Крепления хвостовиков лопаток роторов турбин

Система штифтового крепления хвостовика для диска ротора паровой турбины с осевым потоком содержит штифты, проходящие аксиально через отверстия в чередующихся зубьях хвостовиков лопаток и зубьях диска. Отношение осевой ширины зубьев диска и суммы осевой ширины зубьев диска и осевой ширины зазора между смежными зубьями диска составляет от 0,4 до 0,6. Отношение длины зубьев диска к диаметру штифтов составляет от 4 до 6. Изобретение позволяет снизить пиковые механические напряжения в зубьях диска. 2 з.п. ф-лы, 4 ил.

 

ОБЛАСТЬ ТЕХНИКИ, К КОТОРОЙ ОТНОСИТСЯ ИЗОБРЕТЕНИЕ

Данное изобретение относится к лопаткам роторов турбин для паровых турбин с осевым потоком, а в частности - к креплению хвостовиков лопаток роторов к дискам или барабанам роторов турбин посредством штифтовых креплений хвостовиков, которые обладают повышенной стойкостью к коррозионному растрескиванию под механическим напряжением (SCC).

УРОВЕНЬ ТЕХНИКИ

Хорошо известный способ установки лопаток турбины по периферии ротора турбины, описанный в заявке DE 10 2008 031 780 A1 на патент Германии, предусматривает так называемое «штифтовое крепление хвостовиков», при котором зубья, продолжающиеся радиально и по окружности, называемые «зубьями диска», находящиеся на периферии диска ротора турбины, и соответствующие «зубья лопатки» на хвостовике лопатки турбины чередуются и скреплены воедино посредством цилиндрических металлических стержней, известных как «штифты», которые проходят аксиально через зубья лопатки и зубья диска. В частности, известно использование таких систем при активном облопачивании в условиях влажного водяного пара. Пример такой лопатки изображен на фиг.1 и 2. На фиг.1 представлено трехмерный общий вид лицевой стороны узла 10 лопатки ротора, а на фиг.2 представлено радиальное сечение через периферию диска 20 ротора турбины, показывающее, как диск выполнен с возможностью крепления лопатки турбины по фиг.1.

Обращаясь сначала к фиг.1, когда узел 10 лопатки ориентируют для работы в турбине, его профиль 11 продолжается между радиально наружной бандажной полкой 12 и радиально внутренней платформой 13. Радиально внутрь от платформы 13 продолжается хвостовик 14 лопатки, который разделен на некоторое количество идентичных зубьев 141 лопатки (в этом конкретном случае - четыре), причем зубья имеют длину L1, расположены аксиально на расстоянии друг от друга и взаимно параллельны. Каждый зуб 141 лопатки имеет радиально внешний участок 142 шириной «b1» и радиально внутренний участок 143 шириной «b2», причем b1 > b2, а переход между внутренним и внешним участками отмечен заплечиками 144. Каждый внешний участок 142 зубьев лопатки имеет сквозное отверстие 145 диаметром «D1», а каждый внутренний участок 143 зубьев лопатки имеет сквозное отверстие 146 диаметром «D2». Отверстия 145 на внешних участках 142 зубьев лопатки имеют идентичные размеры и расположены аксиально в одну линию друг с другом. Точно так же, отверстия 146 на внутренних участках 143 зубьев лопатки имеют идентичные размеры и расположены аксиально в одну линию друг с другом. В общем случае, D1 = D2.

