автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.12, диссертация на тему:Вибрационная надежность паровых турбин и методы ее повышения

ГТо ОД

1 НЮЛ ш

На правах рукописи

УРЬЕВ Евгений Вениаминович

ВИБРАЦИОННАЯ НАДЕЖНОСТЬ ПАРОВЫХ ТУРБИН И МЕТОДЫ ЕЕ ПОВЫШЕНИЯ

Специальность 05.04.12 - турбомашины и комбинированные турбоустановки

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва 1997

Работа выполнена в Уральском государственном техническс университете (УГТУ-УПИ) и в производственном объединен* "Турбомоторный завод" (АО ТМЗ).

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор А. Д. Трухний

доктор технических наук К. Н. Боришанский

доктор технических наук, профессор В. П. Рабинович

Ведущее предприятие - Производственное объединение "Калужский турбинный завод"

Защита состоится " ¿О" ¿^/лй 1997 г. в УЗ - 00 ч; в аудитории & - 40$ на заседании диссертационного совета Д. 053.16.( при Московском энергетическом институте по адрес г. Москва, ул. Красноказарменная, д. 17.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МЭИ.

Ваши отзывы в количестве двух экземпляров, заверенные скрепленные печатью учреждения, просим направлять по адресу: 111250, г. Москва, ул. Красноказарменная, д. 14, Ученый совет МЭИ.

Автореферат разослан 1997 г.

Ученый секретарь диссертационного совета Д.053.16.03, кандидат технических наук, доцент

С.А. Серке

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Перед паротурбостроением и энергетикой з-прежнему стоят вопросы улучшения показателей надежности, ;ономичности, маневренности и ремонтопригодности турбоагрегатов.

настоящее время требования к надежности возрастают в связи с гсутствием ввода новых мощностей и необходимостью поддержания в 1бочем состоянии существующих.

Надежность паровых турбин определяется в значительной мере их 1брационной надежностью, обеспечение которой включает в себя, в 1СТН0СТИ, решение трех основных проблем: повышение вибропрочности жаточного аппарата; снижение уровня вибрации турбоагрегатов, в т. ч. и . счет повышения качества балансировки роторов на заводе-изготовителе валопровода в условиях эксплуатации; разработка методов и средств 1брационной диагностики турбоагрегатов в эксплуатации.

Для обеспечения надежности лопаточного аппарата необходимо эавильно оценивать напряженное состояние и ресурс лопаточного гаарата. Однако определение вибрационной прочности и долговечности шаток часто затруднено: не известны или известны лишь ориентировочно шичины вынуждающих сил, конструкционное демпфирование лопаток, 1стотные характеристики рабочих венцов и распределение напряжений по таткам. Важную роль в оценке надежности лопаток играют и :мпературные условия их работы.

Вибрационное состояние турбоагрегата является важнейшей ;сплуатационной характеристикой. Низкие и стабильные уровни 1брации опор и валопровода во всем диапазоне режимов гарантируют отовечность агрегата, возможность своевременной диагностики и ггранения возникающих дефектов. Одним из основных мероприятий, Зеспечивающих высокую вибрационную надежность, является 1чественная балансировка роторов на турбостроительных предприятиях.

Вопросам технической вибрационной диагностики оборудования гектростанций уделяется повышенное внимание. Это объясняется, с одной ороны, необходимостью контроля технического состояния агрегатов и

обоснованием сроков межремонтного периода, с другой стороны стремлением к снижению ущерба от аварий и внеплановых простоев.

Из вышесказанного следует, что исследования и разработк направленные на решение комплексной проблемы повышен] вибрационной надежности паровых турбин, продолжают оставаться и настоящее время весьма важными и актуальными.

Цель работы - повышение вибрационной надежности паров* турбин. Эта цель достигается:

- разработкой методов и средств вибрационных и температурш исследований лопаточного аппарата турбин;

- получением точных данных о температурном и вибрационнс состоянии лопаток при различных режимах работы турбин в эксплуатаци снижением уровня динамических напряжений в лопатках за счет выяснен] механизма колебаний разночастотных венцов;

- разработкой и внедрением методов многоплоскостной балансиров] роторов в условиях заводов;

- разработкой методик диагностирования турбомашин, созданием внедрением систем диагностики на электростанциях.

Научная новизна работы определяется тем, что впервые:

- предложена модель лопаточного венца, позволяющая выполня расчеты свободных и вынужденных колебаний рабочего колеса с болыш числом разночастотных лопаток, в которой лопаточный венец замен кольцевой балкой на упругом основании и разночастотносгь моделирует переменной распределенной массой балки, а податливость обода диска влияние связей учитываются жесткостью основания; разработана методи решения задачи о вынужденных колебаниях венца с разночастотньи лопапсами, которая позволяет моделировать проход через резонанс определять характер и уровень относительных напряжений в лопатках основном резонансе и на субрезонансах;

- установлено, что периодическая частотная расстановка лопаток п совпадении числа периодов и числа узлов формы колебаний созда наибольшее расслоение собственных частот и наименьшее искажен собственных форм, а однопериодная частотная расстановка лопат обеспечивает наименьший уровень амплитуды резонансных колебаний;

- разработан способ определения по ограниченным тензометрическим знным значений расслоенных собственных частот и конструкционного гмпфирования, а также наиболее вероятных максимальных напряжений в гнце; возможность применения предложенного метода определения араметров вибрации вращающегося лопаточного венца подтверждена (спериментально;

- разработан метод оперативной диагностики рабочих лопаток, гнованный на свойстве колебаний круговых систем с нарушениями шмегрии "привязываться" узловыми диаметрами колебаний к пределенным точкам системы;

- экспериментально определены поля температур на рабочих лопатках ри малопаровом и беспаровом режимах работы ЧНД теплофикационных фбин; установлено, что степень влажности пара на входе в ЧНД рактически не оказывает влияния на температуру металла рабочих эпаток, и показано, что с точки зрения охлаждения рабочих лопаток глесообразен впрыск воды в охлаждающих устройствах только в том эличестве, которое обеспечивает получение насыщенного пара;

- установлена возможность возникновения в лопатках регулирующих гупеней ЧНД опасного уровня динамических напряжений, вызванных ^равномерностью открытия каналов диафрагмы, и предложена методика к расчета;

разработана методика многоплоскостной балансировки зухопорных роторов турбин в широком диапазоне частот вращения на хзгонно-балансировочных стендах; обоснованы и подтверждены на рактике правила выбора частот коррекции и мест расположения тоскостей коррекции, учитывающие конструктивные особенности зторов турбин; разработан метод расчета корректирующих масс, эладающий высокой устойчивостью решения и селективностью к тоскостям коррекции, применение которого позволяет осуществлять инимизацию количества плоскостей коррекции и масс балансировочных >узов при использовании только тех плоскостей, корректировка в вторых наиболее эффективна, и высокую степень автоматизации :хнологического процесса балансировки роторов;

- на основе сформулированных принципиальных положени построения систем вибрационной диагностики разработана оболочк экспертной системы с применением принципов "нечеткой" лопш сформулирована таблица основных диагностических признаков дефектен создана база знаний для диагностирования турбин.

Достоверность и обоснованность научных положений определяется:

- использованием расчетных моделей, учитывающих современны представления о происходящих в турбине процессах и основны конструктивные особенности исследуемых узлов и деталей турбин;

- экспериментальными данными, полученными на модельных натурных установках, и комплексом широкомасштабных исследований н турбинах в условиях эксплуатации;

- хорошим совпадением результатов расчетов при опредеяени собственных и вынужденных колебаний лопаточных венцов экспериментальными данными и с результатами, полученными другим авторами;

успешной эксплуатацией рабочих лопаток последних регулирующих ступеней ЧНД, высокой вибрационной надежность] турбин АО ТМЗ, работоспособностью разработанных систем диагностики

Практическая ценность работы заключается в том, что разработаннь расчетные методы, нестандартные измерительные средства и систем: диагностики, проведенное комплексное исследование, предложенные айробированные конструктивные решения и технологические процесс: позволили решить ряд важнейших задач крупной научно-техническс проблемы повышения вибрационной надежности турбин, определяюще развитие турбостроения и энергетики в целом.

