автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Диагностика и устранение дефектов валопроводов турбомашин

На правах рукописи

Кистойчев Александр Владимирович

ДИАГНОСТИКА И УСТРАНЕНИЕ ДЕФЕКТОВ ВАЛОПРОВОДОВ

ТУРБОМАШИН

Специальность 05.04.12 -Турбомашины и комбинированные турбоустановки

□0347Э737

АВТОРЕФЕРАТ ----------------

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Екатеринбург 2009

003479737

Работа выполнена в ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ имени первого Президента России Б.Н. Ельцина» на кафедре «Турбины и двигатели».

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор,

лауреат премии Правительства РФ Урьев Евгений Вениаминович

Официальные оппоненты: доктор технических наук,

лауреат премии Правительства РФ Резинских Владимир Федорович

кандидат технических наук Мурманский Борис Ефимович

Ведущая организация: НПО «Центральный котлотурбинный

институт им. И.И. Ползунова», г. Санкт-Петербург

Защита состоится 6 ноября 2009 г. в 14— на заседании диссертационного совета Д 212.285.07 при ГОУ ВПО "Уральский государственный технический университет - УПИ" по адресу: 620002, г. Екатеринбург, ул. С. Ковалевской, 5, ауд. Т-703.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью организации, просим направлять по адресу: 620002, г. Екатеринбург, ул. Мира, 19, УГТУ-УПИ, учёному секретарю университета. Тел.: (343) 375-48-51, факс: (343) 375-94-62, e-mail: lta_ugtu@mail.ru

Автореферат разослан 2009 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета, д.т.н. -^ПбА-> К.Э. Аронсон

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ Актуальность проблемы. В условиях старения основного оборудования отечественных тепловых электростанций и осознания того, что в ближайшее время не удастся провести обновление значимой его части, весьма актуальной становится проблема продления индивидуального ресурса установленных турбоагрегатов и предотвращения аварийных выходов оборудования из строя. По некоторым оценкам, ещё в 2005 году проектный ресурс эксплуатации (100 тыс. часов) был выработан почти на всех действующих тепловых электростанциях, а парковый ресурс, превышающий проектный в среднем в 2 раза, исчерпали 50% энергоустановок суммарной мощностью 65 млн. кВт1.

В этих условиях особое внимание необходимо уделять дефектам, развивающимся в валопроводах турбомашин (анализу причин зарождения и развития, диагностике и т.д.), которые являются одними из наиболее опасных и способных привести к авариям с катастрофическими последствиями.

Сегодня остро стоит проблема продления ресурса высокотемпературных роторов паровых турбин (РВД и РСД). В ходе длительной эксплуатации в условиях высоких температур и напряжений в них накапливаются повреждения, вызванные ползучестью и усталостью, изменяются структура и свойства стали. Всё это приводит к появлению остаточных деформаций (прогибов) и трещинообразованию.

Вместе с тем в ряде случаев имеют место проблемы, связанные и с надёжностью низкотемпературных элементов валопроводов. В качестве примера можно привести возникшую в последнее время проблему трещинообразования в низкотемпературных роторах, прежде всего в роторах НД ПТ-135/165-130/15 УТЗ (ТМЗ), имеющих наработку более 100 тыс. часов. Кроме того, периодически наблюдаются повреждения муфтовых соединений роторов, как, например, разрушение болтового соединения муфт роторов ВД и СД турбин К-300-240 ХТЗ. Причём указанные дефекты могут возникать даже на оборудовании, которое не выработало свой ресурс. Причинами этого

часто являются ошибки проектирования, нарушения технологии

-- [\

Резинских В.Ф. Ресурс и надёжность металла паровых турбин тепловых электростанций / В.Ф. Резинских, В.И. Гладштейн // Теплоэнергетика. 2004. № 4. С. 2-6. \

\

производства, а также пренебрежение некоторыми техническими требованиями в процессе эксплуатации и станционного ремонта.

Необходимость продления ресурса и предотвращения аварийных выходов оборудования из строя повышает требования к методам и средствам технической диагностики и предлагаемым реконструктивным мероприятиям. В целях продления срока службы, повышения надёжности и сохранения (а желательно и увеличения) экономичности установленного оборудования необходима разработка дополнительных, а главное обоснованных, рекомендаций, позволяющих как диагностировать указанные дефекты, так и увеличить несущую способность «слабых» узлов и повысить вибрационную надежность агрегатов в целом. Вместе с тем ряд предлагаемых в настоящее время технологических и конструктивных мероприятий (использование и конкретные конструкции сотовых уплотнений в ЦВД паровых турбин, правка роторов при помощи систем балансировочных грузов и некоторые другие) не являются бесспорными, а иногда могут быть и просто опасными.

Научная идея, объединяющая все задачи, рассмотренные в настоящей работе, и определяющая её цель, состоит в углубленном и всестороннем исследовании с использованием современных программных и аппаратных средств наиболее вероятных причин возникновения и развития дефектов валопроводов турбомашин.

