Молочек В.А. Ремонт паровых турбин

Подождите немного. Документ загружается.

рез указанные гнезда и закрепляются винтом с

раскерновкой его головки.

Если вес груза, указанного на рис. 10.18, в,

недостаточен для устранения неуравновешен-

ности, для его увеличения применяется спе-

циальный сплошной груз в виде кольцевого сег-

мента (рис. 10.18, в). Этот груз закрепляется дву-

мя или тремя болтами, головки болтов имеют

форму сечения кольцевой канавки, заводятся че-

рез вводное гнездо, затягиваются после доведения

груза до места гайками, которые в свою очередь

стопорятся пластинчатыми шайбами путем загиба

одного их конца на плоскость гайки, а другого на

ребро груза.

Рисунок 10.18. Крепление уравновешивающих грузов.

1 — винт, 2 — вводное гнездо, 3 — болт.

После установки постоянных грузов необ-

ходимо еще раз проверить окончательные ре-

зультаты балансировки. Балансировка может счи-

таться удовлетворительной, обеспечивающей

спокойную работу турбины при нормальном чис-

ле оборотов, если амплитуда колебаний каждого

из подшипников от оставшейся неуравновешен-

ности при резонансном числе оборотов составля-

ет 0,02—0,03 мм для роторов весом до 4 т; 0,04—

0,06 мм для роторов весом от 5 до 10 т; и 0,08—

0,1 мм для роторов весом свыше 11 т.

Для определения величины оставшейся по-

сле балансировки неуравновешенности необ-

ходимо знать чувствительность балансировочного

станка. Под чувствительностью баланси-

ровочного станка, которая определяет верхний

возможный предел уравновешенности ротора,

понимается вес неуравновешенного груза в грам-

мах, вызывающий при резонансном числе оборо-

тов колебания подшипника амплитудой 0,01 мм.

Чувствительность станка определяется по

формуле: f=2Р/(а

макс

-а

мин

), г/мм, 0,01;

где Р—вес пробного груза, г; а

макс

—

максимальная амплитуда колебаний подшипника,

мм, 0,01; а

мин

—минимальная амплитуда колеба-

ний подшипника, мм, 0,01.

Зная чувствительность станка, нетрудно

определить по приведенным ниже формулам ве-

личину центробежной силы С, которую создает

оставшаяся после балансировки неурав-

новешенность ротора при рабочем числе обо-

ротов: при n=3000 об/мин С=10fa

r, кг; при

n=1500 об/мин C==2,5fa

r, кг;

где а

—оставшаяся после балансировки и

установки уравновешивающих грузов амплитуда

колебаний подшипника, мм, 0,01; r—радиус уста-

новки уравновешивающего груза, м.

Балансировка может считаться удовлетво-

рительной, если центробежная сила С от остав-

шейся неуравновешенности, действующая на ка-

ждый подшипник, составляет не более 5% от веса

ротора, работающего с числом оборотов 1500 и не

более 3% от веса ротора при числе оборотов 3000.

В практике балансировки имеют место

случаи, когда хорошо отбалансированные на

станке на малых оборотах роторы при работе в

турбине на полных оборотах и с нагрузкой не

обеспечивают безвибрационной работы турбоаг-

регата. Такие нарушения уравновешенности мо-

гут быть вызваны температурными деформация-

ми, условиями центровки смежных роторов, пе-

ремещением недостаточно жестко посаженных на

ротор деталей и пр. Кроме того, учитывая, что

роторы современных мощных турбин по вибра-

ционным характеристикам уже приближаются к

гибким роторам, появление небаланса может вы-

зываться также изменениями в распределении

масс по длине и сечению длинного ротора, в свя-

зи с установкой грузов при балансировке на стан-

ке на торцевых плоскостях ротора, а не в плоско-

сти нахождения неуравновешенности.

В случаях, когда вибрации возникают

только при повышении оборотов турбины до

нормальных и проявляются при изменениях ре-

жима нагрузки для корректировки балансировки,

проведенной на станке, необходима до-

полнительная балансировка в собственных под-

шипниках на полных оборотах турбоагрегата.

10.8. БАЛАНСИРОВКА РОТОРОВ,

СОБРАННЫХ В ТУРБОАГРЕГАТАХ.

Балансировка роторов в своих подшипни-

ках и в рабочих условиях, особенно под на-

грузкой, является значительно более сложной и

трудоемкой задачей, чем балансировка на станках

на малых оборотах.

Это объясняется многими обстоятельства-

ми, из которых основными являются: 1) труд-

ности установки и закрепления пробных и урав-

новешивающих грузов на балансируемом роторе,

закрытом крышкой цилиндра; 2) отсутствие воз-

можности зажатия каждого из подшипников в

отдельности, вследствие чего при уравновешива-

нии одной стороны можно только условно рас-

сматривать подшипник второй стороны как жест-

ко закрепленный и являющийся центром колеба-

ния ротора; 3) наличие таких факторов, как теп-

ловые деформации роторов, расцентровки по

муфтам и другие, которые могут изменяться по

величине и направлению в течение времени про-

ведения балансировки.

Условия проведения этих балансировок

облегчаются в случаях, когда представляется воз-

121

можным установку грузов производить не путем

снятия крышек цилиндров, а через открывающие-

ся на крышках цилиндров люки, как это обычно

выполняется при балансировках роторов ЦНД и

роторов генераторов или (при небольшом весе)

укреплением грузов на масло- или пароотража-

тельных кольцах, на фланцах соединительных

муфт с заменой соответствующих болтов этих

фланцев болтами с головками необходимого веса

и др.

Как правило, балансировка роторов, соб-

ранных в турбоагрегате, должна производиться

при устойчивом режиме, находящемся в зоне

нормальных эксплуатационных условий (пара-

метров пара, вакуума, нагрузки и т. д.).

