Вибрация оборотной частоты

4.2. Вибрация оборотной частоты

4.2.1. Общая причина вибрации

Вибрация оборотной частоты возникает из–за несовпадения центров тяжести отдельных сечений валопровода с линией, вокруг которой происходит его вращение. Такое несовпадение обычно возника­ет по двум основным причинам:

1) из–за несовпадения линии центров тяжести от­дельных сечений с линией геометрических центров этих же сечений;

2) из–за смещения отдельных, даже уравновешен­ных сечений целиком относительно оси вращения (например, вследствие изгиба вала).

В свою очередь появление каждой из этих при­чин несовпадения центров тяжести отдельных сече­ний с осью вращения вызывается конкретными многочисленными обстоятельствами, которые рас­сматриваются ниже.

4.2.2. Неуравновешенность ротора

Неуравновешенность ротора является одной из основных причин вибрации. Она может возникать на стадиях изготовления, монтажа и сборки, а также в процессе эксплуатации. Небаланс, получаемый на стадии изготовления, обычно связан с недостаточ­ной балансировкой ротора. Аналогичный небаланс возникает и при ремонтах турбины, когда замена отдельных поврежденных лопаток, бандажей и других деталей приводит к нарушению уравновешенности.

Особенно часты случаи появления вибрации при недостаточно внимательной эксплуатации. Обычно причиной появления неуравновешенности на рабо­тающей турбине является обрыв рабочих лопаток, бандажей и проволок.

Рекомендуемые материалы

Пример 4.2. Оценим неуравновешенную центробеж­ную силу, возникающую, например, при отрыве рабочей лопатки последней ступени турбины Т–250/300–23,5 ТМЗ. Ее масса составляет 12,8 кг, а центр масс расположен на радиусе примерно 1 м.

Неуравновешенная центробежная сила составит:

,

где ω = 314 рад/с – угловая частота вращения при п = 50 1/с.

Рассмотрим пример вращения простейшего ро­тора на двух подшипниках с валом идеально круго­вого сечения (рис. 2.1). Если этот ротор сба­лансирован, то при его вращении никакой вибрации не возникает. На первый взгляд это кажется стран­ным, поскольку под действием собственного веса вал ротора прогнется, и центры масс отдельных се­чений валопровода сместятся относительно оси, со­единяющей центры расточек подшипника. Однако все дело как раз в том, что ротор будет вращаться не вокруг этой воображаемой оси, а вокруг криво­линейной оси естественного прогиба вала, возник­шего под действием силы тяжести. Поскольку цен­тры масс сечений валопровода будут всегда нахо­диться на оси вращения, то и никаких сил, возбуж­дающих вибрацию, не возникнет. Таким образом, собственный вес вала вибрации не возбуждает.

Иная картина возникает при появлении небалан­са. Если, например, на периферии диска отсутству­ет масса т (например, вследствие отрыва лопатки), то возникает центробежная сила Р = тωr², вра­щающаяся вместе с ротором с угловой скоростью ω. Если зафиксировать изменение этой силы во вре­мени отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях, то нетрудно увидеть, что они изменя­ются по следующим законам:

,

.

Под действием вращающейся силы R ротор при своем вращении уже не будет сохранять фиксиро­ванное положение по отношению к расточкам подшипника, как это было в случае идеально уравнове­шенного ротора. Ротор начинает совершать слож­ное движение: во–первых, он по–прежнему будет вращаться вокруг своего геометрического центра (точка 0) с угловой скоростью ω, во–вторых, валопровод получит стрелу прогиба, а плоскость изгиба валопровода будет вращаться с угловой скоростью Ω, отличной от частоты вращения самого ротора и даже переменной во времени. Последний вид дви­жения ротора называют прецессионным, а его угловую скорость – скоростью прецессии. Именно прецессионное движение является причиной вибра­ции подшипников, фундаментной плиты и т.д.

Сложное движение, совершаемое ротором, не­сколько похоже на движение волчка, запущенного с наклонным положением его оси. В этом случае волчок, вращается вокруг собственной оси, а его ось совершает прецессионное движение, описывая круговой конус.

