книги из ГПНТБ / Колесник Н.В. Устранение вибрации машин

ротора, у подшипника I, имеется неуравновешенная масса, создаю­ щая неуравновешенную центробежную силу Cv Эта сила вызывает колебание подшипника I величиною Аг Колебание подшипника

передается основанию и, распространяясь по нему, вызывает коле­ бание корпуса подшипника II, причем размах Л2 колебания этого

подшипника в силу ранее приведенных причин может быть не только

меньшим, но и большим А1.

Следует иметь в виду, что и с другой стороны ротора может ока­

зывать действие неуравновешенная центробежная сила С2, также

Фиг. 91. Влияние вибрации одной стороны машины на другую.

вызывающая колебание подшипника II, которое, в свою очередь распространяясь по основанию, создает колебание подшипника I.

Важным фактором, в значительной мере затрудняющим прове­

дение динамического уравновешивания роторов в собранных маши­

04—сдвига фазы колебания первого подшипника, и а2 — второго.

На основе полученных данных строят векторные треугольники,

Коэффициент влияния вибрации первого подшипника на второй

К12 определяется отношением:

,149

Затем пробный груз переносится на вторую плоскость ротора,

повторяют измерения и построения и определяют коэффициент влияния вибрации второго корпуса подшипника на первый:

К = —

С2 *

Если при установке пробного груза у первого подшипника опре­ делены величины векторов С=0,09 мм, а С=0,04 мм, то коэффициент влияния первого подшипника на второй /<12 составляет:

и в иных случаях превышает единицу. Обычно, если влияние вибра­

ции одной стороны машины на другую велико, то в обратном напра­

влении оно оказывается значительно меньшим. Однако бывают слу­

чаи и чрезмерного влияния как одной стороны на другую, так и дру­ гой на первую.

При выборе величины пробного груза применительно к крупным

машинам, работающим при больших скоростях вращения, нельзя

пользоваться ранее приведенной формулой (52). При назначении веса пробного груза следует иметь в виду, чтобы создаваемая им виб­

рация не выходила за пределы 0,05—0,08 мм.

Поскольку крупные машины, как правило, работают в зарезо­

нансных условиях, то величина пробного груза, удовлетворяющего высказанному соображению, может быть определена по следующей

Теперь рассмотрим общий случай динамического уравновешива­ ния ротора генератора, приводимого во вращение путем включения

в сеть в качестве синхронного электромотора. Схема генератора и гра­ фическое определение уравновешивающих грузов приведены на фиг. 92.

Вначале производят измерение размаха и фазы колебания под­

шипников в трех взаимно-перпендикулярных направлениях и уста­ навливают направление вибрации, по которому в дальнейшем про­

изводят расчеты. Так как наблюдение фазы колебаний наиболее

удобно производить на торце коллектора возбудителя, то на нем наносится ориентир, а вокруг него устанавливают лимб с делениями

вградусах для более точного определения фазы. Независимо от того,

укакого подшипника производится измерение колебания, опреде­

ление фазы производят по положению ориентира на торце коллек­ тора возбудителя,

150

\\1//

Фиг. 92. Уравновешивание ротора генератора.

151

Ниже дается описание работы по этапам. Векторы, изображен­

ные на фиг. 92 жирными линиями, показывают направление ориен­

тира и величину размаха колебания подшипников для соответствую­

щего пуска; векторы, изображенные пунктиром — направление

ориентира и величину колебаний первого пуска, а векторы, обозна­

ченные тонкими линиями, соответствуют размахам колебаний, созда­

ваемых установленным пробным грузом Gn (векторы определяются

графическим построением).

Как видно из результата первого пуска, поперечное колебание первого подшипника имеет размах 0,08 мм, а второго 0,15 мм. Пола­ гая, что вибрация машины является следствием неуравновешенности

ротора со стороны второго подшипника, в этой плоскости уравнове­

шивания устанавливается пробный груз (в соответствии с ранее дан­

ными указаниями) весом G„=0,8 кг.

