Неравножесткость ротора двухполюсного турбогенератора и ее выращивание тема автореферата и диссертации по механике, 01.02.06 ВАК РФ

Введение.

1. Вибрационное состояние ротора и его неравножесткость.

1.1. Вибрации ротора с двойной оборотной частотой.

1.2. О показателе неравножесткости и его нормативе.

1.3. Способы уменьшения влияния неравножесткости на вибрацию.

1.4. Анализ модели ротора: трехступенчатый вал.

1.5. Величина коэффициентов влияния к: для роторов турбогенераторов ОАО «Электросила».

1.6. Выводы по главе.

2. Влияние обмотки на анизотропию бочки ротора.

2.1. Жесткость обмотки вращающегося ротора.

2.2. Адекватность стержневой модели обмотки и реальный уровень анизотропии бочки роторов турбогенераторов.

2.3. Выводы по главе.

3. Канавки Лаффуна: эффективность и работоспособность.

3.1. Оценка анизотропии модельного вала с канавками Лаффуна.

3.2. Напряженное состояние на дне канавки Лаффуна и усталостная прочность вала ротора.

3.3. К рациональному проектированию системы выравнивания с канавками Лаффуна.

3.4. Турбогенераторы ОАО «Электросила» с канавками Лаффуна

3.5. Выводы по главе.

4. Система выравнивания с продольными пазами на полюсах.

4.1. Оценки основных параметров системы по стержневым моделям.

4.2. КЭ анализ модельного стержня.

4.3. О циклической прочности податливых прокладок.

4.4. Учет ограничений и оценка максимальной эффективности системы выравнивания с продольными пазами.

4.5. Характеристики анизотропии бочки ротора с пазами на полюсах для генераторов производства ОАО «Электросила».

4.6. Выводы по главе.

5. Остаточная неравножесткость роторов турбогенераторов и определение ее норматива.

5.1. Показатели неравножесткости роторов турбогенераторов производства ОАО «Электросила».

5.2. Оценка нормативного значения коэффициента остаточной неравножесткости ротора.

5.3. Выводы по главе.

Современные конструкции электрических машин, в частности, турбогенераторов, развиваются в настоящее время под воздействием динамики спроса, складывающейся у основных заказчиков - в первую очередь, электроэнергетической отрасли промышленности. По мнению ряда авторитетных экспертов, в среднесрочной перспективе нет оснований ожидать радикальных изменений в конструкции электрических машин, таких, чтобы их технические характеристики изменились революционным образом [42; 55]. Тем не менее, следует принимать во внимание перспективу реализации таких направлений технического прогресса в электроэнергетике, как внедрение энергосберегающих технологий, использование экономичного парогазового цикла в тепломеханической части современных электростанций и т.п. Изменения условий работы энергоблоков, а также новые их компоновки (например, одновальные ПГУ [3]) потребуют неизбежных, хотя и не радикальных, изменений конструкции и технологии изготовления генераторов.

Наряду с традиционной для отечественного турбогенераторостроения, в частности, и для практики ОАО «Электросила», системой охлаждения активных и конструктивных элементов генератора - водородно-водяной [9; 10; 53], развиваются и совершенствуются генераторы с другими системами охлаждения. Для генераторов большой (свыше 500.600 МВт) мощности, предназначенных для атомной энергетики, перспективно использование полного водяного охлаждения [9; 10; 39; 49]. Потребности мировой и отечественной энергетики в энергоблоках умеренной мощности (до 200.300 МВт) открывают широкую перспективу турбогенераторам с воздушным охлаждением нового поколения [30; 42; 55]. Эти генераторы выгодно отличаются от других сравнительной простотой конструкции и обслуживания, сохраняя при этом приемлемые энергетические, массогабаритные и эксплуатационные показатели [30]. Для всех указанных типов турбогенераторов наиболее актуальной является задача обеспечения качества проектирования и изготовления, надежности и длительного сохранения высоких эксплуатационных характеристик и, как следствие этого - высокой конкурентоспособности.

Все изложенное определяет жесткие требования к процессу проектирования и расчета турбогенераторов, то есть к максимальному, еще на ранних стадиях проектирования, учету особенностей функционирования оборудования, выявлению и максимально возможному устранению тех факторов, которые могут явиться причиной снижения его технических и эксплуатационных характеристик, надежности и длительной прочности. В условиях высокой конкурентности на рынке энергетического оборудования, возникает необходимость гарантировать выполнение самых разнообразных требований, предъявляемых потенциальными заказчиками. Поэтому особенно важными становятся вопросы повышения точности расчета основных параметров оборудования, вопросы поиска и внедрения в повседневную практику новых методов и средств количественного оценивания и прогноза, в том числе, и таких аспектов поведения генератора в эксплуатации, для которых до настоящего времени такие методы отсутствовали. Применительно к проблемам динамики и прочности, последнее, в частности, определяет необходимость на стадии проектирования и изготовления максимально возможным образом учесть и оценить количественно параметры генератора, определяющие его вибрационное состояние при эксплуатации.

