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

804603245

Кистойчев Александр Владимирович

ПРИЧИНЫ ВОЗНИКНОВЕНИЯ, ДИАГНОСТИЧЕСКИЕ ПРИЗНАКИ, ПРЕДОТВРАЩЕНИЕ И УСТРАНЕНИЕ ДЕФЕКТОВ ВАЛОПРОВОДОВ

ТУРБОМАШИН

Специальность 05.04.12 -Турбомашины и комбинированные турбоустановки

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

- з кюн 2919

Екатеринбург 2010

004603245

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

Защита состоится 28 мая 2010 г. в 15— на заседании диссертационного совета Д 212.285.07 при ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ 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 ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет - УПИ имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

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

Автореферат разослан « » апреля 2010 г.

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор, лауреат премии Правительства РФ Урьев Евгений Вениаминович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, лауреат премии Правительства РФ Резинских Владимир Федорович

Ведущая организация:

кандидат технических наук Мурманский Борис Ефимович

НПО «Центральный котлотурбинный институт им. И.И. Ползунова», г. Санкт-Петербург

Ученый секретарь 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, ещё в 2005 году проектный ресурс эксплуатации (100 тыс. часов) был выработан почти на всех действующих тепловых электростанциях, а парковый ресурс, превышающий проектный в среднем в 2 раза, исчерпали 50% энергоустановок суммарной мощностью 65 млн. кВт1.

В этих условиях особое внимание необходимо уделять диагностике дефектов (т.е., согласно ГОСТ 20911-89, их выявлению, поиску мест их дислокации и определению их причин), развивающихся в валопроводах турбомашин, которые являются одними из наиболее опасных и способных привести к авариям с катастрофическими последствиями.

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

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

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

эксплуатации и станционного ремонта.

Необходимость продления ресурса и предотвращения аварийных выходов оборудования из строя повышает требования к методам и средствам технической диагностики и предлагаемым реконструктивным мероприятиям. В целях продления срока службы, повышения надёжности и экономичности установленного оборудования необходима разработка обоснованных рекомендаций, позволяющих диагностировать дефекты на раннем этапе их развития, увеличить несущую способность «слабых» узлов и повысить вибрационную надежность 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 задачи, рассмотренные в настоящей работе, и определяющая её цель, состоит в углублённом и всестороннем исследовании с использованием современных программных и аппаратных средств наиболее вероятных причин возникновения и развития дефектов валопроводов 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; а так же анализе 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 степень отстройки валопровода от крутильных резонансов;

- показано, что ни контроль, ни анализ изгибных и крутильных колебаний

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

- подтверждено, что поперечные трещины приводят к изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают критических размеров, что не позволяет обнаруживать трещины в роторах по этому признаку в эксплуатации (в динамике);

- предложены 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 ползучесть роторов, обусловленная действием ЦБС от дисбалансов, — это процесс самотормозящий. Расчётными исследованиями показано, что дополнительные напряжения в роторе от

установки любых реальных систем грузов не делают явление ползучести заметным настолько, что его можно было бы использовать в целях правки роторов.

Достоверность и обоснованность результатов работы определяются:

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

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

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

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

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

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

3. Полученные в ходе моделирования поведения вала с некольцевыми поперечными трещинами вибрационные признаки этого дефекта. Полученный вывод о принципиальной возможности диагностики поперечных трещин на низкочастотных балансировочных станках.

б

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

5. Результаты анализа метода правки высокотемпературных роторов путём установки специальных корректирующих масс с использованием эффекта направленной ползучести.

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).

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

Публикации. По теме диссертации опубликовано 9 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 121 наименование. Работа изложена на 187 страницах, содержит 71 рисунок и 15 таблиц.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

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

В первой главе приведён аналитический обзор литературных источников, которые посвящены причинам возникновения таких дефектов

7

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:

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

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

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

4. Провести исследование напряжённого состояния 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.

5. Провести исследование метода правки высокотемпературных роторов путём установки специальных корректирующих масс с использованием эффекта направленной ползучести.

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-135-13О УТЗ с генератором ТБВ-160-2ЕУЗ. Расчёты 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).

Из представленных данных видно, что валопровод турбины не удовлетворяет требованиям 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 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.

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

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

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

Известно, что на малорасходных режимах ЧНД возникают интенсивные колебания лопаток последней ступени, характер которых (автоколебания или

2 Загретдинов И.Ш., КостюкА.Г., ТрухнийА.Д., Должанский П.Р. Разрушение турбоагрегата 300 МВт Каширской ГРЭС: причины, последствия и выводы. -Теплоэнергетика, 2004, №5, с. 5-15.

