Анализ динамических характеристик валопровода турбоагрегата

Размещено на http://www.allbest.ru/

Анализ динамических характеристик валопровода турбоагрегата

А. И. Куменко,

А. Л. Некрасов,

С. В. Калинин,

Альберто Роло

В процессе конструирования мощных паровых турбин из-за несовершенства применяемых методик расчета динамических характеристик роторов, неправильного и не полного их использования, а также из-за не лучших конструкторских решений могут быть допущены ошибки, которые затем обнаруживаются в эксплуатации. Назовем их дефектами конструирования. К ним можно отнести, например, следующие дефекты: низкие и неотстроенные критические частоты, повышенную податливость ригелей, большие тепловые и силовые расцентровки опор и др. [4]. В ряде случаев конструкции обладают низкими запасами устойчивости по частоте вращения или по расходу пара (часто и то и другое вместе).

Кардинально такого рода недостатки могут быть устранены лишь в последующих вариантах турбомашин путем изменения конструктивных параметров деталей или применения новых конструктивных решений.

Другая часть дефектов обусловлена недостаточной изученностью природы динамических явлений (в том числе нелинейных эффектов) в такой сложной системе как "турбоагрегат-фундамент".

Во многих случаях оказывается, что динамические характеристики турбоагрегата неудовлетворительны, в частности не обеспечена необходимая отстройка валопровода от трех опасных зон 1/2*w, w, 2*w в пределах которых с запасом 10-15 % не должны находится ни одна собственная частота валопровода [1, 2]. Здесь и далее w - рабочая частота вращения. В диапазоне 0 - 1/2*w вообще нежелательно иметь критические частоты в силу практической невозможности отстройки от субгармонических резонансов с частотами 1/5* wраб, 1/4*wраб и 1/3*wраб и пониженного влияния демпфирования в масляной пленке подшипников из-за относительно большой длины ротора. Примером могут служить многочисленные случаи возникновения повышенных вибраций роторов и подшипников генераторов в указанной области частот.

Эти группы дефектов после изготовления турбоагрегата наиболее сложно и дорого устранять. Их следует диагностировать на начальном этапе эксплуатации как экспериментальными так и расчетными методами и они должны быть внесены в "паспорт" динамических характеристик машины. Эксплуатация и ремонт такой машины до устранения дефекта должны вестись с учетом этих индивидуальных особенностей.

Еще одна группа дефектов возникает в результате технологических отклонений в размерах деталей при ремонтах и эксплуатации турбомашин или из-за теплосиловых деформаций их элементов, а также из-за нарушений режимов эксплуатации. Например, часто наблюдаются значительные отклонения зазоров в подшипниках (вертикального и бокового) от их оптимальных значений, неоптимальными выполняются центровки роторов при монтаже или ремонте. При длительных промежутках между перецентровками валопроводов (обычно выполняемых в капитальный ремонт) центровка может существенно искажаться из-за неконтролируемых и неравномерных осадок фундамента, достигающих на отдельных турбоагрегатах 2-3 мм в год или из-за коробления верхнего строения фундамента. На некоторых машинах взаимное положение роторов и статорных элементов постепенно нарушается из-за плохого расширения корпусных деталей вследствие излишне податливых шпоночных соединений или закусывания последних.

Проведем анализ спектров, получаемых при виброобследовании турбоагрегата с использованием современной многоканальной аппаратуры, и посмотрим как в них проявляются сочетания различных дефектов конструкции. Для примера рассмотрим каскадные спектры, получаемые при выбеге валопроводов для турбин 500 и 800 МВт после длительной эксплуатации (см. рис. 1, 2). Новая многоканальная исследовательская аппаратура на основе компактного персонального компьютера типа "Notebook" и современные методы цифрового спектрального анализа позволяют получить не только амплитудо-фазочастотные характеристики по основной гармонике на многих опорах турбоагрегата (до 32 точек одновременно), но также другие спектральные составляющие при выбеге в диапазоне 0 - 5 КГц. При этом шаг между двумя линиями в спектре достигается не более 0,1 Гц, что позволяет выделить с высокой точностью любые спектральные компоненты и недостижимо при использовании старой аппаратуры. низкочастотный субгармонический вибрация турбоагрегат

