Уплотнения являются одной из основных частей турбины. Применяются главным образом уплотнения лабиринтовые, которые лишь ограничивают выход пара допустимой величиной. Кроме них, применяются уплотнения гидравлические, закрывающие проход пара или воздуха практически полностью.
Фиг. 56. Основные типы лабиринтовых уплотнений.
Сравнительно редко встречаются угольные уплотнения. Основные типы применяемых уплотнений схематично показаны на фиг. 56.
Для уплотнений характерны очень малые расстояния между их подвижными и неподвижными деталями и постепенное увеличение протечек во время работы. Малые зазоры в уплотнениях представляют собой места, наиболее чувствительные к изменениям взаимного положения ротора и статора при эксплуатации.
Практически неизбежное стирание уплотнений при работе ставит вопрос: какие же зазоры надо устанавливать при сборке. Здесь могут быть два крайних решения: устанавливать зазоры настолько большими, чтобы задевания в них ни в коем случае не происходили, или делать их минимальными, допуская стирание уплотнительных гребешков до величины действительно необходимых зазоров.
Первый путь означает заведомо повышенную утечку пара. Второй связан с получением больших натиров, т. е. с износом и опасностью деформаций деталей уплотнений.
Правильной следует считать установку таких зазоров, которые определяются ожидаемыми взаимными перемещениями ротора и статора при средних условиях эксплуатации данной конструкции и будут, следовательно, сохраняться. В этом случае увеличение зазоров может происходить только при отклонениях эксплуатационных режимов за пределы, установленные для данной турбины, или в результате разрушения паром заостренных гребешков.
Неизбежный износ — характерная черта этого узла турбины. Даже мгновенное касание в местах уплотнений означает износ гребешков и образующийся в результате увеличенный зазор. Увеличение площади щели при задевании зависит от конструкции уплотнений. Когда уплотнительные гребни сделаны на роторе, они при задевании срабатываются по всей окружности1 .
Например, если относительное смещение ротора составит 2δ, где δ — радиальный зазор в уплотнении, то площадь щели удвоится. Когда же гребни сделаны на статоре, то при задевании они сработаются только в одном месте. При той же величине смещения центра ротора площадь щели увеличится в этом случае всего на 20— —25%.
Заметим, что установка уплотнений на пружинах не устраняет износа, так как при больших числах оборотов такие уплотнения ведут себя, как жестко закрепленные.
Увеличение зазоров в уплотнениях при эксплуатации редко связано с их конструкцией. Износ уплотнений — результат недостатков общей конструкции турбины и условий ее эксплуатации; он происходит прежде всего в случаях назначения слишком малых зазоров, без учета особенностей турбины.
Возрастание утечки пара может быть вызвано и другими причинами. В частности, при эксплуатации не соблюдается полное равенство площадей последовательно работающих щелей уплотнений и концентричное расположение вала относительно уплотнений, хотя и то и другое предполагалось при расчете.
Предположим, что уплотнение состоит из двух равных последовательных отсеков. Если величину утечки через него принять за единицу, то при увеличении зазора в первом его отсеке вдвое общая протечка вырастает в 1,27 раза. Если же первый отсек вообще изъять, то расход превзойдет первоначальный в 1,37 раза. Следовательно, увеличение зазора на половине уплотнения, например, с 0,3 до 0,6 мм увеличит протечку почти так же, как и полное изъятие этого отсека.
Указанное усиление протечки может произойти вследствие принятого увеличенного зазора в направлении от подшипника к середине турбины в расчете на рост возможных взаимных перемещений. Если последние не были учтены, зазор может увеличиться во время работы. Рост площадей щелей уплотнения будет иметь место при выполнении его с уступами по диаметру, а также неизбежно происходит в радиальных уплотнениях. Все это может давать существенное увеличение протечек.
