автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Экспериментальное исследование влияния режимных факторов на вибрационное состояние и ресурс рабочих лопаток последних ступеней мощных теплофикационных турбин

На правах рукописи

ЯГАНОВ Александр Михайлович

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ РЕЖИМНЫХ ФАКТОРОВ НА ВИБРАЦИОННОЕ СОСТОЯНИЕ И РЕСУРС РАБОЧИХ ЛОПАТОК ПОСЛЕДНИХ СТУПЕНЕЙ МОЩНЫХ ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБИН

Специальность 05.04.12-Турбомашины и комбинированные турбоустановки

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Екатеринбург - 2004

Работа выполнена в Специальном конструкторском бюро по паротурбострое-нию (СКБт) ОАО «Турбомоторный завод» и на кафедре «Турбины и двигатели» ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ».

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Урьев Е.В.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Зарянкин А.Е.;

кандидат технических наук Мурманский Б.Е.

Ведущая организация - АО ВТИ (Москва)

Защита состоится 16 апреля 2004 г. в 16-00 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 университета.

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.

Автореферат разослан /О марта 2004 г.

Учёный секретарь диссертационного совета

кандидат технических наук, доцент

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В настоящее время около трети всех электростанций России составляют теплоэлектроцентрали с экономически и экологически благоприятной комбинированной выработкой тепла и электроэнергии. К 2010 году половина оборудования исчерпает свой ресурс. В этих условиях важнейшей проблемой становится повышение надёжности эксплуатации с целью продления ресурса турбин.

Надёжность эксплуатации турбин в значительной степени определяется работоспособностью лопаточного аппарата (ЛА). Повреждения ЛА части низкого давления (ЧНД), вызванные взаимодействием конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов, составляют 50/70 % от общего числа поломок ЛА.

В связи с наметившимся в последнее десятилетие переходом от системы планово-предупредительных ремонтов к ремонтам по техническому состоянию, особенно актуальным стал вопрос оценки состояния и прогнозирования остаточного ресурса ЛА турбин.

Цель работы: комплексное исследование влияния режимных факторов на вибрационное состояние и ресурс рабочих лопаток (РЛ) последних ступеней мощных теплофикационных турбин, включающее в себя:

- исследование вибрационного состояния РЛ последдшх ступеней ЧНД мощных теплофикационных турбин ПТ-135/165-130/15 (ПТ-140/165-130/15-2) и Т-175/210-130 (Т-185/220-130) ОАО ТМЗ в эксплуатационных условиях в широком диапазоне режимов работы для оценки остаточного ресурса и продления срока службы РЛ;

- разработку методик прогнозирования остаточного ресурса ЛА с учётом воздействия специфических эксплуатационных факторов, присущих теплофикационным турбинам;

- совершенствование методов и средств измерения и контроля параметров вибрационного состояния ЛА.

Научная новизна работы состоит в следующем:

- по результатам натурных вибрационных исследований определена количественная зависимость динамических напряжений в РЛ последних ступеней ЧНД турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ от основных режимных параметров;

- разработана расчётно-экспериментальная методика прогнозирования остаточного ресурса ЛА, основывающаяся на результатах экспериментального определения вибрационных напряжений в РЛ конкретных ступеней турбоагрегатов и базирующаяся на использовании корректированного линейного закона суммирования повреждений;

- выявлено принципиальное изменение физической картины получаемых результатов измерений амплитуд колебаний вершин РЛ бесконтактным дискретно-фазовым методом (ДФМ) в зависимости от угла и шага установки лопаток, от величины радиального зазора между датчиком и лопаткой;

- предложен и разработан новый принцип определения относительного положения вершин РЛ при использовании ДФМ;

- предложены новая методика определения остаточного ресурса ЛА, основывающаяся на анализе разрушения чувствительных элементов образцов-свидетелей, и соответствующая конструкция образцов-свидетелей усталостного повреждения лопаток.

Практическая ценность работы заключается в том, что полученные в процессе исследований данные о вибрационном состоянии РЛ последних ступеней позволили расширить допустимый диапазон режимов эксплуатации конкретных теплофикационных турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ без снижения надёжности их работы.

На основе обобщения экспериментальных данных натурных вибрационных исследований последних ступеней ЧНД турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ предложены расчётные зависимости предельных динамических напряжений в РЛ от основных режимных параметров (частоты вращения ротора, давления в конденсаторе, расхода пара в ЧНД, электрической мощности) для широкого диапазона режимов работы турбоагрегатов.

Разработанная с учётом вышеуказанных зависимостей расчётно-экспериментальная методика прогнозирования остаточного ресурса ЛА позволяет с определённой степенью вероятности прогнозировать момент появления усталостной трещины, что даёт возможность либо своевременно производить восстановительный ремонт или замену РЛ; либо продлить при необходимости срок службы лопаток при повышении требований к режимам работы.

Результаты работы позволяют повысить точность и достоверность тензо-метрического и дискретно-фазового методов исследований РЛ, а разработанные методики оценки остаточного ресурса ЛА на базе накопленных эксплуатационных данных и по образцам-свидетелям усталостного повреждения, а также использование эндоскопирования обеспечивают диагностирование реального состояния ЛА без вскрытия цилиндров и увеличение межремонтного срока.

Достоверность и обоснованность результатов работы определяются большим объёмом проведённых исследований и повторяемостью результатов испытаний, выполненных в разное время и па нескольких идентичных турбинах; использованием стандартных методов, стендов и аппаратуры для экспериментальных исследований.

Полученные экспериментальные материалы хорошо корреспондируются с результатами исследований других авторов.

Автор защищает результаты комплексных исследований влияния режимных факторов на вибрационное состояние и ресурс РЛ последних ступеней мощных теплофикационных турбин, в том числе:

- эмпирические зависимости предельных динамических напряжений, полученные на основе результатов исследований ЛА последних ступеней ЧНД ряда теплофикационных турбин в широком диапазоне режимов работы;

- экспериментально-расчётную методику прогнозирования остаточного ресурса ЛА по динамическим напряжениям, соответствующим конкретным режимам работы ЧНД турбоагрегата;

- новую методику определения остаточного ресурса РЛ по образцам-свидетелям усталостного повреждения, устанавливаемым непосредственно на контролируемые лопатки;

- новый принцип определения относительного положения вершин РЛ при использовании бесконтактного дискретно-фазового метода (ДФМ) измерения;

- критерий качества изготовления и ремонта пневматических щёточных токосъёмников, служащих для передачи сигналов от тензотерморезисторов, установленных на вращающихся объектах, к измерительной аппаратуре.

Личный вклад автора заключается в постановке задач исследований; непосредственном участии в разработке методики использования и конструкции образцов-свидетелей усталостного повреждения лопаток; в участии в разработке схем и методик эндоскопирования; в подготовке, организации, проведении вибрационных испытаний ЛА последних ступеней турбин в эксплуатации; в обработке, анализе и обобщении результатов испытаний; в участии в разработке и апробации расчётно-экспериментальной методики прогнозирования ресурса ЛА ЧНД теплофикационных турбин; во внедрении полученных результатов на действующих турбоагрегатах с целью повышения экономичности и надёжности.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на Всесоюзных научно-технических семинарах ПО ТМЗ «Вибрационная прочность лопаточного аппарата» (Свердловск, 1987, 1988); на Всероссийских научно-практических конференциях «Совершенствование теплотехнического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта» (Екатеринбург, 1995, 1998); на Всероссийском совещании по проблемам вибрации и вибродиапюстике энергетического оборудования (Москва, 1999); на Всероссийской научно-практической конференции «Проблемы вибрации и вибродиагностики энергетического оборудования» (Среднеуральск, 2000), на заседаниях научно-технического совета ОАО ТМЗ; на расширенном научно-техническом семинаре кафедры «Турбины и двигатели» ГОУВПО «Уральский государственный технический университет-УПИ» (2004).

Публикации по работе: основное содержание выполненных исследований, научных, методических и практических разработок изложено в восьми публикациях, в том числе в описании к одному авторскому свидетельству, а

также в технической и конструкторской документации теплофикационных турбин ОАО ТМЗ.

Структура и объём диссертации: диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, приложений, списка использованных источников, включающего 115 наименований. Общий объём диссертации 150 страниц. Работа иллюстрирована 45 рисунками и 6 таблицами.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность проблемы надёжности ЛА ЧНД мощных теплофикационных турбин, определяемой вибрационным состоянием РЛ, а также необходимость прогнозирования остаточного ресурса ЛА.

В первой главе на основе обзора теоретических и экспериментальных работ рассмотрены современные проблемы обеспечения вибрационной надёжности ЛА паровых турбин, а также особенности работы ступеней ЧНД теплофикационных турбин.

Показано, что при оценке вибрационного состояния облопачивания наиболее сложным является определение максимальных динамических напряжений в РЛ при эксплуатации. Отмечается исключительная роль натурных вибрационных испытаний в широком диапазоне режимов работы турбоагрегатов.

Проведён анализ основных экспериментальных методов исследований и контроля вибрационного состояния РЛ в условиях эксплуатации; обосновывается необходимость постоянного совершенствования методов и средств измерения механических напряжений, разработки и внедрения методик оценки и прогнозирования ресурса РЛ.

Формулируются цели и задачи исследований, представленных в настоящей диссертации.

Во второй главе приводятся результаты исследования и совершенствования экспериментальных методов и средств измерений и контроля параметров технического состояния элементов проточной части турбин.

По результатам специальных испытаний при использовании вместо тен-зорезисторов эквивалентных сопротивлений был установлен количественный критерий качества изготовления и восстановления контактных токосъёмников -максимально допустимый уровень помех, который при любом уровне полезного сигнала не должен превышать величину, соответствующую 1 МПа динамических напряжений. Специально разработанная установка позволяет исследовать как вновь изготавливаемые, так и отработавшие определённое время токосъёмники. Экспериментально определены оптимальные условия эксплуатации и методы восстановления токосъёмников.

Уточнена определённая ранее совместно с другими авторами общая погрешность измерения динамических напряжений при использовании тензомет-рического комплекса ОАО ТМЗ, включая токосъёмник. Погрешность тензомет-

рических испытаний для уровня полезного сигнала 10 МПа не превышает 16 %, для уровня 20 МПа - 14 %.

На основании анализа особенностей применения ДФМ к исследованию ступеней с малыми углами установки лопаток предложен новый принцип определения положения вершин РЛ, заключающийся в том, что за момент прохождения центра профиля лопатки против датчика принимается не точка перехода сигнала от датчика через нулевой уровень, а точка максимального значения сигнала (рис. 1). И хотя положения максимумов не соответствуют центральному положению профилей лопаток относительно датчика, они в достаточной мере характеризуют относительные положения лопаток, при этом значительно повышается представительность сигналов от лопаток.

Приведены схема установки эндоскопов в турбину и примеры эндоскопо-грамм элементов ЛА турбоагрегатов в эксплуатационных условиях. Эндоскопия позволяет при кратковременных остановах без вскрытия цилиндров проводить периодический осмотр элементов проточной части и образцов-свидетелей (рис. 2) для оценки их технического состояния.

В третьей главе приводятся данные анализа результатов исследований вибрационного состояния РЛ последних ступеней теплофикационных турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ, как одних из наиболее мощных и распространённых типов турбин и имеющих одинаковые РЛ последней ступени (длина рабочей части 830 мм). Исследования проводились с использованием ДФМ в эксплуатационных условиях в широком диапазоне режимов работы турбоагрегатов. В общей сложности было исследовано 8 ступеней (4 ступени четырёх турбин ПТ-135/165-130/15 и 4 ступени двух турбин Т-175/210-130).

