О правке роторов системами балансировочных грузов. авторы Урьев Е.В., док.тех.наук, Кистойчев А.В., Олейников А.В.

журнал "Тепловые электростанции"

Рассмотрены причины, по которым могут возникнуть остаточные прогибы цельнокованых ро­торов. Показано, что мероприятия по устранению остаточного прогиба должны учитывать причину его возникновения. Проанализирован предложенный ЛМЗ метод правки роторов, который заключа­ется в установке на погнутый ротор специальных систем балансировочных и «антибалансировоч­ных» грузов. Расчётами подтверждено, что даже упругие напряжения, определяемые работой гиб­кого ротора на закритической частоте вращения и, как правило, превышающие те напряжения, кото­рые предлагают создать авторы метода, не приводят к правке погнутого ротора.

 

Остаточный прогиб роторов турбоагрегатов является серьёзным и весьма распространённым дефектом. В соответствии с общепринятыми реко­мендациями для турбин с частотой вращения 3000 об/мин биение вала в любом его сечении не должно превышать 0,04 - 0,06 мм (остаточный прогиб 0,02 - 0,03 мм) [1]. В действительности ро­торы часто эксплуатируются и при более значи­тельном прогибе, если его влияние на вибрацию удаётся устранить балансировкой. Однако счита­ется, что при остаточном прогибе свыше 0,15 мм эксплуатация ротора не допустима, даже если виб­рация соответствует нормам.

 

Основные причины, по которым могут возник­нуть остаточные прогибы цельнокованых роторов, следует разделять на конструкционные, связанные со свойствами материалов, работающих при высо­ких температурах и напряжениях, и технологиче­ские, связанные с нарушениями эксплуатационно­го характера.

 

К первой группе причин относятся прогибы, вызванные как ползучестью, так и достижением в ряде случаев эксплуатационными напряжениями предела текучести. Ко второй группе причин от­носятся тепловой удар (захолаживание), задевание в диафрагменных и (или) концевых уплотнениях, неравномерное остывание остановленного ротора.

 

Естественно, что мероприятия по устранению остаточного прогиба не могут не учитывать при­чину его возникновения.

 

Если в качестве причины остаточных прогибов роторов выступает ползучесть, то прогибы могут возникать даже в результате нормальной эксплуа­тации. Известно [2], что на начальном этапе экс­плуатации паровой турбины протекает процесс неустановившейся ползучести, который характе­ризуется неравномерными деформациями ползу­чести в разных участках ротора. Продолжитель­ность этого этапа может занимать до 10% ресурса турбины. Деформации на рассматриваемом этапе в значительной мере определяются остаточными напряжениями, не снятыми в результате термооб­работки поковки, и поверхностными напряжения­ми, внесёнными в результате механической обра­ботки. Не будучи критическими по величине, ос­таточные напряжения, даже при некоторой неравномерности характеристик металла в окружном направлении, как правило, не выявляются при теп­ловой пробе ротора. Однако при нагружении рото­ра эксплуатационными напряжениями протекают процессы релаксации, в результате которых в областях с повышенными суммарными напряжения­ми напряжения снижаются, а в областях с пони­женными напряжениями, как правило, несколько возрастают.

 

Таким образом, на первом этапе возможен про­грессирующий рост остаточного прогиба ротора. Такой характер развития остаточного прогиба наблюдался на многих турбинах сразу после начала их эксплуатации. При этом следует отметить, что для устранения остаточного прогиба, обусловленного неравномерной ползучестью ротора, целесо­образно применить тепломеханический метод правки или произвести механическую обработку (проточку) ротора. Чисто тепловая правка ротора в этом случае может оказаться малоэффективной. Например, при высоком отпуске остаточные напряжения, ранее сниженные в результате релакса­ции на этапе неустановившейся ползучести, могут не превзойти предела текучести при заданных температурах и сохраниться в роторе.

 

Затем наступает период установившейся пол­зучести, когда деформации ползучести равномер­ны по окружности ротора и скорости деформаций умеренны. Именно поэтому на этом этапе и рост остаточного прогиба либо прекращается, либо за­метно замедляется.

