Низкочастотные вибрации. Характерные спектрограммы низкочастотных вибраций. Вибрация благотворная и вибрация вредная

цесса оказывается пропорциональным номеру гармоники. Реально существующая измерительная аппаратура в большинстве случаев имеет нелинейные фазочастотные характеристики, особенно в области граничных частот рабочего диапазона. Дифференцирование и интегрирование вибросигналов также вносит дополнительные фазовые сдвиги и искажения. Более подробно вопросы искажения вибросигналов в отдельных звеньях аппаратуры будут рассмотрены ниже.

1.2. НИЗКОЧАСТОТНЫЕ ВИБРАЦИИ

В практике эксплуатации различных машин наиболее распространенными являются низкочастотные вибрации, спектральный состав которых в основном определяется частотами вращения роторов и находится в диапазоне 2... 1000 Гц.

Максимально допустимые значения амплитуд виброскоростей роторных вибраций на установившихся режимах в рабочем диапазоне частот от 10 до 1000 Гц составляют: для стационарных машин и установок 6... 25 мм/с, для транспортных двигателей 20... 60 мм/с. На переходных режимах (вследствие их кратковременности) допускаются значительно большие виброскорости. Низкочастотные вибрации до 50... 100 Гц обычно записывают и наблюдают в режиме измерения амплитуды перемещения, а на более высоких частотах (до 1000 Гц) измеряют амплитуду виброскорости. Измерение амплитуды ускорения низкочастотных вибраций, форма сигналов которых в большинстве случаев имеет вид случайных колебаний, проводится в основном с записью на магнитную ленту для более детальной обработки, например, для спектрального или корреляционного анализа. Форма низкочастотных вибраций даже на установившихся режимах работы машины претерпевает существенные изменения, если переходить от наблюдения вибросигналов перемещения к скорости или ускорению. Большое влияние на форму вибросигналов оказывают нелинейности упругих элементов машин. Если с увеличением амплитуды вибраций жесткость упругих элементов заметно возрастает, то форма сигналов становится ограниченной по амплитуде. В случае уменьшения жесткости упругих элементов форма сигналов становится обостренной. Довольно часто наблюдаются несимметричные искажения формы сигналов, что указывает на несимметричность колебаний упругих элементов в измеряемом направлении. Несимметричные искажения возможны в тех случаях, когда происходят касания (или задевания) вибрирующих деталей соседних элементов машины. На рис. 1.4, в приведена спектрограмма вибраций воздуходувки с дефектом в подшипнике в диапазоне частот от О до 500 Гц. Виден целый ряд дискретных составляющих, расположенных через интервал в 16...25 Гц, что свидетельствует о периодическом ударном возбуждении корпуса и нелинейностях преобразования в системе ротор-корпус. На рис. 1.4 (а и б) приведены спектрограммы вибраций неисправной мешалки барабанного

Рис. 1.4, Характерные спектрограммы низкочастотных вибраций:

с-неисправной мешалки барабанного типа в диапазоне частот 0 ... 800 Гц; б-то же, в Диапазоне частот 0 ... 40 Гц с более высоким разрешением по частоте; в - воздуходувки с неисправным подшипником типа. В диапазоне собственных частот корпуса 250... 350 Гц см. рис. 1.4, а) видны три дискретные составляющие различной интенсивности. Спектральный анализ огибающей (см. рис. 1.4,6) отфильтрованного сигнала в указанной полосе частот показал, что сигнал имеет модуляцию с частотами 11; 14,8 Гц и др. Частота 14,8 Гц соответствует частоте прокатывания тел качения неисправного подшипника. Таким образом, ударные возбуждения корпуса с неисправным подшипником вызывают его резонансные колебания, которые имеют модулирующую частоту, равную частоте прокатывания тел качения.

В системе ротор - корпус машины имеют место нелинейные

преобразования, которые легко выявляются путем спектрального

анализа вибросигналов. В этом случае в спектре имеются гармоники роторной частоты, а также наблюдаются существенные изменения коэффициентов амплитуды (1.3) и формы (1.4). Поэтому

оценка вибронапряженности машины по среднему квадратичному (1.1), среднему (1.2) или максимальному амплитудному значению. а также их взаимный пересчет, осуществляются с учетом этих коэффициентов. Выявить наличие нелинейных преобразований

Можно путем визуального наблюдения за формой сигнала по виб-

Надежность работы турбины и генератора в значительной мере определяется их вибрационным со­стоянием.

Повышенная вибрация, возни­кающая вследствие некачественного изготовления, монтажа, ремонта или некачественной эксплуатации агре­гата, является источником всевоз­
можных аварийных ситуаций и да­же крупных аварий. Необходимо от­метить, «что вредные последствия да­же умеренных вибраций имеют свой­ство накапливаться и проявляться в самой различной форме. Это мо­жет найти выражение в появлении усталостных трещин в роторе тур­бины, штоках регулирующих клапа­нов, чугунных опорах, зубчатых пе­редачах и т. д. Под действием виб­рации расстраивается взаимное крепление частей, нарушается жест­кая связь статоров и подшипников с фундаментными плитами, уве­личивается расцентровка валов.

При повышенной вибрации воз­никает опасность повреждения ла­биринтных уплотнений турбины, во­дородных уплотнений и системы водяного охлаждения генератора. Значительные колебания вала на масляной пленке могут вызвать воз­никновение очагов полусухого тре­ния, что увеличивает опасность вы­плавления подшипников.

Неблагоприятное действие виб­рации оказывается также на работе системы регулирования турбины и приборов контроля. Необходимо от­метить также отрицательное воз­действие вибрации на обслуживаю­щий персонал. Это воздействие определяется как повышенным уровнем шума, так и непосредствен­ным, физиологическим действием вибрации на организм человека.

Все эти обстоятельства предъяв­ляют весьма жесткие требования к нормированию вибраций. Соглас­но ПТЭ вибрационное состояние турбоагрегата оценивается по сле­дующей шкале:

На турбогенераторах блочных установок мощностью 150 МВт и бо­лее вибрация не должна превышать 30 мкм.

Вибрация должна замеряться в трех направлениях: вертикальном, горизонтально-продольном и гори­зонтально-поперечном. Если вибра­ция хотя бы одного из подшипников в одном из трех направлений пре­вышает значение «удовлетворитель­но» для данного типа машин, то вибрационное состояние всего агре­гата признается неудовлетворитель­ным, и турбина должна быть выве­дена в ремонт для устранения виб­рации.

Вибрационное состояние агрега­та должно определяться при вводе его в эксплуатацию после монтажа, перед выводом агрегата в капиталь­ный ремонт и после капитального ремонта. При отличном и хорошем вибрационном состоянии агрегата периодичность замеров вибрации должна составлять 1 раз в 3 мес. При заметном повышении вибрации подшипников замеры должны произ­водиться по особому графику. Тур­боагрегаты с удовлетворительной оценкой вибрации могут быть вве­дены в эксплуатацию только с раз­решения главного инженера район­ного управления (энергокомбина­та), причем в самое ближайшее вре­мя должны быть приняты меры по улучшению вибрационного состоя­ния агрегата.

Для оценки вибрационного со­стояния турбоагрегата уровень виб­рации должен определяться не толь­ко на рабочих числах оборотов, но и при прохождении турбиной крити­ческого числа оборотов. Исследова­ния показали , что переход систе­мы «ротор - опоры» через критиче­ские скорости в процессе пуска и останова агрегата может сопровож­даться весьма значительным увели­чением амплитуды колебаний. Хотя в данном случае повышенная вибра­ция действует относительно кратко­временно, однако нескольких пусков и остановов машины с недопустимо большими амплитудами колебаний ротора на критических скоростях может оказаться достаточным для приведения в негодность паровых и масляных уплотнений. В худших случаях возникают задевания в про­точной части турбины, появляется остаточный прогиб ротора, разруша­ется баббит вкладышей подшипни­ков, появляются трещины в фунда­менте и т. п.

Значительный рост вибрации на кри­тических скоростях вызывается существен­ной неуравновешенностью ротора по соб­ственным формам динамического прогиба валов. Как показывает практика, и этот небаланс может быть устранен специаль­ными методами балансировки с доведением уровня вибрации подшипников на крити­ческих оборотах до величины порядка 30- 50 мкм. Поэтому вибрационное состояние турбоагрегата, проходящего критические скорости с повышенной вибрацией, не мо­жет считаться удовлетворительным, если даже на рабочей скорости вращения ви­брация подшипников «е превышает нор­мы.