Целью исследований было определение уровня динамических напряжений в РЛ не столько на режимах, допускаемых инструкцией по эксплуатации (эти напряжения соответствуют полученным при наладке головных образцов и полностью подтверждают надёжность ЛА), сколько на запредельных режимах, которые, к сожалению, имели или могут иметь место в реальных условиях эксплуатации. Такие данные необходимы как для оценки ресурса РЛ, так и для принятия решения о расширении допустимых режимов эксплуатации турбин, обеспечивающих вибрационную надёжность работы последних ступеней.

Исследования пусковых операций при изменении частоты вращения ротора от 1800 до 3200 об/мин при давлении в конденсаторе от 8 до 32 кПа показали (рис. 3), что с ростом частоты вращения ротора происходит монотонное возрастание уровня динамических напряжений. Эти колебания состоят из некратных колебаний, которые присутствуют во всём диапазоне частот вращения ротора, и кратных, появляющихся в определённых (резонансных) зонах частот вращения ротора.

Отмечено, что максимальные динамические напряжения в РЛ как ступеней различных турбин одного типа, так и идентичных ступеней турбин различных типов отличаются в 2/2,5 раза. Вероятными причинами такого значитель

б

Рис. 1. Характер сигнала датчика. а - при непостоянном шаге лопаток; б - при непостоянном радиальном зазоре;

-моменты прохождения центров профиля относительно датчиков;

-моменты прохождения максимумов сигналов

Рис. 2. Конструкция образца-свидетеля усталостного повреждения:

1 - исследуемая деталь;

2 - образец - свидетель;

3 - чувствительные элементы

ного разброса являются как отличия в геометрических характеристиках ступеней (разношаговость сопловых и рабочих лопаток, зазоры в проточной части, величина эрозионного износа и т. д.), так и отличия в вибрационных характеристиках рабочих колёс (уровень демпфирования, парциальные частоты лопаток и порядок их расстановки по диску и т. д.). Свой вклад в разброс данных вносит и погрешность измерений как напряжений, так и режимных параметров, что приводит к невозможности полной идентификации режимов. Поэтому особый интерес для практического применения результатов испытаний представляет уровень "предельных" максимальных динамических напряжений для РЛ данного

70 60 50

я

Р40

г

I

20 10

а

л? • в < а' в 2 1

• • «V - ♦ • •

б

1

О' гч^— ря , к с • к •

1 ° Ах X ► • • к *. 1

• • • •« •• • •

6 7<>

А / / °

« Xе •

V •

л • X о • • •. »

• • • • • • • • • • • •

ф • •

1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000 3200 п, об/мнл п, об/мин п, об/мни

Рис. 3. Уровень динамических напряжений в рабочих лопатках 25-й ступени ПТ-135-130 и 25,28-й ступеней Т-175-130 при пуске: О,«- ст.№ 1,ст.№2ВолгоградскойТЭЦ-3(ПТ-135); □- ст.№7Ново-СалаватскойТЭЦ(ПТ-135);

* - ст. Кз 2 Нижнекамской ТЭЦ-2 (ПТ-135); А,Д- 25,28 ступени ст. № 4 Омской ТЭЦ-5 (Т-175);

• - ст. № 9 Омской ТЭЦ-4 (ПТ-135) - тензо; 4,0- 25,28 ступени ст. № 10 Набережночелнинской ТЭЦ;

а - Рк= 8-12 кПа; б - Р» = 18-22 кПа; в - Рг= 28-32 кПа

типа турбин на каждом режиме работы. Принимая за предельные значения наибольшие напряжения из измеренных на данный момент, можно с определённой степенью вероятности судить о возможных напряжениях в РЛ турбин подобного типа, ещё не прошедших вибрационного обследования.

Обработка максимальных значений методом "огибающей" по всем исследованным турбинам позволила выразить в аналитическом виде эмпирическую зависимость предельных напряжений от частоты вращения ротора п и от давления в конденсаторе Рг на пусковых режимах (см. рис. 3):

ст1Ч) = 2'10'7.п2.Рк, (1)

где Стпр -предельные динамические напряжения, МПа; п - частота вращения ротора, об/мин; давление в конденсаторе, кПа.

При наборе электрической нагрузки в зависимости от давления в конденсаторе для каждой турбины можно выделить пик максимальных напряжений в области от 0 до 10 % номинальной нагрузки (рис. 4). По уже известным данным пик максимальных напряжений в области малых расходов пара в ЧНД приходится на критический относительный объёмный расход пара Согласно расчётам и исследованиям других авторов,

именно области вышеуказанных нагрузок (от 0 до 10 МВт для турбин типа ПТ-135/165-130/15 и от 10 до 20 МВт для турбин типа Т-175/210-130) соответствуют эти значения относительных объёмных расходов.

Следует обратить особое внимание на существенное возрастание уровня динамических напряжений с ухудшением вакуума, особенно при малых нагрузках, то есть сразу после включения генератора в сеть. Как показывает опыт, значительное число аварий ЛА приходится на отрезок времени, следующий сразу за вводом турбоагрегата в эксплуатацию после капитального ремонта. Часто после включения генератора начинаются длительные поиски и устранение подсосов воздуха, наладка вспомогательного оборудования и т. п. Кроме того, вводу турбоагрегата часто предшествует большое число балансировочных пусков с ухудшенным вакуумом, что отрицательно влияет на надёжность ЛА.

Наличие максимума динамических напряжений в зоне малых электрических нагрузок приводит к необходимости разбить шкалу электрической мощности на два диапазона: от 0 до 10 % номинальной мощности и от 10 % номинальной мощности до максимальной мощности. Линия предельных напряжений также разбивается на два участка, каждому из которых соответствует своя эмпирическая формула (см. рис. 4):

0 10 20 30 40 50 60 70 80 0 10 20 30 40 50 60 70 80 о 10 20 30 40 50 60 70 80

N., МВт N., МВт N., МВт

Рис. 4. Уровень динамических напряжений в рабочих лопатках 25-й ступени ПТ-135-130 и 25, 28-й ступеней Т-175-130 при изменении электрической мощности:

1 - расчёт по эмпирическим формулам предельных напряжений для ПТ-135;

2 - расчёт по эмпирическим формулам предельных напряжений для Т-175;

обозначения ступеней турбин те же, что и на рис. 3; а -Рк=8-12кПа; б - Рк= 18-22 кПа; в - Р. = 28-32 кПа

*

РЛ 25-й ступени турбины типа ПТ-135/165-130/15

При 0 5 Ие< 13,5 МВт: Стпр = (1,8 + 0,12 • N. - 0,005 • IV«2) • Рк, при 13,5 Метах:

апр = 12.^-0'в.Рк.

(3)

РЛ 25-й (28-й) ступеней турбины типа Т-175/210-130

При 0 < Ме < 17,5 МВт: а„р = (1,8 + 0,15 • N. - 0,005 • • Рк, при 17,5 5Ше< гоах* оПр = 16 • .рк,

(4)

(5)

где Стпр - предельные динамические напряжения, МПа;

Н. - электрическая мощность, МВт;

Рк - давление в конденсаторе, кПа.

Обобщённые результаты исследований турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 в теплофикационных режимах также свидетельствуют о наличии максимума динамических напряжений в РЛ при малых ласхолах пара в ЧНД (рис. 5). Наличие максимума напряжений, определяемое {рЩ^,,.., предполагает

существование соответствующего критического расхода пара в ЧНД (^т^чат-Для упрощения и придания формулам универсального вида было сделано утверждение, требующее дополнительного уточнения, о постоянстве как для обоих типов исследованных турбин, так и для различных значений давления в конденсаторе. По имеющимся на сегодняшний день результатам испытаний было принято ((гт^хршя = 75 т/ч. Соответственно эмпирические формулы выглядят следующим образом (см. рис. 5):

РЛ 25-й ступени ПТ-135/165-130/15 и 25-й Г28-Й1 ступеней Т-175/210-130 При 0 < втд < 75 т/ч:

Опр = (0,08 • в^л - 0,0006 • в^) • Р,

(6)

80

70

60

50

Ь40

30

20

10

а

о г

» • д

б

• /

1Д

/Х* То X 1 Х> л

<& с 1 N. ><» ▲

• •

в

• <

/о

С

1 О О ' >

г •

50

100

счял, т/ч

150 200 250 0

50

100 150

счид, т/ч

200

250 О

50

100

150 200

250

счпд, т/ч

Рис. 5. Зависимость уровня динамических напряжений в рабочих лопатках

25-й ступени ПТ-135-130 и 25,28-й ступеней Т-175-130 от расхода пара в ЧНД:

линии - расчёт по эмпирическим формулам предельных напряжений для ПТ-135 и Т-175; обозначения ступеней турбин те же, что и на рис. 3; а - Рк = 8-12 кПа; б - Рк = 18-22 кПа; в - Рк = 28-32 кПа

где Спр - предельные динамические напряжения, МПа;

Рг - давление в конденсаторе, кПа.

Часто в условиях эксплуатации возникает необходимость в обеспечении номинальной конденсационной мощности при повышенных температурах охлаждающей воды, при этом давление в конденсаторе возрастает и может превысить максимально допустимое. Для обеспечения таких режимов требуется или увеличить расход охлаждающей воды до величины, превышающей оптимальную, что экономически нецелесообразно, или предусмотреть возможность работы турбины с повышенным давлением в конденсаторе. По результатам исследований РЛ в режимах под нагрузкой (см. рис. 5) можно отметить, что при большом расходе пара в ЧНД становится допустимой, с точки зрения вибрационной надёжности РЛ, работа турбоагрегатов при ухудшешюм вакууме. Правда, в этом случае для каждой турбины значения вакуума и расхода пара в ЧНД являются строго индивидуальными и определяются только в результате проведения вибрационных исследований.

Особое внимание следует обращать на возможность значительного возрастания температуры на лопатках последней ступени при режимах с ухудшенным вакуумом. Так, при испытаниях турбины ПТ-135/165-130/15 Волгоградской ТЭЦ-3 с малыми расходами пара в ЧНД (при пусках и в режимах с прикрытой регулирующей диафрагмой) на РЛ 25-й ступени при давлении в конденсаторе 20 кПа была зафиксирована температура 270 °С, при давлении в конденсаторе 30 кПа - 300 °С.

По результатам испытаний для исследованных турбин были выпущены дополнения к инструкциям по эксплуатации, где указывались допустимые режимы работы. При этом зона режимов расширялась, как правило, за счет допущения работы при ухудшенном вакууме (при давлении в конденсаторе 16/18 кПа).

Исследования вибрационного состояния последних ступеней ЧНД теплофикационных турбин показали, что при соблюдении предусмотренных инструкцией по эксплуатации режимных параметров уровень динамических напряжений в РЛ составляет 5/20 МПа.

При таких отклонениях эксплуатационных параметров, как ухудшение вакуума, снижение частоты сети, прогрев турбины в запрещённом диапазоне частоты вращения ротора турбины, несоблюдение скорости изменения частоты вращения при пусках, уровень динамических напряжений и накопленная усталость в РЛ могут значительно возрастать. При наличии неоднократных откло-

нений эксплуатационных параметров для обеспечения надёжной работы требуется проведение расчёта остаточного ресурса ЛА.

В четвёртой главе приводится экспериментально-расчётная методика прогнозирования и пример расчёта остаточного ресурса ЛА последних ступеней турбин типов ПТ-135/165-130/15 (ПТ-140/165-130/15-2) и Т-175/210-130 (Т-185/220-130).

Основная цель прогнозирования - нахождение с определённой степенью вероятности момента появления усталостной трещины. Это позволяет:

- своевременно производить восстановительный ремонт или замену РЛ;

- продлевать при необходимости срок службы лопаток при повышении требований к режимам работы.

