Пуски и остановы паровой турби­ны являются наиболее ответственны­ми этапами эксплуатации паротур­бинной установки. Эти операции связаны со значительными измене­ниями механического и термического состояния элементов турбины и па­ропроводов. Поэтому от правильного проведения режимов пуска и остано­ва существенно зависят эксплуата­ционная надежность и долговечность турбоагрегата.

2*

Опыт эксплуатации турбин боль­шой мощности показал, что значи­тельная часть аварий с турбинным оборудованием происходит при пус­ке вследствие неправильного режи­ма прогрева, ошибочных действий персонала, а также некоторых кон­структивных недостатков агрегата. Следует отметить, что если некаче­ственный пуск или останов турбины и не приведет непосредственно к аварии в данный момент, то это обстоятельство не пройдет бесслед­но, а скажется в дальнейшем. Ана­лиз режимов работы современных турбоагрегатов неопровержимо до­казывает, что появление трещин в корпусах турбин, клапанов и в паропроводах, прогиб роторов и цилиндров турбин, коробление фланцев горизонтального разъема, ослабление посадочных соединений, изменение структурного состояния металла, повышенный износ под­шипников, а также ряд других не­поладок, выявившихся в начальной стадии эксплуатации, являются пря­мым следствием некачественных пусков.

Обслуживающий персонал тур­бинного (котлотурбинного) цеха должен иметь четкое представление о физических процессах, происходя­щих в отдельных узлах и элементах установки при пусковых операциях, и не допускать отклонений от инст­рукций, разработанных примени­тельно к данному оборудованию на основании опыта эксплуатации и рекомендаций заводов-изготовите­лей.

К наиболее сложным случаям неустановившегося тепломеханичес­кого состояния турбины относится пуск, поскольку возникающие в про­цессе его термические и механиче­ские напряжения в элементах агре­гата, как правило, суммируются. Кроме того, при пуске неостывших турбин возникают дополнительные трудности, которые не встречаются в процессах остановки. Особые проблемы возникают при пуске блочных турбоагрегатов на докри- тические и закритические парамет­ры пара. Их рассмотрение выделено в особый раздел.

К основным изменениям механи­ческого состояния турбоагрегата при пуске и нагружении относятся:

19

А) возникновение напряжений в паропроводах, корпусах турбин и клапанов от внутреннего давления пара;

Б) возникновение напряжений изгиба в диафрагмах, дисках, на­правляющих и рабочих лопатках;

В) появление напряжений от центробежных сил в рабочих лопат­ках, дисках, барабанах, втулках и других вращающихся элементах турбоагрегата;

Г) появление касательных напря­жений на валу турбины вследствие передачи на вал генератора крутя­щего момента;

Д) возникновение знакоперемен­ных напряжений от вибрации в рабочих лопатках, валах и других элементах турбоустановки;

Е) появление осевого усилия, действующего на упорный подшип­ник.

Таким образом, в процессе пуска и нагружения турбины отдельные узлы и детали турбоагрегата испы­тывают сложнонапряженное состоя­ние, при этом напряжения в некото­рых деталях достигают весьма вы­соких значений.

Рассмотрим теперь явления, вы­зываемые нестационарностью тепло­вого состояния элементов турбины при пуске. К ним относятся:

А) появление термических напря­жений в стенках и фланцах корпуса турбины, паропроводов, стопорных и регулирующих клапанов;

Б) появление дополнительных растягивающих напряжений в шпиль­ках горизонтального разъема кор­пуса турбины, а также в шпильках фланцевых соединений клапанов и паропроводов;

В) возникновение термических напряжений в роторе турбины;

Г) возникновение прогиба ци­линдра вследствие разности темпе­ратур верхней и нижней части кор­пуса турбины;

Д) изменение линейных размеров ротора и статора (удлинение турби­ны);

Е) изменение осевых зазоров в проточной части турбины вследст­вие разности удлинений ротора и корпуса;

Ж) изменение радиальных зазо­ров в проточной части турбины;

З) изменение посадочных напря­жений деталей ротора, имеющих температурный натяг.

Все перечисленные явления усложняют пуск турбины, увеличи­вают продолжительность его и мо­гут послужить причиной аварии при нарушении режима прогрева.