Второй пуск выявляет значительное изменение колебаний второго подшипника и незначительное -— первого. Для второго подшипника размах колебаний, создаваемый пробным грузом (замыкающий вектор С2) составляет 0,23 мм, т. е. больше размаха первоначальных колебаний этого же подшипника-(0,15 мм). Следовательно, для устра­

нения вибрации второго подшипника вес пробного груза надо умень­

шить и переместить его на угол р2. Из графика второго пуска (для первого подшипника) видно, что такое изменение положения и веса

пробного груза неспособно устранить колебание первого подшип­

ника, так как для этого пробный груз следует не уменьшать, а, наобо­

рот, увеличить и переместить на угол значительно больший угла р2. Отсюда можно вывести заключение, что установкой уравно­ вешивающего груза во второй плоскости уравновешивания- (со сто­

роны второго подшипника) нельзя устранить вибрацию всей машины.

На основании полученных результатов можно прийти к выводу,

что колебание второго подшипника оказывает весьма незначительное

влияние на колебание первого. Коэффициент этого влияния К31 опре­

деляется :

К21 = -^ =0,12.

Результат переноса пробного груза в плоскость уравновешивания со стороны первого подшипника иллюстрируется графическими

построениями, соответствующими третьему пуску. Установка проб­ ного груза в этой плоскости оказывает значительное влияние на коле­

бание как первого, так и второго подшипников. Вектор Cs, согласно принятому масштабу, составляет 0,06 мм. Следовательно, уравно­ вешивающий груз будет

Gv =- 0,8^= 1,05 кг у 0,06

и его следует переместить на угол Р3=25° против часовой стрелки

152

Поскольку угол 3=р4, установка уравновешивающего груза в первой плоскости, устраняя вибрацию первого подшипника, одно­

временно в значительной степени снижает интенсивность колебания второго. Колебания первого подшипника оказывают значительное

влияние на вибрацию второго. Коэффициент влияния /С12 составляет

К12 = |1=1,'3.

сз

Отсюда видно, что в данном случае необходимо произвести урав­

новешивание вначале плоскости ротора со стороны первого подшип­ ника, а затем со стороны второго.

Векторы четвертого пуска показывают вибрационное состояние

^фактического влияния на состояние вибрации первого вследствие

малого значения величины коэффициента /С21. В самом деле, устра­ нение колебаний второго подшипника, имеющего размах 0,03 мм,

может вызвать колебание первого величиной всего лишь

0,03-К21 = 0,03-0,12 = 0,004 мм.

Такая вибрация не имеет практического значения и ею можно пренебречь.

Устранение вибрации второго подшипника может быть произ­ ведено обычным путем с помощью установки пробного груза, но можно также произвести определение величины и положения урав­ новешивающего груза для этой стороны ротора на основании анализа

результатов первого пуска с пробным грузом на этой стороне ротора.

После установки соответствующего уравновешивающего груза

во второй плоскости *приротора пятом пуске вибрация обоих подшип­

ников не выходит за пределы 0,01 мм. Этот результат нельзя было бы получить при таком минимальном числе пусков, если бы уравнове­

шивание было начато не со стороны первого, а со стороны второго

подшипника.

Таким образом, при уравновешивании машин, имеющих длинный

ротор, необходимо придерживаться следующего порядка. Устана­ вливая пробный груз поочередно на каждую сторону ротора, опре­

деляют влияние колебаний одной стороны на другую, а также учиты­

вают общее возможное состояние вибрации всей машины при уста­ новке уравновешивающего груза в данной плоскости. Может ока­ заться, что уравновешивание машины только в одной какой-либо плоскости приведет к вполне удовлетворительному вибрационному

состоянию всей машины.

Вслучае необходимости производить уравновешивание машины

вдвух плоскостях ротора вначале устраняют вибрацию той стороны,

которая оказывает большее вибрационное воздействие на другую.

Обычно этой стороной является более тяжелая часть машины. При-

153

меняя такой способ, достигают успешного проведения операции по устранению вибрации машин, как правило, с минимальным коли­

чеством пусков и затратой рабочего времени.

