Содержание к диссертации
Введение
1. Обзор литературы. состояние вопроса. постановка задач исследования 9
1.1. Теория балансировки. Балансировка гибких роторов по собственным формам и коэффициентам влияния 9
1.2. Балансировка на станках. Многоплоскостная балансировка 22
1.3. Балансировка на РБС. Ограничение количества плоскостей и скоростей балансировки 29
1.4. Специфика современных роторов и особенности их ремонтов 35
1.5. Оценка характера распределения неуравновешенности роторов 39
1.6. Использование методов математического моделирования для исследования динамики роторов 43
1.7. Выводы и постановка задач исследования 51
2. Оценка исходной неуравновешенности роторов и исследование их динамики 53
2.1. Общие положения 53
2.2. Оценка начальных дисбалансов, возникающих при изготовлении роторов 55
2.3. Оценка вносимых начальных дисбалансов при ремонте роторов 61
2.4. Исследование динамики роторов при наиболее вероятной исходной неуравновешенности 66
3. Разработка расчетно-экспериментального метода низкочастотной балансировки роторов 76
3.1. Описание программного обеспечения, используемого для исследования динамики роторов 76
3.2. Основы расчетно-экспериментального метода низкочастотной балансировки гибких роторов 78
3.3. Методика выбора и оптимизации плоскостей коррекции 82
3.4. Уточнение методики балансировки гибких роторов системами грузов на низкочастотных станках 86
3.5. Примеры устранения неуравновешенности различного вида системами грузов, распределенными с учетом собственных форм колебаний ротора 92
3.5.1. Неуравновешенность в одной плоскости 92
3.5.2. Неуравновешенность в двух плоскостях 94
3.5.3. Неуравновешенность в трех плоскостях 96
3.6. Влияние жесткости опор на вибрационное состояние отбалансированных роторов 97
3.7. Влияние соединения роторов в валопровод на вибрационное состояние агрегата с отбалансированными роторами 102
3.8. Выводы 113
4. Опытная проверка методики балансировки 117
Общие положения 117
4.1.Газотурбинная установка для привода нагнетателя природного газа ГТН-16 118
4.1.1.Исследование вибрационного состояния турбоагрегата ГТН-16. Ососбенности ротора ОК-ТВД турбоагрегата ГТН-16 118
4.1.2. Разработка методики балансировки ротора ОК-ТВД ГТН-16. Выбор оптимальных плоскостей коррекции 122
4.1.3. Приборы и оборудование, используемые при балансировке и измерениях вибрации. Методика проведения измерений вибрации 127
4.1.4. Результаты использования методики низкочастотной балансировки роторов ТК ГТН-16 в ПТУ "Тюментрансгазремонт" 129
4.2. Конденсационная турбина К-800-240-5 131
4.2.1.Исследование вибрационного состояния турбоагрегатов К-800-240-5 Сургутской ГРЭС-2. 131
4.2.2. Оптимизация методики низкочастотной балансировки роторов низкого давления 132
4.2.3. Оборудование для балансировки роторов и измерения вибрации турбоагрегата К-800-240-5 134 4.2.4.Опытная проверка методики балансировки роторов низкого давления К-800-240-5 135
4.3.Результаты использования методики выбора плоскостей коррекции и низкочастотной балансировки для уравновешивания ротора ОК-ТВД газотурбинного турбоагрегата ГТН-6У 13 8
4.3.1. Особенности конструкции турбоагрегата ГТН-6У 13 8
4.3.2. Оборудование и технология, используемые при балансировке на ОАОТМЗ 139
4.3.3. Выбор плоскостей коррекции. Разработка методики балансировки ротора ОК-ТВД газотурбинного агрегата ГТН-6У и результаты ее использования 140
Заключение 146
Список используемой литературы 149
- Балансировка на станках. Многоплоскостная балансировка
- Оценка вносимых начальных дисбалансов при ремонте роторов
- Примеры устранения неуравновешенности различного вида системами грузов, распределенными с учетом собственных форм колебаний ротора
- Конденсационная турбина К-800-240-5
Введение к работе
Перед турбостроением, энергетикой и газовой промышленностью по-прежнему стоят вопросы улучшения показателей надежности, экономичности, маневренности и ремонтопригодности турбоагрегатов. В настоящее время не менее важными вопросами стали продление срока службы отдельных узлов и деталей и расширение допустимых режимов эксплуатации турбоагрегатов. В условиях длительной эксплуатации и широкого диапазона изменения режимов на первый план выходят задачи предотвращения аварий, связанных с отказом отдельных деталей и узлов турбины, обеспечения вибрационного состояния агрегата, позволяющего устойчивую и надежную работу.