Существующие допуски нормируют ам­плитуду колебаний подшипников только в за­висимости от скорости вращения роторов, не учитывая частотного состава этих колеба­ний. Однако многочисленные измерения по­казывают, что вибрация подшипников, ва­лов и других элементов машины часто ко­сит. несвнусоидальный характер. На коле­бания основной частоты, равной частоте вращения роторов, накладываются состав­ляющие высших, а иногда и низших ча­стот. В отдельных случаях наблюдаются колебания, близкие к синусоидальным, ио с частотами, отличными от основной .

У агрегатов с частотой вращения 3000 об/мин с основной частотой колеба­ний 50 Гц чаще всего обнаруживается высокочастотная составляющая 100 Гц, а также имеют место низкочастотные состав­ляющие с частотами, близкими, к низшей критической скорости системы «ротор - опоры» (обычно 17-21 Гц) или к полови­не рабочей частоты (~25 Гц).

Присутствие существенных по амплиту­де высших гармоник свидетельствует о дей­ствии на колеблющуюся систему значи­тельных нагрузок, которые могут в несколь­ко раз превышать нагрузки, вызывающие колебания основной частоты. Однако, по­скольку вопрос о связи между спектраль­ным составом вибрации и опасностью ее для турбины недостаточно изучен, можно ограничиться лишь указанием на необхо­димость принятия более жестких допусков на вибрацию в случае значительных высо­кочастотных составляющих. Что касается низкочастотных колебаний, то вследствие их неустойчивости, способности к внезапно­му и резкому возрастанию они представля­ют несомненную опасность для машины. Поэтому, если в колебаниях подшипников и роторов обнаруживаются заметные низ­кочастотные составляющие, вибрационное состояние турбоагрегата не может быть признано удовлетворительным.

Некоторый учет частотного состава ви­брации предусматривают нормы VDI, по­лучившие распространение в европейской практике. Согласно этим нормам в каче­стве основной характеристики вибрации принимается эквивалентная амплитуда ви­броскорости, измеренная при рабочей ско­рости вращения роторов

Если измеряемые колебания разлагают­ся на гармонические составляющие с угло­выми частотами сої, (02, ..., (о„ и соответст­вующими им амплитудами At, Аг,., .,Ап, то эквивалентная амплитуда внброскоро - сти может быть подсчитана по формуле

Vskb = К"Л^шг, + ЛЧсоЧ + . . . + AinP*„ = = VVh + V», + . . . + Wn, (3-14)

Где Vi, . . ., Vn - амплитудные значения виброскорости каждой из гармонических составляющих.

Для случая измерения биений с мак­симальными l/макс и минимальными Vrnui значениями виброскоростей

VSKB = К^макс + VW (3-15)"

В табл. 3-7 приводятся нормы допу­стимой вибрации подшипников турбоагре-

Гатов по данным VDI на основной частоте 50 Гц

В проекте международного стандарта на вибрацию машин предлагается исполь­зование в качестве критерия эффективной амплитуды виброскорости

Уэфф = l-"экв (3-16>

Как величины, непосредственно измеряемой электроизмерительными приборами. Уровни

■оценки вибросостояния машин ПО Уэфф со­ответствуют подобным же уровням, при­веденным по Уэкв в нормах VDI. Эти нор­мы учитывают гармонический состав изме­ряемой вибрации за счет составляющих, имеющих частоту выше оборотной.

Оценка вибрационного состояния турбоагрегата будет не полной, если не учитывать уровень вибрации его фундамента. Обычно у правильно спроектированного и хорошо выпол­ненного фундамента двойная ампли­туда колебаний при хорошо отба­лансированном роторе не превышает 10-20 мкм. Заметное отклонение от приведенных значений в сторо­ну увеличения свидетельствует о де­фектах фундамента.

При рассмотрении вопросов виб­рации современных крупных турбо­агрегатов необходимо учитывать то обстоятельство, что колебания под­шипников в современных агрегатах все в меньшей степени отражают истинные колебания вала турбины. Это объясняется в первую очередь повышенной массой и жесткостью опор крупных турбоагрегатов. Не последнюю роль в этом явлении играют также демпфирующие свой­ства масляного клина, существую­щего между шейкой вала и подшип­ником.

Согласно экспериментальным данным на крупных агрегатах ам­плитуда вибрации концов валов мо­жет превосходить в 10-15 раз ам­плитуду колебаний подшипника, причем эти колебания могут быть смещены между собой по фазе. На­блюдались также случаи, когда вы­лет одной или нескольких рабочих лопаток не приводил к заметному увеличению вибрации подшипников, тогда как колебания вала сущест­венно возрастали. Это показывает, что для ряда турбоагрегатов вибра­ция подшипников не являтся надеж­ным критерием безопасности, и не­обходимо для этих агрегатов в каж­дом отдельном случае эксперимен­тально устанавливать связь между колебаниями валов и подшипников турбины. Переход к большим еди­ничным мощностям турбоагрегатов повышает требования к их вибра­ционной надежности, вследствие че­го устранение значительных вибра­ций и определение причины их появ­ления являются задачами первосте­пенной важности.

К основным причинам, вызываю­щим возникновение вибраций агре­гата, можно отнести следующие:

А) динамическая неуравновешен­ность роторов;

Б) нарушение центровки рото­ров;

В) ослабление жесткости систе­мы;

Г) работа в области резонансных чисел оборотов;

Д) потеря устойчивости вала на масляной пленке;

Е) появление возмущающих сил электромагнитного происхождения.

Возникновение динамической не­уравновешенности роторов может быть вызвано двумя причинами:

1) перераспределением масс по окружности ротора или приложе­нием к ротору новых неуравнове­шенных масс;

2) смещением главной централь­ной оси инерции ротора относитель­но оси его вращения.

В обоих случаях возникает не­уравновешенная центробежная си­ла, пропорциональная квадрату чис­ла оборотов, вызывающая вибрацию агрегата оборотной частоты.

Причинами возникновения не­уравновешенности роторов турбин и генераторов могут быть обрыв лопа­ток и бандажей, разрушение дисков, некачественная балансировка при перелопачивании роторов, перемот - іка роторов генераторов, неравно­мерный износ лопаток, .неравномер­ный занос солями лопаточного аппа­рата и т. д.

Смещение оси инерции ротора относительно оси вращения может возникнуть из-за ослабления "посад­ки деталей на валу или прогиба вала. Прогиб ротора при сборке мо­жет возникнуть в результате пере­коса шпонок относительно ШПОНОЧ­НЫХ пазов, некачественно выполнен­ной насадки дисков и т. д. В процессе эксплуатации прогиб ротора - мо­жет "вызываться тепловой разбалан - сировкой, термической нестабильно­стью металла, ротора, задеваниями в проточной части, а также непра­вильными режимами пуска - и оста­нова турбин, вызывающими прогиб ротора.

Рассмотренные выше явления приводят к появлению первичного прогиба, являюще­гося следствием первичной неуравновешен­ности ротора. Появление первичного проги­ба вызывает вторичную неуравновешен­ность, возникающую вследствие отклонения оси инерции от оси вращения при динами­ческом прогибе ротора. Эта вторичная не­уравновешенность трудно поддается опреде­лению из-за сложности измерения динами­ческого прогиба по длине роторов в эксплуа­тационных условиях, однако приближенные расчеты показывают, что она может в не­сколько раз превышать первичную неуравно­вешенность ротора.

Динамический прогиб на крити­ческих скоростях достигает, как пра­вило; максимальных значений, что приводит к значительному росту суммарной неуравновешенности и как следствие к усилению вибрации подшипников. Преобладающее влия­ние динамического прогиба на виб­рацию наблнрдается главным обра­зом у роторов современных генера­торов средней и большой мощности, работающих вблизи второй критиче­ской скорости. Вследствие этого критерием оценки уравновешенно­сти роторов генераторов является амплитуда вибрации подшипников и вала на рабочей и критической ско­ростях вращения.

