Содержание к диссертации
Введение
1. Особенности работы теплофикационных турбин. Анализ состояния вопроса надёжности лопаточного аппарата и постановка задач исследований 13
2. Разработка и совершенствование экспериментальных методов и средств измерения и контроля вибрации лопаточного аппарата 31
2.1. Методы и средства тензометрических исследований лопаточного аппарата 31
2.1.1. Точность измерения механических напряжений при тензометрировании рабочих лопаток 31
2.1.2. Исследования контактных токосъёмников 35
2.2. Бесконтактные методы контроля колебаний рабочих лопаток 52
2.2.1. Анализ возможностей использования дискретно-фазового метода контроля колебаний лопаток 52
2.2.2. Разработка нового принципа определения положения вершин рабочих лопаток 58
2.3. Эндоскопия как метод технической диагностики состояния элементов проточной части турбомашин 60
3. Экспериментальное определение динамических напряжений в рабочих лопатках последних ступеней турбин типов ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ 66
3.1. Методика эксперимента и обработки результатов 66
3.2. Исследования на пусковых режимах 71
3.3. Исследования на конденсационных режимах 84
3.4. Исследования на теплофикационных режимах 95
4. Прогнозирование остаточного ресурса лопаточного аппарата последних ступеней части низкого давления теплофикационных турбин 107
4.1. Постановка задачи о прогнозировании ресурса 107
4.2. Оценка уровня допустимых динамических напряжений в элементах лопаточного аппарата 109
4.3. Разработка экспериментально-расчётной методики прогнозирования остаточного ресурса рабочих лопаток последних ступеней части низкого давления 115
4.3.1. Общие положения 115
4.3.2. Методика расчёта 118
4.4. Разработка методики контроля выработки ресурса рабочих лопаток по образцам-свидетелям усталостного повреждения 124
4.4.1. Описание способа 124
4.4.2. Прогнозирование ресурса рабочих лопаток по образцам-свидетелям усталостного повреждения 126
Заключение 130
Список использованных источников 134
Приложение 1. Программа испытаний токосъёмников 147
Приложение 2. Пример расчёта усталостного повреждения лопаток 148
- Особенности работы теплофикационных турбин. Анализ состояния вопроса надёжности лопаточного аппарата и постановка задач исследований
- Точность измерения механических напряжений при тензометрировании рабочих лопаток
- Исследования на пусковых режимах
- Оценка уровня допустимых динамических напряжений в элементах лопаточного аппарата
Введение к работе
На конец 2002 года производственный потенциал электроэнергетики России составлял 452 электростанции общей мощностью 215,2 млн. кВт. Из них 68,9 % - это тепловые конденсационные электростанции и теплоэлектроцентрали [1].
Половина электростанций, использующих органическое топливо, - это ТЭЦ с экономически и экологически благоприятной комбинированной выработкой тепла и электроэнергии. Суммарно вне стран СНГ нет столько теплофикационных турбин, сколько разработано и произведено ОАО ТМЗ и ОАО ЛМЗ, нет такого разнообразия конструкций, схем, мощностей [2],
Однако, негативные последствия переходного периода в экономике страны, выразившиеся в сокращении промышленного производства, сказались и на энергетике страны. Главная проблема - лавинно нарастающая доля исчерпавшего свой физический ресурс оборудования. Длительное отсутствие необходимых вводов в действие энергетических мощностей привело к тому, что на электростанциях России, находящихся к началу 2002 г. в эксплуатации, износ основных производственных фондов составил 52 %, а к 2015 г, выработает парковый ресурс 62 % оборудования [3].
Именно в настоящее время перед паротурбостроением особенно актуальны вопросы повышения надёжности эксплуатации с целью продления ресурса турбоагрегатов.
В общей проблеме повышения надёжности работы паровых турбин вопросы вибрационной надёжности Л А стоят на первом месте [4, 5]. Из-за отказов, вызванных поломками Л А, тратится от четверти до половины времени и средств, идущих на восстановление работоспособности турбин. Основная доля отказов (50-70 %) приходится па РЛ ЧНД.
Несмотря на многочисленные исследования [6, 7, 8, 9 и др.], по-
прежнему остаются неразрешёнными отдельные вопросы повышения вибрационной надёжности ступеней ЧНД теплофикационных турбин, ЛЛ которых работает значительную часть времени в нерасчётных режимах.
