24 марта 2019г.
Система тепловых расширений (СТР) паровой турбины, как показывают результаты исследований работы оборудования паротурбинных установок [1], является одним из критических узлов многоцилиндровых паровых турбин. Нарушения в работе СТР приводят к возникновению дефектов проточной части и подшипников, проявляются в повышенных значениях относительных расширений роторов, повышенной вибрации подшипников и др..
На большинстве турбин средней и большой мощности, произведённых в СССР, используется СТР с традиционным устройством сочленения цилиндра турбины с выносным корпусом подшипника [2]. Основным недостатком традиционного устройства сочленения цилиндра турбины и корпуса подшипника является передача осевого усилия через лапы, являющиеся продолжением фланцев горизонтального разъёма цилиндров турбины и, соответственно, разнесёнными от оси турбины. Неодинаковое тепловое расширение лап в продольном направлении (температурный перекос) приводит к тому, что выносной корпус подшипников поворачивается относительно «продольных шпонок» и происходит заклинивание корпуса подшипников на «продольных шпонках».
Для исключения влияния температурного перекоса на работу СТР используются также сочленения выносных корпусов подшипников с цилиндрами турбины отличающиеся от традиционной конструкции, в которых осевое усилие от цилиндров турбины на выносные корпуса подшипников передается по оси турбины [3].
Опыт исследования СТР паровых турбин различных типов [4, 5] показывает, что существенное влияние на вибрационное состояние турбины и параметры работы традиционных схем организации СТР оказывает и температурное состояние присоединенных к цилиндрам турбины трубопроводов. Под действием внешних усилий от присоединённых трубопроводов цилиндры турбины и выносные корпуса подшипников, в пределах зазоров в направляющих или сцепных устройствах, могут смещаться и поворачиваться относительно друг друга и относительно оси турбины. Поворот выносных корпусов подшипников относительно «продольных шпонок» под действием внешних усилий так же, как и температурный перекос, приводит к возникновению дополнительных нерасчётных усилий сопротивления перемещению корпуса подшипника по фундаментной раме.
Ранее упомянутые сцепные устройства с передачей осевого усилия по оси турбины также допускают принципиальную возможность смещения и поворота цилиндров турбины и корпусов подшипников относительно оси турбины.
В работе [6], на примере традиционного сочленения, авторы показали, что при определённых условиях СТР может быть устойчивой к внешнему воздействию от присоединённых трубопроводов.
Целью представленной работы является анализ условий устойчивости функционирования СТР с различными устройствами сочленения цилиндров турбины с выносными корпусами подшипников к воздействию сдвиговых усилий от присоединённых трубопроводов.
Анализ схем организации СТР паровых турбин различных типов, с различным количеством цилиндров и различными конструкциями устройств сочленения цилиндров турбины с выносными корпусами подшипников показал, что СТР можно представить в виде многозвенной шарнирной системы, состоящей из одного или нескольких «базовых» модулей. Количество «базовых» модулей в схеме СТР равно количеству выносных корпусов подшипников, свободно перемещающихся вдоль оси турбины.
«Базовый» модуль состоит из трёх звеньев: «продольных шпонок», выносного корпуса подшипника и цилиндра турбины. Кинематическая схема «базового» модуля представлена на рисунке 1 (а).
Звено 1 («продольные шпонки») неподвижное, жестко закреплено на фундаменте турбоагрегата. Звено 2 соответствует выносному корпусу подшипника. Между собой звенья 1 и 2 связаны призматическим шарниром, который соответствует сочленению «продольные шпонки – паз корпуса подшипника». Звено 3 соответствует цилиндру турбины. Звенья 2 и 3 связаны осевым шарниром 𝐴_𝑖^ , который соответствует устройству сочленения цилиндра турбины и корпуса подшипника. Также осевыми шарнирами звенья 2 и 3 связаны с предыдущим (𝐵_𝑖^ ) и последующим (𝐵_(𝑖 + 1)^ ) «базовыми» модулями. В модели принята правосторонняя система координат, в которой ось X направлена от фикспункта турбины в сторону паровпуска (от генератора в сторону регулятора).
Изменение взаимного положения элементов «базового» модуля под действием внешних сил и моментов, приложенных к звену 3, представлено на рисунке 1 (б).
