Совершенствование расчетно-экспериментальных методов исследования динамических характеристик турбоагрегатов и их элементов

Основой энергетики России в настоящее время являются мощные энергоблоки 100−1200 МВт для ТЭС и 220−1000 МВт для АЭС. Обеспечение их высокой надежности, в том числе вибрационной, — одна из основных задач. Успешное решение этой задачи обусловлено развитием современных детерминистических методов оценки статических и динамических характеристик элементов системы «турбоагрегат-фундамент-основание» (ТФО), последовательным применением их на стадии проектирования и сопровождается возрастанием требований к обеспечению динамической надежности турбоагрегатов. Рост единичной мощности и повышение параметров рабочего тела ведут к увеличению энергонагруженности ротора на один кг его массы. В области рабочих и проходных частот вращения появляется все больше критических частот системы, обусловленных всеми ее компонентами. Много проблем возникает при пусках и эксплуатации турбомашин, связанных с тепловыми расширениями элементов системы ТФО, с появлением значительных тепловых и силовых расцентровок опор, внешних поперечных сил, действующих на корпусные детали и на валопровод, что в свою очередь вызывает недопустимое перераспределение реакций в опорах, закусывание в шпонках, заметное изменение статических и динамических характеристик всей системы. Отдельно следует упомянуть о нарушениях в процессе эксплуатации и ремонта подвесок трубопроводов, об осадках фундаментов, также приводящих к отклонениям сил взаимодействия элементов от расчетных. Эти явления сопровождаются, как правило, не только повышением оборотной составляющей вибрации, но может также вызвать интенсивные всплески низкочастотных вибраций (НЧВ) из-за гидродинамического возбуждения в масляной пленке подшипников при взаимодействии с аэродинамическим возмущением в проточной части и уплотнениях роторов высокого и среднего давлений. 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.

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. Хотя эти проблемы мешают нормальной эксплуатации для некоторых турбомашин не один десяток лет, а методы оценки запасов динамической надежности давно разработаны, заводы-изготовители не считают даже необходимым проводить какие либо оценки запасов устойчивости и динамической надежности валопроводов на стадии проектирования. 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 стадии проектирования все основные динамические характеристики конструкции с учетом того многообразия факторов и режимов, которые возникают в эксплуатации.

В МЭИ на кафедре ПГТ еще в 70-е годы под руководством профессора А. Г. Костюка были начаты 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) [27, 36−50, 126,147,166,167,169] и др. Автор данной работы принял активное и непосредственное участие в решении многих задач [4147,49,50,69−75 и др.].

Большой комплекс расчетных методов для решения задач динамики мощных турбоагрегатов разрабатывался также в других организациях. Прежде всего необходимо отметить комплексные работы АО ЦКТИ [19,105−118,119−121,138−140,180], ИПМАШ АН Украины [170−178], ВНИИЭМ [127−134, 165], а также ряд отдельных работ ВТИ [16−18,23−25,142−146], УралВТИ [32−33] и др. За рубежом также выполняется огромное число работ, по которым ежегодно публикуются сотни статей и проводятся международные конференции.

Работы МЭИ характеризуются прежде всего комплексностью, полнотой и многообразием поставленных задач и направлены на решение всех основных проблем динамики турбоагрегата, которые необходимо решить на стадии проектирования.

С использованием комплекса методов и программ, разработанных в МЭИ, сегодня мы можем с приемлемой точностью 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 многоопорного 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-фазо-частотные 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 и дать прогноз их изменения в условиях эксплуатации;

— динамические реакции в опорах от действия системы неуравновешенностей или несовершенств сборки по полумуфтам;

— комплексные собственные частоты и формы системы ТФО при действии неконсервативных аэрои 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;

— 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.

Кроме того, решены задачи об определении чувствительностей валопровода от несовершенств сборки через известные балансировочные коэффициенты влияния. Разрабатываются алгоритмы по прогнозированию чувствительностей от грузов, установленных в недоступных плоскостях и др. Подавляющее большинство перечисленных задач и алгоритмов пришлось разрабатывать автору, одну часть из которых он выполнял под руководством профессора А. Г. Костюка, другую самостоятельно.

Для обеспечения названных расчетов коллегами по кафедре и частично автором разработаны вспомогательные программы для определения динамических характеристик уплотнений, подшипников и для определения приведенных инерционных и жесткостных характеристик валопровода и опор. Изгибные жесткости участков роторов определяются с учетом ужесточения ротора насадными и цельноковаными элементами, податливости фланцевого соединения и пр. Перечень основных и вспомогательных алгоритмов, имеющихся сегодня в распоряжении кафедры, приведен в приложении 1.

