Осевое усилие, действующее на ротор паровой турбины, определяется суммированием усилий, формирующихся в пределах каждой ступени на рабочих лопатках, на кольцевой части полотна диска, в ступеньках ротора между диаметрами соседних диафрагменных уплотнений, а также на выступах уплотнений (Рис. 1).
(1)
Рис. 1. К расчету осевого усилия, формируемого в турбинной ступени
Первая составляющая осевого усилия определяется разностью осевых проекции скоростей (при М1t0,7 близка к нулю) и разностью давлений р=р1-р2, которая зависит от степени реактивности ступени (чем выше , тем больше р).
Вторая составляющая на кольцевой части полотна диска, расположенной между корневым диаметром dкор и диаметром ротора под диафрагменным уплотнением d2 (рис. 1)
(2)
где давление р11 между диафрагмой и диском зависит от соотношения диафрагменной протечки Gу, корневой протечки Gк и протечки через разгрузочные отверстия Gотв (Рис. 1). Разгрузочные отверстия в диске позволяют снизить перепад давления на его полотно в сравнении с перепадом на рабочие лопатки и уменьшить осевую нагрузку.
Третья составляющая осевого усилия формируется на ступеньке ротора (Рис. 1)
а четвертая (на выступах уплотнений)
(3)
Восприятие осевых усилий в турбине осуществляется осевым подшипником, который устанавливается в области ЦВД и зачастую выполняется в комбинации с радиальным подшипником РВД (комбинированный радиально-осевой подшипник). В многоцилиндровых турбинах стараются уравновесить осевые усилия. Для этого, например, направления потоков пара в ЦВД и ЦСД выполняют во взаимно противоположные стороны (Рис. 2), а ЦНД выполняется двухпоточным и, следовательно, разгруженным от осевых нагрузок.
Рис. 2. Схема разгрузки осевого подшипника
Схема разгрузки, показанная на Рис. 2, возможна для использования в турбинах без промежуточного перегрева пара. Для турбин с промежуточным перегревом ее использовать нельзя из-за особенностей переходных режимов (из-за большой инерционности парового объема паропроводов промперегрева). Поэтому в мощных турбинах применяется исполнение ЦВД с петлевой схемой движения водяного пара (Рис. 3), а иногда и двухпоточный ЦСД. Для уменьшения осевого усилия в некоторых турбинах используют конструкцию разгрузочного поршня. Обычно его функции выполняет первый отсек концевого уплотнения цилиндра паровой турбины с увеличенным в этом месте диаметром ротора.
Рис. 3. Конструкция ЦВД с петлевой схемой движения водяного пара (половина вида)
В процессах теплового и аэродинамического расчетов турбинной ступени обязательной является проверка ее рабочих лопаток на статическую прочность. Рабочие лопатки нагружены центробежными силами и силами, возникающими при расширении водяного пара. В зависимости от конструкции и условий работы центробежные силы могут растягивать, изгибать и закручивать рабочие лопатки. Усилия от воздействия паровой среды в основном изгибают ее тело. На Рис. 4,а показана рабочая лопатка произвольного профиля с бандажом, а на Рис. 4,б – распределение напряжений от действия центробежных сил.
а)
б)
Рис. 4. Рабочая лопатка (а) и распределение напряжений растяжения в ней (б)
Максимальные напряжения растяжения возникают в корне лопатки (Рис. 4,б) и для случая ее постоянного профиля при отсутствии бандажа вычисляются по формуле
(4)
В лопатке произвольного поперечного сечения без бандажа допускается определять максимальные напряжения с учетом коэффициента разгрузки kразгр, показывающим, во сколько раз напряжения в корневом сечении лопатки переменного профиля отличаются от таковых для лопатки постоянного профиля (см. раздел 10.2).
Водяной пар в процессе расширения воздействует на рабочие лопатки с усилием, представляющим собой распределенную удельную нагрузку q(х), которая в общем случае изменяется по длине лопатки (Рис. 5).