Для обеспечения надёжности ЛЛ, оптимизации межремонтного периода и продления срока службы турбин необходимо правильно оценивать напряжённое состояние и остаточный ресурс ЛА. Расчётное определение вибрационных напряжений в элементах ЛЛ часто затруднено из-за недостатка информации: неизвестны или известны лишь ориентировочно фактический амплитудный спектр возмущающих сил; суммарный декремент колебаний, учитывающий рассеяние энергии вследствие внутреннего, конструкционного и аэродинамического демпфирования колебаний; разброс и распределение напряжений по РЛ. Поэтому для исследования напряжённого состояния ЛА используются экспериментальные методы: метод тензометрирования; дискретно-фазовый метод (ДФМ) регистрации амплитуд колебаний лопаток; метод на основе образцов-свидетелей.
В последние годы в связи с резким ростом темпа развития вычислительной техники как в количественном, так и в качественном отношении стало возможным внедрение в процесс эксплуатации турбоагрегатов автоматизированных систем технической диагностики. Интерес к этому объясняется необходимостью контроля ресурса наиболее ответственных узлов турбин, обоснованием сроков межремонтного периода с целью перехода от обслуживания планового к обслуживанию по техническому состоянию, стремлением к снижению ущерба от внеплановых простоев и внезапных аварий. Согласно [10], ущерб от аварии из-за вибрации подшипников и обрыва РЛ достигает 1,0 млрд. руб. (в ценах 1998 г.) для турбины типа Т-250/300-240 ОАО ТМЗ.
Настоящая работа посвящена комплексному исследованию влияния режимных факторов на вибрационное состояние РЛ ЧНД мощных
7 теплофикационных турбин и разработке методик прогнозирования их остаточного ресурса.
Работа состоит из введения, четырёх глав, заключения, списка использованных источников, приложения.
В главе 1 на основе обзора теоретических и экспериментальных работ рассмотрены современные проблемы обеспечения вибрационной надёжности ЛА паровых турбин, а также особенности работы ступеней ЧНД теплофикационных турбин.
Показано, что при оценке вибрационного состояния облопачивания
4 наиболее сложным является определение максимальных динамических
напряжений в РЛ при эксплуатации. Отмечается исключительная роль
натурных вибрационных испытаний в широком диапазоне режимов работы
турбоагрегатов.
Проведён анализ основных экспериментальных методов исследований
и контроля вибрационного состояния РЛ в условиях эксплуатации;
обосновывается необходимость постоянного совершенствования методов и
средств измерения механических напряжений, разработки и внедрения
Й методик- оценки и прогнозирования ресурса РЛ,
Формулируются цели и задачи исследований, представленных в настоящей диссертации.
В главе 2 приводятся результаты исследования и совершенствования экспериментальных методов и средств измерений и контроля параметров технического состояния элементов проточной части турбин.
Особое внимание уделено точности измерения тензометрическим
методом, от которой напрямую зависит точность измерения ДФМ. Одним из
«
элементов измерительной схемы при тензометрировании является
токосъёмник, служащий для передачи сигналов от тензорезисторов,
установленных на вращающихся исследуемых деталях.
По результатам специальных испытаний был установлен количественный критерий качества изготовления и восстановления контактных токосъёмников - максимально допустимый уровень помех. Специально разработанная установка позволяет исследовать как вновь изготавливаемые, так и отработавшие определённое время токосъёмники. Экспериментально определены оптимальные условия эксплуатации и методы восстановления токосъёмников.
Уточнена определённая ранее совместно с другими авторами общая погрешность измерения динамических напряжений при использовании теизометрического комплекса ОАО ТМЗ, включая токосъёмник.
На основании анализа особенностей применения ДФМ к исследованию ступеней с малыми углами установки лопаток предложен новый принцип определения положения вершин РЛ, заключающийся в том, что за момент прохождения центра профиля лопатки против датчика принимается не точка перехода сигнала от датчика через нулевой уровень, а точка максимального значения сигнала. Благодаря новому принципу повышена достоверность результатов измерения.
Представлены схема установки эндоскопов в турбину и примеры эндоскопограмм элементов ЛА турбоагрегатов в эксплуатационных условиях. Эндоскопия позволяет при кратковременных остановах без вскрытия цилиндров проводить периодический осмотр элементов проточной части и ОС (см. гл. 4) для оценки их технического состояния.
В главе 3 приводятся данные анализа результатов исследований вибрационного состояния РЛ последних ступеней теплофикационных турбин ПТ-І35/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ, имеющих одинаковые РЛ последней ступени с длиной рабочей части 830 мм. В мощных теплофикационных турбинах в качестве РЛ последних ступеней используется ограниченное количество типоразмеров, что связано со сложностьео
9 проработки конструкции и значительной трудоёмкостью изготовления. Указанные турбины - это не только одни из самых мощных и распространённых турбин, но и эксплуатируемых в наиболее тяжёлых условиях в широком диапазоне режимов работы ЧНД. Исследования проводились с использованием ДФМ; для сравнения приводятся данные тензометрических исследований, выполненных ранее в ОАО ТМЗ. Выявлены как общие закономерности, так и некоторые особенности в вибрационном состоянии однотипных ступеней одной турбины и разных турбоагрегатов одного типа. По результатам исследований для испытанных турбин был расширен диапазон режимов работы за счёт возможности работы при ухудшенном вакууме при условии пропуска необходимого количества пара в ЧНД.