Цель работы заключается: в анализе причин ряда наиболее распространенных дефектов валопроводов турбоагрегатов, анализе существующих и разработке новых методов их диагностирования, а также выработке обоснованных мероприятий по предотвращению их развития. Научная новизна работы определяется тем, что впервые: - показано, что при возмущениях от неравномерности тормозящего момента, возникающего на малорасходных режимах работы последних ступеней паровых турбин, которые к тому же сочетаются с воздействием возмущений от неравномерности крутящего момента на генераторе, первопричиной образования трещин в низкотемпературных роторах теплофикационных турбин могут стать крутильные колебания валопровода. Определяющим фактором трещинообразования при этом является степень отстройка валопровода от крутильных резонансов;

- доказано, что ни контроль, ни анализ изгибных и крутильных колебаний не позволяют проводить диагностику кольцевых поперечных трещин в роторах из-за чрезвычайно малого их влияния на динамические свойства валопровода, но выявление резонансных режимов работы на основе постоянного мониторинга крутильных колебаний валопровода и принятие действий, направленных на предотвращение эксплуатации на таких режимах, может существенно повысить надёжность турбоагрегатов;

- предложены новые диагностические признаки некольцевых поперечных трещин в роторах, проявление которых возможно как в параметрах колебаний роторов, так и в параметрах вибрации опор; впервые приведены признаки наличия поперечной трещины, которые проявляются в горизонтально-поперечном направлении измерений, причём показано, что горизонтальная составляющая вибрации при наличии трещины может оказаться даже более информативной, чем вертикальная;

- экспериментально подтверждено, что имеется принципиальная возможность диагностирования некольцевых поперечных трещин в роторах на низкочастотных балансировочных станках (НЧБС) зарезонансного типа;

- показано, что поперечные трещины приводят к изменению собственных частот роторов только на достаточно позднем этапе развития;

- на основе комплексного исследования несущей способности болтов муфтового соединения трёхопорных роторов показано, что прочность болтов определяют величина парового растягивающего усилия на муфте и динамические напряжения от изгибающего момента, действующего в сечении муфты; определены граничные условия монтажного и ремонтного характера, при которых происходит резкое увеличение динамических нагрузок на болтовое соединение, приводящее к его усталостному разрушению;

- доказано, что установка любых реальных систем грузов не вызывает в роторе напряжений, при которых явление ползучести сделалось бы

заметным настолько, что его можно было бы использовать в целях правки роторов.

Достоверность и обоснованность результатов работы определяются:

- использованием стандартной регистрирующей и анализирующей аппаратуры, имеющей сертификаты метрологической поверки и значительным объёмом полученных экспериментальных данных;

- воспроизводимостью опытных данных и согласованностью экспериментальных данных с результатами собственных расчётов и с результатами исследований других авторов.

Практическая ценность работы заключается в том, что проведённые автором исследования и предложенные мероприятия и методики диагностики дефектов валопроводов могут быть использованы и уже используются в настоящее время при решении научно-технических проблем повышения надёжности турбомашин.

Личный вклад автора заключается в анализе опубликованных данных по диагностике дефектов валопроводов турбомашин, причин их возникновения и методов устранения; в постановке и проведении расчётных и экспериментальных исследований, направленных на выполнение поставленных задач; в обработке и анализе полученных результатов.

На защиту выносятся следующие основные положения:

1. Результаты расчётов и их анализа, свидетельствующие о возможности возникновения усталостных кольцевых трещин в роторах паровых турбин вследствие крутильных колебаний валопровода, возникающих при работе ЧНД на малорасходных режимах.

2. Результаты исследований, показывающие невозможность диагностирования кольцевых трещин методом анализа изгибных и крутильных колебаний вследствие их малого влияния на динамические свойства валопровода.

3. Полученные в ходе моделирования поведения вала с некольцевыми поперечными трещинами вибрационные признаки этого дефекта. Результаты расчётно-экспериментальных исследований, позволяющие говорить о том, что диагностика некольцевых поперечных трещин в роторах возможна в горизонтально-поперечном направлении

измерения вибрации. Полученный вывод о принципиальной возможности диагностики поперечных трещин на НЧБС.

4. Результаты исследований несущей способности болтов муфтового соединения трёхопорных роторов, в частности муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ.

5. Результаты исследований, свидетельствующие о невозможности правки роторов путём установки специальных систем балансировочных грузов.

Апробация работы. Основные результаты исследований, изложенные в диссертации, были представлены на научно-технических семинарах кафедры «Турбины и двигатели», XII и XV конф. молодых ученых ГОУ ВПО УГТУ-УПИ (Екатеринбург, 2007, 2008), на V Междунар. научно-техн. совещании "Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций" (Москва, ОАО «ВТИ», 2007), на 12-й междунар. конф. "HERVICON-2008" в Польше (Kielce-Przemysl, 2008), на семинаре «Вибрационная надёжность турбоагрегатов и вспомогательного оборудования» (Екатеринбург, 2008), на XVI Уральской междунар. конф. молодых ученых по приоритетным направлениям развития науки и техники (Екатеринбург, 2009).

Реализация. Результаты работы использовались при диагностике дефектов и производстве ремонтных работ на турбинах К-300-240 ХТЗ в филиале ОГК-5 «Рефтинская ГРЭС» и турбинах К-300-240 JIM3 на Кармановской ГРЭС Башкирэнерго.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 работ, из них 3 статьи в реферируемых изданиях по списку ВАК, рекомендованных экспертным советом по энергетике.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения по работе, списка использованной литературы, включающего 100 наименований. Работа изложена на 177 страницах, содержит 71 рисунков и 15 таблиц.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснованы выбор направления исследования и его цель, определен круг основных задач исследования, показаны актуальность, научная и практическая значимость решаемых проблем.