Прецессионное движение приводит к перемен­ному во времени действию шейки вала на масля­ную пленку, через которую передается усилие на корпус подшипника, возбуждая его вибрацию. В свою очередь колеблющийся корпус подшипника возбуждает вибрацию верхней фундаментной пли­ты и всего фундамента.

Появляющийся прогиб валопровода зависит, прежде всего, от частоты его вращения: при посте­пенном и медленном увеличении частоты враще­ния прогиб медленно увеличивается, затем резко возрастает, достигая максимума, и снова быстро убывает практически до нуля. Частота вращения, при которой наблюдается резкий всплеск динами­ческого прогиба вала, называется критической, или резонансной.

Прогиб вала на критической частоте вращения зависит от двух величин: неуравновешенности ро­тора и сил сопротивления колебательному движе­нию. Абсолютно уравновешенный ротор даже на критической частоте не вибрирует, прогиб неурав­новешенного ротора прямо пропорционален смещению центра масс. Силы сопротивления в основ­ном сосредоточены в масляной пленке, на которой вращается ротор.

Выше рассмотрено движение однодискового симметрического ротора. Картина качественно не изменится, если рассмотреть жесткий ротор (рис. 4.2), получивший неуравновешенность, на­пример, вследствие неправильного изготовления, при котором возникла коленчатость – равномерное смещение центров тяжести всех сечений на величи­ну е (это происходит при смещении оси центрально­го отверстия при неправильном изготовлении). Воз­никающая в результате коленчатости неуравнове­шенная сила R = т_pω²е, где т_р   – масса ротора.

Рис. 4.2. Коленчатость ротора

Легко убедиться, что даже небольшая коленча­тость приводит к возникновению очень больших неуравновешенных сил.

Пример 4.3. Определим неуравновешенную силу, действующую на ротор, выполненный с коленчатостью е = 0,1 мм при угловой частоте вращения 314 рад/с. Имеем:

,

т.е. при эксцентриситете, составляющем всего 0,1 мм, возникает неуравновешенная сила, равная силе тяжести ротора.

Поэтому допуски на размеры ротора при его из­готовлении являются очень жесткими: радиальное биение не должно превышать 0,02 мм, а смещение центрального отверстия – 0,3 мм.

В общем случае эксцентриситеты в различных сечениях ротора различны, а линия, соединяющая центры масс отдельных сечений, является про­странственной кривой.

Вибрация оборотной частоты, вызванная неурав­новешенностью вала, имеет характерные особенности, позволяющие отличить ее от вибрации, вызван­ной другими причинами. Прежде всего, она имеет синусоидальный характер и ее интенсивность рас­тет с увеличением частоты вращения.

Для ликвидации вибрации, вызванной неуравно­вешенностью роторов, необходима балансиров­ка. В процессе изготовления ротор обязательно проходит статическую и динамическую баланси­ровку. Статической балансировке подвергают облопаченные диски. Диск (рис. 4.3) надевают на оп­равку и устанавливают на призматические ножи из закаленной стали. Если диск не уравновешен, то он повернется так, что его центр масс окажется внизу. Тогда с противоположной стороны устанавливают балансировочный груз 3 или в зоне центра масс снимают ее избыток. Затем статически отбалансированные диски сажают на вал с натягом.

Рис. 4.3. Статическая балансировка тонкого диска

           1 – геометрический центр диска; 2 – центр масс; 3 – балан­сировочный груз

Статическая балансировка достаточна только для тонких дисков, насаженных на вал без переко­сов. Для многодисковых роторов необходима динамическая балансировка. Действительно, предста­вим себе многодисковый ротор, имеющий неурав­новешенность R в одном из дисков, например, в предпоследнем (рис. 4.4, а). Ротор можно урав­новесить, установив балансировочный груз в плос­кости неуравновешенного диска. Однако на практике установить, в каком из дисков ротора имеется не­уравновешенность, невозможно, поэтому для стати­ческой балансировки уравновешивающий груз при­дется установить в плоскости другого диска. Тогда при отсутствии вращения ротор будет вполне урав­новешен, хотя неуравновешенность R и груз R_y бу­дут установлены в разных поперечных плоскостях.

