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. |
Оставить сообщениевсё | по странично 07 ноября 2011 11:02Добрый день, очень понравилась Ваша статья про проблемы прогнутых роторов. Письмо адресованно от инженера по наладке и испытаниям ТЦ Царёва Юрия Юрьевича. Как раз у нас имеется такая турбина ПТ-60/75-130/13 ЛМЗ с прогнутым ротором ЦВД в районе паровпуска (регулирующей ступени). В начале 90-х годов, когда произошел инцидент с прогибом по причине не прогретых пароперепускных трубопроводов и забросом водяного пара в проточную часть, к нам приезжал Суханов Н.П. который, как раз и занимался методом устранения вибрации на данном роторе путем 2-х этапной балансировки, сначала противоположно прогибу ротора, затем V-образной системой грузов, которая и по сей день стоит на РВД. И конечно же зазоры уплотнений в зоне переднего уплотнения и концевых уплотнений пришлось увеличивать почти в 2 раза. Естественно имеются проблемы с 1-ым подшипником, в плане и разрушения баббитовой заливки и показаний температуры, т.е. пар попадает на датчик температуры и точно какая температура баббита мы не видим. В таких условиях работаем уже очень долго придумываем всевозможные ухищитрения типа заградительного охлаждения, установкой вентилиятора, для сдува пара попадающего на передний стул и т.д. И вот в этом году под эгидой ДГК об инновационных предложениях нам предлагают внести рац. предложение по модернизации, оптимизации и т.д., но не более 10млн. руб. вот мы и решили попробовать не, что то новое придумать, а хотябы старое подтянуть. Но чтобы эти деньги получить, необходимо доказать обоснованность затрат на правку РВД, поэтому у нас к Вам комерческое предложение не могли бы вы выслать хотя бы приблизительные данные на сколько в данный момент мы теряем по КПД допустим при нагрузке 50МВт, и сколько мы будем окупать затраты на правку РВД, на замену уплотнений с учетом ваших услуг и цен.
Данные по турбине следующие ПТ-60/75-130/13-1,2 ЛМЗ, работаем сейчас на сниженных параметрах 120кгс/см^2, 545"С, нагрузка на турбине всегда порядка 40-50 МВт, 3-4 месяца в году находится либо в ремонте либо в резерве, на произодственный отбор для собственных нужд берем порядка 70-130т/ч дальше начинается рост относительных ЦСД, прогиб вала максимальный в зоне паровпуска из последнего кап. ремонта составлял порядка 0,18мм. Вибрационное состояние в норме на рабочей частоте 1в-0,8мм/с, 1г-1,5мм/с, 1о-2,8мм/с, 2в-2,8мм/с, 2г-0,8мм/с, 2о- 1,2мм/с.
Если необходимы еще дополнительные данные пишите по выше указанному адресу. Будем ждать ответа. Заранее спасибо, за сотрудничество и Ваши ответы.
С уважением Юрий Юрьевич. Прислал: Юрий Юрьевич Царёв Читать все отзывы |
История Опыт работы Отзывы Персонал Слово директора Наши заказчики Партнеры Проект года: Правка ротора среднего давления турбины К 800-240-5 ЛМЗ ст №1 с приложением внешней нагрузки (дожимом)
Турбина запущена в работу в июне 1986г. Число часов наработки с данным РСД на 01.05.2012г. – 164 509 часов.Число пусков с данным РСД га 01.05.2012г. – 327 пусков.
В 1991 году выявлено остаточное биение РСД – 0,22мм. Небаланс устранен балансировкой на РБС «Шенк» на УТМЗ.В 1995 году выявлено увеличение остаточного биения РСД – до 0,43 мм.
» д.т.н. В.А. Рассохин, к.т.н. С.Ю. Оленников, к.т.н. Г.Л. Раков Малорасходные турбины нового класса
Для создания высокоэффективных малогабаритных паротурбинных установок малой мощности (до 5 МВт) требуются турбины, работающие при сравнительно малых объемных расходах и высоких начальных параметрах рабочего тела. » к.т.н. М.И. Гринман Новый турбопривод питательных насосов ТЭЦ
Коллеги мы продолжаем публиковать доклады, статьи на профессиональные темы. Предлагаем к вашему рассмотрению доклад к.т.н. М.И. Гринмана Новый турбопривод питательных насосов ТЭЦ. Будем рады если вы оставите своё профессиональное мнение по поводу этой темы.
» Переход на парогазовый цикл
Отечественные энергогенерирующие установки осветят и обогреют с очень высоким КПД.По данным академика Олега Фаворского
»
|