 

В [3, 4] говорится, что окружная неравномер­ность физических и механических свойств, а так­же химического состава поковки роторов может служить причиной возникновения и развития про­грессирующего прогиба роторов и на более позд­них этапах эксплуатации. Указанные неравномер­ности проявляются в различных значениях преде­ла текучести по сечению вала, что в условиях многократного достижения напряжений, равных пре­делу текучести (многократных пусков), приводит к возникновению остаточного прогиба. Очевидно, что в результате снижения механических свойств ротора в ходе эксплуатации [5] этот процесс будет только ускоряться и на определённом этапе дан­ное обстоятельство может сделать дальнейшую эксплуатацию ротора невозможной.

 

Так как в рассматриваемом случае на останов­ленном роторе могут наблюдаться значительные остаточные напряжения, то для правки ротора можно ограничиться только его термообработкой и проточкой. Однако при дальнейшей эксплуата­ции, поскольку локализация дефектов не изменя­ется, указанное явление может продолжиться, причём прогиб ротора чаще всего будет происхо­дить в том же, что и ранее, направлении. Поэтому и в этом случае предпочтительной является тепло­механическая правка ротора.

 

Другое дело, если остаточный прогиб возник в результате захолаживания, задеваний или после неравномерного остывания ротора. В этом случае можно провести только термообработку (высокий отпуск) ротора для снятия возникших остаточных напряжений. Опыт показывает, что тепловая прав­ка погнутого в результате задеваний ротора ис­ключительно эффективна, если имеются не ло­кальные, а относительно равномерно распределён­ные по длине ротора задевания. Кроме того, мно­голетний опыт подтверждает, что установка по­гнутого ротора без какого-либо вмешательства или после выполнения простейшей двухплоскостной балансировки обратно в турбину (если остаточ­ный прогиб это позволяет) и его эксплуатация на номинальном режиме в течение очень ограниченного срока, измеряемого несколькими сотнями ча­сов, приводят к частичной релаксации напряжений и уменьшению прогиба вследствие нагрева ротора до 500 - 540°С и действия восстанавливающих на­пряжений, о которых пойдет речь далее.

 

Подводя итог, заметим, что при нагреве ротора полной релаксации напряжений, как правило, не происходит. Поэтому для правки погнутых роторов часто и прибегают к тепломеханическому спо­собу, осуществление которого возможно лишь на специализированных предприятиях или под руко­водством опытных специалистов.

 

В [6 - 8] выдвигается ещё одна причина воз­никновения остаточных прогибов роторов - неустранение "моментной неуравновешенности" ро­тора при балансировке. Возможно, авторы имели в виду то, что при балансировке уравновешиваю­щие грузы устанавливаются не в плоскости дисба­лансов и возникающие при этом внутренние изги­бающие моменты и являются причиной прогибов. Но использование при этом термина "моментной неуравновешенности", определение которого чётко прописано в ГОСТ 19534-74 "Балансировка вра­щающихся тел. Термины", вызывает недоумение.

 

Очевидно, продолжением и развитием этой теории стал предложенный в [6 10] метод правки роторов, который заключается в установке на по­гнутый ротор специальных систем балансировоч­ных и "антибалансировочных" грузов (сохранена терминология авторов метода). Предполагается, что в процессе нормальной эксплуатации ротора установленные грузы создадут такие напряжения в теле ротора, что остаточный прогиб уменьшится в результате ползучести. Более того, авторы счита­ют, что без проведения подобной правки ротору не может быть продлён срок эксплуатации.

 

Рассмотрим возможность и целесообразность правки роторов при помощи предложенного мето­да, для подтверждения достоверности и результа­тивности которого на практике необходимо, по на­шему мнению, как минимум следующее:

 

1. Должна иметься теоретически обоснованная и подтверждённая расчётами модель правки рото­ров системами балансировочных грузов.

 

2. Для "чистоты эксперимента" в роторе не должна протекать релаксация напряжений под действием температуры или её влияние должно быть учтено.

 

3. Прогиб роторов должен уменьшаться во всех без исключения случаях применения предло­женной правки.

 

4. Заметное выпрямление ротора должно про­исходить за достаточно короткое время.

