автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Разработка и внедрение методов повышения динамической надежности и снижения вибрации турбоагрегатов на стадиях проектирования, доводки и эксплуатации

ШКЛЯРОВ Михаил Иванович -

РАЗРАБОТКА И ВНЕДРЕНИЕ МЕТОДОВ ПОВЫШЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАДЕЖНОСТИ И СНИЖЕНИЯ ВИБРАЦИИ ТУРБОАГРЕГАТОВ НА СТАДИЯХ ПРОЕКТИРОВАНИЯ, ДОВОДКИ И ЭКСПЛУАТАЦИИ

Специальность-05 04 12 «Турбомашины и комбинированные турбоустановки»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Санкт-Петербург - 2006

003067858

Работа выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Санкт-Петербургский институт машиностроения»

Научный руководитель заслуженный деятель науки РФ, доктор технических наук, профессор

Костюк Аскольд Глебович

Официальные оппоненты доктор технических наук, профессор кандидат технических наук, старший научный сотрудник

Салимон Александр Владимирович

Ласкин Александр Степанович

Ведущая организация ОАО ЦКБ «Энергоремонт», г Москва

Защита состоится « 13 » февраля 2007 г в 16 час 00 мин на заседании диссертационного совета Д 212 229 06 в ГОУ ВПО «Санкт-Петербургский государственный политехниче-скии университет» по адресу 195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул , д 29, Главное здание, ауд

С диссертацией можно ознакомиться в фундаментальной библиотеке ГОУ ВПО «Санкт-Петербургский государственный политехнический университет»

Автореферат разослан « /У » 2007 г

Ученый секретарь диссертационного совета Д 212 229 06

Кортиков Н Н

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы

Одними из основных задач при создании и эксплуатации нового оборудования, при модернизации и продлении сроков службы действующего оборудования являются обеспечение высокой вибрационной надежности и экономичности турбомашин При этом снижение вибрационной надежности часто приводит и к снижению экономичности турбин С одной стороны, повышенная вибрация приводит к дополнительным пускам и увеличению пусковых потерь, а с другой стороны - к увеличению зазоров в уплотнениях и снижению КПД турбоагрегата (т/а) Как показывает опыт, существенное изменение зазоров необходимо при повышенной оборотной и низкочастотной вибрациях, что требует всестороннего совершенствования и внедрения комплекса мероприятий, направленных на уменьшение вибрационного уровня внедрение новых конструкций подшипников с повышенными демпфирующими свойствами и снижающими риск возникновения задеваний, - все практические методы снижения оборотной вибрации путем балансировки, в том числе роторов с консольными частями и роторов с насадными элементами, как правило, не поддающихся балансировке обычными методами, - всевозможные методы диагностики и устранения дисбаланса, - методы предотвращения НЧВ и предотвращения задеваний и т п

В процессе эксплуатации и ремонта турбоагрегатов снижение вибрации достигается как за счет применения вышеупомянутых мер в условиях разгонно-балансировочного стенда типа «Шенк», так и при ремонте турбин в собственных подшипниках или на низкооборотных балансировочных станках на электростанциях Таким образом, очевидно, что с одной стороны старение действующего оборудования, с другой - создание нового требуют разработки новых критериев надежной и безопасной эксплуатации оборудования и соответствующих средств контроля Поэтому оптимизация расчетно-экспериментальных методик и совершенствование критериев и средств контроля для оценки надежности эксплуатации оборудования на основе результатов экспериментальных исследований на модельных и натурных стендах являются также важными и актуальными задачами

Основными параметрами, характеризующими вибрационную надежность валопровода на подшипниках скольжения, являются его фактические показатели вибросостояния, динамические характеристики и несущая способность подшипников Вследствие этого разработка дополнительных методов по снижению вибрации, по улучшению динамических свойств и повышению несущей способности и виброустойчивости подшипников - одна из главных задач повышения вибрационной надежности Этим взаимосвязанным вопросам в первую очередь и посвящена работа

Таким образом, разработка всех мероприятий, способствующих предотвращению или снижению повышенной вибрации при создании, доводке и эксплуатации основного оборудования электростанций является весьма актуальной задачей.

Цель диссертационной работы Цель диссертационной работы заключается в разработке и внедрении методов повышения динамической надежности турбоагрегатов и устранения вибрации на стадии доводки и в период эксплуатации Это в свою очередь не только повышает вибрационную надежность роторов турбины и генератора и, соответственно, повышает технический уровень и конкурентоспособность оборудования, но и способствует сохранению экономичности, что очень важно для турбин с реактивными проточными частями ЦВД и ЦСД

Особое значение приобретает повышение надежности работы турбин для АЭС, в том числе для АЭС «Бушер», где впервые в мире на фундамент, предназначенный для тихоходной турбины, был разработан проект и установлена малоопорная быстроходная турбина При этом тяжелые роторы устанавливались на опоры с подшипниками, количество которых равнялось числу роторов плюс одна опора Вместе с тем не все задачи могут быть решены с необходимой точностью расчетным путем В ряде случаев требуется экспериментальное подтверждение с применением экспериментальной натурной установки, в том числе, например,

быстроходного разгонно-балансировочного станка (РБС) для практического изучения некоторых сложных явлений, что также является одной из целей исследования данной работы

Кроме того, весьма важным является минимизация расходов на восстановление работоспособности конструкции при возникновении необратимых погибов роторов, чему способствует специальная методика правки роторов в условиях электростанции Научная новизна работы заключается в том, что

-разработана и внедрена усовершенствованная методика балансировки роторов с развитыми консольными участками, проведен сравнительный анализ с другими балансировками, предложена упрощенная формула для расчета начального груза, компенсирующего исходный погиб и неуравновешенность консоли,

-впервые выполнен с использованием программного комплекса «ПОГИБ» расчетный анализ влияния корректирующих грузов на компенсацию погиба консольного ротора компрессора и АФЧХ валонровода на примере ГТ-150 ЛМЗ,

-впервые экспериментально исследованы на натурном стенде дефекты сборки подшипников в условиях недостаточных расходов смазки и показано их индивидуальное влияние на вибрационную надежность роторов,

-впервые создана и отработана новая конструкция опорного подшипника с повышенным демпфированием и сферическим гидроподъемом, которая внедрена в мощных паровых турбинах, в том числе для АЭС,

-разработана новая экспериментальная методика обнаружения трещины в процессе ремонта роторов,

-впервые разработана и внедрена на электростанциях расчетно-экспериментальная методика правки роторов, получивших остаточный прогиб при их эксплуатации, с использованием балансировочных грузов, с использованием программного комплекса «ПОГИБ» выполнен расчетный анализ влияния корректирующих грузов на компенсацию погибов ротора и АФЧХ вапопровода на примере ПТ-60-130/13 ЛМЗ,

-выполнены расчетно-экспериментапьные исследования по влиянию на вибрацию ва-лопровода способов подвода рабочего тела, позволившие оценить влияние поперечных сил от пара на вибрацию вапопровода

Достоверность и обоснованность научных положений подтверждена использованием при выводах расчетных зависимостей фундаментальных физических и математических исследований, корректными измерениями с использованием высокоточных приборов, полным согласованием результатов теоретических исследований с экспериментальными данными Практически все разработки проверены на натурных объектах и натурных экспериментальных установках и успешно реализованы на практике Так, например, эффективность методики балансировки роторов с развитыми консольными участками и правки погнутых роторов подтверждена данными при их последующей успешной и длительной эксплуатации Практическая ценность работы

Разработанные методики позволили повысить динамическую надежность и экономичность турбоагрегатов за счет снижения вибрационных перемещений ротора и сохранения всех типов уплотнений и получить дополнительный эффект за счет сокращения сроков наладки Внедрение усовершенствованной методики балансировки роторов с консольными участками существенно улучшает качество балансировки и повышает безопасность самого процесса балансировки Проведенные исследования позволили изыскать дополнительные резервы повышения демпфирования новых роторов на подшипниках скольжения, и в значительной степени устранить влияние на вибрацию дефектов сборки и эксплуатации подшипников тяжелонагруженных роторов Это также увеличило возможности снижения вибрации эксплуатируемых турбоагрегатов, в том числе и для АЭС Внедрение методов правки роторов в условиях электростанций дает значительный экономический эффект прежде всего за счет сокращения времени и затрат на ремонтные работы

Личный вклад автора заключается

- в анализе современного состояния вопроса по снижению вибрации и балансировки роторов, в том числе в сравнительном анализе действующих нормативных документов и многочисленных расчетно-экспериментальных исследований,

- в теоретическом исследовании и обосновании усовершенствованного метода балансировки роторов, имеющих длинные консольные части,

- в проведении расчетов и анализе вынужденных колебаний вапопроводов, имеющих погнутые роторы в средней и консольной части,

- в создании новой оригинальной методики правки роторов,

- в руководстве и проведении работ по внедрению в практику разработанных методик,

- в непосредственном участии в создании и экспериментальной отработке новых конструкций подшипников с повышенным демпфированием и дополнительным сферическим гидроподъемом,

- в непосредственном участии в создании и экспериментальной отработке новой методики диагностирования трещины в роторах,

- в разработке практических рекомендаций по выявлению опасных для эксплуатации агрегатов дефектов, практической наладке десятков сложных в вибрационном отношении турбоагрегатов и др

На защиту выносятся следующие основные положения

1 Усовершенствованная методика балансировки роторов на РБС с консольными частями

2 Расчетный анализ влияния на вибрацию валопровода консольных частей роторов на работающих турбоагрегатах

3 Методика балансировки погнутых роторов, позволяющая уменьшить и остановить прогиб ротора и сократить время и затраты на ремонтные работы по устранению дефекта

4 Методика выявления поперечной трещины при ремонте роторов, позволяющая предотвратить пуск турбоагрегата с роторами, имеющими трещину

5 Результаты экспериментальной отработки конструкций подшипников с повышенным демпфированием и сферическим гидроподъемом для мощных паровых турбин

6 Методика учета влияния подвода пара и поперечных сил в регулирующей ступени на динамические характеристики ротора в валопроводе

Апробация работы Основные результаты диссертационной работы изложены

- на VI Всероссийском конкурсе «Инженер года 2005» в номинации «Машиностроение»,

- на VI Международной конференции «Научно-технические проблемы прогнозирования надежности и долговечности конструкций и методы их решения» (Санкт-Петербург, 2005),

- на Всероссийских научно-технических совещаниях «Проблемы вибрации, виброналадки, виброконтроля и диагностики оборудования электрических станций» (Москва 2001, 2003,2005 гг),

- на семинаре кафедры «Турбиностроеиие и средства автоматики» ПИМАШа (2006 г)

и др

Публикации По материалам диссертации опубликовано 35 работ, из них более 20 статей и изобретений, отражающих результаты внедрения разработанных методов в новых и действующих турбоагрегатах

Структура и объем диссертации Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, библиографического списка из 162 наименований Работа изложена на 167 страницах и иллюстрирована 48 рисунками

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность и направления расчетно-экспериментапьных исследований, сформулированы основные цели и задачи работы, ее научная новизна и практическая значимость работы

Диссертация посвящена совершенствованию методов снижения вибраций роторов турбин ТЭС и АЭС на стадии проектирования, доводки и эксплуатации Несмотря на большое количество работ, направленных на создание методов балансировки гибких роторов как на высокооборотных (типа «Шенк») и низкооборотных балансировочных станках, так и в собственных подшипниках, практическое применение этих рекомендаций и методик даже авторами этих работ не всегда давали положительный результат Именно поэтому велики затраты и время, требуемые на виброналадку роторов мощных турбин и, особенно, роторов имеющих консольные участки

В первой главе выполнен анализ современного состояния вопроса по вибрации и балансировке турбоагрегатов, в том числе сравнительный анализ нормативных документов Показана необходимость их совершенствования, включая измерительные средства, с целью повышения достоверности и точности измерений Сформулированы новые требования и обосновано их включение в «Технический регламент» и соответствующие РД

На основании результатов исследований, практического опыта и расчетно-экспериментальных исследований, выполненных автором, сформулирован вывод о том, что традиционные методики балансировки, а также некоторые конструктивные решения при создании роторов имеют существенные недостатки Обсуждены вопросы организации дополнительных балансировочных плоскостей для более равномерного распределения как неуравновешенных, так и корректирующих масс и соответствующего исключения повышенных изгибных напряжений в роторах Ряд вопросов по обеспечению надежности возникает при внедрении малоопорных конструкций валопроводов, что требует решения следующие задач

- организация дополнительных доступных плоскостей коррекции в средних частях роторов и усовершенствование методов балансировки сверхтяжелых роторов, не имеющих второй шейки, как на станках, так и в собственных подшипниках,

- обеспечение повышенной несущей способности подшипников, исключающей задевания о баббит при высоких удельных нагрузках,

- обеспечение повышенного демпфирования и анизотропии для предотвращения потери устойчивости и снижения оборотной вибрации, в том числе при прохождении критических частот валопровода турбоагрегатов,

- нормирование остаточных дисбалансов и динамических реакций для тяжелых роторов малоопорных валопроводов

Решение многих из этих задач крайне необходимо для обеспечения надежного пуска т/а для АЭС «Бушер» и других новых конструкций турбин АЭС, в том числе перспективных турбин с лопаткой 1400-1450 мм

Особое место занимают вопросы обеспечения надежности роторов в эксплуатации

Наиболее опасным дефектом, требующим своевременного обнаружения, является трещина, а также все те дефекты, которые могут привести к ее образованию Весьма сложными являются проблемы устранения погибов роторов, а также вопросы выявления и устранения дефектов при ремонте роторов с учетом влияния на вибрацию эксплуатационных и режимных факторов

Многие роторы современных паровых турбин испытывают поперечное силовое воздействие потоков пара В регулирующей ступени эти силы могут составлять десятки тонн, что приводит к противоположным смещениям роторов и корпусов и изменению по окружности зазоров в проточной части и уплотнениях В работе показана необходимость учета этого фактора при сборке цилиндров и выборе минимальных зазоров, а также влияние конструкции и способов подвода рабочего тела на вибрацию

В заключительной части первой главы сформулированы основные задачи исследований

1 Усовершенствование методики балансировок роторов на РБС, обобщающей современные требования к балансировке гибких роторов

2 Разработка методики балансировки роторов с развитыми консольными частями и расчетное исследование влияния консольных частей роторов на виброактивность валопрово-да и опор при работающем турбоагрегате

3 Решение ряда задач на натурных установках, исследование конструкций и дефектов подшипников, влияющих на общее вибросостояние турбоагрегатов, в том числе и на их устойчивую работу,

4 Обобщение результатов исследований по отработке новых конструкций опорных подшипников для мощных паровых турбин с повышенными несущей способностью и демпфированием, в том числе с организацией сферического гидроподъема

5 Разработка методики выявления поперечной трещины при ремонте роторов турбоагрегатов

6 Расчетное обоснование и разработка методики балансировки погнутых роторов турбин с целью повышения их надежности и сохранения экономичности

