Концевые уплотнения турбин, зазор

В турбине со ступенями давления пар от начального до конечного давления расширяется в нескольких расположенных последовательно ступенях. Схема турбины такого типа с тремя ступенями давления изображена на рис. 31-1, в. Пар расширяется от начального давления ро до некоторого промежуточного pi в соплах 2. Кинетическая энергия потока пара после сопел 2 преобразуется на лопатках 3 в механическую работу на валу 5 турбины. Лопатки 3 закреплены в диске 4, насаженном на вал. После выхода из каналов между рабочими лопатками 3 пар направляется в сопла 2 второй ступени давления и расширяется в них до давления р . Кинетическая энергия пара после расширения в соплах 2 используется на рабочих лопатках 3, после которых пар поступает в сопла 2" третьей ступени давления. В соплах 2" пар расширяется до конечного давления рз и кинетическая энергия его используется на рабочих лопатках 3". Сопла 2 и 2" установлены в диафрагмах 7, которые неподвижно вставлены в корпус турбины и отделяют одну ступень давления от другой. Изменения давления пара и абсолютной скорости по длине проточной части турбины показаны на рис. 31-1, в. Для уменьшения перетекания части пара без совершения работы по зазору между диафрагмой и вадом турбины из-за разницы давления по обеим сторонам каждой диафрагмы в местах возможного прохода пара устраивают лабиринтовые уплотнения, аналогичные концевым уплотнениям, но с меньшим числом гребней. Выходная скорость пара после каждой ступени давления (при парциальности, равной единице) частично может быть использована в последующей ступени, вследствие чего к. п. д. турбины повышается. [c.342]

Классификация. По месту расположения уплотнения турбин и турбокомпрессоров делятся на концевые, диафрагменные и бандажные. По принципу действия различают уплотнения лабиринтовые, контактные (угольные) и лабиринтово-контактные. По принципу расположения зазоров уплотнения делят на осевые, радиальные и радиально-осевые. По роду рабочего тела различают уплотнения паровых турбин, газовых турбин и компрессоров. [c.42]

Осматривают вскрытую турбину, замеряют разбег ротора в упорном подшипнике и зазоры по горизонтальному разъему в проточной части, в концевых уплотнениях и уплотнениях диафрагм. Осматривают соединительную муфту, проверяют центровку и замеряют зазоры. Вскрывают крышки подшипников, определяют масляные зазоры, зазоры в масляных уплотнениях, толщину сегментов, замеряют положение ротора. [c.339]

Масло направляется по широкой канавке в верхнем вкладыше, охлаждая подшипник, и затем входит в клиновой зазор нижнего вкладыша (на рис. 319 с правой стороны). Масло вытекает по торцам подшипника, причем с одной стороны (со стороны концевого уплотнения корпуса) поставлены маслозащитные кольца 5 с отводом масла вниз (в стойку подшипника) из зазоров между кольцами и между кольцом и вкладышем. Этим предупреждается выбрасывание масла по валу в сторону корпуса турбины. [c.467]

При установке осевых зазоров во (всех типах концевых уплотнений следует учитывать фактически (возможный относительный сдвиг ротора и корпуса при прогреве во время пуска турбины. [c.49]

При прогреве корпус турбины удлиняется в сторону переднего подшипника, при этом передний опорный подшипник перемещается вперед. Передний конец ротора, связанный с корпусом турбины упорным подшипником, при прогреве увлекается вперед на величину смещения передней части корпуса и упорного подшипника турбины. Но так как при прогреве турбины ротор удлиняется быстрее, чем корпус, то избыточное удлинение ротора происходит в сторону выхлопного патрубка оно вызывает уменьшение осевых зазоров в проточной части и в задних концевых лабиринтовых уплотнениях турбины. [c.120]

Радиальный зазор между лопастным колесом и кожухом обычно находится в пределах 2—3 мм, а радиальные зазоры в концевых уплотнениях между ступицей лопастного колеса и кожухом (или корпусом турбины) составляют 0,20— [c.207]

Опыт эксплуатации первых турбин показал, что прогрев наружного корпуса ЦВД происходил медленнее, чем внутреннего корпуса и ротора. Это вызывало значительные изменения зазоров в заднем концевом уплотнении. Кроме того, наблюдались коробления корпусов ЦВД и ЦСД. В ЦВД для ускорения прогрева внешнего корпуса была введена интенсивная продувка паром пространства между цилиндрами, а также была улучшена изоляция ЦВД. В результате разность температур вверху и внизу ЦВД не превосходила 25 К- В ЦСД эта разность достигала 40 К. [c.66]