Одной из причин повышения ви­брации агрегата может явиться рас - центровка "роторов. Влияние расцен - тровки на вибрацию турбин суще­ственно зависит от степени уравно­вешенности роторов и носит различ­ный характер в зависимости от типа соединительных муфт. При жестких или полужестких муфтах сболчива - ние муфты восстанавливает нор­мальную центровку роторов. При этом возникает перераспределение нагрузки на подшипники от веса со­единенных роторов. Не являясь не­посредственным источником динами­ческих сил, возбуждающих колеба­ния, такое перераспределение стати­ческой нагрузки изменяет парамет­ры системы «ротор - опоры». Так, например, полная разгрузка одной промежуточной опоры увеличивает пролет вала между опорами и изме­няет его критическое число оборо­тов, что в свою очередь может при­вести к приближению одной из кри­тических скоростей к рабочей ско­рости вращения агрегата. Если в ре­зультате перераспределения стати­ческой нагрузки одна из опор ока­жется частично разгруженной, то это может способствовать возбужде­нию низкочастотных колебаний, вы­званных неустойчивостью вала на масляной лленке при малых ради­альных нагрузках на подшипник. Гибкие соединительные муфты мо­гут компенсировать значительную расцентровку валов (до 0,3 мм) без возникновения заметной вибрации. Однако в случае загрязнения масла, отложений шлама и наличия накле­па на рабочих поверхностях подвиж­ных элементов муфты происходит резкое увеличение коэффициента трения между этими элементами, что может привести к частичному или полному заклиниванию муфты. В этом случае соединенные роторы начинают работать со смещением центра тяжести относительно оси вращения, что является причиной возникновения вибрации.

В процессе эксплуатации расцен - тровки роторов или перераспределе­ние нагрузки на подшипники воз­можны вследствие нарушения пра­вильного теплового расширения цилиндров турбины. Это явление свя­зано с заклиниванием корпусов под­шипников или цилиндров на шпон­ках, упором в дистанционные болты, односторонним нагревом или охлаж­дением цилиндра и т. д.

Наряду с неравномерным обогре­вом цилиндров вибрация может воз­никнуть также вследствие неравно­мерного прогрева фундамента ма­шины. Такие явления наблюдались при эксплуатации турбин 300 МВт, у которых разность вертикальных тепловых расширений колонн фун­дамента достигала 2 мм.

Причиной, вызывающей неравно­мерный прогрев фундамента, может быть близкое расположение паро­проводов, клапанов, и подогревате­лей, имеющих недостаточную или поврежденную изоляцию. Характер­ным признаком возникновения рас - центровки агрегата по этой причине является постепенное нарастание вибраций в течение нескольких дней с момента пуска, поскольку, как по­казали наблюдения, нагрев фунда­мента длится несколько суток (у тур­бин К-300-240 до 7 суток). Для устранения вибраций, вызываемых этим явлением, необходимо тща­тельно изолировать находящиеся в непосредственной близости от фун­дамента высокотемпературные узлы и детали с установкой в наиболее обогреваемых местах водяных экра­нов, а также проверить и, если по­требуется, провести дополнительную балансировку роторов.

Еще одной причиной возникнове­ния вибрации при эксплуатации крупных агрегатов является просад­ка выхлопных патрубков турбины со "встроенными в них подшипника­ми при наборе вакуума и от веса на­ходящейся в водяных камерах кон­денсатора циркуляционной воды. Для турбин мощностью 100- 300 МВт просадка опор под дей­ствием вакуума оценивается вели­чиной порядка 0,1-0,15 мм. Эту причину можно обнаружить, заме­ряя уровень вибрации при измене­нии вакуума на турбине. При этом наибольшее изменение вибраций на­блюдается на подшипниках ЧНД.

На рис. 3-17 приводится зависи­мость поперечных колебаний задне­го подшипника ЦНД от вакуума для турбины ВК-100-2. Хотя виброграм­ма, представленная на графике, отражает целый ряд причин, вызы­вающих вибрацию, в том числе и тепловую расцентровку за счет ухудшения вакуума, однако влияние

Изменения вакуума прослеживается довольно четко. Подобное влияние вакуума можно в значительной мере устранить путем установки ротора низкого давления с некоторым за­вышением относительно остальных валов при центровке агрегата.

При постоянной величине неба­ланса или расцентровки ротора уве­личение амплитуды колебаний мо­жет явиться следствием уменьшения статической жесткости системы.

При эксплуатации турбоагрегата ослабление жесткости может "быть вызвано следующими причинами:

А) ослаблением взаимного креп­ления составных частей опоры рото­ра: вкладышей, корпусов подшипни­ков, фундаментных рам, ригелей фундамента;

Б) отрывом стула подшипника от фундаментной плиты («опрокидыва­ние» стула подшипника);

В) нарушением связи между сту­лом подшипника и опирающимся на него цилиндром турбины;

Г) нарушением связи между ци­линдром турбины и его опорами на фундаменте;

Д) появлением трещин у несу­щих элементов фундамента.

Указанные явления могут воз­никнуть в (результате недоброкаче­ственного монтажа или сборки пос­ле ремонта, а также в процессе экс­плуатации из-за нарушения нор­мальных тепловых расширений тур­бины. Отрыв стула подшипника от фундаментной плиты также вызы­вается конструктивными дефектами соединения его с цилиндром турби­ны. Уменьшение жесткости опор мо­жет вызвать, кроме того, изменение собственной частоты колебаний си­стемы «ротор-опоры» с приближе­нием ее к резонансу. Вибрация, воз­никающая в результате ослабления жесткости опор, имеет, как правило, синусоидальную форму и оборотную частоту. Иногда наблюдаются высо­кочастотные наложения, искажаю­щие синусоидальность колебаний, что связано с появлением микроуда­ров в трещинах или местах соеди­нений конструктивных элементов. Отличительной особенностью этой вибрации является ее зависимость от теплового состояния турбины.

Надежность работы турбоагрега­та во многом зависит от близости критических частот вращения систе­мы «ротор-опоры» к номинальной частоте вращения. В случае работы ротора в области критических час­тот даже незначительная неуравно­вешенность может привести к суще­ственному повышению уровня виб­рации. Для предотвращения подоб­ных явлений всеми заводами-изгото­вителями производится тщательный расчет роторов турбин и генерато­ров по всем собственным формам колебаний вала.

Однако выполнение расчетов весьма затрудняется из-за недостат­ка исходных данных о влиянии упру­гости масляной пленки, податливо­сти опор и т. л. Вследствие этого действительная критическая частота вращения турбоагрегата, определяе­мая экспериментальным путем, ино­гда оказывается в значительном не­соответствии с расчетной. Это при­водит к тому, что на ряде турбо­агрегатов рабочая частота вращения находится в области второй крити­ческой частоты, что существенно увеличивает уровень вибрации на рабочих частотах. В первую очередь это относится к генераторам, имею­щим весьма большой вес ротора, приходящийся на единицу длины вала. У этих агрегатов уже расчет­ная вторая критическая частота на­ходится вблизи рабочей частоты, и, если учесть, что неточность исход­ных данных влияет в первую оче­редь на высшие критические часто­ты вала, можно прийти к выводу, что попадание в резонанс на рабо­чих частотах у этих машин весьма вероятно.

Как показывает эксперимент, для ряда генераторов отстройка действительной второй критической частоты от рабочей не превышает 4-8% (ТВ2-150-2, ТВФ-200-2, ТГВ-200), что нельзя считать удов­летворительным.

У некоторых генераторов, а также у большинства турбии вторая критическая ча­стота лежит выше рабочих частот вращения. В этом случае существует опасность посте­пенного снижения резонаисиой частоты си­стемы за счет уменьшения жесткости опор в процессе длительной эксплуатации турбо­агрегата. Этому процессу в значительной ме­ре способствует повышенный уровень вибра­ции турбоагрегата.

Рассматривая вопрос о влиянии крити­ческих частот на работу агрегата, необходи­мо отметить, что с переходом в крупных аг­регатах на применение жестких муфт и ог­раниченного числа опор возрастает влияние жесткой связи между валами на критиче­скую частоту вращения всего валопровода. Хотя критические частоты валопровода и в этом случае определяются в основном ре­зонансными колебаниями отдельных валов, жесткая связь между роторами и отсутст­вие промежуточных опор вызывают допол­нительные резоиаисы. При этом наблюдается заметное повышение критических частот ва­лопровода относительно резонансов несвя­занных роторов. Все эти обстоятельства должны быть учтены при отстройке вала от резонансной частоты вращения. По дан­ным ряда наладочных организаций, мини­мально допустимая отстройка вала от резо­нансной частоты вращения при второй резо­нансной частоте должна быть не менее 10%.

Из всех причин, возбуждающих колебания турбоагрегата, наименее изученной и наиболее опасной счи­тается низкочастотная вибрация, обусловленная потерей устойчивости вала на масляной пленке. Эти коле­бания относятся к разряду автоко­лебаний и вызываются гидродина­мическими силами, возникающими

В масляном клине. подшипников, вследствие чего этот тип вибрации получил название «масляной» виб­рации.

