Турбина паровая К-1000-60-3000. Ао Концерн Росэнергоатом

• Название: Ао Концерн Росэнергоатом
• Дата: 30.06.2022
• Размер: 1.87 Mb.
• Имя файла: Турбина паровая К-1000-60-3000.docx
• Тип: Документы; #621667
• страница: 6 из 10

Условия работы рабочих лопаток

1. Конструкции рабочих лопаток

Конструктивное выполнение рабочих лопаток зависит от условий их работы в многоступенчатой турбине и отличается большим разнообразием.

В основе разработки конструкции лопаток лежит требование обеспечения высокой надежности, экономичности и технологичности изготовления.

Основными элементами рабочей лопатки являются профильная или рабочая часть, обтекаемая паром, и хвостовик, с помощью которого лопатка крепится на диске. Бандажом или проволочными связями лопатки объединяются в пакеты.

Конструкция рабочей части лопатки зависит от ее длины или, точнее, от соотношения среднего диаметра ступени к ее длине D_ср/L. При D_ср/L1015 лопатки обычно выполняются с постоянным по высоте профилем. Обычно это лопатки первых ступеней ЦВД. При D_ср/L10 профильная часть лопатки выполняется закрученной, переменного поперечного сечения, плавно утоняющегося от корня к периферии. Для последних ступеней ЦНД отношение площадей корневого сечения к периферийному достигает 7-10, закрутка профиля 65-70 . Разработка и изготовление таких лопаток представляют большие трудности. Поэтому на базе созданной лопатки предельной длины строится серия турбин различной мощности и назначения.

Одним из ответственных элементов лопатки является ее хвостовик. Именно он воспринимает все нагрузки, действующие на лопатку, и передает их на диск ротора. Хвостовые соединения должны быть легкими, так как их центробежная сила в дальнейшем передается на диск, но в то же время и надежными.

Основным фактором, определяющим выбор типа хвостового соединения (Рис.10а), является нагрузка, воспринимаемая хвостовиком. Но следует заметить, что конструктивные формы хвостовиков в значительной степени зависят от технологического оборудования, которым располагает турбинный завод. Простым и достаточно надежным для лопаток небольшой длины является Т-образный хвостовик, широко применяемый ЛМЗ и ТМЗ.

На турбинах ХТГЗ широко применяются лопатки с так называемыми грибовидными хвостовиками с верховой посадкой. В отличие от Т-образных хвостовиков вырез под крепление в грибовидных хвостовиках делается не в диске, а на лопатке.

Слабым местом любого типа хвостовика являются сечения в местах фрезеровки под опорные поверхности. Развиваемая лопаткой центробежная сила воспринимается опорными площадками. Равнодействующая этих сил стремиться разогнуть щеки лопатки и вызывает повышенные напряжения в наиболее узких местах. Для уменьшения разгибающих напряжений хвостовики часто выполняют с замками (заплечиками), в которых под действием центробежной силы приложенной к щеке, возникает сила реакции, препятствующая разгибу щеки диска.

Для заводки лопаток на грибке диска делаются один или два местных выреза, через которые последовательно заводятся все лопатки, кроме последних. Последние (замковые) лопатки в простейшем случае делаются с вырезом, соответствующим профилю срезанного гребня диска и крепят одной или двумя заклепками.

Рассмотренные типы хвостовиков пригодны лишь для лопаток относительно малой длины. Для длинных лопаток их несущая способность оказывается недостаточной. В этом случае применяются мощные хвостовики, способные выдержать огромные центробежные силы, развиваемые лопаткой.

Грибовидные хвостовики (Рис.10б) выполняют с несколькими опорными поверхностями и общую центробежную силу, развиваемую лопаткой, стремятся распределить равномерно между ними. Это достигается тонкой подгонкой опорных поверхностей. Если распределения сил не происходит, вся нагрузка будет восприниматься только частью поверхности. Это может вызвать появление усталостных трещин и привести к разрушению хвостовика лопатки.

Однако для последних ступеней, лопатки которых достигают длины 1 м и более, выполнение хвостовиков такой конструкции оказывается нецелесообразным, так как дальнейшее увеличение числа опорных поверхностей приводит к большим трудностям подгонки последних. Поэтому для последних ступеней турбин ХТГЗ используют елочный хвостовик с торцевой заводкой. Полку хвостовика, на которой размещается корневое сечение лопатки, выполняют по дугам окружности для того, чтобы профиль лопатки не выходил за пределы полки.

Хвостовики елочного типа имеют наибольшую несущую способность и применяются для наиболее нагруженных ступеней турбин как ХТГЗ, так и ЛМЗ.

