Теплоэнергетика, 2021, № 4, стр. 47-54

ОПИСАНИЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЙ УСТАНОВКИ

Для решения поставленной задачи была спроектирована и изготовлена установка, конструктивная схема которой представлена на рис. 1. Гребни статора 3 и ротора 6 изготовлены из стального листа толщиной Δ = 0.8 мм. Внутренний диаметр гребней статора равен 102 мм, наружный диаметр гребней ротора – 100 мм, радиальный зазор составляет δ = 1.0 мм. Важно отметить, что все гребни выполнены из одного листа по одной технологии, что гарантирует их идентичность. Проставки статора 4 внутренним диаметром 112 мм изготовлены из листов толщиной 3, 4, 5 мм. Проставки ротора 7 выполнены из листов толщиной 2, 3, 4 мм. Их наружный диаметр равен 90 мм. Высота гребней ротора и статора составляет 10 мм. Статорная часть РМУ набирается из гребней статора 3, проставок статора 4 и зажимается гайкой 5. Аналогичным образом из гребней и проставок ротора собирается роторная часть, которая зажимается гайкой 8.

Корпус 1 и вал 2 выполнены соосными. Для моделирования прямоточного уплотнения с гладким ротором применяется труба наружным диаметром 100 мм, насаживаемая вместо гребней и проставок ротора на вал 2 и закрепляемая гайкой 8. Воздух от турбовоздуходувки ТВ-42-1.4 при максимальном избыточном давлении 40 кПа через запорно-регулирующую задвижку подводится в камеру А перед уплотнением. В процессе эксперимента для каждого варианта модели РМУ и прямоточного уплотнения измеряли избыточное давление Δр₀ в камере А непосредственно перед уплотнением и в камере Б за уплотнением Δр_к с помощью водяного дифференциального манометра с точностью 2 мм вод. ст. Атмосферное давление p_ат измеряли с помощью ртутного барометра с погрешностью 1 мм рт. ст. После этого рассчитывали абсолютные давления перед уплотнением р₀ = (p_ат + Δр₀) и за уплотнением р_к = (p_ат + Δр_к) и отношение давлений ε = р_к/р₀.

Для экспериментов в рамках поставленной задачи вращение ротора не требуется, так как его влияние начинает сказываться на расход воздуха через уплотнение только при (u/c_р) > 1.0 (здесь u – окружная скорость потока на входе в уплотнение; c_р – расходная, т.е. осевая, скорость потока через уплотнение) [3, 4]. При выбранных размерах моделей уплотнения условие (u/c_р) > 1.0 может реализоваться только при очень большой частоте вращения ротора (более 1000 Гц), которая не реализуется в реальных энергетических турбомашинах.

Избыточное давление Δр_0с на оси сопла 10 в его выходном сечении измеряли с помощью зонда полного давления 11 водяным дифференциальным манометром с погрешностью 2 мм вод. ст. Температуру перед соплом 10 измеряли термометром 9 с погрешностью 1°С.

Суживающееся сопло 10 выходным диаметром 30 мм, спрофилированное по методу Витошинского, обеспечивает практически равномерное и одномерное поле скорости потока на выходе из него, однако вблизи его стенки следует учесть наличие пограничного слоя. Для этого предварительно было проведено траверсирование полей избыточного давления полного торможения по радиусу выходного сечения сопла с помощью зонда 11. Измерения проводили водяным дифференциальным манометром с погрешностью до 2 мм вод. ст. С учетом осевой симметрии потока рассчитывали избыточное давление для осредненного одномерного потока в выходном сечении сопла 10

где r – текущий радиус выходного сечения, отсчитываемый от оси сопла; Δр_0r –избыточное давление полного торможения на расстоянии r от оси сопла; r₀ = 15 мм – радиус сечения на выходе из сопла 10.

