Турбогенераторы вибрация подшипников

Например, при наличии у турбогенераторов вибраций, амплитуда которых превышает 0,05—0,08 мм, необходимо принимать меры к выявлению причин вибраций и устранению их. Агрегат, на одном из подшипников которого амплитуда вибрации превышает 0,10—0,15 мм, нельзя пускать в нормальную эксплуатацию (первое число относится к турбогенераторам, работающим при 3000 об/мин, и второе — к турбогенераторам, работающим при 1500 об/мин). [c.309]

Состояние турбогенераторов, находящихся в эксплуатации, оценивается по нормам, содержащимся в Правилах технической эксплуатации электрических станций и сетей (табл. 1.2). Эти нормы установлены для двойной амплитуды вибрационного смещения, измеряемого в трех главных направлениях на крышках подшипников. Для осуществления непрерывного контроля за вибрацией подшипников ПТЭ рекомендуют применение многоканальной виброизмерительной аппаратуры, обеспечивающей дистанционные измерения. Согласно этим же правилам у вертикальных гидрогенераторов вибрация крестовины со встроенными в нее подшипниками, а также вибрация подшипников синхронных компенсаторов не должны превышать следующих значений [c.12]

В ряде опытов измерения производились симметрично по обе стороны от оси турбогенератора. Точки измерения располагались по конструктивным элементам фундамента так, чтобы получить наиболее полное представление о колебательном процессе фундамента. Амплитуды и фазы колебаний измерялись в вертикальном, поперечном и продольном направлениях. Это позволяло выяснить пространственную картину колебаний фундамента. Одновременно по всем указанным направлениям измерялись вибрации подшипников турбины и генератора (на рис. 8 эти точки отмечены цифрами 1 я 6). В отдельных случаях измерения производились на установочных плитах турбоагрегатов. Запись колебаний велась по форме, показанной в табл. 1. [c.16]

Рама приобретала форму, изображенную на рис. 17,г. Резонанс отдельных элементов фундамента обычно незначительно сказывался на вибрации подшипников более сильно отражался на вибрации подшипников резонанс системы элементов фундамента. Так, например, у фундамента турбогенератора № 7 при 2 400 об мин резонировала в вертикальном направлении система продольные балок, двойная амплитуда коле- [c.29]

Исходя из сказанного, в натурных условиях при установлении динамической надежности конструкции с точки зрения обеспечения нормальной работы турбогенератора важно не абсолютное значение амплитуд, а отношение амплитуд вибраций подшипников и амплитуд вибраций фундамента А [c.51]

Для нахождения k нами была предложена методика, основанная на многочисленных наблюдениях за вибрациями подшипников турбогенераторов и их фундаментов. С этой целью было проведено исследование ряда турбогенераторов и их фундаментов. Из них 16 мощностью до 25 тыс. кет, 18 мощностью до 50 тыс. кет и 17 мощностью до 100 тыс. кет. В итоге было получено более 6 тыс. измерений двойных амплитуд вибраций на подшипниках и фундаментах. Результаты измерений были разбиты на три группы в зависимости от чисел оборотов и мощности [c.52]

Выбор теоретической кривой распределения двойной амплитуды вибрации подшипников в вертикальном направлении турбогенераторов мощностью 50—100 тыс. кет при /г =3 000 об/мин [c.53]

Рис. 2-37. Изменение вибрации подшипников. и статора в зависимости от чисел оборотов турбогенератора.

