Содержание к диссертации
Стр.
Реферат 2
Оглавление 4
Обозначения и сокращения 6
ВВЕДЕНИЕ 9
ОБЗОР НОРМАТИВНОЙ БАЗЫ И МЕТОДОВ СНИЖЕНИЯ ВИБ- 16
РАЦИИ ТУРБОАГРЕГАТОВ
О необходимости совершенствования нормативных доку- 16 ментов о вибрации.
Проблемы применения существующих методик баланси- 20 ровки.
Проблемы применения низкооборотных балансировочных 31 станков
О балансировке на высокооборотных разгонно- 35 балансировочных станках (РБС)
Проблемы низкочастотной вибрации роторов 40
Совершенствование подшипников скольжения для повы- 49 шения вибрационной надежности
О применении методов и программ моделирования дина- 51 мических характеристик валопроводов и опор к задачам балансировки погнутых и консольных роторов
Образование трещин в роторах и их диагностирование 55
Устранение вибраций на электростанциях. Недостатки 56 практических балансировок.
Выводы по Главе 1 60 ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЙ 63
БАЛАНСИРОВКА РОТОРОВ НА РБС 65
Сравнительная оценка методик балансировки ЛМЗ и 65 «Сименс».
Балансировка роторов на РБС «Шенк» с развитыми кон- 68 сольными частями
Экспериментальное обоснование подходов к балансиров- 69 ке консольных роторов
Моделирование колебаний вращающейся консольной 74 части ротора и валопровода на примере т/а ГТ-150
Обоснование подходов к балансировке консольных рото- 74 ров
Выводы и рекомендации при балансировке валопровода с 85 развитыми консольными частями, полученными на основании балансировки ГТЭ-150 на РБС «Шенк»
Влияние консольной части на вибрацию высокооборот- 87 ных роторов экспериментальных установок
2.8 Выводы по главе 2 89
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ОТРАБОТКА И СОВЕРШЕНСТВО- 92
ВАНИЕ ПОДШИПНИКОВ НА СТЕНДАХ ЛМЗ
3.1 Некоторые задачи натурных испытаний 92
Исследование НЧВ на РБС «Шенк» при ограниченном 94 маслоснабжении.
Проверка новой конструкции подшипников т/а К-1000/60- 106 3000 на сборочном стенде завода (СИС).
Обобщение результатов исследований по отработке кон- 115 струкции опорных виброустойчивых подшипников для мощных паровых турбин.
4. РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ДИАГОНОСТИРОВАНИЯ ПОПЕ- 126
РЕЧНОЙ ТРЕЩИНЫ РВД Т/А
Применение спектрального анализа при свободных иссле- 126 дованиях ротора с трещиной
Обоснование признаков наличия трещины 128
Выводы и рекомендации 135
Методика обнаружения поперечной трещины на наруж- 136 ной поверхности ротора турбины.
5. УС ГРАНЕНИЕ ВИБРАЦИИ Т/А НА ЭЛЕКТРОСТАНЦИЯХ 138
Разработка новой методики специальной балансировки по- 138 гнутых роторов турбин К-200 - 800 МВт
Разработка методики снижения высокочастотной вибра- 147 ции в мощных паровых турбинах
Разработка практических мероприятий для устранения 152 НЧВ на турбоагрегатах
Влияние способов подвода рабочего тела и поперечных 159 сил в регулирующей ступени на динамические характеристики ротора в валопроводе и на вибрацию опор
Заключение 163
Список использованных источников 165 Приложение 1 174 Приложение 2 189
УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ
УСЛОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ
МЭИ - Московский энергетический институт;
ПГТ - кафедра паровых и газовых турбин;
ОАО ВТИ - Всероссийский теплотехнический ин-т, г. Москва;
ОАО «НПО ЦКТИ» Центральный котлотурбинный ин-т, г. С-Петербург;
ЛМЗ - Ленинградский металлический завод;
ОАО КТЗ - Калужский турбинный завод;
ПОАТ ХТЗ - Производственное объединение атомного турбиностроения, г.
Харьков;
система ТФО - система «Турбоагрегат-фундамент-основание»;
РВД, РСД, РНД - роторы высокого, среднего, низкого давления;
РГ - ротор генератора;
РВ - ротор возбудителя;
Э - эллиптический подшипник;
С - сегментный подшипник;
НЧВ - низкочастотная вибрация.
