CC BY
10
УДК: 621.313.322-82
О.В. ТРЕТЯК1, О.В. СЕНЕЦЬКИЙ2, О.Ю. ШУТЬ1, В.М. ДОЦЕНКО3,
е.с. п'ятницька3
1 ДП «ЗАВОД «ЕЛЕКТРОВАЖМАШ», Украгна 21нститут проблем машинобудування НАЛ Украгни, Украгна 3Нащональний аерокосмгчний утверситет ¡м. М. €. Жуковського «ХА1», Украгна
СКЛАДНОНАПРУЖЕНИЙ СТАН ДЕТАЛЕЙ ГЕНЕРАТОР1В ВЕЛИКО1' ПОТУЖНОСТ1
Проведено анализ випадыв руйнування ротор1в генераторов, що мали мсце у свтовш практии,1 експлуатаци енергетичного устаткування. Детально представлено стада втомного руйнування ротор1в генераторов. Розрахована тривиморна модель найбольш на-пружених елементов конструкци — бандажного кольця ротору та приставного коробу. Вперше враховаш теплово та мехашчш навантаження з метою оценки складнонапруже-ного стану бандажних кыець ротору, як1 е найнавантажешшою частиною конструкци турбогенераторов. Проведено розрахунки складнонапруженого стану на приклада ротору турбогенератору ТГВ-550-2МУ3, для якого максимальне напруження становить 687 МПа, при цьому коефщ^ент запасу дор1внюе одинищ.
Ключов1 слова: турбогенератор, бандажне кольце ротору, торсшний вал, втомне руй-нування, складнонапружений стан, моделювання, субмокро- о мокротрощина, моцность.
Вступ
Запоб1гання небезпеки крихкого руйнування роторш турбогенераторiв е одшею з головних проблем забезпечення надшно! експлуатаци таких машин.
Сучаст уявлення про надштсть конструкций показують, що з чотирьох причин (втоми, повзучосп, корози щц напругою i крихкосп) найбшьш ввдповвдальною за руйнування е крихюсть, оскшьки з нею пов'язана раптовють завершення руйнування та найважш наслщки [1].
Iншi три причини сприяють поширенню за-родкового дефекту, тобто визначають час прояву крихкосп . Тому визначати руйнування в межах явища втоми, корози пщ напругою або повзучостi гад напругою е менш значущим, нж навчитися вимiрювати й порiвнювати ввдносний опiр руху тр1щин у названих випадках з використанням критерив механжи руйнування.
1снують наступн1 види руйнувань [2]:
— пластичне руйнування;
— крихке руйнування;
— втомне руйнування;
— руйнування при повзучосп;
— корозшне руйнування.
Як правило, трщини починають розвиватися задовго до повного руйнування, вони виника-ють 1 поширюються нав1ть до вичерпання своею конструкщею несучо! здатност1. Тому знання закошв поширення тр1щин та !х використання дозволяе судити про несучу здатносп деталей.
Досягнення в досл1дженн1 руйнування до-зволяють зробити наступт висновки:
— руйнування в загальному випадку е не критична поддя, а ф1зичний процес зародження, об'еднання й зростання трщин. Цей процес закшчуеться втратою стшкосп одшею з таких трщин:
— субмжро- i мжротрщини — звичай-ний елемент дефектно! структури, подiбний дислокацiям та ваканшям, а не наслiдок не-достатньо гарно! технологii виготовлення матерiалу.
3 метою недопущення аварiйних ситуацш при експлуатаци генераторiв важливою задачею е аналiз причин та завчасне запоб^ання виникненню дефектiв.
Остант дослщжсння з руйнування poTopie генератор1в
Biдомо, що iз збiльшенням розмiрiв перерiзу конструкци iстотно збiльшуeться небезпека крихкого руйнування . Тому оцшщ схильност1 до крихкого руйнування мае бути придшена належна увага.
У табл. 1. наведеш випадки руйнування ротор]в генераторiв i турбш, якi мали мкце в США починаючи з 50 роюв минулого столiття . Bd представленi ротори були виготовленi з стал1 0,3C2,5Ni0,5MoCIV. Суцiльнокованi ротори турбогенератор]в мали найбшьший зовнiшнiй дiаметр 1050 мм i довжину центрально! частини 4570 - 6100 мм [3].
Представлен у таблицi приклади говорять про руйнування роторiв при номшальних режимах.
