*
1
ОГЛАВЛЕНИЕ
|
ВВЕДЕНИЕ.....................................................4
ГЛАВА 1. УСЛОВИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ И ПОВРЕЖДЕНИЯ ДИСКОВ
ПАРОВЫХ ТУРБИН......................................9
1.1. Силовые факторы нагружения насадных дисков в составе ротора при эксплуатации..............................................9
) »
1.2. Критические зоны накопления и развития эксплуатационных повреждений в насадных дисках............................14
1.3. Традиционные методы регламентных работ и ремонтных технологий...............................................17
1.4. Методы прогнозирования остаточного ресурса дисков турбин, (имитационное моделирование).............................21
ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ...........................................40
ГЛАВА 2. РАЗРАБОТКА МЕТОДИКИ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ
ОСТАТОЧНОЙ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ДИСКОВ ПАРОВЫХ ТУРБИН НА СТАДИИ РАЗВИТИЯ
ПОВРЕЖДЕНИЙ........................................42
2.1. Общий алгоритм прогнозирования остаточной долговечности на стадии роста трещин......................................42
2.2. Разработка метода подконструкций для моделирования повреждений шпоночного паза и обоснование топологии расчетной схемы МКЭ для трещины четвертьэллиптической формы в плане..............45
2.3. Модель напряженно-деформированного состояния и коэффициенты интенсивности напряжений для уголковой трещины в диске...59
2.4. Разработка модели прогнозирования роста трещины и остаточной долговечности........................................... 64
ГЛАВА 3. ПАРАМЕТРЫ ОБЩЕГО И ЛОКАЛЬНОГО НАПРЯЖЕННО-
ДЕФОРМИРОВАННОГО СОСТОЯНИЯ НАСАДНОГО ДИСКА ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ В ИСХОДНОМ И ПОВРЕЖДЕННОМ СОСТОЯНИЯХ.........................................69
2
3.1. Расчет контурной нагрузки в вильчатом замковом соединении лопатки с диском и контактного давления при посадке диска на вал турбины................................................................69
3.2. Расчет упруго-пластических полей напряжений и деформаций в диске
турбины для эксплуатационных условий нагружения.............80
3.3. Полярные распределения упруго-пластических напряжений для шпоночного паза с уголковой трещиной и кинетика зон пластической деформации вдоль фронта трещины.............................97
> «
ГЛАВА 4. ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ОСТАТОЧНОЙ ДОЛГОВЕЧНОСТИ ДИСКА ТУРБИНЫ С ЭКСПЛУАТАЦИОННЫМ ПОВРЕЖДЕНИЕМ..................................................126
4.1. Расчет упруго-пластических коэффициентов интенсивности напряжений в шпоночном пазу для различной геометрии уголковой трещины................................................126
4.2. Прогнозирование остаточной долговечности диска паровой турбины на стадии развития повреждений.........................133
4.3. Рекомендации по вариантам ремонтных технологий продольного шпоночного паза........................................137
ВЫВОДЫ........................................................141
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ..............................143
ПРИЛОЖЕНИЕ
3
I
ВВЕДЕНИЕ
При оценке гарантированной продолжительности надежной работы
турбинного оборудования применяется понятие паркового ресурса' -
наработки однотипных по конструкции, маркам стали и условиям
эксплуатации элементов теплоэнергетического оборудования, которая
обеспечивает их безаварийную работу при соблюдении требований
г ’
инструкций.по эксплуатации. Парковый ресурс для роторов паровых турбин составляет 100 тыс. часов.
В настоящее время*значительная часть роторов паровых турбин близка к исчерпанию паркового ресурса либо полностью его- выработала и эксплуатируется на основании индивидуальных решений по фактическому техническому состоянию.
Критические с точки зрения несущей способности^ и ресурса-элементы, конструкций, как правило, содержат технологические и конструктивные концентраторы напряжений, что не позволяет исключить при. эксплуатационных условиях нагружения возникновения в них локальных пластических деформаций. Более того, именно в этих областях с течением времени накапливаются повреждения, приводящие к образованию и развитию микро- и макротрещин.