В настоящей работе рассматриваются двухполюсные турбогенераторы для энергетики, то есть синхронные генераторы с горизонтальным ротором, имеющим одну пару полюсов; срок службы таких генераторов составляет не менее 30.40 лет. Существенной особенностью двухполюсного турбогенератора, как неявнополюсной синхронной электрической машины, является наличие в активной части ротора (так называемой бочке) продольных пазов для размещения обмотки возбуждения вращающегося магнита, каковым ротор и является [20; 49; 53]. Для такого генератора поперечное сечение бочки имеет две оси симметрии - главные оси. В этом случае момент инерции сечения бочки относительно оси, проходящей через полюса электромагнита (ось "большого зуба") меньше момента инерции относительно перпендикулярной оси. Когда такой вал, ось которого горизонтальна, вращается, его прогиб от действия веса за время одного оборота дважды вернется к своей первоначальной величине, то есть вал с неодинаковыми жесткостями будет совершать вынужденные колебания, частота которых вдвое больше частоты вращения (колебания с двойной оборотной частотой).

Неравножесткость (двоякая жесткость, изгибная анизотропия) ротора двухполюсного турбогенератора является одним из существенно важных факторов, определяющих вибрационное состояние такого генератора при его эксплуатации. С ростом единичной мощности энергоблоков и, как следствие, увеличением габаритов роторов неизбежно возникает необходимость в выравнивании неравножесткости ротора. Для бочки (активной части) ротора давно известны и широко применяются два способа устранения анизотропии сечений - с помощью системы регулярных поперечных надрезов на полюсах бочки (так называемых канавок Лаффуна) и с помощью продольных пазов на полюсах, заполненных ферромагнитным материалом (последнее необходимо для сохранения характеристик магнитопровода).

Неравножесткость ротора, помимо того, что может быть одной из существенных причин повышения вибрации ротора при эксплуатации генератора, обусловливает проблемы обеспечения точности и при изготовлении ротора. Разность прогибов вала и углов наклона шеек ротора по направлениям главных осей может привести, например, к невозможности обеспечить достаточно жесткие допуски на некруглость (эллиптичность) ступеней вала ротора, в частности, шеек при их окончательной (после сборки ротора) токарной обработке [57; 62].

Таким образом, задача устранения неравножесткости ротора является, действительно, весьма актуальной. Эта задача эффективно может быть решена только на стадии проектирования турбогенератора [13; 38]. Выбор способов и средств минимизации неравножесткости ротора, разработку конструктивного исполнения систем выравнивания, а также расчетную оценку эффективности таких мероприятий (то есть определение уровня остаточной неравножесткости) и их работоспособности (надежности и длительной прочности) следует считать одной из важнейших задач при проектировании и расчете турбогенератора.

Известно большое количество работ, посвященных анализу (при различных модельных представлениях) параметрических колебаний неравножестких валов с горизонтальной осью вращения; укажем, прежде всего на классическую монографию Ф.Диментберга [21], а также на работы А.Кельзона [32], В.Фридмана [58], А.Тондла [52]. В ряде работ описываются результаты измерения статических радиальных биений, а также вибрации роторов с двойной оборотной частотой (как при стендовых испытаниях, так и в эксплуатации) и анализируются их источники и причины [5; 13; 28; 31; 38; 40; 51; 62]. Некоторые конкретные конструктивные реализации систем выравнивания неравножесткости роторов турбогенераторов описаны как в монографиях и обзорах, посвященных вопросам проектирования, конструирования и расчета турбогенераторов (это, в первую очередь, труды А.Алексеева [2], Е.Видемана и В.Келленбергера [7], Е.Комара [33], Г.Хуторецкого [53; 60], В.Фридмана [58], Г.Загородной [20; 53], Л.Станиславского [51]), так и в работах, посвященных обобщению опыта эксплуатации генераторов [1; 50; 59].

