Выше были рассмотрены возможные перемещения отдельных точек ротора и статора во время работы турбины. Интересно рассмотреть также возможные изменения взаимного положения подвижных и неподвижных деталей турбины при эксплуатации.
Возможные перемещения центров ротора и цилиндра в радиальном направлении были доказаны на фиг. 17 и 22. Совмещая эти графики, получаем относительные перемещения, определяющие те зазоры и перекрыши, с которыми турбина будет фактически работать (фиг. 26). Графики составлены применительно к трем цилиндрам, рассмотренным в главе 8. Первый из них рассмотрен вместе с длинным гибким ротором, данные о котором использовались при построении фиг. 17. Расточка вкладышей здесь простая цилиндрическая, относительный зазор φ=0,00267, всплывание очень велико. Возможные относительные смещения очень велики и составляют в зоне подшипников 0,6 и 0,63 мм, а в середине цилиндра — до 0,88 мм. Радиальные зазоры должны быть не меньше этих величин.
Второй цилиндр рассмотрен с более коротким ротором; вкладыши с эллипсной расточкой, зазоры сравнительно невелики —верхний 0,35 мм, боковые около 0,5 мм, благодаря чему всплывание вала в них значительно меньше, чем в предыдущем случае. Вследствие меньшей длины ротора и цилиндра наибольшее относительное смещение гораздо меньше, чем в предыдущем случае.
Ротор третьего цилиндра лежит во вкладышах с небольшими зазорами (фиг. 47), в данном случае 0,25 мм; возможное смещение вала в таком подшипнике очень мало. Цилиндр короткий и сравнительно жесткий; поэтому относительные смещения малы и зазоры в уплотнениях могут выдерживаться в эксплуатации гораздо меньшими, чем в предыдущих случаях: 0,21 и 0,28 мм в зоне подшипников, 0,38 мм в середине турбины.
Надо заметить, что смещение центров вала и статора в противоположные стороны маловероятно и что указанные выше относительные смещения являются предельно возможными. Зазоры могут назначаться на 20—25% меньшими, причем в неблагоприятном случае произойдет лишь местное стирание гребней уплотнения.
Зазоры могут быть также уменьшены путем некоторого смещения оси ротора при центровке.
Фиг. 26. Наибольшие возможные относительные перемещения ротора и статора:
1, 2, 3 — три типа турбин; а — передний подшипник; б— середина цилиндра; в—задний подшипник.
Это возможно потому, что смещение центра вала достаточно определенно и направлено всегда в одну сторону, в то время как центр статора может смещаться в любую сторону.
Приведенные численные значения надо рассматривать как средние. При особо благоприятных условиях изменения взаимного положения могут быть меньше указанных, в других случаях — больше.
Надо заметить, что иногда зазоры в уплотнениях назначаются слишком малыми, без учета неизбежного изменения взаимного положения ротора и статора при работе турбины. Зачастую эти зазоры устанавливались, например 0,25—0,40 мм для всех уплотнений любых турбин. Естественно, что такие зазоры быстро увеличиваются, турбина работала с гораздо большими зазорами, даже больше принятых в расчете для определения протечек пара.
Причиной местного изменения радиальных зазоров может быть деформация обоймы, если ее температура непостоянна. Если температура по радиусу изменяется линейно на величину д/=10°С и концы обоймы свободны, то в зависимости от ее диаметра D и радиального размера Н будем иметь следующие величины деформации а (на сторону):
Из приведенных данных видна важность жесткости обойм, так как д/ может быть и больше 10°C. Особенно это важно в реактивных турбинах, когда лопатки набираются в обойму, деформация которой должна быть значительно меньше допускаемого радиального зазора.
Мерами предупреждения таких деформаций являются: жесткость обоймы, надежное скрепление ее половин и снижение ∆t. Рассмотрим относительное расширение ротора и статора в 'о севом направлении.
Как правило, при установившемся режиме цилиндр в пределах проточной части на 2—3°С холоднее ротора вследствие некоторой теплоотдачи во внешнюю среду. Способ расположения обойм влияет на соотношение температур цилиндра и ротора. Так, при способе I (фиг. 19) цилиндр будет холоднее соответствующего участка вала, а при способе II — наоборот. Концы цилиндра в местах уплотнений горячее соответствующих участков вала, так как последние довольно интенсивно охлаждаются.
