зоне «удовлетворительно» более часты, что требует постоянного наблюдения за вибраци- онным состоянием агрегата. Работа в зоне «плохо» требует применения мер па выявле- нию и устранению причины повышенной ви- брации. Определение допустимых амплитуд вибрации для агрегатов с диаметрами рабочих колес, отличными от 5 л, мы рекомендуем про- водить по следующей эмпирической формуле (учет относительной жесткости конструкции): 2Д = 2Л,]/£Н! 5 F 5 где 2А — искомая двойная амплитуда вибра-
ции для агрегата с диаметром рабочего колеса DVh, М-, 2ЛГ-, - двойная амплитуда вибрации для агрегата с диаметром рабочего колеса 5 м (по табл. 6-9). В соответствии с изложенным была состав- лена номограмма (рис, 6-51) вибрационной оценки гидроагрегатов. Вибрация фундамег тов принята равной нулю. Пользование номо- граммой можно проследить на двух примерах. Пример 1, Гидроагрегат с диаметром рабочего ко- леса 3,5 м и частотой вращения 487,6 об/мин имеет двой- ную амплитуду вибрации 2Л=0,08 мм. □пределпть, ка- кой оценке норм на вибрацию соответствует состояние агрегата. По левому графику для данного диаметра 3,5 м проводим вертикаль до пересечения с линией равных амплитуд 2 А =0,08 мм (точка At). От точки At проводим горизонталь «а правую часть графика до пе- ресечения с вертикалью, соответствующей данной часто- те вращения. Получаем точку Аг, которая соответствует зоне «удовлетворительно». Пример 2, Необходимо определить максимально, до- пустимую вибрацию для агрегата с частотой вращения 214 об/мин и диаметром рабочего колеса 4,5 м. Для данной частоты вращения до правой части гра- фика проводим вертикаль до пересечения с кривой, огра- ничивающей сверху зону «удовлетворительно» (точ- ка Et). Далее по горизонтали переходим на левую часть графика до пересечения с вертикалью, соответствующей данному диаметру рабочего, колеса. Получаем точку Бг, которой соответствует 2 А =0,128 мм. Номограмма (рис. 6-61) дана для всех трех направлений вибрации (вертикального и двух горизонтальных), для узлов гидроагре- гата: верхней крестовины генератора; нижней крестовины генератора; крышки турбины (кор- пус турбинного подшипника) для установив- шихся режимов. На ряде ГЭС ведутся регулярные (еже- дневные) наблюдения за биением турбинного и генераторного валов. Изменение биения ва- ла -свидетельствует о разработке подшипников и ведет к ухудшению вибрационного состояния а пр era та. За допустимое биение вала (полный раз- мах) рекомендуем принимать величину 2Амакс, ММ, где А — максимально допустимый зазор (на диаметр) в направляющем подшипнике тур- бины, принимаемый по табл. 6-5 (в случае резиновых подшипников зазор берется по под- шипнику генератора); 2Дмакс — допустимая двойная амплитуда вибрации опор агрегата, определяемая по номограмме (рис. 6-51), Анализ опыта эксплуатации гидроагрега- тов показал, что предлагаемые нормы обеспе- чивают нормальную эксплуатацию агрегата и в то же время не являются слишком жестки- ми. Современный уровень техники монтажа агрегатов, наличие новейшей виброизмеритель- ной аппаратуры и опыт эксплуатации позво- ляют без особых трудностей вибрацию агре- гатов поддерживать в зоне «хорошо». При сдаче агрегатов в эксплуатацию вибрация всех узлов должна соответствовать этому уровню. Нормы на вибрацию гидроагрегатов, указан- ные в ГОСТ 5616-63 и § 25,35 ПТЭ, устарели и должны быть пересмотрены с учетом совре- менного состояния техники гидротурбострое- ния. Вибрационное состояние гидроагрегатов определяется наибольшей двойной амплитудой 10 147
вибрации в диапазоне нагрузок от холостого хода до максимальной мощности. Если значи- тельное повышение вибрации происходит толь- ко при определенных значениях нагрузок агре- гата и вызвано появлением кавитации или ги- дравлических ударов в турбине, то работа агрегата при таких нагрузках не допускается. При оценке вибрации, имеющей характер слу- чайного процесса, берется среднее квадратич- ное значение амплитуды. 6-7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРЕДНЕГО ВРЕМЕНИ МЕЖДУ РЕМОНТАМИ ПО ВИБРАЦИОННОМУ СОСТОЯНИЮ АГРЕГАТА Приведенные в [Л. 23] характеристики и коэффициенты надежности позволяют оцени- вать надежность гидроагрегатов па основе анализа эксплуатации агрегатов данной ГЭС за какой-то довольно продолжительный срок его работы. Эта оценка также может быть произведена на основе опыта эксплуатации подобного оборудования на других ГЭС, про- работавших несколько лет до пуска данной ГЭС. Однако было бы желательно предска- зать параметры надежности пускаемого обо- рудования по его отдельным «износным» ха- рактеристикам. Такими характеристиками можно считать, например, вибрационные по- казатели введенного в эксплуатацию агрегата, износ уплотнений рабочих колес радиально- осевых гидротурбин, абсолютный и относи- тельный к. и. д. и другие показатели. Вибрация агрегата является одним из по- казателей качества исполнения- агрегата (ка- витационные свойства турбины, наличие резо- нанса в отдельных элементах конструкции, же- сткость отдельных узлов и пр.). Кроме того, вибрационные показатели агрегата в процес- се пуска его в эксплуатацию являются показа- телем качества монтажных работ (центровка агрегата, балансировка роторов и пр.). ‘плуатации показало, что со временем ви- брация агрегата увеличивается. Это связано, с одной стороны, с постепен- ным износом на- правляющих под- шипников агрегата, ослаблением кре- пления отдельных узлов (домкраты статора генератора, крепление кресто- вин, вкладышей под- шипников и пр.), оощение опыта эи Рис. 6-52. Увеличение виб- рации агрегата по времени при эксплуатации. а с другой—кавитационными и эрозионными разрушениями рабочего колеса и проточной части турбины, что нарушает в какой-то мере балансировку ротора агрегата. В результате этого спустя некоторое время вибрация- агрегата достигает предельно допу- стимой величины, требующей остановки агре- гата на ремонт. Нами предлагается следующая оценка среднего времени между ремонтами по вибра- ционному состоянию агрегата. Принимая, что изменение двойной ампли- туды вибрации опорных узлов агрегата (или боя вала) следует закону (рис. 6-52) СТ 2Дпр = 2Д0е где 2ДПр = предельно допустимая амплитуда вибрации; 2Д0 — замеренная- двойная ампли- туда вибрации при вводе агрегата в эксплуа- тацию или после вывода из ремонта; Тер — среднее время наработки агрегата до очеред- ного капремонта; С = параметр, характеризу- ющий скорость роста амплитуды вибрации. В общем случае C=kv'-, где k — коэффи- циент, a v —средняя окружная скорость тру- щихся пар. Логарифмируя приведенное выражение, по- лучаем: In 2ДПр = 1п 2Д0 + СТСр, откуда Коэффициент С может быть определен по наблюдениям за работающим агрегатом. Для этого при обычН-ЦХ- эксплуатационных режи- мах производят замер амплитуды вибрации 2Ai; спустя несколько месяцев (например, 6—8) измеряют вторично вибрацию агрегата и определяют коэффициент С: :’Д, 1,1 С — --1- - — t ’ где 2Д1 = двойная амплитуда вибрации при первом измерении; 2Д3 — двойная -амплитуда вибрации при втором измерении (замеренная той же аппаратурой и в тех же местах, что и при определении 2Д1); t — время работы агрегата от первого до второго измерения ви- брации. Обобщение эксплуатации ряда турбин по- зволяет рекомендовать опытное значение ко- эффициента С (для направляющих подшип- ников турбин с баббитовой заливкой): С=0,45-10~4 1/ч.