Реализация результатов работы заключается:

- в использовании результатов исследований при выполнен« вибрационной отстройки и разработке мероприятий по повышени: вибрационной прочности лопаток турбин АО ТМЗ;

. - во внедрении новых экономичных режимов эксплуатации турбин г ряде ТЭЦ (Южная ТЭЦ Ленэнерго, ТЭЦ-22 и ТЭЦ-23 Мосэнерго, ТЭЦ Кировэнерго и др.);

- в использовании способов повышения надежности регулирующих гупеней ЧНД теплофикационных турбин АО ТМЗ;

- во внедрении на АО ТМЗ и других предприятиях технологии ногоилоскостной балансировки гибких роторов;

- в создании систем вибрационной диагностики и внедрении их на аде электростанций (Рефтинской ГРЭС, Белоярской АЭС, Южной ТЭЦ енэнерго, ТЭЦ-14 Пермьэнерго).

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на аучно-технических конференциях УПИ /Свердловск, 1970, 1972, 1974, ?76/; Всесоюзных научно-технических конференциях "Современные етоды и средства уравновешивания машин и приборов" /Ярославль, 1976;

олгоград, 1979/; школе передового опыта ВДНХ " Методы и средства

«

лранения повышенной вибрации турбоагрегатов" /Москва, 1976/; сесоюзных научно-технических конференциях "Методы и средства шзометрии" /Свердловск, 1983; Кишинев, 1986/; Всесоюзном научно-гхническом совещании "Повышение вибрационной надежности аротурбинных агрегатов ТЭС и АЭС" /Москва, 1986/; Всесоюзной энференции "Долговечность энергетического оборудования систем" Лиасс, 1986/; Всесоюзной научно-технической конференции по прочности вигателей /Куйбышев, 1988/; Всероссийском семинаре "Проблемы инамики и прочности"/С.-Петербург, 1993/; научно-технических ¡минарах НПО ЦКТИ, МЭИ, ПО ТМЗ и в других организациях.

Публикации. Основные результаты диссертационной работы публикованы в 51 печатной работе, описаниях к 7 авторским шдетельствам, в РТМ 108.021.05-82 по методам предотвращения изкочасготной вибрации валопроводов и РТМ 108.021.01-82 по дбрационным испытаниям головных паротурбинных агрегатов, вошли в гчеты отдела вибрации и прочности СКБт ПО ТМЗ.

Автор защищает:

- результаты разработок по созданию и совершенствованию методов средств вибрационного и температурного исследования лопаточного

ппарата турбомашин; методики проведения и обработки результатов [ирокомасштабных термо- и тензометрических исследований в ссплуатационных условиях;

- расчетную модель и результаты исследований лопаточных венцов разночастотными лопатками и другими нарушениями симметрии;

- опытные данные по виброметрическим и термометрически! промышленным исследованиям лопаток ступеней ЧСД и ЧН/ теплофикационных турбин при работе в широком диапазоне режимов;

- методики многоплоскостной балансировки турбинных роторов заводских условиях; результаты исследований динамических : балансировочных характеристик роторов;

- результаты разработок по вопросам диагностирования турбин, п структуре и архитектуре систем диагностики; результаты промышленного исследования систем диагностики, обобщенные данные по опыт длительной эксплуатации систем диагностики.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит и введения, семи глав, заключения и списка литературы.

Работа изложена на 202 страницах машинописного текста ] иллюстрирована 94 рисунками и 15 таблицами. Список литератур! содержит 350 наименований.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснованы значение и актуальность работы и дан аннотация новых результатов.

В первой главе представлен обзор работ, посвященны рассматриваемым в диссертации вопросам. Показано, что несмотря н многочисленные и глубокие исследования, направленные на повышени вибрационной надежности турбин, результаты этих исследований не всегд удается использовать для практических целей, поскольку имеете множество малоизученных вопросов как в области вибрационно: прочности и температурного состояния лопаточного аппарата пр различных режимах работы, так и в области общей вибраци турбоагрегатов и методов балансировки роторов турбин. Теоретически вопросы диагностики также рассматриваются многими исследователям!

:о данные о практическом применении методик диагностирования галочисленны, а их научные обоснования часто противоречивы. На снове анализа рассмотренных работ выделены вопросы, требующие ополнительного изучения, сформулированы задачи исследования.

Во второй главе представлены результаты разработки новых и овершенствования существующих методов и средств исследования ибрационного и температурного состояний лопаточного аппарата турбин.

Основным методом исследований лопаточного аппарата является ензометрирование, которое обеспечивает получение наиболее полной и остоверной информации о напряженном состоянии лопаточного ппарата. Возможности и качество исследований прямо зависят от спользуемого тензометрического комплекса, который включает в себя ензорезисторы (ТР), токосъемные устройства, тензоусилительную и егистрирующую аппаратуру, и неразрывно связаны со способом и ехнологией оснастки и методами обработки результатов.

Необходимость одновременного измерения температуры на оверхности рабочих лопаток и напряжений в них привела к созданию пециальных термо- и тензорезисторов (ТТР), что потребовало разработки 'етрологической базы для их проверки. Создана установка УВТД, озволяющая изучать влияние рабочей температуры на выходной сигнал Р при динамическом режиме работы. Исследованы и оптимизированы ежимы термообработки ТТР, что позволило обеспечить погрешность реобразования в диапазоне температур до 200 °С, не превышающую 5%.

Разработаны и внедрены мероприятия, позволившие существенно овысить качество и надежность тензометрической оснастки и увеличить рок ее работоспособности в несколько раз. Среди них следует отметить грмообработку ТР и ТТР под давлением, использование с целью грметизации различных составов и специальной защиты, улучшение тектроизоляции и методов монтажа ТР и проводов.

Разработаны и внедрены конструкция токосъемника и схема одключения к нему ТР, позволившие вдвое увеличить число одключаемых тензорезисторов (рис. 1) и на порядок уменьшить уровень изкочастотных помех (рис. 2).

1 г з 4

К тжссьемнжу |<_ Оттензорезисторов

(96 проводов) А- (192 провода)

Рис. 1. Принципиальная измерительная схема и конструкция переходного клеммника с диодной матрицей:

1 - кольцо токосъемника; 2 - щетка токосъемника; 3 - дио; 4 - тензорезисторы; 5 - усилитель

От источника питания

|У

Т Т

Кхегоо-резистору

J

К! тегаометрическому усилителю

Рис. 2. Токосъемник с четырехпроводной схемой подсоединения тензорезисторов и результаты его испытаний:

а - осциллограмма помех при двухпроводной схеме; б -четырехпроводной

Разработаны многоканальные тензометрические усилители на овременной элементной базе, предназначенные для работы в составе втоматизированного тензометрического комплекса. Все усилители имеют лектронные стабилизаторы тока питания ТР, системы защиты от помех ри обрыве измерительных линий с индикацией аварийного состояния, строенные системы проверки работоспособности.

Разработаны и внедрены автоматизированные системы сбора и бработки данных тензо- и термометрических исследований (АССОРТИ), ыполненные в виде стационарных и передвижных комплексов. Выполнен омплекс работ по метрологической аттестации ТР и ТТР и нестандартных редств измерения. Определена точность "тензометрического комплекса", спользуемого в исследованиях. Погрешность используемого гензометрического комплекса" составляет при статических испытаниях не олее9%, а при динамических - 12%.

Выполнена оценка погрешности измерений дискретно-фазовым :етодом резонансных колебаний лопаток, замкнутых на круг емпферными связями. Показано, что в зависимости от расслоения частот енца, демпфирования и положения датчика ошибка в определении стинных амплитуд колебаний вершин и, следовательно, уровня апряжений в отдельных лопатках может достигать 70 %, что делает едопустимым использование ДФМ для таких задач, как изучение аспределения напряжений по окружности ступени при кратных олебаниях. В то же время ДФМ может быть успешно использован для пределения максимальных резонансных напряжений, имеющих место в опатках венца. Основываясь на результатах анализа, можно екомендовать принимать максимальные напряжения в венце при аличии двух парных форм колебаний в пределах »1,1 - 1,2 Стер, что сводит шибку в оценке максимальных напряжений в венце к 10 - 15 %.

В третьей главе приводятся результаты изучения влияния азночастотности лопаток на надежность рабочих колес при вынужденных олебаниях.

Для анализа поведения лопаточного венца в окрестности резонанса

достаточно изучить колебания сходственных точек лопаток п сходственным направлениям, а сами лопатки можно рассматривать ка линейные осцилляторы с одной степенью свободы (рис. 3,а). Жесткост пружин принята одинаковой, а эквивалентная масса для сохранени частоты колебаний - обратно пропорциональной квадрату парциально частоты соответствующей лопатки. При большом количестве лопаток колебаниях с небольшим числом узловых диаметров можно перейти о дискретной системы осцилляторов к непрерывно распределенной упруго замкнутой одномерной системе (рис. 3,6), где лопаточный венец замене кольцевой балкой на упругом основании. Разночастотность моделируете переменной распределенной массой балки, а податливость обода диска влияние связей учитываются жесткостью основания.