Этот вид вибрации еще недостаточно изучен, и четких представлений о причине ее возникновения нет. Эксперименты показыва­ют, что она ие связана с механической не­уравновешенностью ротора, а зависит в ос­новном от динамических характеристик ма­сляного слоя, описывающих его упругие и демпфирующие свойства, а также от распо­ложения оси вала относительно расточки вкладыша. Как известно, у неподвижного ротора центр цапфы располагается под цен­тром расточки вкладыша О і со статическим эксцентриситетом бо (рис. 3-18,а). При вра­щении вала между цапфой и вкладышем об­разуется масляный слой, на котором вал всплывает в направлении вращения. С уве­личением скорости вращения центр цапфы перемещается по дуге О-Оь являющейся линией подвижного равновесия цапфы, и экс­центриситет б уменьшается. Теория и экс­перименты показывают, что в случае зна­чительного всплываиия вала, когда 6^0,7бо, вал теряет устойчивость и начинает переме­щаться относительно своего равновесного положения на линии подвижного равнове­сия О0-0\. Эта перемещения происходят по замкнутой траектории и носят название прецессии вала.

Угловая скорость этой прецессии, т. е. частота колебаний цапфы, близка к поло­винной частоте вращения или к первой кри­тической скорости вала. Обычно эта частота лежит между критическими скоростями си­стемы «ротор - опоры» в направлении ее осей максимальной и минимальной жестко­сти.

Прецессия может быть трех видов: зату­хающая, установившаяся и нарастающая (рис. 3-18,6). Первый вид прецессии (коле­бания в точке О") ие может считаться опас­ным, поскольку затухающий процесс колеба­ний приводит центр цапфы при любом на­чальном отклонении снова на кривую устой­чивого равновесия О-Оі. Второй вид пре - цесии (колебания в точке О") соответствует установившимся малым колебаниям цапфы вокруг положения устойчивого равно­весия. Возникновение таких колеба­ний свидетельствует о достижении гра­ницы устойчивости, переход через которук» приводит к возбуждению нарастающей пре­цессии (колебания в точке О""). Нарастаю­щая прецессия вызывает интенсивные коле­бания цапфы, амплитуда которых может до­стигнуть разрушительной величины. Колеба­ния вала, передаваясь через масляный слой, в свою очередь возбуждают значительную низкочастотную вибрацию подшипника.

Длительный опыт эксплуатации, а также результаты эксперимента показывают, что возбуждение низко­частотных колебаний зависит в ос­новном от температуры масла, окружной скорости шейки вала и удельного давления на подшипник. Уменьшение удельного давления на подшипник, а также увеличение вяз­кости масла и окружной скорости действуют благоприятно на возник­новение и развитие низкочастотной вибрации.

Уменьшение удельного давления на подшипник в процессе эксплуата­ции может "быть вызвано:

А) износом баббита нижней по­ловины вкладыша и увеличением вследствие этого площади опоры вала;

Б) уменьшением нагрузки от ро­тора на подшипник из-за неправиль­ной центровки роторов, дефектов соединительных муфт или непра­вильного теплового расширения ци­линдров;

В) неправильной очередностью1 открытия регулирующих клапанов* вследствие чего возникает паровое усилие, отжимающее ротор вверх и разгружающее тем самым подшип­ник от веса ротора.

Одной из распространенных при­чин, вызывающих «масляную» виб­рацию в крупных агрегатах, являет­ся заниженная температура масла на входе в подшипник. Испытания, проведенные на ряде машин, выяви­ли вполне определенную зависи­мость амплитуды низкочастотной
составляющей колебаний подшип­ников от температуры масла.

На рис. 3-19 представлен график зависимости амплитуды колебаний подшипников генератора ТГВ-200 от температуры масла. Как видно из графика, увеличение температуры масла с 43 д<э 53°С, что соответ­ствует изменению его вязкости при­мерно в 1,5 раза, снижает уровень низкочастотной вибрации в 5-6 раз. Проблема борьбы с низкочастот­ной вибрацией особенно остро воз­никла в связи с освоением турбо­агрегатов большой мощности, где высокая окружная скорость цапфы создает благоприятные условия для возникновения этого типа автоколе­баний. Для решения этой проблемы в последнее время в конструкцию опорных подшипников крупных ма­шин вносится ряд конструктивных изменений. Одним из мероприятий является уменьшение относительной длины подшипника для увеличения удельного давления на масляный клин. Вторым, весьма эффективным, мероприятием является замена ци­линдрической расточки вкладышей подшипника овальной («лимон­ной») расточкой (рис. 3-20). При та­кой расточке верхний зазор в под­шипнике делается примерно в 2 ра­за меньше бокового.

Это приводит к возникновению еще одного масляного клина, обра­зующегося на верхней половине вкладыша. Верхний масляный клин хорошо демпфирует возникшие ко­лебания и, кроме того, увеличивает давление на цапфу, устраняя перво­причину возникновения «масляной» вибрации. Дальнейшим развитием этой следует считать создание подшипников с разрезным верхним вкладышем, где удается создать не один, а несколько масляных клиньев.

Особую группу причин, вызываю­щих вибрацию турбоагрегата, со­ставляют возмущающие электромаг­нитные силы. Эти силы являются следствием нарушения электромаг­нитной симметрии генератора и су­щественно зависят от электрической нагрузки. На холостом ходу турбо­генератора при снятом возбуждении эти силы отсутствуют, что позволяет легко отличить их от возбуждающих сил, вызванных механическими при­чинами.

Нарушение электромагнитной симметрии генератора может быть выз"вано:

А) витковыми замыканиями в ро­торе;

Б) неравномерностью воздушно­го зазора между статором и бочкой ротора;

В) периодическим изменением силы магнитного притяжения меж­ду вращающимся ротором и стато­ром, обусловленным конечным чис­лом ПОЛЮСОВ."

Витковые замыкания в роторе генератора являются наиболее рас­пространенным источником колеба-

Ний, идущих от генератора. Практи­ка показывает, что многие генера­торы работают с витковыми замы­каниями в обмотке ротора. Наличие короткозамкнутых витков искажает распределение общего магнитного потока ротора, что приводит к появ­лению несимметричных сил притя­жения ротора к статору. Эти силы всегда направлены вдоль оси полю­сов и по своему характеру идентич­ны силам от механической "неурав­новешенности ротора. Односторон­няя электромагнитная сила притя­жения вызывает синусоидальные ко­лебания ротора и подшипников с оборотной частотой. Вторым след­ствием витковых замыканий в об­мотке ротора является несимметрич­ный нагрев ротора по сечению, что Может вызвать его тепловой прогиб и возбудить вибрацию чисто меха­нического характера.

Неконцентричное расположение бочки ротора в расточке статора также приводит к появлению перио­дической силы, вызывающей колеба­ния ротора и статора. Эта сила в от­личие от предыдущей имеет двой­ную оборотную частоту. Основными причинами появления неравномерно­го воздушного зазора являются есте­ственный прогиб ротора под дей­ствием собственного веса и смеще­ние его в процессе центровки с рото­ром турбины. При работе генерато­ра ротор всплывает на масляной пленке, и, кроме того, зазор может меняться вследствие вибрации рото­ра из-за механической неуравнове­шенности.

Все эти причины устранить нель­зя, однако практика показывает, что в нормальных условиях эти вибра­ции имеют малую амплитуду и опас­ности не представляют. Если же ак­тивная сталь сердечника запрессо­вана неудовлетворительно или кон­струкция корпуса статора не обла­дает достаточной жесткостью, мо­жет возникнуть значительная вибра­ция статора. По данным испытаний турбогенератора ТВ2-100-2 в отдель­ных случаях на корпусе статора и торцевых щитах наблюдались сину­соидальные колебания с частотой 100 Гц и двойной амплитудой 100- 150 мкм.

Ускорения, а следовательно, инерционные силы, действующие на элементы статора при наличии по­добных высокочастотных колебаний, весьма велики, и это может приве­сти к усталостному разрушению кре­пящих деталей, сварных швов, тру­бок газоохладителей и т. п. Вибра­ция статора еще более усиливается, если в обмотке ротора имеются ко- роткозамкнутые витки.

Рассматривая вопросы, связан­ные с колебаниями статоров генера­торов, нельзя не отметить еще один источник возбуждения колебаний - неравномерность сил взаимного при­тяжения ротора и статора по окруж - . ности.

Для двухполюсных генераторов сила взаимодействия между ротором и статором изменяется по окружно­сти на ±33%. ореднего значения, причем максимальная сила взаимо­действия превышает минимальную в 2 раза. С увеличением числа по­люсов неравномерность силы притя­жения ротора и статора уменьшает­ся. Так, для четырехполюсной маши­ны эта неравномерность по отноше­нию к средней величине составляет ±6,7%, а для восьмиполюсной - менее ±2%.

