Огурцов А.П. Паровые турбины ЛМЗ сверхкритических параметров

Подождите немного. Документ загружается.

Рисунок 13.19. Графики пуска турбины

при двухбайпасной схеме:

а-из холодного состояния (температура металла tм низа ЦВД в зоне паровпуска

ниже 150

С); б-из неостывшего состояния (tм=310

С);

в-из горячего (tм=400

С); г-после кратковременной остановки (tм=420

С).

¾ переход от конструкции РСД с думмисом (разгрузочным порш-

нем) к симметричным РСД в турбинах мощностью 500 и 800 МВт;

¾ обеспечение приемлемого уровня температур в ЦНД за счет

применения специальной конструкции и использования мест распо-

ложения пароприемных устройств в конденсаторах;

¾ снижение эрозии выходных кромок рабочих лопаток последних

289

290

ступеней при пусках турбин путем соответствующей организации

сбросов воды в конденсатор и автоматического управления расхо-

дом воды на впрыски в пароприемные устройства конденсаторов в

зависимости от температурного состояния ЦНД;

¾ совершенствование системы дренажей паропроводов, клапанов и

цилиндров турбин;

¾ улучшение условий тепловых расширений турбин в осевом на-

правлении за счет выравнивания нагрузок на лапы цилиндров при

монтаже паропроводов, а также путем снижения трения опорных

поверхностей скольжения корпусов подшипников применением

специальных разгружающих устройств, смазывающих паст и пла-

стмассовых прослоек.

В заключение необходимо отметить, что проведенные ЛМЗ ис-

следования и конструкторские разработки позволили создать научно

обоснованные и проверенные практикой методы обеспечения высокой

маневренности мощных паровых турбин, позволяющие надежно экс-

плуатировать турбины в различных пусковых схемах с котлами разных

типов и надежно назначить практически все необходимые режимы ра-

боты турбин и блоков: пуски из различных тепловых состояний, оста-

новки, сбросы электрической нагрузки, работу на холостом ходу и с

различной нагрузкой.

Турбины СКД обычно работают в базовом режиме с числом

плановых пусков и остановок, до 50 в год (остановки на выходные

дни). При необходимости они достаточно быстро и надежно пускаются

и после более коротких остановок. Пуски из холодного состояния бы-

вают сравнительно редки, так как они обычно проводятся после мон-

тажа или ремонта оборудования.

14. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ВИБРАЦИОННОЙ

НАДЕЖНОСТИ ВАЛОПРОВОДОВ

ТУРБИН.

14.1. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ВИБРАЦИОННОЙ

НАДЕЖНОСТИ В ПРОЦЕССЕ

ИЗГОТОВЛЕНИЯ И МОНТАЖА ТУРБИН.

Вибрация статорных и роторных турбинных элементов пред-

ставляет собой их периодическое движение, происходящее в результате

действия циклических возмущающих сил, возникающих при работе

турбоагрегата. Вибрация является нежелательным, подлежащим стро-

гому нормированию явлением, так как она приводит к износу уплотне-

291

ний, уменьшает срок службы баббитовой заливки подшипников, кре-

пежа статорных элементов, первичной приборной оснастки, увеличива-

ет звукоизлучение работающего агрегата, может вызвать просадки фун-

дамента за счет випброуплотнения грунта, сокращает межремонтный

период. В отдельных, наиболее неблагоприятных случаях вибрация

может привести к ограничениям по режимам работы агрегата вплоть до

его разгрузки и остановки. Таким образом, вибрационное состояние

агрегата является интегральной характеристикой качества его изготов-

ления, монтажа и эксплуатации, а также одним из показателей его на-

дежности, экономичности и конкурентоспособности.

Поскольку интенсивность вибрации зависит от возмущающих

сил и таких свойств колеблющейся системы как масса, жесткость,

демпфирование, то виброналадка есть целенаправленное воздействие

либо на возмущающие силы, либо на указанные свойства системы. Вы-

бор того или иного средства наладки определяется конструктивными,

технологическими и экономическими соображениями.

Существуют две основные группы мероприятий по обеспечению

вибрационной надежности: первая группа—технологические меро-

приятия, выполняемые на заводе-изготовителе, вторая—

виброналадочные работы на электростанциях, проводимые в случае

необходимости после завершения монтажа или во время ремонта агре-

гата.