Гребень уплотнения, получивший больший износ, чем остальные, в значительной степени выключается из работы. С этой точки зрения преимущества имеют такие конструкции уплотнений, в которых легче выдержать одинаковые зазоры при изготовлении. Хуже всего в этом отношении уплотнения такой сложной формы, как елочные: одно накопление отклонений в пределах допусков может дать отклонение в площадях соседних щелей в 1,3—1,5 раза.
Расчет предполагает постоянство радиального зазора по окружности. В действительности этого нет, и можно считать, что в результате взаимных перемещений ротора и статора зазор будет в одной из точек окружности близок к нулю, а с противоположной стороны увеличится почти вдвое. Общая утечка в этом случае возрастает в среднем на 10—12%.
Важным является нагрев деталей при задеваниях и износе уплотнений. Если гребни установлены на роторе, то общее выделение тепла при задевании, пропорциональное количеству стираемого металла, будет больше, чем при размещении гребней на статоре, но последствия от задевания будут менее тяжелые. В любом случае нагрев усиливается тем, что в месте задеваний пар почти не проходит и не способствует отводу выделяющегося при трении тепла. Если к тому же разность давлений между соседними отсеками мала, то даже при незначительном задевании нагрев может быть большим.
Нагрев втулки уплотнения или думиса при энергичном задевании может привести к их деформации зонтиком и прекращению протока пара. Это вызовет прогрессирующие задевания, в результате которых зазор на остывшей турбине может составить несколько миллиметров.
Детали уплотнений не являются особо напряженными. Втулки уплотнений ротора умеренно нагружены центробежными силами. Сравнительно большую нагрузку испытывают некоторые обоймы (фиг. 107). Пружины в зоне высоких температур работают в тяжелых условиях, с большими напряжениями, являются слабым местом конструкции, легко теряя натяг. Слишком тонкие гребни уплотнений могут отгибаться давлением пара.
В числе предъявляемых к уплотнениям требований можно выделить требования минимального пропуска пара, сокращения занимаемой длины ротора, безопасности при задеваниях, легкости замены при ремонтах и упрощения системы отсосов.
Утечки особенно велики в ч. в. д. турбины; в последних же ступенях они незначительны. Наружное уплотнение ч. н. д. больше интересует не своей протечкой, а надежностью предохранения от просачивания в конденсатор воздуха.
Снижение утечки пара, кроме уменьшений зазоров, связано с увеличением числа гребней, а следовательно, с увеличением длины, веса и стоимости турбины. Поэтому иногда приходится мириться со значительной утечкой, чтобы не ухудшать других качеств турбины.
Увеличение длины, занятой на роторе уплотнениями, допустимо до известного предела, после чего оно является наихудшим способом снижения утечек; получающееся при этом удлинение турбины увеличивает возможные относительные перемещения, что требует расширения зазоров. В результате общее уменьшение утечки будет очень незначительным или оно вообще не будет достигнуто.
На длину занятой уплотнениями части ротора, кроме числа гребней, сильно влияет их шаг. Шаг гребней не может быть слишком малым, потому что необходимо получить определенный объем камеры после каждого гребня и достаточное расстояние между щелями, а также нужен запас на осевое взаимное перемещение ротора и статора. Последняя величина при неудачной конструкции турбины может достигать 10—21 мм (фиг. 105), а в среднем составляет 5—6 мм.
При высоком давлении пара и большом шаге гребней длина занятой уплотнениями части вала становится непомерно большой. Так, например, в турбине ВТ-100 ТМЗ уплотнение со стороны высокого давления, несмотря на наличие отсосов пара, состоит из 160 гребней и занимает длину около 1170 мм (до давления примерно 1 ата). Возможные пути уменьшения этой длины: сокращение числа гребней, применение рациональной системы отсосов и радиальных уплотнений.
Расход пара через уплотнение пропорционален
’ где z — число гребней. Характер зависимости дает возможность значительно уменьшить число гребней при сравнительно умеренном увеличении утечки. Часто это оказывается вполне приемлемым, тем более что одновременно можно несколько уменьшить зазоры δ.
