Конструкции уплотнений турбин

В паровых турбинах используются четыре вида уплотнений: концевые, промежуточные, диафрагменные и уплотнения рабочей решетки.

Концевые уплотнения служат для уплотнения концов валов, выходящих из цилиндров. Промежуточные уплотнения отделяют друг от друга отсеки проточной части с разными направлениями потоков пара в противоточных цилиндрах. Диафрагменные уплотнения препятствуют протечке пара между диафрагмой и валом. Уплотнение рабочей решетки обычно включает надбандажное уплотнение, иногда называемое периферийным, осевое уплотнение и некоторые другие.

К уплотнениям предъявляется целый ряд требований. Прежде всего они должны обеспечивать ми­нимум утечки пара. Для этого зазоры в уплотнениях должны быть минимально допустимыми из соображений невозможности задеваний. Если возникают задевания, то в лучшем случае происходит срабатывание гребешков уплотнений с последующей потерей экономичности, а в худшем — тяжелая авария, вызванная тепловым остаточным прогибом ротора. Утечка пара также определяется числом гребешков: она обратно пропорциональна квадратному корню из их числа. Поэтому число уплотняющих гребешков стремятся увеличить, однако оно определяется и другими факторами.

Уплотнения должны быть надежными. Случайные задевания, возникающие, в частности, при развороте турбины, когда ее валопровод проходит критические частоты вращения, не должны приводить к их сильному износу или сильному разогреву вала.

Уплотнения должны быть ремонтопригодными и легко заменяться в условиях электростанции. Уплотнения должны быть виброустойчивыми. При протекании через них пара не должны возни­кать аэродинамические силы, возбуждающие коле­бания ротора Уплотнения представляют собой систему острых гребней, устанавливаемых с малым зазором по отношению к сопряженной поверхности, которая выполняется либо гладкой (прямоточное уплотне­ние), либо ступенчатой.

Конструкции уплотнений отличаются большим разнообразием. Ниже рассматриваются типичные конструкции, поняв которые, читатель сумеет разо­браться и в других.

На рис 22 показано типичное диафрагменное уплотнение. В расточке каждой половины диа­фрагмы устанавливаются сегменты уплотнения, имеющие гребни, обеспечивающие радиальный за­зор по отношению к поверхности пара 0,5—0,62 мм

Безымянный

Рис. 22 Диафрагменное уплотнение турбины / — расточка под сегмент уплотнения 3; 2 — прижимная пло­ская пружина; 4 — гребень уплотнения; 5 — вал турбины; б— узел крепления сегментов в половинах диафрагмы 8; 7 — канал для сообщения полости расточки с областью повышен­ного давления.

осевые зазоры 4—5,2 мм. При установке стыки сегментов плотно подгоняют друг к другу так, чтобы обеспечить концентричность зазора в уплотнении и в рабочем положении. Затем сегменты закрепляют в нижней половине диафрагмы. Для того чтобы обеспечить малый износ гребней при случайных задеваниях при пуске, сегменты делают податливыми в радиальном направлении. Для этого устанавливают плоские пружины, которые, с одной стороны, обеспечивают податливость сегментов в направлении от вала при задеваниях, а с другой гарантию малых зазоров для сегментов, расположенных в нижней половине диа­фрагм и могущих опуститься под действием силы веса. Этому же способствует канал, по которому в расточку подается давление перед диафрагмой, превышающее уменьшающееся давление по ходу пара в уплотнении и потому отдавливающее сегмент к валу при нормальной работе.

Рассмотренная конструкция имеет два недостатка: при износе гребней сегменты нельзя отремонти­ровать и необходимо полностью заменять

На валу турбины (рис 23 ) выполняют кольцевые канавки, в которые устанавливают заранее тонкую ленту с профильной частью, соответствующей канавке на роторе. Кусок ленты, необходимой для гребешка, отрезают от спиральной ленты из жаро­прочной нержавеющей стали с внутренним радиусом, равным радиусу дна канавки на роторе. Затем на токарном станке с помощью специального ролика ленту завальцовывают проволокой из нержавеющей стали 12-13 мм. Такая конструкция представляет меньшую опасность для прогиба вала.

