ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Исследование надбандажных лабиринтных уплотнений из "Исследование мощных паровых турбин на электростанциях " Лабиринтные уплотнения широко применяются в турбинах в ступенях цилиндров (надбандажные, корневые и диафрагменные уплотнения), в концевых уплотнениях, в уплотнениях штоков. [c.223] Значительное внимание при исследованиях лабиринтных уплотнений уделялось вопросам течения пара в них, выбору наиболее рациональной геометрии, созданию уплотнений, нечувствительных к расцентровкам [71]. [c.223] Окончательная проверка полученных путем лабораторных и расчетных исследований решений проводилась путем сравнительных эксплуатационных испытаний на электростанциях. [c.223] Вопросы влияния конструкции и состояния надбандажных уплотнений на экономичность проточной части освещены выше. [c.223] На возникновение низкочастотной вибрации влияют также венцовые силы (силы Томаса), вызьшаемые окружной неравномерностью тангенциальных паровых усилий на рабочих лопатках вследствие неодинаковых по окружности прецессирующего ротора потерь в зазорах проточной части [155,156]. [c.224] Одной из важнейших составляющих поперечных сил в лабиринтных уплотнениях являются силы, возникающие вследствие так называемого спирального эффекта [156], который можно объяснить следующим образом. При параллельном смещении осей ротора и статора кольцевой зазор в уплотневвях становится переменным по окружности (рис. 7.1). Так как из-за закрутки входящего в уплотнения потока элементарные струйки пара распространяются между гребнями не прямолинейно вдоль образующих, а по спирали (точнее, по винтовой линии), то входное поперечное сечение струйки не равно ее выходному сечению, что вызывает изменение давления между гребнями. В той части кольцевой камеры, где входные сечения больше выходных, давление должно быть выше среднего, а в той, где больше выходные зазоры, давление должно быть ниже. Зоны разных давлений лежат по разные стороны плоскости, проходящей через оси ротора и статора, а результирующая поперечная сила перпендикулярна этой плоскости и стремится сместить вал в сторону вращения. Как известно, такая сила вызывает прямую прецессию ротора [159]. При наличии прецессии все рассуждения окажутся действительными, если рассматривать явление в переносном движении со скоростью прецессии. [c.224] Кроме физической картины и качественной оценки в [156] была дана приближенная теория расчета и определены количественные значения сил, возникающих в уплотнениях. Однако имелись некоторые расхождения между опытными и расчетными значениями. Это объясняется тем, что приближенная теория расчета основывалась на некоторых допущениях, главным из которых являлось отсутствие учета растечки среды по окружности венца между гребн5ши уплотнений. [c.225] Кроме того, поперечная сила возникает также и вследствие канального эффекта [158], заключающегося в том, что поперечное сечение канала, образованного стенками ротора и статора и гребнями уплотнения, имеет переменное значение. [c.225] Ниже рассматривается методика определения бандажных сил [160], которая учитывает наличие закрутки (спиральный эффект), изменение высоты канала при эксцентричном положении ротора и статора (канальный эффект) [158, 161] и растечку среды в канале между гребнями. [c.225] Эта методика была практически применена для оценки возбуждающих сил на конкретной машине и дала возможность путем сравнительных расчетов разработать рекомендации по ликвидации НЧВ, которые дали положительный результат. [c.225] Вывод уравнений производится на примере лабиринтного уплотнения с двумя гребнями, расположенными на роторе (рис. 7.1), где R - радиус входного кольцевого зазора t - расстояние между зазорами б - эксцентриситет 2Д - угол сноса потока /о = (Л + бд) -площадь поперечного сечения между гребнями при концентричном положении ротора и статора (6д - средний зазор). Заметим, что рассматривается случай параллельного перемещения ротора и статора без наклона оси ротора относительно статора. Считаем, что вдоль струи давление между гребнями не менятся и равно р. [c.225] Имея в виду высокое давление среды (особенно в ЦВД турбин на сверхкритические параметры пара) и сравнительно небольшие перепады на гребнях, принимаем среду несжимаемой. Из [156] следует, что струя, входящая в камеру между гребнями через зазор в уплотнении, направлена под углом к оси турбины. Рассматривается элементарный объем, на который действуют силы давления вдоль камеры между гребнями и силы трения по поверхностям ротора и статора, ограничивающим этот объем. [c.225] При необходимости можно составить аналогичную систему уравнений для большого количества гребней, что позволяет применить эти вьфажения для концевых и диафрагменных уплотнений. [c.228] Расчетный анализ, выполненный при помощи ЭВМ для условий реальной ступени, показал, что важнейшими являются параметр В, характеризующий отношение площадей подвода и растекания, угол сноса потока 2Д и эксцентриситет е. [c.228] Из уравне шя (7.5) видно, что циркуляционная сила прямо пропорциональна перепаду на бандажное уплотнение, а следовательно, перепаду давлений на ступень, т.е. расходу и мощности. Другими словами, возбуждающая поперечная сила практически прямо пропорциона1 ьна мощности. Это объясняет, в частности, тот факт, что при увеличении мощности и достижении пороговой нагрузки (когда демпфирующие и возбуждающие силы становятся равны) возникает низкочастотная вибрация. [c.228] Необходимо иметь в виду, что и венцовая сила (сила Томаса), также влияющая на возникновение низкочастотной вибрации, прямо пропорциональна давлению в ступени, т.е. прямо пропорциональна расходу пара и мош ности. [c.228] Поскольку и бандажные, и венцовые возбуждающие силы прямо пропорциональны расходу пара, а следовательно и мопщости, то отсюда следует, что возбуждающие силы, при которых возникает низкочастотная вибрация, составляют также 90% их значения при номинальной нагрузке. Другими словами, демпфирующие силы компенсируют только 90% возбуждаюащх сил, возникающих при номинальной нагрузке. Поэтому при уменьшении путем каких-либо мероприятий возбуждающих сил на 10-15% их значение при номинальной нагрузке дало бы возможность повысить пороговую мощность и набрать номинальную мощность при этом имеется в виду, что демпфирующие силы остаются постоянными. [c.229] Для анализа работы турбины, как уже указывалось ранее, использовалась вышеизложенная методика [160]. Предварительные расчеты показали, что при данных геометрических соотношениях и рабочих параметрах пара влияние сильг трения незначительно поэтому расчеты проводились без их учета. [c.229] Используя проектные значения геометрии проточной части и расчетные значения газодинамических параметров потока, были определены безразмерные величины, входящие в расчетные дифференциальные уравнения (7.3) и (7.4). Решение этой системы и последующее интегрирование, проведенные для всех ступеней ЦВД и ЦСД, позволили определить значения бандажных сил и их жесткостей для каждой ступени. При этом подтвердилось, что бандажные силы являются возбуждающими - их величина оказалась положительной. [c.229] Для разработки мероприятий в первую очередь необходимо бьшо выяснить на каких ступенях возникают максимальные возбуждающие бандажные силы, оценить их значение и определить их долю в общей сумме возбуждающих сил. Суммирование всех бандажных и вендовых сил по ЦВД и ЦСД проводилось с учетом относительного прогиба в зависимости от расстояния ступени от опор. [c.229] Вернуться к основной статье