Některé případy specifického chování rotorů 1. Některé případy specifického chování rotorů nestabilita provozu

Transkript

1 Některé případy specifického chování rotorů 1 Některé případy specifického chování rotorů nestabilita provozu S rostoucí rychloběžností moderních rotačních strojů se stále častěji objevují případy nestability rotoru. U rotorů uložených v kluzných ložiskách se vyskytují dva typy nestability, které se vyznačují kmitáním se subharmonickou frekvencí a velkou amplitudou. Nestabilita typu oil whirl, s frekvencí závislou na rychlosti otáčení, se vykytuje spíše u tuhých rotorů, paradoxně zejména u rotorů v aerodynamických ložiskách. Pro nestabilitu typu oil whip ( shaft whip ), vyskytující se u pružných rotorů, je charakteristická konstantní frekvence kmitání s některou obvykle nejnižší vlastní frekvencí systému. V praxi se poměrně často vyskytují i případy, kdy nestabilita typu oil whirl přejde v oblasti 1. vlastní frekvence systému v typ oil whip (viz obr. 1). Obr. 1 Přechod nestability typu oil whirl na typ oil whip Na základě zkušeností lze očekávat vznik nestability typu oil whip u strojů, které pracují nad dvojnásobkem 1. vlastní frekvence rotoru. To neznamená, že u těchto strojů musí nestabilita nutně nastat, ale pokud je stroj takto navržen, je třeba věnovat velkou pozornost výpočtu dynamiky rotoru, a to zejména pokud jde o stabilitu. Do výpočtu je nutno zahrnout i vliv labyrintových ucpávek a dalších případných zdrojů destabilizujících sil. U rychloběžných rotorů hrozí vznik nestability v důsledku působení vedlejších prvků tuhostní matice. Výjimku tvoří ložiska s naklápěcími segmenty, u nichž jsou vedlejší tuhosti většinou alespoň o 2 řády menší než prvky hlavní. I u rotorů v segmentových ložiskách však může nastat nestabilita působením vnějších destabilizujících sil, vznikajících v mezerách lopatkových stupňů turbin a axiálních kompresorů nebo v labyrintových ucpávkách.

2 Některé případy specifického chování rotorů 2 Odolnost rotoru proti vzniku nestability je určena velikostí rezervy stability, resp. logaritmického dekrementu; obě tyto hodnoty vyjadřují poměr reálné a imaginární složky vlastního čísla. Vzájemný vztah obou veličin je dán vztahy: rezerva stability χ = -2. Re(λ)/ Im(λ).100 = (logδ).100/π (%), kde Re(λ), resp. Im(λ)... reálná, resp. imaginární část vlastního čísla, logaritmický dekrement logδ = -2π.Re(λ)/ Im(λ) = χ. π/100. Za hodnoty postačující pro zajištění stability rotoru se obvykle považují hodnoty χ 15%, resp. logδ 0,3. Při značných destabilizujících účincích vnějších sil však tyto hodnoty nemusí být postačující. Nestabilita rotoru vzniká obvykle u nejnižšího vlastního tvaru rotoru (s nejnižší vlastní frekvencí). Je však znám i případ nestability s 2. vlastním tvarem (dále uvedený případ 7), kdy bylo velmi obtížné nestabilitu odstranit a kdy ani hodnoty χ 30% (logδ 0,9) nestačily na úplné potlačení subharmonické složky kmitání. Trvalý provoz stroje v oblasti nestability je s ohledem na velikost amplitud kmitání nepřípustný. Vzniku nestability lze předejít návrhem vhodných ložisek a kvalifikovanou dynamickou analýzou rotoru. Přesto se v praxi občas vyskytnou případy nestability strojů uváděných do provozu nebo dokonce již delší dobu provozovaných, u nichž došlo ke změně provozních podmínek. Pak je nutno co nejúspornějšími prostředky nestabilitu potlačit nebo alespoň zmírnit její projevy na míru únosnou pro dlouhodobý provoz. V dalším textu jsou shrnuty některé případy nestability, s nimiž se autor v praxi setkal a na jejichž řešení se podílel.

3 Některé případy specifického chování rotorů 3 1. Radiální kompresor poháněný rychloběžnou převodovkou: Rotor radiálního 7mi stupňového kompresoru poháněného rychloběžnou převodovkou, uložený v ložiskách s naklápěcími segmenty, měl provozní otáčky min -1. Při testování na zkušebně nastávaly od cca min -1 silné vibrace pastorku převodovky s frekvencí 109,6 až 119,2 Hz a s amplitudou více než 300 µm (viz obr. 1.1 a 1.2). Pastorek převodovky byl uložen v citronových ložiskách, při běhu samotné převodovky na zkušebně nebyly údajně zaznamenány zvýšené vibrace. Výpočtem bylo zjištěno, že při 10% výkonu (odpovídá běhu kompresoru naprázdno) je 1. vlastní frekvence pastorku rovna 105,6 Hz (6.338 min -1 ), tedy velmi blízká zjištěné frekvenci kmitání. Vypočtená mez stability pastorku je cca min -1, tedy velmi blízká zjištěné hranici nestability. Problém byl odstraněn výměnou citronových ložisek pastorku za ložiska s naklápěcími segmenty. obr. 1.1 Kaskádová spektra pastorku převodovky

