Cтраница 4

Испытания производились на образцах из крупных поковок применительно к лопаткам мощных паровых турбин.  

В плане 1959 - 1965 гг. большое значение отводится производству экономичных мощных паровых турбин (200 - 600 тыс. кет) высоких параметров пара (до 300 ата и 650 С), в том числе в блоке котел - турбина мощностью до 300 тыс. кет.  

Установки УЛ117 и УЛ118 предназначены для сварки диафрагм и пакетов лопаток мощных паровых турбин. Камеры установок могут поворачиваться на 180, что обеспечивает сварку в любом пространственном положении. На днищах камеры с двух сторон закреплены приставки, внутри которых размещены сварочные пушки и механизмы их перемещения. Внутри камеры установлена планшайба для вращения свариваемых изделий. Следует отметить также специальные установки УЛ178 и УЛ680М для сварки в высоком вакууме труб с трубными решетками теплообменных аппаратов.  

Выявленные в процессе исследований температурные и силовые перекосы относительно продольных осей цилиндров мощных паровых турбин блоков СКД позволили сделать предположение о возможности с помощью таких же периодических неравномерностей бороться с затрудненностью перемещений опорных элементов.  

Рассмотрим характерные особенности экспериментально-расчетных исследований на примере исследования термонапряженного состояния корпуса стопорного клапана мощной паровой турбины.  

Лишь небольшое число деталей, работающих в условиях высоких напряжений и температур (лопатки мощных паровых турбин, опоры, крепления и обдувочные устройства паровых котлов высокого давления) изготовляют из жаростойких и жаропрочных высоколегированных сталей.  

В связи с проблемой использования титановых сплавов в качестве материала рабочих лопаток последних ступеней мощных паровых турбин неизбежно встает вопрос о способах их соединения со скрепляющими связями. Пайка рабочих лопаток из титана обычными методами с использованием газовых горелок не может быть выполнена в связи с высокой реакционной способностью титана и образованием при пайке на поверхности детали толстого слоя окислов. Выход в данном случае был найден введением операции никелирования мест, подлежащих пайке. При наличии никелевого покрытия пайка титановых лопаток может быть выполнена обычным методом с использованием серебряного припоя.  

Сплавы на основе титана находят применение для рабочих лопаток последних ступеней цилиндра низкого давления мощных паровых турбин. Легирующими элементами являются алюминий, хром, молибден, олово. Наиболее приемлемы для лопаток последней ступени сплавы, содержащие около 4 - 5 % алюминия.  

Кроме этих данных в настоящей главе изложены также некоторые результаты расчетно-экспериментального изучения теплового и термонапряженного состояния роторов мощных паровых турбин, которые являются определяющими элементами при продлении ресурса турбоустановок, а также результаты экспериментального исследования зазоров в проточных частях ЦВД, ЦСД и ЦНД.  

Исследованные на стенде ЭРТ-1 ступени являются моделями ДРОС, предлагаемых ЛПИ в качестве разделителей потока для двухпоточных ЦНД мощных паровых турбин. Модели спроектированы и изготовлены с масштабом моделирования 6 25, обусловленным производительностью воздуходувной станции лаборатории турбиностроения.  

В данной главе приведены результаты промышленных исследований силового взаимодействия и возникающих при этом деформаций при перемещениях опорных элементов мощных паровых турбин блоков СКД.  

Тарельчатая муфта (рис. IX-2, д) относится к категории жестких муфт, нашедших большое распространение на мощных паровых турбинах тепловых электростанций. На нефтеперерабатывающих заводах тарельчатые муфты применяются в насосах типа КВН и Н500 - 420сг и в турбокомпрессорах. Для жестких муфт обязательным является тщательная центровка агрегатов и строгая перпендикулярность торцов полумуфт к осп вала. Муфты изготавливаются из стальных углеродистых поковок.  

Таблица 2.6 – Основные характеристик турбин насыщенного пара для АЭС с ВВЭР

Таблица 2.7 – Основные характеристик турбин насыщенного пара для АЭС с РБМК

3 ВОЗМОЖНЫЕ ПОВРЕЖДЕНИЯ УЗЛОВ

И ДЕТАЛЕЙ ПАРОВЫХ ТУРБИН

Из известных случаев повреждения турбин в большинстве основную роль играет человеческий фактор (вина персонала) и на втором месте вина завода-изготовителя.