Обращаясь к фиг.2, отмечаем, что периферия диска 20 ротора разделена на некоторое количество радиально и по окружности продолжающихся и взаимно параллельных зубьев 201 диска, которые аксиально отделены друг от друга идентичными пазами 202, продолжающимися радиально и по окружности. Зубья лопаток заключены в пазах 202 между зубьями диска, поэтому количество (в этом конкретном случае - пять) зубьев диска на единицу больше, чем количество зубьев лопатки. Пазы имеют радиальную глубину L2, которая является такой же, как L1, за исключением рельефа на дне пазов во избежание контакта с концами зубьев 141 лопатки. Размеры пазов имеют соответствующие допуски для приема зубьев 141 хвостовика 14 лопатки по скользящей посадке с зазором. Поэтому радиально внутренние участки 143 зубьев хвостовика 14 лопатки садятся в радиально внутренние участки 203 пазов 202 номинальной шириной b2, а радиально внешние участки 142 зубьев хвостовика 14 лопатки садятся в радиально внешние участки 204 пазов 202, имеющих номинальную ширину b1. Вследствие этого зубья 201 дисков имеют такую форму, которая является дополняющей форму зубьев 141 лопатки, а поскольку они имеют радиально внутренние участки 205 увеличенной (по отношению к их радиально внешним участкам 206) ширины, переход между внутренними и внешними участками выделен заплечиками 207. В общем случае, ширина b1 зубьев лопатки номинально является такой же, как ширина b1 зубьев диска. Каждый внутренний участок 205 зубьев диска имеет сквозное отверстие 208 диаметром «D2», а каждый внешний участок 206 зубьев диска имеет сквозное отверстие 209 диаметром «D1». Отверстия 208 и 209 совпадают с отверстиями 146 и 145 на внутренних и внешних участках 143 и 142 зубьев лопатки соответственно. Радиальные размеры зубьев 201 диска и зубьев 141 лопатки точно совпадают, так что когда зубья 141 лопатки вставляют в пазы 202, заплечики 144 на зубьях 141 лопатки устанавливаются впритык к заплечикам 207 на зубьях 201 диска, отверстия 146 аксиально расположены в одну линию с отверстиями 208, а отверстия 145 аксиально расположены в одну линию с отверстиями 209. Поэтому через отверстия в зубьях 141 лопаток и зубьях 201 диска по скользящей посадке с зазором пропущены цилиндрические штифты надлежащих размеров, чтобы прикрепить лопатки к диску.

По экономическим и технологическим причинам диск изготавливают из низколегированной стали, содержащей от около 1 масс. % до около 3 масс. % никеля, тогда как лопатки необходимо изготавливать из высоколегированной стали, содержащей, например, около 12 масс. % хрома, чтобы гарантировать, что лопатки обладают адекватной стойкостью к эрозии каплями воды и высоким температурам водяного пара. Хорошо известно, что область хвостовика, поддерживающая движущиеся лопатки, может быть подвержена SCC, обуславливаемому высокими пиковыми механическими напряжениями, вносимыми из-за контактов между участками хвостовиков под большими центробежными нагрузками, когда ротор паровой турбины работает на водяном пару, близком к насыщению. Эта проблема дополнительно усугубляется, когда водяной пар содержит загрязняющие примеси, которые ускоряют коррозию.

РАСКРЫТИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ

В самом широком его аспекте, в изобретении предложена система штифтового крепления хвостовика диска ротора паровой турбины с осевым потоком, изготовленного из низкоуглеродистой стали и имеющего ряд установленных на нем высоколегированных лопаток ротора турбины со сниженной подверженностью коррозионному растрескиванию под механическим напряжением (SCC), причем штифтовые крепления лопаток содержат:

(a) продолжающиеся радиально и по окружности зубья диска на периферии диска ротора турбины, причем каждый зуб диска имеет длину L и ширину b, а смежные зубья диска разделены зазором шириной G;

(b) зубья лопаток, продолжающиеся от хвостовиков лопаток ротора и чередующиеся с зубьями диска; и

c) по меньшей мере, один ряд цилиндрических штифтов диаметром D, которые проходят аксиально через соответствующие отверстия в зубьях лопаток и зубьях диска для скрепления зубьев лопаток и зубьев диска воедино.

Система штифтового крепления хвостовика имеет первое отношение, которое определяется как отношение осевой ширины (b) зубьев диска и суммы осевой ширины и осевой ширины G зазора между зубьями диска, в диапазоне от около 0,4 до около 0,6 и дополнительно имеет второе отношение, которое определяется как отношение длины зубьев диска и зубьев лопаток к диаметру, между 4 и 6.

Увеличение диаметра D штифтов, которое требуется для уменьшения пикового механического напряжения в отверстиях зубьев диска до значения, которое уменьшает или исключает SCC, следует оценивать отдельно в каждом конкретном случае. Однако исследования, проведенные до настоящего времени, показывают, что увеличение диаметра D на заданную величину, выраженную в процентах, приводит к снижению пикового механического напряжения на аналогичную величину, выраженную в процентах. Например, увеличение D на 10% снижало пиковое механическое напряжение на 10%.

Отношение b/M используется для того, чтобы избежать изменений в габаритных размерах диска турбины, которые привели бы к нежелательным издержкам проектирования, усовершенствования и изготовления. В частности, увеличение отношения b/M означает, что ширина зубьев диска увеличивается на такую же величину, как уменьшается зазор между зубьями диска, вследствие чего осевая ширина диска турбины поддерживается постоянной.

