Воздействие автоколебаний регулирующих клапанов паровой турбины на вибрационное состояние ротора

Орлик В. Г., êàíä. òåõí. íàóê, Миненков Ю. Е., èíæ.

ОАО “НПО ЦКТИ” – Тюменьэнерго

До последнего времени проблема вибрации регулирующих клапанов (РК) беспокоила энергетиков и турбостроителей в основном из-за повреждений в системе парораспределения. Эти повреждения проявлялись в виде обрыва и износа штоков РК, выпрессовки седел, износа букс и элементов подвески (появление люфтов). При этом связь парораспределения с вибрацией ротора высокого давления (РВД) рассматривалась только в плане статического воздействия на ротор несимметрич- ной в окружном направлении паровой струи из различно задействованных сегментов сопл регулирующей ступени, что влияло на нагруженность опорных подшипников, снижение которой могло спровоцировать масляную низкочастотную вибрацию (НЧВ).

С ростом единичной мощности турбин и нача- льного давления пара стали наблюдаться нарушения крепления сопловых сегментов, связываемые с виброактивностью клапанов [1]. Кроме того, работники электростанций (М. А. Чепкасов – Кармановская ГРЭС, С. С. Сперлин – Тюменьэнергоремонт) стали замечать [2], что в момент начала открытия очередного РК вибрация ротора усиливается и продолжается в зоне малых открытий клапана, когда особенно велика его виброактивность [3]. Вопросы взаимосвязи вибрационных характеристик валопровода и элементов парораспределения турбины рассмотрены и в [4].

Чрезвычайно неблагоприятная ситуация сложилась на электростанциях, где установлены мощные многоцилиндровые турбины СКД, у которых периодические всплески вибрации РВД сопровождаются износом вкладышей опорных подшипников, что требует их замены 1 – 2 раза в год. Статистика отказов показала, что систематический износ вкладышей проявлялся лишь на третий год эксплуатации турбины после монтажа. При этом при каждом капитальном ремонте обнаруживались нарушения окружной и осевой фиксации сегмента сопл, обслуживаемых РК, длительно работавшими при малых открытиях. Эти нарушения заключались в расшатывании штифтовых соединений и износе кольцевых посадочных буртов, что приводило к соответствующим смещениям сегмента на несколько миллиметров и иногда к задеваниям сегмента за рабочее колесо регулирующей

ступени. Попытки усилить фиксацию сегмента с помощью установки дополнительных штифтов и даже приваркой к сопловой коробке смещений не устранили.

О наличии вибрации РК свидетельствовала пульсация давления за ним, отмечаемая по стрелоч- ному манометру, а также систематический износ сочленений элементов подвески (с образованием люфтов) и хвостовиков чашки клапана в области фиксирующих лысок. Периодически (1 раз в 4 года) происходили обрывы штоков клапанов. Персоналом было замечено, что наиболее оперативно на вибрацию РВД реагирует штатный прибор искривления ротора ИП-09, который инструкцией по эксплуатации рекомендуется использовать в каче- стве индикатора НЧВ. Было замечено также, что с усилением вибрации парораспределения возрастает температура колодок упорного подшипника, приходившая в норму после переборки подвески клапана. Однако по мере износа опорных подшипников, приводящего к их разгрузке и нарушению центровки, справиться с повышенной вибрацией ротора удавалось лишь после перезаливки вкладышей.

В ходе освоения аналогичных турбин на других электростанциях также был период повышенной повреждаемости РК, которые имели посадоч- ный диаметр D0 = 225 мм и выполнялись с поршневыми кольцами. На одной из станций от поршневых колец отказались из-за наблюдавшихся случаев зависания РК, а виброактивность РК была снижена переходом на конструкцию с окнами в чашке для ее парового нагружения. На другой станции была установлена разгруженная конструкция поршневых колец, способствовавшая демпфированию колебаний. На обеих станциях вибрационное состояние РВД удовлетворительное и износа опорных вкладышей не наблюдается; не замечено и нарушений окружной и осевой фиксации сегментов сопл.

На станции с повышенной повреждаемостью опорных вкладышей и органов парораспределения ЦВД установлены РК с окнами в чашке. Решающее отличие ее турбин заключается в том, что (с целью уменьшения отрывного усилия) посадоч- ный диаметр чашки клапана D0 был принят равным 200 мм вместо 225 мм.

ветствует изменение мощности регулирующей ступени, равное примерно 750 кВт.