Например, на турбине АТ-25 была оставлена заглушка на маслопроводе к первому подшипнику, что было обнаружено только после пуска турбины – в результате поврежден комбинированный подшипник.

Из-за заноса проточной части солями аварийно остановлена турбина ПТ-50-90/10. Манометр, по которому контролируют давление в контрольной ступени, из-за заноса импульсной трубки показывал одну и ту же величину. Причиной заноса явилось неудовлетворительное качество пара из-за неправильной сборки сепарационного устройства в барабанах котлов ПК-10 при монтаже.

Обнаружен прогиб ротора ЦВД турбины ПТ-50-90/10. Из-за дефицита мощности, в нарушение инструкции по эксплуатации, через 10 часов после аварийного останова турбины была отключена подача масла на подшипники и остановлено валоповоротное устройство для вскрытия цилиндра.

На одной из ТЭЦ ошибочно было слито масло с маслобака работающей турбины ПТ-25-90/10.

В приведенных случаях налицо вина обслуживающего персонала. Но есть и другие случаи:

Турбина К-100-90 аварийно остановлена из-за постороннего шума в ЦВД. После вскрытия обнаружена поломка двух лопаток регулирующей ступени ЦВД, высота которых порядка 50 мм. Нарушений инструкции по эксплуатации турбины не обнаружено. Аналогичный случай произошел на такой же турбине другой ТЭС.

После вскрытия цилиндров турбины ПТ-50-90/10 в капитальный ремонт на восьмой ступени ротора низкого давления обнаружены оборванными две диаметрально расположенных рабочих лопатки. Турбина до останова работала без замечаний, нарушений инструкции по эксплуатации не обнаружено. На диаграмме регистратора вибрации за полгода до останова зафиксировано буквально секундное по времени превышение нормы вибрации, т.е. ротор как бы самоотбалансировался и турбина до останова работала нормально.

Очевидно, что в последних двух случаях налицо заводской дефект.

3.1 Попадание в турбину воды и холодного пара

При попадании воды в турбину происходит водяной удар, что при большом количестве воды приводит к полному разрушению проточной части цилиндра, а при малых количествах - к резкому охлаждению участков ротора и статора, последующей их деформации, задеваниям и резкому усилению вибрации.

Заброс воды в турбину по паропроводам свежего пара возможен при пусковых режимах и при неудовлетворительной работе котла, особенно при резком наборе нагрузки на турбину, когда давление свежего пара перед турбиной быстро снижается, что приводит к увлечению воды из котла.

Также вода и холодный пар могут попасть в турбину из регенеративных подогревателей при неисправности дренажной системы последних или при повреждении трубок подогревателей.

В блочных установках заброс воды в турбину может произойти из трубопроводов промежуточного перегрева

пара при их недостаточном прогреве и дренировании или неисправности клапанов впрыска конденсата при регулировании температуры пара.

Признаками водяного удара являются:

- резкое снижение температуры свежего пара;

- резкое снижение температуры металла цилиндра турбины;

- гидравлические удары в паропроводах свежего пара, промперегрева, отборов и перепускных труб;

- металлический шум и удары внутри цилиндра турбины из-за короблений и задеваний внутри проточной части;

- увеличение осевого сдвига ротора и повышение температуры колодок упорного подшипника;

- появление «белого» пара (из-за большой влажности) из фланцевых соединений стопорного и регулирующих клапанов, цилиндра, концевых уплотнений.

При появлении хотя бы одного из признаков водяного (гидравлического) удара турбину нужно немедленно отключить кнопкой автомата безопасности и сорвать вакуум для уменьшения выбега (вращения) ротора.

3.2 Повреждения рабочих и направляющих лопаток

Самая дорогая и уязвимая часть турбины – рабочие и направляющие (сопловые) лопатки, повреждения которых происходят по причинам:

- гидравлических ударов, попадания посторонних предметов и задеваний о детали статора;

- недостаточной статической прочности, приводящей к отрыву бандажей, проволочных связей и рабочих лопаток;

- усталости материала из-за вибрации рабочих лопа-

- коррозионного, эрозийного и абразивного износа.

3.2.1 При попадании в проточную часть воды напряженность рабочих лопаток увеличивается из-за закупорки части каналов для прохода пара, вследствие чего растет разность давлений на венец, и соответственно напряжение изгиба в лопатках. Кроме того, заполнение нижней части корпуса водой или пароводяной смесью увеличивает сопротивление лопаток вращению, что приводит к излому лопаток.

