Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние проблемы вибраций в гидротурбинах, постановка задачи исследования 10
2. Исследование жесткостей опорных закреплений гидроагрегата 21
2.1. Радиальная жесткость подшипников 21
2.1.1. Методика определения жесткости подшипников 21
2.1.2. Результаты изучения жесткостей подшипников 28
2.2. Осевая жесткость гидроагрегатов 38
2.2.1. Методика определения осевой жесткости 38
2.2.2. Результаты изучения осевой жесткости гидроагрегатов 40
3. Анализ существующих конструктивных схем гидроагрегатов 45
3.1. Распределение нагрузок между опорными узлами гидроагрегата 45
3.2. Влияние конструктивных параметров на динамические характеристики машин 47
4. Исследование природы вибраций опорных узлов гидроагрегатов 59
4.1. Основные понятия вибрационного процесса 59
4.2. Методика и аппаратура измерения вибраций 62
4.3. Методика определения динамических нагрузок на опорных узлах гидроагрегата 70
4.4. Результаты исследования природы основных частотных составляющих вибраций опорных узлов 78
4.4.1. Низкочастотные вибрации, вызываемые воздействием гидравлических сил «жгутового» происхождения 78
4.4.2. Вибрации с частотой 0,5-fоб 89
4.4.3. Динамические силы и вибрации оборотной
4.4.4. Вибрации двойной оборотной частоты 2fоб 106
4.4.5. Вибрации лопастной fлоп и двойной лопастной
4.4.6. Вибрации лопаточной частоты fлопат 118
4.4.7. Вибрации сегментной частоты fсегм 135
4.4.8. Вибрации, вызываемые ударными нагрузками 136
4.4.9. Высокочастотные вибрации 136
5. Практические способы улучшения вибрационного состояния
5.1. Снижение низкочастотных гидравлических нагрузок «жгутового» происхождения 170
5.2. Снижение динамических нагрузок оборотной частоты 184
5.3. Снижение высокочастотных нагрузок, создаваемых кромочными вихрями 195
6. Диагностические признаки неисправностей гидроэнергетического оборудования 199
6.1. Режимная диагностика гидроагрегатов 199
6.2. Диагностика технического состояния оборудования
по вибрациям опорных узлов 202
Список литературы
- Методика определения жесткости подшипников
- Влияние конструктивных параметров на динамические характеристики машин
- Методика определения динамических нагрузок на опорных узлах гидроагрегата
- Снижение динамических нагрузок оборотной частоты
Введение к работе
Актуальность темы. Вибрация гидроагрегата является комплексным показателем, определяющим надежность и экономичность оборудования. В этом показателе находят свое отражение обоснованность принятых в проекте конструктивных решений по агрегату; качество его изготовления, монтажа и ремонта; режимные условия работы машины. Материалы по обследованию вибрационного состояния действующего натурного оборудования следует рассматривать как результат уникального эксперимента, который не может быть воспроизведен ни в одной лаборатории. Исследование вибрационных характеристик действующих гидроагрегатов является всегда актуальным, так как направлено на повышение технического уровня оборудования и предупреждение аварийных ситуаций.
Проблемой современной энергетики является также создание эффективного контроля вибрационного состояния гидроагрегатов, находящихся в эксплуатации. Наиболее прогрессивным решением здесь является внедрение на ГЭС систем технической диагностики гидроагрегатов, которые позволяют выявлять дефекты и неисправности оборудования на ранней стадии их развития.
Цель исследования заключалась в обосновании зависимости вибрационных параметров гидроагрегатов от режимных и конструктивных факторов; разработке способов улучшения вибрационного состояния действующих, реконструируемых и проектируемых гидроагрегатов.
