использования подъемных механизмов при монтаже. Например, для линии пневмотранспорта 30 м необходимо использовать 5 модулей. Общая длина трубопроводов для подачи воздуха – 30 м, для пневмотранспорта золы – 50 м. Иначе говоря, металлоемкость этой системы в 3 раза ниже, чем эжекторной. Для пневмотранспорта с нескольких бункеров, как указывалось ранее, можно использовать одну линию аэрогорок при суммировании потоков золы в нисходящем участке. На любой другой системе пневмотранспорта необходимо от каждого бункера осуществлять отвод золы и суммировать ее потоки в специальной емкости. Например, для напорной системы пневмотранспорта под каждым бункером следует монтировать емкости высокого давления (3 – 5 кгс см2).

Потребление воздуха низкого давления (около 0,6 кгс см2) при пневмотранспорте системой аэрогорки на длину 30 м не превышает 1,8 м3 ч, что почти на 2 порядка меньше, чем в эжекторной системе. Наконец, необходимо отметить высокий ресурс работы трубопроводов секций аэрогорок, определяемый низкими скоростями пневмотранспорта. Все перечисленное определяет широкие возможности использования этой системы на тепловых электростанциях.

В настоящее время на Черепетской ГРЭС производится монтаж секций аэрогорок для двух блоков длиной около 40 м с обеспечением подачи сухой золы в накопительной емкости.

Выводы

1. Удаление сухой золы из бункеров электрофильтров на расстояния примерно 50 м целесообразно осуществлять с использованием системы пневмотранспорта по секциям наклонных участков – аэрогоркам. В этом случае используется малое количество воздуха с низким давлением (около 0,6 кгс см2), возможно модульное изготовление и монтаж системы, а также дополнительно решаются задачи по сепарации частиц золы.

2. Разработанная методика расчета позволяет осуществлять инженерный расчет конструкции системы для установленных режимов эксплуатации.

3. Широкие объемы возможного использования в промышленности фракций сухой золы определяют необходимость внедрения на ТЭС предложенной системы сухого золоудаления с сепарацией и сбором отсепарированных фракций.

Список литературы

1.Ïàò. 2164491 (РФ). Способ пневмотранспорта порошкообразной среды из бункеров золоуловителей Ермаков В. В., Шумилов Т. И.

2.Псевдоожижение Под ред. Девидсона И. Ф. и др. М.: Химия, 1974.

3.Альтшулер В. С., Сеченов Г. П. Процессы в кипящем слое под давлением. М.: Изд-во АН СССР, 1963.

4.Chem. Eng. Sci., 1954, ò. 6, ¹ 12.

5.Zenz F. A., Othmer D. F. Fluidization and Fluid–Particle Systems. New York, Keinhold, 1960.

Вибрационная надежность турбоагрегатов в значительной мере определяет их общую надежность и маневренность. Существенное значение в обеспечении вибрационной надежности агрегатов имеет балансировка отдельных роторов, составляющих валопровод агрегата.

Качественная балансировка отдельных роторов позволяет существенно сократить время, затрачиваемое на виброналадочные работы при вводе агрегата из ремонта. При этом балансировка валопровода агрегата в сборе в собственных опорах, скорее, является доводочной работой при пуске агрегата в эксплуатацию, позволяющей скорректировать влияние некоторых технологических отклонений, допущенных при сборке агрегата, и не-

которых конструктивных и эксплуатационных факторов, влияние которых не удается исключить другими способами.

Безусловно, наилучшие результаты могут быть получены при использовании современных методов балансировки гибких роторов на разгонно-ба- лансировочных стендах во всем диапазоне частот вращения [1]. Но в условиях электростанций и ремонтных предприятий существует возможность использования для балансировки роторов только низкочастотных балансировочных станков.

В настоящее время фирмой “Диамех” выпускается большая серия зарезонансных балансировоч- ных станков типа ВМ (рисунок), позволяющих осуществлять балансировку практически всей

гаммы типоразмеров роторов основного и вспомогательного оборудования электростанций (таблица).

