Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. Постановка задач исследования 12
1.1. Состояние парка турбин. Статистика отказов из-за повреждений элементов турбин 12
1.2. Основные типы повреждений элементов проточной части 17
1.3. Основные факторы, влияющие на надежность и ресурс элементов проточной части." 21
1.3.1. Вибрация рабочих лопаток. 21
1.3.1.1. Виды колебаний, вынуждающие силы 21
1.3.1.2. Формы колебаний рабочих лопаток 28
1.3.1.3. Аксиальные колебания лопаточного венца 29
1.3.1.4. Вибрационная отстройка 31
1.3.2. Параметры теплового процесса 33
1.3.3. Качество эксплуатации 35
1.3.4. Качество изготовления и облопачивания 37
1.4. Пути повышения надежности. Постановка задач исследования 38
2. Анализ повреждений элементов проточной части паровых теплофикационных турбин. Создание банка данных 43
2.1. Характерные повреждения элементов проточной части и их влияние на надежность и ресурс 43
2.1.1. Демпферные проволочные связи 43
2.1.2. Бандажи 48
2.1.3. Паяная проволочная связь 49
2.1.4. Рабочие лопатки 50
2.1.5. Диски 53
2.2. Разработка методики сбора, анализа и обобщения информации о повреждениях элементов проточной части. Создание банка данных о повреждениях элементов проточной части 55
2.3. Анализ повреждений регулирующих ступеней части низкого давления турбин типа Т-250/300-240 67
2.4. Выводы 74
3. Вибрационная надежность рабочих лопаток 75
3.1. Методика проведения вибропрочностных испытаний 75
3.2. Оценка уровня допустимых динамических напряжений в рабочих лопатках 81
3.3. Исследование аксиальных колебаний лопаточного венца с круговыми демпферными связями 83
3.4. Вибрационные исследования рабочих лопаток 90
3.4.1. Результаты испытаний рабочих лопаток 31-й и 40-й ступеней турбины Т-250/300-240 90
3.4.2. Результаты испытаний рабочих лопаток 25-й ступени турбины ПТ-135/165-130/15 97
3.5. Исследование влияния конструктивных и технологических факторов на вибрационную надежность рабочих лопаток 106
3.6. Выводы 120
4. Разработка методов повышения надежности элементов проточной части 122
4.1. Разработка конструктивных методов повышения надежности элементов проточной части 122
4.2. Разработка ремонтных технологий 129
4.2.1. Восстановление ресурса дисков 129
4.2.2. Восстановление ресурса рабочих лопаток 134
4.3. Разработка нормативной документации, направленной на повышение надежности элементов проточной части 143
4.4. Выводы 147
5. Заключение 148
Приложение
- Основные типы повреждений элементов проточной части
- Демпферные проволочные связи
- Оценка уровня допустимых динамических напряжений в рабочих лопатках
- Разработка нормативной документации, направленной на повышение надежности элементов проточной части
Введение к работе
Важнейшим требованием, предъявленным к турбоагрегатам наряду с экономичностью, является их надежность. Вопросы, связанные с повышением надежности затрагивают самые разнообразные области исследований, такие, как совершенствование методов расчета, совершенствование конструкций, экспериментальные исследования, разработка новых материалов и технологий.
В настоящее время в связи с сокращением потребления электрической энергии работа турбоагрегатов в большинстве регионов характеризуется ростом числа пусков и остановов, увеличением продолжительности простоев с одной стороны и уменьшением объемов ремонтов из-за недостаточного финансирования с другой стороны. Снижение за последнее десятилетие объема капитальных вложений в электроэнергетический комплекс в три раза [1] обнажило еще одну проблему - старение оборудования. В 1998 г. около 40 % энергоустановок суммарной мощностью 50 млн. кВт отработали парковый ресурс, а к 2005г. парковый ресурс исчерпают 50 % энергоустановок мощностью 65 млн. кВт [2]. В связи с этим, наряду с задачей повышения надежности, актуальными стали задачи продления и восстановления ресурса, как отдельных узлов, так и всего турбоагрегата в целом.