Для оценки вибрационного состояния неисследованных турбин подобных типов предложены эмпирические зависимости предельных напряжений в РЛ от основных режимных параметров (частоты вращения ротора, электрической мощности, расхода пара в ЧНД, давления в конденсаторе).
На основе проведённых исследований вышеуказанных РЛ, как одних из наиболее напряжённых, отработана универсальная схема проведения ДФМ-ис пытан и и РЛ турбин других типов.
В главе 4 приводятся расчётно-экспериментальная методика прогнозирования и пример расчёта остаточного ресурса ЛА последних ступеней турбин типов ПТ-135/165-130/15 и Т-Ї 75/210-130 при отклонениях режимных параметров от требований инструкции по эксплуатации турбины. Методика учитывает влияние комплекса различных факторов (действующих в конкретных режимах динамических напряжений, степени коррозионного и эрозионного износа, температуры и т.д.). Приведён расчёт уровня допустимых динамических напряжений для РЛ последних ступеней ЧНД
10 теплофикационных турбин.
Основная цель прогнозирования - нахождение с определённой степенью вероятности момента появления усталостной трещины. Это позволяет:
своевременно производить восстановительный ремонт или замену РЛ;
продлевать при необходимости срок службы лопаток при повышении требований к режимам работы.
Изложена методика контроля выработки ресурса РЛ по образцам-свидетелям усталостного повреждения, конструкция которых защищена авторским свидетельством.
Научная новизна работы состоит в том, что:
по результатам натурных вибрационных исследований определена количественная зависимость динамических напряжений в РЛ последних ступеней ЧНД турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-175/210-130 ОАО ТМЗ от основных режимных параметров;
разработана расчётно-экспериментальная методика прогнозирования остаточного ресурса ЛА, основывающаяся на результатах экспериментального определения вибрационных напряжений в РЛ конкретных ступеней турбоагрегатов и базирующаяся на использовании корректированного линейного закона суммирования повреждений;
выявлено принципиальное изменение физической картины получаемых результатов измерений амплитуд колебаний вершин РЛ бесконтактным ДФМ в зависимости от угла и шага установки лопаток, от величины радиального зазора между датчиком и лопаткой;
предложен и разработан новый принцип определения относительного положения вершин РЛ при использовании ДФМ;
предложена новая методика определения остаточного ресурса ЛА, основывающаяся на анализе разрушения чувствительных элементов ОС, и
соответствующая конструкция ОС усталостного повреждения лопаток.
Практическая ценность работы заключается в том, что полученные в процессе исследований данные о вибрационном состоянии РЛ последних ступеней позволили расширить допустимый диапазон режимов эксплуатации конкретных теплофикационных турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-І75/2Ю-І30 ОАО ТМЗ без снижения надёжности их работы.
На основе обобщения экспериментальных данных натурных вибрационных исследований последних ступеней ЧНД турбин ПТ-135/165-130/15 и T-I75/210-130 ОАО ТМЗ предложены эмпирические зависимости предельных динамических напряжений в РЛ от основных режимных параметров (частоты вращения ротора, давления в конденсаторе, расхода пара в ЧНД, электрической мощности) для широкого диапазона режимов работы турбоагрегатов.
Разработанная с учётом вышеуказанных зависимостей расчётно-экспериментальная методика прогнозирования остаточного ресурса Л А позволяет с определённой степенью вероятности определять время появления усталостной трещины, что даёт возможность либо своевременно произвести восстановительный ремонт или замену РЛ, либо продлить при необходимости срок службы лопаток при повышении требований к режимам работы.
Результаты работы позволяют повысить точность и достоверность тензометрического и дискретно-фазового методов исследований РЛ, а разработанные методики оценки остаточного ресурса ЛА на базе накопленных эксплуатационных данных и по ОС усталостного повреждения, а также использование эндоскопирования обеспечивают диагностирование реального состояния Л А без вскрытия цилиндров и увеличение межремонтного срока.
Достоверность и обоснованность результатов работы определяются
12 большим объёмом проведённых исследований и повторяемостью результатов испытаний, выполненных в разное время и на нескольких идентичных турбинах; использованием стандартных методов, стендов и аппаратуры для экспериментальных исследований. Полученные экспериментальные материалы хорошо корреспондируются с результатами исследований других авторов.