7 Определение влияния подвода рабочего тела и поперечных сил в регулирующей ступени на динамические характеристики ротора в валопроводе

Вторая глава посвящена анализу и совершенствованию методики балансировки роторов на РБС с учетом результатов всех современных исследований и разработок, связанных С конструктивными особенностями роторов ЛМЗ Показано несовершенство методик балансировки роторов с развитыми консолями Предложена новая, проверенная на практике, упрощенная формула для расчета балансировочного груза, устанавливаемого на консоль ротора

На основании результатов выполненных расчетно-экспериментальных исследований диссертантом предложено

- создавать дополнительные балансировочные плоскости на насадных и цельнокованых дисках новых роторов,

- выполнять поэтапно балансировку роторов с насадными деталями При этом, корректирующие массы должны устанавливаться в плоскости, расположенные на добавленных элементах с жестким контролем условий и результатов посадки,

- предлагается при статической балансировке дисков использовать новую формулу для поправочного груза, учитывающего несовершенство используемого приспособления

Далее в главе на примере балансировки роторов газовой турбины У94 2 выполнена сравнительная оценка методик балансировки ЛМЗ и фирмы Сименс Показано, что методика ЛМЗ, по крайней мере, не уступает методике фирмы «Сименс» После применения на РБС данной методики вибрация агрегата при пуске на Северо-Западной ТЭЦ «Ленэнерго» не превышала 2,8 мм/с, в то время как согласно гарантиям и технической документации фирмы «Сименс» было указано, что вибрация опор после монтажа турбины не должна превышать 7 мм/с Недостатки методики «Сименс» состоят в том, что грузы, установленные при балансировке ротора как жесткого тела, не снимаются при его дальнейшей балансировке как гибкого, что приводит к моментной неуравновешенности, которая на РБС не проявляется, а сказывается при работе агрегата на электростанции

Излагается новая, разработанная автором, методика балансировки роторов с развитыми консольными частями и анализируется влияние консольных участков ротора при работе агрегатов выше 3000 об/мин, например, при повышении оборотов для опробовании автомата безопасности Необходимость разработки такой методики возникла при создании установки ГТЭ-150, ротор компрессора которой имел развитую консольную часть (1575 мм) Методик балансировки роторов с консолями больше 1000 мм на тот момент не существовало Динамический прогиб удлиненного консольного участка на рабочей частоте значительно возрастает и, соответственно, более существенно влияет на обшее вибросостояние На ГТЭ-150 это происходит при частотах, значительно ниже рабочей (в районе собственной парциальной частоты консоли ~ 1800 об/мин) Помимо усложнения балансировки это существенно увели-

чивает опасность эксплуатации РБС, так как при ошибке в определении небаланса консоли на выбеге может развиться очень большая неконтролируемая вибрация смежной с консолью опоры с возможным повреждением установки

На рис 1 дана расчетная схема к математической модели динамического прогиба вращающейся консольной части ротора

Qí.y '

•."т... j,£-. ni...1 a^ílubLí-J.«J®

___1 I

f

- -

X

1

1 . I.

Рис 1 Расчетная схема вращающейся консольной части ротора, имеющей остаточный прогиб

где 1 - длина балки (консоли), EJ - приведенная изгибная жесткость консоли, X - текущая координата, f(x) - кривая остаточного прогиба, Y(x) - динамический прогиб при вращении консоли, W(x) - суммарный прогиб, fo - остаточный прогиб на правом краю консоли при х=1, q(x) - распределенная динамическая нагрузка при вращении консоли, вызываемая действием центробежных сил

При вращении консоли возникают центробежные силы, которые создают динамический прогиб у(х) При разгоне нарастание прогиба будет происходить до момента, когда воздействие центробежной поперечной нагрузки q(x) не будет уравновешено упругими напряжениями изгиба в поперечном сечении консоли

На основании приведенного приближенного решения задачи, можно получить формулу (I), выражающую связь между прогибом f0, который надо компенсировать массой М, устанавливаемой на радиусе R на конце консоли длиной /

f Ishal sin al--(chai sin al - .\hal eos al) ,,,

z(/)=4V-- Ш

al 1 + cos alchal

_ mío2 (2)

El

где m-погонная масса консоли, ю-угловая скорость, E-модуль Юнга, /-момент инерции Использование формулы (1) с учетом фазовой компоненты позволяет исключить вероятность неуправляемого роста вибрации при проходе критики консоли при выбеге и тем самым исключить повреждения ротора и оборудования Согласно разработанной методике, балансировка роторов с консольными частями считается завершенной, когда колебания консоли при прохождении критической частоты не превышают 500 мкм

Для дальнейшего совершенствования предложенной методики при выборе балансировочного груза для консоли необходимо определить динамическое изменение уклона шейки подшипника консоли с помощью системы бесконтактных датчиков Минимизация этого уклона позволяет получить более точную формулу для расчета корректирующего груза и учесть фактическую податливость ротора в части между опорами

С использованием программного комплекса «ПОГИБ», разработанного по методике МЭИ, выполнен расчетный анализ влияния корректирующих грузов на компенсацию погиба консольного ротора компрессора и АФЧХ валопровода на примере ГТ-150 J1M3 При расчетах учитывались сложная геометрия валопровода и подшипников, расчетные динамические жесткость и демпфирование подшипников, неупругое сопротивление в материале вапопро-

вода Выполнены расчеты АФЧХ валопровода при заданной форме погиба консоли до и после подбора величины сосредоточенного груза на конце консоли На рис 2 показано влияние погиба консоли (Со= 0,45 мм) на вибрацию крайнего сечения консоли, двойная амплитуда которой превышает миллиметр

ПРОМЕЖУТ УЗЕ/1 В

Рис 2 АФЧХ на конце консоли имеющей начальный погиб 0 45 мм

Как показали расчеты, после подбора груза по формуле (1), вибрация консоли при рабочей частоте вращения не превышает кинематической величины боя, что позволяет завершить балансировочные работы и выполнить дальнейшее уточнение величин корректирующих грузов

Далее показано, что для установок, работающих при частотах выше 3000 об/мин, эффект влияния консоли на динамические характеристики валопровода наступает при меньшей длине консоли В частности для экспериментальной паровой турбины при рабочих оборотах около 9000 об/мин, существенное влияние консоли на колебания роторной системы наступает при длине консоли не более 320 мм Динамические коэффициенты влияния при этом достигают 1000 мкм/кг

Третья глава посвящена исследованию новых конструкций и отработке подшипников с повышенным демпфированием, в том числе со сферическим гидроподъемом вкладышей

Приведены результаты исследования по отработке высоконагруженных опорных виброустойчивых подшипников для мощных паровых турбин с высокой несущей способностью При этом одновременно с модернизацией конструкций подшипников с точки зрения несущей способности в них были снижены потери мощности на трение Совместно с ОАО «Урал ВТИ» и ОАО «НПО ЦКТИ» были проведены комплексные экспериментальные исследования по отработке конструкций опытных опорных вкладышей диаметром 600 мм, которые были разработаны и изготовлены на ЛМЗ под руководством автора

Подвод масла в опытных подшипниках был осуществлен непосредственно в гидродинамический клин в нижней половине вкладышей по направлению вращения вала, а дополнительный отвод отработанной смазки - на выходе из несущего слоя в нижней, а затем и в верхней половине вкладышей Конструкции опытных вкладышей позволяли определить влияние на их статические характеристики следующих геометрических параметров и элементов

- величин масляных зазоров между вкладышем и валом,

- геометрии расточки рабочей поверхности,

- исполнения подвода масла и дополнительного отвода отработанной смазки в нижней и верхней половинах,

- расположения и количества гидростатических камер (карманов) для системы ГПВ в нижней половине,

- организации системы охлаждения рабочей поверхности,

- типов антифрикционных материалов

На рис 3 представлены основные варианты опытны? вкладышей с эллиптической расточкой и различными элементами конструкций Испытания проводились при частотах вращения вала

стендовых установок 5-58 Гц, удельных нагрузках в подшипниках 1 6-3 5 МПа и температурах масла Тп-22 на входе в подшипники 43^5°С

В результате были отработаны различные варианты конструкций вкладыша и определены наиболее эффективные Вкладыши указанной конструкции имеют высокую несущую способность и могут работать при повышенных удельных нагрузках (до 3 2 МПа), а также обладают повышенными демпфирующими свойствами, надежностью и экономичностью при различных режимах работы Разработанная оригинальная конструкция подшипника впервые внедрена в новых паровых турбинах мощностью 1000 МВт для АЭС, а ее основные элементы - в новых и действующих турбинах 200 -1000 МВт для ТЭС и АЭС

Далее в главе приводятся результаты натурных испытаний подшипников с повышенным демпфированием и результаты натурных исследований низкочастотной вибрации (НЧВ) на РБС

Схема вкладыша представлена на рис 4 Подшипник состоит из верхней 1 и нижней 2 обойм, из верхнего 3 и нижнего 4 полувкладышей, имеющих взаимно сопряженные опорные сферические поверхности, выполненные с зазором, к которым через гидростатические карманы и отверстия 5 в нижней обойме 2 организован подвод масла высокого давления 6

Основной подвод смазки в подшипник осущестштен через отверстие и полукольцевой канал в верхнем полувкладыше, а также через каналы в нижнем полувкладыше под углом к горизонтальной плоскости по касательной к валу и по направлению его вращения непосредственно в мас-лораздаточный карман на рабочей поверхности вкладыша При испытаниях вкладыша на РБС было установлено, что устранение конусности по длине вкладыша равной 0 2 мм путем его расточки на больший диаметр позволяет снизить уровень НЧВ примерно в 4 раза Также показано, что включение сферического гидроподъема (ГП) приводит к существенному снижению НЧВ В данном случае в два раза

На основании результатов исследований было предложено использовать такую конструкцию вкладыша в качестве демпфера, включая (при необходимости) дополнительный гидроподь-ем вкладыша при работе т/а Эффективность данного предложения была подтверждена при пуске т/а на сборочно-испытательном стенде Например, при включении гидроподъема сферы при п=450 об/мин, практически мгновенно были устранены перекосы по ротору и вкладышу

При этом вибрация опор была существенно уменьшена как и разность по давлению в камере гидроподъема вкладыша на 10-15 кгс/см2, что позволило достигнуть практически номинальной частоты вращения валопровода турбины без существенного роста вибрации Вибрация опор т/а на максимальной частоте вращения не превышала 1 5 мм/с, а вибрация вала - 80 мкм, в то время как при отключенном ГП из-за значительного роста вибрации увеличение частоты вращения выше 1548 об/мин не удалось

Рис 3 Варианты опытных вкладышей

- + •

I I

Рис 4 Конструкция штатного вкладыша для АЭС «Бушер» (К-1000-60/3000)

В четвертой главе изложена разработанная методика выявления поперечной трещины на роторах во время их ремонта

Для получения свободных колебаний было реализовано два варианта

1 РВД с лопатками подвешивался на штатной траверсе и ударами специальной кувалды по центру или концу вала в поперечном направлении возбуждались изгибные колебания Полученные вибросигналы одновременно от разных датчиков, расположенных на измерительной поверхности ротора по продольной оси в соответствии с рис 5, регистрировались магнитографом для последующего спектрального анализа с целью выявления признаков наличия трещин Собственные частоты колебаний определялись для нескольких последовательных положений ротора - 0°, 90°, 180°, 270° При этом величина раскрытия трещины должна была зависеть от углового положения ротора, наибольшее проявление которой обнаруживалось, когда трещина находилась внизу, принятое при испытаниях за начальное угловое положение 0°

2 РВД с лопатками был установлен на «козлы» с мягкими опорами Возбуждался в 16 '" положениях с шагом по углу 24 градуса, определяемого числом болтов, равным 15 Поворотом его вокруг продольной оси осуществлялся по часовой стрелке относительно торца РВД со стороны шейки вала Спектры получены последовательно для начального положения, когда трещина расположена сбоку

Контролируемые точки

Рис 5 Схема расположения контролируемых точек на РВД и подключение приборов измерительного тракта В первом варианте испытаний выявлено, что при максимальном раскрытии трещины в окрестности одного из главного сигнала-отклика с частотой 364 Гц появляются дополнительные сигналы с частотами 356 и 377 Гц Во втором варианте на козлах так же четко происходит расщепление пиков откликов, например, на базовой частоте в районе 140-150 Гц в зависимости от положения трещины на роторе в момент ее возбуждения (см рис 6)

Таким обратом шнййано, что спектральный метол вибродиагностнкн позволяет обнаруживать трешину " змснсенно спектральных .\|paKTepiiiriiiK свободных колебаний ротора при возбуждении ударом. Рекомендовано внедрение такого метода в техпроцесс Еднтиталь-11 йя ремонтов цельнокованых роторов, время эксплуатации которых более 100000 часов.

i к.чниыи iiihihh i.... 1,1

JLS*

klL

4,

i

—А,

ill. L 1.

' ---i .... -1 ..... I ...... I-ггтг--1 ..... I -■-rr;-. ■■ ...

• .-. ..гни ........ .. , - 1 ,, ,.....*

i. jii?j i .г гиши.,1 ut ihtlnthiihu i / iihilih.i t -a iup i гн ...........

&fc. (i Расщепление отклика сигнала ни чистоте 140-1 50 Гц при положении .........л

сбоку от верти кал енюе о направления.

Ища» кчана посвящена устранению вибранНЙ на электростанция к.

Приводится разработанная авюром методика правку роторов, имеющих осгагочиый прогиб (далее погиб) с использований специальных систем балансировочных грузов. Рассмотрены причины Появления остаточных прогибов роторов.

Наличие зпачнтсль...... ног нбов для мощных турбин, иечерггёшши^ свой ресурс, является существенным п]У^пятствием для продления ресурса. Для новых роторов даже умеренный погиб также существенно снижает надёжност ь и экономичность (повышенный износ уплотнений). При окружной неравномерности физических и механических свойств, а также химическою состава поковки ротора кя работающей турбине, имеющиеся остаточные прогибь) роторов со временем увеличиваются. Так как с прогнутым ротором пуск турбины затруднен и может вызвать негативные последе твил, как с точки Зрения падежное] и. так и тнопомично-сти турбоагрегата в целом, эта проблема является чрезвычайно важной.

Показано, что в период ремонта восстановить работоспособность погнутых роторов МОЖНО двумя ..............утями:

1. Отправить ротор па завод. I ТС 1Ю1ПО будет выправлен, а ротор отбалансироваЕ!,

2. По специальной ohi.ejно-|>аече1 иол методике JIM3 отремонтировать и отОаланеиро-вать ротор но месту эксплуатации на низкооборопиом балансировочном станке под руководством заводских специалистов. Данная методика позволяет, как минимум, приостановить дальнейшее увеличение погиба во время эксплуатации турбоагрегата и дает хорошие результат i»f как для роторов с остаточным rpoi ибом, так и без ирОЕИба, но со сроком эксплуатации более И) ист (после двух капремонтов). Вместе с тем, как показывает опыт, без исправления можно оставлять в эксплуатации роторы, имеющие остаточные прогибы с максимальным радиальным биением не более 0,1 мм при условии, что впбрапня на опорах этого ротора не нревьниас! i мм/сек. >то необходимо для тою, чтобы иметь запас но вибрации на случаи увеличения прогиба, что гарантирует бсзаварниЕзуЕо рабочу турбины до блнжпйшего капитального ремонта. При Goabtiiev уровне вибрации следует выполнить указанную сисциаль-ную балансировку.

