автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Причины возникновения, диагностические признаки, предотвращение и устранение дефектов валопроводов турбомашин



На правах рукописи

Кистойчев Александр Владимирович

ПРИЧИНЫ ВОЗНИКНОВЕНИЯ, ДИАГНОСТИЧЕСКИЕ ПРИЗНАКИ, ПРЕДОТВРАЩЕНИЕ И УСТРАНЕНИЕ ДЕФЕКТОВ ВАЛОПРОВОДОВ

ТУРБОМАШИН

Специальность 05.04.12 - Турбомашины и комбинированные турбоустановки

2 7 0КТ2011

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Екатеринбург 2011

4858355

Работа выполнена на кафедре «Турбины и двигатели» ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н.Ельцина»

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор,

Урьев Евгений Вениаминович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор, Зам. ген. директора по научной работе ОАО «НПО ЦКТИ», Хоменок Леонид Арсеньевич

доктор технических наук, профессор, Зав. каф. «Теплогазоснабжение и вентиляция» Тюменского государственного архитектурно-строительного университета Чекардовский Михаил Николаевич

Ведущая организация: ЗАО «Уральский турбинный завод»,

г. Екатеринбург

Защита состоится 14 октября 2011 г. в 16— на заседании диссертационного совета Д 212.285.07 при ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н.Ельцина» по адресу: 620002, г. Екатеринбург, ул. С. Ковалевской, 5, ауд. Т-703.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГАОУ ВПО «Уральский федеральный университет 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, УрФУ, учёному секретарю университета.

Тел.: (343) 375-48-51, факс: (343) 375-94-62, e-mail: d21228507@gmail.com

Автореферат разослан «/¿о> сентября 2011 г.

Ученый секретарь JL-,

диссертационного совета, д.т.н. —- ' 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, ожидается, что к 2015 году общая мощность энергоустановок, выработавших парковый ресурс, превышающий проектный (100 тыс. часов) в среднем в 2 раза, составит около 87 млн. кВт, т.е. более

65 % установленной мощности ТЭС '.

В этих условиях особое внимание необходимо уделять вопросам обеспечения надёжности эксплуатации турбомашин, которая во многом определяется надёжностью элементов валопровода. Дефекты, развивающиеся в валопроводах турбомашин, являются одними из наиболее опасных, 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.

В ряде случаев имеют место проблемы, связанные и с надёжностью

низкотемпературных элементов валопроводов:

- массовое трещинообразование в низкотемпературных роторах, прежде всего в роторах НД турбин ПТ-135/165-130/15 УТЗ (ТМЗ), имеющих

наработку более 100 тыс. часов;

- периодически наблюдаются повреждения муфтовых соединений роторов, как, например, разрушение болтового соединения муфт роторов ВД и СД турбин К-300-240 ХТЗ.

Указанные дефекты могут возникать даже на оборудовании, которое не выработало свой ресурс. Причинами этого часто являются ошибки проектирования, нарушения технологии производства, а также пренебрежение

1 Резинских В.Ф., Гринь Е.А. Надёжность и безопасность ТЭС России на современном этапе: проблемы и перспективные задачи // Теплоэнергетика. 2010. №1. С. 2-».

некоторыми важнейшими техническими требованиями в процессе эксплуатации и станционного ремонта.

В целях продления срока службы, повышения надёжности и экономичности установленного оборудования необходима разработка обоснованных рекомендаций, позволяющих диагностировать дефекты на раннем этапе их развития, увеличивать несущую способность «слабых» узлов и повышать вибрационную надёжность агрегатов в целом. Вместе с тем, некоторые из 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) небесспорны, а некоторые просто небезопасны.

Научная идея, объединяющая все рассмотренные в настоящей работе задачи, состоит в углубленном и всестороннем исследовании с использованием современных программных и аппаратных средств некоторых наиболее остро стоящих вопросов надёжности турбомашин.

Цель работы заключается в рассмотрении ряда наиболее распространенных дефектов валопроводов турбоагрегатов: анализе причин их появления, анализе существующих и разработке новых методов их обнаружения; выработке обоснованных мероприятий по предотвращению их развития; анализе и экспериментальной проверке некоторых способов их устранения.

Научная новизна работы определяется тем, что впервые:

- показано, что при существующей неравномерности крутящего момента на генераторе в сочетании с возмущениями от неравномерности тормозящего момента, предположительно возникающего на малорасходных режимах работы последних ступеней паровых турбин, первопричиной образования трещин в низкотемпературных роторах теплофикационных турбин могут стать крутильные колебания валопровода. Определяющим фактором трещинообразования при этом является качество отстройки валопровода от крутильных резонансов;

- подтверждено, что поперечные трещины приводят к изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают

критических размеров, что не позволяет их диагностировать по этому признаку на раннем этапе развития в эксплуатации (в динамике);

- предложены и обоснованы новые диагностические признаки некольцевых поперечных трещин в роторах, проявление которых возможно как в параметрах колебаний роторов, так и в параметрах вибрации опор, позволяющие проводить выявление этого дефекта в динамике на раннем этапе развития; впервые приведены дополнительные признаки наличия поперечной трещины, которые проявляются в горизонтально-поперечном направлении измерений, показано, что горизонтальная составляющая вибрации при наличии трещины может оказаться даже более информативной, чем вертикальная;

- экспериментально подтверждена принципиальная возможность диагностирования некольцевых поперечных трещин в роторах на низкочастотных балансировочных станках зарезонансного типа;

- 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, приводящих к его усталостному разрушению;

- показано, что правку ротора методом релаксации напряжений следует считать законченной и успешной, если остаточный прогиб после проведения правки составляет около 5 % от исходного (перед правкой);

- расчётными исследованиями показано, что прогрессирующий остаточный прогиб ротора от действия остаточной неуравновешенности противоречит поведению гибкого ротора, работающего за первой критической частотой вращения.

Достоверность и обоснованность результатов работы определяются:

- использованием сертифицированного программного обеспечения;

- 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, 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 расчётного исследования, свидетельствующие о возможности возникновения усталостных кольцевых трещин в роторах паровых турбин вследствие крутильных колебаний валопровода, возникающих при работе ЧВД на малорасходных режимах;

2. Полученные в ходе моделирования поведения вала с некольцевыми поперечными трещинами вибрационные признаки этого дефекта. Экспериментально подтвержденный вывод о принципиальной возможности диагностики поперечных трещин на низкочастотных

балансировочных станках.

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

4. Результаты анализа метода правки роторов способом релаксации

напряжения.

5. Результаты расчётного исследования, свидетельствующие о невозможности возникновения остаточных прогибов высокотемпературных роторов вследствие ползучести под действием ЦБС от остаточной неуравновешенности.

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 и VI Междунар. научно-техн. совещании "Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций" (ОАО «ВТИ», 2007, 2009), 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), на 10-й междунар. конф. по проблемам вибрации ICoVP-2011 (г. Прага).

Реализация. Результаты работы использовались в ходе восстановительных ремонтов роторов паровых турбин на ОАО «Теплоэнергосервис», а также при нормализации вибрационного состояния турбоагрегатов на ряде электростанций (Рефтинской ГРЭС, Кармановской ГРЭС, Сургутской ГРЭС-1 и др.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 11 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 174 наименование. Работа изложена на 182 страницах, содержит 114 рисунков, 16 таблиц и 2 приложения.

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:

7

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

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

3. Провести расчётное исследование напряжённого состояния болтового соединения 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.

4. Проверить возможность возникновения остаточных прогибов высокотемпературных роторов вследствие ползучести под действием ЦБС от остаточной неуравновешенности. Провести анализ метода правки роторов способом релаксации напряжений на основе имеющихся экспериментальных данных.

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, которые, на наш взгляд, являются более вероятной причиной подобных трещин, чем изгибные колебания ротора.

Расчётные исследования крутильных колебаний проведены для валопровода турбины ПТ-135-130 УТЗ с генератором ТВВ-160-2ЕУЗ. Исследования проведены с использованием программного пакета DyRoBeS совместно с фирмой «Siemens Power Generation Inc., USA» в соответствии с программой совместных исследований. Расчёты выполнены с учётом рекомендаций РТМ 108.021.13-83.

Собственные крутильные частоты валопровода рассматриваемой турбины составили: первая - 1604 об/мин (26,7 Гц), вторая - 2920 об/мин (48,7 Гц), третья - 6044 об/мин (100,7 Гц), четвертая - 9507 об/мин (158,5 Гц).

Показано, что валопровод турбины не удовлетворяет рекомендациям по отстройке от крутильных резонансов, согласно которым «ни одна из собственных частот крутильных колебаний не должна быть равной оборотной и/или двойной оборотной частоте вращения с необходимым запасом

s

10...15%»2. Очевидна неудовлетворительная отстройка валопровода от крутильных резонансов по 2, 3 и 4-й формам. Объяснить это можно тем, что в настоящее время в нормативных документах отсутствуют соответствующие требования.

