Влияние эксплуатационных и конструктивных факторов на вибрационную надежность рабочих лопаток паровых турбин тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.04.01, кандидат технических наук Клебанов, Михаил Давыдович

• Клебанов, Михаил Давыдович
• кандидат технических наук
• 1983

Оглавление диссертации кандидат технических наук Клебанов, Михаил Давыдович

ВВЕДЕНИЕ

1. СОВРЕМЕННЫЕ ПРОБЛЕМЫ ВИБРАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ ЛОПАТОЧ

НОГО АППАРАТА ПАРОВЫХ ТУРБИН.

2. РАЗРАБОТКА УСОВЕРШЕНСТВОВАННОЙ МЕТОДИКИ ПРОВЕДЕНИЯ НАТУРНЫХ ВИБРАЦИОННЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ ЛОПАТОК ПАРОВЫХ

ТУРБИН.

2.1. Основные методы вибрационных исследований лопаток паровых турбин в эксплуатационных условиях и их недостатки

2.2. Разработка усовершенствованного метода тензо-метрических исследований.

2.2.1. Разработка тензорезисторов

2.2.2. Усовершенствование защиты измерительной схемы.,.

2.2.3. Усовершенствование монтажа схемы

2.3. Совершенствование измерений прибором ЭЛУРА

2.3.1. Разработка конструкции датчика для измерений колебаний в паровой турбине

2.3.2. Особенности препарирования при измерении колебаний лопаток различной конструкции

2.3.3. Разработка методики определения вибрационных напряжений по данным измерений дискретно-фазовым методом.

Выводы

3. ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ БАНДАЖНЫХ СВЯЗЕЙ НА ВИБРАЦИОННОЕ СОСТОЯНИЕ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ПАРОВЫХ ТУРБИН

3.1. Исследование вибрации пакетов с ленточным бандажом.

3.2. Исследование основных форм колебаний лопаток с демпферными связями

Выводы. III

4. ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ РАСХОДА ПАРА И ДАВЛЕНИЯ В КОНДЕНСАТОРЕ НА ДИНАМИЧЕСКИЕ НАПРЯЖЕНИЯ В РАБОЧИХ

ЛОПАТКАХ ПОСЛЕДНИХ СТУПЕНЕЙ ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБИН. ИЗ

4.1. Цель исследований.

4.2. Объект и методика исследований.

4.3. Зависимость уровня резонансных напряжений в лопатках последних ступеней от давления в конденсаторе

4.4. Исследование нерезонансных колебаний лопаток последних ступеней.

4.4.1. Исследование колебаний лопаток при работе турбины в конденсационном режиме

4.4.2. Исследование колебаний лопаток при работе турбины в теплофикационном режиме

4.4.3. Исследование вибрационных напряжений при резком изменении давления в конденсаторе.

Выводы

5. ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ФАКТОРОВ НА ВИБРАЦИОННУЮ НАДЕЖНОСТЬ РАБОЧИХ ЛОПАТОК ПРОМЕЖУТОЧНЫХ СТУПЕНЕЙ ЧНД МОЩНОЙ КОНДЕНСАЦИОННОЙ ТУРБИНЫ.

5.1. Анализ вибрационной надежности лопаток 2-4-й ступеней ЧНД турбины К-300-240 ПО ХТЗ.

5.2. Влияние конструктивных факторов и режимов эксплуатации на уровень вибрационных напряжений в лопатках промежуточных ступеней ЧНД турбины К-300-240 ПО ХТЗ.

5.2.1. Влияние камер регенеративных отборов.

5.2.2. Исследование колебаний лопаток 2-й ступени

5.2.3. Исследование вибрации рабочих лопаток

3-4-й ступеней ЧНД.

Выводы

ВЫВОДЫ.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Влияние эксплуатационных и конструктивных факторов на вибрационную надежность рабочих лопаток паровых турбин»

Значительный рост отечественной энергетики, предусмотренный директивами ХХУ1 съезда КПСС и Основными направлениями экономического и социального развития СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 года, успешно осуществляется на базе неуклонного расширения производства новых типов турбин большой мощности. Создание и эксплуатация таких турбин требуют решения многих технических проблем, среди которых важное место принадлежит повышению надежности и долговечности агрегатов.

В общей проблеме обеспечения надежности турбомашия одно из основных мест занимают вопросы динамической прочности рабочих лопаток, особенно в связи с существенным изменением режима работы основного оборудования, который в последние годы характеризуется частыми пусками и остановами крупных блоков, работой их при частичных нагрузках.

Важнейшей проблемой всегда оставалось обеспечение вибрационной надежности рабочих лопаток последних ступеней мощных турбин, работающих при максимальных напряжениях, хотя к настоящему времени турбинным заводам удалось достигнуть определенных успехов в этом направлении. По-прежнему актуальна проблема обеспечения динамической прочности рабочих лопаток последних ступеней теплофикационных турбин, что связано с их периодической работой в режиме ухудшенного вакуума, позволяющем утилизировать скрытую теплоту отработавшего пара.

В последние годы наблюдалась недостаточная вибрационная надежность рабочих лопаток промежуточных ступеней частей низкого давления конденсационных турбин мощностью 300 МВт ПО ХТЗ. Практически во всех случаях поломки лопаток имели усталостный характер, хотя и происходили при выполнении существующих норм вибрационной отстройки. Таким образом, при эксплуатации турбомашин существуют условия, создающие повышенный уровень напряжений при колебаниях лопаток промежуточных ступеней ЧНД, которые до сего времени неизвестны и требуют изучения.

Как показывает опыт, с ростом единичной мощности турбин и удлинением лопаток число собственных форм колебаний, попадающих в резонанс, возрастает. В связи с этим требуется дальнейшее исследование влияния конструктивных особенностей лопаточного аппарата на его вибропрочностные характеристики.

Обеспечение вибрационной надежности лопаточного аппарата до недавнего времени шло в основном за счет совершенствования расчетных и экспериментальных методов, определения собственных частот с целью отстройки от опасных резонансов, а также путем уточнения допускаемых статических напряжений. Однако опыт эксплуатации созданных в последние годы мощных турбоагрегатов показал, что такой подход не гарантирует безаварийность работы. Для ликвидации поломок требуются более полные данные о напряженном состоянии лопаточного аппарата в условиях эксплуатации. Ценность натурных испытаний заключается не только в достоверной оценке фактического уровня динамических напряжений при различных режимах работы, но и в обнаружении дополнительных факторов, влияние которых на вибрационную прочность лопаточного аппарата заранее невозможно предвидеть.

В лаборатории виорации ВШ им. Ф.Э.Дзержинского в течение ряда лет ведутся работы по экспериментальному изучению вибрации лопаточного аппарата паровых турбин в эксплуатационных условиях.

Настоящая работа посвящена исследованию влияния режимов эксплуатации паротурбинных установок, а также некоторых особенностей конструкции лопаток и проточной части на вибрационную надежность рабочих лопаток части низкого давления.

Работа состоит из введения и пяти глав.

В главе I на основе обзора теоретических и экспериментальных работ рассмотрены основные проблемы обеспечения вибрационной надежности лопаточного аппарата паровых турбин и формулируются задачи, поставленные диссертантом.

В главе 2 излагается разработанная методика проведения натурных вибрационных исследований лопаточного аппарата паровых турбин, включающая вопросы создания и использования специальных виброметрических средств.

Глава 3 посвящена исследованию влияния бандажных связей на частоты, формы колебаний и уровень динамических напряжений в рабочих лопатках паровых турбин.

В главе 4 даны результаты исследований влияния расхода пара и давления в конденсаторе на уровень динамических напряжений, которые возникают в рабочих лопатках последних ступеней теплофикационных турбин, определяются режимы эксплуатации турбин, обеспечивающие вибрационную надежность лопаточного аппарата.

В главе 5 анализируется роль некоторых эксплуатационных и конструктивных факторов в вибрационных повреждениях рабочих лопаток 2-й, 3-й и 4-й ступеней конденсационной турбины мощностью 300 МВт ПО ХТЗ.

Работа выполнена в 1973-1983 гг. Активное участие в выполнении отдельных этапов работы принимали Чухачев С .И., Кузнецов М.Е., Молчанова Р.С., Стрекопытов А.С. и другие сотрудники института. Всем им автор приносит свою большую благодарность.

Особую благодарность автор выражает научному руководителю д.т.н., профессору Рунову Б.Т. и к.т.н. Юркову Э.В.

I. СОВРЕМЕННЫЕ ПРОБЛЕМЫ ВИБРАЦИОННОЙ НАДЕЖНОСТИ ЛОПАТОЧНОГО АППАРАТА ПАРОВЫХ ТУРБИН

Опыт эксплуатации паровых турбин на тепловых электростанциях в СССР и за рубежом показывает, что повреждения лопаточного аппарата остаются наиболее частой причиной вынужденных простоев основного оборудования. Одной из определящих причин повреждений лопаточного аппарата турбомашин являются недостатки его конструкции вследствие несовершенства применяемых расчетных методов. Например, по данным /75/, свыше половины всех случаев повреждений лопаточного аппарата паровых турбин на электростанциях ФРГ происходит по этой причине.

До настоящего времени практически не существует инженерных методов расчета вибрационных напряжений в элементах лопаточного аппарата турбомашин. При этом, как правило, конструктор не располагает знанием фактических значений сил, вынуждающих и демпфирующих колебания лопаток. Считается, что можно обеспечить вибрационную надежность лопаточного аппарата, создав конструкцию, отстроенную от резонансных колебаний в соответствии с действующими нормами и с достаточным запасом прочности по статическим напряжениям. Вместе с тем фактическая виброотстройка ступеней также остается неизвестной. Все это приводит к тому, что лопаточный аппарат может работать при резонансах и повышенном уровне вынуждающих сил.

