Низкочастотная вибрация

4.3. Низкочастотная вибрация

Низкочастотной вибрацией называют вибра­цию турбоагрегата с частотой, близкой к полови­не частоты вращения. Причина низкочастотной вибрации коренным образом отличается от причин вибрации оборотной частоты. Последняя возникает при появлении сил неуравновешенности и исчезает вместе с их исчезновением. Низкочастотная виб­рация возникает в случае потери устойчивости вращения вала на масляной пленке подшипника.

При низкочастотной вибрации случайно появив­шиеся отклонения вала от состояния устойчивого вращения вызывают появление сил, которые поддерживают эти отклонения и даже усиливают их, не­смотря на то, что случайная сила, вызвавшая откло­нения от положения равновесия, исчезла. Такой вид колебаний в технике называется самоподдерживаю­щимися колебаниями, или автоколебаниями.

Таким образом, всякий конкретный уравнове­шенный валопровод при некоторых условиях рабо­тает спокойно, без вибрации, а при некоторых внезапно теряет устойчивость вращения с возникнове­нием интенсивных колебаний.

Возможность потери устойчивости вращения в первую очередь определяется конструкцией ротора и его вибрационными характеристиками. Жест­кие роторы практически не подвержены низкочас­тотной вибрации. Реальные роторы во многих слу­чаях имеют первую критическую скорость, пример­но равную половинной частоте вращения. В этом случае возникающая низкочастотная вибрация обычно весьма интенсивна.

Рис. 4.11. "Затягивание" низкочастотной вибрации

Одной из характерных особенностей автоколе­баний является их "затягивание", показанное на рис. 4.11. Интенсивная вибрация возникает при не­котором значении мощности (эту мощность называ­ют "пороговой", так как она дает начало неустойчи­вому вращению ротора), но не прекращается немедленно после ее снижения. Необходимо значительно уменьшить мощность для прекращения вибрации. Например, при наладке одной из турбин мощно­стью 800 МВт низкочастотная вибрация возникла при 720 МВт, а при ее устранении требовалось сни­жение мощности иногда до 650 МВт. Такой харак­тер протекания вибрации станет вполне понятным, если еще раз вспомнить, что низкочастотная виб­рация – это автоколебательный процесс, при ко­тором колебания, возникнув по любой причине, под­держивают сами себя, даже если эта причина и перестала действовать.

По источникам возникновения низкочастотную вибрацию принято делить на два вида: масляную, источником которой является масляный слой опор­ного подшипника, и паровую, вызываемую силами, действующими в проточной части турбины.

Рекомендуемые материалы

4.3.1. Масляная вибрация и ее предупреждение

Процесс возникновения автоколебаний в масля­ном слое подшипника можно уяснить из простой модели, показанной на рис. 4.12.

Рис. 4.12. Схема возникновения масляной вибрации

Пусть невесомая шейка вала, на которую не дей­ствуют никакие силы, вращается в расточке под­шипника. В этом случае центр шейки О₁ будет совпадать с центром расточки О и вибрации не возник­нет. Представим себе, что в некоторый момент шейка отклонится вертикально вниз на величину е под действием некоторой случайной силы, после чего последняя исчезнет.

Рассмотрим расходы масла через сечения АВ и CD в момент смещения шейки вала вниз. Масло, увлекаемое вращающейся шейкой, в точках В и С имеет скорость ωr_ш, где r_ш – радиус шейки вала, а в точках А и D – скорость, равную нулю, так как во всех случаях масло прилипает к металлу. В пер­вом приближении можно считать, что скорость мас­ла в зазоре изменяется по линейному закону и по­этому показанные на рис. 4.12 треугольные эпюры изображают секундные объемные расходы масла через зазор, ширина которого (в направлении, пер­пендикулярном чертежу) равна единице. Таким об­разом, через сечение АВ  входит количество жидко­сти, равное ¹/₂(Δ + е) ωr_ш, а через сечение СО вхо­дит количество жидкости, равное  ¹/₂(Δ – е) ωr_ш.

Разность объемных расходов масла еωr_ш  долж­на остаться в зазоре слева от линий АВ и СD. Одна­ко масло – жидкость практически не сжимаемая, поэтому в рассмотренной области возникает повы­шенное давление, которое будет стремиться сдви­нуть всю шейку вала вправо с тем, чтобы создать недостающий объем для разности расходов масла.