4 Některé případy specifického chování rotorů 4 Obr. 1.2 Amplitudo-frekvenční charakteristiky pastorku převodovky Shrnutí: Patrně se jedná o nestabilitu typu oil-whip,vyznačující se vibracemi s frekvencí rovnou nejnižší vlastní frekvenci systému. Není však vyloučena ani kombinace oil whirl oil whip, protože v obr. 1.1 je patrná určitá závislost na otáčkách. Po nahrazení citronových ložisek pastorku segmentovými ložisky bylo soustrojí provozováno bez problémů.

5 Některé případy specifického chování rotorů 5 2. Spalovací turbina na společném hřídeli s kompresorem Dvoustupňová spalovací turbina o výkonu 9 MW je namontována na společném hřídeli s axiálním kompresorem. Turbinová kola jsou spojena s rotorem přes Hirtovo ozubení a stažena centrálním šroubem (obr. 2.1). Rotor je uložen v citronových ložiskách φ160 mm a má provozní otáčky min -1. Podle změřené amplitudo-frekvenční charakteristiky (obr. 2.4) leží 1. vlastní frekvence rotoru v okolí 16,7 Hz (1.000 min -1 ), což je ve vcelku dobré shodě s výsledky výpočtu Podle pravidla uvedeného v úvodu se jedná o další případ potenciálně problematického rotoru. Od cca min -1 (viz obr. 2.2) nastává silné kmitání rotoru s dominantní subharmonickou složkou, jejíž amplituda přesahuje 200 µm a které zaniká při snížení otáček na cca min -1 (obr. 2.3). Dominantní složka kmitání má konstantní frekvenci cca 18 Hz, tedy velmi blízkou vypočtené 1. vlastní frekvenci systému. Přestože záznam amplitudo-frekvenční charakteristiky se provádí ze signálu filtrovaného na otáčkovou frekvenci, projevuje se kmitání s odlišnou frekvencí při nestabilitě i na tomto záznamu (obr. 2.4). Podle výpočtu vychází rotor stabilní, ale s velmi malou rezervou stability. V tomto případě nelze zajistit stabilitu ani použitím ložisek s naklápěcími segmenty. Segmentová ložiska by zvýšila rezervu stability jen nepatrně, protože ložiska jsou prakticky v místech uzlů kmitání a jejich útlum má proto na rotor jen malý vliv. Z několika rotorů tohoto typu se každý choval poněkud jinak, ale nestabilita se projevila u všech rotorů. Odlišnosti v chování lze vysvětlit různým předpětím šroubu pro uchycení kol turbiny. Obr. 2.1 Rotor spalovací turbiny s axiálním kompresorem Obr. 2.2 Kaskádové spektrum v levém ložisku-rozběh

6 Některé případy specifického chování rotorů 6 Obr. 2.3 Kaskádové spektrum v pravém ložisku-doběh Obr. 2.4 Amplitudo-frekvenční charakteristika v levém ložisku Shrnutí: Jedná o nestabilitu typu oil-whip, vyznačující se vibracemi s konstantní frekvencí rovnou nejnižší vlastní frekvenci systému. K potlačení nestability však v tomto případě nestačí výměna ložisek za stabilnější typ, neboť ložiska jsou umístěna prakticky v uzlech kmitání. Pro odstranění nestability by bylo nutno provést celkovou rekonstrukci rotoru.

7 Některé případy specifického chování rotorů 7 3. Dvoustupňová expanzní turbina Moderní rychloběžné turbiny mají oběžná kola umístěna přímo na pastorcích převodovky (viz schéma na obr. 3.1). Rotory analyzované dvoustupňové expanzní turbiny měly tyto provozní otáčky: 1.st min -1, 2.st min -1. Oba pastorky byly uloženy v ložiskách s naklápěcími segmenty se vstřikováním maziva před vstupní hranu segmentu. Při některých provozních režimech turbiny se na pastorku 1. st. objevovaly silné vibrace (s amplitudou nad 40 µm) s frekvencí 122 až 126 Hz (obr. 3.2). Výpočtem dynamiky rotoru na olejovém filmu ložisek byly zjištěny vlastní frekvence pastorku 1. st. 130,1 a 138,2 Hz, tedy velmi blízko sebe a obě s malou rezervou stability (viz Tab. 3.1). Pastorek 2. st. měl nejnižší vlastní frekvence 101,3 a 171,8 Hz, tedy mnohem dále od sebe, rezerva stability 1. vlastního čísla je však ještě menší než u pastorku 1. stupně. Vibrace pastorku 2. st. byly v povolených mezích, ale přesto se ve spektru kmitání vyskytuje subharmonická složka s frekvencí cca 100 Hz, tedy velmi blízká vypočtené 1. vlastní frekvenci. Příčinou zvýšeného kmitání pastorku 1. st. byl destabilizující vliv labyrintové ucpávky na zadní straně oběžného kola. Ucpávka s velkým tlakovým spádem a velkým průměrem vyvíjela značné destabilizující síly, které spolu s malou rezervou stability a blízkostí dvou nejnižších vlastních čísel vedly k nestabilitě pastorku. Problémy byly odstraněny omezením obvodového proudění na zadní straně oběžného kola přepážkami, které zbrzdily obvodovou složku proudění před vstupem do ucpávky. Jinou možností odstranění nebo zmírnění budicího efektu labyrintových ucpávek je tzv. protisměrné zafukování, tj. zavedení proudu plynu proti směru otáčení rotoru, kterým se rovněž naruší obvodová složka proudění v ucpávce. Obr. 3.1 Schéma 2stupňové expanzní turbiny