В настоящее время работы в МЭИ ведутся по следующим основным направлениям: — анализ динамических характеристик роторов с трещинами [60,63]- - разработка эффективных методов анализа динамических характеристик системы ТФО на стадии проектирования [55,64, 78, 84−86]- - исследование тепловых и силовых расцен-тровок опор и определения их влияния на напряженное состояние элементов системы и ее вибрационное состояние [50, 57, 73,83−85, 89, 90];

— разработка теории возмущающих сил, вызывающих автоколебания роторов и ее экспериментальное подтверждение [48, 166]- - разработка методов расчета балансировочных коэффициентов влияния [ 76,82] и их систематизация- - разработка методов расчета динамических характеристик подшипников, в том числе с учетом различного типа нелинейностей [62,102−104]- - разработка методов натурного виброисследования мощных турбоагрегатов с использованием многоканальной виброизмерительной аппаратуры [61, 90 и др.]- - разработка элементов систем диагностики энергетического оборудования ТЭС и АЭС, поиск диагностических признаков появления дефектов, в том числе трещин в турбинных роторах [60,63,88] - - разработка вероятностных методов оценки динамической надежности валопроводов (неопубликовано) — - расчетный и экспериментальный анализ пульсаций давления в пароподводящих органах мощных паровых турбин [68] и др.

Аналогичные проблемы решались и продолжают решаться и в других научных отечественных и зарубежных школах.

Несмотря на достигнутый высокий уровень решения частных задач, до сих пор вибрационное состояние ряда энергетических установок оставляет желать лучшего. Только за последние несколько лет на ряде электростанций, в том числе и московского региона, имели место полное или частичное разрушения валопровода. Так, например, имели место разрушения валопроводов: -усталостное разрушение по всему сечению газовой турбины 100 МВт- 40% по площади разрушение РВД т/а 800 МВт. Возникали трещины в роторах высокого и низкого давления других турбин.

Много случаев, когда повышенная вибрация на определенных режимах бывала столь высока, что производилось аварийное отключение энергоблоков с соответствующими экономическими последствиями (Т-180/210−130 Хабаровской ТЭЦ-3, К-500−240−2 Рефтинской ГРЭС, К-800−240−5 Сургутской ГРЭС-2, К-200−130 Сургутской ГРЭС-1 и др.). В ряде случаев повышенная вибрация не позволяет мощному блоку нести полную нагрузку.

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. Имеющиеся расчетные методы и парк персональных компьютеров на предприятиях и электростанциях позволяют проводить анализ всех статических и динамических характеристик валопровода не только на стадии проектирования, но также на стадии эксплуатации и доводки турбомашины с учетом разброса и фактических данных после ремонтов и модернизации по основным геометрическим и режимным параметрам энергоагрегата. Ограничивает эти возможности на сегодня не только слабое выделение финансов на эти цели, но также отсутствие достаточное количество подготовленных и компетент ных в этой сложной области специалистов. Таким образом второе направление в использовании разработанных на сегодня методов и программ — определение резервов повышения динамической надежности конструкции на стадии ее эксплуатации, доводки, ремонта и реконструкции. Также комплекс методов и программ может быть использован заказчиками энергетической техники для экспертизы основных динамических характеристик закупаемого оборудования.

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, из-за тепловых и осадочных деформаций опор (Балаковская, Ленинградская АЭС и др).

Объясняется все это не только недостаточным вниманием проектировщиков и изготовителей к решению большинства этих проблем еще на стадии конструирования и доводки, но также сложностью проблемы и отсутствием системного подхода к ее решению. Так, при проектировании обычно рассчитывают динамические характеристики (критические частоты) для стандартного номинального варианта, а большинство других характеристик, тем более с учетом эксплуатационных факторов, не исследуются на заводах-изготовителях вообще [85]. До сих пор недостаточно ими финансируется развитие парка специализированных программных комплексов, а старые разработки плохо используются ввиду быстрой смены вычислительной техники. С другой стороны разработанные детерминированные методы расчета (в меньшей степени методы МЭИ, см. приложение 1), имеют основной недостаток — они не учитывают того многообразия и разброса условий ремонта и эксплуатации турбомашин, что приводит к значительным отклонениям теоретических и экспериментальных характеристик.

