Книга
← К списку книгЗагрузка разделов…
активнаАктивные записи участвуют в каталоге и синках. Неактивная книга скрыта, но не удалена из базы.
Книга
ПРЕДИСЛОВИЕ
Программой Коммунистической партии Советского Союза, принятой на XXII съезде КПСС, намечено значительное развитие электрификации нашей страны в ближайшие 20 лет. Современный этап развития паротурбостроения характеризуется увеличением агрегатных мощностей, повышением начальных параметров пара и т. д.
Основным тенденциям развития отечественного паротурбостроения посвящена I гл. книги.
В практическом освоении высоких начальных параметров пара одной из основных проблем является наличие относительно дешевых материалов для деталей, работающих при высоких температурах и давлении, что определяется уровнем развития металлургии в области жаропрочных сталей и их сплавов. Исходя из этого, во II гл. рассматривается влияние температуры на физико-химические свойства металлов.
В гл. III—X подробно рассматриваются отдельные узлы и детали паровых турбин, при этом в каждой главе излагаются условия работы и требования, предъявляемые к рассматриваемым деталям и узлам.
Приводится вывод основных уравнений конструктивного расчета деталей и узлов, даются примеры расчета и определяются характеристики применяемых материалов с выбором допускаемых напряжений. В книге дается критический анализ и некоторые рекомендации по совершенствованию конструкций основных деталей.
С изменением внешних условий, определяемых в основном уровнем развития техники, качественная оценка меняется, и поэтому никакой критерий качества не может рассматриваться как абсолютный. Следовательно, критерии качества конструкций элементов и турбины в целом не могут быть постоянными и имеют смысл только в связи с определенными условиями работы и предъявляемыми требованиями. Кроме того, качество конструкции отдельных деталей турбин оценивается с учетом взаимодействия их со смежными деталями и узлами, оказывающими влияние на их работу, а также с учетом работы турбины в целом.
Технология изготовления и сборки деталей, вопросы эксплуатации и исследования, проводимые в различных организациях, здесь изложены кратко лишь в объеме, поясняющем условия работы и позволяющем провести критический анализ рассматриваемых конструкций для определения путей внесения конструктивных изменений в отдельные элементы паровых турбин.
Методика расчетов деталей турбин, изложенная в книге, широко применяется на отечественных турбостроительных заводах. Приведенные примеры расчетов деталей и узлов помогут читателям приобрести практические навыки по расчету деталей турбин, подбору для них материалов и допускаемых напряжений, что также будет способствовать лучшему усвоению учебных сведений.
по обеспечению современногопо обеспечению современногоФиг. 1. Графики роста мощностей электростанций и годовой выработки электроэнергии в СССР в период 1960—1980 гг.Фиг. 1. Графики роста мощностей электростанций и годовой выработки электроэнергии в СССР в период 1960—1980 гг./ — годовая выработка электроэнергии в миллиардах квт-ч; 2 — мощность электростанций в Гвт./ — годовая выработка электроэнергии в миллиардах квт-ч; 2 — мощность электростанций в Гвт.
по обеспечению современного
по обеспечению современного
Фиг. 1. Графики роста мощностей электростанций и годовой выработки электроэнергии в СССР в период 1960—1980 гг.
Фиг. 1. Графики роста мощностей электростанций и годовой выработки электроэнергии в СССР в период 1960—1980 гг.
/ — годовая выработка электроэнергии в миллиардах квт-ч; 2 — мощность электростанций в Гвт.
/ — годовая выработка электроэнергии в миллиардах квт-ч; 2 — мощность электростанций в Гвт.
ГЛАВА 1
НАПРАВЛЕНИЕ РАЗВИТИЯ СОВРЕМЕННОГОТУРБОСТРОЕНИЯ В СССР
Электрификация является стержнем строительства экономики коммунистического общества, играет ведущую роль в развитии
всех отраслей народного хозяйства технического прогресса. Поэтому в области производства электроэнергии необходимо обеспечить опережающие темпы. План электрификации страны предусматривает доведение выработки электроэнергии в последнем году семилетия, в 1965 г., до 500—520 млрд. квт-ч (фиг. 1).
Годовое производство электроэнергии к 1970 г. должно быть доведено до 900—1000 млрд, квт-ч, а к 1980 г. до 2700—3000 млрд. квт-ч. Установленная мощность на электростанциях СССР в 1980 г. должна составить 540—600 млн. кет, что более чем в 9 раз больше мощности электростанции в начале семилетия 1959—1965 гг.
Единая энергетическая система в СССР создаст достаточные резервы мощностей, позволяющие перебрасывать электроэнергию из восточных районов в европейскую часть страны, и свя-
жет с энергосистемами других социалистйческих стран.
Основными первичными двигателями, вырабатывающими электроэнергию, в настоящее время и на будущее являются паровые и газовые турбины на тепловых электростанциях и гидравлические турбины на гидроэлектростанциях.
Доля выработки электроэнергии на гидроэлектростанциях обычно составляет 15—20% от общей выработки.
По расчету института «Гидроэнергопроект» при охвате 1500 рек, возможных к использованию, гидроэнергоресурсы СССР составляют примерно 1500 млрд, квт-ч, которые не смогут удовлетворить потребности в электроэнергии уже после 1970 г. Отсюда следует, что существующее соотношение вырабатываемой гидроэлектростанциями электроэнергии ~20% и ~80% на тепловых электростанциях сохранится и в дальнейшем.
Отсутствие паровых котлов, водоподготовки, циркуляционных насосов и других устройств в составе газотурбинных установок по сравнению с паротурбинными обеспечили им (ГТУ) значительные снижения веса, габаритов и стоимости. Благодаря этому у нас и за рубежом получили применение ГТУ большой мощности.
В 1959 г. фирмой Сталь (Швеция) построена и находится в эксплуатации ГТУ мощностью 40 тыс. кет. В СССР в 1960 г. построены ГТУ мощностью 25 тыс. кет на ЛМЗ и 50 тыс. кет на ХТГЗ с начальной температурой рабочего тела 700—800° С.
Газотурбинные установки на развитие большой энергетики страны смогут оказать существенное влияние только при мощности в несколько сот тысяч киловатт в агрегате, которым присуща высокая экономичность при изготовлении и эксплуатации. Возможность создания таких газотурбинных установок определяется решением сложных научно-технических проблем, важнейшей из которых является проблема повышения экономичности путем применения высокой начальной температуры рабочего тела.
Наряду с распространением газотурбинного цикла Советскому Союзу принадлежит приоритет в разработке теории комбинированного парогазового цикла. Ведутся работы по практическому осуществлению установок, работающих по комбинированному парогазовому циклу. Комбинированные парогазовые установки по своим технико-экономическим показателям являются более экономичными, чем газовые или паротурбинные установки.
Следует подчеркнуть большие возможности и перспективы применения ГТУ в таких отраслях промышленности, как металлургическая, нефтеобрабатывающая, газовая (компрессорные станции магистральных газопроводов, нефтяные промыслы), а также на транспорте: в локомотивах, судах и автомашинах, где они по своим технико-экономическим показателям (стоимости, удельной площади, удельному весу, эксплуатационным расходам) стоят выше других типов тепловых двигателей.
В районах, где отсутствуют местные источники тепловой энергии, ведется строительство атомных электростанций, исключающих затраты на транспортировку топлива.
По мере удешевления производства атомной энергии развернется строительство атомных электростанций с паровыми турби- нами. В ряде стран (Англии, Швейцарии и США) также ведутся
разработки по применению ГТУ на атомных' электростанциях.
По плану развития энергетики в нашей стране основными задачами отечественного энергомашиностроения являются:
Быстрое наращивание мощностей электростанций с минимальными капиталовложениями. ■
Повышение экономичности паровой турбины и теплосиловой установки в целом.
Степень эффективности повышения экономичности турбоустановок может быть показана на примере.
В турбоустановке с параметрами свежего пара рОабс = = 88,3 бар (р0 = 90 ата), /0 = 500° С удельный расход условного топлива 420 г!квт-ч. Для установленной мощности в 1 000 000 кет. при 7000 ч эксплуатации в течение года повышение экономичности на 1 % может обеспечить экономию 29 400 т угля в год, или в денежном выражении около 300 000 руб. (при средней стоимости тонны угля 10 руб.).
При современных темпах производства паровых турбин все затраты, связанные с улучшением конструкции и технологии изготовления турбин и направленные на повышение эксплуатационной экономичности, могут окупиться в короткие сроки.
Эти основные задачи решаются различными путями:
Первая задача:
увеличением агрегатной мощности;
переходом к установке турбоагрегатов блоками котел — турбина.
Вторая задача — повышение экономичности — осуществляется повышением экономичности проточной части турбины путем применения аэродинамически совершенных профилей лопаток и закрутки лопаток при DJI < 10—12 (среднего диаметра Dc к высоте лопатки /), уплотнения аксиальных и радиальных зазоров в проточной части и повышения экономичности теплосиловой установки.
Эксплуатационная экономичность установки достигается:
повышением начальных параметров пара;
применением промежуточного перегрева пара;
увеличением числа подогревов питательной воды, т. е. развитием системы регенерации.
НАРАЩИВАНИЕ МОЩНОСТЕЙ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
С МИНИМАЛЬНЫМИ КАПИТАЛОВЛОЖЕНИЯМИ В СОКРАЩЕННЫЕСРОКИ
Повышение агрегатной мощности. Быстрые темпы увеличения выработки электроэнергии могут быть достигнуты увеличением единичной мощности агрегатов — так называемой агрегатной мощности.
Размеры увеличения агрегатной мощности определяются мощностью энергосистем, для которых они предназначаются. Выбор оптимальной мощности агрегата должен осуществляться для каждой энергосистемы отдельно на основе технико-экономических расчетов. Можно считать, что мощность одной турбины не должна быть больше 4—6% мощности всей энергосистемы.
Мощность существующих энергосистем и дальнейшее их объединение и укрупнение дают возможность в настоящее время широко применять агрегаты в 100, 150, 200 и 300 тыс. кет, приведенные в табл. 1.
Таблица 1
Основные характеристики новых мощных паровых турбин
Тип турбины
К
2 Я
§ со
О о
л я-
о S'
g
I
Начальные параметры пара
>,ои
Е S
§Е
2 о
«у
S-g Eg
Ь E
о =
«
l.g
5s
2
X °О
а " се Й а о Е ” 2 5Х
о S и
2 S
С
я S
а
Е 2
к-100-90 (В КТ-100)
ХТГЗ
1957
100
88,3
535
—
215
7
10
К-100-90 (ВК-ЮО-6)
лмз
1957
100
88,3
535
—
215
8
10
К-150-130
(ПВК-150)
ХТГЗ
1958
150
127,5
565
565
230
8
12
К-200-130
(ПВК-200)
лмз
1958
200
127,5
565
565
230
7
10
К-300-240
ХТГЗ
1960
300
235,4
580
565
265
8
12
К-300-240
П р и м е ч а 3000 об!м.ин.
2. В 1961 г. предвключенная tj = 300 ama), Zo =
лмз
н и я: 1.
ХТГЗ нзг Урбина тип.
650° С, tn.
1960
Все
отовл
Р-1С
« = •
300
турбн
ена дт 0-300/
>65° С,
235,4
ны пр
я опыт
31 (СКР
^кабс ~
580
едназн
ио-про
-100)
= 30,4
565
ачены
мышле
Р^абс бар (р
265
для
иной
= 294
к=31
8
работ
кспл
,2 ба
ата
12
ы п
/атац э (Ро
ри ■
ИИ
На фиг. 2 приведена турбина К-300-240 ХТГЗ, установленная на испытательном стенде завода.
К концу семилетки мощности объединенных энергетической системы европейской части страны и Сибирской энергосистемы
дадут возможность применять еще более мощные и экономичные турбоагрегаты мощностью 500, 800 и 1000 тыс. кет.
Для удешевления эксплуатации вновь строящихся электростанций поставлена задача строительства их вблизи от месторождения топлива и больших водоемов для обеспечения топливом и водоснабжения, чтобы исключить дополнительные затраты для их транспортировки.
Фиг. 2. Турбина К-300-240 ХТГЗ на испытательном стенде завода.
Увеличение агрегатной мощности тесно связано с повышением начальных параметров пара. Мощность турбоагрегата
N3 = GH0r\03 кет;
», GH0=кет,
которая пропорциональна расходу пара G кг/сек (кг/ч) и располагаемому теплоперепаду Н6 кдж/кг (ккал/кг).
С ростом начальных параметров пара запас тепловой энергии 1 кг пара Но увеличивается, при этом на выработку 1 /сет электроэнергии расход пара G соответственно уменьшится.
Высокие плотности пара в первых ступенях приводят к уменьшению высоты лопаток, к увеличению потерь тепловой энергии в лопаточном аппарате и к увеличению относительных величин протечек пара через зазоры в проточной части.
С повышением мощности агрегата расход пара увеличивается, растут высоты лопаточного аппарата цилиндра высокого давления, и перечисленные потери энергии соответственно уменьшаются. Снижение расхода пара на выработку 1 /сет электроэнергии в связи
с повышением начальных параметров пара приводит к уменьшению числа потоков в цилиндре низкого давления, т. е. к сокращению длины турбины, что создает возможность выполнить турбины с меньшими затратами на их изготовление, повысить надежность в эксплуатации и увеличить предельную мощность одновального агрегата.
Повышение начальной температуры пара ограничивается наличием освоенных в производстве и оправдавших себя в эксплуатации жаропрочных относительно дешевых сталей.
В настоящее время предельной температурой пара для применения перлитных сталей является /0 = 580° С.
При начальных параметрах пара рОабс = 235,4 бар (р0 = = 240 ата), t0 = 580° С предельной мощностью одновального агрегата с промежуточным перегревом пара до /„. „ = 565° С
Таблица 2 Основные сведения о рабочих лопатках
последних ступеней
современных турбин ХТГЗ и ЛМЗ
Завод-изготовитель
ХТГЗ
ЛМЗ
Тип турбины
о®
о о
11
то ®
Длина рабочей части лопатки, 1 мм
Средний диаметр ступе- ни Dc, м
Отношение DJI . . .
Торцовая площадь выхлопа F, м-
Максимальные суммарные напряжения ап Мн/м2
Напряжения в лопатке постоянного сечения, с,
Мн!мъ
Материал лопатки . .
Предел текучести материала as, Мн/м2 . . .
Запас, прочности К =
О
Отношение q = —
Мощность одного выхлопа *, тыс. кет . . .
* Мощность одного вь = 235,4 бар кр0 = 240 ат торе рк = 0,035 бар (ата) и
740
2,085
2,82
4,85
283,4
597,2 1X13
441,3
1,56
2,1
77
ахлопа пс
a), t0 — потери с
780
2,125
2,72
5,21
257,8
641,3 1X13
441,3
1,71
2,48
83
дсчнтан 580° С, выходи
1050
2,55 2,43
8,41
423,7
996 ЭИ802
686
1,62
2,45
134
а для начат tn. п = 56 ой скорость
665
2 3
4,18
225,5
514,8 2X13
490
2,17
2,28
67
ьных п< 5° С; да ю 41,87
765
2,1
2,75
5,04
322
622 2X13.
490
1,52
1,93
80
1раметр< влей не кд ж/кг
960
2,48
2,58
7,48
421,7
921,8
15X11 МФ
, 686
1,63
2,18
. 119
>в: роабс ~ в конденса-
10 ккал/кг).
является 500 000 кет, которая в основном определяется высотой" рабочих лопаток последней ступени при умеренной потере с выходной скоростью, равной 41,87 кдж!кг (10 ккал/кг), и количеством потоков в цилиндре низкого давления. Увеличение числа потоков в цилиндрах низкого давления приводит к увеличению числа цилиндров турбины. Количество цилиндров ограничивается конструктивными и компоновочными соображениями.
Увеличение количества цилиндров снижает надежность работы турбины вследствие снижения точности сборки при увели-
Фиг. 3. Рабочие колеса последних ступеней мощных конденсационных паровых турбин.
чении количества опор и увеличении разности теплового расширения статора и ротора в частях турбины, далеко удаленных от упорного подшипника, и другим причинам. Поэтому максимальное число цилиндров в одновальных турбинах может быть четыре и в редких случаях пять.
Четырехцилиндровая одновальная турбина может состоять из цилиндра высокого давления, цилиндра среднего давления и двух двухпоточных цилиндров низкого давления.
В табл. 2 и на фиг. 3 приведены основные сведения о лопатках последних ступеней турбин ХТГЗ и ЛМЗ.
До последнего времени эти лопатки не имели себе равных в зарубежном турбостроении, и поэтому лопатки последних ступеней турбин К-300-240 ХТГЗ высотой 1050 мм и К-300-240 ЛМЗ — 960 мм, по-видимому, еще долго будут оставаться рекордными.
Минимальные запасы прочности для этих лопаток лежат в пределах К= 1,52ч-1,6. Такие величины запаса, как показала эксплуатация турбин К-ЮО-90 (ВКТ-100), К-150-130(ПВК-150) и К-200-130 (ПВК-200), вполне достаточны, однако дальнейшее увеличение
высот лопаток за счет снижения запаса их прочности, по всей вероятности, будет необоснованной, так как существующая оценка запасов прочности не учитывает динамического характера некоторых составляющих суммарного напряжения и положений по вибрационной надежности лопаток.
Критерием совершенства в области конструирования лопаток с точки зрения прочности является отношение q = --—, показы- вающее, во сколько раз в лопатке переменного профиля меньше суммарные напряжения оп по сравнению с напряжениями ст в лопатке постоянного сечения той же длины.
При получении удовлетворительных аэродинамических качеств ступени величину q больше —2,5 поднять не удается. Этот путь увеличения высоты рабочих лопаток также не раскрывает конструктору дополнительных возможностей.
Увеличение высоты рабочих лопаток последних ступеней может быть достигнуто применением более легких лопаток с удельным весом 44,13 khim4 (4,5-10-3 кг/см3) титановых сплавов, с высоким пределом текучести 686,5—980,7 Мн^м1 (70—100 кг!мм^, при низких температурах.
Причиной, задерживающей применение титановых сплавов для изготовления высоконагруженных рабочих лопаток, является чувствительность этих сплавов к концентрации напряжений. К тому же сплавы титана имеют высокую стоимость (в несколько десятков раз дороже нержавеющей стали), и механическая обработка их затруднена.
В настоящее время по этим сплавам ведутся исследовательские работы, по которым опытные пакеты лопаток высотой 765 мм установлены в одну из машин К-200-130 (ПВК-200) ЛМЗ.
В случае применения титановых сплавов можно вместо лопатки высотой 1050 мм изготовить лопатку высотой 1380 мм, при этом предельная мощность одновальной турбины может быть увеличена с 500 тыс. кет до 900 тыс. кет с четырьмя выхлопами, а двухвальная — с 1000 тыс. кет до 1800 тыс. кет. Увеличение площади выхлопных частей до величин, не лимитирующих мощность агрегата, может быть достигнуто за счет применения тихоходных турбин с п = 1500 об!мин.
В этом случае при постоянных значениях DCH, q, К и одинаковом материале высота рабочей лопатки последней ступени может быть выполнена 2100 мм вместо 1050 мм, при этом площадь выхлопа возрастет до 33,6 м2 и мощность одного агрегата увеличится до 536 тыс. кет. Однако, изготовление тихоходных турбогенераторов сопряжено со значительными дополнительными затратами труда, материалов и других дополнительных расходов, что делает их применение нецелесообразным [62].
Как один из вариантов увеличения площади выхлопа может быть применение, в качестве предпоследней — двухъярусной сту- 12
Фиг. 4. Изменение удельных показателей новых турбоагрегатов ХТГЗ:Фиг. 4. Изменение удельных показателей новых турбоагрегатов ХТГЗ:1 — удельный расход тепла топлива в Мдж1Мдж\ 2 — удельная масса в кг/квт;3 — удельная трудоемкость в ч/квт.1 — удельный расход тепла топлива в Мдж1Мдж\ 2 — удельная масса в кг/квт;3 — удельная трудоемкость в ч/квт.
Фиг. 4. Изменение удельных показателей новых турбоагрегатов ХТГЗ:
Фиг. 4. Изменение удельных показателей новых турбоагрегатов ХТГЗ:
1 — удельный расход тепла топлива в Мдж1Мдж\ 2 — удельная масса в кг/квт;
3 — удельная трудоемкость в ч/квт.
1 — удельный расход тепла топлива в Мдж1Мдж\ 2 — удельная масса в кг/квт;
3 — удельная трудоемкость в ч/квт.
пени типа МВТУ им. Баумана, увеличивающей площадь выхлопа в 1,5 раза (см. фиг. 9, б).
Однако двухъярусная ступень вызывает дополнительные потери, так как верхний ярус лопаток работает в области сверхкритических скоростей потока. Вероятно, по этой причине ЛМЗ отказался от применения ступени типа МВТУ им. Баумана в турбине К-300-240, хотя в турбинах типа СВК-150 и К-200-130 (ПВК-200) эта ступень применяется. Окончательное решение о применимости ступени типа МВТУ может быть вынесено после тща
тельных экспериментальных исследований.
Таким образом, первым этапом увеличения агрегатной мощности турбогенератора является доведение ее до предела, при котором возможно выполнениетурбоагре- гата одновальным (500 тыс. кет). Вторым этапом является дальнейшее повышение мощности турбоагрегатов в двухвальном исполнении, что
приводит к утяжелению и удорожанию турбоагрегата и усложняет его компоновку. В силу указанных причин экономический эффект от увеличения агрегатной мощности турбоагрегата снижается.
Переход на двухвальные агрегаты следует рассматривать как этап дальнейшего значительного увеличения мощности до 800, 1000 тыс. кет.
На фиг. 4' приведено изменение удельных показателей новых турбин ХТГЗ: К-100-90 (ВКТ-100), К-150-130 (ПВК-150), К-300- 240, а для турбин К-500-240, К-600-240, К-800-240, К-1000-240 — по эскизным проектам. Удельные показатели турбины К-100-90 (ВКТ-100) приняты за 100%. По мере увеличения мощности до 500 тыс. кет величины удельных показателей снижаются. Так, например, при переходе от одновальной турбины в 500 тыс. кет к двухвальной в 600 тыс. кет удельная трудоемкость и удельный вес резко увеличиваются. При дальнейшем увеличении мощности эти показатели постепенно снижаются и в турбине К-1000-240 достигают уровня турбины К-500-240.
Следует отметить, что вопрос увеличения мощности и экономических показателей турбоагрегатов на американском континенте встретил более существенные трудности, чем в СССР и Европе. Это положение объясняется более высокой (60 гц) часто-
той электросети и тем самым более высоким числом оборотов ротора турбин (3600 об/мин).
Напряжения от центробежных сил изменяются пропорционально квадрату угловой скорости, поэтому при более высоком числе оборотов американских турбин высота лопаток, проходные площади выхлопов и предельная мощность одновальных и двухвальных турбин при одинаковых начальных параметрах значительно меньше, чем турбин с числом оборотов 3000 в минуту
Применение блочных установок котел — турбина. Основным методом укрупнения агрегатов явился широкий переход на сооружение станций блоками котел — турбина, которые имеют ряд технико-экономических преимуществ перед разделенными неблочными установками:
удешевление сооружения электростанции;
существенный эксплуатационный эффект, выражающийся в ускорении пуска из холодного состояния и после кратковременного бездействия при более равномерном прогреве деталей котла и турбины;
отказ от дублирования трубопроводов, резервирования котельной мощности и питательных насосов;
значительное упрощение в электрической части станции.