К таким элементам энергетического оборудования можно отнести насадные диски паровых турбин, которые по своему назначению и условиям эксплуатации являются наиболее напряженными и ответственными деталями ротора турбины.
В этой связи в настоящей работе поставлена цель разработки методики определения напряженно-деформированного состояния и прогнозирования на его основе остаточного ресурса насадных дисков ротора паровой-турбины с учетом образования' и развития повреждений в зонах конструктивной концентрации напряжений. На основе анализа распределений параметров НДС в области вершины трещины,
предполагается разработать модель прогнозирования скорости роста трещин и долговечности, основанную на совместном-учете влияния формы трещины, и условий нагружения. Моделирование работы исследуемой» конструкции будет проводиться* с помощью инженерного МКЭ комплекса ЛЫБУЗ. Особенности сложного напряженного состояния накладывают дополнительные требования, связанные с моделированием упругопластической ситуации в области вершины трещины. Цель исследования определяет следующие задачи:
- обосновать модель напряженно-деформированного состояния продольного шпоночного паза с- угловой несквозной трещиной с учетом посадки диска на вал турбины;
- разработать порядок исследования и интерпретации количественных и качественных характеристик упруго-пластического состояния области* вершины четвертьэллиптической трещины в*, зонах конструктивной-концентрации напряжений насадного диска паровойтурбины;
- определить закономерности изменения параметров НДС вдолыфронта, трещины в зависимости от формы дефекта и эксплуатационных условий нагружения диска;
- рассчитать силовые и деформационные параметры разрушения для типовых повреждений шпоночного паза и условий нагружения диска в эксплуатации;
- разработать и обосновать модель прогнозирования роста трещин и остаточной долговечности насадного диска паровой турбины.
Научная новизна работы состоит в:
- разработке и численном обосновании топологии расчетной схемы МКЭ для трещины четвертьэллиптической формы в плане применительно к моделированию повреждений шпоночного паза;
- количественной оценке влияния условий нагружения- и формы дефекта на поля НДС в области вершины трещины при упруго-пластическом деформировании;
- закономерностях изменения вдоль фронта трещины полей параметров НДС в зависимости от условий нагружения и формы дефекта;
- разработке алгоритма и комплекса программ исследования количественных и качественных характеристик упруго-пластического состояния области вершины четвертьэллиптической трещины;
- установлении влияния, условий нагружения и формы трещины на остаточную долговечность насадного диска паровой турбины.
На защиту выносятся:
• методика прогнозирования остаточной долговечности насадного диска паровой турбины, с учетом образования и развития повреждений в зонах конструктивной концентрации напряжений;
• модель, напряженно-деформированного состояния продольного шпоночного паза при наличии* повреждений в виде- уголковой несквозной трещины с учетом посадки диска на*вал турбины;
• алгоритминтерпретациичисленных результатов.МКЭ в пластической, области фронта трещины на эллиптической плоскости;
• модель прогнозирования роста трещин и остаточной долговечности, насадного диска паровой турбины;
• результаты расчетов долговечности насадного диска паровой турбины в исходном и поврежденном состояниях;
• обоснование вариантов ремонтной технологии диска в зоне конструктивной концентрации напряжений.
Практическая значимость настоящей работы заключается в возможности определения остаточного ресурса насадных дисков паровых турбин на стадии образования и роста трещин в зонах конструктивной концентрации* напряжений, а также в оценке малоцикловой усталости насадных дисков после применения ремонтных технологий. Результаты выполненного исследования позволяют назначать интервалы регламентных ремонтных работ в зависимости от накопленных эксплуатационных повреждений.
6
Достоверность результатов1 подтверждается, совпадением, частных численных решений с литературными данными и с данными диагностики технического состояния дисков роторов, полученными в процессе
проведения регламентных работ на тепловых электростанциях.
Работа выполнена в лаборатории «Вычислительной механики деформирования и разрушения» Исследовательского центра проблем энергетики Учреждения Российской академии наук Казанского- научного* центра РАН.