Если теперь привести статически уравновешен­ный ротор во вращение, то силы R и R_y будут изги­бать вал ротора (рис 4.4, б). Плоскость изгиба вала будет вращаться, вызывая вибрацию подшипников и, следовательно, всего турбоагрегата. Таким обра­зом, неуравновешенность статически уравновешенного ротора обнаруживается только при вращении и поэтому ее называют динамической не­уравновешенностью. Для ее ликвидации необходимо установить в любых двух поперечных плоско­стях равные грузы, не нарушающие статической ба­лансировки (рис. 4.4, в), но изгибающие вал в на­правлении, противоположном изгибу от сил R и R_y . Правильный подбор этих грузов, создающий силы R_y' позволяет ликвидировать динамический прогиб вала. Это и называют динамической балансировкой. Балансировочные грузы обычно устанавливают в плоскостях первого и последнего дисков ротора (а иногда и в промежуточных дисках), которые наи­более доступны и достаточно удалены друг от друга.

Балансировка производится на турбинном заводе на балансировочном станке в специальных вакуум­ных камерах и обязательно на рабочей частоте вра­щения. При ремонтах турбины или вследствие ава­рий может появиться неуравновешенность, которую устраняют в условиях электростанции путем балан­сировки в собственных подшипниках турбины.

Рис. 4.4. Динамическая неуравновешенность рото­ра и ее устранение

а – статическая балансировка; б – динамически не­уравновешенный ротор; в – уравновешенный ротор

Идеальную балансировку осуществить нельзя, и ротор всегда будет иметь некоторый остаточный небаланс. Поэтому важно представлять себе другие меры, с помощью которых уже при заданном оста­точном небалансе можно уменьшить вибрацию валопровода. Уровень вибрации в сильной степени зависит от частоты возмущающих сил, их распреде­ления вдоль оси валопровода и его вибрационных характеристик.

Частота возмущающей силы, вызванная неурав­новешенностью ротора известна: она совпадает с частотой вращения ротора и, в частности, для теплофикационных турбин для привода генератора при рабочей частоте вращения составляет 50 Гц. Харак­тер распределения возмущающих сил вдоль оси ротора определяется законом распределения эксцен­триситета вала вдоль оси. В общем случае линия эксцентриситетов является пространственной кри­вой, индивидуальной для каждого ротора. Устано­вить ее характер какими–либо прямыми измерения­ми невозможно. Однако это можно сделать косвен­ными методами, например, путем анализа вибрации подшипников и концов вала и проведения соответ­ствующих расчетов.

Под вибрационными характеристиками вало­провода принимают критические частоты вало­провода и соответствующие им главные формы.

Выше при рассмотрении движения однодискового неуравновешенного ротора (рис. 4.1) выяс­нилось, что действие неуравновешенной вращаю­щей силы, эквивалентно действию двух невращающихся сил в горизонтальной и вертикальной плос­костях и изменяющихся во времени соответственно по законам косинуса и синуса. Совершенно анало­гично движение центра вала по сложной кривой в пространстве можно представить себе как наложе­ние движений в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Иными словами, вместо того чтобы рассматривать сложное пространственное движение вала, можно рассматривать относительно простое движение в каждой из плоскостей (так называемые поперечные, или изгибные колебания) с условиями закрепления, совпадающие с закреплением ротора в подшипниках. При такой схематизации опоры ро­тора можно считать шарнирами (рис. 4.5).