резонансные колебания, вызванные срывными явлениями) до настоящего времени остаётся до конца невыясненным. Но в любом случае эти колебания могут косвенно свидетельствовать о наличии нестационарных явлений в проточной части, сопровождающихся непостоянством тормозящего крутящего момента, который возникает вследствие работы ЧНД в режиме вентиляции (потребления мощности). Нельзя исключать, что частота переменного тормозящего крутящего момента будет совпадать с собственной частотой колебаний лопаток или будет кратна ей. Это значит, что частота возмущений может совпасть с любой из вышеуказанных частот крутильных колебаний валопровода.

В приведённых расчётах частота возмущений была 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 была принята равной мощности на вентиляцию последней ступени, которая по формуле Стодолы составляет около 4 МВт. Показано, что это значение подтверждается имеющимися экспериментальными данными3.

Для оценки прочности валопровода по касательным напряжениям были рассчитаны коэффициенты запаса прочности по максимальным и амплитудным напряжениям. Для валов большого размера (d>200 мм) они должны быть не ниже 1,8...2,54. 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 трением в металле. Наиболее ожидаемые значения коэффициентов модального демпфирования (отношение фактического демпфирования системы к критическому демпфированию) при этом равны 0,1.. .0,4%.

Полученные коэффициенты запаса по максимальным напряжениям

("шах) в Районе обоих канавок лежат вблизи и даже ниже нижней границы

рекомендованных пределов (рис. 2). Коэффициенты запаса прочности по амплитудным напряжениям достаточны.

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

4 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.

10

Кроме того, имеется целый ряд дополнительных факторов, снижающих несущую способность валопровода: нарушение геометрии гантельных переходов кольцевых канавок под упорные кольца, работа последних ступеней в коррозионно-активной среде фазового перехода, коррозионное растрескивание (коррозионная усталость) и др.

Птах

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

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

Возникновение трещин вследствие крутильных колебаний валопровода объясняет и их кольцевой характер на начальном этапе развития, и причину массового растрескивания роторов данного типа (22 из 28 по данным на 2006 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 понятно, что такая статистика повреждений не позволяет объяснить их случайными факторами или причинами.

Естественно, что считать высказанную версию доказанной нельзя. Для её подтверждения (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. В этом аспекте выполненные работы могут рассматриваться в качестве постановочных при выборе и разработке методов и средств измерения, необходимых для подготовки таких исследований.

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 внедрение систем стационарного контроля крутильных колебаний валопроводов, которые позволят избежать продолжительной эксплуатации турбоагрегатов на резонансных режимах.

В третьей главе рассмотрены вопросы диагностирования трещин в роторах турбомашин.

Приведены результаты расчётных исследований возможности диагностирования кольцевых трещин на основе анализа изшбных и крутильных колебаний. Расчёты проведены для валопровода турбины ПТ-135/165-130/15 УТЗ. Трещина задавалась уменьшением диаметра участка кольцевой канавки под упорное кольцо за диском 24-й ступени5, т.е. там, где по данным расчётов, проведённых во 2-й главе диссертации, её можно ожидать вследствие крутильных колебаний по 3-й собственной форме.

Численный анализ в программах ANSYS и DyRoBeS показал, что при наличии кольцевой трещины изменение динамических углов скручивания валопровода находится на уровне погрешности измерений (рис. 3). Характер скручивания вала при наличии кольцевой трещины 200 мм на диаметр означает, что вал фактически разрушен, и возмущения не передаются через сечение с трещиной. Изменение собственных крутильных частот валопровода при наличии трещины также было невелико (табл. 1). Резкое снижение 3-й собственной частоты происходит только при трещине 200 мм на диаметр. Кроме того, было показано, что кольцевые трещины мало изменяют и статические углы скручивания валопровода.

5 Номинальный диаметр канавки составляет 475 мм.

12

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

град -0.012 -0.010 -О 00S -0.006 -О 004

-0.002 0.000

РВД , ... РСНД РГ

Трещина 200 мм / 1 \ / 1 1 / 1

______ 1 1 ( 1

/ 1 / 1 / 4 \ V

Целый вал JA Плоскость! /'] трещины 1

J/ 1 уТрещина50im |

Трещина 100 мм Г 1 1 1 -1- \ Д'ПП1.) \ ваногровода. \ мм

0 5000 10000 15000 20000

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

Таблица 1

Собственные частоты крутильных колебаний валопровода турбины

Номер собственной частоты Значение собственной частоты, об/мин

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

1 1604 1604 1604 1600

2 2920 2922 2922 2921

3 6044 6037 6020 5911

4 9507 6505 9499 9452

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

Приведены результаты моделирования поведения вала с некольцевой поперечной трещиной, проведённого в программном пакете ANS YS. Вал имел длину 5 м и диаметр 0,5 м. Трещина задавалась клиновидной формы, 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 500 мм с трещиной на половину диаметра (половину поперечного сечения вала) эквивалентно раскрытию трещины на поверхности 3...10 мкм.