При сравнении полученного по формуле (1) результата со значением избыточного давления полного торможения Δр_0с, измеренного в выходном сечении на оси сопла зондом 11 (при r = 0), было установлено, что на выходе из сопла при безразмерной скорости потока в диапазоне 0.05–0.15 выполняется соотношение

поэтому в качестве избыточного давления полного торможения осредненного одномерного потока в выходном сечении сопла использовали значение

Отношение давлений ε_с в сопле 10 после проведенного таким образом осреднения потока на выходе из него вычисляли по формуле

Во всех исследованных случаях значение ε_с составляло не менее 0.995, что соответствовало безразмерной скорости на выходе из сопла не более 0.1. Скорость осредненного одномерного потока на срезе сопла с рассчитывали по формуле для одномерного потока идеальной несжимаемой жидкости, так как сжимаемостью потока можно было пренебречь [5]:

где ρ – плотность потока в выходном сечении сопла.

Плотность рассчитывали по уравнению состояния

где R – универсальная газовая постоянная для воздуха; Т – температура воздуха в струе в выходном сечении, определяемая по уравнению изоэнтропы по измеренной температуре полного торможения перед соплом и отношению давлений ε_с.

Расход через сопло G вычисляли по формуле

где F_c – площадь выходного сечения сопла 10.

ОПИСАНИЕ РЕЗУЛЬТАТОВ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ

При обработке экспериментальных данных для каждого варианта модели РМУ были получены зависимости G = f (ε) (рис. 2).

Специфика поставленной задачи состояла в исследовании большого числа вариантов моделей, составленных из разных роторных и статорных частей РМУ. Каждая конфигурация была испытана при четырех значениях ε. В любой из исследованных конфигураций количество гребней на роторе было больше количества гребней на статоре, а конфигурации РМУ подбирали таким образом, чтобы длина статора с гребнями l_ст отличалась от длины ротора с гребнями l_р не более чем на 1 мм. В представленных далее результатах используется длина l_max с максимальным значением из пары l_ст и l_р. Понятно, что целесообразно сравнивать по расходу варианты РМУ, в которых значения l_max различаются в наименьшей степени.

В табл. 1 приведены расходы для исследованных моделей РМУ, определенные при ε = 0.85 по зависимостям G = f (ε), показанным на рис. 2. Обозначение моделей РМУ, принятое в табл. 1, например Р₃6С₄5, означает модель РМУ с проставками шириной 3 мм на роторе, 4 мм на статоре и количеством гребней 6 и 5 на роторе и статоре соответственно.

На рис. 3 показана зависимость G = f (l_max), построенная по данным табл. 1. С ростом l_max суммарное количество гребней в моделях РМУ увеличивается. При этом расход через РМУ уменьшается, причем при l_max от 12 до 72 мм это уменьшение составляет примерно 30%. Однако это уменьшение существенно немонотонно и зависит от конфигурации РМУ. Хорошо видно, что в областях I, II и III имеется несколько конфигураций РМУ, в которых, несмотря на близкие значения l_max, расходы заметно различаются.

В области I расход в моделях Р₂8С₄4 и Р₂9С₃7 меньше примерно на 15–20% расхода в моделях Р₃6С₄5, Р₃7С₅5 и Р₄6С₅5. В области II в модели Р₂13С₄7 по сравнению с моделями Р₂12С₅6 и Р₃11С₄9 расход меньше примерно на 10%. Причем сравниваемые в областях I и II конфигурации РМУ (за исключением модели Р₂9С₃7 из области I) по суммарному количеству гребней практически не отличаются. При этом все конфигурации РМУ, имеющие меньший расход в этих областях, объединяет то, что ширина проставки на роторе у них составляет 2 мм.

В области III наименьший расход наблюдается в моделях Р₂18С₅8, Р₂18С₄10 и Р₂18С₃13. По сравнению с ними для моделей Р₃13С₅9 и Р₄12С₅10 расход больше примерно на 6–10%. В области III все конфигурации РМУ с меньшим расходом имеют на роторе проставки шириной 2 мм, но несколько большее суммарное количество гребней. В области IV у модели Р₄16С₅13 расход наименьший по сравнению с моделями Р₃18С₄14 и Р₃18С₅12.