При крутильных колебаниях валопровода по 3-й и 4-й формам, вследствие большого изменения закрутки на единицу длины валопровода, следует 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.

крутильным формам

Источником возбуждения крутильных колебаний с оборотной и двойной от оборотной частотами является генератор2. При отсутствии данных

0 переменных мощностях возбуждения, действующих с этими частотами, в расчётах на основании ГОСТ 13109-97, консультаций с разработчиками генераторов, рекомендаций специалистов-электриков были приняты их оценочные значения, равные по амплитуде 4 и 2 МВт соответственно.

Для оценки прочности валопровода по касательным напряжениям рассчитаны коэффициенты запаса прочности по максимальным и амплитудным напряжениям. Для валов большого размера (d>200 мм) они должны быть не ниже 1,8...2,53. При оценке полученных коэффициентов запаса прочности следует учитывать рекомендации РТМ 108.021.13-83 и ISO/FDIS 22266-1, согласно которым демпфирование при крутильных колебаниях валопроводов турбомашин обуславливается лишь внутренним

1 Загретдинов И.Ш., Костюк А.Г., Трухний А.Д., Должанский П.Р. Разрушение

турбоагрегата 300 МВт Каширской ГРЭС: причины, последствия и выводы. -Теплоэнергетика, 2004, №5, с. 5-15.

3 Серенсен C.B., Когаев В.П., Шнейдерович 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.

9

трением в металле. Наиболее ожидаемые значения коэффициентов модального демпфирования (отношение фактического демпфирования системы к критическому демпфированию) при этом равны 0,1.. .0,4%.

Коэффициенты запаса прочности по максимальным напряжениям при возбуждении с двойной оборотной частотой, идущим от генератора, приведены на рис. 2. Коэффициенты запаса не превышают верхнего рекомендуемого порога (2,5). А при малых, но лежащих в области возможных значений, коэффициентах демпфирования, они даже ниже нижнего порога.

канавка за диском 24 ступени

■ возбуждение только от генератора - возбуждение от генератора н переменного тормозящего момента в последних ступенях

0.0? о

0.29 о

0.4°о

0.6°о

0.8? о

Рис. 2. Коэффициенты запаса прочности по максимальным касательным напряжениям в районе канавок за дисками 24-й и 25-й ступенями при различных коэффициентах модального демпфирования и различных вариантах возбуждения крутильных колебаний (оценочные данные)

Известно, что на маторасходных режимах ЧНД возникают интенсивные колебания лопаток последней ступени, характер которых (автоколебания или резонансные колебания, вызванные срывными явлениями) до настоящего времени остаётся до конца невыясненным. На наш взгляд, вполне вероятно, что при любом из этих явлений возможно возникновение переменного по величине крутящего момента (в данном случае, тормозящего, направленного против направления вращения). Нельзя исключать, что частота переменного тормозящего крутящего момента будет совпадать с собственной частотой колебаний лопаток или будет кратна ей. Это значит, что частота возмущений может совпасть с любой из вышеуказанных частот крутильных колебаний валопровода.

В проведённых расчётах частота возмущений принята равной частоте первой формы аксиальных колебаний лопаток 25-й ступени с пером длиной

830 мм, которая составляет 150...160 Гц, т.е. соответствует частоте 4-й формы колебаний вала. Мощность этого возбуждения принята разной мощности на вентиляцию последней ступени, которая по формуле Стодолы составляет около 4 МВт. Показано, что это значение подтверждается

4

имеющимися экспериментальными данными .

Введение возмущающего момента приводит к резкому падению итах> которые становятся существенно меньше нижней допустимой границы практически во всем диапазоне ожидаемых значений демпфирования (рис. 2). И это притом, что колебания по четвертой форме значительно менее возбудимы, чем колебания по третьей форме. Это следует из-за естественно меньшего коэффициента динамичности более высокой формы, а также из-за близости узла колебаний по четвертой форме к сечению приложения возмущения - плоскости последней ступени (рис. 1).

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, коррозионное растрескивание (коррозионная усталость) 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, по нашему мнению, объясняет и их кольцевой характер на начальном этапе развития, и причину массового растрескивания роторов данного типа в том числе и роторов, прошедших модернизацию (31 из 47 по данным на 2011 год), что не всегда могли объяснить гипотезы, выдвинутые ранее. Очевидно, что наличие или отсутствие трещин в роторах с различной наработкой (в том числе более 100 тыс. часов) можно объяснить не только разным качеством пара и интенсивностью протекания коррозионных процессов, как справедливо указывает А.Г.Костюк, но и продолжительностью работы агрегата по тепловому графику и/или в теплофикационных режимах. Однако совершенно

4 Эфрос Е И. Экономичность и надежность мощных теплофикационных турбин и пути их повышения. Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора техн. наук. М., 1998.

понятно, что такая статистика повреждений не позволяет объяснить их случайными факторами или причинами.

Для подтверждения высказанной гипотезы повреждений низкотемпературных роторов (или исключения) необходимо провести полномасштабные экспериментальные совместные режимные и вибрационные исследования с измерениями крутильных колебаний валопровода, выявить на их основе опасные режимы работы и выработать меры конструктивного или режимного характера, которые бы позволили решить проблему образования трещин. Поскольку в настоящее время отсутствуют какие-либо реальные разработки по методам контроля крутильных колебаний, результаты данной работы использовались при выборе и разработке методов и средств измерения и создании системы мониторинга крутильных колебаний турбоагрегатов Т-250/300-240, К-200-130 и Т-185-130 на основе фазохронометрического метода МГТУ им. Н.Э. Баумана.

В случае подтверждения высказанной гипотезы, следует обратить внимание на то, что повреждения, подобные рассмотренным, возможны и на других мощных турбоагрегатах, которые имеют неудовлетворительную отстройку от крутильных резонансов, причём как на теплофикационных, так и на конденсационных, но работающих в режиме частых пусков. Необходимо ьиедрение 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.

Приведены результаты моделирования поведения вала с некольцевой поперечной трещиной, проведённого в программном пакете А^УБ. Вал имел длину 5 м и диаметр 0,5 м. Трещина задавалась клиновидной формы, которая подтверждается опытом наблюдения за усталостными трещинами в различных элементах валопровода, и которая определяется наклёпом материала при периодическом схлопывании трещины. Ранее при моделировании исходили из положения, что при нахождении трещины вверху свойства вала (жёсткость и прогиб) аналогичны свойствам вала без трещины. Введение клиновидности трещины позволило получить качественно иную картину поведения вала, даже с учётом того, что клиновидность трещин задавалась предельно малой - от 0,012 до 0,040 мм/м, что для вала диаметром

12

500 мм с трещиной на половину диаметра (половину поперечного сечения вала) эквивалентно раскрытию трещины на поверхности З...10мкм, что существенно ниже, чем при реальных трещинах в роторах.

В ходе исследований применялись различные способы моделирования трещины в вале, однако качественное поведение вала не изменялось, т.к. оно определялось клиновидной формой трещины.

При всех рассмотренных клиновидностях трещины характер полученных виброперемещений

ротора был идентичен. Ниже приведены результаты для клиновидности трещины 0,020 мм/м.

Впервые показано, что минимальный прогиб ротора с клиновидной трещиной имеет место не при перемещения вяла, мкм нахождении трещины вверху, как это

Рис. 3. Форма реалшашт внйронеремещення

ротора с поперечной клиновидной трещиной в считалось ранее, а при повороте , оршонтально-поперечнам направлен,,,, рохора на УГЛЫ ПОряДКа 120° И 240°

Рис. 4. Спектры виброперемещений ротора с поперечной клиновидной трещиной, построенные в относительных единицах. Трещина на половину площади сечения ьала, расположенная в середине пролета ротора. Единица соответствует уровню второй гармоники в вертикальном направлении.

Ш Вертикальное направление ЭГориюнгяльное направление

7 гармоники

(за 0° принято положение с трещиной внизу) Объясняется это тем, что при смыкании трещины сначала должен выбраться клиновидный зазор.

Рисунок 3 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. 4).

На рис. 5 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 ХА. Однако эта восьмерка имеет разновеликие петли: малая петля лежит практически внутри большой и момент ее реализации соответствует перемещениям вала при нахождении трещины вверху (положения вала от 90° до 270°).

