Колебания ротора турбогенератора

Основные типы поперечных колебаний ротора турбогенератора в стационарном режиме [c.520]

Изучение совместных колебаний роторов турбогенератора и турбины в переходных анормальных режимах в первом приближении проводят в предположении абсолютной жесткости лопаток турбины. Задача сводится к рассмотрению нестационарных крутильных колебаний вала ротора турбоагрегата с распределенными инерционными и упругими параметрами [2]. Допущение абсолютной жесткости лопаток не оказывает, по-видимому, существенного влияния на величину расчетных напряжений в валу ротора турбогенератора. Разработаны более точные методы расчета [c.521]

Ниже приведены методы расчета колебаний турбогенераторов, рассмотрены стационарные колебания ротора, статора и фундамента, совместные переходные колебания роторов турбогенератора и турбины. [c.524]

КОЛЕБАНИЯ РОТОРА ТУРБОГЕНЕРАТОРА [c.524]

КОЛЕБАНИЯ РОТОРА ТУРБОГЕНЕРАТОРА 525 [c.525]

КОЛЕБАНИЯ РОТОРА ТУРБОГЕНЕРАТОРА 529 [c.529]

Валы реальных машин не имеют постоянного сечения в средней части их диаметр всегда больше, чем в концевых частях. Решение уравнения колебаний такого вала (1-67) связано со значительными трудностями и производится лишь приближенно. Жесткость подшипников, на которые опирается вал, не бесконечна, в действительности она соизмерима с жесткостью вала на изгиб. Эти факторы оказывают существенное влияние на формы свободных колебаний. На рис. 1-25 приведены первые три формы свободных изгибных колебаний ротора турбогенератора ТВВ-320-2, подсчитанные с учетом податливости опор. От синусоидальных форм колебаний вала постоянного сечения они отличаются следующим образом [c.45]

На рис. 67 приведены результаты следящего анализа ускорения, измеряемого на раме турбогенератора с четырехопорным ротором (кривая 7). С изменением частоты вращения ротора / уровни колебаний, возбуждаемых его дисбалансом, возрастают, проходя два резонансных режима. Резонансные частоты определяются колебаниями ротора как жесткого тела на упругих опорах. Кривая 2 получена расчетным путем при кососимметричном дисбалансе. [c.150]

Соотношение между входной динамической жесткостью рамы в местах установки подшипников и масляного слоя влияет на колебания системы в целом только в окрестности резонансных частот. Вдали от резонансных частот подсистемы ротор и рама могут рассматриваться как несвязанные. Так, для рассмотренного в 3.4 турбогенератора варьирование жесткости рамы в пределах +15% не оказывало влияния на формы и амплитуды вынужденных колебаний ротора на частоте 50 Гц, хотя существенно сказывалось на формах колебаний рамы, и наоборот, варьирование жесткости ротора не влияло на амплитуду вынужденных колебаний рамы. [c.158]

У роторов двухполюсных турбогенераторов поперечное сечение обладает различными значениями главных моментов инерции из-за больших зубцов в пазовой зоне бочки ротора. Это приводит к вибрациям двойной оборотной частоты. Иногда возникают повышенные колебания двойной частоты консольных участков роторов турбогенераторов. Двоякая жесткость консоли может возникнуть из-за несимметрии токоподвода к контактным кольцам или двух пазов для размещения водопроводов к катушкам обмотки. [c.246]

На рис. 3, а приведены результаты вычислений. Видно, что насос определяет вибрации контрольной точки на частоте 350 гц и вносит незначительный вклад на первых трех гармониках частоты вращения ротора. Вибрации на гармониках частоты вращения в основном возбуждаются силами, действующими со стороны ротора турбогенератора. При изменении формы колебаний ротора меняется и значимость первых трех подшипниковых опор в передаче сил на раму. [c.53]