Таким образом, наименьший расход при практически равном количестве гребней в областях I, II и III имеют модели РМУ с проставкой на роторе шириной 2 мм. Однако решение о практическом применении РМУ с такими проставками следует принимать на основе комплексного анализа всех характеристик уплотнений, среди которых не последнее значение имеют их стоимость и ремонтопригодность. В первую очередь, не следует забывать о стоимости изготовления рабочих лопаток с малыми шагами между гребнями на бандаже путем фрезерования. Нужно также учесть, что наименее удачной из исследованных моделей РМУ с проставками на роторе шириной 2 мм является сочетание Р₂NС₄M (здесь N – число гребней на роторе; М – число гребней на статоре). В такой конфигурации кратное количество гребней на роторе и статоре делает расходную характеристику уплотнения, как и в равношаговых многогребенчатых уплотнениях, существенно зависящей от осевого сдвига ротора и статора [2].

В процессе эксплуатации, особенно в переходных режимах, происходит заметный осевой сдвиг ротора турбины относительно статора. Причем этот сдвиг даже в допустимом диапазоне довольно значителен. Так, в соответствии с [6] предельные осевые перемещения ротора относительно статора в ЦВД и ЦСД базовой теплофикационной турбины РФ Т-110/120-12.8 составляют: на укорочение –1.2 мм, на удлинение +3.0 мм. В базовой теплофикационной турбине ПАО “Мосэнерго” Т-250/300-23.5 в ЦВД предельные осевые перемещения ротора относительно статора равны: на укорочение –1.8 мм, на удлинение +4.5 мм. В ЦСД-1 и ЦСД-2 этой турбины перемещения составляют: на укорочение –2.5 и –4.5 мм, на удлинение +3.5 и +4.0 мм. Для рабочих лопаток этих турбин с хордой большей 50 мм РМУ с проставками на роторе шириной 3 и 4 мм (модели РМУ Р₃18С₄14 и Р₄16С₅13, см. рис. 3, табл. 1) при практически одинаковом числе гребней имеют расход, почти одинаковый с расходом в модели РМУ Р₂18С₃13, обладающей наилучшими расходными характеристики из всех испытанных конфигураций РМУ с проставками на роторе шириной 2 мм.

В связи с этим применение РМУ с малыми шагами в периферийных уплотнениях мощных паровых турбин представляется маловероятным. Тем не менее, нельзя исключить применение РМУ с малыми шагами между гребнями в небольших паровых турбинах, где хорды рабочих лопаток меньше 25 мм и относительное смещение ротора и статора не столь критично.

В дальнейших исследованиях анализировали модели РМУ с проставками на роторе шириной 3 и 4 мм, на статоре – 4 и 5 мм. Сначала расходные характеристики этих моделей G = f (ε), полученные описанным выше способом, были приведены к единым режимным параметрам по ε. Были выбраны значения ε, равные 0.82, 0.89 и 0.96, и полученные результаты сведены в табл. 2, в которой все исследованные модели РМУ разделены на три группы. В каждой группе проставки на роторе и статоре одинаковые и модели различаются только количеством гребней на роторе и статоре и, соответственно, значениями l_max.

Следует обратить внимание на то, что при практически равном суммарном количестве гребней при ε = const значения G_3/4, G_3/5 и G_4/5 различаются несущественно. Однако значения l_max для этих конфигураций разные. Поэтому далее для каждой группы моделей при трех выбранных значениях ε были построены зависимости G_n/m = f (l_max), показанные на рис. 4. Как видно из рис. 4, расходные характеристики каждой группы моделей РМУ при одном и том же значении ε с небольшой погрешностью ложатся на одну линию, т.е. для моделей РМУ с проставками на роторе и статоре 3 и 4 мм, 3 и 5 мм и 4 и 5 мм они соответственно практически одинаковы. Как уже указывалось ранее, чем меньше шаг в РМУ, тем они дороже в изготовлении. Исходя из этого, наиболее оптимальной из исследованных можно считать модельную пару с проставками на роторе и статоре 4 и 5 мм соответственно, т.е. с шагами на роторе 4.8 мм и на статоре 5.8 мм.