Рис. 4.5. Первые три главные формы колебаний шарнирно опертой балки постоянного сечения

Если некоторую произвольным образом опертую балку в начальный момент времени изогнуть произ­вольным образом, а затем отпустить, то балка нач­нет совершать произвольные колебания, каждая ее точка будет перемещаться во времени по произволь­ному (негармоническому) закону, и поэтому говорить о какой–то частоте колебаний в этом случае нет смысла. Существуют, однако, вполне определенные формы начального изгиба рассматриваемой балки, которые будут давать строго синусоидальные колебания во времени. Эти формы называются главными формами, а соответствующие им частоты – собст­венными частотами. Совокупность соответствую­щих собственной частоты и главной формы называ­ются тоном колебаний. Тон колебаний, соответст­вующий самой низкой частоте, называется основ­ным. Например, для балки, показанной на рис. 4.5, главными формами являются синусоиды, а соответ­ствующие им частоты собственных колебаний про­порциональны квадрату номера тона колебаний.

Важно четко усвоить, что вибрационные харак­теристики – это характеристики системы (в дан­ном случае валопровода).

Теоретически ротор реального турбоагрегата имеет бесчисленное количество критических частот, с которыми не должна совпадать рабочая частота вращения. Если в процессе выхода на рабочую частоту ротор турбоагрегата не проходит критиче­ских частот, то такой ротор называют жестким. Если же рабочая частота вращения больше хотя бы одной из критических скоростей, то такой ротор на­зывают гибким. Эти названия связаны с тем, что чем выше жесткость конструкции ротора (больше диаметр его вала и меньше длина), тем большую критическую частоту вращения он имеет.

Жесткий ротор, конечно, всегда предпочтитель­нее, но в современных конструкциях длина ротора и его масса (с увеличением и того, и другого крити­ческая частота уменьшается) столь велики, что же­сткие роторы мощных турбин встречаются очень редко. При этом необходимо учитывать снижение критической частоты вращения из–за податливости масляной пленки.

Обычно интерес представляют первые несколь­ко критических частот, наибольшие значения кото­рых не превышают удвоенной рабочей частоты вращения. В табл. 4.1 представлены значения крити­ческих частот некоторых турбоагрегатов.

Таблица 4.1 – Критические частоты вращения некоторых теплофикационных турбоагрегатов, об/мин

Знание вибрационных характеристик валопровода позволяет определить его реакцию на внешнее переменное воздействие, иными словами, выяс­нить, существуют ли условия для возникновения интенсивной вибрации или нет. Выше отмечалось, что интенсивные колебания возникают при совпа­дении частоты возмущающихся сил с частотой соб­ственных колебаний (при резонансе). Примени­тельно к роторам турбин резонанс возникает при совпадении  частоты   вращения  с  критическими частотами вращения. Естественно возникает во­прос – в чем причина этого явления?

Рис. 4.6. Движение шейки вала в расточке вкладыша

а – иллюстрация эффективности силы, приложенной к тележке, в зависимости от ее направления; б – вала; 1 – центр вкладыша; 2 – центр масс; 3 – траектория движения центра шейки вала

Ответ на этот вопрос можно получить из рис. 4.6, основываясь на следующих рассуждени­ях. Известно, что мощность силы равна произведе­нию силы, скорости тела и косинуса угла, образо­ванного ими (рис. 4,6, а):

.

Максимальный эффект от действия силы наблю­дается в том случае, когда векторы R и υ направле­ны в одну сторону.

Возвращаясь к ротору (рис. 4.6,б), видим, что действующей на него силой является неуравно­вешенная сила R, а скорость υ всегда направлена по касательной к траектории движения центра шейки вала. При малых частотах вращения прогиб вала, изображаемый вектором r, будет следовать за возмущающей силой R, т.е. угол γ будет равняться ну­лю. При увеличении частоты вращения вследствие инерции движения ротора вектор прогиба r начина­ет отставать от вектора возмущающей силы R, при­чем с увеличением частоты вращения отставание будет расти. При некоторой частоте вращения век­торы R и υ совпадут по направлению, и в этот мо­мент мощность, передаваемая силой валу, будет максимальна. Это и есть момент резонанса. При дальнейшем увеличении частоты вращения между векторами R и υ опять появится угол и эффект воз­мущающей силы R уменьшится.

