УПЛОТНЕНИЯ ЛАБИРИНТНЫЕ СТАЦИОНАРНЫХ ПАРОВЫХ И ГАЗОВЫХ ТУРБИН И КОМПРЕССОРОВ

ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ

РТМ 108.020.33—86

Издание официальное

PTM 108.020.33—86 С. 9

дупреждения резкого возрастания утечек при износе необходимо, чтобы шаг гребней ротора был больше вероятных осевых перемещений *.

Перспективны сотовые уплотнения с мягкими заполнителями.

3.3. Размеры уплотнительных гребней

3.3.1.    При выборе конструкции и геометрических размеров уплотнительных гребней (высота /г_г, толщина у основания Ь₀) следует руководствоваться величиной изгибающих напряжений ц_г от перепада давлений Api (t — порядковый номер гребня), сравнивая ее с пределом текучести о_т для материала гребней при рабочей температуре с учетом коэффициента запаса n: ei^:o_T/n.

Для статорных гребней коэффициент запаса на вероятную неравномерность величины зазора по длине уплотнений рекомендуется принимать равным 1,5; для роторных гребней с учетом возможного циклического характера напряжений и добавки от центробежных сил рекомендуется принимать п = 2.

3.3.2.    Величина изгибающего напряжения определяется по следующей формуле:

³г=ЗДPi(h_r/b₀)².

Здесь h_T и Ь₀ следует выражать в одинаковых единицах измерения, например в миллиметрах; в одинаковых единицах должны быть выражены также ст,■ и Дpi.

Перепад давлений на г-й гребень определяется как разность давлений до и после него: Др;=

= Pi-i — pi.

3.3.3.    Давление за г-м гребнем р; определяется по формуле

-I Г (z-i)p²0 + ip²

Pi = \ -J-,

где    z    —    количество    гребней    в    уплотнении;

Ро, p_z и Рк — начальное, конечное и критическое давление среды; р — давление среды в последнем зазоре:

P^Pz ^ПРИ Р_г>Рк, Р = Р* при p_z^p_K]

0.85д,    0,65/7,,

Рк = _1/^т-т⁼Р~~^{для па}Р^а; рк = •,/—гтг~тГ~ ~ ^для воздуха.

у г -f 1,5    У    z    +    0,5

3.3.4.    Согласно пп. 3.3.2 и 3.3.3 наибольший перепад получается на последний гребень, поэтому при равных толщинах гребней его и следует проверять на прочность, а в уплотнениях с выступами — и предпоследний, если он длиннее (см. табл. 2).

3.3.5.    При сдвоенных гребнях давление в камере между ними понижено из-за эжекционного эффекта, поэтому на изгиб следует рассчитывать первый гребень из i-пары при увеличенном перепаде Ар'. = l,7Apj.

3.4. Материалы уплотнительных гребней

3.4.1.    Гребни уплотнений подвергаются тепловому и эрозионно-коррозионному воздействию рабочей среды и работают в условиях статического и циклического нагружения от перепада давлений и удара струи. Гребни ротора нагружены еще и центробежными силами.

В периоды пуска и изменений режима работы турбомашины возможны задевания вращающихся элементов за неподвижные. При этом за счет снижения коэффициента трения контактирующей пары должны быть обеспечены минимальный разогрев ротора в месте касания, минимальное его повреждение и минимальный износ гребней.

3.4.2.    Материалы, рекомендуемые для изготовления уплотнительных гребеней статора и ротора, приведены в табл. 6 (см. также РТМ 108.020.15—86). Для снижения коэффициента трения

Материалы уплотнительных гребней Таблица 6

Рабочая температура, °С, нс более Материал Нормативные документы Марка Сортамент на химический состав на сортамент на механические свойства 530 Сталь 15Х1М1Ф, 12Х1МФ 530 Сталь 15ХМА Поковки ГОСТ 4543-71 ГОСТ 8479-70 ТУ 0337.001 (ЛМЗ) 550 Сталь 12X13 ГОСТ 5632-72 ГОСТ 8479-70 МТУ 84—66 550 Сталь 08X13 Лист ГОСТ 5632-72 ГОСТ 19903-74 ГОСТ 5582-75 650 Сталь 08Х18Н10Т 0,3—0,4 мм ГОСТ 19904-74 ГОСТ 19904-74 650 Сталь 12Х18Н10Т и 1,0—2,0 мм

* См. также ОСТ 1 12605—76. 2 Заказ 133

Продолжение табл. €

Рабочая Материал Нормативные документы температура, °С, не более Марка Сортамент на химический состав на сортамент на механические свойства 400 Монель НМЖМц28-2,5-1,5 Лента ГОСТ 492-73 ГОСТ 5187-70 ГОСТ 5187-70 350 Нейзильбер МНЦ15-20 0,3—0,4 мм и 1,0—2,0 мм Лента ГОСТ 15527-70 ГОСТ 2208-75 ГОСТ 2208-75 1,0—2,0 мм 300 Латунь Л68 Лист ГОСТ 15527-70 ГОСТ 931-78 ГОСТ 931-78 1,0—2,0 мм

допускается повышенное содержание серы. Для одноконтурных АЭС не допускается применение материалов, содержащих кобальт.

3.4.3. Уплотнительные элементы статора могут изготавливаться из легкоизнашивающихся («прирабатывающихся») материалов. В концевых уплотнениях приводных турбин используются угольные (углеграфитные) кольца. В периферийных уплотнениях лопаточного аппарата паровых и газовых турбин могут использоваться легкоизнашивающиеся покрытия и вставки из мягких металлов типа армко-железа, композитной металлокерамики на основе порошков меди, никеля, мельхиора с наполнителями из углеграфита, нитрида бора («белый графит») и др.

3.5. Термокомпенсационные канавки на валу

Влияние размеров термокомпенсационных канавок

Черт. 5

а — схематическое изображение вала с термокомпенсационных

3.5.1. В лабиринтных уплотнениях с радиальными зазорами при наличии гребней в статоре и отсутствии на роторе насадных защитных втулок, уступов и т. п. (см. п. 3.2.2) с целью предотвращения

погиба вала из-за односторонних задеваний его поверхности за уплотнительные гребни рекомендуется выполнять на валу термокомпенсационные канавки (черт. 5, а) определенной глубины (без учета высоты выступов).