ЛМЗ для длинных лопаток своих турбин выполняет вильчатые хвостовики с большим количеством вилок. При этом число поверхностей среза штифтов увеличивается и растет несущая способность хвостовика. Хвостовик лопатки выполняется в виде вилки точно по профилю гребня диска и удерживается на нем с помощью заклепок, установленных под развертку.

Важным преимуществом этого типа хвостовика является, во-первых, отсутствие специальных замковых лопаток, во-вторых, возможность замены лопаток без перелопачивания всего диска и, в-третьих, конструкция не требует точной подгонки поверхностей. Достоинством вильчатого хвостовика является также и то, что центробежные силы, действующие на лопатку, не создают в ободе диска изгибающих напряжений.

2. Вибрационная надежность лопаток

Рабочие лопатки паровых турбин в подавляющем большинстве случаев соединяются в пакеты бандажами или проволочными связями. Объединение лопаток в пакеты увеличивает прочность и вибрационную надежность лопаточного аппарата. Бандаж образует периферийную стенку канала рабочих лопаток и уменьшает утечку пара. Бандаж выполняется либо в виде ленты, приклепываемой к лопатке, либо в виде полки фрезеруемой заодно с лопаткой. Под действием центробежных сил периферийные сечения лопаток стремятся повернуться, чему препятствует бандаж.

Для повышения вибрационной надежности длинных лопаток часто применяются проволочные связи. Сегменты проволоки пропускаются через отверстия в лопатках, и либо припаиваются к лопаткам, либо устанавливаются свободно. В последнем случае проволока под действием собственной центробежной силы прижимается к лопаткам и является гасителем колебаний лопаток (демпферная связь).

На рабочие лопатки действуют центробежные силы и аэродинамические усилия потока пара. Центробежные силы, обусловленные вращением, вызывают в лопатках постоянного сечения в основном растягивающие напряжения, а в лопатках переменного сечения - еще изгиб и кручение.

Силы аэродинамического потока пара имеют две составляющие, это сила создающая полезный крутящий момент и не изменяющаяся во времени и возмущающие силы переменные во времени и вызывающие вредную вибрацию лопаток. Природа возникновения возмущающих сил связана с неравномерностью потока пара по окружности диафрагмы.

Неравномерность потока пара вызывается следующими причинами. В ступенях с подводом пара по всей окружности основным источником возмущений являются технологические и конструктивные отклонения в проточной части: сопловые каналы невозможно выполнить строго одинаковыми (с одинаковыми проходными сечениями, одинаковым шагом, одинаковыми углами установки и так далее). Поэтому из сопловых каналов вытекают струи пара с несколько различными расходами и различными скоростями, в результате чего они с разной силой действуют на рабочие лопатки при прохождении последних перед ними.

Неизбежным источником возмущающих сил являются так называемые кромочные следы, образующиеся за выходными кромками сопловых лопаток. За выходной кромкой скорость пара всегда меньше, чем скорость основного потока и поэтому рабочая лопатка при вращении периодически проходит через области разных скоростей и разной степени воздействия на нее потока пара.

Исключительно сильным источником возмущений большой интенсивности является частичный (парциальный) подвод пара. При прохождении лопатки перед работающим сегментом сопл на нее будет действовать обычное окружное усилие, а при смещении лопатки в область, где подвод пара отсутствует, действующая на нее сила исчезнет. Поэтому в случае парциального подвода усилие, действующее на рабочую лопатку, изменяется от нулевого до полного. Большие возмущающие силы, действующие на рабочие лопатки регулирующей ступени, явились одной из причин отказа конструкторов от применения соплового парораспределения, во многих турбинах насыщенного пара, несмотря на экономические преимущества при частичных нагрузках.

Возмущающие силы возникают и при других нарушениях осевой симметрии потока пара в турбине, например при размещении в корпусе патрубка для отвода пара в регенеративный отбор. В месте отсоса пара из корпуса образуется область пониженного давления, в которой на рабочую лопатку действует другое усилие, чем вдали от нее. Для смягчения отрицательных последствий этого диафрагмы устанавливают в обоймы, между гребнями которых делают большие камеры, из которых и производится отбор. Для этой же цели камеру отбора расширяют в осевом направлении, раздвигая примыкающие ступени турбины.

Источником повышенных возмущающих сил могут быть плохо пригнанные стыки диафрагм, особенно когда разрезают лопатки, попадающие в разъем. Разъемы диафрагм должны быть плотными, поскольку возникающая утечка пара не только снижает экономичность ступени, но и, что опаснее создает возмущающую силу.

Как правило, переменные во времени возмущающие силы, возникающие в ступени, значительно меньше полезных постоянных сил, которые возникают в процессе превращения энергии струй пара в энергию вращения ротора. Поэтому они представляют опасность постольку, поскольку могут вызвать явление резонанса, при котором возникающие напряжения приведут к быстрой поломке лопаток.

