Совершенствование режимов останова блока

 

 

В связи с тем, что  сведения о механических свойствах  баббита Б83 при температурах выше 175ºС обнаружить в литературе не удалось, при решении вопроса о допустимых температурах баббита на ПО ТМЗ было выполнено их определение экспериментальным путем.

Результаты проведенных  исследований показали, что даже при  температуре 200ºС условия работы баббита подшипников не вызывают опасений. С учетом этого вывода для турбин ТМЗ в опытах по определению условий отключения системы смазки предельная температура в 120ºС дает достаточный (почти двухкратный) запас и ее использование в качестве критерия надежности режима не вызывает особого сомнения.

        

Температурный прогиб невращающегося ротора

 

         Еще одним фактором, который обычно  называется в качестве обоснования  требования о существенном снижении  температуры цилиндра к моменту   отключения ВПУ, является появление теплового прогиба, который, в свою очередь, обуславливается возникновением температурных разностей по диаметру остановленного сравнительно горячего ротора. Причинами, определяющими появление этих разностей, могут быть значительные температурные разности "верх – низ", в корпусе цилиндра; усиленный отвод теплоты от нижней части шейки ротора, лежащей на вкладыше подшипника; неравномерный по периметру ротора теплообмен с паром, подаваемым на концевые уплотнения.

Детальное изучение влияния  перечисленных и других факторов на образование теплового прогиба ротора было выполнено ранее. Основную роль здесь играет подача пара на КУ – при ее отсутствии заметного искривления ротора не наблюдалось даже при отключении ВПУ при температурах паровпуска цилиндра до 300 - 310º С . При всей правильности этого вывода необходимо иметь в виду, что это относится к ситуации, когда при отключении ВПУ СС оставалась в работе, что исключало образование температурных неравномерностей на шейке ротора в зоне подшипника . Поэтому величину теплового прогиба ротора при отключении СС пытались неоднократно определить экспериментально. Для этой цели измеряли изгиб ротора штатными датчиками, расположенными в доступных для измерений местах, но удаленных от тех зон, где изменения зазоров максимальны. Нельзя не согласится, что такие измерения могут дать сведения лишь об относительном влиянии режима на изгиб ротора, но не дают представления об абсолютных величинах изменения зазоров в проточной части. Более того, обстоятельными исследованиями было показано, что измерение изгиба неподвижного ротора в зоне первого подшипника вообще не отражают величины деформации вала в проточной части : изгибается лишь передняя консоль вала в зоне ее прилегания к нижней половине относительно более холодного подшипника. Сам ротор в проточной части между подшипником может при этом остаться практически прямым.

С другой стороны, есть достаточные  основания утверждать, что точную оценку изменения зазоров в проточной  части при остывании цилиндров  турбины с остановленным ротором и отключенной СС можно дать расчетным путем . Расчет изгиба корпуса по разности температур верхней образующей Δtв– н(к) достаточно прост, его точность неоднократно проверялась экспериментально. Если принять, что указанная разность температур одинакова по всей длине корпуса, то из формул, вытекает зависимость для максимальной величины прогиба:

 

  где  β – коэффициент  линейного расширения  L – длина  корпуса между опорами; Дк –  наружный диаметр корпуса.

 

Еще ранее аналогичная формула  была получена и проверена экспериментально. Она совпадает с (5.1) при условии использования, вместо величины разности температур по корпусу, соответствующей разности температур Δtв – н (р) по диаметру ротора , а также величины диаметра ротора Др ( вместо Дк ).

Эта формула дает завышенную оценку изменения радикального зазора, т.к. получена в предположении, что разность "верх – низ" температур в роторе постоянна по его длине, а концы вала свободны и не мешают ротору изгибаться. В действительности перемещения края стеснены и прогиб вала будет в несколько раз меньше рассчитанного по зависимости (5.1).

Основную трудность представляет определение температурного поля ротора для оценки величины Δtв – н (р). Эта величина может быть рассчитана при достаточно точном математическом моделировании процесса остывания цилиндра турбины.

Вместе с тем, вместо точного  расчета процессов остывания, можно  дать верхнюю оценку величины температурной  разности в роторе и обусловленного ею изменения зазоров в проточной  части турбины. Если полученная таким образом (с определенным запасом величина уменьшения зазоров в проточной части не вызывает сомнений в надежности турбины, то более точного анализа не требуется.