Таким образом, зная величину двойной амплитуды вибрации опарного узла (кресто- вина, ырышка турбины) и коэффициент С, можно определить предполагаамую наработку агрегата до ремонта по формуле т 1 ср — 0,45-10-*’ ИЛИ Тср = 2,22.1041п ч. = Ао Переходя к десятичным логарифмам, полу- чаем (для агрегатов с баббитовыми направ- ляющими подшипниками турбины): Тср^ 5,10- 104gч. Значения предельно допустимой двойной амплитуды вибрации выбираются по разрабо- танной нами номограмме оценки вибрации по верхней границе зоны «удовлетворительно» (рис. 6-51). Допустимая двойная амплитуда вибрации 2АПр определяется- по заданному номинально- му диаметру рабочего колеса турбины и ско- рости вращения. Для направляющих подшипников турбины, вкладыши которых выполнены из резины и древопластика, можно пользоваться следую- щими формулами: для резиновых вкладышей Тср » 4,4- 10а 1g X X 24а. ч- л 2Л0 ’ для вкладышей из древопластика 7’,.р?-3,6Х Рис. 6-53. Среднее время наработки до ремонта агрегата в зависимости от отно- 2Л др шения Для направляющих подшип- ников турбины, выполненных из различных материалов, 1 == баббитовый; 2 — резиновый; 3 — нз Лиг- нофоля |(древопластик). Пользоваться последними двумя формула- ми надо осмотрительно, так как различные условия работы этих подшипников н ограни- ченные данные эксплуатации не позволяют быть уверенным в приемлемой практической точности результатов определения Т,^ для этих типов подшипников. Эти две формулы могут быть использова- ны для ориентировочного определения Тер. На основании этих трех формул построены гра- фические зависимости "дд”^ (рис 6-53). 6-8. САНИТАРНЫЕ НОРМЫ НА ВИБРАЦИЮ И УРОВЕНЬ ШУМА РАБОЧЕГО МЕСТА Вибрация гидроагрегатов передается фун- даменту, полу и стенам машинного зала и различным перекрытиям подсобных помеще- ний эксплуатации. Повышенная вибрация при- водит к 'неблагоприятным последствиям. На- пример, имели место случаи сработки защиты генераторов с их отключением от сети из-за повышенной вибрации щитов автоматики, на которых смонтированы устройства защиты. Кроме того, повышенная вибрация вредно дей- ствует на организм человека. Эти обстоятель- ства требуют периодического контроля вибра- ционного состояния агрегатов и ГЭС в целом. Утвержденные Главным государственным санитарным инспектором СССР «Временные санитарные правила и нормы по ограничению вибрации рабочего места» [Л. 82] распростра- няются на все действующие и проектируемые предприятия Союза. Нормы имеют целью пре- дупредить профессиональные заболевания сре- ди рабочих, подвергающихся 1воздейст.вию ви- брации. Нормы относятся как к вертикальной, так и к горизонтальной вибрациям, непрерыв- ным в течение рабочего дня. Если рабочий подвергается воздействию вибрации в период не более Г5% рабочего вре- мени, то принятые предельные амплитуды, скорости и ускорения могут быть увеличены, но не более чем в 3 раза. Промежуточные значения табличных дан- ных могут быть линейно интерполированы. В табл. 6-1'0 даются допустимые амплиту- ды, скорости и ускорения вибрации рабочего места, а в табл. 6-11'1 — характеристика воздей- ствия колебания на людей. В иностранной литературе (Л. 27] дается график ускорений вибрации при частотах от 1 до 30 гц и градация по воздействию ускоре- ния на людей (рис. 6-54). Результатами ис- следований в области космической медицины установлено, что среднеквадратичное ускоре- ние. равное 0,25 g, является граничным. 149
Рис 6-54 Оценка воздействия ускорения вибрации на обслу- живающий персонал. / = опасные для здоровья колеба- ния. 5 — сильно беспокоящие коле- бания: 3 — беспокоящие, 4 — явно ощутимые колебании Обслуживающий персонал машинных це- хов ГЭС подвергается на рабочем месте «си- нергии», т. е. совместному вредному действию нескольких факторов: вибрации, шума и по- вышенного температурного воздействия вбли- зи агрегатов. Таблица 6-10 Частота вибрации, вц Допустимые значения Амплитуда, лш Скорость колеба- тельных двнже= ний, ем/сек Ускорение колебательных движений, см/сек2 1—3 0,6—0,4 1,12—0,76 22—14 3—5 0,4—0,15 0,76—0,46 14=15 5—8 0,15—0,05 0,46—0,25 15=13 8—15 0,05—0,03 0,25—0,28 13—27 15—30 0,03—0,009 0,28—0,16 27—32 30—50 0,009—0,007 0,16—0,22 32—70 50—75 0,007—0,005 0,22 -0,23 70— 112 75—100 0,005=0,003 0,23—0,19 112—120 Оценка действия шума в зависимости от его интенсивности дана на рис. 6-55, а допу- стимая продолжительность рабочего времени в зависимости от температуры окружающей среды — на рис. 6-56 [Л. 27]. Оценка воздействия шума характеризуется спектром уровней звуковой мощности источ- ника в избранных интервалах частот. За стан- дартный интервал принимается октава. Уровень шума оценивается среднегеометри- ческой частотой, определяемой по формуле /ср == в > где — нижняя частота октавного интервала; fB — верхняя частота октавного интервала. Ниже приведены среднегеометрические ча- стоты октавных полос. Граничные частоты октавных полос, ..................... 45—90 90—180 1Н0—355 Среднегеометрические частоты , гч ............ 63 125 250 Рис. 6-55. Уровень шума. 1— болевой порог* 5=станция метоо в момент прохождения поезда, 3 - сред нее промышленное предприятие; 4 — шум- ное помещение учреждения; 5 — средняя жилая квартира б =- шогтот на расстоянии 1,5 лс. Шумы разделяются на тональные и им- пульсные. К тональным шумам относятся шумы па- ровых турбин, гидротурбин, генераторов, воз- Таблица 6-11 Характеристика воздействия колебаний на людей Предельное ускорениег мм/сек3 Предельная скорость, ММ/С2К Неощутимы 10 0,16 Слабо ощутимы .... 