Таким образом, причиной повышенной вибрации ротора при резонансе является совпадение направ­лений действия неуравновешенной силы и скорости прецессионного движения ротора. Рабочая частота вращения турбоагрегата, безусловно, должна отли­чаться от критической с достаточным запасом. Однако неправильный монтаж, при котором недоста­точно учитывается изменение условий работы при переходе от монтажных к рабочим, может изменить критическую частоту и приблизить ее к рабочей. Такое положение, например, возникает при нерав­номерном тепловом расширении корпусов подшип­ников. В этом случае какая–либо из опор валопровода окажется разгруженной, и критическая частота соответственно уменьшится. Аналогичным образом может повлиять податливость масляной пленки, на которой вращаются шейки вала. Изменение формы и размеров расточки при ремонте и температуры масла также может приблизить критические скоро­сти к опасному пределу.

На уровень вибрации существенное влияние оказывает распределение эксцентриситета вдоль оси валопровода. Выше отмечалось, что линия эксцентриситета представляет собой пространствен­ную кривую. В курсе математики показывается, что эту кривую можно рассматривать как сумму плоских кривых, совпадающих с главными форма­ми, масштаб которых зависит от конкретного вида линии эксцентриситета. Наиболее опасной состав­ляющей возмущающей силы является та, которая соответствует тону колебаний, ближе всего нахо­дящемуся к рабочей частоте вращения. Рассмотренный выше процесс балансировки по существу является процессом уменьшения составляющих кривой эксцентриситетов, отвечающих нескольким первым тонам колебаний.

4.2.3. Нарушение посадки деталей

При нарушении контакта сопрягаемых поверх­ностей вала и насадной детали (рабочего диска, втулки уплотнения и т.д.) происходит смещение центра масс насаженной детали относительно оси вращения, что приводит к разбалансировке ротора. Нарушение посадки может происходить по разным причинам.

Натяг посадки рабочих дисков (разность разме­ров вала и отверстия диска до посадки) составляет десятые доли миллиметра и при изготовлении дол­жен выдерживаться с очень большой точностью, так как при увеличении натяга увеличивается на­пряженность диска и появляется опасность его разрыва, а при его уменьшении возникает опасность освобождения диска при частоте вращения, мень­шей номинальной.

Характерными признаками вибрации, связанной с появлением зазора и смещением диска, являются ее возникновение на строго определенной частоте вра­щения (частоте освобождения), увеличение ее ин­тенсивности при дальнейшем повышении частоты вращения и исчезновении вибрации при снижении частоты вращения из–за восстановления посадки.

При работе насаженной детали при высокой температуре происходит постепенное ослабление посадки, вызывающее постепенное снижение освобождающей частоты вращения и постепенное на­растание вибрации. Поэтому в области высоких температур стремятся избегать соединения деталей ротора путем насадки.

Ослабление посадки может быть временным, ко­гда, например, из–за подачи пара с быстро повы­шающейся температурой деталь расширяется значительно быстрее, чем вал. Такая ситуация, в частно­сти, может возникнуть при подаче горячего пара на уплотнения, выполненные на насадных втулках. Ха­рактерными признаками возникновения вибрации по этой причине является ее постепенное ослабле­ние по мере разогрева вала и восстановлении натяга.

4.2.4. Прогибы вала и задевания

Все рассмотренные выше причины вибрации оборотной частоты относились к случаю появления небаланса. Другой причиной вибрации является де­формация вала, вследствие которой центры масс от­дельных сечений, несмотря на то, что они могут совпадать с геометрическими центрами, начинают вращаться вокруг некоторой оси, отличной от оси вала (прецессировать).

Рис. 4.7. Расцентровки роторов

а – радиальная; б – угловая; в – смешанная

4.2.4.1. Дефекты соединения и центровки ро­торов. Если два вала соединены полумуфтами с ра­диальной расцентровкой δ (рис. 4.7, а), или с изло­мом у (рис. 4.7, б), или с тем и другим одновремен­но (рис. 4.7, в), то это приводит к тому, что весь валопровод будет вращаться вокруг некоторой кривой, а отдельные его участки окажутся смещенными относительно нее, что и вызовет при чрезмер­ных расцентровках интенсивную вибрацию.