Уместно также отметить, что если от механических перегрузок турбину предохраняют различные защитные устройства (предохрани­тельные клапаны, центробежные ре­гуляторы и выключатели), то от не­допустимых термических напряже­ний турбина ничем не защищена. В этом случае безопасность турбины полностью зависит от правильности выбранной методики пуска, а также от квалификации и степени подго­товленности обслуживающего персо­нала. Разработка оптимального ре­жима пуска агрегата основывается на теоретических и эксперименталь­ных исследованиях, проводимых на­учно-исследовательскими института­ми, заводами-изготовителями и го­ловными наладочными организаци­ями.

Поскольку в процессе прогрева от­дельные узлы турбины испытывают значи­тельные температурные напряжения, важ­нейшей задачей этих исследований являет­ся определение температурных полей и напряжений. Эта задача решается в сле­дующей последовательности:

‘1) определяется коэффициент теплоот­дачи от греющей среды к стенке;

2) ‘ определяются температурные поля в нагреваемом элементе в любой момент времени;

3) находятся термические напряжения в наиболее опасных сечениях при макси­мальном перепаде температур.

Определение коэффициентов теплоот­дачи от пара к стенке в процессе прогре­ва турбин и паропроводов является зада­чей сложной и малоизученной. В любой момент времени в процессе прогрева ме­няются скорости пара н его параметры. Кроме того, в начальный момент прогрева происходит конденсация пара, что приво­дит к резкому, скачкообразному изменению коэффициента теплоотдачи. Наряду с из­менением параметров пара во времени давление, температура и скорость его из­меняются также по длине обогреваемого элемента. |Так, например, разность темпе­ратур пара в начале и конце главного па­ропровода при прогреве может составить ‘100—150°С.

ОІ
							—
							—
							—

НкалІмг-ч-°С 2500

2000 1500 100D 500

2500 2000 Г500 WOP 500

25

50

75 МВт

Рис. 2-1. Зависимость от нагрузки коэффи­циента теплоотдачи от пара к корпусу тур­бины.

Таким образом, местный коэффициент теплоотдачи является функцией не только времени, но и места.

Для некоторых турбин коэффициенты теплоотдачи от пара к стенке корпуса тур­бины были представлены П. Г. Третьяко­вым ([76] в виде зависимости

О = А + Вп + С (N)rn, (2-1) где Я и ІЇ — частота вращения и мощность турбины в безразмерном виде; коэффици­енты А, В, С н показатель т определяются опытным путем для каждой турбины и ее отдельных узлов.

По опытным данным коэффициент теп­лоотдачи от пара к стенке корпуса турби­ны в процессе прогрева колеблется от 33,26 до 2326 Вт/(м2-К) [от 20 до 2000 ккал/(м2-ч-°С)] и более при условии, что пар остается перегретым.

На рис. 2-1 представлен график зави­симости от нагрузки коэффициента тепло­отдачи от пара к корпусу турбины ВіК-100-2 в зоне регулирующей ступени, полученный на основании эксперимента [61]. Как видно из трафика, на заключи­тельном этапе прогрева при наборе нагруз­ки коэффициент теплоотдачи от пара к стенке изменяется весьма значительно.

Расчет температурных полей произво­дится методами нестационарной теплопро­водности.

(2-2)

‘ Fo, Bi

Распределение температуры в направле­нии теплового потока через стенку может быть выражено в общем виде следующей критериальной зависимостью:

:f(s/2

Где t — безразмерная температура; Fo — критерий Фурье ((безразмерное время); Bi — критерий Био (отношение внутренне­го термического сопротивления к внешне­му); х — текущая координата; 5 — толщи­на стенки.

Вт/м2-Н

Ах

Где а — коэффициент температуропровод­ности, а=А/су; т—время; л — коэффици­ент теплопроводности металла; с — тепло­емкость металла; у — удельный вес ме­талла.

A(S/2)

-"Х-. (2-4)

В1 =

Где а — коэффициент теплоотдачи от сре­ды к стенке;

‘ = )„єР_ to (ПРИ нагреве); (2-5)

Tc р

— t — tcp

T о-

T = ;——- ;— (при охлаждении);

(2-6)

I ср

T ср — температура греющей среды; to — начальная температура стенки; t — текущая температура на расстоянии х от обогревае­мой поверхности пластины.

Анализ приведенных формул показы­вает, что некоторые физические величины в процессе иагрева мало меняются и их в первом приближении можно принять по­стоянными ‘(теплоемкость, теплопровод­ность и удельный вес металла).