При эксплуатации турбоагрегата происходит возбуждение колебаний РЛ с различным уровнем динамических напряжений. В этом случае для определения накопленной усталости обычно используется модель корректированного линейного суммирования повреждений:

(8)

где / — число нагружений;

и, - число циклов ¡-го нагружения с напряжением а,; .ОД - минимальное число циклов до разрушения при напряжении сг,; ар - коэффициент корректировки линейного закона накопления усталости: 0,2 ¿ар< 1,0.

В расчёте остаточного ресурса величина определяется по известной (или предполагаемой) частоте колебаний лопаток и времени действия ¡-го режима, а - по полученной автором в лабораторных условиях кривой усталости РЛ и пересчитанной с учётом влияния эксплуатационных факторов (асимметрия нагрузки, повышенная температура, эрозия, коррозия, условия контакта демпферных связей с РЛ), в зависимости от действовавших динамических напряжений при данном режиме работы.

При достижении суммарным относительным повреждением величины 0,5 должен быть проведён комплексный контроль РЛ. Расчёт остаточного ресурса может проводиться как по данным прямых измерений динамических напряжений (при использовании автоматизированной системы контроля вибрации лопаток), так и по эмпирическим формулам (1) - (7) с учётом режимных параметров, заносимых эксплуатационным персоналом в специальные карты режимов. При практическом расчёте остаточного ресурса с использованием формул (1) - (7) в большинстве случаев будет рассчитан заниженный ресурс, ошибка в расчёте пойдёт в запас надёжности. Но, с увеличением количества опьпных данных, погрешность определения напряжений и, следовательно, остаточного ресурса будет снижаться как за счёт уточнения расчётных формул, так и за счёт использования конкретных экспериментальных данных.

/

I

I»/

Ъ-к

Изложена методика определения остаточного ресурса РЛ по образцам-свидетелям усталостного повреждения, конструкция которых защищена авторским свидетельством. Суть методики заключается в том, что прикреплённые к РЛ образцы-свидетели усталостного повреждения с рядом чувствительных элементов разной длины с одинаковыми характеристиками выносливости и имеющие относительные деформации больше относительной деформации лопатки (см. рис. 2) позволяют отслеживать всю предысторию нагружения лопаток в процессе эксплуатации, а об остаточном ресурсе лопаток судят по количеству и динамике поломок чувствительных элементов.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Определён количественный критерий качества изготовления и восстановления контактных токосъёмников производства ОАО ТМЗ. Разработаны оптимальные методы восстановления работоспособности и условия эксплуатации токосъёмников, обеспечивающие их высокую надёжность в течение длительного времени.

2. Уточнена погрешность измерения динамических напряжений тен-зометрическим комплексом, используемым ОАО ТМЗ. Комплекс неразрывно связан со способом и технологией оснастки и включает в себя тензорезисторы, токосъёмники, тензоусилительную и регистрирующую аппаратуру, приборы коммутации и контроля. С учётом данных, полученных автором при исследовании 60 точечных щёточных пневматических токосъёмников, погрешность измерения механических напряжений при тензометрировании РЛ в динамических условиях составляет 14/16 %.

3. Экспериментально определены допустимые, с точки зрения вибрационной надёжности ЛА последних ступеней ЧНД, режимы работы натурных турбоагрегатов типов ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ. Подтверждено, что наиболее опасными режимами являются режимы с ухудшенным вакуумом и (или) с малыми расходами пара в ЧНД. Установлено, что динамические напряжения в РЛ при указанных режимах достигали 60/80 МПа, что значительно превышает уровень напряжений (5/20 МПа), зафиксированный при работе всех исследованных ступеней (четыре ступени турбин ПТ-135/165-130/15 и четыре ступени турбин Т-175/210-130) на основных режимах работы при соблюдении требований инструкций по эксплуатации.

4. По итогам проведённых испытаний турбин, с учётом допустимого уровня динамических напряжений, были выпущены дополнения к инструкциям по эксплуатации конкретных турбин, уточняющие допустимый диапазон режимов работы (в частности, допускается режим с ухудшенным вакуумом с обеспечением необходимого расхода пара в ЧНД, запрещается длительный прогрев турбины на некоторых частотах вращения ротора из-за возможности возникно-

вения резонансных колебаний РЛ и др.), что значительно повысило экономичность и надёжность этих турбин.

5. Установлено значительное возрастание уровня динамических напряжений в РЛ при таких отклонениях эксплуатационных параметров, как ухудшение вакуума, снижение частоты сети, прогрев турбины в запрещённых диапазонах частоты вращения ротора, несоблюдение скорости изменения частоты вращения ротора при пуске или режима набора нагрузки. При наличии неоднократных отклонений эксплуатационных параметров от требований заводской инструкции обслуживающему персоналу рекомендовано проводить расчет остаточного ресурса ЛА для обеспечения надёжной работы турбоагрегата.

6. Выявлен ряд особенностей при измерении амплитуд перемещений вершин РЛ последних ступеней мощных турбин бесконтактным ДФМ. Вследствие малого угла установки РЛ и большой зоны чувствительности индукционных датчиков картина на экране измерительного прибора ЭЛИА (электронно -лучевой измеритель амплитуды) принципиально отличается от действительной. Предложен новый принцип формирования сигналов при измерении ДФМ, позволяющий определять истинные значения амплитуд перемещений лопаток. Суть нового принципа заключается в том, что за момент прохождения середины периферийного сечения лопатки под датчиком необходимо принимать не переход сигнала от датчика через нулевой уровень, а точку максимального значения сигнала.

7. С участием автора разработана и находится в опытно-промышленной эксплуатации автоматизированная система контроля и диагностики вибрационного состояния ЛА последних ступеней турбины Т-250/300-240 ТЭЦ-26 Мосэнерго. Система позволяет вести постоянный и непрерывный контроль как за уровнем динамических напряжений в РЛ, так и за изменением статического положения вершин РЛ относительно диска. В настоящее время происходит накопление базы данных и отработка алгоритмов диагностики вибрационного состояния ЛА. Приказом РАО "ЕЭС России" от 23.08.99 г. № 307 система включена в перечень рекомендуемых к внедрению на ТЭС научно-технических разработок.

8. Разработана экспериментально-расчётная методика прогнозирования остаточного ресурса ЛА, основывающаяся на результатах экспериментального определения вибрационных напряжений РЛ конкретных ступеней турбоагрегатов. При переоблопачивании рабочих колёс исследованных турбин, а также для неиспытанных турбин указанную методику следует применять с использованием эмпирических формул для предельных напряжений, что несколько снижает величину остаточного ресурса, но повышает надёжность эксплуатации ЛА.

9. Предложен и разработан новый метод прогнозирования остаточного ресурса РЛ - метод образцов-свидетелей. Разработанная конструкция образца-свидетеля усталостного повреждения позволяет отслеживать всю предысто-

рию нагружения лопаток в процессе эксплуатации. По результатам периодических осмотров образцов-свидетелей, установленных на РЛ эксплуатируемых турбин, при использовании специальной методики, прогнозируется выработка ресурса РЛ. В настоящее время метод проходит апробацию на нескольких турбинах в эксплуатационных условиях. Данный метод рекомендован РАО "ЕЭС России" в качестве дополнительного метода контроля и диагностики состояния РЛ в период эксплуатации (РД 153-34.1-17.462-00, стр.10).

10. На ряде турбин внедрено эндоскопирование, позволяющее проводить осмотр внутренних областей турбины без вскрытия цилиндров при любых кратковременных остановах. Получаемые при этом данные по эрозионному и коррозионному износу, наличию механических повреждений лопаток и демпферных связей позволяют существенно повысить точность оценки ресурса ЛА, своевременно производить необходимые ремонты или замену оборудования, не допуская аварийных ситуаций. Данный метод также рекомендован РАО "ЕЭС России" в качестве дополнительного метода контроля и диагностики состояния РЛ в период эксплуатации (РД 153-34.1-17.462-00, стр.10).

Полученные в диссертации результаты использованы в ОАО ТМЗ и ряде других специализированных организаций при разработке систем технической диагностики паровых турбин, при вибрационных исследованиях и разработке систем контроля и диагностики ЛА ЧНД теплофикационных турбин ОАО ТМЗ.

Основные публикации по теме диссертации:

1. Точность измерения механических напряжений при тензометрировании лопаток турбомашин / А.Ю. Сосновский, В.В. Ермолаев, A.M. Яганов, Е.В. Урьев // Энергомашиностроение. - 1988. -№ 9. - С. 19-22.

2. Урьев Е.В., Ермолаев В.В., Яганов A.M. Оценка вибрационной надёжности рабочих колёс ЧНД теплофикационных турбин / ЦНИИТЭИтяжмаш. -М., 1989. - Деп. в ВИНИТИ, 1989, № 7 (213).

3. А.с. № 1610389 (СССР), МКИ5 G 01 № 3/32. Способ прогнозирования ресурса детали / Е.В. Урьев, В.В. Ермолаев, A.M. Яганов // Открытия. Изобретения. - 1990.-№ 44.

4. Прогнозирование ресурса рабочих колёс ЧСД по образцам-свидетелям коррозионного растрескивания под напряжением / В.В. Ермолаев, Н.Н Дудин, Л.А. Жученко, A.M. Яганов // Материалы научно-практической конференции "Совершенствование теплотехнического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта". - Екатеринбург: УГТУ, 1996. - С. 25-26.

5. Система вибрационного контроля рабочих лопаток последних ступеней турбоагрегатов (система "ВКЛ") / В.В. Беляков, А.В. Стёпышев, Д.В. Шишеля-кин, A.M. Яганов // Материалы научно-практической конференции

"Совершенствование теплотехнического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта". - Екатеринбург: УГТУ, 1996. - С. 36-37.

6. Эндоскопирование проточных частей турбин / В.В. Ермолаев, Н.Н. Дудин, Д.В. Шишелякин, А.М. Яганов // Материалы научно-практической конференции "Совершенствование теплотехнического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта". - Екатеринбург: УГТУ, 1996. - С. 8-10.

7. Анализ возможностей использования дискретно-фазового метода контроля колебаний лопаток для исследования, контроля и диагностики последних ступеней мощных паровых турбин / Е.В. Урьев, Ю.В. Топорков, A.M. Яганов, В.В. Беляков, В.В. Горохов // Материалы Второй Всероссийской научно-практической конференции "Совершенствование теплотехнического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта". - Екатеринбург: УГТУ, 1999. - С. 117-121.

8. Новые подходы при использовании дискретно-фазового метода для исследования, контроля и диагностики лопаток последних ступеней мощных паровых турбин / Е.В Урьев, А.Ю. Тиунов, A.M. Яганов, В.В. Беляков, В.В. Горохов // Тезисы докладов Всероссийского совещания "Проблемы вибрации и вибродиагностики энергетического оборудования". - М.: ВТИ, 1999. - С. 16,

ИД №06263 от 12.11.2001 г.

Подписано в печать 05.03.2004 Бумага типографская Пло

Уч.-изд. л. 1,0 Тираж 100 экз.