Тем более удивительно, что, при всей важности и актуальности проблемы выравнивания неравножесткости ротора турбогенератора, литература, специально ей посвященная, крайне немногочисленна. Нам не известно, по крайней мере, за последние годы, ни одной подобной работы (за исключением наших обзоров [26; 37]). Факт отсутствия специальных работ, посвященных этой проблеме, по нашему мнению, может быть объяснен двумя обстоятельствами. С одной стороны, методы и средства устранения анизотропии, в частности, сечений бочки ротора, внешне очевидны и чрезвычайно просты; не возникает, как кажется, принципиальных проблем при их анализе, а также никаких технологических трудностей .: при их выполнении на роторе. С другой стороны, до сих пор, фактически, отсутствуют надежные методы количественной оценки эффективности систем выравнивания и их работоспособности, что не позволяет ввести нормативы (максимально допустимые величины) неравножесткости. Таким образом, фактическое отсутствие материала для обсуждений, дискуссий и выработки единой общей позиции по рассматриваемой проблеме определяет и отсутствие работ, специально ей посвященных. На неразработанность методов количественного оценивания систем выравнивания, как причину, сдерживающую применение их, указывали еще авторы [51]. Там же, в [51], а также в [66] предложены такие показатели и нормативы, никак однако не подкрепленные анализом зависимости вибрации от неравножесткости; Авторы указанных работ предлагают в качестве характеристики неравножесткости принять, фактически, уровень остаточной анизотропии бочки ротора. С нашей точки зрения, введенные в [51; 66] критерии наглядны, представительны, но не безусловны; что же касается предложенных нормативных их значений, то мы считаем их слишком мягкими.

Отсутствие критериев, нормативов и методов количественной оценки в некоторых случаях, например, приводило к тому, что на роторах турбогенераторов выполнялись заведомо неработоспособные [35; 63], либо неэффективные конструкции. По нашему мнению, вопросы рационального проектирования систем выравнивания, при внешней их простоте и очевидности - далеко не тривиальны.

Новизна работы состоит в том, что впервые в инженерной практике предложен показатель, характеризующий величину двоякой жесткости ротора, и обосновано нормативное (максимально допустимое) его значение. Последнее невозможно без разработки инженерных методов - количественного оценивания, в частности, эффективности и работоспособности указанных выше систем устранения анизотропии бочки ротора; впервые, например, получены количественные оценки остаточной анизотропии бочки ротора с канавками Лаффуна. Нормативное значение неравножесткости обосновано результатами анализа зависимости вибрации роторов от величины их фактической неравножесткости.

Количественные оценки эффективности и работоспособности систем устранения анизотропии получены путем анализа как стержневых моделей, так и результатов КЭ моделировании систем и их элементов.

Работа построена следующим образом.

В главе 1 обоснована необходимость выравнивания неравножесткости ротора турбогенератора, поскольку она является единственной причиной повышенной вибрации ротора и его опор (подшипников), которой невозможно управлять при эксплуатации энергоблока.

Введены и определены основные термины - неравножесткость ротора и анизотропия его сечений. Предложен очевидный показатель неравножесткости ротора - коэффициент неравножесткости, равный отношению (в процентах) полуразности статических прогибов ротора в направлении главных осей инерции сечений к их полусумме.

Отмечается, что вопрос о нормативной величине коэффициента неравножесткости может быть решен только после установления количественных характеристик зависимости вибрации вала ротора и/или его опор (подшипников) с двойной оборотной частотой от фактической неравножесткости ротора. В соответствии с рекомендациями действующих стандартов, принят максимально допустимый уровень среднеквадратичного значения виброскорости подшипников с частотой 100 Гц; эта величина не должна превышать 1,0. 1,5 мм/с.

На основе анализа балочной модели трехступенчатого симметричного вала на жестких опорах оценены зависимости коэффициента неравножесткости от анизотропии сечений. Подтверждена необходимость выравнивания неравножесткости бочки, описаны возможные пути снижения влияния неравножесткости ротора на его вибрационное состояние и установлен наиболее приемлемый из них для роторов турбогенераторов.

Глава 2 посвящена оценке реальной анизотропии сечений бочки ротора с учетом ужесточающего влияния содержимого продольных пазов, то есть обмотки ротора. Анализ модели обмотки в виде многослойного стержня обосновывает необходимость при выборе системы устранения анизотропии сечений бочки и количественных оценках эффективности такой системы учитывать ужесточение обмоткой бочки ротора при его (ротора) вращении. Ужесточающий эффект обмотки подтвержден как экспериментальными измерениями изгибных деформаций ротора, так и конечно-элементным (КЭ) анализом модельного многослойного стержня (этот анализ описан в главе 4). Необходимость учета обмотки проиллюстрирована результатами расчета анизотропии роторов турбогенераторов, выпускаемых ОАО «Электросила», и их анализом.

Глава 3 содержит анализ наиболее часто применявшейся в прошлом и используемой до настоящего времени системы выравнивания неравножесткости ротора двухполюсного турбогенератора, именно -системы регулярных поперечных некольцевых надрезов на полюсах бочки ротора, так называемых канавок Лаффуна. Описаны достоинства и недостатки такой системы, указаны возможные ограничения при ее применении. На основе полномасштабного вычислительного эксперимента, представляющего собой КЭ анализ деформаций модельного вала, впервые получены количественные оценки эффективности такой системы выравнивания, то есть зависимости величины остаточного коэффициента анизотропии от основных геометрических размеров системы канавок Лаффуна в широком диапазоне их вариации.