Повреждениям лопаточного аппарата может способствовать ряд дополнительных факторов. Вибрационная прочность лопаток понижается из-за дефектов технологии изготовления - наличия остроугольных кромок лопаток и отверстий, некачественного изготовления галтель-ных переходов, плохой полировки лопаток с оставлением следов механической обработки в виде рисок.

Заметную роль в повреждении лопаточного аппарата играют отклонения от расчетных режимов эксплуатации.

Проблема обеспечения вибрационной надежности усложняется в связи с действием эксплуатационных факторов, таких как эрозия выходных кромок лопаток последних ступеней НД, коррозия лопаточного аппарата из-за агрессивного воздействия примесей, содержащихся в паре, и т.п. /21,47,61,76,126/.

Надежная работа лопаток при резонансных или вннужденных колебаниях достигается обеспечением достаточного запаса прочности по переменным напряжениям К дин. , который определяется как у ^ , где - конструктивный предел усталости лопаток с учетом асимметрии цикла, температуры и формы колебаний; (G>mQ*)p - максимальные напряжения в лопатках при рабочих условиях для той же формы колебаний /9/. Величина коэффициента запаса прочности для лопаток паровых турбин принимается обычно К.9мн> 2*3,0 /20/.

Конструктивный предел усталости определяется путем моделирования или натурных испытаний /60/.

Определение динамических напряжений в лопатках в рабочих условиях складывается из ряда этапов. На основании тепловых расчетов определяется первоначальный вариант конструкции. Затем рассчитываются вибрационные характеристики лопаточного аппарата -собственные частоты и формы колебаний, а также относительные динамические напряжения для этих форм, после чего произв одится корректировка конструкции с целью достижения необходимых запасов от резонансов. Лопатки ступеней низкого давления, а также отдельные ступени среднего и высокого давления проходят статические и динамические испытания с целью проверки частотных характеристик и выявления наиболее опасных форм колебаний в единичных лопатках, пакетах и облопаченном диске. Динамические испытания проводятся на стенде и включают определение скоростного коэффициента в?, 1 относительных динамических напряжений для различных форм в поле центробежных сил. При испытаниях в условиях эксплуатации определяют частотные характеристики и абсолютный уровень динамических напряжений на основных режимах работы турбоагрегата.

Таким образом, достоверность оценки надежности лопаточного аппарата зависит от точности расчетных и экспериментальных методов исследований, объема информации о поведении лопаточного аппарата при различных режимах эксплуатации агрегата, а также правильности назначения допустимых коэффициентов запаса прочности.

Как в физическом отношении, так и в математической постановке, колебания лопаток аналогичны колебаниям крыла самолета и воздушного винта. Первые работы в этом направлении относятся к трид-цатым-сороковым годам и связаны с именами В.П.Ветчинкина /20/, Д.Ю.Панова /67/, С.А.Тумаркина /101/ и других.

Во всех работах последних лет лопатка рассматривается как стержень или как оболочка переменной толщины. Последняя схематизация применяется для расчета колебаний относительно тонких компрессорных лопаток. Методы на основе стержневых моделей в своих работах развивали А.ВЛевин, И.А.Биргер, Б.Ф.Шорр, Й.Д.Грудев,

Л.С.Ноибой, WRTazgofj И др. /8,29,58,116,124,128/.

Совершенствование расчетных методов шло по пути усложнения физических моделей, уточнения расчетных схем и граничных условий.

Наиболее точные дифференциальные уравнения колебаний лопатки, рассматриваемой как стержень, приведены в работе Б.Ф.Шорра /34/. В уравнениях имеются члены, учитывающие силовые и кинематические факторы: изгибающие и крутящие моменты, перерезывающие силы, смещения, вызванные деформациями изгиба и кручения, и кроме того имеются члены, учитывающие более тонкие эффекты: деформациго сдвига, естественную закрученность, наличие поля центробежных сил dl - Л*, az "* CrT

В этих уравнениях Зх , Зу, 3 - моменты инерции поперечного сечения лопатки относительно координатных осей;

- главные центральные моменты инерции поперечного сечения лопатки;

G-T - жесткость на кручение поперечного сечения лопатки;

Мх,Му,М2Г изгибающий и крутящий моменты.

Усилиями многих авторов эти уравнения были записаны в векторной форме /7/. Полученная система четырех векторных уравнений имеет переменные коэффициенты и неизвестный параметр частоты. Присоединяя сюда заданные однородные граничные условия, получают задачу Штурма-Лиувилля в общем случае двенадцатого, а для лопатки - десятого порядка.

Наибольшее число работ посвящено колебаниям единичных лопаток. Рекомендации по определению динамических частот лопаток, т.е. с учетом влияния центробежных сил, даны в /27,110,118/.

С целью повышения вибрационной надежности рабочие лопатки паровых турбин объединяют в пакеты с помощью связей разнообразной конструкции /36/.

Задача о несинфазных колебаниях пакета с конечным числом лопаток представл яет значительные трудности при решении ее в достаточно общем виде. В упрощенной постановке она рассматривалась в работах А.В.Левина, Л.А.Шубенко-Шубина, Ю.А.Самсонова и др. /17,59,118/. г А.В.Левин разработал классификацию типов и форм тангенциальных колебаний пакетов лопаток, а также методы расчета на вибрацию пакетов лопаток постоянного и переменного сечения. В качестве приближенной функции, определяющей форму колебания, принимается кривая статического изгиба от паровой нагрузки; такая замена вносит погрешность не более 2% и дает возможность упростить расчет.

Определение частот тангенциальных и крутильных колебаний пакета, связанного с проволокой, а также проволокой и ленточным бандажом на вершине, рассматривается в /58,59/.

Как показано в работах А.В.Левина /60/ и Б.Т.Рунова /84/, в спектре частот пакетов с проволочными связями кроме тангенциальных и крутильных форм колебаний обычно имеют место также аксиальные колебания пакетов с узлами по бандажу, расчет которых разработан менее подробно. В работе Д.А.Аркадьева /5/ показано, что эти формы могут представлять опасность для вибрационной прочности лопаток, коротких и средней длины.

Метод определения частот аксиальных форм колебаний пакетов лопаток постоянного сечения с узлами по бандажу был предложен Ю.А.Самсоновым /80/. В /6/ дается решение этой задачи применительно к пакетам, скрепленным не только проволокой, но и ленточным бандажом.

Большое число теоретических исследований посвящено колебанию лопаток ступеней с демпферными связями. Заметный вклад внесен К.Н.Боришанским, который показал, что обнаруживаемое экспериментально возрастание частот дисковых форм колебаний ступеней с демпферными связями, происходящее с ростом числа узловых диаметров, объясняется растяжимостью связей /12,13/.

В работах К.Н.Боришанского и А.З.Шемтова /17/ исследования форм колебаний ступеней с демпферными связями расширены с учетом разброса частот лопаток в комплекте, который приводит к ряду особенностей колебания ступеней: неодновременному вступлению лопаток в резонанс, возбуждению на одной и той же кратности колебаний с разним числом узловых диаметров и др.

Общий подход к исследованию форм и частот колебаний ступеней с демпферными связями как к системам с круговой циклической симметрией сделан в работах В.П.Иванова /41,42/. Он показал, что в реальных лопаточных венцах происходит расслоение теоретического спектра, которое искажает формы колебаний и вызывает разброс динамических напряжений на ступени; поэтому для достоверной оценки максимальных напряжений необходимо учитывать неточности в изготовлении лопаток и порядок их расположения на диске.

В последнее время оольшое внимание уделяется усовершенствованию методов расчета диска с лопатками как единой упругой системы (работы Г.С.Богомолова, С#М.Журавлевой, А.В.Тржецинского, Е.П.Петрова /10,11,69,97/). В результате взаимодействия колебаний диска и лопаток возникает дополнительный спектр частот колебаний системы диск-лопатки, который определяется парциальными динамическими характеристиками диска и лопаток.

Для получения уравнения колебаний облопаченного диска уравнение колебаний диска ряжения. Тогда связь параметров напряженного и деформированного состояний колеблющегося диска с лопатками запишется в виде матричного равенства

CI.3) и лопаток

1.4) где Ъ и L - матрицы диска и лопатки, подчиняют условиям соп

X<!a-&)Ua

1.5) где 5 - матрица сопряжения.

Объединяя (1.3), (1.4) и (1.5), получают матричное уравнение, связывающее обобщенные силы и перемещения в концевом сечении лопатки

Asj с обобщенными силами и перемещениями диска на ободе, а также с обобщенными силами и перемещениями Рх, Ми d U

U на внутренней втулке диска:

Рх(2о) My (го)

U (■*<>) do Llo) dZ го Ъ

Py Од) H

Pk My и ao

V dv d.6) где

H-G-B-L

1.7)

X> - матрица диска;

3 - единичная матрица четвертого порядка;

О - нулевая матрица.

Частотное уравнение получают в результате удовлетворения граничным условиям на наружном контуре лопаток, а также на внутреннем и наружном контурах диска.

Для решзния задач о колебаниях лопаток используются различные методы.

Заметный вклад в совершенствование расчетных методов внесли работы Л.А.Шубенко-Шубина, А.Е.Шнейдмана, С.И.Богомолова,

К.Н.Боришанского, Ю.С.Воробьева и др. /10,11,17,25,104,118/. Как правило, применяются приближенные решения, так как расчет реальных лопаток приводит к системе дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами. В работах И.А.Биргера /8/,А.В.Левина /58/, Б.Ф.Шорра /116/ использованы итерационные методы. Весьма популярны дискретные методы, основанные на идее метода начальных параметров. Они использованы в работах С.И.Богомолова /II/, В.К.Дондошанского /34/, А.В.Тржецинского /97/ и др. Широко используются и получают дальнейшее развитие вариационные методы. Они нашли применение к решению задач колебаний лопаток в работах Ю.С.Воробьева /25/ и других авторов.

