Осевые усилия и способы их уравновешивания

Пар, расширяясь в проточной части турбины, передает на ротор не только вращающий момент, определяемый окружными усилиями, действующими на рабочие лопатки, но

и осевые усилия, которые не создают полезной работы и воспринимаются упорным подшипником. Чаще всего эти усилия стремятся сдвинуть ротор в направлении потока пара, причем иногда они достигают большой величины. Для того чтобы обеспечить надежную работу турбины и, в частности, ее упорного подшипника, необходимо с достаточной точностью определить осевое усилие.

Для этого рассмотрим осевые усилия, действующие на одну из промежуточных ступеней многоступенчатой турбины, показанной на рис. 5.28. В увеличенном масштабе эта ступень изображена на рис. 5.29.

На венец рабочей решетки передается осевое усилие, которое было определено в § 3.1 и составляет для я-й ступени при

полном подводе пара

Если давления пара рп и р2п по обе стороны диска не равны между собой, то диск испытывает осевую нагрузку, равную

где йп—средний диаметр ступени; — диаметр втулки диска; /2п — высота рабочих лопаток. Если диаметры йХп и й1п промежуточных уплотнений по обе стороны диска не равны, как это, например, показано на рис, 5.29, то осевое усилие, передаваемое в пределах ступени на торцевую поверхность, определяемую разностью диаметров уплотнений, запишется так:

Наконец, если рассматривать уплотнение диафрагмы и предположить, что на роторе выполнены ступеньки, то возникнет осевое усилие из-за разности давлений по обе стороны каждой ступеньки. Полное усилие, передаваемое на уплотнение, составит

—средний диаметр уплотнения;     Ау — высота ступеньки на валу.

Если во всех гребнях уплотнения   зазоры одинаковы, то можно приближенно принять

Для того чтобы определить полное усилие на ротор турбины, надо просуммировать эти нагрузки по всем ступеням турбины и учесть также усилия, возникающие в области концевых уплотнений ротора. Прежде чем составлять эту сумму, обратим внимание на некоторые частные особенности.

1. Иногда оказывается возможным пренебречь составляющей осевого усилия, действующего на рабочие лопатки турбины, так как в частях высокого и среднего давлений в ступени

В последних ступенях конденсационных турбин из-за большого теплоперепада и значительной реактивности

При небольших теплоперепадах можно принять, что разность давлений рг—р2 пропорциональна степени реактивности ступени и разности давлений р0 ~Рг-> так что

  следует рассматривать как величину отрицательную.

  В свою очередь

— перепад

давления на лопатках.

  количество пара, протекающего через разгрузочные отверстия, можно написать

Если выразить входящие в это равенство расходы через уравнения неразрывности, то можно после преобразований найти формулу для коэффициента:

- через разгрузочные отверстия диска; 2У — число гребней в лабиринтовом уплотнении диафрагмы.

—положительная величина, и отрицательные, если

  направляется из дисковой камеры в рабочую решетку ступени.

Надежность расчета по указанной формуле зависит от того, насколько точно известны коэффициенты расхода |1К и |лр и величина зазоров. В качестве первого приближения можно принимать при отсутствии уплотнения зазора

  — окружная скоройть на диаметре диска, где расположены отверстия; ср — скорость пара через отверстия,

  здесь

—шаг между отверстиями.

Коэффициент расхода цк через корневой зазор приведен в зависимости от направления потока, величины зазора и числа

Если представленные на рис. 5.30 зависимости для коэффициентов выразить аналитически, то легко записать алгоритм для расчета осевого усилия в турбинной ступени и составить программу для его определения применительно к конкретной ЭВМ.

Следует учитывать, что, как было показано в § 3.3, степень реактивности и, следовательно, давления в ступени переменны по радиусу. Это также должно быть учтено при детальном расчете осевого усилия.

Необходимо подчеркнуть, что из-за больших поверхностей дисков даже незначительные разности давлений приводят

  не

Для того чтобы уменьшить суммарное осевое усилие, передаваемое на упорный подшипник, в паровых турбинах стараются его уравновесить. Этого можно достичь, например, увеличив диаметр переднего концевого уплотнения (рис. 5.28) и соединив промежуточную полость А с конденсатором или с промежуточной ступенью, давление в которой невелико. Таким образом, создается уравновешивающее усилие, направленное навстречу потоку пара и уменьшающее нагрузку упорного подшипника.