 

Рассмотрим подробнее, насколько выполнены эти условия в предлагаемой "расчётно-опытной" методике.

 

По первому условию. В [6- 10] нет теоретиче­ского обоснования методики и её расчетного под­тверждения. Кроме того, в [6, 9] говорится о необ­ходимости создания системами грузов напряже­ний в роторе не более 50 МПа, а в [7, 8] указыва­ются необходимые напряжения правки только до 5 МПа. При таком изложении вообще не следует говорить о методике, поскольку методика - это строгая последовательность обоснованных дейст­вий. Сами авторы также подчёркивают в своих публикациях, что приведённые сведения не являются самой методикой ремонта и балансировки погнутых роторов, так как в них изложены только общие принципы и подходы к проблемам восста­новления работоспособности погнутых роторов [6-8].

 

По второму условию. Ранее говорилось о ре­лаксации напряжений под воздействием темпера­туры и многократно проверенной, основанной на этом воздействии методике частичной тепловой правки роторов. Однако, поскольку остаточные прогибы возникают на цельнокованых высокотем­пературных роторах, исключить влияние тепловой релаксации напряжений в процессе эксплуатации турбины, как правило, невозможно. В связи с этим достоверными могут считаться результаты только тех правок, при которых сначала производится те­пловая стабилизация ротора в турбине или терми­ческая обработка ротора вне турбины, а затем ос­тавшийся прогиб "лечится" установкой систем ба­лансировочных и "антибалансировочных" грузов. В противном случае, и особенно в случае исполь­зовании предлагаемого метода после предшест­вующего аварийного останова, говорить о правке ротора и приводить значения изменения остаточ­ного прогиба неправомерно. В [6-8] вообще ни­чего не говорится об истории возникновения оста­точных прогибов в роторах, которые подвергались правке по описываемому методу.

 

По третьему условию. Результативность пред­лагаемой правки ротора с остаточным прогибом может быть подтверждена только в том случае, если прогиб роторов уменьшается во всех без ис­ключения случаях применения этой правки. Если же утверждается, что на отдельных роторах про­гибы не изменяются [6-8, 10], то следует объяс­нить, почему это происходит. Тем более известны случаи (например, ТГ № 2 Пермской ГРЭС), когда даже при неоднократной балансировке по указан­ному способу прогиб ротора продолжал возрастать.

 

По четвёртому условию. Для достоверного подтверждения действенности правки требуется, чтобы её эффект проявлялся за достаточно корот­кий промежуток времени, но не более одного меж­ремонтного цикла. Если правка будет протекать весь оставшийся период эксплуатации турбоагре­гата, то она, во-первых, не имеет смысла, так как всё это время агрегат работает с повышенными за зорами в проточной части, а во-вторых, за это вре­мя может произойти сколько угодно событий экс­плуатационного характера, могущих повлиять на динамику изменения остаточного прогиба ротора.

 

Напомним теперь поведение гибкого ротора с остаточным прогибом, который возник по ка­ким-либо причинам и форма которого близка к первой собственной форме изгибных колебаний.

 

Известно, что большинство роторов высокого и среднего давления паровых турбин имеют пер­вую критическую частоту вращения в диапазоне 0,5 - 0,7 рабочей частоты, т.е. работают на достаточном удалении от первой критической частоты, как правило, не достигая второй.

 

При наличии исходного дисбаланса, распреде­ленного вдоль ротора по первой форме, на некото­ром удалении за первой критической частотой (в зависимости от демпфирования) упругий прогиб и исходный дисбаланс окажутся практически в противофазе. Прогибы ротора в каждом сечении бу­дут стремиться при этом к эксцентриситету в дан­ном сечении, т.е. центры масс участков ротора будут стремиться к оси вращения ротора, проходя­щей через опоры (эффект самоцентрирования).

 

Таким образом, если эксцентриситеты распре­делённого дисбаланса соответствуют линии оста­точного прогиба, а та, в свою очередь, близка к первой собственной форме упругого прогиба, то ротор упруго выпрямляется и на рабочих оборотах его продольная ось стремится к прямой линии. Всё это приведёт к тому, что в роторе возникнут напряжения упругого прогиба, причём максималь­ные напряжения растяжения будут расположены на вогнутой образующей гнутого ротора, а напря­жения сжатия - на выпуклой его образующей. Ка­ковы возможные значения этих напряжений?