Безымянный

Рис 23 Элемент концевого уплотнения турбины

а — фрагмент уплотнения; б — установка уплотнительной ленты; / — обойма уплотнения; 2 — вал; 3 — уплотительная лента; 4 — вальцовочная проволока.

Формы дисков и способы крепления дисков на валу

Различные  конструктивные формы дисков и барабанных роторов ясны из рассмотрения  рис. 17.

При небольших диаметрах и небольших окружных скоростях на ободе  (приблизительно до 120—130 м/сек)  применяются диски постоянной толщины (рис.17, а и д) как цельнокованые заодно с валом, так и с втулкой для посадки на вал. Приблизи­тельно для окружных скоростей на ободе до 170 м/сек цельнокованые с валом диски выполняют с утолщением у вала (рис. 143, е). Чрезвычайно распространена конструкция диска ко­нического профиля (рис. 17, бис), применяющаяся для боль­ших окружных скоростей (до 300 м/сек).

Часто диски имеют гиперболический профиль, как, например, на рис. 17, г, относящийся к двухвенечному колесу скорости.

При очень больших окружных скоростях (400 м/сек и выше) применяют иногда диски равного сопротивления (рис. 17, ж). в которых напряжения по радиусу не меняются. Чаще диски по своему профилю лишь приближаются к дискам равного сопро­тивления. У большинства дисков можно различать обод, втулку и среднюю часть диска, называемую иногда полотном. В некото­рых конструкциях при небольшой ширине лопаток (рис. 17, а, д и е) обод не отличается по толщине от примыкающего к нему полотна. Размеры обода целиком определяются размерами хво­стовика лопатки. Размеры втулки связаны с величиной возни­кающих в ней напряжений. Для понижения последних прихо­дится увеличивать как длину, так и наружный диаметр втулки. Диски без отверстия для вала (см. рис 17, ж) не требуют втулки и отличаются значительной прочностью.

Безымянный

Рис. 17. Конструктивные формы дисков:

о  — диск  постоянной толщины  с втулкой  для  посадки на  вал;  б — конический диск с ободом   и   втулкой;   в  —   диск   последней   ступени   мощной     конденсационной   турбины; г —  диск  со  ступенями   скорости; д —  диски   постоянной  толщины   цельнокованого  ро­тора;   е  —  диски   цельнокованого   ротора;   ж  — диск  равного   сопротивления

Диск без центрального отверстия (рис. 17, ж) соединяется с фланцами вала при помощи шпилек; выступающие части фланцев центрируют диск относительно вала. Более целесообразна конструкция креплений дисков, допускающая независимые температурные деформации.

Для конструкций, изображенных на рис. 17, а — е, чаще всего применяется непосредственная посадка диска на вал с натягом, обеспечивающим плотность посадки в рабочих условиях. Под действием центробежных сил диска и вследствие разности температур между втулкой диска и валом посадка диска на вал в рабочих условиях ослабевает и может даже появиться зазор, обусловливаю­щий вибрацию ротора и возможность аварии турбины. Необходимая величина натяга для посадки диска опре­деляется расчетом. Ориентировочная величина натяга составля­ет 0,001 диаметра вала. Разность между максимальным и минимальным натягами обычно равна 0,05—0,08 мм.  

Посадка дисков с натягом не устраняет необходимости применения шпонок (одной или двух на каждый диск), которые обеспечивают передачу крутящего момента от диска к валу (рис. 18).

Чтобы не ослаблять шпоночными канавками втулку особо на­пряженных дисков, применяют конструкцию с радиальными шпонками.  Радиальные шпонки посажены в диск с натягом, а в кольцо, входят с зазором 0,02—0,04 мм. Такое же крепление диска одной радиальной шпонкой предусмотрено Харьковским турбинным заводом.

В конструкции, показанной на рис. 17, г, применена пальце­вая втулка, которая наружным диаметром точно (но без натяга) пригоняется к диску и соединяется с ним радиальными штифтами. Диск с втулкой насаживается на вал с натягом и удержи­вается от проворачивания шпонками.

Если под действием температуры или центробежных сил диа­метр отверстия в диске станет больше диаметра пальцевой втулки, то соосность диска и втулки (а, следовательно, и вала) не нарушится вследствие наличия радиальных штифтов.