в Е1,

^ * ^ ^ 1 ::

* 1 '

*>

Рис. 3. Феноменологическая модель лопаточного венца

При определении конкретной собственной формы колебаний венца и оответствующей ей частоты вся система может быть разбита на сдельные подсистемы, совпадающие по длине с одной полуволной рис. 3,в). Подсистемы должны удовлетворять двум очевидным условиям: ) собственные частоты каждой системы одинаковы и равны собственной [астоте исходной системы; 2) на границах подсистем должно соблюдаться словие общности касательной в силу непрерывности и гладкости обственной формы системы.

При определении собственных форм колебаний лопаточного венца с олновым параметром m (m - число узловых диаметров) лопаточный венец аменяется системой 2m подсистем, колеблющихся по основному тону, с казанными граничными условиями.

Для каждой подсистемы уравнение движения

d'y (z)

EL~^-±{.K~P:ms{z))yXz) = 0, (1)

де Vj(z) - прогиб j-й балки; 0< z < Ilj - длина балки; £7, - жесткость >алки на изгиб; Щ - удельная жесткость упругого основания; пу(~) -)ункция распределения массы вдоль балки; Pj - собственная частота j-й юдсистемы, записывалось с учетом выражений для жесткости балки (2) и )ункции распределения масс (3)

£/=сЛ> (2)

к

т} ( z) = тср (I + Anij(z)), (3)

1 л' С0

де /Иср - среднее значение распределенной массы, тср = - 2 M s =-;

Рср

1 1 jV 1

% - средняя частота лопаток, —г- = —У-^-; Со - удельная жесткость

Рср

Г CN К

юпатки, С0 = -j- ; N - количество лопаток на диске; / - длина системы. Функция дефекта массы аппроксимировалась отрезком ряда Фурье: km^z) = s'n krlT ■ (4)

*c=1 I,

В результате для >й подсистемы находились собственная частота I собственная форма колебаний. Объединение подсистем в единую систем] производилось на основе единства собственных частот и общностс касательной на границах. Равенство собственных частот в подсистема: достигалось за счел изменения границ подсистем, что соответствует сдвиг; узлов собственной формы системы, с учетом замкнутости системы.

На расчетной модели лопаточного венца с числовым! характеристиками, определенными для реального рабочего колеса изучалось влияние частотной неоднородности.

При квазигармоническом частотном распределении (величины обратно пропорциональные квадрату индивидуальных частот лопаток распределены по гармоническому закону) венец является поворотно симметричной системой, у которой период образует группа лопаток. И: анализа модели ясно (и подтверждается расчетами), что наибольшс расслоение частот будет в случае, когда число периодов неоднородностей равно удвоенному волновому параметру т. В этом случае формь собственных колебаний имеют неискаженный характер. Наименьшая частота соответствует форме, для полуволн которой функция дефекта мао имеет положительное значение в серединах подсистем, наибольшая - форм! с отрицательной функцией дефекта масс. Значительное, но меньше расслоение будет в том случае, когда число периодов частотно1 неоднородности совпадает с волновым параметром, т. е. т/1 =1. Пр1 этом одна форма будет не искажена, другая искажена.

Во всех других случаях расслоение незначительно и формы колебанш

искажены. Значения расслоения АР = (Р, -~Р.,)Д/^Р3 приведены: табл. 1 для различных сочетаний количества периодов частотны: неоднородностей / и волновых параметров т ('демпфирование принят» одинаковым, <5=0,01). Здесь же помещены значения максимум: относительной амплитуды (относительно амплитуды идеального венца вынужденных колебаний при возбуждении их силовой гармоникой кратностью, совпадающей с волновым параметром т.

Следует обратить внимание на однопериодный тип распределения [астот лопаток. Из табл. 1 видно, что это единственный тип распределения, гри котором амплитуда вынужденных колебаний может быть меньше [мплитуды колебаний идеального диска. Уменьшение уровня {аксимальной амплитуды колебаний при однопериодной расстановке »бъясняется малым расслоением собственных частот и низким ;оэффициентом возбудимости, т. к. гармоническая силовая волна фактически ортогональна к обеим существенно искаженным обственным формам.

Представляют интерес распределения частот лопаток, [риближающиеся к одной волне гармонического закона, которые могут ¡ыть практически реализованы при облопачивании дисков.

Таблица 1

Относительное расслоение частот и максимальные относительные амплитуды при _периодической частотной неоднородности (разброс частот 5%)_

1 Число узловых диаметров ш

2 3 4 5 6

тах АР 10 А ^тах АРМ4 А АР 10* А АРМ4 А яш АРМ*

1 1,12 0,32 0,83 0,19 0,58 0,08 0,51 0,035 0,54 0,01

2 1,19 26,8 1,30 12,9 1,15 3,71 1,06 0,135 1,07 0,173

3 1,20 0,29 1,31 12,6 1,21 0,22 1,22 0,046 1,25 3,43

4 1,17 255 1,24 0,03 1,19 45,9 1,38 0,02 1,40 12,9

5 1,04 0,35 1,15 2,74 1,20 0,263 1,14 53,0 1,23 0,04

6 1,01 11,5 1,0 255 1,18 5,61 1,22 0,44 1,15 49,1

Выполненное расчетное исследование показало, что максимальная мплитуда при однопериодном распределении лопаток по окружности ущественно зависит от величины разночастотности. Минимум амплитуды •ля т - 4 - 7 достигается при разночастотности 7 - 10%, что соответствует сальной существующей разночастотности лопаток в комплекте.

Амплитудно-частотные и фазочастотные характеристики отдельных :опаток, а также наличие или отсутствие стоячих волн зависят не только от акона расстановки лопаток и их парциальных частот, но и от декремента олебаний. Для неискаженных форм получено условие возникновения

стоячих относительно вращающегося диска волн:

5=1+—^-i)±-Jor,-iXi+~Cir1-i)) - (5) 2 ж к V 4 л-

_ т2о)2 я(Р,-Рг)

r«ei = —, ar-^j-jp

Из (5) следует, что при % > 1 образуются две стоячие волны, при %= образуется одна стоячая волна, а при %< 1 стоячие волны не образуются.

Подтверждение возможности получения максимальной амплитудь вынужденных колебаний в районе резонанса ниже амплитуды колебанш идеального рабочего колеса бьшо получено на неподвижном моделью» колесе со стержнями, моделирующими лопатки. При создании M0H0TOHH0i однопериодной частотной неоднородности (наибольшая частота стержне) 156 Гц, наименьшая - 148 Гц) максимальная амплитуда резонансны колебаний с двумя узловыми диаметрами упала на 15-20 %, а с тремя - н; 30-40% по сравнению с показателями системы, образованной стержнями настроенными на одну частоту (156 ±0,1 Гц).

Очевидно, что разброс парциальных частот лопаток и и расположение на диске оказывают влияние на формирование асимметрш и искажение собственных форм рабочего колеса. На рис. 4 показан! искажение собственной формы колебаний модельного колеса прз уменьшении парциальной частоты одного из стержней на 20%. Схожи результаты были получены и при испытаниях опытного колеса ЧНД : Кэмпбезш-машине (рис. 5). При снижении парциальных частот дву: соседних лопаток (№ 81 и 82) на 5% произошло заметное изменение длит полуволны и уровня напряжений на парных формах колебаний.

Для численной проверки методики расчета были проведен! испытания рабочего колеса на Кэмпбелл-машине. На рис. 6 приведен! экспериментальные данные и результаты расчета на одной из часто' вращения ротора из резонансной зоны. При расчете использовалс определенный экспериментально скоростной коэффициент В = 3,' логарифмический декремент колебаний а принимался равным 0,01.

о„

МПа

15

—о— до изменения —поспе изменения

/

' 1\ I /1 Л

—■- Ку 6

10

10

15 20 25 30

35 №

Рис. 4. Изменение формы колебания модельного колеса при изменении парциальной частоты одного стержня (№ 7)

а.