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 качественно 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. 6). Характер реализации виброперемещений вала с трещиной, полученной в ходе моделирования, совпадает с характером формы сигнала виброперемещенирй опор агрегата, имевшего «квазитрещину». Проведённое моделирование

Рис, 5. Траектория движения оси вращающегося вала с клиновидной поперечной трещиной

позволило ответить на вопрос о «двугорбом» характере полученного сигнала

виброперемещений опор, который ранее вызвал затруднение.

Получен ряд новых признаков | наличия некольцевой поперечной

РасчЕ-шая трещины (или псевдотрещины) в

;/ кривая

роторе. Впервые показано, что диагностика трещин по горизонтально - поперечной составляющей вибрации может оказаться достовернее диагностики по вертикальной составляющей. Диагностика по найденным признакам может оказаться эффективной при работе агрегата как на ВПУ (при анализе биений вала), так и на рабочих оборотах (при анализе вибрации как вала, так и опор).

Экспериментальные исследова-

Рпс. 6. Сравнение формы внброперемещеннйвала о трещиной, полученной при моделировании, п формы сигнала виброперемещешш опор, полученной на реальном агрегате г «кваштрешиной»

ния на модельных и реальных роторах показали, что имеется принципиальная возможность диагностирования трещин на низкочастотных балансировочных

станках 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 показали, 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.3. Такой метод контроля позволил обнаружить на модельном роторе трещину, занимающую около 8% от поперечного сечения.

Подтверждены экспериментальные данные, полученные ранее ведущими специалистами ЦКТИ, МЭИ, «Электросилы» и др., что поперечные трещины приводят к заметному изменению критических частот роторов

15

только на достаточно позднем этапе развития, что не позволяет обнаруживать трещины в эксплуатации пс данному признаку на раннем этапе из развития. Это означает, что при появлении тенденции к динамичному росту вибрации на агрегате, работающем в стационарном режиме, при отсутствии каких-либо явно выраженных причин повышения вибрации, агрегат целесообразно аварийно останавливать еще до достижения предельных по ПТЭ уровней вибрации.

Уточнена методика ударных испытаний ротора на неравножёсгкосгь, проводимых в ходе ремонта с целью обнаружения возможной поперечной трещины.

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.

Расчётное исследование несущей способности муфтового соединения проведено с использованием формулы Биргера для расчёта податливости фланца. Правомерность использования формулы подтверждена расчётами в программном пакете ANS YS.

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 нагрузки х, который зависит от геометрии и материалов деталей соединения.

Показано, что в области плотного стыка муфты дополнительные напряжения от действия изгибающего момента линейно зависят от величины торцевой расцентровки по полумуфтам г и не зависят от начальной вытяжки болтов (рис. 7).

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. 7 видно, что предельная «эквивалентая» расцентровка по полумуфтам РВД и РСД турбины К-300-240 ХТЗ составляет порядка 0,60 мм.

0,25

""о,00 ' 0,10 ' 0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70 Рис. 7. 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 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 фалыи-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.

сь^-М 1а

1 А=0.18

1 ¡елнчинп |ГГ/СТ1ШЬ X ^ - Л г' ! < А= 0.17 / /

Л1. н. плшуднь пряжеш \ IX Й / А-0,15 / У / / { .20; 0,22:

г > и —I— —1— •с, мм -

Рис. 8. Изменение динамических напряжений в болтах муфты за один цикл нагружения при различных расцентровках с раскрытием стыка муф гы и без (начальная вытяжка болта До=0,17 мм)

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. I

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. 8. Естественно, что это приводит к быстрому ! разрушению болтов.

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

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 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 М36><4 до М39*4 и диаметра утонённой части с 30 мм до 32...35 мм повышает значение допустимой «эквивалентной» расцентровки до 0,65 мм. Несущая способность болтов в этом случае 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. Разрушение болтов в призонной части происходит вследствие неравномерного распределения нагрузки среза по

болтам при их установке с зазором.

В пятой главе представлены результаты анализа правки роторов методом релаксации напряжений, а также рассмотрена возможность возникновения остаточных прогибов роторов вследствие явления ползучести под действием остаточной неуравновешенности.

Установлено, что в процессе правки методом релаксации напряжений ротор фактически не получает деформацию ползучести. Релаксационная характеристика металла всегда меньше 100%, поэтому полного снятия остаточных напряжений в роторе достигнуть невозможно, т.е. ротор после проведения правки всегда будет сохранять прогиб в том же направлении, что и начальный, но, естественно, более низкой величины.

Показано, что правку ротора методом релаксации напряжений следует считать законченной и успешной, если остаточный прогиб после проведения правки составляет около 5 % от исходного (перед правкой), что определяется релаксационными характеристиками роторных сталей.

Роторы с остаточными прогибами, полученными в ходе ползучести, невозможно выправить методом релаксации напряжений, т.к. для этого

необходимо, чтобы ротор в процессе правки получал деформацию ползучести, чего не происходит.

Разработанные положения были реализованы автором в ходе правок роторов методом релаксации напряжений на ОАО «Теплоэнергосервис» (г. Екатеринбург).

Снижение остаточного прогиба, полученного ротором вследствие задеваний, при оставлении его в эксплуатации также протекает вследствие релаксации остаточных напряжений. Величина исправления прогиба будет определяться релаксационными характеристиками стали ротора, которые достаточно сильно зависят от времени наработки ротора. Если ротор имеет наработку менее 10 лет, то исправление ротора произойдёт на величину порядка 50% (прогиб снизится в 2 раза), при большей наработке эта величина будет только снижаться.

Показано, что для получения деформации ползучести равной 0,1% при температуре металла 550°С необходимо создать напряжения в роторе порядка 45...50МПа. Такой уровень полных напряжений может быть достигнут, если учесть уже имеющиеся достаточно высокие напряжения от ЦБС в теле роторе и напряжения от изгиба, вызываемого грузами. Причём, если первые напряжения осесимметричны, т.е. при известных допущениях, в частности при равномерности свойств металла, не способны привести к возникновению прогиба вследствие ползучести, то вторые - вызывают неравномерность напряжений по образующей ротора, и, если эта неравномерность напряжений будет достаточно высока, могут вызвать прогиб ротора от ползучести.

С использованием программ ОуЯоВеВ и АШУБ проведена оценка уровня дополнительных напряжений, возникающих в роторе, как при наличии остаточного прогиба, так и при установке различных систем грузов. Расчёты проведены для ротора ВД турбины ПТ-60/75-130/13 ЛМЗ. Подшипники ротора принимались как реальной геометрии, так и изотропными (для удобства анализа полученных данных). Жёсткость изотропных опор принималось равной 3,5-105 Н/мм, а демпфирование 1000 Н-с/мм, что соответствует усредненным значениям этих параметров на рабочей частоте вращения.

Показано, что на рабочих оборотах ротор на реальных опорах имеет практически круговую орбиту, амплитуда которой определяется его остаточной неуравновешенностью, что и ранее подтверждалось экспериментально при балансировке роторов на РБС ЗАО «УТЗ»,

По данным динамических расчётов ротора на изотропных опорах с дисбалансом, распределенным по первой форме колебаний и соответствующим остаточному прогибу ротора в ОД мм в районе 5-й ступени, амплитуда абсолютных колебаний вала в указанном сечении на критической частоте вращения составляет приблизительно 0,62 мм, а на рабочей частоте вращения 0,17 мм. С учётом перемещений в сечениях подшипников, упругие прогибы составят соответственно 0,45 и 0,11 мм (рис. 9). Это означает, что, поскольку между упругими прогибами и напряжениями существует линейная зависимость, максимальные дополнительные напряжения в роторе (на каждые 0,1 мм остаточного прогиба ротора) на резонансе составят порядка 12 МПа, а на рабочих оборотах около 3 МПа. При этом упругий прогаб на рабочей частоте вращения лежит практически в противофазе к направлению дисбаланса, т.е. к направлению остаточного прогиба.

0,7

0,6 | 0,5 | 0,4

I 0,3

I 0,2 0,1 0,0

..... Абс. виб 1 л - ршдая в сечении 5-и ступени Фазовь упругого йугол прогиба

I-п\ т *

1 м Г

1 ! //А V У™-се тгийпрогв чении 5-й б ротора ступени

Абс. вибрация ротора ! 1/ / в сечеии подшипника \!// /

-

210 130 150 120

90 £0 30

0

500

3000 3500

КЮ0 1500 2000 _ 2500 Частота вршцяшя, оо'мнн

Рис. 9. Абсолютные вибрации и упругий прогиб ротора с дисбалансом, распределённым по первой форме, в зависимости от частоты вращения

Линейность системы ограничивается зависимостью напряжений от

прогибов и сил, вызывающих эти прогибы, скорость ползучести, естественно,

нелинейно зависит от напряжений в роторе.