Приведены амплитудные значения спектральных составляющих виброскорости седьмой опоры ротора низкого давления при выбеге турбоагрегата 500 МВт, частота вращения турбоагрегата менялась с 50 Гц (см. начальный участок) до 8 Гц. Общее число порций, каждая из которых снималась около 3 с. с частотой опроса 2,5 КГц, составило не менее 170 при длительности представленного участка выбега около 25 мин. Кроме основной гармоники хорошо видны составляющие по второй гармонике с всплесками на частотах, равных удвоенным критическим частотам, что может служить признаками наличия неравножесткости в системе, появляющейся не только от генератора, но также из-за нарушения равномерности посадки дисков, неравномерной затяжки болтов, наличия трещины и пр. Кроме того, это может быть следствием некруглости цапф, расцентровок двух соседних опор или нелинейности в системе. От третьей и четвертой гармоник видим лишь слабые следы. Поскольку при небольшом снижении оборотов от 50 Гц наблюдается резкий спад колебаний, очевидно, что у системы имеется критическая частота РНД в районе рабочей частоты вращения. Видны несколько всплесков виброскорости в диапазоне от 48 до 40 Гц, которые являются откликом на прохождение критических скоростей другими роторами. Кроме того заметный всплеск колебаний по основной гармонике наблюдается около 25 Гц, то есть валопровод не отстроен от половины частоты вращения. Для уточнения вклада конкретных дефектов необходимы дополнительные спектральные исследования. Повторные измерения таких каскадных характеристик и сравнение с предыдущими позволяет, как правило, уточнить наличие тех или иных дефектов.

На рис. 2 для четвертой опоры турбоагрегата К-800-240-5 приведен каскадный спектр, состоящий из 150 спектральных порций, при изменении частоты вращения от 50 до 8 Гц. Кроме основной видим следы второй, третьей и четвертой гармоник. Как и в первом случае при снижении частоты с 50 Гц имеется резкий спад амплитуд колебаний, что говорит о плохой отсроенности системы от резонанса на рабочей частоте вращения.

Из полученных данных следует, что оба агрегата имеют критические частоты, близкие к половине частоты вращения, что может спровоцировать возникновение субгармонического резонанса.

С учетом аналогичных спектров, полученных для других опор, данных по их динамическим испытаниям [4] и расчетного анализа конструкций можно назвать следующие недостатки динамических свойств приведенных агрегатов:

· плохая отстройка в обоих валопроводах от упомянутых опасных зон частот - нет запаса по отстройке от 1/2, 1/3, и 1/4 рабочей частоты вращения, а также от самой рабочей частоты вращения;

· высокая связанность колебаний роторов и опор;

· чрезмерно высокая податливость опор РВД и РСД т/а 800 МВт из-за резонансов первых трех опор роторов высокого давления в области субгармонических частот с коэффициентом 1/4, 1/3 и 1/2;

· чрезмерно высокая податливость на рабочей частоте вращения опор РНД для турбоагрегата 800 МВт, доходящая до 12-16 мкм/т;

· повышенная податливость до 12 мкм/т для первой и второй опор турбоагрегата 500 МВт на частоте 25 Гц [4].

Для турбоагрегатов 500 и 800 МВт уровень податливости значительно превышает установленные нормы. В результате, в условиях электростанций, особенно в случае частых пусков-остановов или резких изменений электрической нагрузки, возможны интенсивные всплески НЧВ, даже на блоках 200 МВт.

Приведены спектральные составляющие виброскоростей четвертой и восьмой опор турбоагрегата 200 МВт на рабочей частоте вращения, из которых видно, что данные опоры имеют низкочастотные составляющие виброскорости в области 10-50 Гц и прежде всего при 25 Гц. Причина низкочастотных вибраций - гидродинамическое возбуждение в масляной пленке опорных подшипников в условиях неоптимального распределения реакций из-за повышенных расцентровок опор. Этому способствуют: - снижение степени эллиптичности расточки вкладышей подшипников при ремонтах; чрезмерное уменьшение бокового зазора; конструкция подшипника с выборкой в верхнем вкладыше и др. Спектр низкочастотных вибраций достаточно широк, и кроме названной частоты можно отметить всплески спектральных составляющих около 10, 12, 17,5, 19 и 20 Гц (рис. 3, 4). Кроме того, на этих опорах имеются обычные супергармонические составляющие с частотами 100, 150, 200 Гц. и т.д. Также имеются следы комбинационных частот, кратных 25 Гц (75, 125, 175 Гц и т.д.), что может свидетельствовать о нелинейности в системе, вызванной, например, частичным отрывом опорных поверхностей корпусов подшипников и цилиндров, появлением трещин в статорных деталях и пр. На рис. 4 спектральные составляющие восьмой опоры (в вертикальном направлении) другого агрегата 200 МВт в низкочастотной области доходят до 2 мм/с. На рис. 5 та же опора в горизонтальном направлении имеет ярко выраженные составляющие с частотами 75, 125 и 175 Гц. Следует также отметить, что среднеквадратичная виброскорость для приведенных опор существенно превышает допустимый уровень.