По результатам КЭ анализа напряженного состояния на дне канавок, во-первых, определены границы применимости соотношений Нейбера для коэффициента концентрации напряжений на регулярных надрезах, и во-вторых, оценено влияние на усталостную прочность вала с подобными канавками так называемых "вторичных" малоразмерных концентраторов напряжений в виде мелких рисок или лунок на дне канавок Лаффуна. Полученные результаты позволяют определить границы применимости такой системы выравнивания, то есть установить величину номинальных изгибных напряжений в валу ротора, при которой возможна длительная его эксплуатация без усталостных повреждений.

Приведен алгоритм выбора оптимальных размеров канавок Лаффуна при проектировании системы выравнивания с учетом ограничений. На основе анализа размеров пазовой части бочки роторов генераторов малой мощности с воздушным охлаждением показана невозможность устранить анизотропию бочки этих роторов с помощью канавок Лаффуна.

В главе 4 приведено описание конструкции системы устранения анизотропии бочки ротора с выполнением на ее полюсах продольных пазов, заполненных магнитным материалом. Так же, как и для канавок Лаффуна, описаны достоинства, недостатки и ограничения по применению системы с продольными пазами. На основе анализа неработоспособных и неэффективных вариантов таких конструкций предложены основные принципы выполнения подобной системы. По результатам анализа стержневых моделей получены элементарные соотношения для оценки эффективной жесткости заполнителя пазов. Эти оценки подтверждены также результатами КЭ анализа чистого изгиба модельного многослойного стержня на жестких шарнирных опорах. Здесь же подтверждена адекватность стержневой модели учета жесткости обмотки (глава 2).

Описаны результаты эксперимента по определению циклической прочности при сдвиге важнейшего элемента системы - податливой стеклотекстолитовой прокладки. Эти результаты, а также опыт достаточно длительной эксплуатации таких прокладок без усталостных их повреждений подтверждают работоспособность системы.

Предложен алгоритм рационального проектирования системы выравнивания с продольными пазами. Приведены характеристики роторов генераторов ОАО «Электросила», имеющих подобную систему выравнивания.

В главе 5 сведены воедино результаты анализа и расчетных оценок в предшествующих главах. Получены величины коэффициента неравножесткости роторов турбогенераторов, выпускаемых ОАО «Электросила». Сопоставление этих величин с измеренными при испытаниях величинами вибрации опор (подшипников) роторов с двойной оборотной частотой, с достаточной степенью достоверности, позволило получить величину норматива (максимально допустимой величины) коэффициента остаточной неравножесткости ротора.

В Заключении сделаны выводы по работе и предложены конкретные рекомендации по повышению эффективности систем устранения анизотропии бочки ротора при корректировке конструкторской документации на ранее спроектированные генераторы.

Основные результаты работы представлены на Научно-практической конференции Электроэнерго-2002 и заседаниях Научно-технического совета ОАО «Электросила». Основные публикации результатов работы: [22; 26; 27; 37; 39; 40].

По результатам настоящей работы разработаны действующие в ОАО "Электросила" методики расчета эффективности систем устранения анизотропии бочки ротора и расчета коэффициента неравножесткости ротора.

Результаты исследования циклической прочности податливых на сдвиг стеклотекстолитовых прокладок, а также опыт эксплуатации таких прокладок показали, что последние не теряют работоспособности даже при достаточно больших величинах как амплитуды сдвиговой деформации, так и квазистатического (от центробежных сил) давления. Таким образом, длительная прочность и работоспособность прокладок не является фактором, ограничивающим возможность применения конструкции выравнивания с продольными пазами на полюсах.

Предложены простые и очевидные соотношения для выбора геометрии выравнивающих пазов. Показано, что практически для всех генераторов исполнение выравнивающих пазов может , быть унифицировано с исполнением основных (под обмотку) пазов.

Разработанные здесь методы количественной оценки анизотропии бочки ротора (с обеими конструкциями системы устранения анизотропии) позволили определить величины коэффициента остаточной неравножесткости роторов генераторов производства ОАО «Электросила». Показано, что обе конструкции системы устранения анизотропии бочки - с канавками Лаффуна и с продольными пазами на полюсах - практически, не отличаются по конечному результату применения, обеспечивая, при оптимальных их параметрах, малую остаточную анизотропию. При этом эффективное применение системы с канавками Лаффуна возможно не во всех случаях, в отличие от конструкции с пазами.

При сопоставлении величин коэффициентов остаточной анизотропии роторов с результатами измерения вибраций ротора и его опор с частотой 100 Гц, с большой степенью достоверности, установлено, что уровень вибрационного состояния ротора статистически значимо коррелирует с величиной коэффициента остаточной неравножесткости. Последнее позволило определить нормативное (максимально допустимое) значение коэффициента остаточной неравножесткости - 1,5 %. При этом значении коэффициента неравножесткости величина виброскорости подшипников с частотой 100 Гц не превышает 1,0. 1,5 мм/с.

