Возбуждение аксиальных колебаний колес паровых турбин в эксплуатационных условиях

Около семидесяти лет назад поломки тонких дисков И лопаточного аппарата рабочих колес стационарных паровых турбин побудили к исследованиям их вибрационного состояния. Было установлено, что причиной разрушения колес являются аксиальные колебания (АК). Определили основные условия возбуждения этих колебаний и средства защиты от их действия [1, 2]. С тех пор главным мероприятием, предупреждающим возникновения АК опасного уровня, стала отстройка облопаченных дисков от резонансного возбуждения на Кэмпбелл-машине. Многолетняя практика эксплуатации паровых турбин показала ее высокую эффективность.
С развитием стационарного паро-турбостроения растет доля потребления электроэнергии в коммунальном хозяйстве, расширяется централизованная теплофикация, что ведет к увеличению трудностей обеспечения как расчетного вакуума в конденсаторах, так и нагрузки ступеней низкого давления [3]. Длительная эксплуатация таких ступеней' в разгруженном состоянии — особенность работы мощных теплофикационных машин. В некоторых из них (для экономичности) допускается утилизация тепла отработанного пара во встроенном пучке конденсационной установки, что повышает давление в конденсаторе до величины, на порядок большей расчетной. В бюро вибрации и прочности ПО «Турбо-моторный завод» под руководством И. Я. Магина проведены экспериментальные работы по определению вибрационного состояния рабочих лопаток (РЛ) последних ступеней паровых турбин в эксплуатационных условиях. Анализ полученных данных показывает, что несмотря на отстройку, облопаченных дисков на Кэмпбелл-машине от опасных резонансных возбуждений с частотой, кратной рабочей частоте вращения ротора (РЧВР), в колесах ступеней низкого давления при малых объемных расходах рабочего пара (РП) происходит резонансное усиление аксиальной (дисковой) формы колебаний, интенсивность которых возрастает с повышением давления в конденсаторе.
Объектами испытаний были предпоследняя и последние ступени турбин ПТ-135/165-130/15 и Т-250/300-240, а также последняя ступень турбины Т-100/120-130. Рабочие лопатки всех четырех ступеней снабжены проволочными демпферными связями и не имеют периферийных бандажей. Опыты проводили на ряде действующих машин в стационарных условиях и на стендах с целями: определения вибрационных характеристик РЛ колес в диапазоне значений частоты вращения ротора от нуля до величины срабатывания бойков автомата безопасности; изучения зависимости уровня динамических напряжений в РЛ от изменения расхода РП и давления в конденсаторе.
Информацию о вибрационном, состоянии РЛ одновременно получали дискретно-фазовым методом (ДФМ) (с помощью аппаратуры «Элиа») и методом тензометрирования РЛ. С помощью пневматических токосъемников, разработанных и изготовленных в объединении, осуществляли съем сигналов тензодатчиков на осциллографы. По примеру, приведенному в литературе, тензометрированием получали уровень динамических напряжений в ограниченной части РЛ колес, а с применением ДФМ проводили сравнение динамических напряжений одновременно всех РЛ каждого диска. В результате установили преимущественное возбуждение.
На рис. 1 показаны диаграммы, полученные ДФМ, максимальных амплитуд колебаний вершин РЛ одного из колес при прохождении резонансного возбуждения последовательно четвертой и третьей (рис. 1, б) кратностей частоте вращения ротора (ЧВР), а также максимальные размахи вершин РЛ при работе ступени на малом объемном расходе РП. Здесь виден волнообразный характер распределения максимальных амплитуд (размахов) вдоль ряда РЛ. Изучение дискретно-фазовых диаграмм АК рабочих лопаток с частотой, кратной ЧВР, когда кратность легко фиксируется, привело к предположению, что число максимумов на диаграмме должно вдвое превышать кратность возбуждения.
Используя результаты исследования Кэмпбелла, покажем, что это действительно так.