Балансировка жестких роторов в собствен-

ных подшипниках в собранной турбине построе-

на на тех же допущениях, которые приняты для

балансировки роторов на станках: 1) пропорцио-

нальность амплитуды колебаний опоры возму-

щающей силе неуравновешенности; 2) неизмен-

ность при постоянном числе оборотов угла сме-

щения плоскости, в которой происходит изгиб

ротора (биение), по отношению к плоскости, в

которой расположена неуравновешенная масса

(небаланс), независимо от величины небаланса

ротора. При малом числе оборотов эти плоскости

совпадают. По мере увеличения числа оборотов

плоскость изгиба ротора все более отстает от

плоскости неуравновешенности, т.е. сдвигается в

сторону, противоположную направлению враще-

ния. При критических оборотах угол между ука-

занными плоскостями становится равным 90°.

При дальнейшем увеличении числа оборотов,

после перехода через критическое число оборо-

тов, угол между этими плоскостями приближает-

ся к 180°.

В случаях, когда вибрация турбоагрегата

при его пуске настолько велика, что не дает воз-

можности достичь полных оборотов, балан-

сировку приходится вести двумя ступенями: сна-

чала на пониженных оборотах, а затем — на нор-

мальных.

В работе турбоагрегата могут иметь место

также случаи, когда неизвестно, какая именно

часть агрегата является источником вибрации. В

этих случаях приходится производить раздельный

пуск турбины и генератора; вначале измеряются

вибрации турбины при разобщенной муфте меж-

ду турбиной и генератором, а затем—генератора,

пуская его в качестве синхронного компенсатора

при стоящей турбине; полученные данные дают

возможность производить балансировку роторов

именно той части агрегата, которая является ис-

точником вибрации.

Балансировка методом трех пусков. При

балансировке жестких роторов работающих тур-

боагрегатов применяется балансировка методом

трех пусков. Три запуска роторов до полных обо-

ротов и замеры амплитуд колебаний вибрографом

или виброметром дают при этом методе доста-

точные данные для определения путем графиче-

ского построения величины и места установки

уравновешивающего груза.

Балансировка начинается со стороны ро-

тора, где наблюдается наибольший небаланс.

Первое измерение вибрации подшипника должно

быть сделано для ротора без пробного груза, а два

других—для ротора с одним и тем же пробным

грузом, помещаемым последовательно в двух

точках по окружности ротора, отстоящих одна от

другой на 90°.

Выбор величины пробного груза произво-

дится, исходя из условия, чтобы центробежная

сила, вызываемая этим грузом, не превосходила

10—15% веса ротора, а вибрация подшипников

при работе турбины с этим грузом не превышала

150—200 мк.

Пример определения веса и положения

уравновешивающего груза на основании трех

пусков с помощью графического построения при-

веден на рис. 10.19.

Рисунок 10.19. Диаграмма определения величины

и места установки уравновешивающего груза при

балансировке методом трех пусков.

После пуска агрегата, доведения его до

полных оборотов и длительного холостого хода

(2—3 ч) производится запись максимальной ам-

плитуды вибрации по показаниям виброметра;

предположим, что при этом замерена амплитуда

вибрации 0,22 мм. Поместив пробный груз весом

600 г в любом месте по окружности ротора

(точка А), производится второй пуск; при этом

получается амплитуда вибрации 0,30 мм. Для

третьего пуска груз 600 г перемещается из точки

А в точку В, расположенную под углом 90° в сто-

рону, обратную вращению вала; после пуска по-

лучается амплитуда вибрации 0,38 мм.

По полученным данным строится диаграм-

ма, в которой масштабом для построения при-

нято, что 0,01 мм вибрации соответствует отрезку

прямой в 5 мм. Из точки О, как из центра, описы-

вается окружность радиусом, равным амплитуде

вибрации, замеренной при первом пуске турбины;

этот радиус в масштабе диаграммы равен:

=0,25*5/0,01=110 мм.

Затем из точки А, расположенной на этой

окружности, описывается еще одна окружность,

но с радиусом, соответствующим амплитуде виб-

рации, полученной при первом пуске турбины с

пробным грузом R

=0,3*5/0,01=150 мм.

Отступив из точки А по окружности на 90°

в сторону, противоположную направлению вра-

щения вала, из точки В описывается окружность

радиусом R

=0,38*5/0,01=190 мм.

122

Этот радиус соответствует амплитуде виб-

рации, полученной при втором пуске турбины с

пробным грузом, перемещенным в точку В. Точка

пересечения окружностей, описанных из точек А

и В, соединяется отрезком прямой с точкой О и

продолжается до пересечения в точке С с окруж-

ностью, описанной из точки О.

Точка С и является местом, где должен

быть приложен уравновешивающий груз. Ве-

личина этого груза определяется отношением

радиуса R

к отрезку ОД, умноженному на вели-

чину пробного груза: Р=600*110/80=825 г.

Подобным же образом определяется место-

положение и величина груза для другого конца

ротора. Далее по примеру балансировки на станке

подсчитывается величина корректирующего пе-

реходного груза с одного конца ротора на другой

и соответствующие грузы укрепляются на обоих

концах ротора. На этом после закрепления грузов

и проверочного пуска для проверки результатов

балансировка по методу трех пусков заканчи-

вается.

Балансировка методом двух пусков. Бо-

лее быстрыми являются методы балансировки с

помощью виброизмерительных приборов с фазо-

измерительными устройствами, которые дают

достаточно точные амплитудные и фазовые изме-

рения.

Во многих применяемых в эксплуатацион-

ных условиях приборах направление биения ро-

тора из-за его неуравновешенности может быть

определено стробоскопическим способом с по-

мощью безынерционной газосветной лампы,

включенной в цепь виброизмерительного прибо-

ра. В моменты, соответствующие максимальным

отклонениям вибрирующего ротора, лампа дает

вспышки с частотой, равной или кратной числу

оборотов; при этом возникает так называемый

стробоскопический эффект, который заключается

в том, что предварительно нанесенная на торец

вала отметка наблюдается при вращении ротора

как неподвижная; отметка занимает определенное

угловое положение относительно неподвижной

части турбины, так как определяется фазой вибра-

ции, измеряемой в момент вспышки лампы. На-

блюдаемая неподвижность отметки на роторе

дает возможность перенести ее с ротора на торец

какой-либо ближайшей неподвижной части тур-

бины.

