Осевые усилия, действующие на ротор турбины. Способы компенсации осевых усилий.

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

R_a^I = G(c₁ sin α₁ —c₂sin α₂) + (p₁—p₂)πdℓ₂. (4.8)

Здесь разность давлений p₁—p₂ зависит от степени реактивности ступени. Чем выше сте­пень реактивности ступеней турбины, тем больше осевое усилие Ra^I. c₁ sin α₁ —c₂sin α₂, для чисел М_1t<0,7, 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 d_K = d— ℓ₂ и диаметром ротора под диафрагменным уплотнением d₂

Здесь давление р₁' между диафрагмой и ди­ском зависит от соотношения трех расходов: диафрагменной протечки G_y, корневой про­течки G_K и протечки через разгрузочные от­верстия G_OTB. Разность давлений p_1’—p₂ про­порциональна разности давлений перед и за рабочими лопатками p_1’—p₂ =k(p₁—p₂).

При определении расходов G_y, G_K, G_OTB в со­ответствующие формулы входят коэффициен­ты расхода μ_y, μ_K μ_OTB, а также площади зазоров в диафрагменном и корневом уплот­нениях F_y и F_K и площадь разгрузочных от­верстий F_отв. От значений этих коэффициен­тов и размеров площадей существенно зави­сит давление перед диском р’₁. Если, при эксплуатации турбины увеличивается за­зор в диафрагменном уплотнении (износ уплотнительных гребешков при задеваниях ро­тора о статор), то увеличивается протечка G_y и соответственно растет давление перед диском р’₁ и осевое усилие на полотно диска.

Разгрузочные отверстия позволяют сни­зить перепад давления на полотно диска p_1’—p₂ по сравнению с перепадом на рабочие лопатки p₁—p₂. Хорошее скругление входных кромок разгрузочных отверстий увеличивает коэффициент расхода μ_OTB и снижает разность давлений p_1’—p₂. 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.

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

.

Четвертая составляющая осевого усилия в ступени — усилие на выступы уплотнений— запишется в виде

.

Здесь коэффициент 0,5 введен для учета то­го, что на выступ на роторе действует поло­вина перепада давлений, приходящегося на каждую ступеньку уплотнения (выступ — впадина). Полное осевое усилие, действующее на ротор, находится суммированием всех со­ставляющих в каждой ступени а также уси­лий, действующих на уступы ротора, располо­женные вне проточной части ступеней,

Способы компенсации осевых усилий:

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

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. При этом, если муфта, соединяющая роторы цилиндров, жесткая, усилие на упорный подшипник равно разно­сти усилий R₁ и R₂.

В турбинах с промежуточным перегревом пара уравновешивание роторов ЧВД и ЧСД должно быть индиви­дуально (в отдельности), например, разгру­зочными поршнями в ЧВД и ЧСД или за счет противоположного направления осевых усилий в пределах каждого ротора. Аналогичный принцип инди­видуального уравновешивания осевых усилий роторов используют и для турбин с регули­руемыми отборами пара. трения в подвиж­ном соединении муфты f и радиуса r₃, на ко­тором расположены зубцы муфты.

Петлевая конструкция.

Вопрос № 319