3.5.2.    В уплотнениях рекомендуемой конструкции с гибким креплением статорных элементов необходимая для эффективного снижения температурных напряжений от задеваний глубина канавок составляет 0,025 от диаметра вала, т. е. h_K — 0,025Д При жестком креплении статорных элементов такая глубина канавок может быть допущена лишь для латунных гребней; при использовании более твердых материалов глубина термокомпенсационных канавок h_K должна быть увеличена: в случае изготовления статорных гребней из бронз или нейзильбера температурные напряжения, равные пределу текучести, могут достичь глубины 0,05d, а при гребнях из стали, никеля, монель-металла и других тугоплавких материалов — глубины 0,075Д

3.5.3.    Для эффективного снижения температурных напряжений от задеваний в межканавочной зоне необходимо, пользуясь графиком черт. 5, б, выдерживать определенные соотношения между шагом и глубиной термокомпенсационных канавок: при t_K/h_K = 5 напряжения снижаются в два раза по сравнению с валом без канавок; при t_K/h_K = 2,5 — в шесть раз; при t_u/h_K= 1 напряжения в межканавочной зоне практически отсутствуют.

3.5.4.    Термокомпенсационные канавки на валу вызывают концентрацию температурных напряжений, возникающих при изменении температурного режима турбомашины. Для повышения маневренности и увеличения моторесурса турбомашины необходимо снижать коэффициент концентрации напряжений за счет надлежащего выбора соотношений между шагом, глубиной и радиусом скругле-ния профиля канавок, пользуясь графиком на черт. 5, в *.

Для более полного анализа следует обратиться к РТМ 108.021.103—85.

PTM 108.020.33—86 С. 11

В случае невозможности обеспечить заданный моторесурс при наличии канавок следует отказаться от них и пойти на увеличение радиального зазора в уплотнении согласно п. 3.2.2 и табл. 4 или применить уплотнение, не требующее канавок (например, с уступами, защитными втулками на валу, гребнями только на роторе, гарантированно-бесконтактное уплотнение типа Д—см. табл. 2, в некоторых случаях — «елочное» уплотнение без втулок).

При отказе от канавок в безвтулочных уплотнениях с выступами на валу можно ограничиться увеличением зазоров б только во впадинах, что согласно пп. 5.3.2.2 лишь незначительно увеличит протечку: при отношении большего зазора к меньшему 62/61 —х расход при этом возрастет в уплотнениях типа В в    1/х⁵)    раз    (при    х    —    2    приблизительно    на    26%),    а    в    уплотнениях    типа    Б —примерно

на 13%.

3.6. Гибкие уплотнения

3.6.1. Гибкие уплотнения (с подвижными сегментами на пружинах' см. п. 3.2.3) обеспечиваю сохранность уплотнительных гребней во время стоянки, вращения ротора валоповоротным устройством и при пусковых операндах, когда наиболее вероятно возникновение расцентровок ротора и статора. Особенно необходимо использование гибкой конструкции уплотнений в турбинах с гибкими роторами для уменьшения разогрева от трения при односторонних задеваниях вала о гребни при переходе через критическую частоту вращения, т. е. для предотвращения погиба (остаточного искривления вала).

Предельные соотношения размеров сегментных уплотнительных колец

Черт. 6

3 6 2 В гибкой конструкции необходимую степень радиальной подвижности уплотнительных сегментов статора (люфт s — черт. 6, см. также табл. 5) рекомендуется определять по формуле

а >0,0016* (A — x)/D,

учитывающей влияние расстояния х данного уплотнительного кольца от опор ротора и корпуса турбомашины и и* пролета L (обозначения см. п. 2.1.3) на локальную стрелу их прогиба. При унификации уплотнений по всей длине ротора принимается s_max>0,0004L²/D.

36 3 Сегменты гибких уплотнений могут деформироваться при пусках под воздействием радиального перепада температур, возникающего при прогреве или при задеваниях. Чтобы исключить при этом уменьшение уплотнительных зазоров, рекомендуется заплечики Т- пли Г-образных хвостов делать сплошными по всей дуге сегмента, а чтобы сохранить радиальную подвижность сегментов, их размеры рекомендуется ограничить величиной 200—250 мм по хорде (при выборе люфта согласно

3.64 При работе турбомашины под нагрузкой сегменты прижимаются в сторону вала к заплечикам паза не только пружинами, но и давлением среды, для чего полость паза сообщается с входной стороной сегмента пропилами в заплечиках или специальными сверлениями. Давления на входе в сегмент р₀ и на выходе из него р₂ (где г —количество гребней в сегменте), а также давление в последнем зазоре р находятся по начальному и конечному давлениям отсека и общему количеству его

гребней с помощью формул п. 3.3.3.

Радиальное прижимное усилие N от перепада давлений на внешнюю и внутреннюю стороны сегмента с учетом его ширины В и вылета выходной полочки С (см. черт. 6) вычисляется по формуле

= 0,33-0,67 (р/р₀)*/( 1 + plp₀) -    (:1    - PiPo),

2*

С. 12 РТМ 108.020.33—86

где I — хорда сегмента;

PlPo = Pz!Po при р_г1Ро>Р*Ро, но Р,^!Ро = Рк/Р» при pjp₀ < pjp₀\

Рк/Ро = 0,85 Уz + 1,5 —для пара; р_к p_t — 0,65; У z-\- 0,5 —для воздуха.

3.6.5. Во избежание зависания сегмента в отжатом положении, что привело бы к возрастанию утечки, радиальное прижимное усилие должно превосходить силу трения F между щекой сегмента и пазом, возникающую от осевого перепада давлений на сегмент:

N > F ^ f (р₀ — р_г)А1,

где А—толщина сегмента, включая среднюю высоту гребней (см. черт. 6); / — коэффициент трения (в случае трения покоя f~l).

Это налагает следующее условие на соотношение геометрических размеров сегмента:

/а/в + с/в < о.зз (1 +pip₀—2p²lpl) (1 + р/рУ¹ О ~+/А+Л

которое при    имеет    вид

/А/В + С/В < 0,33 [1 + (р_и р_г + !)->];

при р₂<Рк для пара

fAlB + С/В < 0,33 (1 -pjpy¹ (1 -1,44 (z + 1.5)-¹ [ 1 +0,85(z + 1,5)-°*} -¹),

а для воздуха

fAlB + Cl В < 0,33(1 -+/Р,,)-¹ (1-0,84 (z + 0,5)“¹ [1+0,65 (г + 0,5)-°.⁵]-+

Указанное условие графически представлено также на черт. 6, где зона критических режимов построена для пара, но может быть использована (с некоторым запасом) и для воздуха. Из графика следует, что полная гарантия от зависания сегмента (в расчете на /=1) достигается за счет существенного ограничения толщины А и вылета полки С при увеличенной ширине В. Так, например, типовой сегмент (С/В = 0,3) с числом гребней 2=10, будучи использован в последнем отсеке камина ЦНД (Pz/po~0), имеет радиальное паровое усилие, направленное не на прижим, а на отжим.