Плоская печать

Заказ 36

Формат 60x84 1/16 Усл. печ. л. 1,16 Бесплатно

Редакционно-издательский отдел ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 620040, Екатеринбург, ул. Мира, 19 Ризография НИЧ ГОУ ВПО УГТУ-УПИ 620040, Екатеринбург, ул. Мира, 19

ф Введение

1. Особенности работы теплофикационных турбин. Анализ состояния вопроса надёжности лопаточного аппарата и постановка задач исследований

2. Разработка и совершенствование экспериментальных методов и средств измерения и контроля вибрации лопаточного аппарата

2.1. Методы и средства тензометрических исследований лопаточного аппарата

2.1.1. Точность измерения механических напряжений при тензометрировании рабочих лопаток

2.1.2. Исследования контактных токосъёмников

2.2. Бесконтактные методы контроля колебаний рабочих лопаток

2.2.1. Анализ возможностей использования дискретно-фазового метода контроля колебаний лопаток

2.2.2. Разработка нового принципа определения положения вершин рабочих лопаток

2.3. Эндоскопия как метод технической диагностики состояния элементов проточной части турбомашин

3. Экспериментальное определение динамических напряжений в рабочих лопатках последних ступеней турбин типов

ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ

3.1. Методика эксперимента и обработки результатов

3.2. Исследования на пусковых режимах

3.3. Исследования на конденсационных режимах

3.4. Исследования на теплофикационных режимах

4. Прогнозирование остаточного ресурса лопаточного аппарата последних ступеней части низкого давления

• теплофикационных турбин

4.1. Постановка задачи о прогнозировании ресурса

4.2. Оценка уровня допустимых динамических напряжений в элементах лопаточного аппарата

4.3. Разработка экспериментально-расчётной методики прогнозирования остаточного ресурса рабочих лопаток последних ступеней части низкого давления

4.3.1. Общие положения

4.3.2. Методика расчёта

4.4. Разработка методики контроля выработки ресурса рабочих лопаток по образцам-свидетелям усталостного повреждения

4.4.1. Описание способа

4.4.2. Прогнозирование ресурса рабочих лопаток по образцам-свидетелям усталостного повреждения

На конец 2002 года производственный потенциал электроэнергетики России составлял 452 электростанции общей мощностью 215,2 млн. кВт. Из них 68,9 % - это тепловые конденсационные электростанции и теплоэлектроцентрали [1].

Половина электростанций, использующих органическое топливо, - это ТЭЦ с экономически и экологически благоприятной комбинированной выработкой тепла и электроэнергии. Суммарно вне стран СНГ нет столько теплофикационных турбин, сколько разработано и произведено ОАО ТМЗ и ОАО JIM3, нет такого разнообразия конструкций, схем, мощностей [2].

Однако, негативные последствия переходного периода в экономике страны, выразившиеся в сокращении промышленного производства, сказались и на энергетике страны. Главная проблема - лавинно нарастающая доля исчерпавшего свой физический ресурс оборудования. Длительное отсутствие необходимых вводов в действие энергетических мощностей привело к тому, что на электростанциях России, находящихся к началу 2002 г. в эксплуатации, износ основных производственных фондов составил 52 %, а к 2015 г. выработает парковый ресурс 62 % оборудования [3].

Именно в настоящее время перед паротурбостроением особенно актуальны вопросы повышения надёжности эксплуатации с целью продления ресурса турбоагрегатов.

В общей проблеме повышения надёжности работы паровых турбин вопросы вибрационной надёжности JIA стоят на первом месте [4, 5]. Из-за отказов, вызванных поломками JIA, тратится от четверти до половины времени и средств, идущих на восстановление работоспособности турбин. Основная доля отказов (50-70 %) приходится на PJI ЧНД.

Несмотря на многочисленные исследования [6, 7, 8, 9 и др.], попрежнему остаются неразрешёнными отдельные вопросы повышения вибрационной надёжности ступеней ЧНД теплофикационных турбин, J1A которых работает значительную часть времени в нерасчётных режимах.

Для обеспечения надёжности JIA, оптимизации межремонтного периода и продления срока службы турбин необходимо правильно оценивать напряжённое состояние и остаточный ресурс JIA. Расчётное определение вибрационных напряжений в элементах JIA часто затруднено из-за недостатка информации: неизвестны или известны лишь ориентировочно фактический амплитудный спектр возмущающих сил; суммарный декремент колебаний, учитывающий рассеяние энергии вследствие внутреннего, конструкционного и аэродинамического демпфирования колебаний; разброс и распределение напряжений по PJL Поэтому для исследования напряжённого состояния J1A используются экспериментальные методы: метод тензометрирования; дискретно-фазовый метод (ДФМ) регистрации амплитуд колебаний лопаток; метод на основе образцов-свидетелей.

В последние годы в связи с резким ростом темпа развития вычислительной техники как в количественном, так и в качественном отношении стало возможным внедрение в процесс эксплуатации турбоагрегатов автоматизированных систем технической диагностики. Интерес к этому объясняется необходимостью контроля ресурса наиболее ответственных узлов турбин, обоснованием сроков межремонтного периода с целью перехода от обслуживания планового к обслуживанию по техническому состоянию, стремлением к снижению ущерба от внеплановых простоев и внезапных аварий. Согласно [10], ущерб от аварии из-за вибрации подшипников и обрыва PJI достигает 1,0 млрд. руб. (в ценах 1998 г.) для турбины типа Т-250/300-240 ОАО ТМЗ.

Настоящая работа посвящена комплексному исследованию влияния режимных факторов на вибрационное состояние PJI ЧНД мощных теплофикационных турбин и разработке методик прогнозирования их остаточного ресурса.

Работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, списка использованных источников, приложения.

В главе 1 на основе обзора теоретических и экспериментальных работ рассмотрены современные проблемы обеспечения вибрационной надёжности JIA паровых турбин, а также особенности работы ступеней ЧНД теплофикационных турбин.

Показано, что при оценке вибрационного состояния облопачивания наиболее сложным является определение максимальных динамических напряжений в PJI при эксплуатации. Отмечается исключительная роль натурных вибрационных испытаний в широком диапазоне режимов работы турбоагрегатов.

Проведён анализ основных экспериментальных методов исследований и контроля вибрационного состояния PJI в условиях эксплуатации; обосновывается необходимость постоянного совершенствования методов и средств измерения механических напряжений, разработки и внедрения методик оценки и прогнозирования ресурса PJI.

Формулируются цели и задачи исследований, представленных в настоящей диссертации.

В главе 2 приводятся результаты исследования и совершенствования экспериментальных методов и средств измерений и контроля параметров технического состояния элементов проточной части турбин.

Особое внимание уделено точности измерения тензометрическим методом, от которой напрямую зависит точность измерения ДФМ. Одним из элементов измерительной схемы при тензометрировании является токосъёмник, служащий для передачи сигналов от тензорезисторов, установленных на вращающихся исследуемых деталях.

По результатам специальных испытаний был установлен количественный критерий качества изготовления и восстановления контактных токосъёмников - максимально допустимый уровень помех. Специально разработанная установка позволяет исследовать как веювь изготавливаемые, так и отработавшие определённое время токосъёмники. Экспериментально определены оптимальные условия эксплуатации и методы восстановления токосъёмников.

Уточнена определённая ранее совместно с другими авторами общая погрешность измерения динамических напряжений при использовании тензометрического комплекса ОАО ТМЗ, включая токосъёмник.

На основании анализа особенностей применения ДФМ к исследованию ступеней с малыми углами установки лопаток предложен новый принцип определения положения вершин РЛ, заключающийся в том, что за момент прохождения центра профиля лопатки против датчика принимается не точка перехода сигнала от датчика через нулевой уровень, а точка максимального значения сигнала. Благодаря новому принципу повышена достоверность результатов измерения.

Представлены схема установки эндоскопов в турбину и примеры эндоскопограмм элементов ЛА турбоагрегатов в эксплуатационных условиях. Эндоскопия позволяет при кратковременных остановах без вскрытия цилиндров проводить периодический осмотр элементов проточной части и ОС (см. гл. 4) для оценки их технического состояния.

В главе 3 приводятся данные анализа результатов исследований вибрационного состояния РЛ последних ступеней теплофикационных турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ, имеющих одинаковые РЛ последней ступени с длиной рабочей части 830 мм. В мощных теплофикационных турбинах в качестве РЛ последних ступеней используется ограниченное количество типоразмеров, что связано со сложностью проработки конструкции и значительной трудоёмкостью изготовления. Указанные турбины - это не только одни из самых мощных и распространённых турбин, но и эксплуатируемых в наиболее тяжёлых условиях в широком диапазоне режимов работы ЧНД. Исследования проводились с использованием ДФМ; для сравнения приводятся данные тензометрических исследований, выполненных ранее в ОАО ТМЗ. Выявлены как общие закономерности, так и некоторые особенности в вибрационном состоянии однотипных ступеней одной турбины и разных турбоагрегатов одного типа. По результатам исследований для испытанных турбин был расширен диапазон режимов работы за счёт возможности работы при ухудшенном вакууме при условии пропуска необходимого количества пара в ЧНД.

Для оценки вибрационного состояния неисследованных турбин подобных типов предложены эмпирические зависимости предельных напряжений в PJI от основных режимных параметров (частоты вращения ротора, электрической мощности, расхода пара в ЧНД, давления в конденсаторе).

На основе проведённых исследований вышеуказанных PJI, как одних из наиболее напряжённых, отработана универсальная схема проведения ДФМ-испытаний PJ1 турбин других типов.

В главе 4 приводятся расчётно-экспериментальная методика прогнозирования и пример расчёта остаточного ресурса J1A последних ступеней турбин типов ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 при отклонениях режимных параметров от требований инструкции по эксплуатации турбины. Методика учитывает влияние комплекса различных факторов (действующих в конкретных режимах динамических напряжений, степени коррозионного и эрозионного износа, температуры и т.д.). Приведён расчёт уровня допустимых динамических напряжений для PJI последних ступеней ЧНД теплофикационных турбин.

Основная цель прогнозирования - нахождение с определённой степенью вероятности момента появления усталостной трещины. Это позволяет:

- своевременно производить восстановительный ремонт или замену PJI;

- продлевать при необходимости срок службы лопаток при повышении требований к режимам работы.

Изложена методика контроля выработки ресурса РЛ по образцам-свидетелям усталостного повреждения, конструкция которых защищена авторским свидетельством.

Научная новизна работы состоит в том, что:

- по результатам натурных вибрационных исследований определена количественная зависимость динамических напряжений в РЛ последних ступеней ЧНД турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ от основных режимных параметров;

- разработана расчётно-экспериментальная методика прогнозирования остаточного ресурса J1A, основывающаяся на результатах экспериментального определения вибрационных напряжений в PJI конкретных ступеней турбоагрегатов и базирующаяся на использовании корректированного линейного закона суммирования повреждений; выявлено принципиальное изменение физической картины получаемых результатов измерений амплитуд колебаний вершин РЛ бесконтактным ДФМ в зависимости от угла и шага установки лопаток, от величины радиального зазора между датчиком и лопаткой;

- предложен и разработан новый принцип определения относительного положения вершин РЛ при использовании ДФМ;

- предложена новая методика определения остаточного ресурса ЛА, основывающаяся на анализе разрушения чувствительных элементов ОС, и соответствующая конструкция ОС усталостного повреждения лопаток.

Практическая ценность работы заключается в том, что полученные в процессе исследований данные о вибрационном состоянии PJI последних ступеней позволили расширить допустимый диапазон режимов эксплуатации конкретных теплофикационных турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ без снижения надёжности их работы.

На основе обобщения экспериментальных данных натурных вибрационных исследований последних ступеней ЧНД турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ предложены эмпирические зависимости предельных динамических напряжений в PJI от основных режимных параметров (частоты вращения ротора, давления в конденсаторе, расхода пара в ЧНД, электрической мощности) для широкого диапазона режимов работы турбоагрегатов.

Разработанная с учётом вышеуказанных зависимостей расчётно-экспериментальная методика прогнозирования остаточного ресурса JIA позволяет с определённой степенью вероятности определять время появления усталостной трещины, что даёт возможность либо своевременно произвести восстановительный ремонт или замену PJI, либо продлить при необходимости срок службы лопаток при повышении требований к режимам работы.

