цесса оказывается пропорциональным номеру гармоники. Реально существующая измерительная аппаратура в большинстве случаев имеет нелинейные фазочастотные характеристики, особенно в области граничных частот рабочего диапазона. Дифференцирование и интегрирование вибросигналов также вносит дополнительные фазовые сдвиги и искажения. Более подробно вопросы искажения вибросигналов в отдельных звеньях аппаратуры будут рассмотрены ниже.
1.2. НИЗКОЧАСТОТНЫЕ ВИБРАЦИИ
В практике эксплуатации различных машин наиболее распространенными являются низкочастотные вибрации, спектральный состав которых в основном определяется частотами вращения роторов и находится в диапазоне 2... 1000 Гц.
Максимально допустимые значения амплитуд виброскоростей роторных вибраций на установившихся режимах в рабочем диапазоне частот от 10 до 1000 Гц составляют: для стационарных машин и установок 6... 25 мм/с, для транспортных двигателей 20... 60 мм/с. На переходных режимах (вследствие их кратковременности) допускаются значительно большие виброскорости. Низкочастотные вибрации до 50... 100 Гц обычно записывают и наблюдают в режиме измерения амплитуды перемещения, а на более высоких частотах (до 1000 Гц) измеряют амплитуду виброскорости. Измерение амплитуды ускорения низкочастотных вибраций, форма сигналов которых в большинстве случаев имеет вид случайных колебаний, проводится в основном с записью на магнитную ленту для более детальной обработки, например, для спектрального или корреляционного анализа. Форма низкочастотных вибраций даже на установившихся режимах работы машины претерпевает существенные изменения, если переходить от наблюдения вибросигналов перемещения к скорости или ускорению. Большое влияние на форму вибросигналов оказывают нелинейности упругих элементов машин. Если с увеличением амплитуды вибраций жесткость упругих элементов заметно возрастает, то форма сигналов становится ограниченной по амплитуде. В случае уменьшения жесткости упругих элементов форма сигналов становится обостренной. Довольно часто наблюдаются несимметричные искажения формы сигналов, что указывает на несимметричность колебаний упругих элементов в измеряемом направлении. Несимметричные искажения возможны в тех случаях, когда происходят касания (или задевания) вибрирующих деталей соседних элементов машины. На рис. 1.4, в приведена спектрограмма вибраций воздуходувки с дефектом в подшипнике в диапазоне частот от О до 500 Гц. Виден целый ряд дискретных составляющих, расположенных через интервал в 16...25 Гц, что свидетельствует о периодическом ударном возбуждении корпуса и нелинейностях преобразования в системе ротор-корпус. На рис. 1.4 (а и б) приведены спектрограммы вибраций неисправной мешалки барабанного
Рис. 1.4, Характерные спектрограммы низкочастотных вибраций:
с-неисправной мешалки барабанного типа в диапазоне частот 0 ... 800 Гц; б-то же, в Диапазоне частот 0 ... 40 Гц с более высоким разрешением по частоте; в - воздуходувки с неисправным подшипником типа. В диапазоне собственных частот корпуса 250... 350 Гц см. рис. 1.4, а) видны три дискретные составляющие различной интенсивности. Спектральный анализ огибающей (см. рис. 1.4,6) отфильтрованного сигнала в указанной полосе частот показал, что сигнал имеет модуляцию с частотами 11; 14,8 Гц и др. Частота 14,8 Гц соответствует частоте прокатывания тел качения неисправного подшипника. Таким образом, ударные возбуждения корпуса с неисправным подшипником вызывают его резонансные колебания, которые имеют модулирующую частоту, равную частоте прокатывания тел качения.
В системе ротор - корпус машины имеют место нелинейные
преобразования, которые легко выявляются путем спектрального
анализа вибросигналов. В этом случае в спектре имеются гармоники роторной частоты, а также наблюдаются существенные изменения коэффициентов амплитуды (1.3) и формы (1.4). Поэтому
оценка вибронапряженности машины по среднему квадратичному (1.1), среднему (1.2) или максимальному амплитудному значению. а также их взаимный пересчет, осуществляются с учетом этих коэффициентов. Выявить наличие нелинейных преобразований
Можно путем визуального наблюдения за формой сигнала по виб-
Действие низкочастотной вибрации на клетки и ткани организма
Физическая природа звука и вибрации одна и та же. В обоих случаях речь идет об упругих колебаниях, волнообразно распространяющихся в среде газообразной, жидкой и твердой. Вместе с тем, как мы уже отмечали, биологический эффект действия звука и вибрации на клетки и ткани организма далеко не одинаков. К сожалению, природа различий в действии этих двух физически родственных факторов во многом еще не изучена. Для эффективного действия вибрации существенным ее параметром являются ускорение, частота колебаний гравитационных сил, векторы этих колебаний. Для звука, однако, ведущими параметрами являются интенсивность, выраженная через давление, и так же, как для вибрации - частота: в первом случае вибрационная, во втором - звуковая. Но ближе эти различия до сих пор не установлены.
Для сравнения эффективности действия на один и тот же объект звука и вибрации проведены следующие опыты. Эстрагированный из мышц белок миозин подвергался действию звука. Эффективность действия звука оценивалась по степени денатурации белка. Оказалось, что при действии звука максимальный эффект наблюдается при частоте 3000 Гц. Далее, из раствора белка получали миозиновые нити и также действовали на них звуком различной частоты. Мерой оценки эффективности действия звука служила величина связываемого красителя нитями. Оказалось, что и в этом случае максимальный эффект действия звука наблюдается в области 3000 Гц. Именно эти объекты и гомогенат тех же мышц мы подвергали вибрации с различными частотами. Эффект действия вибрации оценивали по изменению ферментативной активности. Во всех случаях максимальный эффект наблюдался при вибрации частотой 200 Гц. Далее мы попытались найти наиболее эффективные частоты вибрации для мышцы, оценивая эффект вибрации также по изменениям АТФазной активности белка, экстрагированного из этой мышцы. Оказалось, что частотой, при которой все более нарушается ферментативная активность, также является частота 200 Гц.
Мы уже видели, что при действии звука с частотой на те же объекты никакого заметного эффекта не обнаруживается. Тогда как при вибрации с частотой 200 Гц в какой бы упаковке белок ни находился, вибрация будет оказывать на него максимальное действие. 200 Гц - это резонансная частота данного белка.
При сравнении эффективных частот звука и вибрации при их действии на самые различные по своим характеристикам клетки и ткани частота вибрации примерно на порядок ниже частоты звука. Природа этого различия пока не ясна.
Результаты многочисленных опытов показали, что низкочастотные вибрации в большинстве исследованных тканей, за исключением селезенки и печени, вызвали заметные, статистически достоверные структурные изменения в клетках. Установлено также, что степень их изменения для каждой ткани и органа различна, что свидетельствует о их различии чувствительности к данным частотам вибрации. Более чувствительными оказались ткани нейрогенного происхождения, особенно при вибрации с частотой 25 Гц.