Выпускаемые станки отвечают самым строгим требованиям к оборудованию такого класса. Податливая опорная система с низкой собственной частотой обеспечивает возможность установки станка на обычный пол без необходимости изготовления специального фундамента и его виброизоляции. Самоустанавливающиеся роликовые опоры исключают необходимость тщательной центровки и предотвращают накатку опорных поверхностей роторов. Оригинальная конструктивная схема, высококачественные комплектующие и высокое качество изготовления станков гарантируют высокую точность балансировки при широком диапазоне масс уравновешиваемых роторов. Современные измерительные системы, выполненные на базе компьютерных технологий, обеспечивают дополнительно к основным функциям ряд сервисных функций, таких как хранение информации о конфигурации роторов и их балансировочных чувствительностях, контроль процесса балансировки и представление протоколов результатов балансировочных пусков и др.

В настоящее время фирмой “Диамех” разработана новая модель станка ВМ 20000, позволяющая осуществлять балансировку роторов с массами от 2000 до 20 000 кг. Конструкция этого станка зна- чительно упрощена по сравнению со станком модели ВМ 36000, но при этом сохранены все достоинства станков серии ВМ.

Фирмой разработан станок грузоподъемностью до 90 000 кг для уравновешивания роторов крупных генераторов. Первые образцы этих станков изготовлены в 2002 г. и поставлены для Тюменьэнерго.

Опыт эксплуатации станков подтвердил их высокое качество и надежность. Простота и удобство их применения позволяют успешно использовать некоторые технологические приемы, такие, например, как двойная балансировка (до и после производства ремонтных работ на роторе) или поэлементная балансировка, снижающие вероятность

ухудшения вибрационного состояния агрегатов после ремонта.

Балансировка турбинных роторов на низкочастотных балансировочных станках выполняется чаще всего по классической схеме: в двух плоскостях коррекции, расположенных в крайних (ближайших к опорам) дисках или на торцах барабана. Вместе с тем, известно [2 – 4] и подтверждено опытом [1], что для гибких роторов, работающих при частоте вращения между первой и второй критическими частотами, такая низкочастотная балансировка не гарантирует достижения допустимой вибрации турбоагрегатов на рабочей частоте вращения, а в отдельных случаях может привести даже к ухудшению их вибрационного состояния. Однако доля таких роторов, для которых низкочастотная балансировка оказывается абсолютно неэффективной, всегда была незначительной (до 10 – 15% общего числа балансировок).

Роторы современных турбин не просто гибкие, работающие за первой критической частотой вращения. Достаточно часто их рабочая частота вращения лежит вблизи (а иногда и выше) второй критической частоты и достаточно близко от третьей критической частоты [5]. Классическая балансировка таких роторов в двух плоскостях коррекции, лежащих вблизи опор, уже гораздо чаще не удовлетворяет требованиям вибрационной надежности агрегатов и требует использование методов распределения корректирующих масс вдоль оси ротора.

При выполнении сложных ремонтов, связанных с перенасадкой деталей роторов или с переоблопачиванием рабочих колес, даже при соблюдении всех современных технологических требований, вносимые дисбалансы могут быть достаточно велики, а конкретное место внесения (и, следовательно, место устранения) дисбаланса определить не всегда удается. Существенное нарушение уравновешенности роторов, тем более, следует ожидать при использовании технологии ремонта, отличающейся от заводской: при горизонтальной

9 1, 4*(((

сборке роторов, при переоблопачивании колес без выполнения моментной развески лопаток и др.

Как показывает анализ, наиболее вероятным является возникновение дисбалансов по первой и второй формам.

Дисбаланс по первой форме практически отве- чает случаю прогиба ротора, полученного, например, при насадке дисков с нарушением технологии, особенно в тех случаях, когда сборка ротора производится в горизонтальном положении. Дисбаланс может также быть внесен при механиче- ской обработке ротора.