8в -радиальный масляный зазор в вертикальном направлении;
5р - радиальный масляный зазор в горизонтальном направлении;
0 -диаметр расточки рабочей поверхности вкладыша;
/ -ширина расточки рабочей поверхности вкладыша;
tjK - температура масла на входе в подшипники (С0);
% температура рабочей поверхности вкладыша (С0);
Q -расход масла через подшипники (л/мин);
РБС -разгонно-балансироючный стенд;
СГПВ -систеш гидростатического подъема вала.
т/а -турбоагрегат.
Введение к работе
Диссертация посвящена совершенствованию методов снижения вибраций роторов турбин ТЭС и АЭС на стадии проектирования, доводки и эксплуатации. Имеется большое количество работ, направленных на создание методов балансировки гибких роторов, как на высокооборотных (типа «Шенк») и низкооборотных балансировочных станках, так и в собственных подшипниках. Практическое их применение даже самими авторами не всегда обеспечивало хороший результат. В качестве примера можно назвать «эпопею» балансировок валопровода турбоагрегата 800 МВт в ОАО «Тюменьэнерго». Сложной виброналадки требуют роторы, имеющие консольные части.
Работа посвящена методам снижения вибраций в области частот от 0 до двойной оборотной частоты для сохранения зазоров проточной части и уплотнений, а соответственно и экономичности, а так же сокращению времени на наладочные работы.
Основным направлением развития энергетики в России является техническое перевооружение действующих классических и атомных электростанций с заменой (модернизацией) оборудования, выработавшего свой ресурс. Зачастую, несмотря на выработку оборудованием своего моторесурса, положительно решается вопрос о продлении его сроков службы. При этом существуют серьезные проблемы по фактической оценке его остаточного ресурса, усугубляющиеся отсутствием необходимого финансирования.
В то же время в атомной энергетике ведется проектирование и создание паровых турбин мощностью 1000-1500 МВт. По новым контрактам разрабатываются более совершенные турбины, что сопровождается усложнением конструкции роторов, валопроводов, увеличением нагрузки на подшипники. С другой стороны, заказчики предъявляют все более высокие требования и требуют гарантии обеспечения высокой динамической надежности.
Еще одна особенность современного рынка - это необходимость создания турбин на суперсверхкритические параметры пара, что также повышает их удельную мощность.
Увеличение энергонагруженности в свою очередь ведет к повышению зависимости динамических свойств объекта от конструктивных и технологических отклонений, повышению гибкости роторов, усложнению вопросов виброналадки.
С точки зрения динамики роторов, указанные тенденции ведут к уменьшению динамической жесткости ротора. Рабочая частота вращения современных турбоагрегатов (т/а) превышает не только первую и вторую критическую скорости , но и приближается к четвёртой. При этом нельзя свойства жесткости (жесткий, квазижесткий, гибкий), присущие для отдельного ротора на двух опорах, переносить на систему роторов в валопроводе.!!!!!
Ряд проблем при эксплуатации турбомашин связанно с тепловыми расширениями элементов системы ТФО. Они сопровождаются значительными тепловыми и силовыми расцентровками опор, внешними и внутренними поперечными силами, действующими на корпусные детали и на валопровод. Это в свою очередь вызывает недопустимое перераспределение реакций в
опорах, закусывание в шпонках, заметное изменение статических и динамических свойств всей системы. Нарушение в процессе эксплуатации и ремонта подвесок трубопроводов, осадки фундаментов также вызывают нерасчетные силы взаимодействия элементов. Эти явления сопровождаются, как правило, не только повышением оборотной составляющей вибрации, но могут также вызвать интенсивные всплески низкочастотных вибраций (НЧВ). Часто возникают вибрации субгармонического и супергармонического характера, обусловленные нелинейностью системы вследствие задеваний в проточной части, отрыва опорных поверхностей статорных элементов (в пределах теплового зазора), чрезмерных нагрузок в подшипниках и т.д. Повышенные вибрации, задевания и перекосы приводят к преждевременному износу баббитовых вкладышей, погибам роторов, нарушению центровок роторов и др.
Ряд причин вибрации лежит в конструктивных недостатках турбин спроектированных 30-40 лет назад. Это избыточное количество подшипников между турбинами, несовершенные системы тепловых расширений, применение насадных дисков, использование чугуна в шпоночных соединениях, большие внутренние поперечные усилия в регулирующей ступени и пр.