Для большинства современных турбогенераторов с рабочей часто­той вращения 3000 об/мин рассма­триваемая возбуждающая сила имеет двойную оборотную частоту. Повышенная вибрация статора (с ча­стотой 100 Гц) передается через фундамент подшипникам генерато­ра, накладываясь на колебания ос­новной оборотной частоты.

Определение причин, вызывающих ви­брацию современного турбоагрегата, - зада­ча весьма сложная. Эта работа обычно вы­полняется научно-исследовательскими, нала­дочными и ремонтными организациями, имеющими квалифицированный персонал и всю необходимую аппаратуру.

Для анализа источников повышенной вибрации снимаются характеристики: скоро­стные, режимные, контурные.

Скоростная характеристика (рис. 3-21) представляет собой зависимость амплитуды и фазы вибрации или отдельных ее состав­ляющих от частоты вращения ротора. Из полигармонических колебаний обязательно выделяются основная гармоника оборотной частоты и низкочастотные составляющие. По скоростной характеристике определяют вид неуравновешенности ротора и формы вынужденных колебаний при различных ча­стотах вращения. При помощи скоростных характеристик выявляются также нелиней­ные источники возбуждения повышенной ви­брации.

Режимные характеристики представляют собой зависимость вибрации от режима ра­боты машины: тепловой и электрической на­грузки, теплового состояния турбины, ваку­ума, температуры масла и т д. Некоторые из этих характеристик приведены на рис. 3-ІІ7 и 3-19. Подобные характеристики позволяют определить раздельное влияние каждого из режимных факторов иа вибра­цию машины.

Контурные характеристики (рис. 3-22) показывают изменение вибрации по контуру исследуемого элемента, что позволяет оце­нить ослабление жесткости вибрирующей системы. При помощи контурных характери­стик обнаруживается ослабление крепления подшипников к фундаментной плите или плиты к фундаменту. По виду характери­стики могут быть выявлены такие дефекты, как глубокие трещины в элементах опоры и фундамента. В программу исследований входит также контроль ряда узлов и эле­ментов машины, являющихся обычным источ­ником возбуждения колебаний. Проверке подвергаются центровка роторов, состояние соединительных муфт, шеек роторов и под­шипников. Если вибрационные характери­стики указывают на значительную неуравно­вешенность ротора, вал проверяется инди­катором иа прогиб, после чего производится балансировка роторов. В тех случаях, ког­да исследованиями выявлена заметная за­висимость вибрации от тока возбуждения или температуры ротора генератора, произ­водится контроль обмотки ротора на отсут­ствие витковых замыканий.

120 80 40 О 40 ВО 120 2Д, мкм 2А, мкм

I I.1___ 1-1_______ 1111 I L-l I "

240 W0 80 О 80 /80 240 f, грав <р, град

Рнс. 3-22. Контурная вибрационная харак­теристика (стрелками указаны места за­меров).

2А - двойная амплитуда колебаний; ф - угол сдвига фаз.

Отметим, что для определения причин вибрации первостепенную роль играет по­стоянный эксплуатационный контроль за вибрацией подшипников и других узлов аг­регата. Постоянный контроль позволяет учесть целый ряд режимных факторов, не­посредственно влияющих на величину ви­брации, а также проследить динамику на­растания вибраций в процессе эксплуатации в течение межремонтного периода.

В заключение следует сказать, что поскольку уровень вибрации яв­ляется важнейшим объективным по­казателем эксплуатационной надеж­ности , нормы допусти­мой вибрации постоянно пересмат­риваются в сторону уменьшения ам­плитуды колебаний.

Вибрация благотворная и вибрация вредная

Вибрация представляет собой механические колебательные движения, непосредственно передаваемые телу человека.

Длительное воздействие вибрации на человека является опасным. Опасна вибрация при определенных условиях и для машин и механизмов, так как может вызвать их разрушение.

Причиной появления вибраций являются возникающие при работе машин и агрегатов неуравновешенные силовые воздействия. Источником такого дисбаланса может быть неоднородность материала вращающегося тела, несовпадение центра массы тела и оси вращения, деформация деталей, а также неправильная установка и эксплуатация оборудования.

Основными параметрами, характеризующими вибрацию, являются:

· амплитуда смещения , то есть величина наибольшего отклонения от положения равновесия;

· амплитуда ускорения ;

· период колебаний – время между двумя последовательными одинаковыми состояниями системы;

· частота .

В производственных условиях почти не встречается вибрации в виде простых колебаний. При работе машин и оборудования обычно возникает сложное движение, имеющее импульсный или толчкообразный характер.

Вибрацию по способу передачи на человека (в зависимости от характера контакта с источниками вибрации) условно подразделяют на:

- общую вибрацию , передающуюся через опорные поверхности на тело сидящего или стоящего человека;

- локальную вибрацию , передающуюся через руки человека.

Вибрация, передающаяся на ноги сидящего человека и на предплечья, контактирующие с вибрирующими поверхностями рабочих столов, относится к локальной вибрации.

В производственных условиях нередко имеет место сочетание действий местной и общей вибрации (комбинированная вибрация).

По направлению действия вибрацию подразделяют на:

· вертикальную, распространяющуюся перпендикулярной к опорной

поверхности;

· горизонтальную, распространяющуюся от спины к груди;

· горизонтальную, распространяющуюся от правого плеча к левому плечу.

По частотному составу вибрации выделяют:

- низкочастотные вибрации (1-4 Гц для общих вибраций, 8-16 Гц - для локальных вибраций);

- среднечастотные вибрации (8-16 Гц - для общих вибраций, 31,5-63 Гц - для локальных вибраций);

- высокочастотные вибрации (31,5-63 Гц - для общих вибраций, 125-1000 Гц - для локальных вибраций).

По временной характеристике различают: постоянную вибрацию, которая за время наблюдения изменяется не более чем в два раза; непостоянную вибрацию, изменяющуюся более чем в два раза.

Вибрация может прямым путем мешать выполнению рабочих операций или косвенно отрицательно влиять на работоспособность человека. Вибрацию рассматривается как сильный стресс-фактор, оказывающий отрицательное влияние на психомоторную работоспособность, эмоциональную сферу и умственную деятельность человека и повышающий вероятность возникновения несчастных случаев.

При увеличении интенсивности колебаний и длительности их воздействия возникают изменения, приводящие в ряде случаев к развитию профессиональной патологии – вибрационной болезни.

Вибрационная патология стоит на втором месте (после пылевых) среди профессиональных заболеваний. Развитие вибрационных патологий зависит от частоты и амплитуды колебаний, продолжительности воздействия, места приложения и направления оси вибрационного воздействия, демпфирующих свойств тканей, явлений резонанса и других условий, при этом существенное значение имеет индивидуальная чувствительность. Вредное действие вибрации усиливают шум, охлаждение, переутомление, значитель­ное мышечное напряжение, алкогольное опьянение и др. Выделяют три вида вибрационной патологии от воздействия общей, локальной и толчкообразной вибраций.

При действии на организм общей вибрации страдает в первую очередь нервная система и анализаторы: вестибулярный, зрительный, тактильный. Эти нарушения вызывают головные боли, головокружения, нарушения сна, снижение работоспособности, ухудшение самочувствия, нарушения сердечной деятельности, расстройство зрения, онемение и отечность пальцев рук, заболевание суставов, снижение чувствительности. Общая низкочастотная вибрация оказывает влияние на обменные процессы, проявляющиеся изменением углеводного, белкового, ферментного, витаминного и холестеринового обменов, биохимических показателей крови.

У женщин, подвергающихся длительному воздействию общей вибрации, отмечается повышенная частота гинекологических заболеваний, самопроизвольных абортов, преждевременных родов. Низкочастотная вибрация вызывает у женщин нарушение кровообращения органов малого таза. Общая вибрация с частотой менее 0,7 Гц, определяемая как качка, хотя и неприятна, но не приводит к вибрационной болезни. Следствием такой вибрации является морская болезнь, вызванная нарушением нормальной деятельности вестибулярного аппарата.

При частоте колебаний рабочих мест, близкой к собственным частотам внутренних органов, возможны механические повреждения или даже разрывы. Низкочастотная общая вибрация, вызывая длительную травматизацию межпозвоночных дисков и костной ткани, смещение органов брюшной полости, изменения моторики гладкой мускулатуры желудка и кишечника, может приводить к болевым ощущениям в области поясницы, возникновению и прогрессированию дегенеративных изменений позвоночника, заболеваний хроническим пояснично-крестцовым радикулитом, хроническим гастритом.