Не касаясь технологии прицентровки отдельных роторов валопровода друг к другу, подчеркнем, что центровка должна быть обеспечена в рабочих усло­виях с учетом возможных тепловых расширений корпусов подшипников у разных цилиндров, их возможного проседания (например, встроенных подшипников ЦНД) от сил атмосферного давления и веса охлаждающей воды в конденсаторе, тепло­вых деформаций колонн фундамента из–за расположенных рядом горячих паропроводов, подогревате­лей и т.д. С учетом этих обстоятельств при монтаже ротор сознательно устанавливают с рассчитанными расцентровками, для того чтобы обеспечить цен­тровку при переходе к рабочим условиям.

Особенностью вибрации, вызванной расцентров­ками, является ее местный характер: обычно на­блюдается интенсивная вибрация того корпуса под­шипника, в котором валы соединены с расцентров­кой. При этом наиболее сильно изнашиваются баб­битовые заливки вкладышей этих же подшипников.

4.2.4.2. Прогибы вала. Прогиб вала ротора по любым причинам, кроме собственного веса, вызы­вает вибрацию оборотной частоты. Иногда вибра­ция оборотной частоты вызывается тепловой анизотропией ротора. Как известно, роторы и валы турбин изготовляют из поковок, которые в свою очередь получают ковкой отливок. Неравно­мерное затвердевание отливки в изложнице приво­дит к неравномерности по сечению отливки свойств материала, имеющий, однако, примерно осевую симметрию. Если при ковке вала окажется, что его ось сильно отклонится от оси отливки, то может появиться анизотропия (разные свойства по разным направлениям) коэффициента линейного расшире­ния: часть волокон, например, с одной стороны вала будет при нагревании расширяться больше осталь­ных. Поэтому при пуске турбины даже с абсолютно уравновешенным ротором появится изгиб вала и вибрация, зависящая от степени прогиба вала. Для исключения тепловой анизотропии каждая заготовка ротора проходит тепловую пробу: заготовка по­мещается в печь, нагревается очень медленно при медленном вращении до температуры, на 50 ºC пре­восходящей рабочую, и после выдержки в течение 72 ч проверяется биение ротора. Если последнее пре­вышает 0,05 мм, то такой ротор бракуется.

Поскольку причиной проявления тепловой ани­зотропии является нагрев ротора, то вибрация, свя­занная с ней, зависит от уровня температур ротора и, следовательно, от нагрузки турбоагрегата. Вме­сте с тем важно подчеркнуть, что никакими метода­ми исправить ротор, имеющий тепловую анизотро­пию, невозможно.

Неравномерность температуры вала по сечению в процессе термообработки поковки может привес­ти к появлению в ее сечениях кольцевой зоны (рис. 4.8, б) с пониженным сопротивлением ползу­чести, смещенной относительно оси.

Рис. 4.8. Появление вибрации ротора вследствие асимметрии сопротивления его материала ползучести

а – зона максимального прогиба; б – зона пониженного сопротивления ползучести; в – нарастание остаточного прогиба в про­цессе эксплуатации на двух японских турбинах

Пример 4.4. Такая картина возникла в роторах ЦВД и ЦСД ряда японских турбин с температурой пара, посту­пающего в цилиндры, 566 ºС. В результате в области ре­гулирующей ступени (рис. 4.8, а) происходил односто­ронний изгиб ротора, совпадающий со смещением зоны пониженного сопротивления ползучести и достигающий через 2–4 года 0,3 мм (рис. 4.8, в). В результате экс­плуатация турбины становилась невозможной из–за силь­ной вибрации ротора.

Для исключения возможности нарушения сим­метрии требуется, чтобы в процессе термообработки разность температур по сечению не превышала 6 ºС.

Неправильная сборка ротора, в частности, недос­таточные     тепловые     зазоры     между     дисками (рис. 4.9), также может быть причиной вибрации оборотной частоты. Торцы соседних дисков не могут быть выполнены строго параллельными. Поэтому при недостаточном зазоре между дисками при их тепловом расширении возникает односторонний кон­такт, ведущий к изгибу вала и появлению вибрации.