МПа

20

\ \ • V 1« * ^ ** / / 1 /• »

\ Л А ( Г ° Ч /

-20

-АО

65

70

75

80

85

N2

•ис. 5. Изменение парных форм колебаний до (о, □) и после (•, ■) нижения частот лопаток № 81 и 82

•Л д

/ А ^ 1 ' I / \ -Л / » ч » •/ »«

\ у ^ / \ / • \ /

V V \ / \

1

0,5

0

-0,5 -1 -1,5

10 20 50 40 50 60 70 80 №

Рис. б. Распределение напряжений по венцу (линия - расчет; точки -эксперимент)

На основе разработанной модели и в предположении с неискаженное™ собственных форм решена задача определения по фазам колебаний нескольких отдельных лопаток, оснащенных тензорезисторами закономерности изменения амплитуды колебаний по окружности колеса у. основных параметров колебаний венца, а по измеренным напряжениям в совокупности с полученным распределением и параметрами вибрации ■ наиболее вероятного уровня максимальных напряжений в лопатках. Этс дает возможность проведения тензометрических испытаний лопаток £ условиях эксплуатации при минимальном объеме подготовительных работ.

Использование фазы колебаний вместо напряжений в качестве опорной величины предпочтительнее, поскольку при определен!« напряжений их значения существенно зависят от идентичности характеристик тензорезисторов, разброса геометрических характеристю самих лопаток и т. д., а на значение измеряемой фазы эти факторь практически не влияют. Но существует и дополнительное требование 1 осуществлению измерений - наличие бегущей составляющей волнь деформаций при частотах вращения, на которых производятся измерения.

Возможность применения предложенного метода определен;« параметров вибрации венца проверена на неподвижном модельном диске I вращающемся натурном колесе. Экспериментальные значения частот * логарифмических декрементов колебаний, полученные при исследованю колебаний модельного диска с двумя, тремя и четырьмя узловым! диаметрами, и результаты определения частот и логарифмически) декрементов колебаний на основе фазового метода представлены в табл. 2.

Для натурного колеса были определены параметры вибрации дш колебаний с семью узловыми диаметрами. Расчетные собственные частоть (228,8 и 229,6 Гц) хорошо совпадают с экспериментальными (228 и 230 Гц) а логарифмический декремент колебаний, полученный в результате расчет; - 0,007, соответствует обычному значению для подобных рабочих колес.

На рис. 7 изображены резонансные амплитуды колебаний рабочей колеса при волновом параметре т, равном 7. Крестиками обозначень экспериментальные значения напряжений, полученные пр! тензометрировании. Кривая 1 получена расчетом на основ экспериментальных данных по четырем лопаткам (№ 77 - 80) с учетои

:инусоидальных форм колебаний. Кривая 2 - с учетом действительных гастот всех лопаток. Как видно из рисунка, для оценки вероятных максимальных напряжений на лопатках, частоты которых хорошо 'перемешаны", предложенный подход при ограниченном объеме гензометрирования дает достаточно объективные результаты.

Таблица 2

Экспериментальные значения собственных частот и логарифмических

декрементов колебаний и результаты расчета вибрации модельного диска

Число узловых диаметров т Собственные частоты, Гц Логарифмический декремент колебаний 8 102, определяемый методом

эксперим. расчет резонансных колебаний затухающих колебаний расчетом

Р1 Р2 Р1 Р2

2 149,9 150,3 150,0 150,4 0,42 - 0,52 0,30 -0,44 0,42

3 160,8 161,1 160,5 161,5 0,42 - 0,54 0,30 - 0,68 0,0079

4 171,1 172,2 171 172,4 0,60 - 0,90 0,51-0,83 0,0066

?ис. 7. Распределение напряжений по лопаточному венцу:

I - расчет на основе обработки экспериментальных данных по четырем гопаткам (№ 77 - 80);

I - расчет с учетом действительных частот всех лопаток;

с - экспериментальные значения напряжений, полученные при

гензометрировании

В четвертой главе приводятся результаты основных работ, выполненных с участием автора и под его руководством, в области исследования вибрационного и теплового состояния лопаточного аппарата теплофикационных турбин в натурных условиях. С учетом специфики эксплуатации теплофикационных турбин наибольший интерес представляет работа ЧНД на режимах с малыми пропусками пара. Эти режимы наиболее сложны и с точки зрения теплового состояния, и с точки зрения вибрационной надежности лопаточного аппарата.

Изучено тепловое и вибрационное состояния лопаточного аппарата ЧНД турбины Т-100/110-130 на малорасходном и в беспаровом режимах с определением поля температур в проточной части, в том числе и впервые выполненным при таких режимах измерением температуры на рабочих лопатках. Выполненная работа позволила уточнить характер распределения температуры по оси проточной части на этих режимах и определить температуры по высоте рабочих лопаток. По результатам исследований была разработана и рекомендована к использованию схема штатного контроля температур влагоулавливающих колец, достоверно отражающая истинные уровни максимальных температур в проточной части при этих режимах, внедренная на ряде агрегатов.

На рис. 8 представлено распределение температур по высоте рабочих и направляющих лопаток последней ступени на малорасходном и беспаровом режимах. Прекращение подачи пара в ЧНД приводит к существенному росту температуры всех элементов проточной части, изменению характера распределения температуры по высоте. Максимум температуры направляющих лопаток достигается на относительной высоте /= 0,5 - 0,7 для 26-й ступени и /= 0,75 - 0,85 для 27-й ступени. Максимальная температура на рабочих лопатках достигается на периферии. При этом температура рабочих лопаток значительно ниже температуры направляющих лопаток в соответствующих сечениях, что подтверждает представительность результатов исследований других авторов с измерением только температуры статорных деталей.

i

0,3 0,6 0,4 0,2 0

60 80 100 120 140 160 120 140 160 180 200 t, °C

'ис. 8. Распределение температуры по высоте направляющих и рабочих юпаток 27-й ступени турбины Т-100-130: а - при малорасходном режиме, >к = 3 кПа, G4h.,=20 т/ч; б - беспаровом, рк = 12 кПа;

рабочая лопатка; -»-направляющая лопатка под углом 0 гр ад.; -*-90гр'ад.: -<-180 град.; -«-270 град.

Рис. 9. Распределение температуры по высоте рабочих лопаток 31-й ггупени (а) и по длине проточной части ЧНД турбины Т-250/300-240 (б):

1 - входная кромка направляющей лопатки 29-й ступени; 2 - 30-й ступени; 5 - 31 -й ступени; 4 - выходная кромка рабочей лопатки 31 -й ступени;

С„„ =24,7 кг/с; -»-Рк = 9,8; —12,7; —14,7; -*-19,6; -~29,4кПа

Вместе с тем исследования показали, что в беспаровом режиме разница температур между входной и выходной кромками одного сечения рабочих лопаток может достигать свыше 80 °С (наибольшая разница возникает при работе устройств, охлаждающих выхлопной патрубок). Такие перепады температур приводят к значительным дополнительным термическим напряжениям и углам раскрутки лопаток, что, в свою очередь, снижает предел выносливости, увеличивает напряжения в связях, способствует отрыву стеллитовой защиты. Расчеты, учитывающие все перечисленные факторы, показали, что можно считать допустимым и безопасным работу турбины в этом режиме с давлением в конденсаторе до 10 кПа без использования охлаждающего устройства и не выше 15 кПа с включенным устройством.

Выполнены исследования температурного и вибрационного состояния лопаточного аппарата ЦНД турбины Т-250/300-240. Исследования выполнялись на стенде натурных испытаний (СНИ) АО ТМЗ и в эксплуатационных условиях.

На рис. 9 показано типичное изменение профиля температуры по высоте выходной кромки рабочей лопатки последней ступени и распределение температур по длине проточной части с ухудшением вакуума в конденсаторе.

В качестве критерия теплового состояния ЧНД в зависимости от режимных факторов был принят разогрев ЧНД, выражаемый как разница между максимальной температурой на рабочих лопатках последней ступени и температурой пара перед регулирующей диафрагмой. Получена обобщающая зависимость. Все результаты испытаний были обработаны е виде зависимости А( = 0,19рк - 295(Сфк)0'5 + 339, где А г - Ы - !по , /31- максимальная температура рабочих лопаток последней ступени; !110 - температура пара перед регулирующей диафрагмой.

Анализ результатов экспериментов показал, что степень влажности пара на входе в ЧНД практически не оказывает влияния на температур} металла рабочих лопаток, что нельзя сказать о температуре направляющи? лопаток и выхлопного патрубка. Это подтверждает, что на длин« проточной части капельная влага практически не испаряется

Следовательно, вторичный впрыск воды в пар, осуществляемый в первых ;ерийных пароохлаждающих устройствах, с точки зрения охлаждения рабочих лопаток имеет смысл только до того порога, который эбеспечивает получение насыщенного пара перед ЧНД. Избыточная влага з потоке при малорасходных течениях приводит только к интенсификации эрозионного износа рабочих лопаток, а охлаждающий эффект проявляется только в снижении температуры выхлопного патрубка. Эти результаты эыли использованы при проектировании усовершенствованных пароохлаждающих устройств.