Таким образом, следствием действия случайной вертикальной силы явилось не только соответст­вующее смещение шейки вала вниз, но и появление силы  С, действующей перпендикулярно смещению. Под действием силы  С  шейка вала сдвигается вправо, а точнее повернется вокруг точки О с некоторой угловой скоростью Ω, отличной от частоты враще­ния ω. Но при сдвиге шейки вправо уменьшится правый боковой зазор и появится сила, действую­щая вертикально вверх, которая будет уменьшать верхний зазор, и т.д.

В действительности ротор будет перемещаться не рывками, а непрерывно: из–за случайного сдвига ротора вниз на величину вектора е появляется сила С, которая приложена перпендикулярно смещению шейки и создает прецессию шейки вокруг центра расточки подшипника. Сила С вращается вместе с шейкой, поэтому ее называют циркуляционной силой. Из рис. 4.12 видно, что, хотя сила С дейст­вует перпендикулярно смещению шейки, она совпа­дает с направлением скорости прецессионного дви­жения, поэтому, как и в случае резонанса, создают­ся очень благоприятные условия для увеличения размаха прецессии.

Итак, уже стал ясен механизм возникновения са­моподдерживающейся прецессии, т.е. вибрации. Вернемся к рис. 4.12 и определим скорость прецессии. Видно, что линейная скорость прецессии равна Ωе, а освобождающийся в единицу времени объем для количества жидкости еωr_ш будет равен  Ωе2r_ш. Приравнивая два последних выражения, получаем Ω = ω/2, т.е. масляные циркуляционные силы вызывают прецессию с частотой, равной по­ловине частоты вращения.

Реальное течение масла в подшипнике намного сложнее рассмотренного. Можно строго показать, что причиной появления циркуляционной силы яв­ляется различие упругих свойств масляной пленки, на которой вращается ротор, в горизонтальном и вертикальном направлениях. Неодинаковость упру­гих свойств масляной пленки в разных направлени­ях приводит к тому, что при случайных смещениях шейки вала в каком–нибудь направлении появляет­ся самоподдерживающаяся циркуляционная сила, создающая непрерывную прецессию вала. Еще раз подчеркнем, что неуравновешенность вала никако­го отношения к низкочастотной вибрации не име­ет, поэтому ее невозможно ликвидировать посред­ством более тщательной балансировки.

В соответствии с рассмотренной схемой низко­частотная вибрация возникает при появлении лю­бых случайных сил, которые всегда присутствуют. Вместе с тем опыт говорит о том, что низкочастот­ная вибрация возникает далеко не всегда, а лишь при определенных условиях. Дело в том, что масля­ная пленка обладает не только упругими свойствами, которые способствуют возникновению низко­частотной вибрации, но и свойствами гашения виб­рации за счет сил трения (демпфирующими свойст­вами), возникающих при взаимном смещении от­дельных слоев масла в пленке относительно друг друга. Возникнет или не возникнет низкочастотная вибрация – зависит от конкретного сочетания уп­ругих и демпфирующих свойств в конкретном под­шипнике и при конкретных условиях работы.

Определяющим в возможности возникновения масляной низкочастотной вибрации является поло­жение шейки вала в расточке вкладыша. Теоретиче­ски в зависимости от условий работы центр шейки вала может занимать положение от самого нижнего, когда шейка не вращается, до самого верхнего (при бесконечно большой частоте вращения), совпадаю­щего с центром расточки. Практика показывает, что для несегментных подшипников чем больше всплы­тие шейки, тем больше вероятность возникновения низкочастотной вибрации. Как правило, при всплы­тии шейки вала на высоту более 30 % максимально возможной (0,3Δ, рис. 4.12) вращение ротора становится неустойчивым.

Всплытие шейки вала определяется значением комплекса:

,                                                                                        (4.3)

который называется критерием нагруженности подшипника.

В этот комплекс входят: р – условное удельное давление на нижнюю половину вкладыша, равное отношению силы  Р, действующей на подшипник, к произведению диаметра шейки вала d_ш на ширину L вкладыша; φ = Δ/r_ш – относительный зазор во вкладыше; μ – коэффициент динамической вязко­сти масла; ω – угловая частота вращения ротора.