Ширину зубьев лопаток уменьшают потому, что они должны быть установлены по скользящей посадке в зазорах между зубьями диска. Следовательно, в дополнение к снижению пиковых механических напряжений в зубьях диска до значения, вероятно, менее способствующего SCC в зубьях низколегированного диска, вышеописанный способ увеличивает пиковое механическое напряжение в отверстиях зубьев высоколегированных лопаток. Вместе с тем, поскольку зубья высоколегированных лопаток являются более стойкими к SCC, чем зубья низколегированного диска, можно гарантировать, что пиковые механические напряжения в зубьях лопаток сохраняются более низкими, чем значения, вероятно, способствующие SCC.

Значение диапазонов отношения b/M заключены строго между вышеупомянутыми верхним и нижним пределами. Верхний предел диапазона b/M диктуется увеличением пиковых механических напряжений зубьев диска, которое является следствием уменьшения толщины зубьев лопаток по мере увеличения отношения b/M, тогда как нижний предел отношения b/M диктуется увеличением пиковых механических напряжений зубьев диска, которое является следствием уменьшения толщины зубьев диска по мере уменьшения отношения b/M. Было выявлено, что при значениях, которые значительно выше, чем около 0,6, слишком высокими оказываются механические напряжения зубьев лопаток, а при значениях, которые значительно ниже, чем около 0,4, слишком высокими оказываются механические напряжения зубьев диска.

Обычно штифтовые крепления лопаток имеют более одного ряда штифтов. Например, часто используют два ряда штифтов, отстоящих радиально друг от друга. Если есть два или более рядов штифтов и отверстий, то - как обнаружено - для создания возможности существенного увеличения диаметра, по меньшей мере, внешнего ряда отверстий в зубьях диска без перегрузки зубьев диска по механическому напряжению, может оказаться необходимым увеличение длины зубьев диска, а также увеличение длины зубьев лопаток на соответствующую величину. Причина заключается в том, что увеличение диаметра ряда отверстий в зубьях диска без увеличения радиального расстояния между рядами отверстий увеличит пиковое механическое напряжение, воздействию которого подвергается материал низколегированного диска между смежными рядами отверстий. Увеличение длины зубьев диска и лопаток обеспечивает увеличение радиального расстояния между смежными рядами отверстий, которое, следовательно, снижает пиковое механическое напряжение в материале зуба диска (и зуба лопатки), продолжающемся между смежными рядами отверстий.

Поэтому вышеупомянутый способ может дополнительно включать в себя этап увеличения отношения L/D на величину, достаточную для того, чтобы избежать перегрузки зубьев диска по механическому напряжению. Отметим, что существует верхний предел длины L зубьев диска, а значит - и верхний предел L/D, который определяется максимальной глубиной пазов между смежными зубьями диска, так что оказывается возможным точное его изготовление. Необходимо отметить, что допустимые значения отношения L/D будут находиться в диапазоне между верхним пределом 4 и нижним пределом 6.

Увеличение длины зубьев диска, для того чтобы обеспечить использование штифтов и отверстий, не окажется обязательным при любых обстоятельствах, в которых имеются два ряда отверстий, отстоящих друг от друга радиально. Следует ли увеличивать длину зубьев диска для обеспечения увеличенного радиального промежутка между смежными рядами отверстий и сниженного механического напряжения в материале диска, - это надо оценивать и рассчитывать отдельно в каждом конкретном случае.

В примере вышеупомянутого способа смягчения SCC, в котором штифтовые крепления лопаток для существующей комбинации лопаток и диска турбины, подверженной SCC, взяты за основу для сравнения, при этом имеются два ряда штифтов и отверстий, отстоящих друг от друга радиально, испытания показали, что SCC в зубьях диска оказывалось либо исключенным, либо сниженным до приемлемых уровней, посредством комбинации следующих мер:

- увеличения значения отношения b/M от стандартного значения 0,45 до смягчающего SCC значения 0,54;

- увеличения диаметра D радиально внешнего ряда отверстий для получения снижения на 20 % значения пикового механического напряжения в отверстиях зубьев диска;

- обеспечения возможности всего увеличения D посредством увеличения значения отношения L/D от стандартного значения 5 до смягчающего SCC значения 5,8.

Дополнительные аспекты данного изобретения станут очевидными после изучения нижеследующего подробного описания и прилагаемой формулы изобретения.

КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ

Теперь, со ссылками на прилагаемые чертежи, которые выполнены не в масштабе, будут описаны варианты осуществления описываемой здесь концепции, при этом:

на фиг. 1 представлен трехмерный общий вид лицевой стороны узла лопатки ротора, готового для крепления к периферии ротора паровой турбины с осевым потоком посредством штифтового крепления хвостовика;

на фиг. 2 представлено радиальное сечение через периферию известного диска ротора турбины с осевым потоком, показывающее диск, выполненный с возможностью крепления лопатки турбины по фиг.1.