БезымянныйРис. 18. Шпонка для крепления диска на валу

Бандажи и связи для рабочих лопаток

Бандажи и связи служат главным образом для повышения вибрационной надежности лопаточного аппарата. Периферийный бандаж позволяет одно­временно уменьшить утечку пара и поэтому повы­шает КПД ступени.

Для рабочих лопаток ЦВД и недлинных (менее 350 мм) лопаток ЦСД применяют удобные накладные ленточные бандажи, объединяющие в пакет 6—14 лопаток. Полного объединения всех лопаток в один пакет стараются не делать, так как при этом затрудняются тепловые деформации бандажа относительно лопаток, которые могут ме­нять свою температуру в процессе эксплуатации по-разному. В результате в бандаже могут появиться трещины малоцикловой усталости.

Шипы, фрезеруемые на торцевой поверхности рабочей лопатки, в зависимости от ее ширины могут располагаться в один или два ряда, иметь круглую, квадратную или прямоугольную форму в сечении.

С возрастанием мощности турбоагрегатов, когда вместе с ростом расхода пара увеличивается хорда лопаток, а также с увеличением диаметра ступени центробежная сила массы бандажа возрастает настолько, что выполнение ленточного периферийного бандажа становится затруднительным. В этих случаях либо отказываются от бандажа вообще, обеспечивая вибрационную надежность облопачивания другими средствами, либо выполняют бандаж заодно с каждой из лопаток (рис. 14). Такой бандаж называют цельнофрезерованным, или интегральным.

Выполнение цельнофрезерованного бандажа особенно полезно для лопаток регулирующей ступени. На рис. 15 показан пакет из трех лопаток для регу­лирующих ступеней турбин ЛМЗ. Лопатки свариваются в пакеты по полкам цельнофрезерованного бандажа и по полкам хвостовиков. На полках бандажа выполняют шипы, на которые дополнительно на­девают ленточный облегченный бандаж.

Вместо ленточного приклепанного бандажа можно использовать демпферную связь (рис. 16) в виде полосы трапециевидного сечения, закладываемой в паз, выточенный в цельнофрезерованном бандаже. В этом случае при колебаниях между свя­зью и бандажом возникают силы трения, гасящие колебания. Вместе с тем эта связь не препятствует взаимному   температурному   расширению   отдельных пакетов, что особенно важно для лопаток регу­лирующей ступени, где температура пара при пере­ходных режимах изменяется наиболее значительно.

Безымянный

Рис. 15. Сварной пакет из трех лопаток для регулирую­щей ступени

БезымянныйРис. 16 Пакеты рабочих лопаток с демпферной связью для регулирующей ступени

Безымянный

Рис. 14. Цельнофрезерованный бандаж

Бандажные связи очень важны для лопаток последних ступеней. При их отсутствии не только снижается вибрационная надежность облопачивания, но и происходит упругая раскрутка лопатки: под действием центробежной силы профили в отдельных сечениях лопатки поворачиваются вокруг ее продольной оси (иногда на 10—12°) и начинают занимать не то положение, на которое рассчитана лопатка. В результате обтекание лопаток потоком пара становится нерасчетным и экономичность ступени снижается. Выполнение на периферии лопатки цельнофрезерованного бандажа с «зубом» (рис. 15) препятствует упругой раскрутке лопат­ки. Мало того, контакт поверхностей зубьев сосед­них лопаток и возникающие на них силы трения создают хорошее демпфирование колебаний.

В тех случаях, когда раскручивающая лопатку сила невелика и возникающие силы прижатия бандажных полок друг к другу недостаточны, в выточку бандажа (рис16) устанавливают замкнутую на круг проволочную связь. Во-первых, для их установки в профиле лопатки приходится выполнять отверстия, являющиеся концентраторами напряжений и потенциальными зонами образования трещин с последующим обрывом. Это заставляет в месте установки проволоки утолщать профиль. Тем самым обтекание паром зоны установки проволоки становится неудовлетворительным и возникают дополнительные потери энергии.