Опасные возмущающие силы могут возникать в последних ступенях турбин, в первую очередь при их малой веерности при существенном уменьшении объемного пропуска пара по сравнению с расчетным. При этом в концевых зонах ступени возникают возвратно-вихревые токи, стимулирующие появление динамических напряжений, влекущих поломку лопаток.

Рабочие лопатки и пакеты на колесе турбины имеют свои вибрационные характеристики. Знание собственных частот колебаний лопаток необходимо в первую очередь для отстройки лопаток от резонанса, то есть от совпадения с частотой возмущающих сил.

Облопачивание дисков должно быть спроектировано так, чтобы рабочая частота вращения не попадала ни в одну из резонансных зон, отвечающей кратностям возмущающих сил. Однако для надежной работы лопаточного аппарата этого недостаточно, необходимо чтобы между рабочей частотой вращения и ближайшей резонансной частотой был определенный запас. Он необходим по следующим причинам:

• 
  высокие резонансные напряжения возникают не только при резонансе, но и в непосредственной близости к нему;
  
• 
  частота пакетов в процессе эксплуатации может измениться вследствие эрозионного износа профиля, отложений, ослабления крепления бандажа и хвостовика;
  
• 
  в условиях эксплуатации может несколько меняться частота сети.
  

Действующие нормы, основанные на опыте эксплуатации турбин, устанавливают следующие запасы в зависимости от кратности резонанса К, приведенные в Таблице 1:

Таблица 1

Кратность резонанса	2	3	4	5	6
Нормативный запас, %	10	7	6	5	4

При вибрационной настройке облопачивания принимаются во внимание возможные отклонения частоты сети от номинального значения в пределах от 2 до 1%. Но при дефиците мощности в энергосистеме частота снижается в большей степени. Это может привести к недопустимому сокращению запасов между рабочей и резонансными частотами вращения и возникновению резонанса. Если такие отклонения в режимах будут повторяться, то периодическая, даже кратковременная работа облопачивания некоторых ступеней, чаще всего последних, в условиях, близких к резонансу, может, в конце концов, привести к усталостному разрушению лопаток.

Для рабочих лопаток последних ступеней турбины опасной может оказаться длительная работа при малых нагрузках и холостом ходе, при существенно повышенном давлении в конденсаторе из-за появления срывных колебаний, отстройка от которых невозможна.

3. Вибрационное состояние турбоагрегата

Надежность и безопасность работы турбины в значительной мере определяются уровнем вибрации агрегата. Вибрационное состояние турбины зависит от качества изготовления, тщательности монтажа и уровня эксплуатации оборудования. Повышенная вибрация является источником различных неполадок в работе оборудования и даже серьезных аварий. Следствием повышенной вибрации в первую очередь является нарушение масляного клина подшипников, образование зон сухого трения, повышения температуры баббита вкладышей, задиры и выплавления. Кроме того, вибрация отрицательно воздействует на организм обслуживающего персонала.

Все эти обстоятельства предъявляют весьма жесткие требования к нормированию уровня вибрации. Эти требования подробно изложены в ОПЭАС. Вибрация должна измеряться при вводе турбоагрегата в эксплуатацию, перед выводом в капитальный ремонт и после него, и периодически один раз в три месяца, а также при заметном повышении вибрации подшипников.

Следует иметь в виду, что вибрация измеряется на корпусе подшипника, а для турбоагрегата важна вибрация вала, которая и вызывает вибрацию корпуса подшипника. Подшипник обладает, как и всякая система, своими вибрационными характеристиками. Поэтому реакция корпуса подшипника на воздействие на него со стороны ротора может быть самой различной. К примеру, вертикальное перемещение вала может в 4-10 раз превышать перемещение подшипника, а горизонтальное перемещение вала может превосходить аналогичное перемещение корпуса подшипника в 8-15 раз. С учетом разницы в смещениях шейки вала и корпусов подшипников формируются допуски уровня вибрации.

Основные причины, вызывающие возникновение вибрации агрегата, следующие:

• 
  динамическая неуравновешенность роторов;
  
• 
  нарушение центровки роторов;
  
• 
  ослабление жесткости системы;
  
• 
  работа в области резонансной частоты вращения;
  
• 
  появление возмущающих сил электромагнитного происхождения;
  
• 
  появление гидродинамических сил в подшипниках и газодинамических сил в проточной части турбины, вызывающих низкочастотную вибрацию.
  

Причинами возникновения динамической неуравновешенности роторов турбин и генераторов могут быть обрыв лопаток и бандажей, разрушение дисков, некачественная балансировка при перелопачивании роторов и перемотке роторов генераторов и т. д.