Имеют место случаи, когда, следуя описанной методике уравно­

вешивания, оказывается невозможным устранить вибрацию машины,

Фиг. 93. Уравновешивание синхронного компенсатора.

несмотря на наличие явной неуравновешенности. В качестве примера

можно указать уравновешивание синхронного компенсатора, схема которого представлена на фиг. 93.

Этот агрегат (15 000 кеа, 750 об/мин.) состоит из трех роторов:

ротора разгонного мотора PPM, ротора компенсатора РСК и ротора

возбудителя РВ, последовательно соединенных между собой и вра­

щающихся с одинаковой скоростью.

Вибрация синхронного компенсатора с размахом, превышающим

0,25 мм, вызывала разрушение фундамента, что лишало возможности

его эксплуатации. Неоднократные попытки устранить вибрацию,

154

применяя всевозможные способы уравновешивания роторов в под­

шипниках, не давали положительных результатов, несмотря на то, что было произведено с этой целью более ста пробных пусков на про­

тяжении шести месяцев.

Произведенным с помощью виброскопа исследованием было установлено весьма значительное, почти двухкратное, влияние виб­ рации одной стороны агрегата на другую, как с одной стороны

машины, так и с другой. Получалось парадоксальное явление. Устра­ няя вибрацию одной стороны агрегата, тем самым вызывали почти в два раза большую вибрацию другой стороны и, таким образом,

продолжая уравновешивание, не улучшали, а, наоборот, ухудшали

вибрационное состояние машины.

Исследованием фазы было установлено, что колебания первого

и второго подшипников находятся в противоположной фазе относи­

тельно колебаний третьего и четвертого (см. векторы первого пуска).

Это может служить указанием на наличие пары центробежных сил, вызывающей крутильное колебание фундамента агрегата относи­ тельно вертикальной оси.

Этим, собственно, и можно объяснить чрезмерное влияние колеба­ ний одной стороны агрегата на другую. Как было установлено изме­

рением, частота свободных поперечных колебаний системы фунда­

мент — агрегат оказалась близкой к частоте вращения агрегата,

что определяло повышенную интенсивность поперечных колебаний

агрегата.

При наличии пары сил (как это имело место в данном случае),

вызывающей крутильные колебания фундамента, собственная час­

тота которых выше поперечных, интенсивность колебаний агрегата намного снижалась, хотя и имела довольно большое значение. Однако стоило хотя бы незначительно уменьшить одну из сил пары, как коле­ бания второй стороны возрастали в значительной степени за счет

появления, силы, вызывающей резонансное поперечное колебание

системы.

На основании такого объяснения явления производилось динами­ ческое уравновешивание ротрра компенсатора путем установки урав­ новешивающих грузов одновременно в двух его плоскостях.

В графических построениях, изображенных на фиг. 93, жирными линиями обозначены векторы, иллюстрирующие размах и положе­

ние фазы колебания при данном пуске, пунктирными — размах и положение фазы при первом пуске, а тонкими линиями — построения

замыкающего вектора. При проведении работы уравновешивающие

грузы устанавливались только на роторе компенсатора РСК в плос­

костях у корпусов подшипников II и III.

Как видно из графических построений (2-й пуск), установка двух пробных грузов по 2,5 кг в значительной мере изменила направление векторов колебаний (произошло изменение фаз колебаний подшип­ ников).

В результате расчетов (векторные треугольники — пуск 2-й), произведенных для каждой стороны в отдельности, вне зависимости

от возможного взаимного влияния вибрации подшипников, были

155

установлены уравновешивающие грузы в плоскости подшипника II

3 кг, и в плоскости подшипника III 5 кг. После этого вибрация всей

машины была снижена более чем в два раза (см. 3-й пуск).

На основании полученных данных был произведен новый расчет,

причем уравновешивающие грузы считались пробными. По получен­ ным данным в плоскости ротора у подшипника II был установлен

уравновешивающий груз 4,5 кг с перемещением его на 30°, а в пло­ скости ротора у подшипника III 7,5 кг с перемещением на 20°.

