ДИНАМИЧЕСКИЙ ВЫСОКОЧАСТОТНЫЙ ВИБРОГАСИТЕЛЬ

Заявляемая полезная модель относится к динамическим виброгасителям (ДВ), применяемым в области энергомашиностроения для снижения вибрации опор турбоагрегатов.
н
н
в
При работе турбоагрегата на опорные узлы действуют возмущающие силы со стороны турбины и/или генератора. На номинальной частоте вращения валопровода турбоагрегата (ω) могут иметь место возмущающие воздействия сил, как на частоте ω, так и на частотах выше номинальной (ω).
н
в
Как показывает практика, причинами возникновения возмущающих сил, действующих на опору турбоагрегата с номинальной частотой ω, может быть небаланс ротора или электромагнитные силы генератора, что обуславливает возникновение резонансной вибрации подшипниковых опор при совпадении их собственных частот колебаний (СЧК) с частотами возмущающих сил, например, выше номинальной частоты вращения валопровода - высокой частоте ω. Это может привести к аварийной ситуации, повреждениям и выходу турбоагрегата из рабочего состояния, к его останову для проведения ремонта на длительный промежуток времени, что принесет большие экономические потери.
Поэтому к опорным узлам, статору генератора и цилиндрам турбины предъявляются высокие требования по надежности и безаварийности работы, что обеспечивается, в том числе, и применением эффективных ДВ.
Необходимо отметить, что при создании виброгасителей подшипниковых опор следует учитывать достаточно жесткие требования к размерам конструкций виброгасителей, обусловленные габаритными размерами пространства в месте, выбранном для присоединения ДВ.
Известен динамический виброгаситель [Никифоров, А.С. Акустическое проектирование судовых конструкций: Справочник / А.С. Никифоров. - Л.: Судостроение, 1990. - С. 137-138], выполненный в виде массивной крупногабаритной плиты, установленной на упругих элементах, уменьшающий амплитуду резонансных колебаний.
Данный виброгаситель не может быть применен в условиях ограниченных габаритов мест установки подшипниковых опор турбоагрегатов.
н
Также известен динамический виброгаситель [Стрелков, С.П. Механика / С.П. Стрелков. - М.: Лань, 2005. - С. 470, Рис. 390], предназначенный для гашения вибраций корпуса подшипника машины, работающей с постоянной частотой вращения. Виброгаситель выполнен в виде пластины, жестко установленной радиально на крышке корпуса подшипника одним концом, а на другом, свободном конце пластины закреплен груз. СЧК пластины с грузом, численно равная рабочей частоте ДВ, настроена на номинальную частоту вращения машин ω.
К недостаткам данного ДВ следует отнести то, что в условиях ограниченных габаритов места для установки виброгасителя эта конструкция не позволяет использовать в ней достаточную величину массы, противодействующую резонансным колебаниям многотонной опоры, ввиду ограничения нагрузки (момента инерции) на стержень для предотвращения от поломки.
н
Наиболее близким техническим решением является динамический виброгаситель [Патент РФ на полезную модель №97177, МПК F16F 15/04, опубл. 27.08.2010], обеспечивающий гашение вибрации опоры турбоагрегата на частоте, равной номинальной частоте вращения ω валопровода турбоагрегата. ДВ представляет собой пластину, жестко закрепленную обоими концами на поверхности опоры турбоагрегата, с установленными на ней регулировочными грузами, при этом пластина выполнена изогнутой в форме дуги окружности, а ее параметры определяются в соответствии с выявленными зависимостями. При этом точная настройка ДВ в эксплуатации осуществляется посредством присоединения к пластине регулировочных масс.
н
К недостаткам данного виброгасителя следует отнести то, что устройство при его настройке позволяет изменять рабочую частоту относительно номинальной частоты ω только в сторону ее снижения.
Технический результат, на достижение которого направлено предлагаемое техническое решение, заключается в эффективном снижении вибрации на заданной частоте выше номинальной частоты вращения валопровода турбоагрегата.
Технический результат достигается за счет того, что динамический высокочастотный гаситель содержит изогнутую пластину в форме дуги окружности, оба конца которой жестко закреплены на опоре турбоагрегата, и на изогнутой пластине жестко закреплено ребро жесткости, расположенное на горизонтальной оси окружности, а на ребре жесткости установлены регулировочные грузы.
Согласно эмпирической зависимости, выявленной при проведении испытаний, требуемая добавочная жесткость виброгасителя определяется следующей зависимостью:
где  - жесткость для первой формы изгибных колебаний изогнутой пластины виброгасителя без ребра жесткости, Н/м;
с(α) - коэффициент жесткости, отн. ед.;
2
Е - модуль упругости материала изогнутой пластины виброгасителя, Н/м;
h и R - ширина, толщина и радиус изогнутой пластины, соответственно, м;
τ=α/360° - значение центрального угла α относительно полного угла окружности, отн. ед.;
p
п
μ=m/m - масса ребра жесткости с регулировочной массой относительно массы изогнутой пластины виброгасителя, отн. ед.;
в
н
γ=ω/ω - заданное значение высокой частоты ДВ относительно номинальной частоты (резонансной частоты) вращения валопровода турбоагрегата, отн. ед.
Выполнение виброгасителя в форме дуги окружности с ребром жесткости и его жесткое закрепление на изогнутой пластине обеспечивает оптимальную компоновку виброгасителя достаточно большой массы с моментом инерции, необходимым для эффективного гашения колебаний крупногабаритных подшипниковых опор весом в несколько тонн.