Оценивая роль частотных характеристик вибрации в ее биологическом действии на ткани организма, бросается в глаза одно удивительное и пока еще трудно объяснимое явление - отсутствие каких бы то ни было заметных изменений в тканях от вибрации с частотой 50 Гц. Почему вибрация с частотой 25 Гц вызывает довольно значительные субстанционные изменения тканей, но еще более значительными являются изменения, наблюдаемые при вибрации с частотой 75 Гц, а при 50. Гц - отсутствуют? К сожалению, для объяснения этого явления мы не имеем сколько-нибудь убедительных экспериментальных данных и вынуждены ограничиться некоторой аналогией, например с сердечной деятельностью. Как известно, сердце работает в строго постоянном ритме. Если мы будем подавать сигналы раздражения сердца в том же ритме, это будет способствовать улучшению его деятельности в привычном для него ритме. Представим себе, однако, подачу сердцу стимулов, попадающих в противофазу его ритма. Тогда неизбежны сердечные перебои с катастрофическим последствием для его дальнейшей судьбы. Нечто подобное можно представить и для других тканей, предполагая, что не только сердце, но и все живые ткани "работают" в определенном ритме, и ритм с такой частотой, подаваемый извне, будет вызывать лишь улучшение их деятельности. Напротив, другие ритмы, например 25 и 75 Гц, приведут к серьезным нарушениям и структуры, и функции этих тканей, что нами и наблюдалось.
Основной вывод из этой серии опытов заключается в том, что вибрация организма ин тото не отражается от поверхности тела животного, как это характерно для звука, а проникает во все органы и ткани, вызывая соответствующие нарушения их деятельности. Конечно, звуковые волны частично проникают через толщу тканей, но давление звуковой волны при этом значительно снижается, и поэтому наиболее эффективным местом действия звука являются рецепторы поверхности тела "экстероцепторы" - представители нервных центров. Поэтому становится понятным тот факт, что звук, в особенности смешанный шум, является источником головных болей, неврозов, психических расстройств. Вибрация же имеет своим адресатом действия структуры всех тканей организма, и, следовательно, патологические явления при ее действии на целый организм могут быть самые различные и в самых различных участках организма. Это определяется в значительной степени физическими характеристиками вибрации.
Влияние вибрации на зрение
Для проверки гипотезы о понижении работоспособности человека при частоте 5 гц (резонансная частота тела) проведено две серии опытов. В обеих из них стенд был неподвижным, а испытуемый подвергался воздействию вибрации в вертикальном направлении. Единицей деятельности считалось среднее время, требуемое для выполнения целого рада действий по каждому заданию. Первое из них заключалось в разборе машинописного текста, второе – в правильном размещении маркеров.
В предварительной пробе по первому заданию работоспособность при действии вибрации 4 гц снижалась сильнее, чем при 8 гц. Сравнивались работоспособность четырех испытуемых во время действия синусоидальной вибрации 2–10 гц и в статическом положении. Амплитуда ускорения сиденья составляла 0,25 g при всех частотах. Наибольшее воздействие вибрации отмечено при 3–4 гц, что приходится на более низкую частоту, чем резонансная человеческого тела. Это явление можно объяснить ограниченной скоростью движений глаз при прослеживании сравнительно большого движения объекта во время действия низкочастотной вибрации при постоянном ускорении.
В последующих экспериментах измеряли частотную реакцию прослеживающих движений глаз при фиксации неподвижной цели и действие на все тело вибрации в вертикальном направлении. Испытуемые фиксировались в жестком каркасе для сведения к нулю резонанса тела и движений головы. Фазовый угол и угловая амплитуда движения глаз в вертикальном направлении определялась с помощью скоростной киносъемки.
При вибрации частотой 3–4 гц и последующем снижении её до 2 гц динамика компенсаторных движений глаз резко снижалась. Так, при частоте 3–4 гц она составляла менее 1/3 от исходной величины. Отмечалась ограниченность скорости прослеживающих движений глаз при выявлении четкой видимости приборной доски в период воздействия вибрации. Определялось, в какой степени четкость изображения приборной доски оказывается под влиянием относительного движения, какие частоты и амплитуды смещения наиболее переносимы и возможность увеличения четкости, путем усовершенствования конструкции. Отражение циферблата на качающемся зеркале подвергалось вибрации в направлении вверх-вниз при частотах до 16 гц с различными амплитудами смещения. Точность чтения в большей степени зависела от частоты. До 2 гц можно довольно легко определять показания циферблата, но при более высокой частоте это оказывалось невозможным. В диапазоне от 2 до 4 гц в зависимости от амплитуды углового смещения четкость изображения оказывалась наиболее искаженной. Однако выше 4 гц она вновь улучшалась. Установлено, что циферблат читается легко, когда стрелка расположена по направлению движения.
Одной из главных причин понижения остроты зрения является нечеткость изображения на сетчатке в результате неспособности глаза прослеживать перемещающийся предмет. Увеличение амплитуды ускорения также понижает остроту зрения, что, вероятно, объясняется физическим дискомфортом и последующим снижением мотивации.
Итак, острота зрения особенно резко снижается при действии вибрации в полосе частот 2–5 гц. В пределах нижней границы этой полосы происходит нарушение прослеживающих движений глаз, тогда как при более высоких частотах в той же полосе относительное движение видимого объёма может быть усилено резонансом тела. При конструировании самолета необходимо свести до минимума (2–5 гц) вибрацию каркаса. Кресло должно «гасить» как можно больше остаточной вибрации, чтобы показания приборов могли читаться в динамических и статических условиях.
Приведем еще один поучительный пример, который подтверждает мысль о множественном характере явлений, вызываемых вибрацией, о многообразии патологических процессов, возникающих в результате ее действия.
Для белка - актомиозина резонансной частотой вибрации является 200 Гц. Кроме этой частоты значительный эффект вызывается и вибрацией с частотой 25 Гц; в какой бы упаковке белок ни находился - эти частоты его найдут. При действии вибрации с этой частотой белок теряет способность расщеплять АТФ, добывать энергию для работы мышц. Будем теперь, исходя из идеи, что характер патологии определяется физической характеристикой вибрации, подвергать животное вибрации с частотой именно в 25 Гц, заведомо зная, что кроме прочего белок при этом будет утрачивать АТФазную активность. Как это скажется на состоянии организма? Опыты подтвердили ожидаемые результаты. Животные, подвергавшиеся вибрации, утратили физическую силу держаться на воде, плавать. Эти данные в высшей степени поучительны. Становится понятным, почему экипажи вертолетов, трактористы, танкисты и вообще лица других профессий, казалось бы, не выполняя в процессе своей трудовой деятельности непосредственно физической работы, но подвергающиеся вибрации, ощущают невероятную физическую усталость. Теперь это явление уже экспериментально доказано.
В проведенных опытах обнаруживаются два очень важных факта. Во-первых, вибрация подавляет физическую выносливость в первые же часы своего действия, и этот эффект, по нашим данным, сохраняется в течение нескольких суток. Из этого следует очень важный практический вывод - необходимо исключать всякие физические нагрузки лицам, подвергавшимся в процессе трудовой деятельности вибрации. Во-вторых, вибрация нарушает одно из фундаментальных биологических свойств мышц - способность повышать функциональную активность посредством тренировки. После вибрации эту способность мышцы на какое-то время утрачивают. Приведенные опыты показывают также исключительное значение избирательного действия вибрации в возникновении патологических процессов. При подготовке статьи использовались материалы Ю. Каменщикова, Н. Хваткова а так же издания Human Problems of Supersonis and Hypersonic flight, 1962.
Вибрация
Вибрация представляет собой механические колебательные движения, непосредственно передаваемые телу человека. Основными физическими характеристиками вибрации являются амплитуда и частота колебаний. Амплитуда вибросмещения измеряется в м или см, а частота колебаний - в герцах.
Учитывая, что при любом колебательном движении непрерывно изменяется скорость и ускорение (наибольшие на осевой линии колебания и наименьшие в крайних позициях), вибрацию оценивают по скорости и ускорению.
Для вибрации отсчет децибел ведется от условной опорной виброскорости, равной 5 10 8 м/с, виброускорения - 3 10 4 м/с 2 .
Виброскорость и виброускорение выражаются в дБ относительно их нулевых порогов. При этом порог восприятия вибрации составляет около 70 дБ.