Наряду с моделированием лопатки закрученным стержнем или оболочкой за рубежом широко используется метод конечных элементов /125/. По этому методу лопатка разбивается на некоторое число участков, а затем записывают условия сопряжения между участками. Метод позволяет учитывать концентраторы напряжений и различные виды заделок.

Высокая эффективность развитых методов расчета вибрационных характеристик в настоящее время позволила производить оптимизационный поиск параметров системы, обладающих заданными вибрационными свойствами. Ю.С.Воробьев и В.П.Гошкодеря разработали программу, в которой могут варьироваться положение связей по высоте лопатки, геометрические характеристики лопатки, количество лопаток в пакете, материал связей /11,25/.

Вынужденные колебания лопаток и лопаточных венцов под действием периодически меняющихся во времени сил рассматриваются в работах А.В.Левина /58/, Г.С.Писаренко /71/, Г.С.Самойловича /88/ и других авторов.

Решение задачи о вынужденных колебаниях позволяет определить динамические напряжения в лопаточном аппарате. В первом приближении динамические напряжения в лопатках пропорциональны статическим напряжениям от изгиба паровым потоком б^т» они зависят также от демпфирующих свойств лопаточного аппарата У , от формы колебаний ©t , от поля центробежных сил ЭВ и типа бандажных связей JX /58/: где р - величина вынуждающей силы в процентах от статического усилия, и = Sen т ' "ТГ ^ m. sin. М- общее число лопаток; т. — количество лопаток в пакете;

К - кратность колебаний.

Нахождение вынуждающей силы и величины демпфирования составляет сегодня основную задачу при определении динамических напряжений.

Основная цель теоретических и полуэмпирических методов, посвященных определению вынуждающих сил, заключается в установлении зависимости между неоднородностью потока и порождаемыми ею силами или моментами.

К достижению теории в исследовании сил, вызываемых кромочными следами направляющих лопаток, относится подробно изученная модель вихревого течения около одиночной решетки в линейной постановке, особенно для решетки пластин и тонких криволинейных дужек. Также выполнены систематические расчеты аэродинамических характеристик для решетки гонких профилей /28,88/.

Теоретическое определение вынуждающих сил, порожденных кромочными следами, в решетках произвольной формы затруднено из-за эффекта взаимного влияния движущихся решеток. В связи с этим разрабатываются полуэмпирические методы оценки вынуждающих сил /88/.

Один из методов основан на том, что нестационарная аэродинамическая сила может быть, с известными допущениями, определена по формуле:

L9 -A-^-t^'VH (1.8) где J - плотность газа;

- шаг рабочих лопаток;

V© - характерная скорость пульсации в следе;

VJ, - относительная скорость на входе в решетку; fK - безразмерная величина.

Важным этапом в исследовании вынуждающих сил было создание рабочей взвешиваемой лопатки и рабочей лопатки, дренированной по контуру малоинерционными датчиками давления. Результаты экспериментальных исследований, выполненных с помощью взвешиваемой лопатки /89-92/, могут быть сформулированы следующим образом:

- амплитуда гармоники вынуждающей силы прямфропорциональна амплитуде гармоники поля скоростей и плотности потока;

- аэродинамические вынуждающие силы зависят от соотношения шагов сопловой и рабочей решетки и режима обтекания, характеризуемого отношением окружной скорости и скорости выхода потока из сопел.

Изучение в МЭИ, ЛШ и ЛКИ влияния осевого зазора и отношения шагов решеток на величину переменных аэродинамических сил привело к созданию методов, позволяющих уменьшить эти силы /3,88/.

Влияние нерадиальной установки направляющих лопаток на вынуждающие силы изучалось в МЭИ.ЛПИ и за рубежом /89,130/.

Следует отметить, что работ, посвященных исследованию вынуждающих сил в турбинной ступени, чрезвычайно мало, и, в основном, исследования ведутся на обращенных моделях. В /104/ для одноступенчатой турбины установлена немонотонная зависимость вынуждающей силы от осевого зазора.

Экспериментальные исследования на турбине /96/ подтвердили, что неравномерность потока, вызванная концевыми явлениями, является одним из существенных источников возбуждения рабочих лопаток.

Неравномерность потока в окружном направлении может быть вызвана наличием регенеративных отборов пара. Этому вопросу посвящено всего несколько публикаций /23,57,77,93,113/. В работах ВТИ (В.П .Лагун, Л Д.Симою) и ПО ЛМЗ на крупномасштабных паровых стендах /23,93/ показано, что регенеративные отборы приводят к существенным изменениям интегральных и локальных характеристик потока, в частности, значительному увеличению угла входа потока на направляющие лопатки послеотборной ступени в корневой зоне и у периферии.

Величина неравномерности поля давления в окружном направлении зависит от режимов работы ступеней, расхода пара в отбор и конструкции проточной части /77/.

В /23,57,77,93,113/ есть указания на то, что наличие неравномерности давления в камерах ступеней турбины вызывает вынуждающие силы, действующие на рабочие лопатки. Прямых исследований этого воздействия не производилось.

При неизбежном изменении режима современной мощной турбоуста-новки ее последние ступени в первую очередь попадают в условия работы, отличные от номинальных. Поэтому в последние годы предметом многих теоретических и экспериментальных работ, выполненных в ВТИ, МЭИ, ХПИ, ПО ХТЗ, ПО ЛМЗ, ПО ТМЗ, было исследование сложного пространственного характера течения рабочего тела в последних ступенях турбин. Впервые такие исследования на натурных турбинах были проведены В.П.Лагуном и Л.Л.Симою /54,55/, которыми показано, что на режимах работы с пониженным объемным расходом ' пара в последних ступенях мощных паровых турбин возникает корневой отрыв потока, развивающийся по высоте лопатки с уменьшением нагрузки и увеличением давления в конденсаторе.

Одновременно с корневым отрывом развивается нестабильность течения и у периферии лопаток из-за отрывных явлений в направляющем аппарате /55,87,98,115/.

В результате натурных исследований В.П.Лагун и Л.Л.Симор представили детальную картину течения в последних ступенях на режимах работы ЦНД с малыми объемными расходами пара /51/.

Исследованиями ХПИ и ПО ХТЗ /32,114,117/ на модельных ступенях большой веерности путем измерения пульсации потока обнаружена связь между уровнем аэродинамических возмущений и объемным расходом • Авторы /114/ приходят к выводу, что для каждой конкретной ступени существует значение , при котором уровень аэродинамических возмущений в потоке резко возрастает. Эта закономерность была подтверждена при наших исследованиях работы натурных турбоустановок.

Аэродинамические вынуждающие силы при частичных режимах, обусловленные отрывными явлениями, имеют практически непрерывный спектр частот /114,115/. Поэтому на этих режимах можно ожидать возникновения повышенных динамических напряжений в лопатках даже в том случае, когда они отстроены от резонанса по частотам, кратным частоте вращения /32,51,55/. М.Е.Дейч и Б.М.Трояновский справедливо считают, что ступень, неудовлетворительная в аэродинамическом отношении, неудовлетворительна и с точки зрения надежности или же надежна только при очень больших запасах прочности.

Особенно опасны с точки зрения надежности режимы с повышенным давлением в конденсаторе /56,117/. Статистические данные указывают, что поломки лопаток последних ступеней наиболее вероятны при этих режимах /32,114,117/.

Отрывные явления являются одним из основных источников возбуждения колебаний рабочих лопаток и приводят к появлению дополнительных динамических напряжений /32,55/. Поэтому в настоящее время предложен ряд способов уменьшения отрывных зон /31,35,55, 99,111,112,117/.

Одновременно с большим числом работ, проведенных на натурных и экспериментальных установках, в последнее время появились теоретические исследования нерасчетного обтекания последних ступеней при частичных нагрузках.

Широкое применение нашла разработанная в ВТИ программа расчета осесимметричного течения для группы ступеней паровой турбины, включая последнюю ступень /43/.

М.С.Индурский и Ю.В.Ржезников в /44/ опубликовали метод, который позволяет рассчитать не только безотрывное обтекание с до- и сверхзвуковыми скоростями при номинальном объемном расходе, но и режимы работы ступеней с малыми относительными объемными расходами7 пара.

Следует отметить, что между экспериментальными и теоретическими данными имеются значительные расхождения, что объясняется сложностью процессов при частичных нагрузках, особенно при сверхзвуковых скоростях потока.

Особое место занимают проблемы надежности лопаточного аппарата при течении влажного пара. Исследования МЭИ показали, что течение влажного пара органически связано с нестационарным характером обтекания решеток /32/.

Одной из особенностей расширения неравновесного конденсирующегося пара является возможность возникновения кризисных режимов в тех случаях, когда начальная конденсация пара происходит в области околозвуковых скоростей потока. Причиной их является изменение направления воздействия выделяющегося при конденсации тепла на ускорение до- и сверхзвукового потока /I/. С явлением конденсационной нестационарности связано появление нестационарных периодических изменений параметров потока. При этом амплитуда изменения давления в выходном сечении сопловой решетки может достигать 10% от среднего значения /46/.

Теоретическое исследование аэродемпфирования позволило выявить основные критерии, определяющие процесс рассеяния энергии при изгибных и крутильных колебаниях лопатки /88/. Наиболее полные результаты получены Ф.Рубеном в /83/ для тангенциальных колебаний лопаток турбинных профилей типа .

