Розв'язано задачу про напружено-деформований стан замкового з'єднання робочих лопаток 1-го ступеня циліндра середнього тиску в умовах пластичного деформування. Під час розв'язання задачі використовується теорія пружно-пластичних деформацій. Розв'язання задачі здійснюється з використанням двох різних підходів до задания кривих пластичного деформування. Оцінюється можливість застосування більш простої білінійної апроксимації взамін класичної мультилінійної. На прикладі розв'язання даної задачі показано час, необхідний для виконання розрахунку при використанні білінійної та мультилінійної апроксимацій. Порівняння одержаних результатів у вигляді розподілу пластичних деформацій, еквівалентних напружень і контактних напружень по опорних площадках надало можливість оцінити відмінність під час використання двох типів апроксимації. Одержане значення похибки результатів під час використання білінійної апроксимації надало змогу зробити висновки про можливість застосування такого підходу до обробки кривих пластичного деформування для розв'язання подібного роду задач. Розв'язання задачі здійснюється за допомогою методу скінченних елементів. Щоб об'єктивно оцінити вплив пластичного деформування на перерозподіл навантажень в замковому з'єднанні, використовується модель, одержана під час розв'язання задачі про термонапружений стан замкового з'єднання робочих лопаток. Показано розподіл контактних напружень в замковому з'єднанні. Проведено порівняння результатів з одержаними раніше під час розв'язання задачі термопружності. Відзначено суттєві відмінності рівня контактних зусиль. Наведено результати розрахункової оцінки напружено-деформованого стану замкового з'єднання робочих лопаток першого ступеня циліндра середнього тиску парової турбіни, що надають змогу охарактеризувати ступінь релаксації і перерозподілу напружень в конструкції у порівнянны з результатами, одержаними раніше під час розв'язання задачі термопружності. Зроблено висновки щодо економічної доцільності використання поданої методики розрахунку.

Лопатки останніх ступенів парових турбін типу К-1000-60/3000 працюють в умовах вологого парового середовища, що призводить до ерозійних пошкоджень і зниження їх залишкового ресурсу. Актуальність даної роботи зумовлена з необхідністю продовжити безпечну експлуатацію робочих лопаток таких турбін. Розглянуто декілька варіантів скінченно-елементних моделей окремих лопаток та лопаток в системі диск-лопатки останнього ступеня турбіни зазначеного типу. Наведено результати числового дослідження впливу видалення частин лопаток в зонах ерозійних пошкоджень після відновлювального ремонту на вібраційні характеристики окремих лопаток та лопаток в системі диск - лопатки. Проведено аналіз напружено-деформованого стану за умовного навантаження від паропотоку при вимушених коливаннях окремих лопаток та лопаток в системі диск - лопатки. Навантаження задаються рівномірно розподіленими та лінійно змінними по поверхнях лопаток. Визначається залежність максимальних еквівалентних вібраційних напружень від частоти збудження. Приймається, що фізико-механічні властивості матеріалу лопаток зберігаються (як для вихідного варіанта) після ремонту лопаток і обробки їх поверхонь. Спостерігається значно більше зниження вібронапруженості лопаток в системі диск - лопатки, ніж на окремих лопатках. Наведено графіки залежності максимальних напружень від частоти збудження для непошкоджених окремих лопаток і лопаток в системі диск - лопатки після їх відновлювального ремонту. Розглянуто різні варіанти видалення частин лопаток в зонах їх вхідних та вихідних кромок. Показано, що зі зменшенням хорд лопаток після ремонту у їх нижніх частинах можуть з'являтися частотні області підвищеної вібрації. В окремих лопатках та лопатках в системі диск - лопатки в нижніх частинах значення максимальних напружень збільшуються у порівнянні зі значеннями в лопатках без пошкоджень. Зі зміною напруженості робочих лопаток в порівнянні з вихідним варіантом лопаток без пошкоджень оцінюється можливість продовження їх ресурсу безпечної експлуатації за багатоцикпової утоми. Цей ресурс розглянутих лопаток з хордою не менше 150 мм після відновлювального ремонту може бути продовжений за даними напружень, якщо не порушується циклічна симетрія системи диск - лопатки та зберігаються фізико-механічні властивості матеріалу після обробки зон видалення пошкоджень на вихідних кромках лопаток.

Стабільність експлуатації парових турбін залежить (поряд з іншими чинниками) від надійної роботи системи паророзподілу, основу якої складають стопорно-регулювальні клапани. В роботі розглянуто питання міцності елементів клапанів парової турбіни К-325-23,5, в корпусі яких після 30 тис. год. експлуатації почали спостерігатись тріщини. Попередньо визначався характер газодинамічних процесів у проточній частині клапанів та температурний стан корпусу клапанів на основних стаціонарних режимах роботи. Для цього розв'язувалась сумісна задача течії пари та теплопровідності в стопорно-регулювальних клапанах у тривимірній постановці за методом скінченних елементів. Розглянуто різне положення елементів клапанів з урахуванням фільтруючого сита. Оцінка термонапруженого стану корпусу клапанів засвідчила, що максимальні напруження на різних режимах роботи не перевищують межі плинності. Тому оцінка повзучості матеріалу корпусу клапанів є важливою для визначення його пошкодження та ресурсу. Моделювання повзучості корпусу стопорно-регулювальних клапанів парової турбіни виконувалось на основі тривимірних моделей з використанням теорії зміцнення. При цьому було враховано складові несталої та усталеної деформації повзучості. Повзучість корпусу визначено за максимальної потужності турбіни для всіх стаціонарних режимів роботи. Максимальні розрахункові значення деформацій повзучості зосереджено в патрубках корпусу перед регулювальними клапанами та у пароприймальній камері, де на практиці спостерігаються втомні дефекти. Проте навіть за 300 тис. год. експлуатації турбіни (з умовною максимальною потужністю) на стаціонарних режимах деформації повзучості не перевищують допустимих значень. Пошкодження і ресурс корпусу клапанів оцінювалися за двома методиками, що створено в Інституті проблем машинобудування ім. А. М. Підгорного НАН України (2011 р.), та в Науково-виробничому об'єднанні з дослідження в проектуванні енергетичного обладнання ім. І. І. Ползунова (НВО ЦКТІ) - 1986 р. Результати оцінки пошкоджуваності і спрацювання ресурсу корпусу клапанів парової турбіни від впливу циклічного навантаження та повзучості турбіни на стаціонарних режимах роботи за 40, 200 та 300 тис. год. свідчать, що умови термоміцності корпусу в області пароприймальної камери не порушуються (без урахування можливих недосконалостей корпусу після виготовлення). Пошкодження в патрубках корпусу клапанів після 300 тис. год. експлуатації перевищують граничне значення з урахуванням коефіцієнтів запасу. При цьому пошкодження від повзучості на стаціонарних режимах роботи складає біля 70 % від сумарного. Максимальні значення пошкодження спостерігаються в зонах корпусу, де мають місце дефекти при експлуатації системи паророзподілу турбіни. Розбіжність результатів за обома методиками по відношенню до їх середнього значення становить ~20 %.