Одними из ответственных элементов турбины являются ЭПЧ, РЛ, диски, связи разных конструкций. Наибольшее количество повреждений ЭПЧ относится к РЛ и демпферным связям ЧНД, РЛ и дискам, работающим в ЗФП. Аварии, вызванные разрушением РЛ и дисков ведут к длительным неплановым простоям и дорогостоящим ремонтам.
Наиболее сложными по конструкции и наиболее напряженными являются РЛ большой веерности последних ступеней ЧНД. Работа этих
8 ступеней в режимах отличных от номинальных, приводит к образованию сложной пространственной структуры потока в ступенях. Такими режимами являются режимы пуска-останова, холостого хода, режимы с малой электрической нагрузкой, а для теплофикационных турбин и теплофикационные режимы.
Отсутствие общепринятых методов определения вибронапряженного состояния РЛ, связанное со сложностью оценки реальных вынуждающих сил и сил демпфирования, делают на сегодняшний день натурные испытания РЛ единственным источником получения достоверной информации о вибронапряженном состоянии РЛ. Исследование РЛ в стендовых и различных эксплуатационных условиях является одним из направлений настоящей работы.
Определению направлений в разработке мероприятий по повышению надёжности ЭПЧ в значительной степени способствует анализ статистики повреждений. Однако, только наличие достоверной и полной информации, а также анализ и обобщение информации выполненные с учётом всех возможных причин зарождения и развития повреждений могут обеспечить правильный выбор направления. Создание баз данных о повреждениях и методик анализа и обобщения имеющейся информации является необходимым звеном в решении задачи повышения надёжности ЭПЧ.
Ресурс новой турбины назначается исходя из ресурса элементов, работающих при температурах 450С и выше, при которых в металле протекают необратимые изменения структуры и свойств и происходит накопление повреждений от ползучести и малоцикловой усталости. К таким элементам относятся цельнокованые корпусные детали и роторы высокого и среднего (для турбин с промперегревом) давления. Ресурс остальных узлов и деталей не оговаривается ни в нормативной документации, ни в технических условиях на» поставку турбин, но это не означает, что он бесконечен. Существует множество факторов, в том числе случайных, которые
9 оказывают влияние на надежность элементов турбин и уменьшают их ресурс. Действие этих факторов способствует развитию повреждений и может привести к отказу оборудования в процессе эксплуатации. Отсутствие в настоящее время расчётных методик, позволяющих на стадии проектирования выполнить количественную оценку влияния этих факторов на надёжность и ресурс, делают изначальный ресурс элементов турбин неопределенным.
К основным факторам, влияющим на надежность и снижающим ресурс ЭГТЧ, относятся: вибрация РЛ, явления связанные с параметрами теплового процесса, качество эксплуатации, качество изготовления и ремонта.
Изучение влияния этих факторов, а также их количественная оценка способствуют развитию таких направлений как, разработка новых конструктивных решений, создание новых более прочных и более стойких материалов, разработка новых технологий изготовления и упрочнения, а также совершенствование методов контроля.
Одним из узловых направлений данной работы является разработка конструктивных методов повышения надёжности ЭГТЧ и методик восстановления ресурса ЭГТЧ. На основании выполненных исследований и анализа статистики повреждений разработан ряд конструктивных мероприятий. Разработаны методики и определены критерии восстановления ресурса дисков, работающих в ЗФП, и РЛ ЧНД, имеющих эрозионный износ.
Работа состоит из четырех глав, заключения и приложения.
В первой главе проведен анализ показателей надёжности, причин отказов и наиболее повреждаемых элементов турбин отечественных и зарубежных заводов - изготовителей.
