Способ оценки остаточного ресурса рабочего колеса гидротурбины на запроектных сроках эксплуатации
METHOD FOR EVALUATION OF RESIDUAL LIFE OF HYDRAULIC TURBINE IMPELLER AT BEYOND DESIGN BASIS OF OPERATION

Способ оценки остаточного ресурса рабочего колеса гидротурбины на запроектных сроках эксплуатации.
Изобретение относится к области контроля состояния технических объектов на базе периодических освидетельствований, в частности к способам оценки фактического состояния и остаточного ресурса рабочих колес гидротурбин в условиях эксплуатации.
После длительной эксплуатации, в том числе за пределами проектного срока службы, конструкция рабочих колес гидротурбин имеет различные макродефекты. Дефекты связаны с накоплением усталостных повреждений под действием широкого спектра эксплуатационных нагрузок на элементы рабочих колес гидротурбин в условиях фактической эксплуатации.
Методы оценки ресурса «бездефектной конструкции», применяемые на стадии проектирования, становятся неприменимыми.
Известна система и способ для прогнозирования жизненного цикла работы газотурбинной установки (заявка US 20160160762, General Electric Company, 09.06.2016), содержащая блок анализа состояния турбины, определяющий его на основании параметров ее состояния, в частности, температуры, вибрационных показателей, которые обрабатываются с помощью физической модели турбины. Каждому из полученных параметров объекта контроля присваивается весовой коэффициент, на основании которого осуществляется контроль работы объекта для последующего сравнения с параметрами работы турбины и подстройки ее работы для увеличения жизненного цикла.
Данное решение не содержит моделирование процесса работы турбины с помощью метода обучаемых моделей на базе эталонных выборок параметров контроля, в частности, техники оценки многомерных состояний MSET (Multivariate State Estimation Technique) [3]-[4], что не позволяет быстро и точно определить возможное будущее нарушение работы объекта контроля с помощью оперативного обучения прогностической модели работы оборудования.
Известен способ и система удаленного мониторинга энергетических установок, относящийся к удаленному мониторингу объектов. В способе для удаленного мониторинга и прогнозирования состояния технологических объектов, относящихся к турбоагрегатам, получают данные от объекта контроля; формируют на основании этих данных эталонную выборку показателей работы и строят матрицы состояния из компонентов точек выборки. На основании MSET метода с помощью матрицы состояния строят эмпирические модели прогнозирования состояния объекта. Определяют по разности компонентов наблюдаемой точки и точки, моделирующей состояние объекта, компоненты невязок. Определяют разладки, отображающие степень влияния показателей работы объекта на отклонение показателей параметров объекта. Анализируют поступающую информацию от объекта контроля. Определяют степень отклонения параметров объекта от показателей эмпирических моделей и выявляют разладки для таких показателей. Ранжируют вычисленные разладки. Обновляют на основании отфильтрованной выборки эмпирические модели и формируют сигнал отклонении параметра объекта контроля на основании обновленной модели.
Патент РФ 2626780, МПК G05B 23/00, G05B 19/048, G05B 17/02, G05B 13/04, G05B 1/04, G06F 3/00, G06N 7/06, опубликовано 01.08.2017.
Известен способ и система учета остаточного ресурса компонентов турбоагрегата, который заключается в выполнении следующих этапов. Получение данных, характеризующих параметры исправного состояния турбоагрегата и его компонентов. Расчет параметров предельного состояния турбоагрегата и его составляющих компонентов методом регрессионного анализа. Формирование на основании полученных данных параметров эталонных параметров показателей работы турбоагрегата и его компонентов. Создание математической модели объекта на основе сформированных эталонных параметров работы исправного объекта. Получение аналитической информации, характеризующей непрерывно измеряемые технические параметры состояния турбоагрегата и его компонентов во время эксплуатации. Данные параметры включают в себя значения эквивалентных часов наработки, а также информацию о числе пусков оборудования. Получение информации о периодических данных, характеризующих информацию о производимых с турбоагрегатом действиях обслуживающим персоналом и информацию о результатах периодического осмотра оборудования. Сравнение полученной информации турбоагрегата и его компонентов с математической моделью объекта и на основе этого сравнения прогнозирование допустимого остаточного ресурса оборудования до момента, когда необходим останов для устранения дефектов. Достигается прогнозирование остаточного ресурса компонентов турбоагрегата.