В связи с этим возникает еще одно направление применения разработанных на сегодня методов — использование их для отработки методов моделирования дефектов и поиска их диагностических признаков при максимальном учете в моделях реальных условий, а также для оценки последствий развития дефектов, поиска оптимальных режимов пусков, эксплуатации энергооборудования с целью повышения их на дежности и экономичности и продления межремонтного периода. Разработанные на сегодня математические модели, алгоритмы и программные средства позволяют глубоко, быстро и эффективно исследовать влияние различных параметров системы ТФО на ее динамические характеристики, что невозможно выполнить в данных объемах экспериментальным путем.

И, наконец, еще весьма важное приложение большой группы современных расчетных методов оценки динамических характеристик системы ТФОиспользование их для разработки обоснованных норм на остаточную вибрацию и допустимый уровень дефектов в конструкции.

Погрешность определения статических и динамических характеристик системы в целом зависит не только от методов их определения и достоверности сведений по геометрическим, жесткостным, демпфирующим, инерционным и режимным параметрам системы, но также от точности решения ряда подзадач по определению статических и динамических характеристик компонентов системы: — статических и динамических характеристик подшипников- - неупругого сопротивления в материале роторов- - характеристик жесткости и демпфирования рабочего тела в проточной части и уплотнениях турбомашины- - статических и динамических характеристик статора и фундаментаи др.

Эти подзадачи автором, как правило, не решались и их результаты были взяты из работ своих коллег и других авторов. Для интегральной оценки качества разработанных автором методов, алгоритмов и программ были использованы экспериментальные результаты, полученные на установках МЭИ и АО ЛМЗ, а также результаты некоторых промышленных экспериментов по виброналадке турбомашин на электростанциях.

В последние годы с появлением компактных и мощных ПЭВМ появилась возможность объединить разработанные алгоритмы в автоматизированную систему с единой базой данных по исходным характеристикам и со специальной базой данных по динамическим характеристикам масляного слоя подшипников, включающей около 200 наиболее распространенных вариантов сегментных и втулочных подшипников с различными параметрами (отношением длины к диаметру, зазоров, выборки и угла охвата колодок) [77]. Для эффективного функционирования такой системы вполне достаточны ПЭВМ с 486 процессором.

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.

В настоящей работе рассматривается объект «турбоагрегат-фундамент-основание» паровой или газовой турбины, для которого известны:

— все необходимые геометрические, инерционные, жесткостные и демпфирующие параметры (демпфирование в материале), геометрия подшипников и уплотнений, геометрия сопловых коробок, механические свойства всех элементов системы и пр.;

— статические и динамические податливости опорной системы, включающей в себя статор-фундамент-основание или геометрические, инерционные и демпфирующие свойства системы СФО, по которым податливости могут быть определены;

— физические параметры рабочего тела и смазочного материала;

— эксплуатационные расцентровки опор, для ряда характерных режимов эксплуатации;

— 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 аэродинамического 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;

Для рассматриваемого объекта моделируются изменяющиеся во времени следующие статические и динамические характеристики:

— статические нагрузки в подшипниках и условия работы подшипников;

— критические и собственные частоты системы, (определяются фактические запасы по отстройке от собственных и критических частот);

— амплитуды вынужденных колебаний для случайно распределенной остаточной неуравновешенности в пределах нормы и при случайном технологическом разбросе несовершенств сборки роторов;

— запасы динамической устойчивости по оборотам и расходу рабочего тела;

— коэффициенты балансировочных чувствительностей по валопроводу и опорам;

— переменные напряжения в шейках роторов и болтах полумуфт и других ответственных элементах валопроводов;

— зазоры по окружности в уплотнениях, проточной части (прогнозирование задеваний);

— запасы динамической устойчивости потоков пара в пароподводящих органах и проточной части турбины, запасы устойчивости в системе «паропровод-клапаны-сопловые коробки» и напряжения в элементах пароподводящих органови др.

В результате моделирования можно сделать заключение, удовлетворяет ли данных энергетический объект критериям статической и динамической надежности при имеющихся режимах эксплуатации, что позволит исключить опасные режимы с точки зрения возможных задеваний, нарушения нормальной работы подшипника или вследствие повышенной вероятности появления трещин в местах наибольших напряжений (в болтах полумуфт, шейках роторов и т. п.). Разработка может быть использована как сложный инструмент при проектировании для быстрого получения ряда детерминистических характеристик надежности турбомашин или как экспертная система для энергосистем, заказывающих то или иное энергетическое оборудование. Использование традиционных расчетных схем не дает возможности получить «точные» динамические характеристики реальной системы. Объясняется это не только погрешностями методик, но прежде всего следующими факторами: — технологическим разбросом в геометрии элементов системы (зазоры в подшипниках, шпонках, уплотнениях);

— тепловыми и силовыми расцентровками опор, приводящими к перераспределению опорных реакций и, соответственно, к изменению динамических характеристик масляного слоя;

— поперечными силами, приложенными к ротору, например, в парциальных ступенях или при смещении цилиндров относительно роторов, которые зависят от режима работы турбины;

— нестабильностью теплового состояния элементов, особенно при частых пусках-остановах турбомашин;

— нелинейностью системы, особенно при значительных взаимных смещениях вращающихся и статорных деталей и обусловленной также взаимодействием перемещений с различным составом частот, и др.