Изменение фазы вибрации, связанное с из-

менением величины и направления неуравнове-

шенности, вызывает поворот отметки на стробо-

скопически освещенном роторе на угол, соответ-

ствующий сдвигу фазы вибрации. Наличие виб-

рометра с фазоизмерительным устройством в

виде указанной газосветной лампы (рис. 10.20)

теоретически дает возможность путем двух пус-

ков (без пробного и с пробным грузом) и графи-

ческого построения определить величину и место

установки уравновешивающего груза.

При первом пуске измеряется размах ко-

лебаний и наносится на основании стробоско-

пического эффекта отметка 2 на неподвижной

части агрегата. На торце диска ротора укреп-

ляется пробный груз Gn под углом 90° по отно-

шению к найденному направлению биения рото-

ра. При втором пуске с пробным грузом Сп изме-

ряется размах колебаний и определяется угол α

перемещения новой отметки 3 по отношению к

первой, вызванного установкой пробного груза.

Рисунок 10.20. Определение величины и места уста-

новки уравновешивающего груза при балансировке

методом двух пусков. 1—газосветная лампа,

2—отметка первого пуска; 3—отметка второго пуска;

4 — место установки пробного груза,

5 — место установки уравновешивающего груза,

6 — неуравновешенная масса ротора.

В выбранном масштабе размах колебаний,

замеренный при первом пуске, вычерчивается в

виде вектора АВ; далее под углом 90° к направ-

лению АВ в сторону, обратную направлению

вращения, отмечается положение пробного груза

Gn; затем под углом а к вектору АВ наносится в

том же масштабе вектор АС, пропорциональный

размаху колебаний, замеренному при втором пус-

ке. Точки С и В соединяются прямой СВ; из по-

лученного треугольника АСВ в принятом ранее

масштабе определяется величина вектора СВ и

угол β, образованный векторами АВ и СВ. По

этим данным определяются вес уравновешиваю-

щего груза из соотношения Gy=Gn*АС/СВ и ме-

сто его установки по углу β; на этот угол необхо-

димо передвинуть место установки уравновеши-

вающего груза 5 по отношению к месту, которое

занимал пробный груз 4.

Проверочный контрольный пуск турбины

для установления результатов выполненной ба-

лансировки производится только после оконча-

тельного закрепления найденных урав-

новешивающих грузов в соответствующих точках

ротора.

Балансировка гибких роторов. Гибкие

роторы, рабочая скорость которых лежит между

первой и второй, а иногда и выше второй крити-

ческой скорости, получают все большее примене-

ние в современных турбоагрегатах: это вызывает-

ся увеличением мощности турбоагрегатов и соот-

ветственно увеличением размеров роторов (дли-

ны, диаметра, веса) и снижением их критических

скоростей.

Особенности гибких роторов, заключаю-

щиеся в качественном отличии характера их ко-

лебаний от характера колебаний жестких роторов,

объясняют причины неприменимости во многих

случаях уравновешивания гибких роторов по

123

описанной выше методике балансировки жестких

роторов. Указанные отличия заключаются в сле-

дующем.

1. Ось жесткого ротора при пуске, доведе-

нии до нормальных оборотов и работе на этих

оборотах не деформируется и любой груз, уста-

новленный на роторе, вызывает совершенно оп-

ределенный центробежный эффект. Эти факторы

позволяют производить полное уравновешивание

жестких роторов, не только в своих подшипниках

при нормальных оборотах турбины, но и при ма-

лой скорости вращения в подшипниках баланси-

ровочного станка, когда еще даже не проявляется

гибкость ротора; установкой грузов в двух зара-

нее выбранных вдоль оси ротора балансировоч-

ных плоскостях производится компенсация сум-

марного действия всех составляющих не-

уравновешенности (с учетом взаимного влияния

обеих сторон балансируемого ротора) и в резуль-

тате обеспечивается снижение до допустимого

уровня динамических реакций на опорах.

2. Форма упругой линии гибкого ротора

при вращении изменяется в зависимости от ско-

рости вращения, устанавливаемые в одних и тех

же местах одинаковые пробные грузы, в зависи-

мости от характера распределения неуравнове-

шенности вдоль оси ротора, могут вызвать раз-

личный динамический эффект, под влиянием ука-

занных неуравновешенности и присоединенных

грузов появится упругий прогиб ротора. В соот-

ветствии с формой прогиба упругой линии, урав-

новешивание гибкого ротора при вращении в ус-

ловиях, аналогичных эксплуатационным, требует

установки уравновешивающих грузов в несколь-

ких балансировочных плоскостях вдоль оси рото-

ра и выбора грузов с учетом существенной зави-

симости степени уравновешенности от скорости

вращения.

Таким образом, работа гибкого ротора при

нормальном числе оборотов с вибрацией в преде-

лах допусков и спокойное прохождение им кри-

тических оборотов при пусках могут быть обес-

печены, если ротор уравновешен в нескольких

плоскостях в соответствии с формой прогиба уп-

ругой линии, зависящей, как это следует из ука-

занного выше, от характера распределения не-

уравновешенности вдоль оси ротора или от ха-

рактера отклонения центров тяжести его последо-

вательных сечений от оси вращения.

Балансировка гибких роторов по формам

собственных колебаний состоит в том, чтобы на

основании большой серии контрольных измере-

ний амплитуд, фаз, частот и других показателей,

снятых при различной скорости вращения, полу-

чить вибрационные характеристики (амплитудно-

частотные, фазовые), выявить наиболее вибри-

рующие узлы и определить факторы, влияющие

на вибрационное состояние турбоагрегата. Эти

данные позволяют судить о характере распреде-

ления неуравновешенности вдоль оси ротора, на-

метить пути устранения вибрации и произвести

выбор такой системы сосредоточенных уравно-

вешивающих грузов, установка которых в плос-

кости каждой формы устранила бы динамические

реакции в опорах.

Установка уравновешивающих грузов в не-

скольких плоскостях вдоль оси ротора в условиях

электростанций не представляется возможной не

только из-за отсутствия свободного доступа к

ротору; даже при снятии крышек цилиндров и

выемки роторов, что может быть допущено в ис-

ключительных случаях, имеется возможность

установки грузов только в торцевых плоскостях

ротора.