При окружной скорости на среднем диаметре u = 173 м/с амплитуда колебаний парового усилия будет равна

P = N/u = 750000/(9,8 173) = 440 êãñ.

Считая приближенно, что сила приложена в центре пролета и входящие в формулу (1) значе- ния равны: d = 0,54 ì; L = 5,57 ì; Å = 2 1010 êãñ/ì2, можно найти искомую амплитуду вынужденных колебаний РВД

Að = 0,425 440 5,573/(2 1010 0,544) = = 2 10 – 5 ì = 20 ìêì.

При колебаниях чашки с большей амплитудой, например, включающей ее подвижность относительно разгрузочного клапана, амплитуда вынужденных колебаний РВД может существенно возрасти.

Таким образом, можно считать установленным, что пульсирующая струя пара из сопловой коробки, обслуживаемой регулирующим клапаном, вибрирующим в зоне малых открытий, способна не только нарушить фиксацию соплового сегмента (реактивное воздействие), но и вызвать ощутимые вынужденные колебания ротора турбины (активное воздействие).

Однако основную опасность представляет совпадение собственных частот колебаний клапана с одной из гармоник вибрации подшипников, показанных на ðèñ. 2. И дело не только в том, что клапанная система, включающая чашку, шток, рамку, состоящую из тяг и коромысел, имеет несколько собственных частот, но и в том, что в процессе эксплуатации эти частоты уменьшаются по мере увеличения люфтов в сочленениях этих элементов из-за их износа [5]

ãäå F – частота с учетом люфта s; à – упругая часть амплитуды колебаний; F0 – частота без учета люфта.

Расчетные значения собственных частот F0 для различных сочетаний звеньев клапанной системы

A

% ' ( 0 4 +

" H "6" " " " " &

1 – 25 – 31 Ãö; 2 – 17 Ãö; 3 – 100 – 300 Ãö; 4 – 50 Ãö; 5 – суммарная виброскорость

равны 1190; 610; 410; 380; 185; 140; 56. Наблюдаемые в эксплуатации всплески вибрации подшипников и объясняются тем, что, уменьшаясь с износом сочленений подвески, какая-либо из этих частот F совпадет с той или иной гармоникой f колебаний подшипников РВД (см. ðèñ. 2). Собственные частоты клапанной системы снижаются и с повышением содержания воздуха в рабочей жидкости сервомотора [5].

Если считать, что упомянутые резонансные гармоники f соответствуют собственным частотам ротора, то динамическая амплитуда À его колебаний зависит от степени совпадения с ними частоты возмущающей силы F колебаний клапана [6]. При отсутствии демпфирования эта амплитуда равна

A = Að [1 – (F f )2],

т. е. может многократно превысить найденную ранее амплитуду вынужденных колебаний Að.

Кроме того, расчеты показали, что собственные частоты парового столба в перепускных трубах от РК ¹ 3 и 4 к сопловым коробкам близки к 100 и 200 Гц, что может явиться дополнительным фактором усиления вибрации РВД при совпадении

À – À

P

p A

L

с ними частот F возмущающей силы от колебаний клапана.

Следует также учитывать, что паровые циркуляционные силы уплотнений бандажей рабочих колес РВД [7] поддерживают прецессию ротора любого происхождения [8] и развитие его вибрации зависит от баланса возмущающих и демпфирующих сил. В рассматриваемом случае воздействие пульсирующей струи “из-под вибрирующего клапана” изменяет баланс сил в сторону нарастания автоколебаний ротора.

С целью снижения и предотвращения взаимосвязанных колебаний регулирующих клапанов и роторов высокого давления ЦКТИ разработал ре- жимно-эксплуатационные и ремонтно-конструк- торские мероприятия и рекомендации для ремонтных служб электростанций. Первоочередными из этих мероприятий являются следующие:

изменить порядок открытия РК таким образом, чтобы клапаны, длительно работающие при малых открытиях, соединялись с перепускными трубами меньшей длины, свободными от упомянутых опасных частот акустического резонанса 100 и 200 Гц;

избегать длительной работы турбины в зонах малого открытия и перемены знака парового усилия РК ¹ 3 и 4 за счет изменения нагрузки турбины или принудительного изменения открытия РК. В этих целях оснастить РК датчиками их положения и датчиками вибрации штоков, а пока ориентироваться по стрелкам манометров, реагирующим на пульсацию давления за клапаном;

обеспечивать соблюдение надлежащего натяга в сочленениях клапанной системы и нормативного содержания воздуха в рабочей жидкости сервомотора;

перейти на неразгруженную конструкцию РК ¹ 4.