В связи с этим характер температур­ных полей в пластине определенной толщи­ны в основном будет определяться коэф­фициентом теплоотдачи к стенке и време­нем прогрева, как это видно из рис. 2-2.

Характер представленных на рис. 2-2 температурных кривых позволяет сделать вывод, что при всех прочих равных усло­виях разность температур по толщине стен­ки, а следовательно, и термические напря­жения в ней в значительной мере зависят от коэффициента теплоотдачи. В процессе увеличения плотности греющего пара уве­личивается коэффициент теплоотдачи к стенке, и поэтому для сохранения при-

О 12 3 4-5 6 0 1 2 3 4-56 Рис. 2-2. Распределение температуры по се­чению пластины для различных моментов времени при разных коэффициентах тепло­отдачи.

Емлемой разности температур по толщине

Стенки скорость повышения параметров греющего пара должна уменьшаться.

Температурные кривые, представленные на рис. 2-2, построены по результатам рас­четов. Следует, однако, отметить, что точные решения уравнений нестационарной теплопроводности имеются только для тел простой геометрической формы: пластины, трубы бесконечной длины, цилиндры, сфе­ры. Что касается корпуса турбины и ее узлов, то они имеют весьма сложную фор­му, затрудняющую аналитическое исследо­вание температурных полей.

Отметим, что и у элементов, имеющих достаточно простую геометрическую фор­му, как, например, трубопроводов постоян­ного диаметра, тепловое поле искажается наличием фланцевых соединений и осевой растечкой тепла вдоль трубопровода.

Особенно в неблагоприятных условиях в этом отношении находится корпус турби­ны. Если его геометрическую форму с не­которым приближением можно принять за полый цилиндр, то наличие массивных фланцев делает весьма затруднительным аналитический расчет температурных полей корпуса в области — фланцевого соединения. В этом случае исследования должны про­водиться экспериментальными методами.

Весьма плодотворным для исследова­ния температурных полей является приме­няющийся в последнее время метод элект­ротепловой аналогии. Сущность его заклю­чается в электрическом моделировании явлений теплопроводности. Поскольку рас­пределение температурных и электрических полей описывается подобными дифферен­циальными уравнениями, исследование тепловых потенциалов можно заменить ана­лизом электрических потенциалов, создавая подобные граничные условия на исследуе­мой модели. Такой метод значительно про­ще и дешевле непосредственного модели­рования тепловых процессов.

Помимо электротепловой аналогии, при изучении температурных полей в элементах турбомашин используется метод гидротепло­вой аналогии, осуществляемый с помощью гидроинтеграторов.

При исследовании температурных по­лей в натурных условиях применяется ме­тод непосредственного измерения темпера­тур по толщине стенки с помощью термо­пар. Это позволяет контролировать и кор­ректировать результаты аналитических рас­четов, а также исследовать температурные поля в элементах сложной формы, где ис­пользование теоретических расчетов оказы­вается невозможным. /

Накопленный опыт исследования температурных полей позволил по­лучить ряд полуэмпирических зави­симостей, позволяющих с достаточ­ной точностью производить прочно­стные расчеты.

Как известно, распределение тем­ператур по толщине стенки хорошо описывается уравнением параболы второго порядка

T = ta + At(-j-J, (2-7)

Где t~tBn—ts— температурный пе­репад по толщине стенки; t — теку­щая температура; /вн и tH — темпера­туры внутренней и наружной по­верхностей стенки; х — текущая координата (отсчет от наружной поверхности стенки); б — толщина стенки.

Наличие подобной зависимости позволяет по результатам ограни­ченного количества замеров строить температурные поля по всей толщи­не стенки. В местах, недоступных для постановки термопар, значения температур можно получить путем интерполяции или экстраполяции имеющихся данных.

Зависимость (2-7) позволяет в эксплуатационных условиях вести режим прогрева некоторых сравни­тельно тонкостенных деталей по по­казаниям одной термопары, зачека — ненной в стенку. Для этого расчет­ным путем или на основании эксперимента определяется рекомен­дуемая скорость изменения темпера­туры.