На рисунках 1 (а) и (б) приняты следующие обозначения:
𝐿_𝑖 – расстояние между шарнирными узлами i–го цилиндра турбины;
𝑙_𝑖 – расстояние между внешними торцами направляющих i–го выносного корпуса подшипников;
𝑙_𝑖^′ – расстояние между внешним торцом направляющих i–го выносного корпуса подшипников со стороны фикспункта и ближайшим шарнирным узлом цилиндра;
𝑙_𝑖^′′ – расстояние между дальним от фикспункта внешним торцом направляющих i–го выносного корпуса подшипников и ближайшим шарнирным узлом (i+1)-го цилиндра турбины;
𝑐_𝑖 – зазор в i-ом призматическом шарнире между направляющими «продольными шпонками» и корпусом подшипников;
𝑑_𝑖^′ – сдвиг ближайшего к фикспункту шарнирного узла от оси турбины в поперечном направлении;
𝑑_𝑖^′′ – сдвиг шарнирного узла между цилиндром и корпусом подшипников от оси турбины в поперечном направлении;
𝑑_(𝑖 + 1)^′ – сдвиг шарнирного узла между корпусом подшипников и следующим цилиндром от оси турбины в поперечном направлении;
𝛼_𝑖 –угловое смещение оси корпуса подшипника от оси цилиндра турбины;
𝛽_𝑖 –угловое смещение оси корпуса подшипника относительно оси турбины;
𝛾_𝑖 –угловое смещение оси цилиндра относительно оси турбины;
i – номер «базового» модуля, нумерация ведется со стороны фикспункта турбины;
M– суммарный момент, приложенный к цилиндру турбины;
P– суммарное сдвиговое усилие, приложенное к цилиндру турбины.
При разработке модели приняты следующие допущения и упрощения:
изменением линейных размеров звеньев 2 и 3, связанных с изменением их температурного состояния, а также изменением проекций этих звеньев на ось X, связанных с их поворотом относительно оси турбины, пренебрегаем;
шарнирные узлы 𝐴_𝑖^ , 𝐵_𝑖^ и 𝐵_(𝑖 + 1)^ , при воздействии на звенья модуля внешних усилий и моментов, могут занимать только крайние положения, допускаемые конструкцией сочленения.
Воздействие на цилиндр турбины (звено 3) произвольных сдвигового усилия и момента приведёт к его сдвигу и повороту относительно оси турбины. Через шарнирный узел 𝐴_𝑖^ цилиндр турбины поворачивает корпус подшипника (звено 2) относительно оси турбины.
Величина углового смещения цилиндра турбины относительно оси турбины, под действием приложенных к нему внешних усилий и моментов, 𝛾_𝑖^ определяется из выражения:
𝛾_𝑖^ = (𝑑_𝑖^′′ − 𝑑_𝑖^′)/𝐿_𝑖 (1)
Величина углового смещения оси корпуса подшипника относительно оси турбины, под действием приложенных к нему усилий со стороны цилиндра турбины, 𝛽_𝑖^ определяется из выражения:
𝛽_𝑖^ = (𝑑_(𝑖 + 1)^′ − 𝑑_𝑖^′′)/((〖𝑙_𝑖^′ + 𝑙〗_𝑖 + 𝑙_𝑖^′′ ) ) (2)
Величина углового смещения корпуса подшипника относительно цилиндра турбины составит:
𝛼𝑖 = 𝛽𝑖 − 𝛾𝑖 . (3)
Как было показано в [6] самым неблагоприятным для работы СТР является такое положение корпуса подшипников относительно продольных шпонок, когда возникает одновременный контакт продольных шпонок с обеими сторонами паза в подошве корпуса подшипника («диагональный» контакт). При этом величина предельного углового смещения оси корпуса подшипника относительно оси турбины, под действием приложенных к нему усилий со стороны цилиндра турбины |𝛽_𝑖^ | определяется из выражения:
|𝛽_𝑖^пред | = (𝑐_𝑖^′)/𝑙_𝑖 (4)
Анализ предложенной модели показывает, что при отсутствии ограничений по величине угла 𝛼𝑖 при воздействии на звено 3 (цилиндр турбины) внешних усилий и моментов в призматическом шарнире возникает «диагональный» контакт. Чтобы при воздействии на цилиндр турбины внешних усилий и моментов не мог возникнуть «диагональный» контакт, величина изменения угла поворота цилиндра турбины относительно корпуса подшипника в узле сочленения должна быть ограничена.
Анализ возможных вариантов взаимного перемещения цилиндра турбины и корпуса подшипника с учётом выражений (1), (2), (3) и (4) показал, что для предотвращения возникновения «диагонального» контакта абсолютная величина ограничения поворота корпуса подшипника относительно цилиндра турбины |𝛼_𝑖^пред | как в положительном, так и в отрицательном направлении, при значениях |𝑑𝑖 ′ | допустимых для паровой турбины, должна удовлетворять условию
|𝛼_𝑖^пред | < |(𝑐_𝑖^ )/(𝑙_𝑖^ ) + (𝑐_𝑖^ )/(𝐿_𝑖^ ) (1/2 + (𝑙_𝑖^′)/(𝑙_𝑖^ )) − (𝑑_𝑖^′)/𝐿_𝑖 | (5)
Предложенная модель, по мнению авторов, позволяет выполнить анализ устойчивости СТР к сдвиговым усилиям от присоединённых трубопроводов для всех типов сочленения цилиндров турбины с выносными корпусами подшипников для любого количества «базовых» модулей (последовательно перемещающихся выносных корпусов подшипников).
Большинство парка отечественных турбин средней мощности составляют двух и трехцилиндровые турбины. Для этих турбин характерна схема с двумя последовательно перемещающимися выносными корпусами подшипников.