Рассмотрены основные факторы, определяющие надёжность и ресурс ЭГТЧ и основные типы повреждений ЭГТЧ, определены пути повышения надёжности, сформулированы задачи исследования.
Вторая глава посвящена анализу повреждаемости ЭПЧ и разработке методики сбора, анализа и обобщения информации о повреждениях ЭПЧ.
Третья глава посвящена экспериментальным исследованиям влияния различных факторов на вибронапряженное состояние РЛ.
Четвертая глава посвящена разработке конструктивных методов повышения надёжности, созданию методик восстановления ресурса РЛ, имеющих эрозионный износ и дисков, работающих в ЗФП.
В заключении сформулированы основные результаты и выводы по работе.
Приложение содержит акты и заключения о реализации результатов работы.
Диссертационная работа выполнена в ОАО ТМЗ и на кафедре «Турбины и Двигатели» УГТУ - УПИ.
Вибропрочностные исследования РЛ в лабораторных, стендовых и эксплуатационных условиях были выполнены в отделе вибрации и прочности, руководимом в разное время И.Я. Магиным, Е.В. Урьевым, В.В. Ермолаевым. Значительный вклад на разных этапах проведения исследований внесли Э.Н. Ефименко, Л.Н. Масленников, В.В. Беляков, И.И. Гольдберг, Я. И. Евсеев.
При создании базы данных о повреждениях ЭПЧ большую помощь оказали А.Я. Наталуха, Н.К. Блаженко, О.В. Уфимцева, Н. И. Чернова.
Автор благодарен организациям ОАО «Теплоэнергосервис-ЭК», АО «Уралэнергоремонт» и Центральному ремонтно-механическому заводу ОАО «Мосэнерго» за предоставленную информацию о повреждениях ЭПЧ.
Разработка конструктивных мероприятий по повышению надёжности и методик восстановления ресурса проводилась под руководством В.В. Кортенко, Г.Д. Баринберга, Ю.А. Сахнина.
Автор выражает благодарность коллегам с ОАО ЛМЗ
(ф К.И. Баришанскому и А.Ю. Кондакову за консультации по вопросам
вибрации РЛ.
#
Основные типы повреждений элементов проточной части
Повреждения ЭПЧ можно разделить на четыре основные типа : механические, усталостные, коррозионные, эрозионные [13].
Механические повреждения по причинам их возникновения делятся на появившиеся вследствие задеваний роторных деталей о статор и являющиеся следствием воздействия посторонних предметов. Первые появляются в виде натиров, кольцевых рисок, деформации. Вторые, чаще всего, представляют собой забоины, вмятины, деформацию.
Усталостные повреждения являются следствием воздействия знакопеременных нагрузок. Если переменные напряжения превышают некоторый предельный уровень, то в металле детали начинает протекать процесс постепенного накопления повреждений, образование и развитие трещины, приводящей, в конце концов, к разрушению детали. Сопротивляемость детали усталостному разрушению характеризуется пределом выносливости. На сопротивление усталости оказывают влияния следующие основные факторы [14,15]: концентрация напряжений; масштабный фактор (влияние абсолютных размеров поперечного сечения); качество обработки поверхности; эксплуатационные факторы; технологические методы поверхностного упрочнения деталей и др.
В соответствии со статистической теорией усталостного разрушения с ростом размера (поперечного сечения) предел выносливости детали снижается. Неровности, получающиеся после механической обработки поверхности, являются источниками концентрации напряжений, снижающей сопротивления усталости. Кроме того, в результате обработки резанием на поверхности образуется наклёп, и возникают остаточные напряжения, значение и знак которых зависят от режимов резания. Наклёп и остаточные напряжения сжатия повышают, а остаточные напряжения растяжения понижают предел выносливости.
Воздействие коррозионной среды в процессе эксплуатации усиливает интенсивность образования и развития усталостных трещин [16, 17]. Это явление называется коррозионной усталостью. Кривая коррозионной усталости не имеет горизонтального участка [18]. Время до разрушения в этом случае зависит от концентрации коррозионно-агрессивных примесей и уровня напряжений.