© А.В. Третьяк, А.В. Сенецкий, А.Ю. Шуть, В.Н. Доценко, Е. С. Пятницкая, 2016
Турбшний ротор ф1рми Риджлен (Аризона, США) мав зовшшнш даметр 2230 мм i довжину центрально! частини 1670 мм . Bei роторт cталi характеризуються високими значеннями перехщних температур, якi визначалися за 50% в'язко! складово! у злам зразюв Шарпi.
Величини K для матерiалу роторiв перебували з використанням мшшально! криво! узагальнено! дiаграми в'язкоcтi руйнування за надлишковою температурою, рiвною рiзницi робочо! температури Тр та перехiдноi
температури крихкоcтi T
50
пер
Таблиця 1
Руйнування роторiв генераторiв i турбiн на електростанц1ях США
Елемент конструкцп Робоча швид-юсть обе-ртання, об/хв. Швид- KiCTb обертання при руй-нув., об/хв. Напруга при руйнув., кг/мм2 Температура ме-талу при руйнув., °С Перехщна темпер. до 50 пар, °С Межа текучосп, кг/мм2 К!с, кг/мм3/2 Мюце початку руйнув. та його розм1р Характ. розм. фактич., мм Характ. розм. роз-рах., мм
середш у центр. отвор1 Розрах. за се-редн. напруг. Розрах. за мак-симальн. напруг.
Ротор генератору електростанцп Аризони 3600 3400 17,1 35,6 27 +149 58,5 100 Водородш флокени д1ам. 26-38 мм, що не виходять на поверхню Рад1ус 13 - 19 28 6
Ротор генератору електростанцп Кромби 3600 3780 19,2 34,6 71 +110 63,0 160 Сегрегацшш полоси, що прилягають до ряду ремонт-них отвор1в - - -
Ротор генератору електростанцп Литобургу 3600 3920 15,6 16,9 29 +102 52,0 130 Елшсна зона ряд1в немета-левих вклю-чень розм1ром 51 х 127 мм, що не виходить на поверхню Полу-висота мало! ос 25,4
Руйнування у вшх випадках наступали рап-тово та призводили до подрiбнення на велику кiлькicть частин.
Виршенням питання, як показуе досвщ Hiмеччини, США, Францii, може бути досяг-нуто шляхом створення комплексно! системи контролю накопичення втомних впливiв у валопроводiв, що забезпечують реестращю як електричних так i мехашчних навантажень
[4].
При експлуатаци турбогенераторiв cерii ТГВ-500-2 та ТГВ-300 ю збудником СТВ-12А(Б) пошкодження полягали у обривi болтiв, що крiплять натвмуфту гнучкого валика муфти сполучення ротора до генератора (рис. 1).
У деяких випадках обрив болтав супроводжу-вався появою в з'еднувальних муфтах трщин, що поширюються в перифершну зону i тiло гнучкого валу, це призвело до непридатност1 муфти спряження для подальшо! експлуатаци
[5].
Глибокий аналiз показав, що причинами появи руйнувань е неправильне центрування, термообробка гнучкого валу, нерiвномiрне затягування кршильних болтiв напiвмуфт з'еднання роторiв.
\licue пошкодження
а
ФН-*—ЯН
б
Рис. 1. пошкодження напiвмуфти гнучкого валу: а — торciйний вал; б — фланець торсшного валу
Постановка задач1
Зважаючи на вищезазначеш проблеми свгтових ф1рм та великий досв1д експлуатаци турбогенераторов, необх1дно провести детальн1 розрахунки та досл1дити складнонапруже-ний стан бандажних к1лець ротору, що е найнавантажешшою частиною конструкци турбогенераторов, та виробляеться з найб1льш м1цно! стал1.
Стадн втомного руйнування
Втомне руйнування ротор1в генераторов под1ляеться на п'ять стадш в залежност1 в1д ступеню пошкодження металу.
Перша стадш — змщнення . У кшщ першо! стада! розвиваеться боротьба зм1цнення з руйнуванням, коли число знову виникаючих субм1кротр1щин менше або дор1внюе числу тр1щин, що зал1ковуються.
Друга стадя — початок знемщнення . Число знову виникаючих субм1кротр1щин починае переважати.
Перша 1 друга стадия частково добре ви-являються при механ1чних методах вивчення перевантажень на кривих. Прям1 досл1ди по виявленню стадо змщнення в даний час дуже складн1 . Про змщнення можна судити лише побочно, по виявленню лши ковзання при спостереженш структури циклично деформова-ного металу за допомогою оптичного та елек-тронного м1кроскоп1в.
Третя стадия — злиття субмжротрщин та мжротрщин.
Четверта стадия — поява макротр1щин 1 зигзагоподабне !х поширення по площин1 ймов1рного зсуву.
П'ята стадия — зростання мапстрально! трщини.
