Диагностирование фактического дисбаланса гибких роторов до сих пор остается проблемой.
В последние годы во многих отраслях промышленности, в том числе на нефтеперерабатывающих и нефтехимических производствах, на металлургических комбинатах и на электростанциях получают распространение автоматизированные системы управления безопасной ресурсосберегающей эксплуатацией оборудования АСУ БЭР - КОМПАКС®), что обеспечивает переход на эксплуатацию по фактическому техническому состоянию, с планированием и выполнением необходимых работ по техническому обслуживанию и ремонту, на которые указывает система. Предлагается дальнейшее развитие этих систем для нужд наладки, в том числе для балансировки.
Стандартный подход к балансировке роторов и диагностированию заключается в том, что для отдельного ротора используется минимум плоскостей. Но даже для большого количества плоскостей, если ротор гибкий, использование двух пар датчиков для измерения абсолютной вибрации вала на двух опорах дает мало информации о месте расположения дисбаланса. Это приводит к тому, что вал остается сбалансированным только в точках контроля вибрации. В других точках влияние дисбалансов может быть существенным и проявится оно после соединения роторов в валопровод. Причиной этого является также и то, что свойства ортогональности систем грузов при частотах, соответствующих резонансным, не выполняются.
Остаточная неуравновешенность или дисбаланс в общем случае, как известно, непрерывно распределен вдоль вала и замена распределенной функции несколькими дискретными значениями в ряде случаев превращается в «искусство», так как такие приближения позволяют чаще всего получить хорошее решение лишь в ограниченной области частот.
Если рассматривать грубо, то компенсация распределенной неуравновешенности ротора в валопроводе с использованием двух-четырех плоскостях приводит на заданной частоте вращения узлы колебаний ближе к опорам, в них вибрация снижается до требуемого минимума, но часто валопровод остается чувствительным к изменению нагрузки, расцентровок опор, технологических отклонений в сборке и зазорах при ремонтах и др. Устанавливаемые грузы при этом часто компенсируют возмущения, возникающие в другой части валопровода, что приводит при его вращении к дополнительным статическим и динамическим напряжениям, повышению вибрации в других частях валопровода и снижению надежности в целом.
К основным недостаткам старой технологии балансировки можно отнести:
1. Распределение дисбаланса чаще всего неизвестно, характер этого распределения предполагается [1-4], а используемое число уравнений и условий недостаточно для расчета дисбаланса в большом количестве мест его сосредоточения.
2. Хотя источником колебаний является вал, перемещения которого, как правило, в несколько раз больше, чем перемещения опор, измерения производятся на опорах, а не на валу, при том, что вибрация на опорах часто соизмерима с величиной ее разброса. Это же относится и к чувствительностям по опорам.
3. Методика балансировки на низкооборотных балансировочных станках для сборных роторов низкого давления применяется, как правило, неверно. Поступенчатая балансировка [6] не применяется;
4. Даже специалисты по балансировке с многолетним стажем стремятся балансировать роторы в валопроводе сразу на рабочей частоте вращения без учета вибрации на проходных оборотах;
5. Так как на многих турбинах отсутствует контроль перемещений вала, многоплоскостная балансировка валопроводов сводится очень часто к тому, что узлы вала после установки грузов располагаются близко к поперечным осям подшипников. На опорах вибрация уменьшается, а на валу остается вибрация существенно выше «норм на вибрацию вала». Все уплотнения, как правило разбиваются и значительная часть ремонтных работ становится бессмысленной. Кроме того, из-за повышенных утечек пара имеем дополнительные потери энергии и снижение КПД. В дополнение к этому вибрация валопровода становится очень чувствительна к изменению электрической нагрузки на турбоагрегате;
6. Большой разброс балансировочных чувствительностей из-за неповторяемости условий нагружения опор и динамических характеристик масляной пленки из-за значительного разброса расцентровок опор и центровок роторов по полумуфтам и др.
7. Устанавливаемые дискретные грузы часто компенсируют возмущения, возникающие в другой части валопровода, что приводит к дополнительным местным динамическим напряжениям, повышению вибрации на других частях вращения валопровода и снижению надежности в целом.
Даже переход к использованию датчиков вала не решает до конца поставленных проблем. Известные фирмы в России, в Европе и в Америке даже на разгонно-балансировочных станках типа «Шенк» для качественной балансировки используют десятки пусков для ротора на двух опорах.
Однако, имеются пути преодоления названых трудностей, особенно с учетом развития компьютерных технологий и средств мониторинга и диагностики. Наиболее простой путь заключается в следующем. На каждой цапфе увеличиваем число датчиков вала в два раза, чтобы измерить ее колебания с двух сторон. Тогда разница абсолютных смещений вала вдоль цапфы в любой момент времени, поделенная на ее длину, будет характеризовать динамический угол. Очевидно, что если увеличить число точек замера вибрации, можно увеличить число искомых масс и построить большее число независимых уравнений для отыскания главных мест сосредоточения дисбаланса. Поскольку сегодня диагностические системы позволяют установить без проблем любое необходимое число датчиков можно автоматически получить решение задачи. Предполагается далее, что кроме абсолютной вибрации вала, в тех же точках измеряются абсолютные вибрации опор.
