15. Причины нестационарных температурных полей в деталях турбин. Тепловой изгиб ротора. Прогиб цилиндра. Малоцикловая усталость. Пусковая потеря теплоты.

При изменении режима работы турбоустановки давления н темпе­ратуры в проточной части турбины изменяются.

Следствием изменения температуры является возникновение в деталях турбин и других элементах турбоустановкн нестационарного распределения температур — не­стационарных температур­ных полей. В свою очередь это приводит к двум явлениям.

Во-первых, разные детали турби­ны «в среднем» прогреваются по-разному. Это приводит к тому, что их тепловое расширение оказывается различным в различные моменты времени и поэтому возникает опас­ность задеваний вращающихся дета­лей о неподвижные, освобождения отдельных деталей на валу, затруд­нения свободного теплового расши­рения одних деталей относительно других.

Во-вторых, в деталях вследствие неравномерного прогрева возни­кают температурные напря­жения, приводящие при их циклическом повторении к трещинам малоцикловой усталости.

При нестационарных режимах наиболее важными являются следу­ющие взаимные деформации дета­лей: 1) продольное расширение или сокращение ротора относительно статора; 2) тепловой изгиб ротора; 3) деформация корпуса вследствие несимметричного прогрева.

При быстром повышении темпе­ратуры пара ротор турбины нагре­вается быстрее, чем корпус, посколь­ку его масса меньше, а поверхность и интенсивность теплообмена с паром значительно больше. Поэтому ротор расширяется быстрее статора, и это вызывает опасность осевых заде­ваний в проточной части. При подаче в турбину пара с температурой бо­лее низкой, чем температура ее де­талей, происходит сокращение рото­ра относительно статора. Это явление еще более опасно, чем относительное расширение ротора, поскольку осе­вые зазоры между рабочим диском и предшествующей по ходу пара диафрагмой всегда меньше, чем между диском и стоящей за ним диа­фрагмой.

Тепловой изгиб ротора возникает при его несимметричном прогреве. Перед пуском конденсационной тур­бины в ней создается вакуум с по­мощью эжектора. Для этого на уплотнения турбины подается пар, а из внутренней полости турбины отсасывается паровоздушная смесь. Подвод пара к ротору осуществля­ется не по всему его периметру, а по его части, и если подать пар на неподвижный ротор, он будет на­греваться по окружности неравно­мерно и возникнет тепловой изгиб. Поэтому в процессе всего пуска, пока в турбину не поступает пар от регу­лирующих клапанов, ротор турбины вращается валоповоротным устрой­ством.

Неравномерный нагрев корпуса турбины по окружности приводит к его изгибу вследствие того, что более нагретые образующие корпуса рас­ширяются сильнее, чем менее на­гретые.

Каждые 10 °С разности тем­ператур верха и низа создают прогиб корпуса вверх примерно на 0,13— 0,15 мм. При больших разностях возникает опас­ность задеваний между ротором и гребешками уплотнений, располо­женными в нижних частях диафрагм. Обычно допускаемая разность тем­ператур составляет 25—35 °С. Такой же выгиб корпуса турбины может произойти из-за неодинакового нагрева фланцев: при более нагре­тых верхних фланцах корпус изги­бается вверх.

Многократное повторение высо­ких температурных напряжений при каждом пуске, остановке или резком изменении нагрузки приводит к появ­лению в деталях трещин малоцикловой усталости.

В некоторых случаях высокие температурные напряжения могут вызвать хрупкое разрушение детали, Особенно опасными они являются для роторов ЦНД тихоход­ных турбин насыщенного пара, боль­шие размеры которых способствуют появлению в них значительных тем­пературных напряжений даже при невысокой температуре пара.

Энергетический блок кроме тур­бины включает в себя и другие элементы, температура которых при нестационарных режимах быстро из­меняется и в которых возникают вы­сокие температурные напряжения. К ним относятся: корпуса регулирую­щих и стопорных клапанов, установ­ленных вне турбины; корпуса задви­жек на паропроводах; тройники; сами паропроводы; барабан, если ко­тел барабанный; сепаратор, если ко­тел прямоточный.

Общее правило, обеспечивающее безопасные температурные напряже­ния, состоит в том, что температура среды, омывающей деталь, не долж­на существенно отличаться от темпе­ратуры поверхности детали. . При этом предпочтительнее иметь темпе­ратуру пара большей, чем темпера­туру детали. Вызвано это тем, что при охлаждении детали в ней возни­кают температурные напряжения растяжения, которые более опасны, чем напряжения сжатия.