Попадание в проточную часть посторонних предметов,

в основном, болтов, гаек, мелкого инструмента приводит сначала к сильным ударам, вызывающим выкрашивание лопаток, а затем к заклиниванию в каком-либо зазоре между рабочими и направляющими лопатками, что зачастую приводит к полному разрушению лопаточного аппарата ступени.

Задевание рабочих лопаток о направляющие может произойти из-за осевого сдвига ротора, большого относительного удлинения или укорочения ротора относительно статора при нарушении режима пуска.

Радиальные задевания возможны при изгибе вращающегося ротора или короблении корпуса турбины.

3.2.2 Отрыв рабочих лопаток от диска происходит только из-за грубых нарушений технологии их производства или эксплуатации, а также при значительном превышении частоты вращения ротора турбины при сбросе нагрузки из-за неудовлетворительной работы системы регулирования или неплотности регулирующих и защитных органов.

Особенно опасен отрыв лопаток последних ступеней, приводящий к сильной вибрации и повреждению трубной системы конденсатора.

Как правило, отрыву лопатки предшествует образование трещин, которые возникают из-за недоброкачественного материала, неправильной технологии ремонта, усталости материала, коррозии.

3.2.3 Возникновению вибрации лопаток способствуют возмущающие силы, источником которых являются технологические и конструктивные отклонения в проточной части, т.к. сопловые каналы невозможно выполнить строго одинаковыми (шагом, углами поворотов, проходными сечениями). Поэтому из сопловых каналов вытекают струи пара с несколько различными расходами, скоростями, в результате чего они с разной силой действуют на рабочие лопатки при прохождении последних перед ними.

Особенно сильным источником возмущающих сил является парциальный (частичный) подвод пара.

На рисунке 3.1 показаны три формы тангенциальных колебаний единичной короткой лопатки. С увеличением длины лопатки начинают играть значительную роль аксиальные и крутильные формы колебаний.

Знание собственных частот колебаний лопаток (производится с помощью ЭВМ) необходимо для отстройки их от резонанса, т.е. от совпадения с частотой возмущающих сил. Для отстройки от резонанса в мощных турбинах рабочие лопатки с помощью сварки или двойного бандажа соединяют в пакеты.

Рисунок 3.1 – Первые три главные формы колебаний единичной лопатки.

Вибрация рабочих лопаток приводит к усталости их материала, из-за чего в наиболее напряженных местах появляются трещины усталости, что является основной причиной повреждения рабочих лопаток (рисунок 3.2)

Рисунок 3.2 – Усталостный излом лопатки по отверстию под связывающую проволоку.

3.2.4 Коррозией называется процесс разрушения поверхности деталей под воздействием агрессивной внешней среды. Общая коррозия происходит при наличии в паре кислорода и его соединений – окиси и двуокиси углерода, поэтому основной мерой борьбы с коррозией является хорошая деаэрация питательной воды.

Эрозией называют поверхностное разрушение деталей вследствие механического воздействия капель, пленок и струек, содержащихся в основном паровом потоке. Обычно считают, что эрозия имеет механический и кавитационный

а) - входные кромки рабочих лопаток 20ой ступени турбины К-300 после 14 тыс.часов эксплуатации; б) -выходные кромки рабочих лопаток последних ступеней.

Рисунок 3.3 – Эрозия лопаток.

Для уменьшения эрозионного износа лопаток необходимо уменьшать влажность пара на последних ступенях турбин, дренирование (эвакуацию) образующейся влаги из проточной части и правильное проектирование ЦНД, исключающее образование зон обратных токов пара при малых нагрузках.

Абразивный износ рабочих лопаток первой ступени ЦВД и ЦСД является одним из видов эрозионного разрушения (рисунок 3.4).

а, б – регулирующая ступень; в – первая ступень ЦСД.

Рисунок 3.4 – Абразивный износ рабочих лопаток первых ступеней.

Причем, абразивом служат частицы окалины размером до 300 мкм, образующиеся на внутренних поверхностях нагрева, в основном прямоточных котлов. Интенсивному абразивному износу способствуют частые остановы и пуски котлов, особенно в пусконаладочный период, когда в котле создаются благоприятные условия для коррозии.

Паровая турбина вместе с относящимися к ней регенеративными подогревателями, конденсатором, насосами, трубопроводами и арматурой образует паротурбинную установку .