На основании полученных в настоящей работе результатов исследований сделаны необходимые выводы и рекомендации.
Работа выполнена в ОАО ТМЗ и на кафедре "Турбины и двигатели" ГОУ ВПО "Уральский государственный технический университет - УПИ". Некоторые этапы работ выполнены под техническим руководством и при непосредственном участии к.т.н. Ермолаева В.В. Активное участие в подготовке и проведении испытаний ЛА в эксплуатационных условиях принимали Антоненко Н.М., Беляков В.В., Кузнецов Э.А., Масленников Л.Н.
Неоценимый вклад в выполнение и научное осмысление результатов работы внесён научным руководителем д.т.н., профессором Урьсвым Е.В.
Ценные замечания на стадии оформления диссертации внесены зам. начальника отдела расчётов СКБт ОАО ТМЗ, к.т.н. Биланом В.Н. и доцентом кафедры "Турбины и двигатели1' УГТУ-УПИ, к.т.н. Брезгиным В.И.
Отдельную благодарность автор высказывает бывшим и нынешним сотрудникам ОВП СКБт ОАО ТМЗ, которые принимали участие в работах, явившихся основой данной диссертации.
Большуго помощь в организации и проведении работ на электростанциях (Волгоградская ТЭЦ-3, Киевская ТЭЦ-5, Минская ТЭЦ-4, Набережночелнинская ТЭЦ, Нижнекамские ТЭЦ-1 и ТЭЦ-2, Ново-Салаватская ТЭЦ, Ново-Свердловская ТЭЦ, Омская ТЭЦ-5, Северодвинская ТЭЦ-2, Тобольская ТЭЦ, Ульяновская ТЭЦ-1, ТЭЦ-26 ОАО Мосэнерго и др.) оказывали администрация и ведущие специалисты этих станций.
Особенности работы теплофикационных турбин. Анализ состояния вопроса надёжности лопаточного аппарата и постановка задач исследований
Опыт эксплуатации паровых турбин на тепловых электростанциях в России, странах ближнего и дальнего зарубежья показывает, что повреждения ЛА являются одной из наиболее частых причин вынужденных простоев основного оборудования [4, 5, И]. С учётом степени опасности последствий аварийных ситуаций, трудоёмкости восстановительного ремонта, высокой стоимости РЛ и комплектующих становится очевидным повышенный интерес к исследованию надёжности ЛА, Большинство повреждений Л А связано с вибрацией РЛ последних ступеней ЧНД паровых турбин, на долго которых приходится непропорциональное общему числу ступеней количество поломок [4]. С ростом единичной мощности турбин, расширением режимов работы, увеличением числа пусков и остановов условия эксплуатации ЛА ЧНД всё более усложняются. Отличительной особенностью работы ЛА ЧСД и ЧНД теплофикационных турбин является наличие широкого диапазона режимов работ [12]. В теплофикационных турбинах при малых расходах пара в ЧНД наблюдаются срывные явления, приводящие к повышению динамических напряжений в РЛ. В отличие от конденсационных турбин, где подобные явления наблюдаются только на пусках, опасность срывных колебаний для Л А теплофикационных турбин значительно выше из-за большей продолжительности работы лопаток при режимах с малыми пропусками пара в ЧНД.
Надёжная работа лопаток при резонансных или вынужденных колебаниях достигается обеспечением достаточного запаса прочности по переменным напряжениям К&т, которые определяются как К _ (ъ)л V пигх/р где (сг л - конструктивный предел усталости лопаток с учётом асимметрии цикла, температуры и формы колебаний; (crr,iajp - максимальные напряжения в лопатках при рабочих условиях для той же формы колебаний. Величина коэффициента запаса прочности для лопаток паровых турбин принимается обычно Кдш, 2 + 3, Конструктивный предел усталости определяется путём моделирования или натурных испытаний. Проведённые в ОАО ТМЗ (ПО ТМЗ) исследования [13] позволили выявить зависимости предела усталости от эрозионного износа выходной кромки лопаток, от технологии напайки и наварки защитных пластин. Исследовались как новые лопатки, так и лопатки, находившиеся в эксплуатации 70 и 100 тыс. часов. В настоящее время определение вибрационной надёжности лопаток с большим сроком наработки является особенно важным, так как у многих турбин наработка лопаток превышает 100 тыс. часов и с каждым годом это время нарастает.
