В третьей главе рассмотрены вопросы диагностирования трещин в роторах турбомашин.

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

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

Кроме того, было показано, что кольцевые трещины мало изменяют и статические углы скручивания валопровода.

Номинальный диаметр канавки составляет 475 мм.

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

Рис. 3. Изменение динамических углов скручивания валопровода ПТ-135-130 на частоте резонанса по 3-й крутильной форме при наличии кольцевых трещин различной величины в районе кольцевой канавки за диском 24-й ступени Собственные частоты крутильных колебаний валопровода турбины ПТ-135/165-130/15 при наличии кольцевой поперечной трещины Очевидной причиной того, что кольцевые трещины не приводят к изменению характеристик крутильных колебаний, является то, что трещина дислоцируется на очень малом линейном участке по длине валопровода, который не оказывает существенного влияния на динамические характеристики системы.

Приведены результаты моделирования поведения вала с некольцевой поперечной трещиной, проведённого в программном пакете ANSYS. Вал имел длину 5 м и диаметр 0,5 м. Трещина задавалась клиновидной формы, которая определяется наклёпом материала при периодическом схлопывании трещины.

Ранее при моделировании исходили из положения, что при нахождении трещины вверху свойства вала (жёсткость и прогиб) аналогичны свойствам вала без трещины. Введение клиновидности трещины позволило получить качественно иную картину поведения вала, даже с учётом того, что клиновидность трещин задавалась предельно малой – от 0,012 до 0,040 мм/м, что для вала диаметром 500 мм с трещиной на половину диаметра (половину поперечного сечения вала) эквивалентно раскрытию трещины на поверхности 3…10 мкм.

перемещение вала с трещиной в горизонтально - поперечном направлении под действием собственного веса. Внешний вид кривой показывает, а спектральный анализ подтверждает, что в спектре колебаний в горизонтальной плоскости имеется существенная составляющая двойной оборотной частоты, которая является доминирующей, а её уровень даже выше, чем в вертикальном направлении (рис. 5).

На рис. 6 показана траектория движения оси вала с клиновидной трещиной (орбита). Она представляет собой сложную фигуру, чем-то напоминающую фигуру Лиссажу, получаемую при соотношении частот колебаний в вертикальном и горизонтальном направлениях. Однако эта восьмерка имеет разновеликие петли: малая петля лежит практически внутри большой и момент ее реализации соответствует перемещениям вала при нахождении трещины вверху (положения вала от 90° до 270°).

Рис. 5. Спектры виброперемещений ротора с поперечной клиновидной трещиной, построенные в относительных единицах (единица соответствует уровню второй гармоники в вертикальном направлении. Трещина на половину площади сечения вала, расположенная в середине пролета ротора) Рефтинской ГРЭС ст. №2, которое было проведено в ходе развития «квазитрещины» разрушении подряд расположенных болтов муфты РВДРСД (рис. 7). Характер реализации виброперемещений вала с трещиной, полученной в ходе моделирования, совпадает с характером формы сигнала виброперемещенирй опор агрегата, имевшего «квазитрещину». Более того, проведённое моделирование позволило ответить на вопрос о «двугорбом»

характере полученного сигнала виброперемещений опор, который ранее вызвал затруднение.

Экспериментальные исследования на модельных и реальных роторах показали, что имеется принципиальная возможность диагностирования трещин на низкочастотных балансировочных станках зарезонансного типа.

Диагностику предлагается проводить по форме реализаций виброперемещений опор станка в горизонтальном направлении, построенной по первым четырём гармоникам. Для получения информативного диагностического сигнала предлагается искусственно выделять оборотную составляющую вибрации, отвечающую за наличие трещины (в общем случае она зависит от остаточной неуравновешенности ротора, дефектов шеек и т.д.):

расчёты показывают, что она должна иметь амплитуду, равную 0,6...0,8 от амплитуды второй гармоники и быть с ней синфазна. При наличии трещины реализации виброперемещений обеих опор станка принимают вид, схожий с тем, что показан на рис. 4. Такой метод контроля позволил обнаружить на модельном роторе трещину, занимающую около 8% от поперечного сечения.

В ходе численного моделирования подтверждены экспериментальные данные, полученные ранее ведущими специалистами ЦКТИ, МЭИ, «Электросилы» и др., что поперечные трещины приводят к изменению собственных частот роторов только тогда, когда они практически достигают критических размеров, т.е. когда хрупкое разрушение вала может произойти в любой момент времени. Это означает, что при появлении тенденции к динамичному росту вибрации на агрегате, работающем в стационарном режиме, при отсутствии каких-либо явно выраженных причин повышения вибрации, агрегат целесообразно аварийно останавливать еще до достижения предельных по ПТЭ уровней вибрации.