Особенно опасна толчкообразная вибрация, вызывающая микротравмы различных тканей с последующими изменениями.

Локальной вибрации подвергаются главным образом люди, работающие с ручным механизированным инструментом. Локальная вибрация вызывает спазмы сосудов кисти, предплечий, нарушая снабжение конечностей кровью. Особенно чувствительными к действию локальной вибрации являются отделы симпатической нервной системы, регулирующие тонус периферических сосудов. Доказано, что направленность сосудистых нарушений определяется, в первую очередь, параметрами воздействующей вибрации. Спастические явления в капиллярах происходят при вибрации выше 35 Гц, а ниже наблюдается преимущественно картина атонии капилляров. Область частот 35-250 Гц наиболее опасна в отношении развития спазма сосудов.

При воздействии вестибулярных раздражителей, к которым относится вибрация, нарушаются восприятие и оценка времени, снижается скорость переработки информации. В ряде работ показано, что низкочастотная вибрация вызывает нарушение координации движения, причем наиболее выраженные изменения отмечаются при частотах 4-11 Гц.

Установлено, что вибрационная болезнь может длительное время протекать компенсированно, в течение этого периода больные сохраняют трудоспособность и не обращаются за врачебной помощью.

В основе профилактики вибрационной болезни лежит гигиенически обоснован­ное нормирование уровней вибрации. Предельно допустимый уровень (ПДУ) вибрации - это уровень фактора, который при ежедневной (кроме выходных дней) работе, но не более 40 часов в неделю в течение всего рабочего стажа, не должен вызывать заболеваний или отклонений в состоянии здоровья, обнаруживаемых современными методами исследований в процессе работы или в отдаленные сроки жизни настоящего и последующих поколений. При этом учитываются направленность, продолжительность действия, характер вибрации. В РФ уровни вибрации на рабо­чих местах в производственных по­мещениях, на горных, сельскохозяйст­венных, мелиоративных, строительно-дорожных машинах, железнодорож­ном и автомобильном транспорте, на судах регламентируются санитарным законодательством: "Санитарные нормы и правила при работе с машинами и оборудованием, создающими локальную вибрацию, передающуюся на руки работающих" № 3041-84 и "Санитарные нормы вибрации рабочих мест" № 3044-84.

Соблюдение ПДУ вибрации не исключает нарушение здоровья у сверхчувствительных лиц.

В настоящее время около 40 государственных стандартов регламентируют технические требования к вибрационным машинам и оборудованию, системам виброзащиты, методам измерения и оценки параметров вибрации и другие условия.

К работе с вибрирующими машинами и оборудованием допускаются лица не моложе 18 лет, получившие соответствующую квалификацию, сдавшие технический минимум по правилам безопасности и прошедшие медицинский осмотр.

Работа с вибрирующим оборудованием, как правило, должна проводиться в отапливаемых помещениях с температурой воздуха не менее 16 0 С при влажности 40-60%. Если создание подобных условий невозможно (работа на открытом воздухе, подземные работы и т.д.), то для периодического обогрева должны быть предусмотрены специальные отапливаемые помещения с температурой воздуха не менее 22 0 С.

Наиболее действенным средством защиты человека от вибрации является устранение непосредственно его контакта с вибрирующим оборудованием. Осуществляется это путем применения дистанционного управления, промышленных роботов, автоматизации и замены технологических операций.

В комплексе мероприятий важная роль отводится разработке и внедрению научно обоснованных режимов труда и отдыха. Например, суммарное время контакта с вибрацией не должно превышать 2/3 продолжительности рабочей смены; рекомендуется устанавливать 2 регламентируемых перерыва для активного отдыха, проведения физиопрофилактических процедур, производственной гимнастики по специальному комплексу.

В целях профилактики неблагоприятного воздействия локальной и общей вибрации, работающие должны использовать средства индивидуальной защиты: рукавицы или перчатки (ГОСТ 12.4.002-74. "Средства индивидуальной защиты рук от вибрации. Общие требования"); спецобувь (ГОСТ 12.4.024-76. "Обувь специальная виброзащитная").

На предприятиях с участием санэпиднадзора медицинских учреждений, служб охраны труда должен быть разработан конкретный комплекс медико-биологических профилактических мероприятий с учетом характера воздействующей вибрации и сопутствующих факторов производственной среды.

Борьба с вибрацией в источнике её возникновения предполагает конструирование и проектирование таких машин и технологических процессов, в которых исключены или снижены неуравновешенные силы, отсутствует ударное взаимодействие деталей, вместо подшипников качения используются подшипники скольжения. Применение специальных видов зацепления и чистоты поверхности шестерен позволяют снизить уровень вибрации на 3 – 4 дБ. Устранение дисбаланса вращающихся масс достигается балансировкой.

Вибродемпфирование – это снижение вибрации объекта путем превращения ее энергии в другие виды (в конечном счете, в тепловую). Увеличения потерь энергии можно достичь разными приемами: использованием материалов с большим внутренним трением; использованием пластмасс, дерева, резины; нанесением слоя упруго вязких материалов, обладающих большими потерями на внутреннее трение (рубероид, фольга, мастики, пластические материалы и р.). Толщина покрытий берется равной 2 – 3 толщинам демпфируемого элемента конструкции. Хорошо демпфируют колебания смазочные масла.

Виброгашение – это способ снижения вибрации путем введения в систему дополнительных реактивных сопротивлений. Чаще всего для этого вибрирующие агрегаты устанавливают на массивные фундаменты. Одним из способов увеличения сопротивления является установка виброгасителей. Наибольшее распространение получили динамические гасители. Другим видом гасителей являются буферные емкости, служащие для превращения пульсирующего потока газа в равномерный. Возможно применение комбинированных защитных устройств. В этом случае говорят о динамических виброгасителях с трением.

Вибропоглощение – метод снижения вибрации путем усиления в конструкции процессов внутреннего трения, рассеивающих виброэнергию в результате необратимого преобразования ее в теплоту при деформациях, возникающих в материалах, из которых изготовлена конструкция, и в местах соединения ее элементов (заклепочных, резьбовых, прессовых и др.). В настоящее время вибропоглощение осуществляется преимущественно путем применения конструкционных материалов с повышенным значением коэффициента потерь и вибропоглощающих покрытий. Перспективным в вибропоглощении является нанесение на колеблющиеся поверхности элементов конструкции высокоэффективных вибропоглощающих материалов. Они могут изготовляться на основе меди, свинца, олова, битума и других материалов. Большое распространение получила многокомпонентная система на основе полимера, способного рассеивать механическую энергию в большом количестве при основных деформациях: растяжении, изгибе, сдвиге. Из других компонентов полимерной системы главными являются пластификаторы и наполнители. Пластификаторы придают полимеру требуемое сочетание свойств эластичности и пластичности. Наполнители (сажа, графит, слюда и др.) сообщают материалу необходимые эксплуатационные свойства; они могут, например, повысить его прочность, облегчить обработку. Вибропоглощающий материал выпускается промышленностью в отвержденном виде листов и мастичных состояниях. Листовой приклеивается к вибрирующей поверхности; мастику наносят методом штапелирования или напыления.

При жестком наружном покрытии поверхность пластины накрывается слоем жесткого вибропоглащающего материала. Жесткое наружное покрытие с прокладкой имеет повышенный по сравнению с предыдущим коэффициент потерь, так как между слоем вибропоглащающего материала и пластиной расположен слой легкого жесткого полимера (например, пенопласта).Он удаляет вибропоглощающий материал от нейтральной плоскости (не испытывающей деформации при изгибе), при этом увеличивается его виброскорость, возрастает деформация растяжения и, следовательно, увеличиваются потери энергии в покрытии. С увеличением частоты покрытие эффективно работает до тех пор, пока в прокладке не возникнут деформации сдвига.

Кроме жестких покрытий применяют также: армированные покрытия, когда на слой вибропоглащающего материала наносится тонкий слой другого материала, который упрочняет, усиливает или защищает вибропоглощающий слой; слоистые покрытия, когда толщина упрочняющего металлического слоя близка к толщине пластины; и мягкие наружные покрытия, которые представляют собой слой вибропоглащающего материала, легко сжимаемого по толщине и рассеивающего энергию изгибных колебаний в результате деформаций в поперечном направлении.