Весьма важным вопросом является установка в блоке одного или двух котлоагрегатов. Схема блока с одним котлоагрегатом дешевле при строительстве электростанции и проще в эксплуатации. Надежность котлоагрегата ниже надежности турбины, поэтому моноблоки котел — турбина, требующие большего резерва мощности, нежели блок двух котлов с турбиной, могут устанавливаться в крупных энергосистемах, имеющих в своем составе крупные гидростанции, а также на тепловых электростанциях, сжигающих природный газ, мазут и другие твердые топлива, не вызывающие заметного износа золой хвостовых поверхностей нагрева котлов.
ПОВЫШЕНИЕ ЭКОНОМИЧНОСТИ ТЕПЛОСИЛОВОЙ УСТАНОВКИ
Повышение начальных параметров пара. Термический (абсолютный) к. п. д. идеального цикла теплосиловой установки
„ zo lid И»
Ш ~~~>
г0— гк г0
где iQ и iKt — теплосодержание пара в начале и в конце изоэнтропического расширения в турбине;
Но = io — Ui — располагаемый тепловой перепад;
Г — теплосодержание конденсата при выходе из конденсатора.
С повышением начального давления пара при постоянной начальной температуре (температуре перегрева) 14
вале от 98,1 до 294,2 бар (100 до 300 ата) прирост к. п. д. идеального цикла для всех начальных температур указанного диапазона давлений составляет всего 5,5—7%.В конце расширения пара в турбине при постоянном давлении в конденсаторе увеличивается влажность пара, которая приводит к потерям энергии пара в последних ступенях конденсационных турбин и к эрозии входных кромок рабочих лопаток. Повышение влажности на 1 % снижает ее к. п. д. на 1—1,5% и даже до 2% при больших значениях отношения и!сх —окружной скорости лопаток и к абсолютной скорости Ct потока пара при выходе из сопла.По этим причинам установлено, чтовале от 98,1 до 294,2 бар (100 до 300 ата) прирост к. п. д. идеального цикла для всех начальных температур указанного диапазона давлений составляет всего 5,5—7%.В конце расширения пара в турбине при постоянном давлении в конденсаторе увеличивается влажность пара, которая приводит к потерям энергии пара в последних ступенях конденсационных турбин и к эрозии входных кромок рабочих лопаток. Повышение влажности на 1 % снижает ее к. п. д. на 1—1,5% и даже до 2% при больших значениях отношения и!сх —окружной скорости лопаток и к абсолютной скорости Ct потока пара при выходе из сопла.По этим причинам установлено, чтоФиг. 5. Изменение к. ального цикла при начального давленияФиг. 5. Изменение к. ального цикла при начального давленияп. д. иде- изменении пара дляп. д. иде- изменении пара для
вале от 98,1 до 294,2 бар (100 до 300 ата) прирост к. п. д. идеального цикла для всех начальных температур указанного диапазона давлений составляет всего 5,5—7%.
В конце расширения пара в турбине при постоянном давлении в конденсаторе увеличивается влажность пара, которая приводит к потерям энергии пара в последних ступенях конденсационных турбин и к эрозии входных кромок рабочих лопаток. Повышение влажности на 1 % снижает ее к. п. д. на 1—1,5% и даже до 2% при больших значениях отношения и!сх —окружной скорости лопаток и к абсолютной скорости Ct потока пара при выходе из сопла.
По этим причинам установлено, что
вале от 98,1 до 294,2 бар (100 до 300 ата) прирост к. п. д. идеального цикла для всех начальных температур указанного диапазона давлений составляет всего 5,5—7%.
В конце расширения пара в турбине при постоянном давлении в конденсаторе увеличивается влажность пара, которая приводит к потерям энергии пара в последних ступенях конденсационных турбин и к эрозии входных кромок рабочих лопаток. Повышение влажности на 1 % снижает ее к. п. д. на 1—1,5% и даже до 2% при больших значениях отношения и!сх —окружной скорости лопаток и к абсолютной скорости Ct потока пара при выходе из сопла.
По этим причинам установлено, что
Фиг. 5. Изменение к. ального цикла при начального давления
Фиг. 5. Изменение к. ального цикла при начального давления
п. д. иде- изменении пара для
п. д. иде- изменении пара для
увеличивается температура Насыщения пара, т. е. Повышается температурный уровень, при котором происходит передача тепла от продуктов сгорания к рабочему телу в котле.
Абсолютный к. п. д. цикла теплосиловой установки возрастает (фиг. 5) с ростом начального давления при постоянных начальной температуре и давлении в конденсаторе (постоянной энтальпии конденсата ij, так как теплоперепад Нй изменяется мало, а начальная энтальпия /0 уменьшается.
Основное увеличение экономичности за счет повышения начального давления достигается в диапазоне приблизительно до 294,2 бар (300 ата), причем в интер-
различных начальных температур (давление в конденсаторе 0,03 бару
. _ расчетная влажность пара за последней ступенью турбины не должна превышать 13—14%. Действительная влажность пара в турбине будет меньше расчетной, так как на диафрагмах ступеней, работающих в области влажного пара, предусматриваются влагоулавливающие устройства. Для защиты входных кромок рабочих лопаток от эрозии на них напаивают стеллитовые пластинки, наплавляют электроискровым способом твердый сплав Т15К6 и т. п.
Повышение начальной температуры при постоянных начальном и конечном давлениях приводит к неуклонному возрастанию Но, а значит, и к. п. д. гщ и к уменьшению степени влажности в конце расширения.
При 98,1 бар (100 ата) выигрыш в к. п. д. с повышением начальной температуры на каждые 100° С составляет 3—3,5%, а при 490,3 бар (500 ата) этот выигрыш достигает 5—6% (фиг. 5).
Верхний предел повышения температуры пара определяется уровнем развития металлургии в области жаропрочных сталей.
В настоящее время таким пределом является температура580° С до которой могут применяться стали перлитного
класса.Таким образом, повышения абсолютного к. п. д. т], теплосиловой установки добиваются одновременным повышением начальных поп пени я и темпеоатуры с учетом допустимой влажности за по-класса.Таким образом, повышения абсолютного к. п. д. т], теплосиловой установки добиваются одновременным повышением начальных поп пени я и темпеоатуры с учетом допустимой влажности за по-давления и температуры с учетомдавления и температуры с учетом^ — максимальная мощность одновальных турбин; р — максимальное начальное давление пара; / — максимальная начальная температура пара;9—минимальный удельный расход тепла; —турбины перлитного класса; — — — — турбины аустенитного класса.^ — максимальная мощность одновальных турбин; р — максимальное начальное давление пара; / — максимальная начальная температура пара;9—минимальный удельный расход тепла; —турбины перлитного класса; — — — — турбины аустенитного класса.следней ступенью.
класса.
Таким образом, повышения абсолютного к. п. д. т], теплосиловой установки добиваются одновременным повышением начальных поп пени я и темпеоатуры с учетом допустимой влажности за по-
класса.
Таким образом, повышения абсолютного к. п. д. т], теплосиловой установки добиваются одновременным повышением начальных поп пени я и темпеоатуры с учетом допустимой влажности за по-
давления и температуры с учетом
давления и температуры с учетом
^ — максимальная мощность одновальных турбин; р — максимальное начальное давление пара; / — максимальная начальная температура пара;
9—минимальный удельный расход тепла; —
турбины перлитного класса; — — — — турбины аустенитного класса.
^ — максимальная мощность одновальных турбин; р — максимальное начальное давление пара; / — максимальная начальная температура пара;
9—минимальный удельный расход тепла; —
турбины перлитного класса; — — — — турбины аустенитного класса.
Кривая допустимой степени влажности 13—14% для турбины с внутренним относительным к. п. д. 83% приведена на фиг. 5. Ниже этой кривой выбор начальных параметров может быть сделан при применении промежуточного перегрева пара. Изменение оптимальных характеристик советских паровых турбин с 1924 по 1961 гг. представлено на фиг. 6.
Применение промежуточного перегрева пара. Максимальный термиче-
области влажного пара совпадают),
ский к. п. д. цикла теплосиловой установки достигается при изотермическом подводе тепла от горячего источника и изотермическом отводе тепла к холодному источнику.Отвод тепла при конденсации пара и подвод тепла при парообразовании происходят изотермически (изотермические и изобарические процессы в а перегрев пара — изоба- .- изотермическому процессуский к. п. д. цикла теплосиловой установки достигается при изотермическом подводе тепла от горячего источника и изотермическом отводе тепла к холодному источнику.Отвод тепла при конденсации пара и подвод тепла при парообразовании происходят изотермически (изотермические и изобарические процессы в а перегрев пара — изоба- .- изотермическому процессурически. Приблизить перегрев пара к
ский к. п. д. цикла теплосиловой установки достигается при изотермическом подводе тепла от горячего источника и изотермическом отводе тепла к холодному источнику.
Отвод тепла при конденсации пара и подвод тепла при парообразовании происходят изотермически (изотермические и изобарические процессы в а перегрев пара — изоба- .- изотермическому процессу
ский к. п. д. цикла теплосиловой установки достигается при изотермическом подводе тепла от горячего источника и изотермическом отводе тепла к холодному источнику.
Отвод тепла при конденсации пара и подвод тепла при парообразовании происходят изотермически (изотермические и изобарические процессы в а перегрев пара — изоба- .- изотермическому процессу
можно многократным промежуточным перегревом пара.
Промежуточный перегрев пара оказывается экономически оправданным лишь для установок с начальными параметрами рйабс = = 88,3 бар (р0 > 90 ата") и /0 > 500° С и мощностях турбины выше 50 000 кет, так как введение промежуточного перегрева связано с усложнением оборудования паровых коммуникаций и эксплуа-
та ии.'
Поэтому в Современных ТурбоустаноВках До рОабс = 235,4 бар (ро = 240 ата\ /0 = 580° С вводят лишь один промежуточный перегрев пара, (см. табл. 1).
С повышением начальных параметров пара эффективность от введения промежуточного перегрева повышается (см. табл. 3).
Таблица 3
Повышение экономичности турбоустановки при применении промежуточного перегрева пара
Параметры пара
Увеличение к. п. д. по сравнению с установкой без промежуточного пара в %
127,5 бар, 565° С
235,4 бар, 580° С
294,2 бар, 650° С
~з ~4 ~5,5
Эффективность введения промежуточного перегрева может быть наглядно показана на примере.
Промежуточный перегрев пара в установке с рОабс = 88,3 бар (р0 = 90 атар t0 = 500° С до температуры 1п. п = 500° С повышает экономичность на 3—4%. Такую же экономичность можно получить, если повысить начальную температуру пара с 500 до 600° С.
На экономичность установки при введении промежуточного перегрева существенно влияет давление при котором пар перегревается. Это давление обычно выбирается из соотношения адиабатического теплопадения до промежуточного перегрева Яо к располагаемому теплоперепаду на турбину Яо.
Наибольший к. п. д. цикла с промежуточным перегревом до- стигается при а = 0,35.
Повышение температуры промежуточного перегрева пара в большей степени сказывается на экономичности цикла по сравнению с повышением температуры свежего пара на ту же величину. Однако повышение начальной температуры пара с точки зрения конструирования котла и вопросов регулирования решается проще, чем повышение температуры промежуточным перегревом, поэтому в настоящее время температура промежуточного перегрева пара в турбоустановках делается ниже температуры свежего пара (см. табл. 1).
Кроме повышения экономичности турбоустановки, промежуточный перегрев пара уменьшает влажность пара в последних ступенях, тем самым снижается эрозионный износ лопаток последних ступеней и повышается к. п. д. этих ступеней за счет уменьшения потерь от влажности пара.
При блочной компоновке установки котел — турбина падение давления в линии газового промежуточного перегрева составляет
~10% давления на выходе пара из турбины в линию промежуточного перегрева. При неблочной компоновке потери давления в линии перегрева увеличиваются в 1,5—2 раза, тем самым уменьшается эффективность от его введения.
Второй промежуточный перегрев пара повышает эффективность установки всего лишь на 1,5—2%, поэтому дополнительное усложнение установки при малой мощности и невысоких параметрах пара является нецелесообразным.
Второй промежуточный перегрев становится эффективным для турбин с параметрами пара рОабс = 294,2 бар (р0 = 300 ата), tQ = 650° С.
Увеличение числа подогревов питательной воды
Теоретически максимальный к. п. д. теплосиловой установки достигается при бесконечном числе подогревателей, в которых в основном используется теплота конденсации пара при подогреве питательной воды до температуры насыщения при данном давлении.
В реальных турбоустановках температура подогрева питательной воды в регенеративной системе достигает 0,65—0,75 температуры кипения воды в котле при максимальной нагрузке для использования теплоты отходящих газов.
С ростом начального давления пара температура насыщения увеличивается, поэтому в современных установках число ступеней подогрева увеличивается до 7—8 (см. табл. 1) вместо 5 в установках с роабс — 88,3 бар ф0 = 90 ата), t0 ~ 500L С. Развитый регенеративный подогрев питательной воды дает экономию до 12—15% по сравнению с турбо установкой без него.
В циклах с промежуточным перегревом пара в регенеративных отборах после промежуточного перегрева теплосодержание пара увеличивается, а количество регенеративных отборов уменьшается. Это обстоятельство снижает эффективность регенеративного подогрева питательной воды по сравнению с циклом без промежуточного перегрева.
Повышение экономичности проточной части турбины
В целях повышения экономичности турбин в ряде институтов и лабораторий были проведены широкие аэродинамические испытания проточной части турбин, образованной из сопловых (направляющих) и рабочих лопаток. В результате этих исследований коренным образом изменились конструкции проточной части, показанные на фиг. 7—11.
Важнейшими мероприятиями в этом направлении являются:;
Применение в качестве регулирующей ступени вместо двухвенечного колеса Кертиса одновенечной ступени.
Применение более совершенных в аэродинамическом отношении профилей направляющих и рабочих лопаток.
Применение уплотнений по бандажу и у корня рабочих лопаток для уменьшения протечек пара.
Выбор наивыгоднейших значений степени реактивности при проектировании ступеней.
Применение более совершенных аэродинамических методов проектирования длинных лопаток с переменным профилем по высоте.
Фиг. 7. Турбина К-150-130/ПВК-150/ХТГЗ на заводском стенде.
Заметный рост к. п. д. турбины дает применение в качестве регулирующей ступени вместо двухвенечного колеса Кертина (см. фиг. 56, а) одновенечной регулирующей ступени, показанной на фиг. 7, 8, а и 10, а.
Испытаниями турбин, проведенными в начале 50-х годов, установлено, что фактический к. п. д. двухвенечных регулирующих колес весьма низок: порядка 55—60% вместо принимавшихся в расчетах 65—70%.
Ввиду того что колесо Кертиса срабатывает относительно большой теплоперепад, резкое снижение его к. п. д. значительно уменьшает общую экономичность турбины.
В новых мощных турбинах в связи с увеличением общего теплоперепада и применением промежуточного перегрева пара невысокий к. п. д. колеса Кертиса будет оказывать меньшее влияние на общую экономичность турбоагрегата, однако применение одновенечных регулирующих ступеней может дать выигрыш в экономичности установки около 0,5%.
2* 19
Следует отметить, что результаты новейших работ МЭИ и других организаций по созданию двухвенечных колес скоростей позволяют уменьшить и эту разницу в экономичности.
Фиг. 8. Ступени ц. в. д. и ц. с. Д. современных турбин ДМ3 повышенных начальных параметров пара:
а — регулирующая ступень ц. в. д.; б — ступень давления ц. в. д.; в — ступень давления ц. с. д.
Применявшиеся до 1953—1955, гг. профили рабочих лопаток имели выпуклую сторону, состоящую из дуги и двух прямых участков. Исследование профилей лопаток показало их неудовлетворительные аэродинамические качества вследствие резкого измене- 20
ния их обвода в местах сопряжения дуги с отрезками прямых (точки В и С на фиг. 12, а). Это приводит к утолщению пограничного слоя на выходной части спинки профиля, где имеет место резкое увеличение давления (участок CD), и к возрастанию потерь энергии.
В настоящее время созданы эффективные методы расчета потенциального обтекания решеток, позволяющие определять распределение давлений по поверхности относительно длинных
Фиг. 9. Ступени ц. н. д. современных турбин ЛМЗ повышенных начальных параметров пара:
а — ступени давления ц. н. д.; 6 — двухъярусная ступень МВТУ им. Баумана.
лопаток, а также находить форму профиля по заданному распределению давлений. При разработке новых профилей наиболее существенным является построение выпуклой стороны профиля с плавным изменением кривизны при помощи трех дужек и небольшого прямого участка аа у выходной кромки (фиг. 12, б). В этом случае вогнутая сторона профиля состоит из одной дужки.
По данным исследований на неподвижных лопаточных решетках коэффициент профильных потерь для новых профилей уменьшается в 2,5 раза, а испытание в экспериментальной турбине показало, что повышение к. п. д. ступени при замене направляющих и рабочих лопаток лопатками нового типа составляет 2% и более.
Фиг ю. Ступени ц. в. Д. и ц. с. д. современных турбин ХТГЗ повы- шенных начальных параметров пара.Фиг ю. Ступени ц. в. Д. и ц. с. д. современных турбин ХТГЗ повы- шенных начальных параметров пара.а _ регулирующая ступень ц. в. д; б - стУ-ень давления Ц- в. д.; а_ ступень давления ч- с< Да _ регулирующая ступень ц. в. д; б - стУ-ень давления Ц- в. д.; а_ ступень давления ч- с< ДФиг. 11. Ступени ц. и. д. современных турбин ХТГЗ повышенных начальных параметров пара.Фиг. 11. Ступени ц. и. д. современных турбин ХТГЗ повышенных начальных параметров пара.
Фиг ю. Ступени ц. в. Д. и ц. с. д. современных турбин ХТГЗ повы- шенных начальных параметров пара.
Фиг ю. Ступени ц. в. Д. и ц. с. д. современных турбин ХТГЗ повы- шенных начальных параметров пара.
а _ регулирующая ступень ц. в. д; б - стУ-ень давления Ц- в. д.; а_ ступень давления ч- с< Д
а _ регулирующая ступень ц. в. д; б - стУ-ень давления Ц- в. д.; а_ ступень давления ч- с< Д
Фиг. 11. Ступени ц. и. д. современных турбин ХТГЗ повышенных начальных параметров пара.
Фиг. 11. Ступени ц. и. д. современных турбин ХТГЗ повышенных начальных параметров пара.
Выходные кромки новых профилей не отличаются от кромок старых. Входные кромки делаются более утолщенными, что делает новые лопатки менее чувствительными к изменению углов входа при переменных режимах работы турбины.
Кроме того, это обстоятельство создает более плавный поток на входе в рабочую решетку, что заметно уменьшает возмущающие силы, вызывающие колебания лопаток.
Потери энергии в новых профилях рабочих лопаток при повороте их на ±2—3° почти не изменяются, это значительно расширяет диапазон применения разного типа профилей. Например, группа из пяти профилей -ЦКТИ рабочих лопаток Т-1, Т-2, Т-3, Т-4, Т-5 может быть использована в ступенях давления для диапазонов углов входа от 20 до 60° и углов выхода от 14 до 38°. Та-
23
ким образом, внедрение новых турбинных профилей позволяет значительно (примерно в 3 раза) уменьшить число профилей.
При построении профилей направляющих лопаток сохранен тот же принцип, что и для рабочих, т. е. выпуклая сторона про-
Фиг. 12. Профили рабочих лопаток: - a — старое исполнение; б — новое исполнение»
филя построена несколькими дугами окружности, входная кромка утолщенная. К. п. д. нового профиля, показанного на фиг. 13, больше, чем старого, на 3,2%.
Конфигурация этих профилей соответствует более высоким аэродинамическим качествам. В зависимости от угла натекания
Фиг. 13. Решетки профилей направляющих лопаток: a — старая конструкция; б — новая, аэродинамически отработанная конструкция; I — рабочая длина лопатки; b — хорда « b .
профиля; — = 1.
паровой струи в них наблюдается малое и плавное изменение к. п. д,, что очень важно при работе турбины на переменных режимах.
. Шаг лопаток выбирается оптимальным на основе аэродинамических исследований — все это уменьшает профильные потери.
На к. п. д. ступени оказывают влияние также кромочные потери, которые заключаются в образовании вихревых следов за выходными кромками лопаток. Величина кромочных потерь зависит от толщины выходных кромок, их формы, а также от толщины пограничного слоя и характера потока в нем.
Направляющие лопатки имеют конечную длину и с торцов ограничены стенками. Под действием разности давлений от вогнутой поверхности лопатки (сторона большего давления) к-выпуклой поверхности соседней лопатки (сторона более низкого давления) возникает перетекание заторможенного пара в пограничном слое на торцовых поверхностях у корня и у периферии лопатки.
До настоящего времени еще не существует достаточно надежного метода расчета концевых потерь, учитывающего влияние различных факторов: формы профиля, геометрических параметров решетки, направление потока на входе и пр. Достаточно точно эти потери определяются экспериментальным путем.
Для коротких лопаток вихревое движение пара, имеющее место у корня к периферии лопаток, захватывает весь поток в канале. Другими словами, чем короче лопатки, т. е. чем меньше отношение длины лопатки к хорде профиля -^, тем большее влияние на к. п. д. ступени оказывают концевые потери.
При у < 2 концевые потери становятся весьма заметными, а при более коротких лопатках у < 1 они становятся одной из главных составляющих общие потери.
Величина длины сопла I определяется расходом, параметрами пара, степенью парциальности, тепловым перепадом в соплах, средним диаметром (Ос) и углом (aj под которым поток пара выходит из сопла. Для уменьшения концевых потерь в первых ступенях современных турбин при /<<100—ПО мм уменьшается ширина хорды профиля направляющих лопаток.
На фиг. 10, б представлены диафрагмы с узким профилем направляющих лопаток. Количество направляющих лопаток в диафрагмах с узким профилем больше, а значит, больше и величина кромочных потерь по сравнению с диафрагмами с широким профилем, так как толщина выходной кромки в обоих случаях делается минимальной.
Для сопел с длиной лопатки 100—НО мм и более концевые потери не оказывают существенного влияния, поэтому для уменьшения кромочных потерь применяют широкий профиль направляющих лопаток.
При проектировании турбин степень реакции в среднем сечении первых ступеней принималась равной 4—5%. При переходе от первых ступеней к последним степень реакции повышалась (до 50—55% на последних ступенях по среднему диаметру).
Как показали исследования, вследствие закрутки потока, выходящего из сопловой решетки, давление в зазоре между направляющими и рабочими лопатками увеличивается от корня к периферии, поэтому степень реакции на рабочих лопатках от корня к периферии также увеличивается,
На первых ступенях турбины у корня лопаток возникала отрицательная степень реакции, вызывающая подсос пара через зазор и ухудшение к. п. д. ступени.
Вблизи корневого сечения лопаток происходит сильный размыв струи, вытекающей из направляющего аппарата. Это вызывает потерю энергии при смешении основного потока с подсасываемым и ухудшение обтекания лопаток из-за больших углов атаки в корневом сечении.
При подсасывании пара в количестве 2% от основного расхода к. п. д. ступени снижается приблизительно на 3%, а отсос рабочей среды через корневую щель в пределах до 1,5—2% от основного на экономичность ступени влияния не оказывает.
