Огурцов А.П. Паровые турбины ЛМЗ сверхкритических параметров

Подождите немного. Документ загружается.

проходят стендовые испытания на вибрацию, определяется их твер-

дость и отклонение статического момента

6.2. РОТОРЫ ЦСД.

Роторы среднего давления (РСД) турбин 300—800 МВт при зна-

чительной унификации отдельных элементов между собой имеют раз-

ное конструктивное оформление. В турбинах К-500-240 и К-800-240

роторы—двухпоточные цельнокованые. РСД турбины К-300-240 вы-

полнен комбинированным - кроме цельнокованой части (собственно

части среднего давления) имеет пять насадных дисков с лопатками час-

ти низкого давления.

На двухпоточном РСД турбины К-800-240 расположены 18 дис-

ков (по девять в каждом потоке), на роторе турбины К-500-240—22

диска (по 11 в каждом потоке). Конструкция РСД этих турбин может

быть рассмотрена на примере турбины типа К-800-240.

Наружный диаметр ротора 1150 мм, диски имеют постоянную

толщину, на первом и последнем дисках каждого потока расположены

балансировочные плоскости с проточками для установки балансиро-

вочных грузов. Форма пазов такая же, как и на РВД.

На ободьях дисков для установки лопаток выполнены

Т-образные пазы. Заводка лопаток в диски при облопачивании произ-

водится через специальные колодцы, в которые устанавливаются зам-

ковые колпачки.

Полумуфты откованы заодно с валом ротора. Фланец со стороны

РВД имеет 15 отверстий диаметром 38 мм, со стороны РНД—21 отвер-

стие диаметром 48 мм. Соединение полумуфт производится призонны-

ми болтами.

Концевые и диафрагменные уплотнения—лабиринтового типа.

На роторе выполнена проточка чередующихся выступов и впадин, про-

тив которых в статорных деталях располагаются уплотнительные сег-

менты, имеющие длинные и короткие гребешки. Короткие гребешки

располагаются против выступов, а длинные—против впадин. Число и

расположение гребешков выполнено исходя из допустимых относи-

тельных расширений ротора и статора, так, чтобы против каждого вы-

ступа располагался хотя бы один уплотнительный усик. Так же как и на

роторе ЦВД, на РСД в районе уплотнений выполнены термокомпенса-

ционные канавки.

В поковке ротора выполняется центральное отверстие диамет-

ром 135 мм, с обеих сторон закрытое заглушками. Заглушки крепятся к

ротору винтами, которые для исключения самоотворачивания закерни-

ваются.

РСД изготавливается из поковки, материал—сталь Р2МА (сталь

25Х1 М1ФА).

Поковка ротора после предварительной грубой механической

обработки подвергается окончательной термической обработке с по-

следующим отпуском, после чего производится отрезка проб для оп-

ределения механических свойств. Продольные образцы для механиче-

ских испытаний вырезают с обоих концов заготовки на расстоянии от

поверхности заготовки, равном одной трети ее радиуса, а также из про-

бы «керн». Тангенциальные образцы вырезают из кольца взятого от

припуска к валу с обеих сторон. Образцы для определения механиче-

ских свойств изготавливаются в следующем количестве:

из каждой продольной пробы—по одному образцу на растяже-

ние и на изгиб и по два образца на ударную вязкость;

из кольца или сегмента от бочки вала ротора - по два образца на

растяжение, по два образца для испытаний на ударную вязкость при

комнатной температуре, по два образца для испытаний на ударную вяз-

кость при повышенных температурах и по одному образцу на изгиб.

Объем испытаний для проверки качеств поковки такой же, как и

для РВД.

Учитывая условия работы, РСД, так же как и РВД, изготавлива-

ются в соответствии со следующими техническими требованиями (до-

пуски в мм)

Допуск нецилиндричности и радиального биения шеек 0,02

Допуск неперпендикулярности торцевых поверхностей полумуфт 0,02

Допуск радиального биения цилиндрических поверхностей

полумуфт

0,02

Допуск прямолинейности и соосности центрального отверстия 1

Допуск несимметричности разгрузочных отверстий, отверстий под

болты полумуфт

0,1

Для всех остальных поверхностей

Допуск радиального биения цилиндрических поверхностей 0,03

Допуск неперпендикулярности торцевых поверхностей 0,05

При обработке ротора базами являются оси шеек ротора.