С целью повышения предела выносливости в машиностроении широко используются технологические методы поверхностного упрочнения, такие как поверхностное пластическое деформирование; химико-термические; поверхностная закалка нагревом токами высокой частоты и т.д.
Коррозионные повреждения ЭПЧ встречаются двух видов: КРН и язвенная коррозия. На зарождение и развитие коррозионных повреждений влияет целый ряд факторов: агрессивные примеси в паре и воде, режим эксплуатации турбин, свойства металла. Наиболее подверженными коррозионным повреждениям являются ЭПЧ, работающие в ЗФП. Возникновение язвенной коррозии имеет место также вследствие неудовлетворительной консервации турбины при простоях. Стояночная коррозия поражает ЭПЧ по всей турбине, включая зону перегретого пара.
Коррозионные повреждения в виде питтингов и язв снижают усталостную прочность вследствие влияния, по крайней мере, трех факторов [19 ...22]: - увеличение номинальных напряжений из-за уменьшения площади поперечного сечения и момента сопротивления; - увеличение местных напряжений на поверхности язв, являющихся концентраторами напряжений; - изменение структуры и свойств металла на поверхности язв.
Эрозионные повреждения подразделяются на два вида: капельную эрозию и абразивный износ (эрозию твердыми частицами). Капельная эрозия наиболее характерна для РЛ ЧНД, ей подвержены входные и выходные (последней ступени) кромки.
В зоне влажного пара структура потока имеет сложный характер, исследованию которого посвящены [23... 26]. Поток влажного пара неоднороден. Капли в потоке могут коренным образом отличаться по своим размерам, по свойствам конденсировать пар или испаряться и по их траекториям относительного пара. На поверхностях смачивающая жидкость образует струйки или плёнки с волнистой поверхностью и срывами гребней волн. Пленки при выходе с кромок лопаток дробятся на крупные капли. Толщина пленки зависит от степени влажности, размеров капель и кривизны профилей. Немаловажными факторами являются также газодинамические силы, увлекающие ее по потоку и силы инерции. В криволинейных межлопаточных каналах, а так же за направляющим аппаратом и за рабочим колесом крупные капли двигаются по траекториям, сильно отличающимся от траекторий пара. Особенно большое различие этих траекторий - в относительном движении на входном участке рабочего колеса, в абсолютном движении за ним и при входе в направляющий аппарат. Расчетные исследования [27] показали, что эрозия входных кромок вызывается потоком медленно летящих капель, поступающих в относительном движении с высокими нормальными составляющими скоростей. Силы, возникающие при ударе капель, лежат на уровне предела выносливости материала лопаток.
Эрозия выходных кромок РЛ последних ступеней ЧНД является следствием обратных потоков пара в выхлопной части, вызывающих перенос влаги из конденсатора в корневую зону РЛ. Обратные токи возникают из-за появления и развития корневого отрыва в РЛ последних ступени при частичном заполнении каналов на режимах с малыми пропусками пара ЧНД [28...31]. Источниками влаги в конденсаторе могут являться процессная влага, сборы дренажей и охлаждающие устройства [32,33].
Абразивному износу подвержены РЛ и бандажи первых ступеней ЧВД, а при наличии промперегрева и ЧСД. Износ выражается в утонении входной и выходной кромок, а также профиля в середине сечения с вогнутой стороны. Анализ причин возникновения износа показал, что во всех случаях интенсивного износа турбин работали на паре от прямоточных котлов [24,34]. В пароперегревателях прямоточных котлов выявлен внутренний слой окалины толщиной от 0,1 до 0,25 мкм. Обнаруженные в паре частицы окалины имели размеры до 300 мкм. Интенсивному абразивному износу способствуют частые пуски и остановы, которые приводят к резким изменениям температур стенок труб. При этом из-за разницы линейных расширений окалины и металла труб, происходит растрескивание и отслоение окалины. Кроме того, частые пуски и остановы затрудняют консервацию котлов, что приводит к стояночной коррозии поверхностей нагрева. В результате этого при новом пуске в питательную воду попадает повышенное количество продуктов коррозии.