Одной из причин появления вибрации валопроводов является

технологическая несбалансированность роторов. Под этим термином

подразумевается наличие постоянного сосредоточенного или распреде-

ленного по длине ротора дисбаланса, т.е. смещения вращающихся масс

относительно оси вращения, возникшего при изготовлении роторов и

их соединении. Центробежные силы, вызванные дисбалансом, переда-

ются через цапфы роторов на опоры, вызывая их колебания, амплитуда

которых зависит как от дисбаланса, так и от динамических свойств

(массы, жесткости) роторов и опор.

Основным средством снижения дисбаланса в условиях изготов-

ления является балансировка роторов во всем рабочем диапазоне час-

тот вращения, включая номинальную. Однако для повышения эффек-

тивности и снижения трудоемкости этой операции на заводе выполня-

ется ряд рассматриваемых ниже технологических мероприятий, на-

правленных на снижение исходного дисбаланса элементов изготавли-

ваемого ротора. Многие из этих операций могут выполняться и при

ремонтах турбин.

Развеска рабочих лопаток. Развешиванию на пружинных стре-

лочных весах второго класса точности подлежат лопатки с длиной ра-

бочей части от 90 до 240 мм, пакеты лопаток регулирующих ступеней и

лопатки с Т-образным хвостовиком с длиной рабочей части до 300 мм.

Точность развески до 5 г, допустимый разновес между противополож-

ными лопатками (пакетами)-50 г, остаточный дисбаланс—0,01 кг-м.

Остальные лопатки взвешиваются на приборе ПКТЛ -1200000, опреде-

ляющем статический момент, т.е. дисбаланс, создаваемый одной ло-

паткой (г-см). В условиях ремонта лопатки можно развесить на двух

пружинных весах (см. рис. 14.1). Центробежная сила, создаваемая каж-

дой лопаткой при вращении с частотой ω, имеет вид Fд=М(R+l)ω

, где

M(R+l)=S, т.е. подлежащий определению статический момент, равный,

согласно схеме и обозначениям на рис. 14.1, S=(P

)R+P

Рисунок14.1. Схема прибора

для статической

развески лопаток.

Далее, лопатки распределяются по диску так, чтобы остаточный

баланс (статический момент) не превышал следующих значений:

Длина рабочей части лопатки, мм 240—400 401—600 601—800 Свыше 800

Допускаемый дисбаланс, кг-м 0,012 0,018 0,025 0,030

Статическая балансировка дисков. Операция производится в

заводских условиях. Диск устанавливается на оправках, и последова-

тельным подвешиванием калибровочных грузов (до поворота диска)

определяется место дисбаланса, который устраняется снятием металла

со специально предусмотренного пояска на полотне диска. Максималь-

но допустимый остаточный дисбаланс 0,015 кг-м.

Проточка ротора. Проточка ротора до сборки осуществляется

на токарном станке. Эллипсность шеек не более 0,01 мм, бой посадоч-

ных мест дисков, уплотнительных втулок и полумуфт не более 0,02 мм.

После сборки протачиваются бандажи венцов и контрольные по-

верхности полумуфт. Максимальный бой 0,02 мм относительно шеек.

Сборка насадных элементов. Во избежание прогиба ротора го-

рячая посадка всех насадных элементов производится при вертикаль-

ном положении ротора, при этом насадные элементы нагреваются до

температуры 250

С; ротор охлаждается воздухом. Обеспечиваются

натяги по дискам, равные примерно 0,002 диаметра посадки, исклю-

чающие освобождение дисков до частоты вращения 3600 мин

-1

Высокочастотная балансировка роторов. Высокочастотная

балансировка выполняется для роторов всех типов турбин на разгонно-

балансировочном стенде (РБС) фирмы «Шенк». Балансировка должна

соответствовать ГОСТ 27870—88, в котором указывается, что должен

быть достигнут такой уровень балансировки, при котором значение

любого компонента вибрации каждой из опор ротора при его работе в

валопроводе будет удовлетворять действующим нормам.

292

Подшипниковые стойки роторов на РБС имеют две дистан-

ционно переключаемые податливости: минимальную—0,5 мкм/кН и

максимальную—1 мкм/кН. Исходя из вышеуказанного положения

ГОСТа сдаточные нормы на РБС установлены следующими: для рото-

ров массой до 80 т виброскорость опор при максимальной податливо-

сти стоек не должна превышать 0,1 мм/с во всем диапазоне частот вра-

щения, для роторов 80 т и выше, работающих в турбинах с выносными

опорами подшипников, вибрация опор РБС не должна превышать 0,1

мм/с при минимальной податливости стоек. Это соответствует пяти

делениям на шкале наибольшей чувствительности штатных виброизме-

рительных приборов.