Если цилиндр соединяется с корпусом подшипника полуфланцем, то температура вала от уплотнений до упорного гребня может быть выше, чем у соответствующего участка корпуса, так как последний омывается воздухом и охлаждается маслом. Если же цилиндр соединяется с подшипником посредством неохлаждаемых лап, то температуры вала и цилиндра на этом участке примерно одинаковы. Следовательно, если конструкция не имеет существенных отклонений, то при установившемся тепловом состоянии в большинстве случаев температуры ротора и цилиндра отличаются мало и относительное расширение их составляет всего
1—2 мм или даже меньше при абсолютной величине расширений 12—16 мм и больше.1
Иначе обстоит дело при неустановившихся режимах, особенно при пуске. Скорость изменения температур ротора и цилиндра при этом может быть далеко не одинаковой. В зависимости от конструкции турбины, быстрее нагревается в одних случаях ротор, в других — статор; минимальные осевые зазоры в проточной части соответственно увеличиваются или уменьшаются.
Ротор прогревается в большинстве случаев быстрее цилиндра, но не всегда, Быстрее всего прогревается гибкий цельнокованый ротор активной турбины: поверхность такого ротора велика, масса относительно мала. Аналогичный жесткий ротор, с валом большего диаметра, нагревается гораздо медленнее, так как его поверхность нагрева меньше, а масса больше; скорость нагрева может уменьшиться более чем в 1,5—2 раза. Ротор с насадными дисками и втулками уплотнений прогревается значительно медленнее аналогичного цельнокованого; в некоторых случаях температура вала такого ротора достигает установившихся значений очень медленно.
Особенно медленно прогреваются роторы барабанного типа, составленные из насадных дисков со смыкающимися ободьями. В такой конструкции диски также нагреваются медленно. Вал хорошо защищен от соприкосновения с паром; если он почему- либо получил односторонний нагрев, то выравнивание его температуры происходит крайне медленно, в течение нескольких часов., Тонкостенный барабан реактивной турбины прогревается очень быстро: хотя поверхность его невелика, но лопатки способствуют прогреву, а масса такого ротора мала. Массивный ротор, имеющий только центральное контрольное отверстие небольшого диаметра, будет прогреваться в 2—2,5 раза медленнее. Вообще же роторы реактивных турбин имеют меньшую поверхность нагрева по сравнению с роторами активных и при равной массе прогреваются медленнее, хотя в активных турбинах рабочие лопатки почти не ускоряют прогрев.
Цилиндры быстрее всего прогреваются при тонких стенках и больших диаметрах. Установка диафрагм непосредственно в расточках цилиндра мало ускоряет прогрев, так как их контакт с цилиндром происходит по узким поверхностям. При равной поверхности скорость прогрева пропорциональна массе цилиндра. Поэтому особенно неблагоприятны условия прогрева цилиндра в турбинах на высоких параметрах пара. В этих случаях поверхности нагрева ротора и цилиндра, а также и масса ротора мало отличаются от тех же величин у турбин среднего давления; в то же время масса цилиндра очень велика. Отставание нагрева таких цилиндров может носить катастрофический характер и требовать для своего преодоления особых мер. Благоприятны усдовия прогрева двухстенных цилиндров: меньшая толщина стенок, прогрев внутреннего цилиндра с двух сторон. Расширение двухстенного цилиндра часто опережает расширение ротора.
Необходимо отметить, что описанный способ не очень точен; однако им удобно пользоваться для ориентировочных подсчетов и для сравнительной оценки разных конструкций.
На характер изменения осевых зазоров при изменении теплового состояния турбины влияет место расположения упорного подшипника. Если он расположен с передней стороны турбины (по ходу пара), то при большей скорости нагрева ротора минимальные зазоры в проточной части увеличиваются, при установке же упорного подшипника со стороны выхода пара — уменьшаются. Так как уменьшение зазоров более опасно, чем увеличение, то целесообразность того или иного расположения упорного подшипника зависит от величины отношения:
Ротор связан с цилиндром через упорный подшипник. Поэтому величины относительного расширения ротора и статора не зависят от положения неподвижной точки турбины.