Разработанные в МЭИ методики и соответствующие программы позволяют провести обстоятельный анализ динамических свойств системы на стадии проектирования и наладки, причем не только для роторов мощных паровых турбин, но также для ряда малогабаритных транспортных и космических энергетических установок и высокооборотных роторов турбохолодильников в системах кондиционирования летательных аппаратов и пр.

Прежде всего имеется возможность дать сравнительный анализ любой конструкции с точки зрения ее отстройки от резонансов, допустимости амплитуд вынужденных колебаний при стандартных технологических отклонениях при изготовлении и сборке, определить запасы виброустойчивости конструкции, уровень системного демпфирования, наиболее слабые ее элементы и др. Сегодня, даже с использованием линейного анализа, имеется возможность подобрать оптимальные геометрические параметры роторов и подшипников с учетом широкого разброса режимных и эксплуатационных параметров и получить значительные резервы в обеспечении уровня вибраций с различным спектром частот и запасов виброустойчивости, иначе конструкция заведомо обречена на мучительную доводку после монтажа.

На основании сказанного можно сформулировать следующие основные цели диссертационной работы:-разработка методов и средств, а также проведение рас-четно-экспериментальных исследований с целью повышения динамической надежности турбоагрегатов различного назначения. Эта цель достигается:

1. Разработкой новых математических моделей системы ТФО и ее элементов для решении задач статики и динамики вращающегося валопровода с учетом: — связанности продольного, поперечного направлений, продольной связанности опор- - реального взаимного положения опор в эксплуатации- - фактических поперечных сил и моментов, действующих на валопровод при изменении расхода рабочего тела и взаимных смещений статорных и роторных деталей- - фактической геометрии и режимных параметров роторов и масляной пленки подшипников- - внутреннего и внешнего демпфирования в элементах системы и др.

2. Разработкой новых методов сокращения числа степеней свободы.

3. Разработкой оригинального программного обеспечения для моделирования и анализа основных динамических характеристик системы на стадии ее проектирования, исследования и доводки, а также и в эксплуатации с учетом упомянутых в п. 1 факторов.

4. Разработкой методов оценки вибрационной надежности ряда промышленных энергоустановок, способов повышения надежности турбомашин на основе анализа их динамических характеристик.

5. Применением разработанных методов к оценке динамических свойств ряда промышленных турбомашин и внедрение разработанных методов и программ в различных отраслях промышленности.

7. Отработкой методов диагностирования причин вибраций роторов и подшипников турбомашин в условиях электростанций с использованием современных многоканальных компьютерных систем сбора и обработки информации и соответствующего математического и программного обеспечения по обработке сигналов;

8. Проведением экспериментального анализа и поиска причин пульсаций давления в пароподводящих органах турбин.

Научная новизна работы определяется тем, что впервые:

— разработаны компактные эффективные методы и алгоритмы сокращения числа степеней свободы для решения задач статики и динамики вращающегося валопровода — метод конечных суперэлементов и метод разрезов, — обеспечивающие необ ходимую точность счета;

— разработан комплексный метод и программы определения статических реакций опор, прогибов вращающегося валопровода, напряжений в элементах роторов с учетом нелинейных свойств масляной пленки подшипников и всех значимых проектных и эксплуатационных факторов;

— получена формула для приближенного определения квазистатических нелинейных коэффициентов в матрице податливостей масляной пленки подшипников, для использования которой достаточно справочных данных при вертикальном нагруже-нии подшипника;

— показано влияние расцентровок опор на нелинейные изменения реакций опор турбомашин 200−1200 МВт;

— проведено сравнение расчетных и экспериментально полученных напряжений на примере модели АО ЛМЗ для валопровода турбоагрегата 800 МВт;

— выполнен расчетный анализ напряжений в шейках роторов и болтах полумуфт при изменении расхода пара на турбинах К-200−130 и Т-180/210−130 АО ЛМЗ;

— предложено построение диаграмм отстройки собственных и критических частот с учетом их разброса из-за отклонений от проекта вследствие технологических и эксплуатационых факторов;