В работе такая оценка приведена  с учетом следующих соображении:

– полости и зазоры внутри турбины заполнены воздухом при атмосферном давлении;

– теплообмен от деталей статора (от диафрагм) к ротору осуществляется теплопроводностью через плоские  кольцевые зазоры шириной порядка 10 мм;

–   естественная    конвекция   в    зазорах      практически      отсутствует  (увеличение теплопереноса через зазор за счет естественной конвекции оценивается коэффициентом εк = 0,18 ( Gr Pr ) 0,25, зависящим от чисел Грасгофа Gr и Прандтля Pr , при свойствах воздуха, соответствующих температуре 300ºС и разности температур верха и низа корпуса в 100ºС, вдвое       превышающей     предельно     допустимое      значение,   величина ( Gr Pr ) = 494 < 1000 , т.е. естественная конвекция в зазорах практически отсутствует , и поток теплоты от диафрагм к ротору определяется собственно теплопроводностью воздуха , т.е. εк = 1 ) . По результатам оценки условий теплообмена к поверхности ротора был определен предельный перепад температур по диаметру ротора (разность " верх – низ " Δtв – н ( р )) , при этом было получено :

 

    

При λ_m = 39 Вт/ (м К ) , λ_B = 4,6 10^-2 Вт ( м К ) ; S_B = 1 10^-2 м ;

 имеем :

  

 

 

 

При разности температур "верх- низ" корпуса, равной 100ºС, что  существенно превышает фактические  величины, встречающиеся в турбинах,

= 3,2-3,3ºС. В этом случае максимальная величина изменения зазоров, оцененная по формуле (5.6), составляет 0,247мм для ЦВД и 0,242мм для ЦСД (при β = 13∙10^-6  1/град и ℓ_ЦВД = 5,146м и ℓ_ЦСД = 5,107м. 

Таким образом даже при  заметно завышенной оценке, величина изменения зазора намного меньше величины радикальных зазоров в проточной части турбины . Этот анализ показывает , что прогиб за счет образования в нем разности " верх – низ "  при отключении ВПУ не представляют опасности для турбины .

В доказательство того , что полученная оценка завышена , показано , что разность температур " верх – низ "  для обойм будет меньше , чем та же разность в корпусе из – за растечки теплоты теплопроводностью по обойме в окружном направлении . Для первой после межкорпусного пространства обоймы ЦВД турбины Т–250/300–240 этот эффект приводит к снижению температур в обойме до 0,52 Δtв – н (к) . При такой разности максимальный прогиб ротора уменьшится до 0,11 – 0,12 мм , если разность температур в корпусе составляет 100º С . При величине разности до 50º С , стрела прогиба ротора не превысит 0,06 мм .

Анализ , проведенный  в цитированной работе, далеко не безупречен.

Прежде всего, спорной  является принятая модель рассматриваемого явления: ротор рассматривается  как балка прямоугольного сечения, на верхней стороне которой происходит теплообмен ( через воздушный зазор ) с верхней половиной диафрагмы, а на нижней стороне – теплообмен с нижней половиной диафрагмы. При этом принимается, что верхняя половина диафрагмы имеет температуру верха корпуса Δtв(к), а нижняя половина диафрагмы температуру низа корпуса Δtн(к). Таким образом предполагается, что температурные неравномерности, возникающие в наружном корпусе, полностью воспринимаются диафрагмами, что достаточно спорно даже для цилиндров без внутренних корпусов. Тем более такая модель не пригодна для двухстенных цилиндров, т.е. при наличии внутреннего корпуса. В последнем случае общая разность температур по диаметру   внутреннего   корпуса (ВК) составляет  только   часть   разности "верх – низ" наружного корпуса (НК), т.к. теплообмен между ВК и НК идет через воздушные зазоры между ними за счет лучистого теплообмена с условным коэффициентом теплоотдачи αл. Используя модель, путем несложных выкладок можно найти:

 

 

 

При лучистом теплообмене  между НК и ВК можно считать, что приведенная степень черноты системы тел примерно равна 0,7; тогда условный      коэффициент         лучистой     теплоотдачи составляет   около 4,8 Вт/(кв.м/град)  при средней температуре   металла    около    300ºС и 2,2 Вт/(кв.м/град) – при средней температуре металла около 250ºС.

Используя    зависимость     (5.3),    получим:  -  для     ЦВД   турбины    К – 500 – 240 – 2 ( Двк = 1,3 м )

 

= 0,0741   при средней температуре 300ºС ;

   

= 0,0354  при средней температуре 250ºС .

 

 − для ЦСД турбины К-500-240-2 ( Д_ВК = 1,7м)

 

= 0,0947  при средней температуре 300ºС ;

 

= 0,0387  при  средней температуре 250ºС.