Патент РФ 2668852, МПК G05B 23/02, G06F 17/18, опубликовано 09.10.2018
В данном патенте описывается способ и система учета остаточного ресурса компонентов турбоагрегата, которые опираются на полученную аналитическую информацию, характеризующую непрерывно измеряемые технические параметры состояния турбоагрегата и его компонентов во время эксплуатации, в частности эквивалентные часы наработки.
Используемая в патенте методика оценки остаточного ресурса компонентов турбоагрегата основана на учете эквивалентных часов эксплуатации, рассчитываемых в соответствии с международным (ISO 3977-9:1999) и национальным (ГОСТ Р 52527-2006) стандартами, относящимися исключительно к газовым турбинам и газотурбинным установкам. Приведенные формулы расчета эквивалентных часов предполагают знание ряда параметров, которые не могут быть определены в отношении рабочего колеса гидротурбины, например, коэффициент для пуска или изменения нагрузки, коэффициент, учитывающий работу агрегата на j-м режиме, коэффициент загрязненных видов топлива, эквивалентное время работы для резкого изменения температуры, коэффициент для инжекции пара или воды и т.п. При этом отсутствуют международные или национальные стандарты, регламентирующие методику определения эквивалентных часов наработки для гидроагрегатов и их компонентов, что делает невозможным применение предложенного в патенте подхода к оценке ресурса рабочих колес гидротурбин в настоящее время. Это подтверждается также отсутствием в приведенных в патенте частных вариантах вариантов осуществления оценки остаточного ресурса гидроагрегата или какого-либо его компонента, в частности, рабочего колеса гидротурбины, в том числе на запроектных сроках эксплуатации.
Используемые в настоящее время отраслевые способы оценки ресурса рабочих колес гидротурбин были разработаны для стадии проектирования и предполагают преимущественное использование гидроагрегата вблизи номинальной мощности, что не актуально для большинства эксплуатируемых сейчас гидроагрегатов. При этом влияние режимных факторов и наличие эксплуатационных дефектов не учитывается.
В рамках проектного срока службы (календарной продолжительности работы гидротурбины, указанной в нормативной и проектной документации, по достижении которой следует провести оценку технического состояния рабочих колес гидротурбины в целях определения допустимости, параметров и условий дальнейшей эксплуатации гидротурбины) считается, что ресурс гидротурбины должен быть гарантирован заводом-изготовителем. Для поддержания работоспособного состояния достаточно проводить плановое техническое обслуживание в соответствии с действующими отраслевыми нормативными документами и рекомендациями завода-изготовителя.
Решение о продлении срока службы (запроектного срока службы - периода эксплуатации после исчерпания проектного срока службы) или выводе из эксплуатации гидротурбин определяется на основании совокупности мероприятий по анализу фактического технического состояния рабочих колес гидротурбины и оценке их остаточного ресурса.
Задачей изобретения является повышение точности оценки остаточного ресурса рабочих колес гидротурбин на запроектных сроках эксплуатации и как следствие повышение безопасности эксплуатации оборудования посредством выявления и своевременного устранения возникших отклонений параметров от нормальных значений (повреждений, дефектов); - определение возможности и целесообразности продолжения эксплуатации выработавших срок службы гидротурбин.
Данная задача решается за счет того, что в способе оценки остаточного ресурса рабочего колеса гидротурбины на запроектных сроках эксплуатации, включающем получение аналитической информации, построение расчетной модели, остаточный ресурс рабочего колеса гидротурбины определяют на основе индивидуального прогнозирования развития трещин в условиях фактической эксплуатации, полученная аналитическая информация включает данные конструкторской документации и результаты проведенного технического освидетельствования состояния рабочего колеса во время эксплуатации, в том числе выполнение замеров геометрических параметров на натурном рабочем колесе гидротурбины с учетом размера и положения обнаруженных дефектов и кавитационных повреждений, толщин элементов гидротурбины, особенно лопастей рабочего колеса с учетом разнотолщинности, радиусов галтельных переходов в зоне перехода пера лопасти во фланец для поворотно-лопастных турбин и в зоне приварки лопасти к ободу и ступице для радиально-осевых турбин, угла установки лопастей, расстояния в свету между идентичными точками лопастей, а также изменения геометрических размеров в результате проведенных ремонтных операций, расчетная модель строится на основе полученной аналитической информации и представляет собой цифровой двойник рабочего колеса гидротурбины, разбитый на конечные элементы, определяют условный предел усталости материала  с учетом влияния водной среды для N циклов нагружения в условиях коррозионно-активной среды по формуле