При движении двух слоев жидкости относительно друг друга между ними возникает сила трения, или сила вязкости, зависящая от природы жидкости и относитель­ной скорости слоев. Коэффициентом динамиче­ской вязкости и. называется сила трения, возникающая между двумя слоями жидкости, отнесенная к единице пло­щади контакта, при разности скоростей слоев в 1 м/с. Та­ким образом, единица вязкости Па·с.

Чем меньше значение критерия нагруженности, тем сильнее всплытие шейки вала, и тем больше ве­роятность потери устойчивости вращения. Поэтому имеется некоторое предельное значение S_макс, оп­ределяющее границу устойчивости.

Формула (4.3) позволяет провести анализ влия­ния различных конструктивных и эксплуатацион­ных факторов на возможность возникновения низ­кочастотной вибрации.

1. С ростом частоты вращения ω значение крите­рия нагруженности уменьшается, а вероятность возникновения низкочастотной вибрации увеличи­вается. Поэтому возникновение низкочастотной вибрации в процессе разворота турбины или на хо­лостом ходу является характерным признаком масляной вибрации.

2. Заметное влияние на возникновение масляной вибрации оказывает температура масла, которая оп­ределяет его вязкость μ. Чем ниже температура мас­ла, тем больше его вязкость и больше всплытие шей­ки вала и тем вероятнее потеря устойчивости враще­ния. Поэтому, чем выше температура масла, тем это лучше с точки зрения устойчивости ротора. Однако высокая температура масла приводит к снижению несущей способности масляной пленки и ее демпфирующих свойств, вызывает износ вкладыша и приводит к преждевременному старению масла. По­этому для каждого турбоагрегата (и даже для каждо­го подшипника) устанавливается узкий диапазон из­менения допустимых значений температуры масла на входе в подшипник. В практике наладки вибраци­онного состояния бывали многочисленные случаи, когда в результате повышения температуры масла удавалось повысить частоту вращения, при которой происходила потеря устойчивости вращения.

3. Большое влияние на момент потери устойчи­вости вращения оказывает удельное давление р: с ростом давления опасность возникновения масляной вибрации снижается. Однако удельное давле­ние не может быть чрезмерно большим, так как его значение определяет толщину масляной пленки и интенсивность износа, особенно при трогании ма­шины и работе на валоповоротном устройстве.

При выбранных размерах вкладыша удельное давление определяется силой, действующей со сто­роны валопровода на вкладыш подшипника. Валопровод мощной турбины имеет восемь–десять опор­ных вкладышей, в которые укладываются отдельные роторы цилиндров. Подшипники при монтаже долж­ны быть установлены так, чтобы при переходе от монтажных условий к рабочим обеспечивались не только центровка отдельных роторов, но и преду­смотренные радиальные нагрузки на отдельных вкладышах. В противном случае какой–либо из под­шипников может оказаться чрезмерно разгруженным и стать источником низкочастотной вибрации.

Аналогичный эффект проявляется и в условиях эксплуатации, когда, например, прокладка не пре­дусмотренных проектом горячих трубопроводов или установка непредусмотренных теплообменни­ков может повлечь непредусмотренное вертикаль­ное расширение колонн фундамента, вызывающее деформацию верхней фундаментной плиты и изме­нение усилий, действующих на подшипники. К та­кому же эффекту приводит неравномерная осадка фундаментной плиты.

При парциальном подводе пара нагрузка, дейст­вующая на подшипник, может изменяться по мере открытия клапанов, и при неправильном порядке их открытия возникает сила, разгружающая подшип­ник. Такой случай изображен на рис. 4.13, а. Если регулирующие клапаны 7 и 2 открыты и подводят пар к двум левым сопловым сегментам, а ротор вра­щается по часовой стрелке, то пар, выходящий из сопловых каналов этих сопл, на рабочих лопатках регулирующей ступени будет создавать окружные усилия R'_u и R"_u. Каждое из них имеет вертикаль­ные проекции R₁ и R₂, которые, складываясь, дадут вертикальную разгружающую силу.

Иное положение возникает, если нагрузка тур­бины будет обеспечена в результате открытия кла­панов 7 и 3 (рис. 4.13, б). Тогда силы R₁ и R₂ будут направлены навстречу друг другу и будут меньше разгружать подшипник.