Для достижения поставленной цели в работе решались следующие задачи:
- создание расчетно-экспериментальной методики исследования вибрационного состояния
действующих гидромашин, учитывающей жесткости опорных закреплений и
конструктивные схемы гидроагрегатов;
проведение массового обследования вибрационного состояния гидроагрегатов ГЭС, оборудованных гидротурбинами разного типа (радиально-осевые, поворотно-лопастные, диагональные, пропеллерные);
разработка расчетно-экспериментальной методики определения радиальной жесткости направляющих подшипников и осевой жесткости гидроагрегатов действующих ГЭС;
- обоснование влияния существующих конструктивных схем гидроагрегатов на
распределение нагрузки между опорными узлами и на динамические характеристики
гидромашин;
исследование природы вибрационных нагрузок в гидроагрегатах с разными типами гидротурбин в широком частотном диапазоне (от частот менее 1 Гц до сотен Гц);
разработка мероприятий (конструктивных, режимных) по снижению динамических нагрузок и улучшению вибрационного состояния гидроагрегатов;
- разработка диагностических признаков дефектов и неисправностей гидроэнергетического
оборудования.
Научная новизна результатов работы заключается в следующем:
- разработана расчетно-экспериментальная методика исследования вибрационного
состояния гидромашины, комплексно учитывающая природу и уровень действующих
динамических сил, жесткость опорных закреплений и конструктивную схему гидроагрегата;
- изучено влияние конструктивной схемы гидроагрегата на распределение нагрузок между
подшипниками и на динамические характеристики машин;
- создан банк данных по радиальной и осевой жесткости опорных закреплений
гидроагрегатов разной конструкции;
- установлена природа различных частотных составляющих вибраций опорных узлов
гидроагрегатов и обоснована их зависимость от режимных и конструктивных факторов;
- создан банк данных диагностических признаков, описывающий тридцать неисправностей
оборудования гидроагрегатов по спектральным составляющим вибрации их опорных узлов.
Практическая ценность работы состоит в следующем:
1. Расчетно-экспериментальная методика исследования вибрационного состояния
гидроагрегата позволяет выявить источник и природу вибраций машины; определить
динамические силы, действующие со стороны рабочего колеса и ротора генератора;
разработать конкретные мероприятия по улучшению вибрационного состояния
гидроагрегата.
2. Использование созданного банка данных по радиальной и осевой жесткости опорных
закреплений позволяет улучшить вибрационные характеристики гидромашин,
проектируемых для новых и реконструируемых ГЭС.
3. Банк данных по диагностическим признакам, описывающим неисправности оборудования,
является интеллектуальной частью системы диагностики технического состояния
гидроагрегата.
Реализация результатов работы:
1. Предложенные способы борьбы с повышенными вибрациями машин прошли апробацию на действующих ГЭС: по снижению механического и гидравлического небалансов рабочего колеса (Волжская, Капчагайская, Плявиньская, Майнская), механического и электрического небалансов ротора генератора (Саяно-Шушенская, Богучанская, Курейская, Шардаринская, Серебрянская-1), по уменьшению низкочастотных вибраций (Плявиньская, Усть-Каменогорская, Курейская), по снижению вибрации лопастной частоты (Камская) и др. Разработанные методы могут быть рекомендованы для решения аналогичных задач на других ГЭС.
2. Сформулированные диагностические признаки неисправностей агрегата по спектральным
составляющим вибраций опорных узлов использованы при создании систем технической
диагностики (Круонисская, Усть-Каменогорская, Кегумская ГЭС).
3. Материалы диссертации использованы в учебном процессе кафедры
гидромашиностроения СПбГПУ и при обучении специалистов гидроэнергетиков.
Апробация работы. Результаты работы были доложены и обсуждены на: IV МНТК «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития» (21 июня 2006 г, Санкт-Петербург); МНТК «Гидравлические машины, гидроприводы и гидропневмоавтоматика. Современное состояние и перспективы развития» (5-7 июня 2008 г, Санкт-Петербург); Конференции в «СМ-ЛМЗ» «Нестационарные явления в гидротурбинных блоках ГЭС» (9-10 декабря 2010 г, Санкт-Петербург); Научно-практической конференции НП Гидроэнергетика России «Повышение эффективности системы управления безопасностью ГЭС» (19-20 мая 2011 г. Москва).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 25 печатных работ, в том числе - 5 в журналах, рекомендованных ВАК. В автореферате приведена выборка из 12 работ.
Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, шести глав, заключения и списка литературы из 83 наименований. Основное содержание работы изложено на 221 странице текста, содержит 68 рисунков и 39 таблиц.
Методика определения жесткости подшипников
В высоконапорных турбинах, на оптимальных по КПД режимах и больших мощностях, появляются высокочастотные гидродинамические нагрузки, связанные со сходом вихрей с выходных кромок лопаток направляющего аппарата и лопастей рабочего колеса. Наряду с пульсациями потока лопаточной частоты эти нагрузки определяют усталостную прочность рабочих колес. Их частота достигает сотен Гц.
Наконец мощность турбины приближается к номинальной. Комбинаторная зависимость оказывается опять нарушенной, и агрегат попадает в пропеллерный режим, но уже максимального угла установки лопастей.
Из вышеприведенного спектрального состава вибраций главное внимание в подавляющем большинстве ранее выполненных исследований уделялось трем составляющим: низкочастотным колебаниям «жгутового» происхождения; вибрациям оборотной частоты и вибрациям лопастной частоты. Такой выборочный подход к частотным составляющим вибраций объясняется несовершенством аппаратных средств измерения и анализа вибраций, которые использовались в промышленных испытаниях 2530 лет назад. Исследование вибраций осуществлялось аппаратурой с сейсмическими датчиками типа К-001 с записью сигнала на ленту осциллографа [4,22]. Выделить визуально на осциллограмме составляющие вибраций лопаточной частоты и выше было практически невозможно.
Основной объем работ по вибрациям в гидроэнергетике приходится на исследование природы и величины динамических нагрузок частотой ниже лопаточной (посвящено исследованию первого фактора, определяющего вибрационное состояние гидроагрегата). Здесь следует отметить работы: Андриенко Б.К. [3, 4], Александрова А.Е. [1], Бондаренко А.В. [34], Брызгалова В.И. [12,13], Васильева Ю.С. [14], Веремеенко И.С. [15], Виссарионова В.И. [18], Воеводина С.И., Владиславлева Л.А. [19,20,21], Григорьева В.И. [26,27,28], Данилова Е.А.[30], Золотова Л.А., Зубарева Н.И. [36], Иванова И.И., Иванченко И.П. [38, 40], Исаева Ю.М. [51], Карелина В.Я., Клабукова В.М., Ковалева Н.Н., Муравьева О.А. [8,9], Пылева И.М. [31,69], Смелкова Л.Л. [57,63,64], Смирнова А.М. [68], Тиме В.А., Умова В.А.[73], Усталова В.М., Щеголева Г.С., Нехлебы М., Грейна Х.[79] и др.
Это направление исследования не только продолжено в диссертационной работе, но и получило дальнейшее развитие в части исследования высокочастотных гидродинамических нагрузок.
В отличие от работ вышеуказанных ученых, диссертация не ограничивается только изучением природы динамических сил и нагрузок. Она включает также определение жесткостей опорных закреплений агрегатов и анализ влияния конструктивной схемы гидроагрегатов на распределение нагрузки между подшипниками и на динамические характеристики машин.