40 0,64 Хорошо ощутимы .... 125 2,0 Сильно ощутимы (ме- шают) 400 6,4 Вредны при длительном воздействии . . . 1 000 16 Безусловно вредны . . . Более 1 000- Более 16 духодувок и пр. Ко вых компрессоров, вторым — шумы поршне- двигателей внутреннего сгорания, пневматиче- ских зубил, молотков и пр. Допустимые уровни тонального или им- пульсного шумов, дб, в зависимости от объек- та даны в табл. 6-12. В зависимости от характера и продол- жительности шума к среднегеометрическим уровням делается по- правка согласно табл. 6-13. Шум уменьшает про- изводительность труда, повышает число оши- бок, допущенных при Температура t,epad Рис 6-56. Допустимая продолжительность ра- боты при температуре окружающей среды. 1 — предельная при работе; 2 -= предельная при выпол- нении интенсивной работы 355—710 710— 1 400 1 400—2 800 2 800—5 000 5 600— 11 200 500 1 000 2 000 4 000 8 000 150
Табл и П а 6-12 № п/п. 1 2 3 4 5 6 7 8 Наименование объекта Операционные больниц, палаты, кабинеты врачей, жилые комнаты .................................... Площадки отдыха микрорайонов и жилых кварталов и территории, прилегающие к жилым домам . , , Служебные кабинеты, конструкторские бюро, комна- ты расчетчиков ft программистов счетно-электрон- ных машин и лаборатории, не имеющие собствен- ных источников щума............................... Узлы телефонной и радиотелефонной связи, диспет- черские и пульты централизованного управления . . Участки точной сборки, заводоуправления, здравпункты и столовые ....................................... Лаборатории и помещения, требующие речевой связи и связи по телефону ..... ........................ То Же, но не требующие речевой связи ...... Рабочие места в производственных помещениях . . . Примечание. Допускается превышение указанных в таблице октавных полос. Среднегеометрические частоты октавных полос, 83 125 250 600 1 ооо 2 000 4 000 8 000 55 44 35 29 25 22 20 18 63 52 45 39 35 32 30 28 71 61 54 49 45 42 40 38 75 60 59 54 52 47 45 43 79 70 63 58 55 52 50 49 83 74 68 63 60 57 55 53 91 83 77 73 70 68 66 64 99 92 86 82 80 78 76 74 значений, но не более чем на 3 Эб в одном показателе из ряда работе, отражается на здоровье персонала и пр. Поэтому борьба с шумом должна проводить- ся по всем направлениям, которые способст- вуют его уменьшению до допустимого уровня. Так .как на гидростанции шум основного энергетического оборудования зависит от ви- брационного состояния агрегатов, то в первую Таблица 6-13 Суммарное время не» прерывного и преры- вистого воздействия шума за рабочую смену, ч Поправки, дб Широкополосный шум Тональный или импульсный шум 4=8 0 —5 2=4 +5 0 1=2 + 10 +5 0,5=1 + 15 +ю 0,25 и менее +25 +20 очередь необходимо провести мероприятия, уменьшающие вибрацию оборудования. Частота изменения возмущающих сил не должна совпадать с частотой собственных ко- лебаний конструкции, узла, механизма. Чем дальше отстоят эти частоты друг от друга, тем меньший шум излучает механизм. Уменьшение шума достигается и за счет применения в помещении, где расположен источник шума, различных звукопоглощающих материалов. Этими материалами покрываются стены, полы, дверные проемы и пр. Немалую пользу оказывает применение звукоизоляционных ограждений .и, в частно- сти, устройство стеклянных экранов в машин- ном зале около места нахождения дежурного персонала и др. Наиболее хорошие результа- ты экраны дают при защите от средних и вы- соких частот. Длинные волны соизмеримы с размерами экрана, а потому обтекают его. В литературе [Л. 41] приведены различные рекомендации, уменьшающие воздействие шу- ма на производственный персонал. ГЛАВА СЕДЬМАЯ РЕЗУЛЬТАТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРАЦИИ ГИДРОАГРЕГАТОВ 1 Результаты исследований позволяют оце- нить качественно и количественно воздействие возмущающих сил на гидроагрегат при раз- 1 В этой главе в основном сообщаются результаты некоторых исследований вибрации гидроагрегатов, про- веденные автором в ОРГРЭС или в содружестве с ВНИИЭ (руководитель работ Ю. М. Элькинд) и Лен- филиалом института Гидропроект (руководитель работ А. П Мурзин). личных режимах. Основные технические дан- ные исследованных гидроагрегатов приведены в (Л. 114]. а] Периодические процессы При исследованиях определялись следую- щие параметры: 1. Двойные амплитуды вибрации, т. е. пол- ный размах колебаний (для периодических ко- 151