Результаты работы позволяют повысить точность и достоверность тензометрического и дискретно-фазового методов исследований РЛ, а разработанные методики оценки остаточного ресурса J1A на базе накопленных эксплуатационных данных и по ОС усталостного повреждения, а также использование эндоскопирования обеспечивают диагностирование реального состояния JIA без вскрытия цилиндров и увеличение межремонтного срока.

Достоверность и обоснованность результатов работы определяются большим объёмом проведённых исследований и повторяемостью результатов испытаний, выполненных в разное время и на нескольких идентичных турбинах; использованием стандартных методов, стендов и аппаратуры для экспериментальных исследований. Полученные экспериментальные материалы хорошо корреспондируются с результатами исследований других авторов.

На основании полученных в настоящей работе результатов исследований сделаны необходимые выводы и рекомендации.

Работа выполнена в ОАО ТМЗ и на кафедре "Турбины и двигатели" ГОУ ВПО "Уральский государственный технический университет - УПИ". Некоторые этапы работ выполнены под техническим руководством и при непосредственном участии к.т.н. Ермолаева В.В. Активное участие в подготовке и проведении испытаний JIA в эксплуатационных условиях принимали Антоненко Н.М., Беляков В.В., Кузнецов Э.А., Масленников JI.H.

Неоценимый вклад в выполнение и научное осмысление результатов работы внесён научным руководителем д.т.н., профессором Урьевым Е.В.

Ценные замечания на стадии оформления диссертации внесены зам. начальника отдела расчётов СКБт ОАО ТМЗ, к.т.н. Биланом В.Н. и доцентом кафедры "Турбины и двигатели" УГТУ-УПИ, к.т.н. Брезгиным В.И.

Отдельную благодарность автор высказывает бывшим и нынешним сотрудникам ОВП СКБт ОАО ТМЗ, которые принимали участие в работах, явившихся основой данной диссертации.

Большую помощь в организации и проведении работ на электростанциях (Волгоградская ТЭЦ-3, Киевская ТЭЦ-5, Минская ТЭЦ-4, Набережночелнинская ТЭЦ, Нижнекамские ТЭЦ-1 и ТЭЦ-2, Ново-Салаватская ТЭЦ, Ново-Свердловская ТЭЦ, Омская ТЭЦ-5, Северодвинская ТЭЦ-2, Тобольская ТЭЦ, Ульяновская ТЭЦ-1, ТЭЦ-26 ОАО Мосэнерго и др.) оказывали администрация и ведущие специалисты этих станций.

Выводы

В результате проведённых исследований установлено: ^ 1) при эксплуатации токосъёмник может вносить постоянную помеху, соответствующую уровню полезного сигнала 1 МПа; при этом уровень помехи гармоник 1 и 2-й кратностей должен быть не выше 50 мВ, а уровень помехи гармоник 3-й и выше кратностей не должен превышать 25 мВ;

2) для уровня полезного сигнала, соответствующего динамическим напряжениям 20 МПа, погрешность составляет 5 %; при измерении меньших напряжений погрешность возрастает, при измерении больших - снижается;

3) уровень помех возрастает при снижении давления на поджатие Ь щёток, оптимальная величина давления - 60 кПа;

4) величина помехи фактически не зависит от частоты вращения токосъёмника. Рабочий диапазон частоты вращения токосъёмника может приниматься от 500 до 3500 об/мин;

5) средняя скорость износа щёток при давлении на поджатие щёток Рщ = 70 кПа достигает примерно 0,055 мм/ч. Исходя из этого, срок службы токосъёмника до восстановления составляет не менее 100 часов непрерывной работы. Этот • срок является, с учётом технологических перерывов в испытаниях, величиной одного порядка с живучестью тензометрической оснастки и оказывается достаточным для проведения цикла исследований в натурных условиях;

6) определено, что при динамических испытаниях с использованием тензометрического комплекса ОАО ТМЗ, с учётом погрешности, вносимой токосъёмником, общая погрешность измерений может составлять: (13 %У + (5 - 10%)z = (14 - 16) %.

На основании результатов исследований разработаны требования к ^ приёмочным испытаниям токосъёмников (см. Приложение 1).

С целью контроля работоспособности токосъёмников, находящихся в эксплуатации, рекомендуется их периодически испытывать.

2.2. Бесконтактные методы контроля колебаний рабочих лопаток

2.2.1. Анализ возможностей использования дискретно-фазового метода контроля колебаний лопаток

Одной из важнейших проблем обеспечения надёжности турбоагрегатов большой мощности является диагностика состояния ЛА последних ступеней ЧНД. Многочисленные попытки диагностировать дефекты рабочего венца путём контроля частот колебаний отдельных лопаток и их амплитуд сталкивались с возникающими при этом трудностями [8]. Представленные в [9,93] результаты исследований аксиальных колебаний замкнутых на круг лопаточных венцов объясняют, почему при частичном разрушении (развитии трещин) отдельных лопаток или связей практически невозможно заметить изменение частот колебаний лопаток. Что касается изменения амплитуд колебаний отдельных лопаток венца, то, во-первых, амплитуды колебаний зависят от режима работы ступени и, во-вторых, их увеличение еще не является однозначным признаком разрушения.

Надо заметить, что одновременно предпринимались попытки диагностировать состояние РЛ по таким параметрам, как удлинение лопаток, изменение шага установки, изменение угла закрутки и др. Опыты, выполненные в Кемпбелл-машине ОАО ТМЗ, показали, что при наличии трещины в корне лопатки, занимающей до 30% площади сечения, изменения указанных параметров при существующих методах контроля и точности используемой аппаратуры практически не могут быть зарегистрированы. Опыты были проведены с типовой для ОАО ТМЗ последней ступенью ЧНД, имеющей РЛ с двумя замкнутыми на круг демпферными проволочными связями. Для РЛ осевых компрессоров без демпферных связей вибрационными исследованиями в статических условиях (без учёта влияния центробежной силы), проведёнными в НПО ЦКТИ [94], установлено, что при наличии аналогичной (в процентном отношении) трещины изменение положения периферийного сечения лопатки составило 0,3 мм для лопатки длиной 450 мм и 0,2 мм для лопатки длиной 350 мм.

Анализ многочисленных результатов исследований колебаний вершин лопаток бесконтактным ДФМ показал, что возникает целый ряд серьёзных проблем, связанных с использованием этого метода при исследовании PJI последних ступеней мощных турбин. Эти проблемы определяются как специфическими особенностями лопаточного венца, так и особенностями средств измерения. Рассмотрим подробнее некоторые из возникающих проблем.

Известно, что при исследованиях колебаний лопаток ДФМ часто не фиксируется прохождение ряда лопаток около датчика (до 154-25 % от общего числа лопаток), однако никем из исследователей не предпринимались попытки анализа причин этого явления.

На рис. 2.13 показан процесс прохождения лопаток в районе датчика, установленного приблизительно в среднем сечении по ширине ступени. Из рисунка видно, что промежуток времени, когда в зоне датчика не находятся лопатки, составляет только незначительную часть времени от того, которое соответствует перемещению ступени на шаг лопаток. Более того, чем меньше угол установки периферийного профиля, тем меньше "свободный" промежуток. При углах, соответствующих углам установки периферийных профилей современных лопаток последних ступеней (например, для лопаток 31-й (40-й) ступени турбины Т-250/300-240 угол установки составляет 16 градусов при шаге 115 мм), датчик диаметром 16 мм, с учётом расстояния до PJI и зоны чувствительности, практически не имеет свободного промежутка, т. е. при покидании зоны чувствительности одной лопаткой в « ♦ *

Направление вращения -►

Направление вращения -►

Рис. 2.11. Схема прохождения лопаток около датчика при различных углах установки периферийного профиля:

1 - взаимное положение датчика и вершины лопатки при подходе лопатки; 2 - на середине лопатки; 3 - в момент выхода лопатки; 4 - при подходе следующей лопатки этой зоне уже находится следующая лопатка. Характер сигнала датчика в этом случае показан на рис.2.12. Прохождению центра сечения лопатки под датчиком соответствует точка "О". Если шаг лопаток и радиальный зазор между датчиком и лопатками абсолютно постоянны, а сигнал симметричен относительно точки "О", то на регистрацию прохождения лопатки, т. е. на определение ее положения, ничего не влияет. Но, если шаг лопаток или радиальные зазоры не постоянны, то это приводит к внесению существенных ошибок в определение положения вершины лопатки, рис. 2.13 и рис. 2.14. Более того, возможны ситуации, когда сигнал датчика при прохождении отдельной лопатки вообще не меняет полярность (не проходит через ноль), и это приводит к "потере" данной лопатки, так как существующая аппаратура определяет момент прохождения лопатки именно по изменению полярности сигнала.

Таким образом, анализ, изложенный также в работе [95], выполненной с участием автора, показывает, что применение ДФМ в своем стандартном виде (используя аналоговые приборы типа ЭЛИА, определяющие положение лопатки по изменению полярности сигнала) часто сопровождается или недопустимыми погрешностями измерения, или потерей информации о ряде лопаток. При использовании цифровых приборов, например, аппаратуры НГТП "Мера" и фирмы "Корсар", возникают ещё и ошибки в определении номеров лопаток (следующей лопатке за пропущенной даётся номер пропущенной лопатки), что вообще недопустимо. а в

Рис. 2.12. Характер сигнала датчика: а- от одной лопатки; б - от каждой лопатки; в - суммарный сигнал

Рис. 2.13. Характер сигнала датчика при непостоянном шаге лопаток:

- моменты прохождения центров профиля относительно датчиков; моменты прохождения максимумов сигналов

Рис. 2.14. Характер сигнала датчика при непостоянном радиальном зазоре: Обозначения линий те же, что и на рис. 2.13

2.2.2. Разработка нового принципа определения положения вершин рабочих лопаток

Повышение точности и надёжности измерения положения вершин лопаток при использовании ДФМ может быть достигнуто одним из следующих способов:

1. Уменьшением диаметра датчика, рис. 2.15а. Это надёжный способ, но он сопряжён с уменьшением чувствительности.

2. Созданием датчика с направленной чувствительностью, рис. 2.156. В настоящее время не получено обнадёживающих результатов в создании такого датчика.

3. С выносом датчика в зону кромок, рис. 2.15в. Недостатком является изменение уровня сигнала при перемещении лопатки в осевом направлении.

Кроме перечисленных способов следует остановиться еще на одном. Анализ сигнала датчика и выполненные вариантные расчёты показывают, что разношаговость лопаток и изменение радиального зазора, оказывая существенное влияние на фиксацию момента изменения полярности сигнала датчика, практически незначительно влияют на положение максимумов сигнала, которые хотя и не соответствуют центральному положению профилей PJI относительно датчика, но в достаточной мере характеризуют их определённые относительные положения, см. рис. 2.13 и рис. 2.14. Взяв за основу это свойство сигнала и современные цифровые методы измерения сигнала, на кафедре "Турбины и двигатели" Уральского государственного технического университета-УПИ в среде графического программирования LabVIEW была разработана программа, позволяющая с достаточной точностью определять промежутки между максимумами сигнала и, следовательно, определять положение вершин лопаток [96, 97]. Так, б Направление вращения - -►

Л '- w О w

Направление вращения -►

-►

Рис. 2.15. Методы повышения точности измерения ДФМ: а - уменьшение диаметра датчика; б - датчик с направленной чувствительностью вдоль оси профиля; в - вынос датчика к кромкам лопаток используя аналого-цифровой преобразователь с частотой дискретизации 2 МГц, точность определения осевого положения лопаток 31-й (40-й) ступени турбины Т-250/300-240 составляет 0,05 мм, что вполне отвечает требованиям контроля колебаний лопаток и их диагностики.