Наиболее неравножесткими из роторов генераторов ОАО «Электросила» являются роторы турбогенераторов с водородно-водяным охлаждением (типа ТВВ). У генераторов этого типа, величина суммарного коэффициента неравножесткости обусловлена, в основном, высокой анизотропией хвостовин вала. Для генераторов с другими системами охлаждения, при оптимизации параметров и размеров системы устранения анизотропии бочки, величина коэффициента остаточной анизотропии ротора не превышает 1,0. 1,3 %, что очевидно меньше предложенного норматива.

В настоящее время в ОАО «Электросила» действуют методики расчета коэффициента неравножесткости, основанные на результатах настоящей работы. Кроме того, принято решение о том, что все вновь изготавливаемые генераторы, даже спроектированные в прошлом, будут оснащены системой устранения анизотропии бочки ротора с продольными пазами на полюсах. В частности, для генераторов мощностью 220 и 320 МВт с водородно-водяным охлаждением (типа ТВВ-220-2Е и ТВВ-320-2Е) предусмотрено не только выполнить продольные пазы оптимальных размеров, но и максимально возможным образом, при условии сохранения характеристик системы вентиляции ротора, снизить коэффициент анизотропии хвостовин вала. Эти мероприятия позволят существенно уменьшить (до величин, не превышающих норматива) коэффициент неравножесткости ротора и обеспечить, таким образом, низкий уровень вибрации вала ротора и его опор.

С учетом результатов настоящей работы, можно рекомендовать в качестве универсального, метод устранения анизотропии сечений активной части роторов с продольными пазами на полюсах и для других двухполюсных электрических машин. Что же касается норматива неравножесткости роторов специальных (не предназначенных для энергетики) электрических машин, то эта величина должна определяться так же, как для энергетических генераторов (глава 5), то есть по результатам количественных оценок зависимости неравножесткость-вибрация.

- 143 -ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Полученные в настоящей работе результаты позволяют при проектировании турбогенератора эффективно решать проблему выравнивания неравножесткости ротора. Предложенные здесь простые методы количественного оценивания эффективности различных конструктивных мероприятий позволяют выбирать оптимальные параметры систем выравнивания при проведении на стадии эскизного проектирования генератора многовариантных (иногда - до 10. 15 вариантов) его расчетов.

В качестве показателя (характеристики, критерия) двоякой жесткости ротора турбогенератора здесь предлагается принять величину коэффициента остаточной (после выполнения мероприятий по выравниванию) неравножесткости по (1.2). Величина этого коэффициента, в зависимости от анизотропии сечений активной части (бочки) ротора и/или его хвостовин, может быть определена через "коэффициенты влияния" анизотропных ступеней вала ротора. Последние могут быть легко вычислены по основным размерам ротора.

Наиболее приемлемым для турбогенераторов способом обеспечения минимизации влияния неравножесткости ротора турбогенератора на его вибрационное состояние является путь устранения анизотропии сечений вала ротора на каждом анизотропном участке. Иногда указанный способ может сочетаться с методом "управляемой" анизотропии (глава 1).

Для вычисления "выходной" (и одной из важнейших) характеристики ротора - коэффициента остаточной неравножесткости его - кроме указанных выше "коэффициентов влияния", требуется также достоверно оценивать величины анизотропии его сечений. Для сечений хвостовин ротора эта задача сводится к определению геометрических характеристик сечении и не содержит принципиальных трудностей. В то же время, проблема количественной оценки анизотропии сечений бочки ротора является отнюдь не тривиальной.

При анализе стержневой модели обмотки показано, что при вычислении моментов инерции сечения бочки вращающегося ротора необходимо учитывать жесткость его обмотки, уложенной в продольные пазы на бочке. Этот вывод подтвержден как непосредственным измерением деформаций бочки ротора одного из турбогенераторов типа ТЗВ-800-2, так и результатами КЭ анализа модельного многослойного стержня, имитирующего обмотку. При таком учете величина коэффициента анизотропии сечения бочки снижается для роторов турбогенераторов всех типов и мощностей почти вдвое, что, очевидно, имеет большое значение при расчете систем выравнивания неравножесткости. В частности, результаты расчета исходной (до выполнения мероприятий по выравниванию) анизотропии сечений бочки ротора для генераторов производства ОАО «Электросила» подтверждают обязательность выполнения мероприятий по устранению анизотропии сечений бочки.