8 Některé případy specifického chování rotorů 8 Obr. 3.2 Spektrum vibrací 1. stupně expanzní turbiny - původní stav Obr. 3.3 Spektrum vibrací po instalaci přepážek za oběžným kolem

9 Některé případy specifického chování rotorů 9 Jak je zřejmé z frekvenčních spekter na obr. 3.3, po instalaci přepážek subharmonická frekvence v okolí 130 Hz sice nezmizela, ale její amplituda byla omezena na cca 14 µm, což bylo pro provoz turbiny již přijatelné. Výše uvedený případ vedl k zamyšlení nad konstrukcí tohoto typu turbin, u nichž je vyložení oběžného kola značně větší než vzdálenost ložisek (viz obr. 3.4). Obr. 3.4 Typický rotor převodové turbiny Provedená optimalizační studie [1] ukázala, že geometrií rotoru lze významně ovlivnit rezervu stability. Jak ukazuje Tab. 3.1, i při velmi vysokých provozních otáčkách lze docílit výrazně vyšší rezervy stability než u problémové dvoustupňové expanzní turbiny. Tab. 3.1 Rezerva stability 1. a 2. vlastního čísla různých typů realizovaných turbin a optimalizovaných rotorů Rezerva stability 1. / 2. vl. čísla (%) Provozní otáčky (min -1 ) 2 stupňová expanzní turbina 1. stupeň 4,2 / 5, stupňová expanzní turbina 2. stupeň 3,6 / 11, stupňová expanzní turbina 4,9 / 8, stupňová parní turbina 7,4 / 7, optimalizovaný rotor - nejhorší varianta 2,9 / 4, optimalizovaný rotor - nejlepší varianta 9,0 / 11, Shrnutí: V tomto případě se jednalo o nestabilitu typu oil-whip. Vzhledem k silnému destabilizujícímu vlivu labyrintové ucpávky na převislém konci rotoru nezajistila stabilitu rotoru ani ložiska s naklápěcími segmenty. Hlavní příčinu nestability je nutno hledat nejen v malé rezervě stability 1. vlastního čísla, ale zejména v blízkosti 1. a 2. vlastního čísla, přičemž obě čísla mají nízkou rezervu stability. [1] Svoboda, R. - Šimek, J.: Výpočtová optimalizace rotoru vysokootáčkové turbiny z hlediska dynamických vlastností. Technická zpráva TECHLAB č

10 Některé případy specifického chování rotorů Rychloběžná parní turbina Jedná se o stroj konstrukčně podobný turbině popsané v předcházejícím případě, tj. o turbinu s oběžným kolem nasazeným přímo na pastorek rychloběžné převodovky. Rozdíl je v tom, že se jednalo o turbinu parní, pouze s jedním oběžným kolem. Turbina, která má provozní otáčky cca min -1, při najíždění na provozní otáčky vykazovala značně zvýšenou hladinu vibrací s výraznou subharmonickou frekvenční složkou. Výpočtem dynamiky rotoru s uvažováním tuhosti a útlumu olejového filmu ložisek bylo zjištěno, že subharmonická složka je blízká 1. vlastní frekvenci rotoru, jejíž vlastní číslo má velmi nízkou rezervu stability. Rezerva stability velmi rychle klesala s rostoucím výkonem turbiny a při plném výkonu již výpočet indikoval nestabilitu rotoru. Obr. 4.1 Frekvenční spektra rotoru při zvyšování otáček Obr. 4.1 dokumentuje výskyt subharmonické frekvenční složky v blízkosti provozních otáček. Souhlas s výsledky výpočtu, indikujícími silnou závislost rezervy stability na výkonu, dokumentují obr. 4.2 a 4.3, v nichž je záznam z ložiska na straně turbiny umístěn vlevo. Obr. 4.2 Frekvenční spektra rotoru při provozních otáčkách běh naprázdno