В современных турбинах перечисленные проблемы последовательно решаются, а современные технологии изготовления деталей и новые болтовые соединения обеспечивают более высокие динамические свойства турбин производства ЛМЗ. Но при этом возникают многие старые проблемы из-за низкого качества монтажа и ремонта, из-за несоблюдения режимов эксплуатации, соответствующих назначению турбины, невыполнению ряда важных сопутствующих работ для выявления особенностей эксплуатационных условий.
Интенсивные всплески НЧВ при наборе или снижении мощности на крупных турбоагрегатах обусловлены не только высоким уровнем аэродинамического возбуждения, но что, по-видимому, чаще, недостаточным общим запасом виброустойчивости системы в целом, как по частоте вращения, так и по расходу пара.
Все это приводит в условиях значительного подорожания топлива, металла и запасных частей к огромным убыткам в энергосистемах. Следовательно, заводы изготовители должны весьма тщательно оценивать на стадиях проектирования, модернизации и доводки все основные динамические характеристики конструкции с учетом того многообразия факторов и режимов, которые возникают в эксплуатации.
Для обеспечения высокой надежности в эксплуатации необходимо совершенствовать целый ряд задач, начиная от центровки и балансировки и заканчивая применением более совершенных и сложных систем виброконтроля, вибромониторинга и диагностики.
В МЭИ еще в начале 70-х годов под руководством профессора А.Г.Костюка были начаты и продолжены его учениками Ивановым Н.М., Куменко А.И., Некрасовым А.Л. и др. фундаментальные теоретические и экспериментальные работы по определению динамических характеристик элементов турбомашин и созданию методов и программ расчета динамических характеристик валопровода с учетом взаимодействия его через масляную пленку с подсистемой "статор - фундамент - основание" (СФО) [9-12, 19, 56, 85, 115, 117,118, 125,145-147,150].
Расчетные и экспериментальные методы для решения задач динамики мощных турбоагрегатов разрабатывались также в других организациях. Отметим комплекс работ ОАО «НПО ЦКТИ» [78, 87, 90, 96, 113, 114, 119, 133, 144, 153], ИПМАШ АН Украины [20, 112, 139], ВНИИЭМ [15, 155], а также ряд специальных работ ВТИ [38, 39, 49, 101, 102, 109, 154] и др. За рубежом также было выполнено огромное число работ, по которым ежегодно публиковались сотни статей и проводились международные конференции. Достаточно упомянуть несколько источников, обобщающих зарубежные достижения. Во-первых, это книги проф. Крэмера Е (см. Kramer Е. «Computation of Vibrations of the Coupled System Machine-Foundation» [13]) и проф. Томаса X. (см. Thomas H.J. [14, 127] в том числе «Thermische Kraftanlagen»), в которых даны обзоры и современные представления о путях и методах расчета динамических характеристик системы ТФО. Значительная библиография по зарубежным работам приведена в работах Олимпиева В.И. [96], Куменко А.И. [19], Шульженко Н.Г. [97].
Вопросам моделирования динамических явлений на модельных установках роторов были посвящены работы Костюка А.Г. и Иванова Н.М. [128], Кальменса В.Я. [5], Олимпиева В.И. [98, 133], Тондла А. [86] и других [77]. Все работы по моделированию основываются на критериях моделирования. На модельном стенде МЭИ под руководством Костюка А.Г. были проверены базовые методики расчета всех основных динамических свойств роторов на подшипниках скольжения [85]:
методики расчета собственных и критических частот вращения валопроводов;
методики вынужденных колебаний роторов с учетом жесткости и демпфирования масляной пленки и податливости опор;
методики расчета динамической устойчивости роторов; -методики расчета аэродинамических возмущающих сил;
методики нелинейных расчетов роторов.
В работах Олимпиева В.И. на модельных стендах также отрабатывались ряд практических для турбиностроения методик, результаты которых могут быть использованы для диагностики несовершенств сборки роторов и подшипников скольжения.