Виброизоляция – это способ уменьшения вибрации защищенного объекта посредством введения в систему упругой связи, препятствующей передаче вибрации от источника. Между источником вибрации и человеком, являющимся одновременно объектом защиты, устанавливают устройство – виброизолятор.В качестве виброизоляторов используют металлические пружины, резину, пробку, войлок. Выбор того или иного материала обычно определяется величиной требуемого прогиба и условиями, в которых виброизолятор будет работать.Резина имеет малую плотность, хорошо крепится к деталям, ей легко придать любую форму и она обычно используется для виброизоляции машин малой и средней массы. Металлические пружины применяют обычно тогда, когда рабочие условия делают невозможным применение резины. Конструктивно пружинные виброизоляторы можно выполнить для работы практически на любой частоте. Однако металлические пружины имеют тот недостаток, что, будучи спроектированы на низкую частоту, они пропускают более высокие частоты.

Пробку используют при нагрузке 50-150 кПа, отвечающей рекомендованному диапазону упругости. Обычно установку сначала устанавливают на бетонные блоки и уже последние отделяют от фундамента с помощью нескольких слоев пробковой плитки толщиной 2-15см. Увеличение толщины будет понижать частоту, выше которой виброизоляция эффективна, но при большой толщине возникает проблема устойчивости. Поэтому пробку не применяют в области низких частот. С течением времени от нагрузки пробка сжимается.

Войлок толщиной 1-2,5см, занимающий площадь 5% площади основания машины, - весьма распространенный изолирующий материал. Он имеет относительно большой коэффициент потерь и поэтому эффективен на резонансных частотах. Обычно войлок применяют в частотном диапазоне свыше 40 Гц.

Примером виброзащиты могут служить гибкие вставки в воздуховодах, «плавающие полы», виброизолирующие опоры (для изоляции машин с вертикальной возмущающей силой).

Несмотря на вредное воздействие вибрации, местная вибрация малой интенсивности может благоприятно воздействовать на организм человека, улучшать функциональное состояние ЦНС, ускорять заживление ран и т.п.

Экспериментально установлено, что механическая вибрация возбуждает нервы, утратившие функции, и, наоборот, успокаивает слишком возбужденные. Кратковременное ежедневное применение вибрации способствует увеличению силы мышц, повышению их работоспособности, улучшению кровоснабжения работающих мышц. Степень воздействия аппаратной вибрации на организм зависит от частоты и амплитуды колебаний, а также от продолжительности воздействия.

Вибромассаж оказывает воздействие на сосудистую систему, он улучшает кровообращение, нормализует сердечнососудистую деятельность. Доказано, что низкие колебательные частоты (до 50 Гц) способны вызвать понижение артериального давления, а высокочастотные колебания (до 100 Гц), наоборот, поднимают артериальное давление, а также увеличивают число сердечных сокращений. Аппаратная вибрация улучшает работу органов дыхания, активизирует обменные процессы в организме. Вибромассаж улучшает окислительно-восстановительные процессы в мышечной ткани. Вибромассаж оказывает тонизирующее воздействие на массируемые ткани, а также противоспалительное и обезболивающее. Аппаратная вибрация применяется при лечении заболеваний опорно-двигательного аппарата, последствий переломов и травм, бронхитов и бронхиальной астмы, радикулитов, остеохондрозов, заболеваний центральной нервной системы. Широко применяется аппаратная вибрация в спортивном массаже перед тренировками и после них. Воздействие аппаратной вибрации исправляет осанку, активизирует процесс кровообращения, улучшает цвет лица, обогащает ткани кислородом, стимулирует лимфо-дренаж и повышает эластичность тканей.

Низкочастотная вибрация (НЧВ)

Низкочастотной называют вибрацию турбоагрегата с частотой, близкой к половине рабочей частоты. Она возникает при потере устойчивости вращения вала. Случайно появившееся отклонение вала от состояния устойчивого вращения вызывает появление сил, которые поддерживают эти отклонения и даже усиливают их. Такой вид колебаний называют автоколебаниями . Жесткие роторы практически не подвержены НЧВ. Практически все гибкие роторы имеют первую критическую частоту, примерно равную половине рабочей частоты вращения ротора. Одной из особенностей автоколебаний является их гистерезисный характер, когда формируется пороговое значение мощности турбоагрегата, выше которого из-за повышенной вибрации не удается поднять его нагрузку. По источникам низкочастотную вибрацию делят на масляную и паровую.

Масляная вибрация . Она возникает при потере устойчивости вращения вала на масляной пленке подшипников. Процесс возникновения автоколебаний в масляном слое подшипника комментируется схемой, показанной на рис. 22.11.

Рис. 22.11. Схема возникновения масляной вибрации

Пусть невесомая шейка вала, на которую не действуют никакие силы, вращается в расточке подшипника. В этом случае центр шейки О 1 будет совпадать с центром расточки О и вибрации не будет. Пусть в какой-то момент времени шейка сместится вертикально вниз на расстояние е под действием случайной силы, после чего последняя исчезает. Рассмотрим расходы масла через сечения А-В и С-D в момент смещения шейки вала вниз. Масло, увлекаемое шейкой, в точках В и С имеет скорость wr ш , где r ш – радиус шейки вала. Треугольные эпюры изображают объемные расходы масла через зазор. Количество масла на единицу ширины зазора при входе через сечение А-В равно 0,5(D+е)wr ш , а через сечение C-D выходит количество масла 0,5(D-е)wr ш . Тогда разность объемных сходов еwr ш должна остаться в зазоре слева от линий АВ и CD . Но, так как масло несжимаемая жидкость, то в этой области формируется повышенное давление, которое стремится сдвинуть шейку вала вправо.

Таким образом, из-за появления случайной силы шейка вала не только смещается вниз, но и формируется другая сила С , действующая перпендикулярно смещению. Под действием этой силы шейка вала сдвинется вправо, а точнее, повернется вокруг точки О с некоторой угловой скоростью W, отличной от частоты вращения w . Но при сдвиге шейки вправо уменьшится правый боковой зазор и появится сила, действующая вертикально вверх, которая будет уменьшать верхний зазор и т.д. В итоге процесс формирования силы С создает ее прецессию вокруг центра расточки. Эту силу называют циркуляционной . Очевидно, что перемещение данной силы совпадает с направлением скорости ее прецессионного движения. Поэтому, как и в случае резонанса, создаются условия для роста самоподдерживающейся прецессии, т.е. вибрации. Скорость прецессии W=0,5w , т.е. масляные циркуляционные силы вызывают прецессию с частотой, равной половине рабочей частоты вращения. Данную вибрацию невозможно ликвидировать более тщательной балансировкой. Возникновение интенсивной НЧВ зависит от сочетания упругих и демпфирующих свойств в конкретном подшипнике и при конкретных условиях работы. Чем ниже температура масла, тем больше его вязкость, больше всплытие шейки и тем вероятнее НЧВ. Неравномерный характер распределения радиальной нагрузки по подшипникам также является источником НЧВ для наиболее разгруженного подшипника. При парциальном подводе водяного пара (рис. 22.12) проекции окружной силы R u , формирующейся в регулирующей ступени ЦВД турбины, изменяются по мере открытия клапанов (РК №№1, 2, 3 и 4).

Рис. 22.12. Появление разгружающей силы на шейке вала при парциальном подводе пара:

а - при неправильном порядке открытия РК; б - при правильном открытии РК

При определенном порядке открытия клапанов могут возникать составляющие R 1 и R 2 силы R u , разгружающие передний подшипник турбины (рис. 22.12,а). Это свойство проверяется при развороте турбины с полностью открытыми регулирующими клапанами посредством главной паровой задвижки (ГПЗ) и ее байпаса. При выборе порядка открытия клапанов следует обеспечивать первоначальное открытие тех, которые способствуют дополнительному вертикальному нагружению подшипника (рис. 22.12,б), а также появлению поперечной силы, направленной в сторону вращения ротора (положительного угла нагрузки).

Радикальным способом борьбы с НЧВ является применение подшипников с овальной расточкой вкладышей (см. рис.21.10,г) и самоустанавливающихся сегментных подшипников (см. рис.21.12), в которых циркуляционных сил, вызывающих прецессию вала, не возникает. Они снимают проблему масляной вибрации, но не вибрации вообще.

Паровая НЧВ . Этот вид низкочастотной вибрации роторавозникает из-за появления в проточной части турбины и в ее уплотнениях циркуляционных сил газодинамической природы. Из них венцовые циркуляционные силы формируются на венце рабочих лопаток из-за неравномерной по окружности надбандажной утечки водяного пара из-за разного радиального зазора (рис.22.13).