На следующем этапе исследований было проведено сравнение расхода через эту модель РМУ с расходами через прямоточные уплотнения. Для исследования моделей прямоточного уплотнения с гладким ротором была изготовлена труба наружным диаметром 100 мм, насаживаемая вместо гребней и проставок ротора на вал 2 и закрепляемая гайкой 8 (см. рис. 1), а статор набирался так же, как в моделях РМУ. Таким образом, радиальные зазоры оставались теми же, что и в моделях РМУ – δ = 1.0 мм. Исследования этих моделей были выполнены для обеспечения большей корректности сравнительного анализа, поскольку статорные части моделей РМУ и прямоточных уплотнений были одни и те же, что важно для идентичности коэффициентов расхода. Расходные характеристики прямоточных уплотнений были получены для проставок на статоре шириной 3, 4 и 5 мм при разных ε и представлены в виде зависимостей G_m = f (ε) (здесь m – ширина проставки на статоре). Пример таких зависимостей для прямоточных уплотнений с шириной проставки на статоре 5 мм и разным количеством гребней представлен на рис. 5.

В дальнейшем, по аналогии с моделями РМУ, экспериментальные данные по полученным зависимостям G_m = f (ε) были приведены к тем же значениям по ε (0.82, 0.89 и 0.96), а полученные зависимости G_m от l_max показаны на рис. 6. Здесь же представлены расходные характеристики для модели РМУ с проставками шириной 4 мм на роторе и 5 мм на статоре (G_4/5).

Хорошо видно, что чем меньше ширина проставки на статоре при одном и том же значении l_max, тем меньше расход при данном ε через модель прямоточного уплотнения. Это является иллюстрацией очевидного факта – большему количеству гребней на данной длине уплотнения соответствует меньшая утечка. Однако также хорошо видно, что с уменьшением l_max эта разница снижается. Кроме того, с уменьшением перепада давлений (ростом ε) эта разница также уменьшается и при ε = 0.96 расходные характеристики моделей прямоточных уплотнений с проставками на статоре шириной 3, 4 и 5 мм становятся практически одинаковыми.

Из рис. 6 также хорошо видно, что для всех случаев при ε = const расход через модель РМУ (G_4/5) меньше расхода через модель прямоточного уплотнения любой конфигурации. Если сравнивать модель РМУ с проставками на статоре шириной 5 мм с моделями прямоточного уплотнения с аналогичными проставками на статоре, то во всем исследованном диапазоне изменения l_max при ε = 0.82 расход через РМУ примерно на 28% меньше расхода через прямоточное уплотнение, при ε = 0.89 – приблизительно на 25%, при ε = 0.96 – примерно на 22%.

Таким образом, во всех исследованных случаях расходные характеристики модели РМУ заметно лучше расходных характеристик моделей прямоточных уплотнений.

ВЫВОДЫ

1. Результаты экспериментальных исследований, представленные в настоящей работе, показывают заметное превосходство РМУ по расходу утечки перед аналогичными прямоточными уплотнениями.

2. По результатам проведенных исследований можно рекомендовать к применению пары (ротор–статор) с шагом 4 мм/5 мм при расходе через них, равном примерно 80% расхода через аналогичные по длине прямоточные уплотнения.

3. Применение РМУ обеспечивает отсутствие задеваний при относительных радиальных и осевых смещениях ротора и статора в переходных режимах, что позволяет сохранить установленные радиальные зазоры и, соответственно, независимость утечки от этих смещений. Кроме того, аэродинамические силы в РМУ, способные вызывать низкочастотные автоколебания валопровода, составляют примерно 60% аналогичных сил в традиционных прямоточных радиальных уплотнениях.

4. Применение РМУ целесообразно вместо штатных радиальных надбандажных уплотнений в ЦВД и ЦСД в модернизируемых и вновь строящихся паровых турбинах.