Приложение В (рекомендуемое). Методология диагностирования газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками по параметрам вибрации

Приложение В
(рекомендуемое)

Методология диагностирования газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками по параметрам вибрации

Диагностирование газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками является весьма сложной задачей. В настоящем приложении структурный подход к обнаружению основных неисправностей реализован через схему пошагового диагностирования. Эта схема не охватывает все возможные неисправности машин, а ориентирована, в первую очередь, на обнаружение неисправностей, рассмотренных в приложении А.

Сложность диагностической задачи в случае газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками состоит, в том числе, в том, что ряд неисправностей может потребовать от пользователя исследования динамической модели вращающегося ротора в опорах для предсказания развития возможных повреждений. Построение такой модели требует специального опыта и знаний. Некоторые примеры анализа с использованием динамических моделей приведены в приложении С. Однако структурный подход к диагностированию, рассматриваемый в настоящем приложении, представляет собой некоторое обобщение результатов исследований и не требует применения указанных моделей.

Структурная схема диагностирования газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками показана на рисунке В.1. Она предусматривает начальный этап анализа в соответствии с ИСО 13373-3:2015, приложение А, после чего должны быть оценены основные признаки неисправностей. Эти признаки могут быть отнесены к одному из следующих трех типов в зависимости от наличия разных составляющих в спектре вибрации:

- доминирует составляющая на частоте вращения (см. рисунок В.2);

- доминируют субгармонические составляющие (см. рисунок В.3);

- помимо первой гармоники присутствуют также значительные высшие гармоники частоты вращения (см. рисунок В.4).

В схеме на рисунке В.2 рассматриваются вопросы о природе вибрации на частоте вращения. Так, если эта вибрация действует преимущественно в осевом направлении, то в качестве основной причины следует рассматривать относительное тепловое расширение элементов турбины. Если она действует в радиальном направлении, но зависит от нагрузки, то в случае паровой турбины основная причина повышенной вибрации будет с наибольшей вероятностью связана с потоком пара. Если вибрация на частоте вращения стабильна и согласуется с модой колебаний ротора (при условии, что та известна - в противном случае следует обратиться к динамической модели "ротор - опора"), то в качестве основной причины следует предполагать наличие дисбаланса. Если для этой вибрации характерно изменение фазы при прохождении вдоль сочленяемых валов через соединительную муфту, то следует предполагать наличие несоосности этих валов. Если вибрация изменяется с изменением температуры, то в газовой турбине это может быть вызвано неправильной работой системы охлаждения ротора, а в паровой - временным температурным изгибом ротора.

Следует убедиться, что в процессе разгона и выбега ни одной из промежуточных частот вращения ротора не соответствует резкий рост вибрации на частоте вращения. В противном случае необходимо рассмотреть возможность ослабления вибрации на резонансе. Периодические изменения амплитуды и фазы первой гармоники могут свидетельствовать о незначительном задевании ротора о статор или о наличии эффекта Мортона. Следует проверить, не связана ли высокая вибрация с изменением температуры и давления в подшипнике. Если это так, то может иметь место изменение высоты подъема подшипника ротора в валопроводе или изгиб вала. О наличии остаточного прогиба вала свидетельствует также повышенная вибрация первой гармоники при медленном проворачивании ротора. Если ни одна из вышеуказанных причин повышенной вибрации на частоте вращения не подтвердилась, то следует рассмотреть возможность попадания в ротор жидкости.

При наличии значительной субгармонической вибрации следует обратиться к схеме, показанной на рисунке В.3, где первым вопросом будет то, насколько внезапным является рост этой вибрации. Далее проверяют, не совпадает ли частота вибрации с первой собственной частотой изгибных колебаний ротора, что в паровой турбине может свидетельствовать о наличии вихрей в потоке пара, а в газовой - о вращающемся срыве потока газа. Если вибрация сосредоточена в области субгармонических частот ниже половины частоты вращения ротора, но не совпадает с субгармониками, то следует рассмотреть возможность автоколебаний на масляной пленке в подшипнике (см. ИСО 13373-3:2015, приложение С), связанного с прецессионным движением вала. При достижении частотой автоколебаний собственной частоты изгибных колебаний ротора происходит быстрый рост вибрации. Следует иметь в виду, что эти явления могут быть связаны с лабиринтными уплотнениями, если гидравлический подшипник не обеспечивает достаточного демпфирования колебаний. Если доминирует составляющая вибрации на частоте выше половины частоты вращения, но ниже ее первой гармоники, то это может быть признаком наличия жидкости в роторе. Причиной появления субгармонических составляющих может быть также задевание ротора о статор, который может по-разному проявляться в спектре вибрации, но обычно на частотах в два, три или четыре раза ниже частоты вращения.

Если в спектре доминируют частотные составляющие на частоте вращения и ее гармониках, то следует обратиться к схеме, показанной на рисунке В.4. При наличии только первой и второй гармоник следует проверить стабильность их фаз. Отсутствие стабильности может свидетельствовать о наличии в вале трещины. Обычно этот дефект проявляет себя вначале в виде скачкообразных изменений фазы первой гармоники, а по мере развития - в аналогичных изменениях фазы второй гармоники. Если вибрация на этих гармониках стабильна, то следует рассмотреть возможные виды несоосностей элементов турбины. При наличии затухающих высших гармоник (иногда сопровождающихся вибрацией на гармониках половинной частоты вращения) следует предположить наличие ослаблений в механических соединениях - в подшипниковых опорах или в соединении турбины с фундаментом. Иногда этот же признак может быть связан с увеличенным зазором в подшипнике.

При совпадении частоты вращения или одной из ее гармоник с собственной частотой колебаний ротора следует рассмотреть возможные способы отстройки от резонанса. Обычно для определения резонансов конструкции используют испытания одним или несколькими ударами, а для определения критической частоты вращения применяют испытания с изменением частоты вращения ротора. Полезным инструментом такого анализа является диаграмма Кэмпбелла.

а - к рисунку В.2; b - к рисунку В.3; с - к рисунку В.4

Рисунок В.1 - Схема вибрационного диагностирования газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками

Рисунок В.2 - Схема диагностирования газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками при повышенной вибрации на частоте вращения

Рисунок В.3 - Схема диагностирования газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками при наличии вибрации в области субгармонических частот

Рисунок В.4 - Схема диагностирования газовых и паровых турбин с гидравлическими подшипниками при повышенной вибрации на частоте вращения и ее гармониках

Если все вышеперечисленные средства выявления повышенной вибрации не дали результата, то можно предположить наличие в турбине сильных задеваний, которые могут проявляться на частоте вращения и высших гармониках, в частности на переходных режимах работы.

Примеры применения методологии, изложенной в настоящем приложении, приведены в приложении С.