Прямое использование расчетно-экспериментальных зависимостей для аэродинамического декремента применительно, в частности, к лопаткам последних ступеней затруднено по ряду причин, в том числе из-за отличия чисел Маха в турбине от тех, при которых получены зависимости для коэффициента аэродемпфирования.

В общем балансе рассеиваемой энергии для рассматриваемых в настоящей работе лопаток паровых турбин механическое демпфирование играет существенную роль /39,71/. Механическое демпфирование происходит за счет рассеяния энергии в металле лопаток и скрепляющих связях (внутреннее трение), а также в сочленениях лопаток со скрепляющими связями и в местах посадки хвостовиков лопаток (конструкционное демпфирование).

В /65,66,71/ дается подробный анализ влияния многих факторов на рассеяние энергии, в том числе содержания углерода в стали, способов термообработки, размера и формы образцов.

Применительно к лопаткам турбомашин большую роль играет зависимость декремента колебаний от вида напряженного состояния, асимметрии цикла /70,72,74,95/. Для большинства сталей декремент возрастает с ростом амплитуды напряжений /26,58,71/. Частота колебаний не влияет на величину декремента /71,95/. Относительно зависимости декремента от формы колебаний существуют противоречивые данные /40,70,71,78,121/.

Конструкционному демпфированию посвящены работы /14,15,18,22, 39,49,62,78,79/, Р.Л.Зейдельман в /39/ и /40/ экспериментально изучал влияние на демпфирование различных вариантов соединения лопаток припаянными проволоками без учета центробежных сил. К.Н.Боришанский в /14/ показал, что для ступеней с замкнутыми на круг демпферными связями существенное увеличение декремента при колебаниях во вращении можно ожидать только при наличии взаимного смещения лопаток и связей.

Рассеяние энергии в замковых соединениях лопаток с дисками рассматривается в /16,62,79/. Эти исследования проводились для невращающихся лопаток, что вносило в количественные оценки существенные ошибки.

Большинство исследований по конструкционному демпфированию затрагивает в основном качественную сторону вопроса, данные с количественными оценками для реальных конструкций чрезвычайно ограничены.

Таким образом, из анализа теоретических методов исследования вибрационной надежности лопаточного аппарата следует, что эти методы позволяют:

- определять формы и частоты колебаний различных лопаточных конструкций;

- производить предварительную отстройку лопаточного аппарата от резонансов, в основном по низшим формам колебаний;

- определять распределение относительных динамических напряжений;

- в простейших случаях с большими допущениями оценивать уровень динамических напряжений для случаев возбуждения, кратных частоте вращения ротора.

Однако эти методы не позволяют оценивать динамические напряжения в лопатках турбоагрегатов в реальных условиях их эксплуатации. Поэтому определяющую роль для отработки надежной конструкции лопаточного аппарата игран/г экспериментальные вибрационные исследования.

Современные экспериментальные методы включают исследования, проводимые на невращающихся объектах (статические исследования) и во вращении (динамические исследования). В свою очередь, динамические исследования, в зависимости от условий проведения, подразделяются на стендовые и испытания в условиях эксплуатации.

При статических испытаниях находят спектр частот собственных колебаний, приближенно определяют формы, по которым возможны резонансные колебания, разброс собственных частот на венце для принятой технологии изготовления, относительные напряжения при различных формах колебаний. Связь между значениями собственных частот колебаний, полученных при статических испытаниях, и динамическими частотами устанавливается с помощью скоростного коэффициента 3 /27,58,110/.

По результатам динамических испытаний определяют динамические собственные частоты, производят отстройку от опасных резонан-сов, снимают эпюры динамических напряжений, оценивают влияние конструктивных факторов на уровень динамических напряжений, определяют уровень динамических напряжений.

Фактический уровень динамических напряжений в лопатках может быть замерен только на натурных стендах или действующих агрегатах. Остальные задачи динамических исследований могут решаться как на натурном лопаточном аппарате, так и на его моделях.

Для снятия вибрационных характеристик ступеней в статических условиях применяются вибрационные установки типа ПВ-3 ЦПЭМ

Мосэнерго, ИЧД-2 Харьковэнергоремонта, АЧФ-2 ЦНИИТМАШа. Методика проведения статических вибрационных испытаний на электростанциях с помощью подобной аппаратуры рассмотрена Б.Т.Руновым /84/. В стационарных условиях при статических испытаниях широко используются вибростенды. В последние годы стали применяться голографические установки, позволяющие получать сведения об амплитудах и формах колебаний и о расположении узловых линий на поверхности исследуемой лопатки /119/.

Динамические испытания лопаток, как правило, проводятся тен-зометрическим методом.

Для проведения динамических экспериментальных исследований на заводах и исследовательских организациях создана специальная стендовая база. К числу наиболее важных экспериментальных стендов во вращении относятся Кэмпбелл-машины - установки для вибрационной настройки лопаточного аппарата /4,123,127/. На Кэмп-белл-машинах определяются динамические собственные частоты, эпюры относительных напряжений в поле центробежных сил, проводится отстройка лопаточного аппарата от опасных резонансов, изучается влияние конструкции лопаточного аппарата на его демпфирующие свойства.

На модельных стендах оценивается качество отстройки лопаточного аппарата от опасных резонансов, исследуется влияние на уровень динамических напряжений конструктивного исполнения проточной части и различных режимов работы.

На натурных стендах, в дополнение к задачам, решаемым на модельных стендах, можно при расчетных режимах работы агрегата оценить уровень напряжений для не от страиваемых форм колебаний. Уникальные натурные стенды, созданные на ПО ЛМЗ и ПО ТМЗ, позволяют отрабатывать лопаточный аппарат ступеней низкого и среднего давления при эксплуатационных режимах работы агрегатов /4,52/.

На сегодняшний день отечественная экспериментальная стендовая база позволяет решить многие вопросы вибрационной надежности лопаточного аппарата мощных паровых турбоагрегатов. Тем не менее опыт развития теплоэнергетики убеждает, что наиболее полные и достоверные данные о вибрационном состоянии лопаточного аппарата можно получить только путем проведения исследований агрегата в условиях эксплуатации.

Пионером экспериментального изучения вибрационных характеристик турбинных ступеней в рабочих условиях является В.Кэмп-белл. На специально сконструированном оборудовании, с помощью оригинальной методики В.Кэмпбелл изучал различные типы вибрации диска с лопатками и первый обосновал природу их возникновения /53/.

В отечественной практике натурные вибрационные исследования ставились для решения проблем, определяющих вибрационную надежность лопаточного аппарата некоторых ступеней, подверженных поломкам, и почти каждое такое исследование давало существенно новые результаты, имеющие большое научное и практическое значение.

Первое натурное испытание было проведено ПО ЛМЗ под руководством А.З.Шемтова на турбине BK-50-I в 1959 году /109/. Было установлено, что круговая проволочная демпферная связь в месте соединения с лопаткой не проскальзывает и само соединение близко к шарнирному. Этот результат изменил существовавшее до этого представление о работе демпферных связей.

Важное значение для стационарного турбостроения имели результаты* испытаний турбины К-300-240 ПО ХТЗ на Змиевской ГРЭС под руководством А.С.Шемонаева /105,109/. Впервые в эксплуатационных условиях было установлено, что при малых нагрузках и холостом ходу происходят срывные колебания рабочих лопаток последней ступени низкого давления. Уровень динамических напряжений при этих колебаниях существенно зависит от конструкции лопаточного аппарата, режима работы турбоагрегата и давления в конденсаторе.

Последующие натурные вибропрочностные исследования лопаток последних ступеней турбин типа К-300-240 ПО ЛМЗ и Т-250/300-240 ПО ТМЗ подтвердили зависимость интенсивности колебаний лопаток от давления в конденсаторе /86,64/.

В испытаниях А.С.Шемонаева была также получена наиболее объективная оценка работы демпферных связей. Выяснилось, что демпферные связи не препятствуют существованию интенсивных тангенциальных колебаний лопаток по 3-й форме во всем частотном диапазоне. Важным фактом явилось возрастание уровня высокочастотных крутильных колебаний с набором нагрузки. Это же явление подтвердили Л.С.Рыжкова и А.Ю.Кондаков при испытаниях на натурном стенде лопаток последней ступени НД турбин типа К-300-240, К-500-240 и К-800-240 ПО ЛМЗ /85/. Таким образом, было установлено, что на- * личие демпферных связей не освобождает от вибронастройки лопаток, ^ причем опасность конкретных форм колебаний лопаток в данных случаях может быть определена только экспериментально.

Подавляющее большинство натурных исследований посвящено рабочим лопаткам последних ступеней АД мощных конденсационных турбин.

Так, было установлено, что конструктивное исполнение лопаточного аппарата последней ступени низкого давления турбин влажного пара К-220-44 и К-500-65/3000 ПО ХТЗ, К-300-240 ПО ЛМЗ при всех режимах работы агрегатов является надежным в вибрационном отношении /85/. Для повышения надежности такой ступени турбины К-300-240 ПО ХТЗ было рекомендовано применение менее чувствительных к срывному возбуждению модернизированных рабочих лопаток, установлен оптимальный режим пуска с целью исключения длительной работы при высоких уровнях резонансных напряжений, а также ограничены режимы работы по давлению в конденсаторе /106/.

Важными в практическом и теоретическом отношении явились натурные исследования лопаточного аппарата турбопривода питательного насоса OF—I2XI КТЗ, выполненные под руководством Е.И.Молчанова и Е.Б.Карпина при участии автора диссертации /112,113/. Эти исследования позволили установить причину и ликвидировать повреждения хвостовой части лопаток ступеней с демпферными связями. Также была обоснована возможность эксплуатации турбопривода в расширенном диапазоне частот вращения при работе блока со скользящим начальным давлением пара.