Сч и тлю. что правки погнутых роторов Еаутем месттюго (Угрева места погнба с одновременным приложением нагрузки нецелесообразны, так как мри чтом нарушаются режим

термообработки и структура металла, что при дальнейшей эксплуатации может привести к появлению в роторе трещин Кроме того, ротор в процессе такой правки может получить остаточную намагниченность и стать источником электроэрозии

Суть используемой при балансировке погнутых роторов опытно-расчетной методики с использованием низкооборотного станка резонансного типа состоит в следующем

а) на первом этапе балансировки обеспечивается минимальный уровень динамических реакций за счет установки балансировочных грузов не только в штатные балансировочные плоскости, но и в дополнительные, используя для этого разгрузочные отверстия дисков, а также полумуфты, что позволяет уменьшить до требуемого предела и моментную неуравновешенность, являющуюся в данном случае важной составляющей На этом этапе устраняется неуравновешенность, вызываемая эксцентриситетом масс ротора вследствие его погиба Центробежную силу (ЦБС) от суммарной неуравновешенности (остаточной, которая была до погиба, и дополнительной от погиба) можно оценить, используя вибрационные измерения прибором типа "Вибропорт" или другими современными приборами и измерения величин погибов в контрольных плоскостях ротора В первом приближении без учета влияния соседних роторов эти ЦБС можно считать равными реакциям опор Далее рассчитываются величины уравновешивающих грузов Для надежности вычислений используются так же данные вибрации на умеренных частотах вращения, когда погнутый ротор можно считать как абсолютно жесткий

На этом этапе разнос грузов по длине ротора осуществляется, в основном, в соответствии с эксцентриситетом масс и с учетом формы колебаний на рабочей частоте вращения, чтобы работа сил от неуравновешенности и компенсирующих грузов по этой форме была бы равна или близка нулю Отметим, что если не устранять моментную неуравновешенность, то при прочих равных условиях ( устранен технологический небаланс, учтено влияние режимных факторов и т д ) не будут устранены напряжения определяющие развитие остаточного погиба

б) В период второго этапа балансировки, когда остаточная неуравновешенность от погиба ротора становится соизмеримой с обычным технологическим небалансом, добиваются того, чтобы она находилась в плоскости погиба, а по величине удовлетворяла следующим требованиям - в крайних плоскостях ротора (на 1/3 длины ротора от цапф) 2СЛЗ <1%, - в средней части ротора 2С/С<5%, где С - приведенная амплитуда центробежная сила от остаточной неуравновешенности, в - вес ротора)

Это идеальное с практической точки зрения, решение задачи балансировки для симметричных роторов Для других роторов эти соотношения корректируются, исходя из формы колебаний ротора и распределения его веса Отметим два важных момента этого этапа 1) балансируем ротор, по возможности, поэлементно, выполняя требования к низкочастотной балансировке, 2) минимизируем моментную неуравновешенность, что раньше не выполнялось

в) На последнем этапе предусматривается установка системы «антибалансировочных» грузов с целью получения напряжений в месте максимального прогиба величиной не более 50 кг/см2 обратного знака по сравнению с первоначальными Положение «антибалансировочных» грузов по отношению к направлению погиба определяется динамическим состоянием ротора с остаточным прогибом на рабочей частоте вращения и, зависит от положения рабочей частоты вращения по отношению к критическим частотам и, соответственно, формы колебаний

Балансировочные грузы устанавливаются в разгрузочные отверстия дисков со стороны подвода пара и завапьцовываются с противоположной стороны

Для контроля и дальнейшего возможного уточнения системы корректирующих грузов измеряются АФЧХ опор и ротора турбоагрегата, как при пуске, так и при останове Также необходим контроль за поведением погнутых роторов в процессе эксплуатации В связи с этим предлагается а) Осуществлять постоянный контроль за показаниями датчика искривления ротора и ежедневно записывать в оперативный журнал б) На пусках тщательно и рав-

номерно прогревать проточную часть и при этом стремиться к минимальной разнице температур в контрольных точках В связи с повышенным уровнем боя ротора из-за искривления имеют место кинематические перемещения сечений ротора и опасность задеваний увеличивается в) Желательно один раз в год при работе на ВПУ контролировать величину прогиба ротора по индикатору часового типа в районе каминных уплотнений При этом производится поверка "маятника" РВД и его сравнение с первоначальным как по величине, так и по угловому положению г) Перед остановом турбины необходимо измерить вибрацию первых четырех опор при максимальной нагрузке и на холостом ходу, а также, как минимум, АФЧХ первых четырех опор в вертикальном направлении при выбеге турбоагрегата

Опыт правки погнутых роторов, практически реализованный на 25 роторах паровых турбин различной мощности от 25 до 800 МВт и на трех роторах ГТ -100-ЗМ, показывает, что в большинстве случаев погибы роторов постепенно выправляются, а на отдельных роторах величина погиба не изменяется, при этом не было отмечено ни одного случая увеличения погиба ротора, отбалансированного по методике ЛМЗ

Рассмотрим некоторые примеры практического освоения и внедрения разработанной методики На РВД турбины ПТ-65-130 ст №11 Омской ТЭЦ-3 максимальный радиальный бой составил 0,73 мм перед 3-й ступенью Ротор был отбалансирован по данной методике на низкооборотном балансировочном станке резонансного типа, при этом было установлено 9 балансировочных грузов общей массой 2500 граммов Через 3 года эксплуатации максимальный радиальный бой ротора уменьшился на 0,20 мм Ротор был снова отбалансирован на станке, часть балансировочных грузов была снята, а турбина успешно эксплуатируется до сих пор

При правке РВД турбины ПТ-65-130 ст №1 Западно-Сибирской ТЭЦ остаточный погиб характеризовался максимальным радиальным боем в 1,22 мм перед регулирующей ступенью

На токарном стане были проточены

- шейки ротора со сдвигом оси вращения в сторону прогиба, в результате чего максимальный радиальный бой в проточной части уменьшен до 0,73 мм,

- радиальная поверхность полумуфты относительно новой оси вращения,

- торцевая поверхность полумуфты относительно новой оси вращения

Согласно данной методике ротор был отбалансирован на низкооборотном балансировочном станке резонансного типа с использованием прибора «Вибропорт-41» Установлено 14 балансировочных грузов общей массой 3700 граммов На холостом ходу вибрация на первых трех подшипниках не превышала 1,5 мм/сек Через 3 месяца эксплуатации максимальный радиальный бой ротора уменьшился на 0,40 мм Ротор был снова отбалансирован на станке, большая часть балансировочных грузов была снята Турбина до настоящего времени находится в эксплуатации

Разработанная совместно с МЭИ программа «ПОГИБ», позволяет провести вариантные расчеты динамических характеристик валопровода и опор произвольного турбоагрегата при различных погибах роторов и подобрать оптимальные системы компенсирующих грузов Расчеты подтвердили эффективность специальной методики балансировки ЛМЗ

На рис 7 и 8 показаны расчетные АФЧХ первой цапфы погнутого ротора ВД ПТ-60-130/13 до и после установки компенсирующих грузов при начальном погибе с боем порядка 0,75 мм

Показано, что можно идти двумя путями при выборе систем компенсирующих грузов В одном случае система сил замыкается на опорах и устраняет динамические прогибы валопровода и остаточные динамические реакции в опорах, как при обычной балансировке Другой подход заключается в подборе системы грузов, которые не передают соответствующие динамические усилия на опору, а только выпрямляют вал на заданной частоте вращения Во втором случае вал будет выпрямляться вследствие ползучести, так как на него во вращении будут действовать силы, постоянные во времени После исправления прогиба эти грузы можно снять

ЛЛ1 I < 1

Гтг у \ 1 \ \ -- 1 ^ 1 /.' 1

> . 1 У / л * А \ V- и V * » 3*7» * > " Ж"*" •С * / 1 ' "" X

Рис 7 АФЧХ цапфы 1 до установки грузов

11.1 'П

Рис 8 АФЧХ цапфы 1 после установки грузов

В главе также приводится разработанная с участием автора методика снижения высокочастотной вибрации в мощных паровых турбинах Отмечено, что для всех т/а в той или иной степени в зависимости от качества монтажа и ремонта характерно изменение динамических свойств колебательных систем Основное влияние на такое изменение оказывают деформации (коробление) выхлопных частей цилиндров, что сопровождается увеличением вибрации, в основном, с частотой 100 Гц До разработки данного подхода, как правило, такую вибрацию пытались снизить с использованием различного рода гасителей (в том числе и автор)

Разработанная методика заключается в проведении на остановленном турбоагрегате динамических испытаний с использованием вибровозбудителя, частота вращения которого изменяется от 15 до 115 Гц с помощью преобразователя частоты В результате испытаний в исследуемом частотном диапазоне измеряются динамические характеристики колебательной системы турбоагрегат-основание-фундамент (ТФО) На основании полученных характеристик - коэффициентов жесткости опор - принимается решение о характере ужесточения и возможном отказе от дополнительной балансировки При этом, после выполненного ужесточения необходимо повторение динамических испытаний Основным преимуществом данной методики является оперативность и возможность выполнения в период капитального ремонта, а также существенное сокращение объемов монтажных работ и затрат

Данная методика была успешно применена для снижения вибраций с частотой 100 Гц на ряде электростанций, в том числе на ТЭС «Марица-Восток-2» (Болгария), на ТЭС «Мат-ра» (Венгрия), на АЭС «Мадрас» (Индия), на Прибалтийской и Эстонской ГРЭС (Эстония), на Сургутской ГРЭС-2 Так на т/а К-800-240-5 Сургутской ГРЭС-2 в результате выполнения работ согласно данной методики удалось снизить вибрацию с частотой 100 Гц с 5 до 1 мм/с

Автором показано, что окончательный вариант ужесточения опор для конкретного турбоагрегата должен выполняться только после анализа результатов динамических испытаний с использованием вышеуказанной методики

Далее рассмотрены вопросы и приведены практические примеры устранения НЧВ на крупных турбоагрегатах На основе теоретических и практических работ в зависимости от причин НЧВ разработаны основные практические меры по ее устранению (см табл 1) _Таблица 1

НЧВ «паровая» в сочетании с масляной Зависит от открытия клапанов, расцснтровок, параметров подшипников и уплотнений

«Масляная» НЧВ, вызвана изменением реакций опор из-за расцснтровок в сочетании с поперечными силами от парораспределения

НЧВ, нестабильная, многочастотная, вызванная повышенными вибрациями и/или задеваниями и неплотным прилеганием опорных поверхностей

Субгармонический резонанс с частотой 1/2,1/3, 1/41/5 Юр

Ремонтные мероприятия (выполняются по мере трудоемкости)

-Проверка износа вкладышей

- устранение износа, -Проверка зазоров - восстановление оптима-льных зазоров (эллиптичность 0 6-0 7) -Увеличение бокового зазора,

- Увеличение (иногда снижение) температуры масла, -Изменение порядка открытия клапанов - если вибрация на РВД,

-Перецентровка роторов по полумуфтам,

-Замена типа подшипников, в том числе удаление «холодильника»,

-Раскрутка потока (применение стабилизирующих устройств),

-Реконструкция уплотнений,

- Смещение цилиндра относительно ротора(слабая мера),

-Проверка износа вкладышей — устранение износа,

- перецентровка ро-горов по полумутам, -Проверка зазоров

- восстановление оптимальных зазоров (эллиптичность 0 6-0 7),

-Увеличение бокового зазора,

- Увеличение (иногда снижение) температуры масла, -Изменение порядка открытия клапанов - если вибрация на РВД, -Замена типа подшипников, в том числе удаление «холодильника»,

-Устранение повышенных вибраций, -Проверка возможности задеваний, устранение задеваний,

- Перецентровка роторов по полумутам, -Устранение износа вкладышей,

- При слабых задеваниях иногда снижение температуры масла уменьшает вибрацию и снижает вероятность задеваний — временная мера,

-Изменение порядка открытия клапанов,

- Устранение нелинейности типа отрыва опоры,

- Восстановить натяг на сползшей насадной детали и др_

- Перецентровка роторов по полумуфтам,

- Устранение нелинейности (типа отрыва опоры),

-Проверка износа вкладышей -устранение износа,

-Увеличение или уменьшение бокового зазора, -Изменение порядка открытия клапанов — если вибрация на РВД и имеются значительные поперечные силы от парораспределения,

Также рассматривается один из новых существенных резервов для снижения относительной вибрации вала и в меньшей степени абсолютной вибрации опор - снижение внутренних поперечных сил, действующих на ротор С введением жестких требований по уровню относительной вибрации вала таких мер как центровка и балансировка становится недостаточно При изменении вибрации ротора более чем в два раза, вибрация опор может меняться незначительно, что создает дополнительные сложности при диагностике вибросостояния т/а В этой связи было изучено влияние парораспределения на вибрацию и внедрены рекомендации для ряда турбин по оптимизации схемы открытия регулирующих клапанов ВД В частности для паровой турбины К-200-6М на ГРЭС «Балти», ст № 11 за счет изменения схемы парораспределения (применили диагональную схему открытия клапанов для минимизации паровых сил действующих на ротор) вибрация ротора была снижена более чем на 100 мкм

Заключение

На основании новых методических наработок, выполненных расчетных и экспериментальных исследований, а также по результатам успешного опыта практического устранения вибраций на отечественных и зарубежных электростанциях можно сделать следующие выводы

1 Усовершенствована методика балансировки роторов на РБС с учетом поправок при статической балансировке на технологические неточности приспособлений и моментной неуравновешенности с введением дополнительных плоскостей коррекции Практическими балансировками доказано преимущество разработанной методики

2 Усовершенствована методика балансировки роторов с развитыми консольными частями и разработана математическая модель динамического прогиба вращающейся консоли, в том числе

2 1 Получена и внедрена в практику формула для расчета корректирующего груза на консоли с учетом ее динамических свойств

2 2 Выполнен анализ влияния на вибрацию валопровода консольных частей роторов на работающих турбоагрегатах (т/а) Разработана и успешно внедрена методика для виброналадки турбоагрегатов, имеющих роторы с длинными консолями

2 3 Показано, что для турбоагрегатов, работающих при частотах выше 3000 об/мин, эффект влияния консоли на динамические характеристики валопровода проявляется при меньшей длине консоли В частности для ЭТП-2 при рабочих оборотах, примерно 9000 об/мин, существенное влияние консоли на колебания роторной системы возникает при длине консоли не более 320 мм