11 Některé případy specifického chování rotorů 11 Při provozu bez zatížení se subharmonická složka ve spektru vibrací nevyskytovala ani při maximálních otáčkách min -1 (obr. 4.2). Při provozu se zatížením se však tato složka stávala v ložisku na straně oběžného kola naprosto dominantní a dosahovaná úroveň vibrací vedla k odstavení stroje vibrodiagnostickým systémem (obr. 4.3). Obr. 4.3 Frekvenční spektra rotoru při provozních otáčkách se zatížením Příčinou zvýšené úrovně vibrací s dominantní subharmonickou složkou byla stejně jak v předcházejícím případě labyrintová ucpávka na zadní straně oběžného kola. Ucpávka byla opět umístěna na relativně velkém průměru a měla velký tlakový spád, který se s rostoucím výkonem stroje zvyšoval. Ucpávka proto působila na rotor destabilizujícími účinky, podobně jako ložisko kruhového průřezu, které má při malém zatížení vedlejší prvky tuhostní matice o řád vyšší než prvky hlavní. Pastorek byl uložen v ložiskách s naklápěcími segmenty, takže nestabilitu nebylo možno potlačit použitím ložisek s lepšími dynamickými vlastnostmi a bylo nutno odstranit vnější buzení, které nestabilitu vyvolávalo. Problém byl vyřešen vytvořením přepážek mezi zadní stěnou kola a turbinovou skříní, které bránily obvodovému proudění v tomto prostoru, takže pára vstupovala do labyrintové ucpávky s malou obvodovou složkou rychlosti. Shrnutí: Stejně jako v předcházejícím případě se jednalo o nestabilitu typu oil-whip. S ohledem na destabilizující účinky labyrintové ucpávky na převislém konci rotoru nezajistila stabilitu rotoru ani ložiska s naklápěcími segmenty. Příčinou nestability byla malá rezerva stability 1. vlastního čísla spolu s destabilizujícím silami vznikajícími v labyrintové ucpávce.

12 Některé případy specifického chování rotorů Zkušební rotor Matylda Zkušební rotor (obr. 5.1) byl použit pro demonstraci lepší stability přesazených ložisek ve srovnání s citronovými ložisky. Při umístění ložisek vně disků měl být rotor podle výpočtu nestabilní v obou typech ložisek, přičemž rozdíl mezi oběma typy byl málo výrazný. Umístění ložisek mezi disky, které by zvýraznilo pozitivní vliv přesazených ložisek, nebylo možno uskutečnit, protože s touto konfigurací nebylo možné přejet kritické otáčky. Z amplitudofrekvenčních charakteristik rotoru v citronových (obr. 5.2) a přesazených (obr. 5.3) ložiskách je dobře vidět výrazně větší anizotropii citronových ložisek, projevující se dvěma blízko sebe ležícími rezonančními vrcholy. U rotoru s citronovými ložisky nastala nestabilita typu oil whip při otáčkách min -1 (obr. 5.4) a při doběhu přetrvávala až do otáček min -1 (obr. 5.6). Tentýž rotor uložený v přesazených ložiskách začal vykazovat příznaky nestability až při otáčkách min -1 (obr. 5.5), ale při doběhu nestabilita zmizela již při otáčkách cca min -1 (obr. 5.7), tedy výrazně dříve. Frekvence subharmonických vibrací 36,7 Hz (2.200 min -1 ) vcelku dobře odpovídá vypočtené 1. vlastní frekvenci soustavy. Přednosti přesazených ložisek ve srovnání s citronovými ložisky, spočívající v lepších stabilitních vlastnostech, byly demonstrovány o něco vyšší hranicí vzniku nestability, ale především mnohem dřívějším zánikem nestability. Obr. 5.1 Zkušební rotor

13 Některé případy specifického chování rotorů 13 Obr. 5.2 Amplitudo-frekvenční charakteristika rotoru v citronových ložiskách Rotor přes.lož. Obr. 5.3 Amplitudo-frekvenční charakteristika rotoru v přesazených ložiskách

14 Některé případy specifického chování rotorů 14 Obr. 5.4 Rozběh rotoru v citronových ložiskách Rotor přes.lož. Obr. 5.5 Rozběh rotoru v přesazených ložiskách

15 Některé případy specifického chování rotorů 15 Obr. 5.6 Doběh rotoru v citronových ložiskách Rotor přes.lož. Obr. 5.7 Doběh rotoru v přesazených ložiskách

16 Některé případy specifického chování rotorů 16 Zkušební rotor uložený v citronových ložiskách vykazoval v oblasti kolem min -1 v jedné měřené rovině protiběžnou precesi, což je zřejmé z obr. 5.8, kde je uvedena i situace před vznikem protiběžné precese. Protiběžná precese, která byla předpovídána také výpočtem, je u rotorů buzených pouze nevyvážeností poměrně kuriózní a nastává pouze za specifických podmínek, jestliže existuje velký rozdíl mezi hlavní a vedlejší poloosou elipsy trajektorie pohybu. Obr. 5.8 Trajektorie čepu při min -1 (souběžná precese) a při min -1 (protiběžná precese) Shrnutí: U zkušebního rotoru se jedná o nestabilitu typu oil whip. neboť rotor kmitá s konstantní frekvencí blízkou nejnižší vlastní frekvenci. Mnohem dřívější zánik nestability při doběhu, prokázal lepší dynamické vlastnosti přesazených ložisek ve srovnání s ložisky citronovými.