Проверка геометрических размеров сегментов на отсутствие зависания производится с помощью графика черт. 6. Если при заданных значениях числа гребней сегмента 2, отношения давлений за и перед сегментом pzlpo и относительного вылета выходной полки С/В полученное из графика значение fA/B окажется меньше фактического (можно принять, что коэффициент трения покоя f= 1), то отжатый при работе турбины под нагрузкой сегмент не возвратится назад, и в соответствии с изложенным придется менять соотношения A/В, С/В или p_z/po. Если окажется, что полученное из графика значение /Л/В<0, то давлением среды сегмент отжимается от вала.

3.6.6. Для начального центрирования сегментов служат пружины, выполняемые в виде пластинок, дужек или цилиндрических спиралей, охватывающих сегментные полукольца или устанавливаемых в радиальные гнезда каждого сегмента. По технологичности и стабильности свойств предпочтительным является последний вариант.

Пружины рассчитываются на удвоенный вес сегмента. Во' избежание перегрузки пружин нижних сегментов весом боковых последние рекомендуется фиксировать от смещения с помощью штифтов вблизи'горизонтального разъема в нижней половине.

3.7. Конструкция и температурные деформации корпусных деталей

3.7.1.    При высокой температуре для уменьшения вероятности задеваний и обеспечения сохранности радиальных зазоров уплотнений необходимо выполнять следующее:

соблюдать равенство тепловой инерционности деталей ротора и охватывающих его корпусных деталей (вала и обойм его уплотнений, барабана или дисковой части ротора и соответствующих им внутреннего цилиндра или обойм диафрагм);

ослабить влияние горизонтального разъема в корпусных деталях за счет обогрева фланцев, применения ложных и разрезных фланцев, стяжных колец и т. п. * (черт. 7);

обеспечить возможно более полную симметрию верхних и нижних половин в отношении расположения разного рода патрубков и пр.;

назначать радиальные зазоры для верхней, нижней и боковых частей окружности дифференцированно с учетом вероятных температурных деформаций корпусных деталей.

3.7.2.    Прогиб корпуса цилиндра из-за различия температур его верхней и нижней образующих рассчитывается по формулам РТМ 108.021.104—77.

Если в эти формулы подставить допустимые разности температур, то можно получить поправку для корректировки зазоров Дб_в_„, на которую необходимо увеличить значение установочного зазора в нижней части окружности.

Расчет фланцевых соединений производится по ОСТ 108.021.110—84.

PTM 108.020.33—86 С. 13

3.7.3. Следует стремиться к равенству температур опор ротора и статора, например, наружных стенок корпуса подшипника, на который опираются лапы цилиндра, и внутренних стоек с вкладышем, несущих ротор. Неравенство температур опор должно быть учтено при назначении зазоров.

При разности температур опор At, их высоте h и коэффициенте температурного расширения а величина поправки к зазору вблизи опоры составит Аб_оп = ссAth. При равенстве пролетов ротора и статора Ь_р = Ьц или при расположении опор цилиндра между опорами ротора поправка к зазору на расстоянии x_t от первой опоры цилиндра находится по формуле

Конструкции, ослабляющие влияние горизонтального разъема на деформацию расточки корпусных деталей

а — ложные фланцы; б — узкие фланцы; в — стяжные кольца; г — разрезной фланец

^Л%пх, --=ai^A ^Ln    -ц-.

^гпглглП

I-1

\------i-

1

L------_|

ушшшс

г

Черт. 7

Если опоры статора горячее опор ротора, то зазоры по нижней образующей должны быть увеличены на величину поправки, если горячее опоры ротора, то увеличить следует верхние зазоры. Отрицательные поправки (уменьшение зазоров) вводить не рекомендуется. Боковые зазоры (в плоскости горизонтального разъема) не меняются.

Следует избегать статически неопределимого (продольно протяженного) опирания цилиндров (подобно цилиндрам паровых турбин, опирающимся на балкон выхлопного патрубка). В этом случае к весьма существенным расцентровкам согласно формуле могут добавиться расцентровки от искривления плоскости горизонтального разъема.

При раздельном опирании ротора и цилиндра на фундамент корпус уплотнения (камина) целесообразно жестко крепить к опоре ротора, а с цилиндром турбины соединять гибкой мембраной (черт. 8).

С. 14 РТМ 108.020.33—86

3.7.4. Корпусные детали, несущие уплотнения, как правило, омываются изнутри и снаружи потоками среды с различной температурой либо имеют внешние ободья, контактирующие с корпусом, температура которого отличается от температуры потока в уплотнении. Например, максимальное превышение kth температуры расточки над температурой обода диафрагмы k-й ступени цилиндра турбины с разгрузочными отверстиями в дисках ротора соответствует (с учетом начальной разности температур указанных потоков) разности энтальпий среды перед первой и рассматриваемой ступенями (см. черт. 12):

Деформация и расцентровка корпусных деталей с горизонтальным

разъемом при Д/ = /₂ — ^>0    Li_k —uaI_x -f- (l_x — l_K).

Если корпусную деталь (черт. 9) рассматривать как тело вращения с горизонтальным разъемом, свободно опертое у этого разъема по ободу, то при линейном возрастании температуры от внешнего радиуса г 1 к внутреннему г₂ на величину At имеет место увеличение боковых зазоров у разъема на величину

Дг = a.Atr_xr₂ (г_х — г₂)^-1 =

= аДtr_xr₂ (1 — г.,)^-1 == о.Atr_xAr.

При этом в разъеме у периферии появится неплотность, равная удвоенной величине подъема горизонтальной оси симметрии детали:

2h = 2a.Atr_l-^- (1 -f- r-,) = 2a\tr_lh.

Ось расточки нижней половины поднимется на величину

h_n = aAtr^{\ + Л,)(1 ~г₂)~¹ = Шг^₀.

Зазор по нижней образующей уменьшится на величину

h_B—aAtr_x (h₀ — Дг) — <хДtr_xh_m

а по верхней увеличится на

h_B = a.A.tr_х (2h — Л_н) — aAtr_xh_B.

При обратной разности температур все деформации только поменяют знак, кроме изменения зазора по верхней образующей, которое совпадет с изменением его по нижней образующей:

hl — h_n—o.Atr_x{h_H — Ar).

На черт. 9, где показаны рассмотренные деформации, представлены также необходимые для вычислений графики их относительных величин, разъему следует учитывать при расчете проте-

чек. Кроме того, в установочные значения зазоров следует вносить поправки на величину их уменьшения. Наличие мощного крепежа по разъему несколько уменьшает рассмотренные термоупругие деформации, но не устраняет их полностью. Стеснение деформаций при большой разности температур, возникающей особенно при нестационарных режимах, может привести к остаточному короблению корпусных деталей и разрыву крепежа.