где a, b - характеристики материала, которые зависят от числа циклов нагружения,
для каждого эксплуатационного режима последовательно определяют:
- величины статической и динамической составляющих внешних нагрузок,
- напряженно-деформированное состояние рабочего колеса гидротурбины с учетом локальной концентрации напряжений в зонах галтельных переходов, резьбовых участков, а также в области вершины трещины размер и положение которой обнаружены ранее,
- коэффициенты запаса материала по усталостной прочности с учетом коэффициентов влияния металлургических дефектов и коэффициентов, учитывающих асимметрию цикла,
σ
- по найденному коэффициенту запаса по усталостной прочности материала определяют повреждаемость λ(i) как отношение допускаемого значения коэффициента запаса по усталостной прочности материала к соответствующему расчетному значению,
σ
σ
а суммарную повреждаемость λ определяют как сумму повреждаемостей λ(i):
где i - номер эксплуатационного режима, m - общее количество режимов,
σ
σ
затем определяют критерий предельного состояния, при этом признаком исчерпания ресурса является достижение расчетного значения суммарной повреждаемости λ предельно допустимой величины [λ]=1,
определяют коэффициент интенсивности напряжений в вершине трещины с помощью методов линейной механики разрушений численными и аналитическими способами в условиях фактической эксплуатации,
определяют зависимость скорости роста трещины от величины размаха коэффициента интенсивности напряжений, при этом расчет длины трещины проводится в соответствии с известным эмпирическим уравнением Пэриса,
определяют нижнюю и верхнюю границы ресурса работы рабочего колеса, где нижняя граница соответствует пороговому значению длины трещины, определяющему возможность быстрого роста трещин под влиянием высокочастотных нагрузок малой амплитуды, а верхняя - определяется предельно допустимой длиной трещины, соответствующей ресурсному отказу, в результате остаточный ресурс работы рабочего колеса гидротурбины определяют в терминах длины трещин как разность предельно допустимой длины трещины и фактически обнаруженной.
Кроме того статическая составляющая внешней нагрузки определяется по результатам расчета обтекания на стационарных режимах в предположении циклической симметрии рабочего колеса, при этом определяется поле давлений на лопасти рабочего колеса на рассматриваемом режиме, которое прикладывается к элементам расчетной модели на этапе проведения расчета напряженно-деформированного состояния рабочего колеса гидротурбины
Кроме того динамическая составляющая внешней нагрузки определяется расчетно-экспериментальным способом, использующим энергетические критерии, связывающие снижение коэффициента полезного действия (КПД) гидротурбины на данном режиме с возникающими в лопастях динамическими напряжениями.
Кроме того, расчет напряженно-деформированного состояния проводится численными методами с использованием современных программ, например, ANSYS.
Кроме того эксплуатационные режимы включают стационарные режимы работы.
Кроме того, эксплуатационные режимы включают переходные режимы.
Изобретение поясняется рисунками.
Фиг. 1 - Кинетическая диаграмма усталостных разрушений
Фиг. 2 - Диаграмма роста трещины
Способ оценки остаточного ресурса рабочего колеса гидротурбины на запроектных сроках эксплуатации осуществляется следующим образом.
Фактическое состояние и остаточный ресурс рабочего колеса гидротурбины определяется на основе индивидуального прогнозирования развития трещин в условиях фактической эксплуатации, при этом нижняя и верхняя границы ресурса работы рабочего колеса гидротурбины определяются критической и предельно допустимой длинами трещины соответственно.
На основе анализа имеющейся конструкторской документации и результатов проведенного технического освидетельствования осуществляется построение расчетной модели рабочего колеса гидротурбины, представляющей с учетом принятых допущений цифровой двойник рабочего колеса гидротурбины разбитый на конечные элементы, тип конечных элементов выбирается с учетом имеющихся исходных данных, технических возможностей и необходимой точности проводимых расчетов и выполненных замеров геометрических параметров на натурном рабочем колесе гидротурбины.
Наиболее существенными параметрами являются:
- толщины элементов гидротурбины, особенно лопастей рабочего колеса с учетом разнотолщинности;
- изменение геометрических размеров в результате проведенных ремонтных операций или модернизации (подрезка лопастей, поднутрение и т.п.);
- радиусы галтельных переходов в зоне перехода пера лопасти во фланец для поворотно-лопастных турбин и в зоне приварки лопасти к ободу и ступице для радиально-осевых турбин;
- угол установки лопастей;
- расстояние в свету между идентичными точками лопастей;
- размер и положение обнаруженных дефектов и кавитационных повреждений.