Первая система контроля и диагностики вибрационного состояния JIA, использующие указанный выше принцип определения положения лопатки по расположению максимумов сигнала, находятся в стадии наладки и опытно-промышленной эксплуатации на турбинах Т-250/300-240 ТЭЦ-26 ОАО Мосэнерго. В настоящее время происходит накопление базы данных и отработка алгоритмов диагностики.

2.3. Эндоскопия как метод технической диагностики состояния элементов проточной части турбомашин

Одним из методов технической диагностики состояния проточной части турбоагрегатов, а также вспомогательного оборудования является эндоскопия. Этот оптико-визуальный метод [87, 88, 98], широко распространенный в последнее время, позволяет осматривать узлы и детали в труднодоступных местах без вскрытия агрегатов. И хотя по чувствительности этот метод уступает другим методам, тем не менее, при использовании оптики высокого качества, он позволяет обнаруживать: трещины с раскрытием более 0,05 мм, поверхностную коррозию, эрозионные повреждения, следы задевания вследствие радиальных и осевых перекрытий зазоров, радиальные смещения лопаток, обрыв и повреждения РЛ, защитных пластин, бандажа, демпферной проволоки.

С участием автора разработаны и внедрены на ряде ТЭЦ схемы установки эндоскопов на основные типы теплофикационных турбин производства ОАО ТМЗ: Т-110/120-130, ПТ-140/165-130/15, Т-185/220-130, Т-250/300-240 (рис. 2.16).

Рис. 2.16. Схема эндоскопирования проточной части турбины: 1 - эндоскоп, 2 - труба.

Для осуществления контроля состояния JIA необходимо в корпусе турбины герметично закрепить направляющую втулку, состоящую из трубы и фланца, приваренного к наружному концу трубы. Контроль осуществляется на остановленной турбине без вскрытия цилиндров либо при выводе турбоагрегата в плановый текущий ремонт, либо при наступлении нештатной ситуации. После проведения осмотра фланец заглушают крышкой.

Трубы для эндоскопирования устанавливаются как в ЦСД, так и в ЦНД. В теплофикационных турбинах необходимо контролировать предотборные ступени ЧСД, которые находятся в зоне фазового перехода и наиболее подвержены неблагоприятным воздействиям коррозионной среды [99]. Необходимость контроля последних ступеней ЧНД продиктована тем, что PJI испытывают на себе значительные вибрационные нагрузки и эрозионный износ. Возможность установки труб для эндоскопирования в ЦВД ограничена сложностью обеспечения надёжной герметичности заглушек.

При условии оснащения PJI ЧСД и ЧНД ОС усталостного повреждения ([100], п.4.4) эндоскопия позволяет производить их осмотр при кратковременных остановах без вскрытия цилиндров.

В некоторых случаях трубы в ЦСД выполняют дополнительную функцию. Они служат для установки в проточную часть кассет с ОС коррозионного растрескивания дисков под напряжением. ОС коррозионного растрескивания [101] выполняют из того же материала, что и диски ЦСД, с напряжениями, не меньшими, чем напряжения в дисках в зоне концентраций. Методика прогнозирования ресурса РК по напряжённым ОС заключается в следующем: а) при периодических осмотрах кассет (при остановах без вскрытия цилиндра) выявляются ОС с трещинами; б) по мере выхода из строя ОС (предварительно протарированных в лабораторных условиях на различные уровни напряжений) прогнозируют остаточный ресурс РК до момента появления трещин.

На основании оценки ресурса определяют сроки либо восстановления диска путём снятия поверхностного слоя металла, либо замены диска на новый.

Первый опыт применения эндоскопов на ряде ТЭЦ (Ново -Свердловская, Северодвинская, Ульяновская ТЭЦ-2) подтвердил их эффективность: появляется реальная возможность контролировать состояние проточной части турбины в межремонтный период, предотвращать разрушение её элементов, принимать решение о необходимости вскрытия цилиндров, более качественно готовиться к ремонтам.

Помимо визуального осмотра осуществляется регистрация контролируемого объекта либо фотоаппаратом, либо видеокамерой с последующей обработкой видеокадров на персональном компьютере. Качество получаемых снимков (рис. 2.17, 2.18) оказывается достаточным для проведения анализа состояния элементов проточной части.

Необходимо отметить, что при эндоскопировании отпадает необходимость проведения трудоёмких подготовительных работ, контроль осуществляется после останова турбины практически сразу (единственное ограничение - высокая температура проточной части, которое можно обойти применением охлаждаемого эндоскопа [88]). При этом повышается комфортность работ при осмотре, они становятся практически безопасными.

Основные технические характеристики одних из используемых эндоскопов (производства фирмы "РОСС", г. Москва) приведены ниже. f'lil^T ; • "

At !' r *>i,-•j:;i i '!:1 \ iI'M h i' c'lt'lfivfi '■ 'jiv VlVHH f*'? ai.:f 1тут fin1--. i M'iV \ ■ m

•. /М

• ? I • > i . •■ , '• i л ! h- '".If 11 I'v hVrVnht' I ■

• » . y.t.'i-', •:'Hi'! t .) i' • » • . I ' t:' r:' ' ' Ы ' « •i i.'« i; i.-1 • • • i .*• i, II; ( t - i 1.11 • ■ 'lit i

V ■ i ,t »•!!«,т./ь г ill

ШЯШГЩ

Ji *?»».• Vi ill i^isi

Рис. 2.17. Эндоскопограмма участка демпферной проволоки й; ■ -г; - >"

И' •[ 1' '!;

L 8»j ji «• V»! f- '*>■! .( rf I ■ \ i * Л

N '

Рис. 2ЛЪ. Эндоскопограмма выходных кромок рабочих лопаток

ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ЭНДОСКОПОВ

Размеры рабочей части, мм: диаметр16 длина 1500; 3000

Угол поля зрения, град -135 + +90

Мощность подсветки, Вт 150 -г 200

Напряжение питания, В: переменное (для блока питания)220 постоянное (для подсветки)24

Разрешающая способность оптического стекловолокна, лин. / мм 35 ч- 38

Предельная температура, °С- 50 + +100

Таким образом, результаты проведённых исследований позволяют сделать следующие выводы:

1) качественно изготовленный токосъёмник может вносить постоянную составляющую помехи, соответствующую динамическим напряжениям 1 МПа;

2) при динамических испытаниях с использованием тензометрического комплекса ОАО ТМЗ, с учётом погрешности, вносимой токосъёмником, общая погрешность результатов испытаний может составлять 14 ч- 16 %;

3) разработан новый принцип определения положения вершин лопаток, позволяющий повысить достоверность результатов ДФМ-испытаний; этот принцип может применяться как для небандажированных, так и для бандажированных лопаток;

4) на ряде ТЭЦ внедрены схемы эндоскопирования для осмотра элементов проточной части без вскрытия цилиндров.

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ НАПРЯЖЕНИЙ В РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ ПОСЛЕДНИХ СТУПЕНЕЙ

ТУРБИН ТИПА ПТ-135/165-130/15 И Т-175/210-130 ОАО ТМЗ

3.1. Методика эксперимента и обработки результатов

Проблема обеспечения вибрационной надёжности РЛ последних ступеней ЧНД мощных турбин всегда являлась одной из важнейших и актуальных. Наибольшее внимание при решении этой проблемы уделяется режимам с малыми пропусками пара в ЧНД, так как именно на этих режимах развиваются срывные явления и возникают некратные частоте вращения колебания лопаток, неподдающиеся вибрационной отстройке. Для конденсационных турбин такие режимы возникают только при пуске агрегата, для теплофикационных - и на пусковых, и на режимах работы турбины с прикрытой регулирующей диафрагмой. Как уже было сказано выше (см. главу 1), известны результаты натурных вибрационных исследований РЛ последних ступеней паровых турбин типов Т-50-130 ТМЗ и ПТ-60-130/13 ЛМЗ, Т-100-130, Т-250/300-240 ТМЗ, К-200-130, К-300-240, К-500-240 ЛМЗ, К-300-240 ХТЗ.

В настоящей главе диссертации приводятся данные исследований вибрационного состояния РЛ ступеней ЧНД теплофикационных турбин типов ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 производства ОАО ТМЗ. До настоящего времени практически не было опубликовано данных по вибрационному состоянию РЛ последних ступеней ЧНД этих турбин. Это одни из наиболее мощных и распространённых в своём классе турбины, имеющие РЛ последней ступени с длиной рабочей части 830 мм. По состоянию на 01.01.2004 года в России, странах СНГ (Беларусь, Казахстан) и дальнего зарубежья (Югославия, Китай) в эксплуатации находилось более 40 турбин ПТ-135/165-130/15 (ПТ-140/165-130/15-2) и 20 турбин Т-175/210-130 (Т-185/220-130-2).

Основные данные о PJI последних ступеней турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 приведены в таблице 1.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Определён количественный критерий качества изготовления и восстановления щёточных пневматических токосъёмников производства ОАО ТМЗ. Разработаны оптимальные методы восстановления работоспособности и условия эксплуатации токосъёмников, обеспечивающих их высокую надёжность в течение длительного времени.

2. Уточнена погрешность измерения динамических напряжений тензометрическим комплексом, используемым ОАО ТМЗ. Комплекс неразрывно связан со способом и технологией оснастки и включает в себя тензорезисторы, токосъёмники, тензоусилительную и регистрирующую аппаратуру, приборы коммутации и контроля. С учётом данных, полученных автором при исследовании 60-ти точечных щёточных пневматических токосъёмников, погрешность измерения механических напряжений при тензометрировании РЛ в динамических условиях составляет 14 -г- 16 %.

3. Выявлен ряд особенностей при измерении амплитуд перемещений вершин РЛ последних ступеней мощных турбин бесконтактным ДФМ. Из-за малого угла установки РЛ и большой зоны чувствительности индукционных датчиков получаемые результаты измерения принципиально отличаются от действительных. Предложен новый принцип формирования сигналов при измерении ДФМ, заключающийся в том, что за момент прохождения середины периферийного сечения РЛ под датчиком принимается не переход сигнала от датчика через нулевой уровень, а точка максимального значения сигнала.

4. На основе вышеуказанного принципа разработана и находится в опытно-промышленной эксплуатации автоматизированная система контроля т и диагностики вибрационного состояния ЛА последних ступеней турбины Т-250/300-240 ТЭЦ-26 Мосэнерго. Система позволяет вести постоянный и непрерывный контроль как за уровнем динамических напряжений в РЛ, так и за изменением статического положения вершин PJI относительно диска. В настоящее время происходит накопление базы данных и отработка алгоритмов диагностики вибрационного состояния JIA. Приказом РАО "ЕЭС России" [111] система включена в перечень рекомендуемых к внедрению на ТЭС научно-технических разработок.

5. Экспериментально определены допустимые, с точки зрения вибрационной надёжности ЛА последних ступеней ЧНД, режимы работы натурных турбоагрегатов ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ. Подтверждено, что наиболее опасными режимами являются: работа с ухудшенным вакуумом и (или) при малых расходах пара в ЧНД. Установлено, что динамические напряжения в PJT при указанных режимах достигали 60-г80 МПа, что значительно превышает уровень напряжений (5-г20 МПа), зафиксированный во всех исследованных ступенях (4 ступени четырёх турбин ПТ-135/165-130/15 и 4 ступени двух турбин Т-175/210-130) при основных режимах работы при соблюдении требований инструкций по эксплуатации турбин. Качественно аналогичные результаты, выявляющие опасные режимы эксплуатации турбоагрегатов, получены другими авторами [112, 113, 114] при тензометрических испытаниях этих и других типов турбин ОАО ТМЗ в эксплуатационных условиях и на стендах.