— разработан комплексный метод и программы расчета амплитудно-частотных и фа-зочастотных характеристик вынужденных колебаний валопроводов на расчлененных и связанных в продольном направлении опорах от неуравновешенностей и несовершенств сборки с учетом всех значимых проектных и эксплуатационных факторов;

— выполнен расчетный анализ влияния расхода пара, расцентровок и центровок опор, аэродинамических возмущающих сил на вынужденные колебания ряда турбоагрегатов АО ЛМЗ, ПОАТ ХТЗ;

— показано влияние изменения поперечных сил в регулирующей ступени на коэффициенты жесткости и демпфирования опорных подшипников т/а 200 МВт;

— предложена диаграмма устойчивости валопровода в координатах «расход парачастота вращения», построенная с учетом взаимодействия расцентровок и попереч ных сил в парциальной ступени;

— выполнен расчетный анализ влияния поперечных сил в парциальной ступени и центровок роторов по полумуфтам на границы динамической устойчивости турбоагрегатов 500−800 МВт;

— определены расчетным путем оптимальные центровки роторов по полумуфтам ряда турбин АО ЛМЗ;

— предложено системное построение полей допустимых расцентровок опор с учетом комплексного изменения динамических свойств турбоагрегата;

— предложено теоретическое решение задачи о балансировке остаточных несовершенств сборки по полумуфтам на основе метода вынужденных колебаний;

— выполнено сравнение расчетных и экспериментальных коэффициентов чувстви-тельностей по валопроводу и опорам для турбоагрегата 800 МВт;

— проведено комплексное исследование спектральных характеристик вибраций опор для турбоагрегата К-200−130−3, Т-180/210−130 и К-800−240−5 в станционных условиях для выявления дефектов проекта, монтажа и ремонта;

— проведено комплексное измерение спектральных характеристик пульсаций давления для турбоагрегата К-800−240−5 в станционных условияхи др.

В данной работе моделируются практически все наиболее важные параметры системы ТФО, и прежде всего те, которые могут изменяться в процессе эксплуатации. Все программы разработаны применительно к современным ЭВМ и имеют необходимые средства для компактного графического представления результатов. Автор защищает:

— математические модели системы ТФО и ее элементов для решении задач статики и динамики вращающегося валопровода с учетом названых факторов, в том числе:

— методы, алгоритмы и соответствующие комплексы программ расчета статических реакций опор, прогибов многоопорного валопровода и напряжений в нем для произвольного взаимного положения опор при действии сил веса, статических моментов и поперечных статических сил с учетом нелинейной статической податливости масляного слоя и продольно-поперечной связанности податливых опор для произвольной частоты вращения;

— 28- методы сокращения числа степеней свободы (метод конечных ступенчатых суперэлементов, метод «разрезов» и др.), используемые при анализе динамических характеристик устойчивости, вынужденных и переходных колебаний многоопорного ва-лопровода в системе ТФО;

— методы, алгоритмы и программные комплексы для анализа запасов динамической устойчивости валопровода путем построения диаграмм по запасам устойчивости в координатах «частота вращения — расход рабочего тела» с учетом эксплуатационных факторов;

— методы, алгоритмы и программные комплексы для расчета вынужденных колебаний валопровода с учетом неупругого сопротивления в материале вала, динамических характеристик масляного слоя и их изменения в условиях эксплуатационных расцентровок и действия поперечных сил на валопровод, продольной и поперечной связанности опор при произвольно распределенной неуравновешенности валопровода, погибов валопровода или несовершенств сборки по полумуфтам;

— результаты исследований влияния разброса технологических, эксплуатационных и режимных параметров системы на ее динамические характеристики, в том числе на динамические реакции в опорах и напряжения в шейках валопровода и болтах полумуфт;

— результаты сопоставления статических и динамических характеристик модельных роторов АО «ЛМЗ» с их экспериментальными характеристиками;

— результаты расчетного анализа динамических коэффициентов влияния по опорам и валопроводу, используемых при балансировке роторов;

— расчетно-экспериментальную методику определения динамических коэффициентов балансировочных чувствительностей от единичных несовершенств стыковки роторов;

— теоретическое решение задачи о балансировке «колена» и «маятника» на основе метода вынужденных колебаний;

— результаты расчетного анализа динамических характеристик собственных, вынужденных колебаний, динамической устойчивости роторов в системе ТФО турбоагрегатов 200−1200 МВт с учетом эксплуатационных факторов;

— результаты моделирования и исследования дефектов типа «расцентровка опор» ;

— 29- методику построения полей допустимых расцентровок опор в условиях эксплуатации;

— результаты расчетного анализа влияния аэродинамических консервативных и неконсервативных сил на уровень вынужденных колебаний валопровода;

— результаты промышленных исследований и устранений вибраций на блоках 200 800 МВт;

— результаты промышленных испытаний и спектрального анализа пульсаций давления в пароподводящих органах К-800−240−5 и др.