Все роторы турбин ЛМЗ—гибкие, первая критическая частота

вращения их на стойках РБС находится в диапазоне 1350-1600 мин

-1

(в

турбине 1500-1700 мин

-1

), вторая критическая частота

2700—3100 мин

-1

(в турбине 3050-3600 мин

-1

) и третья критическая

частота 3800—5000 мин

-1

. Формы прогибов в РБС на примере РНД

мощной турбины, а также схемы систем корректирующих масс показа-

ны на рис. 14.2. Прогиб ротора представляет собой сумму прогибов по

указанным формам. Первая и третья формы являются симметричными,

так как обе опоры колеблются в одной фазе, вторая форма—

кососимметричная (опоры колеблются в противофазе). Это обстоятель-

ство дает возможность выделить вклад каждой формы в вибрацию

опор, не измеряя прогиба ротора, а выделяя симметричную и кососим-

метричную составляющие векторов вибрации, как это указано на рис.

14.3. Далее можно подобрать системы корректирующих масс (ор-

тогональные системы), которые будут вызывать прогиб ротора только

по одной из собственных форм, практически не изменяя прогиба по

другим формам,

Рисунок 14.2. Формы прогибов ротора

ЦНД при балансировке на разгонно-

балансировочном стенде: а—формы проги-

бов ротора; б-амплтудно-частотная харак-

теристика; ————статическая симмет-

ричная составляющая; --------динамическая

(кососимметричная) составляющая.

Рисунок 14.3. Век-

торная диаграмма

вибрации ротора.

293

294

что даст возможность отбалансировать ротор отдельно по каждой фор-

ме на первой критической и на номинальной частоте вращения (всего

три условия сбалансированности), после чего, как следует из теории

балансировки, прогиб ротора на всех частотах вращения будет меньше

нормативных значений.

На рис. 14.2, а показан вид таких систем корректирующих масс,

а на рис. 14.2,б—пример амплитудно-частотной характеристики сим-

метричной и кососимметричной составляющей на опорах ротора.

Следует отметить также, что наличие массивных консольных

участков может значительно изменить формы прогиба ротора на РБС и

при наличии даже небольшого дисбаланса на консольном участке при-

ведет к установке значительных корректирующих масс в пролете. По-

сле соединения роторов в валопроводе консольные участки превраща-

ются в жесткие межроторные пролеты и часть корректирующих масс

на роторах становится излишней. С целью избежания такого явления

все роторы балансируются без межроторных проставок, которые затем

присоединяются к полумуфтам, и роторы балансируются с ними по-

вторно, причем корректирующие массы устанавливаются только на

проставки. Некоторые роторы с относительно массивными насадными

полумуфтами балансируются предварительно без полумуфт, а затем с

насаженными полумуфтами. Балансировка роторов является последней

технологической операцией при изготовлении ротора.

Соединение роторов в валопровод. Операция осуществляется

на заводском испытательном стенде с допуском 0,02 мм на радиальную

несоосность или «коленчатость» (бой 0,04 мм) и 0,1•10

-4

рад на излом

осей (торцевое раскрытие не более 0,01 мм) Соблюдение указанных

нормативов является обязательным, так как вибрационное состояние

агрегата существенно зависит от точности соединения роторов ради-

альная несоосность турбинных роторов 0,01 мм вызывает вибрацию

прилегающих к данной муфте опор, равную 3—6 мкм на номинальной

частоте вращения, и 5—8 мкм на первой критической частоте (1500—

1700 мин

-1

). Для обеспечения хорошего вибрационного состояния опор

РНД-З и генератора, в особенности на критических частотах вращения,

следует для всех типов турбоагрегатов выполнять стыковку с точно-

стью до 0,01 мм радиальной несоосности (бой 0,02 мм) и 0,05 мм тор-

цевого раскрытия (торцевой бой составляет 0,01 мм).

Испытания на заводском стенде. Эффективность выполнения

всех вышеуказанных мероприятий проверяется при паровых испытани-

ях на заводском стенде, во время которых контролируется значение

вибрации всех опор во всем диапазоне частот вращения.