Возникновение дисбаланса по второй форме также достаточно вероятно и может являться результатом некачественной развески лопаток последних ступеней, большого статического дисбаланса насадных деталей, ошибок при проточке шеек и др.

Дисбаланс по третьей форме менее вероятен как результат технологических нарушений и, как правило, по величине меньше дисбалансов по двум первым формам. Но при достаточной близости рабочей частоты вращения к критической частоте вращения по третьей форме влияние этого дисбаланса может быть уже существенным. Кроме того, абсолютно очевидно, что дисбаланс по третьей форме может быть спровоцирован неверным устранением дисбаланса по первой форме, например, балансировкой ротора в крайних плоскостях, т.е. приложением к ротору V-образной нагрузки.

Естественно, что выполненная таким образом балансировка ротора не обеспечивает чаще всего приемлемый уровень вибрации на рабочей частоте вращения, где существенное влияние оказывает дисбаланс по третьей форме. Практические балансировщики знают, что попытка улучшить вибрационное состояние агрегата на рабочей частоте вращения путем балансировки в собственных опорах часто приводит к необходимости установки на ротор симметричной или, по крайней мере, синфазной системы балансировочных грузов в противофазе к грузам, установленным в процессе низко- частотной балансировки. Естественно, что при этом требуется не только удалить грузы, установ-

ленные по результатам низкочастотной балансировки, но и часто установить в противофазе к ним балансировочные грузы, равные или даже значи- тельно превышающие их по массе.

Необходимость балансировки валопровода в собственных опорах после балансировки роторов на станке в крайних плоскостях обычно и служит для многих специалистов обоснованием того, что балансировка роторов на низкочастотных станках неэффективна и нецелесообразна. В действительности это лишь указывает на то, что для данного типа роторов оказались неэффективными выбранные плоскости и методика балансировки. То, что приходится удалять ранее установленные при низкочастотной балансировке грузы, подтверждает, что ими был спровоцирован дисбаланс по третьей форме.

Какой же из этого есть выход? Выход состоит в корректном устранении дисбаланса по двум первым формам (прежде всего, по первой форме) в процессе низкочастотной балансировки, когда есть возможность устанавливать грузы не только в крайние, но и в другие, расположенные вдоль оси ротора, плоскости коррекции, которые будут недоступны в процессе дальнейшей балансировки валопровода в собственных подшипниках.

Максимальным приближением к корректному устранению исходного дисбаланса ротора в данном случае можно считать балансировку ротора системами грузов с использованием принципа ортогональности форм колебаний. Разработанная в УПИ расчетно-экспериментальная методика балансировки роторов на низкочастотных балансировочных станках отличается тем, что балансировка выполняется системами грузов, располагаемых в плоскостях коррекции вдоль оси ротора в соответствии с формами прогибов по первым двум формам собственных колебаний ротора на податливых опорах. Это, разумеется, не балансировка по формам, поскольку процесс балансировки осуществляется на низкой частоте вращения, но всетаки процесс, максимально учитывающий теорию форм.

Все сказанное справедливо для роторов, не имеющих развитых консольных участков. Поэтому роторы, имеющие консольные полужесткие муфты или промвставки, рекомендуется балансировать по указанной методике на станке без них, а затем, после их установки, повторно балансировать ротор в сборе в плоскостях коррекции, расположенных на этих элементах.

Даже с учетом допущения, что исходный дисбаланс представляется как сумма дисбалансов только по двум первым формам колебаний, и невозможности реализации абсолютной ортогональности системы грузов по одной форме колебаний к другим формам колебаний при дискретном расположении плоскостей коррекции, такой подход является достаточно обоснованным. Он позволяет

обеспечить высокую степень сбалансированности ротора или, по крайней мере, несущественное ухудшение его вибрационного состояния на рабо- чей частоте вращения. При наличии дисбаланса по третьей форме, не устраненного в процессе низко- частотной балансировки, подбалансировку ротора

âусловиях валопровода можно осуществить на рабочей частоте вращения, расположенной вблизи собственной частоты колебаний по третьей форме, либо в крайних плоскостях, либо, что более правильно в этих условиях, в плоскостях полумуфт.