Для определения максимального тем­пературного перепада по скорости измене­ния температуры стенки может быть ис­пользована нвестиая зависимость

Sa dt

Где dt/dх — скорость изменения температу­ры стенки; К—коэффициент, полученный на основании опытных данных, изменяю­щийся от ‘1,2 до 1,3, при этом меньшая величина соответствует скоростям прогре­ва 5—6°С/мин; большая — скоростям про­грева более 6°С/мин. Остальные обозначе­ния приведены ранее.

Эта формула справедлива как для пло­ской стенки, так п для трубы. Ее особое преимущество заключается в том, что здесь в качестве единственной переменной ис­пользуется чисто эксплуатационная вели­чина — скорость изменения температуры стенкн. Однако в тех случаях, когда непо­средственное измерение разности темпера — ту по толщине стенки М не вызывает особых затруднений, ее надо определять экспериментально.

Определение температурных на­пряжений является основной целью проводимых расчетов и испытаний.

Как и в случае определения тем­пературных полей, аналитический расчет напияжений значительно за­трудняется из-за неправильной гео­метрической формы обогреваемых деталей. Поэтому распространение «а эти элементы формул, получен­ных для тел правильной геметриче — ской формы, дает определенные по­грешности.

При параболическом распределе­нии температуры по толщине защем­ленной пластины напряжения в лю­бой точке ее могут быть определены по формуле [19]

Здесь at — термические напряжения; Р — коэффициент линейного расши­рения; Е — модуль упругости; fi — коэффициент Пуассона. Остальные обозначения приведены ранее.

При значениях х — 0 и х — 8 мы получим напряжения соответствен­но на наружной и внутренней по­верхностях стенки:

= (2-Ю)

Из формул (2-10) и (2-11) вид­но, что напряжения на внутренней и внешней поверхностях стенки разли­чаются по знаку, причем наружная поверхность испытывает при прогре­ве напряжения растяжения, а внут­ренняя— напряжения сжатия. При такой картине распределения напря­жений где-то внутри стенки будут находиться волокна, не испытываю­щие напряжений. Согласно формуле (2-9) эти точки будут находиться на расстоянии х = 0,5778 от внешней по­верхности стенки. На рис. 2-3 при­водятся эпюры распределения тем-

Рис. 2-3. Эпюры распределения температур и термических напряжений в стенке при различных температурных перепадах.

Ператур и напряжений в пластине при различных температурных пере­падах.

Как видно из формул (2-10) и (2-11), в наиболее тяжелых усло­виях при прогреве находится внут­ренняя поверхность стенки. Наличие внутреннего давления несіюлько уменьшает термические напряжения от сжатия, однако его влияние не­значительно, так как во время про­грева турбоагрегата давление пара внутри корпуса турбины или паро­провода невелико. Зато эти напря­жения могут резко возрасти при бы­стром изменении температуры (теп­ловой удар).

В зарубежной практике нашла распро­странение несколько видоизмененная фор­мула для определения термических напря­жений на внутренней поверхности:

‘Г = — rtrjr<2-12)

Где коэффициент и принимает значение 1/2 — при стационарном режиме. 2/3 — при умеренном прогреве и 1 — при резком изменении температуры (тепловой удар).

Если принять в первом прибли­жении коэффициенты р, Е и ц не зависящими от температуры, напря­жения в стенке корпуса, фланце или паропроводе будут зависеть только от разности температур по толщине стенки. Величина этой разности за­висит от скорости прогрева, толщи­ны стенки и качества тепловой изо­ляции. Поэтому турбины высокого давления должны иметь особо ка­чественную изоляцию и строго рас­считанную скорость прогрева. Что же касается толщины стенок корпу­сов турбины, фланцев и трубопрово­дов, то она выбирается из условий механической прочности.

Применение в новейших турби­нах толстостенных конструкций чрезвычайно усложнило условия ра­боты различных элементов турбо­агрегата. По мнению некоторых авторов, в установках высокого и сверхкритического давления многие пусковые операции до сих пор про­водятся с термическими напряже­ниями, превышающими предел теку­чести.

Из всех элементов, испытываю­щих термические напряжения, в наи­более тяжелых условиях находятся фланцевые соединения корпусов тур­бин высокого давления. Из-за боль­шой металлоемкости они прогрева­ются очень медленно, вследствие че­го в этих элементах наблюдаются наибольшие разности температур.