Первые два дефекта (недостаточная отстройка валопровода и связанность колебаний роторов) могут быть легко определены еще на стадии проектирования с использованием современных методов расчета, в том числе разработанных в МЭИ [5, 6]. Расчеты собственных частот и собственных форм колебаний по современным методикам при правильном их применении подтверждаются результатами эксплуатационных замеров спектров вибраций и амплитудо-частотными характеристиками опор при выбеге. Критические частоты в расчете и эксперименте отличаются менее чем на 1-2%.

Более сложные вопросы возникают при определении причин повышенных вибраций в низкочастотной области. Большинство современных систем диагностирования построены таким образом, что в низкочастотной области от 0 до 50 Гц все вибрации относятся либо к 1/2 рабочей частоты вращения, либо к 1/3 или, в крайнем случае, еще и к 1/4. Однако, наряду с субгармоническими колебаниями при определенных параметрах подшипников и динамических свойствах системы возникают низкочастотные колебания с собственными частотами валопровода вследствие потери устойчивости его движения или из-за чрезмерно большого аэро- или гидродинамического возбуждения. Чаще всего это возникает при использовании уплотнений старой конструкции или неверно выбранных параметров подшипников. Кроме того, при интенсивных всплесках вибраций, особенно в случае задеваний, на валопровод и опоры могут передаваться вибрации строительных частей конструкции, в том числе присоединенных трубопроводов с соответствующими частотами от 1 Гц и выше. Такие вибрации обычно носят нестабильный характер.

Спектры с высокой степенью разрешения в низкочастотной области позволяют точнее диагностировать причины низкочастотной вибрации для исследуемых сложных конструкций.

В ряде спектров имеются случаи возникновения достаточно интенсивных субгармонических и супергармонических колебаний, вызванных нелинейностью системы, особенно при расцентровках турбомашин. При этом величина амплитуды и, соответственно, виброскорости оборотной вибрации из-за нелинейностей может при определенных условиях значительно изменяться, что осложняет, например, балансировку валопровода. В рассматриваемых конструкциях обычно имеется целая гамма дефектов различной интенсивности и природы. Имеющиеся дефекты вызывают повышенные вибрации как с частотами, кратными оборотной частоте и превышающими ее, так и в низкочастотной области, причем спектр низкочастотных вибраций достаточно широк и в нем проявляются частоты всех роторов, что говорит о низком запасе устойчивости конструкции по частоте вращения. При значительных расцентровках роторов вследствие нелинейностей в системе также могут появиться комбинированные частоты с коэффициентами 1,5; 2,5; 3,5 и т.д. по отношению к рабочей частоте вращения. Кроме того, иногда можно наблюдать отдельные спектральные составляющие с частотами 2*w_кр; 3*w_кр и др., где w_кр - одна из низших критических частот системы.

Для улучшения динамических характеристик уже спроектированных конструкций и устранения ряда упомянутых дефектов в условиях электростанций в турбоагрегатах, плохо поддающихся виброналадке, при необходимости следует выполнить комплекс исследований и мероприятий в следующем порядке:

1. Провести с использованием расчетных и экспериментальных методов экспертизу динамических свойств спроектированной конструкции, в том числе:

o рассчитать по проектным данным спектры собственных и критических частот турбоагрегата, амплитудо-фазочастотные характеристики валопровода и опор;

o рассчитать формы собственных и вынужденных колебаний валопровода, связанность

o собственных частот и форм собственных и вынужденных колебаний роторов;

o определить запасы динамической устойчивости по частоте вращения валопровода и запасы динамической устойчивости валопровода по расходу пара;

o определить в натурных условиях, амплитуды и фазы оборотной и других спектральных составляющих, критические частоты вращения валопровода путем определения каскадных спектров при выбеге и их возможный разброс в условиях эксплуатации;

o экспериментально по значениям критических частот в каскадном спектре на выбеге и по величинам спектральных составляющих на рабочей частоте вращения оценить опасность возникновения субгармонических резонансов в системе;

o определить параметры системного демпфирования (или возбуждения) конструкции при различных формах ее колебаний [5].

При расчетах необходимо учесть изменение статических нагрузок в опорах РВД в зависимости от расхода пара и порядка открытия клапанов, что в свою очередь отражается почти на всех динамических свойствах конструкции [7], и прежде всего на коэффициентах жесткости и демпфирования масляной пленки подшипников.