На сокращении числа гребней благоприятно сказывается установка промежуточных отсосов. На фиг. 57 показано изменение давления по длине уплотнения при отсутствии отсосов (кривая 1). При выборе места отсоса надо иметь в виду, что давление в нем должно быть меньше получающегося по кривой 1.
Кривая II показывает процесс при одном отсосе после 40 гребней, при давлении 15 ата; кривая III — то же, после 80 гребней. Кривая IV показывает процесс при двух отсосах: при 32,5 и 10 ата. Сопоставление этих четырех схем дает следующее:
Заметим, что при сокращении числа гребней до 98, но без введения отсосов утечка пара увеличилась бы в
=1,24 раза, т. е. ненамного больше. Однако при этом весь пар получался бы при давлении только 2,5 ата, в то время как в схеме IV пар получается при 32,5 ата и частично при 10 ата, после чего еще используется в следующих ступенях турбины. Таким образом, выгода схем с отсосами заключается главным образом в рациональном использовании отсасываемого пара и возможности в значительной мере вернуть потери.
При большой длине уплотнений в части высокого давления пара заманчиво их радиальное выполнение. Наиболее просты уплотнения по схеме, приведенной на фиг. 56, м. К сожалению, осевые зазоры в турбине настолько неустойчивы, что уплотнения на них базировать нельзя. Единственно возможной является схема h (фиг. 56). Изготовление таких уплотнений сложно, точность нужна большая, непосредственно замерить полученные зазоры и подогнать их нельзя. Сборка возможна только осевая. Для турбин с особо высокими начальными параметрами пара сказанное не должно считаться недостатком, так как при этом решается ряд других существенных вопросов конструкции. Пример таких уплотнений для турбины фирмы «Сименс» (фиг. 111) показан на фиг. 58.
Фиг. 58. Радиальные уплотнения турбины фирмы «Сименс».
Радиальное расположение щелей влечет за собой серьезные недостатки: даже при одинаковом зазоре площади всех щелей разные, щели расположены по большим диаметрам, чем было бы при аксиальном расположении; создаваемое уплотнением осевое давление несколько неопределенно и зависит от распределения зазоров.
Для уменьшения вредных последствий задеваний должны быть приняты соответствующие меры: расположение гребней на роторе, устройство предохранительных выточек на валу (фиг. 56, д, е, ж), применение защитных насадных втулок, рациональный выбор материалов трущейся пары.
Конструкция уплотнений должна оцениваться и с точки зрения легкости их замены при ремонте.
Концевые уплотнения в старых схемах являются единственным узлом турбины, требующим ручного регулирования и неослабного внимания машиниста.
Детали уплотнений являются массовыми, расходуются на турбину в большом количестве, поэтому снижение затрат на их производство может дать большой эффект. Уплотнения должны изготовляться с минимальным количеством ручных работ. В этом отношении наиболее неудачны уплотнения, показанные на фиг. 56, в, ж, и. Типы уплотнений, показанные на фиг. 56, б, е,к, в изготовлении сложны, но требуют минимума ручных работ. Оценка экономичности уплотнений зависит от совершенства применяемого технологического процесса.
Основное преимущество установки уплотнений на пружинах — упрощение подгонки сегментов при сборке и способность их несколько подаваться при задеваниях на совсем малых оборотах. Установку уплотнений на пружинах применяет большинство фирм; исключением, например, являются АЕГ и «Дешимаг», придерживающиеся жесткого закрепления уплотнений с помощью ласточкина хвоста.1 Пружины работают с большими напряжениями, что является основным недостатком таких конструкций; ослабление или поломки пружин происходят часто. Очень тяжелы условия работы пружин в высокотемпературных ступенях.