Затем определяют условный предел усталости материала с учетом влияния водной среды для N циклов нагружения по формуле
где  - условный предел усталости материала для N циклов нагружения в условиях коррозионно-активной среды;
a, b - характеристики материала, которые тоже зависят от числа циклов нагружения.
При этом по справочным данным или в соответствии с регламентированными экспериментальными методиками определяются характеристики материала.
Затем проводится определение внешних нагрузок при различных эксплуатационных режимах работы рабочих колес гидротурбин. Статическая составляющая внешней нагрузки определяется по результатам расчета обтекания на стационарных режимах (с применением стандартных пакетов программ численного моделирования (CFD-анализ) процессов гидродинамики или специализированных расчетных программ). Расчет проводится в предположении циклической симметрии рабочего колеса, в упрощенной постановке. В результате определяется поле давлений на лопасти рабочего колеса на рассматриваемом режиме. Полученные нагрузки прикладываются к элементам (узлам) расчетной модели на этапе проведения статического расчета.
Определение динамической составляющей внешней нагрузки представляет серьезные сложности. Возможны следующие варианты:
- пространственный CFD-анализ всей проточной части - сложно, дорого, требует очень мощных компьютеров, результат зависит от выбранных методов расчета;
- экспериментальные данные (тензометрирование) - сложно, дорого, требует длительного вывода гидротурбины из эксплуатации для подготовки и проведения эксперимента, дает значение напряжений только в точке измерения;
- расчетно-экспериментальный способ, использующий энергетические критерии, связывающие снижение коэффициента полезного действия (КПД) гидротурбины на данном режиме с возникающими в лопастях динамическими напряжениями.
Динамическая составляющая внешней нагрузки учитывается при оценке усталостных повреждений и для определения скорости развития трещины.
Выделяются стационарные и переходные режимы работы. К стационарным относятся:
- режимы номинальной (близкой к номинальной, большой) мощности (более 70% от номинала);
- режимы средней частичной мощности (30-70% от номинала);
- режимы малой частичной мощности (менее 30% от номинала);
- холостой ход;
- режим синхронного компенсатора (при наличии).
К переходным режимам относятся пуски-остановы и набор-сброс мощности.
Для каждого режима определяют напряженно-деформированное состояние (НДС) рабочего колеса гидротурбины с учетом локальной концентрации напряжений в зонах галтельных переходов, резьбовых участков, а также в области вершины трещины, размер и положение которой обнаружены ранее.
Расчет напряженно-деформированного состояния проводится на базе построенной расчетной модели численными методами с использованием современных программ, например, ANSYS, в результате определяют напряжения и деформации рабочего колеса гидротурбины для каждого эксплуатационного режима.
Затем определяются коэффициенты запаса материала по усталостной прочности и суммарной повреждаемости при различных эксплуатационных режимах работы рабочих колес гидротурбин.
Коэффициент запаса по усталостной прочности материала определяется для каждого i-го режима нагружения в зависимости от типа цикла нагружения по формуле (2) или (3);
- цикл с постоянным средним значением
- подобный цикл (с одинаковым коэффициентом асимметрии цикла)
σ
где n(i) - коэффициент запаса материала по усталостной прочности
N - расчетное число циклов,
- условный предел усталости материала для N циклов,
m
σ - статическая составляющая напряжений с учетом остаточных напряжений
а
σ - амплитуда динамических напряжений,
К - коэффициент влияния металлургических дефектов,
σ
ψ - коэффициент, учитывающий асимметрию цикла.
σ
По найденному коэффициенту запаса по усталостной прочности материала определяется повреждаемость λ(i) в каждом i-м эксплуатационном режиме по формуле:
σ
i
где [n] - допускаемое значение коэффициента запаса по усталостной прочности материала,
σ
n(i) - коэффициент запаса для i-го режима.
σ
i
Допускаемое значение коэффициента запаса [n] принимается разным для различных режимов. Для стационарных режимов вблизи номинальной мощности используются имеющиеся нормативные коэффициенты запаса. Для переходных и стационарных режимов малой и средней мощности коэффициенты запаса должны быть увеличены.
σ
σ
Суммарная повреждаемость λ определяется как сумма повреждаемостей λ(i):
где i - номер эксплуатационного режима, m - общее количество режимов.
σ
σ
Определяют критерий предельного состояния, при этом признаком исчерпания ресурса является достижение расчетного значения суммарной повреждаемости λ предельно допустимой величины [λ]=1. Это свидетельствует о возможности появления усталостных трещин.