фиг. 3 иллюстрирует, как изменены некоторые размеры диска ротора турбины по фиг. 2, чтобы модифицировать штифтовые крепления лопаток в соответствии с раскрытой здесь концепцией; и

на фиг.4 представлен график, иллюстрирующий, как изменяется пиковое механическое напряжение в зубьях диска ротора турбины с изменением размерных характеристик диска ротора, показанного на фиг. 3.

ОПИСАНИЕ ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫХ ВАРИАНТОВ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ИЗОБРЕТЕНИЯ

На фиг. 1 и 2 представлено известное техническое решение, описанное выше в разделе «Уровень техники». В этой конструкции уровни напряжения в зубьях диска и зубьях лопаток уравнены благодаря отношению толщины зубьев диска к толщине зубьев лопаток вдоль линии внешнего ряда штырей, составляющему приблизительно единицу. Во время вращения, лопатки ротора турбины подвергаются воздействию очень больших нагрузок, которые индуцируются под влиянием центробежных сил и на которые реагируют зубья лопаток и штифты у зубьев диска. Как упоминалось ранее, по сравнению с зубьями 141 лопаток, которые выполнены из высоколегированной стали, зубья 201 диска ротора больше уязвимы для SCC, по меньшей мере - вдоль внешнего ряда отверстий 209, поскольку диск ротора выполнен из низколегированной стали. Раскрытая здесь концепция снижает риск SCC путем изменения некоторых размеров штифтового крепления хвостовика, вследствие чего снижаются пиковые механические напряжения, прикладываемые к зубьям диска штифтами во время вращения диска. Фиг.3 и 4 иллюстрируют изменения в размерах благодаря воплощению концепции данного изобретения.

На фиг. 3 показаны радиально внешние участки продолжающихся радиально и по окружности зубьев 301 диска на периферии диска ротора турбины, каждый из которых имеет длину L и ширину b, а смежные зубья диска разделены зазорами или пазами 302 шириной G. Сумма b+G обозначена символом M и может быть принята за модуль осевого промежутка зубьев диска. Хотя они и не показаны на фиг.3 для ясности чертежа, зубья лопаток продолжаются от внутренних платформ лопаток ротора и чередуются (т.е. перемежаются) с зубьями 301 диска, так что зубья лопаток и зубья диска имеют одинаковую протяженность радиально, за исключением малого просвета между радиально внутренними концами зубьев лопаток и радиально внутренними концами пазов 302. Как схематично показано пунктирными линиями, имеются два отстоящих друг от друга радиально ряда цилиндрических штифтов 303, 304, проходящих аксиально через соответствующие отверстия 305, 306 в зубьях диска 301, но смягчению SCC в иллюстрируемом варианте осуществления подвергается только внешний ряд штифтов 303 и отверстий 305.

В процессе смягчения SCC, пиковые механические напряжения во внешнем ряду отверстий 303 в зубьях диска могут быть снижены посредством комбинации:

- увеличения значения отношения b/M на величину в диапазоне от около 0,4 до около 0,6 и тем самым - увеличения ширины b зубьев 301 диска на величину δ и уменьшения ширины D зазоров 302 между зубьями диска на ту же величину δ; и

- увеличения (настолько, насколько это допускается увеличенной шириной b зубьев диска 301) диаметра D штифтов 303 и отверстий 305 на величину, достаточную для снижения пиковых механических напряжений в отверстиях ниже уровня инициирования SCC для условий температуры и водяного пара, воздействию которых подвергается турбина во время работы.

Конечно, ширина зубьев лопаток тоже уменьшается на величину δ, так что они остаются установленными по скользящей посадке в пазах 302. Необходимое изменение ширины b и диаметра D для достижения требуемого снижения механических напряжений можно найти путем вычисления с использованием анализа методом конечных элементов.

Отношение b/M используется для управляемой модификации ширины b зубьев диска с тем, чтобы поддержать осевую ширину диска турбины постоянной и избежать изменений габаритных размеров диска турбины.