При нестационарных режимах затраты топлива на производство электроэнергии всегда оказываются повышенными. Особенно велики по­тери теплоты при пусках турбоагре­гатов. При подготовительных опера­циях к пуску блочных установок производятся деаэрация питатель­ной воды, набор вакуума в конден­саторе, промывка трубной системы котла, его растопка и доведение па­раметров за ним до необходимых, приведение ротора турбины во вра­щение, разгон турбины до номиналь­ной частоты и включение турбогене­ратора в сеть. На всех этих этапах, суммарная длительность которых мо­жет достигать несколько часов, за­трачивается большое количество топ­лива и электроэнергии для привода вспомогательных механизмов, а вы­работки полезной электроэнергии не происходит.

При нагружении турбины (этот период также может длиться не­сколько часов) турбина работает в нерасчетном режиме по пропуску пара, начальным параметрам и ко­нечному давлению и потому имеет сниженную экономичность.

Разница в расходах топлива, за­траченного на пуск и нагруженке установки, и топлива, эквивалентно­го выработанной в сеть электроэнер­гии, называется пусковой потерей топлива.

Для уменьшения пусковых потерь топлива пусковая схема турбоустановки выполняется так, чтобы по воз­можности использовать теплоту, вы­рабатываемую в котле, но не исполь­зуемую в турбине, однако существен­ного уменьшения пусковых потерь топлива добиться таким способом не­возможно.

Наиболее радикальным способом уменьшения пусковых потерь является ускорение пуска.

16. Вибрационные нагрузки. Дисбаланс и вибрации оборотной частоты. Причины прецессионного движения ротора. Резонанс. Высокочастотная вибрация из-за эллипсности вала, из-за двухполюсности ротора генератора.

Вибрацией, или колебани­ями, тела называют его небольшие перемещения во времени относитель­но положения равновесия.

Под вибрацией турбоагрегата обычно понимают колебания системы, состоящей из собственно турбоагрегата и его фун­дамента, установленного на свайное основание или на грунт. Непосред­ственным источником колебаний яв­ляется валопровод турбоагрегата, который, вращаясь на масляной пленке подшипников, передает через нее усилия на вкладыши подшипни­ков и их корпуса. В свою очередь виб­рирующие корпуса подшипников и связанные с ними корпуса цилиндров возбуждают вибрацию верхней фун­даментной плиты, а та — вибрацию колонн и нижней фундаментной плиты.

Вибрация турбоагрегата может происходить во всех трех направле­ниях. Поэтому ее измеряют на всех подшипниковых опорах в трех взаим­но перпендикулярных направлениях (рис. 10.2): вертикальном, горизон­тально-поперечном и горизонтально-осевом по отношению к оси вала турбоагрегата.

Во многих случаях оказывается, что частота синусоиды с самой боль­шой амплитудой совпадает с часто­той вращения, иными словами, в сложной вибрации преобладает си­нусоида оборотной частоты. Поэтому такую вибрацию называют вибрацией оборотной частоты. Вибрация оборотной частоты возникает из-за несовпадения центров тяжести отдельных сечений валопровода с линией, вокруг которой проис­ходит его вращение.

Неуравновешенность валопровода является одной из основных при­чин вибрации. Она может возникать на стадии изготовления, на стадии монтажа и сборки, а также в процес­се эксплуатации. Небаланс, получае­мый на стадии изготовления, обычно связан с недостаточной балансиров­кой ротора; аналогичный небаланс возникает и при ремонтах турбины, когда замена отдельных поврежден­ных лопаток, бандажей и Других деталей приводит к нарушению урав­новешенности.

При появлении небаланса на периферии диска отсутствует масса m (например, вследствие отрыва лопатки), то возникает центро­бежная сила R = mw²r, вращающаяся вместе с ротором с угловой скоростью w. Если зафиксировать изменение этой силы во времени отдельно в вертикальной и горизонтальной плоскостях, то нетрудно увидеть, что они изменяются по следующим законам: R_x = mw²rcoswt; R_y = mw²rsinwt.

Под действием вращающейся си­лы R ротор при своем вращении уже не будет сохранять фиксированное положение по отношению к расточ­кам подшипника, как это было в слу­чае идеально уравновешенного ро­тора. Ротор начнет совершать слож­ное движение: во-первых, он по-прежнему будет вращаться вокруг своего геометрического центра (точ­ка О) с угловой скоростью о), во-вторых, валопровод получит стрелу прогиба, а плоскость изгиба валопровода будет вращаться с угловой скоростью Ω, отличной от частоты вра­щения самого ротора и даже пере­менной во времени. Последний вид движения ротора называют прецессионным, а его угловую скорость — скоростью прецессии. Имен­но прецессионное движение является причиной вибрации подшипников, фундаментной плиты и т. д.

Прецессионное движение приводит к переменному во времени действию шейки вала на масляную пленку, через которую передается усилие на корпус подшипника, воз­буждая его вибрацию. В свою очередь колеблющийся корпус подшипника возбуждает вибрацию верхней фундаментной плиты и всего фундамента.