Виброскорость и виброускорение оцениваются в пределах стандартных октав со среднегеометрическими частотами - 1; 2; 4; 8; 16; 31,5; 63; 125; 250 Гц и выше. Вибрация с частотой до 32 Гц относится к низкочастотной, а более 32 Гц - к высокочастотной.
Преимущества одночисловых интегральных показателей, таких, как доза или эквивалентный уровень, определили интерес исследователей к дозовой оценке вибрации. Если для шума этот подход достаточно обоснован, что нашло отражение в стандарте ИСО R-1999 (1971 г.), то в отношении вибрации имеются лишь единичные работы экспериментального плана.
Необходимо отметить, что действующий ГОСТ 12.1.012-78 регламентирует ПДУ вибрации по кинематическому параметру виброскорости, а доза - параметр энергетический, учитывающий уровень вибрации и время ее действия.
Источниками вибрации являются широко применяемые в промышленности, строительстве, транспорте, сельском хозяйстве и в быту пневматические и электрические ручные механизированные инструменты, различные машины и оборудование, станки, транс-портные средства. Вибрацию широко применяют не только в технике, но и в медицине для лече-ния некоторых нервных и мышечных заболеваний (вибротерапия, вибромассаж).
Вибрация относится к факторам, обладающим большой биологической активностью. Характер, глубина и направленность физиологических сдвигов различных систем организма определяются уровнями, спектральным составом вибрации, а также физиологическими свойствами тела человека. В генезисе этих реакций важную роль играют анализаторы - вестибулярный, двигательный, зрительный, кожный и др.
Следует отметить важную роль биохимических свойств человеческого тела в субъективном восприятии вибрации. Действие вибрации на организм опосредуется следующими явлениями: физическим воздействием на поверхность контакта, распрос-транением колебаний по тканям, непосредственной реакцией на воздействия в органах и тканях, а также раздражением механорецепторов, вызывающим нейрорецепторные и субъективные реакции.
В настоящее время накоплен экспериментальный и клинический материал, под-черкивающий роль рефлекторных регуляторных влияний ЦНС в возникновении функциональных сдвигов в нервно-мышечном аппарате у лиц, подвергающихся воздействию вибрации. Эти исследования показывают, что расстройства двигательной функции, возникающие под воздействием вибрации, обусловлены как нарушениями регуляторных воздействий ЦНС, так и непосредственным поражением мышц. При этом преобладание диффузных сдвигов может быть объяснено преимущественно изменениями в деятельности суперспинальных структур, тогда как большая выраженность локальных изменений в мышцах может быть связана с их непосредственной травматизацией.
Особенно чувствительными к действию локальной вибрации являются отделы симпатической нервной системы, регулирующие тонус периферических сосудов, а также отделы периферической нервной системы, связанные с вибрационной и тактильной чувствительностью.
Доказано, что направленность сосудистых нарушений определяется, в первую очередь, параметрами воздействующей вибрации. Спастические явления в капиллярах происходят при вибрации выше 35 Гц, а ниже наблюдается преимущественно картина атонии капилляров или спастико-атоническое их состояние. Область частот 35-250 Гц наиболее опасна в отношении развития спазма сосудов.
Вибрация может прямым путем мешать выполнению рабочих операций или косвенно отрицательно влиять на работоспособность человека. Ряд авторов рассматривают вибрацию как сильный стресс-фактор, оказывающий отрицательное влияние на психомоторную работоспособность, эмоциональную сферу и умственную деятельность человека и повышающий вероятность возникновения несчастных случаев.
За последние годы установлено, что вибрация, как и шум, действует на организм человека энергетически, поэтому ее стали характеризовать спектром по колебательной скорости, измеряемой в сантиметрах в секунду или как и шум, в децибелах; за пороговую величину вибрации условно принята скорость в 5 10 6 см/сек. Вибрация воспринимается (ощущается) лишь при непосредственном соприкосновении с вибрирующим телом или через другие твердые тела, соприкасающиеся с ним. При соприкосновении с источником колебаний, генерирующим (издающим) звуки наиболее низких частот (басовые), наряду со звуком воспринимается и сотрясение, то есть вибрация.
В зависимости от того, на какие части тела человека распространяются механические колебания, различают местную и общую вибрацию. При местной вибрации сотрясению подвергается лишь та часть тела, которая непосредственно соприкасается с вибрирующей поверхностью, чаще всего руки (при работе с ручными вибрирующими инструментами или при удержании вибрирующего предмета, детали машины и т. п.). Иногда местная вибрация передается на части тела, сочлененные с подвергающимися непосредственно вибрации суставами. Однако амплитуда колебаний этих частей тела обычно ниже, так как по мере передачи колебаний по тканям, и тем более мягким, они постепенно затухают. Общая вибрация распространяется на все тело и происходит, как правило, от вибрации поверхности, на которой находится рабочий (пол, сиденье, виброплатформа и т. п.).
При воздействии вестибулярных раздражителей, к которым относится вибрация, нарушаются восприятие и оценка времени, снижается скорость переработки информации. Низкочастотная вибрация вызывает нарушение координации движения, причем наиболее выраженные изменения отмечаются при частотах 4-11 Гц.
Длительное влияние вибрации приводит к стойким патологическим нарушениям в организме работающих. Всесторонний анализ этого патологического процесса послужил основанием для выделения его в качестве самостоятельной нозологической формы профессионального заболевания - вибрационной болезни.
Вибрационная болезнь продолжает занимать одно из ведущих мест среди всех профессиональных заболеваний. Причиной этого является как использование ручных машин, не отвечающих требованиям санитарных норм, так и развивающаяся специализация труда, ведущая к увеличению времени воздействия на организм вибрации. Опа-сность развития вибрационной болез-ни возрастает с увеличением интенсив-ности и длительности действия вибрации; при этом существенное значение имеет индивидуальная чувствительность. Вредное действие вибрации усиливают шум, охлаждение, переутомление, значитель-ное мышечное напряжение, алкогольное опьянение и др. Условно различают местную вибрацию, дей-ствующую преимущественно на руки работающих, и общую вибрацию, когда при колебании пола, сиденья (рабочего ме-ста) действию вибрации подвергается весь организм.
В отличие от местной при действии общей вибрации возникают клинические симптомы, свя-занные с расстройствами деятельности мозга. При этом особенно часто стра-дает вестибулярный аппарат, появля-ются головные боли, головокружения. По степени выраженности патологиче-ского процесса выделяют 4 стадии за-болевания:
I -- начальная,
II -- уме-ренно выраженная,
III -- выраженная,
IV -- генерализованная (встречается крайне редко).
Помимо стадий, отме-чают наиболее типичные синдромы: ангиодистонический, ангиоспастический, вегетативного полиневрита, невротиче-ский, вегетомиофасцита, диэнцефальный и вестибулярный.
Низкочастотная общая вибрация, особенно резонансного диапазона, вызывая длительную травматизацию межпозвоночных дисков и костной ткани, смещение органов брюшной полости, изменения моторики гладкой мускулатуры желудка и кишечника, может приводить к болевым ощущениям в области поясницы, возникновению и прогрессированию дегенеративных изменений позвоночника, заболеваний хроническим пояснично-крестцовым радикулитом, хроническим гастритом.
У женщин, подвергающихся длительному воздействию общей вибрации, отмечается повышенная частота гинекологических заболеваний, самопроизвольных абортов, преждевременных родов. Низкочастотная вибрация вызывает у женщин нарушение кровообращения органов малого таза.