Нормы 1949 г. для вибраций подшипников турбогенераторов с и = 3 000 об мин [Л. 46] имели следующие оценки [c.78]

Вибрация подшипников турбогенераторов и возбудителей при всех режимах работы, замеренная на верхних крышках подшип-никав у разъема в трех направлениях вертикальном, поперечном, 1 осевом, не должна быть более 40 мкм. [c.346]

Ввиду того что идеальное уравновешивание роторов невозможно, при работе турбоагрегата всегда имеют место колебания роторов и некоторая вибрация подшипников. Значительные колебания роторов вызывают переменные напряжения в деталях турбогенератора, разбивают заливку подшипников, их опорные колодки, нарушают установку фундаментных плит турбоагрегата и т. д. [c.195]

Вибрации консоли, особенно в резонансе, бывают столь значительными, что они делают трудным обслуживание турбогенератора эксплуатационным персоналом. Подобные случаи наблюдались нами ири исследовании фундамента турбогенератора № 3 и двух фундаментов турбогенераторов мощностью 100 тыс. кет. У ряда фундаментов отмечается небольшое усиление вибраций при подходе к рабочим числам оборотов турбогенераторов это явление обычно связано с естественным ростом возмущающих (центробежных) сил при увеличении скорости вращения агрегата или подходом к резонансным зонам систем роторы — подшипники. [c.30]

Иногда при эксплуатации маслосистем появляется вибрация маслопроводов. Это чрезвычайно опасное явление, так как следствием его бывает обычно разрыв маслопровода в ослабленном сечении (по сварному шву, реже по целому металлу), что может привести к пожару в машинном зале и выплавлению подшипников турбогенератора. [c.21]

В качестве другого примера возьмем ротор локомотивного турбогенератора. Основным для этого ротора будет требование (1), так как для работы локомотива важной является безупречная работа подшипников турбогенератора и второстепенное значение имеют те дополнительные вибрации, которые могут возбуждаться его ротором при неполном уравновешивании. Нужно заметить, что после динамической балансировки этих роторов при работе турбогенератора никаких дополнительных вибраций не обнаруживается. [c.222]

Введение этой методики позволило повысить качество балансировки. В настояш,ее время по заводским нормам для основных типов роторов максимальная величина двойной амплитуды вибрации опоры (вертикальной, горизонтальной или осевой) не должна превышать 20—25 лк. Выпущенный ряд турбогенераторов с рабочей скоростью 3600 об/мин также имел вибрацию ниже этого уровня. Уменьшены выпускные вибрации и на критических скоростях (средний уровень 20 мк). Измерение вибрации на шейках вала показало, что уровень вибраций вала вблизи подшипников может быть ниже 100 мк. [c.181]

Современные турбогенераторы имеют, как известно, гибкие роторы, для уравновешивания которых необходим комплекс измерительной аппаратуры, позволяющий определять амплитуды и фазы вибраций не только подшипников, но и самих роторов в различных сечениях, а также производить гармонический анализ этих колебаний. [c.527]

Роторы турбин и генераторов находятся под действием статических и повторно-статических (малоцикловых) напряжений, обусловленных центробежными силами и тепловыми нагрузками при испытаниях, эксплуатационных пусках и остановах, а также при изменении мощности. Число таких циклов может достигать 20—60 и более в год при общем числе за расчетный ресурс 500— 1000 и более. Повторяющаяся смена нагрузок вызывает в роторах (особенно в местах повышенной концентрации и значительных температурных напряжений) накопление малоцикловых повреждений. Сочетание повторных нагрузок с повышенными температурами в элементах конструкций высокого давления является причиной ускорения накопления повреждений за счет длительных статических повреждений. Кроме того, на низкочастотные (10- —10 Гц) циклы высоких напряжений накладываются высокочастотные (в диапазоне частот 10—150 Гц) циклы переменных напряжений, обусловленные действием нагрузок от силы тяжести на оборотных частотах , срывом масляного клина в подшипниках или вибрационных нагрузок за счет изгибных и крутильных колебаний роторов по соответствующим формам. Суммарное число циклов нагружения за расчетный ресурс достигает при этом 10 — 10 . Вибрационная составляющая циклических напряжений для роторов турбин и генераторов при современном уровне балансировки, предварительных доводочных работ и контроля вибраций при эксплуатации может быть снижена практически до безопасных уровней при нормальной эксплуатации. Но роль этой составляющей резко возрастает при изменении жесткости роторов на стадии развития в них макротрещин. Для роторов паровых турбин в интервале указанных низких и высоких частот могут иметь место циклы нагружения с промежуточными частотами (0,01 —10 Гц) в результате неравномерности давлений и температур потоков пара. Таким образом, фактический спектр механических и температурных напряжений для роторов турбин и турбогенераторов оказывается достаточно сложным. Сложность формы цикла возрастает по мере повышения температур (образуются деформации ползучести), а также за счет изменения асимметрии цикла при наличии остаточных напряжений. [c.7]