При всех рассмотренных клиновидностях трещины

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

В ходе численного моделирования впервые показано, что минимальный прогиб ротора с клиновидной трещи-ной имеет место не при нахож-дении трещины вверху, как это считалось ранее, а при повороте ротора на углы порядка 120° и 240° (за 0° принято положение с трещиной внизу) Объясняется это тем, что при смыкании трещины должен выбраться клиновидный зазор.

ф

/ 300

240

180 ь ф

120 / к»

/ 60 ^^0

-60 -40 -20 0 20 40 <Н

Перемещения впла. мкм

Рис. 4. Форма реализации виброперемещенпя сначала ротора с поперечной клиновидной трещиной в горизонтально-поперечном направленпн

Рисунок 4 демонстрирует

перемещение вала с трещиной в горизонтально - поперечном направлении под

действием собственного веса. Внешний вид кривой показывает, а

спектральный анализ подтверждает, что в спектре колебаний в

горизонтальной плоскости имеется существенная составляющая двойной

оборотной частоты, которая является доминирующей, а её уровень даже

выше, чем в вертикальном направлении (рис. 5).

На рис. 6 показана траектория движения оси вала с клиновидной трещиной (орбита). Она представляет собой сложную фигуру, чем-то напоминающую фигуру Лиссажу, получаемую при соотношении частот колебаний в вертикальном и горизонтальном направлениях У2. 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°).

д Вертикальное направление 7 гармоники

^Горизонтальное направление

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

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

перемещений были различны.

Достоверность полученных данных качественно подтверждают результаты

вибрационного обследования агрегата К-300-240 ХТЗ Рефтинской ГРЭС ст. №2, которое было проведено в ходе развития

-50 -25 0 25 50

Перемещение г горизонтальном направлении, мхм Рис. 6. Траектория движения оси вращающегося вала с клиновидной поперечной трещиной

«квазитрещины» - разрушении подряд расположенных болтов муфты РВД-РСД (рис. 7). Характер реализации виброперемещений вала с трещиной, полученной в ходе моделирования, совпадает с характером формы сигнала виброперемещенирй опор агрегата, имевшего «квазитрещину». Более того, проведённое моделирование позволило ответить на вопрос о «двугорбом» характере полученного сигнала виброперемещений опор, который ранее вызвал затруднение.

Таким образом, в ходе

Экспериментальные исследования 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 показывают, что она должна иметь амплитуду, равную 0,6..,0,8 от амплитуды второй гармоники и быть с ней синфазна. При наличии трещины реализации виброперемещений обеих опор станка принимают вид, схожий с

3? 4?

моделирования получен ряд новых признаков наличия некольцевой поперечной трещины в 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).

Рпс. 7. Сравнение формы внбр опер смещений вала с трещиной, полученной при моделировании, и формы сигнала виброперемещений опор, полученной на реальном агрегате с «ква-штрещпной»

тем, что показан на рис. 4. Такой метод контроля позволил обнаружить на модельном роторе трещину, занимающую около 8% от поперечного сечения.

В ходе численного моделирования подтверждены экспериментальные данные, полученные ранее ведущими специалистами ЦКТИ, МЭИ, «Электросилы» и др., что поперечные трещины приводят к изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают критических размеров, т.е. когда хрупкое разрушение вала может произойти в любой момент времени. 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.

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

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

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

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

При плотном стыке муфты лишь часть динамических напряжений проникает в болты, а остальная часть приходится на усилие, стремящееся раскрыть стык муфты. Уровень дополнительных напряжений в болтах определяется коэффициентом основной нагрузки 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. 8).

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

ЧшшгМ Па

/ А=0,18

1 л ¡еличина гост им ь ч ^ у * А-0,17 / /

>11 Не плитуднь шряжеш ч X й / / >'А=(Ц15 / / / ! > > 1 / А=< 1 .20; 0,22;

-1- / / _ —1— -1- -1- -1- -1- х, мм I

I 1**1 Т-1—-1—-1——I—-1—-1—I—

0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70

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

Для трёхопорной схемы опирания роторов 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 фалын-опоры изгибающий момент в сечении разъёма муфты вырастет настолько, что «эквивалентная» расцентровка составит порядка 0,50 мм. Это очень важный вывод, который ранее не был рассмотрен в литературе, но который следует учитывать при рассмотрении вопросов прочности болтов муфты трёхопорных роторов.