17 Některé případy specifického chování rotorů Rychloběžná parní turbina Parní turbina z r s provozními otáčkami min -1 běžela až do opravy v r bez problémů. Rotor turbiny byl uložen ve 4plochých symetrických (obousměrných) ložiskách se statickým zatížením orientovaným do mazací drážky. Po opravě v r se objevila vysoká úroveň vibrací a v oblasti provozních otáček (od cca min -1 ) se ve spektru relativních výchylek vyskytovala výrazná subharmonická složka s poloviční frekvencí otáčení (obr. 6.1). Tato frekvenční složka je dobře patrná i na trajektorii středu čepu (obr. 6.2). Během rozběhu je skokový nárůst vibrací jasně patrný i na záznamu z provozního diagnostického systému (obr. 6.3). Při opravě byla vyměněna obě radiální ložiska, ale nestabilita se vyskytovala i nadále od otáček cca min -1. Vysvětlení lze hledat ve skutečnosti, že systém pracoval od počátku provozu blízko hranice nestability a v důsledku určitého opotřebení ložiskových čepů a zubové spojky se mez stability poněkud snížila. Určitý vliv může mít rovněž provoz nové turbiny se stejnými otáčkami, která je umístěna vedle popisovaného stroje. Samotná turbina běží stabilně, nestabilita se projeví při sespojkování s převodovkou, která redukuje otáčky na min -1, pastorek převodovky však nekmitá. S rostoucím výkonem klesá amplituda vibrací, což lze vysvětlit parciálním ostřikem regulačního stupně; se stoupajícím výkonem proto roste stabilizující síla stálého směru. Situace se zhoršila snížením nesouososti rotoru turbiny a pastorku převodovky z 0,5 na 0,2 mm (zřejmě se tím ložisko u spojky poněkud odlehčilo). Podle výpočtu výrobce i na základě výsledků měření při doběhu je 1. vlastní frekvence soustavy v oblasti až min -1 (v ložisku na volném konci rotoru), stroj tedy pracuje nad dvojnásobkem 1. vlastní frekvence a patří tedy a priori mezi problémové. Obr. 6.1 Kaskádové spektrum při najíždění stroje

18 Některé případy specifického chování rotorů 18 Obr. 6.2 Dráha středu čepu Obr. 6.3 Záznam z diagnostického systému při rozběhu na provozní otáčky (shora dolů: otáčky, kmitání ložiska u spojky, kmitání ložiska na volném konci rotoru) Shrnutí: Jedná se patrně o nestabilitu typu oil-whirl, přestože závislost na otáčkách je nezřetelná (malý rozsah změny otáček). Rotor by bylo zřejmě možno stabilizovat nahrazením čtyřplochých ložisek ložisky s naklápěcími segmenty. Tuto skutečnost by však bylo třeba nejprve potvrdit výpočtem.

19 Některé případy specifického chování rotorů Nestabilita VT dílu parní turbiny Parní turbina o výkonu 90 MW sestává z VT dílu s provozními otáčkami a ze sdruženého ST a NT dílu s otáčkami min -1, které jsou spojeny pružnou spojkou a převodovkou. Rotor VT dílu byl uložen v citronových ložiskách průměru 140, resp. 160 mm. Při výkonech nad 40 MW docházelo u tohoto rotoru ke ztrátě stability, projevující se výraznou subharmonickou složkou s frekvencí cca 38 Hz (obr 7.1, vlevo záznam z levého ložiska φ140, vpravo záznam z pravého ložiska φ 160). Po odstavení turbiny vibrodiagnostickou ochranou projevy nestability okamžitě mizí. Obr. 7.1 Vznik nestability při zvyšování výkonu a okažitý zánik po odstavení ochranou Trajektorie středu čepu a časový průběh signálu relativních vibrací při nestabilitě je zachycen v obr. 7.2 Obr. 7.2 Trajektorie středu čepu v režimu nestability