Основным источником вибрации двойной оборотной частоты является электрический генератор, в частности, для турбин с частотой вращения 50 1/с. Ротор такого генератора имеет два полюса (рис. 19.21), т.е. две обмотки, расположенные на противоположных сторонах ротора, и поэтому его сопротивление изгибу различно в разных плоскостях. Эта разница может доходить в современных мощных генераторах до 30—40 % и вызывать интенсивную вибрацию двойной оборотной частоты, которая создает определенную опасность для электрической части генератора, а также для корпусов подшипников, фундамента и т.д. Особенно интенсивные колебания возникают, если турбогенератор имеет частоту вращения 50 1/с, а какая-либо из кри- [c.522]

Рис. 3-6. Скоростная характеристика вибрации ротора турбогенератора ТВВ-320-2, снятая по основной (I) и двойной (II) гармонической составляющей вибрации заднего подшипника

Так, в работе [44] указывается, что динамический поглотитель колебаний в виде стержня 1 с грузом 2 (фиг. 266) был успешно применен для успокоения значительных осевых вибраций упорного подшипника турбогенератора. Благодаря установке демпфера с грузом 11,3 кг амплитуда колебаний подшипника была снижена в 3 раза. Динамический демпфер мог бы быть применен с наибольшим эффектом, если удалось бы изменять частоту его настройки одновременно с изменением частоты возмущающей силы. Эта идея использована в так называемом маятниковом демпфере, служащем для успокоения крутильных колебаний коленчатых валов. [c.443]

Для определения величины А методами математической статистики были обработаны результаты измерений двойных амплитуд вибраций подшипников турбогенераторов, полученные по материалам ТНИСГЭИ, треста Союз-Э нерго ремонт , ОРГРЭС и Мосэнерго. [c.62]

С мало различающимися амплитудами (рис. 2-22,а), что соответствует поперечно-поступательному леремещению рамы в ее плоскости. Двойная амплитуда колебаний рамы при этом достигала 15 мк. При 2 100 об1мин возбуждались резонансные продольные колебания, причем точки левой и правой продольной балок (рис. 2-22,6) колебались синхронно. Максимальная двойная амплитуда продольных колебаний достигает 17 мк. Наконец, при 2400 об/мин возникал резонанс в поперечном направлении рамы № 1 и прилегающих к ней продольных балок (рис. 2-22,б). Вибрации рамы достигали 25 мк. Дальнейшее повышение скорости вращения до 3 000 o6jMUH приводило к снижениям амплитуд колебаний верхнего строения фундамента. Рама приобретала форму, изображенную на рис. 2-22,г. Резонанс отдельных элементов фундамента обычно незначительно сказывался на вибрации подшипников более сильно отражался на вибрации подшипников резонанс системы элементов фундамента. Так, например, у фундамента турбогенератора № 7 при 2 400 об1мин резонировала в вертикальном иаправлении система продольных балок, двойная амплитуда колеба-48 [c.48]

Измерению подлежали следующие характеристики вибрационного и напряженного состояний турбогенератора и его фундамента амплитуды (вибраций подшипников и статора генератора, частота вынужденных колебаний элементов фундамента и возникающие деформации. Измерение этих характеристик проводилось при различных числах оборотов и на рабочих числах оборотов при различных режимах работы турбогенератора. Сравнение амплитуд вибраций подшипников и фундамента показывает степень надежности конструкции фундамента. Величина динамических напряжений позволяет судить о возмущающих нагрузках турбогенератора и степени надежпости его iB эксплуатации. [c.67]