Если сначала открывать клапаны 3 и 4, то можно даже создать силу, направленную вертикально вниз, которая оказывает стабилизирующее влияние на колебания ротора. К рассмотренным примерам можно только добавить, что порядок открытия кла­панов определяется и другими факторами.

Рис. 4.13. Появление разгружающей силы на шейке вала при неправильном (а) и правильном (б) порядке открытия регулирующих клапанов

Для проверки "виновности" порядка открытия клапанов при возникновении масляной вибрации следует провести разворот турбины при полностью открытых регулирующих клапанах, управляя пода­чей пара в турбину главной паровой задвижкой и ее байпасом, которые установлены на па­ропроводе перед регулирующими клапанами (ино­гда это делают с помощью стопорного регулирую­щего клапана).

4. Устойчивость ротора против масляной вибра­ции может быть повышена путем увеличения абсо­лютного зазора, т.е. увеличения относительного за­зора при сохранении диаметра шейки вала. Однако повышенные относительные зазоры приведут к сильному всплыванию шейки вала и потребуют увеличения зазоров в уплотнениях, что снизит экономичность турбины.

Критерий нагруженности подшипника указыва­ет также и меры, которые следует принимать при низкочастотной масляной вибрации.

Устойчивость вращения ротора может быть по­вышена в результате уменьшения ширины вклады­ша (это повысит удельное давление), смещения подшипников для увеличения нагрузки на подшип­ник, а также увеличения температуры смазки.

Самым радикальным путем для борьбы с низ­кочастотной масляной вибрацией является ис­пользование специальных сегментных виброустойчивых подшипников, конструкции которых рассмотрены.

Применение сегментных самоустанавливаю­щихся подшипников полностью снимает масля­ную вибрацию. Это связано с тем, что сегменты (колодки) при любом смещении ротора сами уста­навливаются так, что сила реакции проходит через точку опоры и центр шейки вала (в противном случае колодка будет продолжать поворачиваться дальше). Таким образом, в сегментных подшипни­ках циркуляционной силы, вызывающей прецессию вала, просто не возникает.

Вместе с тем следует подчеркнуть, что подшип­ники одновременно играют и роль демпферов, ко­торые гасят и другие виды колебаний ротора. Сег­ментные подшипники не обладают повышенной демпфирующей или несущей способностью, поэто­му их использование снимает проблему масляной вибрации, но не вибрации вообще.

4.3.2. Паровая низкочастотная вибрация и борьба с ней

Паровая вибрация низкой частоты возникает вследствие появления в проточной части турбины и ее уплотнениях газодинамических циркуляционных сил, вызывающих автоколебания ротора.

По месту возникновения возмущающих газоди­намических сил принято их делить на венцовые, бандажные и силы в уплотнениях.

Венцовые циркуляционные силы возникают на венце рабочих лопаток (отсюда и название) из–за неравномерной по окружности надбандажной утечки пара вследствие неодинакового радиально­го зазора. Для лучшего понимания природы воз­никновения циркуляционных венцовых сил рассмотрим рис. 4.14.

Рис. 4.14. Возникновение паровой венцовой циркуляционной силы в ступени турбомашины

Если оси статора и ротора совпадают, то в обра­зующийся радиальный зазор δ_r устремляется утеч­ка G_y, вследствие чего лопатки ступени недорабатывают некоторую мощность. Пусть теперь в силу каких–то случайных причин произошло отклонение оси ротора вниз по отношению к оси статора на не­которую величину r. Тогда радиальный зазор внизу δ_rн уменьшится, а вверху δ_rв  увеличится, и поэто­му утечка над верхней частью рабочего колеса ста­нет больше, чем над нижней, на величину ΔG_у (можно показать, что вдоль окружности и зазор, и утечка будут изменяться по закону косинуса). Это в свою очередь приведет к тому, что через рабочие лопатки верхней половины колеса будет проходить меньшее количество пара, чем через лопатки ниж­ней половины. Поэтому к верхней половине венца будет приложена вращающаяся сила R_и – ΔR_и меньшая, чем сила, приложенная к нижней полови­не венца R_и + ΔR_и. Действие этих двух противопо­ложно направленных сил вызывает появление не­уравновешенной силы С_в, приложенной к центру вала и действующей перпендикулярно вектору смещения. Это и есть венцовая сила.