Результаты работы' представлялись на:
- аспирантских семинарах (Казань, Академэнерго - 2005-2009 гг.);
- итоговых научных конференциях Казанского научного центра РАН (Казань, КазНЦ РАН - 2005 - 2009 гг.);
Национальной* конференции по теплоэнергетике (Казань,
Исследовательский-центр проблем энергетики КазНЦ РАН - 2006 г.);
- V и VI'Школе-семинаре молодых учёных и специалистовг академика РАН В.Е. Алемасова «Проблемы тепломассообмена и гидродинамики в. энергомашиностроении» (Казань, Исследовательский центр проблем энергетики КазНЦ РАН - 2006, 2008гг.)
- XIX и XX Всероссийской межвузовской научно-технической конференции «Электромеханические и внутрикамерные процессы в энергетических установках, струйная акустика и диагностика, приборы и методы контроля природной среды, веществ, материалов и изделий» (Казань, КазВАКУ - 2007, 2008 гг.);
- XV Международной конференции по вычислительной механике и современным прикладным программным системам (Алушта, 2007 г.);
- Seventh International ASTM/ESIS Symposium on Fatigue and Fracture-Mechanics (36th ASTM* National Symposium on Fatigue and*Fracture Mechanics) (Tampa; Florida, USA, 2007);
- Международной конференции молодых ученых «XXXIV Гагаринские чтения» (Москва, 2008 г.);
7
- Sixth International Conference on Low Cycle Fatigue (Berlin, Germany,
2008);
- Пятнадцатой Международной научно-технической конференции студентов и аспирантов «Радиоэлектроника, электротехника и энергетика» (Москва, 2009г.);
- Second International Conference on Material and Component Performance under Variable Amplitude Loading (Darmstadt, Germany, 2009).
В полном объеме диссертация докладывалась в Исследовательском центре проблем энергетики КазНЦ РАН, Институте машиноведения РАН им. А.А. Благонравова, в ГОУ ВПО «Саратовский государственный технический университет».
8
ГЛАВА 1. УСЛОВИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ И ПОВРЕЖДЕНИЯ ДИСКОВ ПАРОВЫХ ТУРБИН
1.1. Силовые факторы нагружении насадных дисков в составе ротора при эксплуатации.
Ротор представляет собой вращающуюся часть турбины, несущую на себе рабочий лопаточный аппарат, с помощью которого осуществляется преобразование кинетической и потенциальной энергии рабочей среды (пара, газа) в механическую работу путем вращения турбиной подсоединенного к ней ротора генератора или любой другой рабочей машины.
Ротор является наиболее ответственной частью турбины. В условиях эксплуатации турбины ротор подвергается действию центробежных сил, крутящего и изгибающего моментов, растягивающих осевых сил и нагрузки от собственного веса. Лопатки и диски ротора при действии на них возмущающих сил как от рабочей среды (пара, газа), а также и по другим причинам, работают в условиях вибрации со знакопеременными напряжениями. По своей конструкции роторы разделяются на дисковые, цельнокованые, барабанные и комбинированные.
Рис. 1.1. Ротор низкого давления паровой турбины и диск 22 ступени
Сборный ротор (рис. 1.1), или ротор с насадными дисками, представляет собой конструкцию, состоящую из вала и посаженных на него дисков с рабочими лопатками. Применяют такие роторы в области умеренных температур для цилиндров низкого давления (ЦНД) [59]
9
Насадные диски определяют требуемое положение рабочих лопаток на роторе и в лопаточном аппарате турбины, выполняя функцию промежуточного звена между валом ротора и лопаточным аппаратом;, диски непосредственно участвуют в преобразовании прямолинейного движения пара во вращательное движение турбинного ротора. По своему назначению и условиям- эксплуатации диски являются; наиболее напряженными и ответственными деталями ротора турбины. После сборки с лопатками диски называют также рабочими колесами.
Диск турбины является почти столь же напряженной деталью, как и рабочие лопатки. Разрушение диска представляет собой серьезнейшую аварию» и связано,- обычно, с полным разрушением- турбины. Поэтому к материалу дисков и к качеству их обработки предъявляются; очень высокие требования.