В процессе прогрева и охлаждения турбины особенно приходится считаться с относительными расширениями и укорочениями роторов, представляющими разность тепловых расширений роторов и корпусов турбин. Роторы, как правило, имеют меньшую массу по сравнению с корпусами и омываются паром на большей длине, чем корпуса, за счет концевых уплотнений. Поэтому они прогреваются быстрее, и их расширение обгоняет расширение корпусов турбин. При остывании турбин роторы охлаждаются и сокращаются быстрее корпусов. Относительное укорочение роторов может привести к опасному уменьшению аксиальных (в направлении оси турбины) зазоров в проточной части. [c.122]

Лучше всего было бы подавать в уплотнения пар с температурой, близкой к температуре металла (хотя бы в пределах 30°С). Однако это требует создания сложной системы с возможностью различной степени охлаждения пара, так как практически все уплотнения турбины имеют, разную температуру металла. Самыми горячими, даже после длительного остывания, являются передние уплотнения ЦВД и ЦСД далее следуют уплотнения выхлопа ЦВД и ЦСД, а самыми холодными всегда бывают концевые уплотнения ЦНД. Поэтому невозможно подобрать приемлемую температуру пара для всех уплотнений турбины. Обычно всегда отдают предпочтение передним уплотнениям ЦВД и ЦСД, так как в их районе стенка и фланцы корпуса турбины имеют наибольшую толщину, а также потому, что охлаждение передних концов роторов уменьшает входные зазоры в проточной части. [c.164]

Данные эти существенно зависят от конструкции турбины п ее состояния нагрузка перехода больше при большей ЧНД, при меньшем количестве сужений и больших зазорах в концевом уплотнении ЧНД, [c.110]

Результаты всех подсчетов сведены в табл. 11. Некоторые подсчеты делались непосредственно в этой таблице. Так, например, общее поднятие ЦВД спереди равняется сумме расширений передних лап и стула с фундаментной рамой 0,18 + 0,79 = 0,97 мм, общее поднятие передней шейки РВД равняется сумме смещений на масляной пленке и за счет расширения корпуса подшипника и фундаментной рамы 0,54 + 0,11=0,65 мм. Разница в поднятии передних концевых уплотнений ЦВД и передней шейки РВД, вызывающая уменьшение радиальных зазоров в уплотнении, 0,97—0,65 = 0,32 мм, задних концевых уплотнений ЦВД и задней шейки РВД 0,63—0,52 = 0,11 мм, передних концевых уплотнений ЦНД и передней шейки РНД 0,55—0,52 = 0,03 мм (см. строчку 9 табл. 11). Положение, которое займет середина передней шейки РВД во время работы турбины, примем за нуль. Задняя шейка РВД при работе турбины поднимается на 0,52 жж, а передняя на 0,65 жж. Чтобы не нарушились плавность гибкой линии и уклоны на шейках валов во время работы турбины, необходимо заднюю шейку при [c.93]

Примечание. Ротор должен быть сдвинут при замере осевых зазоров концевых уплотнений в направлении движения пара, уплотнений разгрузочных поршней — против хода пара в турбине. [c.274]

При прохождении горячих газов по ступеням ГТ часть их попадает в зазор между обоймой сопловой решетки и ротором, а часть уходит через зазор между вершинами рабочих лопаток и корпусом турбины. Эти утечки рабочего тела не совершают полезную работу. Для уменьшения утечек газа между ступенями в турбине устанавливают внутренние уплотнения разной конструкции (рис. 4.20). Уплотнение вращающегося ротора со стороны компрессора и выходной части ГТ осуществляется концевыми уплотнениями различной конфигурации и соответствующей эффективности (рис. 4.21). [c.102]

Потери на утечку складываются из потерь через концевые уплотнения, если в корпусе турбины давление выше атмосферного, и потерь через радиальные зазоры между корпусом турбины и лопатками. [c.372]

Допуски на зазоры в концевых уплотнениях цилиндров турбин 330 [c.968]

Внутренние потери турбины состоят из следующих потерь в направляющих лопатках (соплах) Лс в рабочих лопатках / л с выходной скоростью /г вентиляционных и на трение диска в паре Лт.в от утечек и перетекания пара (через концевые уплотнения, зазоры в уплотнениях диафрагм, зазоры. между рабочими лопатками и корпусом турбины) йут от влажности пара в ступени Лол на сопротивления при впуске и выпуске пара Лвп и [c.171]

