DIAGNOSTYKA ŁOPATEK WIRNIKA TURBOZESPOŁU B

41, s. 339-346, Gliwice 2011

DIAGNOSTYKA ŁOPATEK WIRNIKA TURBOZESPOŁU

B

P

, M

C

, W

J

Instytut Technologii Mechanicznej, Zachodniopomorski Uniwersytet Technologiczny w Szczecinie e-mail: bartosz.powalka@zut.edu.pl, marcin.chodzko@zut.edu.pl, walenty.jasinski@zut.edu.pl

Streszczenie. W referacie przedstawiono wyniki testów, mających na celu znalezienie prawdopodobnej przyczyny zaobserwowanych uszkodzeń łopatek wirnika turbozespołu. Łopatki cechowały się silną deformacją, pęknięciami i ubytkiem ich fragmentów. Do badań użyto narzędzi doświadczalnej analizy modalnej, poszukując możliwych przyczyn we właściwościach dynamicznych obiektu badanego. Test przeprowadzono na łopatkach o różnym stopniu deformacji, a także w celach porównawczych na łopatkach nieuszkodzonych, zaś wyniki walidowano dodatkowo przy pomocy badań metalograficznych.

1. WSTĘP

Łopatki turbin ostatniego stopnia są szczególnie narażone na deformację [2,3,4]

wynikającą z drgań spowodowanych niestabilnym przepływem medium. Zmienny przepływ pary wodnej, towarzyszący zwłaszcza procesowi rozruchu turbiny, generuje drgania i w konsekwencji naprężenia o charakterze dynamicznym, które mogą doprowadzić do trwałych deformacji. W prezentowanym artykule omówione zostały badania ukierunkowane na wskazanie prawdopodobnej przyczyny trwałej deformacji łopatek ostatniego stopnia wirnika turbozespołu. Przeprowadzono badania doświadczalne, które umożliwiły identyfikację modeli modalnych łopatek zdeformowanych oraz wskazanie różnic w odniesieniu do modeli łopatek niezdeformowanych. Wykonano również badania materiałowe w celu poznania struktury wewnętrznej łopatek. W celu dodatkowej walidacji wyników uzyskanych na drodze analizy modalnej przeprowadzono badania metodami ultradźwiękowymi, wyznaczając współczynnik tłumienia.

2. OBIEKT I CEL BADAŃ

Podstawowe parametry opisujące badany obiekt to: Typ turbiny: A.E.G./Alstom Power – akcyjna, rok budowy: 1959, rok modernizacji części WP i SP: 1997, rok modernizacji części NP. i generatora: 2005. Moc znamionowa: 70.000 kW, moc maksymalna: 73.000 kW, obroty znamionowe: 3000 obr./min. Normalne ciśnienie pary świeżej: 14,9 MPa, normalna temperatura pary świeżej: 535 ^oC, normalne ciśnienie pary wylotowej z WP: 3,41 MPa, normalne ciśnienie pary wylotowej z SP: 3,16 MPa, normalna temperatura dolotowa do SP:

530 ^oC, temperatura na wylocie części NP.: 70-100 ^oC, ciśnienie na wylocie części NP.: 0,985 atm.

W czasie badań testowano kilkadziesiąt egzemplarzy łopatek, zdemontowanych z turbozespołu, a także kilkanaście łopatek bez ich demontażu. W obu przypadkach łopatki wykazywały zużycia w postaci pęknięć w swojej górnej części oraz silnych deformacji na całej swojej długości – rys.1. Aby można było dokonywać analiz porównawczych, badania przeprowadzono również dla łopatek uznanych za nieuszkodzone, co jest rozumiane w tym artykule jako brak widocznej deformacji.

Rys.1. Zaobserwowane typy uszkodzeń łopatek turbozespołu

Celem prowadzonych prac było sprawdzenie jednej z wielu postawionych hipotez, mówiącej o prawdopodobnej przyczynie zaobserwowanych uszkodzeń. Praca skupia się przy tym na sprawdzeniu przydatności metod analizy modalnej w tego typu zagadnieniach.