Общая надежность паровых и газовых турбин определяется в значительной мере вибрационной надежностью. Вибрационная надежность агрегата является важнейшей эксплуатационной характеристикой. Низкий и стабильный уровень вибрации, отсутствие резонансных и автоколебательных явлений во всем диапазоне режимов гарантируют как долговечность всех узлов и деталей агрегата, так и возможность своевременного устранения возникающих дефектов.
Одним из основных мероприятий, обеспечивающих высокую вибрационную надежность, является качественная балансировка отдельных роторов, составляющих валопровод агрегата. Введенная в начале 70-х годов в эксплуатацию на всех крупных турбостроительных заводах балансировочная техника позволила сделать с технологической точки зрения очень крупный шаг к повышению качества турбин, т. к. появилась возможность выполнять балансировку отдельных упруго деформируемых (гибких) роторов, а в ряде случаев и частей валопровода, на рабочих частотах вращения. Но в современных экономических условиях далеко не всегда возможно и целесообразно отправлять все роторы после проведения ремонтных работ на турбостроительные предприятия для балансировки в условиях разгонно-балансировочных стендов.
В условиях электростанций и ремонтных предприятий уществует возможность использования для балансировки роторов только низкочастотных балансировочных станков. Станки для низкочастотной балансировки, широко распространенные в настоящее время, позволяют качественно и быстро балансировать практически всю гамму типоразмеров роторов, используемых в турбостроении. Но, зачастую, методики балансировки являются морально устаревшими, при уравновешивании не учитываются упруго-инерционные характеристики роторов, а как следствие, не обеспечивается нормальное вибрационное состояние турбоагрегатов на рабочей частоте вращения.
В настоящей диссертационной работе представлены результаты исследований и разработок, направленных на решение комплексной проблемы повышения вибрационной надежности турбин, определяемой, прежде всего вибрационной надежностью системы "валопровод - опоры - фундамент". В диссертации представлены разработка методов и рекомендаций по вопросам низкочастотной балансировки гибких роторов, обеспечивающих снижение экономических и временных затрат на виброналадочные работы при вводе агрегата из ремонта, на балансировку в собственных опорах, высокую вибрационную надежность турбин в эксплуатации, результаты некоторых вибрационных исследований, выполненных в условиях ремонтных предприятий и в эксплуатации.
Научная новизна работы определяется: научно обоснованной методикой выбора количества и местоположения плоскостей коррекции для уравновешивания гибких роторов на балансировочных станках; уточненной методикой балансировки гибких роторов турбин, работающих вблизи второй критической частоты, на низкочастотных балансировочных станках системами грузов, распределенных в соответствии с собственными формами прогиба ротора на податливых опорах.
Достоверность и обоснованность научных положений определяется: использованием расчетных методик и моделей, учитывающих современные представления о происходящих динамических процессах и основные конструкционные особенности исследуемых роторов турбин; экспериментальными данными, полученными в результате комплекса исследований на турбинах в условиях эксплуатации при использовании современной регистрирующей и анализирующей аппаратуры; хорошим совпадением результатов расчетов при определении собственных и вынужденных колебаний с полученными экспериментальными данными и с результатами, полученными другими авторами.
Практическая ценность работы заключается в том, что разработанные расчетные методы, проведенные экспериментальные исследования, внедренные технологические процессы низкочастотной балансировки роторов турбин позволили решить научно-технические проблемы комплексного повышения вибрационной надежности турбин.