Определение динамических напряжений в лопатках производится в несколько этапов. На основании тепловых расчётов определяется первоначальный вариант конструкции. Затем рассчитываются вибрационные характеристики ЛА - собственные частоты и формы колебаний, а также относительные динамические напряжения для этих форм, после чего производится корректировка конструкции с целью достижения необходимых запасов отстройки от рсзонансов, РЛ ЧНД, а также отдельных ступеней ЧСД проходят статические (в лабораторных условиях) и динамические (в Ксмпбелл-машинах и в условиях эксплуатации) испытания с целью проверки частотных характеристик и выявления наиболее опасных форм колебаний в единичных лопатках, пакетах и облопаченном диске. Динамические испытания на натурном стенде или в Кемпбелл-машине включают определение скоростного коэффициента В и относительных динамических напряжений для различных форм колебаний в поле центробежных сил.
При испытаниях в условиях эксплуатации определяют частотные характеристики и абсолютный уровень динамических напряжений при основных режимах работы турбоагрегата. Ценность таких испытаний заключается не только в достоверной оценке фактического уровня динамических напряжений, но и в обнаружении дополнительных факторов, влияние которых на вибрационную прочность ЛА заранее невозможно предвидеть.
Таким образом, достоверность оценки надёжности Л А зависит от точности расчётных и экспериментальных методов исследований, объёма информации о поведении ЛА при различных режимах эксплуатации турбоагрегата.
Никоим образом не умаляя значения расчётных методов определения параметров вибрации РК, следует отметить, что невозможно заранее предсказать и рассчитать влияние некоторых конструктивных и режимных факторов (например, неравномерности поля давления в камерах отбора, спектра возбуждающих сил от кромочных следов направляющих лопаток, величины осевого зазора и др.) на уровень реально действующих динамических напряжений в РЛ.
Ниже приводится обзор теоретических и экспериментальных работ по особенностям работы последних ступеней ЧНД теплофикационных турбин, а также по исследованиям вибрационного состояния ЛА паровых турбин основными экспериментальными методами в условиях эксплуатации.
Лопатки, установленные на диске, совершают совместные колебания, обусловленные податливостью диска, аэродинамической связью и наличием упруго-фрикционных связей. При расчёте, как правило, подразумевается полная идентичность лопаток. В этом случае РК является идеальной поворотно-симметричной системой, для которой характерны двукратные собственные частоты (пары форм с совпадающими частотами) и синусоидальные по окружности собственные формы, не привязанные к диску.
Точность измерения механических напряжений при тензометрировании рабочих лопаток
Точность результатов тензометрирования определяется множеством факторов: свойствами используемых тензорезисторов, качеством и идентичностью оснастки, характеристиками специальной измерительной аппаратуры. Многие из этих факторов являются специфическими для каждой исследовательской организации, и их влияние на точность тензометрических результатов может быть установлено только на основе специальных испытаний.
Типы используемых тензорезисторов, способы и технология оснастки, средства измерения и методы обработки результатов объединяются понятием "теизометрический комплекс". Тензометрический комплекс характерен для исследований конкретной организации, поэтому индивидуальной является и оценка погрешности измерений, которая колеблется в пределах 10 -ь 30 %. Поскольку набор и сочетание отдельных элементов комплекса при различных исследованиях может изменяться, то вместе с суммарной оценкой погрешности комплекса всегда целесообразно оценить и составляющие погрешностей, вносимые отдельными элементами. Некоторые из этих составляющих могут быть получены при испытаниях на специальных стендах и установках, прошедших метрологическую поверку, другие - только при использовании комплекса в целом. К первым можно отнести погрешности, вносимые разбросом характеристик тензорезисторов, измерительной аппаратуры. Ко вторым - погрешности, вносимые неидентичностью оснастки, неповторяемостью технологических операций с объектом исследования (переоснастка лопаток тензорезисторами, перснагружсние, перезажатие лопаток в приспособлениях при исследованиях в лабораторных условиях, перелопачивание и т. д.).
Разделение и изучение отдельных факторов особенно важно по двум причинам: во-первых, знание отдельных составляющих позволяет вести направленную работу по совершенствованию комплекса; во-вторых, переходя от интегральных оценок напряженного и теплового состояния лопаток к изучению таких тонких процессов, как распределение напряжений по окружности ступени, распределение температуры по высоте и сечению лопатки, необходимо чётко представлять погрешности, вносимые при оснастке и перелопачивании ступеней, а также возможное влияние разброса физико-механических свойств лопаток.