2. В случае недостаточных запасов отстройки валопровода от оборотной частоты вращения или в случае низкого системного демпфирования конструкции по собственным формам с частотами, расположенными вблизи рабочей частоты вращения, требуется его тщательная балансировка с учетом всех характерных режимов эксплуатации. При высокой продольной связанности форм колебаний балансировка должна проводиться с использованием максимально возможного числа плоскостей коррекции.

3. При низких запасах устойчивости валопровода по частоте вращения и расходу рабочего тела следует оптимизировать формы расточек подшипников и величины зазоров в них, а также подобрать оптимальные температуры и давления масла (смазывающей жидкости).

4. При недостаточности предложенных мер следует провести оптимизацию компенсирующих центровок роторов по полумуфтам, для чего необходимо:

o проанализировать влияние параметров подшипников и центровок роторов по полумуфтам на указанные динамические характеристики;

o оптимизировать центровки роторов с целью не только компенсации эксплуатационных расцентровок опор при переходе от холодного к горячему состоянию, но и повышения демпфирующих свойств конструкции, увеличения запасов устойчивости или снижения амплитуд оборотной вибрации;

o в случае чрезмерно больших расцентровок роторов вследствие изменения взаимного положения опор, их значительного разброса, или сильного влияния на динамические характеристики, они должны быть предварительно тщательно определены и по возможности устранены известными способами [4].

5. В сложных случаях, особенно при высокой податливости фундамента и опор конструкции, следует определить ее динамические податливости известными методами [4]. Решение об оптимальных формах расточки подшипников необходимо принимать с учетом соотношений вертикальной и поперечной динамических податливостей опор, особенно в случае близких значений податливостей масляной пленки и собственно опоры. Иначе, увеличивая анизотропию путем увеличения степени эллиптичности подшипника, можно при повышенных вертикальных динамических податливостях опор ухудшить суммарную анизотропию свойств опоры и масляной пленки и, как следует даже из простейшей формулы для оценки запаса устойчивости системы [2], получить его более низким, чем в исходном варианте.

Анализ форм, по которым происходит потеря устойчивости, вместе с проведенным спектральным виброобследованием опор турбоагрегата, позволяет определить слабые места в конструкции и устранить наиболее значимые дефекты. Причем, используя лишь данные виброобследования, особенно частичного, можно ошибиться в определении источника повышенных вибраций. Повышенная вибрация на какой либо части конструкции говорит лишь о том, что эта часть наиболее интенсивно откликается, резонирует на то или иное возмущение, хотя сам источник возмущения может быть расположен совершенно в другой части агрегата и даже вне его. Конечно, ужесточив опору, можно снизить ее вибрацию, но это не приводит к устранению источника вибраций. К счастью, с другой стороны, повышенная динамическая податливость опор требует более тщательной балансировки валопровода, что ведет к снижению динамических нагрузок в конструкции и способствует продлению ее ресурса.

Изложенный подход авторами частично был предложен для устранения НЧВ на мощных турбоагрегатах 500-800 МВт.

Экспериментальный и расчетный анализ конструкций показал низкие запасы их устойчивости по частоте вращения как при установке в турбине всех сегментных подшипников, так и при установке сегментных подшипников лишь в первых двух или трех опорах. В табл. 1 приведены запасы динамической устойчивости валопровода по расходу пара G и по частоте вращения w в соответствии с [5]. В формуле для подшипников показано число сегментных и эллиптических подшипников, установленных последовательно на турбоагрегате. Поскольку в турбоагрегате 800 МВт применены осерадиальные уплотнения с достаточно низким уровнем возмущающих аэродинамических сил, запас по пороговой мощности для данного агрегата высок. Для повышения запасов устойчивости валопровода по частоте вращения в условиях электростанции необходимы как оптимизация форм расточки эллиптических подшипников (доведение степени эллиптичности до значений 0,6 - 0,65), так и реконструкция сегментных подшипников, а также подшипников, имеющих выборку в верхнем вкладыше. Кроме того, необходима индивидуальная центровка роторов по полумуфтам для каждого турбоагрегата.

Для турбоагрегата 500 МВт со старыми уплотнениями характеристики устойчивости неудовлетворительны как по частоте вращения, так и по расходу пара. Для повышения запасов его устойчивости в условиях электростанции до реконструкции уплотнений и подшипников необходимо тщательно выбирать центровки роторов по полумуфтам с целью оптимизации опорных реакций опор.