В первых ступенях современных турбин минимальная степень реакции в корневом сечении принимается 3—5%, при этом величина ее в среднем сечении составляет 10—15%. Реакция у вершины лопаток по сравнению со средним сечением увеличивается и разность давлений по обе стороны у бандажа рабочих лопаток возрастает, что может привести к большим перетечкам пара поверх бандажей.
Для уменьшения перетечек пара поверх бандажей и отсоса пара у корня лопаток в современных турбинах применяют бандажные уплотнения и уплотнения у корня лопаток. Последние обычно выполняются с 1—2 уплотнительными гребнями (см. фиг. 8—11). В бандажных уплотнениях стремятся выполнить по возможности более сложный лабиринт для уменьшения прохода пара.
Малые размеры лопаток по ширине ограничивают возможности конструктора, поэтому для снижения перетечек делают как осевой уплотнительный гребень у бандажа, так и 2—3 радиальных гребня над ним.
При создании эффективного уплотнения над бандажом увеличение осевого зазора между бандажом и диафрагмой при неизменной величине перекрыши мало влияет на изменение к. п. д.
При наличии уплотнений к. п. д. ступени увеличивается на 2—3%. Эффективное уплотнение ступени может дать иногда значительно большее повышение к. п. д. ступени, чем дальнейшее усовершенствование профилей лопаток или улучшение метода их закрутки.
Одним из существенных моментов в отношении повышения к. п. д. проточной части паровых турбин является выбор предельного значения ~ — среднего диаметра Dc к высоте лопатки I, при котором с точки зрения повышения экономичности следует применять лопатки с переменным профилем по высоте.
До недавнего времени таким предельным отношением считалось значение -^ < 5-^-7. При проектировании закрученных лона-
ток, когда ~~ < 5-$-7, учитывалось только изменение окружной скорости с изменением диаметра по высоте лопатки, показанное на фиг. 14, а.
На основании многочисленных аэродинамических исследований установлено, что таким предельным отношением является -у < 10-е 12. При проектировании лопаток современных турбин учитывается изменение окружной скорости, степени реакции и дру1 гих параметров потока по высоте рабочей лопатки, что существенно повышает к. п. д. ступеней (фиг. 14, б).
В настоящее время разработано несколько таких «аэродинамических» • методов проектирования длинных лопаток турбинных ступеней.
о — закрученная в соответствии с окружной скоростью: б т- закру- -ченная по аэродинамическому закону.
Проектирование рабочих лопаток с переменным профилем по высоте приводит к уменьшению напряжений по сравнению с цилиндрическими лопатками и создает возможность изготовить лопатки большей высоты, что, в свою очередь, увеличивает предельную мощность турбин.
Повышение начальных параметров пара, являясь положительным фактором, увеличивающим к. п. д. паротурбинных установок, одновременно предъявляет к конструктору более жесткие требования в отношении надежности турбины.
Для обеспечения надежности работы мощных турбин с повышенными начальными параметрами пара необходимо:
правильно выбрать конструкцию деталей и узлов турбины;
правильно выбрать материалы для изготовления основных деталей ротора и статора;
установить соответствующие радиальные и осевые зазоры между вращающимися и неподвижными деталями турбин, исключающими задевание их в процессе работы;
правильно выбрать посадки сопрягаемых деталей;
5) задать правильные пусковые и рабочие режимы турбины и др.
Для решения указанных задач как для действующих, так и вновь проектируемых турбин необходимо знать распределение температур в деталях ротора и статора турбины при установившемся и неустановившемся тепловом состояниях. Сложность конфигурации роторов и цилиндров современных паровых турбин, а также применение насадных деталей на роторе не позволяют определить расчетным путем температурные поля ротора и цилиндра при разных режимах работы.
ГЛАВА 11
ВЛИЯНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ НА ФИЗИКО-ХИМИЧЕСКИЕСВОЙСТВА МЕТАЛЛОВ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ПРОЧНОСТИ ПРИ ОДНОКРАТНЫХНАГРУЗКАХ
Жаропрочность — свойство металлов при высоких температурах сопротивляться деформации и разрушению под действием нагрузок.
Результаты испытаний на кратковременный разрыв при высоких температурах могут служить для ориентировочной оценки применяемых материалов, так как с увеличением времени выдержки при нагрузке под действием высоких температур характеристика прочности (предел прочности ов и предел текучести as или о0,2) снижается.
При кратковременных испытаниях на разрыв в условиях высоких температур фактор времени на прочность влияния не оказывает.
Основными характеристиками жаропрочности являются предел ползучести и предел длительной прочности. Жаропрочность зависит от химического состава и технологии изготовления сплава.
Ползучесть — свойство металлов медленно и непрерывно пластически деформироваться «ползти» при статическом нагружении в условиях длительной работы при высоких температурах даже в тех случаях, когда действующие напряжения имеют значения значительно ниже предела текучести металла при данных температурах.
Сложные и разнообразные явления происходят в металле, длительно работающем в условиях постоянной нагрузки и высоких температур. Действующие на металл напряжения вызывают деформацию и связанное с ней упрочнение — повышение прочности и твердости и снижение пластичности. Одновременно происходят структурные изменения — сдвиги в кристаллах, двойникование, вытягивание зерна металла в направлении действующих сил.
Действие высоких температур вызывает разупрочнение — снижение прочности и твердости при повышении пластичности. Вы-
сокая температура влияет также на перестройку структуры (рекристаллизацию), искаженной при холодной деформации. При этом вытянутые зерна вновь восстанавливают первоначальную равноосную форму. Таким образом, упрочнение и изменение структуры, происшедшие в результате холодной деформации при повышении температуры, оказываются неустойчивыми.
Одновременно происходящие в металле противоположные процессы упрочнения при деформации его под действием напряжения и разупрочнения под действием высоких температур и определяют
Продолжительность испытания тПродолжительность испытания тФиг. 15. Первичная кривая ползучести в ко- ординатах «удлинение е — время т»:Фиг. 15. Первичная кривая ползучести в ко- ординатах «удлинение е — время т»:Во — деформация, полученная при приложении нагрузки (начальная или внезапная деформация); 81 — деформация, полученная в 1-м периоде (периоде неустановившейся ползучести); е2 — де-, формация, полученная во 2-м периоде (периоде установившейся ползучести); 83 — деформация, полученная в 3-м периоде (’нарастающей ползучести). Установившаяся скорость ползучести82^ — ^tga. -Во — деформация, полученная при приложении нагрузки (начальная или внезапная деформация); 81 — деформация, полученная в 1-м периоде (периоде неустановившейся ползучести); е2 — де-, формация, полученная во 2-м периоде (периоде установившейся ползучести); 83 — деформация, полученная в 3-м периоде (’нарастающей ползучести). Установившаяся скорость ползучести82^ — ^tga. -в основном развитие явления ползучести металла. Чем ниже температура рекристаллизации, тем при более низких температурах начинается ползучесть. В цветных металлах и сплавах ползучесть происходит даже при комнатной температуре, в углеродистых сталях она наблюдается при температурах 350— 400° С, а в легированных — при более высоких температурах в зависимости от химического состава и технологии изготовления стали или сплава.
Продолжительность испытания т
Продолжительность испытания т
Фиг. 15. Первичная кривая ползучести в ко- ординатах «удлинение е — время т»:
Фиг. 15. Первичная кривая ползучести в ко- ординатах «удлинение е — время т»:
Во — деформация, полученная при приложении нагрузки (начальная или внезапная деформация); 81 — деформация, полученная в 1-м периоде (периоде неустановившейся ползучести); е2 — де-, формация, полученная во 2-м периоде (периоде установившейся ползучести); 83 — деформация, полученная в 3-м периоде (’нарастающей ползучести). Установившаяся скорость ползучести
82
^ — ^tga. -
Во — деформация, полученная при приложении нагрузки (начальная или внезапная деформация); 81 — деформация, полученная в 1-м периоде (периоде неустановившейся ползучести); е2 — де-, формация, полученная во 2-м периоде (периоде установившейся ползучести); 83 — деформация, полученная в 3-м периоде (’нарастающей ползучести). Установившаяся скорость ползучести
82
^ — ^tga. -
На фиг. 15 представле
на типичная кривая ползучести металла, доведенногодо разрушения при постоянной температуре ^ и постоянном напряжении о. Она включает три периода: 1-й. период неустановившейся ползучести, при которомдеформация протекает с большой, но убывающей скоростью. Этому предшествует- мгновенная деформация е0, полученная в момент приложения нагрузки (начальная или внезапная деформация); 2-й период установившейся ползучести, характеризующийся потоянной и минимальной для данных напряжений и температуры скоростью ползучести; 3-й период нарастающей скорости ползучести. Он характеризуется образованием шейки и заканчивается разрушением образца вследствие ползучести. Заключительный 3-й период ползучести отражает преобладание разрушающих металл факторов.
Допускаемые напряжения металла детали, работающей в условиях ползучести, должны находиться в пределах 2-го периода кривой — периода установившейся ползучести.
Основными факторами, обусловливающими ползучесть различных металлов, являются величины действующего напряжения,
температуры и времени. 30
Сопротивление ползучести рзличных металлов также зависит отих химического состава, от технологического процесса выплавки, ковки, термической обработки, от величины зерна и характера и величины структурных составляющих, от степени загрязненности стали и др.
С повышением напряжения при постоянной температуре (фиг. 16, а или б) степень первоначального растяжения и последующее нарастание пластических деформаций увеличиваются. Следовательно, с ростом напряжения укорачивается 2-й период установившейся ползучести и приближается действие 3-го периода нарастающей ползучести, предшествующего разрушению.
Фиг. 16. Кривые ползучести одного и того же металла при^раз- личных напряжениях:Фиг. 16. Кривые ползучести одного и того же металла при^раз- личных напряжениях:
Фиг. 16. Кривые ползучести одного и того же металла при^раз- личных напряжениях:
Фиг. 16. Кривые ползучести одного и того же металла при^раз- личных напряжениях:
а — при температуре ниже 550° С; б — при температуре выше 550° С.
Повышение температуры (из сравнения кривых фиг. 16, а и б) при одинаковой величине растягивающих напряжений действует в том же направлении.
Кроме температуры и напряжения, существенную роль в развитии процесса ползучести рассматриваемого металла играют изменение структуры, старение и ряд других факторов.
Как следует из кривых фиг. 16, можно подобрать такую величину напряжений, при которой для данной температуры 3-го периода ползучести за время службы детали не будет. Однако соблюдение только этого условия, устраняющего возможность разру- шёния металла за время его службы, в ряде случаев еще не обеспечивает надежной работы турбины, так как деформация ползучести металла (кривая 2-го периода) непрерывно возрастает.
Деформация ползучести (величина пластической деформации в. %, полученная деталью при ползучести за данный промежуток времени) может привести к недопустимому изменению величины зазоров. Поэтому в скорость ползучести вводятся ограничения. Скорость ползучести — величина пластической деформации (линейной), вызываемая ползучестью, отнесенная к единице длины в единицу времени. Скорость ползучести определяется обычно
во 2-й установившейся стадии ползучести (фиг. 15) и вычисляется по уравнению
= — = tg а в мм!мм • ч или % 1ч. " та
Допустимая скорость ползучести выбирается таким образом, чтобы суммарная деформация ползучести детали за весь этот период не превысила определенной величины, обусловленной конструктивными соображениями.
Если деталь предназначена для службы в течение 100 000 ч, а допустимая общая деформация ее не должна превышать 1% длины, то приемлемая скорость ползучести для этой детали определяется
уп" = №«=ио-’ ^^ или ь10'5 %^-
Исследование металла, доведенного до разрушения при температуре 20° С свидетельствует о том, что зерна этого металла значительно деформированы в направлении действующего усилия, и поэтому его разрушение происходит по зернам.
Такому растяжению предшествует значительная пластическая деформация, в результате чего образец разрывается с высокими, значениями относительного удлинения и сжатия.
Иное наблюдается при разрушении образца после длительного воздействия высоких температур. В этих условиях деформация зерен значительно уменьшается и происходит относительный сдвиг зерен, при котором между зернами образуются микротрещины и сплошность металла нарушается. В этом случае предшествующая разрушению пластическая деформация оказывается весьма незначительной.
При нормальной температуре (20° С) прочность зерен металла меньше, чем прочность сцепления зерен между собой. Происходящее разрушение металла по зернам является внутрикристалличе- ским. С повышением температуры прочность зерен уменьшается, но одновременно с этим возрастает скорость уменьшения прочности по границам зерен — прочность сцепления соседних зерен между собой.
Температура, при которой прочность зерен равна прочности сцепления по границам зерен, называется температурой, равной прочности. Характер разрушений (внутризеренный, межзеренный, смешанный) при высоких температурах зависит не только от температуры, но и от ряда других факторов: от напряжения, времени,- в течение которого напряжения действуют на металл, и скорости ползучести. В настоящее время температура равной прочности не рассматривается как некоторая определенная величина, постоянная для данного металла. После длительной работы в усло- 32
виях ползучести разрушение металла происходит обычно по границам зерен.
Деформация при разрушении углеродистых сталей после длительной нагрузки при высокой температуре достигает 4—6%; малоуглеродистых молибденовых и хромомолибденовых — 2—4%. Исходя из этого, скорость ползучести должна быть выбрана с таким расчетом, чтобы деформация за весь период эксплуатации была меньше деформации, наблюдаемой при разрушении металла в условиях ползучести.
Критерием оценки сопротивления металла ползучести служит условный (технический) предел ползучести о„, т. е. такое напря- .жение, при котором скорость ползучести на установившемся /участке кривой ползучести (2-й период фиг. 15) или суммарная деформация ползучести за определенный промежуток времени достигала некоторой условной (допустимой) величины.
Предел ползучести как напряжение, вызывающее обусловленную скорость ползучести по ГОСТ 3248-60, обозначается буквой а с двумя числовыми индексами. Нижний индекс означает заданную скорость ползучести в %/ч, верхний —■ температуру испытания в СС.
Например, а®?°0-5 означает предел ползучести со скоростью ползучести 1-Ю"5 %1ч при температуре 500° С. Длительность испытания металла на ползучесть обычно составляет 1000— 2500 ч. Из них 100—300 ч, а чаще и до 1000—1500 ч затрачивается на достижение периода установившейся ползучести. Определение предела ползучести за реальный срок службы металла, исчисляемый в турбостроении 100 000 ч и более, требует экстраполяции от скоростей ползучести, определенных продолжительностью испытаний в 1000—2500 ч к скорости ползучести порядка 10~6— 10"8 мм/мм-ч или 10~4—10“6 %/ч. Следует отметить, что до настоящего времени пользуются приближенными математическими зависимостями между скоростью ползучести и напряжением и пока еще нет общепризнанной зависимости между этими величинами, достаточно точно отвечающей экспериментальным данным во всем интервале скоростей ползучести.
Предел ползучести как напряжение, вызывающее заданную деформацию, согласно ГОСТ 3248-60 обозначается буквой о с тремя числовыми индексами: двумя нижними и одним верхним. Первый, йижний индекс означает заданное удлинение (суммарное или остаточное) в %, второй индекс — заданную продолжительность времени испытания в часах, верхний индекс — температуру в СС..
Например, Оо°°/1000 — предел ползучести при допуске на деформацию 0,1 % за 1000 ч испытания при 500° С. В турбостроении . предел ползучести определяется по деформации, полученной за время установившейся ползучести с постоянной скоростью. •
33333 Смоленский
33
33
Предельные напряжения, вызывающие заданную деформацию, определяются путем экстраполяции результатов испытаний, длительность которых обычно составляет 1000—2500 ч.
Условный предел ползучести оп является базовой характеристикой при расчете деталей, работающих в условиях высоких температур:
где Кп = 14-1,25 — для стальных поковок, штамповок, проката; Кп = 1,25 ч-1,55— для литой стали.
С повышением температуры сопротивление ползучести сталей уменьшается. На основе исследований установлены предельные температуры различных материалов, работающих в условиях длительной ползучести. Применение различных материалов при температурах выше предельных (табл. 4) не рекомендуется.
Материал
Предельная температура v применения материала в °C*
Углеродистые стали
Молибденовые и хромомолибденовые перлитные стали
Жаропрочные перлитные стали на базе Мо—V,
Сг—Mo—V, Сг—Mo—W—V
Нержавеющие хромистые стали мартенситного класса на базе 12% Сг
Аустенитные стали
450
480—510
535—580
535—580, иногда до 600 600—750
Таблица 4
Предельные температуры применения различных металлов в условиях длительной ползучести
При низких и умеренных температурах допускаемые напряжения выбираются минимальными из двух величин — предела текучести при рабочей температуре оо.гг и предела прочности со своими коэффициентами запаса прочности.
При высоких температурах допускаемые напряжения выбираются минимальными из трех величин при рабочей температуре:, предела текучести оо,2<°, предела ползучести о„ и предела длительной прочности оа„ со своими коэффициентами запаса прочности. Уровень температур для разных марок сталей и сплавов различен: для углеродистых сталей начиная примерно с 350° С, для теплоустойчивых и жаропрочных сталей перлитного класса, хромистых нержавеющих с температуры 430° С, а для аустенитных сталей с 480—520° С в зависимости от марки стали. Перлитные стали, обладая высокими прочностными и пластическими свойствами, низким коэффициентом линейного расширения, легко под-
даются- горячей и холодной обработке. В изделиях из этой стали путем термообработки можно значительно улучшить механические свойства и снять вредные тепловые напряжения за счет быстрого выравнивания температурных .полей по всему объему изделий.
По мере повышения температурных условий работы деталей из указанных сталей число и количество легирующих элементов в них увеличивается. Входящие в состав легированных сталей элементы существенно влияют на их свойства. Так, например, содержание уолибдена 0,5—1% повышает сопротивление ползучести; 0,4— 1,1% хрома повышает химическую стойкость стали от действия газовой коррозии (окалиностойкости).
Высокохромистые нержавеющие стали с содержанием 12% хрома сохраняют большинство свойств перлитных сталей. Эти стали в своем составе, кроме 12?6 хрома, имеют добавки различных комбинаций легирующих элементов в общей сумме 1—3%. Такими легирующими элементами являются молибден, вольфрам, ванадий, ниобий или титан.
Для изготовления деталей турбоустановок при температурах 600—700" С предназначены аустенитные стали. Достоинствами их являются высокая сопротивляемость ползучести, окалино- стойкость,' лучшая свариваемость, меньшая чувствительность к перегревам, чем высоколегированных перлитных сталей.
' Аустенитные стали имеют хромоникелевую основу. В хромистых сталях никель оказывает аустенизирующее влияние, делая фазу у-железа весьма устойчивой. Кроме того, применяются стали с содержанием хрома 12—25% и никеля 8—20%, свойства которых существенно изменяются в отношении ползучести в зависимости от состава.
Аустенитные стали имеют ряд весьма существенных недостатков: затруднительность обработки в горячем и холодном состояниях, невозможность повышения прочности путем термической обработки (за исключением дисперсионно твердеющих сталей), высокий коэффициент линейного расширения и более низкая теплопроводность по сравнению с перлитными сталями. Стоимость аустенитных сталей, содержащих в своем составе большое количество хрома, никеля, молибдена, вольфрама и ниобия, в несколько раз выше стоимости перлитных сталей.
Поэтому в случае возможности изготовления деталей турбин из перлитной или мартенситной стали от применения аустенитных сталей воздерживаются.
Для высоких температур 650—700° С также применяются сплавы с различными присадками хрома, никеля и кобальта, в которых железо содержится в небольшом количестве.
3*3*Предел длительной прочности адп — напряжение, которое в условиях ползучести, создаваемой постоянным напряжением и температурой, приводит к разрушению в течение заданного промежутка времени.
3*
3*
35
В зависимости от времени, в течение которого данное постоянное напряжение при постоянной температуре вызывает разрушение, различают пределы длительной прочности о100, о30о, о100о, Оцтов' °iooooo и т- Д-> где индексы указывают время в часах, через которое произошло разрушение.
Предел ползучести и предел длительной прочности являются совершенно различными прочностными характеристиками металлов, дополняющими одна другую. Предел ползучести характери-
Фиг. 17. Зависимость разрушения и его характер от напряжения и времени испытания.Фиг. 17. Зависимость разрушения и его характер от напряжения и времени испытания.Участки линий:Участки линий:/ — предел длительной прочности при межкристаллическом разрушении; 2 — то же при виу- трнкристаллическом разрушении. Точки;"Х—X — виутрикристаллического разрушения; О—Q — межкристаллического ■ разрушения./ — предел длительной прочности при межкристаллическом разрушении; 2 — то же при виу- трнкристаллическом разрушении. Точки;"Х—X — виутрикристаллического разрушения; О—Q — межкристаллического ■ разрушения.зуетсопротивление материала пластической деформации, а предел длительной прочности является характеристикой сопротивления материала, подверженного разрушению, поэтому зависимости между этими характеристиками не существует.
Фиг. 17. Зависимость разрушения и его характер от напряжения и времени испытания.
Фиг. 17. Зависимость разрушения и его характер от напряжения и времени испытания.
Участки линий:
Участки линий:
/ — предел длительной прочности при межкристаллическом разрушении; 2 — то же при виу- трнкристаллическом разрушении. Точки;"Х—X — виутрикристаллического разрушения; О—Q — межкристаллического ■ разрушения.
/ — предел длительной прочности при межкристаллическом разрушении; 2 — то же при виу- трнкристаллическом разрушении. Точки;"Х—X — виутрикристаллического разрушения; О—Q — межкристаллического ■ разрушения.
На фиг. 17 показано построение результатов испытания на длительную прочность в логарифмических координатах (1g о напряжения — 1g т времени до разрушения), где получается зависимость, близкая к линейной. Это обстоятельство с некоторым приближением дает
возможность распространять полученные при испытании результаты на периоды времени, значительно превосходящие время испытания.
Экстраполяцию производят для отрезка времени, которым определяется срок службы детали (100—200 тыс. ч), в этом случае предел длительной прочности обозначается о10000о, О2ооооо- В зависимости от температуры и длительности испытания наблюдается два вида разрушения металлов: внутрикристаллическое при относительно невысоких температурах и небольшом времени, предшествовавшем разрушению, и межкристаллическое при увеличении температуры и времени до разрушения. При межкристаллическом разрушении наклон прямой графика, показанного на фиг. 17, становится большим, чем при внутрикристаллическом разрушении, этим и объясняется излом прямой 1g о — 1g т.
Предел длительной прочности, как и предел ползучести цп, является базовой характеристикой расчетов на прочность при работе детали в условиях ползучести.
Допускаемые напряжения, выбираемые по скорости ползучести, должны быть меньше предела длительной прочности.
В турбостроении при сроке службы 100 000 ч допускаемые напряжения одоп по пределу длительной прочности сдп (о100 ооо) оп" ределяются сдоп = -^-, где Кап — коэффициент запаса по от- ношению к пределу длительной прочности; Kgn — 1,65 — для стальных поковок, штамповок, проката, Кдп = 2,0 —для литой стали.
При большой длительности нагружения необходимо считаться со склонностью конструкционных сталей к бездеформационному разрушению в области высоких температур. Поэтому следует дополнительно корректировать величину их запаса прочности относительно предела длительной прочности, найденную по пределу допускаемой ползучести за заданное время деформации.
