Диагностирование технического состояния паровых, авиационных и промышленных газовых турбин

Второй по величине гармонической  составляющей вибрации является её лопаточная (лопастная) составляющая:

,

где N число лопаток  вентилятора, турбины (лопастей насоса) Лопаточная (лопастная) составляющая колебательных сил и ее гармоники появляются из-за взаимодействия рабочею колеса с неоднородным потоком. Неоднородность потока в зоне рабочих колёс растет при засорении трубопровода и нарушениях в работе направляющего аппарата. В насосах и гидротурбинах вращение ротора с рабочим колесом в подшипниках скольжения и подшипниках качения с зазором может быть неустойчивым, что приводит к появлению автоколебаний ротора с частотой, равной половине частоты вращения или более низкой. Возникающие при этом колебательные силы возбуждают гармонические составляющие вибрации на частоте автоколебаний и ее гармониках.

В многоступенчатых агрегатах  при несимметричном потоке газа (жидкости) на выходе одного из колес из-за взаимодействия (через турбулентный поток) рабочего колеса и направляющего аппарата могут возникать гармонические колебательные силы с лопаточной частотой направляющего аппарата.

Кроме гармонических  составляющих колебательных сил в потоке,

обтекающем лопатки (лопасти) рабочих колес, возникают турбулентные пульсации давления, которые возбуждают случайную вибрацию рабочею колеса и корпуса агрегата. Мощность этих пульсаций может периодически изменяться с частотой вращения рабочего колеса, лопастной частотой или частотой автоколебаний.

В зоне рабочего колеса насосов  и гидротурбин при обтекании лопастей может появляться кавитация, которая является более сильным, чем турбулентность, источником случайных пульсаций давления. Мощность этих пульсаций также может быть модулирована частотой вращения рабочего колеса, лопастной частотой или частотой автоколебаний ротора с рабочим колесом.

 

3. Дефекты ротора с рабочими колесами в потоке жидкости или газа

 

Ротор с рабочими колесами является основным узлом многих типов машин, таких как центробежные и осевые насосы и вентиляторы, нагнетатели и компрессоры, турбины и ряд других. К дефектам рабочего колеса в потоке относятся не только дефекты собственно колеса, но и другие дефекты, изменяющие характеристики и свойства потока.

К основным дефектам ротора с рабочим колесом (колесами) в

потоке газа (пара) можно отнести:

-неуравновешенность  рабочего колеса;

-несоосность рабочего  колеса и вала, перекос рабочего  колеса;

-неоднородность потока  на входе в рабочее колесо, нарушения формы зазора между рабочим колесом и корпусом;

-нарушения формы обтекаемой  поверхности отдельных лопаток:

-повышенная турбулентность потока  в зоне рабочего колеса; автоколебания ротора с рабочим колесом в потоке;

-дефекты муфт, соединяющих роторы вентилятора и приводного двигателя.

В насосах и гидротурбинах, рабочее колесо которых вращается в потоке жидкости, к указанным дефектам добавляется кавитация перекачиваемой жидкости, приводящая к ускоренному эрозионному износу обтекаемых поверхностей. Неуравновешенность рабочего колеса приводит к увеличению центробежных сил, действующих на ротор, и к вибрации машины на частоте вращения ротора.

Несоосность рабочего колеса и вала приводит к росту переменной составляющей давления потока и вибрации машины с частотой вращения колеса, а его перекос – к росту переменной составляющей давления потока и вибрации машины с двойной частотой вращения рабочего колеса. В насосах переменная составляющая давления дополнительно возбуждает радиальную вибрацию трубопроводов. Кроме того, при несоосности колеса и вала один раз за оборот, а при перекосе - два раза за оборот вала, зазор между лопастями рабочего колеса и неподвижными частями корпуса достигает минимума, а турбулентность потока - максимума, т.е. появляется модуляция высокочастотной вибрации машины, возбуждаемая случайными пульсациями давления газа (жидкости) в турбулентном потоке.

Неоднородность потока на входе в рабочее колесо приводит к появлению ударных нагрузок на каждую лопатку (лопасть) в момент, когда она входит в зону потока с максимальной плотностью, и, как следствие, к росту лопаточной (лопастной) вибрации машины. Причинами повышенной неоднородности потока в зоне рабочего колеса чаще всего становятся дефекты направляющего аппарата или нарушения формы зазора между рабочим колесом и корпусом вследствие смешения оси вращения рабочего колеса относительно оси корпуса (статический эксцентриситет зазора).