Продолжительность пуска на скользящих параметрах до достижения толпой электрической нагрузки турбогенератора сокращается почти в 4 раза по сравнению с последовательны-м пуском. Регулирование режима пуска посредством изменения интенсивости горения топлива не вызывает затруднений. и работа персонала облегчается. Пуск турбины проходит спокойно, без повышения вибраций подшипников. [c.59]

Центробежные силы появляются на валах роторов турбины и генератора в связи с тем, что в условиях эксплуатации всегда имеется небаланс вращающихся деталей. У современных турбогенераторов, работающих при высоких числах оборотов, достаточно малейщего небаланса вращающихся масс, чтобы создалась значительная по величине возмущающая сила. Центробежные силы, возникающие на валах роторов, передаются на подщипники, вызывая их вибрацию. Вибрации возникают также в результате расцентровки осей валов, неудо1влетворительного соединения муфт, недостаточной жесткости стульев подщипников, недостаточных или избыточных зазоров между щейками валов и вкладышами подшипников, дефектов вкладышей и т. п. [c.60]

Балансировка роторов обычно яро изводится в случаях, когда подшипники турбогенератора имеют повышенную вибрацию, возникающую от неуравновешенности роторов. Все остальные причины вибраций устраняются перед балансировкой. Результаты балансировки немедлеино подвергаются проверке в натурных условиях после пуска машины. Если вибрация снизилась, то считают, что балансировка (выполнена правильно. Из табл. 9 видно, что величины Л] для машин мощностью до 25 тыс. кет и более неодинаковы, поэтому для таких турбогенераторов можно принять среднее расчетное значение единичного эксцентриситета, [c.64]

Фундамент должен обеспечивать нормальную эксплуатацию машины следовательно, он должен быть спроектирован так, чтобы ни отдельные конструктивные элементы, ни в целом он не явился причиной повышения вибрации под воздействием динамической нагрузки. Динамическая надежность фундамента и подшипников, включая и действие нагрузки от момента короткого замыкания, позволяет отрегулировать работу турбоагрегата и довести его вибрацию до. пределов, предуомотренных Правилами технической- экаплуа-тации. В иротивном случае фундамент (работая, например, в зоне резонанса) может легко получить. повышенную вибрацию от неана-чительных но величине динамических сил, в результате чего амплитуды колебаний подшипников могут превышать норму, что приведет к снижению сроков службы турбогенератора, а при больших амплитудах — к аварийному режиму работы. [c.12]

При внезапном сбросе всей нагрузки с турбины до нуля и удержании системой регулирования числа оборотов в пределах до срабатывания автомата безопасности необходимо быстро проверить положение регулирующих клапанов, показания киловаттметра и частотомера или вольтметра для того, чтобы убедиться в полном сбросе нагрузки и в снятии напряжения с генератора. Синхронизатором снизить число оборотов турбины до номинального, закрыть задвижку регулируемого отбора пара и отключить регулятор давления, проверить температуру корпуса упорного подшипника, отрегулировать подачу пара на концевые уплотнения, быстро произвести внешний осмотр и проверку показаний контрольно-измерительных приборов, тщательно прослушать турбину и генератор, убедиться в отсутствии вибраций и посторонних звуков в турбине и генераторе, запаха гари у генератора и возбудителя, а также проверить параметры свежего пара, давление масла, работу эжектора и других элементов турбогенератора. [c.107]

При внезапном мгновенном набросе большой нагрузки на турбогенератор необходимо быстро проверить показания киловаттметра, частотомера п положение регулирующих клапанов (сервомотора) проверить температуру масла па сливе из упорного подшипника и па ощупь температуру его корпуса, осмотреть и прослушать турбину и генератор, убедиться в отсутствии вибрации и посторонних звуков и других ненормальностей в работе оборудования, проверить показания контрольно-измерительных приборов турбогенератора. [c.142]