3 Выполнены расчетные исследования АФЧХ роторов, имеющих погиб консоли Расчетные исследования подтвердили эффективность снижения вибраций при установке компенсирующих грузов

4 На основе результатов исследований подшипников, разработаны новые конструкции подшипников для мощных паровых турбин АЭС, обладающих не только повышенным демпфированием НЧВ и оборотной вибрации, но также высокой экономичностью и несущей способностью в условиях высоких удельных нагрузок на различных режимах работы Обеспечение повышенной несущей способности позволяет исключить задевания о баббит при больших удельных нагрузках, увеличенное демпфирование и анизотропия предотвращают потерю устойчивости и снижают оборотную вибрацию, в том числе при прохождении критических частот вращения

5 Разработана и предложена методика выявления поперечной трещины при ремонте роторов

6 Разработана методика балансировки погнутых роторов, позволяющая остановить или уменьшить прогиб ротора, что позволяет повысить надежность и экономичность агрегата в целом и сократить время и затраты на ремонтные работы

7 Разработан комплекс наладочных и конструктивных мер для предотвращения и устранения НЧВ роторов турбин Выполнены исследования особенностей возникновения НЧВ сверхтяжелых малоопорных роторов, опирающихся на высоконагруженные подшипники скольжения

Разработанный комплекс конструктивных, наладочных мероприятий и усовершенствований в части балансировки позволяет обеспечивать на турбинах ЛМЗ длительную сохранность зазоров после монтажа, обеспечив тем самым исходную экономичность и высокую надежность, а также удовлетворить жесткие международные требования на уровень вибрации вала

8 Внедрена в практику методика учета влияния подвода пара и поперечных сил в регулирующей ступени на динамические характеристики роторов в валопроводе с целью снижения вибрации вала

9 С использованием разработанных методов и подходов автором выполнены успешные наладки более сотни турбоагрегатов, как после монтажа, так и в процессе ремонтов

Основное содержание диссертации изложено в следующих публикациях

1 Шкляров М И , Панькин А М , Куменко А Н и др Особенности балансировки роторов низкого давления турбин К-315-170 и Т-180/160-12 8 // Сборник докладов "Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электротехнических станций" М ВТИ 2001 г

2 Шкляров М И , Кубарев В Г, Шилович Н Н Способ правки роторов паровых и газовых турбин //Патент №2079671 (РФ)

3 Шкляров М И , Суханов Н П , Блинков Е В Способы компенсации неуравновешенных сил валопровода // Патент № 1625077 (РФ)

4 Лисянский А С , Шкляров М И , Суханов Н П , Куменко А И , Никольский А В , Егоров Н П Опыт восстановления работоспособности роторов с остаточным прогибом // Электрические станции-2005 -№10-С 67-69

5 Лисянский А С , Никольский А В , Шкляров М И ,Лебедько Н С , Куменко А И , Суворов А Г Опыт виброналадки турбоагрегатов большой мощности на электростанциях // Электрические станции - 2005 -№10 - С 22-28

6 Абросимов А А , Злобин О А , Шкляров М И Исследование динамики системы «турбоагрегат-фундамент-основание» (ТФО), энергоблоков мощностью 800 Мвт // Энергомашиностроение - 2005 -№2-3 - С 19-24

7 Лисянский А С , Егоров Н П , Шкляров М И , Спиридонов А Ф , Никольский А В Опыт работ по повышению надежности подшипников мощных паровых турбин // Электрические станции -2005 -№10 - С 41-45

8 Егоров Н П , Лисянский А С , Спиридонов А Ф , Морозов А А , Шкляров М И, Назаров В В Вкладыш опорного подшипника скольжения // Свидетельство на полезную модель - №21816 от 20 02 2002г Б И №5

9 Лисянский А С , Шкляров М И , Суханов Н П , Панькин В М , Никольский А В , Егоров Н П Исследование и наладка головного турбоагрегата с турбиной К-165-130-2, установленного на фундамент турбогенератора мощностью 150 МВт // Энергомашиностроение -2005 -№2-3 -С 38-42

10 Абросимов А А , Злобин О А , Шкляров М И Исследования динамики системы турбоагрегат-фундамент-основание (ТФО) энергоблоков мощностью 800 МВт // Труды 6 Международной конференции Издательство Политехнического университета - 2005 г

11 Егоров Н П , Лисянский А С , Спиридонов А Ф , Морозов А А , Шкляров М И, Назаров В В Вкладыш опорного подшипника скольжения // Свидетельство на полезную модель №21816 от 20 02 2002г Б И №5 г

12 Егоров Н П , Лисянский А С , Спиридонов А Ф , Морозов А А , Шкляров М И, Назаров В В Вкладыш подшипника скольжения // Свидетельство па полезную модель №21941 ог 27 02 2002г ,Б И №6,2002 г

13 Егоров Н П , Лисянский А С , Спиридонов А Ф , Морозов А А , Шкляров М И, Назаров В В , Ковальский Р К Вкладыш радиальною подшипника скольжения // Свидетельство на полезную модель №22809 от 27 02 2002г Б И №12,2002г

14 Егоров Н П , Лисянский А С , Спиридонов А Ф , Никольский А В , Шкляров М И, Чупрова Л И Ковальский Р К Радиальный вкладыш подшипника ротора турбомашипы // Свидетельство на полешую модель №23932 от 20 07 2002г, Б И №20,2002г

15 Лисянский АС, Егоров НП, Юрьев ЮН, Спиридонов АФ, Шкляров МИ, Рыбкин Н С , Адамчук А А Корпус цилиндра низкою давчения паровой турбины Н Свидетельство на полезную модель №28732 от 10 04 2003г, Б И №10, 20031

16 Лисянский А С , Егоров Н П , Сухоруков Е М , Митин В М , Спиридонов А Ф , Шкляров М И, Лебедько Н С Радиачьный подшипник скольжения роторов мошных турбоагрегатов//Патент на изобретение №2237199 от 27 09 2004г, Б И №27,2004г

17 Лисянский А С , Сачков Ю С , Ласкин А С , Егоров Н П , Шкляров М И Опорно-упорный подшипник // Патент на изобретение №2248474 от 20 03 2005г, Б И №8, 2005г

Лицензия ЛР №020593 от 07 08 97

Подписано в печать 28 12 2006 Формат 60x84/16 Печать цифровая Уел печ л 1,0 Тираж 100 Заказ 1125Ь

Отпечатано с готового оригинал-макета, предоставленного автором, в Цифровом типографском центре Издательства Политехнического университета 195251, Санкт-Петербург, Политехническая ул , 29 Тел 550-40-14 Тел/факс 297-57-76

Реферат.

Оглавление.

Обозначения и сокращения

ВВЕДЕНИЕ

1. ОБЗОР НОРМАТИВНОЙ БАЗЫ И МЕТОДОВ СНИЖЕНИЯ ВИБ

РАЦИИ ТУРБОАГРЕГАТОВ

1.1 О необходимости совершенствования нормативных доку- 16 ментов о вибрации.

1.2 Проблемы применения существующих методик баланси- 20 ровки.

1.3 Проблемы применения низкооборотных балансировочных 31 станков

1.4 О балансировке на высокооборотных разгонно- 35 балансировочных станках (РБС)

1.5 Проблемы низкочастотной вибрации роторов

1.6 Совершенствование подшипников скольжения для повы- 49 шения вибрационной надежности

1.7 О применении методов и программ моделирования дина- 51 мических характеристик валопроводов и опор к задачам балансировки погнутых и консольных роторов

1.8 Образование трещин в роторах и их диагностирование

1.9 Устранение вибраций на электростанциях. Недостатки 56 практических балансировок.

1.10 Выводы по Главе 1 60 ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЙ

2. БАЛАНСИРОВКА РОТОРОВ НА РБС

2.1 Сравнительная оценка методик балансировки ЛМЗ и 65 «Сименс».

2.2 Балансировка роторов на РБС «Шенк» с развитыми кон- 68 сольными частями

2.3 Экспериментальное обоснование подходов к балансиров- 69 ке консольных роторов

2.4 Моделирование колебаний вращающейся консольной 74 части ротора и валопровода на примере т/а ГТ

2.5 Обоснование подходов к балансировке консольных рото- 74 ров

Диссертация посвящена совершенствованию методов снижения вибраций роторов турбин ТЭС и АЭС на стадии проектирования, доводки и эксплуатации. Имеется большое количество работ, направленных на создание методов балансировки гибких роторов, как на высокооборотных (типа «Шенк») и низкооборотных балансировочных станках, так и в собственных подшипниках. Практическое их применение даже самими авторами не всегда обеспечивало хороший результат. В качестве примера можно назвать «эпопею» балансировок валопровода турбоагрегата 800 МВт в ОАО «Тюменьэнерго». Сложной виброналадки требуют роторы, имеющие консольные части.

Работа посвящена методам снижения вибраций в области частот от 0 до двойной оборотной частоты для сохранения зазоров проточной части и уплотнений, а соответственно и экономичности, а так же сокращению времени на наладочные работы.

Основным направлением развития энергетики в России является техническое перевооружение действующих классических и атомных электростанций с заменой (модернизацией) оборудования, выработавшего свой ресурс. Зачастую, несмотря на выработку оборудованием своего моторесурса, положительно решается вопрос о продлении его сроков службы. При этом существуют серьезные проблемы по фактической оценке его остаточного ресурса, усугубляющиеся отсутствием необходимого финансирования.

В то же время в атомной энергетике ведется проектирование и создание паровых турбин мощностью 1000-1500 МВт. По новым контрактам разрабатываются более совершенные турбины, что сопровождается усложнением конструкции роторов, валопроводов, увеличением нагрузки на подшипники. С другой стороны, заказчики предъявляют все более высокие требования и требуют гарантии обеспечения высокой динамической надежности.

Еще одна особенность современного рынка - это необходимость создания турбин на суперсверхкритические параметры пара, что также повышает их удельную мощность.

Увеличение энергонагруженности в свою очередь ведет к повышению зависимости динамических свойств объекта от конструктивных и технологических отклонений, повышению гибкости роторов, усложнению вопросов виброналадки.

С точки зрения динамики роторов, указанные тенденции ведут к уменьшению динамической жесткости ротора. Рабочая частота вращения современных турбоагрегатов (т/а) превышает не только первую и вторую критическую скорости , но и приближается к четвёртой. При этом нельзя свойства жесткости (жесткий, квазижесткий, гибкий), присущие для отдельного ротора на двух опорах, переносить на систему роторов в валопроводе.!!!!!

Ряд проблем при эксплуатации турбомашин связанно с тепловыми расширениями элементов системы ТФО. Они сопровождаются значительными тепловыми и силовыми расцентровками опор, внешними и внутренними поперечными силами, действующими на корпусные детали и на валопровод. Это в свою очередь вызывает недопустимое перераспределение реакций в опорах, закусывание в шпонках, заметное изменение статических и динамических свойств всей системы. Нарушение в процессе эксплуатации и ремонта подвесок трубопроводов, осадки фундаментов также вызывают нерасчетные силы взаимодействия элементов. Эти явления сопровождаются, как правило, не только повышением оборотной составляющей вибрации, но могут также вызвать интенсивные всплески низкочастотных вибраций (НЧВ). Часто возникают вибрации субгармонического и супергармонического характера, обусловленные нелинейностью системы вследствие задеваний в проточной части, отрыва опорных поверхностей статорных элементов (в пределах теплового зазора), чрезмерных нагрузок в подшипниках и т.д. Повышенные вибрации, задевания и перекосы приводят к преждевременному износу баббитовых вкладышей, погибам роторов, нарушению центровок роторов и др.

Ряд причин вибрации лежит в конструктивных недостатках турбин спроектированных 30-40 лет назад. Это избыточное количество подшипников между турбинами, несовершенные системы тепловых расширений, применение насадных дисков, использование чугуна в шпоночных соединениях, большие внутренние поперечные усилия в регулирующей ступени и пр.

В современных турбинах перечисленные проблемы последовательно решаются, а современные технологии изготовления деталей и новые болтовые соединения обеспечивают более высокие динамические свойства турбин производства J1M3. Но при этом возникают многие старые проблемы из-за низкого качества монтажа и ремонта, из-за несоблюдения режимов эксплуатации, соответствующих назначению турбины, невыполнению ряда важных сопутствующих работ для выявления особенностей эксплуатационных условий.

Интенсивные всплески НЧВ при наборе или снижении мощности на крупных турбоагрегатах обусловлены не только высоким уровнем аэродинамического возбуждения, но что, по-видимому, чаще, недостаточным общим запасом виброустойчивости системы в целом, как по частоте вращения, так и по расходу пара.

Все это приводит в условиях значительного подорожания топлива, металла и запасных частей к огромным убыткам в энергосистемах. Следовательно, заводы изготовители должны весьма тщательно оценивать на стадиях проектирования, модернизации и доводки все основные динамические характеристики конструкции с учетом того многообразия факторов и режимов, которые возникают в эксплуатации.

Для обеспечения высокой надежности в эксплуатации необходимо совершенствовать целый ряд задач, начиная от центровки и балансировки и заканчивая применением более совершенных и сложных систем виброконтроля, вибромониторинга и диагностики.

В МЭИ еще в начале 70-х годов под руководством профессора А.Г.Костюка были начаты и продолжены его учениками Ивановым Н.М., Куменко А.И., Некрасовым A.J1. и др. фундаментальные теоретические и экспериментальные работы по определению динамических характеристик элементов турбомашин и созданию методов и программ расчета динамических характеристик валопровода с учетом взаимодействия его через масляную пленку с подсистемой "статор - фундамент - основание" (СФО) [9-12, 19, 56, 85, 115, 117, 118, 125, 145-147, 150].

Расчетные и экспериментальные методы для решения задач динамики мощных турбоагрегатов разрабатывались также в других организациях. Отметим комплекс работ ОАО «НПО ЦКТИ» [78, 87, 90, 96, 113, 114, 119, 133, 144, 153], ИПМАШ АН Украины [20, 112, 139], ВНИИЭМ [15, 155], а также ряд специальных работ ВТИ [38, 39, 49, 101, 102, 109, 154] и др. За рубежом также было выполнено огромное число работ, по которым ежегодно публиковались сотни статей и проводились международные конференции. Достаточно упомянуть несколько источников, обобщающих зарубежные достижения. Во-первых, это книги проф. Крэмера Е (см. Kramer Е. «Computation of Vibrations of the Coupled System Machine-Foundation» [13]) и проф. Томаса X. (см. Thomas H.J. [14, 127] в том числе «Thermische Kraftanlagen»), в которых даны обзоры и современные представления о путях и методах расчета динамических характеристик системы ТФО. Значительная библиография по зарубежным работам приведена в работах Олимпиева В.И. [96], Куменко А.И. [19], Шульженко Н.Г. [97].