Современная паровая турбина состоит из большого числа деталей, тщательно изготовленных и собранных в единый агрегат. Мощности современных энергетических турбоагрегатов постоянно повышаются, и в настоящее время основной прирост мощностей в энергосистемах происходит за счет ввода агрегатов 300, 500, 800 МВт. На Костромской ГРЭС сооружен головной агрегат мощностью 1200 МВт.

Увеличение мощности турбоагрегатов позволяет сооружать ТЭС большой мощности при одновременном удешевлении их строительства и эксплуатации и снижении расходов топлива на выработанный киловатт-час. Наряду с экономичностью современная турбина должна отвечать высоким требованиям безопасности, надежности и маневренности. Требование высокой маневренности предъявляется ко всему энергетическому оборудованию. Турбина должна допускать быстрый пуск, набор и изменение нагрузки и остановку. Эта задача весьма сложна для агрегатов, работающих при высоких начальных параметрах пара (26 МПа, 540-570 °С) и имеющих стенки корпусов и фланцы большой толщины.

При разработке и эксплуатации турбин приходится сталкиваться с весьма сложными проблемами аэродинамики, теории колебаний, теплопередачи, изменения свойств материалов при высоких температурах и вибрации, автоматического регулирования и контроля турбоустановки.

Рис. 1. Схема простейшей турбины

На рис. 1 показана схема простейшей турбины , а на рис. 2 — схема устройства многоступенчатой паровой турбины . Простейшая турбина состоит из соплового аппарата 1, рабочей лопатки 2, вала 3 и диска 4 .

Рис. 2. Схема устройства многоступенчатой паровой турбины

1 — вал турбины; 2 — диски; 3 — рабочие решетки; 4 — нижняя половина корпуса; 5 — верхняя половина (крышка) корпуса; 6 — диафрагмы (нижние половины); 7, 8 – сопловые решетки; 9 – уплотнения диафрагмы; 10 – сопловая решетка первой ступени давления; 11 – переднее уплотнение; 12 – заднее уплотнение; 13 – опорные подшипники; 14 – упорный подшипник; 15 — соединительная муфта; 16 — червячная передача; 17 — масляный насос; 18 — фундаментные плиты; 19 — регулятор скорости; 20 — масляный бак; 21 — регулятор безопасности; 22 — камера отбора; 23 — окна для отбора пара; 24, 27 — опорные фланцы корпуса; 25, 26 — фланцы опорных блоков

Турбина состоит из вращающейся части — ротора и неподвижной части — статора . К ротору относятся вал и закрепленные на нем диски с рабочими лопатками . Статор включает в себя паровпускные органы, сопловые решетки , подшипники и др. Корпус турбины делается разъемным в горизонтальной плоскости по центровой линии вала. Нижняя его часть опирается на фундамент, а верхняя часть устанавливается на нижнюю и крепится по фланцам с помощью шпилек и гаек. Через паровпускные органы в сопловую коробку вводится свежий пар. Корпус заканчивается выхлопным патрубком, через который отработавший пар отводится из турбины.

В неподвижных каналах-соплах пар расширяется; при этом его давление и температура снижаются, скорость парового потока возрастает до нескольких сот метров в секунду и соответственно увеличивается его кинетическая энергия.

Она используется в подвижных рабочих лопатках, закрепленных на дисках, насаженных на вал турбины (рис. 2). Между дисками располагаются неподвижные перегородки — диафрагмы с закрепленными в них соплами. Диафрагма и диск с рабочими лопатками образуют ступень турбины .

При большом числе ступеней (20 — 30) турбина состоит из нескольких цилиндров . Частота вращения ротора паровых энергетических турбин обычно составляет 3000 об/мин или 50 с -1 , что соответствует принятой в СНГ частоте переменного тока 50 Гц.

На каждой ступени турбины лишь часть внутренней энергии пара преобразуется в механическую энергию, передаваемую с вала турбины на вал генератора электрического тока. Увеличение числа ступеней приводит к повышению КПД турбинной установки, так как в этом случае каждая ступень «работает» в более оптимальном режиме. Однако увеличение числа ступеней оправдывает себя лишь до определенного предела, так как с ростом числа ступеней турбина усложняется и становится дороже.