В первой главе приведён аналитический обзор литературных источников, которые посвящены причинам возникновения таких дефектов роторов турбомашин, как поперечные трещины и остаточные прогибы, методам их диагностирования и способам устранения, а также обзор литературы, посвященной вопросам обеспечения надёжной работы муфтового соединения трёхопорных роторов. Исходя из проведённого анализа литературных данных, с учётом поставленных целей сформулированы следующие основные задачи исследования:

1. Провести расчётные исследования с целью проверки гипотезы о возможности образования кольцевых трещин в роторах паровых турбин вследствие воздействия крутильных колебаний валопровода.

2. Провести исследование изгибных и крутильных колебаний валопроводов, имеющих кольцевые поперечные трещины различной величины, с целью нахождения диагностических признаков этого дефекта.

3. Провести моделирование поведения роторов с некольцевыми поперечными трещинами, найти обоснованные и надёжные диагностические признаки этого дефекта. Экспериментально проверить возможность диагностирования некольцевых трещин на НЧБС.

4. Провести исследование напряжённого состояния болтовых соединений муфт трёхопорных роторов, выявить факторы, которые определяют надёжность таких соединений, определить условия, при которых возможно усталостное разрушение болтов, и предложить мероприятия по повышению их несущей способности.

5. Проверить возможность правки роторов путём установки специальных систем балансировочных грузов.

Во второй главе представлены результаты расчётных исследований, проведённых с целью обоснования гипотезы о возможности зарождения кольцевых трещин в роторах паровых турбин вследствие крутильных колебаний валопровода. В качестве модели был принят валопровод турбины ПТ-135-130 УТЗ. Расчёты проведены с использованием программного пакета DyRoBeS совместно с фирмой «Siemens Power Generation Inc., USA" в соответствии с программой совместных исследований.

Рассматриваемая турбина предназначалась для привода генератора ТВМ-160-2, а затем ТВВ-160-2ЕУЗ. Показано, что тип генератора (фактически масса его ротора) значительно меняет только частоту первой

8

крутильной формы водопровода (табл. 1), частоты со 2-й по 4-ю изменяются не более чем на 3%.

Таблица 1

Собственные крутильные частоты валопровода турбины ПТ-135/165-130/15

Номер собственной частоты Значение собственной частоты, об/мин (Гц)

с генератором ТВМ-160-2 с генератором ТВВ-160-2ЕУЗ

1 1438 (24,0) 1604(26,7)

2 2921 (48,7) 2920 (48,7)

3 6075(101,3) 6044(100,7)

4 9815 (163,6) 9507 (158,5)

Из таблицы видно, что валопровод турбины не удовлетворяет требованиям по отстройке от крутильных резонансов2, согласно которым «ни одна из собственных частот крутильных колебаний не должна быть равной оборотной и/или двойной оборотной частоте вращения с необходимым запасом 10...15 %». Очевидна неудовлетворительная отстройка валопровода от крутильных резонансов по 2, 3 и 4-й формам.

Проведённый анализ показал, что при крутильных колебаниях валопровода по 3-й и 4-й формам, вследствие большого изменения закрутки на единицу длины валопровода, можно ожидать высоких касательных напряжений в районе последних ступеней РНД (рис. 1), т.е. именно там, где и наблюдались трещины. При колебаниях по 2-й форме наибольшее изменение закрутки на единицу длины валопровод имеет в районе муфты РВД-РНД.

Рис. 1. График углов закрутки валопровода при свободных колебаниях по 3-й и 4-й крутильным формам

Источником возбуждения крутильных колебаний с оборотной и двойной от оборотной частотами является генератор вследствие всегда имеющихся неравномерностей электромагнитного поля, анизотропности ротора и других факторов. При отсутствии данных о переменных мощностях возбуждения, действующих с этими частотами, в расчётах были приняты их

2 Загретдинов И.Ш. Разрушение турбоагрегата 300 МВт Каширской ГРЭС: причины, последствия и выводы / И.Ш. Загретдинов, А.Г. Коспок, А.Д. Трухний, П.Р. Должанский // Теплоэнергетика. 2004. №5. С. 5-15.

оценочные значения, равные по амплитуде 4 и 2 МВт соответственно. Естественно, что здесь речь идёт о симметричном цикле нагружения.

Известно, что на малорасходных режимах ЧНД возможны интенсивные колебания лопаток последней ступени. Это косвенно подтверждает возможность нестационарных явлений в проточной части, сопровождающихся непостоянством тормозящего крутящего момента, который возникает вследствие работы ЧНД в режиме вентиляции (потребления мощности). Нельзя исключать, что частота переменного тормозящего крутящего момента будет совпадать с частотой автоколебаний лопаток, которая для лопаток с пером длиной 830 мм (лопатка 25-й ступени) составляет 150...160 Гц, т.е. абсолютно совпадает с частотой крутильных колебаний валопровода по четвертой форме. Мощность этого возбуждения была принята равной мощности на вентиляцию последней ступени, которая по формуле Стодолы составляет около 4 МВт. Цикл нагружения отнулевой.

Неудовлетворительная отстройка валопровода рассматриваемой турбины от крутильных рёзонансов по формам, частоты которых совпадают с частотами имеющихся источников переменного крутящего момента, означает, что на рабочей частоте вращения возможны резонансные явления по 2,3 и 4-й формам.