Для уменьшения температурных деформаций деталей, несущих уплотнения, при проектировании необходимо выполнять следующее (черт. 10—12):

уменьшать внешний радиус г_х за счет отказа от наружных ободьев и (или) перехода к составной конструкции;

С. 16 РТМ 108.020.33—86

применять термоэластичные конструкции;

уменьшать радиальную неравномерность температур за счет изоляции деталей или рациональной организации потоков среды, например ее перепуска от периферии к расточке диафрагмы;

применять независимую подвеску и поперечную центровку верхних и нижних половин детали с соответствующим уплотнением разъема.

4. УПЛОТНЕНИЯ ЛОПАТОЧНОГО АППАРАТА

4.1.    Общие положения

4.1.1.    В уплотнениях лопаточного аппарата потери экономичности, вызываемые протечкой, не ограничиваются дефицитом рабочего тела, совершающего работу, а дополняются изменением реакции, т. е. отклонением от расчетного режима, и искажением пространственной структуры рабочего потока вблизи уплотнения. Более того, приток (присос) рабочего тела через межвенцовое уплотнение, как правило, вызывает большую потерю, чем утечка, а утечки через вершины необандаженных лопаток могут несколько уменьшать потери от вторичных течений. (Вопрос о целесообразности бандажи-рования лопаточных аппаратов для повышения экономичности, особенно при барабанной конструкции ротора, остается открытым. Бандажирование рабочих колес влажнопаровых ступеней препятствует влагоудалению.)

В настоящем РТМ уплотнения лопаточного аппарата оцениваются лишь с точки зрения уменьшения протечек независимо от их направления и влия ния на течение в лопаточных каналах.

4.1.2.    При необандаженных лопаточных аппаратах утечка среды имеет место лишь через зазоры по вершинам лопаток. Для уменьшения зазора без снижения надежности выполняют утоненные или

Уплотнения необандаженных лопаточных аппаратов

а. б — с утонением вершины лопатки: в, г, д — с перекрышей и проючками в ста юре: е, ж— с ячеистыми и мягкими вставками

Черт. 13

полые (иногда сменные) профили у вершин лопаток, наносят легкоизнашиваемые или абразивные покрытия на цилиндрическую поверхность сопряженной детали, придают ей ячеистую (сотовую) фактуру, выполняют на ней узкие кольцевые проточки или широкие канавки во всю ширину профиля, иногда с заглублением концевой части профиля; весьма эффективно введение положительной пере-крыши меридианных обводов направляющих и рабочих венцов (черт. 13).

4.1.3.    В случае применения дисковой конструкции ротора направляющие и рабочие лопатки, как правило, выполняют обандаженными. Бандажная полка может быть отфрезерована заодно с профильной частью лопатки или изготовлена отдельно (клепаная, вальцованная конструкция). При размещении направляющих лопаток в диафрагмах роль бандажей играют обод и тело диафрагмы. При барабанном исполнении ротора направляющие и рабочие лопаточные аппараты и их бандажи имеют идентичную конструкцию. Поэтому в дальнейшем в РТМ в основном рассматриваются уплотнения рабочих обандаженных лопаточных венцов.

4.1.4.    Эффективным средством уменьшения протечек через уплотнения лопаточного аппарата является выбор степени реактивности у корня и периферии рабочих лопаток, например, за счет использования ступеней со сниженным градиентом степени реактивности по высоте лопатки.

4.1.5.    Уплотнения обандаженного лопаточного аппарата подразделяются на следующие функциональные подгруппы (черт. 14):

надбандажные;

межвенцовые (периферийные и корневые).

4.2. Надбандажные уплотнения

4.2.1. При цельнофрезерованных бандажных полках лопаток надбандажные уплотнения выполняются как обычные прямоточные или ступенчатые уплотнения с радиальными (А — Г в табл. 2 и табл. 5) или с осевыми зазорами (Д в табл. 2). В этом случае количество дросселей надбандажного уплотнения определяется осевой шириной бандажа и величиной относительных осевых перемещений роторных и статорных элементов. При клепаной конструкции бандажа удается разместить два-три дросселя.

УДК 621-135-762 (&83.75) РУКОВОДЯЩИЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ Группа Е23 МАТЕРИАЛ

---

УПЛОТНЕНИЯ ЛАБИРИНТНЫЕ СТАЦИОНАРНЫХ ПАРОВЫХ И ГАЗОВЫХ ТУРБИН И КОМПРЕССОРОВ ПРОЕКТИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ

Дата введения 01.07.87

Настоящий руководящий технический материал (РТМ) распространяется на концевые и диафрагменные лабиринтные уплотнения стационарных паровых и газовых турбин и компрессоров, на уплотнения их лопаточного аппарата, а в части расчета протечек и на щелевые уплотнения штоков клапанов.

РТМ рекомендуется к использованию при проектировании и расчетах.

1. ИСХОДНЫЕ СВЕДЕНИЯ О ЛАБИРИНТНЫХ УПЛОТНЕНИЯХ

1.1.    Назначение

Лабиринтные уплотнения служат для ограничения утечек рабочей среды вдоль вала из корпуса турбомашины и перетечек между ступенями и лопаточными венцами ротора и статора. Они принадлежат к так называемым бесконтактным уплотнениям и представляют собой ряд последовательно расположенных друг за другом узких кольцевых щелей — зазоров и более или менее просторных камер. Зазоры между ротором и статором образуются их кольцевыми поверхностями и заостренными кромками гребней, разделяющих камеры. Частными случаями являются бескамерное уплотнение (одиночный дроссель) и щелевое (без гребней).

1.2.    Принцип действия

Рабочий процесс в уплотнении — дросселирование — заключается в переводе разности потенциальных энергий среды разделяемых полостей в кинетическую энергию, а затем в тепло за счет гашения скорости трением. Ограничение утечки достигается следующими средствами:

уменьшением величины зазора;

уменьшением сечения струи в зазоре за счет создания отрывного течения заострением кромок гребней и резким изменением направления потока;

уменьшением скорости в зазоре путем дробления перепада давлений между полостями за счет увеличения числа гребней, а также путем более полного гашения скорости в камерах (в щелевых уплотнениях уменьшение скорости достигается также увеличением протяженности щелей).

Таким образом, принцип действия рассматриваемых уплотнений — пассивный, без отбора энергии от ротора.