В качестве примера можно при­вести размеры фланцев турбины К-300-240 ХТГЗ, где фланцы наруж­ного корпуса ЦВД имеют в районе паровпуска высоту 500 мм и шири­ну 430 мм, а в ЦСД — высоту 420 мм и ширину 300 мм. При таких размерах температурный перепад по ширине фланцев при отсутствии на­ружного обогрева их в процессе пу­ска может достигать значительной величины даже при умеренной ско­рости прогрева.

К максимальным термическим напряжениям, которые согласно фор­муле (2-11) имеют место на вну­тренней поверхности фланцев, при­бавляются напряжения от затяжки шпилек и разности температур меж­ду фланцами и шпильками.

Затяжка шпилек должна обес­печить достаточную плотность флан­цевого соединения во избежание про — паривания горизонтального разъе­ма. В турбинах высокого давления,, где из-за высоких температур ме­талла имеет место релаксация на­пряжений, первоначальная затяжка шпилек производится до 294 МПа (3000 кгс/см2). Внутренняя поверх­ность фланца испытывает при этом дополнительные напряжения сжа­тия, к которым прибавляются еще напряжения от разности температур — между фланцем и шпилькой.

Поскольку между верхним флан­цем и шпилькой имеется воздушный зазор, а в резьбовом соединении шпильки с нижним фланцем — тер­мическое сопротивление, разность температур между шпилькой и флан­цем может составлять несколько де­сятков градусов.

По данным испытаний турбины» К-200-130 [19] было установлено, что первоначальная затяжка шпи­лек с напряжениями 294 МПа (3000 кгс/см2) даже при номиналь­ной нагрузке, когда давление пара в камере регулирующей ступени ЦВД составляет 8,83 МПа (90 кгс/см2), создает на внутреннем уплотнительном пояске фланцев на­пряжения сжатия более 98,1 МПа (1000 кгс/см2). К этой величине сле­дует еще добавить напряжения от раїзности темпер. атур фланцев и шпилек, составляющие приблизи­тельно 2,16—2,45 МПа (22— 25 кгс/см2) на каждый градус тем­пературной разности. Таким обра­зом, несмотря на некоторую раз­грузку от давления пара внутри корпуса турбины, суммарные напря­жения на внутреннем уплотняющем пояске будут весьма значительными. В настоящее время заводами-изго­товителями установлена максималь­но допустимая разность температур — по ширине фланцев, не имеющих обогрева, при пуске в пределах 100—120°С. Есть основания пола­гать, что эта величина является за­вышенной и там, где это возможно, се следует снизить до 80°С.

Для уменьшения температурного перепада по ширине фланца прогрев корпусов турбин высокого и сверх­критического давления должен про­изводиться со скоростями, значи­тельно меньшими, чем скорости про­грева трубопроводов и других эле­ментов агрегата. Поэтому время пу­ска турбины высокого давления с момента начала прогрева корпуса определяется в основном временем прогрева фланцевого соединения. Для оценки этого времени может быть рекомендована следующая приближенная формула [23]:

Где т — время, ч; ta, tK — начальная и конечная температуры фланца, °С; <Jt — допустимая величина термиче­ского напряжения во фланце; С — ширина фланца, м.

Следующим фактором, ограничи­вающим скорость пуска турбоагре­гата, является возникновение в про­цессе пуска разности температур между фланцами и шпильками. На­ряду с появлением дополнительных напряжений сжатия во фланце шпильки при этом испытывают зна­чительные дополнительные напря­жения растяжения. Это в первую очередь относится к турбинам высо­кого давления, где напряжения от затяжки шпилек велики.

Напряжения, возникающие из-за разности температур между фланца­ми и шпильками, можно рассчитать по формуле [19]

Om=knEm (Рф^ф—Мш) . (2-14)

Где Рф и Рш — коэффициенты линей­ного расширения материалов флан­ца и шпильки; и tm — температу­ры фланца и шпильки; Еш — модуль упругости материала шпильки; kn — коэффициент податливости фланца. Коэффициент податливости фланца учитывает уменьшение напряжений в шпильке за счет упругого сжатия материала фланцев. Этот коэффици­ент принимается обычно равным 0,8.

Дополнительные напряжения, возникающие в шпильке от разности температур «фланец — шпилька», ориентировочно можно принять равными 2,16—2,45 МПа (22— 25 кгс/см2) на каждый градус этой разности.