Одновременно с изучением теплового состояния ЧНД выполнялся комплекс исследований вибрационного состояния рабочих лопаток в широком диапазоне режимов.

Динамические напряжения в рабочих лопатках последней ступени турбины Т-100-130 на всех исследованных режимах, включая беспаровой, яе превышают 15 -20 МПа. Лопатки мало подвержены некратным, в том та еле и срывным, колебаниям.

Вибрационное состояние рабочих лопаток последней ступени турбины Т-250/300-240 в значительной степени зависит от режимов работы. Выполнены сравнительные испытания ступеней с двумя и тремя демпферными связями. Экспериментально показано, что в ступени с двумя связями разброс напряжений по лопаткам выше, что объясняется более арко выраженным расслоением частот и подтверждается наличием двух 1рко выраженных резонансов на каждой кратности для ступени с двумя связями и практически отсутствием такого явления в ступени с тремя связями. Однако уровень максимальных напряжений при рабочей частоте зращения в ступени с тремя связями выше, чем в ступени с двумя связями.

Спектральный анализ, выполненный аппаратным путем, показал, это если колебания ступени с двумя связями главным образом тредставляют сумму колебаний с собственными частотами, соответствующими собственным формам аксиальных колебаний с тремя и с четырьмя диаметрами, некратными частоте вращения, то для ступени с тремя связями в спектре колебаний значительную долю составляют зынужденные колебания с кратностью К= 3, наличие которых и приводит к сравнительному росту напряжений. Это объясняется тем, что собственная

динамическая частота венца с тремя связями достаточно резко возрастает с ростом частоты вращения. И в результате мы имеем классический случай, когда ступень, хорошо отстроенная по частоте вращения, оказывается недостаточно отстроенной по собственной частоте. Полученный результат еще раз подтверждает, что необходимо решать задачу вибрационной отстройки ступеней на Кэмпбелл-машине по собственным частотам лопаток, а не по резонансным частотам вращения. Что касается возбудимости некратных колебаний в режимах с малым пропуском пара в ЦНД и при ухудшенном вакууме, то ступени имеют идентичные свойства.

При проведении всех тензометрических исследований как на стенде натурных испытаний, так и на турбинах в эксплуатации параллельно исследовались причины газодинамического характера, которые могли вызывать повышение напряжений на лопатках. В частности, был выполнен комплекс исследований по выяснению возникновения конденсационной нестационарности потока в ступенях ЧСД и ЧНД и ее влиянию на вибрационное состояние лопаток. В испытаниях использовались оптические и пневмометрические зонды НПО ЦКТИ и МЭИ, позволяющие определять газодинамические характеристики потока, распределение и размеры капельной влаги по высоте и длине проточной части. В процессе испытаний режимные условия варьировались таким образом, чтобы получить состояние рабочего тела от перегретого пара до пара с влажностью 8-10 %.

Исследования показали, что ярко выраженной конденсационной нестационарности в ступенях СД (в зоне фазового перехода) и НД турбин АО ТМЗ не наблюдается. В то же время установлено, что газодинамическая пульсация и напряжения при некратных колебаниях прямо связаны между собой. На режимах с большим пропуском пара в ЧНД максимальные значения интенсивности пульсаций приходятся на область 0,5 - 0,6/. С уменьшением расхода пара в ЧНД общий уровень пульсаций растет, и при режимах малых пропусков пара наблюдается появление сильных пульсаций в корневой зоне. Причем, если в частотном спектре пульсаций при больших пропусках пара доминировали частоты, кратные частоте вращения, то при малых расходах спектр пульсаций становится хаотичным, особенно в прикорневой зоне. Можно предполагать, что именно рост этих пульсаций

[практически белого шума) и вызывает некратные колебания лопаточного венца, который селективно выбирает из указанного спектра частоты, ноответствующие собственным частотам венца. Плавный характер возрастания напряжений с уменьшением относительного объемного эасхода пара и отсутствие эффекта "затягивания" (гистерезиса) годгверждают, что некратные колебания венцов последних ступеней в эежимах с малым пропуском пара есть скорее вынужденные колебания с юбственными частотами, возникающие под воздействием случайных тульсационных нагрузок, чем автоколебания, как это предполагалось ранее л описано в некоторых работах.

Выполнены исследования вибрационной надежности регулирующих лупеней ЧНД, поворотные диафрагмы которых могут быть значительным «л-очником возмущения. Несмотря на внешнюю простоту конструкции, регулирующая диафрагма является элементом, требующим при троектировании понимания специфики ее работы, а при изготовлении -5Ысокой точности. Технологические отклонения, имеющие место при оготовлении и сборке диафрагм (прежде всего, непостоянство ширины целей отдельных каналов, образуемых рабочими кромками спиц товоротного кольца и направляющими лопатками) приводят к юзрастанию неравномерности потока пара за регулирующей диафрагмой. Анализ, выполненный по результатам обмера большого количества регулирующих диафрагм, позволил выявить, что при существующих сонструкциях и технологических процессах разметки и механической обработки диафрагм разница в размерах щелей может достигать 5 - 7 % толной ширины окна поворотного кольца.

В результате экспериментального и расчетного исследований остановлена возможность возникновения в лопатках регулирующих ггупеней ЧНД опасного уровня динамических напряжений, вызванных ^равномерностью открытия каналов диафрагмы. Это объясняется тем, что 5ольшие вынуждающие силы могут сделать даже тщательную шбрационную отстройку ступени недостаточной для обеспечения шдежной работы.

Основываясь на обобщении результатов исследований и рассматривая рабочее колесо как колебательную систему с одной степенью

свободы с демпфированием, пропорциональным скорости колебаний получили упрощенную формулу для оценки динамических напряжений в рабочих лопатках регулирующих ступеней при известных геометрически)! характеристиках поворотной диафрагмы, вибрационных характеристиках колеса и режимах работы турбоагрегата:

ГДе (У - ¿^^ггагтр пннймиц«1^ ип гтччтшш п тляЯчгтт-гл' игитп-п.'V • /т .

площадь щелей; Ср - расчетный расход пара через ступень на номинальном режиме; А - коэффициент пропорциональности, с помощью которогс учитываются системность колебаний венца, характер распределения напряжений по окружности и их средний уровень и т. д. (определен пс результатам проведенных на СНИ исследований и для аксиальных колебаний имеет значения 0,1 - 0,2 , для высших форм колебаний 0,05 - 0,1) сок - частота соответствующей собственной формы; Щк - круговая частота вынуждающей силы; 6к - декремент колебаний.

Предложена конструкция регулирующей поворотной диафрагмы ( пересекающимися рабочими кромками, позволяющая существенно снизить уровень вынуждающих сил в области малых открытий, поскольку у такой диафрагмы, несмотря на.разницу шагов каналов, практически исключаете* возможность существенной разницы в площадях проходных сечений. Не рис. 10 приведено сравнительное расчетное исследование характеристик реальной регулирующей диафрагмы и регулирующей диафрагмы ( пересекающимися кромками (угол пересечения рабочих кромок а = 0,82°) имеющих одинаковую неравномерность. Установлено, что динамически« напряжения в рабочих лопатках регулирующей ступени в случае применения диафрагм со скрещивающимися кромками по сравнению < обычными снижаются на 25 -50%.

а

(6)

расчетные напряжения изгиба в номинальном режиме; 1'\.р - средняя

■ ' ' ■ ' ' 1 ' ■ ■ ■ О 10 20 30 40 ф, МИН

Рис. 10. Сравнительные характеристики регулирующих диафрагм:

— - диафрагма с пересекающимися кромками;---обычная диафрагма;

- расчетная ширина щели; ф - угол поворота кольца

В пятой главе рассмотрены вопросы разработки методики и технологических аспектов балансировки роторов турбин на разгонно->алансировочных стендах.

Показано, что низкочастотная балансировка (НЧБ) таких роторов в щух плоскостях коррекции не гарантирует снижения динамических усилий 1а опорах при частотах вращения выше частоты балансировки и «временные требования к вибрационному состоянию турбоагрегатов (ыполнимы лишь при условии качественной балансировки роторов в пироком диапазоне частот вращения, включающих и рабочие. Для этого »азработаны и внедрены на АО ТМЗ надежные методика и ехнологический процесс многоплоскостной балансировки двухопорных юторов в широком диапазоне частот вращения, обеспечивающие высокое ;ачество балансировки при минимальной трудоемкости, что позволило гвеличить производительность балансировочного оборудования в 2 -3 раза.