Наиболее полным исследованием, посвященным изучению точности измерений переменных механических напряжений, является работа Б.М. Капралова и Н.И. Фесенко [61]. Выполненная статистическая оценка точности измерений механических напряжений тензорезисторами в лопатках осевого компрессора, испытывавшихся на электродинамическом стенде, позволила определить общую погрешность и некоторые характерные особенности по составляющим погрешности для отдельных элементов тензометрического комплекса. Использование однофакторного дисперсионного анализа позволило одновременно определить дисперсию вследствие неоднородности характеристик лопаток [89]. По методике, аналогичной изложенной в работе [61], при участии автора проведены исследования по определению точности тензометрического комплекса, используемого в ОАО ТМЗ [90]. Решётки всех тензорезисторов были изготовлены из коистантановой проволоки диаметром 0,02 мм. База всех тензорезисторов равнялась 10 мм, сопротивление- 120 Ом. Для испытаний было взято 10 лопаток из одной партии. Все лопатки оснащались по одинаковой схеме. В каждом цикле испытаний лопатки многократно устанавливались на стенды и нагружались. После завершения цикла испытаний лопатки тщательно очищались от следов оснастки и препарировались снова. Операцию препарирования выполняли квалифицированные лаборанты по постоянной технологии, используя тензорезисторы одной партии, 10 % которой поверялись на метрологических установках.
Статическое нагружение лопаток производилось грузами 16, 32 и 50 кг, а динамическое - тремя уровнями амплитуд, контролируемыми по перемещению вершины лопатки. Рассчитывались коэффициенты вариации измеряемых напряжений; коэффициенты вариации, вызванные неоднородностью геометрических и физико-механических свойств лопаток и разбросом характеристик элементов тензометрического комплекса. В свою очередь, последние разделялись на погрешности, вносимые свойствами тензорезисторов, тензометр и чес ко и аппаратурой, неповторяемостью защемления лопаток в тисах. При статических нагрузках учитывалась неповторяемость нагружений, а при динамических - погрешность замеров перемещения вершины лопатки и отдельно выделялась погрешность тензометрического усилителя. Погрешности, вносимые свойствами тензорезисторов и средствами измерения, получены на специальных стендах, остальные погрешности определялись непосредственно в результате исследований. Результаты исследований показали, что погрешность используемого тензометрического комплекса составляет при статических испытаниях не более 9 % при суммарном разбросе результатов до 20 %, а при динамических испытаниях - до 13 % при общем разбросе до 15 % (все результаты приведены для вероятности 0,68). Худшие результаты имели место при использовании приварных тензорезисторов, что ограничивает их применение в лабораторных исследованиях, но не исключает их преимуществ при монтаже на реальных турбинах. Основная составляющая суммарной погрешности комплекса погрешность от влияния неучтённых факторов определяется качеством оснастки (препарирования) [8, 9, 90].
Одной из важных проблем при исследовании вращающихся РЛ турбин является обеспечение надёжной и точной передачи полезного сигнала от тензорезисторов к измерительной аппаратуре. Эта проблема становится особенно актуальной при применении методики проведения тензометрических испытаний с регистрацией показаний тензорезисторов на магнитную ленту и последующей обработкой на ЭВМ [91]. Для осуществления электрической связи между тензорезисторами и усилительной аппаратурой широкое применение получили щёточные токосъёмники. Но такие токосъёмники являются и своеобразными генераторами паразитных сигналов, которые, накладываясь на полезные сигналы, вызывают погрешности при их регистрации. Скользящие контакты, включенные в измерительную схему, возбуждают помехи, источниками которых являются, в общем случае, переходные сопротивления контактирующих пар и контактная термо-э.д.с. Помехи, создаваемые скользящими контактами, носят хаотический характер, их амплитуда при некоторых условиях может быть соизмерима с амплитудой полезных сигналов или даже превышать сё. Поэтому очень важно знать причины возникновения коммутационных помех и методы их подавления.
Величина переходного сопротивления контактов зависит от площади электрического контакта и сопротивления окисных пленок. Площадь электрического контакта может быть ничтожно малой по сравнению с номинальной площадью контакта и зависит не только от силы давления щёток и твёрдости материала контактирующих пар, но и от целого ряда других факторов (правильности формы колец и щёток, степени их приработки, наличия шероховатостей, неровностей и т.д.). Фактически электрический контакт осуществляется только за счет отдельных бугорков, имеющихся на неровной поверхности трущихся частей. Определённая роль при формировании величины переходного сопротивления контакта принадлежит окисным плёнкам, толщина которых при работе токосъёмника непрерывно меняется.