Р1зна вщносна тривал1сть четверто! та п'ято! стади встановлення показана в роботах при пор1внянн1 росту тр1щин в зразках з високомщно! стал1 — в гладких 1 з концентраторами напруги.
Пвдтвердженням р1зно! вщносно! тривалост1 окремих стадш встановлення е також дослщи Клеспила по вивченню структури циклично деформовано! вуглецево! стал1 (0,35 % вуглецю) у вщпаленому 1 полшшеному станах.
В1дносна тривал1сть першо! стадо! втоми, коли б1льш1сть слабких зерен змщнюеться, у ввдпалено! стал1, мабуть, менше, шж у покращено!, а ефектившсть змщнення больше.
У вщпалено! стал1 ковзання охоплюе весь обсяг слабких зерен фериту, м1кротр1щини в них виникають швидше . У феритно! основ1 сорб1ту ковзання починаеться в основному уздовж кордошв первинних голок мартенситу 1 зерен аустешту, так як тонк1 видолення цемен-
титу всередиш первинних голок 1 зерен пере-шкоджають розвитку ковзання . Тому вщносна тривал1сть першо! стадо повинна бути больше, а ефектившсть зм1цнення слабюша.
Алгоритм виршення поставлено! задач1
Допустим1 напруження для ротор1в турбогенератор1в повинн1 в1дпов1дати вимогам нормативних документов.
Як правило, застосування статистично! теорц мщност1 найбшьш слабко! ланки до анализу впливу концентраци напружень та масштабного фактора на оп1р втоми дозволило встановити, що параметри повних 1мов1ршсних доаграм за-
лежать ввд величини ^с1/ф. Це означае, що зразки р1зних розм1р1в 1 р1вн1в концентраци напружень мають однакове сшвввдношення
с! / ф , тому повн1 1мов1рн1сн1 доаграми втоми мають збиатися. У якост1 закону розподалу втомно! довгов1чност1 краще взяти логарифм1чно-нормальний закон. На шдстав1 анализу та з1ставлення численних результатов випробувань приймають логнормальний закон — закон мак-
симальних руйн1вних напружень а^, а параметри розподлу бщдх -8(отах) е ч1тко вираженими функциями [7]
^ши "26,3)= 1,65-0,
1ё(8(сгтах)-0,9)=1,4-18)/. .
Константи в цих р1вняннях отриман1 для круглих гладких 1 з концентраторами напру-жень зразк1в з1 стал1 45. Число 26,3 та 0,9 е значеннями тах та 8(тах), до яких прагнуть щ величини при необмежен1й напруз1.
Можлива побудова узагальнених р1внянь сттах що визначають функцп
розподолу максимальних руйн1вних напружень
для даного материалу залежно в1д параметра.
Енергетичш теорн пов'язують явище втоми метал1в з пружним г1стерезисом та к1льк1стю енерги, яку поглинае метал в процесс роботи при цикл1чному навантаженн1. Залучення енергетичних уявлень для анал1зу процесу втомного руйнування призвело до встанов-лення ряду теоретичних залежностей критер1!в втоми в1д деяких параметров, що характеризу-ють статичну або цикл1чну м1цн1сть.
Один з видов стввщношення мгж границею витривалост1 ст_1 при симетричному вигин1 1 параметрами, що характеризують «асиметричний цикл», е
= °а(стт+°а) >
о^(-1)Т2 = ст>1'тахТ2-о>1-таххо4'т ,
тт т- 3 а 4 ттх сФт
де аа — амплпудне значения напруги;
стт — середне значения циклу.
Однак, даних залежностей дотримуються не завжди. Б1льш надшними е залежност1 Серенсена-ЮнасошвЫ.
Лашко, базуючись на стал1сть роботи руй-нування, отримав наступну залежшсть м1ж на-пруженням та числом цикпв до появи трщини в умовах симетричност1 циклу навантаження.
ста-сте = N , °а-°к N0
де ае — напруження, що характеризуе мщшсть металу;
стк — напруження, при якому виникае залиш-кова деформащя, здатна привести до порушення в суц1льному тЫ;
N0 — число цикл1в, при якому поточне напруження досягае максимально! величини.
Гальцев вказав, що для кожного матер1алу в даному його сташ маеться гранична площа петл г1стерезиса, що визначае величину меж втоми [8]. Якщо той чи шший напружений стан призводить до перевищення гранично! плошд петл1 г1стерезиса, то настае руйнування. Гранична площа пстерезиса залежить в1д умов випробувань.
