ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 09.11.2023
Просмотров: 96
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
греющего пара в подогревателях (9) и (10), кДж/кг. Турбины с двухступенчатым отбором пара могут иметь разнообразные теплофикационные режимы работы в зависимости от соотношения тепловой и электрической нагрузки. При режимах работы по тепловому графику при за[1]данной тепловой нагрузке Qт регулирующий орган (6) перед ЧНД закрыт. Мощность турбины определяется тепловой нагрузкой, а расход пара через ЧНД ограничивается значением Gк.min, определяемым условиями надёжной работы турбины. При работе турбины по электрическому графику возможно независимое изменение тепловой и электрической
нагрузки.
Вибрации валопровода могут происходить под воздействием:
1) гидродинамических сил в подшипниках - потери устойчивости вала на масляной пленке («масляное» возбуждение); 2) аэродинамических сил на рабочих венцах и лабиринтных уплотнениях - возникновения венцовых сил в лабиринтовых и надбандажных
уплотнениях («паровое» возбуждение).
Развитие амплитуды автоколебаний при «масляном» возбуждении зависит от: а) температуры масла; б) окружной скорости шейки вала; в) удельного давления на рабочую поверхность вкладыша подшипника. Меры по предотвращению т.н.
«масляного» возбуждения:1) уменьшение относительной длины подшипников; 2) овальная
расточка и многоклиновые вкладыши. Это явление актуально для больших мощностей ТА.
Развитие амплитуды автоколебаний при «паровом» возбуждении зависит от расхода пара, при этом
существует понятие порогового расхода пара, при котором начинается резкое возрастание т.н.
низкочастотной вибрации (т.е. вибрации с часто-той, меньшей оборотной). Валопровод в данном случае
является динамически неустойчивой системой и дальнейшее нагружение турбины невозможно.
Характерной особенностью автоколебаний является то, что их частота, как пра-вило, совпадает с одной из собственных частот колебаний валопровода, при этом частота возмущающих сил, генерируемых при
«масляном» и «паровом» возбуж-дении ниже оборотной частоты. Таким образом, автоколебания усиливают амплитуды низших собственных частот колебаний валопровода.
Задевания в уплотнениях также вызывают
автоколебания с одной из собственных частот. Признаками задевания являются повышенная вибрация корпуса цилиндра наряду с ростом вибрации подшипников. Вибрация нестабильна и меняется с изменением температуры. Вибрация в основном оборотная, однако, не поддаётся балансировке, чувствительность агрегата к балансировочным грузам не повторя-ется от пуска к пуску.
При работе турбин практически всегда наблюдается вибрация роторов. Полностью избавиться от неё не удается даже при самой совершенной технологии изготовления, качественной балансировке и монтаже. Поэтому правилами технической эксплуатации ограничивается максимальная амплитуда колебаний. Эту амплитуду измеряют специальными приборами либо на крышках подшипников, либо на самом роторе. Измерение амплитуды колебаний на крышках подшипников в настоящее время наиболее широко распространено в практике эксплуатации турбин. Однако этот способ не позволяет достаточно полно и объективно судить о вибрационном состоянии ротора. Поэтому сейчас
всё чаще измеряют амплитуду колебаний самого ротора. Причиной вибрации ротора может быть небаланс, появляющийся вследствие плохой балансировки или монтажа, обрыв рабочих лопаток, искривление оси ротора из-за неравномерного прогрева или охлаждения и др. В некоторых турбинах при эксплуатации наблюдалась так называемая низкочастотная вибрация ротора с частотой, примерно в два раза меньшей, чем рабочая частота вращения. Причинами этого типа колебаний являются аэродинамическое возбуждение автоколебаний ротора на масляной плёнке подшипников скольжения. Частота таких колебаний не зависит от неуравновешенности ротора и её характера. Этим же свойством обладает и так называемая высокочастотная вибрация, которая связана с неравножёсткостью ротора. Если жёсткость на изгиб ротора различна в разных плоскостях, то при вращении под действием сил тяжести прогиб её меняется за один оборот. Так, если ротор в поперечном сечении имеет
форму прямоугольника, то дважды за один оборот меняется его прогиб, что и приводит к появлению высокочастотной вибрации, с частотой вдвое большей, чем рабочая частота вращения. Такая форма ротора характерна, напри[1]мер, для двухполюсных генераторов.