Исследования на пусковых режимах
Изучение зависимости напряжённого состояния лопаток от частоты вращения ротора при пуске турбины выполнялось при медленном изменении частоты вращения (не более 60 об/мин за минуту) в интервале от 1800 до 3200 об/мин при давлении в конденсаторе от 8 до 32 кПа. С ростом частоты вращения ротора происходит монотонное (за исключением зон резонансных напряжений) возрастание уровня динамических напряжений некратных колебаний, которые присутствуют во всём диапазоне исследуемых частот вращения, от 5 до 60 МПа (максимум достигается при 3000 4- 3200 об/мин и при давлении в конденсаторе 32 кПа).
Одновременное присутствие кратных и некратных колебаний подтверждается и результатами тензометрических испытаний (проведённых ранее в ОАО ТМЗ) турбины ПТ-135/165-130/15, ст. № о. Омской ТЭЦ-4 [105]. При повышении частоты вращения ротора было установлено, что РЛ 25-й ступени возбуждаются, в основном, по второй форме. Эти колебания состоят из резонансных, частоты которых находятся в пределах, допустимых нормами отстройки, и некратных, которые имеют место во всём диапазоне исследованных частот вращения (1800 -г 3200 об/мин).
Как следует из [84], спектр частот и форм колебаний лопаток со связями значительно более плотный, чем спектр одиночной лопатки: каждой форме колебаний одиночной лопатки соответствует Zp/2+l или (Zp+l)/2 частот и форм колебаний венца (Zp - число РЛ в венце). Каждой форме колебаний лопатки соответствует серия частотных зависимостей с различными числами т (т — число узловых диаметров). Появляются некритические резонансы при к т, как правило, с меньшими напряжениями в лопатках по сравнению с критическими резонансами при к = т. Большая опасность критических резонансов обусловлена тем, что для однородного венца на некритических резонансах колебания не могут быть вызваны неподвижной относительно статора нагрузкой типа неравномерного давления или неравномерного потока по окружности соплового венца.
Подтверждением многочастотности спектра возмущающих сил служат результаты совместной работы МЭИ и ТМЗ (с участием автора) на турбине Т-175/210-130, ст. № 4 Омской ТЭЦ-5 [106]. В широком диапазоне режимов была исследована нестационарность потока в последних ступенях ЦНД с помощью разработанных в МЭИ малоинерционных зондов. На рис. 3.4 и 3.5 представлены, соответственно, осциллограмма и спектрограмма процесса пульсации давления в потоке за РЛ 25-й ступени в режиме холостого хода (п = 3000 об/мин) при ухудшенном вакууме (Рк = 20 кПа). В спектре наблюдаются дискретные всплески в низкочастотной части спектра до 2000 Гц, а также в диапазоне частот 4500 ч- 5500 Гц - частоты спектра nz„ (zn - число сопловых лопаток). Справедливо заметить, что в данном спектре присутствуют и частоты, являющиеся результатом колебаний самих РЛ.
Таким образом, в режиме холостого хода при плохом вакууме (Рк=20 кПа) в проточной части и, в частности, в зоне последнего РК последней ступени ЦНД возникают очень интенсивные пульсации потока (уровень спектра частот до 200 дБ со средним уровнем 50 дБ) с широким спектром частот - от десятков до тысяч периодов в секунду, в том числе и с частотами nz. Аналогично РЛ 25-й ступени турбины ПТ-135/165-130/15 ведут себя при повышении частоты вращения ротора и РЛ 25 и 28-й ступеней турбины Т—175/210-130. В представленных на рис. 3.6 и 3.7 результатах ДФМ-испытаний [107] также присутствуют как кратные, так и некратные колебания.
При сравнении результатов испытаний различных турбоагрегатов одного типа (подобных ступеней турбин различных типов) наблюдается разброс (от 2 до 2,5 раз) максимальных динамических напряжений в РЛ при сходных режимах работы.
Оценка уровня допустимых динамических напряжений в элементах лопаточного аппарата
Уровень допустимых динамических напряжений в элементах конструкции объекта должен устанавливаться исходя из условий эксплуатации, скорости накопления в них усталости и требуемого ресурса работы. В работе [109] обосновывается представление лопатки РК в виде нескольких условных элементов с различными конструкционными пределами выносливости. При детальном рассмотрении в качестве отдельного условного элемента необходимо брать также и участки проволочных связей. Это связано с тем, что нарушения круговой связи могут вести к значительному изменению вибрационных характеристик РК, приводящему и к разрушению лопаток. Рассмотрено также влияние на предел выносливости элементов РК ряда эксплуатационных факторов (асимметрии цикла, повышенной температуры, эрозионных и коррозионных повреждений, наличия фреттинг-коррозии).