1.3.    Классификация

Классификация лабиринтных уплотнений может быть выполнена по признакам функционального, аэродинамического, геометрического, кинематического, конструктивного и технологического характера. Указанная классификация представлена в табл. 1.

PTM 108.020.33—86 С. 19

4.3.3. Для уменьшения утечек в межвенцовый осевой зазор меридианные обводы рабочих и направляющих аппаратов выполняются со взаимной перекрышей (см. черт. 23).

Величина перекрыт выбирается с учетом радиального смещения Ai границы кольцевой струи, имеющей окружную составляющую скорости, с учетом расширения А₂ струи от ее торможения трением о неподвижную среду в открытом осевом зазоре, а также с учетом технологических отклонений А₃ диаметральных размеров бандажей лопаточных венцов и температурных деформаций А4 диафрагм на стационарном режиме работы турбины.

Прикорневая перекрыша (при положительной реакции у корня)

Д^к > - Д, + Д₂ + Д3 + Д₄;

периферийная перекрыша

Д ^ Al ~Ь Д₂ 4~ Д" Д4.

Составляющие перекрыш определяются по формулам:

о²

д ~ ^ос •

¹~ d tg2«₁ ’

Д₃ = 0,05й_ос/ sin а,;

Дк ₌ Дк,, ₊ ДК.В _t Дп ₌ Дп.н ₊ Дп.в.

Д₄ = а (t₂ -/,) (0,4D_x - 0,Ш₂)/(1 - D₃/D0.

В этих формулах:

бос — открытый межвенцовый осевой зазор; d — диаметр соответствующего меридианного обвода;

ai — угол выхода потока из предыдущего лопаточного аппарата на уровне соответствующего меридианного обвода; а — коэффициент линейного расширения тела диафрагмы, 1/К;

D\ и D₂— диаметры обода и расточки диафрагмы соответственно;

t\ — температура обода диафрагмы, принимаемая по температуре пара перед ступенью; t₂— температура расточки, принимаемая по линии дросселирования от первой из группы последовательно расположенных ступеней цилиндра.

Индексы «н» и «в» означают соответственно нижнее и верхнее отклонения радиального размера, определяемого по размерной цепи с учетом конструктивного исполнения венцов, а индексы «р» и «с» — принадлежность к роторному или статорному венцу.

4.3.4.    Для уменьшения газодинамического возбуждения автоколебаний роторов ВД величину периферийной перекрыши рекомендуется выбирать по соотношению А^п^2б₀с-

4.4.    Контроль состояния периферийных уплотнений

В паровых турбинах с промежуточными отборами пара из цилиндра в эти отборы попадают утечки пара периферийных уплотнений предотборных ступеней, имеющие более высокую температуру, чем основной поток, и влияющие на температуру отбираемого пара.

Д Оут =

*баз+273 'баз + 273

Об эксплуатационном изменении зазоров в периферийных межвенцовых и надбандажных уплотнениях в период между двумя моментами времени (I и II) судят по изменению относительной утечки через эти уплотнения AG_yT, исходя из результатов измерения температур пара при близких значениях нагрузки турбины:

Gотб    ^СР

Gqjq    r_l0iH₀

Здесь tотб — измеренное значение температуры пара в отборе;

/баз — измеренное значение базовой температуры, в качестве которой могут быть использованы температуры пара за цилиндром, в камере регулирующей ступени и (при отсутствии соплового парораспределения) перед цилиндром; ^ср — удельная теплоемкость пара.

Кроме того, в формуле используются расчетные номинальные значения следующих величин: б/₀тб, Оотс — расходы пара соответственно в отбор и через предотборный отсек; т]_ог — внутренний относительный КПД ступеней пред отборного отсека;

Й₀—располагаемый теплоперепад предотборного отсека, кДж/кг.

5. РАСЧЕТ ПРОТЕЧЕК

5.1.    Течение в зазоре

5.1.1.    Расчетный зазор

5.1.1.1.    При истечении через зазор б (черт. 18), образуемый гребнем с достаточно острыми кромками, струя претерпевает сужение, так что ее толщина 'б^{, =} рб, где р<1—коэффициент сужения.

3*

Таблица 1 Классификация лабиринтных уплотнений

Признаки Тип уплотнений Функциональный — по назначению Концевые, диафрагменные, уплотнения лопаточного аппарата, уплотнения штоков Аэродинамический — по характеру движения среды и взаимному расположению зазоров Прямоточные (сквозные), ступенчатые Кинематический — по общему направлению движения среды относительно оси вращения Осевые, радиальные, диагональные Геометрические: по ориентации уплотнительного зазора относительно оси вращения С радиальными зазорами, с осевыми зазорами по относительной протяженности зазора в направлении утечки Щелевые (протяженный зазор), гребенчатые (короткий зазор) Конструктивно-технологические: по наличию специального узла, несущего уплотнительные элементы ротора Втулочные, безвтулочные то же, для статора С обоймами (кольцами), без обойм (колец) по типу крепления уплотнительных деталей статора Жесткие, гибкие (с подвижными сегментными уплотнительными кольцами на пружинах), термоэластичные по месту расположения уплотнительных гребней (усиков) С гребнями на роторе, с гребнями в статоре, комбинированные по конструкции уплотнительных гребней С цельноточеными гребнями, со вставными (зачека-ненными) гребнями

2. ВЫБОР ТИПА УПЛОТНЕНИЯ

2.1.    Определяющие размеры

2.1.1.    Определяющими размерами уплотнения (табл. 2) являются необходимые величины осевого разбега ротора с¹ и радиального зазора б. При проектировании турбомашины эти размеры назначаются с учетом вероятных радиальных и осевых взаимных перемещений ротора и статора под влиянием температурных, динамических и других эксплуатационных и технологических факторов.

2.1.2.    Осевой разбег ротора с назначается из расчета осевых относительных перемещений согласно РТМ 108.021.104—77 и РТМ 108.020.16—83.

2.1.3.    Исходную величину радиального зазора б (в мм) рекомендуется определять по эмпирической формуле, учитывающей влияние различных конструктивных и эксплуатационных факторов:

Ьт=аТ [0,04d + 0,017х (L - x)/D] + 0,25.

Здесь    а—наибольший из коэффициентов температурного расширения для мате

риалов статора или ротора турбомашины, 1/К;

7 — наибольшая температура рабочей среды в корпусе турбомашины, К; d — диаметр кольцевого уплотнительного зазора, мм;

L = (7-р + /,_ц) 2, где Z,_p и /,_ц — пролет (расстояние между опорами) соответственно ротора и корпуса

турбомашины, мм;

х — (л;_р + -Х_ц)/2, где х_р и — расстояние от данного уплотнительного гребня до ближайшей опоры

соответственно ротора и корпуса, мм;

D — диаметр наружного корпуса в середине пролета, мм.

