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 G_y, 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; d_р = 40 - 50 мм - диаметр разгрузочных отверстий; Z_р = 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; δ_а ≈ 4– 5 мм, δ_у ≈ 0,5 – 0,8 мм - корневой и радиальный зазор в уплотнении диафрагмы соответственно; d_k – 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 d_р = 50 мм, а число отверстий Z_р ≤ 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 Р_к. Поскольку давление за поршнем Р_к 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:

R_разгр = F_поршня ^.( )^.10⁵,

где площадь поршня, м²:

F_поршня = π/4·(d²_поршня – d²_вала).

Здесь d_поршня – искомый внешний диаметр поршня, м; d_вала – 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. R_разгр = . Из равенства

R_разгр = ( ) = F_поршня ^.( )

определяется сначала площадь поршня F_поршня, а затем его диаметр d_поршня.

Рис. IV.2. Схема турбины с разгрузочным поршнем