Крупные энергоблоки, работающие при высоком и закритическом давлении пара, выполняются с промежуточным перегревом . Пар высоких параметров, совершая работу в турбине, на последних ее ступенях увлажняется, а это приводит к снижению КПД и эрозионному воздействию капелек влаги на лопатки турбины. При использовании же промежуточного перегрева пара не только понижается его конечная влажность, но и повышаются показатели тепловой экономичности цикла. На рис. 3 дана схема одной из наиболее распространенных в нашей энергетике конденсационных турбин К- 300 — 240 мощностью 300 МВт , работающей при начальном давлении пара 240 атм (23,5 МПа). Температура свежего пара принята 540 — 560 °С, частота вращения 3000 об/мин.

Турбина состоит из трех цилиндров: цилиндра высокого давления (ЦВД), цилиндра среднего давления (ЦСД) и цилиндра низкого давления (ЦНД). В двенадцати ступенях ЦВД пар расширяется от указанных выше начальных параметров до давления 4 МПа, после чего направляется в промежуточный пароперегреватель (ПП), установленный в котле, и далее с давлением 3,5 МПа и температурой 540 — 560 °С поступает в ЦСД. В двенадцати головных ступенях ЦСД пар расширяется до давления 0,2 МПа, затем разделяется на два потока: одна треть проходит пять ступеней низкого давления, расположенных в ЦСД, и поступает в конденсатор , а две трети пара по перепускным трубам подаются в ЦНД, где, разделяясь на два потока, проходят по пяти ступеням низкого давления и направляются также в конденсатор. Давление пара за последними ступенями перед входом в конденсатор равно 0,0035 МПа. Разделение пара в части низкого давления на три потока связано с большими объемами пара в последних ступенях. Выпуск всего объема пара через одну решетку приводил бы к недопустимым по соображениям прочности высотам рабочих лопаток. Даже при разделении пара в последних ступенях на три потока высота лопаток составляет 960 мм, а окружная скорость на их вершинах — 540 м/с. При массе последней лопатки 9,8 кг центробежная сила, действующая на нее, равна ~950 кН.

Еще более сложны турбины большей мощности. Так, у турбин мощностью 500 МВт делается 4 выхлопа в конденсатор, а у турбины К-800-240 мощностью 800 МВт — шесть выхлопов в конденсатор. В турбине К-1200-240 мощностью 1200 МВт, установленной на Костромской ГРЭС, лопатки последних ступеней имеют длину 1200 мм, но для уменьшения центробежных сил они выполнены из более легкого титанового сплава.

Рис. 3. Изменение параметров рабочего тела в активной турбине:

1, 9 — камеры свежего и отработанного пара; 2,4,6 — сопла; 3,5,8 — рабочие лопатки; 7 — диафрагма.

Рис. 4. Схема турбины К-300-240 (z — число ступеней)

Теплофикационные турбины , устанавливаемые на ТЭЦ, могут иметь 1 или 2 регулируемых отбора (например, промышленный и теплофикационный). В теплофикационной турбине Т — 250 — 240 имеются 2 отбора пара для подогрева воды в системе теплоснабжения (из них один регулируемый) и, кроме того, может быть осуществлен предварительный нагрев сетевой воды в специальном подогревателе, встроенном в конденсатор.

Отработавший пар конденсационных турбин и турбин с промышленными и теплофикационными отборами поступает в конденсатор, где поддерживается давление значительно ниже атмосферного. В конденсаторе осуществляется отвод тепла от рабочего тела — пара — при возможно более низкой температуре и давлении с превращением пара в конденсат, идущий вновь на питание котлов. Здесь тепло отдается охлаждающей (циркуляционной) воде. Конденсат не должен смешиваться с охлаждающей водой, имеющей большое количество примесей. Поэтому конденсатор представляет собой теплообменник поверхностного типа.

На рисунке 5 приведена схема конденсатора паровой турбины.

Теплообмен от пара к охлаждающей воде происходит через стенки трубок небольшого диаметра, чаще всего латунных, внутри которых движется охлаждающая вода. В конденсатор поступает влажный пар; температура насыщения конденсирующегося пара t к тем ниже, чем ниже температура циркуляционной воды. При прямоточном водоснабжении, когда вода в конденсатор забирается из реки или пруда, ее температура колеблется от 2 до 20 °С (среднегодовая расчетная температура 10 — 12 °С). Если же водоснабжение является оборотным с охлаждением воды в градирнях, то температура воды меняется в зависимости от времени года от 10 — 12 °С до 35 -40 °С.