Практически при балансировке гибких ро-

торов уравновешивающие грузы устанавливаются

в торцевые плоскости ротора с расчетом, чтобы

устранение опорных реакций на рабочей скорости

вращения не привело к созданию в роторе недо-

пустимых изгибающих напряжений от совместно-

го действия неуравновешенности и балансиро-

вочных грузов. Если ни одна из подшипниковых

опор ротора на рабочей и критических скоростях

вращения не имеет амплитуды вибрации, превы-

шающей 50 мк, ротор считается уравновешен-

ным.

В условиях электростанций такие сложные

и ответственные работы, какими являются уста-

новление причин повышенной вибрации турбоаг-

регата, их устранение и уравновешивание рото-

ров, когда имеется уверенность, что вибрация

является следствием неуравновешенности ротора,

должны производиться вы-

сококвалифицированным персоналом по спе-

циальной методике и программе с применением

специальной надежно действующей виб-

роизмерительной аппаратуры.

Для производства указанных работ следует

привлекать специализированные организации

(ЦКБ, ОРГРЭС, ВТИ и др.), которые накопили

достаточно большой опыт и могут обеспечить

наиболее быстрое и качественное их выполнение.

10.9. ДИНАМИЧЕСКИЕ

ПОГЛОТИТЕЛИ КОЛЕБАНИЙ.

Причинами повышенной вибрации турбо-

агрегата в некоторых случаях являются опасные

для работы резонансные колебания опорных

подшипников. Если в таких случаях тщательно

проведенные ремонтные работы, в частности цен-

тровка и балансировка роторов, не обеспечивают

уменьшения возмущающих сил до безопасной

величины, необходимо усилением или ослаб-

лением жесткости вибрирующей опоры добиться

ее отстройки от резонанса.

Изменение жесткости опор достигается пе-

резаливкой фундаментных плит, шабровкой

опорных поверхностей корпусов подшипников и

т. п. При невозможности этими мероприятиями

добиться снижения вибрации подшипников до

нормы или при отсутствии возможности их про-

ведения по условиям эксплуатации электростан-

ции временно, для устранения повышенных виб-

раций опор, могут быть применены динамические

поглотители колебаний — вибропоглотители.

Вибропоглотители представляют собой

достаточно простые по конструкции демпферные

124

устройства (успокоители), которые в виде подоб-

ранных по весу грузов укрепляются в местах по-

явления максимальных амплитуд и предназнача-

ются для поглощения (рассеивания) энергии, со-

общенной системе возмущающими моментами на

резонансном режиме Введение таких дополни-

тельных сопротивлений будет отвечать своему

назначению и ими можно снизить амплитуды ко-

лебаний до уровня, не опасного с точки зрения

динамической прочности, если правильно выбра-

ны место установки и вес грузов вибропоглогите-

лей.

Рисунок 10.21. Схемы крепления вибропоглотителей.

а - для гашения колебаний в вертикальном направле-

нии, б—для гашения колебания в продольном направ-

лении, в — для гашения колебаний в поперечном на-

правлении, 1 — груз, 2 — стержень.

Вибропоглотители устанавливаются на ра-

ботающей турбине по месту на планках (стерж-

нях), которые зажимаются под болты, крепящие

крышку подшипника (рис 10.21). Работа вибро-

поглотителей пропорциональна амплитуде коле-

баний того сечения, в котором они укреплены.

Поэтому подбор груза вибропоглотителя произ-

водится так, чтобы действие возмущающей силы,

вызывающей вынужденные колебания подшип-

ников в каждый момент времени, было уравно-

вешено реакцией указанного груза; отсюда следу-

ет, что подбор массы вибропоглотителя должен

производиться из расчета, чтобы частота его соб-

ственных свободных колебаний была равна час-

тоте возмущающей силы.

Обычно в зависимости от направления ре-

зонанса у подшипника турбины устанавливаются

два вибропопотителя, каждый весом, не превы-

шающим 40 кг; вибропоглотители симметрично

располагаются относительно оси подшипника.

Конструктивные размеры вибропоглоти-

телей и прочность их стержней, основания кото-

рых находятся под действием динамических сил и

подвержены значительным знакопеременным

напряжениям, определяются специальным расче-

том, исходя из размеров вибрирующего подшип-

ника, его веса и амплитуд вибрации в ре-

зонансном направлении.

Настройка вибропоглотителей производит-

ся путем перемещения грузов вдоль резьбы при

постоянном режиме работы турбоагрегата до дос-

тижения минимальной величины вибрации. До и

после настройки производятся контрольные из-

мерения вибрации корпуса подшипника и вибро-

поглотителей на всех режимах работы турбоагре-

гата.

Динамические вибропоглотители не влия-

ют на ротор, являются проверенным средством

уменьшения динамических нагрузок на фунда-

мент и устранения резонансных колебаний опор;

они просты в изготовлении и установке, поэтому

как временные устройства могут эффективно ис-

пользоваться для устранения вибраций опор.

11.1. ЗАДАЧИ ЦЕНТРОВКИ.

Цель центровки турбоагрегатов — обеспе-

чение правильного взаимного расположения ро-

торов и совпадения геометрических осей роторов

с осями своих подшипников и цилиндров; цен-

тровка является одним из необходимых условий

спокойной работы турбоагрегата.

Неправильная и небрежная центровка мо-

жет вызвать в эксплуатации ряд осложнений, а

именно: сильную вибрацию турбоагрегата, заде-

вания в лабиринтовых уплотнениях, не-

правильную работу соединительных муфт, износ

подшипников, червячной передачи регулятора

и т.д. Некачественная центровка не дает возмож-

ности пустить отремонтированную турбину в

эксплуатацию и может вызвать необходимость ее

повторного вскрытия, чтобы произвести надле-

жащую центровку с устранением обнаруженных

дефектов. Вибрация турбоагрегата, вызванная

неправильной центровкой, в большинстве случаев

напоминает вибрацию при небалансе роторов.

Она имеет частоту, соответствующую числу обо-

ротов агрегата, и не может быть устранена балан-

сировкой.