Достоверность и обоснованность научных положений определяется:

— использованием фундаментальных математических и физических моделей для решения поставленных задачсравнением (там где оказалось возможным) результатов расчета с экспериментальными результатами;

— использованием в разработанных алгоритмах отработанных стандартных пакетов прикладных программ для решения задач линейной алгебры.

— проверкой алгоритмов с помощью разработанной специальной системы тестов. Достоверность полученных теоретических результатов обосновывается также положительным применением разработанных методов расчета для повышения вибрационной надежности валопроводов в промышленности при проектировании и эксплуатации.

Практическая ценность работы заключается в том, что разработанные расчетные методы, проведенные расчетные и экспериментальные исследования в большинстве случаев внедрены и используются в промышленности, что позволило системно решить крупные научно-технические проблемы комплексного повышения вибрационной надежности турбоагрегатов и во многом определяют развитие турбиностроения и энергетики в целом.

Реализация результатов работы заключается в том, что ряд разработанных автором программных комплексов переданы для использования и внедрены в АО «ЛМЗ» (г. Санкт-Петербург), ВТИ, АО «ЦКБ Энерго», Агрегатный завод «Наука», НИИТП (все в г. Москва), АО «КТЗ» (г. Калуга), НПМП «Инус» (г. Екатеринбург), ПОАТ ХТЗ, ХФ ЦКБ «Энерго» (г. Харьков). Результаты исследований также внедрены и использованы на ряде электростанций: Костромской, Рефтинской, Хабаровской ГРЭС, Сургутских ГРЭС-1, ГРЭС-2, Балаковской АЭС и др., для которых выполнен анализ статических и динамических характеристик валопроводов и роторов турбин:

— АО ЛМЗ: К-200−130−3, Т-180/210−130 с генератором ТГВ-200 МК-300−240 с генератором ТВВ-300- К-800−240−3,5 с генератором ТВВ-800- К-1200−240 с генератором ТВВ-1200- ГТЭ-100,ГТЭ-150 с генераторами ТВВ-100 и ТВВ-150;

— ПОАТ ХТЗ: К-320−240+ТГВ 300- К-500−240−2 с генератором ТГВ-500 Рефтинской ГРЭСК-1000−65/1500 Балаковской АЭС и др. Многие расчетные исследования не вошли в данную работу в силу ограниченности ее объема.

— 31.

5. 4 Основные выводы по результатам проведенных исследований пульсаций давления в пароподводящем тракте турбины К-800−240−5.

Проведенные экспериментальные исследования пульсаций давления в различных точках пароподводящего тракта турбины К-800−240−5 и измерения вибрации подвески клапанов и опор позволяют сделать следующие основные выводы:

1. В различных точках пароподводящего тракта были обнаружены значительные пульсации давления: высокочастотные (300 — 1400 Гц) с амплитудой до 25 атм. и низкочастотные (до 15 Гц) с амплитудами до 20 атм. Высокочастотные пульсации до 23 атм. с частотами около 400 Гц наблюдались в сопловой коробке № 3 при режимах малого (5−7 мм) открытия клапана № 3. Одновременно в этой же коробке обнаруживается пульсации до 10 атм. с частотой 8 Гц, в режимах малого (до 10 мм) открытия клапана № 3. Низкочастотные пульсации до 20 атм. и с частотой 8 Гц обнаруживаются в сопловой коробке № 4 при малом (до 15 мм) открытии 4-го клапана и вплоть до его.

Виброускорение (м/с2) на 1 клапане т/а К-800−240−5 ст. № 3 24.01.98 12:54—12:59 Ы=810МВт.

Виброускорение (м/с*) на 1 клапане т/а К-800−240−5 ст. № 3 24.01.98 13:04—13:09 И=815МВт.

М/б2.

200. 4оо. 600.

800. 'Ю00. 1200. 1400нг.

24.01.93 12:59—13:04 !ч = 620МВт.

800- 1000. ЪоГ^оИг.

98 13:23—13:28 М=810МЗт.

МЛ>2.

ООО- 1200. «1400Нг.

К) оо.

Виброускорение <&bdquo-, с > ь^&trade-" .2? ^^ Опора 1 вертикальное напра—<�с.