Рис. 5. Схема нагружения лопатки изгибающими усилиями
Простейший анализ воздействия удельных осевых qа и окружных qu нагрузок на основе соответствующих эпюр напряжений растяжения и сжатия тела лопатки показывает, что максимальными являются напряжения растяжения на ее входной кромке (в этой связи она выполняется утолщенной).
Выделим главные оси X и Y, относительно которых моменты инерции имеют экстремальные значения (Рис. 5). Тогда изгибные напряжения в расчете на одну лопатку
(5)
где приведенные моменты Mx = Masinуст + Mucosуст, My = - Macosуст + Musinуст. Тогда для условий qa=const, qu=const, уст80-900 (sinуст1, cosуст0)
Мх=Ма=
, Мy0. (6)
Поскольку для одной рабочей лопатки окружное усилие
(7)
то расчетное значение изгибного напряжения в рабочей лопатке можно определить по формуле:
(8)
где z2 - число лопаток в рабочей решетке ступени, е – степень ее парциальности, Wmin- минимальный момент сопротивления для выбранного профиля рабочей лопатки, u=dсрn. Момент сопротивления определяется по атласу профилей с учетом значения хорды b2:
(9)
Обычно принимают следующие значения допускаемых значений напряжений на изгиб:
для ступеней активного типа с е=1 [изг]=25…45 МПа;
то же при е1 [изг]=15…20 МПа;
для ступеней реактивного типа [изг]=40…60 МПа.
Если выбранная хорда профиля не обеспечивает необходимого значения допускаемого напряжения, то новое значение хорды определяется по формуле
(10)
Роторы являются наиболее нагруженными элементами паровой турбины и могут выполняться: а) с насадными дисками (Рис. 6,а); б) цельноковаными (Рис. 6,б); в) сварными (Рис. 6,в). Кроме того, используются комбинированные роторы, в которых диски первых ступеней откованы заодно с валом, а последних ступеней - насадные. Пример исполнения ротора для турбин реактивного типа показан на Рис. 6,г.
Рис. 6. Конструкции роторов паровых турбин
а – с насадными дисками; б – цельнокованый; в – сварной; г – для турбин реактивного типа
Роторы с насадными дисками (Рис. 6,а) состоят из вала и установленными на него с натягом дисками. Крутящий момент передается от дисков к валу посредством трения, создаваемого контактным давлением от натяга. Для гарантии на ступице диска выполняют продольную (осевую) шпонку, а в ЦНД между дисками устанавливают торцевые шпонки. Эти роторы отличаются простотой технологии изготовления, но могут работать только при умеренных температурах (не выше 300…3500С), так как при высоких температурах из-за релаксации напряжений происходит ослабление посадки диска на вал. В таких роторах можно получить большие диаметры дисков.
Цельнокованые роторы (Рис. 6,б) применяют в ЦВД и ЦСД современных турбин. В таких роторах диски и вал вытачивают из одной поковки. В центральной части цельнокованого ротора высверливается сквозное отверстие диаметром 100-120 мм для перископической проверки качества заготовки. Сегодня технология изготовления таких роторов позволяет выполнять их заготовки диаметром до 2 м и длиной до 10 м.
Сварные конструкции роторов (Рис. 6,в) изготавливаются из отдельных поковок с их последующей сваркой кольцевыми швами. После сварки ротор проходит термообработку. Его недостатком является более высокая стоимость изготовления в сравнении с наборными и цельноковаными роторами. Применяются в ЦСД и ЦНД паровых турбин (Рис. 8).