Необходимое число независимых измерений при контроле только ¡ибрации опор может быть получено за счет измерения на нескольких астотах вращения в диапазоне от 300 - 400 мин-1 до рабочей частоты

вращения. Однако эти частоты не могут быть выбраны произвольно поскольку можно получить так называемые вырожденные системь уравнений. Обоснованы и подтверждены на практике правила выбор: частот коррекции. На основе анализа большого количества расчетов 1 экспериментов было установлено, что для роторов, работающих межд; первой и второй критическими частотами, существуют лишь шгл диапазонов частот, измерения в которых могут дать независимые условш (табл. 3), из чего следует, что балансировка указанного ротора может бьт осуществлена не свыше чем в десяти плоскостях коррекции.

Таблица;

Выбор частот коррекции

Диапазон независимых частот вращения Границы диапазона Рекомендуемая частота коррекции

Низкочастотный 0 < и > 0, 65 п1кр (0,3-0,5 )п1кр

Докритический 0,65п!1(р<п>\$п1кр (0,9 - 0,95) п1кр

Закритический 1,0 п1кр<п> 1,3 (1,05 - 1,1) п]кр

Переходный 0,7 п3 й п £ 0,85 п, (0,8-0,85

Эксплуатационный 0,85 пэ<,п> 1, 1 пэ (1,0- 1,1) щ

Обоснован выбор мест расположения плоскостей коррекции учитывающий конструктивные особенности роторов турбин Рекомендовано использование дополнительных плоскостей коррекции н; консольных участках роторов, позволяющих получить наилучши результаты балансировки роторов как гибкого тела и плоскостей максимально приближенных к опорам, для компенсации дисбаланс; ротора как жесткого тела.

Исследованиями и опытом эксплуатации турбин доказано высоко качество балансировки роторов, обеспечиваемое при использовани разработанных методики и технологии. С 1975 года на АО ТМЗ был] введены временные нормы на качество балансировки роторов значительна более жесткие по сравнению с требованиями ГОСТа, введенного с 1990 I Это обеспечило ввод из монтажа в эксплуатацию до 90% турбин АО ТМ без дополнительной виброналадки с оценкой "отлично". Опыто!

эксплуатации подтверждено, что турбины, роторы которых прошли многоплоскостную балансировку на РБС, значительно менее чувствительны к эксплуатационной расцентровке, характерной для теплофикационных турбин.

Обобщены данные по разбросу коэффициентов влияния для однотипных роторов. Результаты исследования показали, что основными причинами, обусловливающими разброс коэффициентов влияния при балансировке на РБС, можно считать ошибки (погрешности) при измерении вибрации, нестабильность (неповторяемость) динамических характеристик и отклонение свойств системы от условий линейности.

Одним из основных видов нестабильности динамических характеристик роторов является нестабильность дисбалансов. Причинами нестабильности дисбалансов могут служить температурные деформации роторов, некачественная сборка роторов, особенно некачественная конусная посадка полумуфт, и др. Для роторов с насадными дисками, даже при расчетных натягах дисков, нестабильность дисбалансов наблюдается ча частотах вращения, близких к рабочим и освобождающим частотам, и эбъясняется тем, что при значительных динамических деформациях на указанных частотах вращения происходит относительное проскальзывание зала и дисков и возникает эффект "запоминания" прогибов вала. На основании исследований и опыта балансировки предложены мероприятия, зключающие в себя правила выбора пробных грузов, способы ступенчатой эалапсировки, чередующие балансировочные пуски с разгоном ротора и тр., позволяющие свести к минимуму влияние погрешностей измерения и тестабильного дисбаланса.

Исследования показали, что нелинейность системы существенно «висит от степени анизотропности опор, демпфирования, начального дисбаланса и других факторов. Но разброс коэффициентов влияния, толученный на основе статистических исследований, настолько велик, что тспользование методов расчета корректирующих масс путем прямого эешения системы уравнений, независимо от того, каким образом выбраны тастоты коррекции, используются ли при решении системы сдерживающие факторы, такие, например, как минимизация суммы квадратов невязок и тисперсий и т. д., часто может не дать положительных результатов.

Предложен и внедрен итерационный метод расчета корректирующих грузов, при котором на каждом шаге итераций рассчитывается оптимальный груз в каждой из плоскостей коррекции, определяемый пс формулам

±(а,Лк> + *ЛК>) i (аЛК> + = - (7) и = -- (8]

М

и выбирается плоскость, установка груза в которой дает минимальное значение функционала

и'*' = ~ ацУРг/ + К')2 + КР^ + а1у/Р1х + 4К))2), где и

ы

ауу - коэффициенты влияния; А^' и А'*' - начальные вибрации при К-и шаге; Ь ■ количество измеренных значений вибрации.

Предложенный метод обладает высокой устойчивостью решения и селективностью к плоскостям коррекции, позволяет осуществлять минимизацию количества используемых плоскостей и масс балансировочных грузов (табл. 4). На основе итерационного метода расчета грузов разработан расчетно-экспериментальный метол балансировки с использованием оптимальных пробных грузов, что значительно повысило вероятность успешной балансировки по "средним" коэффициентам влияния и существенно ускорило процесс балансировки.

Таблица 4

Результаты расчета корректирующих масс методом наименьших квадратов (МНК) и

методом итераций (МИ)_1__

№ плоскости Ротор № 12 Ротор № 13 Ротор № 15

коррекции МНК МИ МНК МИ МНК МИ

1 639/318 126/318 353/332 182/352 945/304 0/0

2 279/317 67/217 450/90 199/104 243/148 0/0

3 353/206 734/286 768/69 383/27 256/231 0/0

4 357/278 0/0 418/245 0/0 936/119 1360/149

5 70/266 63/285 87/229 98/249 756/345 475/18

6 129/242 196/281 114/308 15/327 632/73 305/49

Суммарная

масса грузов (г) 1827 1186 2190 877 3768 2140

В шестой главе рассматриваются вопросы, связанные с разработкой истем контроля и диагностики турбоагрегатов.

Обоснованы цели и задачи систем диагностики энергооборудования, ¡оказано, что кроме решения общепринятых задач обнаружения ювреждений или дефектов необходимы определение причин, вызвавших ефект, и оценка допустимости и целесообразности дальнейшей ксплуатации оборудования с учетом прогнозирования его технического остояния при выявленных дефектах.

На основе сформулированных принципиальных положений юстроения систем вибрационной диагностики разработаны и созданы ксплуатирующиеся на ряде электростанций системы диагностики первого гоколения (СКИД-1). Системы являются эксплуатационными, >ункциональными (пассивными), одноуровневыми, адаптивными, [спользующими преимущественно штатные средства контроля. 1иагностирование дефектов производится с использованием экспертной истемы, основанной на вероятностных методах.

На результатах анализа известных случаев возникновения и развития ;ефектов, диагностирование которых предполагалось системами, |босновано решение о достаточности обновления измерений на тационарном режиме с периодичностью от 15 до 30 мин, на режиме пуска гри наборе оборотов - 5-10 с и при нагружении - 2-5 мин.

Анализ и сравнение возможностей различных экспертных систем гозволили сделать выбор для диагностики турбоагрегатов экспертной истемы вероятностного типа, основанной на использовании теоремы >айеса, достоинство которой заключается в том, что значение вероятности (ефекта при достаточном количестве признаков зависит в первую очередь 1т того, говорят ли имеющиеся признаки в пользу или против дефекта, а не >т конкретных значений начальной априорной вероятности р и .ероятностей присутствия признаков р+ и р~, достаточно точные значения :оторых при малой статистике, характерной для энергетического »борудования, получить практически невозможно. Показано, что для (иагностирования наиболее распространенных дефектов необходимо и (остаточно иметь 4 - 6 диагностических признаков. На основании

расчетного анализа созданных баз знаний показана целесообразносп разделения признаков на группы и структуризирования баз знаний, чтс позволяет с высокой вероятностью определить конкретный дефект.

Разработана оболочка экспертной системы с применением принципов "нечеткой" логики, сформулирована таблица основных диагностическю признаков дефектов, создана база знаний для диагностирования ряде современных турбин.