Ткани человека обладают различной способностью к передаче вибрации. Наилучшим проводником вибрации являются кости, мягкие ткани. Суставы же являются эффективными гасителями колебаний. С повышением частоты вибрации амплитуда колебаний частей тела по мере удаления от точки приложения уменьшается. Так, например, в диапазоне частот 50-70 Гц до головы доходит около 10% энергии передаваемой вибрации человеку, находящегося на виброплатформе. Вибрация частотой более 100 Гц практически не передается по телу человека и является большей частью местной.
Органы, непосредственно воспринимающие вибрации, делятся на две группы. К первой относятся органы равновесия (вестибулярный аппарат), находящиеся во внутреннем ухе. Взаимодействуя с соответствующими связями в мозгу, они работают как интегральный измеритель угловых и линейных ускорений. Информация, посылаемая в мозг органами равновесия, находящимися под влиянием вибраций, может оказаться искаженной, дезориентирующей, а в некоторых случаях раздражающей и вызывающей у человека состояние болезни. Силы и перемещения, вызываемые вибрацией, улавливаются большим числом механорецепторов во всем организме. Некоторые из них, находящиеся в мышцах и сухожилиях, сигнализируют о положении тела и действующих на него нагрузках. Они взаимодействуют с отделом центральной нервной системы, регулирующим положение тела и его движение. Эти рецепторы реагируют на любые изменения, в том числе низкочастотные.
Ко второй группе относятся рецепторы, расположенные в коже и соединительных тканях. Они выполняют функции осязания, реагируя на более высокие частоты (около 30 Гц). Вибрации оказывают определенное влияние на организм также через органы зрения и слуха.
Характер воздействий вибрации на человека зависит от их длительности. Нарушения физиологических функций организма, наступающие под влиянием вибраций, имеют тенденцию к усилению с увеличением длительности воздействия.
Вибрация, высокий вибрационный фон среды представляют опасность для здоровья не только рабочих, в условиях производства, но и для других групп населения. Источниками вибрации в жилых зданиях являются: транспорт, промышленные установки, инженерно-тех-нологическое оборудование зданий. По интенсивности колебаний наиболее воздействует на человека городской рельсовый транспорт: мелкого заложения и открытые радиусы метрополитена, железнодорожные магистрали. Вибрация, возникающая в зданиях от движения поездов, имеет регулярный прерывистый характер. По мере уда-ления от источника амплитуда колебаний снижается.
При распространении колебаний по высоте много-этажного здания на верхних этажах наблюдается как ослабление, так и усиление вибрации, в зависимости от резонанса. Изученные типы конструкций зданий в условиях одинаковых грунтов не оказывают существен-ного влияния на уровни вибрации в жилых помещениях.
В некоторых случаях регистрируются высокие уров-ни вибрации от инженерно-технологического оборудова-ния самих зданий (лифты) и встроенных объектов.
В основе профилактики вибрационной болезни лежит гигиенически обоснован-ное нормирование уровней вибрации. При этом учитываются направленность, продолжительность действия, характер вибрации. В Российской Федерации уровни вибрации на рабо-чих местах в производственных по-мещениях, на горных, сельско-хозяйст-венных, мелиоративных, строительно-дорожных машинах, железнодорож-ном и автомобильном транспорте, на судах регламентируются санитарным законодательством.
Основными нормативными правовыми актами, регламентирующими параметры производственных вибраций, являются: "Санитарные нормы и правила при работе с машинами и оборудованием, создающими локальную вибрацию, передающуюся на руки работающих" № 3041-84 и "Санитарные нормы вибрации рабочих мест" № 3044-84.
В настоящее время около 40 государственных стандартов регламентируют технические требования к вибрационным машинам и оборудованию, системам виброзащиты, методам измерения и оценки параметров вибрации и другие условия.
Список литературы
1) Арустамов Э.А. Безопасность жизнедеятельности. - М.: 2001.
2) Гарин В.М. Экология для технических вузов. - Ростов на Дону: 2001.
3) Криксунов Е.А., Пасечник В.В., Сидорин А.П. Экология. - М.: «Дрофа», 2004.
Основной особенностью низкочастотной вибрации является то, что под действием вынуждающей силы машина или ее элементы колеблются как единое целое. При математическом описании таких колебаний объект диагностирования может быть представлен конечным числом жестких тел с упругими связями между ними, т.е. системой с сосредоточенными параметрами. В зависимости от размеров и сложности формы машин или оборудования низкочастотные колебания имеют частоты ниже 100...300 Гц. Однако эта граница может несколько меняться в зависимости от частот колебательных сил, действующих в машине.
Рис. 4 а. Механизм как простейшая колебательная система
Под действием гармонической вынуждающей силы F(t) с амплитудой F 0 он совершает одномерные в вертикальном направлении колебания, описываемые дифференциальными уравнениями второго порядка вида:
где m - масса механизма; С - суммарная жесткость виброизоляторов;
R м механическое сопротивление, определяющее активные потери колебательной энергии; y(t) - смещение инерционного элемента от положения равновесия; инертные силы,- силы трения, Cy(t) - упругие силы, F(t)=F 0 cos щt - вынуждающая сила.
Колебания организма будут также гармонического вида:
Амплитуда колебаний без учета активных потерь, когда имеет вид:
где F 0 /C=Y ст статистическая деформация виброизоляторов под действием силы тяжести; собственная частота колебаний механизма на виброизоляторах.
Таким образом, амплитуда низкочастотных колебаний механизма Y 0 зависит от параметров вынуждающей силы (ее амплитуды F 0 и частоты щ и от параметров канала передачи (суммарной жесткости виброизоляторов С и собственной частоты колебаний механизма на виброизоляторах щ 0).
На рис.4 б показана зависимость амплитуды низкочастотных колебаний механизма от частоты при постоянной амплитуде вынуждающей силы. Как видно из рисунка, на резонансе (собственная частота щ 0) амплитуда колебаний резко увеличивается. Активные потери в упругих элементах ограничивают амплитуду резонансных колебаний (рис.4 б, пунктирная линия).
Низкочастотная вибрация механизмов, машин и оборудования содержит преимущественно гармонические составляющие, создаваемые вынуждающими силами, часть которых зависит от технического состояния объектов. Диагностическими параметрами низкочастотных составляющих вибрации чаще всего являются амплитуды колебаний на определенных частотах, пропорциональные величине соответствующих вынуждающих сил. Иногда в качестве диагностического параметра используется величина собственной частоты колебаний щ 0 , характеризующая, в первую очередь, свойства упругих элементов.
Выше были рассмотрены особенности одномерных гармонических колебаний. На самом деле объект имеет в пространстве шесть степеней свободы (три поступательных и три вращательных). Сравнение колебаний по каждой из них, а также сопоставление соответствующих им собственных частот дает возможность расширения объема диагностической информации, получаемой из анализа низкочастотной вибрации.
Основные трудности диагностирования машин и оборудования по низкочастотной вибрации связаны, во-первых, с тем, что не все элементы имеют упругие связи, т.е. не все установлены на виброизоляторах, что значительно усложняет описание колебательной системы. Во-вторых, собственные частоты элементов машин или оборудования точно неизвестны, а от их величин в значительной степени зависит амплитуда колебаний, являющаяся, как правило, основным диагностическим параметром.
Надежность работы турбины и генератора в значительной мере определяется их вибрационным состоянием.
Повышенная вибрация, возникающая вследствие некачественного изготовления, монтажа, ремонта или некачественной эксплуатации агрегата, является источником всевоз
можных аварийных ситуаций и даже крупных аварий. Необходимо отметить, «что вредные последствия даже умеренных вибраций имеют свойство накапливаться и проявляться в самой различной форме. Это может найти выражение в появлении усталостных трещин в роторе турбины, штоках регулирующих клапанов, чугунных опорах, зубчатых передачах и т. д. Под действием вибрации расстраивается взаимное крепление частей, нарушается жесткая связь статоров и подшипников с фундаментными плитами, увеличивается расцентровка валов.