Таким образом, если остаточный прогиб возникает в результате плавного процесса ползучести, что, как правило, обусловлено наличием дефектов в металле ротора, то при этом возрастают и компенсирующие упругие напряжения, направленные против остаточного прогиба. В свою очередь прогибы, обусловленные ползучестью под действием ЦБС от остаточной неуравновешенности, не могут быть прогрессирующими, напротив, этот процесс является самотормозящим.

Вообще прогрессирующий остаточный прогиб ротора от действия остаточной неуравновешенности, на что указывается в некоторых исследованиях, противоречит поведению гибкого ротора, работающего за первой критической частотой вращения.

Проведённые расчёты показали, что при установке любых реальных систем грузов, тем более после предварительной компенсации дисбаланса от остаточного прогиба распределённой системой грузов, в роторе не возникает таких дополнительных напряжений, которые в сочетании с напряжениями от ЦБС, сделали бы явление ползучести заметным настолько, что привели бы к развитию прогрессирующего остаточного прогиба ротора.

Даже если напряжения в теле ротора от действия ЦБС достаточно велики для протекания процессов ползучести (40...50 МПа, что имеет место для высоконагруженных роторов СД), напряжения от установленных грузов создадут лишь небольшую разницу напряжений по образующей ротора (4...6 МПа), которая при изменении прогиба быстро нивелируется (напряжения в роторе от ЦБС при этом будут влиять только на время, за которое будет происходить процесс этот процесс).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. В ходе численного исследования 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 качество отстройки валопровода от крутильных резонансов.

2. Получены новые диагностические признаки наличия некшьцевых поперечных трещин в роторах. Впервые показано, что диагностика трещин по горизонтально-поперечной составляющей вибрации может оказаться достовернее диагностики по вертикальной составляющей. 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).

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

4. В ходе численного исследования подтверждено, что поперечные трещины приводят к заметному изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают критических размеров, что не позволяет их диагностировать по этому признаку на раннем этапе развития в эксплуатации (в динамике).

5. 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. Предложен ряд мероприятий по повышению надёжности болтов муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ.

6. Впервые показано, что правку ротора методом релаксации напряжений следует считать законченной и успешной, если остаточный прогиб после проведения правки составляет около 5 % от исходного (перед правкой).

7. Прогрессирующий остаточный прогиб ротора от действия остаточной неуравновешенности противоречит поведению гибкого ротора, работающего за первой критической частотой вращения. Ползучесть роторов, обусловленная действием ЦБС от балансировочных грузов — это процесс самотормозящий.

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, A.B. Кистойчев, A.B. Олейников //Этнические станции. 2009. №1. С. 10-15.

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

4. Кистойчев A.B. Расчёт напряжённого состояния болтового соединения полумуфт при расцевпровках трёхопорных валопроводов / A.B. 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 A.B. 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. Ч.З. 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.

9. Урьев Е.В Обзор работ в области вибрационной надежности турбомашин, выполненных на кафедре «Турбины и двигатели» УГТУ-УПИ в 2007-2009 гг. и планируемых на перспективу / Е.В. Урьев, А.В. Кистойчев и др. // Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностирования оборудования электрических станций: Сб. докл. -М.: ОАО «ВТИ». 2009. С. 20-28.

10. Ur'ev E.V. Correction of rotors by systems of balanced loads / E.V. Ur'ev, A.V. Kistoichev, A.V. Oleinikov / Power Technology and Engineering // 2009. Vol. 43. No. 2. S. 103-107.

11. M. L'vov Case history: response of a flexible rotor with a thermal bow caused by evaporation of water trapped in an axial bore / M. L'vov, A. Kistoychev, E. Uryev / ICoVP-2011, September 5-8, 2011, PRAGUE, Czech Republic.

Подписано в печать 29.08.2011 Усл. печ.л. 1,39

Уч.-изд. л. 1,0 Тираж 100 Заказ. 384 Бесплатно

Ризография НИЧ УрФУ 620002, Екатеринбург, ул. Мира, 19

СОДЕРЖАНИЕ.

ВВЕДЕНИЕ.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ.

1.1. Трещинообразование в роторах турбомашин. Причины трещинообразования в высоко- и низкотемпературных роторах паровых турбин.

1.1.1. Малоцикловая усталость.

1.1.2. Многоцикловая усталость.

1.2. .Разрушение муфтовых соединений.

1.3. Прогибы роторов.:.

1.3.1. Остаточные прогибы роторов.

1.3.2. Прогибы роторов, имеющих насадные детали.

1.3.3. Прогибы, возникающие при попадании жидкости в центральную расточку.

1.4. Диагностика дефектов валопроводов турбомашин.

1.4.1. Диагностика кольцевых трещин в роторах турбомашин.

1.4.2. Диагностика некольцевых поперечных трещин в роторах.

1.4.3. Диагностика разрушения муфтовых соединений роторов.

1.4.4. Диагностика прогибов роторов.

1.5. Методы правки роторов.:.

Выводы. Постановка задач исследования.

2. КРУТИЛЬНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ВАЛОПРОВОДОВ ТУРБОМАШИН КАК ПРИЧИНА ТРЕЩИНООБРАЗОВАНИЯ.

2.1. Методика расчёта крутильных колебаний валопроводов.

2.2. Расчёт собственных крутильных частот валопровода турбины ПТ-135/165-13/

2.3. Источники возбуждения крутильных колебаний валопроводов паровых турбин.

2.4. Оценка распределения напряжений по длине валопровода турбины ПТ-135/165-130/15-3 при возбуждении крутильных колебаний с различными частотами.

2.5. Оценка прочности валопровода по касательным напряжениям

2.6. Обзор факторов, способных снизить прочностные характеристики валопровода.

2.7. Оценка проведённой модернизации турбины ПТ-135/165-130/15 по гипотезе крутильного характера трещинообразования.

Выводы по главе 2.:.

3. ДИАГНОСТИКА ПОПЕРЕЧНЫХ ТРЕЩИН В РОТОРАХ ТУРБОМАШИН.

3.1. Диагностика некольцевых поперечных трещин в роторах турбомашин. 3.1.1. Обоснование появления перемещений вала с трещиной в г горизонтально - поперечном; направлении измерений.

3.1.2. Численное моделирование колебаний вала со смыкающейся поперечной некольцевой трещиной.

3.1.3. Экспериментальные исследования роторов с поперечными трещинами на НЧБС зарезонансного типа.

3.2. Диагностика поперечных трещин по изменению собственных частот роторов. i 3.2.1. Некольцевые поперечные трещины.

3.2.2.Некоторые практические аспекты испытаний роторов на неравножёсткость при помощи ударных испытаний.

1 Выводы по главе 3.

4. ИССЛЕДОВАНИЕ ПРИЧИН РАЗРУШЕНИЯ БОЛТОВ

МУФТОВОГО СОЕДИНЕНИЯ ТРЁХОПОРНЫХ РОТОРОВ.

4.1. Расчётная схема и начальные условия.

4.2. Связь величины торцевой расцентровки с величиной изгибающего момента в сечении разъёма муфты.

4.3. Расчёт болтов муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ на прочность.

4.3.1. Вычисление коэффициентов податливости деталей соединения.

4.3.2. Совместное действие растягивающего усилия и изгибающего момента.

4.3.3. Расчёт коэффициентов запаса прочности при ассиметричном цикле нагружения болтов.

4.3.4. Некоторые аспекты расчётов на прочность болтов муфтового соединения.

4.3.5. К вопросу об исправлении маятника РВД путём перетяжки болтов муфты.:.

I 4.4. Расчёт болтов на прочность от действия крутящего момента, передаваемого муфтой.

4.4.1. Результаты расчётов.

4.5. Уточнение требований к ceopice муфты РВД-РСД турбины

К-300-240 ХТЗ. i 4.6. К вопросу о диагностике «квазитрещин».

Выводы по главе 4.

5. УСТРАНЕНИЕ ОСТАТОЧНЫХ ПРОГИБОВ РОТОРОВ.

5.1. Исходное состояние роторов с остаточными прогибами различной

1 природы перед правкой.

5.2. Правка роторов с остаточными прогибами, получен! 1ыми в

3 результате задеваний. f 5.3. Метод правки роторов при помощи явления релаксации i напряжений.

5.4. Правка роторов с остаточными прогибами, обусловленными явлением ползучестьи.

5.5. О возможности возникновения остаточных прогибов роторов вследствие явления ползучести под действием остаточной неуравновешенности.

5.5.1. Оценка уровня напряжений, которые приводят к ползучести высокотемпературных роторов паровых турбин.

5.5.2. Оценка уровня напряжений, имеющих место в роторе, в зависимости от его упругого прогиба.

5.5.3. Оценка уровня напряжений, создаваемых в роторе различными системами дисбалансов.

5.6. Снижения остаточных напряжений в роторах турбомашин в эксплуатации.