Вибрационное состояние агрегата зависит не только от дисба-

ланса валопровода, но и от динамических свойств системы «смазочный

слой—корпус опоры—фундамент». Согласно действующим нормати-

295

вам на приемку фундамента динамическая податливость ригелей фун-

дамента в месте установки опор в вертикальном и поперечном направ-

лении в диапазоне частот 47—55 Гц не должна превышать следующих

значений:

Статическая нагрузка, кН 200 300 400 500 600

Коэффициент динамической податливости, мкм/кН 0,65 0,45 0,40 0,35 0,30

Для обеспечения допустимых норм вибрации опор при динами-

ческой нагрузке на опору, равной 5% силы веса ротора, что свидетель-

ствует о хорошей сбалансированности, суммарная податливость «опо-

ра—фундамент» не должна превышать 1 мкм/кН для легких роторов

массой менее 40 т и 0,4 мкм/кН для тяжелых роторов. Таким образом,

при существующих нормах на фундамент динамическая податливость

собственно корпуса опор не должна превышать соответственно 0,25 и

0,1 мкм/кН, что предъявляет весьма высокие требования к динами-

ческим характеристикам опор, особенно для роторов мощных турбин.

В силу этого для ЦНД самых мощных турбин были разработаны вы-

носные опоры, корпуса которых, как показали натурные исследования,

удовлетворяют этим условиям.

Динамическая податливость опоры α=А/Р проверяется вибрато-

ром, устанавливаемым в корпусе опоры с помощью специального

фальш-вкладыша. Вращающиеся эксцентрики вибратора создают нор-

мированную центробежную силу Р, передаваемую на корпус опоры и

вызывающую ее вибрацию с амплитудой А.

Чаще всего повышенная податливость опор является следствием

резонанса в рабочем диапазоне частот вращения; проявляется это рез-

кой зависимостью амплитуды и фазы вибрации от частоты вращения.

Например, уровень вибрации изменяется даже при отклонении частоты

вращения при меняющейся частоте сети.

14.2. ВИБРОНАЛАДКА ТУРБИН НА

ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ.

Современные турбоагрегаты, изготовленные и смонтированные

без технологических нарушений, не нуждаются в виброналадочных

работах после завершения монтажа. Однако в результате возможных

погрешностей соединения роторов турбины и генератора в валопровод,

неплотного прилегания опор к фундаментным рамам или недостаточ-

ной жесткости фундамента возникает необходимость проведения работ

по снижению вибрации турбоагрегата до установленных норм. Необ-

ходимость в таких работах может возникнуть после некоторого перио-

да эксплуатации вследствие выявления или возникновения неполадок,

влияющих на вибрационное состояние. Зачастую даже в случае нор-

мальной вибрации валопровода, например, вблизи верхних границ

норм, целесообразно снизить интенсивность вибрации до возможного

минимума, особенно если требуемые виброналадочные операции могут

выполняться параллельно с другими ремонтными работами на блоке.

Измерение вибрационных параметров, виброизмерительная

аппаратура. Штатной измерительной аппаратурой современных оте-

чественных энергетических турбоагрегатов является комплекс ВВК-

331, включающий пьезопреобразователи типа ВДД-131 (однокомпо-

нентный) и типа ВДД-231 (двухкомпонентный), предварительные уси-

лители, вторичную аппаратуру со стрелочными указателями, имею-

щую выход на регистрирующие приборы, предупредительно-

сигнализирующие и отключающие устройства.

Преобразователи (датчики) устанавливаются на корпуса опор

двухкомпонентный —на уровне оси вала, как правило, на горизонталь-

ном разъеме корпуса вкладыша для замера поперечной и осевой со-

ставляющих вибрации, однокомпонентный—на верхней крышке под-

шипника над серединой длины его вкладыша, как указано

на рис 14.4, а.

Измеряемый параметр —эффективное значение виброскорости,

измеряемый диапазон 0—10 мм/с, частотный диапазон 10—1000 Гц.

Погрешность измерений 15% максимального сигнала.

Рисунок 14.4. Установка

датчиков вибрации:

а-на крышке подшипника;

б-для измерения вибрации

шейки вала.

Рисунок 14.5. Принцип

определения фазы

вибрации;

а-с помощью фотодатчика;

б-с помощью стробоскопа

(разбивка шкалы на роторе

и статоре).

Для измерения вибросмещений шейки вала относительно вкла-

дыша подшипников разработана и подготавливается к применению

аппаратура ВВК-332 с токовихревыми преобразователями относитель-

ной вибрации вала.

Измеряемый параметр-размах вибросмещения, измеряемый диа-

296

297

пазон 50—500 мкм или 25-250 мкм, частотный диапазон 10—500 Гц.

Погрешность измерения 10% максимального сигнала Крепление пре-

образователей ВВК-332 показано на рис 14.4,б.

На выпушенных ранее турбинах ЛМЗ применяется виброизме-

рительная аппаратура ЛМЗ серии 1-ВА с двухкомпонентными преобра-

зователями СВ-4, устанавливаемыми на верхние крышки корпусов

опор. Измеряемый параметр— размах вибросмещения, частотный диа-

пазон—10—500 Гц.

