НА РОТОР В ПРОМЕЖУТОЧНОЙ СТУПЕНИ

 

В упрощенной постановке расчет выполняется только по двум главным составляющим осевого усилия: на венце рабочей решетки и на поверхности диска.

1. Первая составляющая осевого усилия, действующая на венец рабочей решетки, Н:

 

 

Здесь G - расход пара, кг/с; С1, С2, α1,α2 - значения скоростей и углов, определяемые при расчете ступени; Р1, Р2 - давления перед и за рабочей решеткой, бар.

2. Вторая (и главная) составляющая осевого усилия, действующая на поверхность диска, пропорциональна площади диска и разности давлений по обе стороны, Н:

 

 

Здесь - корневой диаметр ступени (внешний диаметр диска), м; - диаметр ротора под диафрагменным уплотнением, м, принимается по прототипу; - давление перед диском, бар; - давление за диском (за ступенью), бар.

Давление перед диском зависит от соотношения трех расходов: протечки через диафрагменное уплотнение, протечки через корневое уплотнение между диском и диафрагмой и протечки через разгрузочные отверстия диска. Необходимо подчеркнуть, что вследствие больших поверхностей дисков даже незначительная разность давлений создаёт большое осевое усилие. Она может возрасти в процессе эксплуатации при износе гребней уплотнения диафрагмы и увеличения протечки через это уплотнение Gy, а также при отложении солей в рабочих каналах. Разгрузочные отверстия позволяют существенно снизить перепад давлений на поверхность диска по сравнению с перепадом на рабочую решетку и соответственно снизить осевое усилие.

С учетом вышесказанного перепад давлений на диске, бар:

= k · ),

 

где - перепад давлений на рабочей решетке. Давления Р1 и Р2 определены в процессе расчета ступени. Коэффициент k, характеризующий влияние протечки пара через уплотнение диафрагмы, корневой зазор и разгрузочные отверстия, определяется по рис. IV.1, где:

 

; ;

 

- площадь разгрузочных отверстий, м2; dр = 40 - 50 мм - диаметр разгрузочных отверстий; Zр = 3 –5 шт. – число разгрузочных отверстий (нечетное);

– площадь корневого зазора между диском и диафрагмой, м2;

– площадь зазора в уплотнении диафрагмы, м2;

= 0,2–0,4; = 0,3–0,5–коэффициенты расхода корневого зазора и разгрузочных отверстий соответственно; δа ≈ 4– 5 мм, δу ≈ 0,5 – 0,8 мм - корневой и радиальный зазор в уплотнении диафрагмы соответственно; dk – корневой диаметр ступени, м.

3. Суммарное осевое усилие на ротор в пределах одной ступени, н:

 

 

4. Суммарное осевое усилие на ротор всей турбины, н:

 

 

где Z – число ступеней турбины.

Максимальная несущая способность упорного подшипника принимается 30 т (300000 Н). Если суммарное осевое усилие выше, его необходимо снизить уменьшением корневого зазора и зазора в диафрагменном уплотнении, или увеличением диаметра и числа разгрузочных отверстий (максимальный диаметр dр = 50 мм, а число отверстий Zр ≤ 5). Если этого окажется недостаточно, следует предусмотреть разгрузочный поршень. В качестве разгрузочного поршня используется выступ на валу в первом отсеке переднего концевого уплотнения турбины, рис. IV.2. Давление перед поршнем Р1 равно давлению за соплами регулирующей ступени. Давление за поршнем ниже атмосферного, его можно принять равным давлению в конденсаторе Рк. Поскольку давление за поршнем Рк во много раз меньше, чем Р1 перед ним, на поверхность поршня действует разгрузочное усилие, направленное против суммарного осевого усилия.

 

 

 

Рис. IV.1. График для определения коэффициента k

 

Произведение площади поршня на эту разность давлений дает разгрузочное усилие, Н:

 

Rразгр = Fпоршня .( ).105,

 

где площадь поршня, м2:

 

Fпоршня = π/4·(d2поршня – d2вала).

 

Здесь dпоршня – искомый внешний диаметр поршня, м; dвала – диаметр вала под поршнем, принимается по прототипу, м.

Поршень должен разгрузить как минимум ту часть осевого усилия, которая превышает несущую способность упорного подшипника, т.е. Rразгр = . Из равенства

 

Rразгр = ( ) = Fпоршня .( )

 

определяется сначала площадь поршня Fпоршня, а затем его диаметр dпоршня.

 

 

 

Рис. IV.2. Схема турбины с разгрузочным поршнем