Безымянный

Рис 15 Цельнофрезерованный бандаж с «зубом» для ло­паток турбин ЛМЗ

Очень важную роль в облопачивании играют проволочные связи, устанавливаемые между корне­вым и периферийным сечениями. Вообще говоря, проволочные связи крайне нежелатель­ны по целому ряду причин.

Во-вторых, затруднительно обеспечить проч­ность самой проволочной связи в условиях влажно-парового потока при тех огромных центробежных силах, которые на нее действуют. Обрывы прово­лочных связей — достаточно частое явление. Оборвавшаяся проволочная связь может быть не только прямым виновником разрушения лопаточного аппа­рата вследствие ее заклинивания между вращающи­мися и неподвижными деталями, но и изменения вибрационных характеристик облопачивания, что тоже в конечном счете может привести к разрушению лопаток. Поэтому, стремясь обеспечить их надежность, связи часто выполняют из трубок или из титановой проволоки.

В-третьих, технология установки проволочных связей сложна, при их ремонте возникает разбалансировка ротора, которую необходимо восстанавливать. Связи, устанавливаемые между рабочими частя­ми лопаток, по назначению можно разделить на паяные и демпферные.

Паяные связи припаиваются к лопаткам и служат для ликвидации некоторых особенно опасных видов колебаний. Ясно, например, что в пакете лопатки при колебаниях могут переме­щаться относительно друг друга. Если же их про­шить проволокой, то лопатки не сумеют вибрировать указанным образом. Припаивают связь к ло­паткам серебряным припоем.

Демпферные связи устанавливают для гашения колебаний. Их к лопаткам не припаивают. За счет центробежных сил они умеренно, допуская проскальзывание, прижимаются к поверхности от­верстий в лопатках, а возникающие силы трения не дают развиться интенсивным колебаниям. Примеры демпферных связей показаны на рис.16.

Во всех случаях демпферный бандаж должен быть сделан так, чтобы он выполнял свои функции: он должен быть в меру податливым, чтобы плотно прилегать к лопатке под действием центробежных сил и создавать силу трения и вместе с тем достаточно жестким, чтобы иметь необходимую прочность.

Безымянный

Рис. 16. Цельнофрезерованный бандаж с расположенной в нем демпферной проволокой

 

Хвостовики лопаток турбины

Хвостовик — один из самых напряженных и ответственных элементов лопатки. С его помощью она крепится на диске.

Выбор типа хвостовика для рабочей лопатки оп­ределяется двумя факторами: нагрузкой, создавае­мой лопаткой, и технологическим оборудованием турбинного завода.

На рис. 11 показан один из простейших хвосто­виков — Т-образный, применяемый для лопаток малой длины. Для установки рабочих лопаток на периферии диска выполняют окружной паз по про­филю хвостовика лопатки. Для заводки лопаток в диск с двух его противоположных сторон делают­ся колодцы (рис. 11 б), через которые набираются и заводятся по окружности лопатки. Последними непосредственно в колодцы устанавливают замко­вые лопатки (рис. 11, в) и крепят их к диску цилин­дрическими заклепками.

Хвостовики рассмотренной конструкции при­годны только для коротких лопаток, центробежная сила которых невелика. При больших высотах ло­паток центробежная сила R, приложенная в плоскостях контакта вызывает в сечениях диска высокие напряжения изгиба. Это может привести в зоне высоких температур к появлению трещины длительной прочности и требует увеличения толщины диска на периферии. Для уменьшения напряжений в ободе диска на хвостовой части лопатки выполняют замки (рис.13) с плотным контактом поверхностей хво­стовика и диска. Под действием центробежной силы R j, приложенной к опорной поверхности обода в месте контакта, возникает сила R2, уменьшающая изгибающие напряжения в сечении ВВ.

Т-образные хвостовики широко применяют ЛМЗ и ТМЗ в турбинах разных типов.

Безымянный

Рис 11 Рабочая лопатка с Т-образным хвостовиком

 а- хвостовое соединение; б — колодец для заводки лопаток; в — крепление замковой рабочей лопатки заклепкой, г — разгиб щеки диска центробежной силой лопатки.