Wykonanie dodatkowych badań materiałowych ma w zamierzeniu dowieść wiarygodności uzyskiwanych rezultatów na drodze eksperymentu modalnego.

3. EKSPERYMENT MODALNY

Ze względu na indywidualny charakter uszkodzeń oraz dużą liczbę łopatek poddanych badaniu zdecydowano się na przeprowadzenie testu impulsowego z użyciem młotka modalnego. Istotne ograniczenie stanowiły warunki środowiskowe uniemożliwiające zastosowanie innych technik pomiarowych.

3.1. Parametry pomiaru

Każda badana łopatka miała inny stopień deformacji. Oznaczało to znaczące odstępstwa od geometrii łopatki nieuszkodzonej – rys.2.

Zmiany geometrii, wynikające z deformacji, zostały uwzględnione w systemie pomiarowym przez wprowadzenie dla każdej łopatki wartości kątów Eulera, jednoznacznie definiując orientację czujnika. Położenie czujnika przyspieszeń oraz punkt przyłożenia wymuszenia impulsowego nie zmieniał się. Punkty mocowania czujnika przyspieszeń oraz osie lokalnych układów współrzędnych dla każdego jego położenia przedstawiono na rys.3a.

Rys.2 Wymiary łopatki Pęknięcie

Deformacje (wygięcia)

Do badań wykorzystano układ pomiarowy składający się ze źródła wymuszenia w postaci młotka modalnego PCB 086C01, trójosiowego czujnika przyspieszeń PCB 356B21 mierzącego odpowiedź obiektu oraz urządzenia typu front–end SCADAS III Difa z 24 bitowym przetwornikiem A/D oraz filtrami AA, odpowiedzialnego za akwizycję i przetwarzanie sygnałów.

Przetwornik przyspieszeń kalibrowano ręcznym kalibratorem PCB 394C06. Sprzęt pracował pod kontrolą modułu Impact Testing systemu pomiarowego LMS TestLab. Sygnały były próbkowane z częstotliwością 8192 Hz, zaś każda wyznaczana FRF (częstotliwościowa funkcja przejścia) estymowana była na podstawie uśrednienia wyników 12 pomiarów;

zastosowano estymator H1.

3.2. Wpływ masy czujnika

Obserwując funkcje FRF, wyznaczane dla poszczególnych punktów na badanych łopatkach, zauważono przesuwanie się częstotliwości rezonansowej, znajdującej się w okolicach 460 Hz, ku niższym wartościom wraz ze zmianą położenia czujnika – rys.3.

384.17 Hz 513.63

0.00 76.00

Amplitude

(g/N

)

0.00 1.00

Amplitude

F FRF lopatka:18:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:15:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:12:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:9:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:6:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:5:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:8:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:11:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:14:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:17:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:16:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:13:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:10:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:19:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:20:+Y/lopatka:13:+Y F FRF lopatka:21:+Y/lopatka:13:+Y

Rys.3. a) geometria pomiarowa, b) zmiany częstotliwości rezonansowej dla kolejnych położeń czujnika przyspieszeń

Zmienny przekrój poprzeczny łopatki, zmniejszający swoją powierzchnię wraz z przesuwaniem się ku jej wierzchołkowi, sugerował, że obserwowane przesunięcie częstotliwości nie wynika z dynamiki obiektu, lecz jest wpływem masy zamocowanego czujnika przyspieszeń. Zweryfikowano tę tezę, dokonując bezdotykowego pomiaru prędkości, wykorzystując do tego celu trójkoordynatowy wibrometr laserowy firmy Polytec. Wykazano obecność tylko jednego rezonansu w paśmie 400-500 Hz, co potwierdziło tezę o wpływie masy czujnika na wyznaczaną postać FRF.

4. WYNIKI BADAŃ MODALNYCH I ICH ANALIZA

Na podstawie zarejestrowanych danych, wykorzystując algorytm Polymax, zbudowano diagram stabilizacyjny (rys.4), a na jego podstawie dokonano estymacji parametrów modelu modalnego łopatki.