Кроме того, для дальнейшего повышения точности можно использовать прием, который обеспечивает минимизацию дисбаланса с учетом взаимовлияния дисбаланса на разных частотах.
Увеличение количества неизвестных корректирующих грузов и построение соответствующего числа уравнений
Основные проблемы балансировки вытекают из несоответствия числа параметров неуравновешенности даже для отдельного ротора, числу уравнений, которые используются для отыскания дисбаланса. Основная задача балансировочных расчетов - определение корректирующих масс `Pк по известным значениям исходных вибраций `Аi0 и так называемым динамическим коэффициентам влияния (ДКВ) `а iк, которые должны быть известны в плоскостях установки искомых масс, обеспечивающих минимальные амплитуды остаточных вибраций:
т.е. остаточная вибрация `ei представляет сумму исходной вибрации и влияния на нее всех К установленных корректирующих масс.
Обычно для ротора на двух опорах используют 2-3 плоскости между опорами и две плоскости на полумуфтах. Однако, если ограничиться исходной информацией по абсолютной вибрации двух опор в одной плоскости и при одной частоте вращения, то можно построить лишь два уравнения для отыскания двух векторов корректирующих грузов вместо распределенного дисбаланса, что явно недостаточно. Чувствительности от единичных грузов в названых плоскостях при балансировках отдельного ротора или ротора в валопроводе, известны, чаще всего, лишь в одной плоскости (вертикальной).
Для пояснения предлагаемого далее подхода упростим несколько задачу и рассмотрим в качестве примера РНД современной мощной турбины.
Пусть ротор низкого давления крупного турбоагрегата состоит из вала, на котором насажено, или изготовлено заодно с валом 10 дисков и две полумуфты. Его амплитудно-частотная характеристика показывает наличие в диапазоне от 0 до рабочей частоты вращения с учетом горизонтального направления от трех до 5-6 резонансов, которые могут осложнить балансировку и «делают» ротор весьма гибким. Каждый участок вала с диском имеет, как правило, радиальную и моментную неуравновешенность. В основном на результат влияет радиальная неуравновешенность, но иногда может оказать влияние и моментная неуравновешенность. Пусть для простоты каждый участок вала с диском или полумуфтой, а так же средняя часть ротора имеют только радиальную неуравновешенность, приведенную к середине каждого участка. Задача балансировки в этом случае сводится к отысканию 13 комплексных неизвестных, для которых необходимо построить не менее 13 линейных независимых уравнений в комплексном виде.
Балансировкой на низкооборотном станке (НЧБ), мы устраняем лишь грубые динамические и статические неуравновешенности и неуравновешенные силы после станка становятся "уравновешенными" на частотах 100-20 0 об/мин. При разгоне ротора они снова становятся неуравновешенными и ощутимыми, особенно при частотах 1500 - 3000 об/мин и при забросах оборотов при опробовании автоматов безопасности. При любом остаточном дисбалансе на основании результатов низкочастотной балансировки имеем первую пару комплексных уравнений для отыскания неуравновешенностей в 13 плоскостях. Этими уравнениями являются известные уравнения равновесия (сил и моментов), которые запишем в общем виде (предполагается, что динамические прогибы ротора не велики):
В (2) и (3) коэффициенты `d ji ,`с jк и `g jn определяются геометрией элементов роторов; j=1 соответствует уравнению сил, j=2 соответсвует уравнению моментов. К=13. Первая сумма – силы или моменты сил (обобщенные силы `Q) в опорах. Вторые члены – обобщенные силы от искомых грузов. Третьи члены `Gn соответствуют установленным при НЧБ грузам. Очевидно, что в идеальном случае после балансировки`Q в опорах должны быть равны нулю.
Члены `Gn конечно, можно исключить, но тогда они должны быть добавлены к неизвестным грузам `Pк. Чтобы не утяжелять выкладки, будем предполагать, что в последующих уравнениях грузы G «спрятаны» в неизвестных.
Вторую группу из четырех пар комплексных уравнений можно получить отдельно для опор и отдельно для вала в районе первой критической частоты, если рассматривать только вертикальные вибрации.
Первую из них пару комплексных уравнений имеем для опор, см. известные соотношения (1), где для нашего случая К=13, I=2, то есть:
В данных уравнениях все измерения и чувствительности приведены к поперечным осям опор, путем осреднения измерений по двум датчикам на левой и правой границах цапфы.
Для общности можно построить вторую систему для опор, используя абсолютные угловые чувствительности опор. Она может быть построена также из двух комплексных уравнений, если минимизировать обобщенные угловые перемещения опор 1 и 2 в вертикальной плоскости (см. соотношения (6)), которые для краткости запишем с индексом i).
Примечание 1. Конечно, можно построить эквивалентную систему из четырех уравнений в каждой плоскости измерений колебаний двух опор. Это дело вкуса. Но угловые чувствительности ярче ощущаются.