На рис. 12 показан простейший вильчатый хвостовик 1, выполненный в виде вилки, насажи­ваемый сверху на диск 2 и закрепляемый на нем двумя заклепками 3. Вильчатое хвостовое соедине­ние не требует специальных замковых лопаток и допускает легкую смену поврежденных лопаток без разлопачивания всего диска (как это требуется для замены лопатки с Т-образными или грибовидными хвостовиками).

Рассмотренные хвостовики пригодны для креп­ления лишь относительно коротких лопаток из-за их малой несущей способности. Увеличение числа вилок (рис. 3.10) позволяет увеличить число поверхностей среза с самого слабого элемента — ци­линдрических заклепок.

Для лопаток последних ступеней используется елочный хвостовик с торцевой заводкой, большое число опорных поверхностей которого обеспечивает высокую несущую способность. Хвостовик и паз в диске под его заводку вы­полнены по дуге окружности, для того чтобы корне­вое сечение лопатки располагалось на полке хвосто­вика без свисания кромок. Это обеспечивает высо­кую усталостную прочность лопатки. Каждая лопат­ка крепится в осевом направлении с помощью двух пластинчатых стопоров, один конец каждого из ко­торых перед заводкой лопатки в паз отгибается в тело хвостовика, а второй — на поверхность диска.

Безымянный

Рис. 12 Рабочая лопатка с простейшим вильчатым хвостовиком

Безымянный

Рис.13. Рабочая лопатка с Т-образным хвостовиком и замками

Масляный насос

В качестве главного масляного насоса в масляной системе применен центробежный насос с приводом непосредственно от вала турбины, что позволяет использовать кинетическую энергию ротора для поддержания давления в системе смазки подшипников даже при аварийном останове с потерей собственных нужд. Центробежный масляный насос по сравнению с насосами других типов имеет ряд достоинств. Такой насос можно выполнить без трущихся элементов, что позволяет обеспечивать его высокую эксплуатационную надежность. Производительность центробежного насоса зависит от гидравлического сопротивления системы, поэтому при срабатывании системы регулирования и защиты, когда сопротивление системы уменьшается, центробежный насос резко увеличивает подачу масла в систему, что и требуется для обеспечения нормальной работы системы регулирования. Несмотря на то, что давление в системе регулирования при быстрых перемещениях сервомоторов изменяется, так как расходная характеристика центробежных насосов – падающая, этот тип насосов лучше других справляется с задачей поддержания давления в системах регулирования в переходных процессах. В системах смазки значительного падения давления не наблюдается. Continue reading…

Конструкция упорного подшипника

Упорный подшипник турбины конструктивно совмещен с первым опорным подшипником. Оба подшипника имеют общий вкладыш . Осевое усилие роторов передается на упорный подшипник через упорный гребень , насаживаемый на передний конец ротора высокого давления. Гребень фиксируется на валу с одной стороны специальным буртом, а с другой – разрезной кольцевой шпонкой, которая крепится снаружи сплошным кольцом. Continue reading…

Конструкция опорных подшипников турбины

Роторы турбины опираются на подшипники, которые воспринимают все радиальные статические и динамические нагрузки от массы ротора, вибрационные, паровые и др. Опорные подшипники турбины являются подшипниками скольжения гидродинамического типа. Continue reading…

Рабочие лопатки турбины

Конструкция простейшей рабочей лопатки показана на рис. 9. Лопатка состоит из профильной рабочей части (пера) 2 и хвостовика 4. Уста­новленные с равным шагом лопатки образуют рабо­чие каналы. Хвостовики служат для крепления ло­паток на диске. На торце рабочей части выполняют шип. На группу лопаток надевается бандажная лента 3, в которой выполнены отверстия с шагом и формой, соответствующими шипам  на лопатках, установленных на диске. Шипы расклепывают, и в результате лопатки на диске оказываются набранными в пакеты, что увеличивает вибрационную на­дежность облопачивания и позволяет выполнить периферийное уплотнение ступени. Continue reading…

Ротор турбины. Классификация.

Ротор — это одна из важнейших деталей турбины. Он несет на себе рабочие лопатки, образующие вместе с направляющими лопатками проточную часть турбины, и передает крутящий мо­мент, возникающий от окружного усилия, развиваемого потоком пара на лопатках.