Наряду с корпусом значительные термические напряжения при не­установившемся режиме испытывает и ротор. В процессе прогрева тепло­вой поток направлен от периферий­ных волокон ротора к его центру (при охлаждении — в обратном на­правлении). Возникающая при этом разность температур приводит к по­явлению термических напряжений в металле ротора, которые особенно велики при резких теплосменах (теп­ловых ударах). В наиболее тяжелых условиях при этом находятся мас­сивные роторы, например роторы среднего давления мощных турбоаг­регатов, на которые поступает пар высокой температуры после промпе — регрева. Эти роторы по своей массе соизмеримы с цилиндрами турбины и перед толчком не могут быть про­греты в такой же степени, как рото­ры ЦВД.

Наличие на поверхности ротора концентраторов напряжений может привести к образованию трещин вследствие малоцикловой усталости металла. Такими концентраторами напряжений являются термокомпен­сационные канавки в области лаби­ринтных уплотнений. Эти канавки выточены на івалу для того, чтобы предохранить ротор от прогиба в случае задеваний в лабиринтных уплотнениях. При наличии термо­компенсационных канавок тепло, выделяющееся вследствие трения, локализируется на узком участке и температурные деформации не вы­ходят за пределы участка вала, ограниченного двумя канавками.

При резких теплосменах вслед­ствие концентрации напряжений в области этих канавок термические напряжения могут значительно прев­зойти предел текучести металла ро­тора и сократить срок службы его даже при ограниченном числе теп — лосмен.

Теория малоцикловой усталости в настоящее время разработана еще недостаточно полно, чтобы дать на­дежные методы расчета. Однако су­ществующие формулы позволяют ориентировочно связать количество теплосмен с величиной местных тер­мических напряжений.

Расчеты показывают, что наибо­лее опасными режимами с точки зрения появления усталостных тре­щин на роторах современных тур­бин сверхкритических параметров являются глубокие сбросы нагрузки, а также пуски из неостывшего со­стояния.

Следствием термически неустано­вившегося состояния является также появление разности температур вер­ха и низа корпуса турбины при останове ее. Эта разность темпера­тур может появиться также при пу­ске из-за скопления конденсата в нижних точках корпуса турбины при неудовлетворительной работе дренажных устройств.

Наличие разности температур между верхом и низом корпуса приводит к выгибу корпуса вверх, тем более значительному, чем боль­ше длина корпуса между опорами. Выгиб корпуса приводит к уменьше­нию нижних радиальных зазоров в уплотнениях диафрагм, что может явиться причиной задевания ротора о статор при вращении ротора. За­девание ротора о гребни лабиринт­ных уплотнений, помимо срабатыва­ния гребней, может вызвать местный перегрев вала и как следствие этого термический прогиб его. Все это ставит вопрос о допустимой вели­чине температурного перепада меж­ду верхом и низом цилиндра из условий безопасного пуска турбины. Точное аналитическое решение это­го вопроса затрудняется из-за слож­ной конфигурации корпуса и различ­ных значений разностей температур верха и низа корпуса по его длине. В упрощенном виде прогиб ци­линдра определяется по формуле [41]’

Здесь Р — коэффициент линейного расширения металла; d — средний диаметр цилиндра; L — длина ци­линдра между опорами; At — усред­ненный температурный перепад, рав­ный средней арифметической вели­чине разностей температур верха и низа корпуса по длине.

Сравнивая полученный по фор­муле (2-15) прогиб цилиндра с ми­нимальными нижними радиальными зазорами в диафрагменных уплотне­ниях, можно определить допустимый перепад температур между верхом и низом цилиндра, при котором за­девания вала о гребни уплотнений будут исключены.

При изменении температурного состояния турбины в процессе пуска происходит изменение линейных раз­меров цилиндров турбины из-за теплового расширения металла. Осо­бенно интенсивно расширение про­исходит по длине турбоагрегата, по­скольку в этом направлении корпуса имеют наибольшие размеры и теп­ловые расширения отдельных ци­линдров суммируются.