Расчетные исследования [35] показали, что траектории движения твердых частиц в каналах сопловых и рабочих лопаток зависят от размеров частиц и поля скоростей на входе, что и определяет характер и интенсивность износа.
Демпферные проволочные связи
Конструирование и разработка технической документации на изготовление РЛ и НЛ производится в соответствии с отраслевой нормативной документацией, содержащей геометрические характеристики профилей рабочей части и хвостовиков, требования к сопряжению хвостовика и паза, к шероховатости поверхностей в различных зонах, а так же предельные отклонения размеров [96...99]. Прочностные расчеты РЛ и дисков производятся в соответствии с [101,102]. Однако, в условиях реального производства возможны отклонения от требований конструкторской документации, которые оказывают влияние на надежность ЭПЧ. В этих случаях решение о допуске в эксплуатацию детали принимается специалистами конструкторского подразделения после анализа фактического исполнения и влияния отклонений на эксплуатационные характеристики.
Отклонение геометрических характеристик РЛ (по толщине профиля, по хорде, по углу закрутки и т.д.) приводит к изменению собственных частот РЛ, поэтому отклонения собственных частот от нормы, выявленные при обязательном вибрационном контроле, являются косвенным признаком некачественного изготовления лопаток и показателем к проведению дополнительного контроля. Отклонения при изготовлении РЛ и НЛ часто носят случайный характер, поэтому относятся не ко всему комплекту лопаток, а лишь к отдельным из них. В результате имеет место разброс характеристик по окружности колеса, что приводит к увеличению неравномерности потока и повышению уровня динамических напряжений в РЛ.
Отклонения по аксиальным и тангенциальным навалам приводят к увеличению уровня статических напряжений в РЛ, а также к усилению эрозионного износа входной и выходной кромки из-за того, что лопатка выступает из ряда [32].
Отклонение координат отверстий под демпферные связи в радиальном и аксиальном направлениях, оказывает влияние на уровень статических напряжений в РЛ и демпферных связях. Отклонение радиальной координаты может привести к отсутствию демпфирования из-за отсутствия контакта между проволокой и РЛ. Отклонение аксиальной координаты в РЛ ЧНД может привести к выступанию РЛ из ряда и повышенному эрозионному износу.
Нарушение требований к сопряжению хвостовика и паза является следствием отклонений при изготовлении либо хвостовика, либо паза в диске и может привести к поломке лопаток и дисков, вследствие нарушения расчётной заделки и изменения частотных характеристик РЛ. К аналогичным последствиям ведут плохая пригонка хвостовиков соседних лопаток и недостаточный тангенциальный натяг при облопачивании.
Большое значение, с точки зрения вибрационной надежности РЛ, имеет правильная установка межлопаточных связей.
Рабочие лопатки являются одним из самых напряженных элементов турбины, и большое количество отказов связано именно с разрушениями РЛ. Это объясняется большим разнообразием факторов, закономерных и случайных, влияющих на надежность РЛ произвести достоверную количественную оценку которых на стадии проектирования весьма затруднительно.
Иногда отработка отдельных ступеней и доведение их до надежного состояния происходит длительное время с учетом опыта эксплуатации и имеющейся статистики повреждений. И чем подробнее и тщательнее проводится анализ повреждений, тем больше вероятность выявить истинные причины повреждений и принять правильное техническое решение.
Разработка мероприятий по повышению надежности ЭПЧ обусловлена в первую очередь наличием конкретной проблемы и направлена на устранение причин, ее вызывающих. При невозможности устранения причин, вследствие действия объективных факторов, работы ведутся по пути снижения их влияния.