Наибольшие напряжения в материале работающего рабочего колеса возникают в зоне втулочного отверстия;, однако, по> условиям металлургического производства, именно возле центра втулочного отверстия, совпадающего с центром слитка, материал поковки диска имеет более низкие механические свойства, чем в остальной части поковки. Поэтому образцы для контрольных испытаний материала поковки всегда берут из припуска, оставляемого на поверхности втулочного отверстия.
Турбинные диски изготовляются из поковок углеродистой и легированной стали. Процесс изготовления поковок должен обеспечить однородную структуру и высокие механические свойства материала заготовок для дисков. Стали, применяемые для изготовления турбинных дисков, разделяются на категории, которые определяются величиной напряжения, допускаемого-в материале дисков во время работы турбины, а также техническими условиями на материал для дисков. Технические требования к материалу дисков предусматривают высокую механическую прочность, чистоту металла и его однородность, отсутствие внутренних пороков и высокую химическую стойкость, а также хорошую
10
обрабатываемость резанием для получения гладкой поверхности в готовом диске [60].
До 1968 основные дисковые стали 34ХМА, 34ХН1М, 34ХНЗМ изготавливались в соответствии с ТУ МТМ 20-4-54, в которых не были оговорены значения верхнего уровня напряжения предела текучести <т02 и нижнего уровня ударной вязкости. В ОТУ 24-10-003-68 требования по 002 были установлены, на уровне 666-833 МПа, что соответствовало У категории прочности. Однако часть дисков У1 категории прочности, изготовленных до вступления в действие ОТУ 24-10-003-68, устанавливали на турбины еще ряд лет (до 1972 г.). Согласно фактическим данным уровень напряжений по оь.2 для стали 34ХНЗМ составляет 730-940 МПа [32].
Совершенно недопустимы в дисках резкие конструктивные переходы, грубые следы резца после механической обработки и другие дефекты, способные вызвать местную концентрацию напряжений. Известны случаи,, когда поломки дисков происходили еще в процессе сборки ротора. При этом разрушение начиналось от шпоночного паза. Причиной таких поломок, явилось то, что величина местного напряжения от натяга при горячей посадке оказалась значительно больше допустимой. Таким образом, в этом месте создавалась концентрация напряжений, вызванная отсутствием закругления (плавного перехода) в углу шпоночного паза. В рассмотренных случаях предусмотренное чертежами закругление повреждалось напильником при слесарной доводке ширины шпоночного паза. При этом, как показала проверка, качество материала дисков было безупречным.
В большинстве конструкций дисков [21] можно различить следующие элементы: обод (или венец диска), втулку (или ступицу) и среднюю' часть (или тело диска), называемую в производственной практике полотном. Иногда под словом «венец» понимают профиль обода под насадку лопаток, например при грибовидном или вильчатом профилях.
В некоторых конструкциях дисков при небольшой ширине лопаток обод не отличается по толщине от примыкающего к нему полотна. Размеры
11
обода целиком определяются размерами хвостов лопаток. Размеры втулки определяются величиной возникающих в ней напряжений, для снижения которых приходится увеличивать как длину, так и наружный диаметр втулки.
Специфическими элементами формы дисков, которые влияют на технологию их изготовления, являются профили тел дисков и пазы в ободах (венцах) дисков для крепления лопаток. Существует большое количество конструкций пазов и венцов для крепления рабочих лопаток, однако по методу обработки их можно свести к сравнительно небольшому числу типов. Обработка пазов в дисках является наиболее сложной и ответственной частью работы, так как иногда даже незначительные отклонения влекут за. собой браковку всего диска.
Различают следующие типы наиболее распространенных конструкций лопаточных хвостов: Т-образный, фибовидный, елочный, вильчатый.
Рабочие лопатки с вильчатыми хвостами закрепляются на ободе диска заклепками. В зависимости от размеров- лопаток используются' заклепки диаметром 4-20 мм. Предварительные отверстия под заклепки^ сверлятся до облопачивания диска с припуском 2 мм на диаметр. Расположение отверстий по шагу и в радиальном направлении необходимо выдерживать весьма точно, для чего сверление производят по накладным кондукторам с установленными в них кондукторными втулками.