Рис.5. Схема конденсатора паровой турбины:
1 – патрубок для выхода воды, 2 – крышка водяных камер, 3 — водяные камеры, 4 – трубные решетки, 5 – корпус конденсатора, 6 – пароприемная горловина, 7 — трубки, 8 — сборник конденсата, 9 — патрубок для подвода воды, 10 — патрубок для удаления воздуха.

Обычно циркуляционная вода в конденсаторе нагревается на 8 -10 °С. При поддержании давления в конденсаторе p к = 0,0035 МПа температура конденсации составляет t k = 26,4 °С. В летнее время, когда температура охлаждающей воды выше среднегодовой расчетной, давление в конденсаторе может повышаться до 0,01 МПа, что соответственно снижает экономичность работы турбоустановки. На одну тонну конденсируемого пара расходуется 50 — 60 т охлаждающей воды.

Для поддержания хороших условий теплообмена и постоянного парциального давления воздуха, а вместе с ним и общего давления в конденсаторе просачивающийся в конденсатор воздух необходимо непрерывно удалять. Для этого устанавливаются воздухоотсасывающие устройства — пароструйные или водоструйные эжекторы.

Конденсат из нижней части конденсатора откачивается конденсатными насосами и подается через подогреватели в котел. Конденсатор устанавливается под турбиной и представляет собой горизонтально расположенный сосуд, сваренный из листовой стали. Внутри корпуса конденсатора на некотором расстоянии от его торцов ввариваются специальные пластины с отверстиями, называемые трубными досками, в которые завальцовываются трубки, образующие поверхности теплообмена. Корпус с торцов закрывается крышками так, что между крышками и трубными досками образуются водяные камеры.

Если в одной из камер установить горизонтальную перегородку, то по-лучим двухходовой конденсатор: охлаждающая вода поступает в нижний (подводящий) патрубок передней камеры, проходит по нижним рядам труб и через заднюю камеру поступает в верхние ряды труб, после чего удаляется из конденсатора.

Для рассмотренной выше турбины К-300-240 Ленинградского металлического завода конденсатор имеет следующие характеристики.

Ротор паровой турбины может быть барабанного, дискового или комбинированного типа.

Барабанный ротор применяют при умеренной окружной скорости, большом числе ступеней давления, малых перепадах давлений между ступенями и необходимости очень жесткой конструкции. Эти условия соответствуют особенностям реактивных турбин.

Дисковый ротор применяют при большой окружной скорости, небольшом числе ступеней давления и значительных перепадах давлений между ступенями; все эти условия имеют место в турбинах активного типа.

Комбинированный ротор чаще всего состоит из одного двухвенечного диска в части высокого давления и барабана в части низкого давления; двухвенчатый диск дает возможность уменьшить длину барабана, так как может использовать большой перепад давлений. Ротры этого типа часто устанавливают на активно-реактивные турбины небольшой и средней мощности.

Реже применяется вариант комбинированного типа, имеющий в части высокого давления один двухвенечный и несколько одновенечных дисков, а в части низкого давления - барабан. Встречаются и другие разновидности роторов.

Рассмотрим по отдельности основные части ротра.

Валы. Существует довольно много различных конструкций валов, но их можно разделить на две группы:

• Гладкие валы (рис. 49) , имеющие одинаковый диаметр по всей длине вала, где насаживаются диски. Эти валы применяются только для небольших турбин, причем диски сажаются обычно на особые промежуточные кольца или втулки (рис. 51)
• Ступенчатые валы , имеющие ряд уступов, на каждый из которых насаживается один или два диска. Такая форма вала выгодна с точки зрения его прочности и, кроме того, облегчает снимание и насаживание дисков.

На передний конец вала обычно насаживают упорный гребень и червяк или шестерню, передающие движение регулятору и масляному насосу, а на задний конец - соединительную муфту. На переднем конце вала устанавливается также регулятор безопасности.

Валы изготавливают отковкой из высококачественной стали, после чего проводят соответствующую термическую обработку. Обточка и проверка вала производятся очень тщательно, так как даже почти незаметный изгиб его вызывает вибрацию турбины.

Для вала любой вообще машины существует строго определенное число оборотов, при достижении которого он начинает очень сильно вибрировать; это число оборотов называется критическим числом оборотов вала и зависит от его длины, диаметра и профиля, а также от веса и расположения дисков (распределения нагрузки) и от расположения и типа подшипников.