Для оценки прочности валопровода по касательным напряжениям были рассчитаны коэффициенты запаса прочности по максимальным и амплитудным напряжениям. Они для пониженной точности расчёта и для валов большого размера (с/>200 мм) должны быть не ниже 1,8...2,53. Полученные коэффициенты запаса по максимальным напряжениям (ятах) в районе обоих канавок лежат вблизи и даже ниже нижней границы рекомендованных пределов (рис. 2).

При оценке полученных коэффициентов запаса прочности следует учитывать, что демпфирование при крутильных колебаниях валопроводов турбомашин обуславливается лишь внутренним трением в металле, которое очень мало. Проведённый анализ показал, что значение коэффициентов модального демпфирования (КМД - отношение фактического

3 Серенсен C.B., Когаев В.П., Шяейдерович P.M. Несущая способность и расчёты деталей машин на прочность: Руководство и справочное пособие. Изд. 3-е, перераб. и доп. / Под ред. C.B. Серенсена. М.: Машиностроение, 1975.

демпфирования системы к критическому демпфированию), равное 0,5%, является при этом предельным и даже несколько завышенным.

Птах

Рис. 2. Коэффициенты запаса прочности по максимальным касательным напряжениям в районе канавок за 24-й и 25-й ступенями при различных коэффициентах модального демпфирования

Полученные значения коэффициентов запаса прочности по амплитудным напряжениям достаточно высоки.

Отмечено, что имеется целый ряд дополнительных факторов, снижающих несущую способность валопровода: нарушение геометрии галтельных переходов кольцевых канавок под упорные кольца, работа последних ступеней в коррозионно-активной среде фазового перехода и др.

На основании полученных результатов сделан вывод о возможности образования трещин в районе последних ступеней турбины ПТ-135/165-130/15 УТЗ вследствие крутильных колебаний валопровода, возникающих при работе ЧНД на малорасходных режимах.

Возникновение трещин вследствие крутильных колебаний валопровода объясняет и кольцевой характер обнаруженных трещин, что не могли сделать гипотезы, выдвинутые ранее.

Для ухода от проблемы трещинообразования, основываясь на одной из таких гипотез, ЗАО «УТЗ» провело модернизацию турбины с переходом от 25-ступенчатой конструкции к 24-ступенчатой. При этом лопатки последней 24-й ступени имеют длину 660 мм, что в значительной мере решило проблему резонанса по 4-й крутильной форме.

В диссертации показано, что при модернизации существенно изменились частоты собственных крутильных форм валопровода (значения частот приведены для валопровода с генератором ТВВ-160-2ЕУЗ): 1-я форма 1634 об/мин; 2-я - 3021 об/мин; 3-я - 6893 об/мин; 4-я - 9446 об/мин.

Валопровод модернизированной турбины имеет третью форму,

г

достаточно удалённую от 6000 об/мин, однако резко ухудшилась его отстройка по 2-й форме. Вследствие этого в ходе эксплуатации модернизированной турбины можно ожидать образование трещин в районе муфты РВД-РНД, а также (в меньшей степени) в районе кольцевой канавки за 23-й ступенью.

Повреждения, подобные рассмотренным, возможны и на других турбоагрегатах, которые имеют неудовлетворительную отстройку от крутильных резонансов, причём как с регулируемыми отборами пара, так и на конденсационных, работающих в режиме частых пусков. Необходимо внедрение систем стационарного контроля крутильных колебаний валопроводов, которые позволят избежать продолжительной эксплуатации турбоагрегатов на резонансных режимах.

В третьей главе рассмотрены вопросы диагностирования трещин в роторах турбомашин.

В первой части главы приведены результаты исследования возможности диагностирования кольцевых трещин на основе анализа изгибных и крутильных колебаний. В качестве модели использовался валопровод турбины ПТ-135/165-130/15-3 УТЗ. Трещина задавалась уменьшением диаметра участка кольцевой канавки под упорное кольцо за диском 24-й ступени4, т.е. там, где по данным расчётов, проведённых во 2-й главе диссертации, её можно ожидать вследствие крутильных колебаний по 3-й собственной форме.

Численный анализ в программах АИБУБ и БуЛоВеБ показал, что при наличии кольцевой трещины изменение динамических углов скручивания валопровода находится на уровне погрешности измерений (рис. 3). Характер скручивания вала при наличии кольцевой трещины 200 мм на диаметр означает, что вал фактически разрушен и возмущения не передаются через сечение с трещиной. Изменение собственных крутильных частот

4 Номинальный диаметр канавки составляет 475 мм.

12

валопровода при наличии трещины также было невелико (табл. 2). Резкое снижение 3-й собственной частоты происходит только при трещине 200 мм на диаметр. Кроме того, было показано, что кольцевые трещины мало изменяют и статические углы скручивания валопровода.