С учетом сказанного произведен подсчет относительных расширений для ряда турбин. Здесь рассмотрены участки ротора и статора одинаковой длины, ограниченные торцами цилиндров (кроме турбины ВПТ-25-3, у которой отброшены 3 последние ступени, практически не дающие относительных удлинений). Остальные участки до гребня упорного подшипника в период пуска прогреваются слабо и мало влияют на общее относительное расширение турбины. Расчет сделан для нагрева ротора на Δtρ=100°С; действительная величина нагрева может быть значительно больше (для турбин с противодавлением и для ц. в. д. в 2—3 раза). Результаты расчета приведены в табл. 12.
Таблица 12
Величины относительных перемещений для ряда турбин
l — расчетная длина цилиндра; ∆l — относительное удлинение в зоне заднего уплотнения при ∆tр=100°.
Опережение в расширении ротора турбины ВПТ-25-3 (фиг. 104) довольно велико, хотя и не чрезмерно, учитывая большую длину ротора этой одноцилиндровой конденсационной турбины. Однако оно может выходить далеко за рекомендуемый инструкцией предел относительного расширения — 2 мм. Пуск приходится вести очень медленно, что является существенным недостатком этой турбины.
Турбина ВР-6-2 (ТМЗ) (фиг. 27) имеет очень большое относительное удлинение ротора. Для нее отношение= 0,3 почти вдвое меньше, чем для предыдущей турбины. Причиной является очень большая поверхность нагрева цельнокованого ротора при малом его весе и малая поверхность нагрева цилиндра при сравнительно большом весе (вследствие высокого давления в цилиндре).
Пуск турбины требует большого внимания; его продолжительность определяется временем, необходимым для удержания относительного удлинения в допускаемых пределах (до 2 мм).
Ротор турбины ВР-6-2 гибкий, диаметром 240 мм. Если заменить его жестким, диаметром около 350 мм, то вес ротора увеличится на 800 кг, а поверхность нагрева сократится примерно на 1200 см2 . В результате -возрастет до 0,585, а относительное расширение уменьшится с 1,7 до 1,0 мм.
Этот пример показывает влияние на осевые зазоры на первый взгляд не относящихся сюда конструктивных факторов.
Фиг. 28. Схема цилиндра турбины ВР-25-1.
Отношениеу турбины ВР-25-1 (ЛМЗ) такое же, как у турбины ВПТ-25-3. Вследствие меньшей длины ротора относительное расширение меньше, но все же велико. Основная причина этого — большой вес одностенного цилиндра, рассчитанного на высокое давление (толщина стенки около 100 мм).
В табл. 12 приведены также данные по т. с. д. судового турбоагрегата фирмы ВВС. Цилиндр этой турбины сравнительно легкий, а ротор — тяжелый. Поверхность нагрева ротора мала — почти такая же, как и у цилиндра. Цилиндр прогревается быстрее ротора, входные зазоры проточной части при этом уменьшаются. При небольшой длине ротора уменьшение составляет в заднем уплотнении 0,87 мм, а в последних рядах лопаток 0,6—0,7 мм. Это не представляется особенно опасным, хотя и требует увеличенных зазоров, так как пуск судовой турбины должен осуществляться быстро. С учетом требования быстроты пуска отношение =1,4 для данной турбины следует считать неудачным.
Особенность турбины ВР-25-1 (ХТГЗ) —двухстенный цилиндр. Внутренний цилиндр ориентирован относительно наружного в плоскости 1 (фиг. 28).
Начиная от этой плоскости, изменение зазоров в проточной части зависит от расширения ротора и внутреннего цилиндра (участок В), а изменение зазоров в заднем уплотнении— от расширения ротора и наружного цилиндра. Относительное расширение в плоскости II (последняя ступень проточной части) равно сумме расширений участков А и В; в плоскости III (заднее уплотнение) —сумме расширений всего ротора и наружного цилиндра. Величины относительного расширения очень малы, причем зазоры при прогреве уменьшаются. Т. е. по состоянию зазоров в зоне заднего уплотнения, и не отражает истинных зазоров в проточной части. Поэтому легко выдержать указанное в инструкции предельное относительное расширение 0,5 мм. Малое изменение осевых зазоров —существенное достоинство данной конструкции.