Таким образом, вследствие случайного смеще­ния ротора появляется сила, действующая перпен­дикулярно смещению; поэтому произойдет перемещение ротора слева направо и появится сила, дейст­вующая снизу вверх и т.д. Иными словами, однаж­ды возникнув, сила С_в уже не исчезает, а продолжает вращаться вместе с ротором, и поскольку ее направление близко к направлению скорости вала, создаются условия для возбуждения интенсивных колебаний. Можно показать, что частота вращения этой самоподдерживающейся циркуляционной си­лы примерно равна  ω/2. Заметим, что такая же вен­цовая сила возникает при смещении вала и появле­нии в диафрагменном уплотнении неравномерной по окружности утечки, что также вызывает пере­менность силы R_и по окружности.

Из рассмотрения природы венцовой силы следу­ет, что ее значение зависит от степени изменения утечки пара по окружности через периферийное уп­лотнение при радиальном отклонении вала. Это из­менение тем выше, чем выше разница давлений до и после бандажа и плотность пара в ступени. Поэтому венцовые возмущающие силы возбуждают колебания роторов ЦВД преимущественно турбин на сверхкритические параметры пара.

Ясно также, что интенсивность возмущающих венцовых сил зависит от режима работы турбины: с увеличением нагрузки и приближением начальных параметров пара к номинальным значениям венцо­вые силы растут. Характерным признаком возник­новения низкочастотной паровой вибрации являет­ся ее появление при определенной нагрузке турби­ны, когда интенсивность венцовых сил достигает достаточного значения. Поэтому устранение паро­вой вибрации путем установки виброустойчивых подшипников невозможно, хотя, конечно, демпфи­рующие свойства смазочного слоя подшипников в определенной степени влияют и на снижение паро­вых колебаний, однако это влияние уменьшает ко­лебания, но не ликвидирует их причину.

Наиболее эффективным способом борьбы с воз­никновением возмущающих венцовых сил являет­ся соответствующее конструктивное выполнение периферийных уплотнений ступени. Действитель­но, достаточно выполнить уплотнения так, чтобы при смещении ротора, например, вниз (рис. 4.15) утечка через верхний зазор уменьшалась, а через нижний увеличивалась. В этом случае также поя­вится неуравновешенная венцовая сила С_в, но она будет направлена навстречу прецессионному дви­жению ротора и поэтому не вызовет вибрации. Создание такого виброустойчивого уплотнения возможно, однако трудность состоит в том, чтобы было достаточно технологичным в производстве и удобным при монтаже и ремонте. Кроме того, оно должно обеспечить надежную работу ротора без задеваний при различных переходных режимах (пусках, оста­новках, сбросах нагрузки).

Интенсивность венцовых сил в выполненной ступени очень существенно зависит от соотношения радиальных δ_r и осевых δ_а  зазоров (рис. 4.16, а): с увеличением радиальных и уменьшением осевых зазоров венцовые силы уменьшаются. Это объясня­ется тем, что при больших радиальных зазорах их изменение вследствие прогиба ротора будет вызы­вать относительно небольшое изменение R_и. При малых осевых зазорах утечка определяется их раз­мерами, а изменение радиального зазора практиче­ски не влияет на нее.

Осевые зазоры с целью уменьшения венцовых сил нельзя выполнять чрезмерно малыми, поскольку при пуске турбины и во время стационарного режима работы возможны задевания вращающихся дета­лей о неподвижные. Поэтому в условиях наладки нового или отремонтированного оборудования при возникновении низкочастотной вибрации часто при­бегают к увеличению или даже иногда к полной лик­видации радиальных уплотнений (рис. 4.16, б, в), что неизбежно приводит к снижению экономично­сти. Такую меру следует считать нерациональной и рассматривать как временную.

Рис. 4.16. Надбандажные уплотнения

а - типовая конструкция; б, в - виброустойчивые конст­рукции

Часто в процессе наладки или эксплуатации турбины происходит постепенное самопроизволь­ное уменьшение уровня низкочастотной вибрации. Как правило, это является следствием износа ради­альных уплотнений из–за задеваний при повышен­ной вибрации.

Бандажные циркуляционные силы возника­ют вследствие появления неравномерности давле­ния вдоль окружности бандажа из–за смещения ротора. Чтобы понять природу этих сил, рассмотрим рис. 4.17.