град -0.012 -0.010 -0.008 -0.006 -0,004 -0.002 0.000

РВД РСНД ^^ РГ

Трещина 200 мм г ' ч. / 1 ^ / 1

_________ ( 1 ( 1

/ 1 / 1 / \

Целый вал л / 1 Л Плоскосты /у трещины 1

// ' ^Трещина50ым |

Трещина 100 мм ' 1 1 1 \ Длнна \ валопровода, \ мм

5000

10000

15000

20 ООО

Рис. 3. Изменение динамических углов скручивания валопровода ПТ-135-130 на частоте резонанса по 3-й крутильной форме при наличии кольцевых трещин различной величины в районе кольцевой канавки за диском 24-й ступени

Таблица 2

Собственные частоты крутильных колебаний валопровода турбины

Номер собственной частоты Значение собственной частоты, об/мин

без трещины трещина 50 мм на диаметр трещина 100 мм на диаметр трещина 200 мм на диаметр

1 1604 1604 1604 1600

2 2920 2922 2922 2921

3 6044 6037 6020 5911

4 9507 6505 9499 9452

Проведённый анализ показал, что и характеристики изгибных колебаний, такие как: траектории движения оси вала, реакции опор, АФЧХ, собственные частоты - при наличии кольцевых трещин также фактически не изменяются.

Вероятной причиной того, что кольцевые трещины не приводят к изменению характеристик крутильных колебаний, является то, что трещина дислоцируется на очень малом линейном участке по длине валопровода, который не оказывает существенного влияния на динамические характеристики системы.

Во второй части главы приведены результаты

моделирования поведения вала с клиновидной некольцевой поперечной трещиной,

проведённого в программном пакете ANS YS. Вал имел длину 5000 мм и диметр 500 мм. Клиновидность

трещин, которая возникает в результате наклепа материала при схлопывании трещины, задавалась равной 0,02 мм/м.

Впервые показано, что минимальный прогиб ротора с клиновидной трещиной имеет место не при нахождении трещины вверху, как это считалось ранее, а при повороте ротора на углы порядка 120° и 240° (за 0° принято положение с трещиной внизу) Объясняется это тем, что при смыкании трещины сначала должен выбраться клиновидный зазор.

Рисунок 4 демонстрирует перемещение вала с трещиной в горизонтально - поперечном направлении под действием собственного веса. Внешний вид кривой показывает, а спектральный анализ подтверждает, что в спектре колебаний в горизонтальной плоскости имеется существенная составляющая двойной оборотной частоты, которая является доминирующей, а её уровень даже выше, чем в вертикальном направлении (рис. 5).

На рис. 6 показана траектория движения оси вала с клиновидной трещиной (орбита). Она представляет собой сложную фигуру, чем-то напоминающую фигуру Лиссажу, получаемую при соотношении частот колебаний в вертикальном и горизонтальном направлениях '/г. Однако эта восьмерка имеет разновеликие петли: малая петля лежит практически внутри

€ / 0

/ 300

* i 240

ISO \W у 4

120 /

г 60 ^0

-60

40

«0

10 -20 0 20 Перемещения вала, мкм

Рис. 4. Форма реализации внброперемещення ротора с поперечной клиновидной трещиной в горизонтально-поперечном направлении

большой и момент ее реализации соответствует перемещениям вала при нахождении трещины вверху (положения вала от 90° до 270°). А

В Вертикальное направление ШГортоитяльное направление

Рис. 5. Спектры виброперемещений ротора с поперечной клиновидной трещиной, построенные в относительных единицах (единица соответствует уровню второй гармоники в вертикальном направлении Трещина на половину площади сечения вала, расположенная в середине пролета ротора)

Представленные формы реализаций и траектории были получены для трещин различной величины и различного расположения в роторе и наблюдались во всех сечениях ротора, хотя, естественно, абсолютные

значения перемещений были различны.

Достоверность полученных данных

подтверждают результаты вибрационного обследования агрегата К-300-240 ХТЗ Рефтинской ГРЭС ст. №2, которое было проведено в ходе развития «квазитрещины» - разрушении подряд расположенных болтов муфты РВД-РСД (рис. 7). Характер реализации виброперемещений вала с трещиной, полученной в ходе моделирования, совпадает с характером формы сигнала виброперемещенирй опор агрегата, имевшего «квазитрещину». Более того, проведённое моделирование позволило ответить на вопрос о

0 25 50

Перемещение в горизонтальном направлении, ыкм Риг. б. Траектория движения оси вращающегося вала с клиновидной поперечной трещиной

«двугорбом» характере полученного сигнала виброперемещений опор, который ранее вызвал затруднение.

Ричепк* V кривая

Таким образом, в ходе

моделирования получен ряд новых

признаков наличия некольцевой

поперечной трещины в роторе.

Впервые показано, что диагностика

трещин возможна не только по

вертикальной составляющей

вибрации, но по горизонтально-

поперечной, причём во втором

случае она может оказаться даже

достовернее. Диагностика по

Рис. 7. Сравнение формы найденным признакам может

виброперемещений вала с трещиной,

полученной при моделировании, и оказаться эффективной при работе

формы сигнала виброперемещеннй агрегата как на ВПУ (при анализе

опор, полученной на реальном агрегате

с «квазитещиной» вибрации вала), так и на рабочих

оборотах (при анализе вибрации как вала, так и опор).

Экспериментальные исследования на модельных и реальных роторах показали, что имеется принципиальная возможность диагностирования трещин на НЧБС зарезонансного типа.

Диагностику предлагается проводить по форме реализаций виброперемещений опор станка в горизонтальном направлении, построенной по первым четырём гармоникам. Для получения информативного диагностического сигнала предлагается искусственно выделять оборотную составляющую вибрации, отвечающую за наличие трещины (в общем случае она зависит от остаточной неуравновешенности ротора, дефектов шеек и т.д.): расчёты показывают, что она должна иметь амплитуду, равную 0,6...0,8 от амплитуды второй гармоники и быть с ней синфазна. При наличии трещины реализации виброперемещений обеих опор станка принимают вид, схожий с тем, что показан на рис. 4. Такой метод контроля позволил обнаружить на модельном роторе трещину, занимающую около 8% от поперечного сечения.