При повышенной вибрации возникает опасность повреждения лабиринтных уплотнений турбины, водородных уплотнений и системы водяного охлаждения генератора. Значительные колебания вала на масляной пленке могут вызвать возникновение очагов полусухого трения, что увеличивает опасность выплавления подшипников.
Неблагоприятное действие вибрации оказывается также на работе системы регулирования турбины и приборов контроля. Необходимо отметить также отрицательное воздействие вибрации на обслуживающий персонал. Это воздействие определяется как повышенным уровнем шума, так и непосредственным, физиологическим действием вибрации на организм человека.
Все эти обстоятельства предъявляют весьма жесткие требования к нормированию вибраций. Согласно ПТЭ вибрационное состояние турбоагрегата оценивается по следующей шкале:
На турбогенераторах блочных установок мощностью 150 МВт и более вибрация не должна превышать 30 мкм.
Вибрация должна замеряться в трех направлениях: вертикальном, горизонтально-продольном и горизонтально-поперечном. Если вибрация хотя бы одного из подшипников в одном из трех направлений превышает значение «удовлетворительно» для данного типа машин, то вибрационное состояние всего агрегата признается неудовлетворительным, и турбина должна быть выведена в ремонт для устранения вибрации.
Вибрационное состояние агрегата должно определяться при вводе его в эксплуатацию после монтажа, перед выводом агрегата в капитальный ремонт и после капитального ремонта. При отличном и хорошем вибрационном состоянии агрегата периодичность замеров вибрации должна составлять 1 раз в 3 мес. При заметном повышении вибрации подшипников замеры должны производиться по особому графику. Турбоагрегаты с удовлетворительной оценкой вибрации могут быть введены в эксплуатацию только с разрешения главного инженера районного управления (энергокомбината), причем в самое ближайшее время должны быть приняты меры по улучшению вибрационного состояния агрегата.
Для оценки вибрационного состояния турбоагрегата уровень вибрации должен определяться не только на рабочих числах оборотов, но и при прохождении турбиной критического числа оборотов. Исследования показали , что переход системы «ротор - опоры» через критические скорости в процессе пуска и останова агрегата может сопровождаться весьма значительным увеличением амплитуды колебаний. Хотя в данном случае повышенная вибрация действует относительно кратковременно, однако нескольких пусков и остановов машины с недопустимо большими амплитудами колебаний ротора на критических скоростях может оказаться достаточным для приведения в негодность паровых и масляных уплотнений. В худших случаях возникают задевания в проточной части турбины, появляется остаточный прогиб ротора, разрушается баббит вкладышей подшипников, появляются трещины в фундаменте и т. п.
Значительный рост вибрации на критических скоростях вызывается существенной неуравновешенностью ротора по собственным формам динамического прогиба валов. Как показывает практика, и этот небаланс может быть устранен специальными методами балансировки с доведением уровня вибрации подшипников на критических оборотах до величины порядка 30- 50 мкм. Поэтому вибрационное состояние турбоагрегата, проходящего критические скорости с повышенной вибрацией, не может считаться удовлетворительным, если даже на рабочей скорости вращения вибрация подшипников «е превышает нормы.
Существующие допуски нормируют амплитуду колебаний подшипников только в зависимости от скорости вращения роторов, не учитывая частотного состава этих колебаний. Однако многочисленные измерения показывают, что вибрация подшипников, валов и других элементов машины часто косит. несвнусоидальный характер. На колебания основной частоты, равной частоте вращения роторов, накладываются составляющие высших, а иногда и низших частот. В отдельных случаях наблюдаются колебания, близкие к синусоидальным, ио с частотами, отличными от основной .
У агрегатов с частотой вращения 3000 об/мин с основной частотой колебаний 50 Гц чаще всего обнаруживается высокочастотная составляющая 100 Гц, а также имеют место низкочастотные составляющие с частотами, близкими, к низшей критической скорости системы «ротор - опоры» (обычно 17-21 Гц) или к половине рабочей частоты (~25 Гц).
Присутствие существенных по амплитуде высших гармоник свидетельствует о действии на колеблющуюся систему значительных нагрузок, которые могут в несколько раз превышать нагрузки, вызывающие колебания основной частоты. Однако, поскольку вопрос о связи между спектральным составом вибрации и опасностью ее для турбины недостаточно изучен, можно ограничиться лишь указанием на необходимость принятия более жестких допусков на вибрацию в случае значительных высокочастотных составляющих. Что касается низкочастотных колебаний, то вследствие их неустойчивости, способности к внезапному и резкому возрастанию они представляют несомненную опасность для машины. Поэтому, если в колебаниях подшипников и роторов обнаруживаются заметные низкочастотные составляющие, вибрационное состояние турбоагрегата не может быть признано удовлетворительным.
Некоторый учет частотного состава вибрации предусматривают нормы VDI, получившие распространение в европейской практике. Согласно этим нормам в качестве основной характеристики вибрации принимается эквивалентная амплитуда виброскорости, измеренная при рабочей скорости вращения роторов
Если измеряемые колебания разлагаются на гармонические составляющие с угловыми частотами сої, (02, ..., (о„ и соответствующими им амплитудами At, Аг,., .,Ап, то эквивалентная амплитуда внброскоро - сти может быть подсчитана по формуле
Vskb = К"Л^шг, + ЛЧсоЧ + . . . + AinP*„ = = VVh + V», + . . . + Wn, (3-14)
Где Vi, . . ., Vn - амплитудные значения виброскорости каждой из гармонических составляющих.
Для случая измерения биений с максимальными l/макс и минимальными Vrnui значениями виброскоростей
VSKB = К^макс + VW (3-15)"
В табл. 3-7 приводятся нормы допустимой вибрации подшипников турбоагре-
Гатов по данным VDI на основной частоте 50 Гц
В проекте международного стандарта на вибрацию машин предлагается использование в качестве критерия эффективной амплитуды виброскорости
Уэфф = l-"экв (3-16>
Как величины, непосредственно измеряемой электроизмерительными приборами. Уровни
■оценки вибросостояния машин ПО Уэфф соответствуют подобным же уровням, приведенным по Уэкв в нормах VDI. Эти нормы учитывают гармонический состав измеряемой вибрации за счет составляющих, имеющих частоту выше оборотной.
Оценка вибрационного состояния турбоагрегата будет не полной, если не учитывать уровень вибрации его фундамента. Обычно у правильно спроектированного и хорошо выполненного фундамента двойная амплитуда колебаний при хорошо отбалансированном роторе не превышает 10-20 мкм. Заметное отклонение от приведенных значений в сторону увеличения свидетельствует о дефектах фундамента.
При рассмотрении вопросов вибрации современных крупных турбоагрегатов необходимо учитывать то обстоятельство, что колебания подшипников в современных агрегатах все в меньшей степени отражают истинные колебания вала турбины. Это объясняется в первую очередь повышенной массой и жесткостью опор крупных турбоагрегатов. Не последнюю роль в этом явлении играют также демпфирующие свойства масляного клина, существующего между шейкой вала и подшипником.