За рубежом натурные исследования получили заметное развитие. Особый прогресс достигнут в применении телеметрических средств передачи сигнала от тензорезисторов ко вторичной аппаратуре /122/.

Из приведенного обзора видна исключительная роль натурных вибрационных теизометрических исследований, которые позволяют, в частности:

- достоверно определять уровень динамических напряжений при различных режимах работы турбоагрегата;

- определять собственные частоты и формы, при которых возникают повышенные динамические напряжения, и устанавливать источник их возбуждения;

- выявлять заранее непрогнозируемые факторы, влияющие на вибрационную надежность лопаточного аппарата;

- проверять правильность принятых рекомендаций по повышению вибрационной надежности лопаточного аппарата,

С учетом этого в нормах на вибрационную отстройку лопаток паровых турбин 1978 года, помимо требований по отстройке от опасных резонансных форм колебаний, были включены указания по контролю вибрационного состояния облопачивания в условиях эксплуатации на головных образцах серии паровых турбин /82/.

Внимание исследователей, проводивших натурные измерения вибрации лопаточного аппарата теизометрическим способом, было направлено и на повышение надежности и точности измерений. Защите тензорезисторов и коммуникационных проводов от влаги посвящены работы А.З.Шемтова /109/, А.С.Шемонаева /107/, Д.А.Аркадьева /5/, А.Ю.Кондакова /50/, Г.Л.Гурского /30/. Эта проблема решалась, в первую очередь, для последних ступеней паровых турбин с повышенной влажностью и для температур не выше 200°С; технология оснастки ступеней с рабочей температурой в диапазоне 200-400°0 оставалась неразработанной. Несмотря на определенные успехи в подборе клеев и герметиков, вопрос надежной защиты тензо-оснастки от влаги требовал дальнейшей проработки. Также оставались существенные трудности в проведении динамического тензомет-рирования крупногабаритных деталей турбин из-за необходимости термообработки составов, связывающих тензорезистор и исследуемую деталь.

Наряду с теизометрическим методом в последние годы при вибрационных исследованиях лопаточного аппарата турбин стал развиваться дискретно-фазовый метод.

ВТИ явился пионером по использованию дискретно-фазового метода в энергетике: до этого он применялся авторами лишь для лопаток компрессоров газовых турбин /37/. Позднее Г.Л.Гурский /30/ предложил ряд методических и конструктивных разработок, расширяющих возможности дискретно-фазового метода и повышающего его точность.

Однако дискретно-фазовый метод имеет существенные недостатки, связанные с трудностями измерения колебания лопаток с бандажными связями, необходимостью проведения тарировочных работ. Таким образом, вопрос обеспечения надежности вибрационных исследований рабочих лопаток натурных паровых турбин с помощью тензометрирования и дискретно-фазового метода решзн не до конца.

Сделанный анализ работ показал, что в настоящее время имеется ряд актуальных вопросов, решение которых связано с проблемой обеспечения вибрационной надежности лопаточного аппарата паровых турбин и возможно лишь с помощью натурных исследований. В последние годы наибольшее количество повреждений было связано с рабочими лопатками ЧНД мощных турбин. Поэтому тема диссертации посвящена вопросам повышения вибрационной надежности именно этих лопаток. С этой целью в диссертации рассмотрен ряд неизученных вопросов, связанных о условиями эксплуатации рабочих лопаток ЧЦД турбин, а также некоторые конструктивные факторы, влияющие на надежность работы этих ступеней. К их числу относятся:

- определение влияния ленточного бандажа и демпферной связи на возбуждение колебаний рабочих лопаток паровых турбин;

- изучение влияния расхода пара и давления в конденсаторе на уровень динамических напряжений в рабочих лопатках последних ступеней ЦП;

- изучение особенностей возбуждения рабочих лопаток промежуточных ступеней НД мощных конденсационных турбин в зависимости от конструкции проточной части и режимов эксплуатации.

Для решения указанных вопросов необходимы:

- разработка конструкции датчиков и повышение надежности тен~ зометрического и дискретно-фазового методов измерений в условиях влажного, а также перегретого пара;

- повышение точности тензометрического и дискретно-фазового методов исследования вибрации лопаточного аппарата.

Решение перечисленных задач является темой настоящей диссертации. с

Заключение диссертации по теме «Котлы, парогенераторы и камеры сгорания», Клебанов, Михаил Давыдович

197 ВЫВОДЫ

I. Вибрационная надежность лопаточного аппарата крупных паротурбинных установок является одной из наиболее актуальных проблем обеспечения их длительной эксплуатации.

Повреждения лопаток возникают вследствие конструктивных, технологических и монтажных дефектов, а также эксплуатационных факторов. Отсутствие инженерных методов расчета вибрационных напряжений в элементах лопаточного аппарата турбин делает метод экспериментальных исследований лопаток в эксплуатационных условиях единственным способом достоверной оценки напряжений в лопатках при их работе. Однако этот метод до последнего времени не получил своего достаточного развития из-за сложности организации подобных экспериментов и нерешенности ряда проблем, препятствующих надежной работе оснастки во время эксперимента.

2. С целью успешного решения вышеуказанной проблемы разработана и внедрена методика комплексных натурных исследований вибрации лопаток тензометрическим и дискретно-фазовым способом, пригодная для успешного проведения эксперимента во влажной среде и температуре до 400°С. Реализация этой методики потребовала разработки особой конструкции тензорезисторов, импульсных датчиков, защитных покрытий оснастки.

3, Вибрационные исследования лопаток в натурных условиях позволили получить объективную оценку целесообразности применения различных форм бандажных связей лопаток.

Установлено, что надежность работы лопаток с пакетной связью зависит от отстройки некоторых высокочастотных форм их колебаний от частоты ПН с, В частности, установлено, что в области flZc возможно возбуждение изгибно-крутильных форм колебаний пакетов с двумя узлами, создающих относительно высокий уровень напряжений (до 45 МПа), что необходимо учитывать в нормах на вибрационгную отстройку лопаток.

Подтверждено, что переход на демпферные связи подавляет тангенциальные колебания лопаток основного тона. Вместе с тем установлена возможность возбуждения колебаний одиночных лопаток с частотами 2-го и даже 1-го тона тангенциальных колебаний, вызванных недостаточно плотным прилеганием демпферных связей к лопаткам. Это явление необходимо учитывать при определении допусков на диаметр отверстий под демпферную проволоку и их положения по высоте лопаток, а также при задании жесткости проволоки.

4. На основании исследования влияния условий эксплуатации на вибрацию рабочих лопаток последних ступеней теплофикационных турбин типа T-50-I30 ПО ТМЗ и ПТ-60-130/13 ПО IMS разработана методика определения режимов, обеспечивающих надежность работы лопаток.

Установлено, что при снижении объемного расхода пара, начиная с некоторого значения, меньшего номинального, возникают колебания лопаток последних ступеней: в турбине T-50-I30 - по 2-му тону тангенциальных колебаний и 1-му тону крутильных колебаний лопаток, а в турбине ПТ-60-130/13 - по 2-му тону тангенциальных колебаний. Источником этих колебаний являются нестационарные импульсные воздействия парового потока.

При стационарном режиме эксплуатации турбин уровень вибрационных напряжений в лопатках существенно зависит от объемного расхода пара через ступень и от давления в конденсаторе. Показано, что существует критическое значение объемного расхода пара ( Gtkxрит = 0,04-0,05), характеризуемое резким возрастанием уровня вибрационных напряжений. Максимальное значение этого уровня увеличивается с ростом давления в конденсаторе и при 6* = = 40 кПа достигает Рк = 35-40 МПа.

При нестационарном режиме эксплуатации турбин - резком повышении давления в конденсаторе и резком уменьшении пропуска пара 1 через ЧНД - динамические напряжения в лопатках могут в 2-2,5 раза превышать значения, достигнутые при стационарном режиме (до 100 МПа).

5. Впервые проведенные натурные вибрационные исследования лопаток промежуточных ступеней ЧНД турбины типа К-300-240 ПО Х13 позволили выявить основные причины их ненадежной работы и разработать рекомендации, повышающие надежность эксплуатации этих лопаток.

5.1. При исследовании вибрации рабочих лопаток 2-ой ступени обнаружены их резонансные внутрипакетные колебания при высоком уровне напряжений в ленточном бандаже, достигающем = 50 МПа в широком диапазоне нагрузок турбины. Как показали статистические и расчетные данные, одним из возможных источников переменных газодинамических сил, возбуждающих эти колебания, является нестационарное взаимодействие периферийных участков рабочих лопаток с циркуляционным течением, образующимся в зоне периферийной перекрыши, образованной направляющими и рабочими лопатками.

На оснований полученных результатов были предложены и внедрены следующие мероприятия:

- устранение большой периферийной перекрыши для 2-й ступени;

- совершенствование технологии клепки и контроля шипов, крепящих ленточный бандаж к лопаткам, а также переход на изготовление к новой модификации лопаток с шипами круглого сечения.

5.2. При исследовании вибрации рабочих лопаток 3-ей ступени установлена возможность их резонансных аксиальных колебаний системы диск-лопатки с 8-ью узловыми диаметрами, однако, при невысоком уровне динамических напряжений. Имевшие место вибрационные поломки лопаток пакетной конструкции в первую очередь происходили для тех ступеней, у которых критическая частота вращения лопаток была наиболее близка к рабочей частоте. Существенным фактором, снижающим вибрационную надежность лопаток этих ступеней, явилось наличие многочисленных концентраторов напряжения технологического происхождения. Поскольку данная ступень работает в зоне фазового перехода, наличие определенной корреляции между количеством случаев повреждений лопаток 3-ей ступени и качеством питательной воды на электростанциях показывает возможность снижения надежности работы лопаток под воздействием на их материал агрессивных примесей в паре.