 

Кроме того, нельзя считать, что передача теплоты от ротора  к диафрагме идет только через  радикальный зазор в диафрагменном  уплотнении. Значительно большее количество теплоты передается путем лучистого теплообмена между диафрагмами и дисками. Этот теплообмен является определяющим при формировании температурного поля дисков; температурное поле вала ротора формируется за счет процессов теплопроводности под воздействием температурного поля дисков.

Учитывая эти процессы теплообмена, а так же тот факт, что процессы остывания протекают  крайне медленно, более правильным является предположение о том, что  внутренний корпус вместе с ротором остывает как единое тело, распределение температур по диаметру которого определяет соответствующее распределение температур в роторе. Если принять, что распределение температуры по диаметру является линейным, то разность температур    по  диаметру    ротора    соотносится  с  разностью  температур "верх – низ " внутреннего корпуса простой зависимость :

 

       

 

        

Очевидно, что, принимая распределение температур по диаметру корпуса ( т.е. диафрагм и дисков ) линейны, получаем наибольшую разность температур по диаметру ротора по сравнению с разностями, которые имели бы место при других вариантах распределений. Для ЦВД турбины К – 500 – 240 – 2 диаметр вала ротора в зоне диафрагменных уплотнений, т.е. на большей части длины последнего, составляет 0,535 м , а диаметр внутреннего корпуса в зоне 2 – 5 ступеней – около 1,3 м. Таким образом отношение диаметров вала ротора и внутреннего корпуса составляет 0,29. С учетом этого следует ожидать, что для ЦВД рассматриваемой турбины разность температур по диаметру ротора должна составлять:

= 0,032         при средней температуре 300ºС ;

= 0,015         при средней температуре 250ºС .

 

Для ЦСД той турбины  диаметр вала ротора в зоне диафрагменных  уплотнений, т.е. на большей части  длины составляет 0,578 м, а диаметр внутреннего корпуса – около 1,7 м ( диаметры обойм этого цилиндра – от 1,8 до 2,0 м ) . Таким образом соотношение диаметров вала ротора и внутреннего корпуса ЦСД составляет около 0,340 м. С учетом этого следует ожидать, что для ЦСД турбины К–500–240–2 разность температур по диаметру ротора должна составлять:

 

= 0,032         при средней температуре 300ºС ;

= 0,013        при средней температуре 250ºС .

 

Производственный анализ показывает, что даже при заведомо завышенной   разности  температур "верх – низ"   наружного  корпуса  ЦВД (ЦСД) в 100ºС, разность температур в роторе ЦВД ( ЦСД ) не превысит 3,2ºС. Отметим,  что    эта    величина     достаточно    близка   для   турбины Т – 250/300 – 240, равной 2,9ºС, хотя использованная выше модель явления отличается от принятой в цитированной работе.

При разности температур по диаметру ротора ЦВД, равной 3,2ºС, максимальная стрела прогиба этого ротора составит в соответствии с формулой (5.1):

 

 

       

При     такой  же   разности   температур   в    роторе    ЦСД     турбины К–500–240–2 максимальная стрела прогиба этого ротора составляет:

 

 

        

Полученные величины стрелы прогиба существенно ниже радикальных зазоров в диафрагменных уплотнениях проточных частей ЦВД и ЦСД рассматриваемой турбины . С учетом этого, что принятая при расчетах разность температур "верх – низ"  наружного корпуса в 100º С заведомо завышена . Очевидно, что изменение радикальных зазоров вследствие прогиба неподвижного ротора под воздействием разности температур, образующейся в нем, не представляет опасности.

Теоретический анализ, произведенный  выше, может быть подтвержден экспериментальными данными по характеристикам естественного  остывания турбины К–500–240–2. На полученные в указанной работе характеристики естественного остывания наружного корпуса ЦВД показывают, что на большей   части длины цилиндра (от сечения паровпуска до сечения 1 отбора) разности температур "верх – низ"  невелики; их максимальные значения не превышают 20–35ºС. Несколько выше разность температур в зоне переднего концевого уплотнения, где ее максимум достигает 50ºС. И только в зоне выхлопа и задних концевых уплотнений разности температур заметно выше, а их максимум достигает 98 – 160ºС, т.е. уровня, принятого при рассмотренном выше анализе. Однако в силу того, что протяженность участков цилиндра, на которых эти разности действуют, невелика, их влияние на величину средней по длине цилиндра разности температур, определяемой по зависимости: