Список литературы		8. Кушнаренко В. В., Лузин П. М., Федчишин В. В. Теплоем-
			кость бурого угля Ирша-Бородинского месторождения
	1.	Толчинский Е. Н., Колбасников В. А. Обоснование крите-	при высоких температурах. – Химия твердого топлива,
			1999, ¹ 3.
		рия взрываемости пыли природных твердых топлив. –
			9. Кушнаренко В. В. Ограничение температуры пылевоз-
		Электрические станции, 2000, ¹ 8.
			душной смеси за мельницей – одна из основных мер
	2.	Влияние влажности пыли твердого топлива на ее взрыво-
		опасные свойства Толчинский Е. Н., Киселев В. А., Кол-	взрывопредупреждения. – Электрические станции, 2001,
		басников В. А., Яковлева В. С. – Электрические станции,	¹ 9.
		2000, ¹ 9.	10. Серант Ф. А., Пугач Л. И. О классификации топлива по
	3.	Влияние зольности на взрывоопасные свойства пыли	группам взрывоопасности и температуре пылевоздушной
		твердого природного топлива Толчинский Е. Н., Кисе-	смеси за пылеприготовительной установкой. – Электри-
		лев В. А., Колбасников В. А., Яковлева В. С. – Электриче-	ческие станции, 2001, ¹ 3.
		ские станции, 2001, ¹ 9.	11. Пронин М. С. По поводу статьи Дудорова Ю. Д. “О новом
	4.	Толчинский Е. Н., Киселев В. А., Яковлева В. С. Критерий	методе оценки взрывоопасных свойств пыли энергетиче-
		взрываемости пыли твердых натуральных топлив. – Теп-	ских топлив и о температуре пылегазовоздушной смеси
		лоэнергетика, 1996, ¹ 7.	за мельницей (сепаратором) “. – Электрические станции,
	5.	Кушнаренко В. В. О сущности критерия взрываемости в	2001, ¹ 3.
		инженерном методе оценки взрывоопасных свойств пыли	12. Кушнаренко В. В., Лузин П. М., Резник В. А. О классифи-
		энергетического топлива. – Электрические станции, 2001,	кации твердых энергетических топлив по взрывоопасно-
		¹ 3.	сти. – Теплоэнергетика, 1984, ¹ 3.
	6.	ÐÄ 153-34.1-03.352-99. Правила взрывобезопасности топ-	13. ÃÎÑÒ 12.1.010-76. Взрывобезопасность. Общие требова-
		ливоподач и установок для приготовления и сжигания	íèÿ.
		пылевидного топлива.	14. Венецкий И. Г., Венецкая В. И. Основные математико-ста-
	7.	ÎÑÒ 108.030.139-85. Топлива твердые энергетические.	тистические понятия и формулы в экономическом анали-
		Метод определения характеристик взрываемости пыли.	зе. М.: Статистика, 1979.

Некоторые особенности диагностики вылета лопаток, расположенных в средней части роторов

Кравчук В. В., èíæ., Урьев Е. В., доктор техн. наук

Уральский государственный технический университет (УПИ)

Основным диагностическим признаком разрушения и вылета рабочих лопаток принято считать внезапное и необратимое изменение вибрации опор (скачок вибрации). При этом предполагается, что при внезапной разбалансировке ротора, возникающей при поломке лопатки, скачкообразно изменяется динамическая нагрузка и, следовательно, вибрация, прежде всего, на опорах аварийного ротора. Однако это не всегда так.

Практически все роторы современных паровых турбин и стационарных газотурбинных установок являются гибкими. Рабочая частота вращения их в 2 и более раз превышает критическую ча- стоту вращения, соответствующую колебаниям ротора по первой форме. Известно, что для роторов, работающих достаточно далеко за первой критической частотой вращения, характерен эффект самоцентрирования. Это свойство отчетливо проявляется на примере колебаний шарнирноопертого вращающегося с постоянной угловой скоростью гибкого невесомого вала с одним неуравновешенным диском массой Ì в середине пролета, прогиб ротора и угол сдвига фазы прогиба которого определяются известными формулами

r			e 2
							;	(1)
		(1 2 ) 2 2 2
	tg				,			(2)
			1 2

ãäå = / ; = 2h/ 0, h – коэффициент трения; e – эксцентриситет.

Выражение (1) показывает, что прогиб вала пропорционален величине неуравновешенности. Прогиб резко возрастает вблизи критической частоты вращения и уменьшается при частотах вращения выше критической. При неограниченном возрастании скорости ( ) прогиб [формула (1)] стремится к величине эксцентриситета (r e) и направлен [формула (2)] в сторону, противоположную направлению эксцентриситета ( ). При этом центр массы стремится занять положение на оси вращения.