Рис. 4.9. Изгиб вала из–за непараллельности торцов дис­ков при недостаточных осевых зазорах

Наиболее частыми причинами прогиба вала яв­ляются его неравномерные по сечению прогрев или остывание. В этом случае волокна вала, имеющие большую температуру, расширяются сильнее, мень­шую – слабее. Вследствие этого ротор прогибается в сторону, где температура выше.

Оценить прогиб можно по приближенной фор­муле:

,                                                                            (4.2)

где f_макс – максимальный прогиб ротора (рис. 4.10); d_в – средний диаметр вала ротора; l – расстояние между подшипниками; Δt – раз­ность температур по сечению вала; α_т  – коэффи­циент линейного расширения.

Пример 4.5. Оценить прогиб ротора при разности температур Δt = 1 ºС, если его длина l = 5 м, диаметр ва­ла d_в = 0,4 м, а коэффициент линейного расширения материала вала α_т  = 12·10^–5  1/К.

Используя последнюю формулу, получаем:

.

Обратим внимание на то, что при Δt  = 5 ºС стрела прогиба уже достигает 0,5 мм и, если учесть всплывание ротора на масляном слое в подшипниках, возникает ре­альная опасность задеваний в уплотнениях, расположен­ных вблизи середины пролета вала.

Рис. 4.10. Измерение прогиба вала

При легких задеваниях, особенно на малой час­тоте вращения, происходит слабый износ уплотне­ний без особых последствий. Однако сильные заде­вания, даже если они, благодаря бдительности пер­сонала, не приведут к тяжелым последствиям, край­не нежелательны. В таком, даже недлительном, ре­жиме работы происходит очень сильный износ уп­лотнений, и в дальнейшем весь межремонтный пе­риод турбина работает с повышенной утечкой пара в диафрагменных и концевых уплотнениях, что снижает ее экономичность.

При неудачной конструкции уплотнений или при очень значительной разности температур ротор может получить остаточный прогиб (см. гл. 2) и потребуется его правка в заводских условиях. Важ­но подчеркнуть, что при сильных задеваниях вслед­ствие все увеличивающегося прогиба вала вибрация будет непрерывно возрастать.

Для исключения возможности неравномерного нагрева ротора турбина снабжена валоповоротным устройством, которое работает непрерывно вплоть до полного остывания турбины при остановке, а также при пуске турбины.

Лекция "24 Расчёт электромагнитного экрана" также может быть Вам полезна.

Для контроля теплового изгиба ротора турбину снабжают специальным электромагнитным устрой­ством, позволяющим по перемещению 8 консоли вала, расположенной в корпусе переднего подшип­ника, оценить стелу прогиба вала (рис. 4.10) по приближенной формуле:

.

Характерной особенностью вибрации оборот­ной частоты, вызванной тепловым изгибом вала, является ее исчезновение по мере прогрева ротора. Поэтому часто при ее появлении при пуске турбины путем снижения частоты вращения (уменьшения по­дачи пара) удается лучше прогреть ротор на сниженных оборотах с последующим увеличением частоты вращения уже без повышения уровня вибрации.

Тепловой прогиб ротора турбины, таким обра­зом, носит временный характер. Но в роторе элек­трического генератора при несовершенной системе охлаждения могут возникнуть неравномерное ста­ционарное температурное поле и стационарный прогиб, вызывающий вибрацию.

4.2.4.3. Задевания вращающихся деталей о не­подвижные. Следует помнить, что любые задевания деталей ротора о статор неизбежно приводят к сильной вибрации. При задеваниях вследствие тре­ния в короткое время выделяется большое количе­ство тепла, которое неизбежно вызывает коробление деталей в зоне задеваний и, следовательно, на­рушение балансировки или расцентровку.

Внезапное появление сильной вибрации всегда свидетельствует о серьезных нарушениях в про­точной части турбины, и поэтому все инструкции предусматривают в этом случае необходимость бы­строй остановки турбины.