25 Июл

МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ, ПРОИСХОДЯЩИХ В СИСТЕМЕ ТЕПЛОВЫХ РАСШИРЕНИЙ ПРИ ТЕМПЕРАТУРНОМ ПЕРЕКОСЕ ПО ФЛАНЦАМ КОРПУСА ЦИЛИНДРА




Номер части:
Оглавление
Содержание
Журнал
Выходные данные


Науки и перечень статей вошедших в журнал:

Одним из проявлений затруднённых тепловых расширений паровых турбин является повышенная закрутка ригелей фундамента под выносными корпусами подшипников. В результате закручивания ригелей изменяются высотные положения вкладышей подшипников. В тех случаях, когда в корпусе среднего подшипника расположены два вкладыша, то при закручивании ригеля один вкладыш опустится, а другой поднимется. Это вызовет изменение опорных реакций валопровода и вибрационных характеристик опор, и может привести к появлению недопустимого уровня  вибрации.Опыт эксплуатации показывает, что величина закрутки ригеля может значительно, более чем в два раза, превышать установленные нормативной документацией допустимые пределы.Так, например, на турбинах типа К‑300‑240 ХТЗ наблюдался поворот корпуса подшипника №2 и ригеля фундамента до 3,5 мм/м [1, с 83] при допускаемой величине 0,5 мм/м [2].

Закрутка ригеля определяется, в основном, величиной силы трения, возникающей на поверхностях сопряжения фундаментной рамы, жёстко закреплённой на ригеле, и корпуса подшипника, скользящего по ней. Фундаментная рама и корпус подшипника контактируют между собою по двум поверхностям: «верхняя плоскость фундаментной рамы – подошва корпуса подшипника» и «направляющие продольные шпонки – паз в подошве корпуса подшипника (далее «продольная шпонка – паз»).

Сила трения в паре «продольная шпонка-паз» зависит от нескольких причин. Одна из них – разворот корпуса подшипника, вследствие разноститемператур (температурногоперекоса) на фланцах цилиндра турбины, сопряжённого с корпусом подшипника.

Рассмотрим механизм возникновения сил трения в паре «продольная шпонка-паз» при температурном перекосе на фланцах цилиндра.В результате неравномерного прогрева одна сторона цилиндра удлиняется больше другой. Это вызывает смещение относительно друг друга,в проекции на ось турбины, выполненных на лапах цилиндра элементов сочленения (т.н. «поперечных шпонок») с корпусом подшипников (поперечных пазов или выступов).Такоесмещение приводит к несимметричной передаче осевого усилия на корпус подшипника.Несимметричность усилий создаёт крутящий момент в горизонтальной плоскости, который стремится повернуть корпус подшипника. Повороту корпуса подшипника относительно фундаментной рамыпрепятствуют «продольные шпонки». В результате возникают дополнительные, не учитывавшиеся при проектировании фундамента, силы трениявызывающие дополнительную закрутку ригеля.

Инструкцией по эксплуатации большинства турбин разница температур фланцев слева и справа ограничена десятью градусами. В реальных условиях эта разница значительно больше. Так, на одной из электростанций,при проведении работ по нормализации тепловых расширений, авторами во время пуска была зафиксирована разностьтемператур фланцев ЦВД турбины Т‑100/120-130 ТМЗ в 70 градусов. Управлять разностьютемператур между фланцами достаточно сложно, и необходимость корректировки этого параметра значительно увеличивает время пусковых операций турбины, в связи с чем на электростанциях достаточно часто нарушаются эти требования инструкции.

Влияниетемпературного перекоса на работу системы тепловых расширений можно снизить увеличением зазоров в паре «продольная шпонка-паз».Первоначально, на турбинах, изготовленных до середины 60-х годов ХХ века,суммарный зазор в паре «продольная шпонка – паз» выполняли в диапазоне от 0,05 до 0,08 мм, что по принятой в то время классификации посадок соответствовало «ходовой» посадке. По опыту эксплуатации турбин 100 МВт и выше, на ряде турбин зазоры в этой паре были увеличены до 0,10…0,16 мм [3, с 152].