Обобщенные данные по длительной прочности для наиболее важных перлитных и мартенситных сталей даны на фиг. 18./
Следует отметить, что повышение температуры на 50° С снижает предел длительной прочности приблизительно в 2 раза. -Это наглядно показывает, как существенно изменяется ползучесть металла в турбинах с переходом на пар повышенных начальных параметров.
По экономическим соображениям для современных паротурбинных установок повышенных мощностей срок службы в 100 000 ч признается недостаточным, вследствие чего к материалам этих установок предъявляется требование высокой длительной прочности, превышающей 200 000 ч. Удвоение срока службы металла при данной температуре понижает предел длительной прочности сЭп на 10—20%.
Релаксация напряжений — процесс самопроиз- ■ вольного снижения напряжений, происходящий под влиянием, температуры, напряжения и времени в упругонапряженных деталях, поставленных в такие условия, которые не позволяют им изменить величину начальной суммарной деформации.
Отличие релаксации напряжений от ползучести заключается в лом, что при релаксации напряжение самопроизвольно уменьшается при постоянстве суммарной начальной деформации, при ползучести напряжение постоянно, а деформация увеличивается.
Основное равенство, характеризующее процесс релаксации, выразится так:
б = бу + б0 = const,
где бу = -^упругая деформация;
б0 — остаточная (пластическая) деформация;
б — начальная суммарная деформация.
Падение напряжения возможно только за счет уменьшения упругой д^ и соответствующего увеличения остаточной д0 деформаций. Общая пластическая деформация при релаксации значительно меньше, чем при ползучести.
Оеоооо MHjM1
ЭИ415ЭИ415ЗИ415ЗИ415300300200200ЗИ415ЗИ415ЗИЮ,МО-УЗИЮ,МО-У12ХМФ12ХМФ34ХМ34ХМ18X11МВФБ18X11МВФБ10010015ХМ ЗИ1п/ //15ХМ ЗИ1п/ //34XH3M34XH3M34XH3M34XH3Mпз \ 15Х1М1^ # | ^^ ®2МФСРпзХ5МЗИЮпз \ 15Х1М1^ # | ^^ ®2МФСРпзХ5МЗИЮ10 I111 5005506006251410 I111 50055060062514Фиг. 18. Сводная диаграмма пределов длительной прочности (<т100 000) жаропрочных сталей перлитного н мартенситного классов при 500—620°С.Фиг. 18. Сводная диаграмма пределов длительной прочности (<т100 000) жаропрочных сталей перлитного н мартенситного классов при 500—620°С.ХромомоливОеноВые и хромо- никелемолибЗенобые стали МоливВенобанаЗиевые и хромо-\ молибВеноВанаВиебые стали МоВифициробанные нержа веющие стали на вазе 12% хрома
ЭИ415
ЭИ415
ЗИ415
ЗИ415
300
300
200
200
ЗИ415
ЗИ415
ЗИЮ,МО-У
ЗИЮ,МО-У
12ХМФ
12ХМФ
34ХМ
34ХМ
18X11МВФБ
18X11МВФБ
100
100
15ХМ ЗИ1п/ //
15ХМ ЗИ1п/ //
34XH3M
34XH3M
34XH3M
34XH3M
пз \ 15Х1М1^ # | ^^ ®2МФСР
пз
Х5М
ЗИЮ
пз \ 15Х1М1^ # | ^^ ®2МФСР
пз
Х5М
ЗИЮ
10 I111 50055060062514
10 I111 50055060062514
Фиг. 18. Сводная диаграмма пределов длительной прочности (<т100 000) жаропрочных сталей перлитного н мартенситного классов при 500—620°С.
Фиг. 18. Сводная диаграмма пределов длительной прочности (<т100 000) жаропрочных сталей перлитного н мартенситного классов при 500—620°С.
Crucible 422 18Х11МФ6— Ч1№Жх1М1Фи\
- В качестве типичных примеров релаксации могут служить явления, протекающие в болтах и шпильках фланцевых соединений. С течением времени при высоких температурах упругая деформация материала болтов и шпилек переходит в пластическую, в результате чего их натяг снижается. Фланцевые соединения поэтому приходится периодически перетягивать.
Во всех деталях сочленений, работающих в состоянии напряженных посадок, при длительном воздействии температур имеет место релаксация, снижающая напряженность посадки, например рабочие диски и различные втулки, насаживаемые на вал в горячем состоянии.
Процесс релаксации напряжений наиболее интенсивно протекает в первые часы нагрузки (фиг. 19), после чего устанавливается относительно невысокая скорость деформирования. Поэтому различают два периода релаксации:
1-й период короткий (кривая аб) характеризуется резким паде-
Фиг. 19. Типовая кривая релаксации.Фиг. 19. Типовая кривая релаксации.нием напряжения;
Фиг. 19. Типовая кривая релаксации.
Фиг. 19. Типовая кривая релаксации.
2-й период (кривая 6с) характеризуется умеренной скоростью падения напряжения.
Скорость релаксации уг — скорость снижения напряжения о при релаксации у,— -^- увеличивается с ростом напряжения о и уменьшается с увеличением времени релаксации т.
Пределом релаксации называется напряжение, соответствующее заданной скорости ее, которое определяется по кривой релаксации «напряжение—время» (фиг. 19).
" Таким образом, о сопротивлении (релаксационной стойкости) судят по вычисленной из кривых релаксации величине напряжения, которое при заданных начальных условиях деформации . устанавливается по истечении определенного промежутка времени.
Поэтому металлы, применяемые в турбостроении, до изготовления из них деталей подвергают испытаниям на релаксацию длительностью не менее 3000 ч.
В качестве релаксационной характеристики принимают величину остаточного напряжения о0ст, полученного за данное время при данной температуре и заданном напряжении натяга. Величина напряжения натяга выбирается обычно в пределах 0,5—0,75 от предела текучести при заданной температуре.
' Как показали испытания металлов при одинаковых температурах и времени испытаний (в условиях малых деформаций, характерных для релаксаций), зависимости между релаксацией и ползучестью не существует. Известны сплавы, показывающие высокое сопротивление ползучести, но обладающие очень низкой релаксационной стойкостью. Релаксационная стойкость зависит от структуры стали, т. е. от ее термической обработки. С увеличением размера структурного зерна металла релаксационная стойкость возрастает.
Фиг. 20. Диаграмма растяжения, показывающая зависимость абсолютного удлинения А/ от растягивающей нагрузки Р:Фиг. 20. Диаграмма растяжения, показывающая зависимость абсолютного удлинения А/ от растягивающей нагрузки Р:а — с площадкой текучести; б — безплощадки текучести.а — с площадкой текучести; б — безплощадки текучести.
Фиг. 20. Диаграмма растяжения, показывающая зависимость абсолютного удлинения А/ от растягивающей нагрузки Р:
Фиг. 20. Диаграмма растяжения, показывающая зависимость абсолютного удлинения А/ от растягивающей нагрузки Р:
а — с площадкой текучести; б — безплощадки текучести.
а — с площадкой текучести; б — безплощадки текучести.
Предел текучести as и предел прочности Овпр и высоких температурах. Физический предел текучести при растяжении os — наименьшее напряжение, при котором образец деформируется без заметного увеличения нагрузки (фиг. 20):
os= ~ н/м2 ^к,Пмм^,
где Ps.— нагрузка, отвечающая пределу текучести; Fo — площадь поперечного сечения образца.
В тех случаях, когда на кривой растяжения в конце упругой области отсутствует ясно выраженный перегиб, текучесть характеризуется условным пределом текучести, понимаемым как наименьшее напряжение, при котором остаточная деформация достигает какой- то условной величины.
В отечественных стандартах величина допуска пластической деформации принята для предела текучести 0,2% (Мг = ° j^y'--, где /0 — первоначальная длина расчетного участка образца) и условный предел текучести обозначается о0)2.
Предел текучести на растяжение as (о0,2) является величиной, нормированной почти всеми ГОСТами и ТУ, и она является базовой характеристикой металла
при расчете на прочность для нормальных температур.
Предел прочности на растяжение (или временное сопротивление разрыву) ав — напряжение, отвечающее наибольшей нагрузке,
которую может выдержать материал при растяжении, отнесенной к исходной площади поперечного сечения образца
ов = -f- н^ (кГ/мм^.
Начиная с этого предела (фиг. 20), деформация перестает быть равномерно распределенной по объему образца и приобретает сосредоточенный характер (появляется «шейка»). Эта характеристика также нормируется всеми ГОСТами и ТУ.
С увеличением температуры и времени испытаний характеристики прочности Од и текучести os претерпевают изменения 40
(фиг. 21, 22). Как нетрудно видеть из графиков, с повышением температуры так же изменяется и характер кривой растяжения. Даже у мягких сталей, у которых во время испытаний на растяжение
вначале имеется ярко выраженная площадка текучести, с повышением температуры область текучести становится менее выраженной, и, наконец, совсем исчезает (фиг. 20, б).
Как расчетная характеристика предел текучести cs (п0)2'
используется: для углеродистых сталей до 300—350° С, для мало- и среднелегированных перлитных сталей до 400—430° С.
при высоких температурахМн!мгпри высоких температурахМн!мгФиг. 21. Зависимость предела текучести мягкой углеродистой стали от времени нагружения и температур.Фиг. 21. Зависимость предела текучести мягкой углеродистой стали от времени нагружения и температур.Фиг. 22. Зависимость предела прочности <Т5 углеродистой стали С = 0,3% от времени нагружения и разных температур.Фиг. 22. Зависимость предела прочности <Т5 углеродистой стали С = 0,3% от времени нагружения и разных температур.Odon - Ks >.Odon - Ks >.OdonOdonававДопускаемое напряжение равно минимальной из двух величин:
при высоких температурах
Мн!мг
при высоких температурах
Мн!мг
Фиг. 21. Зависимость предела текучести мягкой углеродистой стали от времени нагружения и температур.
Фиг. 21. Зависимость предела текучести мягкой углеродистой стали от времени нагружения и температур.
Фиг. 22. Зависимость предела прочности <Т5 углеродистой стали С = 0,3% от времени нагружения и разных температур.
Фиг. 22. Зависимость предела прочности <Т5 углеродистой стали С = 0,3% от времени нагружения и разных температур.
Odon - Ks >.
Odon - Ks >.
Odon
Odon
ав
ав
где Ks — коэффициент запаса прочности по отношению к пределу текучести ор^/0 при рабочей температуре; Кв — коэффициент запаса прочности по отношению к пределу прочности ов при 20° С. Для'данных условий принимаются значения: Ks = 1,65; Кв = ~ 3,0 — для стальных поковок, штамповок, проката; Кв = 2,3, Кв = 4,2 — для литой стали с учетом возможности внутренних дефектов (пор, пузырей), а также трудностей определения остаточных напряжений по сравнению с поковками.
При более высоких температурах предел текучести также имеет значение в качестве расчетной характеристики для проверки допускаемых напряжений, найденных на базе условного предела
ползучести и предела длительной прочности.
^доп Ks >
где Ks — 1,65 — Для стальных поковок, штамповок, проката; Ks = 2,0 — для литой стали.
6а,г Мн/м2900ООО ■700 ■600 ■500 -600 -• 300 -200 ■100 -10 -6а,г Мн/м2900ООО ■700 ■600 ■500 -600 -• 300 -200 ■100 -10 -ЗЮЗЮ135135УЗО, №5УЗО, №5гаzzsasгаzzsasгзогзоо—о Значения б0,г при комнатной температуре е • Значения бо,г при температуре 600°С я—^ Значения бо,г при температуре 550”Со—о Значения б0,г при комнатной температуре е • Значения бо,г при температуре 600°С я—^ Значения бо,г при температуре 550”С188 180188 180м5100м5100S5<S5<a б 6 гЗежзиклa б 6 гЗежзиклн опрстуфхцчщщн опрстуфхцчщщ
6а,г Мн/м2
900
ООО ■
700 ■
600 ■
500 -
600 -
• 300 -
200 ■
100 -
10 -
6а,г Мн/м2
900
ООО ■
700 ■
600 ■
500 -
600 -
• 300 -
200 ■
100 -
10 -
ЗЮ
ЗЮ
135
135
УЗО, №5
УЗО, №5
га
zzs
as
га
zzs
as
гзо
гзо
о—о Значения б0,г при комнатной температуре е • Значения бо,г при температуре 600°С я—^ Значения бо,г при температуре 550”С
о—о Значения б0,г при комнатной температуре е • Значения бо,г при температуре 600°С я—^ Значения бо,г при температуре 550”С
188 180
188 180
м5
100
м5
100
S5<
S5<
a б 6 гЗежзикл
a б 6 гЗежзикл
н опрстуфхцчщщ
н опрстуфхцчщщ
Фиг. 23. «Монотонная» диаграмма предела текучести С0,г для ферритных сталей (перлитного и мартенситного классов) при температуре 550—600° С, где по ординатам даны марки сталей:
а — 10, нормализация; 6 — 20. нормализация; в — 40, нормализация; г— 12ХНЗА нормализация ф отпуск; 9—1X13, закалка + отпуск 750°; е — 40Н, закалка 4- от- 40Х, закалка + отпуск 680°; з — 12МХ, нормализация + отпуск; и 12МХФ, нормализация + отпуск; к — 15ХМ, нормализация 4- отпуск; л — 38ХМЮА закалка + отпуск 660°; м — 2X13, закалка + отпуск 720—750°; н — 30ХМ, закалка + + отпуск 650 ; о — 50ХФА, закалка + отпуск 600°; п — ЭИ802, закалка + отпуск 710°; р 34ЛНЗМ, закалка + отпуск; с — 15X11МФ, закалка 4- отпуск 740°; т — ЭИ756 +с?л?.УСк 68°° S У — 3X13, закалка + отпуск 650°; ф - Р2, нормализация 4-’ + отпуск 680 , х — ЭИ268, закалка + отпуск 580°; ц — ЭИ415, закалка 4- отпуск 700°; ч — 25Х2МФА, закалка + отпуск 620°; ш — 35ХНЗМФА, закалка + отпуск; ш — ЭИ723, нормализация + отпуск 650° С.
Для сопоставления значений жаропрочных материалов по их пределу текучести при высоких температурах на фиг. 23 дана диаграмма, где для отдельных материалов значения а0,2/° расположены в порядке возрастания при высоких температурах.
ПЛАСТИЧНОСТЬ МЕТАЛЛОВ
Пластичность — способность металлов не разрушаясь воспринимать остаточную деформацию. Такая способность имеет важнейшее значение при оценке работоспособности металла прежде всего с точки зрения его поведения в условиях неизбежных местных перенапряжений, концентрации напряжений и др.
Практический интерес к показателям пластичности металлов определяется способностью металла рассеять местное перенапряжение за счет некоторой практически безвредной для службы детали пластической деформации без образования трещин и разрушения ее.
Относительное удлинение 6 = 1М00 (%) —
отношение приращения расчетной длины образца /1 — /0 к ее первоначальному значению /0, выраженное в процентах.
Относительное удлинение не является полноценной характеристикой пластичности материала, так как приращение длины образца 1А — /0 складывается из его равномерного и местного растяжений. Последнее сосредоточено в месте образования шейки на длине 1,5—2 диаметров образца. Местное удлинение вносит погрешность в определение пластических свойств металла.
С увеличением длины образца при одном и том же его диаметре уменьшается влияние сосредоточенного удлинения на общую величину удлинения образца. Сравнивать значения относительного удлинения, полученные при испытаниях, можно только, если они определены на образцах одинаковой кратности. Под кратностью образца понимается отношение расчетной его длины к площади поперечного сечения К= (для круглого образца К =
=). По ГОСТ 1497-42 разрывные образцы отвечают соотноше-
ниям между /0 и Го (d0):
/0 = 11,3 VFo — для плоских образцов
и /0 — 10d0 — Для круглых образцов;
/0 = 5,65 V^o — Для плоских образцов
и /0 = 5d0 — для круглых образцов.
Получаемое при этом относительное удлинение обозначается 610 и 66.
Относительное сужение ф = ——-• 100 (%)— о
отношение уменьшения площади поперечного сечения образца в наименьшем сечении шейки при разрыве к начальной площади, поперечного сечения.
Величина ф характеризует наибольшую пластичность металла в условиях напряженного состояния в шейке образца при растяжении и является более точной характеристикой пластичности металла, чем относительное удлинение д6 или д10.
Длительная пластичность — совокупность пластических свойств в условиях длительной нагрузки при высоких температурах. Она условно характеризуется величинами относительного удлинения 6 и относительного сужения ф разрушенного образца при испытании на длительную прочность. Такая оценка длительной пластичности, однако, не является достаточной, поскольку в величины относительного удлинения и относительного сужения при разрыве входит еще и та часть пластической деформации, которая получается в 3-м периоде ползучести (фиг. 15), не допускаемом при нормальной работе деталей с высокими температурами.
Отсюда следует, что детали, работающие в условиях высоких температур, должны иметь запас пластичности (удлинение при длительном разрыве) больший, чем допустимая за время службы деформация. Все материалы, для которых 1% деформации за 100 000 ч признается допустимым, должны иметь относительное удлинение при длительном разрыве значительно больше 1%.
Многие из применяемых в турбостроении жаропрочных перлитных и аустенитных сталей обладают достаточной длительной пластичностью, которая практически исключает возможность их разрушения.
ПРОЧНОСТЬ МЕТАЛЛОВ ПРИ МНОГОКРАТНЫХ НАГРУЗКАХ
Усталость — свойство пластических материалов подвергаться хрупкому разрушению под действием многократных нагрузок. По современным представлениям усталость представляет процесс избирательного разрушения, металлов, вызываемый наложением многочисленных знакопеременных деформаций, и возникает как результат сдвиговой деформации.
Усталостное разрушение даже у самых пластических металлов происходит обычно без внешних признаков пластической деформации. Величина разрушающего напряжения значительно меньше временного сопротивления, а иногда меньше предела упругости при статическом нагружении. Для усталостной прочности крайне неблагоприятно влияет концентрация напряжений.
Внешним проявлением усталости металла является возникновение и распространение при многократных знакопеременных нагрузках характерных трещин на поверхности детали, обычно в тех местах, где имеются следы от механической обработки, галтели, различные надрезы и т. д. Появившиеся усталостные трещины постепенно углубляются внутрь детали по сечению до тех пор, пока ослабление сечения не приводит к хрупкому разрушению металла. Усталостный излом детали имеет две зоны: в одной из них имеется фронт трещин усталости, обычно окисленных, и зону свежего неокисленного излома окончательного разрушения кристаллического характера.
Цикл переменного напряжения — однократный переход напряжения от своего наибольшего к своему наименьшему значению и обратно.
База цикла N — число нагрузок, задаваемое для определения сопротивления усталости (предела выносливости). Обычно это число устанавливается в 5—10 млн. для черных ме- ' таллов и 50—100 млн. для цветных металлов.
Установлено, что если материал при комнатной температуре" при некотором напряжении выдержал без разрушения указанное , число циклов, то он выдержит такое напряжение и при значительно большем числе циклов.
Предел усталости (выносливости) oD — наибольшее напряжение или комбинация наибольшего и наименьшего напряжений цикла, допускающая повторение цикла без разрушения vV раз (У — база цикла).
Предел усталости при симметричном изгибе о_1в — предел усталости при симметричном цикле, определенный испытаниями в условиях изгиба вращающегося образца. Большинство приводимых в технической литературе экспериментальных определений пределов усталости относится ■ именно к этой величине. Меньшим количеством экспериментальных данных представлены пределы усталости при симметричном растяжении-сжатии (<т_12), кручении (r_J и т. д.
Циклическая вязкость (демпфирующая способность, внутреннее трение) — способность металлов поглощать энергию в необратимой форме (в виде теплоты) при воздействии циклически повторяющихся нагрузок. Она определяется как величина работы, поглощенная едини- ■ цей объема металла за один полный цикл, верхний предел которого равен соответствующему пределу усталости; характеризуется относительной циклической вязкостью (коэффициентом относительного рассеивания энергии), логарифмическим декрементом затухания колебаний и шириной петли гистерезиса при циклическом нагружении.
При низких температурах 20° С, 300°С с увеличением числа циклов предел усталости вначале понижается, а затем остается постоянным. При повышении температуры предел выносливости снижается на значительную величину по сравнению с пределом выносливости при комнатной температуре.
Показанный на фиг. 24 предел выносливости при 500° С составляет ~65% от предела выносливости при комнатной температуре.
С увеличением числа циклов при повышенных температурах предел выносливости постепенно уменьшается, поэтому говорить об определенном (истинном) пределе усталости не представляется возможным. В качестве характеристики усталостной прочности в этом случае принимается условный предел усталости — напряжение, вызывающее разрушение за определенное
Фиг. 25. Зависимость пределов усталости сщ6 и длительной прочности а3п от времени испытания 10—10 000 ч при различных температурах ^< /2< /3.Фиг. 25. Зависимость пределов усталости сщ6 и длительной прочности а3п от времени испытания 10—10 000 ч при различных температурах ^< /2< /3.Фиг. 24. Кривые выносливости лопаток при 20—500° С.Фиг. 24. Кривые выносливости лопаток при 20—500° С.
Фиг. 25. Зависимость пределов усталости сщ6 и длительной прочности а3п от времени испытания 10—10 000 ч при различных температурах ^< /2< /3.
Фиг. 25. Зависимость пределов усталости сщ6 и длительной прочности а3п от времени испытания 10—10 000 ч при различных температурах ^< /2< /3.
Фиг. 24. Кривые выносливости лопаток при 20—500° С.
Фиг. 24. Кривые выносливости лопаток при 20—500° С.
количество циклов нагружения. Этот предел зависит от продолжительности испытания (количества циклов) и от температуры. Большинство материалов, применяемых в турбостроении, в настоящее время характеризуется пределом усталости на базе 107 цик
лов, и только в отношении некоторых материалов имеются экспериментальные данные по пределу усталости на базе 5х X Ю7 — Ю8 циклов.
Недостаточность данных по усталостной прочности жаропрочных материалов в известной мере объясняется соотношением, су
ществующим между пределами усталости а_1в и длительной проч
ности с6п в зависимости от времени и температуры испытания (фиг. 25).
При низких и высоких температурах- с увеличением времени воздействия напряжений снижение длительной прочности о3п происходит более интенсивно, чем снижение предела усталости O-ie> определенного испытаниями той же продолжительности.
При относительно низких температурах tx (фиг. 25) более вероятно разрушение образца от усталости с^ < о3п вне зависимости от времени испытания.
При температуре/2 <С /т в условиях малой продолжительности испытания более реально разрушение образца от усталости с_хв < < с3п, а с увеличением времени испытания кривые предела усталости и длительной прочности пересекаются. Эту температуру ^рассматривают как температуру равной прочности металла при действии циклических и статических напряжений.
Для углеродистых сталей температура равнопрочности равна 350 400° С. С увеличением степени легированности стали температура равнопрочности повышается.
С повышением температуры /3 >• /2 (фиг. 25) возможность разрушения от усталости уменьшается: о_1в > о8п, и определяю- 46
щим фактором прочности данного материала становится не предел усталости, а предел длительной прочности.
ХИМИЧЕСКАЯ СТОЙКОСТЬ МЕТАЛЛОВ
ПРИ высоких температурах
Для современных турбинных установок, характеризующихся высокой температурой пара, первым требованием к металлу является надлежащее сопротивление коррозии. Только после удовлетворения этого требования можно делать выбор металла на базе механической прочности.