Рис. 7-1. Сечения проточной части агрегата, где произ- водилось измерение давлений. I^-VH номера сечений. лебаний); максимальные удвоенные пики ви- браций при переходных процессах. 2. Частоты составляющих колебаний. 3. Ускорения вибрации, которые определя- лись по формуле 2-4 я 1Л-в 2Л(4п^!) J — —5= <о-10 в = --~4~ 410 8 м/сек, где 2А—двойная амплитуда вибрации, мкм\ со—угловая частота, 1/сек; / — частота коле- баний, гц. Соответственно максимальному ускорению определялся- уровень вибрации: £ = 201g — -310 Вибрация исследовалась при различных ре- жимах работы агрегатов, встречающихся при Рис. 7=2. Вябродатчик ВЭГИК, установленный для измерения горизонтальной вибрации ниж- ней крестовины генератора, нормальной эксплуатации ГЭС. Измерение ви- брации производилось на узлах: статор, кре- стовина, крышка турбины, фундамент или дру- гоп элемент блока агрегата. 4, Вибрации и изменения давлений в раз- личных сечениях проточного тракта агрегата. При этом для непериодических процессов определялись по осциллограммам максималь- ные пределы изменений давл.ений для данных режимов работы агрегатов. Весь проточный тракт разделен на ряд се- чений (рис. 7-1): I — спиральная камера перед направля- ющим аппаратом; II — камера турбины после направляюще- го аппарата; III — камера турбины перед рабочим коле- сом; /У —камера турбины в области рабочего колеса (на уровне оси лопастей рабочего ко- леса); V — входное сечение отсасывающей трубы; VI — вход в диффузор отсасывающей тру- бы; VII — выходное сечение отсасывающей трубы. Были принятые следующие направления: для агрегатов: вертикальная вибрация; го- ризонтальная тангенциальная; горизонтальная радиальная; для сооружений: вертикальная вибрация; горизонтальная, параллельная потоку воды че- рез ГЭС; горизонтальная, перпендикулярная потоку воды. Установка вибродатчиков на агрегатах при испытаниях была во всех случаях идентичной, а именно: статор генератора — вибродатчики устанав- ливались на средней полке корпуса статора; грузонесущая крестовина — на балке кре- стовины около корпуса подшипника или ван- ны подпятника (рис. 7-2); крышка турбины — в непосредственной близости у корпуса турбинного подшипника (рис. 7-3). 6) Случайные процессы. Обработка осциллограммы проводилась из электронной счетной машине типа БЭСМ-4. Предварительно с помощью специального аппарата Ф006 (выпускается заводом «Вибро- прибор» в г. Кишеневе) осциллограммы пере- водились на перфокарты. Количество точек определялось длиной вы- бранного участка осциллограммы. Аппарат позволял получать точки через каждые 0,5 мм. Выбирался участок осциллограммы, дающий на перфокартах до 500 точек. 152
Риг 7-3 Вибродатчик ВЭГИК, установленный для измерения вертикальной вибрации крышки турбины вым (рис 7 4), Частота горизонтальных со- ставляющих соответствует оборотной частоте, а 1амплитуда_прямо^тш.опорциональна квадра- тхла£1РТЬ1.ддашацдя । Проведением балансировки роторов (в слу- чае ее необходимости) горизонтальные состав- ляющие можно уменьшить (|рис, 7 4) Наибольшая- вибрация .возникает на грузо- несущей крестовине,. Проведенная балансировка ряда роторов генераторов в своих подшипниках уменьшила амплитуды горизонтальных вибраций до ве= личин, приведенных в табл 7-1 Представляют интерес также результаты определения эксцентриситета центра тяжести роторов генераторов, мм, по результатам ба- лансировок, проведенных на ряде гидроэлек- тростанций Аппарат отсчитывал ординаты кривой от условной базовой линии По полученным перфокартам на БЭСМ определялись следующие параметры матема- тическое ожидание; дисперсия, среднеивадра- Сходиенская, турбина радиально осевая , . , 0,5 Актепннская, турбина радиально осевая . , 1,0 Белореченская, турбина радиально осевая , . 1,2—1,4 Дубоссарская, турбина поворотнолопастная . 1,0 Кегумскля, турбина поворотно лопастная^ ... 1,0 Храмская, турбина ковшовая...................... 1,0 тичное отклонение, коэффициент вариации, минимальная и максимальная ординаты кри- вой процесса по отношению к условной Эти данные относятся к состоянию агрега- тов до балансировки Максимально возмож- базовой линии, функция плотности и функция распределения на ординате (ХмаКе== -Гмин) , Аналогичные параметры определи лпсь и при подсчете только макси мальных ординат кривых по отноше- нию к условной базовой линии Веро- ятность превышения заданной ампли- туды колебаний определяется раз- ностью 1—Фт(х) Далее определялись корреляцион ные функции, коэффициент корреля ции и спектральная плотность про цесса Приводим полученные характер ные примеры поведения агрегатов при различных режимах. 7-1. ВИБРАЦИЯ АГРЕГАТОВ Установившиеся режимы Холостой ход без возбуж- дения и с возбуждением На холостом ходу без возбуждения вы- являются обычно механические воз мущающие силы (небаланс роторов, дефект линии вала и др ). Горизонтальные составляющие ви брации при этом имеют повышенную амплитуду, Форма кривой составля- ющих близка к синусоидальным кри £A-0r0l ihih(^j) ZA^O(HV) Рис 7 4 Вибрация верхней и нижней крестовин генератора, а — верхняя крестовина до балансировки, б — верхняя крестовина после балансировки в — нижняя крестовина до балансировки в — нижиня кре= гтовинз после билансИрпвки г — вертикальная вибрации _ горизон- тальная вибрация вдоль машинного зала Н ц - юризонтзльнад вибра® ция поперек машинного зала 153
Таблица 71 Г ндроэлектростанцин Двойная амтнтуда вибра ции лил* Радиус рас- положении центра тижести груза .«.« Общий вес балансировоч- ного груза, к с Вес балансе ровочного груза на едя ннцу ампли- туды, KSCjMKM до балансы рпвки после балан енровкй Сходненская 200 60 1 300 50 0,31 То же 160 40 1 300 45 0,38 Дубоссарская , . . 70 40 1 120 40 1,33 Актеппнская 180 60 1 200 80 0,66 То же 80 ЗБ 1 200 35 0,77 Храмская I . 220 40 1 020 10 0,055 То же . . 80 25 1 020 25,8 0,47 Белореченская . , . . 