Увеличение толщины b зубьев 301 диска за счет зубьев лопаток облегчает использование штифтов и отверстий большего диаметра для снижения пикового механического напряжения в отверстиях зубьев диска. Штифты и отверстия большего диаметра также могут снизить пиковое механическое напряжение в отверстиях зубьев лопаток, но среднее механическое напряжение в зубьях лопаток увеличивается из-за уменьшенной толщины зубьев лопаток, а увеличенный диаметр отверстий уменьшает количество материала в зубьях лопаток для опоры штифтов 303 и сопротивления силам изгиба и кручения, прикладываемым к зубьям лопаток во время работы турбины. Однако высоколегированная сталь, из которой выполнена лопатка, является более стойкой к SCC, чем низколегированная сталь диска, так что целесообразное увеличение механического напряжения не увеличивает риск SCC в зубьях лопаток.

Процесс смягчения SCC применяется отдельно для каждого конкретного случая. Может возникнуть ситуация, в которой увеличение ширины зубьев диска 301 не обеспечивает увеличение диаметра внешнего ряда отверстий 305, достаточное для достижения требуемого уменьшения уровней их пиковых механических напряжений без одновременного риска перегрузки по механическому напряжению материала 307 зубьев диска между радиально внешним и внутренним рядами отверстий 305, 306. Следовательно, концепция смягчения SCC также может предусматривать увеличение длины зубьев 301 диска путем увеличения отношения L/D на величину, достаточную для достижения требуемого уменьшения механического напряжения между внешним и внутренним рядами отверстий. Верхний предел отношения L/D определяется максимальной глубиной L пазов 302 между смежными зубьями диска, которая возможна для точного изготовления. В настоящее время предусматривается, что допустимые значения отношения L/D будут находиться в диапазоне между верхним пределом 4 и нижним пределом 6.

Теперь, принимая существующую конфигурацию диска и пронизанных штифтами хвостовиков лопаток турбины, подверженных SCC, за стандартную, будет пояснен пример процесса смягчения SCC. Обращаясь к фиг. 4, отмечаем, что пунктирная кривая схематично показывает, как пиковое механическое напряжение зубьев диска, выраженное в МПа, может изменяться с изменением безразмерного значения b/M для существующего диаметра Ds штифтов в радиально внешнем ряду штифтов, тогда как сплошная кривая показывает, как может изменяться пиковое механическое напряжение зубьев диска с изменением величины b/M для диаметра Dm штифта, обуславливающего смягчение SCC, где Dm больше Ds.

В существующей конфигурации хвостовиков, пронизываемых штифтами с диаметром Ds штифтов, измеренное значение b/M составляет 0,45, а измеренное значение L/D составляет 5. Обнаружено, что для снижения SCC в зубьях диска до незначительных (по результатам измерений на испытательных стендах) уровней, необходимо увеличить значение b/M до смягчающего SCC значения 0,54 и увеличить значение L/D до смягчающего SCC значения 5,8. Эти увеличенные значения b/M и L/D обеспечили увеличение диаметра штифтов и отверстий до смягчающего SCC значения Dm, при котором пиковое напряжение в отверстиях зубьев диска снижалось на около 20 %.

Заимствование предложенной здесь концепции придает значительно повышенную стойкость к SCC и поэтому продлевает срок эксплуатации турбины.

Вышеупомянутые варианты осуществления описаны выше исключительно в качестве примера, и в рамках объема притязаний прилагаемой формулы изобретения возможно внесение изменений. Таким образом, ширину и объем притязаний формулы изобретения не следует ограничивать вышеописанными возможными вариантами осуществления. Каждый признак, раскрытый в описании, включая формулу изобретения и чертежи, может быть заменен альтернативными признаками, служащими для тех же, эквивалентных или аналогичных целей, если явно не указано иное. Если контекст явно не требует иного, то по всему тексту описания и формулы изобретения слова «содержат», «содержащий» и т.п. следует трактовать во включительном смысле, в противоположность невключительному или исключительному смыслу, то есть следует трактовать в смысле «включающий в себя, но не ограничиваемый».

1. Система штифтового крепления хвостовика для диска ротора паровой турбины с осевым потоком, отличающаяся тем, что содержит штифты (303), проходящие аксиально через отверстия (305) в чередующихся зубьях (141) хвостовиков лопаток и зубьях (301) диска, причем первое отношение осевой ширины (b) зубьев (301) диска и суммы (М) осевой ширины (b) зубьев диска и осевой ширины (G) зазора между смежными зубьями диска составляет от 0,4 до 0,6, а второе отношение длины (L) зубьев диска к диаметру (D) штифтов (303) составляет от 4 до 6.

2. Система по п. 1, отличающаяся тем, что первое отношение составляет 0,54.

3. Система по п. 1 или 2, отличающаяся тем, что второе отношение составляет 5,8.