Пружина не должна иметь слишком крутую характеристику, иначе даже небольшие производственные отступления могут дать существенные изменения напряжений· в пружине и силы прижатия сегмента. Сила прижатия должна быть при сборке в 6—8 раз больше веса прижимаемого сегмента, а к концу установленного срока их работы —в 2—3 раза. Слишком большая сила прижатия вызовет интенсивный нагрев при задеваниях.
Устройству пружин, дающих необходимую силу прижатия при умеренных напряжениях, препятствуют применяемые размеры пазов для их размещения. Сохранение силы прижатия через заданное время с учетом релаксации напряжений достигается за счет высоких начальных напряжений пружин. Другой путь — применение более длинных и толстых пружин, или даже пакетов пружин, с умеренными напряжениями. При легких сегментах удачное решение дают спиральные пружины. Но все же при высоких температурах пара пружины остаются слабым местом турбины. Поскольку они не являются устройством, строго необходимым для работы турбины, лучше их вообще устранить.
Размещение гребней уплотнений на роторе дает некоторые преимущества: несколько уменьшаются утечки и менее опасны задевания, не нужны пружины. Надо, однако, сказать, что если исключить из рассмотрения насадные уплотнительные втулки, плохо зарекомендовавшие себя в современных крупных турбинах, то единственной конструкцией с гребнями на роторе остается конструкция ротора с зачеканиваемыми гребнями ВВС (фиг. 56, а). Вытачивание гребней непосредственно из материала вала, конечно, совершенно непрактично, хотя и применяется фирмой «Ешер Висс» с уплотнениями, показанными на фиг. 56, г.
Конструкция зачеканиваемых гребней очень проста, безопасна для ротора, допускает легкую замену уплотнений при ремонте, изготовляется с малой затратой ручного труда. Айтор этой конструкции — фирма ВВС — применяет ее примерно с 1936 г. для турбин всех параметров и назначений. Недостатками следует считать все же наличие канавок на валу (хотя и менее опасных, чем в типе в), трудность контроля за качеством зачеканки и неудобства этой конструкции для уплотнений диафрагм (для реактивных турбин ВВС это не имеет значения).
Во всех конструкциях с размещением гребней на статоре следует предусматривать меры безопасности при задеваниях: гребни надлежит делать тонкими, хорошо заостренными, должны быть выполнены предохранительные выточки на валу (фиг. 56, д, е, ж). Эти выточки являются хорошей защитой, если расположены достаточно часто и глубже вероятной зоны прогрева вала при энергичном задевании за гребни статора. Недостаток канавок — все же наличие как бы глубоких надрезов на валу. Защитные втулки предохраняют вал, но сами в свою очередь являются возможным очагом аварии. Применять их следует очень осторожно, хотя в ряде случаев они оказываются полезными.
Закрепление гребней в статоре распространено гораздо больше, чем в роторе, особенно для активных турбин.
Из типов гребней, укрепляемых в статоре и показанных на фиг. 56, заслуживают предпочтения цельноточеные сегменты. Если на роторе наборные уплотнения неизбежны, то на статоре их можно не применять, как менее надежные. Восстановление наборных уплотнений при ремонтах довольно сложно, в то время как замена цельноточеных сегментов производится легко и быстро.
В уплотнениях диафрагм наряду с теми же типами, что и для концевых уплотнений, применяется и упрощенная конструкция (фиг. 56, л). Пластинки закрепляются вдавливанием или пробивкой через отверстия. Для облегчения этой операции пластинки приходится делать тонкими, а для повышения их прочности собирать в пакет. При большом количестве гребней их закрепление возможно только последовательно и дополнительно закрепить или заменить один из средних гребней нельзя. При высокой температуре и большом перепаде давлений на диафрагму такая конструкция ненадежна: гребни могут отгибаться, их заделка ослабевать.
В цельнокованых роторах часто применяются елочные уплотнения диафрагм; при этом гребни вытачиваются из материала вала. В данном случае это допустимо, так как в елочных уплотнениях гребни при задеваниях практически не изнашиваются.