Большая зависимость вибраций машин от последних двух факторов подтверждается результатами испытаний многоагрегатных ГЭС. Для иллюстрации этого в табл. 1.3 показано распределение машин по уровню вертикальных вибраций опоры подпятника и радиальных вибраций турбинного подшипника в оптимальном по КПД режиме (гидродинамические нагрузки одинаковы) гидротурбин Волгоградской ГЭС единичной мощностью Nт = 108,5 МВт при Нр = 19,0 м (22 машины) и гидротурбин Чебоксарской ГЭС единичной мощностью Nт = 80,5 МВт при Нр = 12,4 м (18 машин) . Широкий интервал изменения вибраций агрегатов одной и той же ГЭС (максимальные значения превышают минимальные более чем в десять раз) объясняется тем, что на момент проведения испытаний опорные узлы гидромашин находились в разном состоянии (имели разную жесткость). Одни агрегаты только вышли из ремонта, тогда как другие находились в предремонтной стадии эксплуатации. Несмотря на большой разброс в вибрациях отдельных машин, нетрудно увидеть принципиальную разницу между турбинами сравниваемых ГЭС в вибрационном отношении. Гидроагрегаты Чебоксарской ГЭС характеризуются, в целом, более низким уровнем вертикальных вибраций, чем имеющие существенно большую мощность турбины Волгоградской ГЭС. И наоборот, радиальные вибрации корпуса сегментного турбинного подшипника на водяной смазке (его жесткость 27108 Н/м) оказываются, как правило, на Чебоксарской ГЭС выше, чем на Волгоградской ГЭС, турбины которой оборудованы кольцевым подшипником (корпусная жесткость 50108 Н/м).
Комплексная постановка задачи исследования, учитывающая все три определяющие вибрацию агрегата фактора, является отличительной особенностью данной диссертационной работы. Такой подход к проблеме позволяет установить причины повышенных вибраций гидроагрегатов и предложить конкретные рекомендации по их снижению (устранению). Разработка способов борьбы с повышенными вибрациями нашла отражение в диссертации.
Влияние конструктивных параметров на динамические характеристики машин
Наименьшая жесткость Ср1 свойственна кольцевым резиновым подшипникам на водяной смазке (см. табл. 2.1). Как правило, она составляет Ср1 = (23)108 Н/м. Сегментные резиновые подшипники на водяной смазке имеют примерно в два раза более высокую жесткость. Значение жесткости «вал – вкладыш» подшипников на водяной смазке определяется толщиной резинового слоя и твердостью резины. Для определения влияния толщины резинового слоя на жесткость вкладыша был выполнен специальный эксперимент.
Жесткость сегментных баббитовых подшипников на масляной смазке Ср1, за редким исключением, всегда выше соответствующей жесткости подшипников на водяной смазке; причем разница оказывается нередко в 5 10 раз (см. табл. 2.2).
Хорошим примером значимости составляющей жесткости Ср1 на вибрационное состояние агрегата может служить опыт эксплуатации гидротурбины Ходжикентской ГЭС (мощность Nа = 55 МВт при Нр = 34 м, D1 = 5,0 м, частота nc = 150 мин-1). Турбинный подшипник гидроагрегата этой ГЭС баббитовый на масляной смазке. После 20-ти лет эксплуатации было принято решение заменить турбинный подшипник на сегментный с обрезиненными сегментами на водяной смазке. Местоположение нового подшипника относительно вала агрегата осталось неизменным. В результате жесткость турбинного подшипника Ср снизилась, что привело к изменению собственной частоты колебаний вала. Эта собственная частота оказалась близка к двойной оборотной частоте, которая есть на агрегате, в результате чего возникли резонансные явления и мощность турбины пришлось ограничить с номинальной мощности 57 МВт до 45 МВт.
Аналогичная ситуация имела место и на Иваньковской ГЭС: турбинный подшипник с баббитовыми вкладышами эксплуатация ГЭС заменила лигнофолевым подшипником на водяной смазке. При этом новый подшипник был размещен на том же месте, на котором ранее находился баббитовый подшипник на масляной смазке, т.е. расстояние от рабочего колеса до подшипника (консольность рабочего колеса) осталось прежним. В результате на агрегате 2, имевшего гидравлический небаланс, возникли повышенные биения вала в зоне турбинного подшипника, для устранения которых требовались частые остановки на ремонт подшипника.