Колебания ротора. Ротор гидрогенератора представляет собой электромагнит с большим числом пар полюсов. Поэтому частота вращения ротора гидрогенератора обычно значительно меньше частоты вращения турбогенераторов. Масса ротора крупного гидрогенератора составляет несколько сот тонн. Вал ротора круглый, часто с вертикальной осью. Схема ротора гидрогенератора показана на рис. 3, где I — вал ротора 2 — подшипники 3 — подпятник 4 — полюса ротора 5 — обод 6 — спицы ротора. Проблема колебаний ротора для гидрогенераторов имеет меньшее значение, чем для турбогенераторов, вследствие малых частот вращения, отсутствия двоякой изгибной жесткости и вертикального расположения оси вала. Ротор гидрогенератора удерживается от поперечных смещений подшипниками скольжения. Автоколебания вала не наблюдаются, поскольку подшипники снабжаются поворачивающимися колодками. Рабочая частота вращения ротора обычно ниже наименьшей критической частоты. В гидрогенераторах возникают источники возбуждения колебаний ротора, не свойственные турбогенераторам. Таким источником, например, является вращающаяся вместе с ротором сила одностороннего магнитного притяжения ротора к статору. Эта сила может возникнуть при эксцентричном расположении наружной окружности ротора относительно оси вала или при отключении питания части полюсов ротора. Большее влияние электромагнитных сил на вибрации ротора в гидрогенераторах по сравнению с турбогенераторами объясняется как многополюСностью, [c.522]

На рис. 3-6 приведена частотная характеристика вибраций заднего подшипника турбогенератора ТВВ-320-2, снятая для составляющих вибраций основной (кривая 1) и двойной частот (кривая 2). Видны следующие резонансные пики п = 1000 o6jMUH и 2 = = 2600 об мин — первая и вторая критические скорости ротора [c.115]

Из приведенных в данной главе сведений видно, что вибрация электрической машины, как правило, является сложной. Она возбуждается периодически изменяющимися силами, в которые входят основная составляющая (с частотой вращения), а также гармонические составляющие высших и низших порядков. При совпадении частоты силового или кинематического возмущения (см. 1-7 и 1-8) и частоты собственных колебаний данного узла или детали имеет место резонансный пик вибрации (см. 1-7, п. 2). Даже при неполном совпадении указанных частот и небольшой возмущающей силе (см. рис. 1-17 и 1-19) вибрация соответствующего узла или детали может достигнуть опасной величины. Такие явления при работе машины наблюдаются, например, на многих элементах установок. К ним относятся фундамент машины фундаментная плита, особенно пустотелая ограждения, консоли фундаментов, настилы ротор машины переменного тока, особенно турбогенератора, и якорь возбудителя якорь машины постоянного тока активная сталь статора машины переменного тока лобовые части обмотки статора, особенно гидрогенератора [38] магнитная система машины постоянного тока подшипники, в поперечном или осевом направлениях (см. 3-6) щеточные траверзы, бракеты и щеткодержатели торцевые щиты закрытых машин встроенные газоохладители и их трубки пристроенные к машинам вентиляторы стенки и перегородки вентиляционных коробов воздухонаправляющие щитки внутри машин валоповороты и т. д. [c.140]

На рис. 3-4 приведена частотная характеристика вибраций заднего подшипника турбогенератора мощностью 300 МВт, снятая для составляющих виброперемещений основной (кривая 1) и двойной (кривая 2) частоты. Видны следующие резонансные пики 1 = 1000 об/мин и 2 = 2600 об/мин — первая и вторая критические частоты вращения ротора / 1 = 500 об/мин и V2Лз = = 2650 об/мин — резонансы по двойной гармонике вследствие двойной жесткости ротора (расчетное значение Пз = 5600 об/мин). [c.104]

Вибрация (эффективное значение вибрационной скорости) подшипников турбогенератора и непосредственно соединенного с ним возбудителя при всех режимах работы, предусмотренных настоящим стандартом, на верхних крышках подшипников в вертикальном направлении и у разъема в поперечном и осевом направлениях не должна быть более 4,5 мм/с для всех типов турбогенераторов при любой Пном- [c.206]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...