Это показывает, что определение нечувствительных скоростей роторов турбогенераторов по графикам, построенным для гладких валов, как рекомендуют некоторые авторы, может привести к значительным погрешностям. Особенно, если графики были построены из условия взаимной компенсации прогибов по двум формам колебаний. [c.93]

В настоящей работе приводится решение задачи о вынужденных изгибных колебаниях двухопорного гибкого ротора ступенчатого сечения, подобного роторам турбогенераторов. Опоры ротора приняты шарнирными и жесткими. Демпфированием пренебрегаем. [c.28]

Как уже было сказано во введении, правильная методика расчета могла быть разработана только на основе большого количества опытных данных, наиболее полно характеризующих работу фундаментов под воздействием динамических нагрузок. Поэтому на фундаментах действующих турбогенераторов были поставлены опыты. Эти опыты имели своей целью во-первых, изучить характер колебаний как фундамента в целом, так и его отдельных конструктивных элементов при воздействии на него динамической нагрузки, переменной по частоте и амплитуде и вызванной неуравновешенностью роторов турбогенератора во-вторых, выяснить основные динамические характеристики самого фундамента, для чего записывались спектры частот собственных колебаний фундамента. [c.13]

Полученные данные позволили, во-первых, построить амплитудно-частотные и фазово-частотные характеристики элементов фундамента, т. е. зависимость между амплитудами и фазами колебаний от скорости вращения роторов турбогенератора во-вторых, что особенно важно, эти данные позволили в каждой из трех плоскостей измерения ко 16 [c.16]

Анализ формы колебаний рамной конструкции фундамента показывает, что при любых скоростях вращения роторов, за исключением резонансных, точки верхней горизонтальной рамы колеблются в горизонтальных направлениях с различными амплитудами и в различных фазах. Поперечные рамы фундамента также колеблются со сдвигом фаз. Между колебаниями подшипников и элементов рам существует сдвиг фаз, изменяющийся с изменением числа оборотов роторов турбогенератора. [c.30]

В некоторых случаях, как, например, у фундаментов турбогенераторов № 1 и 5, на колебаниях нижней плиты отражается резонанс колебаний роторов и системы элементов фундамента. Вибрации плиты при этом увеличиваются на 3—5 мк. [c.50]

В диапазоне от нуля до рабочих чисел оборотов на подшипниках турбогенераторов возможно появление одного или двух резонансных пиков, обусловленных прохождением роторами критических чисел оборотов. Эти пики удалены от рабочих чисел оборотов и в некоторых случаях амплитуды достигают значений 100—200 мк. Такие резонансные колебания ротора отражаются на фундаменте, давая небольшое увеличение амплитуд его колебаний (до 10—15 мк). [c.63]

Уравновешивание роторов турбогенераторов по формам свободных колебаний. См. настоян нй сборник. [c.109]

УРАВНОВЕШИВАНИЕ РОТОРОВ ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ ПО ФОРМАМ СВОБОДНЫХ КОЛЕБАНИЙ [c.174]

По инструкции завода Электросила роторы турбогенераторов проходят в окончательно собранном виде предварительную статическую балансировку на параллелях. Такая балансировка, хотя и не является необходимой, позволяет при последующем уравновешивании оперировать меньшим количеством груза, так как статический дисбаланс, вызывающий прогиб ротора по первой форме свободных колебаний, составляет основную часть неуравновешенности ротора. Путем определения величины дисбаланса по влиянию пробного груза на перемещение угла тяжелого места на заводе добились такого положения, что для большинства роторов стало ненужным последующее уравновешивание на первой критической скорости. [c.178]

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]

Колебания ротора. Ротор турбогенератора представляет собой вращающийся электромагнит с неявно выраженными полюсами (обмотка ротора утоплена в пазах [c.520]