Для производства виброналадочных работ используется отечест-

венная аппаратура БИП-6, БИП-7, ВММ-337, либо импортная типа

Vibrovid, Vibroport, WAS-2. Указанная виброналадочная аппаратура

позволяет замерить вибросмещение, эффективное значение виброско-

рости, частоту и интенсивность частотных составляющих вибрации,

частот вращения вала, фазу вибрации (угол между меткой, нанесенной

на валу, и «бьющей точкой», т.е. точкой, проходящей мимо преобразо-

вателя в момент максимального значения вырабатываемого периодиче-

ского сигнала (рис. 14.5,а)). При измерении с помощью фотопреобразо-

вателя (БИП-7, ВВМ-337, Vibroport) на табло прибора указывается угол

между сигналом, индуцируемым фотодиодом во время прохождения

светлой метки на валу, и пиковым сигналом, вырабатываемым вибро-

преобразователем. При использовании стробоскопической лампы

(БИП-6, WAS-2) на валу наносится метка, а на статорной части—

угловая шкала. Стробоскопическая лампа загорается в момент пиково-

го значения сигнала, вырабатываемого вибропреобразователем. При

совпадении частоты вращения вала освещенная лампой метка, благода-

ря стробоскопическому эффекту, становится видимой напротив углово-

го деления статорной шкалы, соответствующего фазе вибрации. Фазо-

вый угол на роторе отсчитывается в направлении, противоположном

направлению шкалы на статоре (например, на статоре угловая шкала—

по вращению, на роторе—против вращения), рис. 14.5.б.

Важной особенностью виброизмерительных приборов является

возможность выделить частотные составляющие вибрации. Вибрация

опор и валов—полигармоническая, т.е. представляет собой сумму ко-

лебательных движений, происходящих с разной частотой и разной ин-

тенсивностью, причем частоты этих составляющих могут быть крат-

ными частоте вращения n

(0,5n

, 1n

, 2n

...)—такие составляющие на-

зываются гармоническими, а могут быть не кратными—чаще всего это

вибрации с низкой частотой, идущие от трубопроводов (например, 4, 7,

12 Гц).

При моногармонической вибрации с частотой ω и амплитудой А

эффективное значение виброскорости можно записать в виде

Vэф=Aω/√2

При полигармонической вибрации с частотами составляющих 1,

2, 3,... и амплитудами А

, А

....

О наличии высоких или низких частот в спектре вибрации мож-

но судить по соотношению значений виброскорости Vэф, мм/с и раз-

маха вибросмещения S.

При моногармонической вибрации, происходящей с частотой

вращения 50 Гц, что наблюдается в большинстве случаев, K

=S/Vэф =9.

Значение K

<9 свидетельствует о наличии высокочастотных состав-

ляющих, К>9—о наличии низкочастотных составляющих.

Из формулы для К

также следует, что виброскорость, равная

1 мм/с, соответствует вибросмещению, равному 9 мкм, в случае моно-

гармонической вибрации на частоте 50 Гц.

Нормирование вибрации, оценка вибрационного состояния.

Интенсивность вибрации турбины не должна превышать существую-

щих нормативных значений, определяемых ГОСТ 25364-88, междуна-

родными стандартами ИСО 2372 и 3945, стандартом СЭВ 1367-78,

1368-78.

Согласно стандартам длительная эксплуатация турбоагрегатов

допускается при эффективном значении виброскорости подшипнико-

вых опор в вертикальном, поперечном и осевом направлении, не пре-

вышающем 4,5 мм/с (при сдаче турбины из монтажа—2,8 мм/с для вер-

тикального и поперечного направлений). При резком изменении вибра-

ции на 1 мм/с турбоагрегат должен быть аварийно отключен. Кроме

сдаточных величин в заводских инструкциях по эксплуатации часто

приводятся рекомендации по оценке вибрационного состояния турби-

ны. Для разных типов турбин и условий их эксплуатации оценочные

значения могут несколько различаться, однако практически для всех

турбин ЛМЗ можно с достаточной степенью достоверности ориентиро-

ваться на данные табл. 14.1.

При прохождении критических частот вращения во время пуска

агрегата вибрационное состояние считается нормальным, если на всех

опорах вибрация не превышает 2,8 мм/с, что соответствует при 1000

об/мин вибросмещению, равному 75 мкм, при 1500 об/мин—50 мкм.

Вибрация на критических частотах, превышающая 4,5 мм/с, свидетель-

ствует о наличии значительного дисбаланса (например, вследствие ис-

кривления роторов).

298