Рабочие лопатки ротора ЦСД переменного по высоте профиля,

длина рабочей лопатки первой ступени 110 мм, последней—390 мм.

Крепление лопаток к диску производится Т-образным хвостовым

соединением; так же как и на РВД, на лопатках и на дисках выполня-

ются заплечики.

Рабочие лопатки всех ступеней, кроме последней, связаны по

пакетам клепаными бандажами. На первой и шестой ступенях бандаж

представляет собой плоскую ленту, так как применение бандажа с гре-

бешками в этих ступенях из-за увеличения центробежных сил приво-

дит к значительным напряжениям в шипах лопаток.

Рабочие лопатки последней ступени обоих потоков выполнены

без бандажей. Для уменьшения радиальных зазоров и ликвидации по-

следствий возможных задеваний вершины лопаток утонены путем вы-

борки части металла с вогнутой стороны поверхности.

Бандажи рабочих лопаток и поверхности хвостовых частей лопа-

ток, расположенные в плоскостях дисков, имеют припуски для проточ-

ки после сборки лопаток с дисками. При проточке хвостовиков со сто-

роны входных кромок выполняются уплотнения в виде гребешков,

против которых устанавливается радиальная вставка в теле диафрагмы.

Рабочие лопатки первых четырех ступеней обоих потоков изго-

тавливаются из нержавеющей жаропрочной стали 18Х11МНФБ

(ЭП291), остальные - из нержавеющей стали 20Х13. Для всех лопаток

применяется сталь электрошлакового переплава.

Бандажи рабочих лопаток первых трех ступеней выполняются из

стали 18Х11МНФБ (ЭП291), с четвертой по шестую включительно—из

20Х13, седьмой и восьмой ступеней—из 15Х11МФ. На бандажах также

применяется сталь электрошлакового переплава.

Заклепки замковых лопаток изготавливаются из стали ЭП612 и

ЭП291.

Конструкция РСД турбины К-300-240 отличается от описанной

выше конструкции РСД турбины К-800-240. РСД турбины К-300240 —

однопоточный, имеет цельнокованую часть и концевую часть вала, на

которой расположены насадные диски с рабочими лопатками части

низкого давления.

Всего на роторе располагаются диски 17 ступеней—12 дисков

постоянного сечения с небольшой конусностью в нижней часть первых

четырех дисков (цельнокованая часть) и пять насадных дисков.

Конструкция рабочих лопаток и дисков насадной части ротора

будет подробно рассмотрена при описании роторов низкого давления,

унифицированных для всех трех типов турбин; здесь остановимся

только на цельнокованой части.

В связи с тем, что ротор среднего давления однопоточный, осе-

вые нагрузки на рабочие лопатки и диски превышают допустимые по

условиям работы упорного подшипника. Для компенсации осевых на-

грузок перед первой ступенью на роторе выполнен разгрузочный пор-

шень (думмис) с наружным диаметром 861 мм. Для уменьшения нагру-

зок от центробежных сил улучшения термонапряженного состояния на

боковых поверхностях думмиса выполнены кольцевые выборки метал-

ла с внутренним диаметром 564 мм и наружным 724 мм.

На наружной поверхности думмиса протачиваются концевые

уплотнения ротора, на передней боковой поверхности выполняется паз

для установки грузов при балансировке ротора.

Конструкция остальных элементов ротора — рабочих лопаток, банда-

жей, концевых и диафрагменных уплотнений аналогична конструкции, приме-

няемой на роторе среднего давления турбины К-800-240.

6.3. РОТОРЫ ЦНД.

Роторы низкого давления (РНД) турбин К-300-240, К-500-240,

К-800-240 (рис. 6.5.) имеют одинаковую конструкцию и отличаются

незначительно по диаметру концевых частей и длине, что обусловлено

различием передаваемого крутящего момента из-за разной мощности

этих турбин и различными относительными расширениями.

Кроме того, имеются различия в рабочих лопатках в связи с про-

ведением модернизации проточной части низкого давления. В настоя-

щее время все турбины мощностью 300, 500 и 800 МВт выпускаются с

модернизированными лопатками.

РНД двухпоточный, в каждом потоке по пять ступеней с насад-

ными дисками. Необходимая плотность соединения достигается посад-

кой диска на вал в горячем состоянии Величина натяга выбирается так,

чтобы гарантировать передачу крутящего момента при частоте боль-

шей частоты вращения настройки автомата безопасности. Для предот-

вращения проворачивания дисков на валу, при возможном временном

исчезновении натяга из-за нарушения условий эксплуатации, преду-

смотрены радиальные шпоночные соединения дисков с валом. Шпонки

устанавливаются в пазу на торце ступицы диска. В осевом направлении

диски при сборке упираются в буртик вала или в специально усынов-

ленное на валу упорное кольцо.