При определённых частотах вращения линия статического прогиба ротора перестаёт быть формой устойчивого равновесия. Даже если ротор идеально сбалансирован, то, получив при этой частоте вращения прогиб под действием какого-либо импульса, он не возвращается в первоначальное положение. В изогнутом состоянии его ось начинает вращаться вокруг линии статического прогиба с той же частотой, с какой сам ротор вращается вокруг собственной изогнутой оси. Частотывращения, на которых наблюдается это явление, называютсякритическими. Если изогнутая ось вращается в ту же сторону, что и сам ротор, то такое движение называется прямой синхронной прецессией, если в противоположную – то обратной прецессией. Обратная прецессия обычно не наблюдается у роторов турбин. При достижении критической частоты амплитуды колебаний ротора резко возрастают.
Рассмотрим явления, вызываемые нестационарностью теплового состояния элементов турбины при пуске. К ним относятся: 1)
появление термических напряжений в стенках и фланцах корпуса турбины, паропроводов, стопорных и регулируемых клапанов; 2) появление дополнительных растягивающих напряжений в шпильках горизонтального разъёма корпуса турбины, а также в шпильках фланцевых соединений клапанов и паропроводов; 3) возникновение прогиба
цилиндра вследствие разности температур верхней и нижней частей корпуса турбины; 4) изменение линейных размеров ротора и статора; 5) изменение осевых зазоров в проточной части турбины вследствие разности удлинений ротора и корпуса; 6) изменение радиальных зазоров в проточной части турбины; 7) изменение посадочных напряжений деталей ротора, имеющих температурный натяг.
Скорость прогрева турбины является нормируемой величиной, поскольку от неё зависят не только напряжения в узлах и стенках при прогреве, но и температурные расширения элементов турбоагрегата. Для исключения недопустимых температурных напряжений в металле скорость прогрева корпусных деталей турбин не должна превышать при нагреве от 50 до 300 °С – 3,5; от 300 до 400 °С – 2,5; от 400 °С и выше – 1,5 °С/мин.
Абсолютным расширением (удлинением) статора называется температурное удлинение всех цилиндров, начиная от фикс-пункта в сторону переднего подшипника турбины. При отсутствии задеваний в направляющих шпонках абсолютное удлинение никаких ограничений по пуску турбины не вызывает.
Относительным удлинением (укорочением) ротора называется разность между значениями абсолютных удлинений ротора и статора. Ротор, имея, как правило, меньшую массу, чем статор, при прогреве приобретает более высокую температуру, что приводит к удлинению ротора (при охлаждении, наоборот, - к укорочению ротора); в
результате изменяются осевые и радиальные зазоры в проточной части.
Изменение осевых зазоров (минимальные в области упорного подшипника) могут достигнуть недопустимого значения в элементах проточной части, достаточно удалённых от упорного подшипника (уплотнения последних ступеней, задние уплотнения вала турбины).
нагрузки.
-
Вибрация валопроводов. Критические частоты ротора.
Вибрации валопровода могут происходить под воздействием:
1) гидродинамических сил в подшипниках - потери устойчивости вала на масляной пленке («масляное» возбуждение); 2) аэродинамических сил на рабочих венцах и лабиринтных уплотнениях - возникновения венцовых сил в лабиринтовых и надбандажных
уплотнениях («паровое» возбуждение).
Развитие амплитуды автоколебаний при «масляном» возбуждении зависит от: а) температуры масла; б) окружной скорости шейки вала; в) удельного давления на рабочую поверхность вкладыша подшипника. Меры по предотвращению т.н.
«масляного» возбуждения:1) уменьшение относительной длины подшипников; 2) овальная
расточка и многоклиновые вкладыши. Это явление актуально для больших мощностей ТА.
Развитие амплитуды автоколебаний при «паровом» возбуждении зависит от расхода пара, при этом
существует понятие порогового расхода пара, при котором начинается резкое возрастание т.н.
низкочастотной вибрации (т.е. вибрации с часто-той, меньшей оборотной). Валопровод в данном случае
является динамически неустойчивой системой и дальнейшее нагружение турбины невозможно.
Характерной особенностью автоколебаний является то, что их частота, как пра-вило, совпадает с одной из собственных частот колебаний валопровода, при этом частота возмущающих сил, генерируемых при
«масляном» и «паровом» возбуж-дении ниже оборотной частоты. Таким образом, автоколебания усиливают амплитуды низших собственных частот колебаний валопровода.
Задевания в уплотнениях также вызывают
автоколебания с одной из собственных частот. Признаками задевания являются повышенная вибрация корпуса цилиндра наряду с ростом вибрации подшипников. Вибрация нестабильна и меняется с изменением температуры. Вибрация в основном оборотная, однако, не поддаётся балансировке, чувствительность агрегата к балансировочным грузам не повторя-ется от пуска к пуску.
ЭТО С ЛЕКЦИЙ
При работе турбин практически всегда наблюдается вибрация роторов. Полностью избавиться от неё не удается даже при самой совершенной технологии изготовления, качественной балансировке и монтаже. Поэтому правилами технической эксплуатации ограничивается максимальная амплитуда колебаний. Эту амплитуду измеряют специальными приборами либо на крышках подшипников, либо на самом роторе. Измерение амплитуды колебаний на крышках подшипников в настоящее время наиболее широко распространено в практике эксплуатации турбин. Однако этот способ не позволяет достаточно полно и объективно судить о вибрационном состоянии ротора. Поэтому сейчас
всё чаще измеряют амплитуду колебаний самого ротора. Причиной вибрации ротора может быть небаланс, появляющийся вследствие плохой балансировки или монтажа, обрыв рабочих лопаток, искривление оси ротора из-за неравномерного прогрева или охлаждения и др. В некоторых турбинах при эксплуатации наблюдалась так называемая низкочастотная вибрация ротора с частотой, примерно в два раза меньшей, чем рабочая частота вращения. Причинами этого типа колебаний являются аэродинамическое возбуждение автоколебаний ротора на масляной плёнке подшипников скольжения. Частота таких колебаний не зависит от неуравновешенности ротора и её характера. Этим же свойством обладает и так называемая высокочастотная вибрация, которая связана с неравножёсткостью ротора. Если жёсткость на изгиб ротора различна в разных плоскостях, то при вращении под действием сил тяжести прогиб её меняется за один оборот. Так, если ротор в поперечном сечении имеет
форму прямоугольника, то дважды за один оборот меняется его прогиб, что и приводит к появлению высокочастотной вибрации, с частотой вдвое большей, чем рабочая частота вращения. Такая форма ротора характерна, напри[1]мер, для двухполюсных генераторов.
При определённых частотах вращения линия статического прогиба ротора перестаёт быть формой устойчивого равновесия. Даже если ротор идеально сбалансирован, то, получив при этой частоте вращения прогиб под действием какого-либо импульса, он не возвращается в первоначальное положение. В изогнутом состоянии его ось начинает вращаться вокруг линии статического прогиба с той же частотой, с какой сам ротор вращается вокруг собственной изогнутой оси. Частотывращения, на которых наблюдается это явление, называютсякритическими. Если изогнутая ось вращается в ту же сторону, что и сам ротор, то такое движение называется прямой синхронной прецессией, если в противоположную – то обратной прецессией. Обратная прецессия обычно не наблюдается у роторов турбин. При достижении критической частоты амплитуды колебаний ротора резко возрастают.
-
Корпус Турбины. Термические напряжения в корпусах, изменение зазоров при тепловых расширениях.
Рассмотрим явления, вызываемые нестационарностью теплового состояния элементов турбины при пуске. К ним относятся: 1)
появление термических напряжений в стенках и фланцах корпуса турбины, паропроводов, стопорных и регулируемых клапанов; 2) появление дополнительных растягивающих напряжений в шпильках горизонтального разъёма корпуса турбины, а также в шпильках фланцевых соединений клапанов и паропроводов; 3) возникновение прогиба
цилиндра вследствие разности температур верхней и нижней частей корпуса турбины; 4) изменение линейных размеров ротора и статора; 5) изменение осевых зазоров в проточной части турбины вследствие разности удлинений ротора и корпуса; 6) изменение радиальных зазоров в проточной части турбины; 7) изменение посадочных напряжений деталей ротора, имеющих температурный натяг.
Скорость прогрева турбины является нормируемой величиной, поскольку от неё зависят не только напряжения в узлах и стенках при прогреве, но и температурные расширения элементов турбоагрегата. Для исключения недопустимых температурных напряжений в металле скорость прогрева корпусных деталей турбин не должна превышать при нагреве от 50 до 300 °С – 3,5; от 300 до 400 °С – 2,5; от 400 °С и выше – 1,5 °С/мин.
Абсолютным расширением (удлинением) статора называется температурное удлинение всех цилиндров, начиная от фикс-пункта в сторону переднего подшипника турбины. При отсутствии задеваний в направляющих шпонках абсолютное удлинение никаких ограничений по пуску турбины не вызывает.
Относительным удлинением (укорочением) ротора называется разность между значениями абсолютных удлинений ротора и статора. Ротор, имея, как правило, меньшую массу, чем статор, при прогреве приобретает более высокую температуру, что приводит к удлинению ротора (при охлаждении, наоборот, - к укорочению ротора); в
результате изменяются осевые и радиальные зазоры в проточной части.
Изменение осевых зазоров (минимальные в области упорного подшипника) могут достигнуть недопустимого значения в элементах проточной части, достаточно удалённых от упорного подшипника (уплотнения последних ступеней, задние уплотнения вала турбины).
- Задачирегулирования.Принципиальнаясхемаистатическая характеристикарегулирования.