6. По итогам проведённых испытаний турбин, с учётом допустимого уровня динамических напряжений, были выпущены дополнения к инструкциям по эксплуатации конкретных турбин, уточняющие допустимый диапазон режимов работы (в частности, допускается режим с ухудшенным вакуумом с обеспечением необходимого расхода пара в ЧНД, запрещается длительный прогрев турбины на некоторых частотах вращения ротора из-за возможности возникновения резонансных колебаний PJI и др.), что значительно повышает экономичность и надёжность турбин.

7. Установлено значительное возрастание уровня динамических напряжений в PJ1 при таких отклонениях эксплуатационных параметров, как ухудшенный вакуум, снижение частоты сети, прогрев турбины в запрещённых диапазонах частоты вращения ротора, несоблюдение скорости изменения частоты вращения ротора при пуске или режима набора нагрузки. Для обеспечения надёжной работы обслуживающему персоналу указано точно выдерживать требования заводских инструкций, а при наличии неоднократных отклонений эксплуатационных параметров рекомендовано проводить расчёт остаточного ресурса JIA.

8. Разработана экспериментально-расчётная методика прогнозирования остаточного ресурса JIA, основывающаяся на результатах экспериментального определения вибрационных напряжений PJI конкретных ступеней турбоагрегатов. При переоблопачивании рабочих колёс исследованных турбин, а также для неиспытанных турбин указанную методику следует применять с использованием полученных ранее данных для наиболее напряжённых ступеней, что несколько снижает величину остаточного ресурса, но повышает надёжность эксплуатации J1A.

9. Разработан и внедрён в эксплуатацию метод прогнозирования остаточного ресурса PJI - метод образцов-свидетелей. Разработанная конструкция ОС усталостного повреждения позволяет отслеживать всю предысторию нагружения лопаток в процессе эксплуатации. По результатам периодических осмотров ОС, установленных на PJI эксплуатируемых турбин, по специальной методике прогнозируется выработка ресурса PJ1. Данный метод рекомендован РАО "ЕЭС России" [115] в качестве дополнительного метода контроля и диагностики состояния РЛ в период эксплуатации.

10. На ряде турбин внедрено эндоскопирование, позволяющее проводить осмотр внутренних областей элементов и узлов турбин без вскрытия цилиндров при любых кратковременных остановах. Получаемые при этом данные по эрозионному и коррозионному износу, наличию механических повреждений лопаток и демпферных связей позволяют существенно повысить точность оценки ресурса JIA; своевременно производить необходимые ремонты или замену оборудования, не допуская аварийных ситуаций. Эндоскопирование также рекомендовано РАО "ЕЭС России" [115] в качестве дополнительного метода контроля и диагностики состояния PJ1 в период эксплуатации.

Полученные в диссертации результаты использованы в ОАО ТМЗ и ряде других специализированных организаций при разработке систем технической диагностики теплофикационных турбин; при вибрационных исследованиях и разработке систем контроля и диагностики JIA ЧНД мощных теплофикационных турбин ОАО ТМЗ.

1. Топливно-энергетический комплекс России в 2002 и 2003 годах //Энергетик. 2003. - № 4. - С. 2-3.

2. Трояновский Б.М., Огурцов А.П. Отечественные паровые турбины. Состояние, перспективы развития // Теплоэнергетика. 1988. - № 1. - С. 2-9.

3. Перспективы и проблемы использования ГТУ и ПГУ в российской энергетике // Теплоэнергетика. 2002. - № 9. - С. 2-5.

4. Трояновский Б.М. Научно-технические проблемы создания и эксплуатации паротурбинных установок // Теплоэнергетика. 1984. - № 12. -С. 2-10.

5. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашин. Учебник для студентов вузов. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательство МЭИ, 2000. -480 с.:ил.

6. Кондаков А.Ю. Повышение вибрационной надёжности лопаточного аппарата последних ступеней мощных паровых турбин: Автореф. дис. . канд. техн. наук. Л., 1979. - 19 с.

7. Клебанов М.Д. Влияние эксплуатационных и конструктивных факторов на вибрационную надёжность рабочих лопаток паровых турбин: Автореф. дис. . канд. техн. наук. М., 1983. - 23 с.

8. Ермолаев В.В. Исследование и повышение вибрационной надёжности ступеней части низкого давления теплофикационных турбин: Автореф. дис. канд. техн. наук. Л., 1989. - 24 с.

9. Урьев Е.В. Вибрационная надёжность паровых турбин и методы её повышения: Автореф. дис. докт. техн. наук. М., 1997. - 40 с.

10. Серебряников Н.И. Работа системы Мосэнерго в новых условиях // Теплоэнергетика. 1998. - № 2. - С. 2-9.

11. Makansi J. Upgrading steam and gas turbines: Overcoming today's operating constraints // Power. 1985. - N. 3. - P. 1-16.

12. Бененсон Е.И., Иоффе JI.С. Теплофикационные паровые турбины / Под ред. Д.П. Бузина. М.: Энергоатомиздат, 1986. - 272 с.

13. Исследование вибрационной надёжности лопаток последних ступеней теплофикационных турбин: Отчет / ПО ТМЗ. Руководитель работы Магин И.Я. - Per. № 77046413. - Свердловск, 1977. - 180 с.

14. Рунов Б.Т. Вибрационные испытания лопаточного аппарата паровых турбин на электростанциях. М.: Госэнергоиздат, 1954. - 200 с.

15. РТМ 108.021.03-77. Нормы на вибрационную отстройку лопаток паровых турбин. Л.: НПО ЦКТИ, 1984. - 4 с.

16. Боришанский К.Н. Некоторые особенности колебаний облопачивания с демпферными связями // Тр. ЦКТИ. 1967. - № 80. -С. 92-103.

17. Бауэр В.О., Шорр Б.Ф. Влияние расстройки частот лопаток на резонансные колебания // Прочность и динамика авиационных двигателей. -М.: Машиностроение, 1971. Вып. 6. - С. 75-98.

18. Шипов Р.А., Набатова Н.А. Экспериментальное исследование влияния частотной неоднородности на уровень резонансности колебания РК // Энергомашиностроение. 1979. - № 10. - С. 14-17.

19. Воробьев Ю.С., Бех М.В., Корсунский М.Л. Аэроупругие колебания лопаточных венцов с расстройкой // Труды ЦИАМ. 1985. - Вып. 1166. -С. 73-74.

20. Воробьев Ю.С., Гринев В.Б., Гошкодеря В.П. Оптимизация спектра собственных частот рабочих лопаток турбомашин с демпферными связями // Динамика и прочность машин. 1977. - Вып. 25. - С. 62-66.

21. Журавлева A.M. Формы колебаний рабочих колес осевых турбомашин с малой расстройкой лопаток // Труды ЦИАМ. 1985. - Вып. 1166.-С. 79-81.

22. Журавлева A.M., Петров Е.П. Расчет собственных колебаний пакетов турбинных лопаток с учетом различия их характеристик // Динамика и прочность машин. Харьков: Вища школа, 1979. - Вып. 30. - С. 102-109.

23. Березкин А.Ю., Ермаков А.И., Иванов В.П. Частоты и формы колебаний рабочих колес турбомашин с неидентичными лопатками // Труды ЦИАМ. -1985. -Вып. 1166. -С. 57.

24. Иванов В.П. Колебания рабочих колес турбомашин. М.: Машиностроение, 1983. - 224 с.

25. Иванов В.П., Сачин В.М. К вопросу об автоколебаниях рабочего колеса турбомашины как системы с конструктивной поворотной симметрией // Проблемы прочности. 1980. - № 5. - С. 91-96.

26. Иванов В.П., Сердотецкий А.С. Колебания со стоячими и бегущими волнами упругих тел и систем, обладающих циклической симметрией // Труды КуАИ. Куйбышев, 1975. - Вып. 1. - С. 3-11.

27. Иванов В.П., Сердотецкий А.С. О собственных формах и частотах поворотно-симметричной системы с несовершенствами // Вибрационная прочность и надёжность двигателей и систем летательных аппаратов. -Куйбышев, 1975. Вып. 2/73. - С. 34-44.

28. Иванов В.П., Сердотецкий А.С. Формирование разброса резонансных напряжений в лопаточных венцах // Вибрационная прочность и надёжность двигателей и систем летательных аппаратов. Куйбышев, 1975. -Вып. 2/73. - С. 28-34.

29. Трояновский Б.М., Богомолова Т.В. Анализ влияния параметров турбинной ступени большой веерности на устойчивость её работы // Теплоэнергетика. 1976. - № 12. - С.40-43.

30. Щегляев А.В. Паровые турбины. М.: Энергия, 1976. - 358 с.

31. Особенности течения пара через направляющие решетки ступеней низкого давления паровых турбин / В.К. Рыжков, В.И. Волчков, И.И. Кириллов и др. // Теплоэнергетика. 1975. - № 3. - С. 47-48.

32. Костюк А.Г. Колебания рабочих венцов последних ступеней паровых турбин в переменных условиях работы // Теплоэнергетика. 1983. -№ 1. - С. 22-26.

33. Дейч М.Я., Трояновский Б.М. Пути повышения экономичности мощных паровых турбин // Теплоэнергетика. 1972. - № 11. - С. 11-19.

34. Особенности работы последних ступеней ЦНД на малых нагрузках и холостом ходу / В.П. Лагун, Л.Л. Симою, Ю.З. Фрумин и др. // Теплоэнергетика. -1971. № 2. - С. 21-24.

35. Вибропрочностные исследования рабочих лопаток ЦНД мощной паровой турбины / А.Ю. Кондаков, Л.Л. Симою, В.П. Лагун и др. // Теплоэнергетика. 1986. -№ 12. - С. 28-31.

36. Влияние режимных факторов на величину динамических напряжений в рабочих лопатках турбинной ступени / Я.И. Шнеэ, В.Н. Пономарев, О.Н. Слабченко и др. // Теплоэнергетика. 1974. - № 1. - С. 49-52.

37. Возбуждение аксиальных колебаний колес паровых турбин в эксплуатационных условиях/И.П. Усачёв, Э.Н. Ефименко, В.В. Ильиных и др. // Энергомашиностроение. -1981. № 3. - С. 5-9.

38. Клебанов М.Д., Юрков Э.В. Влияние режима работы на динамические напряжения в рабочих лопатках последней ступени теплофикационной турбины// Электрические станции. 1979. - № 10. -С. 30-33.

39. Клебанов М.Д., Юрков Э.В., Молчанова Р.С. Вибрационная надёжность лопаток промежуточных ступеней ЧНД мощнойконденсационной турбины // Вибрационная надёжность паротурбинных агрегатов: Сборник научных трудов ВТИ. 1986. - С. 38-44.

40. Молчанов Е.И., Первушин С.М. Исследования вибрации лопаток последних ступеней крупных паровых турбин // Проблемы прочности. 1974.- № 10.-С. 83-85.

41. Результаты исследований последней ступени на экспериментальной паровой турбине ХТГЗ / В.П. Лагун, Л.Л. Симою, Т.М. Зильбер и др. // Теплоэнергетика. 1967. - № 8. - С. 43-48.

42. Усачёв И.П., Неуймин В.М., Жученко Л.А. О прикорневом отрыве в осевой турбинной ступени // Энергомашиностроение. 1979. - № 3. - С. 9-12.

43. Шнеэ Я.И., Гродзинский В.Л. Работа турбинной ступени в переменном режиме // Теплоэнергетика. 1973. - № 5. - С. 52-53.

44. Исследование нестационарных процессов течения в турбинных ступенях с малым втулочным отношением / Я.И. Шнеэ, В.Н. Пономарев, М.В. Зайцев и др. // Теплоэнергетика. 1971. - № 10. - С. 33-38.

45. Алексо А.И., Локалов С.А., Магин И.Я. Стенды для вибрационных испытаний лопаточного аппарата турбин // Опыт создания турбин и дизелей.- Свердловск: Средне-Уральское книжное издательство. -1969. С. 109-119.