Жесткое закрепление виброгасителя на объекте гашения обеспечивает надежность работы ДВ.
Расположение ребра жесткости на горизонтальной оси окружности изогнутой пластины обеспечивает максимально высокую жесткость виброгасителя.
в
Регулировочные грузы, установленные на ребре жесткости, обеспечивают возможность максимально точной настройки виброгасителя на заданную частоту гашения ω. Кроме того, в отличие от близкого технического решения, такое расположение регулировочных масс на ребре жесткости позволяет значительно уменьшить габаритные размеры ДВ, что на ограниченном пространстве места, выбранного для присоединения ДВ на опоре турбоагрегата, имеет большое значение.
н
в
Экспериментально полученные данные, подтвержденные протоколами испытаний, показывают, что для ДВ, спроектированного на номинальную частоту ω, именно при значении добавочной жесткости Δk, рассчитанной согласно приведенной формуле (1), обеспечивается жесткость ДВ, необходимая для его настройки на частоту ω.
Таким образом, за счет совокупности существенных признаков достигается эффективное снижение вибрации на заданной частоте выше номинальной частоты вращения валопровода турбоагрегата, а также в полосе частот эффективной работы виброгасителя, что подтверждается результатами проведенных заявителем испытаний ДВ.
Полезная модель поясняется следующими графическими материалами:
на фиг. 1 представлен общий вид динамического высокочастотного виброгасителя, установленного на опоре турбоагрегата;
на фиг. 2 - зависимость изменения коэффициента жесткости от центрального угла;
на фиг. 3 - изменения амплитуды вибрации на стенде моделирования опоры подшипника турбоагрегата с виброгасителем (1) и без него (2) в вертикальном  и осевом  направлениях.
Динамический высокочастотный виброгаситель содержит изогнутую пластину 1 в форме дуги окружности, жестко закрепленную своими концами на опоре 2 турбоагрегата. Опора 2 состоит из узлов: 3 - рамы, установленной на фундаменте, 4 - подшипника с вкладышем и 5 - крышки подшипника. Концы пластины 1 выполнены, например, в виде фланцев 6 и закреплены на опоре 2, а именно на крышке подшипника 5 с помощью болтовых соединений 7, обеспечивающих жесткое надежное закрепление пластины 1. На пластине 1 жестко закреплено ребро жесткости 8. Ребро жесткости 8 расположено на горизонтальной оси окружности изогнутой пластины 1. На ребре жесткости 8 установлены регулировочные грузы 9, представляющие собой, например, набор металлических пластинок.
Заявляемое устройство работает следующим образом.
в
В случае действия на подшипниковую опору 2 возмущающей силы с частотой ω, вызывающей резонансные колебания опоры, на крышку подшипника 5 устанавливается изогнутая пластина 1 с ребром жесткости 8 и регулировочными грузами 9. Совпадение частоты возмущающей силы, действующей со стороны турбины и/или генератора с СЧК опоры, вызывает ее резонансные колебания. При наступлении резонансных колебаний опоры 2 присоединение виброгасителя к опоре образует такую результирующую механическую систему, у которой на частоту возмущающей силы приходится антирезонанс, характеризующийся формированием виброгасителем силы реакции, равной по величине и противоположно направленной возмущающей силе, что и обеспечивает гашение вибрации. Далее, сравнение измеренного установившегося значения вибрации опоры с требуемой величиной позволяет сделать вывод о необходимости дополнительной настройки ДВ путем установки регулировочных грузов 9 на ребре жесткости 8 до получения требуемых значений вибрации опоры турбоагрегата согласно ГОСТ 25364-97.
н
Параметры виброгасителя R, h,  (фиг. 1) и с(α) (фиг. 2) определены исходя из его конструкции, рассчитанной на рабочую частоту ω, т.е. на его СЧК до присоединения к нему ребра жесткости (собственную частоту первой формы колебаний пластины ДВ жестко заделанного обоими концами). Геометрические параметры ребра жесткости 8 определяются в соответствии с требуемой величиной добавочной жесткости Δk и согласно механическим свойствам материала, выбранного для его изготовления. Масса регулировочных грузов 9 определяется в соответствии с расчетом дополнительной жесткости Δk по формуле (1).
в
н
-1
-1
11
2
3
Проведены испытания высокочастотного виброгасителя, рассчитанного на частоту ω=339 с (54 Гц). Виброгаситель был установлен на стенде моделирования опоры подшипника турбоагрегата. Параметры виброгасителя, использованного при проведении испытаний, настроенного на номинальную частоту ω=314 с (50 Гц): R=490 мм,  коэффициент жесткости с(α)=1,7 при α=110° (фиг. 2). Подставив эти параметры в расчетную формулу (1) с учетом того, что ребро жесткости и изогнутая пластина виброгасителя изготовлены из стали марки Ст.3, ГОСТ 380-2005, для которой Е=2,1⋅10 Н/м, получим величину добавочной жесткости Δk=1,46⋅10 кН/м. Результаты испытаний заявляемой полезной модели для допустимых отклонений частоты вращения валопровода турбоагрегата в процессе его эксплуатации, согласно Правилам [Правила технической эксплуатации станций и сетей Российской Федерации. - СПб.: Издательство ДЕАН, 2010. - 336 с.], представлены на фиг. 3. Сопоставление величины вертикальной и осевой вибрации, измеренной на фланце крышки подшипника до и после присоединения ребра жесткости, показывает, что на заданной частоте 54 Гц она уменьшилась более чем в 3 раза, а в полосе частот эффективного снижения вибрации (от 50 до 55 ГЦ) не менее чем в 2 раза.