Повышение надежности котельных агрегатов СКД ОАО ТКЗ “Красный котельщик”

Сивцов А. И., èíæ.

ОАО ТКЗ “Красный котельщик”

В связи с тем, что в течение последних 10 – 15 лет практически прекратился ввод новых энергетических мощностей, вопросы повышения надежности находящихся в эксплуатации котельных агрегатов и в особой степени сверхмощных базовых, которые в большинстве своем отработали по два и более расчетных срока, обретают особую актуальность.

Учитывая это обстоятельство, а также недостаточную материальную обеспеченность электростанций, представляется целесообразной модернизация действующих энергетических котлов с целью повышения их надежности, экономичности и экологической чистоты, т. е. выведения их на более высокий технический уровень при минимальных финансовых затратах.

Для осуществления этой цели на заводе “Красный котельщик” разработана и уже претворяется в жизнь концепция поэтапной модернизации котельных агрегатов, заключающаяся в том, что в тече-

Вход пара низкого

давления

Вход пара высокого давления

Выход пара высокого

давления Выход пара

низкого

давления

< ( )

ние одного – двух (в зависимости от финансовых возможностей электростанций) капитальных ремонтов производится замена выработавших свой рабочий ресурс отдельных элементов котла на элементы, изготовленные с использованием новейших технологий и обладающие более высокими технико-экономическими показателями.

На примере котлов ТПП-210А, работающих на ТЭЦ-22 Мосэнерго и Новочеркасской ГРЭС, этапы модернизации определены исходя из необходимости, в первую очередь, заменить наиболее повреждаемые элементы, выработавшие свой рабочий ресурс. Так, на котлах ТПП-210А ТЭЦ-22 Мосэнерго на первом этапе по проекту завода заменена устаревшая, часто повреждающаяся регулировочная поверхность нагрева низкого давления новой поверхностью, конструктивно усовершенствованной с изменением гидравлической схемы включения во вторичный тракт котла, что существенно повысило ее надежность. Одновременно с этим произведена замена первой ступени пароперегревателя низкого давления, в которой была применена более надежная система крепления обогреваемых труб.

На втором этапе произведена замена выходных ступеней пароперегревателей высокого и низкого давления, а также гладкотрубного потолочного экрана экраном, изготовленным из цельносварных панелей.

Третий этап включает модернизацию топочных экранов с внедрением схемы ступенчатого сжигания топлива.

На котлах Новочеркасской ГРЭС, где сжигается антрацитовый штыб, качество которого постоянно ухудшается, заводом определена и предложена электростанции, как первоочередная, замена регенеративного вращающегося воздухоподогревателя трубчатым воздухоподогревателем, обеспе- чивающим подогрев воздуха до 450°С, что позволит полностью исключить подсветку факела мазутом и газом. Последующими этапами предусматривается замена пароперегревателей низкого и высокого давления с установкой паро-парового теплообменника (ðèñ. 1) вместо регулировочной поверхности, что позволит удерживать на расчетном уровне температуру вторичного пара при пониженных нагрузках котла без заметного снижения температуры подогрева воздуха.

< # # " "H

-) # )

Кроме крупномасштабной поэтапной модернизации котельных агрегатов, заводом на протяжении длительного времени разрабатываются и внедряются усовершенствованные конструкции отдельных элементов котла, существенно влияющие на повышение его надежности.

Одной из сложнейших и многие годы неразрешимых проблем было обеспечение плотности узла разъема цельносварных топочных экранов газомазутного котла ТГМП-204, работающего в энергоблоке мощностью 800 МВт. При использовании проектной конструкции этого узла, заимствованной из патентных публикаций (ðèñ. 2), температура металла уплотняющих деталей превышала допустимую по их жаростойкости. После работы котла в течение 10 – 15 тыс. ч они прогорали и то-

/ 8 G4 ) '

почная камера, работающая с частичным наддувом, разуплотнялась. При этом загазованность помещения котельного отделения превышала в десятки раз предельно допустимую.