 

Чтобы ответить на этот вопрос, мы провели оценку уровня напряжений, возникающих в рото­ре при различных условиях. В качестве модели ис­пользовался ротор высокого давления турбины ПТ-60-130 ЛМЗ (примеры с правкой именно тако­го ротора приводятся в [6 - 10]). Расчёты выполня­лись в интегрированных пакетах программ DуRоВеS и Аnsys.

 

  • Первый пакет программ позволяет выполнить динамические расчёты ротора (определение упру­гих прогибов и их фаз, реакций опор и их фаз и др.), а также рассчитать эпюры перерезывающих сил и изгибающих моментов во всём диапазоне частот вращения, включая критическую и рабо­чую. Для упрощения расчётов жёсткость подшип­ников и демпфирование в них приняты одинако­выми в горизонтальном и вертикальном направле­ниях. На основании средних данных для подшип­ников соответствующих размеров жёсткость при­нята равной 3,5 105 Н/мм, а демпфирование -1000Нс/мм. Первая критическая частота ротора при этом составила 1795 об/мин.

     

Затем с учётом полученных упругих деформа­ций, сил и моментов в пакете Аnsys выполнялись расчёты напряжений, возникающих при соответ­ствующих упругих деформациях, и визуализиро­валось их распределение с учётом конструктивно­го исполнения ротора (мест установки грузов, на­личия центрального отверстия, концентраторов напряжений и др.). В расчётах учитывались только дополнительные напряжения от действия центро­бежных сил (ЦБС) грузов и прогибов, эксплуата­ционные напряжения (тепловые и от ЦБС) прини­мались равномерными по окружности ротора, т.е. в нормальных условия неспособными привести к прогибу ротора.

 

 

 

Предварительно в программном пакете Аnsys были рассчитаны напряжения в роторе в зависи­мости от его прогиба. Значения прогибов были по­лучены путём приложения единичных сил и сис­тем сил в соответствии с первой изгибной формой ротора. Выполненные вариантные расчёты показа­ли достаточную линейность между силами, де­формациями и изгибными напряжениями в вале . Локальные напряжения в местах концент­раторов напряжений, в местах перехода от вала к дискам и напряжения в дисках, в плоскости кото­рых устанавливались балансировочные грузы, не принимались во внимание. В связи с этим в даль­нейших примерах расчёта приняты абсолютно "за­предельные" значения прогибов, массы грузов и др., зато красноречиво говорящие о возможности правки роторов по предлагаемому методу.

 

На рис. 2 показаны результаты расчёта вынуж­денных колебаний ротора с дисбалансом, распре­делённым вдоль ротора по первой форме колеба­ний, соответствующим остаточному прогибу рото­ра 1 мм (биению ротора в районе пятой ступени 2 мм).

 

Из рис. 2 видно, что при указанном дисбалансе амплитуда абсолютных колебаний вала в сечении пятой ступени на критической частоте вращения составляет 6,2мм, а на рабочей частоте вращения 1,7мм. При вычитании перемещений в сечениях подшипников упругий прогиб составит соответст­венно 4,5 и 1,1 мм. Важно, что упругий прогиб на рабочей частоте вращения лежит практически в противофазе к направлению дисбаланса, т.е. к на­правлению остаточного прогиба. Это означает, что максимальные напряжения в роторе (рис. 1) на критической частоте вращения составят 120 МПа, а на рабочих оборотах около 30 МПа. Причём на критических оборотах суммарный прогиб ротора (остаточный прогиб плюс упругий прогиб) будет составлять свыше 4,7 мм, а на рабочих оборотах менее 0,1 мм.

 

Если рассмотреть ротор с остаточным прогибом 0,1мм, то напряжения в нём на рабочей частоте вращения составят около 3 МПа, а суммарный прогиб - порядка 0,01 мм.