Появляющийся прогиб валопровода зависит прежде всего от часто­ты его вращения: при постепенном и медленном увеличении частоты вращения прогиб медленно увеличи­вается, затем резко возрастает, до­стигая максимума, и снова быстро убывает практически до нуля. Часто­та вращения, при которой наблюда­ется резкий всплеск динамического прогиба вала, называется крити­ческой.

Вибрация оборотной частоты, вызванная неуравновешенностью вала, имеет характерные особен­ности, позволяющие отличить ее от вибрации, вызванной другими причи­нами. Прежде всего она имеет сину­соидальный характер и ее интенсив­ность растет с увеличением частоты вращения.

Для ликвидации вибрации, вы­званной неуравновешенностью ро­тора, необходима балансиров­ка. В процессе изготовления ротор обязательно проходит статическую и динамическую балансировки.

Интенсивные колебания возникают при совпадении частоты возмущающих сил с частотой собственных колебаний (при резонансе). Применительно к роторам турбин резонанс возникает при совпадении частоты вращения с критическими частотами вращения.

Причина этого в следующем. Известно, что мощность силы равна произведению величин силы, скорости тела и косинуса угла, образованного ими (рис. 10,7,а): N=Rvcosa. Максимальный эффект от действия силы наблюдается в том случае, когда векторы R и v направлены в одну сторону.

Возвращаясь к ротору (рис. 10.7,6), видим, что действую­щей на него силой является неуравновешенная сила R, а скорость v всегда направлена по касательной к траектории движения центра шейки вала. При малых частотах вращения прогиб вала, изображаемый вектором r, будет следовать за возмущающей силой R, т. е, угол y будет равняться нулю. При увеличении частоты вращения вследствие инерции движения ротора вектор прогиба r начнет отставать от вектора возмущающей силы R, причем с увеличением частоты вращения отставание будет расти. При некоторой частоте вращения векторы R и v совпадут по направлению, и в этот момент мощность, передаваемая силой валу, будет максимальна. Это и есть момент резонанса. При дальнейшем увеличении частоты вращения между векторами R и v опять появится угол и эффект возмущающей силы R опять уменьшится.

Таким образом, причиной повышенной вибрации ротора при резонансе является совпадение направлений действия неуравновешенной силы и скорости прецессионного движения ротора.

Высокочастотными вибрациями называются вибрации с частотой, вдвое превышающей частоту враще­ния ротора. Для турбоагрегатов, имеющих частоту вращения 50 1/с, частота вибрации составляет 100 Гц.

Вибрация двойной оборотной частоты возникает под действием веса при изгибной анизотропии ротора.

Представим себе для простоты однодисковый симметричный ротор, сечение вала которого (рис, 10.21, а) не имеет осевой симметрии (напри­мер, имеет форму эллипса). Пусть в некоторый момент времени сечение расположено так, что большая ось эллипса вертикальна (см. рис. 10,21,6) и под действием силы веса ротор имеет прогиб у₁. При пово­роте ротора на 90° (рис. 10.21, в) сопротивление сечения ротора изгибу уменьшится и поэтому под действием того же веса прогиб возрастет до значения у₂. При дальнейшем пово­роте ротора на 90° его прогиб опять уменьшится и т.д. Таким образом, если в вертикальной плоскости уста­новить индикатор деформации, то при вращении ротора он зафиксирует вертикальные перемещения вала, т. е. вибрацию, частота которой будет в 2 раза больше частоты вращения ротора, поскольку за одни оборот ротор будет совершать два колебания.

Такие колебания никак не связа­ны с неуравновешенностью ротора, и их невозможно поэтому устранить балансировкой. Необходимым и до­статочным условием для их появле­ния является несимметрия сечения вала.

Основным источником вибрации двойной оборотной частоты является электрический генератор, в частности для турбин с частотой вращения 50 1/с. Такой генератор имеет два полюса (рис. 10,22), т.е. две обмотки, расположенные на противоположных сторонах ротора, и поэтому его со­противление изгибу различно в раз­ных плоскостях. Эта разница может доходить в современных мощных генераторах до 30—40 % и вызывать интенсивную вибрацию двойной обо­ротной частоты, которая создает определенную опасность для электри­ческой части генератора, а также для корпусов подшипников, фун­дамента и т. д. Особенно интенсив­ные колебания возникают, если турбогенератор имеет частоту вращения 50 1/с, а какая-либо из критиче­ских частот вращения примерно равна 100 1/с. В этом случае возни­кает резонанс.

Для уменьшения вибрации двой­ной оборотной частоты применяются специальные конструктивные меры, направленные на уменьшение разножесткости сечения ротора генера­тора: на большом зубе ротора (пе­риферийной части ротора, где отсутствует обмотка) выполняют про­дольные пазы и поперечные прорези.