К основным эксплуатационным режимам, кроме стационарного режима с номинальной нафузкой, относятся пуски из холодного, неостывшего (после суточного и двухсуточного простоев турбины) и горячего (после остановов на ночь) состояний, разгружения с частичной-нагрузкой и обратные догружения, плановые и аварийные остановы, т.е. имеют место циклы нафужения дисков.
При работе турбины насадное рабочее колесо (диск) находится в весьма сложных температурных и напряженных условиях. На- диск воздействуют: силы, создаваемые давлением пара на лопатки; центробежные силы от лопаток и собственной массы; силы, вызываемые натягом от горячей
12
<
I
посадки; силы, возникающие от разности давлений до диска и за ним; динамические нагрузки от вибрационных явлений; термические напряжения при пуске, переменных режимах работы турбины и др.
Обычно условия работы и конструкция дисков турбин таковы, что перепады давлений по обе стороны полотна диска не велики и напряжения, возникающие при изгибе диска, значительно меньше напряжений от других сил. Касательные напряжения, возникающие в теле диска из-за воздействия окружных усилий, обычно также малы.
При работе турбины на установившемся режиме температура полотна неохлаждаемого диска практически одинакова, и температурными
напряжениями также можно пренебречь.
Контурная нагрузка обусловлена центробежными силами профильной части (пера) лопатки, бандажа и хвостовика лопатки.
Крутящий момент с диска на вал в. нормальных условиях передается* трением, создаваемым контактным давлением, которое возникает за счет натяга [11]. Посадочные размеры диска и вала, определяющие натяг, должны выполняться с очень большой точностью, чтобы не создавать
дополнительных напряжений, которые могли бы суммироваться- с
напряжениями от центробежных нагрузок. Излишний натяг может привести к росту и без того больших напряжений. Вместе с тем натяг не может быть и чрезмерно малым, так как с увеличением частоты вращения диск расширяется быстрее, чем вал. При определенной частоте может появиться зазор между ними, что вызовет разбаланс и ровку ротора и повышение уровня вибрации на подшипниках. Частота вращения, при которой исчезает контактное давление, называется освобождающей. Эта частота должна быть больше любой возможной частоты вращения, возникающей при
эксплуатации ротора.
Тем не менее, в условиях эксплуатации, возможны случаи временного ослабления посадки, например, из-за более быстрого прогрева диска по сравнению с валом. Поэтому для гарантированной передачи крутящего
13
момента между диском и валом устанавливают шпонку. Установка шпонки резко увеличивает напряженность диска из-за возникновения, в зонах радиусных сопряжений шпоночного паза местной концентрации напряжений, превышающей номинальные напряжения в 2 - 3 раза [60].
Таким образом, основными силовыми факторами нагружения насадных дисков при эксплуатации являются:
1 .Центробежная сила от собственной массы диска;
2.Контурная нагрузка от воздействия рабочих лопаток на обод диска; которая передается через заклепки;
3.Контактное давление на- расточку диска, вызванное натягом при-посадке диска'на вал.
1.2; Критические зоны накопления' и развитии' эксплуатационных повреждений в насадных дисках.
Разрушение дисков является одной, из наиболее тяжелых аварий; поскольку оно не только влечет за собой полное разрушение1 турбины, но № наносит серьезный урон соседнему оборудованию.
К разрушению дисков практически всегда приводит разгон машины, при отказе систем ре1улирования и защиты. Это связано с тем, что диски являются очень напряженными деталями, причем их напряженность пропорциональна квадрату частоты вращения.
К разрушению диска может привести некачественный металл, из которого он изготовлен, или неправильная его обработка. Следует подчеркнуть, что изготовление качественных поковок дисков в соответствии с теми высокими требованиями, которые к ним предъявляются, является сложной технологической задачей.
В процессе изготовления диски-проходят тщательный технологический контроль, а изготовленный ротор в специальной вакуумной камере разгоняется до рабочей частоты вращения при« балансировке. Поэтому разрушение дисков - авария крайне редкая [59].
14
- Київ+380960830922