Для обеспечения свободы тепло­вых расширений турбины и сохра­нения соосности ротора и корпуса ее используется система направляю­щих шпонок, установленных на ра­мах подшипников. Пересечение осей продольных и поперечных шпонок образует мертвую точку, в окрест­ности которой перемещения корпуса равны нулю. Местоположение мерт­вой точки выбирается с таким рас­четом, чтобы исключить перемеще­ние выхлопных патрубков турбин,, соединенных с тяжелыми конденса­торами. Из этих соображений мерт­вая точка в конденсационных турби­нах образуется на выхлопном па­трубке турбины, а в турбинах с про­тиводавлением — на заднем стуле подшипника. От этих точек и про­
исходит расширение турбины, при­чем максимальное смещение имеет место на переднем стуле подшипни­ка, которое в современных мощных агрегатах может достигать несколь­ких десятков миллиметров. Эти пе­ремещения направляются продоль­ными шпонками, установленными на рамах подшипников. Контроль за абсолютными расширениями стато­ра осуществляется с помощью спе­циальных дистанционных и местных указателей, расположенных на ра­мах подшипников.

Для обеспечения соосности кор­пусов и подшипников турбины в вер­тикальной плоскости эти элементы имеют вертикальные шпонки. Рас­ширение цилиндров в горизонталь­ной плоскости происходит в обе сто­роны от вертикальных шпонок и направляется поперечными шпонка­ми, расположенными в местах опи­рання лап цилиндров на подшипни­ки. Эти деформации также контро­лируются в процессе пуска турбины.

На рис. 2-4 представлена схема тепловых расширений цилиндров турбины К-200-130 с указанием на­правлений перемещения подвижных опор.

При нормальных температурных расширениях абсолютное удлинение никаких ограничений по пуску тур­бины не вызывает. Однако, если сво­бодное расширение корпусов турби­ны чем-то ограничивается (заклини­вание в шпоночных соединениях, «опрокидывание» стула, отсутствие необходимых зазоров между сколь­зящими опорами и болтами), то в корпусе возникают дополнитель­ные напряжения и деформации, ко­торые могут вызвать нарушение соосности агрегата и появление виб­рации. Эти явления могут не только задерживать пуск турбины, но и сделать его вообще невозможным.

Все вышеперечисленные дефекты могут быть устранены їв ремонтный период. Для этого необходимо вести постоянный тщательный контроль за удлинениями корпусов при пусках и остановках турбины.

Наиболее надежным признаком, указывающим на отсутствие заде­ваний в подвижных опорах турбины, является возвращение этих элемен­тов в исходное положение после полного остывания турбины.

При рассмотрении вопросов пус­ка турбин необходимо учитывать изменение осевых зазоров в проточ­ной части и уплотнениях вследствие разности тепловых расширений ро­тора и статора.

777777777777777777/

Рис 2-4. Схема тепловых расширений турбины К-200-130. / — мертвая точка; 2 — поперечные шпонки; 3—скользящие опоры; 4 — указатель расширения.

Осевые зазоры между соплами и рабочими лопатками в проточной части турбины устанавливаются из конструктивных соображений с уче­том того факта, что с уменьшением осевых зазоров экономичность тур­боагрегата увеличивается. При этом учитывается, что при стационарном режиме работы зазоры несколько изменятся за счет разности коэффи­
циентов линейного расширения ро­тора и статора. Что же касается не­установившегося термического со­стояния, то здесь величина зазоров будет зависеть от режима прогрева или охлаждения турбины.

При прогреве турбоагрегата ро­тор, имея, как правило, значительно меньшую массу и большую поверх­ность, чем корпус, нагревается быстрее и приобретает более высо­кую температуру, чему способствует также более высокий коэффициент теплоотдачи к вращающимся дис­кам ротора.

Это приводит к разным по вели­чине тепловым расширениям ротора и статора турбины и соответствую­щему изменению осевых зазоров в проточной части.

Одновременно с этим происходит изменение и радиальных зазоров, однако вследствие сравнительно не­больших размеров турбины в ради­альном направлении изменение ра­диальных зазоров в процессе прогре­ва особых опасений не вызывает.

Что же касается осевых зазоров, то здесь при большой длине турбо­агрегата абсолютная величина осе­вого зазора изменяется весьма силь­но, и при неправильном режиме прогрева может произойти задева­ние вращающихся частей о непо­движные.

Особенно в неблагоприятных ус­ловиях находятся многоцилиндро­вые турбины, упорный подшипник которых расположен в переднем стуле. В этом случае изменение осе­вых зазоров в проточной части и ла­биринтных уплотнениях ЦНД осо­бенно велико, поскольку при таком расположении упорного подшипни­ка относительные изменения осевых размеров ротора по цилиндрам сум­мируются.