В результате длительных поисков на заводе была разработана новая конструкция узла разъема цельносварных экранов с использованием “угол- ков-отводов” (ðèñ. 3), изготавливаемых по специальной технологии. После изготовления опытного образца эта конструкция была внедрена на котлах ТГМП-204 Углегорской ГРЭС, что позволило полностью устранить загазованность рабочих помещений, возникавшую из-за неплотности разъемов топочных экранов. Результаты эксплуатации новой конструкции на Углегорской ГРЭС убедительны и поэтому Рязанская ГРЭС заказала на оба имеющихся у нее котла ТГМП-204П крупные блоки экранов с указанными “уголками-отводами”.

На всех котлах входные ступени конвективного пароперегревателя низкого давления с горизонтальным расположением обогреваемых труб подвержены интенсивной стояночной коррозии, особенно в настоящее время, когда энергоблоки простаивают длительное время из-за отсутствия потребности в электроэнергии. Для устранения стояноч- ной коррозии заводом разработана новая конст-

рукция входной ступени горизонтального пароперегревателя НД для котлов ТПП-312, ТГМП-314 и ТГМП-204 со слабонаклонным расположением обогреваемых труб, что обеспечивает гарантированное опорожнение их внутренней полости и, следовательно, исключает стояночную коррозию. На котлах ТПП-312 Зуевской ГРЭС-2 такие пароперегреватели надежно работают уже более 10 лет.

Наиболее часто повреждаемыми наружными элементами котла, работающими под давлением в схеме пароводяного тракта, являются впрыскивающие пароохладители (ðèñ. 4) и встроенные растопочные сепараторы (ðèñ. 5). Основной причи- ной их повреждений являются большие термиче- ские напряжения, возникающие в местах сварки толстостенных и тонкостенных элементов, из-за разных скоростей их нагрева и охлаждения. С целью повышения надежности и долговечности этих устройств заводом разработаны новые конструк-

ции, в которых все сварные соединения элементов между собой выполнены таким образом, что возникающие термические напряжения не превышают допустимых значений. В результате новые пароохладители и встроенные растопочные сепараторы на многих котлах работают без повреждений 10 лет и более в отличие от предшествующих конструкций, замена которых требовалась уже после 2 – 4 лет эксплуатации котла.

Многолетний опыт работы завода “Красный котельщик” над усовершенствованием конструкций отдельных элементов котельных агрегатов показывает, что поэтапная модернизация котлов с заменой выработавших свой рабочий ресурс узлов новыми узлами, спроектированными и изготовленными на более высоком техническом уровне, является в настоящее время эффективной и целесообразной для поддержания их в работоспособном состоянии.

Как в настоящее время, так и в обозримом будущем обеспечить вибропрочность лопаток последних ступеней мощных турбин невозможно без проведения экспериментальных исследований. Использование для этих целей экспериментальных натурных или модельных турбин в стационарном турбостроении весьма ограничено, но даже в тех случаях, когда подобные исследования проводятся, остается часть переходных режимов (например, синхронизация или сброс нагрузки), опасность которых для усталостной прочности лопаток может быть оценена только на основании испытаний в эксплуатационных условиях. Понятно поэтому, насколько важно иметь надежный способ постоянного контроля вибрационного состояния лопаток в процессе эксплуатации.

Наибольший объем информации может быть получен с помощью тензометрии, однако этот метод нельзя рассматривать в качестве основы для создания эксплуатационных систем контроля вибрационного состояния лопаток как из-за трудностей с передачей сигналов с вращающихся деталей, так и, главным образом, из-за малого срока

службы тензорезисторов. Наиболее перспективной основой для создания подобной системы контроля является дискретно-фазовый метод (ДФМ), при котором об интенсивности колебаний судят по показаниям неподвижных датчиков, расположенных против торцов вращающихся лопаток [1].

К сожалению, стандартный вариант ДФМ не может быть использован для контроля вибрационного состояния бандажированных лопаток, полу- чивших в последние годы широкое распространение из-за их большей надежности и экономичности (например, в турбине К-800-240-5 бандажированными выполнены все лопатки ЦНД, в турбине К-1000-60/3000 – лопатки вообще всех ступеней). Свободным от этого недостатка является модернизированный вариант ДФМ, разработанный и запатентованный на ЛМЗ [2, 3].