Реализация результатов работы заключается: в ПТУ "Тюментрансгазремонт" применяется технология балансировки гибкого ротора ОК-ТВД газоперекачивающего агрегата ГТН-16 распределенными системами грузов на низкочастотном балансировочном оборудовании; на Сургутской ГРЭС-2 использовались результаты исследований при разработке мероприятий по повышению вибрационной надежности турбоагрегатов К-800-240-5; на ОАО «ТМЗ» методика выбора плоскостей коррекции и разработки в области низкочастотной балансировки системами грузов применялись при уравновешивании ротора ОК-ТВД газотурбинного агрегата ГТН-6У как при НЧБ на разгонно-балансировочном стенде, так и на станках.
Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка используемых источников, приложений.
В главе 1 дан аналитический обзор литературных источников, посвященных вопросам балансировки гибких роторов. Приводится также постановка задач настоящей работы.
Балансировка на станках. Многоплоскостная балансировка
Большое внимание в работах отечественных ученых было уделено вопросам развития балансировочной техники [18, 19, 20,67].
Для балансировки ротора необходима информация о его неуравновешенности, от достоверности которой зависит точность устранения дисбаланса ротора. Достоверность информации в значительной степени определяется устройством балансировочных станков и условиями их эксплуатации. По существу балансировочный станок является измерителем колебаний, предназначенным для избирательного выделения факторов, определяемых неуравновешенностью ротора. Роль чувствительного элемента выполняет механическая, колеблющаяся система, по колебаниям которой судят о неуравновешенности. Классифицировать балансировочные станки можно по различным признакам.
Балансировочные станки, как комплекс, состоящий из множества систем и устройств, можно разделить на три группы: станки, на которых оператор определяет, а затем после остановки ротора корректирует дисбаланс, станки, на которых автоматически определяются параметры дисбаланса и после остановки ротора автоматически производится коррекция дисбаланса; станки на которых измерение и коррекция дисбаланса производится на ходу, без остановки ротора [67].
По режиму работы станки подразделяются на дорезонансные, резонансные и зарезонансные.
Дорезонансные станки являются наиболее функциональными, такие станки выпускаются преимущественно западными фирмами. Станки резонансного типа на сегодняшний день признаются морально устаревшими и требуют реконструкции.
Зарезонансные станки, как правило, обладают достаточно высокими техническими данными и вполне обеспечивают технологические нужды балансировки. Преимуществом данного типа станков является низкая динамическая нагрузка на опоры, что позволяет устанавливать станок не на специальный фундамент, а практически на пол. Этот тип станков наиболее широко используется на данный момент [23].
Применение низкочастотных балансировочных станков для балансировки жестких роторов не вызывает никаких споров и нареканий. Но использование низкочастотной балансировки для гибких роторов не всегда приводит к положительному результату, в связи, с чем возникает вопрос, насколько целесообразно балансировать гибкие ротора на низких частотах.
Теоретическое обоснование целесообразности низкооборотной балансировки гибких роторов дает работа X. Френча [1]. В данной работе, используя методы математической статистики, автор провел анализ фактических дисбалансов ряда типичных роторов и показал, что при определенном выборе балансировочных плоскостей балансировкой на малых скоростях можно значительно (на 37-56 %) уменьшить упругий дисбаланс гибких валов, работающих между первой и второй критическими скоростями.
Базируясь на ряде классических работ по уравновешиванию, Френч исходил из того, что упругий дисбаланс связан как с основным эксцентриситетомгде /Лх и /Л2 - дисбалансы в плоскостях опор;jr - расстояние от второй опоры в долях от длины ротора.