При монтаже турбоагрегата последова-

тельно производится соответствующая центровка

цилиндров, диафрагм и роторов: по уровню, по

струне, по расточкам и по муфтам. Центровка по

уровню и по струне обеспечивает правильное

взаимное расположение цилиндров, диафрагм и

корпусов подшипников в вертикальной и гори-

зонтальной плоскостях. Эти операции произво-

дятся при монтаже турбины; проверка точности и

проведение таких же операций в условиях капи-

тального ремонта может потребоваться при обна-

руженных значительных расцентровках роторов

по муфтам и расточкам.

Центровка по расточкам определяет пра-

вильное положение роторов в расточках под уп-

лотнения цилиндров (совпадение осей роторов с

осями расточек); эта центровка обеспечивает пра-

вильные равномерные радиальные зазоры в уп-

лотнениях и в проточной части турбины.

Завершающей является центровка роторов

по муфтам, при которой обеспечивается такое

взаимное положение роторов при работе тур-

боагрегата, когда ось одного ротора является про-

должением оси другого ротора и ось составного

125

ротора турбоагрегата в целом представляет собой

одну непрерывную упругую линию.

При каждом капитальном ремонте провер-

ка центровки по муфтам является обязательной

операцией, так как в процессе длительной экс-

плуатации возможны смещения цилиндров, под-

шипников и роторов относительно их пер-

воначальной установки, вызванные износом

вкладышей подшипников, деформацией от-

дельных деталей, осадкой фундамента и другими

причинами. При обнаруженных следах задевания

в концевых и промежуточных уплотнениях и при

значительной расцентровке по полумуфтам обя-

зательными являются проверка центровки рото-

ров по расточкам цилиндров и контрольная про-

верка положения роторов по уровню.

11.2. ЦЕНТРОВКА РОТОРОВ

ПО МУФТАМ.

Ротор турбоагрегата, свободно установ-

ленный на подшипники, под действием соб-

ственного веса получает определенный стати-

ческий прогиб; поэтому его ось представляет со-

бой не прямую, а кривую линию, что может быть

проверено точным уровнем, установленным на

шейках ротора. При горизонтальном положении

ротора, т.е. при положении, когда центры шеек

ротора находятся на одной горизонтальной оси,

уклоны обеих его шеек зависят от стрелы прогиба

ротора; при равномерном распределении веса

ротора по длине эти уклоны одинаковы по вели-

чине и направлены в противоположные стороны

(рис. 11.1, а). Неодинаковыми эти уклоны могут

быть при неравномерном распределении веса по

длине ротора.

Рисунок 11.1. Центровка роторов по полумуфтам.

а — симметричное расположение шеек роторов (под-

шипники расположены на одной горизонтальной оси),

б—правильное положение роторов в виде непрерывной

упругой линии.

Во время вращения каждый ротор всегда

сохраняет свой естественный статический изгиб

независимо от числа оборотов, за исключением

периодов перехода через критическое число обо-

ротов. Если уклоны обеих шеек каждого ротора

одинаковы по величине и противоположны по

направлению («симметричное» положение), а оси

всех вкладышей подшипников находятся на од-

ной горизонтальной линии (рис. 11.1, а), такую

центровку нельзя считать правильной; полумуф-

ты роторов будут при этом не параллельны и не

концентричны одна другой по окружности, что

вызовет неспокойный ход турбины вследствие

появления в роторах и муфтах добавочных на-

пряжений.

Правильной центровкой роторов по муф-

там является центровка, при которой в рабочих

условиях торцевые плоскости подлежащих со-

единению муфт между собой будут параллельны

и концентричны, благодаря чему оси роторов в

вертикальной и горизонтальной плоскостях сов-

падают, а уклоны по уровню смежных с муфтами

шеек роторов одинаковы. При этих условиях ли-

ния статического изгиба последовательно соеди-

няемых роторов будет представлять плавную не-

прерывную кривую (рис. 11.1,б).

Для обеспечения такой центровки оси рас-

точки всех цилиндров и подшипников в вер-

тикальной плоскости, включая ось статора ге-

нератора, должны располагаться так, чтобы в ра-

бочих условиях они находились на естественной

упругой линии, соответствующей статическому

прогибу составного вала; такое положение дости-

гается при монтаже установкой цилиндров и кор-

пусов подшипников на фундаментных рамах с

соответствующим уклоном, величина уклонов

зависит не только от стрел прогиба роторов, но и

от базы центровки относительно которой ведется

сборка турбоагрегата. Базой центровки обычно

является или горизонтально расположенный ЦНД

или корпус подшипника ЦНД со стороны генера-

тора; при этом естественно крайние подшипники

турбоагрегата (первый у турбины и последний у

генератора) устанавливаются выше, чем проме-

жуточные.

Для трехцилиндровых турбин центровка

производится с «симметричными» положением

ротора низкого давления, когда базой центровки

является горизонтально расположенный ЦНД,

или с горизонтальным положением шейки ротора

ЦНД со стороны генератора, когда базой цен-

тровки является корпус подшипника ЦНД со сто-

роны генератора. На рис. 11.2 приведены уклоны

роторов и соответствующие им уклоны цилинд-

ров и корпусов подшипников турбин К-300-240 и

К-200-130 ЛМЗ.

У двухцилиндровых турбин ротор низкого

давления устанавливается так, чтобы задняя его

шейка (со стороны генератора) была го-

ризонтальна; подобная центровка, не вызывая

ухудшения работы турбины, облегчает и упро-

щает установку генератора и возбудителя, так как

устраняет необходимость в слишком большом

подъеме заднего подшипника генератора и под-

шипников возбудителя. У одноцилиндровых тур-

бин смежные шейки роторов турбины и генерато-

ра устанавливаются горизонтально.

Центровка должна обязательно произво-

диться при полностью остывших роторах и ци-

линдрах турбины, при собранных упорных под-

шипниках и разъединенных роторах, когда каж-

дый из них может вращаться независимо один от

другого. Проверка при горячем состоянии приве-

дет к искажению полученных результатов, так как

за время разборки крышки муфты и в процессе

126

замеров горячие роторы получают упругий про-

гиб.

Рисунок 11.2 Допуски на установку по уровню роторов, ци-

линдров и корпусов подшипников в делениях уровня «Геоло-

горазведка».

а—для турбины К-300-240 ЛМЗ, б—для

турбины К-200-130 ЛМЗ, 1 — при горизонтально рас-

положенном ЦНД, 2 — при установке ЦНД с горизон-

тальным положением шейки ротора ЦНД со стороны

генератора, 3 — стрела прогиба ротора, мм.