200. 400. 600. 800. Ю00. 1200. 1400№ V йПО-240−5 СТ. № 3 1м/сМ на опорах */а К" 8&trade-^: 09 *=81ЬМВт.

Вивроускорек" 1-/С е 24 01.98 13.

Опора 1 вертикальное напр

УгтуЪ.

-¦- Г) ' ¦ •'" //// /.- / /// лии.

Щ^/ЩЩ/ЩЩ^/Щ//// /./ а^/^'М. -?/?г///?/х&хщхли м *,//,<-/¦

• ' // л/у /л ///У///б'/А.

• ////?•//г'/ултр*//'/}// л?' // /// // -'// '///////// - Ал УллА'.уЧ /у, Г.-Л-и'/г,.

V/ ¦'// • ¡-¿-л ¿-л. «^.

И ' у. , ¦, |, ¦•, /.

0. 200. 400. 600. 800. 1000. 1200. 1400Нг, а, т ->4- 28 Ы=810МВт 24.01.98 13.^.

Опора вертикально^ направление.

——-(.

МЬ2 6. 4. 1.

1—— I ¦), 1 «I. I. 1.1.,. у- ', 1,-.1 1,1.1¹. 1 1,1 ' ¦ '¦ ¦. ;

—, .. / ' /" ••, ¦ / / у / / ' / ' > < / / (И I'" / ' '' // ур^'" /- у-/ ¦'./ / / / - / ' • - - ¦ / ' >

Л'/ 'У/-'¦'" ¦) 'И 'У 1 ' .'' ¦ I //'/'//'/'У?'/¦''// ' ¦ / ' '. ¦ ч ¦ ¦, -1/.Л-л.^/./// Г./^/./ ':/}'//.,'. М-1 .?. ./у-/ :.-/ -, у.

О. '200. 400. 'бОО. 800. Ю00. 1200. 1400Нг / 'V •'///,/.

200. '400. 600. '800. 1000. 1200. 1400 Нг оо О 1.

Виброускорение (м/с2) на опорах т/а К-800−240−5 ст. № 3.

Опора 1, горизонтальное направление.

24.01.98, 10:54—10:59, N=480 МВт.

0. 200. 400. 600. 800. 1000. 1200. 1400И2.

24 01 98 11:01—11:06 К=433МВТ.

Опора 1 горизонтал^^б^^^^^^" 1^ 24.01.

0. 200. 400. 600. 800. Ю00. 1200. 1400Нн.

Рис. 5.25 полного закрытия. Высокочастотные пульсации в сопловой коробке № 4 при последовательных режимах на данном этапе исследований не обнаружены. Низкочастотные пульсации (до 20 атм.) обнаружены также в клапанной коробке клапана № 1 при мощности 420 — 520 МВт. Частота пульсаций «11 Гц, что соответствует низшей собственной частоте акустических колебаний в коротких (15,5 м) трубах.

2. Измерения вибрации на элементах подвески клапанов показали, что в ряде случаев в частотном спектре клапанов имеются частоты, совпадающие с частотами пульсаций давления в сопловых коробках. Так, например, в спектре вибрации подвески 3-го клапана при открытиях клапана на 15−20 мм обнаруживается четко выраженная частота 500 Гц, которая близко совпадает с низшей частотой пульсаций в сопловой коробке за 3-им клапаном. Кроме того, в частотном спектре опор также обнаруживаются частоты, соответствующие частотному спектру клапанов. Однако перемещения валопровода и опор при частотах колебаний 300 Гц и выше невелики, но виброускорения, да и виброскорости составляют заметную величину. Поскольку колебания вала обычно в 5−10 раз выше по амплитуде: чем колебания опор, эти явления лучше наблюдать с использованием датчиков колебаний вала. Таким образом, для определенных частот имеется однозначная связь между колебаниями потоков пара и, в конечном счете, колебаниями валопровода и опор.

3. Приведенные факты свидетельствуют о том, что на ряде режимов, где обнаруживаются наибольшие высокочастотные пульсации давления вся система «клапан — паропровод — сопловая коробка — валопровод — опоры» находится в состоянии автоколебаний, т. е. система является динамически неустойчивой.

4. Испытания также показали, что в системе КПСК возможны два режима автоколебаний: (а) — режим «мягкого» возбуждения и (б) — режим «жесткого» возбуждения. Такая возможность свойственна нелинейным автоколебательным системам. Анализ данных свидетельствует, что автоколебания при «мягком» возбуждении наблюдаются во всех паропроводах: за 1-м, 2-м и 3-м клапанами. При мягком возбуждении амплитуды пульсаций давления, как правило, невелики и не превышают 2 атм. и только редко достигают значений до 4 атм. Жесткое возбуждение возникает при действии в системе дополнительного импульса, который выводит автоколебательную систему в режим интенсивных автоколебаний. Резкие прикрытия клапанов приводят к как стационарному, так и переходному повышению давления в клапанной коробке 3-го клапана, что повышает возбудимость в системе 3-го клапана.