Кроме того, в ходе численного моделирования было показано, что поперечные трещины приводят к изменению собственных частот роторов

только тогда, когда они практически достигают критических размеров. С такими дефектами агрегат может работать до разрушения от нескольких суток до нескольких часов. Это означает, что при появлении тенденции к динамичному росту вибрации на агрегате, работающем в стационарном режиме, при отсутствии других явно выраженных причин повышения вибрации, целесообразно аварийно останавливать агрегат еще до достижения предельных по ПТЭ уровней вибрации.

В четвертой главе проведён анализ напряженного состояния болтов муфты трёхопорных роторов на примере муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ, показываются причины разрушения болтов. Для рассмотренной турбины предложен ряд мероприятий по повышению надёжности болтов.

Показано, что важнейшим фактором, определяющим надёжность болтов муфты трёхопорных роторов, является величина парового растягивающего усилия. Его действие заключается в том, что оно выбирает часть усилия затяжки болтов. Оставшееся усилие служит для предотвращения раскрытия стыка муфты от действия изгибающего момента.

Для турбины К-300-240 ХТЗ величина парового растягивающего усилия достигает величины 1200 кН, а суммарное стягивающее усилие болтов муфты - 2300 кН, т.е. паровое усилие выбирает половину начальной затяжки болтов.

Изгибающий момент в сечении муфты, возникающий вследствие изгиба роторов под действием собственного веса и расцентровок по полумуфтам, является переменной нагрузкой, действующей на каждый из болтов с частотой вращения ротора, вызывая в болтах динамические напряжения, которые при имеющейся конструкции турбины определяют прочность болтов.

При плотном стыке муфты лишь часть динамических напряжений проникает в болты, а остальная часть приходится на усилие, стремящееся раскрыть стык муфты. Уровень дополнительных напряжений в болтах определяется коэффициентом основной на1рузки который зависит от геометрии и материалов деталей соединения.

Было показано, что в области плотного стыка муфты дополнительные напряжения от действия изгибающего момента линейно зависят от величины

торцевой расцентровки по полумуфтам т и не зависят от начальной вытяжки болтов (рис. 8).

Величина торцевой расцентровки, при которой дополнительные динамические напряжения в болтах достигают предельных по условиям прочности значений (амплитуда около 9 МПа по требованиям ХТЗ для болтов муфты РВД-РСД турбины К-300-240) при условии, что стык муфты остается плотным, будет равна предельно допустимой расцентровке. Из рис. 8 видно, что предельная расцентровка по полумуфтам РВД и РСД турбины К-300-240 ХТЗ составляет порядка 0,60 мм. Речь при этом идёт об «эквивалентой» расцентровке.

ОитрМПа

^ / г / / Д-0,18

1 я ¡еличинэ т/стимь < Г ¿«0,17 * А" / 1

аь № ппитуднь пряжен» \ X ^ й / / 'А-0,15 / / / / * \ / А=< / — ,2® а 22;

-1- / / * —1— -1- -1- —1— -1- х, мм —

0.00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70 Рис. 8. Амплитуда дополнительных динамических напряжений в болтах муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ в зависимости от величины «эквивалентной» расцентровки и начальной вытяжки болтов (пунктиром показаны напряжения при раскрытом стыке, сплошной линией - напряжения при плотном стыке)

Для трёхопорной схемы опирания роторов было показано, что после выставления рекомендованной заводом-изготовителем «технологической» торцевой расцентровки 0,38 мм по низу полумуфт (для К-300-240 ХТЗ), спаровки роторов и удаления фалып-опоры изгибающий момент в сечении разъёма муфты вырастет настолько, что «эквивалентная» расцентровка составит порядка 0,50 мм. Это очень важный вывод, который ранее не был рассмотрен в литературе, но который следует учитывать при рассмотрении вопросов прочности болтов муфты трёхопорных роторов.

Таким образом, предельная «технологическая» расцентровка для турбины К-300-240 ХТЗ составит около 0,48 мм, что достаточно близко к рекомендуемому заводом начальному раскрытию по низу полумуфт. Это

означает, что необходимо строго соблюдать требования завода к технологии выставления начальных расцентровок по полумуфтам.

Результаты расчётов коэффициентов запаса прочности болтов муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ по амплитудным и максимальным напряжениям показали, что болты с вытяжкой менее 0,18 мм и свыше 0,22 мм условиям прочности не удовлетворяют.

В случае, когда болты муфты недотянуты, происходит раскрытие стыка муфты при торцевой расцентровке по полумуфтам меньшей, чем предельная. Раскрытие приводит к скачкообразному изменению коэффициента основной нагрузки х от 0,157 (полученное значение для болтов муфты РВД-РСД К-300-240 ХТЗ) до 1 с периодичностью в один оборот и соответствующим нагрузкам на болты соединения (при нормальной работе нагрузка синусоидальна) - рис. 9. Естественно, что это приводит к быстрому разрушению болтов.

Рис. 9. Изменение динамических напряжений в болтах муфты за один цикл нагружения при различных расцентровках с раскрытием стыка муфты и без (начальная вытяжка болта До=ОД7 мм)

Верхнее ограничение объясняется высокими начальными напряжениями, которые в сочетании с дополнительными динамическими напряжениями приводят к усталостному разрушению болтов.