Из выражения (5) для любого последующего i+1–го «базового» модуля получаем
|𝛼_(𝑖 + 1)^пред | < |(𝑐_(𝑖 + 1)^ )/(𝑙_(𝑖 + 1)^ ) + (𝑐_(𝑖 + 1)^ )/(𝐿_(𝑖 + 1)^ ) (1/2 + (𝑙_(𝑖 +
1)^′)/(𝑙_(𝑖 + 1)^ )) − (𝑑_(𝑖 + 1)^′)/(𝑖 + 1)|
Если принять, что
|𝛼_(𝑖 + 1)^пред |=|𝛽_(𝑖 + 1)^пред | = (𝑐_(𝑖 + 1)^ )/(𝑙_(𝑖 + 1)^ ),
то для того, чтобы выполнялось неравенство (5) должно быть справедливо
(𝑐_(𝑖 + 1)^ )/(𝐿_(𝑖 + 1)^ ) (1/2 + (𝑙_(𝑖 + 1)^′)/(𝑙_(𝑖 + 1)^ )) − (𝑑_(𝑖 + 1)^′)/𝐿_(𝑖 + 1) ≥ 0
Предельная величина поперечного смещения шарнирного узла 𝐵_(𝑖 + 1)^ составляет
𝑑_(𝑖 + 1)^′ = 𝑐_𝑖^ × (1/2 + (𝑙_𝑖^′′)/(𝑙_𝑖^ ))
Тогда после ряда преобразований получаем 𝑐_(𝑖 + 1)^ × (1/2 + (𝑙_(𝑖 + 1)^′)/(𝑙_(𝑖 + 1)^ )) ≥ 𝑐_𝑖^ × (1/2 + (𝑙_𝑖^′′)/(𝑙_𝑖^ )) (6)
Для отечественных паровых турбин, как правило, 𝑐_𝑖^ = 𝑐_(𝑖 + 1)^ = 𝑐_^ и
〖𝑙_1𝑖^′ = 𝑙〗_𝑖^′′ = 𝑙_(𝑖 + 1)^′, тогда из неравенства (6) получаем
𝑙_(𝑖 + 1)^ ≤ 𝑙_𝑖^
Соответственно, для обеспечения устойчивости СТР с двумя «базовыми» модулями необходимо, чтобы выполнялось условие
|𝛼_𝑖^пред | ≤ |𝛼_(𝑖 + 1)^пред |
В общем виде можно записать
|𝛼_𝑖^пред | ≤ min┬𝑖 ((𝑐_𝑖^ )/(𝑙_𝑖^ )) (7)
Таким образом, для обеспечения устойчивости СТР многоцилиндровой паровой турбины (турбины с несколькими последовательно перемещающимся выносными корпусами подшипников) необходимо, чтобы предельный угол поворота во всех узлах сочленения цилиндров турбины и корпусов подшипников не превышал наименьшей из всех корпусов подшипников величины предельного угла поворота корпуса подшипника относительно оси турбины.
Выводы:
1.
Величина изменения угла поворота цилиндра турбины относительно корпуса подшипника в узле сочленения должна быть ограничена.
2.
Для обеспечения устойчивости СТР паровой турбины с несколькими последовательно перемещающимся выносными корпусами подшипников необходимо, чтобы предельный угол поворота во всех узлах сочленения цилиндров турбины с корпусами подшипников не превышал величины наименьшего предельного угла поворота корпуса подшипника относительно оси турбины из всех корпусов подшипников.
Список литературы
1.
Мурманский Б. Е. Разработка и реализация концепции комплексной системы повышения надежности состояния паротурбинной установки/ Б. Е. Мурманский // Надежность и безопасность энергетики. 2015. №1 (28). С. 44—48.
2.
Сосновский А.Ю. Системы тепловых расширений паровых турбин: учебное пособие для вузов/ А.Ю. Сосновский, Б.Е. Мурманский, Ю.М. Бродов; под общ. ред. Ю.М. Бродова.- Екатеринбург: УРФУ,2015. 132с.
3.
Сосновский А.Ю. Современное состояние и перспективные решения по совершенствованию систем тепловых расширений паровых турбин / А.Ю. Сосновский, Б.Е. Мурманский, Ю.М. Бродов// Известия высших учебных заведений. Проблемы энергетики, 2018, том 20, № 7-8, стр. 71-86
4.
Ермолаев В.В.
Комплексный подход к нормализации тепловых расширений турбины/ В.В. Ермолаев, А.Ю. Сосновский, А.И. Шкляр, М.В. Великович, М.В. Фертиков, Б.Е. Мурманский, М.М. Мительман // Электрические станции, 2002. №5. С. 26—31.
5.
Мурманский Б. Е. О выявлении причин затруднённых тепловых расширений паровых турбин/ Б.Е. Мурманский, А.Ю. Сосновский// Энергетик, 2017, №12, с. 33-37.
6.
Сосновский А.Ю. Устойчивость функционирования системы тепловых расширений паровой турбины к внешнему воздействию / А.Ю. Сосновский, Б.Е. Мурманский, Ю.М. Бродов, Ю. А. Сахнин // Электрические станции, 2017. №6.С. 35—40.