Беняковський, Грунтуючись на енергетич-них уявленнях, вив1в наступну залежшсть
ста =о_1-Кх1п(1-еа21'1),
де ст_! — межа витривалост1;
а2, К — коеф1щенти, що визначаються характерною м1цшстю обраного матер1алу.
Фрейденталь та Уейнер запропонували терм1чну теор1ю втоми, на основ1 яко! утворення трщин втоми пов'язуеться з виникненням «тем-пературних сплеск1в», що виникають у смугах ковзання шд д1ею цикл1чних напружень.
1ванова пропонуе розр1зняти в процес втоми три перюди . У першому шкубацшний перюд, смуги ковзання в самому зерш ще не з'являються, у другому — в смугах ковзання з'являються субмжроскошчш трщини, в тре-тьому виникають макроскотчш тр1щини, що призводять до руйнування зразка [9].
Як, правило вщповщальш елементи конструкцп мають кшька елементв кршлень, школи дублюють функцп один одного. При
огляд1 г1дрогенератора-двигуна потужшстю 215 МВт, були виявлеш тр1щини зварних шв1в кршлення упор1в полюс1в. У зв'язку з тим, що полюс розклинено в обод1 ротора 1 утримуеться при статичному положенш силою тертя, однак при виход1 на робочий режим в1дбуваеться зменшення рад1ального натягу, шсля чого включаеться в роботу упор (рис. 2).
1 '
Рис. 2. Упор полюав генератору
На тдстав1 детального обстеження пошкоджень зварних шв1в було виявлено, що коршь шва не пошкоджений, а проведений втомний розрахунок показав, що використання вищевказаних упор1в можливе протягом швроку без обмежень. Розвиток вищевказаних дефекпв не торкнеться кореня шва.
Поведшку матер1алу шд д1ею постшного навантаження не може характеризувати його ошрност змшних навантажень. У цьому випадку спостерпаеться нове явище — вто-ма метал1в. I щоб визначити ошр матер1ал1в втомним руйнуванням, необх1дно спещальне випробування знакозмшним навантаженням.
Розрахунков! дос.мджсння
Пров1вши детальний теоретичний пошук властивостей вгтчизняних ротор1в та ¿х свгтових аналог1в було проведено розрахунки склад-нонапруженого стану ротору турбогенератору ТГВ-550-2МУ3.
Бандажне к1льце ротору, що е самим на-вантаженим елементом конструкцп зпдао умов експлуатаци. Навантаження в окремих точках на критичних режимах якого можуть сягати меж1 текучост1, а авар1я призводить до повного виходу з ладу вше! машини.
На рис. 3 наведено складнонапружений стан бандажного к1льця ротору турбогенератору потужшстю 550 МВт, в якост1 матер1алу обрано сталь Р900. На рис. 4 представлено
навантаження при складнонапруженому стан1 к1нцево! частини ротору.
При розрахунку були врахован1 наванта-ження в1д ди в1дцентрових сил з боку м1дних котушок, теплов1 навантаження та посадка бандажного к1льця. Отриман1 навантаження в1дпов1дають нормам, що до них пред'являються розрахунково -техшчними материалами.
Рис. 3. Складнонапружений стан бандажного кшьця ротору
конструктивн1 елементи системи охолодження в процес1 експлуатац1! кр1пляться диференц1йними шпильками-пружинами, та витримують наван-таження понад 100 т, що викликано надм1рним тиском в корпус1 статору.
Детальний анал1з отриманих результат1в дозволив розробити конструкц1ю короба та шдшипникових вузл1в приставного типу. Серед отриманих результатов сл1д зазначити, що така конструкция дозволяе у найкоротший терм1н проводити ремонтн1 роботи по зам1н1 активних елемент1в, без розборки всього корпусу машин!
Велик1 перем1щення в окремих точках, не визивають пошкоджень (рис . 6 та 7).
# 9857 #9771 #8363 #9847
Рис. 4. Повузлов1 напруження турбогенератору
Максимальне напруження становить 687 МПа, при цьому коефшдент запасу скла-датиме к = 686/687 = 1,0.
Для забезпечення над1йност1 конструкц1! проведено досл1дження з ощнки складно-напруженого стану коробу турбогенератору потужшстю 550 МВт, який ввдповвдае кра-щим св1товим стандартам . Сл1д зазначити, що вперше було проведено оптимизацию системи охолодження, що потребувала зм1ни тиску з1 звичних 3 до 5 ат1.