Вопросам моделирования динамических явлений на модельных установках роторов были посвящены работы Костюка А.Г. и Иванова Н.М. [128], Кальменса В.Я. [5], Олимпиева В.И. [98, 133], Тондла А. [86] и других [77]. Все работы по моделированию основываются на критериях моделирования. На модельном стенде МЭИ под руководством Костюка А.Г. были проверены базовые методики расчета всех основных динамических свойств роторов на подшипниках скольжения [85]:

- методики расчета собственных и критических частот вращения валопроводов;

- методики вынужденных колебаний роторов с учетом жесткости и демпфирования масляной пленки и податливости опор;

- методики расчета динамической устойчивости роторов;

-методики расчета аэродинамических возмущающих сил;

- методики нелинейных расчетов роторов.

В работах Олимпиева В.И. на модельных стендах также отрабатывались ряд практических для турбиностроения методик, результаты которых могут быть использованы для диагностики несовершенств сборки роторов и подшипников скольжения.

С использованием современных методов и комплексов программ при условии, что первичные исходные данные по всем элементам системы известны, сегодня мы можем определить:

- собственные частоты и формы собственных поперечных и крутильных колебаний валопровода любого турбоагрегата на упруго-инертно-демпферных опорах с использованием многомассовых моделей опор и с учетом динамической жесткости масляной пленки в широком диапазоне проектных, технологических и режимных параметров системы;

- реакции опор многоопорного валопровода с учетом статической податливости масляного слоя подшипников и опор при заданных расцентровках опор и поперечных нагрузках;

- статическую линию валопровода и взаимное положение статоров и роторов при расцентровках опор в зависимости от частоты вращения и мощности турбины;

- напряжения в шейках валопровода и болтах полумуфт при расцентровках опор с учетом поперечных сил в регулирующей ступени;

- центровки роторов по полумуфтам с учетом расцентровок опор, всплытия на масляной пленке, прогрева роторов и действия поперечных нагрузок;

- чувствительности опор к расцентровкам;

- амплитудно - фазочастотные характеристики различных точек системы ТФО с учетом динамических характеристик жесткости и демпфирования масляной пленки и опор под действием неуравновешенности или несовершенств сборки валопровода по полумуфтам при действии на роторы поперечных сил и расцентровок опор;

- коэффициенты балансировочных чувствительностей валопровода и опор для характерных систем грузов или несовершенств сборки по полумуфтам; динамические реакции в опорах от действия системы неуравновешенностей или несовершенств сборки по полумуфтам;

- комплексные собственные частоты и формы системы ТФО при действии неконсервативных аэро- и гидродинамических сил с учетом фактического распределения реакций опор валопровода из-за его тепловых и силовых расцентровок, в том числе частоты на границе устойчивости и формы потери устойчивости;

- динамические характеристики крутильных колебаний роторов, напряжения в валопроводе при коротком замыкании в генераторе с учетом гибкости лопаток последних ступеней;

- амплитуды переходных колебаний различных точек системы ТФО, динамические реакции опор и напряжения в заданных сечениях валопровода при внезапном отрыве массы и т.д.

В то же время остаются актуальными вопросы:

- разработки теории возмущающих сил (особенно для новых типов конструкций), вызывающих автоколебания роторов и ее экспериментальное подтверждение [9-11];

- уточнение методов расчета балансировочных коэффициентов влияния [19, 45, 46] и их систематизация [45, 109], накопление и использование чувствительностей, полученных с помощью датчиков перемещений вала;

- разработка методов расчета динамических свойств подшипников, в эксплуатационных условиях, в том числе с учетом различного типа нелинейностей [15,86,96,97]; разработка методов натурного виброисследования мощных турбоагрегатов с использованием многоканальной виброизмерительной аппаратуры [19, 38,60,65,109];

- совершенствование методов балансировки гибких роторов и, в особенности, роторов с консольными частями;

- разработка более совершенных методик переноса грузов;

- разработка элементов систем диагностики энергетического оборудования ТЭС и АЭС, поиск диагностических признаков появления дефектов, в том числе трещин в турбинных роторах [90,99,101-103, 135, 137];

- совершенствование методов коррекции центровок роторов по полумуфтам;

- разработка вероятностных методов оценки динамической надежности валопроводов [80];

- расчетный и экспериментальный анализ пульсаций давления в пароподводящих органах мощных паровых турбин [19, 115,117] и др.

Несмотря на достигнутый высокий уровень решения частных задач, до сих пор вибрационное состояние ряда энергетических установок оставляет желать лучшего.

Много случаев, когда повышенная вибрация на определенных режимах бывала столь высока, что производилось аварийное отключение энергоблоков с соответствующими экономическими последствиями. В ряде случаев повышенная вибрация не позволяет мощному блоку нести полную нагрузку.

С другой стороны, имеется ряд машин (например, 300 МВт и 500 МВт ПОАТ ХТЗ), когда вибрация на них в норме, а при очередной или внеочередной разборке при ремонтах визуально видны разрушения креплений подшипников.

В связи с удорожанием топлива настало время, когда следует использовать все резервы, имеющиеся в спроектированной конструкции для повышения ее экономичности при сохранении достаточных запасов вибронадежности.

Серьезные проблемы возникают в связи с износом парка мощных турбомашин в энергетике, что требует не только более тщательной оценки запасов динамической надежности их элементов, но также создания систем непрерывного контроля этих запасов и предотвращения развития опасных дефектов. Особо опасным может являться возникновение аварийной ситуации на АЭС, например, трещин в роторах, или из-за тепловых и осадочных деформаций опор.

Однако погрешность определения статических и динамических характеристик системы в целом зависит не столько от методов их определения и достоверности сведений по геометрическим, жесткостным, демпфирующим, инерционным параметрам системы, сколько от ряда режимных и эксплуатационных факторов, определяющих статические и динамические характеристики компонентов системы.

При проектировании обычно рассчитывают динамические характеристики (критические частоты) для стандартного номинального варианта, а большинство других характеристик, тем более с учетом эксплуатационных факторов, не исследуются вообще [19]. Поэтому весьма велика роль виброналадочных работ при доводке оборудования после монтажа и ремонта, а так же всех способов и систем контроля тепловых и механических параметров работы оборудования.

Наконец, следует отметить, что динамические характеристики валопровода существенно зависят от качества спроектированного и изготовленного фундамента. Некоторые вибрационные проблемы ряда отечественных турбомашин уходят корнями в неправильно спроектированный фундамент. И примеров этому достаточно много.

Скачек в развитии теоретических методов расчета в последние годы был остановлен прекращением финансирования работ, как со стороны государства, так и частных кампаний. С другой стороны практические потребности виброналадки заставляют принимать решения или проводить опыты на натурных объектах, не дожидаясь теоретического решения соответствующей задачи.

Практический опыт автора в устранении вибраций различной природы на более, чем сотне агрегатов, говорит о следующем. Несмотря на ряд преимуществ теоретических и расчетных исследований в динамике роторов, не менее важными для исследования физических закономерностей поведения сложных систем и разработки диагностических методов отыскания дефектов, являются исследования на натурных объектах, как на РБС, так и в собственных подшипниках. Особенно этому способствовало развитие современной техники наблюдений и измерений. Многие явления, присущие крупному турбоагрегату, наблюдаемые на практике, практически не возможно определить расчетным путем.

К таким явлениям относятся вопросы мягких и жестких задеваний ротора о статорные элементы при прогреве турбоагрегата, вопросы силового взаимодействия между расширяющимися статорными элементами и присоединенными трубопроводами, вопросы взаимодействия турбины и фундамента, проявление в вибрационных характеристиках разного типа трещин, взаимодействие роторов и пульсаций потока, связь крутильных и поперечных колебаний и многие другие.

Отсюда следует, что наряду с теоретическими решениями на первый план выходят задачи практической направленности на диагностику и устранение всех видов вибраций и прежде всего задач балансировки определенных видов конструкций.

Далее в работе рассматривается объект "турбоагрегат-фундамент-основание" паровой или газовой турбины, для которого из расчета или эксперимента известны:

- все необходимые геометрические, инерционные, жесткостные и демпфирующие параметры (демпфирование в материале), геометрия подшипников и уплотнений, геометрия и расположение сопловых коробок, механические свойства всех элементов системы и пр.;

- статические и динамические податливости опорной системы, включающей в себя статор-фундамент-основание (СФО) или геометрические, инерционные и демпфирующие свойства системы СФО, по которым податливости могут быть определены;

- физические параметры рабочего тела, их распределение по ступеням, физические параметры и свойства смазочного материала;

- эксплуатационные расцентровки опор и центровки роторов по полумуфтам;

- условия соединения роторов (геометрические и жесткостные характеристики болтовых соединений, затяжка шпилек по полумуфтам, механические свойства и характеристики материала и т.п.);

- условия взаимного положения роторов и корпусов;

- порядок открытия клапанов в САР и схема питания сопловых коробок;

- начальное температурное состояние элементов турбины, генератора;

-зависимости статических и динамических возмущающих сил эродинамического происхождения по всем ступеням турбомашины и уплотнениям;

- статические и динамические характеристики опорных подшипников;

- зависимость поперечных статических сил в регулирующей ступени или какой-либо другой парциальной ступени;

- режимы пуска турбомашин в условиях электростанции, в том числе зависимости изменения во времени расхода газа или пара, мощности, оборотов, основных параметров рабочего тела в контрольных точках турбины. Не составляет труда учесть зависимости статических и динамических электромагнитных сил взаимодействия между ротором и статором, если их характеристики известны;

Объемы изучаемой и используемой информации в каждом случае определяется целями решения задачи и минимальными затратами, которые необходимо производить в условиях жесткой нехватки времени при производстве наладочных работ на электростанциях.

4.3 Выводы и рекомендации

1. Проведенное обследование РВД с трещиной показало, что спектр частот свободных колебаний ротора возбуждаемых ударом, как при подвесе его на траверсе, так и на козлах зависит от углового положения трещины в роторе. Кроме того, происходит расщепление спектра в связи с анизотропией жесткости ротора.

2. В положении максимального раскрытия трещины- «0°»: вибросигнал на частоте 364 Гц (одна из СЧК исследованного ротора) практически исчезает (при других положениях ротора проявляется наиболее сильно в исследованном спектре СЧК до 500 Гц) а вибросигналы на частотах 356 и 377 Гц, наоборот, здесь имеют максимальное значение (при других угловых положениях ротора - незначительны).

3. Спектральный метод вибродиагностики позволяет обнаруживать трещину по изменению амплитудно-частотных характеристик свободных колебаний ротора.

4. Изменения в амплитудах предложенных диагностических частот в зависимости от углового положения трещины исследованного ротора отчетливо наблюдаются только при узкополосном анализе.

Эту методику предлагается ввести в технологический процесс капитальных ремонтов цельнокованых роторов, время эксплуатации которых более 100000 часов. В преддверии этой работы с подозрением на трещину на этом роторе дважды безрезультатно вскрывался ЦВД и только после последнего вскрытия, можно сказать случайно, после заполнения керосином центрального канала была обнаружена трещина. Можно утверждать, что трещина была бы гарантировано выявлена, если бы была применена подобная методика.

5. Параллельные измерения совместно с МЭИ также подтвердили расщепление основных собственных частот, при которых происходит изгиб ротора. Значения частот зависят от положения трещины и от ее величины. Наименьшая собственная частота для соответствующей формы колебаний получается при положении трещины внизу (при раскрытии трещины).

6. Чувствительность прибора позволяет почувствовать расщепление спектров порядка 0,2 - 0,3 Гц. Учитывая, что при 40 процентной трещине мы имеем снижение частоты примерно на 9 Гц (или 6% от базовой частоты), ожидается что расщепление собственной частоты можно заметить и при 4-5 процентной (докритической) трещины, которая другими способами «дешево» практически не определяется.

Обобщая результаты этой работы, предлагается диагностику трещин выполнить в соответствии с предлагаемой ниже "Методикой обнаружения поперечной трещины на наружной поверхности ротора турбины".

4.4 "Методика обнаружения поперечной трещины на наружной поверхности ротора турбины".

43.1. Общие положения

Настоящая методика предназначена для проведения экспериментальных исследований по обнаружению поперечных трещин роторов паровых турбин.

Методика предполагает выявление собственных частот колебаний испытуемого ротора на основании его резонансных колебаний, полученных в результате действия на ротор импульса механической силы.

Для проведения исследований испытуемый ротор должен быть свободно подвешен в горизонтальном положении (например, на штатной траверсе на тросах, рекомендуется с динамометрическими индикаторами или горизонтально на козлах).

При выполнении измерений необходимо убедиться в отсутствии посторонних вибросигналов от вспомогательного и вблизи работающего оборудования. Для контроля необходимо выполнить анализ шумовых спектров от посторонних источников.

Испытания проводятся бригадой из 2 - 3 специалистов.

43.2. Оборудование и материалы.

- для обнаружения трещины используется измерительный траст, состоящий из датчиков вибрации с высоким коэффициентом чувствительности (порядка 100 миливольт^), установленных на поверхности ротора вдоль его длины, с усилителями, подключенными к соответствующим входам многоканального магнитографа и узкополосного анализатора спектра вибрации, подключенного к выходу магнитографа. Рекомендуется к выходу магнитографа подключить и самописец (широкий спектр современных замен). Вместо магнитографа может быть использован многоканальный спектрометр с низким шагом разрешения по частоте (около 0,1 Гц).

- для увеличения диапазона измеряемых частот используются пьезоэлектрические датчики.

- усилители к датчикам вибрации рекомендуются с регулируемым коэффициентом усиления.

- магнитограф должен быть многоканальным и многоскоростным. Рекомендуется использовать магнитограф с микрофонным входом для возможности регистрации комментариев в процессе измерений.

- анализатор в реальном времени должен быть узкополосным и с достаточным динамическим диапазоном измерений вибрации.

- самописец рекомендуется подключить параллельно с анализатором.

- при проведении измерений порядок подключения и пользования измерительных приборов производится в соответствии с их инструкцией по эксплуатации.

- все датчики и измерительная аппаратура должны пройти соответствующую метрическую поверку.

- для создания силового возмущения в виде механического импульса, достаточного для проведения исследований, используется кувалда, не повреждающая при этом поверхность ротора.

433.Контроль наличия поперечной трещины ротора турбины

- при контроле наличия поперечной трещины свободно подвешенного ротора его торцы размечаются на 4 (например, 0°,90°,180° и 270°) или более участков. Значения "О - 4" привязывают к номеру болтового отверстия на полумуфте.

- диапазон исследуемых частот, который необходимо установить на анализаторе, определяется из конкретной конструкции ротора.

- в одном из выбранных положений ротора вдоль его продольной оси устанавливают датчики вибрации в контрольных точках и не меняют их в процессе исследований.

- в одном из выбранных для исследований положений ротора производят механический импульсный удар кувалдой в поперечном направлении в определённой для этого точке для получения вибрационного резонансного сигнала - отклика при совпадении гармоник импульса силы с собственными частотами колебаний ротора.