15.0 Linear 600

Hz 53.8e-3

30.8

Amplitude((m/s2)/N)

sssv ovsv oovv vovv vsv vvvv

o s s s s s s

ovsvsvvvvso vssssssssss svvvosvsvvv ssvvvvsvvov sssvvssssso ovvvosvsvvs ssvvssvsssvv o vsvvv vsvovvvvvvsvssvsvov v vs sovs sv vs ss ssv vv vsvs ovsvsvsvv vssvovvvssssssss svvsvvsss vov sssssssss ssosssssss svssvssss s ssvvs ssssssvvvvvv ssvsvvvsv s ssv vvv vssvssvsvvvvvs ss ssssss svv vvs ss ssvvvvvvvv

89 1011 1213 1415 1617 1819 2021 2223 2425 26 2728 2930 31 32

Rys.4. Diagram stabilizacyjny uzyskany metodą Polymax

Procedurę estymacji modelu modalnego powtarzano niezależnie dla każdej badanej łopatki. Zauważono znaczące różnice w przebiegach funkcji FRF. Wynikały one ze sposobu mocowania łopatki podczas testów oraz stopnia ich uszkodzenia. W tabeli 1 przykładowo zestawiono modele modalne zbudowane dla łopatek od strony turbiny po ich zdemontowaniu z turbozespołu. W analizowanym zakresie częstotliwości zidentyfikowano trzy bieguny – w okolicy częstotliwości 77 Hz, 460 Hz oraz 540 Hz. Zaobserwowano znaczące różnice wartości częstotliwości i tłumienia odpowiadających każdemu biegunowi.

Tabela 1. Modele modalne łopatek od strony turbiny Oznaczenie łopatki Biegun 1 Biegun 2 Biegun 3

2T 76.5 Hz, 8.77 % 466 Hz, 0.12% 545 Hz, 0.12 % 4T 87.6 Hz, 8.42 % 468 Hz, 0.06 % 563 Hz, 0.21 % 5T 72.4 Hz, 7.91 % 462 Hz, 0.07 % 540 Hz, 0.17 % 37T 75.9 Hz, 8.95 % 460 Hz, 0.08 % 542 Hz, 0.09 % 38T 76.2 Hz, 8.67 % 462 Hz, 0.08 % 540 Hz, 0.16 % 39T 63.1 Hz, 2.24 % 458 Hz, 0.13 % 534 Hz, 0.33 % 42T 78.8 Hz, 8.20 % 464 Hz, 0.08 % 550 Hz, 0.08 % 80T 74.4 Hz, 7.91 % 462 Hz, 0.07 % 540 Hz, 0.17 % 84T 77.0 Hz, 8.11 % 473 Hz, 0.09 % 544 Hz, 0.17 % 88T 74.3 Hz, 8.14 % 465 Hz, 0.11 % 543 Hz, 0.13 %

Aby dokonać wstępnej walidacji modelu, wyznaczono wartości kryterium MAC, nie

wyboru biegunów modelu. Następnie sprawdzono postacie drgań przy wybranych częstotliwościach, przedstawionych w postaci skrajnych kadrów animacji na rys.5.

Rys.5. Skrajne kadry animacji postaci drgań łopatki 5T przy: a) 72.4 Hz, b) 462 Hz

Pierwsza postać drgań ma charakter giętny, druga skrętno-skrętny, trzecia zaś objawia się znaczącym ruchem bardzo podatnej końcówki łopatki. Postacie drgań dla każdej łopatki wyglądają identycznie, zauważono natomiast znaczące różnice pomiędzy wartościami tłumienia. Dokonano zestawienia wartości tłumień odpowiadających poszczególnym biegunom modelu modalnego. Zauważono, że wartości tłumień dla łopatek uszkodzonych są znacząco wyższe niż dla łopatek nienoszących śladów uszkodzeń. Dokładnie takie same wnioski można było wyciągnąć po analizie wyników łopatek od strony generatora jak i turbiny niezależnie od sposobu mocowania danej łopatki w czasie badania. Dla zobrazowania tego zjawiska w tabeli 2 przedstawiono wartości tłumienia łopatek od strony generatora, badanych na turbozespole; w tabeli wyróżniono łopatki, które okazały się być uszkodzone.