Концевые уплотнения РНД выполнены на насадных дисках, на-

саженных с натягом и закрепленных на валу осевыми шпонками. В от-

личие от РВД и РСД полумуфты РНД выполнены насадными.

При изготовлении полумуфт обеспечиваются следующие допус-

ки основных поверхностей (мм):

Неперпендикулярность торцевых поверхностей 0,03

Несоосность наружной поверхности фланца 0,03

Форма заданной конусной поверхности центральной

расточки

0,05

Радиальное биение и неперпендикулярность остальных

поверхностей

0,05

Рабочие лопатки РНД имеют переменные профили, после прове-

дения модернизации выполняются с цельнофрезерованными бандаж-

ными полками. Корневой и периферийный обвод лопаток, за исключе-

нием последней ступени, конический. Обводы рабочих лопаток по-

следней ступени цилиндрические.

Высота рабочих лопаток первой ступени равна 252 мм при сред-

нем диаметре 1492 мм, последней—960 мм при среднем диаметре 2480

мм.

Рисунок 6.5. Ротор ЦНД.

Рисунок 6.6. Вильчатое хвостовое

соединение лопаток с диском.

Крепление лопаток к дискам на первых двух ступенях осуществ-

ляется с помощью Т-образного хвостового соединения, на остальных—

вильчатого хвостового соединения (рис. 6.6.), при этом число вилок на

хвостовике лопаток третьей ступени— три, четвертой и пятой— пять.

Вильчатые хвостовые соединения обладают большей несущей способ-

ностью, чем Т-образные, благодаря отсутствию изгибающих, напряже-

ний в ободе диска от действия центробежных сил. Поэтому такое со-

единение, несмотря на его несколько большую сложность по сравне-

нию с Т-образным, применяется для высоконагруженных рабочих ло-

паток трех последних ступеней. Еще одним достоинством вильчатого

хвостового соединения является возможность, частичной замены от-

дельных лопаток без разборки всей ступени.

Рисунок 6.7. Конструкция

бандажа цельнофрезерованных

рабочих лопаток ЦНД

(вид сверху).

Для получения необходимой точности и высокой произ-

водительности окончательная обработка хвостовиков вильчатого типа

на лопатках производится протяжкой, а гребни дисков протачиваются

на токарно-карусельных станках.

К гребням диска лопатки крепятся заклепками, которые устанав-

ливаются под развертку. Концы заклепок развальцовываются. Заклепки

устанавливаются между двумя соседними лопатками и располагаются в

шахматном порядке.

Цельнофрезерованные бандажные полки (рис. 6.7.) на рабочих

лопатках РНД выполняются двух разных конструкций. На рабочей ло-

патке последней ступени применен плоский бандаж с соединением

двух соседних бандажей между собой по типу «шип—паз». При упру-

гой раскрутке лопаток в поле центробежных сил бандажи в соединении

«шип—паз» входят в контакт друг с другом, образуя замкнутую коль-

цевую связь. Такая конструкция обеспечивает высокие демпфирующие

свойства бандажа и одновременно устраняет раскрутку лопаток, улуч-

шая аэродинамические качества ступени.

Рисунок 6.9. Защита входной

кромки рабочих лопаток от эрозии

с помощью стеллитовых напаек.

Рисунок 6.8. Расположение связи в

бандаже рабочих лопаток первой –

четвертой ступеней ЦНД.

На рабочих лопатках остальных ступеней (рис. 6.8.) раскрутка

сравнительно невелика и может не обеспечить надежного демпфирова-

ния за счет трения соседних бандажей, поэтому в теле бандажа со сто-

роны входа пара выполняется специальная проточка, в которую заво-

дится демпферная проволока. Демпфирование лопаток при этом проис-

ходит за счет трения, возникающего между проволокой и бандажом

при прижатии проволоки к бандажу под действием собственных цен-

тробежных сил.

Для исключения некоторых опасных форм колебаний на рабочих

лопатках третьей и пятой ступеней дополнительно к бандажам уста-

навливаются проволочные демпферные связи в профильной части.