Рис. 8. Сварной ротор двухпоточного ЦНД
В многоступенчатой турбине используются концевые, периферийные по бандажу рабочей решетки и диафрагменные уплотнения лабиринтового типа. Концевые уплотнения должны обеспечивать минимум утечек пара в области выхода роторов ЦВД и ЦСД из их корпусов. В ЦНД концевые уплотнения предотвращают пропуск атмосферного воздуха в проточную часть, где имеет место разрежение. Основные принципы работы лабиринтовых уплотнений даны ранее, в разделе 7.3. Здесь, на Рис. 9, представлены конструкции концевых уплотнений ЦВД, а на Рис. 10 схема подвода и отвода пара в камерах уплотнений ЦВД и ЦНД.
Рис. 9. Фрагменты концевых уплотнений ЦВД Рис. 10. Схема подвода и отвода
а) уплотнение с гребнями в статоре; пара в уплотнениях турбины
б) уплотнение с гребнями в роторе
Уплотняющие гребни уплотнений 1 (Рис. 9) могут устанавливаться непосредственно на валу ротора турбины. При этом в канавки вала зачеканивают тонкую ленту толщиной 0,2-0,3 мм. Радиальный зазор в уплотнениях составляет 0,5-0,65 мм. Для предупреждения прогиба вала, который может появиться при задеваниях на поверхности ротора, после каждого сегмента выполняют тепловые (компенсационные) канавки. В уплотнениях ЦВД, расположенных рядом с осевым подшипником, осевой зазор составляет 3,5-3,8 мм, а в уплотнении с противоположной стороны осевой зазор достигает 7 мм. Эта разница связана с относительными тепловыми расширениями ротора (его расширение происходит от фикспукта, находящегося в осевом подшипнике турбины). Конструкции диафрагменных уплотнений отличаются от концевых числом гребней.
Потоки водяного пара в уплотнениях объединяются системой трубопроводов и регулируются с помощью регулятора уплотнений в зависимости от режима работы турбоустановки. На Рис. 10 показана схема, в которой подвод насыщенного пара в уплотнения ЦНД осуществляется из деаэратора с рд=0,6 МПа. Отсос паровоздушной среды из крайних (каминных) камер концевых уплотнений производится с помощью эжекторов (ЭУ) в охладители (ОУ) тепловой схемы ТЭС. Поскольку расходы пара через концевые уплотнения в современных турбинах большие, то теплоту утечек используют в системе регенеративного подогрева питательной воды. На Рис. 11 показана организация уплотнений трехцилиндровой турбины К-210-12,7 посредством регулятора подачи пара 1, а на Рис. 12 – схема направления потоков пара в концевом уплотнении ЦВД
Рис. 11. Организация уплотнений паровой турбины К-210-12,7 ЛМЗ:
1 – регулятор подачи пара на уплотнения; 2 – коллектор уплотняющего пара; 3 – предохранительный клапан; 4 – подача пара в отбор №2; 5 – подача пара в отбор №4; 6 – подача пара в сальниковый подогреватель; 7 – отсос пара из концевых камер уплотнений в охладители ЭУ
Рис. 12. Схема потоков пара в концевом уплотнении ЦВД турбины
Рассмотрим конструкцию многоцилиндровой турбины К-300-23,5 ЛМЗ (Рис. 13). Данная турбина состоит из цилиндров высокого (ЦВД), среднего (ЦСД) и низкого (ЦНД) давлений, эксплуатируется с начальными параметрами водяного пара р0=23,5 МПа, t0=540 0С. Турбина устанавливается в блоке с прямоточным энергетическим котлом производительностью G0=264 кг/с с промежуточным перегревом пара до температуры tпп=540 0С после его расширения в проточной части ЦВД. Давление в конденсаторе турбоустановки рк=3,43 кПа.