Нарушения формы обтекаемой поверхности отдельных лопаток (лопастей), например при их износе или деформации, приводят к изменению нагрузки на лопатку, а следовательно, к появлению вращающейся составляющей сил давления на рабочее колесо в радиальном и осевом направлениях. Вращающаяся сила давления в радиальном направлении увеличивает вибрацию вала с рабочим колесом на частоте их вращения. Этот эффект часто называют аэродинамической (гидродинамической) неуравновешенностью рабочего колеса. Сила, действующая в горизонтальном направлении, является источником переменного давления потока, которое, если это поток несжимаемой жидкости, увеличивает радиальную вибрацию трубопровода.

Повышенная турбулентность потока в зоне рабочего колеса, вызываемая чаще всего засорением входного воздуховода (трубопровода) или использованием агрегата в неоптимальных режимах работы, увеличивает высокочастотную составляющую вибрации корпуса и, как правило, приводит к ее модуляции лопаточной (лопастной) частотой. В насосах повышенная турбулентность потока является основной причиной кавитации в жидкости, при которой рост высокочастотной вибрации насоса будет существенно более высоким, к 10-100 раз по сравнению с насосами, работающими в докавитационных режимах.

Процесс вращения рабочего колеса в потоке не является устойчивым, поэтому при росте зазора в подшипниках или при дефектах системы подачи в подшипники скольжения принудительной смазки часто возникают автоколебания вала с рабочим колесом в подшипниках. Частота автоколебаний ротора с рабочими колесами в потоке газа обычно близка к половине частоты его вращения, иногда точно совпадая с ней. В насосах частота автоколебаний может быть существенно меньше половины частоты вращения насоса, вплоть до частот в 20-25% от частоты вращения. Автоколебания являются источником вибрации на частоте автоколебаний и ее гармониках, а также модулируют по амплитуде как низкочастотную вибрацию вала с рабочим колесом, так и высокочастотную вибрацию, возбуждаемую силами трения в подшипниках и пульсациями давления в потоке.

Дефекты соединительных муфт на входе или выходе машин  с рабочими колесами приводят к появлению импульсных нагрузок на подшипники соединяемых муфтой валов несколько раз за оборот вала, модулируя в подшипниках силы трения и возбуждаемую ими высокочастотную вибрацию. Импульсные составляющие, как правило, появляются и в крутящем моменте, модулируя ток двигателя. Упругие муфты, особенно пластинчатые, даже при незначительных дефектах могут стать источником автоколебаний ротора с рабочими колесами.[4]

4. Выбор контрольных точек для диагностики

 

Рассмотрим особенности  диагностирования транспортных ГТУ (рис. 1), выявленные при натурных исследованиях двигателей двух марок:

   1. ДР59Л судового  типа, производства Криворожского  турбинного завода. Выходная мощность 10,4 МВт, номинальная скорость  вращения ротора низкого давления 5300 об/мин, высокого давления –  7200 об/мин, ротора силовой турбины  – 4500 об/мин, масса 14000 кг, полный ресурс 82500 ч. (рис. 1, а).

   2. НК-12СТ авиационного  типа, производства Самарского моторостроительного  объединения. Мощность на выводном  валу 6,3 МВт, номинальная скорость  вращения ротора турбокомпрессора 8280 об/мин, силовой турбины - 8200 об/мин, масса 3500 кг, назначенный ресурс 33000 ч. (рис. 1, б).[5]

 

Рис. 1. Транспортные ГТУ в составе газоперекачивающего агрегата: а) судового типа – ДР59Л; б) авиационного типа – НК-12СТ

Существенным конструктивным отличием судовых энергетических установок является наличие каскадов высокого и низкого давления, не связанных кинематически между собой, и межвального роликоподшипника.

Формирование сигнала  вибрации ГТУ определяется малыми габаритами и использованием подшипников качения с одной стороны, и высокой энергонасыщенностью конструкции и оборотами роторов компрессоров и турбин, с другой. Указанные особенности конструкции и условий работы агрегатов обуславливают как более низкий, по сравнению с паровыми турбинами межремонтный ресурс (1000-1500 часов), так и существенные трудности при разработке методики диагностирования.