Френч принимает смещение от эксцентриситета Хг за нормально распределенные случайные переменные, изменяющиеся от 0 до 1; тогда величины ТПг будут дисперсией статического дисбаланса, расположенного на расстоянии V от оси. При такой постановке задачи величина основного дисбаланса тпр{ будет определяться значениями жесткого дисбаланса ислучайными значениями дисперсии У mr г меньшими (при низкочастотной балансировке величина дисбаланса по 1-ой форме ТПрх = У, mr Фг в среднем равна нулю), что условно можно записать в виде
Функцию дисбаланса шрх можно разложить на независимую часть и часть, зависящую от fdx и JU2
Оценка вносимых начальных дисбалансов при ремонте роторов
В последнее время значительно возросла сложность ремонтов турбоагрегатов, выполняемых ремонтными предприятиями в условиях станций. В качестве примеров можно привести ремонты с переоблопачиванием ступеней и с перенасадкой дисков, полумуфт, бандажных колец генераторов и т. д.
При выполнении сложных ремонтов, связанных с перенасадкой деталей роторов или с переоблопачиванием рабочих колес, даже при соблюдении всех современных технологических требований, вносимые дисбалансы могут быть достаточно велики, а конкретное место внесения (и, следовательно, место устранения) дисбаланса определить не всегда удается. Существенное нарушение уравновешенности роторов тем более следует ожидать при использовании технологии ремонта, отличающейся от заводской: при горизонтальной сборке роторов, при облопачивании колес без выполнения моментнои развески лопаток и т.д. При ремонте роторов со снятием и горячей посадкой дисков при сборке возникают прогибы, вызванные искривлением вала из-за неравномерной посадки диска по длине посадочной поверхности (концевые эффекты насадных дисков).
Одной из основных ремонтных операций, при которой возможно внесение моментнои неуравновешенности является полная или частичная замена рабочих лопаток ряда ступеней. Естественно, что и в условиях ремонтного предприятия осуществляется моментное взвешивание лопаток и расчет их оптимального распределения по окружности. Но лопатки имеют не только различный вес, но и различное распределение массы по длине. Однако, если на заводе-изготовителе рычаг моментных весов всегда точно соответствует радиусу установки лопаток на роторе, то в условиях ремонта это требование не всегда соблюдается. Это вызвано как недопониманием важности соблюдения этого условия, так и техническими сложностями - необходимостью иметь сменные рычаги (или весы с изменяемым плечом) и сменные замки, в которые закрепляется хвостовая часть лопаток.
Действительно, равенство моментных весов, измеренных на одном радиусе установки лопаток, вовсе не гарантирует сохранение этого равенства при изменении радиуса. Поскольку лопатки имеют не только различную массу, но и центр масс может располагаться на различном расстоянии от базовойповерхности хвоста, равенство моментных весов лопаток с массами Лі1 и УП2 (ТП\ Ш2), и с расстояниями от базовой поверхности /j и /2, установленных на радиусе R,не будет сохранено при увеличении (уменьшении) радиуса установки на величину датак как появится разница моментных весов
Указанная разница может быть настолько существенна, что выполненные технологические процессы развески и распределения становятся почти бессмысленными. Покажем это на примере комплекта рабочих лопаток второй ступени турбины ГТН-16, имеющих разброс масс в диапазоне от 1113 до 1196 г и разброс моментных весов, измеренных на радиусе установки 326 мм от 3759 до 4054 г мм. В результате расстановки лопаток с использованием заводской программы расчета, остаточный дисбаланс в сечении составляет 0,0278 г мм при допустимом ступени остаточном дисбалансе 0,05 г мм. Если же изменить радиус установки на 100 мм, то остаточный дисбаланс при той же расстановке лопаток составит 18,01816 г мм, что превосходит норму во много раз.
Если при ремонте переоблопачивалось несколько ступеней, то определить в какой именно был внесен дисбаланс, и как соотносятся между собой остаточные дисбалансы во всех ремонтных ступенях будет очень сложно. В результате возникает большая моментная неуравновешенность на роторе, что подтверждается данными табл. 2.2
Низкочастотные балансировочные станки, при любом их совершенстве, и классическая балансировка в двух плоскостях коррекции не могут заменить многоплоскостную балансировку, выполнение которой возможно на РБС во всем диапазоне частот вращения. Но балансировка на низкочастотных станках должна существенно улучшать исходное (послеремонтное) состояние турбины и, прежде всего, на рабочей частоте вращения. Иначе операция балансировки в значительной степени теряет смысл. В ряде работ предлагается проводить поэтапную балансировку, привязывая ее к каждому или к некоторым этапам ремонтных работ, корректируя внесенный в результате ремонта дисбаланс. Эти методики широко известны, но с большим трудом внедряется в практику из-за увеличения трудоемкости ремонта. Поэтому часто отдается предпочтение балансировке ротора на станке после выполнения всех ремонтных работ. Это приводит к тому, что дисбаланс внесен в процессе ремонта в одних сечениях ротора, а компенсируется его влияние при балансировке ротора в других.