С использованием современных методов и комплексов программ при условии, что первичные исходные данные по всем элементам системы известны, сегодня мы можем определить:
- собственные частоты и формы собственных поперечных и крутильных
колебаний валопровода любого турбоагрегата на упруго-инертно-демпферных
опорах с использованием многомассовых моделей опор и с учетом
динамической жесткости масляной пленки в широком диапазоне проектных,
технологических и режимных параметров системы;
реакции опор многоопорного валопровода с учетом статической податливости масляного слоя подшипников и опор при заданных расцентровках опор и поперечных нагрузках;
статическую линию валопровода и взаимное положение статоров и роторов при расцентровках опор в зависимости от частоты вращения и мощности турбины;
напряжения в шейках валопровода и болтах полумуфт при расцентровках опор с учетом поперечных сил в регулирующей ступени;
центровки роторов по полумуфтам с учетом расцентровок опор, всплытия на масляной пленке, прогрева роторов и действия поперечных нагрузок;
чувствительности опор к расцентровкам;
амплитудно - фазочастотные характеристики различных точек системы ТФО с учетом динамических характеристик жесткости и демпфирования масляной пленки и опор под действием неуравновешенности или несовершенств сборки валопровода по полумуфтам при действии на роторы поперечных сил и расцентровок опор;
коэффициенты балансировочных чувствительностей валопровода и опор для характерных систем грузов или несовершенств сборки по полумуфтам;
динамические реакции в опорах от действия системы неуравновешенностей или несовершенств сборки по полумуфтам;
- комплексные собственные частоты и формы системы ТФО при действии
неконсервативных аэро- и гидродинамических сил с учетом фактического
распределения реакций опор валопровода из-за его тепловых и силовых
расцентровок, в том числе частоты на границе устойчивости и формы потери
устойчивости;
- динамические характеристики крутильных колебаний роторов,
напряжения в валопроводе при коротком замыкании в генераторе с учетом
гибкости лопаток последних ступеней;
- амплитуды переходных колебаний различных точек системы ТФО,
динамические реакции опор и напряжения в заданных сечениях валопровода при
внезапном отрыве массы и т.д.
В то же время остаются актуальными вопросы:
- разработки теории возмущающих сил (особенно для новых типов
конструкций), вызывающих автоколебания роторов и ее экспериментальное
подтверждение [9-11];
уточнение методов расчета балансировочных коэффициентов влияния [19, 45, 46] и их систематизация [45, 109], накопление и использование чувствительностей, полученных с помощью датчиков перемещений вала;
разработка методов расчета динамических свойств подшипников, в эксплуатационных условиях, в том числе с учетом различного типа нелинейностей [15,86,96,97];
разработка методов натурного виброисследования мощных
турбоагрегатов с использованием многоканальной виброизмерительной аппаратуры [19, 38,60,65,109];
- совершенствование методов балансировки гибких роторов и, в
особенности, роторов с консольными частями;
разработка более совершенных методик переноса грузов;
разработка элементов систем диагностики энергетического оборудования ТЭС и АЭС, поиск диагностических признаков появления дефектов, в том числе трещин в турбинных роторах [90,99,101-103, 135, 137];
- совершенствование методов коррекции центровок роторов по
полумуфтам;
- разработка вероятностных методов оценки динамической надежности
валопроводов [80];
- расчетный и экспериментальный анализ пульсаций давления в пароподводящих органах мощных паровых турбин [19, 115,117] и др.
Несмотря на достигнутый высокий уровень решения частных задач, до сих пор вибрационное состояние ряда энергетических установок оставляет желать лучшего.
Много случаев, когда повышенная вибрация на определенных режимах бывала столь высока, что производилось аварийное отключение энергоблоков с соответствующими экономическими последствиями. В ряде случаев повышенная вибрация не позволяет мощному блоку нести полную нагрузку.
С другой стороны, имеется ряд машин (например, 300 МВт и 500 МВт ПОАТ ХТЗ), когда вибрация на них в норме, а при очередной или внеочередной разборке при ремонтах визуально видны разрушения креплений подшипников.
В связи с удорожанием топлива настало время, когда следует использовать все резервы, имеющиеся в спроектированной конструкции для повышения ее экономичности при сохранении достаточных запасов вибронадежности.
Серьезные проблемы возникают в связи с износом парка мощных турбомашин в энергетике, что требует не только более тщательной оценки запасов динамической надежности их элементов, но также создания систем непрерывного контроля этих запасов и предотвращения развития опасных дефектов. Особо опасным может являться возникновение аварийной ситуации на АЭС, например, трещин в роторах, или из-за тепловых и осадочных деформаций опор.