Ц. в. д. турбины СВК-150-1 (ЛМЗ) (фиг. 105) —двухстенный, но внутренний цилиндр короткий и охватывает только четыре первых ступени; в первых турбинах он выполнялся из аустенитной стали. Большой коэффициент линейного расширения этой стали и двухсторонний нагрев внутреннего цилиндра приводили к опережению его расширения по сравнению с ротором. Однако уменьшение зазоров при этом невелико, так как мала длина внутреннего цилиндра. Больший интерес представляет изменение осевых зазоров в заднем уплотнении, зависящее от расширения ротора и наружного цилиндра. Соответствующий расчет помещен в табл. 12.
При малом отношении и большой длине ротора расширение последнего опережает расширение наружного цилиндра на 2,06 мм при нагреве на 100°С. К тому же наружный цилиндр слабо омывается паром (противотока в нем нет), что вызывает дальнейшее замедление его нагрева. Пуск этой турбины происходил крайне медленно, что является весьма существенным недостатком данной конструкции.
Чем меньше относительное расширение ротора и цилиндра, тем благоприятнее для турбины, особенно при неуправляемых процессах изменения теплового состояния. Это — один из очевидных критериев качества конструкции турбины. Однако получение в большинстве случаев (тем более для турбин высокого давления) возможно лишь путем специального конструирования или искусственного утяжеления роторов.
Для активных турбин радикальным способом уменьшения относительных расширений является применение двойного цилиндра с невысоким давлением в наружном цилиндре и хорошим его прогревом. В некоторых случаях для замедления расширения ротора могут быть использованы насадные диски и втулки.
В реактивных турбинах поверхность ротора гораздо меньше,
и там благоприятные соотношения расширений ротора и цилиндра достигаются легче. Замедленного прогрева ротора можно добиться применением более массивного барабана или даже сплошного ротора1 .
Рассмотренные относительные расширения ротора и цилиндра больше всего определяют изменение осевых зазоров.
Фиг. 29. График возможных перемещений ротора и статора при различных режимах работы турбины:
1 — тепловое расширение цилиндра в пределах проточной части (между торцами уплотнений); 2 — растяжение цилиндра внутренним давлением; 3— зазор в поперечной шпонке соединения лап цилиндра с корпусом подшипника; 4— смещение вкладыша упорного подшипника в шаровой опоре под влиянием осевого усилия; 5 — смещение обоймы вкладыша опорно-упорного подшипника относительно корпуса переднего подшипника под влиянием осевого давления; 6 — отжатие упорного гребня при работе турбины за счет поворота упорных колодок и образования масляного слоя; 7 — тепловое расширение ротора в пределах проточной части; 8 — тепловое расширение конца ротора от учтенного в п. 7 до упорного гребня относительно расширения соответствующего участка цилиндра и корпуса подшипника; 9—рабочий разбег в упорном подшипнике.
Однако есть и другие причины этого изменения. Частично они были рассмотрены раньше. Зависимость большинства из них от конструкции и изготовления узлов турбины не дает возможности оценить в общем виде влияние их на изменение зазоров. Поэтому ниже даны результаты расчета возможных изменений взаимного положения от всех выявленных причин для одной конкретной турбины на следующих характерных режимах (фиг. 29):
- Пуск турбины, когда число оборотов близко к полному. Общее смещение ротора относительно цилиндра в зоне заднего уплотнения составило ΣΔΖ=1,56 мм.
- Работа с нагрузкой, равной 0,75 от полной, при установившемся тепловом состоянии. Общее смещение ротора в этом случае уменьшилось до ΣΔl=0,7 мм.
- Сброс нагрузки с изменением направления осевой силы
(пока тепловое состояние турбины еще не успело измениться).
разбег ротора в упорном подшипнике может увеличить это смещение до ΣΔΖ=0,55 мм.
- Достижение полной нагрузки, когда тепловое состояние еще не установилось. ΣΔl увеличилось до 1,0 мм.
- Быстрое уменьшение нагрузки от полной до 60%, когда тепловое состояние еще не установилось. Общее смещение конца ротора составило ΣΔl=0,21 мм, а с учетом разбега 0,51 мм; ротор холоднее цилиндра.
Всего на всех режимах изменение взаимного положения рοтора и цилиндра в зоне заднего уплотнения возможно в пределах 2,07 мм.