Спланирован и проведен полномасштабный вычислительный эксперимент для определения эффективности системы устранения анизотропии бочки ротора турбогенератора с канавками Лаффуна. При КЭ анализе напряженно-деформированного состояния модельного вала с канавками Лаффуна определялись величины его статического прогиба и, следовательно, коэффициента неравножесткости. Проанализировано более 2000 вариантов сочетаний основных размеров системы канавок Лаффуна, то есть на два порядка больше, нежели это возможно при натурном эксперименте. На основе анализа результатов этого вычислительного эксперимента, впервые предложены соотношения для количественной оценки эффективности канавок Лаффуна, как способа устранения анизотропии бочки. Указанные оценки с высокой достоверностью справедливы для диапазона изменения основных относительных размеров вала и канавок, заведомо перекрывающего все практически встречающиеся варианты исполнения такой системы выравнивания.

Выполнен также КЭ анализ напряженно-деформированного состояния на дне канавки Лаффуна. Получены оценки величины концентрации изгибных напряжений от веса ротора на дне канавки в зависимости от основных размеров вала ротора и канавок. Показано, в частности, что соотношениями Нейбера для коэффициента концентрации можно пользоваться только в ограниченном диапазоне изменения этих размеров. Подтверждена и количественно оценена опасность "вторичных концентраторов" напряжений на дне канавки Лаффуна. Такие концентраторы (малоразмерные дефекты в виде царапин и рисок от механической обработки канавки; коррозионные каверны; области с отличными от соседних механическими свойствами и т.п.) существенно ограничивают применимость канавок Лаффуна, как способа устранения анизотропии сечения бочки для генераторов предельных мощностей.

Описан простой алгоритм для рационального проектирования системы канавок Лаффуна. Расчетными оценками подтверждена неэффективность канавок Лаффуна для генераторов с малым диаметром бочки и небольшой угловой шириной полюса ротора, в частности для генераторов ОАО «Электросила» с воздушным охлаждением малой (менее 40. .60 МВт) мощности.

Конструкция системы устранения анизотропии бочки ротора с продольными пазами на полюсах, при существенно большей, по сравнению с канавками Лаффуна, трудоемкости и себестоимости изготовления, обладает рядом существенных достоинств, в частности, предоставляет возможность выполнения на роторе полной демпферной системы. На основе анализа простых стержневых моделей, получены элементарные оценки эффективности такой системы выравнивания; подтверждена малая чувствительность выходных характеристик рассматриваемой системы выравнивания как к погрешностям задания исходных данных, так и к особенностям расчетной схемы. Адекватность стержневых моделей работы заполнителя выравнивающих пазов подтверждена результатами КЭ анализа составного (многослойного) стержня при его чистом изгибе.

1. Азбукин Ю.И, Аврух В.Е. Модернизация турбогенераторов. М.: Энергия, 1980.-232 с.

2. Алексеев А.Е. Конструкция электрических машин. М.: Госэнергоиздат, 1958.

3. Антонов Ю.Ф., Иогансен В.И., Штилерман И.З. Проект одновальной ПГУ-230 для Закарпатской ТЭС // Электроэнерго-2002: Тез.докл.науч.-практич.конф. 9-12 сентября 2002 г. СПб, 2002.-С.27.

4. Бате Л., Вилсон Е. Численные методы анализа и метод конечных элементов. М.: Мир, 1982. - 446 с.

5. Брановский М.А., Лисицын И.С., Сивков А.П. Исследование и устранение вибраций турбоагрегатов. М.: Энергия, 1969. - 320 с.

6. Видеман Е., Келленбергер В. Конструкции электрических машин. -Л.: Энергия, 1972.-520 с.

7. Вольдек А.И. Электрические машины. Л.: Энергия, 1974. - 840 с.

8. Глебов И.А., Данилевич Я.Б. Научные проблемы турбогенераторостроения. Л.: Наука, 1974. - 280 с.

9. Ю.Глебов И.А., Данилевич Я.Б. Научные основы проектирования турбогенераторов. Л.: Наука, 1986. - 184 с.

10. Глебов И.А., Кади-Оглы И.А. и др. Турбогенератор мощностью 800 МВт, 3000 об/мин с полным водяным охлаждением. // Электричество. 1980. - № 8. - С.3-8.

11. Годунов С.К., Рябенький B.C. Разностные схемы. М.: Наука, 1973.

12. Гольдин А.С. Вибрация роторных машин. М.: Машиностроение, 2000. - 344 с.

13. ГОСТ 27870-88. Вибрация. Оценка качества балансировки гибких роторов. Введ. 01.01.90. -М.: Изд.стандартов, 1988. 10 с.

14. ГОСТ 25364-97. Агрегаты паротурбинные стационарные. Нормы вибрации опор валопроводов и общие требования к проведению измерений. Введ. 01.07.99. -М.: Изд.стандартов, 1998. 8 с.

15. ГОСТ ИСО 10816-1-97. Вибрация. Контроль состояния машин по результатам измерений вибрации на невращающихся частях Часть 1. Общие требования. Введ. 01.07.99. М.: Изд.стандартов, 1998. -14 с.