Основными элементами конструкции турбины являются:
Рис. 13. Паровая турбина К-300-23,5 ЛМЗ в процессе сборки на испытательном стенде завода
Из котла по двум паропроводам водяной пар подводится к стопорным клапанам (исполнительные органы системы аварийной защиты турбоагрегата), которые соединены перепускными трубами с семью регулирующими клапанами, установленными рядом с турбиной в виде отдельных блоков. Регулирующие клапаны являются исполнительными органами системы регулирования мощности турбины. Их последовательное открытие обеспечивает доступ пара к четырем сопловым коробкам, вваренным во внутренний корпус ЦВД. Полное открытие первых шести клапанов, подводящих водяной пар в три сопловые коробки, позволяет реализовать номинальную мощность турбоагрегата. Обеспечение максимальной мощности обеспечивается открытием седьмого клапана с доступом пара в четвертую сопловую коробку. В левом отсеке ЦВД расширение пара осуществляется сначала в регулирующей ступени, а затем в пяти ступенях, после чего водяной пар совершает поворот на 1800 и движется между внутренним и наружным корпусами цилиндра. В правом отсеке ЦВД для данной турбины расположены шесть турбинных ступеней, после расширения в проточной части которых водяной пар с параметрами 4 МПа и 330 0С направляется на промежуточный перегрев в пароперегревательный тракт котла.
После промперегрева водяной пар через два стопорных и регулирующих клапана направляется в турбинные ступени ЦСД, число которых 12. Для паровой турбины К-300-23,5 ЛМЗ цилиндр среднего давления совмещен с одной частью ЦНД. В сумме ЦНД имеет три одинаковые проточные части и соответственно три выходные устройства. Каждая часть ЦНД состоит из пяти турбинных ступеней, последняя из которых имеет средний диаметр d2,ср=2,48 м и длину рабочих лопаток l2=960 мм. Таким образом, после ЦСД водяной пар разделяется на два потока, с расходами, равными 1/3 и 2/3 частями от общего расхода. После разделения две трети пара по ресиверным трубам направляются в двухпоточный ЦНД с давлением пара перед ним 0,24 МПа и температурой 240 0С. После расширения в проточных частях ЦНД пар через соответствующие выходные патрубки направляется в конденсатор.
Ротор высокого давления выполнен цельнокованым и соединяется с ротором среднего давления жесткой муфтой, полумуфты которой откованы за одно целое с валами РВД и РСД. Левая часть вала РВД опирается в радиальном подшипнике, а между ЦВД и ЦСД расположен комбинированный радиально-осевой подшипник. Ротор ЦСД выполнен комбинированным: диски первых 12 турбинных ступеней откованы заодно с валом, а диски последних 5 ступеней (относящихся к ЦНД) насажены на вал с натягом. Роторы ЦСД и двухпоточного ЦНД соединяются полужесткой муфтой, а роторы ЦНД и электрического генератора жесткой муфтой с насадными полумуфтами. Радиальные подшипники выпускной части ЦСД и ЦНД встроены в выходные патрубки.
Все корпуса турбины имеют горизонтальный фланцевый разъем. Корпус ЦВД выполнен двойным, что позволяет при уменьшенной толщине стенок и фланцев внутреннего и наружного корпусов повысить маневренные характеристики турбины за счет их более быстрого и равномерного прогрева вместе с РВД. Внутренний корпус изготовлен из стали 15Х11МФБЛ. Диафрагмы левого отсека ЦВД установлены непосредственно во внутреннем корпусе, а правого отсека – в обоймах, закрепленных во внешнем корпусе. Корпус ЦСД состоит из трех частей, соединенных вертикальными технологическими разъемами. Передняя часть корпуса выполнена из стали 15Х1М1ФЛ, средняя – из стали 25Л, а задняя – сварена из листовой углеродистой стали. Все диафрагмы ЦСД сварные. Корпус ЦНД сварной, двустенный. Во внутреннем корпусе установлены литые чугунные диафрагмы первых четырех ступеней. Корпус ЦНД (включая и выходной части ЦСД) опирается на фундаментные рамы посредством опорного пояса, выполненного по периметру вблизи фланцевого горизонтального разъема.
Лектор: В.Ф. Касилов