Однако погрешность определения статических и динамических характеристик системы в целом зависит не столько от методов их определения и достоверности сведений по геометрическим, жесткостным, демпфирующим, инерционным параметрам системы, сколько от ряда режимных и эксплуатационных факторов, определяющих статические и динамические характеристики компонентов системы.
При проектировании обычно рассчитывают динамические характеристики (критические частоты) для стандартного номинального варианта, а большинство других характеристик, тем более с учетом эксплуатационных факторов, не исследуются вообще [19]. Поэтому весьма велика роль виброналадочных работ при доводке оборудования после монтажа и ремонта, а так же всех способов и систем контроля тепловых и механических параметров работы оборудования.
Наконец, следует отметить, что динамические характеристики валопровода существенно зависят от качества спроектированного и изготовленного фундамента. Некоторые вибрационные проблемы ряда отечественных турбомашин уходят корнями в неправильно спроектированный фундамент. И примеров этому достаточно много.
Скачек в развитии теоретических методов расчета в последние годы был остановлен прекращением финансирования работ, как со стороны государства, так и частных кампаний. С другой стороны практические потребности виброналадки заставляют принимать решения или проводить опыты на натурных объектах, не дожидаясь теоретического решения соответствующей задачи.
Практический опыт автора в устранении вибраций различной природы на более, чем сотне агрегатов, говорит о следующем. Несмотря на ряд преимуществ теоретических и расчетных исследований в динамике роторов, не менее
важными для исследования физических закономерностей поведения сложных систем и разработки диагностических методов отыскания дефектов, являются исследования на натурных объектах, как на РБС, так и в собственных подшипниках. Особенно этому способствовало развитие современной техники наблюдений и измерений. Многие явления, присущие крупному турбоагрегату, наблюдаемые на практике, практически не возможно определить расчетным путем.
К таким явлениям относятся вопросы мягких и жестких задеваний ротора о статорные элементы при прогреве турбоагрегата, вопросы силового взаимодействия между расширяющимися статорными элементами и присоединенными трубопроводами, вопросы взаимодействия турбины и фундамента, проявление в вибрационных характеристиках разного типа трещин, взаимодействие роторов и пульсаций потока, связь крутильных и поперечных колебаний и многие другие.
Отсюда следует, что наряду с теоретическими решениями на первый план выходят задачи практической направленности на диагностику и устранение всех видов вибраций и прежде всего задач балансировки определенных видов конструкций.
Далее в работе рассматривается объект "турбоагрегат-фундамент-основание" паровой или газовой турбины, для которого из расчета или эксперимента известны:
все необходимые геометрические, инерционные, жесткостные и демпфирующие параметры (демпфирование в материале), геометрия подшипников и уплотнений, геометрия и расположение сопловых коробок, механические свойства всех элементов системы и пр.;
статические и динамические податливости опорной системы, включающей в себя статор-фундамент-основание (СФО) или геометрические, инерционные и демпфирующие свойства системы СФО, по которым податливости могут быть определены;
- физические параметры рабочего тела, их распределение по ступеням,
физические параметры и свойства смазочного материала;
эксплуатационные расцентровки опор и центровки роторов по полумуфтам;
условия соединения роторов (геометрические и жесткостные характеристики болтовых соединений, затяжка шпилек по полумуфтам, механические свойства и характеристики материала и т.п.);
условия взаимного положения роторов и корпусов;
порядок открытия клапанов в САР и схема питания сопловых коробок;
начальное температурное состояние элементов турбины, генератора; -зависимости статических и динамических возмущающих сил
эродинамического происхождения по всем ступеням турбомашины и уплотнениям;
- статические и динамические характеристики опорных подшипников;
зависимость поперечных статических сил в регулирующей ступени или какой-либо другой парциальной ступени;
режимы пуска турбомашин в условиях электростанции, в том числе зависимости изменения во времени расхода газа или пара, мощности, оборотов, основных параметров рабочего тела в контрольных точках турбины. Не
составляет труда учесть зависимости статических и динамических электромагнитных сил взаимодействия между ротором и статором, если их характеристики известны;
Объемы изучаемой и используемой информации в каждом случае определяется целями решения задачи и минимальными затратами, которые необходимо производить в условиях жесткой нехватки времени при производстве наладочных работ на электростанциях.