Реально устанавливаемые одинаковые зазоры по отсекам уплотнений и проточной части должны быть не менее определяемых формулой.

Исходное значение зазора может быть скорректировано с учетом дополнительных факторов: конструктивных (см. пп. 3.2 и 3.7) и режимных (в маневренных турбинах установочная величина увеличивается на исходное значение).

2.1.4.    Осевые габариты участка, занимаемого уплотнением, принимаются конструктивно исходя из необходимых размеров деталей ротора и статора, на которых размещаются уплотнительные элементы: концевые участки цилиндров с патрубками, диафрагмы, бандажи рабочих колес. Специальное увеличение осевых размеров участка ротора, занятого уплотнением, нецелесообразно, поскольку это приводит к увеличению общего пролета ротора и корпуса, что увеличивает необходимые величины радиальных зазоров не только на данном участке, но и во всех остальных уплотнениях, уменьшает критическую частоту вращения и виброустойчивость ротора и в итоге снижает экономичность и надежность турбины.

PTM 108.020.33—86 С. 3

Основные типы лабиринтных уплотнений Таблица 2

2.2. Типы уплотнений

2.2.1.    Выбор типа уплотнений производится из условия достижения минимальной протечки при заданных осевых и радиальных габаритах участка, отводимого под уплотнение, и при заданных определяющих размерах (осевом разбеге с и радиальном зазоре б), обеспечивающих эксплуатационную надежность.

2.2.2.    Уплотнения выбираются по аэродинамическому признаку, характеризующему траекторию движения потока между соседними зазорами. В прямоточных (сквозных) уплотнениях уплотнительные зазоры располагаются на одинаковых диаметрах, осевой разбег не ограничен (с = оо) и поток движется вдоль цилиндрической поверхности с прямолинейной образующей. В ступенчатых уплотнениях соседние зазоры расположены на разных диаметрах (с перекрышей), что ограничивает осевой разбег и вместе с тем заставляет поток двигаться зигзагообразно, периодически меняя направление. К применению в турбомашинах рекомендуется пять основных типов уплотнений (см. табл. 2)* с оптимальными соотношениями геометрических размеров. Уплотнительные зазоры в первых четырех ти-

Уплотнения других типов — см. ОСТ 1 12605—76.

пах уплотнений (прямоточное и три разновидности ступенчатого)—радиальные, а в пятом типе (гарантированно-бесконтактное)— осевые, поэтому величина радиального зазора в нем не ограничена.

Каждый тип уплотнения имеет предпочтительную область применения (черт. 1 и табл. 3) в зависимости от требуемых величин осевого разбега и радиального зазора (см. пп. 2.1.2 и 2.1.3).

2.2.3. Уплотнения с радиальными зазорами, особенно прямоточные, оказывают центрирующее действие на ротор, связанное с появлением окружной неравномерности давления при расцентровках. Закрученность потока при статической расцентровке вызывает дополнительное усилие, смещенное по направлению в сторону вращения. Статические радиальные усилия в уплотнениях влияют на нагру-женность опорных подшипников турбомашины. При динамических расцентровках (прецессия ротора) в уплотнениях появляются циркуляционные газодинамические силы, возбуждающие автоколебания гибкого ротора в совокупности с циркуляционными силами масляного слоя, зависящими от нагруженное™ опорных подшипников.

Области предпочтительного применения основных типов лабиринтных уплотнений в зависимости от величин радиальных зазоров б и осевых разбегов с

Таблица 3 Выбор типа уплотнений в зависимости от необходимых значений радиального зазора и осевого разбега

Радиальный зазор б, мм Осевой разбег с, ММ до 7 (включ.) св. 7 до 9 св. 9 до 12 св. 12 до 14 св. 14 до 35 св. 35 до 50 св. 50 До 0,4 включ. А А А А А А А Св. 0,4 до 0,7 Б Б Б В В А А » 0,7 » 1,0 Б Б Б Б В В А » 1 > 1,5 д Г (Б) Г(Б) Г(В) Г(В) Г(В) Г(В) » 1,5 » 2 д г(Д) Г (Б) Г (Б) Г(В) Г(В) Г(В) ■» 2 » 3 д д Г(Д) Г (Б) Г (Б) Г(В) Г (В) Свыше 3 д д д Г(Д) Г (Б) Г (Б) Г(В)

Примечания: 1.    Буквы А, Б, В, Г, Д соответствуют обозначению типа уплотнении в табл. 2 и на черт. I. 2.    В скобках указаны типы уплотнений, рекомендуемые при недопустимости трения непосредственно о поверхность ротора.

Для предотвращения автоколебаний требуется выполнение специальных мер по соблюдению центровки корпусных деталей уплотнений, по уменьшению закрутки потока в уплотнениях, а в необходимых случаях — по созданию обратной закрутки, например за счет байпасирования нескольких первых зазоров через сверления, выполненные соответствующим образом в корпусных деталях (см. РТМ 108.021.05—82).

PTM 108.020.33—86 С. 5

2.3. Прямоточное уплотнение (тип А)

2.3.1.    В рекомендуемом прямоточном уплотнении уплотнительные гребни расположены только в статоре или только на роторе. Высоту гребней следует принимать минимально возможной с точки зрения надежности и ремонтопригодности, но не менее удвоенного зазора (/i_r>26). Шаг гребней должен быть примерно в 2,5 раза более их высоты (/~2,5Л_Г).

2.3.2.    Область предпочтительного применения прямоточного уплотнения — малые радиальные зазоры и большие осевые разбеги:

6 = 0,4 мм, с^Ю мм;

6 = 0,5 мм, с^20 мм;

6 = 0,65 мм, с^ЗО мм;

6 = 0,9 мм, с^40 мм;

6 = 1,2 мм, 50 мм.

На черт. 1 эта область лежит ниже линии L — L, а в табл. 3 обозначена буквой А. При возрастании зазора протечка в прямоточном уплотнении увеличивается пропорционально зазору в степени 1,3. При отклонении от рекомендуемой геометрии показатель степени может возрасти до 1,5—1,7.

2.3.3.    Протечки в прямоточном уплотнении уменьшаются при наклоне гребней навстречу потоку (оптимальный угол 0юпт = 45^о, черт. 2, а) и при двустороннем расположении гребней (черт. 2,6). На протечку не влияет исполнение гребней (кольцевое или по винтовой линии). Однако отклонение от формы А (см. табл. 2) не способствует сохранению в эксплуатации исходной величины зазора и исходной конфигурации гребней вследствие возможных задеваний.