В комбинированном уплотнении типа и все гребни вала и обоймы обрабатываются каждый по одному диаметру, что упрощает обработку и облегчает получение всех зазоров одинаковыми; этот тип уплотнения имеет наименьший осевой размер. Вместе с тем уплотнения касаются вала, что является недостатком, свойственным конструкции с гребнями в статоре.
Елочные уплотнения типа к являются тоже комбинированными; они предусматривают насадные втулки (кроме упомянутых выше случаев уплотнений диафрагм). Изготовление их сложно, велики отходы металла при обработке. Зазоры на отдельных гребнях могут сильно отличаться, что снижает эффективность таких уплотнений. Их достоинство — минимальный нагрев при задеваниях.
Угольные уплотнения (фиг. 56, з) по принципу работы — среднее между лабиринтом и сальником. Преимущество их — возможность работы с очень малыми зазорами. Угольные уплотнения применяются в настоящее время при необходимости максимально уменьшить потери пара. Работа с малыми зазорами основана здесь на свободной подвеске каждого угольного кольца, которое может перемещаться вместе с валом и потому работает почти с нулевыми зазорами при любом относительном положении ротора и статора.
Недостатками угольных уплотнений является непрочность, препятствующая их использованию при больших перепадах давления пара; кроме того, они несколько изнашивают вал.
Комбинированными угольно-лабиринтовыми являются уплотнения конструкций фирмы «Ешер Висс» (фиг. 56, г), предназначенные главным образом для диафрагм. Это прирабатываемое уплотнение: при сборке устанавливаются нулевые или отрицательные зазоры. Острый гребень ротора легко образует борозду в угольно-графитовом кольце и работает почти с нулевым зазором. Эта конструкция не нашла широкого распространения, по-видимому, вследствие легкого разрушения угольных колец; особенно при изменении взаимного осевого положения ротора и статора.
Очень важными преимуществами обладают гидравлические уплотнения. Они не только ограничивают утечку, а полностью ее исключают, несколько охлаждают вал и не требуют регулировки. Несмотря на это, гидравлические уплотнения применяются редко из-за присущих им серьезных недостатков. Они могут работать только при небольшой разности давлений и применимы поэтому для стороны низкого давления или после лабиринтового уплотнения. Уплотнение потребляет большую мощность на вращение диска. При пуске гидравлическое уплотнение не работает и заменяется паровым, причем пар вызывает местный нагрев с возможным короблением корпуса и потерей плотности. Мало пригодно оно и для турбин с переменным числом оборотов. Детали такого уплотнения часто сильно изнашиваются, работа его в большей мере зависит от бесперебойного подвода воды и стабильности в осевом направлении положения ротора относительно статора. Так, например, в результате опытов с уплотнением одной турбины1 был установлен оптимальный осевой зазор со стороны конденсатора не больше 1,5 мм, а общий 3—4 мм. При больших зазорах периодически получался срыв уплотнения и присос воздуха в конденсатор. Но выбранные величины зазоров требуют, чтобы осевые перемещения ротора относительно статора были не больше 1 мм, в том числе и при пуске. А это зависит от общей конструкции агрегата: в уплотнении низкого давления многоцилиндрового агрегата, имеющего всего один упорный подшипник, выдержать указанное требование практически невозможно.
Сейчас не только гидравлические уплотнения полностью предупреждают выход пара в атмосферу и его потери. Применение эжекторных схем отсоса (см. дальше) к лабиринтовым уплотнениям также исключает потерю пара.
Работа уплотнений тесно связана со схемой их отсосов. Принципиальная схема уплотнения высокого давления с двумя отсосами показана на фиг. 59. Давление в камерах А и Б изменяется с паровой нагрузкой турбины; поэтому изменяется оно и в камере вестовой трубы В. Для регулирования этого давления отсос из камеры Б делается в ступень с давлением ниже атмосферного; в этом случае кривая давления идет, как показано пунктиром.