Если опорная плоскость консольных лап располагается ниже горизонтального разъема цилиндра, то (При работе турбины цилиндр приподнимается на некоторую величину, которая зависит от высоты лап и их температуры. В этом случае будут уменьшаться нижние зазоры в концевых уплотнениях и уплотнениях диафрагм. Поэтому допуск на установку ротора в расточке по уплотнению следует распределить так, чтобы зазор А был несколько больше полусуммы зазоров с левой и правой сторон. [c.66]

Для большинства турбин величина радиальных зазоров в концевых уплотнениях лежит в пределах от 0,4 до 0,8 мм и в уплотнениях диафрагм—от 0,5 до 0,9 мм. [c.77]

Во время пуска турбины неизбежно создается разность температур металла верха и низа цилиндра. Крышка цилиндра нагревается быстрее, чем его нижняя половина, вследствие чего цилиндр изгибается выпуклостью вверх. Сравнительно небольшие зазоры в концевых уплотнениях и уплотнениях диафрагм в нижней части цилиндра при этом могут быть выбраны до нуля, что приведет к задеванию ротора за уплотнения. Практикой установлено, что для условий безопасного пуска турбины разность температур металла верхней и нижней частей цилиндра не должна превышать 50°С. Такая разность температур может быть обеспечена только при условии хорошей тепловой изоляции цилиндров, особенно его нижней части. [c.95]

В чертежах зазоры диафрагменных и концевых уплотнений могут быть даны концентричными валу. При сборке зазор в нижней части уплотнений должен обычно выполняться больше чертежного, а в верхней — меньше, чертежного. Такое несимметричное распределение зазоров необходимо делать исходя из условий естественного прогиба вала и прогрева цилиндра во время работы турбины, когда произойдет их выравнивание. [c.375]

Протечки в турбине — это потоки через зазоры концевых уплотнений между валом турбины и ее корпусом (см. рис. 1.3). В корпусах ЦНД конденса-94 [c.94]

Повышение давления при неизменной мощности турбины приводило к уменьшению длин лопаток в ЧВД и, следовательно, к увеличению концевых потерь и снижению к. п. д. Стремление конструкторов в первых же ступенях ЧВД как можно сильнее снизить давление и температуру пара также всегда завершалось выбором проточной части высокого давления несколько пониженной тепловой эффективности. Немалые потери от повышения начального давления происходили из-за утечек пара через зазоры уплотнений внешних (концов вала и штоков) и внутренних (диафрагменных, бандажных и др.)- [c.16]

Иначе получается у турбин с противодавлением, у которых давление пара у переднего и заднего уплотнений всегда выше атмосферного, поэтому через оба концевых уплотнения турбины всегда будет протекать в атмосферу некоторое количество пара, и особенно много тогда, когда отсутствует отсос его в теплообменник для полезного использования. Утечка пара через 1КОнцевые уплотнения будет тем значительнее, чем больше радиальные зазо ры в этих уплотнениях. Для уменьшения протечки пара через концевые уплотнения зазоры между корпусом н валом турбины должны быть жак можно меньше (в допустимых пределах). [c.47]

Очевидно, что пуск неполностью собранной турбины, работа при выключенных защитных механизмах, эксплуатация на непредусмотренных фирменной инструкцией режимах и т. п.— недопустимы. Менее очевидно ТО, что турбина и турбоустановка представляют такую систему, при изменении одного звена которой возникнут аварии и неполадки и в этом звене и в узлах, подчас довольно далеких. Вот пример, взятый из практики как уже упоминалось, зазоры в опорных подшипниках турбин Юнгстрем-СТАЛ в 3—4 раза меньше тех, какие считаются общеупотребительными. Данные об этом не публиковались, а в фирменной инструкции прямого указания на недопустимость изменения зазоров нет. При доведении зазоров, до нормальных размеров, указанных в литературе для обычных турбин [Л. 1, 40, 20 и т. д.], из-за падения давления масла в системе уменьшенный подъем дроссельного клапана начинает ограничивать мощность турбины. Затем из-за увеличения зазоров в концевых уплотнениях (эти зазоры в турбинах Юнгстрем-СТАЛ измеряются сотыми долями миллиметра, и задевания в уплотнениях начинаются при увеличении зазоров в подшипниках) начинается обводнение масла. Воздушный эжектор на масляном баке не обеспечивает отсоса паров, и центробежный регулятор, расположенный над масляным баком, выходит из строя из-за интенсивного ржавления деталей. Регул Ир О вание перестает работать и т. д. [c.28]