Газовая коррозия — химическая коррозия металлов в окисляющих газах при высоких температурах. В паротурбинных установках при высоких температурах процессы окисления могут происходить не только за счет свободного кислорода, но и за счет Водяного пара.
Скорость и степень развития окисления стали зависят от температуры, скорости и давления пара, времени, химического состава стали, состава и физических свойств образующейся окалины.
Для жаростойкости стали исключительное влияние оказывают свойства покрывающей металл окисной пленки. Пленка окислов, образующихся на металле, может служить защитным слоем, если внутри нее нет легкоплавких окислов или окислов, способных отдать свой кислород составным элементам сплава, а благодаря плотному прилеганию к металлу, газонепроницаема и является жаростойкой.
Основными элементами, способствующими образованию защитных пленок, являются хром, кремний и алюминий. Из них наибольшее значение имеет хром, окислы которого более близки к окислам железа, никеля, кобальта.
В современных сложнолегированных сплавах на железной, никелевой и кобальтовой основах содержание хрома колеблется в пределах 12—25%. Хромистые и хромомолибденовые стали с 5—6% хрома по сопротивляемости окалинообразованию могут применяться до 600—650° С; до такой температуры могут использоваться и нержавеющие стали на базе 12% хрома.
Углеродистые стали достаточно стойки против окисления при температурах лишь до 535° С, выше которой начинается интенсивное их окисление и образование окалины.
Мало- и среднелегированные жаропрочные перлитные стали (молибденовые, хромомолибденовые, молибденованадиевые, хромо- молибденованадиевые) по своей жаростойкости в воздушной и паровых средах мало чем отличаются от углеродистых сталей. Коррозионная стойкость этих сталей при высоких температурах определяется содержанием хрома и кремния, которая тем выше, чем больше содержание легирующих элементов, допустимое по соображениям жаропрочности.
Молибден — наиболее важный составной элемент перлитных сталей — не оказывает влияния на жаростойкость в воздушной среде, но сопротивление окислению в паровой среде несколько повышается.
Высоколегированные аустенитные стали по жаростойкости могут применяться до температуры 750° С, а некоторые из них и до более высоких температур.
Межкристаллитная коррозия аустенитных сталей. Высоколегированные аустенитные стали — хромоникелевые, хромоникелевольфрамовые, хромоникельмолибденовые и др. — применяются в турбостроении при температурах выше 580° С. Они обладают высокой жаропрочностью, но некоторые из них обнаруживают склонность к особому виду коррозионного разрушения, развивающемуся главным образом по границам зерен металла. Этот вид коррозии носит название межкристаллитной или интеркристаллитной коррозии и присущ, например, хромистым сталям марок 0ХМ18Н9, 1Х18Н9, 2Х18Н9.
Межкристаллитная коррозия, разрушая границы зерен, быстро разрушает металл, вследствие чего считается наиболее опасным видом коррозии турбинных материалов.
Причины межкристаллитной коррозии связаны с распадом пересыщенного углеродом твердого раствора у (аустенита), так как растворимость углерода в аустените в перечисленных выше сталях мала и поэтому углерод в них неустойчив.
При нагревании стали до температуры 500° С и выше из твердого раствора у выделяются карбиды, богатые хромом типа СгС6.
Вначале по границам зерен выделяются мелкодисперсные карбиды. Далее происходит укрупнение и коагуляция карбидов, выпавших по границам зерен. Это явление вызывает обеднение близлежащих участков металла хромом и углеродом и, следовательно, способствует образованию феррита, в результате чего вдоль границ зерен аустенита создаются узкие прослойки или зоны бедного хромом твердого раствора, которые обладают резко сниженной коррозионной стойкостью.
Растворимость никеля в аустените больше, чем в феррите, вследствие чего эти участки беднеют также и в отношении никеля. В итоге по границам зерен создается большая разнородность структурных элементов (аустенита, феррита, карбидов), между которыми существует разность потенциалов, которая при наличии электролита приводит к образованию гальванических пар.
Разрушение менее стойких обедненных хромом прослоек, располагающихся по границам зерен, происходит под действием гальванических пар. Благодаря высокой степени начального размельчения карбидов образуется особенно большое количество гальванических пар, разрушающих карбиды.
Межкристаллитная коррозия, постепенно распространяясь в глубь металла, ослабляет связь между его зернами, а затем приводит даже к полной изоляции их друг от друга.
Пораженный межкристаллитной коррозией металл теряет присущую ему монолитность, прочность и упругость, при этом также изменяются электропроводность и звук, издаваемый образцом металла при падении на каменную плиту. Типичный звонкий металлический звук, издаваемый образцом при падении, сменяется глухим звуком, подобным падающей деревянной пластине.
Межкристаллитная коррозия сталей представляет серьезную опасность для их службы при температурах 500° С и выше в условиях воздействия достаточно агрессивных коррозионных сред. Это обстоятельство усугубляется еще тем, что межкристаллитная коррозия может привести к внезапному разрушению детали, не проявляясь заметно до самого момента разрушения. В аустенитных сталях после сварки может развиваться межкристаллитная коррозия, особенно в зонах шва, где при сварке температура достигала 550—750s С.
Для предотвращения межкристаллитной коррозии в состав аустенитных сталей вводятся титан, ниобий, тантал, которые являются более сильными карбидообразующими, чем хром. Указанные элементы соединяются в карбиды с выделяющимся углеродом, а хром остается в твердом растворе. Введение в аустенитную сталь титана в количестве 5—6 раз, а ниобия в 10—12 раз превышающем содержание в стали углерода, значительно снижает, а в ряде случаев ликвидирует полностью склонность к межкристаллитной коррозии. Например, сталь 1Х18Н9Т (ЭЯ1Т) содержит С < 0,12%; Si < 0,8%; Мп <2,0%; Сг = 17-^20%; Ni = 8^-11%; Ti = = (% С — 0,03) X 5 до 0,8% (проект ГОСТ 5632—61).
Таким образом, снижение содержания углерода также является фактором, понижающим склонность аустенитных сталей к межкристаллитной коррозии.
ДЛИТЕЛЬНОЕ ВОЗДЕЙСТВИЕ ВЫСОКИХ ТЕМПЕРАТУРНА СФЕРОИДИЗАЦИЮ, ФАЗОВЫЙ СОСТАВ И ГРАФИТИЗАЦИЮ
Сфероидизация сталей. Устойчивая структура стали при комнатной температуре и длительном воздействии высоких температур претерпевает значительные изменения.
В сталях с ферритно-перлитной структурой и пластинчатым перлитом наблюдается в этих условиях постепенное изменение формы цементитных кристаллов и их рост. Кристаллы цементита постепенно из пластинчатой формы превращаются в округлые частицы-сфероиды при температурах 470—500s С и выше.
Мелкозернистые стали подвержены процессу сфероидизации в большей степени, чем стали с крупнозернистой структурой. Измельчение цементита, достигаемое в процессе термической обра-
49494 Смоленский
49
49
ботки стали, ведет к понижению устойчивости перлита против сфероидизации. Факторами, ускоряющими сфероидизацию, являются также предшествующая пластическая деформация, остаточные напряжения, возникающие в стали при термической обработке, и рабочие напряжения. С возрастанием этих факторов увеличивается и скорость сфероидизации.
Сфероидизация является отрицательным процессом, при котором снижается прочность, теплоустойчивость и увеличивается скорость ползучести сталей.
В углеродистых сталях сфероидизация протекает с ощутимой скоростью в работе деталей при температурах от 470—480° С и выше.
В низколегированных молибденовых и хромомолибденовых сталях сфероидизация обнаруживается при температурах выше 500° С так как легирование сталей хромом и молибденом повышает устойчивость перлита.
Изменение состава фаз. При длительном воздействии высоких температур наряду с изменением геометрической формы пластинок цементита — сфероидизации — происходит также изменение состава фаз. Последнее заключается в том, что в низколегированных сталях 15М, 20М, 15ХМ, 20ХМ, 12ХМ в результате воздействия температур 500° С и выше твердый раствор обедняется молибденом, а карбидная фаза обогащается им.
Молибден является одним из главных элементов, определяющих теплоустойчивость сталей, поэтому изменение состава фаз снижает теплоустойчивость и повышает скорость ползучести низколегированных сталей.
Сфероидизация и переход молибдена в карбиды, протекающие при эксплуатации турбинного оборудования, снижают прочность и теплоустойчивость перлитных сталей, применяемых в турбостроении-
Графитизация, связанная с распадом карбида Fe3C и выделением свободного углерода при воздействии температур, наблюдается у серых чугунов при температурах ниже 315—370° С в среде перегретого пара, в углеродистых сталях, начиная с / % 470ч-480° Сив молибденовых сталях типа 15М, при t 500° С. Процесс графитизации в сталях протекает медленно, и только через несколько лет службы детали можно обнаружить выделение графита.
Графитовые пластинки, которые сами имеют низкие механические свойства, можно рассматривать как прорези в металле, вокруг которых развивается концентрация напряжений.
Выделения графита в зависимости от ряда факторов имеют различную форму и величину. Наименее опасными являются точечные выделения графита.
С увеличением температуры, времени и действующих напряжений процесс графитизации увеличивается. Преобладающим 50
фактором, ускоряющим процесс графитизации, является повышение температуры. Химический состав сталей определяет возмож- . ность процесса графитизации и в известной мере скорость процесса.
Карбидообразующие элементы — марганец, молибден, титан, бор, ниобий и особенно хром — препятствуют процессу графитизации, а углерод, кремний, никель и алюминий являются элемент тами, способствующими графитизации.
От соотношения содержания этих элементов в стали зависит ее сопротивление к графитизации. Ввод в молибденовые стали марок 15М, 20М и т. д. небольшого количества хрома (0,4—1,1 %) предотвращает склонность этих сталей к графитизации, т. е. стали марок 12ХМ, 15ХМ, 20ХМ, ЗОХМ и т. д. свободны от склонности к графитизации.
Тепловая хрупкость. При длительном воздействии высоких температур 400—550° С некоторые стали приобретают хрупкость, которая им не свойственна при нормальных температурах (20° С). Это явление носит название тепловой хрупкости и выражается в снижении ударной вязкости. Тепловая хрупкость может оказаться весьма опасной в условиях работы детали, при ударных нагрузках и концентрации напряжений.
Тепловой хрупкости подвержены как перлитные, так и аустенитные стали. При развитии тепловой хрупкости не происходит заметных изменений характеристик прочности и пластичности по сравнению с их первоначальными значениями. По данным некоторых исследователей, не изменяется также величина предела выносливости. Обычные методы микро- и рентгеноструктурного анализа не обнаруживают изменений в строении металла, в котором появляется тепловая хрупкость. Форма изделия и напряжение в металле не оказывают влияния на появление и развитие тепловой хрупкости.
Решающую роль в развитии тепловой хрупкости имеют температура среды и время выдержки, с увеличением которых интенсивность снижения ударной вязкости возрастает.
Природа тепловой хрупкости еще недостаточно изучена. По-ви- димому, это явление хрупкости можно связать с распадом твердого раствора. Отпускная хрупкость наблюдается в некоторых сталях сразу же после отпуска при температурах 500—650° С с медленным охлаждением при испытаниях на удар. Испытания на растяжение не обнаруживают изменения прочностных и пластических характеристик. Только иногда наблюдается изменение относительного сужения.
В хромоникелевых, хромистых и марганцевых сталях после отпуска обнаруживается хрупкость, однако эти же стали, быстро охлажденные после отпуска, хрупкости не обнаруживают. Поэтому для снижения хрупкости в сталях, обнаруживающих к ней склонность, после высокого отпуска применяют охлаждение в масле или горячей воде. После высокого отпуска с быстрым охлаждением,
51514*
51
51
производится повторный отпуск при температуре ниже опасного интервала (450° С) с последующим медленным охлаждением в печи для снижения остаточных напряжений, возникающих при быстром охлаждении после высокого отпуска.
Радикальным методом предотвращения или существенного снижения отпускной хрупкости является добавка 0,2—0,5% молибдена в хромоникелевые и другие стали, имеющие склонность к отпускной хрупкости.
Введение в сталь вольфрама оказывает то же действие.
ФИЗИКО-ХИМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА СЕРЫХ ЧУГУНОВ
Серый чугун обладает чрезвычайно низкими пластическими характеристиками, но благодаря включениям графита, распределенным по всей массе металла, которые являются как бы трещинами или пустотами, он мало чувствителен к дополнительным надрезам. Механические характеристики с повышением температуры изменяются незначительно. Ударная вязкость серых чугунов мала и составляет величину 19,6—49 кдж'м2 (0,2—0,5 кГм1слг^ для об-, разцов типа Менаже (с надрезом) и для образцов без надреза 49—98 кдж1м2 (0,5—1,0 кГм1см2\
Включения графита могут рассматриваться как пустоты или трещины. Они могут быть равномерно пластинчатые, розеточные, первичные (очень крупные), дендритообразные и округлые.
Удельный вес графита у — 21,64-22,6 кн!м3 (у = 2,2ч- ч-2,3г/см3) значительно ниже металла чугуна у = 76,5ч-77,5 кн/л!3 (у = 7,84-7 9 eIcm3Y поэтому, например, при содержании в чугуне 2,5—3% по весу графит занимает по объему 8,5—10%. Из этого примера и свойств графита следует существенное влияние графита на механические свойства чугуна.
На образование различной структуры чугуна основные влияния оказывает химический состав, главным образом содержание углерода и кремния, а также и скорость охлаждения, которая зависит от толщины стенок отливки.
Качественные чугуны для литья средней массивности получают при содержании С = 2,8ч-3,5% и Si = 0,8ч-2,5%.
С увеличением толщины стенки для получения качественной структуры чугуна «перлит + графит» содержание (С + Si) должно уменьшиться.
Существенным недостатком серых чугунов является явление «роста», которое заключается в медленном и необратимом увеличении объема серых чугунов при нагревах или переменных нагревах и охлаждениях при температуре выше 400° С. Степень «роста» чугуна пропорциональна температуре и времени (числу нагревов).
При температурах ниже 315—370° С явление роста редко имеет место. Однако в присутствии корродирующих агентов, например 52
в среде перегретого пара, рост встречается и при более низких температурах, поэтому чугунное литье чаще всего употребляется для работы в паровой среде с температурой до 260° С.
Причины роста чугуна при длительном воздействии высоких температур заключаются в структурных изменениях — разложении цементита Fe3C с образованием свободного углерода в форме графита и внутреннем окислении.
Следствием роста является увеличение объема деталей, выполненных из чугуна (цилиндров, обойм, диафрагм и т. д.), уменьшение прочности и увеличение хрупкости. Все факторы, уменьшающие графитообразование и окисление при высоких температурах, способствуют устойчивости чугуна против роста. К ним относится легирование чугуна хромом и молибденом, уменьшение содержания кремния.
Особенно важное значение для повышения прочности и пластичности чугуна и снижения склонности к росту имеет модификация чугуна. Модификация («видоизменение») — специальная обработка чугуна в процессе выплавки. Процесс модификации заключается в введении в жидкий малоуглеродистый и низкокремнистый чугун необходимого количества модификаторов — измельченных графитизирующих присадок: силикокальция, 75%-ного ферросилиция, графитового порошка.
Эти присадки образуют в чугуне дополнительные центры кристаллизации и способствуют измельчению графитных выделений. Модификация чугуна улучшает его свойства и способствует получению однородных перлитовых или перлито-сорбитовых структур во всех сечениях отливки.
Серые чугуны высокой прочности марок СЧ28-48 (табл. 10, гл. III), СЧ32-52, СЧ 35-56, СЧ 38-60 по ГОСТ 1412-54 относятся к группе модифицированных чугунов, полученных указанным методом. У модифицированных чугунов склонность к росту в 1,5 раза меньше по сравнению с немодифицированными чугунами.
Для серого чугуна применяемых в турбостроении марок СЧ 18-36 и СЧ 21-40 допускаемое напряжение определяется по пределу прочности разрыву а8о„ = Д|-, где Кв > 4,5 — для ответственных деталей статора турбины, работающих при температуре <260° С.
ГЛАВА III
КОРПУС СТАТОРА ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
НАЗНАЧЕНИЕ, УСЛОВИЯ РАБОТЫ И КОНСТРУКЦИЯ КОРПУСА ТУРБИНЫ
Одной из основных деталей статора турбины является ее корпус, или цилиндр. В корпусе размещены пароподводящие и пароотводящие каналы, закреплены сопловые аппараты, диафрагмы, устанавливаемые непосредственно в цилиндр или в обоймы; имеются также патрубки для отборов пара. Выпускной патрубок в мощных конденсационных турбинах представляет собой сложную конструкцию.
Таким образом, корпус имеет сложную форму с меняющимися по длине сечениями и фланцы с горизонтальными или вертикальными разъемами. По ходу пара на корпус действует разность температур и давлений пара, которые при изменении режимов работы турбины также резко изменяются.
Основными действующими силами на корпус являются избыточное давление пара, представляющее разность давления пара внутри него и снаружи (атмосферы) или разность между наружным давлением атмосферы и давлением пара ниже атмосферного— вакуума в выходных частях конденсационных турбин.
Разность температур стенок и фланцев турбинных корпусов, создаваемая в различных сечениях и на разных расстояниях от поверхностей, омываемых паром, так же, как и резкие колебания температур при пусках, остановках или изменениях режимов, в корпусах турбин вызывают действия температурных напряжений. Кроме того, действующими силами корпуса являются его масса вместе с массой изоляции, клапанов труб и прочих деталей, размещенных внутри него.
Таким образом, конструкция корпуса определяется многими факторами, главными из которых являются назначение и тип турбины, режимные условия работы, начальные и конечные параметры пара, промежуточные перегревы пара, размеры проточной части, возможности технологии его изготовления и т. д. В зависимости от параметров пара существует условное деление на корпусы сверхвысокого, высокого, среднего и низкого давления.
Преобладающее большинство корпусов аксиальных турбин имеют горизонтальный разъем фланцев, что обеспечивает удобство сборки и разборки турбины, а также замер осевых и радиальных зазоров между деталями ротора и статора. Фланцы горизонтального разъема соединяются болтами или шпильками.
Во многих корпусах турбин для упрощения отливки цилиндра и экономии металла применяются фланцы с вертикальным разъемом. ■ Соединение по вертикальным разъемам может быть болтовое или сварное. Наличие вертикальных разъемов позволяет унифицировать отдельные части цилиндра для турбин различных мощностей и типов (конденсационных, с противодавлением, с регулируемыми отборами пара на теплофикацию и промышленные нужды) в основном для серии с одинаковыми начальными параметрами пара.
Конструкция корпуса делается максимально симметричной, простой, жесткой и герметически плотной.
При высоких температурах пара цилиндры изготовляются из легированных сталей, а при пониженных — из слаболегированных, углеродистых или чугуна.
При изготовлении корпуса турбины материал распределяется по возможности равномерно для того, чтобы избежать внутренних напряжений, пористости и раковин при отливке цилиндра, а также концентрации термодинамических напряжений вследствие изменения параметров пара при пуске и различных режимах работы турбины.
Для обеспечения надлежащей прочности, жесткости, сохранения формы и плотности соединений в корпусах турбин во время работы и транспортировки при конструировании стремятся пло- 1 ские стенки заменить цилиндрическими или сферическими, а фланцевые соединения — сварными или резьбовыми.
Наибольшую трудность представляет обеспечение герметичности горизонтального разъема. В цилиндрах высокого давления она достигается горячей затяжкой болтов и шпилек, при которой в этих деталях создаются упругие напряжения, обеспечивающие надлежащую плотность соединения. В цилиндрах низкого давления производится холодная затяжка болтов.
Конструкция соединения цилиндров турбины с фундаментными рамами и с корпусами подшипников должна обеспечивать сохранение центровки турбины во всех направлениях от тепловых расширений имеющих место при изменении режимов работы, при пуске и останове.
Пароподводящие и пароотводящие трубы не должны передавать на корпус свои температурные деформации.
На фиг. 26 представлена современная турбина Калужского турбинного завода (КТЗ) типа Р-6-35/5 с начальными параметрами пара Рйа6с = 34,3 бар (ри = 35 ата\ t0 = 435° С с противодавлением Ркабс= 4,9 бар (рк = 5 ата) и ND = 6000 кет.
Фиг. 27. Сопловые и паровые коробки турбин КТЗ и НЗЛ:Фиг. 27. Сопловые и паровые коробки турбин КТЗ и НЗЛ:
Фиг. 27. Сопловые и паровые коробки турбин КТЗ и НЗЛ:
Фиг. 27. Сопловые и паровые коробки турбин КТЗ и НЗЛ:
Пар уплотнения штоковПар уплотнения штоковВ аксиальных турбинах на данные параметры пара цилиндры отливаются одностенными ц. в. д. из слаболегированной стали, а ц. н. д. из чугуна. Для упрощения отливки сопловая и паровая коробки отливаются отдельно от цилиндра, а затем прибалчи- ваются или привариваются к нему.
Пар уплотнения штоков
Пар уплотнения штоков
Различные варианты сопловых и паровых коробок турбин КТЗ и НЗЛ показаны на фиг. 27. Разница их конструкции заключается в методе соединения сопловой и паровой коробкой и в соединении их с цилиндром.
а, б, в — продольные разрезы различ- j них вариантов; г — поперечный разрез.
Более сложной в отливке является вариант а — паровая и сопловая коробки отливаются как одна деталь. Из вариантов б и в надо считать наиболее надежным сварное соединение деталей паро- впуска между собой и с корпусом турбины (вариант в).
Для турбин малых мощностей особенно важна дешевизна изготовления, которая достигается на НЗЛ и КТЗ изготовлением общей паровой коробки, в которой на стальной поперечной балке свободно подвешены регулирующие клапаны (фиг. 27, г). Здесь поперечная балка подвешена на двух штоках, наружные концы которых соединены через систему рычагов со штоком сервомотора. Регулирующие клапаны в турбинах КТЗ и НЗЛ унифицированы, и поэтому при различных расходах пара, т. е. мощности, и типах турбин изменяется лишь их количество.
Для улучшения условий прогрева цилиндра в турбинах КТЗ на фланцах горизонтального разъема в районе регулирующей и первых ступенях давления изготовляются компенсационные пазы (фиг. 28).
Цилиндры низкого давления (выхлопные патрубки) этих типов конденсационных турбин отечественными заводами изготовляются чугунными литыми, так как чугун обладает высокой жидкотекучестью, определяющей хорошее заполнение сложных форм при достаточной толщине стенок и сравнительно небольших габаритах выхлопных патрубков.
Плотность горизонтального разъема цилиндров турбин с начальными параметрами пара до P0q6c = 34,3 бар (р0 = 35 ата), ^о = 435° С обеспечивается холодной затяжкой болтов и шпилек ключами или специальными гайковертами вручную, с приложением момента 490 980 н/м (50—100 кГм) в зависимости от усилия затяжки.
Очень важным вопросом при конструировании цилиндров турбин различных начальных и конечных параметров пара является обеспечение его жесткости. Рассмотрим этот вопрос более подробно.
Вследствие наравномерного охлаждения верхней и нижней частей после останова турбины происходит «выгибание» (прогиб вверх) цилиндра, так как нижняя часть корпуса охлаждается быстрее верхней. Появление разности температур верхней и нижней частей корпуса объясняется конвективными паровоздушными течениями внутри турбины, худшей теплоизоляцией снизу, чем сверху, и отводом тепла по присоединенным снизу паропроводам отборов.