16. ГОСТ Р ИСО 10816-4-99. Вибрация. Контроль состояния машин по результатам измерений вибрации на невращающихся частях Часть 4. Газотурбинные установки. Введ. 17.12.2000. М.: Изд.стандартов, 2000. - 6 с.

17. ГОСТ 27165-97. Агрегаты паротурбинные стационарные. Нормы вибрации валопроводов и общие требования к проведению измерений. Введ. 01.07.99. -М.: Изд.стандартов, 1998. 12 с.

18. Двайт Г.Б. Таблицы интегралов и другие математические формулы. -М.: Наука, 1969.-228 с.

19. Детинко Ф.М., Загородная Г.А., Фастовский В.М. Прочность и колебания электрических машин. Л.: Энергия, 1969. - 440 с.

20. Диментберг Ф.М. Изгибные колебания вращающихся валов. М.: Изд-во АН СССР, 1959. - 248 с.

21. Довгер Н.Е., Соколов Д.Ю., Штилерман И.З. Канавки Лаффуна: эффективность и работоспособность // Электроэнерго-2002: Тез.докл.науч.-практич.конф. 9-12 сентября 2002 г. СПб, 2002. -С.32.

22. Довгер Н.Е., Штилерман И.З. Система поправочных коэффициентов для уточнения критических скоростей роторов турбогенераторов // Сб. Электросила. Опыт, пробл.,исслед. 2001.-№40,- С.153-170.

23. Довгер Н.Е., Штилерман И.З. Программа для КЭ расчета критических частот вращения ротора турбогенератора // Электроэнерго-2002: Тез.докл.науч.-практич.конф. 9-12 сентября 2002 г.-СПб, 2002.-С.25.

24. Имаи X., Оиси Н., Мураками А. Механические проблемы мощных турбогенераторов // "Мицубиси Дэнки-гихоо". 1966. - Т.40, №11. - С.1700-1707 (яп.).

25. Иогансен В.И., Кади-Оглы И.А, Штилерман И.З. Двоякая жесткость бочки ротора турбогенератора и методы ее выравнивания // Электроэнерго-2002: Тез.докл.науч.-практич.конф. 9-12 сентября 2002 г. СПб, 2002. - С.ЗО.

26. Иогансен В.И., Штилерман И.З Влияние обмотки на изгибную жесткость вращающегося ротора // Сб. Электросила. Опыт, пробл.,исслед. 1979.- № 32.- С.93-97.

27. Исакович М.М., Клейман Л.И., Перчанок Б.Х. Устранение вибрации электрических машин. Л.: Энергия, 1979. - 200 с.

28. Кади-Оглы И.А., Карташева Т.Н., Шалаев В.Г. Проблема повышения эффективности воздушного охлаждения турбогенераторов // Сб. Электросила. Опыт, пробл.,исслед. 2000.-№ 39.- С.22-26.

29. Кальменс В.Я. Обеспечение вибронадежности роторных машин на основе методов подобия и моделирования. СПб: СЗПИ, 1992. -373 с.

30. Кельзон А.С., Циманский Ю.П., Яковлев В.И. Динамика роторов в упругих опорах. М.: Наука, 1982. - 280 с.

31. Комар Е.Г. Вопросы проектирования турбогенераторов. M.-JL: Госэнергоиздат, 1955. - 352 с.

32. Корн Г., Корн Т. Справочник по математике для научных работников и инженеров. -М.: Наука, 1968.- 720 с.

33. Кудрявцев И.В., Шоков Н.А. Анализ случаев разрушения валов роторов крупных турбогенераторов // Энергомашиностроение. -1980. № 11. -С.17-19.

34. Нейбер Г. Концентрация напряжений. М.: Гостехиздат, 1947.

35. Опыт решения основных проблем конструкции мощных турбогенераторов с полным водяным охлаждением / И.А.Кади-Оглы, В.П.Чернявский, В.И.Иогансен, Ю.Ф.Антонов, О.Я.Данилевич, В.В.Коган, П.И.Чашник, И.З.Штилерман //

36. Создание и исследование новых типов генераторов. JL: ВНИИЭлектромаш, 1991.'- С. 10- 15.

37. Петерсон Р. Коэффициенты концентрации напряжений. М.: Мир, 1977.-304 с.

38. Пинчук Н.Д. Продукция АО «Электросила» для энергетики // Сб. Электросила. Опыт, пробл.,исслед. 2000.- № 39.- С.5-13.

39. Подшипник качения. А.С. 314009 СССР / А.С.Кельзон, В.М.Лущик, Ю.П.Циманский // Госкомизобретений, 1971. -Бюлл.№ 27. 3 с.