Радиальные зазоры в пружинных концевых уплогне-ниях должны быть в пределах 0,20—0,30 мм, т. е. около 0,001—0,002 диаметра вала или втулки уплотнения. В уплотнениях жесткого и елочного типов радиальные зазоры должны быть в пределах 0,25—0,35 мм. Полная величина осевого разбега вращак>щихся гребней уплотнения в неподвижных концевых металлических уплотнениях достигает 4—8 мм. Осевые зазоры (в Них при отжатом роторе по ходу пара, распределяются обычно следующим образом (если смотреть по направлению движения потока пара в турбине) в уплотнении части высокого давления спереди в пределах 0,45— 0,50 и с противоположной стороны — в пределах 0,50—0,55, а в уплотнении части низкого давления опереди— в пределах 0,60—0,65 и с противоположной стороны — в пределах 0,35—0,40 общей величины осевого разбега в уплотнении холодной турбины. Величина аксиальных зазоров в концевых уплотнениях со стороны низкого давления для каждой отдельной турбины окончательно устанавливается на основе опыта [c.47]

Радиальный зазор между лопастным колесом и кожухом обычно находится в пределах 2—3 мм, а радиальные зазоры в концевых уплотнениях между ступицей лопастного колеса и кожухом (или корпусом турбины) составляют 0,15—0,25 мм. Осевые зазоры между лопастным колесом и кожухом должцы быть (если смотреть по ходу пара в турбине) спереди в пределах 0,35—0,40, а с противоположной стороны — в пределах 0,60—0,65 общей величины осевого разбега ротора в этом уплотнении (обычно в пределах 5—7 мм), а для части высокого давления—спереди 0,45—0,50 и с противоположной стороны 0,50—0,55 общей величины осевого разбега ротора в этом уплотнении (в пределах 3,5—5 мм). [c.49]

Проверка сдвига ротора относительно корпуса по таким указателям обычно производится перед пуском турбины. Особенно часто это делается при прогреве турбины а малых числах оборотов, когда при неравномерном тепловом расширении корпуса и ротора происходит зна-Ч ительиое изменение осевых зазоров в проточной части и в концевых уплотнениях, глаиным образом со стороны низкого давления, а также при развитии числа оборотов, на холостом ходу, при приеме нагрузки, резких 64 [c.64]

Во время установки зазоров в концевых уплотнениях следует убедиться в том, что пар, подведенный к уплотнению, не будет протекать помимо лабиринтов. Утечки в конденсатор могут быть через неплотности во фланцах паронерепускной трубы между уплотнениями или в атмосферу — через неилотиости в уплотнении. Проток пара особенно недопустим у конденсационных турбин со стороны низкого да вления (вакуума), так как он может привести к ухудшению вакуума в конденсаторе и к значительному иовышеншю температуры отработавшего пара в выхлопной части корпуса турбины. Эти. протечки могут быть и по стыку обоймы уплотнения, по расточке между корпусом турбины и обоймой, от неплотного прилегания уплотнительных колец к корпусу обоймы и По стыкам сегментов уплотнений. [c.206]

Применение эллипсной расточки со сравнительно малыми зазорами в данном случае обеспечивает уменьшение всплывания ротора. Турбина реактивная радиальные зазоры в облопачива-нии не менее 1,2 мм, а в концевых уплотнениях 0,5 мм. Эго значительно больше возможной величины всплывания уменьшение же зазоров по другим причинам невелико цилиндр и ротор короткие и большого диаметра, форма цилиндра довольно симметричная, температуры пара умеренные. [c.165]

При пуске турбины с конденсацией для создания внутри нее и в конденсаторе разрежения на концевые уплотнения подается пар и включается отсос воздуха. Если уплотняющий пар подать в турбину с неподвижным ротором, то температура его поверхности по окружности станет различной. Соответствующим образом будет изменяться температурное удлинение его отдельных продольных волокон, и в результате ротор изогнется. Это может привести к вибрации, выборке радиальных зазоров и задеваниям с тяжелой аварией, [c.131]

Недостаточные радиальные зазоры в концевых уплотнениях цилиндра и уплотнениях диафрагм при задевании вращающихся частей за неподвижные могут стать источником опасных вибраций. Особенно это относится к цилиндрам высокого давления с их развитыми уплотнениями. При недостаточных или неправильно распределенных зазорах в результате некоторой имеющейся неуравновешенности и начального, пусть минимального, прогиба ротора при его случайных олебаниях возможно задевание вала за гребни уплотнений. Особенно легко это может произойти в период пуска турбины, при неизбежном тепловом короблении цилиндра, о величине которого можно судить только косвенным путем, по разности температур его верха и низа. [c.196]