45 40 1 400 75 1,36 То же 120 70 1 400 55 1,10 Примечании I Двойные амплитуды вибраций относят я к радиальным со тзвлнющнм вибрации грузонесущей крестовины генератора на уровне опорного подшипника 2 Во всех случаях грузы закреплялись на ребрах (спицах) ротора Центр тижести грузов располагался на средней линии ротора ным эксцентриситетом надо считать величину 1,5 мм После проведения балансировки ро- торов эксцентриситет не превосходил 0,2 мм Величина максимально возможного эксцен триситета позволяет определить горизонталь и\ю составляющую возмущающей силы, воз- действующую через направляющие подшип- ники на фундамент агрегата с оборотной ча стотой Дефекты в электрической части генератора выявляются при изменении режима возбуж- дения при работающем на холостом ходу агрегате На рис 7 5 показан пример изме- нения вибрации агрегата с возбуждением и без возбуждения Как видим, снятие возбуж дения на этом агрегате приводило к измене нию характера вибрации На остальных агре- гатах снятие возбуждения не вызвало изме- нения характера вибрации В подобных слу чаях приходится обращать внимание на элек трические возмущающие силы Нагрузочные режимы Характер ви- брации агрегата при нагрузочных режимах до Рис 7 5 Изменение вибрации агрегата при снятии воз- буждения у тенератора (зонтичный), имеющего несим метрию воздушного зазора f — горизонтальная вибрации грузонесущей крестовины 2— вертикальная вибрации гручонесущей крестовины 3 — горпзон тальная радиальная вибрации корпуса статора 4= горизон тальная тангенциальная вибрация корпуса статора 154 вольно сложен, так как в этих режимах скла- дываются воздействия всех возмущающих сил Однако при различных нагрузках одна из воз мущающих сил часто доминирует над осталь- ными, определяя характер вибрации для каж- дой нагрузки На рис 7-6 представлена 1вибропрамма од ного агрегата при различных нагрузках на ге- нераторе Как видим, при нагрузке 6 тыс кет вибрация сильно возросла. Здесь сказалось воздействие низкочастотной составляющей от гидравлических возмущающих сил Дальней шее увеличение нагрузки привело к снижению вибрации Для поедротнолопастных турбин в (нагру- зочных режимах характерны вибрации с лопа стнои частотой, наложенные на вибрацию оборотной частоты Частота вибрации гидроагрегатов в нагру- зочных режимах характеризуется появлением на статоре составляющих, равных по величи не 100 гц, а на грузонесущей крестовине — со- ставляющих, равных 50 гц На рис 7 7 и 7 8 приведены данные по об- работке результатов исследования вибрации агрегатов Каховской ГЭС в нормальных на грузочных режимах На рис 7 7 дана зависимость максималь- ных двойных амплитуд вибрации от изменения нагрузки Как (видим, наиболее высокий уро вень вибрации наблюдается при нагрузках, меньших 15 Мет, что характерно для агрега- тов с поворотнолопастными турбинами На рис 7-8 показано распределение двойных амплитуд вибрации по опорам агрегата На этом же графике нанесены диапазоны оценки вибрации, взятые по номограмме рис 6 51 Мы видим, что корпус турбинного подшипни-
ка по величине вибрации на нагрузках 16 Мет попадает в зону «удовлетворитель но», а при остальных нагрузках узлы агре гата находятся в зоне «хорошо» и «отлично» В процессе периодического контроля виб- рации на ГЭС на подобные графики необ- ходимо наносить величины замеренных ам- плитуд вибрации узлов в межремонтные периоды Это позволит оценить изменение вибрации агрегата во времени На рис. 7 9 представлены результаты обработки кривой вибрации на БЭСМ 4 На кривой представлена горизонтальная вибра- ция грузонесущей крестовины агрегата № 3 Фархадскои ГЭС Мощность агрегата 34,5 Мет Частота вращения вала 107,14 об!мин Вибрация записана ,при от крытии направляющего аппарата, равного 35% (нагрузка 10 Мет) Число точек на отрезке времени 5 сек было взято 500, т е интервал между точ- ками 0,01 сек. Ординаты кривой процесса x(t) отсчитывались от условной базовой линии АВ (рис 7 9,6) и переводились на перфокарты Результаты обработки показали следую щее I) Среднеквадратичное отклонение ам плитуд вибрации равно 30 мкм при макси мальной амплитуде 75 мкм 2) Гистограмма распределения ампли туд в интервале (хМВКс—хмин) представлена на рис 7 9,s, из которого видно, что макси мум кривой распределения рааполагается ниже средней линии процесса примерно на 20 мкм 3) Гистограмма и интегральная вероят ность распределения максимальных ампли туд, вычисленных по отношению к условной базисной линии, представлены на рис 7-9,и, на интервале (хт макс—хт мин), который раз- делен на 13 частей На рисунке видны ха- рактерные два максимума Первый (ниж ний) максимум располагается ниже линии тт(х) процесса на 20 мкм, а второй (верх- ний) — выше линии шт(х) на 20 мкм 4) Кривая корреляционной функции представлена на рис 7 9,г Время первой о нуля функции то —0,145 сек На кривой выявляются составляющие с частотой при мерно 3,3 гц, близкой к двойной оборотной частоте и частотой 50 гц Исследования вибрации агрегата Бухтар- минской ГЭС с диагональной гидротурбиной, (Л 38], показали следующее >1) На холостом ходу без возбуждения ви брации крышки турбины в вертикальном на- правлении 2АТ = 35 мкм Вибрация имеет обо- Рис 7 6 Изменение вибрации агрегата с радиально-осевой турбиной при напоре 36 м а -= нагрузка 2 тыс кет б—б тыс кнт н 12 тыс кет / = верти кальнзя вибрация верхней крестовины генератора J = горизонталь паи радиальная вибрация верхней крестовины генератора 3 — то ризпнттлгная тчшенцизльнзя вибрация верхней крестовины гене рчтора 4 — вертикальная вибрация оболочки напорного трубо провода 5 — горизонтальная радиальная вибрации нижней крестовины генератора 6 — вертикальная вибрации нижней крести вины генератора 7 = вертикальная вибрации турбинного подшип ника 3 горизонтальная радиальная вибрация турбинного под шинника Рис 7 7 Изменение вибрации агрегатов Каховской ГЭГ в зависимости от нагрузки а — вертикальная вибрации грузонесущей крестовины, б = гори зонтальные аибрации крышки турбины « — вертикальные вибра ции крпшкн турбины л — * —агрегат № 1, О — О—агрегат № 2 □ □ — агрегат М1 4 А = А — агрегат № 5 % — v = агрегат 6 ротную частоту (2,5 гц), Вибрация крестови- ны генератора при этом 2АН=6 мкм-, 2) При установившихся нагрузочных ре- жимах от 20 до 75 Мет вибрация крышки тур бины в вертикальном направлении 2ATs^ = 11 мкм, а в радиальном направлении 2А = = 28 мкм с оборотной частотой Крестовина 155