В современных крупных турбо­агрегатах упорный подшипник рас­положен между цилиндрами высо­кого и среднего давлений. Такая компоновка уменьшает суммарное относительное удлинение вращаю­щихся элементов турбомашин и об­легчает пусковые операции. Однако в случае турбин с несколькими ЦНД каждый из них имеет свою мертвую точку, что приводит также к очень большому изменению осевых зазо­ров.

Выбор рациональных осевых зазоров, в проточной части является актуальной проблемой современного турбостроения, поскольку в данном случае вопросы без­опасной работы вступают в противоречие с вопросами экономичности. В настоящее время характер изменения осевых зазоров в зависимости от режимов работы изучает­ся целым рядом головных институтов и на­ладочных организаций. Разработанные ВТИ и ЦКТИ паровые и электромагнитные щу­пы позволяют экспериментально определять изменение осевых н радиальных зазоров в турбинах.

Однако прн конструировании новых турбоагрегатов приходится производить аналитический расчет осевых зазоров при различных температурных состояниях тур­бины. Метод такого расчета имеется. Он основан на составлении тепловых балансов отдельных участков турбины за небольшие промежутки времени и определении ло­кальных температурных расширений, кото­рые затем суммируются. Несмотря на не­которую трудоемкость расчетов, их легко запрограммировать для электронной вычи­слительной машины.

В эксплуатационных условиях от­носительное удлинение или укороче­ние ротора контролируется с по­мощью штатных указателей, уста­новленных на крышках подшипников. В мощных турбоустановках приме­няются дистанционные указатели, вторичные приборы которых выве­дены на блочный щит управления.

Следует также иметь в виду по­ведение элементов ротора, посажен­ных на вал с натягом, при неста­ционарном тепловом режиме. К та­ким элементам относятся насадные диски и втулки уплотнений. При их прогреве вследствие направления теплового потока от периферии к центру и значительного термиче­ского сопротивления в местах по­садки температура их может ока­заться существенно выше темпера­туры вала, вследствие чего произой­дет ослабление посадки этих дета­лей и натяг их может исчезнуть совсем. В этих случаях диски хотя и предохраняются от проворачива­ния на валу шпоночным соедине­нием, однако такой режим не может считаться безопасным, поскольку он вызовет радиальное смещение дис­ков и связанную с ним сильную виб­рацию турбины.

Кроме того, при частых теплосме — нах в шпоночных пазах как местах концентрации напряжений с течени­ем времени могут развиваться тре­щины. Их возникновение связано с количеством и режимом теплосмен, а также с величиной начального на­тяга.

Еще в более тяжелых условиях нахо­дятся втулки переднего концевого уплот­нения. Имея небольшую толщину, они про­греваются очень быстро, в процессе быст­рого пуска это может привести не только к исчезновению натяга, но н появлению зазора между валом и втулкой. — Втулка прн этом может сместиться в радиальном направлении, вызвать вибрацию ротора н задевания в лабиринтных уплотнениях. Это явление может наблюдаться в первую оче­редь у турбин высокого давления со зна­чительными .изменениями температуры па­ра н большими диаметрами валов в местах посадки втулок.

В турбине К-100-90 втулки переднего уплотнения имеют внутренний диаметр 380—460 мм и насажены на вал с натягом 0,35—0,4 мм. Это значит, что при разно­сти температур втулок и вала 60—70°С натяг полностью исчезает даже в случае неподвижного ротора. Еслн учесть центро­бежные силы, возникающие во втулке при рабочих числах оборотов ротора, исчезно­вение натяга может произойти и при мень­ших разностях температур.

По данным исследований (85], прове­денных на турбинах высокого давления с насадными втулками, режим прогрева передних втулок лабиринтного уплотнения оказывает существенное влияние на время пуска турбины. При останове и охлажде­нии турбины, когда тепловой поток направ­лен от центра вала к периферии, насадные детали испытывают значительные напря­жения от увеличения натяга. И в этом слу­чае тонкие втулки находятся в наиболее тяжелых условиях.

Особенно неблагоприятное воздействие на втулки оказывает подвод охлажденного пара к концевым уплотнениям во время останова или пуска турбины из горячего состояния. С учетом перечисленных обстоя­тельств современные мощные турбоагрега­ты выполняются без насадных втулок и насадиых дисков в области высоких тем­ператур.