Для удобства дальнейшего изложения на-

зовем замеры параллельности торцов полумуфт

(излома) — осевыми, а замеры по окружности

полумуфт (концентричности) — радиальными.

Разница в аксиальных зазорах, замеренных на

противоположных сторонах полумуфт, показыва-

ет непараллельность торцов муфт и, следователь-

но, наклон оси одного вала по отношению к дру-

гому (величину излома). Разница в радиальных

зазорах показывает величину смещения осей ро-

торов в вертикальной и горизонтальной плоско-

стях, при которой окружности полумуфт не кон-

цен-ричны, а, следовательно, ось одного вала не

является продолжением оси другого вала.

Проверка центровки по муфтам произво-

дится с помощью специальных скоб с указа-

тельными винтами, которые позволяют произ-

водить замеры аксиальных и радиальных от-

клонений осей роторов (рис. 11.3). Скобы укреп-

ляются на болтах, ввертываемых в специально

предусмотренные отверстия в полумуфтах; если

этих отверстий нет, их следует просверлить и на-

резать. По окончании центровки и снятии скоб в

отверстия следует завернуть пробки с прорезью

под отвертку для сохранения баланса полумуфт;

если же отверстия просверлены на двух взаимно

противоположных сторонах полумуфт, то пробок

можно не ставить.

Скобы следует изготовлять достаточно же-

сткими и закреплять на полумуфтах прочно, без

слабины; это необходимо во избежание отжатия

скобы во время замеров, когда между ней и полу-

муфтой просовываются пластинки щупа; концы

указательных винтов должны быть закруглены.

Отжатие скобы и отсутствие закругления винтов

приводят к существенным ошибкам в центровке,

в достаточной жесткости скоб и закреплении их

без слабины нетрудно убедиться, если после

плавного отжатия от руки свободного конца ско-

бы от муфты и такого же прижатия измеряемый

зазор возвращается к первоначальному.

Рисунок 11.3. Конструкции скоб для измерения щупом

при центровке роторов. а — с полужесткими муфтами,

б — с пружинными муфтами; в—с кулачковыми муф-

тами; 1—радиальные и 2—осевые замеры.

Скобы следует привертывать так, чтобы

получаемые аксиальные и радиальные зазоры

(расстояние от указателя скобы до поверхности

муфты или между двумя указателями, укреплен-

ными на разных полумуфтах) не превышали 0,4—

0,5 мм. Благодаря этому при центровке можно

пользоваться наименьшим количеством пласти-

нок щупа, что повышает точность замеров и об-

легчает подсчет получаемых зазоров. Измери-

тельные скобы необходимо укреплять на полу-

муфтах двух смежных роторов, подлежащих цен-

тровке, при их рабочем взаимном положении;

благодаря этому повороты роторов и замеры цен-

тровок при всех проверках могут быть проведены

по меткам на муфтах в их рабочем положении и

поэтому дадут сравнимые результаты. Кроме то-

го, необходимо постоянно сохранять одно и то же

расположение скоб на полумуфтах, что должно

быть зафиксировано в формуляре центровки.

Центровать путем проворачивания одного

ротора не рекомендуется, несмотря на то что на

муфтах обычно протачиваются заводом-из-

готовителем специальные пояски по окружности

и по торцам полумуфт, служащие для получения

правильных результатов в случае перекоса в на-

садке муфты или неточности ее обработки. Эти

неправильности не отражаются на результатах

центровки, если проворачиваются оба ротора од-

новременно на один и тот же угол; промеры по

скобам при этом производятся всегда при одном и

том же взаимном положении полумуфт обоих

127

роторов. Одновременность поворота роторов

обеспечивается вставкой, взамен вынутых из

фланцев полумуфт соединительных болтов, од-

ной-двух длинных гладких шпилек диаметром, на

0,2—0,3 мм меньше диаметра отверстия.

Роторы при центровке проворачивают кра-

ном только по направлению рабочего вращения

путем петлевого обхвата ротора тросом (рис. 9.2).

После провертывания роторов трос должен быть

ослаблен, проверено отсутствие заклинивания в

полумуфтах (жесткие полумуфты не должны ка-

саться одна другой, а при подвижных муфтах

должна быть обеспечена свобода перемещения

полумуфт в осевом направлении) и свободное

положение в отверстиях шпилек, вставленных

взамен соединительных болтов.

При проворачивании аксиальное передви-

жение роторов в пределах разбега в упорном

подшипнике может приводить к неправильным

замерам по торцам полумуфт; влияние осевой

игры роторов на производимые замеры может

быть учтено при контроле по индикатору, указа-

тельный штифт которого прижат к какой-либо

торцевой точке вращаемого ротора. Однако такой

контроль и связанные - с этим подсчеты вызыва-

ют затруднения при центровке. Для исключения

ошибок, связанных с перемещением какого-либо

из валов в аксиальном направлении при их враще-

нии, следует привертывать к полумуфтам две

скобы, расположенные на диаметрально противо-

положных точках окружности полумуфт.

Такая установка скоб для центровки двух

валов А и В, соединенных кулачковой муфтой,

приведена на рис. 11.3, в. Для удобства центровки

роторов с кулачковыми муфтами со звездочек

обеих центрируемых роторов обычно снимаются

полумуфты (коронки), хотя эти и некоторые дру-

гие подвижные муфты позволяют производить

центровку, не разъединяя их. На кулачки звездо-

чек привертываются жесткие стальные скобы,

дающие возможность измерять радиальный и ак-

сиальный зазоры между двумя полумуфтами. К

диаметрально противоположным кулачкам звез-

дочек обоих валов привертываются другие скобы,

также дающие возможность проверять ра-

диальный и осевой зазоры.