Рис 7 8 Изменение максимальных амплитуд вибрации опорных узлов агрегата Кахов ской ГЭС при различных нагрузках а — горизонтальная радиальная вибрация б — вертикальная вибрация генератора при этом имела йАк-С^О мкм в ра- диальном направлении с частотой 2,5 гц На частотах 8 и 35 гц вибрация крестовины не превосходила 10 мкм. Эти измерения проводились при оптималь- ной комбинаторной зависимости Автор иссле- довании отмечает, что при отклонении от опти мальнои зависимости по углу установки лопа стен рабочего колеса или по открытию на правляющего аппарата Вибрация резко воз растает. Так, при отклонении угла лопастей на угол даже 1—2° от оптимального вибрация агрегата увеличивается в 1,5—2 раза и более. По данным НИС Гидропроекта при иссле довании агрегата Саратовской ГЭС в диапазо не нагрузки от 16 дс 62 Мет при напорах от 9 до 12 Mt получе- ны следующие ма- ксимальные двойные амплитуды вибра- ции1 крестовины ге- нератора— 110 мкм, опоры подпятника— 80 мкм, крышки тур- бины — 90 мкм Наименьшая ви- брация зафиксиро- вана при работе с нагрузками от 26 до 35 Мег, при этом двойные амплитуды вибрации составля ют: крестовины гене- ратора— 40 мкм\ опоры подпятника — 30 мкм; крышки турби- ны — 30 мкм В диапазоне нагрузок от 0 до 16 Мет наблюдается увеличенная вибрация (пик соответствует нагрузкам 6—9 Мат), рав- ная: опоры подпятника—170—220 мкм\ крыш- ки турбины — 135 мкм Наибольшие ускорения вибрации состав- ляют крестовины генера тора — 0,1 м/сек2, опо ры подпятника — 0,35 м/сек2-, крышки турби- ны—1,0 м/сек2. Эти ускорения соответствуют составляющим вибрации с частотой 30 гц При кавитационных режимах резко увеличиваются высокочастотные состав ляющие вибрации (рис 7 10) В режиме синхронного компенса- Рис 7 9 Горизонтальная радиальная вибрация грузонесущей крестовины агрегата № i Фархадской ГЭС при нагрузке 10 Мет а — функция плотностей и распределения максимальных, ампипуд смещений относительна условной бэ doanft линии б — кривая процесса *П) — горизонтальная радиальная вибрация грузонесущей креитовинн при открытии направляющего аппарата в — функции плотности и распределения смещений, с— корреляционная функция 156
j/VVVtA тора три незато’пленном рабочем колесе обычно аг- регаты работают спокойно, если нет ненормальностей в механической уравнове- шенности роторов и дефек- тов со стороны электриче скои части Однако следует отме тить, что в ряде случаев при недостаточном отжатии во- ды в отсасывающей трубе или больших утечках возду ха и колебаниях нижнего бьефа периодически могут наступать режимы затопле пня рабочего колеса или ка сание лопастями поверхно- сти отжатой воды, приводя щие к увеличению амплиту ды вибрации агрегата На рис 7-11 приведены осциллограммы вибрации агрегата Каховской ГЭС в компенсаторном режиме при затопленном и незатопленном рабочем ко лесе турбины В среднем амплитуда вибрации при 1вра щенпи апрегата с затопленным колесом уве личивается в 2—2,5 раза по сравнению с ам плитудои, имевшей место при опорожненной от воды турбинной камере На рис 7 12 в координатах (f, 2А) даны результаты измерении максимальных двой ных амплитуд вибрации различных узлов агрегатов три установившихся режимах1 Характерно, что из за разброса точек поле f, 2А не удалось разделить на зоны, присущие какому либо типу агрегата (на- пример, с турбинами ПЛ, РО и др ) Нель- зя также выделить зоны по составляющим вибрации (вертикальная, горизонтальная) На рис. 7 12 нанесены липин равных ускорений вибрации и указаны соответ- ствующие ускорениям уровни вибрации в децибелах Можно констатировать, что наибольшее ускорение вибрации, замеренное при иссле дованиях, не превосходит 1 g или по уров ню не более 90 сЗб Статистическая обработка материала позволяет установить следующее (для уста новившихся режимов): 1 Нанесенные точки на рис 7 12 7 25 и 7 24 взяты из табл 27-36 первого издания книги авсорл с добавлением данных последующих исследований Рис 7 10 Вибрация агрегата мощностью 33 тыс кет а — быжавнтщипнмый режим б = к шитаципнньгй рьжнм / — вертикальная либрация 1рузпнегущея крестовины 2 —iпрндпнтальнач радиальная виирация 1рузонесущей кре твины 3 — горизонтальная радиальная вибрации турбинного подшипника 4 — ра дичльная вибрация пб(лочки отсасыи'пющей трубы 5 —ючебчние давления в птгасы пагпшей трубе б — вьитнкаявная вибрация турбнннпгп подшипника 7 —частота пере менного тока 50 гц 1) Наибольшая повторяемость (реализа ция 31,4%) вибрации соответствует диапазону уровнегй 20—40 дб, а по амплитудам 10— 80 мкм При зтом амплитуды 10=40 мкм имс ют 30,2% всех реализации, амплитуды от 40 до 80 мкм— 25,2% Амплитуды до 100 мк и составляют 78,5% всех реализаций Рис 7 11 Вибртпия агрегата Каховской ГЭС в компеп^а торном режиме £/= с затопленным рабочим колесом б — с незатопленньш рабп чим колесом / — вертикальная вибрация крышки турбины 2 — гп ризонтдльнпя (радиальная) вибрация верхней крестппины тонера юра ?—хоризснтальная (радиальная) вибрация нижней крест □ вины генератора 4 — вертикальная либрация нижней крестовины генератора — горизонтальная (радиальная) вибрация корпуса турбинного подшипника 157