Исследования показали, что явление конденсационной нестационарности потока в 3-й ступени не оказывает заметного влияния на уровень вибрации рабочих лопаток.

Для повышения вибрационной надежности лопаток 3-ей ступени были предложены и внедрены следующие мероприятия:

- повышение качества изготовления лопаток, исключающего появления в них концентраторов напряжения;

- с целью повышения прочности соединения лопаток бандажной проволокой переход от пакетного на кольцевое крепление лопаток.

В результате осуществления указанных мероприятий поврелщае-мость лопаток 3-ей ступени в последние годы сократилась в два раза.

5.3. При исследовании вибрации рабочих лопаток 4-й ступени было обнаружено существенное увеличение уровня вибрационных напряжений при уменьшении объемного расхода пара через последнюю ступень. В диапазоне нагрузок 140+200 МВт величина вибрационных напряжений в лопатках при аксиальной форме колебаний с частотой 450 Гц достигает высокого значения - 40 МПа. С другой стороны, обнаружен недопустимо малый запас от резонанса аксиальных колебаний системы диск-лопатки при 4-х узловых диаметрах с рабочей частотой вращения (в случае некоторого снижения частоты в сети), составляющий всего 2+3$.

В связи с этим для повышения вибрационной наделености лопаток этой ступени были предложены и внедрены следующие мероприятия:

- ограничение длительной эксплуатации при нагрузках 140*200 МВт турбин К-300-240 ПО ХТЗ с рабочими лопатками 4-й ступени старых модификаций (по типу заказов до II4038), имеющих пониженное значение усталостной прочности;

- переход от конструкции лопаток с демпферными связями к лопаткам с цельнофрезерованным бандажом;

- снижение величины концентрации напряжений путем увеличения толщины выходной кромки лопаток.

Помимо указанных мероприятий для 2-й, 3-й и 4-й ступеней рекомендовано заменить материал рабочих лопаток на сталь, имеющую повышенную усталостную и коррозионную прочность.

5.4. В результате совместных газодинамических и вибрационных исследований показано, что изменение расхода пара в регенеративные отборы в широком диапазоне приводит к незначительному (менее 2%) изменению окружной неравномерности давлений за промежуточными ступенями ЧНД на входе в камеры отборов; при этом уровень вибрационных напряжений изменяется не более, чем на 10$. Поэтому было рекомендовано отказаться от уменьшения щелей на входе в камеры регенеративных отборов, снижавших экономичность турбин.

6. Полученные в работе результаты внедрены на турбине К-300-240 ПО ХТЗ, турбинах Т-250/300-240, T-50-I30 ТМЗ, ПТ-60-130/13 ПО ЛМЗ и приводной турбине 0Р-12П КТЗ.

Экономическая эффективность от внедрения работ составляет 1,2 млн.рублей.

7. Комплексное решение проблемы вибрационной надежности лопаточного аппарата мощных паровых турбин требует дальнейшего разтвития работ по определению фактических частотных характеристик 1 и вибрационных напряжений лопаток наиболее нагруженных ступеней в эксплуатационных условиях, изучения влияния режимных факторов на надежность лопаток и определение оптимальных условий их эксплуатации, В целях изучения вынуждающих сил, вызывающих колебания лопаток, вибрационные исследования целесообразно дополнять газодинамическими исследованиями характеристик нестационарного потока.

Совершенствование методов натурных вибрационных испытаний лопаток турбин с применением современных измерительных комплексов и высокой степенью автоматизации измерений позволит перейти от единичных к массовым исследованиям, что создаст условия для дальнейшего развития методов расчета вынуждающих сил и создания инженерных методов определения вибрационных напряжений в лопаточном аппарате•

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Клебанов, Михаил Давыдович, 1983 год

1. Абрамович Г.И. Прикладная газовая динамика. М., Наука, 1969. 430 с.

2. Агейкин Д.И., Костина Е.И., Кузнецова Н.Н. Датчики контроля и регулирования. М., Машиностроение, 1965, 928 с.

3. Алексеев С.А. и др. Влияние осевого зазора на вибрационную прочность активных рабочих лопаток осевой турбины. Теплоэнергетика, 1973, № 8, с. 60-63.

4. Алексо А.И., Локалов С.А., Магин И.Я. Стенды для вибрационных испытаний лопаточного аппарата турбин. В кн. "Опыт создания турбин и дизелей". Свердловск, Средне-Уральское книжное издательство. 1969, с. I09-II9.

5. Аркадьев Д.А. Влияние конструктивных факторов на вибрационные характеристики и динамическую прочность лопаток паровых турбин с переменной скоростью вращения. Автореф. дис. на соиск. учен.степени канд.техн.наук. М., 1974, МЭИ, 23 с.

6. Аркадьев Д.А., Карпин Е.Б. Расчет частот аксиальных колебаний пакетов лопаток с узлами по бандажу. Энергомашиностроение, 1978, № 3, с. 6-9.

7. Бейлин Е.А. К расчету^ тонкостенных криволинейных стержней. Труды МИСИ, вып. 7, 1968,130с.

8. Биргер И.А. Некоторые математические методы решения инженерных задач. Оборонгиз, М., 1956, 151 с.

9. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Шнейдерович P.M. Расчет на прочность деталей машин (справочное пособие). М., Машиностроение, 1966, 616 с.

10. Богомолов С.И., Журавлева С.М. Взаимосвязанные колебания в турбомашинах и газотурбинных двигателях. Харьков, изд-во "Высшая школа", 1973, 179 с.

11. Богомолов Н.С. Колебания дисков турбомашин. Авторвф. дис. на соиск.учен.степени докт.техн.наук. Харьков, 1969, 31 с.

12. Боришанский К.Н. Колебания стержней и лопаток, связанных проволоками. Энергомашиностроение, 1965, J£ I, с. 7-10.

13. Боришанский К.Н. Некоторые особенности колебаний облопачи-вания с демпферными связями. Труды ЦКГИ, № 80, 1967, с.11-13.

14. Боришанский К.Н. Особенности колебаний лопаток с бандажными полками. Проблемы прочности, 1974, J& 9, с.97-102.

15. Боришанский К.Н. Рассеяние энергии при колебании вращающихся лопаток последних ступеней мощной паровой турбины. Проблемы прочности, 1975, 5, с. 9-14.

16. Боришанский К.Н. Рассеяние энергии при колебаниях лопаток турбин, соединенных связями. В кн.: Рассеяние энергии при колебаниях упругих систем. Киев, Наукова думка, 1976,с. 193-201.

17. Боришанский К.Н. Сопоставление результатов теоре тического и экспериментального изучения колебания лопаточных венцов с замкнутыми на круг связями. Проблемы прочности, 1972, № 8, с. 79—82,.

18. Братусь Я.А., Писаренко Г.С. Исследование демпфирования колебаний пакетов стержней. В кн.: Труды научно-технического совещания по демпфированию колебаний. Киев, АН УССР, I960, с. I5I-I59.

19. Вагнер Я.Т. Связанный характер вибраций лопаток турбомашин за счет влияния ротора. Труды/15/У£ серия А, № 4, 1967,с. 41-45.

20. Ветчинкин В.П. Теория гребных винтов. Изд. ВВИА им. Н.Е.Жуковского. М., 1926, 122 с.

21. Вибрационная коррозия металла турбин при нагрузках, близкихк рабочим. Экспресс-информация. Теплоэнергетика, 1978, J6 33, с. 17-25.

22. Видякин Ю.А. 0 демпфирующей способности лопаток паровых турбин, связанных в пакеты бандажом. Энергомашиностроение, 1958, № II, с. 12-15.

23. Волчков В.И. и др. Исследование влияния регенеративного отбора пара на структуру потока в проточной части паровой турбины. Энергомашиностроение, 1978, №3, с. 4-5.

24. Воробьев Ю.С., Гошкодеря В.П. Синтез демпферных связей для лопаток с заданными вибрационными свойствами. Харьков, 1980, 15 с.

25. Воробьев Ю.С. Исследование колебаний рабочего лопаточного аппарата турбомашин. Автореф. дис. на соиск.учен.степени докт.тех.наук. Харьков, 1978, 37 с.

26. Гонткевич B.C. 0 влиянии некоторых факторов на заглушающую способность основных материалов, применяемых в турбостроении при изгибных колебаниях. Сборник трудов лаборатории гидравлических машин АН УССР. Киев, вып. 6, 1956, с. 192-202.

27. Горелкин Н.М. Исследование частот вращающихся лопаток паровых турбин и других машин. В кн. Исследование элементов паровых и газовых турбин и осевых компрессоров. М., Машгиз, вып. 6, I960, с. 232-241.

28. Горелов Д.Н., Курзин В.Б., Сарён В.Э. Аэродинамика решеток в нестационарном потоке. Новосибирск, наука, 1971, с. 272.

29. Грудев И.Д. 0 собственных частотах, пространственных криволинейных стержней. Известия ВУЗов, Машиностроение, 1970, В 6, с. 31-34.

30. Дейч М.Я., Трояновский Б.М. Пути повышения экономичности мощных паровых турбин. Теплоэнергетика, 1972, № II,с. 11-19.

31. Дондошанский В.К. О возбудимости резонансных колебаний пакетов лопаток турбомашин. Энергомашиностроение, 1965,1. В 10, с. 17-19.

32. Дондошанский В.К. Расчеты колебаний упругих систем на электронных вычислительных машинах. Л., Машиностроение, 1965, 368 с.