Однако уже для значения = 2 при любом реальном демпфировании центробежная сила, возникающая на гибком роторе, составляет не более 30% центробежной силы, возникающей на жестком роторе при той же величине эксцентриситета. Явление самоцентрирования вала за критической

2003, ¹ 9

11

Виброперемещение, мкм

4,0

3,5

3,0

2,5

2,0

2

1,5

1

1,0

0,5

0

1	2

) * + " * -.// !0/ 1

* !1 /// " $

1 – опора 1; 2 – опора 2

скоростью обеспечивает устойчивую работу машины с небольшими вибрациями. Естественно, что в реальных роторах эффект самоцентрирования несколько отличается от самоцентрирования однодискового ротора. Тем не менее, возникающий прогиб ротора также в значительной степени компенсирует центробежную силу от дисбаланса.

Внезапная разбалансировка ротора приводит вначале к резкому изменению амплитуд вынужденных колебаний и к возникновению колебаний с собственными частотами ротора. Переходный процесс колебаний ротора при внезапной разбалансировке рассмотрен в [1, 2]. Возникшие собственные колебания быстро затухают вследствие

Виброскорость, мм/c

6,0

5,5

5,0

4,5

4,0

3,5

3,0

2,5

2,0

1,5

1,0

0,5

0

	N
			N	3
				2
	3
N
3
	2
2		3	3	1
4	4	2	2	4
	1	4	4
1

1	1
Время

900
800
700
600
500	ÌÂò
400	Мощность,
300
200
100
0

! ) * " 2 3 )' 4'5 * -.// !0/ 1 2 *

)'$

1, 2, 3, 4 – номера подшипников; N – активная нагрузка агрегата

12

2003, ¹ 9

трения, а установившиеся вынужденные колебания определяются взаимодействием возникшего дисбаланса и вызванного им прогиба ротора.

Íà ðèñ. 1 показаны результаты расчета вынужденных колебаний опор ротора высокого давления турбины К-800-240-5 при последовательном внесении дисбаланса 25 000 г см в плоскости дисков всех ступеней. Указанный дисбаланс соответствует, приблизительно, потере массы рабочих лопаток 500 – 600 г. В расчетах принимались динамиче- ские характеристики системы “ротор – опоры”, приведенные в [3]: динамическая жесткость масляного слоя подшипника в вертикальном направлении cóó = 1,4 кН/мкм, динамическая податливость опоры îï = 0,2 ìêì/êÍ.

Полученные данные показывают, что амплитуды вибрации опор при потере указанной массы в плоскостях ступеней изменяются не более чем на 2 – 3 мкм. При измерении вибрации в единицах виброскорости это соответствует изменению вибрации на 0,2 – 0,3 мм/с. В условиях валопровода, с учетом противодействующего прогибу РВД изгибающего момента, возникающего в муфте РВД – РСД, это изменение вибрации может быть еще меньше указанных значений.

Естественно, что в момент вылета лопатки возможен значительный кратковременный заброс вибрации, но переходный процесс может занимать от долей секунды до нескольких секунд. Существующая же штатная вибрационная аппаратура имеет постоянную времени и дискретность измерения, соизмеримые с этими величинами. Поэтому этот заброс вибрации либо вообще может быть не зафиксирован, либо зафиксирован как незначи- тельный.

В то же время, согласно ГОСТ 25364-97, основанием для немедленного останова турбоагрегата (преимущественно по причине разрушения лопаточного аппарата) является только внезапное и необратимое изменение вибрации (скачок вибрации) двух опор одного ротора, смежных опор или двух составляющих вибрации одной опоры на 1,0 мм с и более.

Таким образом, для роторов высокого и среднего давления, ступени которых расположены достаточно близко к середине межопорных пролетов, общепринятый алгоритм диагностики разрушения лопаточного аппарата по скачку вибрации не обеспечивает надежную сигнализацию о возникновении дефекта и, как правило, не обеспечи- вает защиту агрегата от дальнейшего развития процесса разрушения. Изменение вибрации может остаться тем более незамеченным, если турбоагрегат имеет высокий уровень исходной вибрации или вибрационное состояние агрегата существенно зависит от режимов его работы. На ðèñ. 2 показаны виброграммы четырех первых подшипников (РВД и РСД) турбины К-800-240-5 при разруше-

нии облопачивания второй ступени РВД. Там же показана активная нагрузка агрегата.

Для уменьшения объема сохраняемой информации вибрация регистрируется только при ее изменении более чем на 0,15 мм с.