Низкая жесткость Ср1 подшипников с резиновыми вкладышами нередко становилась причиной задевания рабочих колес за камеру. Неслучайно подшипники с обрезиненными вкладышами на водяной смазке не применяются в зарубежной практике, а при реконструкции отечественных гидротурбин иностранные фирмы всегда предпочитают баббитовые подшипники на масляной смазке.
Жесткость подшипников зависит от ряда факторов, учет которых представляет достаточно большую трудность.
По материалам исследований наиболее важными из них являются следующие: - жесткость подшипника определяется состоянием опорного узла, которое изменяется во времени; - жесткость может быть неравномерной по окружности подшипника; - составляющая жесткости вкладыша Ср1 зависит от статической нагрузки на подшипник и поэтому ее величина может отличаться на разных режимах работы турбины.
Проиллюстрируем сказанное результатами исследований.
Изменение составляющей жесткости Ср1 генераторного подшипника во времени было зафиксировано на гидроагрегате 2 Верхне-Туломской ГЭС. Агрегат выполнен по трехопорной схеме: верхний (ВГП), нижний (НГП) генераторные подшипники и турбинный (ТП) подшипник. Определение жесткостей подшипников проводилось несколько раз в период с 1996 по 2003 годы. Методика испытаний всегда была одинаковой. Для определения жесткостей генераторных подшипников на роторе создавалась сила 60 кН; испытания проводились на режиме холостого хода без возбуждения.
Жесткость нижнего генераторного подшипника за указанный период не изменялась. Зато составляющая Ср1 верхнего генераторного подшипника непрерывно уменьшалась во времени, тогда как «корпусная» жесткость Ср2 оставалась постоянной (табл. 2.2).
Методика определения динамических нагрузок на опорных узлах гидроагрегата
В виброметрической практике используются три величины, описывающие механические колебания: «х» - смещение измерительной точки относительно ее нормального положения в состоянии покоя; «v» - скорость движения измерительной точки; ускорение «а» - скорость, с которой изменяется скорость движения измерительной точки во времени.
Амплитуды смещения, скорости и ускорения колебаний с синусоидальной формой волны имеют математически точно определенную взаимную связь. Достаточно определить лишь одну из этих величин, а две другие могут быть найдены расчетом. Пусть общее выражение для ускорения гармонического колебания с максимальной амплитудой А0 и угловой частотой ю: a = А0-Sin(ot). Тогда значение скорости находится однократным интегрированием: a= JA0-Sin(cot)-dt = A-Cos((Dt), а значение смещения находится из выражения путем двукратного интегрирования: a = f{A-Sin(cot dt = - A-Sin(cot) . СО
Форма волны и период рассматриваемых колебаний идентичны для смещения, скорости и ускорения. Главное различие этих трех параметров заключается во взаимном фазовом сдвиге кривых, отображающих зависимость амплитуды от времени (рис. 4.3) [5].
Наиболее широкое распространение в технике получило измерение скорости механических колебаний. Однако в гидротурбинах параметр скорости не является основным при исследовании вибраций. Гидроагрегаты относятся к разряду низкооборотных машин, их частота вращения находится обычно в пределах 13 Гц. Главная роль в изучении вибраций гидротурбин отводится параметру смещения. По данному параметру производится оценка вибрационного состояния гидроагрегата, обосновываются нормы допустимых вибраций, выполняется балансировка роторов гидромашин. Рис. 4.3. Параметры вибрационных измерений
Вместе с тем в средненапорных и высоконапорных гидротурбинах всегда наблюдаются динамические нагрузки частотой 100300 Гц и выше, вызываемые действием кромочных вихрей, сходящих с лопастей и лопаток направляющего аппарата. Для анализа вибраций, обусловленных этими нагрузками вполне уместно применять параметр скорости, а в некоторых случаях, возможно, и параметр ускорения.