Согласно экспериментальным данным на крупных агрегатах амплитуда вибрации концов валов может превосходить в 10-15 раз амплитуду колебаний подшипника, причем эти колебания могут быть смещены между собой по фазе. Наблюдались также случаи, когда вылет одной или нескольких рабочих лопаток не приводил к заметному увеличению вибрации подшипников, тогда как колебания вала существенно возрастали. Это показывает, что для ряда турбоагрегатов вибрация подшипников не являтся надежным критерием безопасности, и необходимо для этих агрегатов в каждом отдельном случае экспериментально устанавливать связь между колебаниями валов и подшипников турбины. Переход к большим единичным мощностям турбоагрегатов повышает требования к их вибрационной надежности, вследствие чего устранение значительных вибраций и определение причины их появления являются задачами первостепенной важности.
К основным причинам, вызывающим возникновение вибраций агрегата, можно отнести следующие:
А) динамическая неуравновешенность роторов;
Б) нарушение центровки роторов;
В) ослабление жесткости системы;
Г) работа в области резонансных чисел оборотов;
Д) потеря устойчивости вала на масляной пленке;
Е) появление возмущающих сил электромагнитного происхождения.
Возникновение динамической неуравновешенности роторов может быть вызвано двумя причинами:
1) перераспределением масс по окружности ротора или приложением к ротору новых неуравновешенных масс;
2) смещением главной центральной оси инерции ротора относительно оси его вращения.
В обоих случаях возникает неуравновешенная центробежная сила, пропорциональная квадрату числа оборотов, вызывающая вибрацию агрегата оборотной частоты.
Причинами возникновения неуравновешенности роторов турбин и генераторов могут быть обрыв лопаток и бандажей, разрушение дисков, некачественная балансировка при перелопачивании роторов, перемот - іка роторов генераторов, неравномерный износ лопаток, .неравномерный занос солями лопаточного аппарата и т. д.
Смещение оси инерции ротора относительно оси вращения может возникнуть из-за ослабления "посадки деталей на валу или прогиба вала. Прогиб ротора при сборке может возникнуть в результате перекоса шпонок относительно ШПОНОЧНЫХ пазов, некачественно выполненной насадки дисков и т. д. В процессе эксплуатации прогиб ротора - может "вызываться тепловой разбалан - сировкой, термической нестабильностью металла, ротора, задеваниями в проточной части, а также неправильными режимами пуска - и останова турбин, вызывающими прогиб ротора.
Рассмотренные выше явления приводят к появлению первичного прогиба, являющегося следствием первичной неуравновешенности ротора. Появление первичного прогиба вызывает вторичную неуравновешенность, возникающую вследствие отклонения оси инерции от оси вращения при динамическом прогибе ротора. Эта вторичная неуравновешенность трудно поддается определению из-за сложности измерения динамического прогиба по длине роторов в эксплуатационных условиях, однако приближенные расчеты показывают, что она может в несколько раз превышать первичную неуравновешенность ротора.
Динамический прогиб на критических скоростях достигает, как правило; максимальных значений, что приводит к значительному росту суммарной неуравновешенности и как следствие к усилению вибрации подшипников. Преобладающее влияние динамического прогиба на вибрацию наблнрдается главным образом у роторов современных генераторов средней и большой мощности, работающих вблизи второй критической скорости. Вследствие этого критерием оценки уравновешенности роторов генераторов является амплитуда вибрации подшипников и вала на рабочей и критической скоростях вращения.
Одной из причин повышения вибрации агрегата может явиться рас - центровка "роторов. Влияние расцен - тровки на вибрацию турбин существенно зависит от степени уравновешенности роторов и носит различный характер в зависимости от типа соединительных муфт. При жестких или полужестких муфтах сболчива - ние муфты восстанавливает нормальную центровку роторов. При этом возникает перераспределение нагрузки на подшипники от веса соединенных роторов. Не являясь непосредственным источником динамических сил, возбуждающих колебания, такое перераспределение статической нагрузки изменяет параметры системы «ротор - опоры». Так, например, полная разгрузка одной промежуточной опоры увеличивает пролет вала между опорами и изменяет его критическое число оборотов, что в свою очередь может привести к приближению одной из критических скоростей к рабочей скорости вращения агрегата. Если в результате перераспределения статической нагрузки одна из опор окажется частично разгруженной, то это может способствовать возбуждению низкочастотных колебаний, вызванных неустойчивостью вала на масляной лленке при малых радиальных нагрузках на подшипник. Гибкие соединительные муфты могут компенсировать значительную расцентровку валов (до 0,3 мм) без возникновения заметной вибрации. Однако в случае загрязнения масла, отложений шлама и наличия наклепа на рабочих поверхностях подвижных элементов муфты происходит резкое увеличение коэффициента трения между этими элементами, что может привести к частичному или полному заклиниванию муфты. В этом случае соединенные роторы начинают работать со смещением центра тяжести относительно оси вращения, что является причиной возникновения вибрации.
В процессе эксплуатации расцен - тровки роторов или перераспределение нагрузки на подшипники возможны вследствие нарушения правильного теплового расширения цилиндров турбины. Это явление связано с заклиниванием корпусов подшипников или цилиндров на шпонках, упором в дистанционные болты, односторонним нагревом или охлаждением цилиндра и т. д.
Наряду с неравномерным обогревом цилиндров вибрация может возникнуть также вследствие неравномерного прогрева фундамента машины. Такие явления наблюдались при эксплуатации турбин 300 МВт, у которых разность вертикальных тепловых расширений колонн фундамента достигала 2 мм.
Причиной, вызывающей неравномерный прогрев фундамента, может быть близкое расположение паропроводов, клапанов, и подогревателей, имеющих недостаточную или поврежденную изоляцию. Характерным признаком возникновения рас - центровки агрегата по этой причине является постепенное нарастание вибраций в течение нескольких дней с момента пуска, поскольку, как показали наблюдения, нагрев фундамента длится несколько суток (у турбин К-300-240 до 7 суток). Для устранения вибраций, вызываемых этим явлением, необходимо тщательно изолировать находящиеся в непосредственной близости от фундамента высокотемпературные узлы и детали с установкой в наиболее обогреваемых местах водяных экранов, а также проверить и, если потребуется, провести дополнительную балансировку роторов.
Еще одной причиной возникновения вибрации при эксплуатации крупных агрегатов является просадка выхлопных патрубков турбины со "встроенными в них подшипниками при наборе вакуума и от веса находящейся в водяных камерах конденсатора циркуляционной воды. Для турбин мощностью 100- 300 МВт просадка опор под действием вакуума оценивается величиной порядка 0,1-0,15 мм. Эту причину можно обнаружить, замеряя уровень вибрации при изменении вакуума на турбине. При этом наибольшее изменение вибраций наблюдается на подшипниках ЧНД.
На рис. 3-17 приводится зависимость поперечных колебаний заднего подшипника ЦНД от вакуума для турбины ВК-100-2. Хотя виброграмма, представленная на графике, отражает целый ряд причин, вызывающих вибрацию, в том числе и тепловую расцентровку за счет ухудшения вакуума, однако влияние
Изменения вакуума прослеживается довольно четко. Подобное влияние вакуума можно в значительной мере устранить путем установки ротора низкого давления с некоторым завышением относительно остальных валов при центровке агрегата.
При постоянной величине небаланса или расцентровки ротора увеличение амплитуды колебаний может явиться следствием уменьшения статической жесткости системы.
При эксплуатации турбоагрегата ослабление жесткости может "быть вызвано следующими причинами:
А) ослаблением взаимного крепления составных частей опоры ротора: вкладышей, корпусов подшипников, фундаментных рам, ригелей фундамента;
Б) отрывом стула подшипника от фундаментной плиты («опрокидывание» стула подшипника);
В) нарушением связи между стулом подшипника и опирающимся на него цилиндром турбины;
Г) нарушением связи между цилиндром турбины и его опорами на фундаменте;
Д) появлением трещин у несущих элементов фундамента.