Выводы по главе 5.

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, ожидается, что к 2015 году общая мощность энергоустановок, выработавших парковый ресурс, превышающий проектный (100 тыс. часов) в среднем в 2 раза, составит около 87 млн. кВт, т.е. более 65 % установленной мощности ТЭС [108].

В этих условиях особое внимание необходимо уделять вопросам обеспечения надёжности эксплуатации турбомашин [64-66], которая во многом определяется надёжностью элементов валопровода. Дефекты, развивающиеся в валопроводах турбомашин, являются одними из наиболее опасных, 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.

В ряде случаев имеют место проблемы, связанные и с надёжностью низкотемпературных элементов валопроводов: массовое трещинообразование в низкотемпературных роторах, прежде всего в роторах НД турбин ПТ-13 5/165-130/15 УТЗ (ТМЗ), имеющих наработку более 100 тыс. часов; периодически наблюдаются повреждения муфтовых соединений роторов, как, например, разрушение болтового соединения муфт роторов ВД и СД турбин К-300-240 ХТЗ.

Указанные дефекты могут возникать даже на оборудовании, которое не выработало свой ресурс. Причинами этого часто являются ошибки проектирования, нарушения технологии производства, а также пренебрежение некоторыми важнейшими техническими требованиями в процессе эксплуатации и станционного ремонта.

В целях продления срока службы, повышения надёжности и экономичности установленного оборудования необходима разработка обоснованных рекомендаций, позволяющих диагностировать дефекты на раннем этапе их развития, увеличивать несущую способность «слабых» узлов и повышать вибрационную надёжность агрегатов в целом. Вместе с тем, некоторые из 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) небесспорны, а некоторые просто небезопасны.

Научная идея, объединяющая все рассмотренные в настоящей работе задачи, состоит в углубленном и всестороннем исследовании с использованием современных программных и аппаратных средств некоторых наиболее остро стоящих вопросов надёжности турбомашин.

Цель работы заключается в рассмотрении ряда наиболее распространенных дефектов валопроводов турбоагрегатов: анализе причин их появления, анализе существующих и разработке новых методов их обнаружения; выработке обоснованных мероприятий по предотвращению их развития; анализе и экспериментальной проверке некоторых способов их устранения.

Научная новизна работы определяется тем, что впервые:

- показано, что при существующей неравномерности крутящего момента на генераторе в сочетании с возмущениями от неравномерности тормозящего момента, предположительно возникающего на малорасходных режимах работы последних ступеней паровых турбин, первопричиной образования трещин в низкотемпературных роторах теплофикационных турбин могут стать крутильные колебания валопровода. Определяющим фактором трещинообразования при этом является качество отстройки валопровода- от крутильных резонансов:

- подтверждено, что поперечные трещины приводят к изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают критических размеров, что не позволяет их диагностировать по этому признаку на раннем этапе развития в эксплуатации (в динамике);

- предложены и обоснованы новые диагностические признаки некольцевых поперечных трещин в роторах, проявление которых возможно как в параметрах колебаний роторов, так и в параметрах вибрации опор, позволяющие проводить выявление этого дефекта в динамике на раннем этапе развития; впервые приведены дополнительные признаки наличия поперечной трещины, которые проявляются в горизонтально-поперечном направлении измерений, показано, что горизонтальная составляющая вибрации при наличии трещины может оказаться даже более информативной, чем вертикальная;

- экспериментально подтверждена принципиальная возможность диагностирования некольцевых поперечных трещин в роторах на низкочастотных балансировочных станках зарезонансного типа;

- 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, приводящих к его усталостному разрушению;

- показано, что правку ротора методом релаксации напряжений следует считать законченной и успешной, если остаточный прогиб после проведения правки составляет около 5 % от исходного (перед правкой);

- расчётными исследованиями показано, ■ что прогрессирующий остаточный прогиб ротора от действия остаточной неуравновешенности противоречит поведению гибкого ротора, работающего за первой критической частотой вращения.

Работа выполнена на кафедре «Турбины и двигатели» УГТУ-УПИ под руководством профессора, доктора технических наук, лауреата премии

Правительства РФ в области науки и техники Урьева Евгения Вениаминовича.

Автор выражает искреннюю признательность:

- своему научному руководителю Урьеву Евгению Вениаминовичу за открытие увлекательного мира вибрационной диагностики;

- сотрудникам Уральского филиала ООО «ДИАМЕХ 2000» в лице Урьева Михаила Арнольдовича и Тарасенко Александра Анатольевича за неоценимую помощь в работе над 3-й главой и бесконечное терпение;

- ОАО «Теплоэнергосервис-ЭК» (г. Екатеринбург) и лично начальнику отдела диагностики, виброналадки и экспериментальных работ Зайцеву Михаилу Яковлевичу за предоставление возможности испытаний на натурных роторах, проведённых в ходе работы над 3-й главой;

- мастеру ЭРП на Рефтинской ГРЭС Боровских Юрию Петровичу за изготовление модели ротора, испытания которого проведены в ходе работы над 3-й главой.

выводы по главе 5

Рассмотренные в данной главе вопросы являются очень важными для практического применения различных методов правки роторов турбоагрегатов.

Впервые показано, что правку ротора методом релаксации напряжений следует считать законченной и успешной, если остаточный прогиб после проведения правки составляет около 5 % от исходного (перед правкой).

Правка роторов, чей остаточный прогиб обусловлен явлением ползучести, фактически невозможна ни одним из методов.

Показано, что напряжения в теле роторе от установки любых реальных систем грузов не делают явление ползучести заметным настолько, что оно приводило бы появлению значительного остаточного прогиба.

Вообще прогрессирующий остаточный прогиб ротора от действия остаточной неуравновешенности противоречит поведению гибкого ротора, работающего за первой критической частотой вращения. Ползучесть роторов, обусловленная действием ЦБС от балансировочных грузов — это процесс самотормозящий.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. В ходе численного исследования 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 качество отстройки валопровода от крутильных резонансов.

2. Показано, что внедрение стационарных систем контроля крутильных колебаний может позволить избежать работы валопровода на резонансных режимах.

3. Получены новые диагностические признаки наличия некольцевых поперечных трещин в роторах. Впервые показано, что диагностика трещин по горизонтально-поперечной составляющей, вибрации может оказаться достовернее диагностики по вертикальной составляющей. 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. В ходе численного исследования подтверждено,, что поперечные трещины приводят к заметному изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают критических размеров, что не позволяет их диагностировать по этому признаку на раннем этапе развития в эксплуатации (в динамике).

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. Предложен ряд мероприятий по повышению надёжности болтов муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ.

7. Впервые показано, что правку ротора методом релаксации напряжений следует считать законченной и успешной, если остаточный прогиб после проведения правки составляет около 5 % от исходного (перед правкой).

8. Прогрессирующий остаточный прогиб ротора от действия остаточной неуравновешенности противоречит поведению гибкого ротора, работающего за первой критической частотой вращения. Ползучесть роторов, обусловленная действием ЦБС от балансировочных грузов — это процесс самотормозящий.

1. A.c. 1163064 СССР, МКИ F16D 1/00 F01B 25/00. Способ сборки роторов турбомашины (его варианты) / Г.Д. Авруцкий, В.Ф. Гуторов, Ф.М. Сухарев и др. // Открытия. Изобретения. 1985. № 23.

2. A.c. 1225950 СССР, МКИ F 16D 1/02. Муфта для жёсткого соединения валов / Э.А. Дон, А .Я. Левин, Г.Д. Авруцкий // Открытия. Изобретения. 1986. № 15.

3. A.c. 1234677 СССР, МКИ F 16D 1/02. Муфта для жёсткого соединения валов / Э.А. Дон, А .Я. Левин, Г.Д. Авруцкий // Открытия. Изобретения. 1986. № 20.

4. Авруцкий Г.Д. Повышение надежности работы жесткой муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ за счет увеличения коэффициента трения торцевых поверхностей роторов // Электрические станции. 1991. - №10. - С. 64-67.

5. Алексеев Б.А. Зарубежные турбоагрегаты предельных мощностей // Энергохозяйство за рубежом, 1977, №5, с. 1-6.

6. Балансировочный станок модели ВМ3000. Паспорт, руководство по установке, эксплуатации и обслуживанию. ООО «ДИАМЕХ 2000».

7. Берковский A.M. Крутильное взаимодействие электропередачи постоянного тока Сентер Дулут (США) с турбогенераторами ТЭС. - Энергохозяйство за рубежом, 1981, №5, с. 21-25.

8. Биргер И.А. Остаточные напряжения. М.: Машиностроение, 1963.

9. Биргер И.А. Расчет резьбовых соединений. М.: Оборонгиз, 1959. - 252 с.