Колебания статора. Статор состоит из шихтованного сердечника с помещенной в нем обмоткой и цельносварного корпуса. Корпус закрепляется на фундаменте турбоагрегата. Массы сердечника статора — несколько сот тонн, корпуса —десятков тонн. Колебания статора турбогенератора в стационарном рабочем режиме вызываются действием переменного магнитного поля, создаваемого в основном вращающимися электромагнитами ротора. Переменные электромагнитные силы возбуждают вибрации сердечника и обмотки статора. Для уменьшения передачи вибраций с сердечника на корпус турбогенератора и фундамент турбоагрегата сердечник эластично подвешивается в корпусе (рис. 2, где / — ротор турбогенератора 2 — сердечник статора 3 — упругая подвеска 4 — корпус статора 5 — фундамент турбоагрегата). Наибольшие напряжения возникают при вибрации статора двухполюсного турбогенератора, ибо при большем числе полюсов соответственно больше узлов имеет по окружности форма колебаний сердечника статора и тем меньше амплитуда колебаний и напряжения. Сложность проблемы для мощных турбогенераторов обусловливается как действием значительных переменных электромагнитных сил, так и тем, что статор представляет собой сборную конструкцию с возможными зазорами между сердечником и элементами эластичной подвески, между сердечником и обмоткой статора. Это в ряде случаев порождает виброударные явления, приводящие к усталостному разрушению элементов статора. [c.521]

При решении задачи о стационарных поперечных колебаниях типов 1, 2, 4 часто ограничиваются рассмотрением отдельного ротора турбогенератора на двух опорах — подшипниках скольжения [7]. Такой подход оправдан тем, что и после присоединения турбогенератора к турбине отчетливо проявляются парциальные свойства ротора турбогенератора. При уточненных расчетах учитывают связь ротора турбогенератора с роторами турбины и динамические свойства фундамента, на котором устанавливаются подшипники скольжения (см. гл. VH). [c.521]

Ротор турбогенератора с достаточной для расчетов точностью можно считать симметричным относительно середины пролета. При вибрационных испытаниях на стенде завода его устанавливают на двух одинаковых подшипниках. В случае симметричного вала на двух одинаковых опорах (см. ниже) построение решения задачи о колебаниях ротора существенно упрощается. [c.525]

Стационарные колебания статора вызываются действием на сердечник статора радиальных сил магнитного притяжения вращающегося электромагнитного поля турбогенератора. Угловая частота вращения магнитного поля равна частоте вращения ротора турбогенератора. Сердечник статора упруго подвешивается в корпусе. Корпус статора своими лапами закрепляется на фундаменте (см. рис. 2). [c.531]

На рис. 1-26 совмещены три резонансные кривые вала, соответствующие возбуждению по первой, второй и третьей формам свободных колебаний. Значения критических скоростей взяты для реального ротора турбогенератора ТВВ-320-2. Соотношения между максимальными величинами прогибов зависят от соотношений начальных эксцентриситетов е, 3. Значения их при построении кривых рис. 1-26 приняты примерно соответствующими промежуточному этапу уравновешивания. Прогиб вала, например, при рабочей [c.45]

Рис. 1-25. Формы свободных колебаний ротора на податливых опорах (для турбогенератора ТВВ-320-2) к = 0,7-10" см/н

Ротор турбины, имея между опорными подшипниками значительную длину, является упругой системой, имеющей определенный период (частоту) собственных поперечных колебаний. Частота поперечных колебаний вала не должна совпадать с рабочей частотой тока турбогенератора. Число оборотов ротора, численно равное частоте поперечных колебаний ротора турбины, называют критическим. Для обеспечения надежной работы ротора рабочее число оборотов его не должно совпадать с критическим, т. е. собственная частота поперечных колебаний ротора не должна совпадать с рабочей частотой турбогенератора. [c.161]

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]