Указанные явления могут возникнуть в (результате недоброкачественного монтажа или сборки после ремонта, а также в процессе эксплуатации из-за нарушения нормальных тепловых расширений турбины. Отрыв стула подшипника от фундаментной плиты также вызывается конструктивными дефектами соединения его с цилиндром турбины. Уменьшение жесткости опор может вызвать, кроме того, изменение собственной частоты колебаний системы «ротор-опоры» с приближением ее к резонансу. Вибрация, возникающая в результате ослабления жесткости опор, имеет, как правило, синусоидальную форму и оборотную частоту. Иногда наблюдаются высокочастотные наложения, искажающие синусоидальность колебаний, что связано с появлением микроударов в трещинах или местах соединений конструктивных элементов. Отличительной особенностью этой вибрации является ее зависимость от теплового состояния турбины.
Надежность работы турбоагрегата во многом зависит от близости критических частот вращения системы «ротор-опоры» к номинальной частоте вращения. В случае работы ротора в области критических частот даже незначительная неуравновешенность может привести к существенному повышению уровня вибрации. Для предотвращения подобных явлений всеми заводами-изготовителями производится тщательный расчет роторов турбин и генераторов по всем собственным формам колебаний вала.
Однако выполнение расчетов весьма затрудняется из-за недостатка исходных данных о влиянии упругости масляной пленки, податливости опор и т. л. Вследствие этого действительная критическая частота вращения турбоагрегата, определяемая экспериментальным путем, иногда оказывается в значительном несоответствии с расчетной. Это приводит к тому, что на ряде турбоагрегатов рабочая частота вращения находится в области второй критической частоты, что существенно увеличивает уровень вибрации на рабочих частотах. В первую очередь это относится к генераторам, имеющим весьма большой вес ротора, приходящийся на единицу длины вала. У этих агрегатов уже расчетная вторая критическая частота находится вблизи рабочей частоты, и, если учесть, что неточность исходных данных влияет в первую очередь на высшие критические частоты вала, можно прийти к выводу, что попадание в резонанс на рабочих частотах у этих машин весьма вероятно.
Как показывает эксперимент, для ряда генераторов отстройка действительной второй критической частоты от рабочей не превышает 4-8% (ТВ2-150-2, ТВФ-200-2, ТГВ-200), что нельзя считать удовлетворительным.
У некоторых генераторов, а также у большинства турбии вторая критическая частота лежит выше рабочих частот вращения. В этом случае существует опасность постепенного снижения резонаисиой частоты системы за счет уменьшения жесткости опор в процессе длительной эксплуатации турбоагрегата. Этому процессу в значительной мере способствует повышенный уровень вибрации турбоагрегата.
Рассматривая вопрос о влиянии критических частот на работу агрегата, необходимо отметить, что с переходом в крупных агрегатах на применение жестких муфт и ограниченного числа опор возрастает влияние жесткой связи между валами на критическую частоту вращения всего валопровода. Хотя критические частоты валопровода и в этом случае определяются в основном резонансными колебаниями отдельных валов, жесткая связь между роторами и отсутствие промежуточных опор вызывают дополнительные резоиаисы. При этом наблюдается заметное повышение критических частот валопровода относительно резонансов несвязанных роторов. Все эти обстоятельства должны быть учтены при отстройке вала от резонансной частоты вращения. По данным ряда наладочных организаций, минимально допустимая отстройка вала от резонансной частоты вращения при второй резонансной частоте должна быть не менее 10%.
Из всех причин, возбуждающих колебания турбоагрегата, наименее изученной и наиболее опасной считается низкочастотная вибрация, обусловленная потерей устойчивости вала на масляной пленке. Эти колебания относятся к разряду автоколебаний и вызываются гидродинамическими силами, возникающими
В масляном клине. подшипников, вследствие чего этот тип вибрации получил название «масляной» вибрации.
Этот вид вибрации еще недостаточно изучен, и четких представлений о причине ее возникновения нет. Эксперименты показывают, что она ие связана с механической неуравновешенностью ротора, а зависит в основном от динамических характеристик масляного слоя, описывающих его упругие и демпфирующие свойства, а также от расположения оси вала относительно расточки вкладыша. Как известно, у неподвижного ротора центр цапфы располагается под центром расточки вкладыша О і со статическим эксцентриситетом бо (рис. 3-18,а). При вращении вала между цапфой и вкладышем образуется масляный слой, на котором вал всплывает в направлении вращения. С увеличением скорости вращения центр цапфы перемещается по дуге О-Оь являющейся линией подвижного равновесия цапфы, и эксцентриситет б уменьшается. Теория и эксперименты показывают, что в случае значительного всплываиия вала, когда 6^0,7бо, вал теряет устойчивость и начинает перемещаться относительно своего равновесного положения на линии подвижного равновесия О0-0\. Эта перемещения происходят по замкнутой траектории и носят название прецессии вала.
Угловая скорость этой прецессии, т. е. частота колебаний цапфы, близка к половинной частоте вращения или к первой критической скорости вала. Обычно эта частота лежит между критическими скоростями системы «ротор - опоры» в направлении ее осей максимальной и минимальной жесткости.
Прецессия может быть трех видов: затухающая, установившаяся и нарастающая (рис. 3-18,6). Первый вид прецессии (колебания в точке О") ие может считаться опасным, поскольку затухающий процесс колебаний приводит центр цапфы при любом начальном отклонении снова на кривую устойчивого равновесия О-Оі. Второй вид пре - цесии (колебания в точке О") соответствует установившимся малым колебаниям цапфы вокруг положения устойчивого равновесия. Возникновение таких колебаний свидетельствует о достижении границы устойчивости, переход через которук» приводит к возбуждению нарастающей прецессии (колебания в точке О""). Нарастающая прецессия вызывает интенсивные колебания цапфы, амплитуда которых может достигнуть разрушительной величины. Колебания вала, передаваясь через масляный слой, в свою очередь возбуждают значительную низкочастотную вибрацию подшипника.
Длительный опыт эксплуатации, а также результаты эксперимента показывают, что возбуждение низкочастотных колебаний зависит в основном от температуры масла, окружной скорости шейки вала и удельного давления на подшипник. Уменьшение удельного давления на подшипник, а также увеличение вязкости масла и окружной скорости действуют благоприятно на возникновение и развитие низкочастотной вибрации.
Уменьшение удельного давления на подшипник в процессе эксплуатации может "быть вызвано:
А) износом баббита нижней половины вкладыша и увеличением вследствие этого площади опоры вала;
Б) уменьшением нагрузки от ротора на подшипник из-за неправильной центровки роторов, дефектов соединительных муфт или неправильного теплового расширения цилиндров;
В) неправильной очередностью1 открытия регулирующих клапанов* вследствие чего возникает паровое усилие, отжимающее ротор вверх и разгружающее тем самым подшипник от веса ротора.
Одной из распространенных причин, вызывающих «масляную» вибрацию в крупных агрегатах, является заниженная температура масла на входе в подшипник. Испытания, проведенные на ряде машин, выявили вполне определенную зависимость амплитуды низкочастотной
составляющей колебаний подшипников от температуры масла.
На рис. 3-19 представлен график зависимости амплитуды колебаний подшипников генератора ТГВ-200 от температуры масла. Как видно из графика, увеличение температуры масла с 43 д<э 53°С, что соответствует изменению его вязкости примерно в 1,5 раза, снижает уровень низкочастотной вибрации в 5-6 раз. Проблема борьбы с низкочастотной вибрацией особенно остро возникла в связи с освоением турбоагрегатов большой мощности, где высокая окружная скорость цапфы создает благоприятные условия для возникновения этого типа автоколебаний. Для решения этой проблемы в последнее время в конструкцию опорных подшипников крупных машин вносится ряд конструктивных изменений. Одним из мероприятий является уменьшение относительной длины подшипника для увеличения удельного давления на масляный клин. Вторым, весьма эффективным, мероприятием является замена цилиндрической расточки вкладышей подшипника овальной («лимонной») расточкой (рис. 3-20). При такой расточке верхний зазор в подшипнике делается примерно в 2 раза меньше бокового.