- коэффициенты усиления усилителей, магнитографа и анализатора в зависимости от величины вибрационного сигнала рекомендуется выбирать так, чтобы его максимальная величина установилась на 80% высоты экрана.

- при выполнении условия п.3.5 следует запомнить величину размаха кувалды и принять его постоянным при исследованиях для других положений ротора.

- выполняются п.п. 3.2 - 3.5 для других положений ротора, при этом датчики вибрации всегда находятся в выбранных сечениях ротора и всегда в одном фиксированном, например, верхнем положении.

- признаком наличия поперечной трещины на наружной поверхности ротора является значительное понижение вибрационного сигнала на одной (или нескольких) из собственных частот колебаний и раздвоение на две близко расположенные - слева и справа от неё - собственные частоты колебаний при фиксированном положении ротора. Анализ производится путем сравнения с аналогичным спектром ротора без трещин (можно получить эти характеристики как паспортные данные после изготовления).

- при необходимости производится оконтуривание дефекта.

- определяются координаты дефекта по длине и сечению ротора

5. УСТРАНЕНИЕ ВИБРАЦИИ ТУРБОАГРЕГАТОВ НА ЭЛЕКТРОСТАНЦИЯХ

5.1 Разработка новой методики специальной балансировки погнутых роторов турбин 200-800 МВт.

Как уже говорилось, в период ремонта восстановить работоспособность погнутых роторов можно двумя путями:

1. Отправить ротор на завод, где погиб будет выправлен, а ротор отбалансирован.

2. По специальной опытно-расчетной методике ЛМЗ отремонтировать и отбалансировать ротор по месту эксплуатации на низкооборотном балансировочном станке под руководством заводских специалистов и запустить его в эксплуатацию. Данная методика позволяет, как минимум, приостановить дальнейшее увеличение погиба во время эксплуатации турбоагрегата и дает хорошие результаты как для роторов с остаточным прогибом, так и без прогиба, но со сроком эксплуатации более 10 лет (после двух капремонтов).

Вместе с тем, как показывает опыт, можно оставлять в эксплуатации роторы, имеющие остаточные прогибы с максимальным радиальным биением не более 0,1 мм при условии, что вибрация на опорах этого ротора не превышает 3 мм/сек. Это необходимо для того, чтобы иметь запас по вибрации на случай увеличения прогиба, что гарантирует безаварийную работу турбины до ближайшего капитального ремонта. При большем уровне вибрации следует выполнить указанную специальную балансировку.

Считаем, что правки погнутых роторов путем местного нагрева места погиба с одновременным приложением нагрузки нецелесообразны, так как при этом нарушаются режим термообработки и структура металла, что при дальнейшей эксплуатации может привести к появлению в роторе трещин. Кроме того, ротор в процессе такой правки может получить остаточную намагниченность и стать источником электроэрозии.

В работе [124] выражаются сомнения в целесообразности такого подхода. Однако опытные практики давно используют этот метод вслед за автором, который его много лет применяет и его эффективность доказана практикой [59].

Как уже говорилось, есть два пути при выборе систем компенсирующих грузов. В одном случае система сил замыкается на опорах и устраняет динамические прогибы валопровода и остаточные динамические реакции в опорах, как при обычной балансировке. В этом случае полного выпрямления ротора не происходит, так как ротор обычно совершает сложное пространственное прецессионное движение с наложением на кинематическую составляющую вращающегося ротора без фиксации постоянной составляющей напряжений противоположного знака для компенсации ползучести. Другой подход заключается в подборе системы грузов, которые не передают соответствующие динамические усилия на опору, а только выпрямляют вал на заданной частоте вращения. Во втором случае горячий вал (РВД, РСД) будет выпрямляться вследствие ползучести, так как на него во вращении будут действовать силы, постоянные во времени. После исправления прогиба эти грузы можно снять. Однако при прохождении первой критики вал еще не будет выпрямлен и следует ожидать остаточную вибрацию. Несмотря на предпочтение второго варианта, он на практике сложно реализуем, так как для выпрямления ротора от ползучести необходимы большие величины и количество грузов, чем для специальной балансировки.

5.1.1 Разработка опытно-расчетной методики балансировки погнутых роторов с использованием низкооборотного станка

Суть используемой при балансировке погнутых роторов опытно-расчетной методики с использованием низкооборотного станка резонансного типа состоит в следующем: а) на первом этапе балансировки обеспечивается минимальный уровень динамических реакций за счет установки балансировочных грузов не только в штатные балансировочные плоскости, но и в дополнительные, используя для этого разгрузочные отверстия дисков, а также полумуфты, что позволяет уменьшить до требуемого предела и моментную неуравновешенность, являющуюся в данном случае важной составляющей. На этом этапе устраняется неуравновешенность, вызываемая эксцентриситетом масс ротора вследствие его погиба. Центробежную силу (ЦБС) от суммарной неуравновешенности (остаточной, которая была до погиба, и дополнительной от погиба) можно оценить, используя вибрационные измерения прибором типа "Вибропорт" или другими современными приборами в контрольных плоскостях ротора. В первом приближении без учета влияния соседних роторов эти ЦБС можно считать равными реакциям опор. Далее рассчитываются величины уравновешивающих грузов. Для надежности вычислений используются так же данные вибрации на умеренных частотах вращения, когда погнутый ротор можно считать как абсолютно жесткий.

На этом этапе разнос грузов по длине ротора осуществляется, в основном, в соответствии с эксцентриситетом масс и с учетом формы колебаний на рабочей частоте вращения, чтобы работа сил от неуравновешенности и компенсирующих грузов по этой форме была бы равна или близка нулю. Этот расчет проверяется по программе «ПОГИБ». Отметим, что если не устранять моментную неуравновешенность и не создать напряжения обратного знака для компенсации развития погиба и его снижения, то при прочих равных условиях ( устранен технологический небаланс, учтено влияние режимных факторов и т.д.) не будут устранены напряжения определяющие развитие остаточного погиба. б) В период второго этапа балансировки, когда остаточная неуравновешенность от погиба ротора становится соизмеримой с обычным технологическим небалансом, добиваются того, чтобы она находилась в плоскости погиба, а по величине удовлетворяла следующим требованиям:

- в крайних плоскостях ротора (на 1/3 длины ротора от цапф) 2СЛЗ <1%;

- в средней части ротора 2СЛЗ<5%, где С - приведенная амплитуда центробежная сила от остаточной неуравновешенности, в - вес ротора).

Это идеальное с практической точки зрения, решение задачи балансировки для симметричных роторов. Для других роторов эти соотношения корректируются, исходя из формы колебаний ротора и распределения его веса. Отметим два важных момента этого этапа: 1) балансируем ротор, по возможности, поэлементно, выполняя требования к низкочастотной балансировке; 2) минимизируем момент-ную неуравновешенность, что раньше не выполнялось. в) На последнем этапе предусматривается установка системы «антибалансировочных» грузов с целью получения напряжений в месте максимального прогиба величиной не более 50 кг/см2 обратного знака по сравнению с первоначальными. Положение «антибалансировочных» грузов по отношению к направлению погиба определяется динамическим состоянием ротора с остаточным прогибом на рабочей частоте вращения. Кроме того, зависит от положения рабочей частоты вращения по отношению к критическим частотам и, соответственно, формы колебаний.

Теория и технология устранения остаточного погиба ротора изложены в патенте на изобретение №2079671 «Способ правки роторов паровых и газовых турбин».

Балансировочные грузы устанавливаются в разгрузочные отверстия дисков со стороны подвода пара и завальцовываются с противоположной стороны.

Радиальные зазоры в проточной части цилиндра должны быть увеличенными относительно заводских формулярных значений. Обычно увеличение радиальных зазоров по гребням уплотнений соответствует с некоторым запасом величине радиального боя ротора в этом сечении при условии, что ротор не протачивали в районах уплотнения, а также он не протачивался на токарном станке по шейкам со сдвигом оси вращения в сторону погиба.

Также проверяется «коленчатость» спаривания и выполняется «маятниковая» проверка спаривания роторов. При этом величина радиального боя свободно вывешенного конца ротора не должна превышать 0,10-0,14 мм.

Для контроля и дальнейшего возможного уточнения системы корректирующих грузов измеряются АФЧХ опор и ротора турбоагрегата, как при пуске, так и при останове. Также необходим контроль за поведением погнутых роторов в процессе эксплуатации. В связи с этим предлагается: а) Осуществлять постоянный контроль за показаниями датчика искривления ротора и ежедневно записывать в оперативный журнал, б) На пусках тщательно и равномерно прогревать проточную часть и при этом стремиться к минимальной разнице температур в контрольных точках. В связи с повышенным уровнем боя ротора из-за искривления имеют место кинематические перемещения сечений ротора и опасность задеваний увеличивается. в) Желательно один раз в год при работе на ВПУ контролировать величину прогиба ротора по индикатору часового типа в районе каминных уплотнений. При этом производится поверка "маятника" РВД и его сравнение с первоначальным как по величине, так и по угловому положению, г) Перед остановом турбины необходимо измерить вибрацию первых четырех опор при максимальной нагрузке и на холостом ходу, а также, как минимум, АФЧХ первых четырех опор в вертикальном направлении при выбеге турбоагрегата. После остановки, примерно, после получасовой работы на ВПУ необходимо повторить пуск блока до холостого хода с замером вибрации и АФЧХ при подъеме оборотов и на выбеге.

Вышеприведенные сведения не являются самой методикой ремонта и балансировки погнутых роторов, так как в них изложены только общие принципы и подходы к проблемам восстановления работоспособности погнутых роторов.

5.1.2 Примеры практического использования методики правки роторов

Опыт правки погнутых роторов, практически реализованный на 25 роторах паровых турбин различной мощности от 25 до 800 МВт и на трех роторах ГТ -100-ЗМ, показывает, что в большинстве случаев погибы роторов постепенно выправляются, а на отдельных роторах величина погиба не изменяется, при этом не было отмечено ни одного случая увеличения погиба ротора, отбалансированного по методике ЛМЗ.

Расчетный анализ вынужденных колебаний ротора в валопроводе по методу МЭИ позволяет подобрать оптимальные размеры грузов для компенсации погибов различной формы, минимизировать динамические нагрузки и остаточные вибрации в опорах, а так же напряжения в самом роторе. Задача ставится таким образом, чтобы при приближении к рабочей частоте система грузов максимально выпрямила ротор с минимальными суммарными остаточными дисбалансами, кинематическими возмущениями, а так же статическими и динамическими напряжениями.

Рассмотрим некоторые примеры практического освоения и внедрения разработанной методики.

Пример 1. На РВД турбины ПТ-65-130 ст. №11 Омской ТЭЦ-3 максимальный радиальный бой составил 0,73 мм перед 3-й ступенью [см табл. 5.1]. Ротор был отбалансирован по данной методике на низкооборотном балансировочном станке резонансного типа, при этом было установлено 9 балансировочных грузов общей массой 2500 граммов. Через 3 года эксплуатации максимальный радиальный бой ротора уменьшился на 0,20 мм. Ротор был снова отбалансирован на станке, часть балансировочных грузов была снята, а турбина успешно эксплуатируется до сих пор.

6. ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По результатам разработок методик, выполненных расчетных и экспериментальных исследований, а также по результатам успешного опыта практического устранения вибраций на отечественных и зарубежных электростанций можно сделать выводы:

1. Усовершенствована методика балансировки роторов на РБС с учетом поправок при статической балансировке на технологические неточности приспособлений и моментной неуравновешенности с введением дополнительных плоскостей коррекции. Практическими балансировками доказано преимущество разработанной методики.

2. Усовершенствована методика балансировки роторов с развитыми консольными частями и разработана математическая модель динамического прогиба вращающейся консоли, в том числе:

2.1 Получена и внедрена в практику упрощенная формула для расчета корректирующего груза на консоли с учетом ее динамических свойств. С использованием современных методик расчета выполнен анализ динамического поведения консольного ротора.

2.2 Выполнен анализ влияния на вибрацию валопровода консольных частей роторов на турбоагрегатах ГТ-150. Разработана и успешно внедрена методика для виброналадки турбоагрегатов, имеющих роторы с длинными консолями.

2.3 Показано, что для турбоагрегатов, работающих при частотах выше 3000 об/мин, эффект влияния консоли на динамические характеристики валопровода проявляется при меньшей длине консоли. В частности для ЭТП-2 при рабочих оборотах, примерно 9000 об/мин, существенное влияние консоли на колебания роторной системы возникает при ее длине не более 320 мм. 3. С использованием РБС «Шенк» для РИД малоопорного валопровода мощной паровой турбины для АЭС «Бушер» отработаны специальные конструкции подшипников со сферическим гидроподъемом.

4. Совместно с МЭИ разработана методика выявления поперечной трещины при ремонте роторов, позволяющая исключить пуск турбоагрегата с роторами, имеющими значительную трещину.

5. Совместно с МЭИ разработан комплекс наладочных, конструктивных мер для предотвращения и устранения НЧВ роторов турбин. Автором исследованы особенности возникновения НЧВ сверхтяжелых малоопорных роторов, опирающихся на высоконагруженные подшипники скольжения. Установлена основная причина НЧВ - задевания по баббиту.

6. На основе исследований подшипников, в том числе на РБС «Шенк», разработаны новые конструкции подшипников для мощных паровых турбин АЭС, обладающих не только повышенным демпфированием против НЧВ и оборотной вибрации, но так же высокой экономичностью и несущей способностью в условиях высоких удельных нагрузок на проходных оборотах. Обеспечение несущей способности позволяет исключить задевания о баббит при больших удельных нагрузках. Обеспечение повышенного демпфирования и анизотропии служит для предотвращения потери устойчивости и снижения оборотной вибрации, в том числе при прохождении критических частот.

7. Внедрена в практику методика учета влияния подвода пара и поперечных сил в регулирующей ступени на динамические характеристики роторов в валопроводе с целью снижения вибрации вала. На примере турбоагрегатов 200 МВт показано снижение вибрации вала при оптимизации порядка открытия клапанов с целью снижения поперечных сил в регулирующей ступени.

8. Разработана методика балансировки погнутых роторов, позволяющая остановить или уменьшить прогиб ротора, что позволяет повысить надёжность и экономичность агрегата в целом и сократить время и затраты на ремонтные работы.

9. Разработанный комплекс конструктивных, наладочных мероприятий и усовершенствований в части балансировки позволяет обеспечивать на турбинах ЛМЗ длительную сохранность зазоров после монтажа, обеспечив тем самым исходную экономичность и высокую надежность, а также удовлетворить жесткие международные требования на уровень вибрации вала.

10. Решение многих из этих вопросов необходимо для обеспечения надежного пуска т/а для АЭС «Бушер» и других новых конструкций турбин АЭС, в том числе перспективных турбин с лопаткой 1400-1450 мм.