Технологическая последовательность монтажа одноцилиндровой турбины складывается из следующих основных операций. Сначала по способу, принятому заводом-изготовителем, на фундаменте пройзводят выверку нижней половины цилиндра. После того как цилиндр установлен в соответствии с данными формуляра сборки, выполненной на стещхе завода, под фундаментные рамы цилиндра и корпуса переднего подшипника устанавливают ротор и производят центрирование его по расточкам концевых уплотнений. После этого выполняют центрирование диафрагм и обойм концевых уплотнений по борштанге или проверочному (калибровому) валу замеряют зазоры в проточной части, концевых уплотнениях и уплотнениях диафрагм. Подсоединяют конденсатор. Вторично проверяют центровку и производят закрытие цилиндра. Затем выполняют подливку фундаментных рам раствором бетона. Собирают узлы регулирования в корпусе переднего подшипника и органы парораспределения, устанавливае-мые на цилиндре. Закрывают корпусы подшипников, и наконец, наносят тепловую изоляцию цилиндра и устанавливают обшивку. [c.431]

Еще в более тяжелых условиях находятся втулки переднего концевого уплотнения. Имея -небольшую толщину, они про-греваются очень быстро. Б процессе быстрого пуска это может привести е только к исчезновению натяга, но и появле/нию зазора между валом и втулкой. Втулка при этом может сместиться в радиальном направлении, вызвать вибрацию ротора и задевания в лабиринтных уплотнениях. Это явление может наблюдаться в первую очередь у турбин высокого давления со з-на-чительными. изменениями температуры пара и большими диаметрами валов в местах посадки втулок. [c.29]

ЦВД остается единственным цилиндром, который еще выполняется однопоточным при самых больших мощностях быстроходных турбин, достигнутых к настоящему времени в отечественном тур-биностроении. Выполнять его двухпоточным не всегда целесообразно не только по конструктивным соображениям, но и оттого, что уменьшение в два раза высот лопаток привело бы к увеличению концевых потерь, которые в ЧВД значительны из-за больших зазоров в уплотнениях по бандажам. Это уменьшение к. п. д. не компенсировалось бы сокращением утечек пара через внешние уплотнения в двухпоточном ЦВД. Вместе с тем, когда мощность быстроходных турбин превысила 500 МВт, выигрыш в к. п. д. собственно турбины от дальнейшего увеличения мощности можно было ожидать, в основном, за счет увеличения высот лопаток ЦВД, так как ЦСД и ЦИД уже приходилось выполнять двухпоточными. [c.35]

Конструкция вкладыша с малыми зазорами фирмы Дешимаг показана на фиг. 47 (приблизительно 1937 г.) Он предназначен для многокорпусных судовых турбин активного типа средней и крупной мощности. Роторы этих турбин в основном короткие, цилиндры жесткие характерны весьма малые зазоры в концевых и диафрагменных уплотнениях (0,2- 0,25 м.м). Поэтому важно получить максимально устойчивое положение вала в подшипнике при всех режимах, в том числе и при качке корабля. [c.166]

Абсолютные тепловые расширения роторов и корпусов современных мощных паровых турбин достигают весьма больших значений (до 30-50 мм) и существенно определяют не только выбор осевых зазоров в проточных частях ЦВД, ЦСД и ЦНД, но и ряд конструктивных решений по турбине и турбогенератору (выбор конструкции концевых, диафрагменных и надбандажных уплотнений, схем фиксации и опирания ротора и корпуса на фундамент, системы связей смежных цилиндров межлу собой и с подшипниками и др.). Оптимизация этих решений на основе комплексного анализа абсолютных и относительных перемещений роторов и корпусов с учетом упругих деформаций при всех основных эксплуатационных режимах позволяет достигнуть оптимального сочетания показателей тепловой экономичности, надежности и маневренности. Поэтому точность указанных расчетов на стадии проектирования, апробация их путем сопоставления с опытными данными, полученными после пуска турбин, имеет большое значение. Кроме того, как отмечалось выше, такое сопоставление дает и интегральную оценку точности определения температурного состояния роторов и корпусов. [c.142]

Насосы и турбины с малыми значениями коэффициента быстроходности имеют бандаж на концах лопастей, и гидродинамическое уплотнение между высоконапорной и низконапорной сторонами вращающегося элемента осуществляется с помощью самопритирающихся или уплотнительных колец (фиг. 11.1). Утечки через зазор всегда происходят в полость очень низкого давления при относительно высокой скорости и в таком направлении, которое благоприятствует кавитации, по-видимому, вихревого типа. Однако конструкция этих колец позволяет осуществить гораздо более разнообразные условия течения через щель, чем конструкция концевого зазора осевых машин. Поэтому обычно можно значительно уменьшить утечки через зазор, чтобы обеспечить низкие скорости на выходе из зазора и свести к минимум тенденцию к кавитации. [c.624]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...