Выводы

1. Проведен комплекс исследований с целью изучения области низкочастотных вибраций в турбомашинах и установления причин НЧВ на конкретных агрегатах большой мощности. Экспериментальный анализ выполнен с использованием современной многоканальной аппаратуры, методов цифрового спектрального анализа сигналов. Теоретический анализ проведен с использованием методов и программных комплексов, разработанных в МЭИ для изучения динамики движения валопровода.

2. Выполнен анализ запасов устойчивости двух конструкций мощных турбоагрегатов 500 и 800 МВт, который показал, что для исходных конструкций при принятых заводами изготовителями параметрах подшипников запасы динамической устойчивости по частоте вращения недостаточны. В случае установки на турбине старых уплотнений запасы устойчивости по расходу пара совершенно недостаточны. Полученные расчетные результаты анализа устойчивости блока 500 МВт и рекомендации по повышению запасов устойчивости подтверждаются результатами спектрального анализа замеров вибраций на электростанции.

3. Результаты натурных исследований мощных турбомашин, в частности турбоагрегата 200 МВт подтвердили наличие в спектрах колебаний валопровода и опор не только субгармонических составляющих с частотой 1/2, 1/3, и 1/4 от оборотной частоты, но также супергармонических значений частот, кратных частоте вращения (100, 150, 200 Гц и т.п.) и комбинационных частот (75, 125, 175 Гц и т.д.). Причем в спектрах НЧВ субгармонические составляющие присутствуют в сочетании с низшими собственными частотами неконсервативной системы роторов, которые проявляются при потере устойчивости движения части валопровода на масляной пленке подшипников. Амплитудные значения субгармонических, несинхронных и прочих составляющих, также как и оборотная вибрация, зависят от демпфирования и от отстройки системы от всех видов резонансов, как от субгармонических, так и от супергармонических.

4. Для устранении источников низкочастотных и высокочастотных вибраций необходим системный подход и анализу должен подвергаться весь валопровод, так как в ряде случаев источник возмущения НЧВ находится на другом конце валопровода от резонирующей части конструкции. Очень часто НЧВ может быть спровоцирована недостаточной степенью эллиптичности в отдельных подшипниках, наличием верхней выборки или слишком малым зазором в эллиптических подшипниках. Небольшое увеличение или снижение температуры смазывающего материала не всегда приведет к желаемому эффекту, так как одновременно изменяется демпфирование и возмущающие силы в масляной пленке подшипников, а также анизотропия масляной пленки и опоры в целом и ее жесткость. Что даст больший эффект, зависит от конкретных параметров конструкции.

5. Спектр НЧВ может быть очень широк, сложение нескольких частотных составляющих даже с умеренными амплитудами может дать весьма значительные всплески по перемещениям.

6. При недостаточности мероприятий по подавлению НЧВ путем оптимизации расточек подшипников следует более тщательно исследовать расцентровки опор и их податливости в зоне исследуемых частот и затем оптимизировать центровки роторов по полумуфтам. В отдельных случаях при значительной статической или динамической податливости опор их следует ужесточить.

7. Никакие мероприятия по конструктивному изменению подшипника, начиная от изменения его зазоров и кончая установкой качающихся сегментов, не принесут успеха, если этот подшипник находится в узле по соответствующей форме колебаний при потере устойчивости.

Литература

1. Костюк А.Г. Колебания паровых турбоагрегатов //Вибрации в технике: Справочник Т.3 /Под ред. Ф.М.Диментберга и К.С.Колесникова. М.: Машиностроение, 1980. С. 300-322.

2. Костюк А.Г. Динамика и прочность турбомашин. М.: Машиностроение, 1982.

3. Паровые турбины сверхкритических параметров ЛМЗ. В.И. Волчков, С.Г. Вольфовский, И.А. Ковалев и др. / Под ред. А.П. Огурцова, В.К. Рыжкова. М.: Энергоатомиздат, 1991 г. 384 с.

4. Котельные и турбинные установки энергоблоков мощностью 500 и 800 Мвт. М.: Энергия, 1979. С. 251-258.

5. Костюк А.Г., Ручнов А.П., Куменко А.И. Расчет характеристик динамической устойчивости валопроводов мощных паровых турбоагрегатов// Теплоэнергетика. 1987. N 8. С. 9-12.

6. Куменко А.И., Морозова Д.С., Карев А.В. Применение математического моделирования в задачах динамики системы “турбоагрегат-фундамент-основание”. Вестник МЭИ, N 1, 1994 г. С. 65-73.

7. Куменко А.И. Влияние эксплуатационных факторов на статические и динамические характеристики валопроводов мощных паровых турбин. Вестник МЭИ, N 3, 1994 г. С. 63-69.

Размещено на Allbest.ru