Анализ статистики повреждений выявляет конкретные элементы, требующие совершенствования, а анализ причин, вызвавших эти повреждения, дает направление в разработке мероприятий по повышению надежности.
Вибрация РЛ является одной из основных причин их разрушения и нередко приводит к развитию аварийных ситуаций, длительным незапланированным простоям и дорогостоящему ремонту. Определить вибронапряженное состояние РЛ расчетным путем затруднительно из-за сложности оценки возбуждающих сил и сил демпфирования.
Процессы, происходящие в турбине сложны, особенно при работе в нерасчетных режимах, а демпфирование в значительной степени зависит от фактического изготовления ЭПЧ и облопачивания. В настоящее время основным источником информации о вибронапряженном состоянии РЛ являются экспериментальные исследования, особенно в условиях эксплуатации. Не менее важны результаты экспериментальных исследований и при создании методов диагностики состояния РЛ, чему в последнее время уделяется большое внимание.
Оценка уровня допустимых динамических напряжений в рабочих лопатках
Исследование аксиальных колебаний, как основной формы колебаний лопаточного венца с круговыми демпферными связями, представляет значительный интерес. Одной из задач данной работы явилось выявление особенностей аксиальных колебаний натурных РЛ, замкнутых на круг проволочными демпферными связями, с целью использования этих особенностей при создании системы диагностики состояния РЛ.
Исследование выполнено в Кэмпбелл-машине. Кэмпбелл-машина представляет собой камеру, находящуюся под разряжением, в нее помещен ротор с диском, на котором установлены испытуемые РЛ. Ротор приводится во вращение приводной турбиной, возбуждение РЛ осуществляется струей пара из неподвижного сопла, направленной на периферийную часть РЛ. Меняя давление пара можно создать в РЛ значительные динамические напряжения.
Исследуемые РЛ имели высоту / = 650 мм, ёлочные хвостовики и две демпферные связи, расположенные на расстоянии 460 и 600 мм от корневого сечения. Количество РЛ на колесе - девяносто две. Для данных РЛ ранее было определено, что максимальные напряжения при аксиальных колебаниях возникают в них в прикорневой зоне на выходной кромке.
Для проведения настоящего исследования были оснащены все девяносто две РЛ. Тензорезисторы монтировались на выходной кромке на расстоянии 60 мм от корневого сечения. Определение формы колебаний лопаточного венца производилось по картине распределения Сд в РЛ по окружности, сдвиг фаз колебаний между РЛ определялся путем сравнения сигналов от ТР в единый момент времени. Предварительно все каналы измерительного тракта были сфазированы по сигналу с ГУ.
Для получения наглядной картины резонансной зоны была произведена перезапись сигналов с магнитографа, записанных в процессе испытаний, на шлейфный осциллограф с маленькой скоростью («силуэтная съемка»). На рис.3.2. представлена «силуэтная съемка» резонансной зоны семи РЛ при к=5.
На рисунке отчетливо видно три группы резонансов. Распределение напряжений по лопаточному венцу с учетом фаз колебаний при « = 46,4 с"1 и П5 = 46,6 с" показано на рис.3.3. Из рисунка видно, что и при П4 и при п число узлов и пучностей равно десяти, т.е. это колебания с т = 5. При П2 = 45,4 с 1 и пз = 45,6 с 1 количество узлов и пучностей равно восьми, а при П4 = 44,1 с"1 - шести, т.е. это колебания ст=4ида=3 соответственно. При возбуждении резонансных колебаний к = 6 и к = 7 также зафиксировано по несколько групп резонансов с разными т.
Сравнение форм колебаний лопаточного венца с одинаковым т, возбуждаемых разными к, показало, что они имеют узлы и пучности на одних и тех же РЛ и отличаются уровнем Сд (рис.3.4). При главных резонансах, когда т = к, уровень Уд в РЛ значительно выше, чем при побочных резонансах, когда т к.