Представим себе, что ротор вращается и зазор δ_r  между ним и статором строго одинаков. Тогда в любом радиальном сечении зазора будет возни­кать распределение скоростей потока, показанное на рис. 4.17 на верхних эпюрах. В большой степе­ни оно будет определяться тем, что пар, поступаю­щий из соплового аппарата со скоростью с₁, имеет окружную составляющую с_1u, вследствие чего ме­жду гребнями уплотнения образуется устойчивый вихрь, вращающийся в окружном направлении. При этом направления вращения вихря и ротора будут одинаковыми. При равномерном зазоре δ_r распределение скоростей в сечениях АВ и СD бу­дет одинаковым. Никаких циркуляционных сил при этом не возникает.

Рис. 4.17. Возникновение бандажной циркуляционной силы

Представим себе другой случай, когда невращающийся ротор, концентрично расположенный в статоре внезапно перемещается вверх на вектор r. Тогда пар, находящийся в надбандажной камере, начинает перетекать сверху вниз симметрично от­носительно вертикальной плоскости. В сечениях АВ и СD будет возникать одинаковое примерно пара­болическое распределение скоростей, показанное на рис. 4.17 на средних эпюрах.

Наконец, в третьем случае, при смещении вверх вращающегося ротора, в сечениях АВ и СD возни­кает распределение скоростей, являющееся наложением эпюр скоростей для двух ранее рассмотренных случаев. В результате в сечении Си скорости будут складываться, а в АВ – вычитаться. Поэтому эпюра скоростей в сечении СD окажется полнее, чем в АВ. Такое наполнение эпюры скоростей мо­жет произойти только за счет уменьшения давления в этой зоне, поскольку никакой дополнительной ра­боты над паром не совершается. Таким образом, в результате перемещения ротора вверх на бандаже рабочего колеса возникает такое перераспределе­ние давлений, что на левой части бандажа оно бу­дет больше, чем на правой (при вращении ротора по часовой стрелке). Поэтому возникает неуравно­вешенная сила С_б, действующая перпендикулярно смещению и стремящаяся сдвинуть ротор вправо. В результате, как и в ранее рассмотренных случаях, возникает самоподдерживающееся прецессионное движение ротора, которое совпадает с направлени­ем вращения. Поэтому оно является источником интенсивной вибрации даже при относительно не­больших значениях возмущающих сил.

Понимание физической природы бандажных сил позволяет установить факторы, от которых за­висит их значение, и наметить меры борьбы с их возникновением. Прежде всего, бандажные силы зависят от абсолютного давления в периферийном зазоре ступени: при малом абсолютном давлении абсолютное изменение давления по окружности бандажа будет малым. Поэтому так же, как и венцовые силы, бандажные силы играют серьезную роль для ЦВД турбин со сверхкритическими на­чальными параметрами пара.

С увеличением мощности турбин бандажные си­лы увеличиваются. Это связано с тем, что при фик­сированных начальных и конечных параметрах па­ра рост мощности турбин достигается путем увели­чения пропуска пара, для чего требуется увеличе­ние высоты и хорды лопатки и, следовательно, ши­рины бандажа, т.е. площади, на которую действует давление. На практике это привело к тому, что, на­пример, при наладке турбин умеренной мощности приходилось в основном бороться с масляной низ­кочастотной вибрацией и венцовыми силами, а при переходе к турбинам большей мощности главную роль стали играть бандажные силы. Так как бандаж­ная циркуляционная сила возникает из–за наруше­ния симметрии эпюры скоростей пара в зазоре, большое влияние на ее значение оказывает окруж­ная составляющая скорости с_1и, называемая закрут­кой: чем больше закрутка, тем больше искажение эпюры скоростей и больше бандажная сила.

Интенсивность возникающего в камере уплотне­ния вихря зависит от соотношения осевых и ради­альных зазоров. С увеличением радиальных зазоров пар, поступающий через зазор входного радиально­го гребешка (рис. 4.16), будет быстрее поки­дать камеру уплотнения через зазор выходного гребешка, поэтому интенсивность вихря будет меньше. Следовательно, искажение эпюры скоростей и бан­дажная сила также будут меньшими. Уменьшению интенсивности вихря способствует и уменьшение осевого зазора. Радикальным способом уменьшения бандажных сил является ликвидация второго (вы­ходного) уплотняющего гребешка. В этом случае независимо от смещения над бандажом по всей ок­ружности устанавливается одинаковое давление, равное давлению за ступенью.