Замеры проводятся при одновременном по-

ворачивании обоих роторов на 90, 180, 270 и 360°,

т.е. каждый раз поворачивая роторы на 90° по

отношению к предыдущему положению, пока не

будет пройден полный оборот. При каждом из

этих положений с помощью щупа замеряются

аксиальные и радиальные зазоры; замеры при

повороте на 360° должны совпадать с величина-

ми, полученными при нулевом положении рото-

ров; эти замеры являются контрольными. Пла-

стины щупа следует подбирать так, чтобы плотно

сжатыми пластинами чувствовалось касание как

муфты, так и измерительной скобы. Аксиальные

зазоры (зазоры по торцу) обозначаются буквами а

с соответствующими индексами (а

, а

—

верх, низ, правая и левая части муфты), а ради-

альные зазоры (зазоры по окружности) обознача-

ются буквами р с теми же индексами (р

, р

). Правильность произведенных при центровке

замеров проверяется путем сложения соответст-

венно радиальных и аксиальных зазоров в верти-

кальной и горизонтальной плоскостях:

+а

=а

+а

и р

+ р

=р

+ р

При отсутствии возможности, из-за кон-

структивных особенностей непосредственно за-

мерять нижние радиальный и аксиальный зазоры,

эти зазоры определяются расчетным путем, как

разность между суммой боковых зазоров и соот-

ветствующим верхним зазором.

При правильном положении роторов все

радиальные и аксиальные замеры зазоров по ско-

бам полумуфт, производимые в холодном состоя-

нии турбины щупом или индикатором с точно-

стью до 0,01 мм, при одновременном повертыва-

нии роторов в любое положение на одинаковый

угол, должны быть одинаковыми или во всяком

случае расцентровка роторов турбин на

3000 об/мин не должна превышать: для жестких

муфт 0,03—0,04 мм, для полужестких и пружин-

ных муфт 0,05—0,06 мм и для кулачковых муфт

0,08 мм.

Замеры, производимые при центровке, при-

нято записывать в формуляр (рис. 11.4). Фор-

муляр содержит шесть кругов, внутри которых

записываются аксиальные зазоры, а снаружи—

радиальные. В формуляре приводится эскиз рас-

положения центрируемых роторов с обозначени-

ем их подшипников цифрами 1, 2, 3, 4 и с необхо-

димыми для последующих расчетов геометриче-

скими размерами (диаметр муфты D, расстояния

и l

от полумуфты до соответствующих под-

шипников 3 и 4). Кроме того, в формуляре указы-

вается муфта, на которой при центровке установ-

лена скоба и направление вращения роторов; по-

следнее определяет правую и левую стороны

муфты, если смотреть от турбины на генератор.

Рисунок 11.4. Формуляр центровки роторов по муф-

там. I — ротор турбины; II — ротор генератора;

III- скоба на роторе турбины.

В середине первых четырех кругов делают-

ся пометки, при каком угле поворота сделаны

записи аксиальных замеров; пятый—служит для

записи среднеарифметических данных аксиаль-

ных и радиальных замеров при четырех различ-

128

ных положениях роторов, записанных в указан-

ных выше четырех кругах. В шестом круге запи-

сываются приведенные данные, т.е. данные, по-

лучаемые, как разность между среднеарифмети-

ческими данными пятого круга и минимальным

значением соответствующих осевых и радиаль-

ных зазоров по данным того же пятого круга (см.

рис. 11.6, а).

Подсчет среднеарифметических величин

центровки по торцам производится по формуле:

ср.в

=(а

1в

+а

2в

+а

3в

+а

4в

)/4; аналогично этому произ-

водятся подсчеты а

срн

, а

ср.п

и а

ср.л

Подсчет приведенных величин центровки

производится по формуле: а

=а

ср.в

-а

ср.мин

Аналогично этому производится подсчет

приведенных величин: а

, а

, р

, p

, р

и р

Непараллельность торцов муфты в вер-

тикальной плоскости, т. е. излом линии роторов (с

раскрытием вверх или вниз), определяется на 1 м

диаметра муфты по формуле: А

=(а

-а

)/D.

Аналогично этому вычисляется непарал-

лельность торцов муфты в горизонтальной плос-

кости А

При центровке по окружности смещение

роторов в вертикальной плоскости определяется

по формуле: Р

вер

=(р

-р

)/2.

Аналогично этому вычисляется смещение

роторов в горизонтальной плоскости Р

При анализе результатов измерений, про-

изведенных в холодном состоянии турбины, не-

обходимо учитывать те изменения в положении

роторов, которые произойдут в процессе работы

турбоагрегата; положение линии роторов горячей

турбины значительно отличается от положения ее

в холодном состоянии. Эти изменения вызывают-

ся.

1) всплыванием опорных шеек ротора на

масляной пленке, образующейся во время работы

во вкладышах подшипников. Всплывание вызы-

вает различный подъем на масляной пленке при

разнице в диаметрах соединяемых валов. При

этом происходит смещение ротора не только в

вертикальной, но и в горизонтальной плоскости

влево при вращении ротора по часовой стрелке и

вправо — против часовой стрелки. Величина та-

кого смещения, которое должно учитываться осо-

бенно при центровке по расточкам концевых уп-

лотнений, увеличивается: при уменьшении

удельной нагрузки на вкладыши, при увеличении

окружной скорости, при повышении вязкости

масла, при понижении температуры масла на вы-

ходе из подшипников. Эта величина доходит до

0,1—0,3 мм в зависимости от формы расточки

вкладыша (§ 17.3) и может быть определена соот-

ветствующим расчетом.

2) тепловыми деформациями корпуса тур-

бины и неравномерным тепловым расширением

фундамента турбины и корпусов подшипников

вследствие их неодинаковых температур нагрева

при работе турбоагрегата. Особенно на центровке

сказывается неравномерность прогрева фунда-

мента, так как вследствие больших размеров фун-

дамента и почти одинаковых коэффициентов ли-

нейного расширения у железобетона и стали даже

небольшие температурные разности по фунда-

менту приводят к заметному изменению центров-

ки. По данным одного из исследований при про-

греве фундамента конкретной турбинной уста-

новки был замерен подъем фундаментной плиты

под передним стулом подшипника почти на

1,5 мм, в то время, как под возбудителем подъема

почти не было обнаружено; установившейся тем-

пературы фундамент достиг через 19 дней работы

турбоагрегата, при этом разность температур в

указанных двух крайних точках фундамента дос-

тигала 45° С.