Был решен ряд задач по автоколебательным процессам в машинах. В последние годы изучались колебания деталей роторных машин и механизмов крупных роторов мош ных турбин и турбогенераторов, барабанов центрифуг, роторов газовых турбин, шпинделей станков и веретен и ряда других. При этом исследовались колебания самого вала с учетом прецессии центра вала, угловых прецессий плоскости сечений, связанных с ним дисков, влияния собственного веса и неодинаковой жесткости вала в различных направлениях, упругости опор, влияния трения и т. д. Исследованы были также динамические явления, возникающие при работе гибких валов. В частности, такие вопросы, как наличие кратных резонансов и нестационарный переход через эти резонансы, устойчивость в закритической области, влияние присоединенного двигателя ограниченной мощности в условиях стационарных и нестационарных колебаний и др. [c.31]

Уровни вибраций рассматриваемой конструкции турбогенератора могут быть снижены примерно на 10 дБ, если резонансную частоту повысить на 10—12% за счет одновременного увеличения жесткости ослабленных сечений ротора и рамы примерно на 20— 30%. Динамические силы, передающиеся от турбогенератора на фундамент на частоте 50 Гц, можно уменьшить на 10—12 дБ, если все амортизаторы сосредоточить в точках. 2 и 7 рамы, где расположены узлы формы колебаний (см. рис. 51). [c.121]

Максимумы распределений резонансных форм колебаний располагаются преимущественно в окрестностях точки приложения силы возбуждения также и на средних частотах, где преобладают балочные формы колебаний. Это объясняется слабостью связей между расположенными на опорной раме механизмами или подшипниками. На рис. 68 представлено распределение амплитуд колебаний рамы (кривые 1, 2, 3) ж ротора (кривые 4, 5, 6) трехопорного турбогенератора соответственно на резонансных частотах порядка fl, 2 1 и 8 1 при возбуждении конца рамы. Если на частоте колебания распространяются на всю систему, то на 5/ они не выходят практически дальше первого подшипника, а уровни их значительно повышаются. Эквивалентная масса формы колебаний, приведенная к точке с максимальной амплитудой, сохраняет примерно постоянное значение, а изменяются только переходные динамические податливости. Это связано с неравномерным распределением масс и жесткостей вдоль рамы. Участки между подшипниками значительно жестче вследствие усиления их корпусами турбины и генератора. При равномерном распределении жесткости вдоль балки или рамы балочные формы колебаний сохраняют сравнительно равномерное распределение амплитуд вплоть до появления высокочастотных форм колебаний пластин (см. рис. 7). [c.153]

Э.А. Мазин. Уравновешивание роторов турбогенераторов по формам свободных колебаний.— Сб. Уравновешивание машин и приборов . Изд-бо Машиностроение , 1965. [c.71]

Полученные данные позволили построить амплитуд-но-частотные и фазо-частотные характеристики элементов фундамента, т. е. зависимость между амплитудами и фазами колебаний от скорости вращения роторов турбогенератора и, что особенно важно, эти данные поз во-лили в каждой из трех плоскостей измерения колебаний установить относительное фазовое смещение точек, в которых производились измерения. Положение точки на плоскости опрещелялось по амплитудам и фазо1вым углам, откладываемым от соответствующих о-сей, характеризующих направление колебаний. [c.36]

Связанность колебаний необходима при анализе многих систем, и ее учет характеризует усовершенствование расчетной схемы по сравнению со схемой, при которой колебания частей расаматриваются раздельно, независимо. Так, при исследовании паротурбоагрегата учитывают связанные колебания ротора паровой турбины (в мощных установках турбинных роторов бывает несколько) и ротора турбогенератора, связь с которым осуществляется с помощью упругих муфт. Фундамент под турбоагрегат выполняют в виде пространственной рамной конструкции, представляющей собой самостоятельную систему, но она входит в общую колебательную систему вместе с роторами паровой турбины и турбогенератора, и колебания всей этой системы рассматриваются как связанные. В современных установках учитывают связанные колебания роторов, фундамента и статора, [c.14]