Кроме собственный или свободный колебаний тела, возможны вынужденные колебания его, вызываемые периодически действующими внешними силами. Если внешняя сила действует на тело периодически и частота действия этой силы совпадает с частотой собственных колебаний тела или имеет величину, меньшую частоты собственных колебаний в целое число раз, то наступает резонанс колебаний , причем происходит значительное увеличение их амплитуды, часто разрушающе действующее на тело.

В паровой турбине вынужденные колебания вызываются толчками пара при прохождении лопаток мимо сопел и рядом других причин. Частота этих колебаний зависит от числа оборотов вала. То число оборотов вала, которое равно частоте собственных колебаний вала (в минуту), и является его критическим числом оборотов .

При числах оборотов, больших или меньших критического, вал будет работать спокойно за исключением тех моментов, когда число оборотов оказывается меньше критического в целое число раз. В эти моменты вибрация усиливается, хотя и не достигает такой степени, как при критическом числе оборотов.

Валы паровых турбин бывают жесткого и гибкого типа. Первые работают при числах оборотов ниже критических; вторые - при числах оборотов выше критических.

Таким образом при пуске турбины с жестким валом приходится переходить только через резонансные числа оборотов (меньшие критического в целое число раз), а при пуске турбины с гибким валом - и через критическое число оборотов. Эти моменты нужно знать заранее и переходить через них быстро и в полном соответствии с указаниями, данными в инструкции завода-изготовителя турбины.

Диски. Каждый диск, как уже говорилось выше, несет один или несколько рядов лопаток, вставленных хвостами в проточенные по окружности диска пазы, насаженных на обод диска или насаженных и приклепанных к нему.

Диски можно выполнять из высококачественной стали, так как они могут быть хорошо прокованы. Поэтому в них и допускают большие напряжения; роторы дискового типа находят широкое применение при больших окружных скоростях.

Материалом дисков служит как простая углеродистая сталь, так и специальные стали (хромоникелевая, хромоникелемолибденовая и другие). Заготовки для дисков тщательно испытывают в заводских лабораториях, и никакие дефекты в них не допускаются; поверхность диска тщательно обрабатывают.

В дисках тех ступеней турбины, которые должны работать без реакции или с малой степенью реакции, обычно сверлят по нескольку отверстий для выравнивания давлений по обе стороны диска.

Посадка дисков на вал производится всегда с значительным натягом, диск насаживают горячим с таким расчетом, чтобы увеличение диаметра отверстия втулки во время эксплуатации турбины было меньше, чем полученное от нагревания при посадке диска.

Дело в том, что во время пуска и в нормальной работе диаметр диска слегка увеличивается за счет нагрева и действия центробежных сил; это вызывает ослабление натяга и посадки диска на валу. Отсутствие натяга при работе может вызвать "болтание" диска, опасную для турбины вибрацию ротора и быть причиной аварии. Рациональное закрепление дисков на валу является поэтому задачей особенно важной.

Существует ряд способов насадки дисков, из которых мы отметим следующие:

1. Насаживание дисков на особые надетые на вал кольца (рис. 51а) ; способ этот применяют многие турбостроительные заводы. Фирма Броун-Бовери выполняет эти кольца пружинящими, что должно сохранять плотность посадки при расширении диска от нагревания и центробежной силы (рис. 51б) . Однако опыт эксплуатации показал неудовлетворительность такого способа посадки дисков при высоких температурах пара.
2. Насаживание дисков на слегка конические разрезные втулки (рис.51в) ; способ этот имеет то достоинство, что степень натяжения при непрессовывании можно установить с большой точностью, чем при обычной посадке.

   Для предупреждения проворачивания дисков их закрепляют плоскими шпонками, поочередно расположенными с двух или трех сторон вала в целях сохранения балансировки ротора. Крайний диск ротора закрепляется гайкой, кольцом или иным способом. Перед насаживанием посадочные поверхности вала и втулок дисков обычно смазывают графитом для предохранения от прикипания. Между втулками соседних дисков, а также между гайкой и втулкой последнего диска должны быть оставлены зазоры порядка 0,1 - 0,2 мм для свободного расширения дисков при нагревании.

3. В области высоких температур большие диски снабжаются "пальцевыми втулками (рис. 51г ). В таких дисках центральное отверстие растачивается до диаметра, значительно превышающего диаметр вала. После этого в диск с натягом впрессовывается втулка, которая затем растачивается до диаметра вала с припуском на натяг для посадки на вал. В запрессованной втулке просверливается в радиальном направлении ряд отверстий, куда загоняются штифты (пальцы). Собранный таким образом диск с втулкой обычным способом надевается на вал.