Обоснована и разработана концепция дальнейшего развития систем диагностики, обеспечивающая:

- создание систем диагностики технического состояния оборудование ПТУ, состоящих из ряда подсистем, предназначенных для диагностирования отдельных агрегатов, узлов и систем турбоагрегата, 1 построенных на единой методологической, аппаратной и системно' программной базе;

- возможность постепенного ввода систем, наращивания го техническими и программными средствами по мере необходимости организацию общих ресурсов системы;

- интеграцию систем диагностики в системы АСУТП энергоблоков I организацию связи между ними через интерфейс обмена информацией;

- использование не только пассивных, но и активных (тестовых^ методов диагностирования, причем предложения по необходимые тестовым проверкам и испытаниям, порядок их проведения и объел информации, который требуется получить для более глубокогс диагностирования, должны вырабатываться в виде рекомендаций само* системой диагностики;

- разделение диагностики на оперативную и постоперативную, а их, г свою очередь, на диагностику исходного состояния, выявляющую дефекта монтажа и ремонта турбоагрегата и дающую объективную оценку качества выполнения этих работ, и на эксплуатационную диагностику позволяющую определить дефекты, возникающие и развивающиеся I процессе эксплуатации, оценить степень опасности развития дефекта прогнозировать темп развития дефектов и выработать рекомендации пс мероприятиям, позволяющим устранить дефекты или снизить степеш опасности их развития.

В седьмой главе приведены подробные результаты некоторых из [сследований и разработок, выполненных автором или при [епосредственном его участии и под его руководством и направленных на овышение вибрационной надежности турбин. Рассматриваемые работы гредставляют интерес прежде всего с той точки зрения, что, являясь астными решениями конкретных проблем, они носят и общий характер по опросам постановки исследований, методам исследования, принципам иагностарования и способам устранения дефектов.

В представленных работах по повышению вибрационной адежности турбоагрегатов в эксплуатации отрабатывалась методика кспериментальных и расчетно-экспериментальных исследований, юзволявшая диагностировать дефекты данного рода, уточнялись иагностические признаки этих дефектов и необходимый для их выявления бьем получаемой информации, наполнялась и корректировалась база наний экспертных систем диагностики вероятностного типа. Этому же лужили и результаты анализа информации, полученной при длительной ксплуатации внедренных систем диагностики.

Исследованы причины низкочастотной вибрации на турбинах С-500-240-2 ХТЗ Рефтинской ГРЭС. Совместно с кафедрой "Паровые и азовые турбины" МЭИ были проведены расчетно-экспериментальные [сследования, показавшие, что при всех ранее предложенных центровках урбоагрегата минимальный запас устойчивости или потеря устойчивости [меют место при нагрузках 0,8 - 0,9 от номинальной и что существенную юль в нагружении подшипника № 2 играет парораспределение. Показано, то при возникновении НЧВ с частотой около 25 Гц колебания ¡нтенсифицируются в результате совпадении этой частоты с собственной астотой опорной конструкции.

На основании расчетного анализа предложена компенсирующая 1асцентровка, позволяющая обеспечить номинальную нагрузку на опоры с четом эксплуатационных расцентровок. Внедрение результатов работы гозволило исключить НЧВ на всех турбоагрегатах Рефтинской ГРЭС.

Исследован случай потери вибрационной устойчивости турбины "-185/210-130. На основании анализа полученных результатов был сделан ывод, что данное явление носит характер изменения уравновешенности

ротора СД (нестабильного термозависимого дисбаланса) в процессе изменения его температурного состояния, и доказано, что причиной этого служило попадание пара и воды в центральную расточку ротора. Данные результаты совместно с другими результатами, полученными при эксплуатации систем диагностики (попадание масла в расточку ротора ВД нарушения в системах охлаждения роторов генератора и др.) использовались для создания алгоритмов ряда дефектов сопровождающихся появлением нестабильного дисбаланса.

Перечисленные результаты и результаты других исследований турбин в эксплуатации позволили разработать и уточнить диагностические признаки ряда дефектов (в том числе редко встречаемых), которые занесены в базу знаний экспертных систем диагностики.

Предложены диагностические алгоритмы, направленные не предупреждение развития дефектов лопаточных венцов или определение вида и места разрушения рабочих лопаток, разработанные на основе результатов выполненных исследований вибрационного состоянш лопаточного аппарата и методов, применяемых в процессе многоплоскостной балансировки роторов. Метод оперативное диагностики рабочих лопаток основан на свойстве колебаний круговые систем с нарушениями симметрии "привязываться" узловыми диаметрами колебаний к определенным точкам системы. Диагностирование лопаточного венца заключается в контроле смещения положения узловьо диаметров в процессе эксплуатации турбины путем измерен«; бесконтактным методом амплитуд колебаний лопаток.

Разработанные на основе положений и методик, предложенные автором, системы диагностики внедрены на ряде электростанций I показали надежную работу при длительной эксплуатации. Испытанш показали, что точность измерений систем диагностики сопоставима ( точностью современных переносных приборов измерения вибрацш подшипников и полная приведенная погрешность системы составляет 5% В процессе длительной эксплуатации систем диагностики бьи диагностирован ряд дефектов. Приведены примеры диагностированш обрыва крепления вкладыша подшипника, возникновения дефектов 1 системе охлаждения ротора генератора, износа подшипников и др.

35

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По результатам настоящей работы можно сделать следующие >сновные выводы:

1. Разработанные расчетные методы, нестандартные измерительные редства и системы диагностики, проведенное комплексное исследование, [редложенные и опробированные конструктивные решения и ехнологические процессы позволили решить ряд важнейших задач рупной научно-технической проблемы повышения вибрационной [адежности турбин.

2. Обобщен опыт разработки новых и совершенствования уществующих средств исследования лопаточного аппарата паровых урбин, позволивших осуществить ряд уникальных исследований и :осгавить широкомасштабные эксперименты. Разработаны и внедрены героприятия, позволившие существенно повысить качество и надежность ензометрической оснастки и нестандартных средств измерения, ыполненных в виде стационарных и передвижных комплексов.

3. Разработана модель лопаточного венца, позволяющая выполнять асчеты свободных и вынужденных колебаний рабочего колеса с большим ислом разночастотных лопаток. Создана методика решения задачи о ынужденных колебаниях, которая позволила моделировать проход опаточного венца через резонанс для определения характера и уровня тносительных напряжений в сходственных точках лопаток как на сновном резонансе, так и на субрезонансах. На основе сочетания еоретических и экспериментальных исследований выяснено влияние азличных видов периодической частотной расстановки лопаток на асслоение собственных частот и уровень амплитуды колебаний.

4. Разработан способ определения по ограниченным ензомегрическим данным числа узловых диаметров, расслоенных обственных частот и логарифмического декремента колебаний, а также аиболее вероятных максимальных напряжений в венце и кспериментально подтверждена возможность применения предложенного [етода, что значительно упрощает проведение ряда исследований в

эксплуатационных условиях и позволяет с достаточной точностью оценит! максимальные напряжения в лопатках ступени.

5. Экспериментально определены поля температур в проточны; частях ЧНД теплофикационных турбин, в т. ч. и на рабочих лопатках, пр* малопаровом и беспаровом режимах работы. Установлено, что стелет влажности пара на входе в ЧНД практически не оказывает влияния нг температуру металла рабочих лопаток, т.е. на разогрев проточной части, у показано, что с точки зрения охлаждения рабочих лопаток имеет смыа впрыск воды в охлаждающих устройствах только в том количестве которое обеспечивает получение насыщенного пара.

6. Показано, что ярко выраженной конденсационно» нестационарное™ в турбинах АО ТМЗ не наблюдается как в зоне фазовогс перехода, так и в последних ступенях турбины. В то же время установлено что газодинамическая пульсация и напряжения в лопатках последни; ступеней при некратных колебаниях прямо связаны между собой. Эт< подтвердило тот факт, что некратные колебания венцов последние ступеней в режимах с малым пропуском пара есть вынужденные колебанш с собственными частотами, возникающие под воздействием случайны) пульсационных нагрузок, а не автоколебания, как это предполагалоа ранее.

7. Экспериментально и расчетно установлена возможносп возникновения в лопатках регулирующих ступеней ЧНД опасного уровш динамических напряжений, вызванных неравномерностью открыта каналов диафрагмы, и предложен расчетный способ их оценки Предложена новая конструкция регулирующей поворотной диафрагмы < пересекающимися рабочими кромками, позволяющая существенно снизит] уровень вынуждающих сил в области малых открытий.

8. Разработаны и внедрены надежные методика и технологически процесс многоплоскостной балансировки двухопорных роторов турбин ] широком диапазоне частот вращения на разгонно-балансировочны стендах; обоснованы и подтверждены на практике правила выбора часто коррекции для двухопорных роторов и мест расположения плоскости коррекции, учитывающие конструктивные особенности роторов турбин Опытом эксплуатации подтверждено, что турбины, роторы которы:

фошли многоплоскостную балансировку на РБС, значительно менее гувствительны к эксплуатационной расцентровке, характерной для еплофикационных турбин.