 

Таким образом, если остаточный прогиб воз­никает в результате плавного процесса ползуче­сти, то при возрастании прогиба на каждые 0,1 мм компенсирующие (направленные против остаточ­ного прогиба) упругие напряжения возрастают приблизительно на 3 МПа. Можно предположить, что упругие напряжения в лучшем случае способ­ны несколько затормозить развитие процесса пол­зучести, так как для заметной ползучести необхо­димы напряжения порядка 40 - 50 МПа [2 - 5].

 

Обратимся теперь непосредственно к анализи­руемому в статье методу правки.

 

Его авторы предлагают на первом этапе осуще­ствлять балансировку ротора системой грузов, распределённых в соответствии с остаточными прогибами. Сумма масс распределённых грузов, устанавливаемых в сечениях дисков, в рассматри­ваемом примере должна тогда составлять около 7 кг. Сам подход балансировки погнутых роторов такими системами грузов является стандартным приёмом балансировки, так же как и устранение моментной неуравновешенности, которая могла присутствовать в роторе изначально, а могла воз­никнуть и в результате приближённого распреде­ления статической системы грузов. При этом и на критических, и на рабочих оборотах упругие де­формации ротора и динамические реакции опор будут близки к нулевым значениям, т.е. в роторе не будут возникать упругие напряжения. Но и на критических, и на рабочих частотах ротор будет вра­щаться в этом случае с прогибом, равным остаточному, т.е. с биением 2 мм, что требует создания со­ответствующих зазоров в проточной части.

 

На втором этапе на ротор устанавливаются не­кие «правящие антибалансировочные» грузы, ко­торые, как можно понять из [6 - 10], не оказывают существенного влияния на вибрацию опор ротора, как на критической, так и на рабочей частотах вра­щения. Самое простое решение здесь, которое, скорее всего, и пытаются реализовать авторы, нагрузить ротор V-образной уравновешенной сис­темой сил, почти ортогональной к первой форме колебаний. И хотя это является только нашей до­гадкой, поскольку авторы не приводят методики установки "правящих" 1рузов, мы решили прове­рить, какие напряжения могут быть созданы в ро­торе в этом случае, тем более что V-образная сис­тема удовлетворяет авторской теории о "моментных дисбалансах" в роторе.

 

В наших расчётах одну силу мы прикладывали в сечении максимального прогиба (пятая ступень), а две, равные приблизительно половине централь­ной силы и в противофазе к ней, на первой (регу­лирующей) и десятой ступенях (рис. 3). Было вы­полнено несколько вариантов расчётов, и для каж­дого варианта силы подбирались таким образом, чтобы среднеквадратическое значение (СКЗ) виб­роскорости на опорах не превышало 5 мм/с на критической частоте вращения и 2 мм/с на рабо­чей частоте.

 

Расчёты показали, что при приложении силы 160кН в плоскости пятой ступени и двух сил в противофазе к ней примерно по 80 кН в плоско­стях первой и десятой ступеней, что для рабочей частоты вращения эквивалентно грузу массой 5 кг и двум грузам по 2,5 кг на радиусах 0,325 м, мак­симальные напряжения не превысят 13 МПа (рис. 4). Причём эти напряжения локализуются в местах концентраторов напряжений и галтелях дисков. При реальных, с точки зрения возможно­стей установки и прочности дисков, грузах макси­мальные напряжения не достигнут 2 - 4 МПа.

 

Выводы

 

1. При появлении остаточного прогиба, незави­симо от причин его вызвавших, на рабочей частоте вращения в гибком роторе появляются упругие деформации, противостоящие возникшему прогибу и в некоторой степени компенсирующие остаточ­ные напряжения. Это означает, что ползучесть, обусловленная действием центробежных сил, не может быть прогрессирующей. Если она и появля­ется, то этот процесс является самотормозящимся.

 

2. Установка любых реальных систем грузов не вызывает в роторе напряжений, при которых явление ползучести сделалось бы заметным настолько, что его можно было бы использовать в целях прав­ки ротора. Это подтверждается и тем, что упругие напряжения, определяемые работой гибкого рото­ра на закритической частоте вращения, уже при остаточных прогибах свыше 0,1 мм, как правило, превышают те напряжения, которые могут быть созданы реальными системами грузов.

