Вопрос №33. Способы уменьшения осевого усилия

Способы уменьшения осевого усилия.

(1.) Для уменьшения осевого усилия, передаваемого на упорный подшипник, применяют так называемый разгрузочный поршень, которым является первый отсек переднего кольцевого уплотнения с увеличенным диаметром уплотнительных щелей.

Диаметр «поршня» d_п выполняют больше, чем диаметр вала d₁ под диафрагмой второй ступени. В результате на кольцевую поверхность, расположенную вне окружности диаметра d_п, будет действовать осевое усилие R_д, обусловленное разностью давлений (р’₁ – р₂) и направленное по потоку пара, а на кольцевую поверхность

Рис.3

будет действовать давление р₂ за ступенью, и в результате возникнет разгружающая сила:

,

действующая справа налево и направленная против основного осевого усилия R_у, действующего слева направо.

Чем больше разность диаметров d_п и d₁, тем больше разгрузочная сила.

Т.к. d_п> d₂ – диаметра вала, выходящего из цилиндра, на ротор будет действовать дополнительная нагружающая осевая сила:

,

вызванная давлением р_х.

Рис.4

Для уменьшения р_х камеру отбора из уплотнения соединяют с промежуточной ступенью или выходным патрубком.

Суммарное осевое усилие, действующее на ротор, определяется:

.

Как правило, в турбинах активного типа разгрузочный поршень имеет небольшой диаметр; в турбинах реактивного типа, где осевые усилия велики, разгрузочный поршень выполняют большого диаметра, сравнимого с диаметром ступеней турбины.

(2.) Использование симметричной конструкции цилиндра.

Рис.5

Обычно таким образом выполнены ЦНД.

Такая конструкция неприемлема для турбин с малым объемным пропуском пара, из-за слишком малых высот лопаток в ЦВД.

У турбины К-500-65/3000 ХТЗ все цилиндры выполнены таким образом:

Рис. 6

(3.) Использование противоточного цилиндра, в котором пар после прохождения через несколько ступеней поворачивает на 180º и движется в обратном направлении (рис.6).

Однако, при этом возникают дополнительные потери с выходной скоростью пара в первой группе ступеней, а также потери из-за поворота потока пара.

Рис.7

(4.) Противоположное направление потоков пара в соседних цилиндрах (рис.7).

Рис.8

В турбинах с промежуточным перегревом при переходных режимах усилия R₁ и R₂, взаимно уравновешенные для стационарного режима, могут существенно отличаться (R₁≠R₂), т.к. из-за большой инерционности парового объема трубопроводов промежуточного перегрева давление перед ЦСД изменяется не одновременно с изменением давления перед ЦВД. Поэтому роторы ЦВД и ЦСД должны быть уравновешены каждый в отдельности. Это является недостатком данной конструкции.