11. С использованием разработанных методов и подходов автором выполнены успешные наладки более сотни турбоагрегатов, как после монтажа, так и в процессе ремонтов.

1. Hubbner Е. Das Auswuchten elastischer Rotoren, ein Problem der Strukturanalyse.lnq.-Archiv, 1961, Bd 30, N 1.

2. Den Hartoq I.P. The balancing of flexible rotors /Air, Spase and Instruments/ A book, dedicated to sixtieted birthdau prof. Stark Draper. 1962. - P. 165 - 182.

3. Урьев Е.В., Урьев A.B., Львов М.И., Власов В.И. Балансировка роторов турбоагрегатов на РБС «Шенк» // Энегомашиностроение .- 1976. N 4. - С.24-26.

4. Кальменс В.Я. Обеспечение вибронадёжности роторных машин. С.322 340.

5. Брановский М.А., Сивков А.П. Балансировка роторов турбогенераторов. М.- Л.: Энергия, 1966.- с. 13 14.

6. Беляев Н.М. Сопротивление материалов. «Наука» , Москва, 1965 г.

7. Исаакович М.М, Клейман Л.И, Перчанок Б.Х. Устранение вибрации электрических машин, с. 187 - 188.

8. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашин. М. Машиностроение, 1982, 262с.

9. Костюк А.Г. Теоретический анализ аэродинамических сил в лабиринтных уплотнениях турбомашин. Теплоэнергетика, 1972, N 11, С.29-33.

10. Костюк А.Г. Надбандажные циркуляционные силы и их влияние на пороговую мощность турбоагрегатов. Теплоэнергетика, 1975, N 3, С.41-46.

11. Куменко А.И. Влияние эксплуатационных факторов на статические и динамические характеристики валопроводов мощных паровых турбин. Вестник МЭИ, N3, 1994 г. с. 63-69.

12. Kramer Е. Computation of Vibrations of the Coupled System Machine-Foundation. I Mech. E 1980. C300/80, pp. 333-335.

13. Thomas H.J. Thermische Kraftanlagen. Springer-Ferlag, Berlin Heidelberg New York Tokyo 1985.423 s.

14. Позняк Э.Л. Колебания роторов. В кн. Вибрация в технике. Справочник. Т.З./ под ред. Ф.М.Диментберга и К.С.Колесникова. М. Машиностроение, 1980. С. 130189.

15. Шкляров М.И., Лебедько Н.С., Куменко А.И. и др. Опыт виброналадки турбоагрегатов большой мощности на электростанциях //Электрические станции № 10, 2005, с. 27-29.

16. Патент РФ 2079671 "Способ правки роторов паровых и газовых тур-бин"./Шкляров М.И., Кубарев В.Г., Шилович H.H./

17. Патент РФ 1625077 Способы компенсации неуравновешенных сил валопрово-да»./Шкляров М.И., Суханов Н.П., Блинков Е.В./

18. Куменко А.И. Совершенствование расчетно-экспериментальных методов исследования динамических характеристик турбоагрегатов и их элементов. Дисс. доктора технических наук., М. МЭИ. 1999 г., 320 с.

19. Шубенко-Шубин Л.А. и др. Прочность элементов паровых турбин. М-Киев. Изд-во ГНТИ, Машиностроительная литература, 1962. 567.

20. Брановский М.А., Лисицын И.С., Сивков А.П. Исследование и устранение вибрации турбоагрегатов. М.: Энергия, 1969. - 132 с.

21. ГОСТ 25364-97. Агрегаты паротурбинные стационарные. Нормы вибрации опор валопроводов и общие требования к проведению измерений. -Взамен ГОСТ 25364-88; Введ. 01.07.1999. Минск: ИПК Изд-во стандартов, 1998.-6 с.

22. ГОСТ 27165-97. Агрегаты паротурбинные стационарные. Нормы вибрации валопроводов и общие требования к проведению измерений. -Взамен ГОСТ 2716586; Введ. 01.07.1999. Минск: ИПК Изд-во стандартов, 11998.-7 с.

23. Гудмэн Т.П. Применение метода наименьших квадратов для вычисления балансировочных поправок // Конструирование и технология машиностроения. -1964. -№ 3. С.67-75.

24. Гусаров A.A., Диментберг Ф.М. Об уравновешивании гибких валов // Вестник машиностроения. 1959. - № 1. - С. 47-53.

25. Гусаров A.A., Самаров Н.Г. Использование нечувствительных скоростей для определения осевого положения дисбаланса на гибком [многодисковом роторе // Колебания и балансировка роторных систем / Под ред. A.A. Гусарова. М: Наука, 1974.-С. 97-101.

26. Диментберг Ф.М., Шаталов К.Т., Гусаров A.A. Колебания машин. М.: Машиностроение, 1964. - 380 с.

27. Зенкевич В.А. Уравновешивание гибких роторов // Вестник электропромышленности. 1959. - № 8. - С. 50-55.

28. Диментберг Ф.М. Изгибные колебания вращающихся валов. М.: Издательство академии наук СССР, 1959. - 248 с.

29. Кушуль М.Я., Шляхтин A.B. Уравновешивание гибких роторов // Известия Академиии наук СССР. Серия механика и машиностроение. 1964. 1-С. 61-77.

30. Лунд Г., Тоннесен К. Теоретическое и экспериментальное исследование многоплоскостной балансировки гибкого ротора // Конструирование и технология машиностроения. 1972. - № 1. - С. 242-246.

31. Мазин Э.А. Уравновешивание роторов турбогенераторов по формамсвободных колебаний // Уравновешивание машин и приборов / Под ред. В.А. Щепетильникова. М.: Машиностроение, 1965. - С. 174-183.

32. Микунис СИ. Уравновешивание гибких роторов турбоагрегатов // Вестник машиностроения. 1961.-№9.-С. 13-19.

33. Основы балансировочной техники/Под ред. В.А. Щепетильникова

34. М.:Машиностроение,1975 Т.1: Уравновешивание жестких роторов и механизмов .528 с. Т.2: уравновешивание гибких роторов и балансировочное оборудование.-679с.

35. Пилки В., Бейли Д. Методы балансировки гибких валов при наложении ограничений // Конструирование и технология машиностроения. 1979. -№2,- С. 91-95.

36. Пилки В., Бэйли Д., Смит П. Расчетный метод оптимизации уравновешивающих грузов и осевого расположения балансировочных шгоскостей вращающихся валов // Конструирование и технология машиностроения. -1983. -№ 1.-С. 52-56.

37. Ройзман В.П. Определение дисбаланса при уравновешивании упруго-деформируемых роторов // Прочность и динамика авиационных двигателей / Сборник статей. Выпуск № 3. М.: Машиностроение, 1966. - С. 180-184.

38. Руководящие указания по балансировке роторов турбоагрегатов в собственных подшипниках. М.: Энергия, 1967. - 128 с.

39. Рунов Б.Т. Исследование и устранение вибрации паровых турбоагрегатов. М.: Энергоиздат, 1982. - 352 с.

40. Самаров Н.Г. Определение места и величины дисбаланса гибкого всережимного ротора//Энергомашиностроение. 1966. - № 8. - С. 29-31.

41. Самаров Н.Г. Резонансные режимы и местоположение дисбаланса ротора // Колебания и уравновешивание роторов / Под ред. A.A. Гусарова. -М.: Наука, 1973. -С. 48-53.

42. Тессаржик Д., Бэдгли Р., Андерсон В. Метод точной балансировки гибких роторов в дискретных сечениях по коэффициентам влияния при заданных скоростях // Конструирование и технология машиностроения. -1972.-№ 1.-С. 158-164.

43. Тоннесен Д. Экспериментальное исследование балансировки высокоскоростного гибкого ротора // Конструирование и технология машиностроения. -1974.-№2.-С. 42-53.

44. Урьев Е.В. Вибрационная надежность паровых турбин и методы её повышения. Дисс. доктора техн. наук. Екатеринбург, 1997.

45. Урьев Е.В. Дискретно-итерационный метод расчета корректирующих масс // Современные методы и средства уравновешивания машин и приборов / Тезисы докладов Всесоюзной научно-технической конференции. -Волгоград-Москва, 1979.-С. 10-11.

46. Фридман В. М. Уравновешивание гибких валов по формам свободных колебаний // Уравновешивание роторов энергетических машин. М.: ЦИНТИ ЭП, 1962.-С. 42-54.

47. Фудзисава Ф., Сиохато К., Сато К., Имаи Т., Сёяма Е. Экспериментальное исследование балансировки многопролетного ротора при помощи метода наименьших квадратов // Конструирование и технология машиностроения. 1980. -№ 3. - С. 107-114.

48. Черч А., Планкет Р. Балансировка гибких роторов // Конструирование и технология машиностроения. -1961. № 4. - С.13-20.

49. Шаталов JI.H. Определение неуравновешенности гибких роторов методом ам-плитудно-фазо-частотных характеристик // Колебания и балансировка роторных систем / Под ред. A.A. Гусарова. М.: Наука, 1974. -С. 57-61.

50. Edwards S., Lees A.W., Friswell M.I. Experimental identification of excitation and support parameters of a flexible rotor-bearings-foundation system from a Single rundown // Journal of Sound and Vibration. 2000. - № 232. -P. 963-992.

51. Lees A.W., Friswell M.I. The evaluation of rotor imbalance in flexibly mounted machines // Journal of Sound and Vibration. 1997. - № 208. -P. 671-683.

52. Meldahl A. Auswuchten elastischer Rotoren.- ZAMM, 1954, Bd. 34, № 8/9.

53. Урьев E.B. Основы надежности и технической диагностики турбомашин. Екатеринбург. 1996. и др.

54. Осадченко В. С. Вопросы технологии уравновешивания роторов турбома-шин//Теория и конструкция балансировочных машин/Под ред. В.А. Щепетильни-кова.-М.:Машгиз,1963.-С.296-314.

55. Осаченко В. С. Уравновешивание сборных роторов турбомашин //Уравновешивание машин и приборов/ Под ред. В.А. Щепетильникова ,-М.: Машиностроение , 1965.-С.243-351.

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

57. Лисянский A.C., Никольский A.B., Шкляров М.И.,Лебедько Н.С., Куменко А.И., Суворов А.Г. Опыт виброналадки турбоагрегатов большой мощности на электростанциях// Электрические станции, №10, 2005 г, с. 22-28.

58. Абросимов A.A., Злобин O.A., Шкляров М.И. Исследование динамики системы «турбоагрегат-фундамент-основание» (ТФО); энергоблоков мощностью 800 Мвт.// Энергомашиностроение №2-3,2005 г, с. 19-24.

59. Лисянский A.C., Егоров Н.П., Шкляров М.И., Спиридонов А.Ф., Никольский A.B. Опыт работ по повышению надежности подшипников мощных паровых турбин.//Электрические станции,№ 10,2005 г,с.41-45.

60. Егоров Н.П., Лисянский A.C., Спиридонов А.Ф., Морозов A.A., Шкляров М.И, Назаров В.В. Вкладыш опорного подшипника скольжения// Свидетельство на полезную модель №21816 от 20.02.2002г. Б.И. №5, 2002г.

61. Абросимов A.A., Злобин O.A., Шкляров М.И. Исследования динамики системы турбоагрегат-фундамент-основание (ТФО) энергоблоков мощностью 800 МВт// Труды 6 Международной конференции. Издательство Политехнического университета, 2005 г.

62. Егоров Н.П., Лисянский A.C., Спиридонов А.Ф., Морозов A.A., Шкляров М.И, Назаров В.В. Вкладыш опорного подшипника скольжения// Свидетельство на полезную модель №21816 от 20.02.2002г. Б.И. №5,2002 г.

63. Егоров Н.П., Лисянский A.C., Спиридонов А.Ф., Морозов A.A., Шкляров М.И, Назаров В.В. Вкладыш подшипника скольжения// Свидетельство на полезную модель №21941 от 27.02.2002г.,Б.И №6,2002 г.

64. Егоров Н.П., Лисянский A.C., Спиридонов А.Ф., Морозов A.A., Шкляров М.И, Назаров В.В., Ковальский Р.К. Вкладыш радиального подшипника скольжения// Свидетельство на полезную модель №22809 от 27.02.2002г. Б.И.№12,2002г.

65. Егоров Н.П., Лисянский A.C., Спиридонов А.Ф., Никольский A.B., Шкляров М.И, Чупрова Л.И. Ковальский Р.К. Радиальный вкладыш подшипника ротора турбо-машины// Свидетельство на полезную модель №23932 от 20.07.2002г., Б.И.№20, 2002г.

66. Лисянский A.C., Егоров Н.П., Юрьев Ю.Н., Спиридонов А.Ф., Шкляров М.И., Рыбкин Н.С., Адамчук A.A. Корпус цилиндра низкого давления паровой турбины// Свидетельство на полезную модель №28732 от 10.04.2003г., Б.И.№10, 2003г.

67. Лисянский A.C., Егоров Н.П., Сухоруков Е.М., Митин В.М., Спиридонов А.Ф., Шкляров М.И., Лебедько Н.С. Радиальный подшипник скольжения роторовмощных турбоагрегатов// Патент на изобретение №2237199 от 27.09.2004г., Б.И.№27,2004г

68. Лисянский A.C., Егоров Н.П., Никольский A.B., Лебедько Н.С. , Шкляров М.И., Спиридонов А.Ф. Основные результаты модернизации и виброналадки паровой турбины К-200-130 на ТЭС «Матра» (Венгрия). «Теплоэнергетика» N6, 2004г.

69. Лисянский A.C., Егоров Н.П., Спиридонов А.Ф., Морозов A.A., Назаров В.В. Вкладыш опорного подшипника. Свидетельство на полезную модель N2181B, Б.И. N5, 2002г.

70. Егоров Н.П., Прудников С.В., Егоров В.Н. Опыт восстановления деталей энергооборудования методом газотермического напыления. «Энергетик» N12, 2002г.

71. Егоров Н.П., Ковалев И.А., Егоров В.Н., Вайнштейн А.Г., Языков А.Е., Первухина Н.М. Ремонт подшипников скольжения и элементов роторов турбомашины методом газотермического напыления. « Энергетик» N2, 2002г.

72. Егоров Н.П. Практические мероприятия по модернизации опорных подшипников мощных паровых турбин «Энергетик»,№9, 2001г.

73. Егоров Н.П., Ковалев И.А., Егоров В.Н. Влияние направленного микрорельефа на характеристики подшипников турбоагрегатов. « Энергетик» N1, 2002г.

74. Егоров Н.П. Основные результаты экспериментальных исследований подшипников скольжения и их элементов для мощных паровых турбин. « Труды ЦКТИ», выпуск 281, т.2, 1997г.

75. Лисянский A.C., Егоров Н.П., Шкляров М.И., Назаров В.В., Языков А.Е., Ковалев И.А. Отработка и модернизация конструкций подшипников скольжения паровых турбин мощностью 200-1200 МВт. «Тяжелое машиностроение», N7,2003г.