В переходных режимах возникают колебания ротора турбоагрегата, состоящего из соединенных между собой роторов турбогенератора и турбины. Эти колебания вызываются внезапно приложенным к ротору генератора переменным крутящим электромагнитным моментом. При этом возникают крутильные колебания вало-провода турбоагрегата и соизмеримые с ними по перемещениям и напряжениям из-гибно-крутильные колебания наиболее длинных лопаток последних ступеней цилиндра низкого давления турбины. Запасы прочности вала турбогенератора при этих коле- [c.520]

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]

В некоторых случаях для Становлепия причин вибрации требуется выполнить раздельный пуск турбины и генератора. Перед пуском турбины без генератора следует разобрать муфту, соединяющую роторы турбины и генератора, и сдвинуть ротор генератора от турбины на такое расстояние, чтобы при максимально возможном относительном расширении ротора турбины между нолумуфта-ми турбины и генератора остался зазор б = 3-ь5 мм. В данном положении ротор генератора должен быть закреплен временными упорами. Пуск генератора без турбины может быть осуществлен в режиме синхронного электродвигателя от другого турбогенератора. При этом между полумуфтами генератора и турбины должно быть обеспечено такое расстояние, которое гарантирует отсутствие их соприкосновений нри случайных осевых колебаниях ротора генератора в пределах зазоров между торцами вкладышей и галтелями вала. Уравновешивание (балансировка) роторов см, в разделе 6, т. 1. [c.950]

Для достижения безвибрационной работы ротора турбогенератора достаточно провести уравновешивание по первым трем формам колебаний, поэтому найденный груз для компенсации статического небаланса следует выставить на ротор ортогонально третьей форме прогиба, чтобы не вызывать по ней приращения вибраций при рабочей скорости. Это особенно важно вследствие имеющих место значительных величин статического небаланса, достигающих в некоторых случаях 15—20 /сг. [c.166]

Для того чтобы при балансировке оперировать грузами минимального веса, необходимо устанавливать их в такие плоскости вдоль ротора, в которых будут наибольшими прогибы по балансируемой форме колебаний. У турбогенераторов такими плоскостями являются по первой форме — бочка ротора по второй форме — торцевые заточки центрируюш,их колец и ступиц вентиляторов (рис. 1-25 и 4-17). Что касается третьей формы, то уже при подат- [c.187]

В следующей главе ы увидим, что у гибких валов существуют некоторые опасные скорости, при которых врагцение сопровождается изгибом вала. При разгоне таких валов до рабочих скоростей они долншы проходить через эти опасные скорости. Как и в случае с автомобильным двигателем, изд1вненне скорости вращения вызывает появление свободных колебаний вала. Вибрации крупного ротора турбогенератора весьма опасны, поэтому тщательному изучению подвергается вопрос о темпах прохончде-ния опасных скоростей при разгоне и остановке ротора. [c.52]

Основные методы расчета вибраций машиностроительных конструкций приведены в третьей главе. Метод расчета стержневых систем основан на использовании элемента, состоящего из балки с распределенными параметрами, к концу которой подсоединена двухмассовая система, причем каждая масса обладает тремя степенями свободы. Из таких элементов могут набираться системы типа амортизированных рам, корпусов и многоопорных роторов. В качестве примера рассматриваются колебания турбогенератора с трехопорным ротором. Анализируется влияние на виброактив- [c.5]

Амплитуды колебаний рамы натурного турбогенератора под действием известного небаланса ротора можно получить из сравнения колебаний рамы под действием имеющегося распределения небалансов с колебаниями при известном дополнительном небалансе в заданной точке ротора. При этом необходимо измерять фазу колебаний точек рамы относительно углового положения фиксированной точки ротора. Если первоначальное перемещение точки к рамы было п .ехрг(ш -1-ф .), где фаза отсчитывается относительно угла поворота ротора, то после установки дополнительного небаланса СВ в точке ротора, характеризуемой углом срд, перемещение составит у .ехрг((1) - -ф ), а перемещение только за счет действия дополнительного единичного небаланса с нулевой фазой — (СВ) ехтр1 —(р ). (и .ехрг р ,—у ,ехр1ф . Построен- [c.118]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...