Прямоточные уплотнения с наклонными гребнями

to

а — одностороннее расположение гребней; б — двустороннее расположение гребней с различными

шагами t (нониусное)

Черт. 2

2.3.4.    Для ослабления газодинамического возбуждения автоколебаний ротора турбомашины в кольцевых камерах прямоточных уплотнений между гребнями статора выполняют перегородки (ячеистая, «сотовая» конструкция), уменьшающие закрутку потока в сторону вращения. Роторная часть уплотнения при этом может быть гладкой или иметь кольцевые гребни.

2.4.    Ступенчатое уплотнение с выступами и чередующимися короткими и длинными гребнями (тип Б)

2.4.1.    Высота выступов должна быть не менее утроенной величины зазора (h^36); ширина выступов может быть меньше ширины впадины не более чем на утроенную величину зазора (Ь^с — 36). Верхняя граница высоты выступов h^.c/2.

2.4.2.    Область предпочтительного применения: зазоры 6 в пределах 0,4—1,0 мм; осевые разбеги с соответственно не более 12—14 мм. На черт. 1 эта область ограничена линиями L — L, М — М, N — N и О — О, а в табл. 3 обозначена буквой Б. Протечки в уплотнениях типа Б рекомендуемой геометрии пропорциональны зазору в степени 0,7. При отступлении от рекомендуемой геометрии протечки увеличиваются: в диапазоне 6= (0,6—0,8)А они пропорциональны первой степени зазора, а при 6>0,8h возрастают более резко.

2.5.    Ступенчатое уплотнение с выступами и увеличенным числом коротких гребней (тип В)

2.5.1.    Ширина выступов b и шаг t_x коротких гребней выбираются равными между собой и должны быть не менее утроенной величины зазора (b = ti^36). Высота h выступов выбирается в пределах с/2>/г>36 (оптимально /г = с/3).

2.5.2.    Область предпочтительного применения: верхняя граница зазора 6=1 мм; нижняя граница зазора в зависимости от осевого разбега:

с= 12 мм, 6 = 0,4 мм;

с = 20 мм, 6 = 0,5 мм;

с = 30 мм, 6 = 0,65 мм;

с = 40 мм, 6 = 0,9 мм.

На черт. 1 эта область расположена справа от линии М — М и ограничена лициями L — L, М — М и N — N, а в табл. 3 обозначена буквой В. Протечки в уплотнении типа В пропорциональны первой степени зазора.

С. 6 РТМ 108.020.33—86

2.5.3. Увеличенное число коротких гребней (тип В) предпочтительнее одиночных (тип Б) при осевых разбегах 124-18 мм и при радиальных зазорах соответственно 6 = 0,44-2,5 мм. На черт. 1 в области справа от линии М — М уплотнение типа В предпочтительнее уплотнения типа Б. Сдваивание коротких гребней при меньших значениях осевого разбега (в области слева от линии М—М, черт. 1) приводит к росту протечек на 10—20%, но допускается, если в рабочем положении против выступа располагается только один гребень, а второй свисает против хода пара.

2.6.    Комбинированное ступенчатое уплотнение с чередующимися гребнями ротора и статора (тип Г)

2.6.1.    Высота гребней комбинированного уплотнения должна составлять от одной четверти до половины осевого разбега (с/4^Л^с/2).

2.6.2.    Комбинированное уплотнение предпочтительнее уплотнений с выступами при радиальных зазорах 6^1 мм. Область предпочтительного применения комбинированного уплотнения на черт. 1 расположена выше линии N — N и правее линии Р — Р, а в табл. 3 обозначена буквой Г. Протечки в уплотнении типа Г пропорциональны 8⁰’⁷.

2.7.    Гарантированно-бесконтактное уплотнение (тип Д)

Уплотнение ЦКТИ

е=-0,05 . . . +0,15с; (Д/е)опт =•! Черт. 4

Уплотнение ТМЗ

е=(0,15 . . . 0,20) (с,+ с2); 1.5 <    <2,5 с\ "Г ^2 Черт. 3

2.7.1. Гарантированно-бесконтактное уплотнение имеет регулярно чередующиеся гребни ротора и статора. Радиальный зазор между кромками гребней и дном лабиринтных камер соизмерим с высотой гребней. Уплотнительным зазором, определяющим протечку, является осевой зазор a = t — Ъ, который примерно вдвое меньше радиального. При осевых смещениях роторных гребней от среднего положения протечки в уплотнении Д уменьшаются. Оптимальная форма камеры — квадратная, т. е. высота гребней равна осевому разбегу (h = c). Величину просвета следует принимать равной примерно пяти сотым от высоты гребня (6-—h«0,05 с).

Изменение просвета в пределах 0^8— /г^0,15с практически не изменяет протечки (кривая Л/с = 1 на черт. 37). Появление перекрыши и особенно ее увеличение за пределы 6 — h< — 0,05сувели-чивает протечку. Увеличение просвета за пределы 6 — Л>0,15 приводит к резкому возрастанию протечки из-за перехода от зигзагообразного характера течения к прямоточному.

2.7.2.    Гарантированно-бесконтактное уплотнение предпочтительнее прочих, если необходимы большие радиальные зазоры и допустимы сравнительно небольшие осевые разбеги. При осевых разбегах с = б4-12 мм уплотнение типа Д предпочтительнее комбинированного типа Г с радиальными зазорами соответственно 6=1,74-3,0 мм, лучше уплотнения с выступами и чередующимися короткими и длинными гребнями (типа Б), имеющего радиальные зазоры 6=1,04-2,0 мм, превосходит уплотнение с выступами и сдвоенными гребнями типа В при радиальных зазорах в нем 6 = 0,84-1,6 мм и экономичнее прямоточного уплотнения типа А при зазорах в последнем 6^0,7 мм. Область предпочтительного применения гарантированно-бесконтактного уплотнения обозначена в табл. 3 буквой Д. При сравнении с уплотнениями типов Б, Г и А эта область на черт. 1 расположена левее линий О — О, Р — Р и R — R соответственно.

2.7.3.    Достоинством гарантированно-бесконтактного уплотнения типа Д является его нечувствительность к радиальным расцентровкам, которые в других типах'уплотнений, и особенно в прямоточном (типа А), приводят к задеваниям, изменению протечек, эффекту центрирования и газодинамического возбуждения автоколебаний ротора.

2.7.4.    Для разновидности уплотнения типа Д с перекрышей кромок гребней ротора и статора (уплотнение ТМЗ) оптимальные соотношения размеров представлены на черт. 3. При симметричном исполнении элементов ротора и статора (6i = 6₂ = 6, h\ = h₂ = h) и равных осевых зазорах (Ci = c₂) эти соотношения имеют вид:

А~0,7 . . . 1,45 (с,+ с₂+ 6); о 0,8 . . . 0,9А^0,55 . . . 1,25^ + с, + Ь).