Традиционно используемые в большинстве тур­бин периферийные уплотнения не являются удовле­творительными с точки зрения возникновения как венцовых, так и бандажных циркуляционных сил. Как видно из рис. 4.16, а, при смещении ротора имеются все условия для возникновения циркуляционных сил. Улучшение этих конструкций с це­лью уменьшения циркуляционных сил возможно только путем частичного или полного разуплотне­ния ступеней посредством увеличения зазоров и ли­квидации отдельных или всех гребешков, т.е. ценой снижения экономичности.

В табл. 4.2 показано сравнение эффективности различных конструкций надбандажных уплотне­ний (рис. 4.18), выполненное в МЭИ, для ЦВД турбины К–300–23,5 ЛМЗ. Эффективность оценива­лась по изменению пороговой мощности турбины и экономичности, причем для сравнения в качестве эталонного принята традиционная конструкция (рис. 4.18, а) при радиальных зазорах δ₂ = 1,5 мм. Их уменьшение в 2 раза (вариант 2 в табл. 4.2) уве­личивает КПД  ЦВД на 2,15%, однако пороговая мощность снижается на 60 %.

Рис. 4.18. Типы исследованных периферийных уплотнений

Таблица 4.2 – Сравнение надбандажных уплотнений ЦВД турбины мощностью 300 МВт

Выполнение виброустойчивой конструкции (рис. 4.18, б) позволяет более чем в 3 раза увели­чить пороговую мощность при очень большом повышении экономичности. Используя ту или иную конструкцию уплотнений, можно активно влиять как на пороговую мощность, так и на экономич­ность проточной части.

Люди также интересуются этой лекцией: Список рекомендуемой литературы.

Возникновение циркуляционных самоподдер­живающихся сил в уплотнениях принципиально не отличается от их появления в бандажной камере: при смещении вала в уплотнении симметрия ок­ружного течения пара нарушается, вследствие че­го появляется самоподдерживающаяся сила, действующая поперечно смещению и вызывающая пре­цессию вала. Циркуляционная сила, возникающая в уплотнениях, в большой степени зависит от на­чальной закрутки. В диафрагменные уплотнения промежуточных ступеней пар поступает из впереди стоящей рабочей решетки, за которой скорость вы­хода потока с₂ мала и имеет малую закрутку. Такая же картина наблюдается на входе в заднее концевое уплотнение. Во всех этих случаях циркуляционная сила в уплотнениях мала, а в тех случаях, когда ок­ружная проекция с_2u направлена против вращения она, может быть даже стабилизирующей, т.е. будет гасить колебания.

Иное положение возникает в тех уплотнениях, которые соседствуют с камерой, расположенной пе­ред дисками первой ступени, особенно перед диска­ми регулирующей ступени. В этом случае закрутка с_1u ≈ с₁ (так как угол α₁ мал) и велика по абсолют­ному значению из–за увеличенного теплоперепада регулирующей ступени. Поэтому большие циркуля­ционные силы могут возникать в промежуточном уплотнении цилиндров с петлевым движением пара.

Возникающая циркуляционная сила пропорцио­нальна расходу пара через уплотнение, поэтому, как и в предыдущих случаях, она больше в уплотне­ниях ЦВД и в промежуточном уплотнении цилинд­ров с поворотом пара. С ростом зазоров и высоты камеры между гребешками уплотнения возмущаю­щая сила уменьшается из–за ослабления вихрей, об­разующихся в уплотнительных камерах. Определенное уменьшение циркуляционных сил в уплот­нениях может быть достигнуто подводом незакрученного пара после первого отсека уплотнений (рис. 4.19) через каналы, площадь которых в 2–3 раза больше площади радиального зазора. Подво­димый пар, не имеющий закрутки, тормозит закру­ченный пар, способствуя выравниванию окружной неравномерности давлений, порождающей цирку­ляционную силу.

Рис. 4.19. Гашение закрутки потока в уплотнениях с помо­щью осевых сверлений в обоймах уплотнений (рекоменда­ции ЦКТИ)

1 – обойма уплотнения; 2 – сегмент уплотнения; 3 – осевые отверстия для прохода пара; 4 – ротор