ЦКТИ проработал и ряд дополнительных мероприятий по снижению виброактивности и повышению вибронадежности РК и других элементов системы парораспределения. Среди этих мероприятий можно назвать следующие: изменение конструкции и способа фиксации сегментов сопл, конструкции сопряжения чашки с буксой, конусности входного участка седла, перекрыш нагрузочных окон, а также ударное демпфирование вибрации РК и силовое замыкание люфтов в сочленениях с помощью пружин или паровых усилий.

Список литературы

1.Костюк А. Г. Анализ колебаний в пароподводящей системе паровых турбин. – Теплоэнергетика, 1998, ¹ 8.

2.Исследование некоторых особенностей рабочего процесса паровых турбин и повышение его эффективности Орлик В. Г., Аверкина Н. В., Бакурадзе М. В. и др. – Труды ЦКТИ, 1997, вып. 281, т. 2.

3.Мутуль В. В., Козлов И. С., Орлик В. Г. О виброактивности регулирующих клапанов паровых турбин. – Тяжелое машиностроение, 1993, ¹ 8.

4.Исследование виброактивности регулирующих клапанов системы парораспределения ЦВД паровой турбины К-200-130Касилов В. Ф., Калинин С. В., Гвоздев В. М. и др. – Теплоэнергетика, 2001, ¹ 11.

5.ÐÄ 24.033.03-88. Клапаны регулирующие паровых турбин. Методы повышения вибрационной надежности. М.: МТЭиТМ, 1990.

6.Ден-Гартог. Механические колебания. М.: Физматгиз, 1960.

7.Повышение ресурса и экономичности энергоблоков с уче- том некоторых особенностей их рабочего процесса и конструкций паровых турбин Орлик В. Г., Аверкина Н. В., Гудков Э. И., Носовицкий И. А. – Тяжелое машиностроение, 2000, ¹ 3.

8.Розенберг С. Ш. Влияние паровых циркуляционных сил на колебания роторов турбомашин, работающих вблизи критической частоты вращения. – Труды ЦКТИ, 1981, вып. 184.

При оценке прочности и долговечности паропровода кроме основной нагрузки (внутреннего давления) необходимо учитывать и дополнительную, в первую очередь, изгибающий момент от собственного веса и самокомпенсации теплового расширения. Изгиб существенно увеличивает продольные напряжения в стенке трубы, что, прежде всего, отражается на надежности сварных соединений.

Âпроцессе эксплуатации осуществляется выборочный контроль сварных соединений. Для повышения его эффективности необходимо отбирать наиболее нагруженные соединения, которые выявляют по данным поверочного расчета паропровода на прочность.

Âусловиях ползучести изгиб паропровода приводит к значительному увеличению окружной деформации трубы по сравнению с нагружением ее

1 – средняя линия стенки до начала эксплуатации; 2 – увеличе- ние диаметра при нагружении внутренним давлением; 3 – то же при нагружении внутренним давлением и изгибающим моментом; 4 – среднее значение диаметра, соответствующего линии 3

# 0 4 ( ) +

" " " " O <#K O ? &

1 – местная деформация; 2 – средняя

диаметра, показанное линией 3 íà ðèñ. 1, будет меняться в зависимости от угла наклона диаметра к нейтральной линии Îõ. Средний радиус сечения увеличится до значения, показанного линией 4.

Будем измерять деформацию диаметра с угловой координатой в долях деформации при отсутствии изгиба

только внутренним давлением [1]. Это дает возможность оценить изгибающий момент по результатам штатных измерений остаточной деформации.

Изменение размеров поперечного сечения трубы схематически показано на ðèñ. 1. Изгибающий момент действует в плоскости Îó. Измерение остаточной деформации осуществляется по взаим- но-перпендикулярным диаметрам Îõ1, Îó1. Линией 1 показана средняя линия сечения до начала эксплуатации.

Если нагрузить трубу только внутренним давлением, то со временем диаметр ее увеличится в результате ползучести, и линия 1 переместится в положение 2. Остаточная деформация трубы кругового сечения может быть определена по формуле [2]

ãäå

– окружное напряжение на наружной поверхности; ð – внутреннее давление; – отношение наружного диаметра трубы к внутреннему; m – показатель ползучести; ï – 1% – условный предел ползучести за расчетное время.