В табл. 2.2 показаны результаты анализа исходной неуравновешенности, вносимой при ремонтных работах роторов турбин К-800-240-5 (роторы НД) и ГТН-16 (ротор ОК-ТВД). Материалом для анализа являются акты балансировки роторов на низкочастотных станках в условиях ремонтных предприятий. Данные по вибрации опор и установленным при балансировке грузам приведены в приложении 2. Оценка дисбаланса производилась по результатам первого пуска и последующей балансировки роторов на низкочастотном балансировочном оборудовании после проведенных ремонтных работ. Как и в случае вновь изготавливаемых роторов оценка статической и моментнои составляющих выполнялась раложением дисбаланса на симметричную икососимметричную составляющие.
Примеры устранения неуравновешенности различного вида системами грузов, распределенными с учетом собственных форм колебаний ротора
Рассмотрим некоторые распространенные случаи возникновения дисбаланса на роторе низкого давления турбины К-800-240-5 и возможность устранения неуравновешенности системами балансировочных грузов, распределенных по первой и второй собственным формам.
Практически это случай замены нескольких лопаток на диске без развески лопаток или замены одного из дисков. Такая неуравновешенность ротора должна вызывать четные формы колебаний (2, 4,...) и оказывать меньшее влияние на возникновение нечетных (1,3,...).
На рис.3.3 показано что, при таком виде неуравновешенности возникает небольшой рост виброперемещений при колебаниях ротора по первойсобственной форме, значительный рост вибрации в области второй и третьей критических астот.
Частота, Гц Оптимальным для данного случая является устранение неуравновешенности в плоскости того же диска, при условии, что известно место внесения дисбаланса. Как показывают расчеты, при балансировке единичным грузом, в плоскости, максимально близко расположенной к месту внесения дисбаланса, вибрация опор ротора в диапазоне частот вращения до третьей критической частоты минимальна. На рабочей частоте уровень вибрации удовлетворительный. Но в области третьей критической частоты происходит довольно резкий рост виброперемещений опор. Возникновение вибрации в этой зоне обусловлено тем, что при невозможности точной компенсации грузом исходной неуравновешенности, а это практически неосуществимо из-за того, что диск имеет определенную толщину, и место внесения дисбаланса может оказаться на одной стороне диска, а балансировочная плоскость на другой, возникает момент, который будет оказывать влияние на возникновение высших форм колебаний, с короткими участками деформаций.