Najistotniejsze różnice w tłumieniu obserwuje się w okolicach 460Hz. Przyrostu tłumienia nie zaobserwowano dla łopatki G67, która była jedynie pęknięta, lecz bez widocznych oznak deformacji.

Tabela 2. Modele modalne łopatek od strony generatora Oznaczenie łopatki Biegun 1 Biegun 2 Biegun 3

G60 97 Hz, 0.56 % 231 Hz, 0.53 % 462 Hz, 0.13 % G61 98 Hz, 0.30 % 237 Hz, 0.25 % 424 Hz, 0.36 % G62 98 Hz, 0.23 % 244 Hz, 0.21 % 450 Hz, 0.32 % G63 99 Hz, 0.26 % 236 Hz, 0.26 % 463 Hz, 0.13 % G64 99 Hz, 0.26 % 239 Hz, 0.25 % 426 Hz, 0.33 % G65 99 Hz, 0.29 % 247 Hz, 0.26 % 488 Hz, 0.17 % G66 98 Hz, 0.40 % 235 Hz, 0.29 % 460 Hz, 0.15 % G67 98 Hz, 0.46 % 234 Hz, 0.40 % 466 Hz, 0.13 % G68 99 Hz, 0.37 % 249 Hz, 0.32 % 433 Hz, 0.27 %

a) b)

5. BADANIA MATERIAŁOWE

Pomimo tego, że zaobserwowano znaczące różnice pomiędzy wartościami tłumień dla łopatek uszkodzonych oraz nieuszkodzonych, trudno było jednoznacznie ocenić, co było przyczyną uszkodzeń. Źródła literaturowe, np. [1], wskazują na związek pomiędzy wartością współczynnika tłumienia a liczbą cykli zmęczeniowych, jakim poddane były łopatki. W analizowanym przypadku deformacje przyjmowały kształt zgodny ze giętno – skrętną postacią drgań w okolicy 460 Hz. Dominująca wartość amplitudy rezonansowej dla tej częstotliwości w połączeniu z obserwacją charakteru uszkodzeń mogłyby sugerować, że łopatka pracowała głównie na skręcanie, a nie jak powinna - według założeń producenta – na zginanie. Hipotezę tę należało poprzeć dodatkowymi testami materiałowymi.

Przeprowadzono obserwacje przy dużych powiększeniach na mikroskopie skaningowym.

W części łopatki niewykazującej deformacji ujawniono obecność defektów mikrostruktury – rys. 6.

Rys.6. Obraz z mikroskopu skaningowego mikrostruktury łopatki 43P: a) x4000, b) x8000.

Te same badania przeprowadzone w obszarze silnej deformacji wykazały obecność zarówno pustek pełzaniowych jak i początki tworzenia łańcuchów pełzaniowych.

Uprzywilejowanym miejscem zarodkowania pustek są także granice między osnową i twardymi wydzieleniami wtrąceń tlenkowych. Zaobserwowano również liczne zarodki pustek, pustki na granicach wtrąceń niemetalicznych i pustki o rozmiarze do 8 μm.

Rys.7. Obraz z mikroskopu skaningowego mikrostruktury łopatki 4P: a) x10000, b)x5000.

W górnej, zdeformowanej części łopatki zaobserwowano również podpowierzchniowe rozwarstwienia łopatek o długości do 0.5 mm, noszące znamiona delaminacji – rys. 8.

a) b)

a) b)

Rys.8. Podpowierzchniowe rozwarstwienie łopatki a) x70, b) x350

W celu oceny stopnia degradacji materiału łopatek wykonano dodatkowo skanowanie powierzchni łopatek głowicami ultradźwiękowymi o częstotliwości sygnału 4 MHz, 10 MHz i 15 MHz z wykorzystaniem defektoskopu USD 15 firmy Krautkramer. Wyniki tych badań wskazują na wzrost wartości współczynnika tłumienia a definiowanego zgodnie ze wzorem 1, w miarę przesuwania głowicy od podstawy łopatki w kierunku jej wierzchołka – rys. 9.