9. Разработан итерационный метод расчета корректирующих грузов, »бладающий высокой устойчивостью решения и селективностью к шоскостям коррекции; его использование позволяет осуществлять шнимизацию количества используемых плоскостей коррекции и масс >алансировочных грузов.

10. На основе сформулированных принципиальных положений »азработаны эксплуатирующиеся на ряде электростанций системы [иагностики первого поколения (СКИД-1); для диагностики современных урбин разработана оболочка экспертной системы с применением финципов "нечеткой" логики, сформулирована таблица основных (иагностических признаков дефектов, создана база знаний для (иагностирования ряда современных турбин. На основании анализа озданных баз знаний показана целесообразность структуризирования баз наний, что позволяет выйти на конкретный дефект с высокой 1ероятностьк>.

11. В результате обобщения накопленного опыта обоснована и »азработана концепция дальнейшего развития систем диагностики, федполагающая создание систем диагностики технического состояния (борудования ПТУ из ряда подсистем, предназначенных для (иагностирования отдельных агрегатов, узлов и систем и построенных на диной методологической, аппаратной и системно-программной базе. Сонцепция позволяет постепенный ввод систем, наращивание их ехническими и программными средствами по мере необходимости, [нтеграцию систем диагностики в систему АСУТП энергоблока или ТЭС.

12. Основные положения и выводы работы подтверждены при [сследованиях вибрационного состояния турбин в эксплуатации и [спользовались для повышения вибрационной надежности лопаточного лпарата теплофикационных турбин, при устранении повышенной тбрации турбин, для разработки новых диагностических алгоритмов, для щполнения баз знаний и включения в экспертные системы ряда новых (ефектов и обоснования их диагностических признаков.

ОСНОВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ ПО РАБОТЕ

1. Балансировка роторов турбоагрегатов на разгонно балансировочном стенде /Е.В. Урьев, A.B. Урьев, М.И. Львов В.И. Власов //Энергомашиностроение. - 1976. - №4. -С. 24-26.

2. Исследование теплового состояния части низкого давлени турбины Т-250/300-240 /Е.В. Урьев, С.А. Локалов, Л.Н. Масленников Л.Д. Фуксман, В.М. Вислова //Теплоэнергетика. - 1985. - №3. -С. 61-63

3. Урьев Е.В., Масленников Л.Н. Увеличение емкости токосъемноп устройства при тензометрических исследованиях //Энергомашиностроение - 1985. - №6. - С. 34-35.

4. Урьев Е.В., Беляков В.В., Масленников Л.Н. Некоторые вопрось совершенствования тензометрической техники //Совершенсгвовани техники и метрологического обеспечения тензометрии. - Свердловск: Cd ВНИИМ, 1986.-С. 26-31.

5. Автоматизированная система сбора информации и обработю результатов динамических вибрационных испытаний / Е.В. Урьев И.В. Гаврилов, К.Д. Гарбер, А.Г. Колтунов, И.И. Немцов //Энергомашиностроение. -1986. -№ 11. -С. 29-31.

6. Исследования температурного состояния лопаточного аппарат; ЧНД турбины Т-100 при работе в беспаровом режиме / В.В. Водичев Э.Н. Ефименко, С.А. Локалов, Л.Н. Масленников, Е.В. Урьев //Энергомашиностроение. - 1987. - №4. -С. 8-12.

7. Вибрационная надежность регулирующих ступеней части низкоп давления / Е.В.Урьев, В.В. Ермолаев, Л.А. Жученко, Л.Н. Масленников Л.Д. Фуксман //Энергомашиностроение. - 1987. - № 5. - С.19-23.

8. Ермолаев В.В., Сосновский А.Ю., Урьев Е.В. Точность измерени колебаний лопаток рабочих колес с круговыми связями методом годограф // Энергетическое машиностроение. - М., 1988. - Вып. 1. С. 34-40.

9. Немцов И.И., Урьев Е.В. Определение долговечности лопата //Энергетическое машиностроение. - М., 1988. - Вып. 1. -С. 29-34.

10. Вибрационная надежность проволочных связей колес ЧН^ теплофикационных турбин /В.В. Ермолаев, Л.А. Жученкс

Ю. Сосновский, Е.В.Урьев //Энергетическое машиностроение. - М., 88. -Вып. 1.-С. 21-26.

11. Точность измерения механических напряжений при нзометрировании лопаток турбомашин / А.Ю. Сосновский, В.В. шолаев, А.М. Яганов, Е.В.Урьев // Энергомашиностроение. - 1988. - № 9. 119-22.

12. Определение параметров вибрации и максимальных напряжений | результатам ограниченного тензометрирования вращающегося паточного венца / И.И. Немцов, Е.В.Урьев, Я.И. Евсеев, Б.Н, Николаев 1роблемы прочности. - 1988. - № 12. - С. 95-98.

13. Экспериментальная проверка методики определения параметров брации лопаточного венца на невращающейся модели / И.И. Немцов, В. Ермолаев, А.Ю. Сосновский, Е.В. Урьев //Проблемы прочности. -1989. 6 10.-С. 116-119.

14. Урьев Е.В., Гаврилов И.В. Программное обеспечение подсистемы работки результатов тензометрических испытаний лопаток 1нергомашиностроение. -1989. - № 5. - С. 41-44.

15. Урьев Е.В., Мурманский Б.Е., Бродов Ю.М. Концепция системы брационной диагностики паровых турбин //Теплоэнергетика. -1995. г 4. -С. 36-39.

16. Урьев Е.В., Мурманский Б.Е. Разработка базы знаний жертной системы вибродиагностики турбоагрегатов //Труды первой учно-технической конференции Регионального Уральского отделения эдемии инженерных наук РФ. - Екатеринбург, 1995. -С.95 -96.

17. Система вибродиагностики турбоагрегатов К-200-130 гргоблока БН-600 / Е.В. Урьев, Б.Е. Мурманский, Ю.Б. Мураков, П. Колядин. // Дефектоскопия. - 1995. - №4. - С. 89-91.

18. Урьев Е.В., Мурманский Б.Е. Опыт создания, внедрения и яхлуатации систем диагностики //Материалы научно-практической нференции "Совершенствование теплотехнического оборудования ТЭС, едрение систем сервисного обслуживания, диагностирования и ремонта". катеринбург: УГТУ, 1996. - С. 21 -23.

19. Урьев Е.В., Мурманский Б.Е., Бродов Ю.М. Применение лгертных систем для систем вибродиагностики паровых турбин

//Энергетика. Изв. вузов и энергообъединений СНГ. - 1996. - № 5- С. 55-59.

20. Урьев Е.В. Основы надежности и технической диагностю турбомашин: Учебное пособие //Екатеринбург: УГТУ, 1996.71с.

21. A.c. 1298408 СССР, МКИ4 FOI D 17/20. Способ защит теплофикационной турбоусгановки и устройство для его осуществления A.B. Рабинович, Е.В.Урьев и др. // Открытия. Изобретения. - 1987. -№11.

22. A.c. 1300156 СССР, МКИ4 F 01 D 25/24. Регулируют; поворотная диафрагма паровой турбины / Д.ГТ. Бузин, Е.В.Урьев, В.; Ермолаев //Открытия. Изобретения. - 1987. - № 12.

23. A.c. 1425021 СССР, МКИ4 В 23 Р 11/02. Способ сборки роторе турбин / Е.В.Урьев, Я.И. Евсеев // Открытия. Изобретения. - 1988. - № 35.

24. A.c. 1610389 СССР, МКИ4 G 01 N 3/32. Способ прогнозирован! ресурса детали /Е.В.Урьев, В.В. Ермолаев, A.M. Яганов // Открыта Изобретения. - 1990. - № 44.

25. A.c. 1670426 СССР, МКИ4 G 01 H 11/00. Способ определения л гарифмического декремента колебаний механической системы /Е.В.Урье И.И. Немцов, Я.И. Евсеев // Открытия. Изобретения. -1991. - № 30.

Подписано в печать 5.05.97 Формат 60x84 1/16

Бумага писчая Ризография Усл. п. л. 2,32

Уч.-изд. л. 2,0 Тираж 100 Заказ 136 Бесплатно

Издательство УГТУ 620002, Екатеринбург, ул. Мира, 19 ЗАО УМЦ У ПИ, 620002, Екатеринбург, ул. Мира, 17