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

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

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

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

При плотном стыке муфты лишь часть динамических напряжений проникает в болты, а остальная часть приходится на усилие, стремящееся раскрыть стык муфты. Уровень дополнительных напряжений в болтах определяется коэффициентом основной нагрузки, который зависит от геометрии и материалов деталей соединения.

Показано, что в области плотного стыка муфты дополнительные напряжения от действия изгибающего момента линейно зависят от величины торцевой расцентровки по полумуфтам и не зависят от начальной вытяжки болтов (рис. 8).

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

Рис. 8. Амплитуда дополнительных динамических напряжений в болтах муфты РВДРСД турбины К-300-240 ХТЗ в зависимости от величины «эквивалентной»

расцентровки и начальной вытяжки болтов (пунктиром показаны напряжения при раскрытом стыке, сплошной линией – напряжения при плотном стыке) Для трёхопорной схемы опирания роторов показано, что после выставления рекомендованной заводом-изготовителем «технологической»

торцевой расцентровки 0,38 мм по низу полумуфт (для К-300-240 ХТЗ), спаровки роторов и удаления фальш-опоры изгибающий момент в сечении разъёма муфты вырастет настолько, что «эквивалентная» расцентровка составит порядка 0,50 мм. Это очень важный вывод, который ранее не был рассмотрен в литературе, но который следует учитывать при рассмотрении вопросов прочности болтов муфты трёхопорных роторов.

Таким образом, предельная «технологическая» расцентровка для турбины К-300-240 ХТЗ составит около 0,48 мм, что достаточно близко к рекомендуемому заводом начальному раскрытию по низу полумуфт. Это означает, что необходимо строго соблюдать требования завода к технологии выставления начальных расцентровок по полумуфтам.

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

В случае, когда болты муфты недотянуты, происходит раскрытие стыка муфты при торцевой расцентровке по полумуфтам меньшей, чем предельная.

Раскрытие приводит к скачкообразному изменению коэффициента основной нагрузки от 0,157 (полученное значение для болтов муфты РВД-РСД К-300-240 ХТЗ) до 1 с периодичностью в один оборот и соответствующим нагрузкам на болты соединения (при нормальной работе нагрузка синусоидальна) рис. 9. Естественно, что это приводит к быстрому разрушению болтов.

Рис. 9. Изменение динамических напряжений в болтах муфты за один цикл нагружения при различных расцентровках с раскрытием стыка муфты и без (начальная вытяжка болта 0=0,17 мм) Верхнее ограничение объясняется высокими начальными напряжениями, которые в сочетании с дополнительными динамическими напряжениями приводят к усталостному разрушению болтов.

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

На примере болтов муфты РВД-РСД турбины К-300-240 ХТЗ показано, что увеличение диаметра призонной части приводит к увеличению коэффициента основной нагрузки (уровня динамических напряжений в болтах). Поэтому болты с увеличенным диаметром призонной части допускают «эквивалентную» расцентровку лишь до 0,55 мм. Вместе с тем увеличение номинального диаметра резьбы болтов с М364 до М394 и диаметра утонённой части с 30 мм до 32...35 мм повышает значение допустимой «эквивалентной» расцентровки до 0,65 мм. Несущая способность болтов в этом случае становится выше за счёт увеличения площадей поперечных сечений именно тех участков, которые определяют прочность.

Разработана методика расчёта болтов муфтовых соединений на срез, учитывающая частичное раскрытие стыка. Показано, что болты муфт помимо статической нагрузки среза (определяющей прочность болтов по напряжениям среза) испытывают и переменное срезающее усилие.

Показано, что при равномерной передаче крутящего момента (при посадке болтов с натягом) коэффициенты запаса прочности болтов по напряжениям среза достаточно высоки. Разрушение болтов в призонной части происходит вследствие неравномерного распределения нагрузки среза по болтам при их установке с зазором.

В пятой главе представлены результаты анализа метода правки высокотемпературных роторов путём установки специальных корректирующих масс с использованием эффекта направленной ползучести.

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

С использованием программ DyRoBeS и ANSYS проведена оценка уровня дополнительных напряжений, возникающих в роторе, как при наличии остаточного прогиба, так и при установке различных систем грузов. Расчёты проведены для ротора ВД турбины ПТ-60/75-130/13 ЛМЗ. Подшипники ротора приняты изотропными (жёсткость 3,5 10 Н/мм, демпфирование 1000 Н·с/мм).