20 Některé případy specifického chování rotorů 20 Obr. 7.3 Amplitudo-frekvenční charakteristika rotoru s původními citronovými ložisky Frekvenční složka 38 Hz je blízká vypočtené 2. vlastní ohybové frekvenci rotoru. Vypočtená vlastní frekvence je v dobrém souladu s měřením, což dokumentuje amplitudo-frekvenční charakteristika na obr Tato vlastní frekvence má uzly velmi blízko ložisek, tlumicí účinek ložisek a jejich vliv na stabilitu rotoru je proto poměrně nevýrazný. Rezerva stability (RS), resp. logaritmický dekrement (LD) 1. a 2. vlastního čísla jsou relativně malé. To je zřejmé z Tab. 7.1, kde jsou porovnány vypočtené hodnoty pro různé uvažované typy uložení. Tab. 7.1 Rezerva stability nejnižších vlastních čísel rotoru s různými typy uložení ozn. var. typ ložiska 1. vlastní číslo 2. vlastní číslo rez. stability (%)/ frekvence rez. stability (%)/ frekvence log. dekrement (Hz) log. dekrement (Hz) 1 citron ½ - původní 6,58 / 0,207 28,8 7,45 / 0,234 35,7 2 citron 1/3 zúžené 9,73 / 0,306 26,7 3,88 / 0,122 36,1 3 přesazené 3,78 / 0,119 27,7 5,29 / 0,166 36,1 4 segmentové 5pLOP 8,00 / 0,251 34,2 3,35 / 0,112 36,5 po odlehčení ložisek 5 segmentové 4pLBP 15,4 / 0,483 29,5 15,4 / 0,483 29,8 6 segmentové - větší l/d 28,8 / 0,907 28,6 28,8 / 0,907 31,3 5pLOP klasické ložisko s 5ti segmenty, zatížení orientováno na spodní segment 4pLBP ložisko se 4mi segmenty, zatížení orientováno mezi segmenty, uložení optimalizované pro asymetrický parciální ostřik orientovaný nahoru V Tab. 7.1 jsou u var. 1 až 4 uvedeny hodnoty pro zatížení pouze vlastní vahou rotoru, tj. pro symetrický parciální ostřik. Z tabulky je zřejmé, že obvykle účinné metody zvýšení stability, jako jsou zvýšení předpětí, zvýšení měrného zatížení nebo použití ložiska odolnějšího proti

21 Některé případy specifického chování rotorů 21 vzniku nestability, mají v daném případě jen marginální význam a u 2. vlastního čísla přinášejí ve všech případech dokonce zhoršení proti původnímu stavu. Aby se maximalizoval tlumicí účinek ložisek, bylo nutno výrazně snížit jejich tuhost. Tak výrazná změna tuhosti však nemohla být realizována pouze změnou geometrie ložisek, ale bylo nutno podstatně snížit statické zatížení ložisek. Toho bylo dosaženo změnou symetrického parciálního ostřiku na nesymetrický, s výslednicí sil orientovanou proti směru gravitačního zrychlení. Změna parciálního ostřiku byla uvažována u všech typů ložisek, ale u žádného z běžných typů ložisek neměla potřebný efekt. Jedině speciální geometrie ložisek se 4mi naklápěcími segmenty, s malou hodnotou předpětí a velkou vůlí, přinesla zvýšení rezervy stability na více než dvojnásobek původní hodnoty (var. 5, Tab. 7.1). Dalšího zlepšení bylo dosaženo zvětšením šířky ložisek a redukcí výrobních tolerancí. V konečné fázi se logaritmický dekrement zvýšil na hodnotu cca 0,9 (RS cca 28%), tedy na více než 4násobek ve srovnání s původním stavem (var. 6, Tab. 7.1). Současně se změnou ostřiku a výměnou ložisek byla provedena také úprava labyrintových ucpávek, aby se co nejvíce snížil jejich destabilizující vliv. Provedené změny nevedly sice k úplnému potlačení subharmonické frekvence, ale umožnily soustrojí provozovat. Při zvýšení výkonu nad 50% jmenovité hodnoty se ve frekvenčním spektru levého ložiska (záznamy v horní části obr. 7.4) opět objevuje dominantní frekvenční složka 38 Hz, která je tentokrát shodná s první vlastní ohybovou frekvencí rotoru. Segmentová ložiska jsou totiž téměř izotropní, takže dřívější 1. a 2. vlastní frekvence splývají viz amplitudo-frekvenční charakteristiky v obr Amplituda subharmonické složky je ovšem výrazně menší než při původní konfiguraci rotoru a při dalším zvyšování výkonu se dokonce zmenšuje. Jak je zřejmé ze záznamů ve spodní části obr. 7.4, v pravém ložisku je subharmonická složka mnohem menší než v levém ložisku. To lze vysvětlit jednak většími rozměry ložiska a tedy i větším tlumením, jednak účinkem olejového filmu axiálního ložiska, umístěného vedle pravého radiálního ložiska, který přispívá k tlumení kmitů. Obr. 7.4 Kaskádové spektrum po přesměrování ostřiku a výměně ložisek

22 Některé případy specifického chování rotorů 22 Obr. 7.5 Amplitudo-frekvenční charakteristiky rotoru po přesměrování ostřiku a výměně ložisek Shrnutí: V tomto případě se jedná o zvlášť úpornou formu nestability typu oil-whip s dominantní subharmonickou frekvencí rovnou 2. vlastní frekvenci rotoru. O úpornosti svědčí skutečnost, že ani zvýšení rezervy stability na 4násobek původní hodnoty nevedlo k úplnému potlačení nestability. Vzhledem k silnému destabilizujícímu vlivu labyrintových ucpávek a uzlům kmitání v místech radiálních ložisek nebylo možno nestabilitu potlačit žádným z obvyklých způsobů. Výrazného zmírnění projevů nestability bylo dosaženo snížením tuhosti ložisek, realizované snížením statického zatížení přesměrováním parciálního ostřiku, a použitím speciální geometrie ložisek s naklápěcími segmenty.

