На подшипниках электродвигателя питательного насоса турбины мощностью 100 МВт обнаружена повышенная вибрация оборотной и двойной оборотной частот (50 и 100 Гц) преимущественно в вертикальном и осевом направлениях. Вибрацию оборотной частоты компенсировали балансировкой. Вибрация двойной оборотной частоты по уровню как-то непонятно менялась во времени от 3 до 6 мм/с. Она наблюдалась, как при расцепленной муфте (без насоса), так и с насосом, в последнем случае достигала 9 мм/с.

Вначале было высказано предположение, что вибрация исходит от статора.

 После реконструкции ротора турбогенератора мощностью 100 МВт с его переводом на форсированное охлаждение при пуске был обнаружен большой тепловой дисбаланс, приводящий к изменению вибрации под нагрузкой на 100 мкм (наибольшее значение изменения вектора двойной амплитуды оборотной вибрации). Столь большой тепловой дисбаланс исключал возможность балансировки, и ротор отправили на доработку. Он подвергся всестороннему обследованию с продувкой вентиляционных каналов и частичной перемоткой. Эта достаточно дорогая и трудоемкая работа заметного улучшения не дала.

 Достаточно редким, хотя и хорошо известным источником вибрации, является тепловой дисбаланс паротурбинных роторов, связанный с появлением масла во внутренней полости ротора. О таких случаях я знал от непосредственных участников виброизмерений, но сам наблюдал это явление лишь однажды на роторе турбопривода питательного насоса блока мощностью 300МВт.

 На турбине мощностью 60 МВт при пуске из очередного ремонта на подшипниках, соседних с пружинной муфтой, между роторами высокого и низкого давления обнаружена вибрация двойной оборотной частоты, которая нарастала при увеличении нагрузки и в одной из точек контроля достигала значений 7 мм/с (СКЗ виброскорости).

Читатель уже знает, что такая вибрация связана с плохим состоянием поверхностей подвижных элементов и повышенным трением при взаимном перемещении полумуфт.

 Следующие эпизоды связаны с коленчатостью муфты между роторами турбины и генератора турбоагрегатов мощностью 800 МВт.

 Турбина 200 МВт была остановлена эксплуатационным персоналом в связи с повышением вибрации на подшипниках 1 и 2 на 2 мм/с от первоначального уровня в течение нескольких часов. Нагрузка на агрегате при этом сохранялась близкой к номинальной. Вибрация не вышла за пределы допустимых значений, ее интенсивность не превышала 4,5 мм/с.

 Принято считать, что крутящий момент в жестких муфтах передается не призонными болтами, а за счет трения между торцами полумуфт, достаточно сильно стянутых болтами. Для большинства случаев это справедливо, однако иногда торцы полумуфт проскальзывают, при этом призонные болты не могут всегда обеспечить соосность соединяемых роторов. Проскальзывание торцов может привести к существенному увеличению вибрации.

 На соседних с муфтой подшипниках турбины мощностью 300 МВт наблюдалась повышенная вибрация с двойной амплитудой около 70 мкм, с которой долгое время не удавалось справиться опытным балансировщикам. Основная трудность состояла в том, что если установка корректирующих масс в любую из доступных плоскостей приводила к снижению вибрации на одном из подшипников, то при этом примерно на столько же возрастала вибрация на соседнем.

Муфта между подшипниками полужесткая: между полумуфтами располагается компенсатор длиной около 1 м с двумя компенсационными волнами.

Небрежность и ошибки при установке балансировочных грузов чреваты большими неприятностями. Приведу несколько примеров, относящихся к этой теме.

На ротор генератора мощностью 200 МВт установлены грузы, распределенные по длине в виде ввертышей с резьбой около М40.

 На турбоагрегате мощностью 50 МВт наблюдалась хроническая вибрация подшипников 2 и 3, соседних с муфтой между роторами турбины и генератора. Максимальная интенсивность вибрации достигала 80 мкм, преобладала вибрация оборотной частоты.