Картина распределения Уд по лопаточному венцу не изменялась от пуска к пуску и в процессе испытаний. Влияние дополнительной асимметрии, которая может появиться в процессе эксплуатации, например, при значительном эрозионном износе РЛ, обрыве демпферной проволоки или части пера РЛ, на вибрационное состояние РЛ, было установлено при следующем эксперименте. В систему была введена дополнительная асимметрия путем установки на четырех лопатках (по две рядом расположенных диаметрально) на расстоянии 530 мм от корня грузов массой г каждый. Это привело к перераспределению Сд по лопаточному венцу со смещением узлов и пучностей и изменению резонансных частот на 3...5 Гц (рис. 3.5.). Частоты самих лопаток с грузами при этом снизились на 14 Гц.
Свойство системы привязываться узлами и пучностями к определенным РЛ на колесе и изменять их положение при появлении дополнительной асимметрии, было использовано при разработке метода диагностирования состояния РЛ.
На Киевской ТЭЦ-5 были проведены испытания головного, и единственного, образца модернизированной турбины Т-250/300-240, РЛ двухпоточного ЧНД которой выполнены с ЦФБ. Исследовались в основном РЛ последних (31-й и 40-й) ступеней, имеющие высоту рабочей части / = 940 мм. Вибрационные испытания в Кэмпбелл - машине показали, что РЛ последней ступени, и с двумя, и с одной демпферной связью, являются отстроенными от резонансов. Для окончательного выбора конструкции и определения вибронапряжённого состояния РЛ с разным количеством связей, в турбину на Киевской ТЭЦ-5 были установлены рабочие колёса 31-й ступени с одной и 40-й ступени с двумя демпферными связями.
При испытаниях в Кэмпбелл-машине в зоне, подлежащей вибрационной отстройке (до 300 Гц), были зафиксированы только аксиальные колебания. При частотах свыше 300 Гц зафиксировано ещё несколько форм колебаний РЛ, но уровень Jd в РЛ при этом значительно ниже, чем при основной форме колебаний. Максимальные Уд при аксиальных колебаниях возникают в прикорневом сечении на выходной кромке.
На Киевской ТЭЦ-5 на двадцати РЛ 31-й и десяти РЛ 40-й ступени ТР были смонтированы на расстоянии 65 мм от корня на выходной кромке. На двух РЛ каждой ступени ТР дополнительно установлены по всей высоте РЛ.
Разработка нормативной документации, направленной на повышение надежности элементов проточной части
Для решения поставленной задачи была разработана специальная методика оснащения, которая позволила установить ТР на хвостовики и вывести от них провода таким образом, чтобы оснастка не помешала облопачиванию и не была при этом повреждена. На хвостовиках шести лопаток из всего комплекта были выполнены углубления для установки ТР и канавки для вывода проводов на рабочую часть лопатки (рис.3.17.). Ещё на семидесяти восьми лопатках были установлены ТР на выходной кромке в прикорневом сечении, и на четырёх РЛ ТР были установлены по высоте рабочей части. В отверстия под заклепки устанавливались ТР с базой 5 мм, остальная оснастка была выполнена ТР с базой 10 мм.
При испытаниях на шести лопатках были зафиксированы колебания по первой форме с максимальным уровнем напряжений до 42 МПа в основном при п 30 с " . Для лопаток № 100 и 75 эти колебания фиксировались до п = 45 с 1 и п = 53 с"1 соответственно (рис. 3.18.).
Необходимо отметить, что при появлении колебаний по первой форме на тех же лопатках повышался уровень напряжений и по второй форме, причем неодинаково для разных лопаток, для некоторых в 2-3 раза. Для лопаток, на которых первая форма не реализуется, уровень напряжений во всем диапазоне оборотов остается примерно постоянным и не превышает 20 МПа.