23 Některé případy specifického chování rotorů Radiální kompresor Rotor šestistupňového radiálního kompresoru s provozními otáčkami min -1 byl uložen v ložiskách s naklápěcími segmenty. Z hlediska kritických otáček byl rotor bezproblémový, první 2 vlastní čísla rotoru však vykazovala malou rezervu stability, a to 4,5 %, resp. 3,7 %. Dříve dodávané stroje s podobnými hodnotami poměrného útlumu pracovaly víceméně bez problému, v daném případě se zhruba od otáček min -1 objevily silné vibrace se subharmonickou frekvencí cca 42 Hz. Amplituda relativních vibrací rotoru přesahovala 80 µm (obr. 8.1), takže nebylo možné dosáhnout provozních otáček. Subharmonická frekvence 42 Hz (2.520 min -1 ) odpovídá vypočtené i skutečné 1. vlastní frekvenci rotoru, což je zřejmé z amplitudo-frekvenční charakteristiky na obr Obr. 8.1 Amplitudo-frekvenční charakteristika rotoru Obr. 8.2 Kaskádové spektrum ilustrující vznik nestability indikovaný subharmonickou frekvencí

24 Některé případy specifického chování rotorů 24 Obr. 8.3 Frekvenční spektra rotoru při min -1 (vlevo) a min -1 (vpravo) Obr. 8.2 a 8.3 ilustrují náhlý nárůst amplitudy subharmonické frekvenční složky kmitání při otáčkách cca min -1, který vedl k okamžitému odstavení stroje. Zcela stejně dopadly i další pokusy o dosažení provozních otáček. Stroj byl provozován ve zkušebním provozu prakticky bez zatížení. Vzhledem k relativně vysokým tlakům v labyrintových ucpávkách za provozu bylo možno očekávat při najetí na provozní podmínky další nárůst destabilizujících sil a prohloubení projevů nestability. Protože rotor byl již uložen v ložiskách s naklápěcími segmenty, nebylo možné jít obvyklou cestou a použít ložiska s lepšími stabilitními vlastnostmi. Jediným schůdným řešením bylo optimalizovat vlastnosti segmentových ložisek tak, aby došlo k podstatnému zvýšení rezervy stability. Uzly kmitání 1. ohybového tvaru jsou prakticky v místech ložisek, proto bylo třeba co nejvíce snížit tuhost ložisek, a zvýšit tak výchylky v ložiskách a tím i tlumení vibrací. Po ověření několika variant se jako optimální ukázala opět geometrie se čtyřmi segmenty a statickým zatížením působícím mezi segmenty. V ložiskách s nadstandardní vůlí a minimálním předpětím se rezerva stability 2. vlastního čísla zvýšila z původních 3,7 % (log. dekrement 0,12) na 14,1 % (log. dekrement 0,44). Stabilita rotoru tak zůstává podle výsledků výpočtu zachována i při zahrnutí destabilizujícího vlivu labyrintových ucpávek do dynamické analýzy rotoru. Shrnutí: Jedná se o klasický případ nestability typu oil-whip, se subharmonickou frekvencí rovnou nejnižší vlastní frekvenci rotoru, vyplývající z nízké rezervy stability dvou nejnižších vlastních čísel. Výrazného zvýšení rezervy stability bylo dosaženo použitím ložisek se 4mi segmenty, která měla nadstandardní vůli a minimální předpětí, podobně jako v předchozím případě vysokotlakého dílu turbiny.