Наличие трещин еще не является критерием исчерпания ресурса рабочего колеса гидротурбины, так как не все трещины опасны. Требуется определить долговечность конструкции - время возможной безопасной эксплуатации при наличии имеющихся дефектов, в том числе эксплуатационных трещин.
Предельное состояние рабочего колеса гидротурбины связывается с ресурсным отказом, который соответствует появлению опасных усталостных трещин. Оценка ресурса проводится в терминах допустимой длины трещины.
Трещина является опасной, если может привести к внеплановой остановке гидротурбины или потере ее функциональных качеств.
Опасность трещин связывается с возможностью быстрого роста трещин под действием высокочастотных нагрузок и достижением трещиной порогового значения длины
Нижняя граница частотного спектра воздействия, вызывающего быстрый рост трещин определяется из следующих соотношений:
HA
Л
f*=min{f, f},
f* - минимальная расчетная частота высокочастотного спектра воздействия,
НА
f - лопаточная частота, определяемая произведением оборотной частоты вращения на количество лопаток направляющего аппарата,
Л
f - лопастная частота, определяемая произведением оборотной частоты вращения на количество лопастей рабочего колеса гидротурбины,
НА
НА
об
f=Z⋅f,
НА
Z - количество лопаток направляющего аппарата,
Л
Л
об
f=Z⋅f,
Л
Z - количество лопастей рабочего колеса,
об
f - оборотная частота гидротурбины.
th
Пороговое значение длины трещины  определяется из условия превышения размаха коэффициента интенсивности напряжений в вершине трещины ΔK порогового значения K (Фиг. 1):
ВЧ
th
ΔK≥K, где
ВЧ
ΔK - размах коэффициента интенсивности напряжений от действия высокочастотных нагрузок;
th
K - пороговое значение вязкости разрушения (характеристика материала).
С
К - вязкость разрушения (характеристика материала).
Расчет коэффициента интенсивности напряжений ΔK в вершине трещины проводится с помощью методов линейной механики разрушений численными и/или аналитическими способами по результатам расчета напряженно-деформированного состояния рабочего колеса в условиях фактической эксплуатации.
По результатам расчета строятся две кривые:
- зависимость ν=ν(ΔK) скорости роста трещины от величины размаха коэффициента интенсивности напряжений (Фиг. 1),
где  - скорость роста трещины, характеризующая увеличение длины трещины в зависимости от количества циклов нагружения;
- зависимость  размаха коэффициента интенсивности напряжений в вершине трещины от расчетной длины трещины (Фиг. 2).
Определяют нижнюю границу ресурса работы рабочего колеса гидротурбины.
Пороговое значение длины трещины  соответствует пороговому значению вязкости разрушения  и определяется наличием или отсутствием влияния на кинетику трещины высокочастотных нагрузок малой амплитуды, т.е. возможностью быстрого роста трещин и, соответственно, определяет нижнюю границу ресурса (Фиг. 1).
Расчет длины трещины может быть проведен в соответствии с известным эмпирическим уравнением Пэриса (Фиг. 1):
где N - число циклов нагружения, С, n - характеристики материала, определяемые экспериментально.
Определяют верхнюю границу ресурса работы рабочего колеса гидротурбины.
Верхняя граница ресурса определяется предельно допустимой длиной трещины  которая рассчитывается на базе моделирования поэтапного подрастания дефекта численными или аналитическими методами по кривой
Предельно допустимая длина трещины определяется по формулам (фиг. 2):
с
с
K
[K]=K/n,
с
где  - критическая длина трещины, рассчитанная по вязкости разрушения К - характеристика материала,
с
- критическая длина трещины, рассчитанная по допускаемому значению вязкости разрушения [К],
- коэффициент запаса по длине трещины,
K
n - коэффициент запаса по свойствам материала.
K
Для оценки остаточного ресурса рабочих колес принимается n=1,5;
в зависимости от используемых методов неразрушающего контроля.
Определяют остаточный ресурс работы рабочего колеса гидротурбины.
Остаточный ресурс  в терминах длины трещин определяется как разность предельно допустимой длины трещины  и фактически обнаруженной
Если при очередном диагностировании трещин обнаружено не было, то в качестве фактической длины трещины принимается верхняя граница чувствительности неразрушающих методов контроля.
При необходимости ресурс может быть пересчитан в допускаемое число циклов [N] или допустимое время эксплуатации [Т]:
Способ позволяет определить фактическое состояние и остаточный ресурс рабочего колеса гидротурбины на основе индивидуального прогнозирования развития трещин в условиях коррозионной среды.
Разработанный способ может быть положен в основу оценки фактического состояния различных конструкций.