Обычно максимальная разность температур в турбинах в зависимости от конструкции и параметров пара наступает примерно через 4—12 ч после останова.
Выгиб цилиндра приводит к изменению радиальных зазоров и может привести к задеваниям в уплотнениях при пуске турбины. Если разность температур верха и низа корпуса достаточно велика, то пуск турбины не разрешается.
Для различных турбин величина допустимой разности температур верха и низа турбины различна и колеблется в пределах 25— 50 С. В целях ее уменьшения в некоторых отечественных турбинах 58
применяется электрический обогрев нижней части корпуса или в двухстенной конструкции корпуса [371 паровой обогрев нижней половины наружного цилиндра.
При исследовании ВТИ пусков турбины типа К-100—90 (ВК-ЮО-2) ЛМЗ было установлено, что в зоне регулирующей ступени каждые 10' С разности температур приводят к изменению радиального зазора в уплотнении (выгибу цилиндра) на 0,1 мм. Следует ожидать, что в зоне средних ступеней, равноудаленных от опорных подшипников, выгиб цилиндра больше, чем в зоне регулирующей ступени. После пуска турбины разность температур верха и низа цилиндра по мере прогрева постепенно исчезает, соответственно пропадает выгиб корпуса, вызванный этой разностью температур.
Точного аналитического расчета допустимой разности температур верха и низа цилиндра для принятых радиальных зазоров между неподвижными и вращающимися деталями до настоящего времени не существует.
Это объясняется сложной конфигурацией цилиндра, изменением температур по длине и. различными тепловыми режимами остывания корпуса.
Упрощенное аналитическое решение допустимой разности температур верха и низа цилиндра дано в работе [14]. В этом случае цилиндр схематизируется как балка, выгибаемая по дуге окружности в вертикальной плоскости под влиянием различного сверху и снизу нагрева. Горизонтальная ось балки принимается как ось в плоскости разъема фланцев цилиндра.
(1)(1)В конечном итоге приближенное выражение температурного перепада верха и низа цилиндра будет
(1)
(1)
f а£2 ’
гдегдеL — длина балки (цилиндра);
где
где
d — средний диаметр цилиндра;
а — коэффициент линейного расширения металла;
Д / = te— ta— перепад температур верха и низа цилиндра; А— выгиб цилиндра на середине его длины.
Например, для ц. в. д. турбины К-150-170 (СВК-150) ЛМЗ имеем d = 1840 мм, L = 4110 мм, а = 13,6-10“6 мм!мм-° С.
1 Величина допустимого выгиба цилиндра равна минимальному радиальному зазору в диафрагменных уплотнениях Н = 0,5 мм.
Допустимая разность температур верха и низа корпуса этой турбины, подсчитанная по уравнению (1), определится так:
-8-0,5*1840QO° С
- 13,6* 10-0*41102 “ °
После первого периода пробной эксплуатации своей турбины ЛМЗ принял предельный допустимый температурный перепад верха и низа цилиндра 25° С.
Сопоставляя эту величину с расчетной, можно заключить, что она является обоснованной.
Из приближенного уравнения (1) следует, что Д/ при Н = = const может быть принят тем большим, чем больше отношение d п
■р. Другими словами, с увеличением диаметра и уменьшением длины цилиндра увеличивается его жесткость. Активная длина цилиндра зависит от количества ступеней их осевых размеров и от размеров концевых уплотнений.m
Количество ступеней уменьшить
произвольно нельзя, так как их числом
Фиг. 29. Проточная часть статора паровой турбины К-50-90 (ВК-50-1) ЛМЗ:
/ — сопловая коробка: 2 — цилиндр высокого давления; 3 — промежуточные обоймы: 4 — диафрагмы; 5 — цилиндр низкого давления.
определяется получение высокого к. п. д. турбины, а осевые размеры их деталей — условиями прочности.
Длина концевых уплотнений зависит от их конструкции и давления пара перед ними, так как степень дросселирования находится в основном в прямой зависимости от числа уплотнительных гребней.
Для получения приемлемого отношения -^ увеличивают средний диаметр цилиндра путем установки диафрагм в обоймах, (фиг. 29). Такое конструктивное решение, кроме увеличения жесткости корпуса, создает возможность упрощения конфигурации корпуса, приближения его формы к симметричной цилиндрической, чем достигается выравнивание масс металла цилиндра.
В одну обойму устанавливаются диафрагмы нескольких ступеней, в которых общий тепловой перепад небольшой, а значит, и происходящие изменения температур и давлений небольшие. Обоймы диафрагм омываются со всех сторон паром и не имеют массивных фланцев горизонтального разъема, вследствие чего они 60
прогреваются быстрее цилиндра. Обычно обоймы выполняются литыми.
Способ установки обойм в корпусе подобен способу установки диафрагм в обоймах или в цилиндре (см. § 15).
Установка обойм в корпусе обеспечивает свободу их теплового расширения в осевом и в радиальном направлениях.
Таким образом, с применением обойм повышается способность турбины к быстрому выравниванию температур с малым изменением осевых зазоров между ротором и диафрагмами турбины.
Применение промежуточных обойм создает возможность унифицировать корпусы или их части, а также и диафрагмы паровых турбин различных мощностей и типов (конденсационных, с противодавлением и с регулируемыми отборами пара) с одинаковыми начальными параметрами пара. Иногда унификация этих деталей может быть распространена и на турбины с различными начальными параметрами пара.
Применение промежуточных обойм в части низкого давления создало возможность изготовить корпус ц. н. д. сварной конструкции.
На начальные параметры пара роебс = 88,3 бар (р0 = 90 ата) t0 = 500° С и даже несколько выше (фиг. 29).
ЛМЗ, УТМЗ и зарубежные фирмы изготовляют турбины с одностенным корпусом. Цилиндры высокого давления этих турбин имеют довольно толстые стенки, сравнительно небольшие габаритные размеры, массивные фланцы горизонтального разъема с кре- 'пежом больших диаметров. При прогреве таких турбин в стенках корпуса могут возникнуть высокие температурные напряжения, значения которых увеличиваются в местах концентрации напряжений, обусловленных сложностью формы корпуса.
1 Величина термических напряжений в стенке корпуса зависит от разности температур и от закона распределения температуры по поверхности и толщине ее (фиг. 30).
Между внутренней поверхностью стенки, омываемой острым паром, и нейтральной осью возникают сжимающие напряжения, а между нейтральной осью и холодной наружной поверхностью — растягивающие.
Для данного материала тепловые напряжения зависят от разности температур, которая, в свою очередь, зависит от толщины стенок, так как большая толщина стенок приводит к большей разности температур.
Характер изменения температур в значительной мере также обусловливает (величины напряжений. Он находится в прямой зависимости от скорости прогрева, т. е. чем больше скорость прогрева, тем резче будут изменения температур и тем ближе нейтральная ось располагается к внутренней поверхности стенки, что в ко-
нечном итоге приводит к высоким значениям опасных сжимающих напряжений (фиг. 30). Величины максимальных сжимающих напряжений на поверхностях стенок можно подсчитать с достаточной точностью по уравнению
(2)
где а — коэффициент линейного расширения стали;
Е— модуль упругости;
р — коэффициент Пуассона;
ti и /2 — температуры внутренней и наружной поверхностей;
А — коэффициент распределения температур; по законам линейного А = V2, параболического А = 2/3, гиперболического А = 1.
а) .»)*6)
Фиг. 30. Распределение температур по толщине пластины: а — линейное; 6 — параболическое; в — гиперболическое; / — ней. тральная ось.
Параболический закон распределения температур показай на фиг. 30, б, характерен для многих частей корпуса турбины во время пуска. Гиперболический закон изменения температур (фиг. 30, в), вероятно, характерен для наиболее горячих частей турбины в зонах паровпуска и первой ступени.
Рекомендуется вести пуск так, чтобы скорость повышения температуры металла деталей турбины из перлитных сталей не превышала 240—278 град!ч, т. е. около 4—4,6 град!мин, и была равномерной.
Наиболее опасными зонами в отношении температурных напряжений являются несимметричные части турбины, подверженные воздействию высоких и наиболее резко меняющихся температур. К ним в первую очередь относятся сопловые камеры.
Изменение температур металла сопловых камер происходит в результате изменения температуры свежего пара или в резуль-, тате того, что при открытии клапана в сопловую камеру внезапно поступает свежий пар, имеющий температуру, отличную от темпе-
ратуры этой камеры. Кроме того, скорости пара здесь довольно велики и коэффициент теплоотдачи от пара к внутренней поверхности сопловой камеры высок. К тому же относительно сложная форма сопловой камеры неизбежно вызывает концентрацию напряжений. " *
На фиг. 31 показан поперечный разрез по паровпуску, типичной конструкции турбины ЛМЗ с начальными параметрами пара Рвабс = 88,3 бар (Ро = 90 атар t0 = 500е С.
°° Паровые, сопловые коробки и корпус отлиты отдельными деталями, а затем сварены между собой. Под действием пара
метров свежего пара находится паровая коробка, а сопловые коробки — под действием разности температур и давлений пара, за регулирующими клапанами и пара в корпусе турбины после расширения его в соплах дву.хвенечной регулирующей ступени. При расчетном режиме в камере регулирующей ступени будет давление примерно ра6с = 49 бар (50 ата) и температура 410 С.
Если сопловые камеры выполнены в виде отдельных сопловых коробок с относи-
А-ДА-ДФиг. 31. Поперечный разрез турбины К-50-90 (В К-50) ЛМЗ по сопловым сегментам.Фиг. 31. Поперечный разрез турбины К-50-90 (В К-50) ЛМЗ по сопловым сегментам.тельно тонкими, легко про
А-Д
А-Д
Фиг. 31. Поперечный разрез турбины К-50-90 (В К-50) ЛМЗ по сопловым сегментам.
Фиг. 31. Поперечный разрез турбины К-50-90 (В К-50) ЛМЗ по сопловым сегментам.
греваемыми стенками, то они исключают появление больших температурных градиентов. Тонкие стенки, не имеющие непосредственной связи друг с другом и с массивным корпусом, в случае неравномерного прогрева допускают небольшие деформации коробок, при этом каждая из них может расширяться самостоятельно. Относительно цилиндра турбины сопловые коробки в осевом направлении фиксируются шпонками, которые являются направляющими при их расширении по окружности и в радиальном направлении (см. сеч. АА на фиг. 31).
Пуск турбины до синхронизации, осуществляемый пусковым вентилем на обводе главной задвижки при полностью открытых
регулирующих клапанах и распсложении сопел равномерно по окружности (фиг. 31), обеспечивает белее равномерный прогрев верхней и нижней половин корпуса.
Одной из основных задач изготовления корпусов ц. в. д. мощных турбин с повышенными начальными параметрами пара является проблема фланцевого соединения горизонтального разъема. Объясняется это тем, что с ростом параметров пара на фланцевое соединение действуют значительные нагрузки от давления пара,
63
а с ростом температур понижаются допускаемые напряжения в болтовом соединении.
Для уменьшения шага шпилек и приближения шпильки к стенке цилиндра обычно делаются колпачковые гайки с уменьшенным шестигранником под торцовый ключ, или с внутренним шестигранником. Для удобства затяжки применяются сквозные шпильки, снабженные гайками с обеих сторон.
В тех местах, где это осуществить конструктивно невозможно, например, из-за близко расположенных трубопроводов и т. п. шпильки вворачивают в нижний фланец. Иногда под гайки шпилек (см. фиг. 35, а) устанавливают высокие втулки, которые предназначены для увеличения длины шпильки. Благодаря этому уменьшаются тепловые напряжения в шпильках, возникающие за счет разности температур между фланцем и шпилькой в период прогрева при нагрузке турбины; при этом относительное удлинение шпильки удерживается в пределах упругости материала.
Плотность горизонтального разъема цилиндров высокого давления достигается горячей затяжкой шпилек (болтов) большого диаметра (примерно с М52), когда холодная затяжка весьма затруднительна. В шпильках при затяжке должно быть создано начальное напряжение, достигающее 294—392 Мн!м2 (3000— 4000 кГкм2'), так как весь крепеж для сборки турбин изготовляется из легированных сталей.
Для нагрева шпилек в них и колпачковых гайках в зависимости от диаметра, длины и материала рассверливают центральные отверстия диаметром 18—30 мм. Нагрев шпилек осуществляется при помощи различных приборов. В нагревательном приборе ХТГЗ (фиг. 32, а) промежуточным теплоносителем является воздух с давлением раб, = 2,9-т-3,9 бар (3—4 ата), нагретый до 250—300° С.
В змеевике 2 (фиг. 32, а) воздух нагревается пламенем автогенной горелки 1 и поступает в дырчатую трубку 3, вставленную в отверстие шпильки. Горячий воздух, выходящий из равномерно распределенных по длине и окружности отверстий трубки 3, прогревает шпильки 4, благодаря чему предотвращается местный перегрев металла.
В электропневматическом болтонагревателе конструкции ЛМЗ промежуточным теплоносителем служит также сжатый воздух, который нагревается двумя электрическими элементами, расположенными в корпусе болтонагревателя. Недостатком рассмотренных приборов для нагрева болтов и шпилек является недостаточно высокая температура подогрева воздуха 250—300° С.
При такой температуре воздуха для шпилек больших диаметров (64—140 мм?) время прогрева длится 15—40 мин, вследствие чего эффект прогрева шпилек снижается, так как при такой длительности прогрева успевает прогреваться и фланец.
Значительно лучше эта задача решается при применении газового нагревателя эжекторного типа, разработанного Свердловским 64
Турбомоторным заводом в ВйДё ПоВерхноСТНо-СМёШивающёго теплообменника (фиг. 33).
По данным завода ориентировочное время прогрева шпилек под затяжку этим нагревателем составляет:
диаметр шпилек в мм140120100907664
время нагрева в мин.8—116—85—74,5—6.3,5—4,53—4
Иногда для нагрева шпилек и болтов применяют водороднокислородные горелки с открытым пламенем, направляемым в от-
ПоОбойПоОбойФиг. 32. Прибор для нагрева болтов и шпилек в турбинах ХТГЗ: а — схема болтоиагревателя; б и в — замер шпилек.Фиг. 32. Прибор для нагрева болтов и шпилек в турбинах ХТГЗ: а — схема болтоиагревателя; б и в — замер шпилек.
ПоОбой
ПоОбой
Фиг. 32. Прибор для нагрева болтов и шпилек в турбинах ХТГЗ: а — схема болтоиагревателя; б и в — замер шпилек.
Фиг. 32. Прибор для нагрева болтов и шпилек в турбинах ХТГЗ: а — схема болтоиагревателя; б и в — замер шпилек.
верстие шпильки. В этом случае для выхода газов в шпильках, вворачиваемых в нижний фланец, необходимо предусмотреть сквозное отверстие во фланце. Замена водорода ацетиленом для этой цели недопустима вследствие высокой температуры (3200° С) ацетилено-кислородного пламени.
6565В последнее время на ЛМЗ разработаны новые прогрессивные типы нагревателей для затяга крупного крепежа: карборундовый нагреватель и трубчатый радиационный нагреватель.
65
65
Вначале производится холодная затяжка шпильки для. обжатия фланцев, т. е. до доведения поверхностей фланцев до контакта, при этом излишняя мастика выжимается. Затем производится нагрев шпилек и болтов до тех пор, когда можно будет легко повернуть гайку на определенный угол или дугу затяжки. Тепловая затяжка шпилек способствует сборке и разборке соединения без заедания в резьбе, и при ней отсутствуют в шпильке напряжения . кручения.
Поворотом гайки при тепловой затяжке на определенный угол после охлаждения достигают упругого удлинения шпильки А/, зависящего от длины шпильки и напряжения начального затяга.
Величина М определяется из фиг. 32, б по формуле
а угол поворота гайки (фиг. 32, б)
ф' hp \м + а» E*t;.f*)-
В этих формулах:
<т0 — начальное напряжение в шпильке при рабочей температуре (см. § 11);
Ёш1, Ёф1 — модули упругости материала шпильки и фланца йри ' рабочей температуре;
U к- U'— Длины соответствующих частей шпильки, Площади сечений которых f, fn fi",
213 = (4 4") ^ + ^2) — расчетная длина шпильки на участке свинчивания;
йг, й2 — длины свинчивания в гайках;
hp — шаг резьбы;
Н — высота фланца.
Последний член в формуле для определения удлинения шпильки учитывает деформацию шпильки в пределах длины свинчивания в гайках.
В формуле для определения угла поворота гайки не учитывается деформация в резьбе пары гайки-шпильки, а также деформация поверхностей торца гайки и плоскости подрезки фланца. Это обстоятельство приводит к тому, что расчетный угол поворота гайки отличается от требуемого. Как показали исследования ХТГЗ, по установлению режима прогрева и затяжки шпилек горизонтального разъема наружного корпуса ц. в. д. турбины К-300-240, действительный угол, обеспечивающий расчетное удлинение и напряжение в шпильках, должен быть в 1,2—1,5 раза больше расчетного.
Кроме того, трудность точного определения податливости фланца (см. второй член в формуле для расчета угла ср) из-за сложной его конфигурации также вносит ошибку в определение расчетного угла поворота гайки.
Например, для турбин ЛМЗ с начальными параметрами пара Ро = 88,3 ^Р (90 ата), /0—500! С удлинение болта или шпильки, на которое они должны быть растянуты при затяжке, принимается равным (0,0015—0,0018)
Длина шпильки Г, вворачиваемой в нижний фланец, принимается равной толщине верхнего фланца, а длина сквозной шпильки или болта /' — толщине обоих фланцев, причем значение удлинения 0,0018/' относится к шпилькам диаметром 120 мм, а меньшее до 0,0015/' — к меньшим диаметрам шпилек.
В паровых турбинах, кроме замера угла поворота гайки (наи- более распространенного метода контроля затяжки шпилек), за- - меряют также удлинение шпильки. Последний метод особенно важен для фланцевых соединений ц. в. д. турбин с высокими начальными параметрами пара. Простейшее приспособление для замера удлинения шпильки, представленное на фиг. 32, состоит из штих- маса, пробки и индикатора для замера размера а между торцами . шпильки и штихмаса до и после затяжки.
Вначале в холодном состоянии шпилька затягивается приложением момента 490—980 н-м (50—100 кГм^, которым поверхности
5*5*67
5*
5*
фланцев доводятся до контакта с выжимом излишней мастики. Ари этом по разъему щуп 0,05 мм не должен проходить.
При затяжке фланцевого соединения наносятся риски на гайке и фланце и отмеряется угол в направлении, противоположном заворачиванию, на который следует довернуть гайку при горячей затяжке шпильки. При этом на гайке наносится вторая риска. Прогрев шпильки производится до тех пор, пока зазор между торцом гайки и плоскостью подрезки достигнет требуемого значения, как, например, для турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ, указанного в табл. 5. Затем гайка легко поворачивается на заданный угол до совмещения рисок на гайке и фланце.
Таблица 5
Данные по затяжке шпилек фланцев горизонтального разъема ц. в. д. турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ
Корпус ц. в. д.
Шпилька
Длина шпильки
Угол поворота гайки после нагрева шпильки
(град)
Зазор между торцом гайки и плоскости фланца после нагрева шпильки
(мм)
Удлинение шпильки (мм)
Схема замера на фнг. 32
Внутренний
1М115
710
70
0,9
1М85
1М85
645
440
70
25
0,9 0,3
Не замеряется
1М140
1265; 1280
210
2,5
1,3—1,4
б
Наружный
1М140
1025; 985
90
1,1
0,7—0,75
в
1М85
970; 982
150
1,8
1,0—1,1
б
1М64
550
60
0,8
Не замеряется
На остывших шпильках замеряется величина а (см. фиг. 32) и подсчитывается деформация шпильки. При недостаточном или чрезмерном удлинении шпилька заново прогревается и в той же последовательности производится повторная затяжка.
Следует заметить, что простейшее приспособление для замера удлинения шпилек, приведенное нафиг. 32, не дает точных результатов, особенно для шпилек с глухими центральными отверстиями, так как при монтаже в них попадает грязь.
В настоящее время на ХТГЗ разработано более совершенное приспособление типа штангеля с короткими губками и микрометрической головкой.
Перед отворачиванием гаек шпильки нагреваются до образования зазора между торцом гайки и плоскостью подрезки не менее 0,05 мм, и только после этого отворачивается гайка.
Для устранения заеданий в резьбовом соединении при затяжке и разборке применяются материалы различной твердости для шпи- 68
ООФиг. 34. Деформация цилиндра высокого давления турбины прн пуске: а — в случае превышения температур внутри корпуса: б — в случае превышения температур снаружи фланцев.Фиг. 34. Деформация цилиндра высокого давления турбины прн пуске: а — в случае превышения температур внутри корпуса: б — в случае превышения температур снаружи фланцев.вызывают появление большихвызывают появление больших
О
О
Фиг. 34. Деформация цилиндра высокого давления турбины прн пуске: а — в случае превышения температур внутри корпуса: б — в случае превышения температур снаружи фланцев.
Фиг. 34. Деформация цилиндра высокого давления турбины прн пуске: а — в случае превышения температур внутри корпуса: б — в случае превышения температур снаружи фланцев.
вызывают появление больших
вызывают появление больших
лек и гаек; крупные резьбы и гарантированный зазор, в котором имеется слой смазки. Для устранения заеданий за счет сращивания окисных пленок в зазорах между шпилькой и гайкой, работающих при высоких температурах, в целях уменьшения коэффициентатре- ния резьба шпилек перед наворачиванием гаек смазывается дисульфидмолибденовой смазкой (46% глицерина и 54% дисульфидмо- либдена — в весовом соотношении) или графитомедистой смазкой
(60—70% глицерина, 10—25% порошковой меди, 15—20% чешуйчатого графита — в весовом соотношении).
Горизонтальный разъем турбины смазывается мастикой толщиной слоя 0,2—0,5 мм, состоящей из мелкого порошка чешуйчатого графита на вареном масле, по консистенции соответствующей густым сливкам.
Фланцы горизонтального разъема цилиндров высокого давления являются также опасной зоной в отношении тепловых напряжений при прогреве турбины. При этом большие разности температур могут возникнуть по ширине фланцев из-за значительной разности их ширины и толщины стенок цилиндра. Распределение температур по ширине фланцев имеет параболическую форму, показанную на фиг. 30, б.
Следует иметь ввиду, что фланцы нельзя рассматривать как плоскую пластину, защемленную по
краям. Эти разности температур тепловых напряжений, которые могут привести к короблениям
горизонтального разъема, к нарушению его плотности, т. е. могут вызвать пропаривание горизонтального разъема, и привести к недо-’ пустимым изменениям радиальных зазоров между деталями ротора и статора турбины..
Форма фланцев проста, поэтому местная концентрация тепловых напряжений исключается. О величине этих напряжений судят косвенно по разности температур внутренней и наружной поверхностей фланцев в точках 1 и 2 (фиг. 34).
При прогреве турбины фланцы горизонтального разъема остаются более холодными, нежели стенки цилиндра; при этом внутренние слои фланцев прогреваются быстрее, чем наружные.
Внутренние слои фланцев, расширяясь, в наружных вызывают сжатие, в результате чего в цилиндре происходит деформация, показанная на фиг. 34, а. В этом случае радиальные зазоры в турбине сверху и снизу уменьшаются, а слева и справа увеличиваются.