25 Některé případy specifického chování rotorů Rotory turbodmychadel v ložiskách s plovoucím pouzdrem Převážná většina rotorů turbodmychadel je uložena v ložiskách s rotujícím plovoucím pouzdrem (obr. 9.1, posice 4). Obr. 9.1 Rotor turbodmychadla střední velikosti Tato ložiska jsou výrobně nenáročná a přitom mají dobré dynamické vlastnosti, vyplývající z vysokého útlumu dvou olejových filmů uspořádaných v sérii. Při měření relativních vibrací rotoru je zřejmá tendence k nestabilitě vnějšího olejového filmu, která se projevuje kmitáním s poloviční frekvencí otáčení pouzdra. To je zřejmé ze spekter kmitání rotoru a pouzdra na obr. 9.2, kde je ve spektru rotoru i pouzdra dominantní frekvenční složka s poloviční frekvencí otáčení pouzdra (cca 110 Hz). K rozvinutí nestability však v tomto případě nedojde, protože budicí frekvence od rotoru tuto nestabilitu nepodporuje a také díky již zmíněnému vysokému tlumení. Obr. 9.2 Spektrum kmitání rotoru (nahoře) a plovoucího pouzdra (dole) v ložisku turbiny U některých rotorů je však nestabilita plně rozvinuta a rotor kmitá v rámci celé ložiskové vůle (obr. 9.3). K okamžité havárii nedojde pouze vzhledem k nelineárním vlastnostem olejového filmu, jehož tuhost při velkých výstřednostech čepu/pouzdra výrazně roste. Trvalý provoz TD při těchto úrovních kmitání je však nebezpečný, protože relativně malá změna podmínek nebo vniknutí větší nečistoty do ložiska může mít za následek rozsáhlé poškození ložisek a rotoru.

26 Některé případy specifického chování rotorů 26 Obr. 9.3 Plně rozvinutá nestabilita vnějšího olejového filmu při min -1 (rotující pouzdra -maximální amplituda kmitání 140 µm) V obr. 9.3 a 9.4 jsou shora dolů uvedeny signály: rotor strana kompresoru rotor strana turbiny pouzdro - strana kompresoru pouzdro - strana turbiny Ze záznamu v obr. 9.3 je zřejmé, že jak oba konce rotoru, tak obě plovoucí pouzdra kmitají ve fázi se subharmonickou frekvencí rovnou zhruba polovině otáček pouzdra (cca 60 Hz) a s amplitudou dosahující prakticky celé ložiskové vůle. Otáčková frekvence rotoru (700 Hz) je ve spektrech kmitání sotva patrná. Pro stabilizaci rotoru bylo nutno nahradit rotující pouzdra zastavenými pouzdry s víceplochou vnitřní geometrií, u nichž ve vnějším filmu dochází k tlumení pouze vytlačováním olejového filmu. Pokud pouzdro nerotuje, nemůže nestabilita vnějšího filmu nastat a amplitudy kmitání jsou o řád menší. To demonstruje obr. 9.4, kde jsou záznamy relativních kmitů téhož rotoru jako v obr. 9.3, ale se zastavenými pouzdry s tříplochou vnitřní geometrií. Výměnou ložisek se maximální amplituda snížila ze 140 na necelých 11 µm. Obr. 9.4 Stabilní běh rotoru se zastavenými pouzdry při min -1 (maximální amplituda kmitání na straně turbiny 10,7 µm) Shrnutí: U rotorů v ložiskách s rotujícím plovoucím pouzdrem se objevuje buď jen náznak potenciální nestability, nebo výjimečně plně rozvinutá nestabilita vnějšího olejového filmu. V důsledku silného tlumení a převládajícího buzení s jinou frekvencí, než odpovídá tomuto typu nestability, se nestabilita může, ale nemusí rozvinout (výchylky rotoru zůstanou omezené). Trvalý provoz rotou s plně rozvinutou nestabilitou je velmi nebezpečný a je třeba se ho vyvarovat.

27 Některé případy specifického chování rotorů 27 Závěr Nestabilita rotoru je velmi nebezpečný jev a trvalý provoz rotoru v oblasti nestability je nepřípustný. Nestabilitu rotoru v kluzných ložiskách nelze ve většině případů odhalit měřením vibrací na ložiskových stojanech nebo skříni stroje. Jsou známy případy, kdy v důsledku nestability docházelo k únavovému poškození a vypadávání kompozice z ložisek, aniž by byla zaznamenána zvýšená úroveň kmitání měřená na skříni. Naštěstí naprostá většina velkých rotačních strojů je již standardně vybavena diagnostickým systémem s relativními snímači chvění rotoru, které jsou schopny vznik nestability okamžitě odhalit a stroj včas odstavit. Existuje však celá řada malých rychloběžných strojů s kluznými ložisky, které nejsou vybaveny žádnou diagnostikou. V těchto případech je nutno bezpodmínečně zajistit měření relativních vibrací rotoru alespoň u prototypových strojů. Odstraňování příčin nestability na již dokončeném stroji je vždy velmi složité a v některých případech prakticky nemožné. Proto je nutný co nejpřesnější výpočet vlastností ložisek a dynamiky rotoru. Pokud výpočet neindikuje možnost nestability a přesto k ní dochází, je nutno hledat příčiny v dosud málo prozkoumaném vlivu dalších faktorů, zejména labyrintových ucpávek. Pro stabilizaci rotorů existuje řada prostředků počínaje výměnou ložisek až po zásahy omezující obvodové proudění v ucpávkách. Standardní zásahy však nemusí být vždy účinné a celou situaci je nutno posuzovat komplexně, nejen na základě zjednodušených pouček.