Необходимо отметить, что кроме величины зазора, на величину температурного перекоса, при которой возникает контакт в паре «продольная шпонка—паз», влияние оказывают и геометрические размеры цилиндра (в частности, расстояние между лапами) и сопряжённого с ним корпуса подшипников (длина корпуса). Так, например, с увеличением расстояния между лапами цилиндра, угол поворота корпуса подшипника вызванный разностьютемператур фланцев цилиндра, уменьшается.

Таким образом, при проектировании новых турбин, а также при выполнении модернизаций и реконструкций, очень важно принимать решение о величинах зазоров и линейных размерах в системе тепловых расширений опираясь на чёткое понимание их влияния на функционирование всей системы. То же относится и к назначению и соблюдению величин допустимых температурных перекосов.

В рамках настоящей работы авторами была разработана аналитическая модель системы тепловых расширений многоцилиндровой паровой турбины, позволяющая выполнить анализ влияния геометрических размеров цилиндров и величин зазоров в системе тепловых расширений, в частности зазоров в паре «продольная шпонка – паз», на величину допустимого температурного перекоса.

На рис. 1 представлена обобщённая схема взаимодействия произвольного цилиндра многоцилиндровой паровой турбины, сочленённого с ним выносного корпуса подшипников (со стороны регулятора) и направляющих продольных шпонок, как элемента фундамента.

На рисунке приняты следующие обозначения:

i— номер цилиндра и номер корпуса подшипника со стороны «регулятора»;

Рисунок 1 Схема взаимодействия цилиндра турбины, корпуса подшипника и продольных шпонок.

Необходимо отметить, что:

На основе представленной схемыбыла разработана упрощённаяаналитическая модель. При разработке модели были приняты следующие упрощения и допущения:

  1. внешние силы, в т. ч. действующие на турбину от присоединённых к ней трубопроводов не принимаются во внимание;
  2. весовая нагрузка от цилиндров полностью передаётся через корпуса подшипников на поверхности фундаментных рам. Равнодействующая весовой нагрузки на ригель лежит в вертикальной плоскости, проходящей через ось турбины;
  3. осевая жёсткость выступов («крыльев») корпуса подшипника «k»одинакова для всех корпусов подшипников и составляет 170 000 кг/мм.Величина жёсткости принята по результатам экспериментальных исследований, выполненных на турбинах Т-175-130 специалистами ПО «Турбомоторный завод» (ТМЗ). Учитывая, что конструкции корпусов подшипников для разных типов турбин различаются незначительно, авторы посчитали возможным принять указанную выше жёсткость «крыльев»;
  4. зазоры на поперечных шпонках отсутствуют (равны нулю);
  5. усилия, которые возникают на вертикальных шпонках, не принимаются во внимание;
  6. изменение зазоров на продольной шпонке, при развороте корпуса подшипника, происходит симметрично;
  7. Температурное приращение лап цилиндра определяется как:

Исходя из условий равновесия цилиндра, равновесия корпуса подшипника, совместности деформаций и принятых допущений на  основе расчётной схемы составлена система уравнений для определения осевых усилий на лапах цилиндра и усилий на продольные шпонки.

Условие равновесия цилиндра описывается следующими формулами:

Силы трения, возникающие при контакте корпуса подшипника с продольными шпонками, определяются как:

Величина угла поворота корпуса подшипника в горизонтальной плоскости вычисляется как:

Расчётный анализ для двухцилиндровой турбины, с габаритами цилиндров и корпусов подшипников близкими к габаритам ЦВД и ЦСД турбин типа Т‑100/120-130 ТМЗ, и весовыми нагрузками на корпуса переднего и среднего подшипников 490 кН (50 000 кгс) и 892 кН (91 000 кгс) соответственно, показал, что при зазоре на продольных шпонках 0,05 мм контакт между пазом в корпусе переднего подшипника (КП1) и продольными шпонками возникает при температурном перекосе чуть больше 2ºC. Для корпуса среднего подшипника (КП2) контакт по продольным шпонкам возникает при температурном перекосе около 5ºC.