На рис. 5 представлено головний зразок турбогенератору на стенд1 заводу. Короба, де розташоват лобов1 частини стрижщв, виводи та
Рис. 5. Випробувальний стенд турбогенератору на стенд1 заводу ДП «ЗАВОД «ЕЛЕКТРОВАЖМАШ»
Рис. 6. Епюра перем1щень
Рис. 7. Епюра напруженого стану
Висновки
Проведена робота з анал1зу авар1йних ситуаци та розрахунку складнонапруженого стану найб1льш напружених елемент1в дозволила зробити наступш висновки:
При проектуванн1 турбогенератор1в велико! потужност1 необх1дно виконувати механ1чш розрахунки, що будуть враховувати теплов1, електричн1, та механ1чн1 навантаження, викликан1 д1ею в1дцентрових сил.
Розрахунок великих корпусних деталей та п1дшипникових вузл1в мае враховувати не т1льки сили, що викликаш електричними
чинниками та д1ю маси основних деталей на конструкщю, а й сили в1д збитково тиску у корпус1.
Вс1 проведен1 розрахунки мають врахову-вати крив1 втомлюваност1, а використовувана сталь мае витримувати навантаження протягом 30 рок1в.
Лггература
1. Видеман Е. Конструкция электрических машин [Текст] / Е. Видеман, В. Келленбергер.
- Л. : Энергия, 1972. - 520 с.
2. ГОСТ 183-74. Машины электрические. Общие технические требования [Текст]. - Взамен ГОСТ 183-66 ; введ. 01.01.76. - М. : Изд-во стандартов, 1974. - 27 с.
3. Специальные электрические машины [Текст] / А. И. Бертинов, Д. А. Бут, С. Р. Мизю-рин [и др.] - М. : Энергоиздат, 1982. - 552 с.
4. Алексеев А. Е. Конструкция электрических машин [Текст] / А. Е. Алексеев. - М.-Л. : Госэнергоиздат, 1958. - 427 с.
5. Брускин Д. Э. Электрические машины и микромашины [Текст] / Д. Э. Брускин, А. Е. Зо-рохович, В. С. Хвостов. - М. : Высш. шк., 1990.
- 528 с.
6. Важнов А. И. Электрические машины [Текст] / А. И. Важнов. - Л. : Энергия, 1974.
- 840 с.
7. Вольдек А. И. Электрические машины [Текст] : учеб. / А. И. Вольдек. - Л. : Энергия, 1978. - 832 с.
8. Виноградов Н. В. Проектирование электрических машин [Текст] / Н. В. Виноградов, Ф. А. Горяинов, П. С. Сергеев. - М. : Энергия, 1969. - 632 с.
9. Гольдберг О. Д. Проектирование электрических машин [Текст] / О. Д. Гольдберг, Я. С. Гурин, И. С. Свириденко. - М. : Высш. шк., 1984. - 431 с.
Поступила в редакцию 31.05.2016
А. В. Третьяк, А. В. Сенецкий, А. Ю. Шуть, В. Н. Доценко, Е. С. Пятницкая. Сложнонапряженное состояние деталей генераторов большой мощности
Проведен анализ случаев разрушения роторов генераторов, имеющих место в мировой практике эксплуатации энергетического оборудования. Подробно представлены стадии усталостного разрушения роторов генераторов. Рассчитана трехмерная модель наиболее напряженных элементов конструкции - бандажного кольца ротора и приставного короба. Впервые учтены тепловые и механические нагрузки, в разрезе всей конструкции. Выполнены расчеты сложнонапряженного состояния на примере ротора турбогенератора ТГВ-550-2МУ3, для которого максимальные напряжение составят 687 МПа.
Ключевые слова: турбогенератор, бандажное кольцо ротора, торсионный вал, усталостное разрушение, складнонапряженное состояние, моделирование, субмикро - и микротрещина, прочность.
Tretiak Oleksii, Senetskyi Oleksandr, Shut Olexandr, Dotsenko Vladimir, Pyatnitskaya Eugene. Complicated stressed state of parts of high power generators
The analysis of cases of the generator rotor destruction, which took place in the world practice of power equipment operation. In details the stages of wearing out destruction of the generator rotors are presented in this article. The three-dimensional model of the most stressed design elements namely the retaining ring of the rotor and auxiliary attachable box is calculated.
For the first time taken into consideration the thermal and mechanical loads, to assess the complicated stressed state of the rotor retaining rings, which are the most loaded part of the design of Turbogenerators. A calculation of the complicated stressed state at the example of the rotor of Turbogenerator TGV-550-2MU3, for which the maximum stress is 687 MPa, at that the safety factor equals to one.
Key words: Turbogenerator, the rotor retaining ring, torsion shaft, wearing out destruction, complicated stressed state, modelling, sub-micro- and microcrake, strength.