Рис. 22.13. Схема формирования венцовой циркуляционной силы в турбинной ступени

Природа формирования паровой НЧВ следующая.Допустим, что при случайном отклонении оси ротора, например, вниз, радиальный зазор в надбандажном уплотнении в его нижней части уменьшится, а в верхней - увеличится (d rв >d rн). В результате такого смещения ротора утечка над верхней частью рабочего колеса станет больше на DG у. Поэтому в верхней части турбинной ступени (в ее рабочей решетке – венце) будет формироваться окружное усилие R u меньше по значению, чем в нижней половине венца. Действие этих двух противоположно направленных сил вызывает появление неуравновешенной силы С в , приложенной к центру вала и действующей перпендикулярно вектору смещения r . Эту силу называют венцовой и она создает условия для возбуждения интенсивных колебаний. Такая же сила возникает при появлении в диафрагменном уплотнении неравномерной по окружности утечки. Частота циркуляционной силы равна примерно половине рабочей частоте вращения ротора.

Венцовые силы возбуждают колебания роторов ЦВД преимущественно турбин со сверхкритическим давлением водяного пара на входе (турбин СКД). Эффективным способом борьбы с такими силами является использование виброустойчивых уплотнений в турбинной ступени (с увеличенными радиальными и уменьшенными осевыми зазорами в них). Часто в процессе наладки или эксплуатации турбины происходит постепенное самопроизвольное уменьшение уровня НЧВ вследствие износа радиальных уплотнений из-за задеваний при повышенной вибрации. Для турбин СКД в формировании НЧВ существенную роль играют «бандажные» силы, формирующиеся при нарушении симметрии эпюры скоростей в зазорах. Такая же природа возникновения сил третьей группы – «лабиринтовых » сил, возникающих в каналах промежуточных и концевых уплотнений.

Снижение низкочастотной вибрации

Низкочастотная вибрация (НЧ) – это вибрация с частотой, равной половине частоты вращения, т.е. w Вб =w ВР / 2. Основными источниками низкочастотной вибрации являются подшипники скольжения при нарушении в них гидродинамического процесса смазки в масляном клине из-за резкого изменения нагрузок в машине либо изменения температуры масла, или из-за увеличения внутренних конструктивных зазоров в подшипниках.

При этом цапфа ротора в подшипнике смещается от центра вращения на величину эксцентриситета, вокруг которого ротор получает дополнительное вращение с частотой, равной половине основной частоты вращения ротора.
Это дополнительное вращение называется прецессией с частой вращения W, которая и является причиной низкочастотной вибрации:

т.е. w Вб = w ВР / 2.

Например. Если частота вращения w ВР = 314 Гц, 3000 об/мин, то частота вибрации равна

w Вб = 157 Гц, 1500 об/мин.

Для снижения НЧ - вибрации следует:

* оптимизировать статические и динамические нагрузки на все подшипники скольжения роторов, не допуская резких изменений нагрузок в машине;

* не допускать изменений температур масла в системе смазки машины ниже нормированных значений;

* величины внутренних зазоров в подшипниках скольжения поддерживать нормативными;

* в случае появления низкочастотной вибрации даже при соблюдении пунктов 1, 2, 3 применять на конкретном подшипнике «лимонную» расточку внутреннего диаметра, при которой боковые зазоры Х Б выполняются увеличенными вдвое от величины верхнего зазора Х В, т.е. Х Б = 2Х в. Например, если
Х В = 0.002d , то Х Б = 0,004d (d – диаметр цапфы подшипника).

Снижение высокочастотной вибрации (ВЧ)

Высокочастотная вибрация ВЧ – это вибрация с частотой, вдвое превышающей частоту вращения, т.е.

w Вб = 2w ВР.

ВЧ возникает из-за нарушения поперечной жесткости в сечениях ротора, что приводит к неравенству осевых моментов инерции J X ¹ J Y , вызывающее двойное возмущение за один оборот ротора.

Например. Если частота вращения w ВР = 314 Гц (¦ = 50 Гц), то частота вибрации будет w Вб = 628Гц, (¦ = 100 Гц).

Например, в электроэнергетике часто источником высокочастотной вибрации являются роторы электрических машин, изготовленные с нарушением концентричности наружного диаметра или при ремонте их с заменой секций электрообмоток. В этом случае для выравнивания поперечной жесткости и снижения высокочастотной вибрации на бочке ротора в соответствующих сечениях выполняют фальшпазы.

5.4.2. Методы зашиты от вибрации на путях ее распространения

Применяются как для снижения вибрации самого оборудования, так и для снижения гигиенической вибрации на опорных поверхностных машинах.
Согласно ГОСТ 26568-85 методы защиты от вибрации на путях распространения подразделяются на:

* вибродемпфирование;

* виброгашение;

* виброизоляцию;

* организационные мероприятия и средства индивидуальной защиты от вибрации.

Вибродемпфирование

Снижение вибрации происходит за счет перевода колебательной энергии в тепловую при помощи увеличения активного сопротивления системы m, в основном за счет. увеличения внешнего и внутреннего трения h (5.5).

На стадии проектирования метод реализуется при выборе материалов, из которых изготавливаются детали ротора и статора. Коэффициенты внутреннего трения (внутренних потерь) h конструкционных материалов чугуна и стали имеют низкие значения, изменяются в диапазоне: h = 0,001-0,01 для СтЗ...Ст40, Cr10...Cr45.

Эти материалы виброактивны и практически не снижают вибрацию. Применение легированных материалов с высоким коэффициентом h = 0,02 – 0,1 с использованием марганца Мn, хрома Сr, никеля Ni, титана Ti, кобальта Со, а также полимерных материалов приводит к погашению колебательной энергии этими материалами и снижению вибрации оборудования. На стадии эксплуатации применяются листовые или мастичные материалы на резиновой основе для покрытия ими наружных поверхностей машин, такие как лента «Изол» , антивибрит, мастика ВД-17 , батил-каучук.

Надежность покрытия и эффективность работы этих материалов зависит от качества обработки наружных поверхностей оборудования перед покрытием. Хорошими вибродемпфированными свойствами обладает гальванопокрытие
(h = 0,01) и различные смазки (h = 0,02 – 0,04). Эффективность вибродемпфирования достигается на всех режимах работы, но особенно в резонансной области при равенстве нулю реактивного сопротивления колебательной системы.

Виброгашение

Снижение вибрации осуществляется за счет увеличения реактивного сопротивления системы

В дорезонансной области эффект достигается за счет увеличения жесткости колебательной системы К , например корпуса машины, путем выбора соответствующей конфигурации корпуса (сферическая форма обладает максимальной жесткостью) или введением дополнительных ребер жесткости.

В зарезонансной области виброгашение реализуется увеличением массы колебательной системы, как правило за счет увеличения массы фундамента машины М . Выбор массы фундамента производится по формуле:

где М – масса фундамента машины, кг; т – масса самой машины, кг; f ф – собственная частота фундамента, Гц; f p – рабочая (вынужденная) частота машины, Гц.

Анализ формулы (5.8.) показывает:

если ¦ ф / ¦ р = l – резонанс на фундаменте. Недопустимый режим работы, М ³ ¥ ;

если f ф / f р = 1,41 – тяжелый режим работы фундамента, M = 40m .

если f ф / f р = 3...4 – оптимальная область работы фундамента, при f ф /f р = 3,
М ³ 5 т , при f ф / f р = 4, M ³ 2.7 m ;

В теплоэнергетике для снижения вибрации паровых турбин могут применяться динамические виброгасители в виде вертикальных удлиненных шпилек, устанавливаемые на противоположенных разъемах машин. Некоторое уменьшение вибрации достигается за счет противофазного колебательного процесса шпилек при работе турбины. Эффект зависит от правильного выбора масс виброгасящих шпилек с соответствующими частотами собственных колебаний.

Виброизоляция

где k – жесткость виброизолятора (резины, пружины), Н/м; m – масса машины, кг.

Если, например, станок стоит на пружинных виброизоляторах, то жесткость колебательной системы принимается равной жесткости пружин.

Анализ формулы (5.9.) показывает:

если f р / f о = 1 – наступает резонанс. К п = ¥ . Применение виброизоляции бессмысленно;

если f р / f о = 1,41, К п = 1. Эффект от применения виброизоляции отсутствует;

если f р / f о = 3..4, К п = 1/8 .. 1/15, оптимальная область применения виброизоляции. При этом, если К п < 1/15, наступит потеря устойчивости из-за того, что низкое значение К п достигается при малой жесткости виброизолятора. Если
К п > 1/8, то виброизоляторы будут иметь большие габариты и металлоемкость. Если коэффициент передачи известен, то можно определить снижение вибрации на фундаменте машины, дБ.