Это приводит к возникновению еще одного масляного клина, образующегося на верхней половине вкладыша. Верхний масляный клин хорошо демпфирует возникшие колебания и, кроме того, увеличивает давление на цапфу, устраняя первопричину возникновения «масляной» вибрации. Дальнейшим развитием этой следует считать создание подшипников с разрезным верхним вкладышем, где удается создать не один, а несколько масляных клиньев.
Особую группу причин, вызывающих вибрацию турбоагрегата, составляют возмущающие электромагнитные силы. Эти силы являются следствием нарушения электромагнитной симметрии генератора и существенно зависят от электрической нагрузки. На холостом ходу турбогенератора при снятом возбуждении эти силы отсутствуют, что позволяет легко отличить их от возбуждающих сил, вызванных механическими причинами.
Нарушение электромагнитной симметрии генератора может быть выз"вано:
А) витковыми замыканиями в роторе;
Б) неравномерностью воздушного зазора между статором и бочкой ротора;
В) периодическим изменением силы магнитного притяжения между вращающимся ротором и статором, обусловленным конечным числом ПОЛЮСОВ."
Витковые замыкания в роторе генератора являются наиболее распространенным источником колеба-
Ний, идущих от генератора. Практика показывает, что многие генераторы работают с витковыми замыканиями в обмотке ротора. Наличие короткозамкнутых витков искажает распределение общего магнитного потока ротора, что приводит к появлению несимметричных сил притяжения ротора к статору. Эти силы всегда направлены вдоль оси полюсов и по своему характеру идентичны силам от механической "неуравновешенности ротора. Односторонняя электромагнитная сила притяжения вызывает синусоидальные колебания ротора и подшипников с оборотной частотой. Вторым следствием витковых замыканий в обмотке ротора является несимметричный нагрев ротора по сечению, что Может вызвать его тепловой прогиб и возбудить вибрацию чисто механического характера.
Неконцентричное расположение бочки ротора в расточке статора также приводит к появлению периодической силы, вызывающей колебания ротора и статора. Эта сила в отличие от предыдущей имеет двойную оборотную частоту. Основными причинами появления неравномерного воздушного зазора являются естественный прогиб ротора под действием собственного веса и смещение его в процессе центровки с ротором турбины. При работе генератора ротор всплывает на масляной пленке, и, кроме того, зазор может меняться вследствие вибрации ротора из-за механической неуравновешенности.
Все эти причины устранить нельзя, однако практика показывает, что в нормальных условиях эти вибрации имеют малую амплитуду и опасности не представляют. Если же активная сталь сердечника запрессована неудовлетворительно или конструкция корпуса статора не обладает достаточной жесткостью, может возникнуть значительная вибрация статора. По данным испытаний турбогенератора ТВ2-100-2 в отдельных случаях на корпусе статора и торцевых щитах наблюдались синусоидальные колебания с частотой 100 Гц и двойной амплитудой 100- 150 мкм.
Ускорения, а следовательно, инерционные силы, действующие на элементы статора при наличии подобных высокочастотных колебаний, весьма велики, и это может привести к усталостному разрушению крепящих деталей, сварных швов, трубок газоохладителей и т. п. Вибрация статора еще более усиливается, если в обмотке ротора имеются ко- роткозамкнутые витки.
Рассматривая вопросы, связанные с колебаниями статоров генераторов, нельзя не отметить еще один источник возбуждения колебаний - неравномерность сил взаимного притяжения ротора и статора по окруж - . ности.
Для двухполюсных генераторов сила взаимодействия между ротором и статором изменяется по окружности на ±33%. ореднего значения, причем максимальная сила взаимодействия превышает минимальную в 2 раза. С увеличением числа полюсов неравномерность силы притяжения ротора и статора уменьшается. Так, для четырехполюсной машины эта неравномерность по отношению к средней величине составляет ±6,7%, а для восьмиполюсной - менее ±2%.
Для большинства современных турбогенераторов с рабочей частотой вращения 3000 об/мин рассматриваемая возбуждающая сила имеет двойную оборотную частоту. Повышенная вибрация статора (с частотой 100 Гц) передается через фундамент подшипникам генератора, накладываясь на колебания основной оборотной частоты.
Определение причин, вызывающих вибрацию современного турбоагрегата, - задача весьма сложная. Эта работа обычно выполняется научно-исследовательскими, наладочными и ремонтными организациями, имеющими квалифицированный персонал и всю необходимую аппаратуру.
Для анализа источников повышенной вибрации снимаются характеристики: скоростные, режимные, контурные.
Скоростная характеристика (рис. 3-21) представляет собой зависимость амплитуды и фазы вибрации или отдельных ее составляющих от частоты вращения ротора. Из полигармонических колебаний обязательно выделяются основная гармоника оборотной частоты и низкочастотные составляющие. По скоростной характеристике определяют вид неуравновешенности ротора и формы вынужденных колебаний при различных частотах вращения. При помощи скоростных характеристик выявляются также нелинейные источники возбуждения повышенной вибрации.
Режимные характеристики представляют собой зависимость вибрации от режима работы машины: тепловой и электрической нагрузки, теплового состояния турбины, вакуума, температуры масла и т д. Некоторые из этих характеристик приведены на рис. 3-ІІ7 и 3-19. Подобные характеристики позволяют определить раздельное влияние каждого из режимных факторов иа вибрацию машины.
Контурные характеристики (рис. 3-22) показывают изменение вибрации по контуру исследуемого элемента, что позволяет оценить ослабление жесткости вибрирующей системы. При помощи контурных характеристик обнаруживается ослабление крепления подшипников к фундаментной плите или плиты к фундаменту. По виду характеристики могут быть выявлены такие дефекты, как глубокие трещины в элементах опоры и фундамента. В программу исследований входит также контроль ряда узлов и элементов машины, являющихся обычным источником возбуждения колебаний. Проверке подвергаются центровка роторов, состояние соединительных муфт, шеек роторов и подшипников. Если вибрационные характеристики указывают на значительную неуравновешенность ротора, вал проверяется индикатором иа прогиб, после чего производится балансировка роторов. В тех случаях, когда исследованиями выявлена заметная зависимость вибрации от тока возбуждения или температуры ротора генератора, производится контроль обмотки ротора на отсутствие витковых замыканий.
120 80 40 О 40 ВО 120 2Д, мкм 2А, мкм
I I.1___ 1-1_______ 1111 I L-l I "
240 W0 80 О 80 /80 240 f, грав <р, град
Рнс. 3-22. Контурная вибрационная характеристика (стрелками указаны места замеров).
2А - двойная амплитуда колебаний; ф - угол сдвига фаз.
Отметим, что для определения причин вибрации первостепенную роль играет постоянный эксплуатационный контроль за вибрацией подшипников и других узлов агрегата. Постоянный контроль позволяет учесть целый ряд режимных факторов, непосредственно влияющих на величину вибрации, а также проследить динамику нарастания вибраций в процессе эксплуатации в течение межремонтного периода.
В заключение следует сказать, что поскольку уровень вибрации является важнейшим объективным показателем эксплуатационной надежности , нормы допустимой вибрации постоянно пересматриваются в сторону уменьшения амплитуды колебаний.