Сущность модернизированного варианта ДФМ состоит в том, что в пределах бандажных полок лопаток (обычно их части) устанавливаются магниты малого диаметра в немагнитных корпусах, а поперечное сечение сердечника индукционного датчика выполняется в форме вытянутого прямо-

15°

15°

à)

á)

) ! #) ),C$*

à – расположение датчиков по окружности; á – расположение сердечников датчиков и магнита в бандажной полке

угольника, минимальная ось инерции которого составляет определенный угол с осью турбины. Для повышения точности замеров два датчика, составляющих одну пару (первый по вращению “корневой” и второй – периферийный), располагаются над бандажными полками лопаток в непосредственной близости друг от друга, причем сердечники датчиков устанавливаются под разными углами к оси турбины. Для замера резонансных колебаний на постоянных оборотах, а также для определения частоты некратных колебаний (срывных или автоколебаний) необходимо сопоставлять показания нескольких пар датчиков, расположенных в различных точках окружности. Методика измерений отрабатывалась в процессе проведения вибрационных испытаний натурных вращающихся облопаченных дисков в Кемпбелл-машине при одновременном использовании тензометрии и ДФМ.

Сопоставление результатов измерений позволило уточнить тарировку аппаратуры и подтвердило высокую эффективность модернизированного варианта ДФМ применительно к бандажированным лопаткам [4, 5]. Следует иметь в виду, что для лопаток последних ступеней мощных паровых турбин выполняется вибрационная отстройка, заключающаяся в обеспечении достаточных запасов между рабочими оборотами и оборотами, на которых возникают резонансы с наиболее возбудимыми собственными формами. В связи с этим опасность резонансных колебаний для подобных ступеней может быть достаточно малой, а наибольший практический интерес при измерениях представляет определение интенсивности срывных колебаний, возникающих при нерасчетных режи-

I '

") " *

à – суммарный сигнал; á – “резонансная” составляющая колебаний; â – “срывная” составляющая колебаний

мах обтекания, а также возможности возникновения автоколебаний.

Замер срывных колебаний или автоколебаний с помощью ДФМ представляет достаточно простую задачу, поскольку они не кратны рабочим оборотам и поэтому при последующих замерах фаза колебаний изменяется произвольно. Таким образом, например, максимальные амплитуды автоколебаний или срывных колебаний могут быть определены на основании нескольких десятков или сотен замеров, выполняемых в течение нескольких секунд. Единственная сложность заключается в том, что в связи с малой частотой регистрации колебательного процесса, равной на номинальных оборотах 50 Гц, по показаниям одной пары датчиков ДФМ не удается определить истинную частоту колебаний. Для устранения этого недостатка следует сопоставлять показания, по крайней мере, двух пар датчиков, учитывая, что, чем меньше угловое расстояние между соседними парами датчиков, тем более высокая частота теоретически может быть идентифицирована.

После отработки методики замеров с помощью модернизированного варианта ДФМ были проведены вибрационные испытания лопаток в эксплуатационных условиях, результаты одного из кото-

+ 8 #

" *

1 – изменение частоты вращения ротора турбины; 2, 3 – соответственно лопатки ¹ 1 и 6

рых, на Сургутской ГРЭС-2, приведены далее. Необходимость проведения испытаний определялась тем, что в процессе эксплуатации имели место повреждения нескольких лопаток последней ступени, причем трещины начинались или от отверстия под демпферную проволоку, расположенную на расстоянии примерно 75% длины профильной ча- сти лопатки от корня, или от входной кромки в местах напайки стеллитовых пластинок.

В период подготовки к испытаниям в бандажных полках 24 равномерно расположенных по окружности лопаток последней ступени были установлены магниты диаметром 4 мм в титановых корпусах, крепившихся к полкам с помощью резьбы. В козырьке нижней половины диафрагмы были размещены три пары индукционных датчи- ков на угловом расстоянии 15° друг от друга. База каждой пары, т.е. расстояние между корневым и периферийным датчиками, составляла примерно 55 мм. Схема расположения магнитов и датчиков показана на ðèñ. 1: оборотный датчик ДО расположен в районе полумуфты и служит для замера оборотов, а его показания используются при обработке результатов измерений.

