С 1969 г. в балансировочной практике используется разработанная мной программа "Баланс" для расчетов при балансировке на месте. С того времени она непрерывно модернизируется и в настоящее время представляет собой весьма совершенный продукт, успешно применяемый многими пользователями.

В подавляющем большинстве случаев симметричный дисбаланс создает преимущественно синфазную вибрацию, а кососимметричный -противофазную. К сожалению, бывают исключения, которые, если о них не знать, могут существенно осложнить работу по диагностике и наладке машин и привести к ошибочным решениям.

Один из таких случаев описан выше в эпизоде 6, там это было связано с резонансным режимом работы одной из опор ротора.

Весьма любопытный случай наблюдался на роторе генератора газотурбинного агрегата мощностью 35 МВт.

 В связи с предыдущим эпизодом уместно вспомнить более благополучные события, которые имеют отношение к нестабильному состоянию роторов в процессе балансировки.

При балансировке на месте дутьевых вентиляторов энергоблока мощностью 800 МВт было обнаружено нестабильное состояние роторов и изменение вибрации в процессе измерений ее параметров. Выдержка во времени не приводила к стабилизации: вибрация непрерывно менялась, при этом явно менялось и состояние дисбалансов ротора.

Двукратное измерение параметров вибрации на балансировочных частотах при балансировке на месте как-то с самого начала вошло у меня в привычку. Совершенно неожиданно для себя я вдруг обнаружил, что это делают далеко не все. Как сильно это может отразиться на результатах работы впервые я обнаружил при одной балансировке ротора генератора мощностью 25 МВт.

Любопытно, что в этом случае, как и во многих аналогичных, связанных с разнообразными неприятностями в связи с проблемами повышенной вибрации, основные события разворачивались в мое отсутствие: я был в очередном отпуске.

Как возникает осевая вибрация на подшипниках неуравновешенного ротора, читатель уже знает. Очень недалеко от истины утверждение, что чем ниже поперечные (вертикальная и горизонтальная) компоненты вибрации, тем ниже и осевая. В связи с этим при весьма низких поперечных компонентах вибрации как-то уже не принято связывать интенсивную осевую вибрацию с дисбалансом ротора. Мне в таких случаях обычно тоже приходило на ум предположение о резонансе опоры в осевом направлении, пока я не столкнулся с рассматриваемым эпизодом.

Будучи еще очень молодым, я принимал участие в наладке после монтажа газовой турбины мощностью 35 МВт. Тогда на подшипниках турбины двойная амплитуда вибрации оборотной частоты не превышала 20 мкм. В то время на заводе-изготовителе еще не было высокочастотного балансировочного стенда и все роторы подвергались низкочастотной балансировке. Через несколько десятилетий меня пригласили для участия в устранении повышенной вибрации этой турбины. 

Вибрация на втором подшипнике, соседнем с муфтой (см. рисунок), хронически оставалась повышенной и достигала 70 мкм. Попытки повлиять на нее установкой компенсирующего груза на муфту успеха не имели.

На турбине мощностью 50 МВт в течение многих лет наблюдалась хроническая вибрация подшипника № ] с оборотной частотой и двойной амплитудой около 70 мкм. Неоднократные попытки тщательно отбалансировать ротор на станке и другие мероприятия по снижению возмущающих сил доступными способами никакого эффекта не давали. Исследования показали, что ригель подшипника № 1 имеет собственную частоту, близкую к оборотной, при этом он совершает крутильные колебания, форма которых показана на рисунке. Отстроиться от резонанса не представилось возможным. Турбина долгие годы работала с повышенной вибрацией. 

В конце концов было предложено балансировать ротор в собственных подшипниках с разборкой цилиндра турбины при каждом пуске для доступа к плоскости коррекции. Эта беспрецедентная и чрезвычайно дорогая операция была выполнена и привела к положительному результату, в конечном счете на ротор турбины со стороны подшипника № 1 установлен груз массой около 700 г.

На одном из подшипников турбины мощностью 250 МВт длительное время после каждого очередного капитального ремонта наблюдалась вибрация оборотной частоты около 50 мкм всегда примерно с одной фазой, что приводило к необходимости при балансировке на месте устанавливать на соседнюю муфту груз массой около 2 кг.

При очередной балансировке на станке соответствующего ротора обнаружилось, что установленный при давней балансировке груз массой 1200 г необходимо снять. Анализ показал, что именно этот груз мог быть причиной описанных проблем с вибрацией. Пуск из ремонта полностью подтвердил этот вывод: вибрация снизилась до нормы.

Мне удалось выяснить, что при балансировке ротора на станке была неудачно выбрана частота вращения: на зарезонансном станке ротор вращался вблизи резонанса. Предполагается, что это и привело в свое время к ошибочной установке ненужного груза, а при последующих балансировках, сталкиваясь с невозможностью уравновесить ротор, балансировщики на всякий случай не меняли корректирующих масс на роторе.

 После ремонта ротора генератора мощностью 35 МВт вибрация оборотной частоты оказалась стольсущественной, что было принято решение перед балансировкой на месте выполнить его балансировку на станке. Это решение (как позже выяснилось, ошибочное) привело к необходимости разбирать генератор и 
выводить ротор, что, как известно, связано с весьма существенными затратами.

После балансировки на станке вибрация еще больше возросла и достигла значений, при которых было недопустимо поднимать частоту вращения до номинальной - 3000 об/мин. С большим риском частоту вращения все-таки довели до 3000 об/мин и получили вибрацию с двойной амплитудой около 300 мкм.

Пришлось ротор в таком состоянии балансировать на месте.

А.С.Гольдин
 

Перед ремонтом турбоагрегат мощностью 250 МВт имел удовлетворительное состояние по оборотной вибрации. Основные работы в период ремонта были связаны с нормализацией тепловых перемещений турбины. Одновременно была выполнена профилактическая балансировка всех роторов турбины на низкочастотном балансировочном станке, хотя никаких работ на роторах не выполнялось. На один из роторов при балансировке были установлены весьма существенные грузы в торцевые плоскости коррекции массой 1900 г. с одной стороны и 1300 г. с другой, при этом кососимметричная составляющая этих грузов составила 1200 г.

При пуске машины из ремонта на подшипниках упомянутого ротора обнаружилась весьма существенная оборотная вибрация с двойной амплитудой до 80 мкм, которую доступными плоскостями коррекции устранить не удалось. Анализ показал, что наблюдаемая вибрация вполне соответствует дисбалансу установленных косоcимметричных балансировочных грузов.