При установке системы балансировочных грузов, распределенных по двум первым собственным формам при балансировке на низких частотах, полностью устраняется вибрация в области первой и второй критических частот, а в зоне третьей критической частоты уровень вибрации снижается. 1) Дисбаланс в одной фазе На рис. 3.4 показаны АЧХ ротора НД-2 турбоагрегата К-800-240-5 при неуравновешенности, внесенной в плоскости двух крайних и двух центральных дисков в одной фазе и после балансировки системами грузов, распределенными по собственным формам. Теоретически в данном случае значительный рост вибрации должен наблюдаться только в области первой критической частоты, но на практике, из за некоторой несимметрии ротора и дискретности внесения дисбаланса максимальные значения виброперемещений оказались в областях первой и третьей критических частот. При балансировке системами грузов, распределенных по первой и второй собственным формам, вибрация и на первой, и на второй критических частотах уменьшается, а на вибрацию на третьей критической частоте данные системы влияния не оказывают. Неуравновешенность, располагаемая на дисках в центре ротора, оказывает влияние также на возникновение значительной вибрации в области первой и третьей критических частот. Установкой системы грузов, распределенных вдоль оси ротора по первой собственной форме можно устранить вибрацию на первой критической частоте, а на вибрацию в области третьей критической частоты эта система влияния не оказывает. 2) Дисбаланс в противоположных фазах (неуравновешенность по второй собственной форме) Такой вид неуравновешенности, возникающий часто при переоблопачивании или замене дисков, как и неуравновешенность, располагаемая на одном диске, теоретически должен оказывать максимальное влияние на возникновение четных форм колебаний. Нагружение ротора дисбалансом по второй собственной форме (в О 20 60 %стота,Гц Рис. 3.5. АЧХ ротора ЦНД-2 при неуравновешенности, распределенной по второй форме колебаний и ее устранении: -"-неуравновешенность противофазе в плоскостях 2 дисков; - - -ротор уравновешен системами грузов противоположных фазах) приводит к возникновению значительной вибрации в области второй критической частоты (рис.3.5). Деформации по первой собственной форме не вызываются, а по третьей наблюдается также рост виброперемещений, но значительно меньший по уровню, чем на второй критической частоте. При устранении исходного дисбаланса по второй форме в крайних плоскостях коррекции вибрация во всем диапазоне исследуемых частот вращения снижается.
Конденсационная турбина К-800-240-5
Изучив данные вибрационного состояния турбоагрегатов К-800-240-5 Сургутской ГРЭС-2 можно с уверенность сказать, что основной причиной неудовлетворительного состояния данных турбоагрегатов, больших экономических затрат на балансировку в собственных опорах является неуравновешенность роторов. То, что с момента пуска турбоагрегаты работали с достаточно хорошими показателями, лишь подтверждает предположение о том, что уравновешенность валопровода, достигнутая при балансировке отдельных роторов на РБС завода-изготовителя с течением времени была нарушена.
Если, в идеальном случае, балансировка в собственных опорах является как бы доводочной операцией, компенсирующей недостатки технологических отклонений, допущенных при сборке турбоагрегата, дисбалансов, остающихся на промежуточных элементах, не подвергавшихся уравновешиванию, то для турбоагрегатов К-800-240-5 Сургутской ГРЭС-2 балансировка в собственных опорах являлась уже довольно долгое время необходимой заключительной операцией, проводимой практически после каждого останова турбин. Виброналадочные работы, с большим количеством пусков и остановов, с установкой больших по величине балансировочных грузов позволяют свести уровень вибрации к допустимому уровню на определенной частоте вращения, но не компенсируют имеющийся на роторах дисбаланс. Поэтому при изменении режимов работы, параметров мощности и других факторов значительно изменяются и вибрационные характеристики машин, нагрузочные векторы. Очень часто при балансировке валопровода в собственных подшипниках возникала необходимость снимать грузы, установленные при балансировке на низкочастотном станке и устанавливать системы в противофазе низкочастотным. Тем самым достигалось снижение вибрации на рабочей частоте вращения за счет ухудшения вибрационных показателей на критических частотах.
Проведя анализ данных балансировок на низкочастотном станке ВМ-36000, данных вибрационной наладки турбоагрегатов и расчетное моделирование собственных и вынужденных колебаний отдельных роторов и валопровода К-800-240-5 в целом определили следующее: основным конструктивным фактором, оказывающим большое влияние на вибрационное состояние всего валопровода являются роторы низкого давления. Три, практически одинаковых, ротора, соединенные между собой гибкими промвставками, имеющие близкие критические частоты, а, кроме того, то, что рабочая частота вращения турбоагрегата находится между второй и третьей критическими частотами роторов НД,- все эти факторы очень усложняют вопросы виброналадки данного типа турбин; балансировка РНД в крайних плоскостях коррекции на низкочастотных балансировочных станках, существенно улучшая состояние ротора на первой критической частоте, как закон, приводит к возбуждению колебаний по третьей собственной форме прогиба, и соответственно к повышению вибрации опор на рабочей частоте вращения; низкочастотная балансировка отдельных роторов при правильном выборе плоскостей коррекции и систем балансировочных грузов может давать удовлетворительные результаты, не вызывая значительного повышения уровня вибрации на рабочей частоте вращения.