Следует иметь в виду, что при наиболее возбудимой собственной форме лопаточного венца (дисковых колебаниях с различным числом узловых диаметров, но без узловых окружностей, которые могут реализоваться в виде резонансных, срывных или автоколебаний) периферийное сечение бандажированной лопатки перемещается практически строго в аксиальном направлении. При возникновении колебаний вершин лопаток и, следовательно, изменении плоскости вращения магнита, учи- тывая способ ориентации датчиков, изменяется расстояние, проходимое магнитом между сердечниками корневого и периферийного датчика наS = S2 – S1 (ðèñ. 1), пропорциональное амплитуде ко-

/ B '

) ) ) " )J. $8 *

1 – лопатка ¹ 3; 2 – лопатка ¹ 5

лебаний, что и будет зарегистрировано измерительной аппаратурой, разработанной НПП “Мера”.

В процессе проведения испытаний были обследованы режимы пуска и останова, синхронизации, различных нагрузок (от холостого хода до перегрузки), сброса нагрузки.

Íà ðèñ. 2 показан процесс перехода через резонанс при останове турбины: как видно, запас между резонансными и рабочими оборотами превышает 30%, что в несколько раз больше требуемого по нормам. На ðèñ. 2 показано значение как суммарного сигнала, так и разделенного программным путем на “резонансную” и “срывную” составляющие. В соответствии с проведенными ранее тарировочными испытаниями зарегистрированным показаниям датчиков ДФМ соответствовал уровень динамических напряжений в лопатках, не превосходивший 8 МПа. На ðèñ. 3 представлены данные о вибрационном состоянии лопаток в процессе синхронизации: показано как изменение частоты вращения ротора турбины, так и изменение показаний датчиков. Как видно, момент синхронизации не сопровождается изменением уровня колебаний, остающегося весьма низким. Физически неизменность уровня колебаний в процессе синхронизации объясняется его “длительностью”: за доли секунды, составляющие время переходного процесса, имеют место десятки циклов колебаний лопаток и поэтому силовое воздействие на них в процессе синхронизации можно рассматривать как квазистатическое. Уровень напряжений в лопатках не превышал 5 МПа, причем сопоставление показаний различных пар датчиков позволило установить, что частота срывных колебаний составляла примерно 130 Гц.

Íà ðèñ. 4 показана интенсивность колебаний лопаток от времени при нагрузке 850 МВт и давлении в конденсаторе 2,5 кПа, когда объемный расход пара через ступень значительно превышал рас- четный. Результаты измерений показывают, что при этом режиме напряжения в лопатках практи-

. I '

) " ) )>. $8 *

1 – лопатка ¹ 7; 2 – лопатка ¹ 18

чески отсутствуют (уровень напряжений не превышал 2,5 МПа), причем столь низкий уровень сохранялся и при снижении нагрузки.

Íà ðèñ. 5 показана интенсивность срывных колебаний лопаток датчиков ДФМ при сбросе нагрузки с 750 МВт: после сброса, имевшего место примерно на пятнадцатой секунде записи, генератор в течение 33 с удерживал турбину в сети в моторном режиме, а затем произошел останов блока. Интенсивность срывных колебаний лопаток в моторном режиме, показанная на ðèñ. 5, оказалась наиболее высокой за все время испытаний, однако даже в этом случае уровень напряжений в лопатках не превосходил 10 МПа. Помимо интересных данных о поведении лопаток, на ðèñ. 5 хорошо заметно также изменение осевого сдвига ротора в процессе сброса нагрузки.

Из представленных данных следует, что все обследованные режимы (различные варианты пуска и останова; синхронизация; работа на холостом ходу, с частичной, полной нагрузкой и перегрузкой; сброс нагрузки и работа в моторном режиме) не сопровождаются сколько-нибудь заметным возрастанием уровня динамических напряжений в лопатках. Это дает основание полагать, что имевшие место повреждения лопаток не носят усталостного характера. Дополнительным подтверждением этого является сопоставление мест возникновения трещин с распределением динамических напряжений по высоте лопатки.

Íà ðèñ. 6 показано экспериментальное распределение напряжений, полученное при тензометри- ческих вибрационных испытаниях облопаченного диска в Кемпбелл-машине: звездочкой отмечено относительное напряжение в районе отверстия под демпферную проволоку, откуда брали начало трещины, развивавшиеся в процессе эксплуатации (за единичные приняты напряжения в районе выходной кромки корневого сечения).