Демпферная связь состоит из двух сегментов полукруглого сечения,

сдвинутых относительно друг друга на половину длины и установлен-

ных в шахматном порядке. Фиксация сегментов демпферной проволоки

относительно лопаток на третьей ступени производится отгибом их

концов на последней ступени, где применяется демпферная проволока

из титанового сплава, наплавкой стопорных «бобышек».

Учитывая условия работы рабочих лопаток последней ступени в

паровой среде с повышенной влажностью, на выходных кромках про-

изводится напайка специальных пластинок из твердого сплава (стелли-

та). Пластинки устанавливаются на лопатках на высоте примерно 1/2 от

вершины (рис. 6.9.).

Для основных деталей РНД применяются следующие материа-

лы: для вала и дисков—стали 35ХНЗМФАР, 34ХН1МА и 34ХНЗМА;

для рабочих лопаток—нержавеющие стали 20Х13 и 15Х11МФ.

7. СИСТЕМЫ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ.

7.1. НАЗНАЧЕНИЕ И УСЛОВИЯ РАБОТЫ

УЗЛОВ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ.

К парораспределению, в широком понимании этого термина, по

нашему мнению, следует отнести все элементы турбоустановки, спо-

собные изменять количество подводимого в турбину и отбираемого от

нее пара, включая паропроводы, связывающие распределительные эле-

менты с турбиной. Данная глава ограничена рассмотрением только

элементов, входящих в комплект поставки завода, исключая сопловой

аппарат регулирующей ступени, так как по сложившейся традиции и по

месту расположения этот элемент относится к проточной части турби-

ны и описан в гл. 4 и 5.

Систему парораспределения турбин сверхкритического давления

ЛМЗ составляют следующие основные узлы: стопорные и регулирую-

щие клапаны ЦВД и ЦСД, сбросные клапаны ЦСД и паропроводы, со-

единяющие эти элементы между собой, с турбиной и с пароприемными

устройствами.

Клапаны системы парораспределения приводятся в действие

гидравлическими исполнительными механизмами (сервомоторами),

которые действуют по командам систем автоматического регулирова-

ния и защиты. Это предопределяет и некоторые различия в назначении

узлов парораспределения и в выполняемых ими функциях. Система

парораспределения должна обеспечить пропуск в турбину необходимо-

го количества пара с минимальными потерями давления на расчетном

режиме в клапанах и трубопроводах для обеспечения выработки турбо-

генератором заданной мощности. В аварийных режимах система паро-

распределения должна исключить доступ пара в турбину и не допус-

тить опасного повышения частоты вращения вала турбоагрегата.

Эти задачи решаются двумя группами клапанов: стопорными и

регулирующими. Стопорные клапаны находятся в полностью открытом

положении при работе турбогенератора. При срабатывании предусмот-

ренных защит энергоблока стопорные клапаны автоматически закры-

ваются, прекращая доступ пара в турбину.

Продолжительность непрерывной работы турбоагрегата с номи-

нальной или близкой к ней нагрузкой может достигать нескольких ме-

сяцев, в течение которых стопорные клапаны прижаты к верхнему упо-

ру большим усилием сервомотора. В результате длительного совмест-

ного воздействия высокой температуры, снижающей механические

свойства металла, большого усилия гидропривода, создающего высо-

кий уровень напряжений растяжения в штоках и контактных напряже-

ний на площадке упора, может произойти пластическая деформация

штока или диффузионное спекание подвижных частей клапана с не-

подвижными. В обоих случаях создастся угроза опасности турбоагре-

гату. В турбинах ЛМЗ для предотвращения пластических деформаций

или разрыва штока между клапаном и гидроприводом устанавливается

пружинный амортизатор, снижающий в несколько раз усилие, прижи-

мающее клапан к верхнему упору. Одновременно значительно пони-

жаются и контактные напряжения при упоре подвижных деталей кла-

пана в неподвижные. Однако для предотвращения диффузионного спе-

кания деталей клапана, которое во многом зависит от времени непре-

рывного контакта сопрягаемых поверхностей, необходимо периодиче-

ски при работе турбины расхаживать стопорные клапаны.