Должен также учитываться высокий не-

одинаковый нагрев корпусов подшипников, жест-

ко соединенных с цилиндром турбины, вследст-

вие чего вкладыши подшипников перемещаются

по вертикали на разную высоту. Поправки на вер-

тикальное температурное расширение корпусов

подшипников могут быть определены по формуле

Δh=αΔtH.

Для чугунных корпусов подшипников ве-

личина их вертикального линейного расширения

Δh при разности температур Δt в 100° С может

быть принята в 1,04 мм на 1 м высоты (Н).

3) влиянием вакуума в конденсаторе, ко-

торое вызывает опускание выхлопных патрубков

цилиндра низкого давления и корпусов крайних

подшипников, отлитых с ними за одно целое, а

также влиянием веса воды, заполняющей конден-

сатор, если он жестко связан с выхлопными пат-

рубками ЦНД. Поправка на опускание выхлопной

части ЦНД может быть определена непосредст-

венными измерениями путем закрепления скобы с

индикатором сверху на полумуфте генератора,

при этом ножка индикатора должна касаться по-

лумуфты ЦНД. Измерения производятся при пол-

ностью собранном турбоагрегате (полумуфты

разъединены) в двух состояниях: при холодной

турбоустановке и при вакууме после пуска эжек-

торов без подачи пара на лабиринтовые уплотне-

ния. На основании этих двух измерений путем

пересчета на нормальный вакуум можно опреде-

лить поправку на центровку при рабочем вакууме

турбины.

Эти практические обстоятельства, вызы-

вающие изменения в центровке при переходе к

рабочим условиям, должны учитываться по заво-

дским данным, по данным монтажных формуля-

ров и на основании специальных исследований

турбоагрегата. Полученные поправки и величины

смещения для каждого подшипника складывают-

ся алгебраически; при этом не учитываются

только поправки, величина которых не превыша-

ет 0,03—0,04 мм. При всех условиях должна ус-

танавливаться в холодном состоянии только такая

расцентровка, которая действует в благоприят-

ную сторону и при рабочих условиях сводится к

нулю.

Необходимость определять указанные по-

правки при каждом капитальном ремонте должна

быть исключена записью в формуляре агрегата

правильного положения роторов в холодном со-

стоянии с учетом этих поправок.

129

Таким образом, если, учитывая указанные

соображения по переходу к рабочим условиям,

разница в осевых и радиальных зазорах, замерен-

ных при центровке, превышает величины, приве-

денные на стр. 128, необходимо выправить поло-

жение валов, так как это указывает на ненормаль-

ность положения торцевых поверхностей полу-

муфт (излом осей) и на несовпадение центров

полумуфт.

Выправление положения валов произво-

дится путем перемещения вкладышей и корпусов

соответствующих подшипников как в вертикаль-

ной, так и в горизонтальной плоскости; при этом

в связи с тем, что перемещения вкладышей и кор-

пусов подшипников для изменения положения

осей роторов вызывают изменения зазоров в ла-

биринтовых уплотнениях, эти перемещения могут

производиться лишь в самых ограниченных пре-

делах, определяемых допустимыми изменениями

зазоров в уплотнениях.

При обнаружении расцентровки, прежде

чем менять подкладки у подшипников или произ-

водить их передвижку для изменения положения

роторов, необходимо по результатам центровки

произвести подсчеты требующихся подкладок и

передвижек с тем, чтобы избежать ошибок и из-

лишних операций и тем самым ускорить очень

трудоемкую работу по проверке и исправлению

центровки.

При центровке турбоагрегата, имеющего

несколько роторов, нельзя решать вопрос исправ-

ления центровки по замерам, произведенным на

одной муфте; для этого нужно иметь данные по

центровке всех муфт агрегата и по расположению

всех роторов в расточках уплотнений.

Рисунок 11.5. Схема взаимного положения роторов

турбины (РТ) и генератора (РГ) по данным

центровки по муфтам.

Эти данные и полученные величины заме-

ров достаточны для определения необходимых

перемещений подшипников в вертикальной и

горизонтальной плоскостях.

Для наглядности по этим данным строят

вертикальные и горизонтальные проекции взаим-

ного положения роторов и муфт (рис. 11.5). Из

этого построения следует, что для устранения

непараллельности торцов в вертикальной плоско-

сти необходимо повернуть вал генератора вокруг

точки С так, чтобы линия ВС совпала с линией

СА. Это может быть достигнуто путем подъема

подшипника 4 на величину АВ и подшипника 3

на A

Из подобия треугольников abc; ABC и

С и известных по данным центровки величин

Ав и Aг следует: аb/ас=АB/AC.

Отсюда AB=ab*Ac/ac=(a

-а

/D=А

в+

ab/ac=A

C, откуда A1B1=А

Изменением положения подшипников 3 и 4

на соответствующие величины А

и АВ будет

достигнута параллельность торцов муфт (ликви-

дирован излом роторов), но не будет еще устра-

нено несовпадение осей роторов в вертикальной

плоскости. Поэтому к указанным выше переме-

щениям подшипников, связанным с устранением

непараллельности, нужно прибавить перемеще-

ния этих же подшипников, устраняющие несов-

падение осей роторов в вертикальной плоскости.

Аналогично указанным подсчетам величин

перемещений в вертикальной плоскости произ-

водится подсчет величин необходимых пере-

мещений подшипников в горизонтальной пло-

скости.

Подсчет полного перемещения подшипни-

ков в вертикальной и горизонтальной плоскостях

должен производиться с учетом направления пе-

ремещения, при этом подъем подшипника вверх и

его передвижка вправо считаются положитель-

ными (+), а опускание подшипника вниз и его

перемещение влево — отрицательными (—).

Рисунок 11.6. Пример записи и подсчетов результатов

центровки по муфтам.

Только после всех указанных замеров, под-

счетов и тщательной проработки полученных ре-

зультатов по взаимному положению всех роторов

по полумуфтам и расточкам можно приступать к

изменениям положений подшипников для ис-

правления обнаруженных ненормальностей цен-

тровки по муфтам.

Примером подобных расчетов могут слу-

жить данные центровки роторов турбины и ге-

нератора, приведенные на рис. 11.6, где цен-

тровочные скобы укреплены на валу турбины.

130