Рис 7 12 Сводный График вибраций гидроагрегатов в координата к 2Л, f при установившихся режимах — вертикальная вибрация X— — ч — горизонтальна* радиальная вибрация Л — Л — /\ — горизонтальная тан хенциальнэя вибрация 2) частоты распределения реализаций со ставляют частоты до 10 гц—76%, 10—50 гц— 11,6%, 50=100 гц — 7,2% и частоты боле 100 гц — 5,2 % На рис 7 13=7-15 приведены спектры основных частот возмущающих сил для раз- личных типов гидроагрегатов в относительных величинах при установившихся режимах Рис 7 13 Спектр основных отно тигельных частот вибрации игре гитов с поворотно лопастными гур бинамп при установившихся ре жимах Рш 7 14 Спектр основных относительных частот вибра ции агрет нов с радиально осевыми турбинами при установившихся режимах 158
Рис. 7-15 Спектр основных относительных частот вибрации arpei атов с ковшовыми турбинами при установившихся режимах. Рис 7-17. Осциллограмма пуска ковшовой турбины. Л<т — крутящий момент иа налу турбины; г — вертикальная вибра- ция корпуса статора генератора; Нт—тангенциальная вибрация корпуса статора генератора, — радиальная вибрация корпуса статора генератора, ад = перемещение дефлектора турбины, йп— открытие сопла турбины, п— частота вращения вала турбины. Неустаноаившиеся режимы Пуск агрегата, как было отмечено, со- провождается рядом явлений в агрегате: 1. Увеличение прогиба грузонесущей кре- стовины (у реактивных турбин) в 'вертикаль- ной плоскости за счет увеличения гидравличе- ского осевого усилия на колесо при доведении открытия направляющего аппарата до пуско- вого значения (рис. 7-16). 2. Появление переменных сил трения в пя- те и подшипниках в первый момент трогания агрегата. Это приводит к увеличению в основ- ном тангенциальной составляющей вибрации грузонесущей крестовины (рис. 7-16). На гидроагрегатах Днепровской ГЭС ВНИИЭ были получены амплитуды колебаний на крестовине, доходящие до 670 мкм, с ча- стотой 50 гц и затуханием за 0,8 сек. 3. Рост радиальной составляющей вибра- ции грузонесущей крестовины и турбинного подшипника за счет наличия остаточного не- баланса ротора турбины и генератора по мере увеличения частоты вращения. Рис. 7-16. Осциллограмма пуска агрега- та с генератором ВГС-525/114-40 Виб- рация верхней крестовины генератора. / — горизонтальная тангенциальная, 2 = вер- тикальная, горизонтальная радиальная. Л = увеличение прогиба крестовины Б =- ре- лаксационные колебания в начальный момент разбега ротора. 4. У поворотнолопастных гидротурбин при пуске лопасти рабочего колеса начинают сво- рачиваться (переходят на комбинаторную связь). При пуске наступает такое наихудшее обтекание потоком лопастей, которое приво- дит к возрастанию компонент вибрации. У ковшовых гидротурбин в процессе разбе- га ротора могут наступать резонансные режи- мы, при которых частота вибрации вследствие воздействия струи на ковши совпадает с соб- ственной частотой крутильных колебаний вала (рис. 7-17). Включение агрегата в сеть про- изводится обычно точной синхронизацией или самосинхронизацией. Пример осциллограммы включения гене- раторов в сеть способом самосинхронизации Приведен на рис. 7-18. Характерно, что для генераторов зонтичного типа усилия от стато- ра передаются в основном на фундамент. В этом случае грузонесущая крестовина испы- тывает меньшие воздействия (рис. 7-18,а), чем в генераторах подвесного типа (рис. 7-18,6). Увеличенные амплитуды вибрации возника- ют в момент включения и затухают в процес- се синхронизации. Максимальные замеренные амплитуды до- стигают 500 мкм на крестовине и статоре ге- нератора. На рис. 7-19 показаны результаты обработ- ки на БЭСМ-4 записи горизонтальной танген- циальной (Вибрации грузонесущей крестовины агрегата № 1 Ткибульской ГЭС при самосин- хронизации. Процесс х(£) показан на рис. 7-19,6, На рис. 7-19,а приведены функции распределения и плотности максимальных амплитуд по отно- шению к условной базовой линии ЛВ. На рис. 7-19,в даны те же зависимости для сме- щений. На рис. 7-19,а дана корреляционная функция процесса. На последнем графике вид- ны составляющие вибрации оборотной часто- ты 10 гц. Первое нулевое значение функция принимает при то = 0,140 сек. 159