Итак, без учета горизонтальной плоскости имеем 6 уравнений, а с учетом горизонтальной плоскости имеем 10 уравнений.
Аналогично, для ротора на двух опорах в вертикальной плоскости имеем еще четыре уравнения для перемещений и углов поворота вала в контролируемых точках. В минимизации улов поворота шеек вала заключается главное новшество.
Итак, для вала будем использовать две системы абсолютных чувствительностей. Первая определяет абсолютные радиальные перемещения вала на поперечной оси подшипника (см. аналогичные соотношениям (4) и (5) соотношения для вала (7):
где индексом «в» обозначены абсолютные вибрации и абсолютные балансировочные чувствительности для валу.
Вторая система использует абсолютные угловые чувствительности вала. Она может быть построена также из двух комплексных уравнений, если минимизировать обобщенные угловые перемещения шеек 1 и 2 вала (см. соотношение (8), которое для краткости и по аналогии с (6 и 7) запишем с индексом i).
где индексом «в» обозначены: `gвi – остаточные «угловые» вибрации вала, которые подлежат минимизации. `Bвi0 - начальные «угловые» вибрации на цапфах. `b вiк – угловые чувствительности, полученные по валу очевидным способом.
Во всех случаях для решения уравнений требуются, как правило, экспериментально определенные коэффициенты балансировочных чувствительностей от единичных грузов, установленные поочередно во все 13 плоскостей. Правила и способы их получения известны. Прежде всего, ввиду увеличенного объема информации все это поручается компьютеру, который выполняет все необходимые оценки в автоматическом режиме на заранее заданных частотах и нагрузках. Для сокращения числа начальных пусков эта задача решается интерполированием по 3-5 измеренным чувствительностям в базовых плоскостях с использованием расчетных форм вынужденных колебаний от поочередно поставленных единичных грузов в упомянутые 13 плоскостей. Число уравнений с учетом горизонтальной плоскости и количества выбранных частот может заметно превысить число неизвестных. Тогда искомое решение оптимизируется с использованием всех имеющихся уравнений или вводятся, например, моментные неуравновешенности для больших дисков.
При некоторых условиях часть уравнений могут оказаться линейно зависимыми и они автоматически исключаются из расчета.
После определения неизвестных возникает задача их эффективной расстановки. Например, из 13 найденных грузов 5 могут оказаться малыми и слабо влияющими на конечное вибрационное состояние. Это, например, соответствует хорошо посаженным и правильно (в пределах допуска) обработанным дискам с хорошо развешанными лопатками. Внутренние плоскости обычно доступны лишь при вскрытии цилиндра. В современных установках имеются специальные приспособления, чтобы установить дополнительные грузы через специальные отверстия.
В любом случае предлагаемая технология предполагает автоматизацию всех расчетов и накопление чувствительностей с помощью ЭВМ. Она может быть частью современных подсистем виброконтроля и мониторинга.
Применение новых компьютерных технологий позволяет реализовать предложенные идеи системно и без значительных затрат.
До сих пор все этапы балансировки рассматривались независимо и результаты одной части балансировочных работ совершенно не использовались, а часто перечеркивались балансировочными работами во другой части. При данном системном подходе все звенья балансировочной цепи не только сохраняют свои старые роли, но начинают дополнять друг друга.
Выводы:
1. Предложен новый методический подход к построению уравнений балансировки для роторов и валопроводов крупных энергетических установок с использованием датчиков абсолютных перемещений вала.
2. Применены дополнительные важные условия – минимизация динамических уклонов шеек вала, что позволяет существенно снизить уровень остаточной неуравновешенности валопровода после сборки.
3. Кроме традиционных систем уравнений, построенных через коэффициенты влияния, и применяемых, как правило, на одной двух частотах, предлагается использовать связанную систему уравнений, начиная от уравнений равновесия, полученных при низкочастотной балансировке.
Использованная литература:
1. Брановский М.А., Лисицин И.С., Сивков А.П. "Исследование и устранение вибраций турбоагрегатов", М. 1969 г.
2. Рунов Б.Т. Исследование и устранение вибрации паровых турбоагрегатов. М. Энергоиздат. 1982 г.
3. Гольдин А.С. Вибрация роторных машин. М. Машиностроение. 2000 г.
4. Методические указания по балансировке многоопорных валопроводов тубоагрегатов на электростанциях РД –153-34.1-30.604-00, М:, (ВТИ), 2002 г;
5. Куменко А.И., Русинов Д.В. Совершенствование методов балансировки роторов с использованием датчиков вала. Материалы международной научно-практической конференции «Современное турбостроение». 28-30 сентября 2004 г. С-Петербург. ВТУЗ-ЛМЗ, 2004 г.
6. Самаров Н. Г. Резонансные режимы и местоположение дисбаланса ротора //Колебания и уравновешивание роторов / Под ред. А. А. Гусарова.-М.: Наука, 1973.-С.48-53
7. Куменко А.И. Интегральный метод решения задач балансировки роторов и валопроводов энергетических турбоагрегатов. Журнал «Сборка в Машиностроении и приборостроении», 2006 г., № 6.