Очевидно, все эти явления связаны с недостаточным прижатием демпферной проволоки к отдельным лопаткам. Осмотр ступени при вскрытии машины подтвердил это, т.к. на проволоке были обнаружены значительные натиры в местах контакта именно с этими лопатками. При гарантированном на всех частотах вращения ротора прижатии проволоки к лопатке № 100, полученном путем искусственного ее заклинивания, первая форма колебаний в лопатке вообще не реализовывалась, а уровень напряжений при второй снизился в 1,5 раза.
Уровень динамических напряжений в рабочих лопатках зависит от кратности колебаний, чем меньше к, тем больше Уд [37]. Фактически в лопатках № 112, 113 и 55 с уменьшением к уровень напряжений на выходной кромке в корневом сечении уменьшается, в лопатках № 56 и 57 возрастает. Напряжения в хвостовиках лопаток № 112, 56 и 57 с уменьшением к увеличиваются, а в хвостовике лопатки № 113 уменьшаются. Полученные результаты могут быть объяснены суммарным воздействием трех факторов -изменение к, изменение натяга и изменение демпфирования за счет изменения прижатия проволоки к лопаткам.
Напряжения в хвостовике РЛ № 112 превысили напряжения в корневом сечении при п = 50 с"1 на 9 %, в остальных лопатках напряжения в хвостовиках меньше, чем в корневом сечении. Уровень напряжений по первой форме в хвостовиках не превышал 20 % от уровня напряжений в корневом сечении.
Таким образом, усталостные повреждения РЛ 22-й ступени по хвостовикам и по рабочей части обусловлены недостаточным тангенциальным натягом, создаваемым при облопачивании, и отсутствием прижатия под действием ЦБС демпферной проволоки к отдельным лопаткам. Развитию повреждений способствует наличие коррозионно-активной среды в ЗФП.
Создание при облопачивании необходимого натяга должно быть обеспеченно технологией процесса и качественным выполнением сборочных операций. Как показывает статистика повреждений хвостовиков и проведённые испытания, необходимый натяг не обеспечивается даже при заводской сборке, поэтому вопрос разработки технологии облопачивания, гарантирующей требуемый натяг, является актуальным.
Гарантированный тангенциальный натяг при п = 50 с можно обеспечить, если осуществлять наборку лопаток на предварительно растянутый диск. Технология облопачивания разогретого диска уже опробована при сборке ряда ступеней с «Т»-образным хвостовым соединением на ОАО ЛМЗ, но на наш взгляд, она имеет следующий недостаток. Облопачивание рабочего колеса процесс достаточно длительный, поэтому неизбежный разогрев РЛ от диска не позволяет достичь расчетного результата.
Увеличить наружный диаметр диска можно также механическим способом, т. е. путем посадки диска перед облопачиванием на специальную втулку с увеличенным натягом. Однако, при такой технологии неизбежно возникает проблема снятия диска с втулки после облопачивания. Данная проблема может быть решена двумя способами, либо интенсивным охлаждением втулки при нагреве диска, либо использованием для её изготовления материала со значительно более низким коэффициентом линейного расширения, чем у материала диска. В качестве такого материала, может быть использован сплав Инвар, содержащий 36 % Ni и 64 % Fe и обладающий коэффициентом теплового расширения на порядок ниже, чем сталь, а,= 1,5 10"6 1/град и at- \2 10"61/град соответственно [119].
Демпферная проволока выбирается таким образом, чтобы удовлетворялись и условия прочности, и обеспечивался бы гарантированный контакт между проволокой и лопаткой. Для этого необходимо, чтобы прогиб проволоки под действием ЦБС на двойном шаге был заведомо больше возможного, определенного чертежами, зазора между проволокой и лопаткой. Неприлегание демпферной проволоки к отдельным лопаткам при положительном результате расчета является следствием отклонений от чертежей при изготовлении лопаток или связей, а также при облопачивании. Был выполнен расчет демпферной проволоки 22-й ступени по методике [36]. Исходные данные для расчета следующие :