В последних ступенях ЧНД при режимах с малыми расходами пара возможно повышение температуры периферийных сечений РК на некоторых режимах работы до 200-ьЗОО С. Известны данные [73], что, в частности, для гладких образцов из стали 12X13 происходит снижение предела выносливости с 375 МПа (при 20 С) до 300 МПа (при 200 С), что составляет 20 %. Такого же уровня снижение предела выносливости получено автором и для титановой демпферной проволоки. Для образцов из стали 10X13 происходит снижение предела выносливости с 353 МПа (при 20 С) до 304 МПа (при 400 С) [5].
Испытания групп РЛ с наработкой 60 и 100 тыс. часов [13] не показало заметных отличий между ними. Это объясняется тем, что эрозия изменяется по логарифмическому закону. Сравнительные усталостные испытания эродированных по выходной кромке лопаток и лопаток с зачищенной эрозией (наработка всех лопаток 100 тыс, часов) показали, что предел выносливости при наличии эрозии а ух меньше на 35-Т-40 % предела выносливости зачищенных лопаток, то есть: crw_i = К, сг_ь (4.3) где Кэ = 0,60- 0,65 - коэффициент эрозии. Наличие коррозионно- активной среды РК ЧНД, подвергаясь одновременному воздействию коррозионно активной среды и переменных напряжений, работают в условиях коррозионной усталости. В этом случае практически не существует определённой величины предела выносливости, то есть при увеличении количества циклов кривая усталости продолжает снижаться. Поэтому обычно используется термин "ограниченный предел усталости для данной долговечности".
Усталостные испытания [13] с разбрызгиванием подогреваемой коррозионно-активной среды на выходную кромку в прикорневой части лопатки показали снижение предела выносливости щкор).\ на 10+20 %, то есть: Щкор)-\ - Ккор сг-ь (4.4) где Ккор = 0,80+0,90 - коэффициент коррозионной среды. Наличие фреттинг-коррозии В РК ЧНД процессы фреттинг-коррозии могут протекать в местах контакта проволочных связей с лопатками. При этом предел выносливости (У(фр)а может снизиться в 3+6 раз [75]: Щфр)а = Кфр (Та, (4.5) где КфР = 0,16+0,33- коэффициент фреттинг-коррозии. Действие перечисленных факторов необходимо рассматривать применительно к условным элементам РК, а не, например, к лопатке в целом.
Оценка допустимых динамических напряжений [OR] по условным элементам РК последних ступеней ЧНД теплофикационных турбин с учётом эксплуатационных факторов приведена в таблице 2. Данные по конструктивным пределам выносливости в симметричном цикле обобщены по результатам усталостных испытаний РЛ последних ступеней ЧНД теплофикационных турбин.
Рассматривая условные элементы РК при наличии факторов, сильно снижающих предел выносливости, можно пренебречь влиянием других факторов. Например, выбор Кэ = 1,0 и KJa„ = 1,2 в месте крепления стеллитовых пластин, см. таблицу 2, объясняется не отсутствием эрозионных повреждений, а подавляющим влиянием концентраторов напряжений в виде границ пайки или зон приварки стеллитовых пластин. Аналогично, нарушение чистоты поверхности проволочных связей и лопаток при фреттинг-коррозии является гораздо более опасным, чем вследствие случайных факторов.
Для наиболее часто реализующихся аксиальных колебаний РК ЧНД теплофикационных турбин уровень динамических напряжений при испытаниях обычно фиксируют в корневых сечениях лопаток. Поэтому для аксиальных колебаний в ряде случаев, например, при рассмотрении проволочных связей, величину допустимых динамических напряжений является удобным приводить именно к уровню в корневых сечениях. Вследствие высокого уровня динамических напряжений в наиболее неблагоприятных условиях находится проволочная связь - напряжения в связи могут превышать напряжения в лопатках более чем в два раза [8].
Произведённая оценка уровней допустимых напряжений [GR, кор1,] удовлетворительно соответствует данным по разрушению ЛА ЧНД теплофикационных турбин - наибольшее число поломок приходится на корневые эродированные части лопаток и на связи. В последних ступенях долговечность определяется, в основном, напряжениями в эродированных корневых частях лопаток и напряжениями в связях; в регулирующих ступенях ЧНД, где эрозия выходных кромок лопаток незначительна, надёжность обуславливается, в первую очередь, допускаемыми напряжениями в связях.
При таких отклонениях эксплуатационных параметров, как ухудшение вакуума, снижение частоты сети, прогрев турбины в запрещённом диапазоне частоты вращения ротора турбины, несоблюдение скорости изменения частоты вращения при пусках, уровень динамических напряжений и количество нарабатываемых циклов могут значительно возрастать. При наличии неоднократных отклонений эксплуатационных параметров для обеспечения надёжной работы требуется проведение расчёта остаточного ресурса Л А .