   Цель этого устройства следующая: если во время работы турбины диск вследствие расширения от нагревания и центробежной силы начнет терять натяг и ослабнет на втулке, то пальцы не позволят диску расцентроваться и болтаться на втулке. Втулка же, плотнго сидящая на валу и имеющая примерно равную с ним температуру и небольшую массу, свой натяг сохранит.

Иногда посадка дисков на вал с помощью пальцевых втулок применяется и в высоконапряженных больших дисках ступеней низкого давления мощных современных турбин.

В настоящее время получили большое распространение роторы, вал которых откован заодно с дисками. Достоинством их являются отсутствие посадок, могущих ослабнуть в эксплуатации турбины, и меньшая длина, так как отпадает необходимость крепления дисков на валу, вследствие чего втулочные части дисков могут быть тоньше. Ввиду того что отковать ротор большого диаметра из одного слитка стали очень трудно, наибольшее применение цельнокованые роторы имеют для частей высокого давления многокорпусных турбин и для быстроходных турбин небольшой мощности. Главный недостаток этих роторов заключается в том, что в случае повреждения одного из дисков приходится заменять весь ротор целиком.

Довольно часто на цельнокованый ротор насаживают один или несколько съемных дисков большого диаметра.

Статическое и динамическое уравновешивание роторов

Для спокойной работы турбины ее ротор перед установкой должен быть безукоризненно отбалансирован (уравновешен) статически и динамически .

Рассмотрим этот вопрос подробнее; допустим, что мы имеем тонкий диск (рис. 56а) , центр тяжести которого лежит в точке 2 , находящейся на некотором расстоянии от центра вращения 1 ; причиной этого может быть неоднородность материала диска или неправильная (несимметричная) его обточка. При вращении такого диска появится неуравновешенная центробежная сила, величина которой будет тем больше, чем больше скорость вращения диска, его масса и расстояние центра тяжести от центра вращения. Направление действия этой силы будет лежать на диаметре, проходящем через центр тяжести, причем сила будет направлена наружу (см. стрелку на рис. 56б ). На практике величина центробежной силы в быстроходных машинах может достигать нескольких тонн и наличие ее скажется сильными вибрациями вала.

Например, для небольшого диска весом 100 кг с центром тяжести, смещенным всего лишь на 0,1 мм, величина неуравновешенной центробежной силы при 5000 об/мин будет равна 280 кг, то есть почти в 3 раза превысит вес самого диска.

Для того чтобы уравновесить эту силу, достаточно поместить некоторый груз где-либо на том же диаметре, но с другой стороны от центра вращения (например в точке 3 (рис. 56) , подобрав его величину так, чтобы возникшая новая центробежная сила имеющая обратное направление, была равна по величине первой силе. В нахождении величины этого груза и места его приложения и заключается статическая балансировка. Практически возможно и другое решение этой задачи, а именно вместо утяжеления стороны, противоположной положению центра тяжести, можно облегчить удалением металла ту сторону, где он находится, и тем сместить его до совпадения с центром вращения. Снимать металл следует по большой поверхности, чтобы не ослабить диска в каком-либо сечении.

Нахождение плоскости в которой лежит центр тяжести, сравнительно не сложно; если дать возможность диску свободно повернуться на оси, то при остановке его центр тяжести окажется внизу (рис. 56г) . Для этой цели вал с диском укладывают на параллельные строго горизонтальные шлифованные призмы из закаленной стали (ножи) или шарикоподошипники, на которых он может поворачиваться с минимальным трением (рис. 57)

Величину добавляемого груза или количество металла, которое необходимо снять, находят путем постепенных проб; часто для этой цели пользуются какой-нибудь мастикой, кусочки которой налепляют на диск и по достижении его уравновешенности взвешивают. Точно уравновешенный диск, будучи помещен на ножи, должен останавливаться в любом положении.

Для динамической балансировки ротор устанавливают в специальный станок (рис. 59) , в котором один конец вала ротора ложиться в подшипник с шаровым вкладышем, а другой конец - в подшипник, зажатый между двумя пружинами; этот подшипник благодаря упругому закреплению может в известных пределах перемещаться в горизонтальном направлении (рис. 60). По колебаниям конца вала во время его вращения, отмечаемым особым указателем или индикатором, определяют место, где нужно расположить уравновешивающий груз, и необходимый вес груза.