При достижении допустимой по инструкции разности температур в 10ºCвеличина сил, действующих на каждую продольную шпонку со стороны КП1, составит 162,5 кН (16 575 кгс). Величина сил трения на продольных шпонках,  при коэффициенте трения 0,3[4], составит 97,5 кН (9 950 кгс). Суммарная сила трения по всем поверхностям сопряжения пары «фундаментная рама – корпус переднего подшипника», действующая на фундаментную раму увеличивается более чем в полтора раза, с 147 кН (15 000 кгс) до 245 кН (25 000 кгс). При разности температур в 20ºC, которая достаточно часто наблюдается во время проведения пусковых операций, суммарная сила трения увеличивается более чем вдвое, достигая величины 367 кН (37 440 кгс).

Необходимо отметить, что реальная картина, в силу принятых при построении модели допущений, будет несколько отличатьсяот полученной расчётным путём по предложенной модели. Наличие зазоров на поперечных шпонках увеличивает величину температурного перекоса, при котором возникает контакт между корпусом подшипника и продольной шпонкой. Также влияние будут оказывать и сочленения в вертикальных шпонках.

Поскольку на основе предложенной модели было выявлено, что при величине штатного зазора на продольных шпонках равном 0,05 мм контакт в паре «продольная шпонка – паз» возникает при температурном перекосе около 2ºC, целесообразно определить, при какой величине зазора допустимый температурный перекос в 10ºC не вызовет дополнительных сил трения, возникающих на продольных шпонках.По предложенной модели была построена диаграмма зависимости допустимого температурного перекоса на фланцах ЦВД от величины зазора на продольных шпонках под передним корпусом подшипника, представленная на рис. 2. Видно, что при зазоре на продольных шпонках равном 0,25 мм температурный перекос в 10ºC не вызовет дополнительных сил трения на продольных шпонках.

На рис. 3, для примера, представлены графики зависимости сил трения возникающих на поверхностях сопряжения первого и второго корпусов подшипников с соответствующими фундаментными рамами от величины температурного перекоса при зазорах на продольных шпонках 0,05 мм и 0,25 мм.

С точки зрения надёжности эксплуатации турбины, увеличение зазора до 0,25 мм не должно привести к каким-либо осложнениям, поскольку,при расстоянии между крайними точками продольных шпонок под корпусом переднего подшипника в 1500 мм, такой зазор обеспечит поворот корпуса в горизонтальной плоскости эквивалентный  изменению уклона в вертикальной плоскости 0,17 мм/м, что меньше допустимой при останове турбины величины поворота в вертикальной плоскости 0,2 мм/м[2].

По результатам анализа представленных данных можно сделать следующие выводы:

  1. При разрешённой заводом-изготовителем разности температур металла фланцев ЦВД справа и слева в 10 градусов, у турбины с габаритными размерами турбины Т-100/120-130 ТМЗ и при зазорах в паре «продольная шпонка – паз» 0,05 мм, возникают значительные дополнительные, не учитывавшиеся при расчёте фундамента, силы трения.
  2. Целесообразно рассмотреть возможность увеличения зазоров на продольных шпонках до величины, эквивалентной углу поворота 0,2 мм/м.

Список литературы:

  1. Сборник распорядительных документов по эксплуатации энергосистем. – М.: АО «Фирма ОРГРЭС», 1998 г.– 239с.
  2. РД 34.506−90. Методические указания по нормализации тепловых расширений цилиндров паровых турбин тепловых электростанций. – М.: ВТИ им. Ф.Э. Дзержинского, 1991 г.- 40с.
  3. Е.И. Бененсон, Л.С. Иоффе; Под ред. Д.П. Бузина. Теплофикационные паровые турбины. –М.: Энергоатомиздат, 1986 г.
  4. РТМ 108.021.102-85Агрегаты паротурбинные энергетические. Требования к фундаментам. – Л: НПО ЦКТИ, 1986 г.- 18с.
    МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРОЦЕССОВ, ПРОИСХОДЯЩИХ В СИСТЕМЕ ТЕПЛОВЫХ РАСШИРЕНИЙ ПРИ ТЕМПЕРАТУРНОМ ПЕРЕКОСЕ ПО ФЛАНЦАМ КОРПУСА ЦИЛИНДРА
    Written by: Мурманский Борис Ефимович, Сосновский Андрей Юрьевич
    Published by: БАСАРАНОВИЧ ЕКАТЕРИНА
    Date Published: 02/21/2017
    Edition: ЕВРАЗИЙСКИЙ СОЮЗ УЧЕНЫХ_25.07.15_07(16)
    Available in: Ebook