В результате такой установки уравновешивающих грузов было

получено вполне удовлетворительное вибрационное состояние всего агрегата (4-й пуск). Еще одна поправка в плоскости ротора у под­

шипника III привела к практическому устранению вибрации (5,-й

пуск).

Следует предупредить, что применение такого способа уравнове­

шивания без достаточных к тому оснований может не дать положи­

тельных результатов. Так, например, такой же агрегат имел анало­

гичные противофазовые колебания подшипников, и тем не менее

попытки произвести уравновешивание одновременно с двух сторон

ротора оказались безуспешными. Противофазовое колебание в этом

случае обусловливалось не наличием пары неуравновешенных цент­

робежных сил ротора, а особыми свойствами фундамента агрегата,

в силу которых одна сторона агрегата (при рабочих оборотах) ока­ зывалась в дорезонансных условиях, а другая в зарезонансных.

Этим и объяснялось наличие столь значительного сдвига фаз. Уравно­

в области динамического уравновешивания машин в собранном виде.

На вибрационное состояние турбины могут оказывать влияние такие

факторы, как скорость вращения, температура пара, состояние вакуума, условия внешнего охлаждения, расширение -(удлинение)

роторов, нагрузка и т. п. Поэтому, прежде чем приступить к уравно­ вешиванию роторов, необходимо определить путем инструменталь­

ного исследования устойчивый режим работы машины. Вообще,

как правило, уравновешивание роторов турбины следует производить при устойчивом режиме, находящемся в зоне средних эксплуата­ ционных условий.

Выбрав и установив такой режим, необходимо строго его придер­

живаться на протяжении всего периода проведения работ. Отступле­

ние от этого режима может внести ошибки в расчеты и в конечном итоге привести всю работу к неудовлетворительному результату.

На фиг. 94 дана схема турбины 100000 /сва(3000 об/мин.), роторы

которой уравновешивались в рабочем состоянии. Подготовка турбины для динамического уравновешивания роторов заключалась в выборе

устойчивого режима и оборудовании ее некоторыми несложными при­

способлениями. По числу подшипников были изготовлены и закреп­ лены на корпусах планки для крепления виброметров. В торец вала ротора высокого давления был ввинчен грибок с нанесенным на него

ориентиром. Вокруг грибка устанавливался лимб с делениями в гра-

■156

П о д ш и п н и к и

Фиг. 94. Уравновешивание турбины.

дусах, что давало возможность точного определения фазы колеба­ ний. На фиг. 95 показан момент исследования колебаний переднего

подшипника турбины. Виброметр виброскопа закреплялся на спе­

циальной планке. Торец грибка для определения фазы колебаний освещался стробоскопической лампой.

Представляло некоторое затруднение решение вопроса о месте

установки уравновешивающих грузов. Крепление грузов на торцах

Фиг. 95. Измерение фазы колебаний турбины.

роторов турбины требовало в каждом случае вскрытия цилиндров, что не могло быть допущено по условиям необходимости быстрого ввода турбины в эксплуатацию. В связи с,этим грузы устанавлива­

лись: у первого подшипника — на маслоотражательном кольце,

у второго и третьего — под фланцами пружинных муфт и у четвер­

того — на фланце муфты сцепления с генератором. Расположение,

форма грузов и способ их крепления показаны на фиг. 96.

В основу расчетов по определению положения и веса уравнове­

шивающих грузов были приняты данные поперечных колебаний, тем

не менее, производились замеры вертикальных и осевых колебаний,

что давало вспомогательные показатели при некоторых выводах.

Измерение размаха и фазы колебания производилось с помощью

виброскопа ЗВК. Вибрация одновременно контролировалась двух­

компонентным виброметром «Деви» (фиг. 27).

Так как четвертый подшипник находился в наиболее тяжелой

части машины, а известно, что вибрация тяжелой части оказывает

наибольшее влияние на вибрацию всей машины, уравновешивание

158