1. Основной метод диагностики  подшипников качения – анализ  спектра огибающей высокочастотной  случайной вибрации - малоэффективен  по двум причинам: а) подшипниковые узлы недоступны для непосредственной установки датчиков вибрации; б) высокочастотная вибрация корпуса и опор содержит сильные гармонические составляющие, создающие «ложный» сигнал модуляции при исправном подшипнике качения.

2. В связи с относительно  небольшой массой корпуса и высокими температурами рабочего тела сигнал высокочастотной вибрации, измеряемый в точках контроля на корпусе установки, содержит, в основном, информацию о локальных аэродинамических процессах.

3. Нагрузки на рабочие  и направляющие (сопловые) лопатки определяются, как правило, центробежными силами, действующими на ротор и силами аэродинамического сопротивления лопаток. Причем переменная составляющая последних определяется несимметрией аэродинамического сопротивления лопатки и по своему влиянию на вибрацию близка к моментной неуравновешенности ротора, но величина формируемых колебательных сил, а, следовательно, и вибрации, зависит от нагрузки на агрегат.

4. Аэродинамические характеристики  воздуха и продуктов сгорания  природного газа в проточной части имеют повышенную турбулентность и, как следствие, появляется нелинейное взаимодействие ближайших ступеней (как рабочих, так и сопловых). В результате этого возникают колебательные силы на субгармониках лопаточных частот и на комбинационных частотах.

5. В трехвальных установках  межвальный подшипник, не являющийся  несущей опорой ротора, нагружается  при прогибах роторов, несоосности  и/или аэродинамических проблемах,  что приводит к нелинейному  взаимодействию центробежных сил  каскадов высокого и низкого давления и взаимной модуляции вибрации на частотах вращения этих роторов.

6. Близкие значения  частот вращения разных каскадов  установки, а также большое  количество ступеней с различным  количеством лопаток обуславливает  высокое число комбинационных и лопаточных составляющих вибрации во всем диапазоне частот, что существенно затрудняет постановку диагноза и автоматизацию алгоритма.

По результатам совместных исследований специалистов ВАСТа и  ПТУ «Ленгазэнергоремонт» можно  утверждать следующее:

После анализа перечисленных выше особенностей формирования вибрационного сигнала и влияния дефектов на его параметры выработан основной подход к диагностике ГТУ данного типа – интегральная оценка состояния установки при наличии развитых дефектов. Поскольку обнаружение зарождающихся дефектов каждого узла ГТУ затруднено, а признаки средних дефектов существенно изменяют свое значение при изменении нагрузки, принято решение об «отстраненной» оценке – выявлении диагностических признаков только развитых дефектов и отказ от точек контроля вибрации на корпусе проточной части.

Два основных положения  методики:

1. Объективная оценка  состояния агрегата возможна  при контроле вибрации в точках, по возможности равноудаленных  от основных источников корпусной  вибрации.

2. С высокой достоверностью можно обнаружить только развитые дефекты, так как сигнал вибрации, возбуждаемой зарождающимися дефектами, практически затухает при прохождении до выбранных точек контроля.

Для реализации этого  подхода наиболее эффективным является спектральный анализ вибрации машины в контрольных точках в плоскости крепления опор ротора в двух направлениях в зоне каждой из опор вращения.

Разработанная в результате проведенных в 1998-2002 годах исследований на станциях ООО «Лентрансгаз» методика диагностирования ГТУ основывается на измерении спектров вибрации в трех частотных диапазонах: низкочастотном (до 1 кГц), среднечастотном (до 5 кГц) и высокочастотном (до 25 кГц). Обнаруживаемые виды дефектов приведены в табл. 1.

5. Вибродиагностические признаки дефектов агрегатов с рабочими колесами

 

Частоты составляющих спектров вибрации и огибающей ее высокочастотных составляющих для обнаружения и идентификации дефектов лопастных вентиляторов, компрессоров и турбин приведены в табл.2.

Таблица 2

Примечание: - частота вращения рабочего колеса; - лопастная

частота; УНЧ - составляющие спектра вибрации на частотах менее  ;