46. Влияние эксплуатационных режимов на колебания рабочих лопаток последней ступени теплофикационной турбины /В.В. Куличихин, Б.Н. Людомирский, Э.И. Тажиев и др. // Электрические станции. 1976. - № 7. -С. 17-18.

47. Неведомский Н.К. Исследование вынужденных колебаний и повышение динамической надёжности лопаточных венцов осевых турбомашин: Автореф. дис. канд. техн. наук. JL, 1986. - 20 с.

48. Зайдельман P.JI. Надёжность лопаточного аппарата паровых турбин. М.: Энергия, 1978. - 224 с.

49. Левин А.В., Боришанский К.Н., Консон Е.Д. Прочность и вибрация лопаток и дисков паровых турбин. Д.: Машиностроение, 1981. - 710 с.

50. Рыжкова Л.С., Кондаков А.Ю. Вибропрочностные испытания лопаток последней ступени мощной паровой турбины на натурном стенде // Энергомашиностроение. 1978. -№ 6. - С. 29-31.

51. Рыжкова Л.С., Кондаков А.Ю. Вибропрочностные испытания лопаток последней ступени паровой турбины в эксплуатационных условиях // Энергомашиностроение. 1978. - № 8. - С. 37-38.

52. Donato V., Rannister P.V., Demartin Y.J.F. Measuring blade vibration of large low pressure steam turbines // Power Engineering. 1981. - N. 3. - P. 68-71.

53. Шемтов А.З. Измерение динамических напряжений в рабочих лопатках и других деталях турбин в эксплуатационных условиях //Тр. ЛМЗ, 1960.-№ 6.-С. 169-192.

54. Шемонаев А.С., Гурский Г.Л. Вибрационная надёжность рабочих лопаток последних ступеней турбины К-300-240 ХТЗ им. С.М. Кирова на пусковых режимах и при малых нагрузках // Труды ЦКТИ. 1972. - Вып.115. -С. 42-57.

55. Авруцкий Г.Д., Первушин С.М., Сахаров В.В. Влияние пусковых и эксплуатационных режимов на амплитуду колебаний рабочих лопаток последних ступеней турбины К-200-130 ЛМЗ // Электрические станции. -1973.-№ 6.-С. 70-72.

56. Дайчик M.J1., Пригоровский Н.И., Хуршудов Г.Х. Методы и средства натурной тензометрии: Справочник. М.: Машиностроение, 1989. -240 с.

57. Тензометрия в машиностроении / Под ред. Р.А. Макарова. М.: Машиностроение, 1975. 287 с.

58. Шушкевич В.А. Основы электротензометрии. Минск: Вышейшая школа, 1975. - 352 с.

59. Капралов В.М., Фесенко Н.И. Точность измерения механических напряжений (деформаций) тензорезисторами // Проблемы прочности. 1984. -№8.-С. 116-120.

60. Заблоцкий И.Е., Коростелев Ю.А., Шипов Р.А. Бесконтактные измерения колебаний лопаток турбомашин. М.: Машиностроение, 1977. -160 с.

61. А.С. № 160886 СССР. Устройство для бесконтактного исследования колебательного движения лопаток колеса турбомашины / Заблоцкий И.Е., Коростелев Ю.А., Свиблов Л.Б. // Открытия. Изобретения. 1964. - № 7.

62. System for Measuring Rotor Vibration. Robinson R.A. Pat. N 3654803,1. USA.

63. Гурский Г.Л. Исследование и повышение вибрационной надёжности лопаточного аппарата стационарных турбоагрегатов: Автореф. дис. канд. техн. наук. Л., 1980. - 23 с.

64. Боришанский К.Н. Особенности регистрации колебаний лопаток турбомашин с постоянной частотой вращения дискретно-фазовым методом // Теплоэнергетика. 2000. - № 3. - С. 51-57.

65. Методика непрерывного контроля вибрационного состояния рабочих лопаток турбомашин / К.Н. Боришанский, Б.Е. Григорьев, С.Ю. Григорьев и др. // Теплоэнергетика. 2000. - № 5. - С. 46-51.

66. Афанасьев Н.И. Статистическая теория усталостной прочности металлов. Киев: АН СССР, 1953. -123 с.

67. Вейбулл В. Усталостные испытания и анализ их результатов. М.: Машиностроение, 1964. - 275 с.

68. Когаев В.П., Махутов Н.А., Гусенков А.П. Расчеты деталей машин и конструкций на прочность и долговечность: Справочник М.: Машиностроение, 1985. - 224 с.

69. Школьник JI.M. Методика усталостных испытаний. М.: Металлургия, 1978. 304 с.

70. Серенсен С.В. Усталость материалов и элементов конструкций. Избр. тр.: В 3 т. Киев: Наукова думка, 1985. - Т. 2. - 256 с.

71. Серенсен С.В., Когаев В.П., Шнейдерович P.M. Несущая способность и расчет деталей машин на прочность. М.: Машиностроение, 1975.-488 с.

72. Форрест П. Усталость металлов. М.: Машиностроение, 1968.352 с.

73. Когаев В.П. Расчеты на прочность при напряжениях, переменных во времени. М.: Машиностроение, 1977. - 232 с.

74. Кузьменко В.А., Васинюк И.М., Крук Б.З. Многоцикловая усталость при переменных амплитудах нагружения. Киев: Наук, думка, 1986. - 264 с.

75. Куличихин В.В. Об эрозионном износе рабочих лопаток паровых турбин // Энергетик. 1993. - № 6. - С. 15-16.

76. Поваров О.А., Станиша В., Рыжиков В.А. Исследование эрозионного износа рабочих лопаток паровых турбин // Теплоэнергетика. -1988.-№4.-С. 66-69.

77. Яблоник P.M., Поддубенко В.В. Экспериментальное исследование эрозионной стойкости лопаточных материалов // Энергомашиностроение. -1975. -№ 11. С. 29-31.

78. Клыпина A.M., Чистякова Л.Д., Шляпииа И.Р. Влияние коррозии на вибрационную надёжность лопаток части низкого давления мощных паровых турбин // Вибрационная надёжность паротурбинных агрегатов: Сборник научных трудов ВТИ. 1986. - С. 45-47.

79. Эфрос Е.И. Экономичность и надёжность мощных теплофикационных турбин и пути их повышения: Автореф. дис. . докт. техн. наук. М., 1998. - 40 с.

80. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашин. М.: Машиностроение, 1982. 264 с.

81. Самойлович Г.С. Возбуждение колебаний лопаток турбомашин. -М.: Машиностроение, 1975. 288 с.

82. Болотин В.В. К прогнозированию остаточного ресурса // Машиноведение. 1980. - № 5. - С. 58-64.

83. Технические средства диагностирования: Справочник /В.В. Клюев, П.П. Пархоменко, В.Е. Абрамчук и др.; Под общ. ред. В.В. Клюева. М.: Машиностроение, 1989. - 672 с.

84. Беркович Я.Д., Гурлин А.Г. Диагностика состояния металла энергооборудования // Электрические станции. 1987. - № 3. - С. 17-20.

85. Митропольский А.К. Техника статистических вычислений. М.: Наука, 1971.-576 с.

86. Точность измерения механических напряжений при тензометрировании лопаток турбомашин / А.Ю. Сосновский, В.В. Ермолаев, A.M. Яганов, Е.В. Урьев // Энергомашиностроение. 1988. - № 9. С. 19-22.

87. Зедгинидзе Г.П. Измерение температуры вращающихся деталей машин. М.: Машгиз, 1962. - 136 с.

88. Немцов И.И. Влияние разночастотности лопаток на надёжность рабочих колес паровых турбин при вынужденных колебаниях: Автореф. дис. . канд. техн. наук. Челябинск, 1990. - 20 с.

89. Пат. РФ № 2008438. Способ диагностирования повреждений рабочих лопаток турбомашины / Э.С. Мандрыка, Г.Л. Гурский // Открытия. Изобретения. 1994. - № 4.

90. Система вибрационного контроля рабочих лопаток последних ступеней турбоагрегатов (система "ВКЛ") / В.В. Беляков, А.В. Стёпышев,

91. Д.В. Шишелякин, A.M. Яганов // Материалы научно-практической конференции "Совершенствование теплотехнического оборудования ТЭС, внедрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта". -Екатеринбург: УГТУ, 1996. С. 36-37.

92. Циркуляр Главтехуправления Минэнерго СССР № Ц-01-88 (т) "О предотвращении коррозионных повреждений лопаточного аппарата и дисков конденсационных и теплофикационных турбин на давление свежего пара от 8,8 до 23,5 МПа". М.: Союзтехэнерго, 1988.

93. А.С. № 1610389 СССР, МКИ5 G 01 № 3/32. Способ прогнозирования ресурса детали / Е.В. Урьев, В.В. Ермолаев, A.M. Яганов // Открытия. Изобретения. 1990. - № 44.

94. Исследование вибрационной надёжности рабочих колёс последних ступеней турбин ПТ-135-130 на Волгоградской ТЭЦ-3 в различных условиях эксплуатации: Отчёт / ПО ТМЗ. № 9018. - Свердловск, 1991.-60 с.

95. Исследование вибрационной надёжности рабочего колеса последней ступени турбины ПТ-135-130 на Нижнекамской ТЭЦ-2 в различных условиях эксплуатации: Отчёт / ПО ТМЗ. № 9017. - Свердловск, 1990.-60 с.

96. Исследование вибрационного состояния рабочих лопаток последней ступени турбины ПТ-135-130, ст. № 7 Ново-Салаватской ТЭЦ: Отчёт / НПП Вибротест. № 14.93. - Екатеринбург, 1993. - 52 с.

97. Испытание рабочих лопаток 25-й ступени ПТ-135/165-130/15 на ТЭЦ-4 г. Омска: Отчёт / ПО ТМЗ. № 9007. - Свердловск, 1990. - 35 с.

98. Исследование вибрационного состояния турбины Т-175-130 на Омской ТЭЦ-5 при расширенных режимах работы ЧНД: Отчёт / ПО ТМЗ. -№ 9103. Свердловск, 1991. - 51 с.

99. Надёжность в технике. Основные понятия. Термины и определения: ГОСТ 27.002-89 Введ. 01.07.90. - М., 1990.

100. Немцов И.И., Урьев Е.В. Определение долговечности лопатки // Экспресс-информация. Энергетическое машиностроение. М., 1988. -Вып.1. - С.29-34.

101. Урьев Е.В., Ермолаев В.В., Яганов A.M. Оценка вибрационной надёжности рабочих колёс ЧНД теплофикационных турбин / ЦНИИТЭИтяжмаш. М., 1989. - Деп. в ВИНИТИ, 1989, № 7 (213).

102. Приказ РАО "ЕЭС России" от 23.08.99 г № 307 "О совершенствовании эксплуатации турбинного оборудования ТЭС".

103. Жученко Л.А., Ермолаев В.В., Кортенко В.В. Вибрационные исследования рабочих колёс части низкого давления турбин ОАО ТМЗ. // Теплоэнергетика. 2001. - № 4. - С. 62-67.

104. Жученко Л.А. Разработка, апробация и реализация методов повышения и восстановления ресурса элементов проточной части паровых теплофикационных турбин: Автореф. дис. канд. техн. наук. Екатеринбург, 2003.-24 с.

105. Иоффе Л.С., Кортенко В.В. Эксплуатация теплофикационных паровых турбин. Екатеринбург: Уральский рабочий, 2002. - 160с.: ил.

106. РД 153-34.1-17.462-00. Методические указания о порядке оценки работоспособности рабочих лопаток паровых турбин в процессе изготовления, эксплуатации и ремонта.