i od/ffa.na. ЗВ7нкм 7=0,02^ . ЦИНК" T-Vzcs/r T включение выключателя а) 1Н„ 1 2^ 0,1cfln яри Рис 7-18 Осциллограмма самосинхронизации агреытон а осциллограмма включении в сеть генератора мощностью 20 тыс к&т Апатичного типа с поворот нолопастмой турбиной способом самосинхронизации 1—отметки оборотов вала 2—радиальная виб рация нижней крестовины ?— тангенциальная вибрации нижней крестовины 4 — вертикальная вибрация крестовины 5 — тангенциальная вибрация корпус.! статора хенератора £ — радиальная виб рация корпуса статора генератора б — осциллограмма включения в сеть генератора мощностью 4D 1lsr подаЕсно1о типа с ковшовой турбиной способом самосинхронизации / — вертикальная внбрт ция корпуса нил него подшипника 2 — хоризонтально радиальная вибрапия нижнего подшипника *?—хангенциальная вибрация нижнего подшипника, 4 — вертикальная вибрация крестовины генера тора, S — радиальная вибрация крестовины Рис 7 19 Горизонтали ая тангенциальная вибрация грузонесущей крестовины ггрегата № 1 Тки бульскоп ГЭС при самосинхронизации й — функции плотности и распределения максималх них амплитуд смещении относительно условной базовой линии о— кривая процесса Ц/) = горизонтальная тангенциальная вибрация грутонесущей крестовины в — функции плот кости и распределения смещений г — корреляционная функция При сбросах нагрузки наибольших значений достигают тангенциальные слагаю щие вибрации крестовины и статора Танген пиальные слагающие вибрации в зтом случае превосходят наибольшие амплитуды, получаю щиеся при самосинхронизации, Осциллограм ма записи вибрации в начальный момент сб|ро са представлена на рис 7 20 Частота затухающих тангенциальных коле- баний соответствует собственной частоте кру тильных колебании статора как цилиндриче- 160 скоп оболочки, закрепленной по нижнему по ясу Изменение гидравлического осевого уси- лия, действующего на вал агрегата при сбро се нагрузки, представлено на рис 7 21,а Ис пытания проводились на агрегате мощностью 55 Мег при напоре 17,8 м Турбина поворот нолопастная Сбрасывалась мощность 27 Мет Из осциллограммы видно, что гидравличе ское осевое усилие в процессе сброса нагруз- ки меняет знак от —600 т, действующего до
Рис 7 20 Осциллограмма сброса номинальной нагрузки 37,5 Мвт с генератора Храмской ГЭС I 7 — крутящий момент на валу турбины 2 — ток статора 3 частота вращения вата 4 = вертикальная вибрация корпуса статора 5 — перемещение дефлектора шлы & — таигенциаль ная вибрация корпуса статора 7 = радиальная вибрация кор нуса статора. М — тик рогора О — вертикальная вибрация опор ной крестрвйнь' 10 — радиальная вибрация опорной кресте айны сброса и направленного вниз, до +560 т, лей ствующего вверх при сбросе нагрузки После сброса на холостом ходу усилие равно при мерно 82 г. Для обработки осциллограммы на БЭСМ-4 с кривой процесса x(t) брались 718 ординат, отсчитываемых от условной базовой линии АВ Эти ординаты переводились на перфокар- ты На рис 7-21,6 даны гистограммы и функ- ция распределения смещений по отношению к линии АВ. На рис 7-21,в даны те же кри вые максимумов смещении по отношению к линии АВ процесса Как видно из рисунков, функции плотности близки к нормальному за- кону Корреляционная функция процесса пред- ставлена на рис 7 21,г для отрезка времени процесса, равного 24 сек. Первое нулевое зна- чение функция Я(т) принимает при то = ( = 6,48 сек По данным [Л. 38] агрегат Бухтарминской ГЭС с диагональной турбиной при сбросе на грузки в 74 Мет имел вертикальную вибра цию крышки турбины 24 = 185 мкм и ради- альную 24 = 370 мкм (частота оборотная, при максимальной амплитуде). Крестовина гене- ратора имела максимальные амплитуды, рав- ные в вертикальном направлении 24 = ==205 мкм, в радиальном — 24 = 105 мкм Электрические переходные про цессы, часто встречающиеся в эксплуатации, такие, как режим короткого замыкания, асин- хронный режим и пр , вызывают наибольшие вибрации статора и крестовины генератора и с точки зрения прочности являются более тя- желыми для агрегата. Данные по вибрации при этих режимах приводятся ниже. нагрузки р} О 0,02 OflO прб 0,0В П,1 0,12 О 0,2 0,4 Ofi 0,8 1РФтр) П О 0,02 004 Пр-5 Ор8 0,1 0,12 Рис 7 21 Изменение гидравлического осевого усилия на валу турбины ПЛ510 при сбросе нагрузки 27,8 Мет а~ процесс зс(О—изменение гидравлического спевою усилия б — функция плетне i ти и распределения смещений в иятер* аале (жМЯчг=ямин) я —функция плотности и распределения максимумов кривой процесса по отношению к условной баэо вой линии 5 — корреляционная функция процесса 11=276 161
Разгонные режимы являются наибо- лее тяжелыми для гидротурбины. При разгоне проявляются силы неуравновешенности вра- щения масс, влияющие в основном на гори- зонтальные составляющие вибрации, и гид- равлические силы, передающиеся на колесо турбины и отражающиеся на вертикальной вибрации агрегата. Вертикальная вибрация крышки турбины, например Горьковской ГЭС, достигала в раз- гонных режимах 750 мкм (при нормальной нагрузке — 75 мкм). Такие периодические колебания крышки,, имеющей большую жесткость, бесспорно вы- зывают увеличение механических напряжений в материале до предельных. При нормальных нагрузочных режимах эти напряжения в 7,5— 10 раз меньше. кгс/смг S It Г Пуск агрегата ю о 10 ягс/см2 ю S Ji to is * ягс/см! S l| p Самосинхронизация Х2С/СН2 Нагрузка 18.0? Мбт S=65% 10 о 10 кгс/см2 10 кге/см io 10 о W го ягс/сн? Короткое замыкание на линии 110кв —--------------—jf нгс/см2 10 о 10 пс/см? кгс/см2 кгс/см1 10 ю Ю кгс/см1 10 кгс/смг 10 Ю О кгс/смг ю ю а 10 — кгс/см W а Ю о 10 KU/CM2 10 о г в в ю V время, сек 10 о нгс/см2 10 ofi 1 Ifi Время, см нк/см 10 О 10 о кес/см 10 кгс/см Ю 10 10 о о a? as 1 1,4 время, сек 0,6 1 1,4 1,В Время, сек Рис. 7-22. Изменение напряжений в алементах конструкции (Q = соответствуем уровню-* 162
Интересные данные получены А М Смир- новым (ОРГРЭС) при исследовании агрегата № 3 Киевской ГЭС с горизонтальными кап- сульными гидроагрегатами (Л 103] Рисунки 7 22—7-24 показывают вибрацию при различ- ных р