Широкий частотный спектр гидродинамических нагрузок и вибраций основных элементов турбины (от частот порядка 0,30,5 Гц до частот исчисляемых сотнями Гц) является исключительной особенностью гидромашин, не свойственной ни одному двигателю. Спектр колебаний формируется в реактивной турбине частотой вращения, числом лопастей, числом лопаток направляющего аппарата, числом колонн статора, частотой срыва кромочных вихрей с лопастей колеса и лопаток направляющего аппарата. Международный стандарт на измерение вибраций гидромашины [80] рекомендует перед началом проведения испытаний проводить соответствующий анализ возможного частотного спектра динамических сил. При отсутствии такой информации нижнюю и верхнюю границы исследуемого диапазона частот предлагается выбирать из следующих соображений.
Нижняя граничная частота fниж = 0,1 fоб , где: fоб - оборотная частота вращения агрегата. Верхняя граничная частота - выбирается наибольшая из: f вер =Zо ркfоб и f вер = Sh- , где: Zо - число лопаток направляющего аппарата; Zрк - число лопастей рабочего колеса; W2- скорость потока на выходе с лопастей рабочего колеса (м/с); 5 - толщина выходной кромки лопасти (м); Sh - число Струхаля (Sh=0,150,25).
Виброизмерительная аппаратура выбирается в соответствии с ожидаемым спектром частот. Поскольку регистрируемый частотный спектр вибраций может быть очень широким, то измерительная аппаратура в одном случае настраивается на определение вибросмещения (оно применяется для подчеркивания составляющих колебаний с низкими частотами), а в другом случае настраивается на определение виброскорости, когда необходимо подчеркнуть высокочастотные колебания (уровень сигнала этих колебаний по вибросмещению крайне незначителен). В качестве иллюстрации в таблице 4.1 показано соотношение амплитуд СКЗ виброскорости и вибросмещений для различных составляющих радиальных вибраций турбинного подшипника штатного агрегата Саяно-Шушенской ГЭС при работе на оптимальном по КПД режиме (Н = 212 м, Nа = 608 МВт).
Как видим, разница в амплитудах между высокочастотными колебаниями (280355 Гц) и низкочастотными колебаниями (2,38 Гц) оказывается при измерениях виброскорости много меньше, чем при измерении вибросмещения.
Снижение динамических нагрузок оборотной частоты
Вибрация лопастной частоты (fлоп = zрк fоб ) вызывается взаимодействием гидравлической постоянной силы со стороны проточного тракта и лопастной системы колеса. Если вместо рабочего колеса был бы шар, то под действием постоянной силы он получил бы только одностороннее смещение. Наличие даже абсолютно идентичных лопастей на рабочем колесе приводит к вибрациям опорных узлов с лопастной частотой. В элементах ротора турбины (вал, лопасти) постоянная сила наводит при этом динамические напряжения оборотной частоты.
В общем случае гидравлическая постоянная сила может формироваться двумя факторами: - неравномерностью подвода воды к рабочему колесу со стороны спирали; - неравномерностью зазоров в лабиринтных уплотнениях радиально-осевых колес.
Значение постоянной силы, при прочих равных условиях, будет выше на тех турбинах, где спиральная камера имеет меньший угол охвата (больше неравномерность подвода). Материалы по замерам постоянной гидравлической силы на действующих турбинах ограничены. Оценочные расчеты ее величины могут быть сделаны по рекомендованной Н.И.Зубаревым формуле [36]: Fст = с D!2H , где: Di - диаметр колеса в м; Н - напор в м; с - эмпирический коэффициент (с=0,03 для ПЛ и с=0,09 для РО турбин).