Допустимой считается разность температур по ширине фланцев до 140° С в точках 1 и 2.
■Горизонтальные фланцы корпусов турбин имеют большие массы металла, а шпильки и болты в известной степени термически изолированы воздушными прослойками по длине зазора между фланцем и шпильками или болтами. Тепло к сквозным шпилькам передается от фланцев через гайку и затем вдоль резьбы. Частично тепло поступает и путем радиации в зазор между фланцем и шпилькой.
Создаваемая разность температур зависит от скорости прогрева, определяемой в основном разностью температур пара и металла. Шпильки, ввернутые во фланец, прогреваются лучше болтов, входящих во фланец с зазором. Ввернутая часть шпильки при более плотном соприкосновении с фланцем вдоль резьбового соединения на изменение температуры фланцев будет лучше реагировать.
С прогревом фланцев растет разность температур от фланцев к шпилькам и болтам. При этом растягивающие напряжения в шпильках и болтах и напряжения сжатия на внутренней поверхности разъема увеличиваются настолько, что могут вырасти до недопустимой величины, вплоть до нарушения плотности горизонтального разъема, или приводят к обрыву шпилек или болтов. Следует отметить, что болты и шпильки имеют то преимущество, что их расчетные напряжения должны учитывать температуры полностью прогретой турбины, когда температура их возрастает и механические свойства материала, болтов и шпилек по этой причине падают.
Допустимая разность температур А/фланцев и шпилек (болтов) достигает 50 С, но для разных турбин она различна. Например, для турбин ЛМЗ с начальными параметрами пара ройбс = 88,3 бар (р0 = 90 ата), /0 = 5003 С А/ достигает 40° С, для турбин (СВК-150) К-150-170 А/ достигает 25е С.
, Для снижения разностей температур до минимума по ширине фланцев горизонтального разъема между фланцами и шпильками в турбинах с повышенными параметрами пара применяется паровой обогрев фланцев и шпилек (или болтов). Кроме того, обогрев фланцев при пуске уменьшает относительное расширение ротора и статора, т. е. уменьшает изменение осевых зазоров в проточной части, что также благоприятствует ускорению пуска турбин.
Пар для обогрева фланцев и шпилек (или болтов) может отбираться из камеры регулирующей ступени, из передних концевых уплотнений или подаваться из паропровода свежего пара. В первых двух случаях температура греющего пара меняется с измене- 70
нием нагрузки турбины в той же закономерности, что и температура пара внутри турбины. Поэтому точного регулирования расхода греющего пара не требуется, и при быстром изменении нагрузки температура фланцев и шпилек или болтов приближается к температуре корпуса турбины. При подаче греющего пара из ма- - гистрали свежего пара необходимо постоянно контролировать обогрев и регулировать расход греющего пара.
Если за счет обогрева фланцы имеют более высокую темпера- 'туру, чем стенки цилиндра, то он будет деформироваться так, как показано на фиг. 34, б, с увеличением верхнего и нижнего происходит уменьшение боковых радиальных зазоров.
Кроме того, за счет обогрева фланцев могут возникнуть разности температур верхних и нижних, правых и левых фланцев, чем будет вызван выгиб цилиндра в горизонтальной плоскости.
Для увеличения теплопередачи от фланцев к шпилькам и болтам рекомендовалось заполнять кольцевые зазоры между шпильками (или болтами) и фланцами металлическими опилками (например, алюминиевыми) или теплопроводящей мастикой. Однако подобные рекомендации не нашли применения из-за технологических трудностей.
Обогрев фланцев может быть внутренний, наружный и смешанный. На фиг. 35, а показана схема внутреннего обогрева шпилек и фланцев с подводом греющего пара по продольному пазу, в горизонтальном разъеме корпуса. С пазом соединяются все отверстия под шпильки, благодаря чему греющим паром обогреваются как фланцы, так и шпильки.
На фиг. 35, б представлен смешанный обогрев фланцев и шпилек, где внутренний обогрев подобен описанному выше, а для наружного обогрева фланцев в них сделаны выемки, которые снаружи закрываются листом, образуя каналы для прохода греющего пара.
В отечественных современных турбинах с начальными параметрами пара выше Роабс — 88,3 бар (90 ата), t0 = 500 С применяется обогрев фланцев и шпилек горизонтального разъема цилиндров высокого и среднего давления. В последнем случае обогрев применяется в турбинах с повышенными начальными параметрами с промежуточными перегревами пара.
На фиг. 35, в представлена конструктивная схема обогрева фланцев и шпилек горизонтального разъема турбин ХТГЗ.
В систему обогрева поступает дросселированный острый пар, а из нее пар направляется в паропровод последнего отбора.' К фланцам и шпилькам осуществлена раздельная подача греющегб пара, что позволяет регулировать скорость их прогрева. Обогревающий пар проходит через центральное отверстие в шпильках. Для обогрева фланцев к их боковым поверхностям приварены коробки толщиной 4 мд.
При увеличении начальных параметров пара свыше роабс = = 88,3 бар (90 атау t0 = 500° С остро встает проблема толщины стенок цилиндров высокого давления и их фланцевого соединения с горизонтальным разъемом. Толщина стенок, размеры фланцев и шпилек выбираются в зависимости от напряжений, возникающих
6)
Фиг. 35. Обогрев фланцев и шпилек горизонтального разъема паровых турбин:
а — внутренний обогрев; б — смешанный обогрев; в — обогрев, применяемый в турбинах ХТГЗ. /—подвод греющего пара; 2 — дренажные трубки; 3 — отвод пара.
при эксплуатации, от действия давления пара, а также в зависимости от прочности материала, которая с повышением температуры уменьшается.
По указанным причинам толщина стенок, размеры фланцев и шпилек становятся неприемлемыми для того, чтобы создать плотность горизонтального разъема и теплоэластичную конструкцию цилиндра.
Под теплоэластичной конструкцией турбины понимается такая конструкция, при которой детали ротора и статора прогреваются или охлаждаются без заметного их относительного смещения, т. е. без заметного изменения аксиальных и радиальных зазоров между ними, определяющих безаварийность пуска и останова.
72
920
1169
Смоленский
тлел дспсюши даолсппл n ivmnvpui у pOI v<viv ичрч,
«тщ.ь«тщ.ь1Г1Г
«тщ.ь
«тщ.ь
1Г
1Г
$6. Продольный разрез турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ
5109,55109,5ФигФиг
5109,5
5109,5
Фиг
Фиг
Пр! = 88,2 стенок с гори, и шпил
при экспл мости от туры уме)
По ука шпилек ст ность гори, цилиндра.
Под теп конструкт или охлаж/ без заметно
ними, опре, 72
Основным условием, необходимым для пуска турбины, теплового равновесия между цилиндром и сочлененным с ним ротором, должна быть приближенная зависимость
% = -^aP'(3)
где ач — среднее значение коэффициента теплоотдачи от пара к внутренней поверхности цилиндра;
ар — среднее значение коэффициента, теплоотдачи от пара к ротору;
о^ =— эквивалентная толщина стенки цилиндра, полу
чаемая как частное от деления массы цилиндра на площадь, омываемую паром, и на удельную массу цилиндра;
я °р
ор =— эквивалентная толщина ротора, определяемая
аналогично.
Обычно бц > др в 2—3 раза, поэтому требуются дополнительные конструктивные мероприятия, кроме описанных выше (применение промежуточных обойм, обогрев фланцев, шпилек и др.), для получения необходимого теплового равновесия между ротором и статором турбины при конструировании цилиндров турбин на повышенные начальные параметры пара. Перечисленные проблемы в достаточной мере решаются применением двух стенного цилиндра высокого давления.
Впервые конструкция двухстенного цилиндра в Советском Союзе применена в турбине ВР-25 ХТГЗ и сейчас нашла широкое распространение в турбинах повышенных начальных параметров пара.
Внутренний цилиндр турбины, показанной на фиг. 36 и 37, подвержен действию разности давлений по обе стороны его, чем достигается уменьшение толщины стенок и упрощается обеспечение плотности фланцевого соединения горизонтального разъема при приемлемых размерах фланцев и шпилек.
Внутренний цилиндр, шпильки и гайки изготовляются из высоколегированных жаропрочных сталей, так как они находятся под действием высоких температур пара, протекающего внутри цилиндра. Внутренний цилиндр выполняется не обязательно по всей длине наружного, поскольку назначение его определяется высокой температурой и давлением пара, и поэтому после расширения пара в первых ступенях параметры его становятся приемлемыми для одностенной конструкции.
В зазоре между внутренним и наружным цилиндрами находится пар, расширившийся в первых ступенях, размещенных во внутреннем цилиндре. Таким образом, внешний цилиндр подвержен действию давления и температуры этого пара, что дает воз-
можность изготовлять наружный цилиндр из слаболегированной стали.
Для сокращения времени пуска турбины в ц. в. д. обычно в подобных конструкциях предусматривается впуск .горячего пара с торцовой стороны в межцилиндровое зарубашечное пространство по специальным трубам, например, в турбине К-300-240 ХТГЗ, показанной на фиг. 32.
Большой эффект быстрого прогрева цилиндра в. д. при пуске турбины и охлаждение (отработавшим в первых ступенях более холодным паром) паровпускных патрубков и внутреннего цилиндра пр и эксплуатации достигаются движением большого количества пара в зазоре (рубашке) между внутренним и наружным цилиндрами. Рассмотренная конструкция применена в турбине К-300-240 ЛМЗ. Пар к ц. в. д. подводится в средней части цилиндра. Далее пар расширяется в левой группе ступеней, состоящей из регулирующей одновенечной ступени и пяти ступеней давления, расположенных во внутреннем цилиндре. Затем поток пара делает поворот на 180°, проходит по зарубашечному пространству между внутренним и наружным цилиндрами, омывает паровпускные патрубки1, после чего расширяется в правой группе ступеней, состоящей из шести ступеней давления.
В турбинах с промежуточным перегревом пара иногда после промежуточного перегрева делают также двухстенный цилиндр, хотя при этом по давлению пара может быть применена конструкция одностенного цилиндра. В данном случае двухстенная конструкция объясняется стремлением удешевить изготовление корпуса за счет применения высоколегированной стали для внутрен-’ него цилиндра и слаболегированной — для наружного, создав более эластичную конструкцию цилиндра при прогреве турбины.
Таким образом, применением двухстенного цилиндра достигается уменьшение перепада давлений на каждую из стенок, тем самым легче достигается плотность горизонтальных разъемов внутреннего и наружного цилиндров; уменьшается перепад температур на каждую из стенок, чем улучшаются условия прогрева, так как стенки делаются относительно тонкими и поверхность нагрева увеличивается; упрощается конструкция внешнего цилиндра — металл распределяется более равномерно, и форма его приближается к симметричной цилиндрической или шаровой см. фш. 41; удешевляется стоимость конструкции за счет применения различных материалов в зависимости от температур пара, омывающего стенки с внутренних сторон.
Однако в конструкциях двухстенным цилиндром усложняется подвод пара к соплам регулирующей ступени, расположенным во внутреннем цилиндре.
На фиг. 38, 39 изображены поперечные разрезы по регулирующим клапанам турбин К-150-170 (СВК-150) ЛМЗ и К-150-130 74
Фиг. 37.
75
(ПВК-150) ХТГЗ. В этих конструкциях паровые коробки с клапанами крепятся к внешнему цилиндру жестко фланцевым соединением. Сопловые коробки выполнены тонкостенными, 'отдельными для каждого клапана, имеющими свободу теплового рас-
Фиг. 38. Поперечный разрез по регулирующим клапанам и сопловым ■ сегментам турбины К-150-170 (СВК-150) ЛМЗ.
ширения по отношению к внутреннему корпусу в радиальном направлении при помощи шпонок, фиксирующих их положение в осевом направлении.
Соединение сопловых коробок с внутренним цилиндром жесткое, может быть конструктивно выполнено фланцевым или с помощью сварки. Здесь сварку применяют лишь в том случае, когда 76
сопловые коробки й внутренний цилиндр йзготойлены’из перлитных или аустенитных • сталей, близких по химическому составу. ,
На жесткие соединения паровых коробок с внешним цилиндром и сопловых коробок с внутренним цилиндром действуют такие же перепады давления и температур пара, как и на фланцевые соединения горизонтальных разъемов этих цилиндров в данной зоне.
Фиг 39. Регулирующий клапан 0 120 турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ:
Г— корпус; 2 — клапан 0 .120; 3 — разгрузочный цилиндр: 4 — кольцо уплотнительное; 5 — гайка упорная; 6 — шток клапана; 7 — крышка клапана; 8 — втулка уплотнительная; 9 — патрубок; 10 — кольцо поршневое.
Подвод пара от клапанов к сопловым коробкам обеспечивается патрубками, приваренными с одной стороны к фланцам паровых коробок, а с другой — свободно входящими в расточки сопловых коробок. Уплотнение подводящего пара создается поршневыми кольцами, размещенными в пазах патрубков.
Таким образом, патрубки при тепловых расширениях имеют возможность перемещаться относительно сопловых коробок. Неподвижная точка связи внутреннего и наружного корпусов находится во всех двухстенных конструкциях в плоскости осей патрубков подвода пара к сопловым камерам первой ступени.
Приведенные конструкции паровпуска различаются способами обеспечения плотности паровых коробок, сложность которых возрастает с повышением начальных параметров свежего пара, находящегося внутри паровой коробки.
В конструкции ЛМЗ герметичность обеспечивается фланцевым соединением крышки с паровой коробкой.
Более надежной и прогрессивной конструкцией следует считать бесфланцевое соединение, примененное в турбинах ХТГЗ, более позднего выпуска, показанное на фиг. 39. Здесь прочность соединения крышки 7 с корпусом клапана 1 обеспечивается мощной трапецеидальной резьбой в гайке 5 и корпусе 1. Паровая плотность создается уплотнительным стальным кольцом 4, которое гайка 5 прижимает к крышке 7 и к корпусу 1. С ростом давления пара внутри паровой коробки увеличивается усилие, прижимающее крышку 7 к уплотнительному кольцу 4, тем самым улучшается плотность соединения.
В рассмотренных выше конструкциях и подобных им принято паровые коробки регулирующих клапанов располагать на корпусе. Таким образом, в коротких каналах между регулирующими клапанами и соплами регулирующей (первой) ступени создается компактная конструкция с небольшими объемами пара высоких параметров. Это способствует уменьшению динамического заброса числа оборотов ротора при внезапном сбросе нагрузки.
Стопорные клапаны располагаются симметрично вблизи турбины; если стопорный клапан один, то он располагается впереди по оси турбины. П ропроводы от стопорных клапанов к регулирующим делают максимально гибкими, для этого им придается U-об- разная форма, а симметричное расположение их создает противодействие термическим напряжениям. Таким образом, цилиндр турбины почти полностью разгружается от тепловых напряжений, возникающих в паропроводах.
В связи с ростом начальных параметров пара и мощности турбин паровые коробки стали располагать не на корпусе, а вблизи турбины на отдельных фундаментных опорах. Это позволило упростить отливку цилиндра, проще решить вопрос о металле для него и паровых коробок и упростить ликвидацию повреждений этих узлов.
Паропроводы от паровых коробок к турбине должны обладать компенсационной способностью для того, чтобы уменьшить усй- лия тепловых напряжений, передаваемых на турбину. Для этого они имеют симметричное расположение относительно оси турбины и U-образную форму.
В данной конструкции паропроводы от регулирующих клапанов к турбине являются дополнительным резервуаром — ресивером пара высоких параметров и вместе с паром, . имеющимся в цилиндре, аккумулируют достаточно большую тепловую энергию.
После закрытия регулирующих клапанов при полном сбросё нагрузки этот пар, расширяясь до давления в конденсаторе, может создать такой динамический заСрос числа оборотов ротора, при котором сработает автомат безопасности, установленный на 10—12% выше рабочего числа оборотов.
Для удержания турбины на холостом ходу при полном сбросе нагрузки актуальными вопросами являются повышение быстродействия системы регулирования, которое должно исчисляться десятыми долями секунды, и обеспечение полной плотности закры-
Фиг. 40. Общий вид сечений по паровпуску ц. в. д. турбины К-300-240 ХТГЗ.
тия регулирующих клапанов. Последнее объясняется тем, что, даже незначительные протечки пара повышенных параметров могут при полном сбросе нагрузки оказаться достаточными для создания динамического заброса числа оборотов, при котором срабатывает автомат безопасности.
В современных турбинах крупных мощностей с ростом начальных параметров пара, а следовательно, и его работоспособности размеры турбины и в частности ротора растут далеко не пропорционально увеличению мощности. В результате при сильно возросшем крутящем моменте моменты инерции роторов турбины и генератора растут весьма слабо.
На фиг. 40 приведен общий вид сечений по паровпуску ц. в. д. турбины К-300-240 ХТГЗ. Две группы клапанов, состоящие каждая из одного стопорного диаметром 250 мм, двух регулирующих клапанов диаметром 112 жж и одного регулирующего диаметром 75 мм, размещены в непосредственной близости от турбины симметрично по отношению к ее оси для того, чтобы усилия тепловых расширений паропроводов были противоположны. Объемы пара, содержащиеся в трубопроводах от клапанов к турбине, невелики
й поэтому не способны разогнать Турбину при закрытии клапанов после сброса нагрузки.
От регулирующих клапанов турбины пар по десяти трубам диаметром 125 мм поступает к четырем паровпускным патрубкам цилиндра высокого давления, который выполнен двухстенным.
Отличие конструкции от рассмотренных выше состоит в отсутствии вставных сопловых коробок. При пуске турбины и доведения нагрузки до 70% от полной мощности пар поступает одновременно к двум патрубкам в верхней и нижней половинах внутреннего цилиндра. Пароподводящие патрубки выполнены по одному чертежу и симметрично расположены относительно вертикальной и горизонтальной осей. Пар по выходе из каждого патрубка, расходясь по полуокружности, питает по два сегмента сопел, расположенных у разъема. Повышение нагрузки турбины до 85% осуществляется подачей пара через третий патрубок, к нижнему сегменту сопел, а затем (до 100%) — через четвертый патрубок к верхнему сегменту.
Данная конструкция паровпуска создала возможность довести степень парциальности регулирующей ступени до 90% вместо обычных 60—70%.
Такая система паровпуска существенно упрощает конструкцию, уменьшает поперечные размеры цилиндра высокого давления и толщину его стенок и обеспечивает равномерный прогрев паровпускного тракта и внутреннего цилиндра по всей его окружности при любом режиме работы турбины, что особенно важно для эксплуатации.
Применение стали марки П-1Л (15Х1М1ФК1Р), разработанной ЦНИИТМАШем совместно с ХТГЗ, дало возможность в турбине К-300-240 выполнять паровпуск без вставных сопловых сегментов.
При современном уровне развития металлургии в области жаропрочных сталей интервал применения перлитных сталей ограничивается температурой 580°С.
В паровых турбинах с начальными параметрами пара Роабс = = 294,2 бар (р0 = 300 ата) и % = 650° С, которые строятся, как экспериментальные типаСКР-ЮО ХТГЗ при конструировании деталей головной части турбин, работающих в области сверхвысоких температур, имеются два направления:
применение аустенитных сталей;
использование парового охлаждения с разделением функций деталей.
Детали, соприкасающиеся непосредственно с паром высоких температур, испытывающие малые напряжения, изготовляются тонкостенными из аустенитных сталей. К таким деталям в турбине Р-100-300/31 (СКР-ЮО) ХТГЗ относятся паровпускные трубы, сопловые коробки, лопатки рабочие и сопловые.
8181
81
81
Детали, работающие при умеренных температурах, несут большую на-' грузку и изготовляются из перлитных сталей.
Проведенные исследования турбин в условиях эксплуатации и распространения идеи охлаждения на все детали, работающие при высоких температурах свежего пара, в частности пароподводящие трубопроводы, раскрывают возможности значительного повышения начальных параметров пара в теплосиловых установках.
На фиг. 41 приведен продольный разрез охлаждаемого варианта турбины Р-100-300/31 (СКР-100) ХТГЗ, в которой корпус ц. с. в. д. выполнен двух- стенным с горизонтальным разъемом. Внутренний инаружный цилиндры корпуса отливаются из перлитной стали марки 15Х1М1ФЛ.
Ввиду того что в этой турбине тракт' охлаждающего пара проходит у корня сопловых лопаток, закрепленных в цилиндре, внутренний цилиндр ее удалось изготовить из перлитной стали.
Ц." с. в. д. выполнен с реактивной проточной частью.
Применение двухстенной конструкции ц. с. в.д. создало возможность выполнить наружный цилиндр сферическим. Такая максимально симметрич-
6 Смоленский
йая форма умёньшаеТтолщину стенок, повышает жесткость корпуса по сравнению с цилиндрической, обеспечивает равномерное распределение металла и развитую поверхность, омываемую паром, отработавшим в последней ступени ц. с. в. д. Кроме того, для увеличения прогрева как наружного, так и внутреннего корпусов в ц. с. в. д. применен частичный (около 20%) противоток отработанного пара. Этот пар покидает ц. с. в. д. через дополнительные выхлопные патрубки, рас- "бсиеыиещл-зомн!п‘ t,-uo'tположенные в районе паровпускных
.гтпатрубков, после чего за цилиндром I ! । । !_—< он соединяется с основным потоком гшара, направляемого в ц. б. д.
Фиг. 42. Схема регулирования и подвода охлаждающего пара ц. с. в. д. турбины Р-100-300/31 (СКР-100) ХТГЗ:
1 — стопорные клапаны: 2 — регулирующие клапаны: 3—стопорные и 4—регулирующие клапаны охлаждающей воды: 5 — охладитель пара; 6 — дроссельный клапан охлаждающего пара ротора; 7 — паровые сита; 8 — дроссельный клапан охлаждающего пара статора.
Для прогрева фланцев горизонтального разъема наружного корпуса применена система их обогрева.
Все это позволило уменьшить напряжения в стенках и фланцевых соединениях горизонтальных разъемов обоих цилиндров и создать термически эластичную конструкцию.
Наибольшая высота фланцев внешнего цилиндра Н == 600 мм при толщине стенки 6 = 190 мм, а внутреннего Н = 300 мм при б = 100 мм.
Для крепления фланцев горизонтального разъема обоих корпусов применены сквозные шпильки с гайками по обеим сторонам их сплава ЭИ765.
На фиг. 42 показана схема регулирования и подвода охлаждающего пара ц. с. в. д. Здесь пар для охлаждения паровпускной части ротора и внутреннего корпуса ц. с. в. д. отбирается из паропроводов, после регулирующих клапанов и в двух специальных 82
охладительных устройствах 5 автоматически охлаждается до температуры 520° С. Далее два потока охлаждающего пара раздельно’ поступают в турбину через попарно диаметрально противоположно расположенные паровпускные каналы, чем исключается перекос , корпуса. Кроме того, для этой же цели расходы охлаждающего пара при расчетном режиме приняты равными.
Для осуществления настройки системы охлаждения в процессе эксплуатации без останова турбины организован раздельный подвод охлаждающего пара, регулируемого вне турбины двумя клапанами 6 и 8 по импульсу температуры в заданных точках проточной части. Через один из этих клапанов охлаждающий пар поступает в камеру перед рабочим венцом 1-й ступени, а через второй за 1-ю ступень.