Включенный между камерой первой ступени и концевым уплотнением участок ротора, уравновешивающий осевые усилия, действующие па ротор турбины, получил название уравновешивающего, или разгрузочного, диска.

Если воспользоваться обозначениями, приведенными на рис. 5.28, принять, что

обозначить реакцию упорного подшипника через Яу и предположить, что отвод пара из внешней камеры разгрузочного диска производится в промежуточную ступень, где при расчетной нагрузке давление равно рх, то сумма осевых проекций сил, действующих па ротор, составит: усилия, направленные влево:

Решая это уравнение относительно с1Х9 находим

Это равенство показывает, что с1х зависит от той нагрузки Лу, которая может быть допущена па упорный подшипник.

, так как увеличение диаметров ступеней почти целиком определяется разностями диаметров барабана.

, поскольку в реактивных ступенях значительны перепады давлений на рабочих решетках.

Для групп реактивных ступеней с одинаковым средним диаметром и мало меняющейся высотой рабочих лопаток, пренебрегая разностью количества движения в осевом направлении, можно написать

где р0 и р= -давления в начале и в конце группы реактивных ступеней.

Чтобы уравновесить значительные осевые усилия, возникающие в реактивных турбинах, приходится применять разгрузочные диски очень большого диаметра, как это, например, видно на рис. 5.3. Если в реактивной турбине все рабочие лопатки расположены на цилиндрическом барабане, а давление рх равно давлению за последней ступенью, то полностью осевое усилие уравновешивается, если диаметр разгрузочного диска с1х равен среднему диаметру средней ступени.

В многоцилиндровых турбинах осевое усилие стараются уравновесить, направляя потоки пара в первом и втором цилиндрах во взаимно противоположные стороны, как это схематически показано на рис. 5.31. При этом осевые усилия каждого из цилиндров могут быть полностью взаимно уравновешены и разгрузочный диск становится излишним.

Современные мощные турбины выполняются с раздельными потоками в цилиндрах низкого давления (см. рис. 10.13) и даже в цилиндрах среднего и высокого давления (см. рис. 10.13 и 10.32). В этом случае ротор каждого цилиндра практически уравновешен.

Если уравновешивание достигается с помощью разгрузочного диска, то. найдя его диаметр и оцепив допустимые утечки пара через уплотнение разгрузочного диска, называемого д у м и с с о м. определяют, пользуясь формулами § 4.3, число гребней лабиринтового уплотнения

. В реактивных турбинах утечки

через думисс достигают значительной величины и вызывают снижение КПД, что особенно существенно сказывается в турбинах с небольшим объемным пропуском пара.

Для того чтобы обеспечить высокую экономичность турбины, следует стремиться выдерживать малые радиальные и осевые зазоры в проточной части турбины. Радиальные зазоры зависят не только от диаметра ротора, но и от точности изготовления турбины и ее монтажа. Современная технология изготовления, использующая станки с числовым программным управлением и обрабатывающие центры, позволяет уменьшить расчетные значения зазоров. Радиальные зазоры зависят также от жесткости ротора и корпуса. Для уменьшения осевых зазоров необходимо сократить осевые перемещения ротора относительно статорной части турбины, которые оказываются значительными в многоцилиндровых турбинах с расположением упорного подшипника у конца ротора. Поэтому, скажем, в двухцилиндровых турбинах направление потоков в цилиндрах выполняется противоположным, а упорный подшипник располагается между цилиндрами. В пятицилиндровых турбинах насыщенного пара К-550-6,4 и К-750-6,4 ХТЗ, К-1000-5,9/50 ЛМЗ первый цилиндр — ЦВД — располагается посередине турбины, рядом с ним — упорный подшипник, а четыре ЦНД — по два с каждой стороны ЦВД.

Следует иметь в виду, что неизбежные (в пределах допусков) отклонения в размерах облопачивания, несколько отличающиеся от расчетных зазоры в турбинах, что вызывается допусками при монтаже и воздействием условий эксплуатации, а также переменные и переходные режимы работы турбины приводят к изменению по сравнению с первоначальным расчетным значением усилия /?у, действующего на упорный подшипник. Все это должно учитываться при проектировании турбины. Детально вопрос об изменениях усилия Яу из-за упомянутых и ряда других причин рассматривается.