Обычно ротор состоит из вала, дисков или барабана, рабочих лопаток и разных мелких деталей, насаженных на вал: втулок лабиринтовых или иных уплотнений, передачи к регулятору, муфты, маслоотражателей и др.

Типичная конструкция ротора представлена на рис. 4. На вал насажены диски, каждый из которых, за исключением пер­вого, несет один ряд рабочих лопаток. Первый диск представляет собой колесо со ступенями скорости. Конструкция применяется преимущественно для активных турбин, хотя отдельные ступени, в особенности последние, и при этом типе ротора могут иметь значительную степень реактивности.

При небольшом диаметре облопачивания диски иногда выта­чиваются заодно с валом из массивной поковки. Такая конструк­ция часто встречается в турбинах высокого давления для первых активных ступеней (рис. 5).

Цельнокованый ротор состоит из передней части вала с кон­цевым уплотнением большой длины, диска с двумя ступенями скорости, дисков постоянной толщины для активных ступеней давления и задней части вала с концевым уплотнением. По вы­ступам на валу между дисками работают лабиринтовые уплот­нения диафрагм.

Естественно, что применение этой конструкции ограничивает­ся небольшим диаметром дисков (обычно не свыше 1 м), так как: 1) для заготовок большого диаметра трудно гарантировать высокое качество поковки; 2)  ошибка в какой-либо операции при обработке ротора может повлечь за собой браковку дорогостоя­щей поковки;

Безымянный

Рис.4 Ротор турбины 6 Мет с промышленным отбором пара Калужско­го турбинного завода  (КТЗ)

Безымянный

Рис. 5. Ротор турбины с противодавлением 25 Мет Харьковского турбин­ного завода  (ХТГЗ)

Безымянный

Рис. 6. Ротор турбины 25 Мет с двумя отборами пара Уральского турбо-моторного завода (УТМЗ)

 

Безымянный

Рис. 7 . Ротор п. в. д. турбины  (170 бар)  фирмы Броун-Бовери

3) материалом для поковки приходится часто вы­бирать легированную сталь, необходимую лишь для дисков пер­вых ступеней; последующие ступени могли быть изготовлены из простой углеродистой стали, и таким образом, на ротор расходуется большое количество дорогой легированной стали.

На рис. 6 показана конструкция ротора, представляющая собой комбинацию двух описанных выше роторов: диски ступеней высокого давления (в том числе для первого регулирующего колеса)  выточены заодно с валом, диски последующих   ступеней насажены на вал.

Для реактивных турбин часто применяют барабанную конструкцию ротора.

На рис. 7 показан ротор, сваренный из шести поковок, четыре из которых представляют собой диски постоянной толщины с ободом, а две — полые барабаны, откованные заодно с валом. Ротор относится к двухпоточной конструкции цилиндра высокого давления мощной турбины: пар поступает к середине ротора и »расходится в обе стороны через активную регулирующую ступень и группу реактивных ступеней с каждой стороны. В связи с боль­шим расстоянием между подшипниками конструкция ротора от­личается большой жесткостью.

Полые барабаны по условиям прочности пригодны лишь для небольших окружных скоростей (примерно до 150—200 м/сек), поэтому они и применяются для реактивных турбин, где в сту­пенях высокого и среднего давления окружные скорости неве­лики.

Представляет интерес сварная конструкция диско-барабанного ротора, примененная Харьковским турбинным заводом одной из турбин (рис. 8). Ротор относится к двухпоточному цилиндру низкого давления. Крайние диски откованы заодно с концами вала, средние диски представляют собой самостоя­тельные поковки, сваренные между собой по центрирующим пояскам. Аналогичную конструкцию имеет ротор турбины фир­мы Броун-Бовери (см. рис. 7). Применение дисковой конструкции для ступеней низкого давления позволяет этим ступеням работать с высокой окружной скоростью. Конструкция ротора отличается сравнительной легкостью при необходимой в то же время прочности. Качество сварки должно быть, конечно, безупречным. После сварки ротор подвергается термической обработке, а затем — окончательной механической обработке.

 

Безымянный

Рис. 8 Ротор цнд  турбины  К-150-130 ХТГЗ

 

 

 

 

1 2 »