Этим было доказано, что увеличение начальной вытяжки болтов не позволит перейти на более высокие допустимые расцентровки и обеспечить при этом спокойную работу муфты.

На примере болтов муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ было показано, что увеличение диаметра призонной части приводит к увеличению коэффициента основной нагрузки (уровня динамических напряжений в

болтах). Поэтому болты с увеличенным диаметром призонной части допускают «эквивалентную» расцентровку лишь до 0,55 мм. Вместе с тем увеличение номинального диаметра резьбы болтов с МЗ6*4 до М39*4 и диаметра утонённой части с 30 мм до 32...35 мм повышает значение допустимой «эквивалентной» расцентровки до 0,65 мм. Последнее объясняется тем, что, несмотря на повышение коэффициента основной нагрузки, несущая способность болтов становится выше за счёт увеличения площадей поперечных сечений именно тех участков, которые определяют прочность.

Разработана методика расчёта болтов муфтовых соединений на срез, учитывающая частичное раскрытие стыка. Показано, что болты муфт помимо статической нагрузки среза (определяющей прочность болтов по напряжениям среза) испытывают и переменное срезающее усилие.

Показано, что при равномерной передаче крутящего момента (при посадке болтов с натягом) коэффициенты запаса прочности болтов по напряжениям среза достаточно высоки, использование в таких случаях антифрикционных паст бессмысленно. Разрушение болтов в призонной части происходит вследствие неравномерного распределения нагрузки среза по болтам при их установке с зазором.

Применение антифрикционных паст полезно при посадке болтов с зазором для увеличения доли крутящего момента, передаваемого трением, но её применение не изменяет требований к установленным величинам начальных удлинений болтов соединения.

В пятой главе рассмотрена возможность правки роторов по «специальной опытно-расчётной методике» (путём установки балансировочных и «антибалансировочных» грузов на погнутый ротор с целью его правки в условиях эксплуатации за счёт явления ползучести).

Было показано, что для заметного проявления ползучести в зависимости от температуры металла необходимо создать напряжения в роторе порядка 35...50 МПа.

С использованием программ ОуЯоВеБ и А№У8 проведена оценка уровня напряжений, возникающих в роторе при различных условиях. В качестве модели был взят ротор ВД турбины ПТ-60/75-130/13 ЛМЗ. Для упрощения расчётов подшипники были приняты изотропными (жёсткость

3,5-10 Н/мм, демпфирование 1000 Н-с/мм). Первая критическая частота ротора при этом составила 1795 об/мин.

Проведённые расчёты показали достаточную линейность между силами, приложенными к ротору и возникающими при этом прогибами и изгибными напряжениями в роторе.

По данным динамических расчётов ротора с дисбалансом, распределенным вдоль ротора по первой форме колебаний, соответствующим остаточному прогибу ротора в 1 мм (бою ротора в районе 5-й ступени 2 мм), амплитуда абсолютных колебаний вала в сечении 5-й ступени на критической частоте вращения составляет 6,2 мм, а на рабочей частоте вращения 1,7 мм. При вычитании перемещений в сечениях подшипников упругие прогибы составят соответственно 4,5 и 1,1 мм и, что важно, упругий прогиб на рабочей частоте вращения лежит практически в противофазе к направлению дисбаланса, т.е. к направлению остаточного прогиба (рис. 10). Это означает, что максимальные напряжения в роторе на критике составят порядка 120 МПа, а на рабочих оборотах около 30 МПа. Причём на критических оборотах суммарный прогиб ротора (остаточный прогиб плюс упругий прогиб) будет составлять свыше 4,7 мм, а на рабочих оборотах менее 0,1 мм.

7 6

I 5

I4

Н

| 3 < 2 1 0

— Абс. виб 1-1 рация в С1 г.........-......1 ¡ченни 5-и : стуигна Фазовый угол упругого прогиба

А —

/л) 1 1

ггий прогиб ротора ченш 5-й ступени

Абс.! в сеч! вибрация ротора I ении подшипника ч! Ш—

Л \ 1 •о

н -1 ■ь.

210 180

150 |

120 | Р.

90 'I §

60 I

30

500

1000 1500 2000 2500 3000 3500

Частота вршдшвя, об/мна Рис. 10. Абсолютные вибрации и упругий прогиб ротора в зависимости от частоты вращения

Если рассмотреть ротор с остаточным прогибом 0,1 мм, то напряжения в нём на рабочей частоте вращения составят около 3 МПа, а суммарный прогиб - порядка 0,01 мм.

Таким образом, если остаточный прогиб возникает в результате плавного процесса ползучести, то при возрастании прогиба на каждые 0,1 мм компенсирующие (направленные против остаточного прогиба) упругие напряжения возрастают приблизительно на 3 МПа. Можно сделать вывод, что ползучесть, обусловленная действием центробежных сил, не может быть прогрессирующей. Если она и имеет место, то этот процесс является самотормозящим.

Согласно методике, предлагается устанавливать некие правящие «антибалансировочные» грузы, которые не должны оказывать существенного влияния на вибрацию опор ротора как на критической частоте, так и на рабочей частоте вращения. Достичь этого можно, нагрузив ротор У-образной системой грузов, почти ортогональной к первой форме колебаний.