Первые скачкообразные изменения вибрации опор произошли при нагружении агрегата от 500 до 800 МВт и не превышали 0,3 – 0,4 мм с. Они не были восприняты как сигнал опасности, поскольку для данного агрегата была вообще характерна некоторая нестабильность вибрации при изменении мощности агрегата, в том числе и за счет изменения уровня низкочастотной составляющей вибрации. В дальнейшем были зафиксированы скачки вибрации, сопровождающиеся всплесками вибрации. Кроме того, из диаграммы видно, что наибольшие изменения вибрации характерны для третьего подшипника, т.е. подшипника РСД. При этом во всех случаях не были выполнены условия, соответствующие ГОСТ 25364-97. Тем не менее, персоналом было принято абсолютно правильное решение об останове агрегата.

Так как максимальные скачки вибрации наблюдались на опоре РСД и даже несколько опережали по времени скачки на других опорах, то первона- чально было высказано предположение, что разрушение лопаточного аппарата произошло на этом роторе. Однако амплитудно-частотная характеристика, зарегистрированная при выбеге, показала, что максимальная вибрация при прохождении первой критической частоты вращения наблюдалась на опорах РВД и достигала 12 мм с, что в несколько раз превышало вибрацию, зарегистрированную ранее на этой частоте вращения, и однозначно указывало на разрушение лопаточного аппарата на РВД.

То, что скачки вибрации на опоре РСД превышали скачки вибрации на опорах РВД, тоже вполне объяснимо. При возникновении прогиба на роторе высокого давления на соседний ротор через муфту передается изгибающий момент, вызывающий его прогиб. Этот прогиб не может компенсировать приложенный момент и, более того, часто усиливает его воздействие на вибрацию опор.

Влияние момента, возникшего на муфте РВД – РСД в связи с увеличением прогиба РВД, может распространяться и на другие роторы валопровода и изменение вибрации на опорах валопровода зависит от таких факторов, как жесткость роторов и близость их собственных частот к рабочей частоте вращения. Это может привести к тому, что максимальный отклик на разрушение лопаток РВД может возникнуть и на достаточно удаленных подшипниках роторов низкого давления.

Исходя из сказанного, следует сделать вывод, что диагностика разрушения лопаток по скачку вибрации в соответствии с ГОСТ 25364-97 не гарантирует своевременный останов агрегата. Более представительным диагностическим признаком

2003, ¹ 9

13

может служить не величина скачка вибрации, а одновременность скачков вибрации в нескольких контролируемых точках, и при этом совсем не обязательно привязанных к одному ротору или к смежным подшипникам. При качественной регистрирующей вибрационной аппаратуре диагностическим признаком может служить также появление всплесков вибрации одновременно со скачками вибрации и неоднократность скачков вибрации независимо от величины этих скачков. Существенно повысить вероятность диагностирования разрушения лопаток ЦВД и ЦСД может и применение акустического контроля этих цилиндров.

Список литературы

1.Костюк А. Г., Шатохин В. Ф. Расчет переходных колебаний валопровода при внезапной разбалансировке. – Тр. МЭИ, 1972, вып. 99.

2.Расчетные исследования колебаний валопровода турбоагрегата при внезапной разбалансировке Шульженко Н. Г., Билетченко В. П., Ганжа А. М. и др. – Проблемы машиностроения, 1993, вып. 39.

3.Рунов Б. Т., Коваль Г. С. О выборе параметров и нормативных критериев для контроля за колебаниями валов крупных паротурбинных агрегатов. – В сб.: Вибрационная надежность паротурбинных агрегатов Под ред. Рунова Б. Т. 1986.

ВНИМАНИЕ!

В октябре 2003 г. исполняется 100 лет теплофикации и централизованного теплоснабжения в России.

Ввиду значимости этого события 9 – 10 октября 2003 г. в Москве проводится Международный конгресс, где в свете исторического развития отрасли будут отражены ее современное состояние, техническая политика и энергетическая стратегия до 2020 г.

В нем примут участие представители федеральных органов власти, ряд глав субъектов РФ, руководители надзорных органов, представители РАО «ЕЭС России», РАО «Газпром», руководители теплоснабжающих предприятий и объединений из многих регионов страны и других государств, научные организации, энергетические центры и компании.

Организуют проведение конгресса Межрегиональная ассоциация Энергонадзора, издательство «Новости теплоснабжения» и Научно-производствен- ный комплекс «Вектор».

Адрес Межрегиональной ассоциации Энергонадзора

105043, г. Москва, 4-я Парковая ул., дом 27 Почтовый адрес: 105043, г. Москва, а/я ¹ 59 Тел. [phone] Факс: [phone]

14

2003, ¹ 9