Остаточная деформация, измеренная по любому диаметру, одинакова и сечение сохраняет форму окружности.

Если кроме внутреннего давления труба нагружена еще и изгибающим моментом, то увеличение

Относительная деформация диаметра зависит от угловой координаты, значения изгибающего момента Ì и показателя ползучести. Изгибающий момент представлен далее параметром

ãäå à è r – внутренний и средний радиусы сечения трубы; ñ – отношение максимального изгибного напряжения при упругом нагружении к окружному напряжению от внутреннего давления.

Изменение диаметра в зависимости от угловой координаты показано на ðèñ. 2. Радиальные перемещения точек контура определены способом, описанным в [1]. При вычислениях использовано более точное значение параметра , отвечающее степенному закону распределения изгибных напряжений по оси Îó

где коэффициент ç выражается через гамма-фун- кцию [3].

Минимальное изменение диаметра происходит в плоскости изгиба, максимальное – в нейтральной плоскости Îõ. В случае, показанном на ðèñ. 2, максимальное и минимальное изменения диаметров одного сечения различаются в 1,24 раза.

Зависимость относительного увеличения среднего диаметра от параметра ñ при разных значениях показателя ползучести показана на ðèñ. 3. Обратную зависимость можно описать уравнением

В области 3 m 5, ñ 0,4 погрешность аппроксимации укладывается в границы от – 1 до + 4%.

Угловое расстояние между диаметрами, измерение которых осуществляется для определения остаточной деформации, равно 2. При любом угле 0 полусумма деформации å1, измеренной по оси Îó1 è å2 ïî îñè Îõ1, отличается от среднего по сечению значения åm не более чем на 1%. Среднее увеличение диаметра найдено путем интегрирования функции å ( ). Таким образом, среднее значе- ние остаточной деформации, измеренной по двум взаимно-перпендикулярным диаметрам,

при любом наклоне их к плоскости изгиба достаточно точно определяет изменение среднего диаметра сечения.

Высокая чувствительность процесса ползуче- сти к вариациям свойств материала и небольшим отклонениям в параметрах нагружения приводит к большому разбросу результатов измерений. На ðèñ. 4 дается сопоставление кривой m = 5 íà ðèñ. 3 с данными, полученными в опытах Б. В. Зверькова при таком же показателе ползучести [4]. При зна- чительной изгибной нагрузке (c > 1) погрешность определения изгибающего момента по формуле

(6) достигает 30% и более. В то же время общий характер зависимости деформации ползучести от изгибающего момента по опытным данным согласуется с уравнением (6). Это означает, что параметр ñ может служить индикатором изгибающего момента, и его можно использовать для ранжирования сварных стыков по степени их нагруженности при выборочном контроле.

Надежность количественной оценки изгибающего момента по деформации зависит от достоверности принятой в расчет окружной деформации трубы, нагруженной только внутренним давлением. Разнообразие структурного состояния хромомолибденованадиевых сталей и изменение его в процессе длительной эксплуатации обусловливает значительный разброс и непостоянство во времени характеристик ползучести. Поэтому фактическая деформация может заметно отличаться от рассчитанной по формуле (2). Однако при достаточно большом числе сечений, в которых контролируется ползучесть паропровода, это обстоятельство не отразится на результатах ранжирования.

Íà ðèñ. 5 показан паропровод, изготовленный из стали 12Х1МФ, наработавший 112 тыс. ч при температуре 550°С и давлении 14 МПа. Номинальные диаметры труб 273 209 мм. Расчетом были определены усредненные за время эксплуатации значения изгибающих моментов в сечениях трубопровода, где расположены реперы для замеров ползучести. Расчет выполнялся в предположении оптимальной регулировки креплений. Сопоставление полученных моментов с относительной деформацией ползучести, накопленной за время эксплуатации, показано на ðèñ. 6. Коэффициент ранговой корреляции между деформацией и моментом равен 0,56, а без явно выпадающих точек 14 и 15 повышается до 0,75. Причиной большого отклонения этих точек от ожидаемого положения могла быть, например, просадка скользящей опоры в нижней части паропровода, вдвое увеличивающая изгибающий момент в сечениях 14 и 15.

При прочих равных условиях остаточная деформация трубы возрастает с увеличением изгибающего момента, поэтому для ранжирования свар-