10. Биргер И.А. Техническая диагностика. М.: «Машиностроение», 1978.

11. Биргер И.А., Мавлютов P.P. Сопротивление материалов: Учебное пособие. М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1986.

12. Борздыка A.M., Гецов Л.Б. Релаксация напряжений в металлах и сплавах. Изд-во «Металлургия», 1972, 304 с.

13. Боришанский К.Н., Григорьев Б.Е., Григорьев С.Ю., Наумов A.B. Особенности вибрационного состояния лопаток и валопровода мощных паровых турбин при переходных режимах работы турбоагрегата // Электрические станции. 2011. №2. С. 32-37.

14. БТ-207000-1РР. Турбина паровая ПТ-140/165-130/15-2. Часть 1. Расчёт критических частот вращения валопровода турбины и генератора ТВ М-160-2. 1993.

15. БТ-207000-2РР. Турбина паровая ПТ-140/165-130/15-3. Часть 1. Расчёт на прочность валопровода турбины и генератора ТВВ-160-2ЕУЗ. 1987.

16. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. / Ред. совет: ВН. Челомей (пред.). -М.: Машиностроение, 1978, Т. 1. Колебания линейных систем / Под. ред. В.В. Болотина, 1978.

17. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти т. / Ред. совет: В.Н. Челомей (пред.). -М.: Машиностроение, 1980, Т. 3. Колебания машин, конструкций и их элементов / Под. ред. Ф;М. Диментберга и К.С. Колесникова, 1980.

18. Вибрационная надёжность и диагностика турбомашин. Ч. 1. Вибрация и балансировка: учебное пособие / Е.В. Урьев; изд. 2-е, испр. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005.

19. Винокуров И.В; Опыт диагностики состояния турбоагрегата по спектру вибрации // Труды ЦКТИ. Вып. 251. Ленинград. 1989. С. 43-48.

20. Винокуров И.В., Медведь B.C. Диагностические признаки в вибрационном поведении действующих паротурбинных агрегатов // Труды ЦКТИ. 1992. Вып. 273. С.-Петербург. С. 9-26.

21. Герцберг Х.Я., Тейф Е.М. Исследование влияния конструктивных параметров стяжных призонных болтов муфт на надёжность, паровых турбин // // Труды ЦКТИ. Вып. 245. Ленинград. 1988. С. 106-111.

22. Гольдин A.C. Вибрация роторных машин: 2-е изд. исправл. - М.: Машиностроение, 2000.

23. ГОСТ 13109-97. «Нормы качества электрической энергии в системах электроснабжения общего назначения».

24. ГОСТ 24346-80. Вибрация. Термины и определения.

25. Гузенков П.Г. Детали машин. Учеб. для вузов. 4-е изд., испр. М.: Высшая шк., 1986.

26. Данилевич Я.Б., Карымов A.A. Оценка сокращения «срока жизни» вала ротора турбогенератора // Электричество. 1997. №2. С. 36-40.

27. Диментберг Ф.М. Изгибные колебания вращающихся валов. М.: Изд. АН СССР, 1959.

28. Динамика и прочность турбомашин: учебник для вузов / Костюк А.Г. 3-е изд., перереб. и доп. - М.: Издательство МЭИ, 2007.

29. Дон Э.А., Осоловский В.П. Расцентровка подшипников турбоагрегатов. М.: Энергоатомиздат, 1994. - 191 с.

30. Дон Э.А., Авруцкий Г.Д. Выявление повреждение муфтового соединения трёхопорной системы РВД-РСД паровых турбин средствами вибрационной диагностики // Вибрационная надёжность паротурбинных агрегатов: Сб. научных трудов. -М.: ВТИ. 1986. С. 81-84.

31. Дон Э.А., Авруцкий Г.Д. Выявление повреждений муфтового соединения трёхопорной системы РВД-РСД паровых турбин средствами вибрационной диагностики. // Вибрационная надёжность паротурбинных агрегатов. М.: Энергоатомиздат, 1986. С. 81-84.

32. Дон Э.А., Панков И.И., Хатунцев Э.А. Оценка эксплуатационных расцентровок валопровода турбоагрегата 300 МВт // Электрические станции. 1976. - №7. -С. 22-25.

33. Дон Э.А., Тарадай Д.В. Совершенствование технологии сборки фланцевых соединений валопроводов турбоагрегатов. // Теплоэнергетика. 2008. - №5. - С. 7-9.

34. Зиле А.З., Израилев Ю.Л., Руденко М.Н. Особенности вибрационного проявления трещины ротора турбоагрегата. // Электрические станции. 1985. -№4. - С. 26-29.

35. Зиле А.З., Лимар С.А., Микунис С.И., Фирсанов Е.П. Разработка системы вибрационной диагностики турбоагрегата Т-250/300-240 // Вибрационная надёжность паротурбинных агрегатов: Сб. научных трудов. М.: ВТИ. 1986. С. 88-94.

36. Зиле А.З., Томашевский С.Б., Куликов P.A. О вибрационном контроле трещины в вале турбоагрегата // Электрические станции. 2007. № 10. С. 26-32.

37. Золотаревский B.C. Механические свойства металлов. М.: Металлургия, 1983.

38. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн. для студентов высш. техн. учеб. заведений. 6-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 1998.

39. Израилев Ю.Л., Зиле А.З., Микунис О.С., Лубны-Герцык А.Л., Тривуш В.И. Вибрационный контроль за развитием трещин в роторах паровых турбин // Сб. научных трудов.-М.: ВТИ. 1986. С. 76-80.

40. Израилев Ю.Л., Лубны-Герцык А.Л. Резонансный метод обнаружения трещины в роторе. // Электрические станции. 1987. - №12. - С. 29-32.

41. ИП-03-2006 (ТП) РАО «ЕЭС России». О первоочередных мерах по обеспечению надёжной работы роторов среднего и низкого давления паровых турбин без промперегрева производства ЗАО «УТЗ».

42. Исследование изломов: Методические рекомендации и атлас повреждений деталей проточной части турбин / В.Ф. Резинских и др. М.: ВТИ, 1993.

43. Кальменс В.Я. Обеспечение вибронадёжности роторных машин на основе методов подобия и моделирования. СПб.: СЗПИ, 1992.

44. Киселёв М.И., Новик Н.В, Пронякин В.И. Регистрация параметров крутильных колебаний валопровода турбогенератора. // Измерительная техника. -2000. -№ 12. -С. 34-36.

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

46. Ковалев И.А. Разработка алгоритмов функционирования и распознавания дефектов для автоматической системы вибрационной диагностики // Труды ЦКТИ. Вып. 178. Ленинград. 1980. С. 27-33.

47. Ковалёв И.А., Хоменок Л.А., Елькин Д.В. Проблема прогибов роторов паровых турбин и пути её решения. // Теплоэнергетика. 2003. № 2. С. 64-67.

48. Ковалёв И.А., Хоменок Л.А., Елькин Д.В. Проблема прогибов роторов паровых турбин и пути её решения. // Тяжёлое машиностроение. 2002. № 10. С. 52-55.

49. Когаев В.П. Расчеты на прочность при напряжениях, переменных во времени. М., «Машиностроение», 1977.

50. Комаров В.А. Состояние и повреждаемость турбоагрегатов // Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностирования оборудования электрических станций: Сб. докл. М.: ОАО «ВТИ», -2007. С. 150-154.

51. Кондаков А.Ю. 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.

52. Костюк А.Г., Трухний А.Д. Прочность цельнокованых роторов турбин мощностью 200, 300 и 800 МВт производства ЛМЗ при длительном статическом нагружении. // Теплоэнергетика. 2004. № 10. С. 45-52.

53. Крикунчик А.Б. Опасность субсинхронного резонанса для крупных турбогенераторов. Энергохозяйство за рубежом, 1977, №2, с. 27-28.

54. Кудрявый В.В. Прибыль не в ущерб надежности/ В.В. Кудрявый// Тарифное регулирование и экспертиза. 2009. №4. С.22-23.

55. Кудрявый В.В. Реформа электроэнергетики РФ: факты и последствия // Надёжность и безопасность энергетики. 2009. № 2(5). С. 3-7.

56. Куличихин В.В., Зройчиков H.A. Надежность эксплуатации турбины типа Т-250/300-240 с модернизированным ЦНД // Надёжность и безопасность энергетики. 2008. №1.

57. Куличихин В.В., Зройчиков H.A., Галас И.В., Лисица В.И. Эксплуатация турбины Т-250/300-240 без рабочих лопаток последних ступеней // Электрические станции. 2007. №11. С. 84-90.

58. Куменко А.И. Комплексный анализ вибрационной надежности турбоагрегата // Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностирования оборудования электрических станций: Сб. докл. М.: ОАО «ВТИ». 2009. С. 819.