76. Лисянский A.C., Егоров Н.П., Шкляров М.И., Спиридонов А.Ф., Сухорукое Е.М., Митин В.Н., Лебедько Н.С. "Опорный подшипник скольжения вала турбомашины" Патент РФ № 2237200, Б. И. № 27, 2004 г.

77. Митин В.М., Сухорукое Е.М., Дунаев Л.Б., Егоров Н.П., Шкляров М.И., Гаев В.Д. Концевое уплотнение цилиндра паровой турбины// Патент на изобретение №2237812 от 10.10.2004г., Б.И.№28,2004г.

78. Лисянский A.C., Егоров Н.П., Дунаев Л.Б., Шкляров М.И., Сухоруков Е.М., Митин В.М., Мотова H.A., Гаев В.Д. Устройство подвода уплотняющего пара в цилиндр паровой турбины// Патент на изобретение №2246009 от 10.02.2005Г, Б.И.№4,2005г.

79. Лисянский A.C., Сачков Ю.С., Ласкин A.C., Егоров Н.П., Шкляров М.И. Опорно-упорный подшипник// Патент на изобретение №2248474 от 20.03.2005г, Б.И.№8,2005г.

80. Митин В.М., Егоров Н.П., Сухоруков Е.М., Тихомиров С.А., Шкляров М.И. Корпус цилиндра паровой турбины// Патент на изобретение №2265729 от 2.07.2003г, Б.И.№34, 2005г.

81. Костюк А.Г., Шатохин В.Ф., Иванов Н.М. Расчет пороговой мощности крупных турбоагрегатов. Теплоэнергетика, 1974, N 3, С.37-42.

82. Тондл А. Динамика роторов турбогенераторов. Л.: Энергия, 1971 г. с. 388 с.

83. Олимпиев В.И. Экспериментальные исследования вибрации роторов на подшипниках скольжения //Тр. ЦКТИ, Л. 1964. Вып. 44. С. 97-108.

84. Куменко А.И. Исследование вынужденных колебаний системы «Турбоагрегат-фундамент-основание»(ТФО). Дисс. канд. технич. наук. М. МЭИ. 1978.

85. Костюков В.Н. Мониторинг безопасности производтва. М. Машиностроение. 2002 г., 224 с.

86. Техническая диагностика. Труды ЦКТИ. 1992. Вып. 273.

87. Методические указания по обследованию фундаментов турбоагрегатов. РД 34.21.323.95. ОРГРЭС., М. 1996.

88. МЭК. Паровые турбины. Правила приемочных испытаний паровых турбин. Стандарт I ЕС. 953./II. 84 г.

89. Методика комплексных вибрационных испытаний энергетических паротурбинных агрегатов. СПб. 1986 г.

90. Вибрация паровых турбоагрегатов. Под редакцией Рунова Б.Т. М. Энергоатомиз-дат, 1981 г., 137 с.

91. Вибрационные характеристики турбины К-800-240-3 JIM3.-B кн.: Котельные и турбинные установки энергоблоков мощностью 500 и 800 Мвт. М.: Энергия, 1979, с. 251-258.

92. Олимпиев В.И. Исследование и повышение динамической надежности роторов мощных энергетических турбин: Автореф.дис. д-ра техн. наук.-Л.,1977.- 27 с.

93. Шульженко Н.Г., Воробьев Ю.С. Численный анализ колебаний системы турбоагрегат фундамент. -Киев: Наук, думка, 1991. -232 с.

94. Олимпиев В.И. Собственные и вынужденные колебания роторов на подшипниках скольжения //Тр. ЦКТИ, Л. 1964. Вып. 44. С. 54-69.

95. Вибрационная надежность паротурбинных агрегатов. Под ред. Ру- нова Б.Т., Сб. научных трудов ВТИ. М. Энергоатомиздат. 1986, 114 с.

96. Сборник докладов «Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций». М.: ВТИ. 2001.

97. Сборник докладов «Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций». М.: ВТИ. 2003.

98. Сборник докладов «Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электрических станций». М.: ВТИ. 2005.

99. Некрасов А.Л. Расчет нелинейных сил в подшипниках скольжения методом конечных элементов//Тр. Моск. энерг. ин-та. -1992.-Вып. 520.-С.12-15.

100. Костюк А.Г., Некрасов А.Л., Куменко А.И. Анализ нелинейных колебаний систем ротор-подшипники //Сборник трудов межд. конф. "Динамика роторных систем", 21-23 мая 1996г. г. Каменец-Подольский, Украина.

101. Dynamics of Rotors. Symp. Lungby. 1974. Ed. Niordson. Berlin Springer. 1975. XII, 564 p.

102. Неразрушающий контроль. Справочник машиностроителя., т7., книга 2. Виброакустическая диагностика. Под. Ред. Клюева. М. Машиностроение., 2005 г.

103. Вумер Е., Пилки В. Балансировка вращающихся валов с применением квадратичного программирования // Конструирование и технология машиностроения.- 1981.-№4.-С. 110-113.

104. Методические указания по балансировке многоопорных валопроводов турбоагрегатов на электростанциях РД-153-34.1-30.604-00, М:, (ВТИ), 2002 г;

105. Методические указания по динамической балансировке роторов на станке маятникового типа. Составлено ЦКБ Главэнергоремонта, Составитель: И.З.1. Цыркин. М. 1975.

106. Гольдин A.C. Вибрация роторных машин. М.: Машиностроение, 2000.

107. Шульженко Н.Г., Андреев Г.А. Вынужденные стационарные колебания нена-груженного ротора на нелинейных гидродинамических опорах //Динамика и прочность машин. 1990.-Вып. 5I.e. 33-37.

108. Олимпиев В.И. Проблема борьбы с низкочастотной вибрацией валопровода энергетических паровых турбин большой мощности. Теплоэнергетика. 1978, N 9, С. 8-14.

109. Олимпиев В.И., Юрченко И.С. и др. О выборе конструкции опорных подшипников для мощных паровых турбин //Теплоэнергетика, 1983. N 4. С. 28-32.

110. Костюк А.Г., Некрасов A.JL, Куменко А.И. Анализ нелинейных колебаний систем ротор-подшипники //Сборник трудов межд. конф. "Динамика роторных систем", 21-23 мая 1996г. г. Каменец-Подольский, Украина.-С. 37-39.

111. Adams H.L. Protect against large rotor unbalance//Power.-1981.-N7.-Vol. 125, P.52-54.

112. Костюк А.Г. Анализ колебаний в пароподводящих системах паровых турбин //Теплоэнергетика. 1998. -№ 8. - С.

113. Костюк А.Г., Некрасов A.JL, Куменко А.И. Анализ субгармонических колебаний систем "ротор подшипники скольжения'7/Теплоэнергетика. -1998. -N 1. -С.10-15.

114. Олимпиев В.И. Обобщение результатов определения динамичеких характеристик подшипников крупных паровых турбин., Ленинград, ЦКТИ, 1985 г., 97 с.

115. Зиле А.З. Исследование влияния радиальных подшипников скольжения на устойчивость роторов мощных паровых турбин //Автореф. дис. канд. техн. наук. М.: Всесоюз. теплотехн. ин-т. 1979. - 24 с.

116. Костюк А.Г., Шатохин В.Ф. Колебания турбоагрегата на фундаменте, вызываемые неуравновешенностью валопровода. Теплоэнергетика, 1971. -N12. С. 1519.

117. Шибер В.Л. Колебания турбоагрегата с учетом связанности опор.// Машиноведение. 1980. №4., с. 1016-1021.

118. Хоменок Л.А., Ремезов А.Н., Ковалев И.А., Шаргородский B.C., Розенберг С.Ш., Олимпиев В.И. Повышение эффективности эксплуатации паротурбинных установок ТЭС и АЭС. т. 2., Диагностика паровых турбин. Под. ред. Хоменока -СПб.: Изд. ПЭИпк, 2002 г. 264 с.

119. Ковалев И.А., Хоменок Л.А., Елькин Д.В. Проблема прогибов роторов турбин и пути ее решения. Тяжелое машиностроение. 2002. № 10.

120. Куменко А.И. Анализ влияния поперечных сил в парциальной ступени на параметры сборки цилиндров высокого давления мощной турбомашины. Журнал «Сборка в машиностроении, приборостроении. № 6,2001

121. Шкляров М.И. Патент. Применение датчиков вала для минимизации угла динамического наклона ротора.

122. Thomas H.J. Zur Ueberwachung der Turbomaschinen durch Wellenschwingungsmessungen. VGB Kraftwerkstechnik. 61. - Heft 9. September. - 1981. - S. 725-730.

123. Иванов H.M., Костюк А.Г. К вопросу о моделировании колебанй ротора, работающего в подшипниках скольжения. Труды МЭИ. М. 1970 г.

124. Недошивина Т.А., УрьевЕ.В. Возможности балансировки гибких роторов на низкооборотных станках // Сб. науч. тр. II Отчет, конф. молодых ученых ГОУ УГТУ-УПИ. Екатеринбург: ГОУ УГТУ-УПИ, 2002.-Ч.1. - С. 181-182.

125. Куменко А.И., Салимон А.В., Циклин Е.А. Анализ методов балансировки роторов турбоагрегатов 800 МВт ОАО «Тюменьэнерго», М. Отчет ВТИ. 2002 г.

126. Костюк А.Г., Петрунин С.В. Поперечные колебания ротора с краевой трещиной // Известия РАН. "Энергетика". -1994. N 3. - С. 85-92.

127. Абалаков Б.В., Банник В.П., Резников Б.И. Монтаж и наладка турбоагрегатов и вспомогательного оборудования машинного зала. М. Энергия. 1976.

128. Олимпиев В.И., Позняк ЭЛ., Юрченко И.С. Экспериментальное и расчетное определение статических и динамических характеристик подшипников скольжения мощных турбоагрегатов //Энергомашиностроение. 1976. - N 6. - С.9-11.

129. ГОСТ ИСО 11342-95. Вибрация. Роторы гибкие паротурбинных агрегатов. Требования к балансировке.

130. Bently D. Vibration Diagnostics of rotating Machinery. 2004.

131. Orbit. Jornal of Benly Nevada Corporation. March. 1998. Vol.19. N 1.

132. A. Muszynska. Vibrational Diagnostics of rotating Machinery Malfunctions. The Course on "Rotor Dynamics and Vibration Machinery", Belgium. Von Karman Inst. For Fluid Dinamics. Sept. 1992.

133. Шульженко Н.Г. Разработка методов расчета и анализ характеристик колебаний в системе турбоагрегат-фундамент. Автореф. дисс. докт. техн. наук.- Харьков.: 1992.-36 с.

134. Adams M.L Nonlinear dynamics of flexible multibearing rotors //Journal of sound and Vibration. 1980. - Vol. 71. - No 1. -P. 124-144.

135. Tochio Hirano, Tatsuo Yamashita. Influence of Bearing alignment on Vibration of Malty-span rotor//Proceedings of Detc' 97, ASME Design Engineering Technical Confereces. Sept. 14-17. Sacramento.- California. 1997.

136. Adams M.L., Padovan J., Fertis D.G, Engine Dynamic Analysis With General Nonlinear Finite-Element Codes, Part 1: Overall Approach and Development of Bearing Damper Element// Trans. Of ASME. vol.104.- July. - 1982. - P.586-593.

137. Balda M. Dynamic properties of Turboset Rotors. IUTAM / Symp. "Dyn. Rotors". Lyngby. Denmark. -1974. Springer. - Berlin.: -1975. - P. 27-55.

138. Олимпиев В.И., Костарев B.B., Крупский Л.Г. Рекомендации по устранению низкочастотной вибрации роторов энергетических турбин. Л. ЦКТИ, 1976,30 с.

139. Костюк А.Г. Колебания паровых турбоагрегатов.- В кн.: Вибрации в технике. Справочник Т.З./под ред. Ф.М.Диментберга и К.С.Колесникова. М.: Машиностроение, 1980. С. 300-322.

140. Костюк А.Г.,Ручнов А.П., Куменко А.И. Расчет характеристик динамической устойчивости валопроводов мощных паровых турбоагрегатов// Теплоэнергетика. 1987. N8.

141. Ручнов А.П. Разработка и реализация метода расчета динамической устойчивости роторов мощных паровых турбин: Дисс. .канд. техн.наук. М.: 1987.

142. Чистов A.A. Исследование аэродинамических сил, вызывающих автоколебания ротора, выработка рекомендаций по повышению виброустойчивости без снижения экономичности: Автореф. дис. канд. техн. наук. М.: 1993.

143. Воскресенский В.А., Дьяков В.И., Зиле А.З. Расчет и проектирование опор жидкостного трения. Справочник. М.: Машиностроение, 1983.

144. Некрасов A.J1. Нелинейные колебания роторов в подшипниках скольжения. 1-я международная аэрокосмическая конференция, М. 1992. с. 112-113.

145. Расчетный анализ центровок и динамической устойчивости валопровода турбоагрегата К-500-240-2 ст. N 7,8 Рефтинской ГРЭС. Отчет МЭИ (заключительный). N гос. per. 01920009888, Куменко А.И., Морозова Д.С. и др., М., 1992 г., 99 с.

146. Орлик В.Г. и др. Разработка мероприятий по подавлению низкочастотной вибрации и повышению надежности и экономичности турбины К-800-240-5. Отчет ЦКТИ, С-Петербург, 1995.

147. Ковалев И.А. Исследование и разработка методов обеспечения динамической устойчивости роторов мощных паровых турбин //Автореф. дис. .канд. техн. наук. -Л., ЦКТИ, 1978. -23 с.

148. Вибрационная надежность паротурбинных агрегатов //Сб. научных трудов ВТИ. М.: Энергоатомиздат, 1986.

149. Позняк Э.Л. Динамика роторов на подшипниках скольжения //Дисс. . док. техн. наук. / М.: ВНИИЭМ. -1971438 с.156. ГОСТ ИСО 1040-25-99.

150. Салимон A.B. Тараканов В.М. Об уменьшении числа пробных пусков при многоплоскостной балансировке валопроводов турбоагрегатов. Электрические станции, 1978. № 1., с. 42-45.

151. Салимон A.B. Тараканов В.МК вопросу о расчете уравновешивающих грузов при многоплоскостной балансировке роторов турбоагрегатов.

152. Куменко А.И., Некрасов А.Л. Разработка методов повышения вибрационной надежности турбоагрегатов 800 МВт Сургутской ГРЭС-2. Отчет МЭИ. 1996 г.

153. Шкляров М.И.ПАТЕНТ на «Способ балансировки вала с использованием динамических уклонов роторов».

154. Урьев Е.В., Радчик И.И. Применение низкочастотных станков для балансировки гибких роторов. Электрические станции.

155. Костюк А.Г., Куменко А.И., Некрасов А.Л. Анализ пульсаций давления в пароподводящих органах мощных турбоагрегатах. « Теплоэнергетика». № 6. 2000. стр. 50-57174