5. При переходе в режим автоколебаний после жесткого возбуждения наблюдается существенное снижение частоты пульсаций и, следовательно, частоты колебаний клапана № 3 от 500 до 400 Гц. Это может свидетельствовать о том, что колебания клапана при жестком возбуждении происходят при подскакивании чашки на уступе штока (образующего тарелку разгрузочного клапана).

6. Низкочастотные пульсации в системах РКПСК также представляют автоколебательный процесс, в котором особое значение имеют акустические колебания в паропроводах от клапанов до сопловых коробок. Это подтверждается частотными характеристиками пульсаций: основные частоты пульсаций 8 и 11 Гц, практически совпадают с первыми собственными частотами акустических колебаний соответственно в длинных (19,9 м) трубах (от клапанов 3-го и 4-го) и в коротких (15,5) трубах (от клапанов 1-го и 2-го) до сопловых коробок.

7. Причиной разрушения сопловых коробок являются низко — и особенно высокочастотные пульсации давления, вызываемые возникающими при определенных режимах акустико-механическими автоколебаниями в системах КПСК.

8. Волна пульсации давления имеет пучность на стенке сопловой коробки, поэтому пульсация давления в сопловой коробке больше или равна пульсации давления в измеряемой точке. Следовательно, пульсация давления в сопловой коробке при режимах жесткого возбуждения Лрск > 23 атм, то есть больше чем измеренная датчиком.

Специальный расчет показывает, что если в сопловой коробке принять ту же амплитуду пульсаций, что зафиксировали датчики, то имеем разрушающие усилия, действующие на сопловой сегмент в режиме, например, № 13 от 25.09.97 осевое усилие на сопловой сегмент № 3 Ра = 68,7 ± 20,1 тонн силытангенциальное усилие на сопловой сегмент № 3 Рх = 7,63 ± 2,94 тонн силы.

В приведенных числовых выражениях первые числа представляют собой статические составляющие, вторые — значения амплитуд пульсирующих составляющих. Эти результаты не учитывают низкочастотные пульсации, которые увеличивают суммарные переменные усилия на сопловые сегменты. Таким образом, измерения подтвердили, что повреждения сегментов и их разрушение обусловлено пульсациями давления в сопловых коробках, вызванных автоколебаниями в системе РКПСК.

9. Опыты 20−21.08.97 были проведены так, что открытие клапанов производилось постепенно, а мощность менялась медленно и в большинстве случаев мало. В опытах 25.09.97 в первый период с 16.00 до 20.00 не было быстрого изменения мощности и быстрого прикрытия клапанов. При тех и других опытах не отмечено высокочастотных пульсаций больших амплитуд: были отмечены пульсации не выше 1 атм. Поэтому можно считать, что интенсивные высокочастотные пульсации возникают только при быстрых изменениях положения клапанов (прежде всего при быстром их прикрытии).

10. Сравнение опытных данных по уровню возбуждаемых пульсаций с уровнем расчетных коэффициентов устойчивости У) — У4 показал определенную корреляцию между периодами возникновения повышенных высокочастотных пульсаций и периодами повышения значений коэффициентов устойчивости. Поэтому коэффициенты устойчивости, вычисляемые для режимов работы системы «клапан — паропроводсопловая коробка», могут служить мерой устойчивости: чем выше значение коэффициентов, тем менее устойчива соответствующая система.

11. Учитывая многообразие режимов эксплуатации на каждом конкретном агрегате и технологический разброс тепломеханических и эксплуатационных параметров агрегата, режимы с интенсивными высокочастотными пульсациями могут возникнуть в различных частях системы РКПСК. Для выяснения запасов устойчивости при пусках турбоагрегата из разных тепловых состояний и поиска оптимальных распределений потоков пара по 4 клапанам следует провести специальные испытания. Полученные результаты говорят о том, что имеются «эксплуатационные» резервы повышения надежности системы КПСК и возможности ухода от опасных режимов автоколебаний.

12. Поскольку расчеты статических и динамических усилий и соответствующих напряжений в креплениях сопловых сегментов показывают, что достаточные запасы прочности в них отсутствуют, АО ЛМЗ следует пересмотреть крепление, а возможно и конструкцию сопловых сегментов.