33. Дроконов A.M., Зарянкин А.Е. Исследование совместной работы турбинной ступени и диффузорного выхлопного патрубка. -Теплоэнергетика, 1972, IS 2, с. 43-44.

34. Жирицкий Г.С., Стрункин В.А. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых турбин. М., Машгиз, 1968, 520 с.

35. Заблоцкий И.Е., Коростелев Ю.А., Шипов Р.А. Бесконтактные измерения колебаний лопаток турбомашин. М., Машиностроение, 1977, 159 с.

36. Зайдель А.И. Элементарные оценки ошибок измерений. АН СССР, Наука, 1968, 350 с.

37. Зайдельман Р.Л. Демпфирующая способность пакетов турбинных лопаток. В кн.: Рассеяние энергии при колебаниях упругих систем. Киев, Наукова думка, 1970, с. 342-363.

38. Зайдельман Р.Л. Повышение надежности турбинных лопаток демпфированием колебаний. М., Энергия, 1967, III с.

39. Иванов В.П. Колебания лопаточного венца с упругими связями между лопатками. Труды КАЙ, вып. XXX, 1967, с.

40. Иванов В.П. К вопросу о причинах разброса резонансных налряжений в упругих телах, конструктивно обладающих циклической симметрией. Труды КАИ, квып. ХХШ, 1969, с. ШЗ-19.

41. Индурский М.С., Ржезников Ю.В. Метод расчета осесимметрич-ного потока в ЦЕД паровой турбины. Теплоэнергетика, 1977, № 10, с. 17-21.

42. Индурский М.С., Ржезников Ю.В., Симкин М.С. Оптимизация параметров последней ступени паровой турбины с учетом работы на переменном режиме. Теплоэнергетика, 1979, № 3, с. 43-48.

43. Карпин Е.Б., Молчанов Е.И., Зайдельман Р.Л., Тёмкин С.А., Бутряков В.И. Исследование динамической прочности облопачивания турбины 0Р-12П Конаковской ГРЭС. Энергомашиностроение, 1972, № 9, с. 29-30.

44. Качуринер Ю.Я. Расчеты неравновесного состояния скоростных потоков конденсирущегося пара. Сб. докладов на 1У Всесоюзном совещании по тепло- и массообмену. Минск, 1972, с. 35-38.

45. Кислотная коррозия паровых турбин. Экспресс-информация. Теплоэнергетика, 1979, № 8, с. 1-10.

46. Клокова Н.П. Тензодатчики для измерений при повышенных температурах. М., Машиностроение, 1965, 120 с.

47. Куличихин В.В. и др. Влияние эксплуатационных режимов на колебание рабочих лопаток последней ступени теплофикационной турбины. Электрические станции, 1976, № 7, с. 24-25.

48. Кондаков А.Ю. Повышение вибрационной надежности лопаточного аппарата последних ступеней мощных паровых турбин. Автореф. дисс. на соиск. учен, степени канд.техн.наук. Л., 1979,19 с.-1

49. Котельные и турбинные установки энергетических блоков. Опыт освоения. Труды ВТИ., М., Энергия, 1971, 267 с.

50. Котов Ю.В., Волчков В.И. Натурный экспериментальный стенд ЛМЗ им. ХХП свезда КПСС. Энергомашиностроение, 1967, № 8, с. 43-44.

51. Кэмпбелл В. Аксиальная вибрация дисков паровых турбин и меры защиты от нее. Энергоиздат, 1937, 120 с.

52. Лагун В.П., Симою Л.Л. Газодинамические исследования последней ступени натурного ЦНД турбины BK-I00-5 до и после модернизации. Теплоэнергетика. 1969, № 8, с. 13-18.

53. Лагун В.П., Симою Л.Л. и др. Особенности работы последних ступеней ЦНД на малых нагрузках и холостом ходу. Теплоэнергетика, 1971, & 2, с. 21-24.

54. Лагун В.П., Симою Л.Л. и др. Результаты исследования последней ступени турбины на экспериментальной паровой турбине ХТГЗ. Теплоэнергетика, 1967, № 8, с. 43-48.

55. Лапузин А.В. Исследование влияния регенеративного отбора на работу турбинного отсека. Автореф. дис. на соиск.учен.степени канд.техн.наук, Харьков, 1981, 27 с.

56. Левин А.В., Боришанский К.Н., Консон Е.Д. Рабочие лопатки и диски паровых турбин. Л.-М., Госэнергоиздат, 1981, ;7;Ю с.

57. Левин А.В., Шур С.С. Крутильные колебания рабочих лопаток, связанных в пакет. Энергомашиностроение, 1961, № 8, с. 1-4.

58. Лейкин А.С. Напряженность и выносливость деталей сложной конфигурации. Машиностроение, 1968, з71 с.

59. Мартынова О.И. Влияние водно-химических режимов энергоблоков ТЭС и АЭС на надежность работы паровых турбин. Энергохозяйство за руоежом, 1979, № I, с. 1-6.

60. Матвеев В.В. Исследование демпфирования колебаний лопаток турбин, обусловленного потерями энергии в замковом соединении.

61. Автореф.дисс. на ооиок.учен.степени канд.техн.наук, Киев, 1964 , 17 с.

62. Молчанов Е.И., Карпин Е.Б., Клебанов М.Д. Вибрационная надежность лопаток турбопривода питательного насоса энергоблока 300 МВт при скользящем давлении пара. Электрические станции, 1976, Ш 8, с. 29-31.

63. Молчанов Е.И., Первушин С.М. Исследование виорации лопаток последних ступеней мощных паровых турбин. Проблемы прочности, 1974, № 10, с. 8з-85.

64. Мухин Н.М. 0 влиянии геометрических образцов на рассеяние энергии в материале при крутильных колебаниях. Труды научно-технического совещания по демпфированию колебаний упругих систем. Киев, АН УССР, I960, с. 123-126.

65. Новиков Н.В. Исследование влияния высоких температур на рассеяние энергии при колебаниях упругих систем. Гос.изд. техн.лит. УССР, Киев, 1962, 125 с.

66. Панов Ю.Д. Расчет воздушного винта на прочность. Труды ЦАГИ, № 228,1937, 181 с.

67. Петрова А.П., Лукина Н.Ф. Применение клея BK-I9 в датчиковой аппаратуре. Экспресс-информация. Металлорежущий и контрольно-измерительный инструмент. Изд. НИИМАШ, 1980.

68. Петров Е.П. Колебания рабочих колес турбомашин с различными схемами пакетирования лопаток. Автореф.дис. на соиск.уч. степени канд.техн.наук. Харьков, 1982, 25 с.

69. Писаренко Г.С. Колебания упругих систем с учетом рассеяния 1 энергии в материале. Киев. АН УССР, 1965, 238 с.

70. Писаренко Г.С., Матвеев В.В. О влиянии продольного растягивающего усилия на поперечные колебания консольного стержня с гистерезисными потерями. Проблемы прочности, 1970, № 9, с. 31-35.

71. Писаренко Г.С. Рассеяние энергии при механических колебаниях. Изд. АН УССР, Киев, 1962, 328 с.

72. Писаренко Г.С., Хильчевский В.В., Гончаров Г.И. Исследование рассеяния энергии в материале при изгибных колебаниях в поле статических нормальных напряжений. В кн.: Рассеяние энергии при колебаниях систем. Киев. Наукова думка, 1968, .'265. с.

73. Повреждения лопаток осевых паровых турбин. Экспресс-информация. - Теплоэнергетика, 1971, $ 37, с. 1-10.

74. Предотвращение повреждений рабочих лопаток последних ступеней паровых турбин из-за эрозии их выходных кромок. Эксплуатационный циркуляр № T-4-I80. Москва. 1980.

75. Прокопенко А.Г. и др. Исследование полей давления в камерах ступеней регенеративных отборов паровых турбин. Теплоэнергетика, 1979, № 5, с. 41-42.

76. Прокофьев К.А,, Видякин Ю.А. К вопросу определения демпфирующих свойств лопаточных материалов и конструкций лопаток.

77. Энергомашиностроение. I960, №10, с. 13-16.

78. Прокофьев К.А., Епанечников М.М., Меерсон И.Л. Демпфирующие свойства лопатки с индивидуальным хвостом елочного типа.

79. В кн.: Рассеяние энергии при колебаниях упругих систем. Киев, Наукова думка, 1966, с. 243-248.

80. Прокофьев К.А., Самсонов Ю.А., Чернов С.К. Вибрация деталей судовых турбоагрегатов. Часть I. Судостроение, 1966, с.31-38.

81. Расчет собственных частот лопаток с различными связями и упругой заделкой. РТМ 108.020.06-75. ЦКТИ, Ленинград, 1975,48 с.

82. РТМ 108.021.03-77. Нормы на вибрационную отстройку лопаток • паровых турбин. Л., НПО ЦКТИ, 1978, 4 с.

83. Рубен Ф.К. К определению динамических напряжений в рабочих лопатках ступеней паровых турбин. Автореф.дис. на соиск. учен.степени канд.техн.наук. М., 1969, 19 с.

84. Рунов Б.Т. Вибрационные испытания лопаточного аппарата паровых турбин на электростанциях. M.-JI., Госэнергоиздат, 1954, 200 с.

85. Рыжкова Л.С., Кондаков А.Ю. Вибропрочностные испытания лопаток последней ступени мощной паровой турбины на натурном стенде. Энергомашиностроение, 1978, №6, с. 29-31.

86. Рыжкова Л.С., Кондаков А.Ю. Вибропрочностные испытания лопаток последней ступени паровой турбины в эксплуатационных условиях. Энергомашиностроение. 1978, № 8, с. 37-38.