59. Куменко А.И., Махнов В.Ю., Шкляров М.И. О проблеме прогибов роторов и возможности правки роторов высокого и среднего давления мощных турбин системами балансировочных грузов // Надежность и безопасность энергетики. 2009. №4 (7). С. 62-68.

60. Лагун В.П., Симою Л.Л., Фрумин Ю.З. и др: Особенности работы последних ступеней ЦНД на малых нагрузках и холостом ходе. // Теплоэнергетика, 1971, №2, С.'63-67.

61. Лейзерович А.Ш. Накопление усталостной повреждённости роторов паровых турбин из-за колебательных крутильных нагрузок, вызванных взаимодействием с энергосистемой // Энергохозяйство за рубежом, 1982, №4, с. 12-17.

62. Лемзаков Н.К. Правка валов роторов паровых турбин методом релаксации напряжений // Ремонт оборудования- ТЦ электростанций: Сборник статей ОРГРЭС. М.; Л.: Энергий, 1966.

63. Львов М.М. Методика оценки качества балансировки гибких роторов турбомашин с помощью остаточных модальных дисбалансов // Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. Екатеринбург, 2008.

64. Малорасходные режимы ЦНД турбины Т-250/300-240 / Под ред. В.А. Хаимова. СПб.: БХВ-Петербург, 2007.

65. Марочник сталей и сплавов. 2-е изд., доп. и испр. / A.C. Зубченко, М.М. Колосков, Ю.В. Каширский и др. Под общей ред. A.C. Зубченко М.: Машиностроение, 2003.

66. Молочек В.А. Ремонт паровых турбин. М.: Энергия, 1968.

67. Мурманский Б.Е. Разработка и исследование системы вибрационной диагностики паровых турбин на основе экспертных систем вероятностного типа // Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. Екатеринбург, 1996.

68. Неразрушающий контроль: Справочник: В 8 т. / Под общ. ред. В.В. Клюева. 2-е изд., испр. Т.7: В 2 кн. - М.: Машиностроение, 2006. - 829 с.

69. Орлик В.Г. О вибрационном состоянии роторов с насадными дисками // Энергомашиностроение. 1972. - №7. -С. 30-31.

70. Основы надёжности и технической диагностики турбомашин: Учебное пособие/ Е.В. Урьев. Екатеринбург: УГТУ. 1996. 71с.

71. Отчет о научно-исследовательской работе «Диагностирование трещин в роторах турбогенераторов по их вибрационным характеристикам» (заключительный) В.М.Шаров, Б.Х.Перчанок, Ю.Р.Воеводский, Ленинград 1990.

72. Паровая турбина К-300-240 ХТЗ / Под общ. ред. Ю.Ф. Косяка. -М.:Энергоиздат, 1982. 269 с.

73. Паровые и газовые турбины для электростанций : учебник для вузов. — 3-е изд., перераб. и доп. / А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний; под ред. А.Г. Костюка. — М.: Издательский дом МЭИ, 2008.

74. Паровые турбины сверхкритических параметров JIM3. Под ред. А.П. Огурцова, В.К. Рыжкова. М.: Энергоатомиздат, 1991. 384 с.

75. Пат. 2079671 (РФ). Способ правки роторов паровых и газовых турбин / Шкляров М.И., Кубарев В.Г., Шилович H.H.

76. Пат. 2082143 (РФ). Способ диагностики поперечной трещины вала / Воеводский Ю.Р.

77. Петерсон Р. Коэффициенты концентрации напряжений: Пер. с англ. М.: Мир, 1977.

78. Петрунин C.B. Исследование вибрации ротора турбины с' поперечной трещиной. // Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. Москва, 1995.

79. Писаренко B.C., Вербжинская И.И. Снижение , остаточных напряжений вибрационной обработкой. Технология, организация и механизация сварочного производства. НИИИНФОРМТЯЖМАШ, 1972.

80. Писаренко Г.С., Яковлев А.П., Матвеев В.В. Справочник по сопротивлению материалов. Киев: «Наукова думка», 1975.

81. Пронякин В.И. К вопросу о диагностике циклических механизмов. // Сб. материалов 10-й Всероссийской научно-техн. конф. «Состояние и проблемы измерений». Москва, 2008. С. 131-133.

82. Расчёт на прочность деталей машин: Справочник / И.А. Биргер, Б.Ф. Шорр, Г.Б. Иосилевич 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1993.

83. Расчёт термонапряжений и прочности роторов и корпусов турбин / К.В. Фролов, Ю.Л. Израилев, H.A. Махутов и др. М.: Машиностроение, 1988.

84. РД 153-34.1-17.421-98 (РД 10-292-98) Типовая инструкция по контролю металла и продлению срока службы основных элементов котлов, турбин и трубопроводов тепловых электростанций.

85. РД 3.506.90. Методические указания по нормализации тепловых расширений цилиндров паровых турбин тепловых электростанций.

86. РД 34.30.507-92. Методические указания по предотвращению коррозионных повреждений дисков и лопаточного аппарата паровых турбин в зоне фазового перехода. Корпорация РОСЭНЕРГО, Управление научно-технического развития.

87. РД 34.30.606-95. Методические указания по центровке опор валопроводов турбоагрегатов по измеренным опорным нагрузкам.

88. Резинских В.Ф. Диагностика роторов паровых турбин // Тяжёлое машиностроение. 1999. №8. С. 2-4.

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

90. Резинских В.Ф., Гринь Е.А. Надёжность и безопасность ТЭС России на современном этапе: проблемы и перспективные задачи // Теплоэнергетика. 2010. №1. С. 2-8.

91. Ремонт паровых турбин: Учебное пособие для вузов / В.Н. Родин, А.Г. Шарапов, Б.Е. Мурманский, Ю.А. Сахнин, В.В. Лебедев, М.А. Кадников, Л.А. Жученко; под общ. Ред. Ю.М. Бродова и В.Н. Родина. Екатеринбург ГОУ УГТУ-УПИ, 2002.

92. Референц-лист ОАО «Турбоатом» (опубликован на официальном сайте ОАО «Турбоатом»: www.turboatom.com.ua).

93. Решетов Д.II. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 496 с.

94. Решетов Д.Н. Работоспособность и надежность деталей машин. М.: «Высшая школа», 1974.

95. Розенблюм В.И. Устойчивость прямолинейной формы вращающегося вала в условиях ползучести. Сб. Проблемы механики твердого деформируемого тела. Л.: 1970.

96. РТМ 108.020.21-83. «Агрегаты паротурбинные и газотурбинные. Расчёт критических частот валопровода».

97. РТМ 108.021.13-83. Расчет валопровода турбоагрегата на внезапное короткое замыкание. НПО ЦКТИ. 1984.

98. РТМ 108.021.18-85 Расчёт на прочность стяжных болтов соединительных муфт роторов. Л.: Изд-во НПО ЦКТИ, 1985.

99. Рунов Б.Т. Исследование и устранение вибрации паровых турбоагрегатов. М: 1982.

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

101. Сагалевич В.М. Методы устранения сварочных деформаций и напряжений. М.: Машиностроение, 1974.

102. Салимон A.B. К вопросу о диагностике трещин в роторах // Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностирования оборудования электрических станций: Сб. докл. М.: ОАО «ВТИ», -2003. С. 123-128.

103. Сверчков А. H. Ремонт и наладка паровых турбин. М.: Госэнергоиздат, 1954.

104. Серенеен C.B., Когаев В.П., Шнейдерович 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.

105. Симою JI.JL, Эфрос Е.И., Гуторов В.Ф., Лагун В.П. Теплофикационные паровые турбины: повышение экономичности и надежности. СПб: Энерготех, 2001.

106. Справочник по электрическим машинам. В 2-х т. / Под общ. ред. И. П. Копылова и Б. К. Клокова. Т. 1. М.:Энергоатомиздат, 1988.

107. Стандарт ОАО РАО «ЕЭС России». Тепловые электрические станции. Методики оценки состояния основного оборудования. Утвержден и введен в действие Приказом ОАО РАО «ЕЭС России» от 28.03.2007 № 200.

108. Стационарные паровые турбины / А.Д. Трухний. Москва: 1990. 640 с.

109. Т/Г1-40-16/Х1-2387. Информационное письмо об изменении величин начальных вытяжек стяжных болтов муфты роторов ВД и СД турбины К-300-240 ХТЗ от 22.11.76 г.

110. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. М.: «Наука», 1967.

111. Трухний А.Д., Корж Д.Д., Лебедева А.И. Обобщённые характеристики усталости роторной стали Р2МА для использования в системах технической диагностики выработки ресурса. // Теплоэнергетика. 2003. № 6. С. 16-21.