По данным динамических расчётов ротора с дисбалансом, распределенным по первой форме колебаний и соответствующим остаточному прогибу ротора в 0,1 мм в районе 5-й ступени, амплитуда абсолютных колебаний вала в указанном сечении на критической частоте вращения составляет приблизительно 0,62 мм, а на рабочей частоте вращения 0,17 мм. С учётом перемещений в сечениях подшипников, упругие прогибы составят соответственно 0,45 и 0,11 мм (рис.10). Это означает, что, поскольку между упругими прогибами и напряжениями существует линейная зависимость, максимальные дополнительные напряжения в роторе (на каждые 0,1 мм остаточного прогиба ротора) на резонансе составят порядка 12 МПа, а на рабочих оборотах около 3 МПа. При этом упругий прогиб на рабочей частоте вращения лежит практически в противофазе к направлению дисбаланса, т.е. к направлению остаточного прогиба. В результате, если бы дисбаланс определялся действительно остаточным прогибом 0,1 мм, при суммировании упругого и остаточного прогибов вибрация вала на рабочих оборотах не превышала бы 0,02 мм.

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

Рис. 10. Абсолютные вибрации и упругий прогиб ротора в зависимости от частоты вращения Таким образом, если остаточный прогиб возникает в результате плавного процесса ползучести, что, как правило, обусловлено наличием дефектов в металле ротора, то при этом возрастают и компенсирующие упругие напряжения, направленные против остаточного прогиба. Из этого можно сделать вывод, что прогибы, обусловленные ползучестью, не могут быть прогрессирующими, напротив, этот процесс является самотормозящим.

Это подтверждается и многочисленными примерами, когда ротор, получив остаточный прогиб в результате ползучести за очень непродолжительное время после ввода в эксплуатацию, сохраняет его в течение всего срока службы.

Проведённые расчёты показали, что при установке любых реальных систем грузов, тем более после предварительной компенсации дисбаланса от остаточного прогиба распределённой системой грузов, в роторе не возникает таких дополнительных напряжений, которые в сочетании с напряжениями от ЦБС, сделали бы явление ползучести заметным настолько, что его можно было использовать в целях правки роторов.

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

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

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

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Определяющим фактором трещинообразования при этом является степень отстройки валопровода от крутильных резонансов.

2. Показано, что ни контроль, ни анализ изгибных и крутильных колебаний не позволяют обнаружить кольцевые трещины на ранней стадии по причине их малого влияния на динамические свойства валопровода.

Однако внедрение стационарных систем контроля крутильных колебаний может позволить избежать работы валопровода на резонансных режимах.

3. Получены новые диагностические признаки наличия некольцевых поперечных трещин в роторах. Впервые показано, что диагностика трещин по горизонтально-поперечной составляющей вибрации может оказаться достовернее диагностики по вертикальной составляющей. Показано, что найденные признаки могут проявляться при работе агрегата как на ВПУ (только для вибрации вала), так на рабочей частоте вращения (вибрация вала и опор).

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

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

6. Проведён комплексный анализ несущей способности болтов муфты трёхопорных роторов. Показано, что основными факторами, влияющими на надёжность рассматриваемого соединения, являются величина парового растягивающего усилия и уровень динамических напряжений, связанных с величиной изгибающего момента, действующего в сечении муфты.

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

7. Показано, что ползучесть роторов, обусловленная действием ЦБС от балансировочных грузов — это процесс самотормозящий. Показано, что дополнительные напряжения в роторе от установки любых реальных систем грузов не делают явление ползучести заметным настолько, что его можно было бы использовать в целях правки роторов.

Основное содержание диссертации изложено в следующих публикациях:

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

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

А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев, Т.А. Недошивина // Электрические станции.

2009. №9. С. 38-40.

4. Кистойчев А.В. Расчёт напряжённого состояния болтового соединения полумуфт при расцентровках трехопорных валопроводов / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев // Науч. тр. XII отчётн. конф. молодых учёных УГТУ-УПИ: сб.

статей. В 3 ч. Екатеринбург: УГТУ-УПИ. 2007. Ч.3. С. 432-434.

5. Кистойчев А.В. Диагностика некольцевых трещин в роторах / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев // Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностирования оборудования электрических станций:

Сб. докл. – М.: ОАО «ВТИ». 2007. С. 101-107.

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

7. Кистойчев А.В. К вопросу правки роторов установкой систем балансировочных и «антибалансировочных» грузов / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев // Науч. тр. XV Междунар. научн. конф. молодых учёных: сб.

статей. В 3 ч. Екатеринбург: УГТУ-УПИ. 2009. Ч.3. С. 297-302.

8. Кистойчев А.В. Вибрационная диагностика некольцевых трещин в роторах / А.В. Кистойчев, Е.В. Урьев // Науч. тр. XVI Уральской междунар.

конф. молодых ученых по приоритетным направлениям развития науки и техники: сб. статей. В 3 ч. Екатеринбург: УГТУ–УПИ. 2009. Ч. 1. С. 64-68.

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