Разработанная упрощенная программа расче- тов собственных и вынужденных колебаний ротора позволяет с достаточной для этих целей точностью определить форму собственных колебаний с учетом податливости опор. Податливости опор принимаются либо по результатам расчетов, либо по результатам испытаний опор, либо путем решения обратной задачи на основании экспериментального определения собственных частот колебаний валопровода. Оптимальные сочетание плоскостей коррекции и соотношение корректирующих масс в этих плоскостях могут быть получены путем моделирования вынужденных колебаний ротора. В настоящее время на кафедре “Турбины и двигатели” УПИ выполнены расчеты для роторов основных турбин, используемых в отечественной энергетике, и составлены схемы рекомендуемых систем балансировочных грузов. Следует повторить, что предлагаемый метод балансировки, прежде всего, целесообразно применять для роторов, работающих в системе валопровода между второй и третьей критическими скоростями.

Сам процесс балансировки и расчет корректирующих масс выполняется по методике, близкой к стандартной, используемой при балансировке на станках. Отличие состоит только в том, что пробные пуски выполняются не с отдельными пробными грузами, а с пробными системами грузов, распределенными вдоль ротора в соответствии с деформациями по первой и второй формам колебаний.

При балансировке на станках фирмы “Диамех”

âполной мере может быть использован измерительный блок “САПФИР”. В процессе пробных пус-

ков с системами грузов эти системы указываются как единичные и в результате стандартных расче- тов получают коэффициенты, показывающие, во сколько раз надо увеличить (уменьшить) эти системы грузов и углы, под которыми они должны быть расположены на роторе.

Следует подчеркнуть, что предлагаемая методика отличается от известной и иногда применяемой методики разделения исходного дисбаланса на статическую и динамическую составляющие и распределения корректирующих масс вдоль ротора по приближенным законам [2]. Разработанная методика учитывает не только реальную асимметрию роторов, но и различную податливость опор турбоагрегата, и является универсальной для любых типов роторов. Кроме того, значительно ускоряется процесс балансировки (уменьшается число балансировочных пусков станка), так как исклю- чаются ошибки, связанные с приближенным характером переноса и распределения грузов вдоль оси ротора, особенно для несимметричных роторов.

Разработанная методика успешно опробована и внедрена при балансировке роторов турбоагрегатов К-800-240-5 Сургутской ГРЭС-2 [6], газотурбинных установок ГТН-16 и др.

Список литературы

1.Балансировка роторов турбоагрегатов на разгонно-балан- сировочном стенде / Урьев Е. В., Урьев А. В., Львов М. И., Власов В. И. – Энергомашиностроение, 1976, ¹ 4.

2.Гольдин А. С. Вибрация роторных машин. М.: Машиностроение, 2000.

3.Бишоп Р., Паркинсон А. Применение балансировочных машин для уравновешивания гибких роторов. – Конструирование и технология машиностроения, 1972, ¹ 2.

4.Вибрация в технике: Справочник. М.: Машиностроение, 1981.

5.Оптимизация балансировки роторов турбины К-800-240 на балансировочных станках на основании расчетных исследований их динамических характеристик / Жуков С. В., Недошивина Т. А., Потерянский Л. И. и др. –В сб.: Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций. М.: ВТИ, 2001.

6.Разработка и внедрение метода балансировки гибких ро-

торов на низкочастотных балансировочных станках системами распределенных грузов / Урьев Е. В., Недошивина Т. А., Голоусов К. В. и др. – В сб.: Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций. М.: ВТИ, 2001.