40. Прочность. Устойчивость. Колебания: Справочник в 3 т. Т.1/ Под ред. И.А.Биргера и Я.Г.Пановко. М.: Машиностроение: 1968. -830 с.

41. Пустыльник Е.И. Статистические методы анализа и обработки наблюдений. -М.: Наука, 1968. 288 с.

42. Ротор турбогенератора. А.С. 502448 СССР / В.И.Иогансен., И.А.Кади-Оглы, П.И.Чашник, В.П.Чернявский, Г.В.Шкода // Госкомизобретений, 1976. Бюлл. № 5. - 2 с.

43. Рыжик Б.В. Вибрация ротора турбогенератора и методы ее снижения / Автореф. дисс. . канд. техн. наук. Л., 1987. - 18 с.

44. Серенсен С.В., Когаев В.П., Шнейдерович P.M. Несущая способность и расчеты деталей машин на прочность. Руководство и справочное пособие. М.: Машгиз, 1975, 488 с.

45. Серия турбогенераторов с полным водяным охлаждением / И.А.Кади-Оглы, Ю.Ф.Антонов, В.В.Брагин, Б.Д.Ваксер,

46. И.А.Глебов, В.И.Иогансен, В.П.Чернявский, И.З.Штилерман, Т.И.Шумилов // Сб. Электросила. Опыт, пробл.,исслед. 2000.- №39.- С.14-21.

47. Справочник по ремонту турбогенераторов / под ред. П.И.Устинова. М.: Энергия, 1978.-480 с.

48. Станиславский Л.Я., Гаврилов Л.Г., Остерник Э.С. Вибрационная надежность мощных турбогенераторов. М.: Энергия, 1975. 240 с.

49. Тондл А. Динамика роторов турбогенераторов. Л.: Энергия, 1971. -388 с.

50. Турбогенераторы. Расчет и конструкция / В.В.Титов, Г.М.Хуторецкий, Г.А.Загородная, Г.П.Вартаньян, Д.И.Заславский, И.А.Смотров. Л.: Энергия, 1967. 896 с.

51. Уотерхауз Р.Б. Фреттинг-коррозия. М.: Машиностроение, 1976. -272 с.

52. Урусов Р.А. О стратегии силового электромашиностроения на пороге века. // Сб. Электросила. Опыт, пробл.,исслед. 2001.- №40.- С.3-8.

53. Филиппов А.П. Колебания деформируемых систем. М.: Машиностроение, 1970. 360 с.

54. Фомин Б.Н., Циханович Б.Г., Виро Г.М. Технология крупного электромашиностроения. Турбогенераторы. Л.: Энергия, 1981. -392 с.

55. Фридман В.М. Колебания электрических машин // Вибрации в технике. Справочник в 6 т. М.: Машиностроение, 1980. Т.З. -С.519-537.

56. Хазан С.И. Турбогенераторы. Повреждения и ремонт. М.: Энергоатомиздат, 1983. 520 с.

57. Хуторецкий Г.М., Токов М.И., Толвинская Е.В. Проектирование турбогенераторов. Л.: Энергоатомиздат, 1987.-256 с.

58. Численные методы анализа электрических машин / Под ред. Я.Б .Данил евича. Л. : Наука, 1988. 224 с.

59. Школьник В.Э. Измерение радиального биения цилиндрических поверхностей вала ротора электрической машины. // Сб. Электросила. Опыт, пробл.,исслед. 2001.- № 40.- С.60-66.

60. Штилерман И.З. Об одной модели фреттинг-у стал ости: предпосылки, обстоятельства, следствия. СПб: АО «Электросила», 2001.- 148 с.

61. Штилерман И.З., Махутов Н.А. Анализ и повышение циклической прочности ротора турбогенератора // Труды 4-го Международного симпозиума по трибофатике 23-27 сентября 2002 г. Тернополь. -С.322-331.

62. Шторм Р. Теория вероятностей. Математическая статистика. Статистический контроль качества. М.: Мир, 1970. 368 с.

63. Шубов И.Г. Шум и вибрация электрических машин. Л.: Энергия, 1974.-200 с.

64. ANSYS. Theory Reference. Rel. 5.3. Ed. P.Kothnke / ANSYS Inc. Huston, 1994.

65. Fretting fatigue / R.B.Waterhouse (ed.). London : Applied Science, 1981.

66. Shtilerman J.Z., Iogansen V.I. and Kadi-Ogly I.A. The Development of Fretting Fatigue Theory and its Application to Fatigue Strength Analysis of Large Turbo-Generator Rotors // Proc. of Stockholm Power Tech Conf. (SPT-EM). Stockholm, June 15-17, 1995.

67. Waterhouse R.B. Fretting fatigue // Int. Materials Reviews. 1992. Vol.37. No 2. - P.77 - 97.росжс ■ ji государственна/:; БНБЛЙОТШУ