При приложении силы 160 кН в плоскости 5-й ступени и двух сил в противофазе к ней примерно по 80 кН в плоскостях 1-й и 10-й ступеней, что эквивалентно грузу массой 5 кг и двум грузам по 2,5 кг на радиусах 0,325 м на рабочей частоте вращения, максимальные напряжения не превысят 13 МПа. При реальных с точки зрения возможностей установки и прочности дисков грузах максимальные напряжения не достигнут и 2...4 МПа.

Таким образом, установка любых реальных систем грузов не вызывает в роторе напряжений, при которых явление ползучести сделалось бы заметным настолько, что его можно было бы использовать в целях правки ротора.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. В ходе численного моделирования крутильных колебаний валопровода турбины ПТ-135/165-130/15-3 УТЗ показано, что при возмущениях от неравномерности тормозящего момента, возникающего на малорасходных режимах работы последних ступеней, которые к тому же сочетаются с воздействием возмущений от неравномерности крутящего момента на генераторе, первопричиной образования трещин в низкотемпературных роторах теплофикационных турбин могут стать крутильные колебания. Определяющим фактором трещинообразования при этом является степень отстройки валопровода от крутильных резонансов.

2. Доказано, что ни контроль, ни анализ изгибных и крутильных колебаний не позволяют обнаружить кольцевые трещины по причине их малого

влияния на динамические свойства валопровода. Однако внедрение стационарных систем контроля крутильных колебаний может позволить избежать работы валопровода на резонансных режимах.

3. Получены новые признаки наличия некольцевых поперечных трещин в роторах. Впервые показано, что ротор с некольцевой поперечной трещиной имеет характерные вибрационные характеристики в горизонтально-поперечном направлении измерений, диагностика по которым может оказаться даже достовернее, чем по признакам, проявляющимся в вертикальном направлении. Показано, что найденные признаки могут проявляться при работе агрегата как на ВПУ (только для вибрации вала), так на рабочей частоте вращения (вибрация вала и опор).

4. Экспериментально подтверждена возможность диагностики некольцевых поперечных трещин в роторах на НЧБС зарезонансного типа.

5. Показано, что поперечные трещины приводят к изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают критических размеров.

6. Проведён комплексный анализ несущей способности болтов муфты трёхопорных роторов. Показано, что основными факторами, влияющими на надёжность рассматриваемого соединения, являются величина парового растягивающего усилия и уровень динамических напряжений, связанных с величиной изгибающего момента, действующего в сечении муфты. По результатам проведённых расчётов предложен ряд мероприятий по повышению надёжности болтов муфты РВД-РСД турбины K-300-240XT3.

7. Доказано, что установка любых реальных систем грузов не вызывает в роторе напряжений, при которых явление ползучести сделалось бы заметным настолько, что его можно было бы использовать в целях правки роторов.

Основное содержание диссертации изложено в следующих публикациях:

1. Кистойчев A.B. Уточнение требований к сборке муфтового соединения РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ/A.B. Кистойчев, Е.В. Урьев // Тяжёлое машиностроение. 2008. №4. С. 2-8.

2. Урьев Е.В. К вопросу правки роторов установкой систем балансировочных и «антибалансировочных» грузов / Е.В. Урьев,

23

\\

А.В. Кистойчев, А.В. Олейников // Электрические станции. 2009. №1. С. 10-15.

3. Кистойчев А.В. О проблеме трещинообразования в низкотемпературных роторах теплофикационных турбин / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев, Т.А. Недошивина // Электрические станции. 2009. №9. С. 38-40.

4. Кистойчев А.В. Расчёт напряжённого состояния болтового соединения полумуфт при расцентровках трехопорных валопроводов / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев // Науч. тр. XII отчёта, конф. молодых учёных УГТУ-УПИ: сб. статей. В 3 ч. Екатеринбург: УГТУ-УПИ. 2007. 4.3. С. 432-434.

5. Кистойчев А.В. Диагностика некольцевых трещин в роторах / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев // Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностирования оборудования электрических станций: Сб. докл. -М.: ОАО «ВТИ». 2007. С. 101-107.

6. Kistoichev A. Diagnostic of Transversal Non-Circular Crack in Turbomachine Rotors / A. Kistoichev, E. Uryev // 12th International Scientific and Engineering Conference "Hermetic Sealing, Vibration Reliability and Ecological Safety of Pump and Compressor Machinery "HERVICON-2008". Poland, Kielce-Przemysl, 2008.

7. Кистойчев A.B. К вопросу правки роторов установкой систем балансировочных и «антибалансировочных» грузов / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев // Науч. тр. XV Междунар. научн. конф. молодых учёных: сб. статей. В 3 ч. Екатеринбург: УГТУ-УПИ. 2009.4.3. С. 297-302.

8. Кистойчев А.В. Вибрационная диагностика некольцевых трещин в роторах / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев // Науч. тр. XVI Уральской междунар. конф. молодых ученых по приоритетным направлениям развития науки и техники: сб. статей. В 3 ч. Екатеринбург: УГТУ-УПИ. 2009. Ч. 1. С. 64-68.

Подписано в печать 23.09.2009 Усл. печ.л. 1,39

Уч.-изд. л. 1,0 Тираж 120 Заказ 416 Бесплатно

Ризография НИЧ ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 620002, Екатеринбург, ул. Мира, 19

24