112. Увеличение ресурса длительно работающих паровых турбин / В.Ф. Резинских, В.И. Гладпггейн, Г.Д. Авруцкий. М.: Издательский дом МЭИ, 2007.

113. Урусов И.Д., Камша М.М. Проблема прочности при крутильных колебаниях в валопроводах турбоагрегатов // Известия АН СССР. Энергетика и транспорт. 1980. №1. С.26-35.

114. Урьев Е.В. Исследования динамических и балансировочных характеристик роторов. // Диссертация на соискание ученой степени д.т.н. М., 1997.

115. Урьев Е.В. Точка зрения на проблему повреждения роторов низкого давления теплофикационных турбин // Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностирования оборудования электрических станций: Сб. докл. М.: ОАО «ВТИ», -2005. С. 8-10.

116. Урьев Е.В., Эфрос Е.И., Фертиков М.В. Исследование причин низкой вибрационной надежности турбины Т-185/210-130 ст. № 2 Кировской ТЭЦ-5. //Сборник УПИ 98.

117. Урьев Е.В., Локалов С.А., Масленников Л.Н., ФуксманЛ.Д., ВисловаВ.М. Исследование теплового состояния части низкого давления турбины Т-250/300-240 // Теплоэнергетика. 1985. - №3. -С. 61-63.

118. Фракийский Г.А. Исследование напряженного состояния жесткой муфты роторов турбины при расцентровке опор валопровода // Энергомашиностроение. 1980. - №11.- С. 11-13.

119. Хуторецкий Г.М., Фридман В.М., Дроздова Л.А., Школьник В.Э, Дворецкий Б.И. Резонансные крутильные колебания валопровода, связанные с системой возбуждения // Электротехника. 1987. №9.

120. Чекардовский М.Н. Методология контроля и диагностики энергетического оборудования системы теплогазоснабжения. -СПб.: ООО «Недра», 2001.

121. Шишкин В.В. Изменение виброхарактеристик опор при повреждениях в узле сопряжения РВД-РСД турбин К-300-240 // Энергетика и электрификация. 1986. №4. С.8-10.

122. Шкляров М.И. Разработка и внедрение методов повышения динамической надежности и снижения вибрации турбоагрегатов на стадиях проектирования, доводки и эксплуатации. Диссертация на соискание ученой степени к.т.н. Санкт-Петербург, 2006.

123. Шкляров М.И., Злобин O.A., Суханов Н.П., Егоров Н.П., Куменко А.И. Техническая диагностика и виброналадка турбоагрегатов. Электрические станции. 2006. № 8. С. 57-61.

124. Шкляров М.И., Суханов Н.П., Лебедько Н.С., Егоров Н.П., Куменко А.И. Опыт восстановления работоспособности роторов с остаточным прогибом. // Электрические станции. 2005. № 10. С. 67-69.

125. Шульженко Н.Г. Определение признака появления трещины при изгибных колебаниях весомого ротора // Проблемы машиностроения. 1987. Вып. 27. С. 24-29.

126. Шульженко Н.Г. Определение признака развитой поперечной трещины при изгибных колебаниях весомого ротора // Проблемы машиностроения. 1990. Вып. 34. С. 7-13.

127. Эксплуатационный циркуляр № Ц-05-84 (т). О сборке, центровке муфт и системы РВД-РСД турбин К-300-240 ПОАТ ХТЗ и К-200-130 ПОТ ЛМЗ. М.: ГЛАВТЕХУПРАВЛЕНИЕ ВПО «СОЮЗЭНЕРГОРЕМОНТ», 1984.

128. Эльцуфин М.А., Пилицын А.П. Монтаж, наладка и ремонт турбокомпрессорных и турбогенераторных установок Л.: Ленинградская типография Госгортехиздата, 1960.

129. Энгель-Крон, И. В. Ремонт паровых турбин / И. В. Энгель-Крон. М.: Энергоиздат, 1981 . -240 с.

130. Эфрос Е.И. Экономичность и надежность мощных теплофикационных турбин и пути их повышения. Автореферат диссертации на соискание ученой степени д.т.н. М., 1998.

131. Allianz Berichte (1987) Nr. 24, Nov. 1987, ISSN 0569-0692.

132. Bosnians R. Shaft Crack: Detection Mehtodology for Reactor Coolant & Recirculation Pumps // ORBIT. Vol. 26, No 3. 2006.

133. Changh Li, Bernschoni O., Xenophotidis.N. A General Approach of the Dynamik of Cracked Shaft. // Trans of ASME J. of Vibr. 1989 july Vol. 111 p. 257.

134. Coyle M.B., Watson S.J. Fatigue strength of turbine scafts with shrunk-on disks. -Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, 1963 1964, v. 178, pt. I, №6.

135. Cracked Rotors: A Survey on Static and Dynamic Behaviour Including Modelling and Diagnosis / Bachschmid N. Tanzi E., Pennacchi P. // Springer-Verlag Berlin Heidelberg, 2010.

136. DeForest DH, Grobel LP, Schabtach C, Seguin BR (1957) Investigation of the Generator Rotor Burst at the Pittsburg Station of the Pacific Gas and Electric Company. ASME Paper No. 57-PWR-12, 3-14.

137. Grabowski B. The Vibration Behavior of a Turbine Rotor Conteining a Transvere Creek. // Trans of ASME of Mech 1980 v. 102, N 1 p. 140-146.

138. Imam J., Azzaro S.H., Bankert RJ, Scheibel J. Development of on-line rotor crack detection and monitoring system / // Trans. ASME. J. Vibr., Acoust., Stress. And Rel. Des. 1989. - 111. №3. S. 241-250.

139. Inagaki T., Kanki H., Shiraki K. Transverse Vibrations of a General Crecked-Rotor Bearing System. // Trans of ASME J. of Mech. 1982 Vol. 104 April p. 345-355.

140. Introduction to Dynamics of Rotor-Bearing Systems / Wen Jeng Chen, Edgar J. Gunter.

141. ISO/FDIS 22266-1: 2009 (E). Mechanical vibration — Torsional vibration of rotating machinery — Part 1: Land-based steam and gas turbine generator sets in excess of 50 MW.

142. Mayes I.W., Davies W.G.R. Analysis of the Response a Multi-Rotor Bearing System Containing a Transvers Crack in Rotor.// Trans of ASME J. of Vibration. 1984 Vol 106, p. 139-145.

143. Mike McGuire Steam Turbine Vibration Characteristics // Presented at San Francisco Steam Turbine Retrofit Conference, 16 17th September 2003.

144. Nelson H.D., Nataraj C. The Dynamic of Rotor System with a Cracked Shaft.// Trans of ASME J. of Vibr. 1986 april p. 189-195.

145. Nicolo Bachschmid, Ezio Tanzi. Non-Linear behaviours in cracked rotors. // 7th IFToMM-Conference on Rotor Dynamics, Vienna, Austria, 25-28 September 2006.

146. Nilsson L.R.K. On the vibration behavior of a cracked rotor // Energia Elettrica. -1982. V.LIX. №10.

147. Papadopoulos C.A., Dimarogonas A.D. Stability of Cracked Rotor in the Coupled Vibratoin Mode // Trans of ASME 1988 vol. 110 july p. 356-359.

148. Papadopoulos C.A., Dimarogonas A.D. Vibration of Cracked Shafts in Bending. // J. of Sound and Vibration 1983, Vol 91, N4.

149. Passleva G, Pira G (1982) Cracked shaft vibration sensitivity to steam temperature variations. IFToMM* International Conference on Rotordynamic Problems in Power Plants, Rome, Italy, (poster presentation).

150. Petroski H.J. Static and dynamic models for the cracked elastic beam. / Journ of Fracture 17 1981 p. R71-R79.

151. Sanderson AFP (1992) The Vibration Behaviour of a Large Steam Turbine Generator During Crack Propagation Through the Generator Rotor. IMechE International Conference on Vibrations in Rotating Machinery, Bath, UK, paper C432/102, 263-273.

152. Schmied J. Berechnete Unwuchtschwingungen eines Turbogenerators mit angerissenem Wellenquerschnitt // VDI-Ber. 1985. №568. S. 53-71.

153. Список публикаций по диссертации

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

155. Урьев Е.В. К вопросу правки роторов установкой систем балансировочных и «антибалансировочных» грузов / Е.В. Урьев, А.В. Кистойчев, А.В. Олейников // Электрические станции. 2009. Mil. С. 10-15.

156. 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.

157. 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.

158. Ur'ev E.V. Correction of rotors by systems of balanced loads / E.V. Ur'ev, A.V. Kistoichev, A.V. Oleinikov / Power Technology and Engineering // 2009. Vol. 43. No. 2. S. 103-107.