Расхаживание клапана может быть полным (до упора в седло)

или частичным, когда главной целью расхаживания является снятие

клапана с верхнего упора и прерывание процесса диффузионного спе-

кания деталей. При расхаживании клапана проверяются подвижность

его деталей и отсутствие поломок, которые могут заклинить клапан до

упора в седло. Только выполнение полного расхаживания стопорного

клапана может быть гарантией его безотказного закрытия и прекраще-

ния подвода пара в турбину в аварийной ситуации. Стопорные и регу-

лирующие клапаны работают при высокой температуре (до 560 С), дос-

таточной для того, чтобы под ее воздействием существенно изменялись

свойства металла деталей клапана. Это обстоятельство в сочетании с

ударной нагрузкой на детали клапанов при их закрытии в значительной

мере влияет на срок их службы и надежность. Опасные напряжения в

деталях клапанов, особенно в штоках, могут возникать в момент отры-

ва клапана от седла и при полном открытии клапана, т.е. на «верхнем»

упоре.

При движении клапана от седла к противоположному (к верхне-

му) упору резко изменяются силы, действующие на клапан и на его

самую напряженную деталь—шток. Наибольшее статическое растяги-

вающее усилие действует на шток в момент отрыва клапана от седла.

Сила, действующая на шток, при этом зависит от перепада давления на

клапане и размеров последнего. В клапанах турбин большой единичной

мощности сила при отрыве клапана от седла настолько велика, что вы-

зывает большие трудности проектирования приводов даже для клапа-

нов с разгрузкой.

В зоне малых подъемов клапана над седлом (до 10% рабочего

хода) и при скорости истечения пара более половины скорости звука

клапан, как правило, испытывает интенсивную вибрационную нагруз-

ку, которая является следствием повышенной турбулентности потока.

За клапаном образуется весьма неустойчивая область течения с мест-

ными провалами давления. Непосредственно под дном чаши клапана

образуется область относительного разрежения вследствие теневого

эффекта. Взаимодействие неустойчивого поля давления с клапаном

приводит к появлению его высокочастотных пульсаций. В свою оче-

редь, пульсации клапана приводят к появлению на штоке знако-

переменных усилий, вызывающих продольные и поперечные деформа-

ции штока. При этом наиболее опасным является режим резонансного

совпадения частот возмущающих сил и собственных колебаний штока

(от 400 до 600 Гц), что практически приводит к его быстрому усталост-

ному разрушению. Таких аварий можно избежать путем специального

профилирования клапанов и седел по результатам аэродинамических

продувок моделей, отстройкой штока от зоны опасных частот возму-

щающих сил при проектировании на головных и модернизируемых

машинах, проектированием патрубков за клапаном с учетом их акусти-

ческих свойств.

При увеличении открытия клапана статическое усилие, вызы-

вающее растяжение штока и действующее в сторону закрытия клапана,

уменьшается. Когда клапан фиксируется на верхнем упоре, на шток

действует выталкивающая сила, определяемая произведением перепада

давления на торцах штока (разность между давлением внутри коробки

клапана и атмосферным давлением) на площадь поперечного сечения

штока.

В большинстве конструкций клапанов выталкивающая сила име-

ет знак, противоположный знаку силы при отрыве клапана от седла.

При сверхкритических параметрах пара выталкивающее усилие на

штоке достигает нескольких тонн. Если с целью увеличения запаса

прочности принять больший диаметр штока, то возникнут серьезные

препятствия для проектирования пружин, действующих на закрытие

клапана, преодолевающих выталкивающую силу и силу сухого трения

подвижных деталей о неподвижные. Последняя сила в некоторых слу-

чаях может достигать большого значения, особенно, если перемещение

клапана осложняется износом и коррозией поверхности трения. В этом

случае возможен отказ клапана — зависание в промежуточном поло-

жении или поломка деталей, например поршневых колец.

Поскольку в процессе подъема клапана сила на штоке меняет

свой знак на противоположный, существует такое перемещение клапа-

на, при котором сумма сил, действующих вдоль оси штока со стороны

пара, равна нулю. Но это состояние не эквивалентно разгрузке обеих

деталей: штока и клапана. Такое равновесие с переменой знака силы

обычно наступает при 40-50% рабочего хода клапана. При этом важ-

ную роль играет то обстоятельство, что, хотя равнодействующая сила

равна нулю, производная этой силы по перемещению клапана отлична

от нуля и имеет довольно большое значение. Здесь производная силы

по перемещению эквивалента жесткости пружины, на которой подве-

шены и колеблются детали клапана. Равновесие сил в данном случае

следует понимать так, что разгружено наружное соединение подвески

клапана к приводу, но на упорном буртике штока действует замыкаю-

щее усилие между штоком и деталями, имеющими возможность пере-