Динамические напряжения в районе отверстия были замерены с помощью малобазных тензорезисторов (диаметр отверстия под проволоку 12,5 мм,

= ' #! #

" (

# ) ) ' ) 'G*

1, 2 – напряжение на входной и выходной кромке соответственно

база тензорезисторов 1,5 мм), т.е. с учетом концентрации напряжений. Тем не менее, как следует из ðèñ. 6, динамические напряжения в зоне возникновения трещин были в 4 – 5 раз ниже максимальных в профильной части лопатки, т.е. трещины в зоне отверстия под проволоку не могли быть вызваны опасным уровнем колебаний.

á)

> I" ! # 5 (

) ) ) ) ) " *

à – первая пара датчиков; á – вторая пара датчиков; 1, 2, 3 – лопатки ¹ 1, 7, 5 соответственно

Таким образом, полученные экспериментальные данные свидетельствуют о том, что испытанная ступень является вполне надежной в вибрационном отношении.

При испытаниях был зарегистрирован режим, который сопровождался появлением дополнительных статических напряжений в лопатках. На ðèñ. 7 показано изменение статического положения вершин лопаток в процессе быстрого набора нагрузки (примерно на 300 МВт за 1 мин). Как видно, изменение показаний для лопатки ¹ 1 существенно отличается от изменения показаний для лопаток ¹ 7 и ¹ 15. Так как изменения показаний, зарегистрированные с помощью обеих пар датчиков, оказались практически одинаковыми, то это свидетельствует не о возникновении кратных колебаний, а о статическом смещении периферийного сечения лопатки ¹ 1. Подобное смещение, по всей вероятности, могло быть вызвано термическими напряжениями, возникающими в процессе резкого изменения температуры лопаток при быстром наборе нагрузки.

Термические напряжения, суммируясь с напряжениями от центробежных сил, могли увеличить опасность коррозионного растрескивания лопаточного материала в случае наличия в нем подкаленных зон, что подтверждается исследованиями, выполненными металловедами как ЛМЗ, так и ВТИ. В частности, в [6], на основании изучения материала поврежденных лопаток, делается вывод о том, что основной причиной разрушения лопаток является наличие зон подкаленного металла с повышенной твердостью в районе припайки стеллитовых пластин.

Представленные результаты указывают на то, что модернизированный вариант ДФМ может быть эффективно использован для непрерывного

контроля вибрационного состояния лопаток в процессе эксплуатации. Полученные с его помощью данные будут весьма полезны как обслуживающему персоналу электростанций (для выявления и устранения режимов, сопровождающихся повышенным уровнем напряжений в лопатках), так и создателям турбинного оборудования (для уточнения инструкции по эксплуатации, а в случае необходимости – и для внесения конструктивных изменений). Внедрение систем контроля вибрационного состояния лопаток, основанных на модернизированном варианте ДФМ, будет весьма полезным как при освоении новых турбин, так и для обеспе- чения безаварийной работы физически стареющего турбинного оборудования.

Список литературы

1.Заблоцкий И. Е., Коростелев Ю. А., Шипов Р. А. Бесконтактные измерения колебаний лопаток турбомашин. М.: Машиностроение, 1977.

2.Ïàò. 2063519 (РФ). Устройство для замера амплитуд колебаний рабочих лопаток турбомашин дискретно-фазовым

методом / Боришанский К. Н., Григорьев Б. Е., Григорьев С. Ю. и др.

3.Ïàò. 2143103 (РФ). Устройство для замера амплитуд колебаний бандажированных лопаток турбины дискретно-фа- зовым методом / Боришанский К. Н., Григорьев Б. Е., Григорьев С. Ю. и др.

4.Боришанский К. Н. Особенности регистрации колебаний лопаток турбомашин с постоянной частотой вращения ди- скретно-фазовым методом. – Теплоэнергетика, 2000, ¹ 3.

5.Методика непрерывного контроля вибрационного состояния рабочих лопаток турбомашин / Боришанский К. Н., Григорьев Б. Е., Григорьев С. Ю. и др. – Теплоэнергетика, 2000, ¹ 5.

6.Влияние перегревов, возникающих при напайке стеллитовых пластин, на структуру и свойства металла лопаток из стали ЭИ961-Ш / Резинских В. Ф., Чистякова Л. Д., Казанский Д. А. и др. – Теплоэнергетика, 2003, ¹ 6.