) lg(

2 20

1

1

H R H

g

n n

n

⋅ ⋅

⋅

=

+

κ

α κ

gdzie:

g– grubość badanego ośrodka [mm]

Hn, Hn+1 – wysokość echa odpowiednio numer „n” i „n+1”

κn, κn+1 – współczynnik korekcyjny odpowiednio echa „n” i „n+1”

R – współczynnik odbicia na granicy głowica-próbka

Rys.9. Zmiany wartości współczynnika tłumienia α

Współczynniki tłumienia wykazują wzrost wartości wraz ze zwiększaniem odległości od zamka (zamocowania) łopatek. Ich przyrost jest szczególnie widoczny od wysokości około 30 cm od podstawy. Sugeruje to związek z postacią giętno-skrętną o częstotliwości około 460Hz, która charakteryzuje się największymi amplitudami właśnie w tym obszarze. Można zatem stwierdzić, że ta postać jest „odpowiedzialna” za występujące deformacje łopatek.

a) b)

6. WNIOSKI

Badania modalne przeprowadzone dla znacznej liczby łopatek o różnym stopniu deformacji wykazały:

• Istnienie dwóch dominujących postaci drgań: giętnej przy częstotliwości poniżej 90 Hz oraz skrętnej przy częstotliwości około 460 Hz;

• Kształt deformacji łopatek niezależnie od ich pierwotnego miejsca zamocowania jest zgodny z drugą postacią drgań przy około 460 Hz;

• Tylko dla tej postaci można zaobserwować znaczące różnice pomiędzy wartościami tłumień dla łopatek uszkodzonych oraz nieuszkodzonych. Sugeruje to „odpowiedzialność”

tej postaci drgań za zaistniałą deformację.

Aby potwierdzić wnioski wyciągane na podstawie wyników analizy modalnej, przeprowadzono badania materiałowe (mikroskopowe). Wnioski z tych badań można sformułować następująco:

• potwierdza się zjawisko zmiany tłumienia wraz ze wzrostem stopnia deformacji,

• łopatki zniekształcone wykazują defekty struktury wewnętrznej wpływające na wartości tłumienia oraz delaminację, znacząco osłabiającą strukturę łopatki.

Wydaje się być uzasadnionym wysunięcie wniosku ogólnego, w którym stwierdza się, że narzędzia doświadczalnej analizy modalnej dobrze spełniają się w diagnostyce offline.

Wyniki uzyskane przy jej użyciu są powtarzalne, zaś przeprowadzenie dodatkowych testów materiałowych potwierdza postawione hipotezy dotyczące prawdopodobnych przyczyn zaistnienia uszkodzeń łopatek.

LITERATURA

1. Colakoglu M.: Description of fatique damage using a damping monitoring technique.

“Journal of Engineering & Environmental Sciences” 2003, 27, p.125-130

2. Mazur Z.: L-0 blades failure investigation of a 110 MW geothermal turbine. In:

Proceedings of ASME Conference, USA, 2006. p. 1–9.

3. Suzuki T.: Recent upgrading and life extension technologies for existing steam turbines.

ASME Power, Chicago, 2005, p. 577–82.

4. Troyanowskij B.: Parovyje i gazovyje turbiny atomnych elektrostancyj. Moskva:

Energoatomizdat, 1985

POWER STATION STEAM TURBINE BLADES FAILURE ANALYSIS

Summary. The paper presents results of tests and analysis which were conducted for steam blades. Significant deformations of turbine blades have been found.

There were also some cracks, wrenches and unusual wear indications. The experimental modal analysis was used to find out the possible causes of observed damages. The correlation between damage and estimated values of modal parameters has been obtained. Tests were conducted for damaged and undamaged turbine blades as well.