Осевые усилия, действующие на ротор турбины

Надежность работы турбины в большой мере зависит от работоспособности упорного подшипника, который воспринимает результирующее осевое усилие, действующее на ротор турбины. Осевое усилие зависит от распределения давления пара по поверхностям ротора. Для определения осевого усилия обычно ротор разделяют на участки. Характерным является участок ротора в пределах одной ступени. Рассмотрим расчет осевого усилия для участка ротора одной из промежуточных ступеней многоступенчатой турбины (рис.58).

От профильной части рабочих лопаток на ротор передается осевое усилие , которое может быть определено по результатам теплового расчета ступени:

.

Здесь разность давлений зависит от степени реактивности ступени . Чем выше ρ ступеней турбины, тем больше осевое усилие .

Составляющая, связаная с разностью осевых проекций абсолютных скоростей , для чисел , как правило, близка к нулю, и поэтому ею часто пренебрегают.

Вторая составляющая осевого усилия в ступени передается на ротор от кольцевой части полотна диска, расположенной между корневым диаметром и диаметром под диафрагменным уплотнением :

.

Здесь давление между диафрагмой и диском зависит от соотношения трех расходов: диафрагменной протечки , коневой протечки и протечки через разгрузочные отверстия . Разность давлений пропорциональна разности давлений перед и за лопатками . Значение k зависит от величины расходов протечек и определяется из баланса расходов.

Рисунок 58 - К расчету осевого усилия в ступени турбины: а - схема проточной части активной ступени; б - схема диафрагменного уплотнения

При определении расходов , , в соответствующие формулы входят коэффициенты расхода , , , а также площади зазоров в диафрагменном и корневом уплотнениях и и площадь разгрузочных отверстий . От значений этих коэффициентов и размеров площадей существенно зависит давление перед диском . Если, например, при эксплуатации турбины увеличивается зазор в диафрагменном уплотнении (износ уплотнительных гребешков при задеваниях ротора о статор), то увеличивается протечка и, соответственно, растет давление перед диском и осевое усилие на полотно диска.

Разгрузочные отверстия позволяют снизить перепад давления на полотно диска по сравнению с перепадом на рабочие лопатки . Хорошее скругление входных кромок разгрузочных отверстий увеличивает коэффициент расхода и снижает разность . В дисках последних ступеней, где абсолютные значения осевых усилий невелики, а механические напряжения в дисках высокие, разгрузочных отверстий, как правило, не выполняют, чтобы не создавать концентраций механических напряжений в дисках.

Третья составляющая осевого усилия в ступени действует на уступ ротора между диаметрами соседних диафрагменных уплотнений

.

Полное осевое усилие, действующее на ротор, находится суммированием всех составляющих в каждой ступени, а также усилий, действующих на уступы ротора, расположенные вне проточной части ступени,

,

где i – номер составляющей осевого усилия.

Для уменьшения осевого усилия , передаваемого на упорный подшипник, применяют так называемый разгрузочный поршень, которым является первый отсек переднего концевого уплотнения с увеличенным диаметром уплотнительных щелей (рис.59).

Рисунок 59 - Многоступенчатая турбина активного типа с разгрузочным поршнем (расчетная схема)

На разгрузочном поршне создается усилие, направленное в противоположную сторону по отношению к потоку пара в ступенях турбины, частично или полностью уравновешивающее осевое усилие R:

Усилие , действующее на разгрузочный поршень, определяется перепадом давлений в камерах уплотнения перед и за разгрузочным поршнем и площадью, на которую действует этот перепад давлений. Как правило, в турбинах активного типа разгрузочный поршень имеет небольшой диаметр, в турбинах же реактивного типа, где усилие R очень велико, разгрузочный поршень выполняется большого диаметра, сравнимого с диаметром ступеней турбины.

В конденсационных турбинах без промежуточного перегрева пара уравновешивание осевых усилий производится за счет противоположного направления потоков в соседних цилиндрах (рис.60). При этом, если муфта, соединяющая роторы цилиндров, жесткая, усилие на упорный подшипник равно разности усилий и .

Рисунок 60 - Схема разгрузки упорного подшипника в двухцилиндровой турбине

В турбинах с промежуточным перегревом пара уравновешение этим способом при переходных режимах осуществлять нельзя, так как из-за большой инерционности парового объема трубопроводов промперегрева давление перед ЧСД турбины изменяется не одновременно с изменением давления через ЧВД. Поэтому усилия и , взаимно уравновешиваясь в стационарных режимах работы, могут существенно отличаться друг от друга и создавать, таким образом, при переходных режимах недопустимо большое усилие на упорном подшипнике. По этой причине в турбинах в промежуточным перегревом пара роторы ЧВД и ЧСД должны быть уравновешены каждый индивидуально (в отдельности), например, разгрузочными поршнями в ЧВД и ЧСД или за счет противоположного направления осевых усилий в пределах каждого ротора. При этих условиях как ротор ЧВД, так и ротор ЧСД будут уравновешены в стационарных и переходных режимах. Аналогичный принцип индивидуального уравновешивания осевых усилий роторов используют и для турбин с регулируемыми отборами пара. В турбинах с одним регулируемым отбором пара осевые усилия каждого из роторов зависят от расхода пара в ЧВД и ЧСД. При различных режимах работы турбины не может обеспечиваться взаимное уравновешивание за счет жесткого соединения роторов, так как взаимно уравновешенные при одном соотношении расходов пара и роторы будут взаимно не уравновешены при другом соотношении расхода. В связи с этим роторы ЧВД и ЧСД уравновешиваются индивидуально.

На упорный подшипник турбины могут воздействовать также дополнительные осевые усилия от ротора приводимой машины (электрогенератора, воздуходувки и т.п.). Как правило, эти усилия невелики. Существенное осевое усилие может возникать в кулачковых и пружинных муфтах, соединяющих роторы соседних цилиндров. Эти муфты подвижны в осевом направлении и каждый из соединяемых роторов имеет самостоятельный упорный подшипник. Дополнительное осевое усилие может возникнуть, например, при тепловом расширении ротора и при ограничении подвижности муфты в осевом направлении за счет сил трения в зубцах. В современных мощных турбинах, когда эти дополнительные усилия могут достигать больших значений, используют только жесткие (глухие) муфты.

В процессе эксплуатации осевые усилия в турбине могут изменяться в результате изменения степени реактивности отдельных ступеней или же их групп, изменения протечек пара в диафрагменных и надбандажных уплотнениях и т.д. Изменение степени реактивности ступеней часто является следствием таких причин, как неодинаковая степень заноса солями рабочих и сопловых лопаток (различная относительная толщина отложений в горловых сечениях этих лопаток), повреждение выходных кромок лопаток. Если горловые проходные сечения рабочих лопаток уменьшаются в большей степени, чем соответствующие сечения сопловых, то степень реактивности возрастет.

Изменение осевых усилий может возникнуть в результате больших скоростей перехода с одного режима на другой. При этом быстрое изменение температуры деталей ротора и статора приводит к изменению зазоров в уплотнениях и соответствующему изменению осевых усилий.