Регулирование давления в уплотнениях еще недавно было основной работой машиниста и должно было производиться с большой точностью, что затрудняло выполнение его автоматическим. Исключение этого регулирования возможно при отводе пара из камеры Б в пространство с постоянным давлением, например с атмосферным. Для этой цели ставились специальные холодильники. Парение из вестовой трубы при этом сохранялось, хотя функции точного контроля давления оно уже не выполняло.
Парение из вестовой трубы является огромным злом, и совершенно непонятно, почему такая система контроля до сих пор существует в стационарных установках, тем более что в судовых установках парение уже давно устранено.
С уходящим паром теряется тепло и конденсат. Пар сильно нагревает помещение и повышает в нем влажность, отчего ухудшаются условия работы персонала, увеличиваются затраты на вентиляцию, снижается изоляция электродвигателей, происходит намерзание влаги на окнах и т. д. При увеличенной влажности воздуха даже толщина стен здания должна быть больше.
Вестовые трубы отсутствуют в турбинах ТМЗ и некоторых других заводов. Взамен их устанавливается эжектор или эксгаустер, создающий небольшое разрежение в последней камере; при этом регулируемый отсос или подвод пара в предыдущую камеру остается. Однако регулирование в этом случае сравнительно грубое, лишь в точке отсоса сохраняется существенное разрежение.
Фиг. 59. Схема уплотнения с двумя отсосами.
Фиг. 60. Схема уплотнений с подводом охлаждающего пара и с эжекторным отсосом: I — промежуточные отсосы; II — вакуумный отсос;
III — подвод охлажденного пара; IV— отвод к эжектору отсоса.
В некоторых случаях схема отсосов из уплотнений усложнена еще подводом охлаждающего пара (фиг. 60), который осуществляется с целью облегчить условия работы подшипника и несколько сгладить перепад температур вала между зонами подшипника и уплотнения. Необходимость такого охлаждения не доказана. Во всяком случае, опыт газовых турбин, где температура ротора значительно выше, не говорит о необходимости этого охлаждения в паровых турбинах*.
При некоторой пользе от охлаждения слишком велики по являющиеся при этом недостатки: длина вала увеличивается на отрезок А (фиг. 60), схема трубопроводов усложняется, нужен источник пара низкой температуры.
Использование для охлаждения слабо перегретого пара связано с регулированием его температуры, что вводит лишнее устройство, снижающее надежность турбины. Применение насыщенного пара более удобно, не требует регулирования, но вызывает опасность заброса на уплотнения конденсата этого пара. Возможно получение слабо перегретого пара путем дросселирования насыщенного, однако температура его при этом не будет устойчивой.
При охлаждении пара необходимы пароохладители, а также приборы регулирования, ручного управления и защиты. Все это усложняет установку и ее обслуживание. Более целесообразно подводить пар от станционного деаэратора, где регулирование давления все равно производится. Однако при этом появляется длинный паропровод, в котором возможна конденсация части пара.
Важность высоких требований к качеству охлаждающего пара подтверждается авариями насадных втулок уплотнений турбин высокого давления ЛМЗ, освещенными в литературе. Одной из причин этих аварий было резкое охлаждение втулок при попадании на них вместе с паром его конденсата.
Питание охлажденным паром уплотнений низкого давления не вызывает особых затруднений; пар здесь желателен насыщенный, чтобы минимально нагревать уплотнение и цилиндр. Попадание конденсата не представляет опасности, так как он имеет примерно ту же температуру, что и вал в месте уплотнения.
* Особенно показательна в этом отношении газовая турбина типа ГТ-700-4, у которой вал по обе стороны переднего подшипника нагрет до температуры примерно 600°С, при весьма коротких уплотнениях и малом расстоянии до подшипника.