PTM 108.020.33—86 С. 7

При изменении радиального зазора в уплотнении ТМЗ протечки меняются незначительно, благодаря чему оно не возбуждает низкочастотных автоколебаний ротора.

2.7.5. Уплотнение типа Д со сквозным просветом между кромками гребней ротора и статора (уплотнение ЦКТИ, черт. 4) формально является прямоточным, однако по зигзагообразному характеру течения и наличию ограничений в осевом разбеге ротора его, как и уплотнение ТМЗ, следует отнести к ступенчатым. Оптимальная форма его камеры—квадратная (h^c). Величину просвета следует принимать равной б — h « 0,05с, откуда б « 1,05 h ~ 1,05с.

Изменение просвета в пределах б — h = (—0,05... + 0,15)с практически не изменяет протечки (кривая h/c= \ на черт. 37), что благоприятно в отношении виброустойчивости ротора: за пределами указанного диапазона протечка увеличивается (особенно при увеличении просвета — из-за перехода к прямоточному характеру течения).

3. КОНСТРУКЦИЯ УПЛОТНЕНИЙ С РАДИАЛЬНЫМИ ЗАЗОРАМИ

3.1.    Требования надежности

3.1.1.    Выбор конструктивного исполнения уплотнений с радиальными зазорами производится с целью облегчения последствий вероятных радиальных задеваний между вращающимися и неподвижными элементами, для чего должны быть удовлетворены следующие требования эксплуатационной надежности:

безотказность, т. е. задевания в уплотнениях не должны приводить к вынужденному останову турбомашины, особенно с последующей заменой ротора или основных деталей корпуса;

долговечность, т. е. возможно меньшие износ или повреждаемость элементов уплотнения;

ремонтопригодность, т. е. простота замены изношенных или поврежденных деталей.

3.2. Конструкция уплотнительных элементов

3.2.1.    Уплотнительные гребни следует выполнять отдельно от вала или корпуса (с применением зачеканки, на сменных деталях), что дает возможность заменять их в случае повреждения. Выполнение уплотнительных гребней как одно целое с валом или корпусом не рекомендуется. Вынужденное несоблюдение этой рекомендации должно компенсироваться повышением податливости статорных элементов или увеличением установочного радиального зазора на величину, равную исходному значению (п. 2.1.3).

3.2.2.    Уплотнительные гребни могут располагаться как в статоре, так и на роторе. Уплотнения с гребнями только на роторе надежнее предохраняют вал от погиба. При наличии гребней в статоре для обеспечения надежности на случай задеваний рекомендуется предусматривать температурную компенсацию ротора в виде тепловых канавок на валу, насадных втулок с тепловыми зазорами, уступов и т. п., обеспечивающих свободу тепловых расширений нагреваемых от трения элементов. При вынужденном невыполнении этой рекомендации следует увеличить радиальный зазор на величину, равную исходному значению. Наиболее ремонтопригодными являются уплотнения с гребнями только в статоре, особенно на сменных деталях.

3.2.3.    Конструкция крепления статорных деталей уплотнения может быть жесткой или гибкой (на пружинах). Жесткая конструкция не рекомендуется при наличии уплотнительных гребней в статоре и при гибкой конструкции вала, когда рабочая частота его вращения выше критической. Вынужденное применение жесткой конструкции в этих случаях должно компенсироваться соответствующим увеличением установочной величины радиального зазора (см. п. 3.2.4).

3.2.4.    Условия применимости основных конструктивных типов лабиринтных уплотнений с радиальными зазорами сведены в табл. 4. На уплотнения ЦКТИ и ТМЗ эти условия не распространяются, так как у них уплотняющими являются осевые зазоры, а максимальная величина радиальных зазоров не лимитирована, и поэтому взаимные радиальные смещения ротора и статора для них не опасны.

Таблица 4 Условия применимости основных конструкций лабиринтных уплотнений с радиальными зазорами

Крепление статорных элементов Тип уплотнения гибкое жесткое С гребнями только на роторе Гребни сменные или на сменных деталях Гребни сменные или на сменных деталях Жесткий вал С гребнями в статоре и комбинированное Гребни сменные или на сменных деталях Гребни сменные или на сменных деталях Термокомпенсация роторных деталей Термокомпенсация роторных деталей Жесткий вал

Примечание. Вынужденное невыполнение каждого из названных условий должно компенсироваться увеличением радиального зазора на величину, равную исходному значению.

Рекомендуемые варианты конструктивного исполнения уплотнений с радиальными зазорами показаны в табл. 5. Варианты 1—6 представлены ступенчатыми уплотнениями типа Б и Г. Однако они легко трансформируются в прямоточные типа А или в ступенчатые типа В с увеличенным числом коротких гребней. Известное «елочное» ступенчатое уплотнение (п. 7 табл. 5) сравнительно более

Таблица 5

Примеры рекомендуемых вариантов конструктивного исполнения ступенчатых уплотнений с радиальными зазорами (нижняя деталь — ротор)

1. Жесткое уплотнение с зачеканенными гребнями в роторе (рекомендуется для жесткого вала; при использовании с гибким валом требует увеличения зазора б)

5. Гибкое уплотнение с точеными гребнями в статоре и зачеканенными в роторе *

2. Гибкое уплотнение с зачеканенными гребнями в роторе *

6. Гибкое уплотнение с точеными гребнями в статоре и роторе *

3. Гибкое с точеными в статоре *

7. Гибкое термоэластичное «елочное» уплотнение с точеными гребнями ротора и статора *

to

4. Гибкое с вставными в статоре *
* Ограничений для применения нет.

8. Жесткое «сотовое» уплотнение с точеными гребнями ротора *

сложно и менее компактно, однако обладает, кроме гибкости, еще и термоэластичностью (отгиб статорных усиков наружу при нагреве от трения) и поэтому может быть рекомендовано при необходимости лучшей сохранности гребней ротора и ограничения его нагрева. Таково же назначение жесткого «сотового» прямоточного уплотнения (п. 8 табл. 5), повышающего к тому же виброустойчивость ротора, а также обеспечивающего возможность приработки сот к гребням ротора.

Лучшая сохранность гребней ротора за счет приработки может быть достигнута и путем использования мягких, легко изнашивающихся вставок или покрытий статора (см. п. 3.4.3). Для пре-

1

Величина с соответствует осевому разбегу в точностью до толщины гребня Ь_г.