На основании вышеописанных выводов методика балансировки роторов низкого давления турбоагрегатов К-800-240-5 Сургутской ГРЭС-2 была оптимизирована [64].
Как ранее уже было показано (см. глава 3, рис.3.8) формы прогиба роторов низкого давления достаточно симметричны. В большей степени это можно сказать о роторах НД-1 и НД-2, поскольку на роторе НД-3 полумуфта генератора тяжелее, чем все остальные. Но, так как это сказывается сильнее на более высоких формах колебаний, чем на первой, то считаем возможным допустить, что для всех РНД первая собственная форма колебаний одинакова. Поэтому, на основе расчетов вынужденных колебаний для компенсации упругого прогиба роторов низкого давления на критических частотах были определены оптимальные системы грузов.
Для уравновешивания ротора по второй собственной форме оптимальной является система двух кососимметричных грузов, устанавливаемых в плоскости коррекции на крайних дисках. Наилучший результат при уравновешивании на низких частотах по первой собственной форме, как показывают результаты расчетов, дает система грузов, распределенных во все 4 плоскостях коррекции, имеющихся на роторе, в соответствии с распределением массы ротора и расчетной формой прогиба в сечениях балансировочных плоскостей.
Расчетное распределение корректирующих масс по первой собственной форме с учетом распределения массы самого ротора и разницы значений радиусов балансировочных плоскостей (605 мм в крайних плоскостях и 460 мм в плоскостях в центре пролета) составляет для всех роторов низкого давления соотношение 1:1,7:1,7:1.
Непосредственно процесс балансировки роторов низкого давления и расчет корректирующих масс выполняется по методике, близкой к стандартной, используемой при балансировке на станках. Основным отличием является то, что в качестве пробных грузов используются системы грузов, распределенных вдоль ротора в соответствии с деформациями по первой и второй собственным формам. В процессе пробных пусков эти системы указываются как единичные и в результате стандартных расчетов получают коэффициенты, показывающие во сколько раз нужно увеличить или уменьшить данную систему и углы, под которыми системы должны быть расположены на роторе.
Балансировка роторов низкого давления турбоагрегатов К-800-240-5 в условиях ПТП "Тюменьэнергоремонт" проводилась на станке ВМ-36000 производства фирмы "Диамех" (Россия). Балансировочный станок для уравновешивания роторов на низких частотах ВМ-36000 зарезонансного типа, удовлетворяет условиям ГОСТ 19534-74, ГОСТ 20073-74, ГОСТ 20076-76, ИСО 2953-75.
Этот станок позволяет уравновешивать роторы массой от 3500 до 36000 кг с диаметром шеек от 50 до 500 мм. Диапазон частот вращения при балансировке 160-180 об/мин. Порог чувствительности датчиков станка 0,05 г мм/кг. Максимальный коэффициент снижения неуравновешенности станка составляет 95%.
Погрешность измерения амплитуды: +/- 1 дБ (+/- 12%), фазы: +/- 2%,угла при довороте: +/- 1%.Для измерения вибрационных параметров на турбоагрегатах К-800-240-5 Сургутской ГРЭС-2 использовался переносной виброизмерительный комплекс ВК-5М, изготовленный в 1997 году предприятием "ИНФОРМТЕХ" НИИ комплексных испытаний оптико-электронных приборов ВНЦ Государственного оптического института им. СИ. Вавилова.Виброанализатор ВК-5М выполнен на базе ПК и имеет 8 виброизмерительных каналов и 1 тахометрический.
Комплекс ВК-5М обеспечивает возможность получения синхронных временных или частотных характеристик разгонов и выбегов агрегатов, а также каскадов спектров одновременно по восьми каналам. При обработке сигнала можно получить форму сигнала, значения амплитуды/фазы, спектр, характеристики разгона/выбега, каскады спектров, общий уровень вибрации.до 100 м/с . Погрешность регистрации данных составляет ±6 %.