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

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

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

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

70 • 60 • 50 ■ 40 ■ 30 ■ 20 -10 •

0 -к ■10 ■

-20 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 Рис. 9. Изменение динамических напряжений в болтах муфты за один цикл нагружения при различных расцентровках с раскрытием стыка муфты и без (начальная вытяжка болта До=0,17 мм)

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

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

На примере болтов муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ 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 М36х4 до М39х4 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 метода правки высокотемпературных роторов путём установки специальных корректирующих масс с использованием эффекта направленной ползучести.

Показано, что для получения деформации ползучести равной 0,1% при температуре металла 550°С необходимо создать напряжения в роторе порядка 45...50 МПа. 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 БуКоВеБ и АИБУЗ 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 приняты изотропными (жёсткость 3,5-105Н/мм, демпфирование 1000 Н-с/мм).

По данным динамических расчётов ротора с дисбалансом, распределенным по первой форме колебаний и соответствующим остаточному прогибу ротора в 0,1 мм в районе 5-й ступени, амплитуда

20

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.10). 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 прогиб на рабочей частоте вращения лежит практически в противофазе к направлению дисбаланса, т.е. к направлению остаточного прогиба. В результате, если бы дисбаланс определялся действительно остаточным прогибом 0,1 мм, при суммировании упругого и остаточного прогибов вибрация вала на рабочих оборотах не превышала бы 0,02 мм.

Линейность системы ограничивается зависимостью напряжений от прогибов и сил, вызывающих эти прогибы, скорость ползучести, естественно, нелинейно зависит от напряжений в роторе.

0,7 0,6 ¡0.5

а о,4 >»

И

I °'3 0,2

0,1

0,0

Абс. виб рация в с :чении 5-й ступени Фазовый угол упругого прогиба

/ «

V ЛГ^в се тий прогиб ротора чении 5-й ступени

Абс. вибрация ротора в сечении подшипника \ //

210 130 150 120

90 60 30

500

3000

3500

1000 3500 2000 _ 2500

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

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. Из этого можно сделать вывод, что прогибы, обусловленные ползучестью, не могут быть прогрессирующими, напротив, этот процесс является самотормозящим. Это подтверждается и многочисленными примерами, когда ротор, получив остаточный прогиб в результате ползучести за очень непродолжительное

время после ввода в эксплуатацию, сохраняет его в течение всего срока службы.

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 его можно было использовать в целях правки роторов.

Даже если напряжения в теле ротора от действия ЦБС достаточно велики для протекания процессов ползучести (40...50 МПа, что имеет место ддя 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).

На основании приведённого в диссертации анализа причин погибов роторов, подвергавшихся правке «антибалансировочными» грузами, автор считает, что положительные результаты определяются релаксацией напряжений в роторах, остаточный прогиб которых стал результатом задеваний либо заброса воды в проточную часть.

Это в полной мере согласуется с имеющейся практикой, по которой в случае получения ротором остаточного прогиба в ходе пусковых операций, турбину останавливают и некоторое время прогревают на ВПУ. После снижения прогиба ротора до приемлемого уровня и устранения причины этого прогиба осуществляется повторный пуск.

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 степень отстройки валопровода от крутильных резонансов.

2. Показано, что ни контроль, ни анализ изгибных и крутильных колебаний не позволяют обнаружить кольцевые трещины на ранней стадии по причине их малого влияния на динамические свойства валопровода. Однако внедрение стационарных систем контроля крутильных колебаний может позволить избежать работы валопровода на резонансных режимах.

3. Получены новые 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 изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают критических размеров, что не позволяет их диагностировать по этому признаку 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. Показано, что ползучесть роторов, обусловленная действием ЦБС от балансировочных грузов — это процесс самотормозящий. Показано, что дополнительные напряжения в роторе от установки любых реальных систем грузов не делают явление ползучести заметным настолько, что его можно было бы использовать в целях правки роторов.

Основное содержание диссертации изложено в следующих публикациях: 1. Кистойчев A.B. Уточнение требований к сборке муфтового

соединения РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ / A.B. Кистойчев, Е.В. Урьев

// Тяжёлое машиностроение. 2008. №4. С. 2-8.

2. Урьее Е.В. К вопросу правки роторов установкой систем балансировочных и «антибалансировочных» грузов / Е.В. Урьее, А.В. Кистойчее, А.В. Олейников //Электрические станции. 2009. №1. С. 10-15.

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

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

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

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

7. Кистойчев А.В. 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.

Подписано в печать 14.04.2010 Усл. печ.л. 1,39

Уч.-изд. л. 1,0 Тираж 110 Заказ 152 Бесплатно

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