87. Рыжков В.К. и др. Особенности течения пара через направляющие решетки ступеней низкого давления паровых турбин. Теплоэнергетика, 1975, № 3, с. 47-49.

88. Самойлович Г.С. Возбуждение колебаний лопаток турбомашин. М., Машиностроение, 1975, 288 с.

89. Самойлович Г.С., Нитусов В.В., Юрков Э.В. Исследование возбуждения вынужденных колебаний лопаток турбомашин в переменном по окружности потоке. Проблемы прочности, 1974, № 8,с. 106-109.

90. Самойлович Г.С., Нитусов В.В., Юрков Э.В. Исследование формы проф иля рабочих лопаток на возбудимость тангенциальных и аксиальных возбужденных колеоаний низких крайностей. В кн. "Туроомашины", Труды МЭИ, вып. 99, М., 1971, с. I03-II3.-1

91. Самойлович Г.С., Рубен Ф., Юрков Э.В. Исследование возбуждающих и демпфирующих сил в ступенях турбомашин. Труды МЭИ, сек. паровых и газовых турбин. 1969, с. I24-I3I.

92. Самойлович Г.С., Сидоров А.А. Исследование аэродинамических сил при возбуждении аксиальных колебаний лопаток турбомашин. Теплоэнергетика, 1972, № I, с. 79-80.

93. Симою JI.Л., Лагун В.П., Нахман Ю.В., Маркозов Н.Д. Влияние регенеративного отбора на экономичность ступеней низкого давления паровых турбин. Теплоэнергетика, 1977, № 2,с. 35-39.

94. Справочник машиностроителя под ред. Серенсена С.В., т. 3 М., Машгиз, 1962, 419 с.

95. Тимошенко В.П. Исследование рассеяния энергии в материалах при однородном напряженном состоянии. Труды научно-технического совещания по изучению рассеяния энергии при колебаниях упругих тел. Киев АН УССР, 1958, с. 158-162.

96. Топунов A.M., Шекун Г.Д. Изменение динамических напряженийв рабочих лопатках турбин путем воздействия на вторичные течения при различных осевых зазорах. Теплоэнергетика, 1978, № 5, с. 13-16.

97. Тржецинский А.В. Усовершенствование расчетных методов вибрационной отстройки рабочих лопаток паровых и газовых турбин. Автореф.дис. на соиск.учен.степени канд.техн.наук. ЦКГИим. И.И.Ползунова. Л., 1974, 15 с.

98. Трояновский Б.М., Богомолова Т.В. Анализ влияния параметров турбинной ступени большой веерности на устойчивость ее работы. Теплоэнергетика, 1976, Л 12, с. 40-43.

99. Трояновский Б.М., Лагун В.П. и др. О проектировании последних ступеней паровых турбин. Теплоэнергетика, 1970, № 2, с. 16-19.

100. Трояновский Б.М. Паротурбостроение. Обзор и некоторые проблемы. Теплоэнергетика, 1974, № 8, с. 23-29.

101. Тумаркин С.А. Равновесие и колебания закрученных стержней. Труды ЦАШ, № 341, 1937, Г58 с.

102. Усачев И.В. и др. Возбуждение аксиальных колебаний паровых турбин в эксплуатационных условиях. Энергомашиностроение, 1981, № 3, с. 5-9.

103. Хатунцев Э.А. Динамическое тензометрирование элементов энергетического оборудования. Теплоэнергетика. 1973, № 5, с. 48-52.

104. Хейман Ф.Дт. Вибрации турбинных лопаток, возникающие под .влиянием закромочных следов лопаток соплового аппарата. -Энергетические машины и установки, 1969, № 4, с. 1-20 (пер. с англ.).

105. Шапиро Г.А., Захаров Ю.В., Трубилов М.А. и др. Исследование режимов работы ЧБД турбин T-50-I30 с уменьшенными вентиляционными пропусками пара. Теплоэнергетика, 1967, № 2.с. 25-30.

106. Шемтов А.З., Боришанский К.Н. Некоторые особенности колебания лопаточных венцов турбомашин с замкнутыми на круг связями. Проблемы прочности, 1972, № 8, с.

107. Шнейдман А.Е. Определение частот собственных колебаний лопаток турбин при вращении методом раздельного учета упругих и центробежных сил. Сб. Колебания в турбомашинах. М.,1. АН СССР, 1956, с. 77-96.

108. Шнеэ Я.И., Гаркуша А.В., Шведова Т.Н. Исследование ступени-Рсрс малым отношением ^ г- и уменьшенным радиальным градиентом степени реактивности. Теплоэнергетика, 1976, Jfc I, с. 34-39.

109. Шнеэ Я.И., Гродзинский В.Л. Работа турбинной ступени в переменном режиме. Теплоэнергетика, 1973, № 5, с. 52-53.

110. ИЗ. Шнеэ Я.И. и др. Влияние кольцевой щели на входе на работу турбинной ступени с резким раскрытием проточной части. -Теплоэнергетика, 1968, J6 II, с. 40-42.

111. Шнеэ Я.И. и др. Влияние режимных факторов на вел ичину динамических напряжений в рабочих лопатках турбинной ступени. -Теплоэнергетика, 1974, J« I, с. 49-53.

112. Шнеэ Я.И. и др. Исследование нестационарных процессов течения в турбинных ступенях с малым втулочным отношением. -Теплоэнергетика, 1971, №10, с. 33-38.

113. Шорр Б.Ф., Изгибно-крутильные колебания закрученных компрессорных лопаток. Прочность и динамика авиационных двигателей. Вып. I. Машиностроение, 1964, с. 45-50.

114. Штясны М. Исследование работы последней ступени паровой турбины при переменной нагрузке. Теплоэнергетика, 1975, № 5, с. 83-86.

115. Шубенко-Шубин Л.А. Прочность элементов паровых турбин. М.,1. Машгиз, 1973, 567 с.

116. Эрф Е.К. Голографические неразрушающие исследования. М., "Мир", 1980, 280 с.

117. Яблочник А •Л. Общая теория статистики. М., "Статистика", 1976 , 476 с.

118. Яковлев А.П. Влияние формы колебаний на рассеяние энергиив материале. В кн.: Труды научно-технич.совещания по изучению рассеяния энергии при колебаниях упругих тел. Киев, АН УССР, 1958, с. 228-246.

119. Drahy J. Betricbszuverlassigkeit und dynamische Beanspruchung der Laufschaufeln von Dampsturbinen. "Enckgutechnick", April, 1977, 29 ig, heft 4, S.155-160.

120. Houbolt J.C., Brooks G.W. Differential equations on motion for coupled flapwise bending, cherdwise bending and torsion of twisted nonunifonn rotor blades. NACA, Report, 1346,1958»

121. Kirkhope J., Wilson G.J. Analisis of coupled bladedisc vibration in axial flow turbines and fans. AI AA Paper, No 71375, 1971, p.11-13.

122. O.Ionas. Turbine steam purity-Combustion, vol.50, № 6, December, 1978, p.19-27.

123. Okubo A., Kadyoya Y., Sato T. Development of 50 Hz 44 inch turbine blade. "Technicalreview", February,1972, p.21-32.

124. Targoff W.P. The bending vibrations of a twisted rotating beam. Proc.third midwestern conf. on solid mechanics, 1957, p.296-304.

125. Traupel V?. BeanBpruch.ung schwingender Schaufeln in

126. Вибрационное исследование.лопаточного аппарата турбо про во да 0P-I2 ПН турбины К-300-2401. Л

127. Гарантированный ronoftnfi экономический эффект (тыс. руб.) -■ Р^£.эффективность перевода одного энергоблока мощностью ^00 МВт на работу по скользящему начальному давлению пара составляет rv? 140 тыс. руб. в год,I

128. Предложение о дальнейшем внедрении работы и др. замечания: Н8 ССНОВанИИпроведенных испытаний турбины. 0P-I2ПНвозможен перевод на ра- . боту по скользящему дав:;ению всех блоков 500 имеющих ПТН .с турбинами типа 0P-I2I1H.

129. Работу ВТИ по внедрению счттать закопченной в полном объеме.1

130. Представители ВТИ Прппстпппт^лн, г?л. г-то нимиluи*Молчанов Сухоцкий.

131. Клебанов fcuf*^ jj!&Gx>L<ts7Рубахин

132. Салимон /ts^^y 4 ^ / 4j Бирюковt

133. РТ ВТИ }'■> 325. Тир. 500 экз.1. ГлавнСтавр on олъс ко йt; i!<1. ./*, £ * 1Л1. УГ, В. АСТЕНИИ-ш1981 г.1. АКТ

134. Экономический эффект от внедрения рекомендаций данной работы на Ставропольской ГРЭС составляет 932 тыс.рублей.

135. Представители ВТИ им. Дзержинского: Представители Ставропольеской ГРЭС; ,;/

136. Зав. ОГиТ.fgic^O— Комаров Й.Ф. Зам.гл.инженера вт

137. СТ%ЬГ,С* k/u J юрков Э.в. Нач-к 1СТЦ ^^^г^оанову1. АКТ ВНЕДРЕНИЯ

138. Вибрационные испытания, проведенные на турбинах ст. I и 6 ТЭЦ-4 Кировэнерго в 1975-77 гг., охватывали оейовные режимы эксплуатации турбин T-5Q-I30 и ПТ-60-1Э0/ТЗ в широком диапазоне изменения расходов пара и давлений в конденсаторе.

139. Полученные в результате исследований данные о напряженном состоянии рабочих лопаток последних ступеней позволили определить режимы, которые обеспечивают безаварийную работу лопаточного аппарата турбин T-50-I30 и ПТ-60-130/13.

140. Годовой экономический эффект от внедрения яд ТЭЦ-4100 тыс.рублей. .i