 

3. Результаты, приводимые в [6- 10], по наше­му мнению, не могут являться доказательствам правомерности предлагаемого метода. Скорее всего, многие из полученных позитивных результатов можно объяснить другими отмеченными в настоящей статье факторами или их сочетаниями.

 

4. Рост или наличие остаточного прогиба у ро­тора не может являться единственным основанием для ограничения срока ею эксплуатации. Выработка ресурса роторов проявляется, прежде всего, в снижении прочностных характеристик металла и показателей малоцикловой усталости. В [2 - 5, 11 - 13] показано определяющее влияние температуры металла ротора на его ресурс. Накопленный за многолетнюю эксплуатацию турбоагрегатов опыт подтверждает, что снижение температуры пара, омывающею термонапряжённые зоны роторов, до 480-500°С принципиально решает проблему прогрессирующих прогибов роторов  и  существенно снижает деформации ползучести.

 

5. При выборе способа правки роторов с оста­точным прогибом стоит посчитать, что дешевле 5 лет править ротор (при полном отсутствии га­рантий, что прогиб ротора даже немного уменьшится) и работать при этом с пониженной экономичностью или провести правку обоснованными и  многократно апробированными методами в ус­ловиях специализированного предприятия.

 

Список литературы

 

1. Молочек В. А. Ремонт паровых турбин. М.: Энергия, 1968.

 

2. Костюк А. Г. Динамика и прочность турбомашин: Учеб­ник для вуюв. М.: Издательство М'ЭИ, 2000.

 

3. Ковалев И. Л., Хоменок Л. А.. ЕлькинД. В. Проблема про­гибов роторов паровых турбин и пути её решения. - Тя­жёлое машиностроение, 2002, № 10.

 

4. Ковалёв И. А., Хоменок Л. А., ЕлькинД. В. Проблема про­гибов роторов паровых турбин и пути её решения. - Теп­лоэнергетика, 2003, № 2.

 

5. Костюк А. Г.. Трухний А. Д. Прочность цельнокованых роторов турбин мощностью 200, 300 и 800 МВт произ­водства ЛМЗ при длительном статическом нагружении. -Теплоэнергетика, 2004, № 10.

 

6.  Опыт восстановления работоспособности роторов с ос­таточным прогибом. Проблемы вибрации, виброналадки, вибромониторинга и диагностики оборудования электри­ческих станций / Шкляров М. И., Суханов Н. П., Его­ров Н. П. и др. М.: ОАО "ВТИ", 2005.

 

7. Опыт восстановления работоспособности роторов с ос­таточным прогибом / Шкляров М. И., Суханов Н. П., Лебедько Н. С. и др. - Электрические станции, 2005, № 10.

 

8. Шкляров М. И. Разработка и внедрение методов повыше­ния динамической надёжности и снижения вибрации тур­боагрегатов на стадиях проектирования, доводки и экс­плуатации: Автореф. дис. на соиск. учён, степени канд. техн. наук. Санкт-Петербург, 2006.

 

9. Пат. 2079671 (РФ). Способ правки роторов паровых и га­зовых турбин / Шкляров М. И., Кубарсв В. Г., Шилович Н.Н.

 

10. Техническая диагностика и виброналадка турбоагрегатов / Шкляров М. И., Злобин О. А., Суханов Н. П. и др. Элек­трические станции, 2006, 8.

 

        11.  ТрухнийА.Д.. Корж Д. Д., Лебедева А..И. Обобщённые характеристики усталости роторной стали Р2МА для ис­пользования в системах технической диагностики выра­ботки ресурса. - Теплоэнергетика, 2003, №6.

 

12.  Увеличение ресурса длительно работающих паровых тур­бин / Резинских В. Ф., Гладштейн В. И., Авруцкий Г. Д. М.: Издательский дом МЭИ, 2007.

 

       13. Резинских В. Ф., Гладштейн В. И. Ресурс и надёжность металла паровых турбин тепловых электростанций. -- Те­плоэнергетика, 2004, № 4.

 

 

 

 



www.turbinist.com