Центровка роторов может нарушиться вследствие некачественного монтажа, износа опорных подшипников, неправильного термического расширения корпусов, заклинивания корпусов подшипников или цилиндров на шпонках, одностороннего нагрева фундамента турбины и др.

Возмущающие электромагнитные силы являются следствием нарушения электромагнитной симметрии генератора и существенно зависят от электрической нагрузки. На холостом ходу при снятом возбуждении эти силы отсутствуют, что позволяет легко отличить их от возмущающих сил, вызванных механическими причинами.

По частоте колебаний вибрацию подразделяют на:

• 
  вибрацию оборотной частоты;
  
• 
  высокочастотную вибрацию;
  
• 
  низкочастотную вибрацию.
  

При работе турбины возникает вибрация валопровода, а точнее всей системы «турбоагрегат - фундамент». В спектре колебаний ее наибольшую амплитуду имеет, как правило, гармоника, частота которой равна частоте вращения. В этом случае колебания называют вибрацией оборотной частоты. Вибрация имеет две основные причины - неуравновешенность ротора и расцентровка валопровода, вызванную смещением или изломом роторов, соединяемых муфтой и прогибы вала.

Высокочастотными вибрациями называются вибрации с частотой, вдвое превышающей частоту вращения ротора. Вибрация двойной оборотной частоты возникает из-за несовпадения центров тяжести отдельных сечений валопровода с линией, вокруг которой происходит его вращение (Рис. 11).

Представим себе для простоты однодисковый ротор, сечение вала которого не имеет осевой симметрии (например, форму эллипса). Если в некоторый момент времени сечение расположено так, что большая ось эллипса расположена вертикально (поз. б), то под действием силы веса ротор получит прогиб у₁. Если теперь повернуть ротор на 90С, то сопротивление сечения ротора изгибу уменьшится, и поэтому под действием того же веса прогиб возрастет до величины у₂. Если ротор повернуть дальше на 90С, то прогиб ротора опять уменьшится и т. д. Таким образом, при вращении ротор будет иметь вертикальные перемещения вала, то есть вибрацию. Частота этой вибрации будет в два раза превышать частоту вращения ротора, поскольку за один оборот ротор будет совершать два колебания.

Такие колебания никак не связаны с неуравновешенностью ротора и их невозможно, поэтому устранить балансировкой. Необходимым и достаточным условием для их появления является не симметрия сечения вала. При вращении ротора с несимметричным сечением возникает периодическая сила с частотой 2

Основным источником вибрации двойной оборотной частоты является электрический генератор, в частности, для турбин с частотой вращения 50 1/с. Такой генератор имеет два полюса, то есть две обмотки, расположенные на противоположных сторонах ротора. Поэтому сопротивление ротора различно в разных плоскостях. Четырехполюсные генераторы, приводимые тихоходными турбинами с частотой вращения 25 1/с, имеют более симметричный ротор и менее подвержены высокочастотной вибрации (Рис. 12):

• 
  1-1 ротор двухполюсного генератора на n=3000 об/мин.;
  
• 
  2-2 ротор четырехполюсного генератора на n = 1500 об/мин.
  

Наиболее опасной считается низкочастотная вибрация, обусловленная потерей устойчивости вала на масляной пленке. Эти колебания, имеющие частоту, равную примерно половине оборотной частоты вращения ротора, относятся к разряду автоколебаний и вызываются гидродинамическими силами, возникающими в масляном клине подшипников, и газодинамическими силами, действующими в проточной части и уплотнениях турбины.

Масляная вибрация возникает при чрезмерном всплытии шейки вала на масляном клине, величина которого зависит от вязкости масла, частоты вращения, удельного давления шейки вала на вкладыш и формы расточки вкладыша подшипника. Повышение вязкости масла, увеличение числа оборотов и снижение удельной нагрузки на подшипник способствуют возникновению низкочастотной вибрации.

Гидродинамические силы, возникающие в проточной части и вызывающие низкочастотную вибрацию проявляются, как правило, при применении соплового парораспределения и являются следствием нарушения последовательности открытия регулирующих клапанов.

Для предотвращения низкочастотной вибрации используются специальные виброустойчивые (например, сегментные) подшипники и специальные периферийные уплотнения ступеней.

Низкочастотная вибрация характерна в первую очередь для турбин ТЭС высоких и сверхкритических параметров.

Если низшая критическая частота вращения меньше рабочей частоты ротор считается гибким. Если низшая критическая частота вращения больше рабочей частоты ротор считается жестким. При пуске турбины гибкий ротор проходит одну или несколько резонансных зон, поэтому разворот турбины должен осуществляться достаточно быстро во избежание развития вибрации.

В паровых турбинах АЭС цельнокованые роторы, как правило, являются гибкими из-за большой длины и массы, а сварные роторы - жесткими. В вибрационном отношении жесткие роторы работают спокойнее.