Если сравнить между собой при одном напоре две гидротурбины равной мощности, отличающиеся по числу лопастей, то окажется, что при одинаковой неравномерности подвода (угол охвата спирали (pсп=const) амплитуды вибраций лопастной частоты будут тем больше, чем меньше число лопастей. Это обусловлено необходимостью иметь более высокий уровень действующих на лопасть сил для получения одинаковой мощности на валу для турбин с малым числом лопастей. Поэтому на быстроходных низконапорных гидротурбинах с малым числом лопастей в спектре вибраций опор всегда превалируют вибрации лопастной частоты. Наибольший уровень рассматриваемых вибраций наблюдается при работе таких турбин в пропеллерном режиме минимального угла установки лопастей, когда неравномерность потока со стороны спирали особенно значительна.
В радиально-осевых турбинах, имеющих полный или близкий к нему угол охвата спиральной камеры, постоянная гидравлическая сила возникает из-за неравномерности зазоров в лабиринтных уплотнениях рабочего колеса. Из практики эксплуатации действующих машин известны случаи, когда постоянная сила наблюдалась даже на режиме синхронного компенсатора. Такая ситуация имела место, в частности, на временном рабочем колесе агрегата 2 Саяно-Шушенской ГЭС. Протечки воды через неплотности прилегания лопаток направляющего аппарата на этом режиме отбрасывались колесом к периферии. Проходя через нижнее лабиринтное уплотнение с неравномерным зазором, протечки воды создавали постоянную силу [14].
Наличие в спектре вибраций опорных узлов радиально-осевых машин колебаний лопастной частоты является диагностическим признаком разрушения или повреждения лабиринтного уплотнения. Так, на турбине 3 Нурекской ГЭС (имеющей разрушенное уплотнение) вертикальные вибрации лопастной частоты (fлоп =50 Гц) несущей крестовины составляли 2А=60 мкм, а радиальные вибрации корпуса турбинного подшипника превышали 2А=65 мкм. По российскому нормативному документу такой уровень вибраций с частотой 50 Гц является недопустимым. В то же время на других машинах ГЭС вибрации опорных узлов с такой частотой или отсутствовали вообще или были сравнительно небольшими (табл. 4.13).
Уровень вибраций лопастной частоты в радиально-осевых турбинах зависит не только от состояния зазоров в лабиринтных уплотнениях, но также и от состояния лопастей. Вибрации лопастной частоты резко усиливаются и дополнительно появляются колебания двойной лопастной частоты, если имеет место нарушение расчетного профиля. В первые 20 лет эксплуатации агрегат 3 Нурекской ГЭС не имел сколь-нибудь существенных вибраций лопастной частоты опорных узлов. Но затем некачественное выполнение ремонтных работ по устранению кавитационных повреждений и трещин на колесе привело к искажению профилей лопастей. В результате совместного действия двух факторов (неравномерности зазоров в лабиринтных уплотнениях и искаженных профилей лопастей) появились в спектре частот вибраций опорных узлов колебания двойной лопастной частоты (2fлоп = 100 Гц). Эти колебания служат диагностическим признаком нарушения профиля лопастей. До замены рабочего колеса на агрегате 3 вибрации частотой 2fлоп составляли: турбинный подшипник 2А = 6 мкм, крышка турбины 2А = 11 мкм.
Изложенные выше закономерности по вибрациям лопастной частоты радиально-осевых гидротурбин справедливы и для диагональных турбин. Исследования на турбинах Колымской ГЭС (единичная мощность Nт = 185 МВт) подтвердили, что колебания лопастной частоты (fлоп = 32 Гц) могут быть диагностическим признаком состояния камер рабочих колес. На турбинах этой ГЭС камеры оказались узким местом. Из-за частых повреждений на камере агрегата 1 проводились многочисленные сварочные работы, которые привели к деформации ее формы. На агрегате 4 заводская камера была заменена самодельной составной камерой, имеющей большие геометрические отклонения формы. На агрегатах 2 и 5 были установлены новые камеры заводского изготовления с толщиной обечайки соответственно 32 мм и 80 мм. Результаты вибрационных испытаний указанных турбин Колымской ГЭС приведены в табл. 4.14.