Тракт охлаждения ц. с. в. д. в районе пароприемных органов приведен на фиг. 43.
Паровпускной толстостенный патрубок 5 из перлитной стали соединен с наружным цилиндром 1 фланцевым соединением, находящимся под действием давления выхлопного пара из ц. с. в. д. Шпильки 4 выполнены из сплава ЭИ765. Дополнительные втулки 2 из стали ЭИ765 и кольцо 3 из стали 15Х1М1Ф, связанное с фланцем радиальными шпонками, предусмотрены для уменьшения разности относительных температурных изменений шпилек и фланца.
По наружному диаметру фланца приварена приемная камера охлаждающего пара. Патрубок 5 соединен с патрубком внутреннего цилиндра 11 ц. с. в. д. скользящим соединением 8 с поршне- ' выми распорными кольцами из стали ЭИ723 обычной конструкции, применяемой для уплотнения пара высокой температуры.
Тонкостенная труба 6 из аустенитной стали соединена с толстостенным патрубком 5 резьбой. Обварка резьбовой втулки обес- j печивает паровую плотность этого соединения.
С сопловым аппаратом 10 труба 6 соединена скользящим соединением 9 с охватывающими уплотнительными кольцами из аустенитной стали ЭИ612. Сопловой аппарат 10 состоит из четырех тонкостенных сварнокованых коробок.
Труба 6 и сопловой аппарат 10 окружены тепловыми экранами 7, 13 и 14. Пространство между ними заполнено застойным паром и представляет собой тепловую изоляцию. Тепловой поток, проникающий через эту изоляцию, отводится охлаждающим паром, который протекает в камерах между экранами 7 и паровпускным патрубком 5, экранами 13 и 14, внутренним цилиндром 11 и обоймой уплотнения 12.
Благодаря такой конструкции охлаждения температуры патрубка 5 и внутреннего корпуса цилиндра И не превышают 540° С.
При рассмотрении системы подвода охлаждающего пара (фиг. 42) было показано, что охлаждающий пар подводится двумя потоками к попарно диаметрально противоположно расположенным патрубкам паровпуска.
6*6*83
6*
6*
84
Фиг. 44. Рабочая лопатка и проставка 11-й ступени ц. с. в. д. турбины типа Р-100-300/31 (СКР-ЮО) ХТГЗ (до проточки гребней уплотнений).Фиг. 44. Рабочая лопатка и проставка 11-й ступени ц. с. в. д. турбины типа Р-100-300/31 (СКР-ЮО) ХТГЗ (до проточки гребней уплотнений).
Фиг. 44. Рабочая лопатка и проставка 11-й ступени ц. с. в. д. турбины типа Р-100-300/31 (СКР-ЮО) ХТГЗ (до проточки гребней уплотнений).
Фиг. 44. Рабочая лопатка и проставка 11-й ступени ц. с. в. д. турбины типа Р-100-300/31 (СКР-ЮО) ХТГЗ (до проточки гребней уплотнений).
Путь охлаждающего пара обоих потоков в пароприемных органах турбины также различен (фиг. 43).
Первый поток охлаждающего пара из приемной камеры б через радиальные сверления во фланце патрубка 5 попадает в камеру а. Из камеры а по зазору между экраном 7 и патрубком 5 охлаждающий пар попадает в камеру в.
Давление охлаждающего пара немного больше давления рабочего пара в камере 1-й ступени, поэтому горячая тонкостенная трубаб подвержена малому перепаду давления, а сильно нагруженный перепадом давления патрубок 5 находится в более благоприятных температурных условиях. Экран 7 совершенно разгружен от действия давления пара, так как в зазоре между трубой 6 и экраном 7 находится тот же охлаждающий пар, но в малоподвижном состоянии.
Из камеры b охлаждающий пар протекает через каналы д в камеру з, затем по зазору к между экраном 13 сопловых коробок и внутренним цилиндром проходит через зазор между внутренним экраном 14 и обоймой переднего концевого уплотнения 12 в - камеру у (20 m/ч) перед рабочим колесом 1-й ступени.
Из камеры у основная часть пара идет на уплотнение переднего конца вала (14,6 т!ч), а остальная часть (5,4 т!ч) поступает через каналы охлаждения ив хвостовиках рабочих лопаток 1-й ступени в камеру п.
Во втором потоке охлаждающего пара тракт в камерах б, а, в, такой же, как в первом. В дальнейшем участке тракта охлаждающий пар в количестве 20 т1ч поступает из камеры в через наклон
ные отверстия г в камеру ж и далее направляется в камеру л по радиальному зазору между экраном 13 и внутренним цилиндром. Из камеры л через отверстия м охлаждающий пар поступает в камеру н.
Камеры « и и в направляющем аппарате соединены каналами р, через которые пар охлаждения в количестве 7,35 т/ч
перетекает из камеры н в камеру п.
Из камеры н охлаждающий пар поступает в отверстия в хвостовиках направляющих лопаток для охлаждения внутреннего корпуса цилиндра, а из камеры п проходит через отверстия в хвостовиках рабочих лопаток для охлаждения ротора (фиг. 43 и 44).
При изменении степени реактивности 1-й активной ступени (ступени с малой степенью реакции) на переменных режимах работы также изменится и расход охлаждающего пара, поступающего через каналы и в камеру п. В этих случаях под действием системы регулирования охлаждающего пара компенсируются изменения расхода пара через каналы р, что вызывает изменение расхода охлаждающего пара в камеру л.
Корпусы цилиндров низкого давления в мощных паровых турбинах выполняются одно- и двухпоточными. Температура пара при эксплуатации турбины в ц. н. д. изменяется приблизительно от 100—210° С на входе до 25—30° С в выхлопном патрубке. Для понижения температуры пара в выхлопном патрубке и поддержания ее на уровне 65—70° С при холостом ходе турбины обычно ' предусматривается вспрыскивание конденсата с помощью специальных устройств в перепускной ресивер или в корпус ц. н. д.
По форме корпусы ц. н. д., показанные на фиг. 45, 46, представляют собой крупногабаритные конструкции коробчатбго типа, сваренные из большого количества листов толщиной 16—24 м«, вырезок, ребер, фланцев и других деталей из малоуглеродистой стали. Жесткость конструкции обеспечивается внутренними перегородками и внешним оребрением.
Двухпоточные ц. н. д. часто выполняются составными — средняя часть чугунная литая, и к ней с двух сторон прибалчиваются сварные выхлопные части.
Корпусы подшипников турбины и генератора ввиду их сложной формы и относительно малых размеров выполняются частично или полностью стальными литыми и к выхлопным частям ц. н. д. привариваются с помощью наружных ребер. Подшипники должны быть жесткими, и сварка их с выхлопными частями ц. н. д. выполняется таким образом, чтобы большая нагрузка двух тяжелых роторов не допускала заметных деформаций цилиндра. Температура пара в выхлопных частях не поднимается выше 70° С, поэтому сварное соединение корпусов подшипников с цилиндром не нарушает работу подшипников.
Корпусы ц. н. д. в отечественном турбостроении и в зарубеж-. ных турбинах свариваются из плоских листов, например в турбинах ЛМЗ (фиг. 45), и из элементов, образованных путем гибки листов, как, например, в турбинах ХТГЗ (фиг. 46).
В последнем случае получаются плавные очертания выхлопных частей цилиндра и более жесткая их конструкция.
. В некоторых современных турбинах корпусы ц. н. д. выполняются без наружного оребрения, как, например, в турбине К-300-240 ХТГЗ (см. фиг. 2). Такой переход только к внутреннему оребрению позволяет шире применять автоматическую сварку.
Расположением внутренних перегородок и ребер в выхлопных частях ц. н. д. должна обеспечиваться такая же жесткость, чтобы при расточке каждой половины, монтаже и демонтаже искажение 86
Вид В
Вид АВид б
Фиг 45 Задняя часть корпуса (выхлопной патрубок) турбины К-50-90 (ВК-50-1)ЛМЗ:
/ — верхняя часть корпуса; 2—нижняя часть корпуса; 5 — фланцы горизонтального разъема; 4фланец вертикального разъема; 5 — корпус подшипника; 6,7 — опоры; 8 — соединение с конденсатором; 9 — атмосферный клапан.
формы цилиндра было пренебрежимо мало. При эксплуатации жесткость цилиндра должна быть такой, чтобы под действием разности атмосферного давления и разреженного давления в выхлопном патрубке 0,03—0,05 бар (0,03—0,05 ата^ корпус ц. н. д. не прогибался.
Внутреннее очертание, размеры выхлопных патрубков, расположение ребер и их изгиб в ц. н. д. должны способствовать лучшей организации потока пара при повороте его в направлении к конденсатору. Например, отработка моделей выхлопных патрубков турбины К-200-130 (ПВК-200) ЛМЗ снизила потери с выходной скоростью последней ступени и повысила экономичность агрегата примерно на 0,6%.
§ 10. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ТЕПЛОВЫХ РАСШИРЕНИЙЦИЛИНДРОВ СТАТОРА ТУРБИН
При современном состоянии развития паротурбостроения найдено достаточно простое, надежное и общепринятое решение вопроса крепления цилиндров со стойками подшипников и на фундаментных рамах. Оно является типичным для турбин различного типа, т. е. конденсационных с противодавлением и разным числом цилиндров.
88
Крепление цилиндров с корпусами подшипников и фундаментными рамами должно обеспечивать свободу теплового расширения цилиндров й стоек подшипников в осевом и радиальном направлениях, а также сохранение постоянства взаимного положения осей расточек цилиндров турбины и корпусов подшипников.
Величины теплового расширения турбин и их деталей различны и находятся в прямой зависимости от температур пара и размеров цилиндров турбины. В этой связи интервал основного — осевого теплового расширения с повышением начальных параметров пара и мощностей турбин расширился до 50 мм."
Тепловое расширение цилиндров каждой турбины изменяется как по величине, так и по знаку (имеется в виду расширение и сжатие) при пуске, нагружении, изменении режимов работы и при останове турбины.
Величину теплового расширения в любом направлении можно приближенно подсчитать по уравнению
А/ = atcpl,
где а — коэффициент линейного расширения;
tcp — средняя температура турбины или части ее;
/ — расстояние от неподвижной поверхности или точки до рассчитываемого сечения.
Приближенность такого расчета заключается в сложности конструкции корпуса, изменении температуры пара по длине тур- • бины, изменении величины коэффициента линейного расширения в, зависимости от температуры.
Для конструирования крепления цилиндров к стойкам под- । шипников и к фундаментным рамам производится расчет величин наибольшего теплового расширения различных деталей при номинальных параметрах пара и режимах работы.
В конденсационных турбинах (фиг. 47, а) цилиндр низкого давления боковыми лапами опирается на поперечную фундаментную плиту (раму). Фикспункт (неподвижная точка) турбины определяется пересечением поперечных 1 и продольной 2 (осевой) шпонок и находится на оси турбины под задним подшипником.' Такое расположение неподвижной точки исключает влияние теплового расширения турбины на генератор, к тому же здесь, вблизи него, находятся массивные выхлопной патрубок и конденсатор.
Расположение неподвижной точки на оси турбины делается У для обеспечения равномерного расширения турбины во все стороны. При таком расположении неподвижной точки тепловое рас- ■ ширение цилиндра низкого давления происходит в сторону цилиндра высокого давления.
Цилиндр высокого давления двумя боковыми лапами (фиг. 47, а), являющимися продолжением фланца горизонтального разъема нижней половины, опирается на стойку переднего подшипника. Шпонки 4 фиксируют положение цилиндра в осевом
направлении и в то же время являются направляющими в поперечном.
Для расширения цилиндра относительно стойки переднего подшипника в вертикальном направлении предусматриваются шпонки 3, расположенные в вертикальной плоскости турбины.
Фиг. 47. Схемы крепления корпусов со стойками подшипников и на фундаментных рамах:
а и б — конденсационные турбины; виг — турбины с противодавлением; 1,4 — поперечные шпонки; 2, 5 — осевые шпонки; 3 — вертикальные шпонки; 6 — подвижные болто- 4 вые соединения; 7 — гибкая опора; 8 — долуфланцевое соединение; Ф — фиксирующие точки.
Крепление стойки переднего подшипника к фундаментной раме выполняется подвижным в осевом направлении, для чего предусматриваются обычно две шпонки 5, расположенные в вертикальной плоскости турбины.
Поверхности скольжения (сопряжения) корпуса подшипника и фундаментной рамы при монтаже протираются серебристым графитом.
90
В турбинах малых мощностей с начальными параметрами пара Роабс = 34,3 бар (ро = 35 ата\ /0 = 435°С применяются отличные от рассмотренных выше соединения цилиндра с корпусом подшипника и подшипника с фундаментной рамой. Цилиндр к переднему подшипнику крепится с помощью полуфланцев. Постоянство взаимного положения осей расточек цилиндра и подшипника обеспечивается двумя поперечными и одной вертикальной шпонками, которые служат направляющими для расширения корпуса в поперечном и вертикальном направлениях (фиг. 47, б, г; 48, е).
Для упразднения трущейся пары применена гибкая опора Соединения корпуса подшипника с фундаментной рамой. При
Фиг. 48. Крепление корпуса турбины со стойкой подшипника: а, б, в. г, д — при помощи лап; е — при помощи полуфланцевого соединения.
монтаже гибкая опора отклоняется на половину величины теплового расширения (у/2) в сторону, противоположную расширению турбины (фиг. 47, б, г). При расширении гибкая опора проходит вертикальное положение и изгибается в обратную сторону предварительного натяга.
Гибкая опора может быть применена- в турбинах, имеющих сравнительно небольшую величину теплового расширения — примерно до 15 мм. Впервые в отечественном турбостроении гибкая опора была применена в турбине ВР-25 ХТГЗ. При проектировании турбин больших мощностей с повышенными параметрами пара, обладающих значительными величинами теплового расширения, ХТГЗ от применения гибкой опоры отказался.
В конденсационных турбинах корпус заднего подшипника отливается заодно с нижней половиной выхлопного патрубка или в сварной конструкции цилиндра низкого давления приваривается к нему. Такая возможность представляется потому, что выхлопная часть ц. н. д. имеет почти ту же температуру, что и подшипник.
' В турбинах с противодавлением температура пара, а значит, и цилиндра намного превышает температуру корпуса подшипника. Поэтому показанные на фиг. 47, в, г соединения корпуса
турбины и стойки заднего подшипника выполняются такими же, как и в районе высокого давления, т. е. при помощи лап или как в турбинах КТЗ — жесткими полуфланцами.
Конструкция крепления цилиндра высокого давления со стойками подшипников и на рамах такая же, как и в конденсационных турбинах (см. фиг. 47, а и в, б и г).
В конструкциях крепления цилиндра к корпусам подшипников, показанного на фиг. 48, а, б, в, поверхность скольжения лап рас-- положена несколько ниже оси турбины. В связи с этим при тепловом расширении лап ось цилиндра смещается относительно оси подшипника в вертикальном направлении вверх. Другими словами, такая конструкция приводит к расцентровке корпуса и подшипника.
На фиг. 48, г и д приведены схемы конструкций поперечных лап цилиндра, в которых расцентровка цилиндра и корпуса под-, шипника устраняется.
В конструкции фиг. 48, г плоскость скольжения лап выполнена под углом, поэтому при расширении лап вверх и в поперечном направлении оба расширения суммируются, в результате чего расцентровки расточек цилиндров и корпуса подшипника не происходит. В конструкции д поверхность скольжения лап расположена в плоскости горизонтального разъема.
По бокам направляющих осевых и поперечных шпонок 2 и 5 и их пазам в стойках подшипников (см. фиг. 47) предусматриваются зазоры 0,02—0,03 мм на сторону; для предупреждения касания этих шпонок по верху зазоры делаются 0,5—1 мм.
Для предотвращения отрыва стойки подшипника от фундаментной плиты крепление производится с помощью дистанционных болтов или зажимов с зазором 0,05—0,06 мм (фиг. 49).
В вертикальных шпонках (фиг. 47), как правило, шпоночный паз делается на цилиндре турбины как наиболее горячей части, а шпонка к корпусу подшипника крепится винтами. Это исключает заклинивание шпонки в пазу при нагреве турбины и обеспечивает возможность изменения центровки при монтаже. В этом случае суммарные зазоры по бокам составляют 0,03—0,05 мм.
Двухцилиндровые и трехцилиндровые турбины, показанные на фиг. "50, можно рассматривать как состоящие из противодавлен- ческих и 'конденсационных турбин. Поэтому все сказанное выше о креплении цилиндров к корпусам подшипников и на фундаментных рамах их в равной мере относится и к многоцилиндровым турбинам.
В двухпоточных цилиндрах низкого давления (фиг. 50, б) фиксирующая точка располагается вблизи оси паровпуска в этот цилиндр с таким же конструктивным выполнением, как было описано ранее.
В некоторых турбинах с тяжелыми корпусами устанавливают дополнительные опоры с косыми шпонками в передней части, а со 92
Стороны, противоположной вращений, для восприятия ИМИ реакции крутящего момента, действующего на цилиндр, устанавливают пружинные амортизаторы.
В конструкциях турбин с двухстенным цилиндром применяется однотипное крепление внутреннего цилиндра в наружном, которое обеспечивает:
А-А
Фиг. 49. Крепление корпусов подшипников^
. а шпильками с.дистанционными шайбами; б — шпильками с дистанционными втулками; в — угловыми шпонками.
неподвижность точки в плоскости связи внутреннего и наружного цилиндров, проходящей через оси патрубков подвода пара к сопловым коробкам;
свободу осевого расширения внутреннего цилиндра по отношению к наружному в зависимости от плоскости, проходящей через оси патрубков паровпуска;
свободу радиального расширения внутреннего цилиндра по отношению к наружному с сохранением взаимного положения осей их расточек.
Нижняя половина внутреннего цилиндра устанавливается в нижнюю половину наружного, покоящегося на лапах 1 и 3 (фиг. 51), которые являются продолжением фланца горизонтального разъема. Эти лапы одновременно служат шпонками, позволяющими относительные, поперечное и осевое тепловые перемещения в плоскости горизонтального разъема.
Величина толщины лап Н выбирается минимально допускаемой по условиям прочности, так как расстояние Н от опорной
ФФ8)Фиг. 50. Схемы крепления корпусов со стойками подшипников и на фундаментных рамах двухцилиндровых турбин:а и б — конденсационного типа; в — турбины с противодавлением;Ф — фиксирующие точки.8)Фиг. 50. Схемы крепления корпусов со стойками подшипников и на фундаментных рамах двухцилиндровых турбин:а и б — конденсационного типа; в — турбины с противодавлением;Ф — фиксирующие точки.9595
Ф
Ф
8)
Фиг. 50. Схемы крепления корпусов со стойками подшипников и на фундаментных рамах двухцилиндровых турбин:
а и б — конденсационного типа; в — турбины с противодавлением;
Ф — фиксирующие точки.
8)
Фиг. 50. Схемы крепления корпусов со стойками подшипников и на фундаментных рамах двухцилиндровых турбин:
а и б — конденсационного типа; в — турбины с противодавлением;
Ф — фиксирующие точки.
95
95
поверхности лап до плоскости горизонтального разъема определяет смещение оси расточек внутреннего цилиндра по отношению к оси наружного при наличии разности температур их фланцев.
Величина осевых зазоров не менее 1,5—2 мм между лапами (шпонками) 1 и 3 и пазами в наружном цилиндрехвыбирается
исходя из предполагаемой наибольшей разности температур, возможной при пуске и эксплуатации турбины между внутренним и наружными цилиндрами; расстояния от плоскости, перпендикулярной к оси турбины, проходящей через оси пароподводящих патрубков к сопловым коробкам, и коэффициентов линейного расширения цилиндров.
Указанные зазоры обычно выбирают с запасом до 3—4 мм, а в шпоночном соединении 3 паз во фланце наружного цилиндра 94'
в ряде случаев делается сквозным, т. е. без ограничения в нем осевого зазора.
Радиальные зазоры в шпоночных соединениях 1 и 3 выбираются не менее 1,5—2 мм,' при этом также исходят из предполагаемой наибольшей разности температур между цилиндрами, коэффициентов линейного расширения и расстояния до оси турбины.
Верхняя половина внутреннего цилиндра прибалчивается к нижней для обеспечения паронепроницаемости по горизонтальному разъему. В районе лап (шпонок) 1 и 3 устанавливаются при- зонные болты 5 для точного совпадения внутренних расточек в верхней и нижней половинах корпуса, т. е. центровки одной половины по другой.
Верхний зазор 0,10—0,15 мм делается для обеспечения возможности относительного теплового расширения цилиндров при увеличении толщины лап 2Я на величину А2Я за счет их относительного теплового расширения.
Сохранение неподвижной в осевом направлении плоскости, проходящей через оси пароподводящих патрубков к сопловым коробкам и перпендикулярной к оси турбины, обеспечивается шпоночным соединением 2. Это соединение фиксирует внутренний, корпус цилиндра по отношению к наружному в осевом направлении и позволяет радиальное его расширение. В радиальном направлении выбираются зазоры не менее 1,5—2 мм исходя из возможной максимальной разности температур между цилиндрами, их коэффициентов линейного расширения и расстояния до оси турбины.
Вертикальные и продольные шпонки 4, расположенные в вертикальной плоскости, совпадающей с осью турбины, фиксируют положение внутреннего цилиндра по отношению к наружному в поперечном направлении и обеспечивают их относительное тепловое расширение в осевом и радиальном направлениях.
В вертикальных шпоночных соединениях 4 в осевом направлении предусматривается осевой зазор не менее 1,5—2 мм исходя из разности температур между цилиндрами, коэффициентов линейного расширения и расстояния до неподвижной в осевом направлении плоскости, проходящей через оси патрубков, подводящих пар к сопловым коробкам. Шпоночные пазы выполняются сквозными, тем самым радиальное расширение не ограничивается.
В осевых шпоночных соединениях 4 предусматривается радиальный зазор не менее 1,5—2 мм исходя из возможной разности температур между цилиндрами, коэффициентов линейного расширения и расстояния до оси турбины. Осевое расширение не ограничивается зазором, так как шпоночный паз делается сквозным.
Фиксацией внутреннего цилиндра по отношению к наружному в рассмотренных шпоночных соединениях в вертикальной, горизонтальной и перпендикулярной к оси турбины плоскостях обра- 96
зуется неподвижная точка внутреннего цилиндра, располагающаяся в плоскости (проходящей через оси паропроводящих патрубков к сопловым коробкам) и совпадающая с осью турбины.
За счет толщины лап (шпонок) Н при тепловых расширениях до 0,05 мм может быть несовпадение неподвижной точки с осью расточек наружного цилиндра турбины.
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ЦИЛИНДРОВ СТАТОРА ТУРБИНЫ
Расчет цилиндров статора состоит из расчета стенок и фланцевых соединений.
Сложность конструкции цилиндра определяется разнообразием геометрических форм, наличием ребер жесткости, фланцев горизонтального и вертикальных разъемов, а также фланцев и патрубков отбора пара. В дополнение к конструктивным требованиям сложность задачи определения напряжений в стенках и фланцевых соединениях цилиндров создают изменения параметров и направления движения пара при пуске, нагружении, различных режимах эксплуатации и др.
До настоящего времени различными авторами предложены в той или иной мере приближенные методики расчетов. С ростом начальных параметров пара актуальность отработки методики расчета цилиндра возросла.
Большое значение при проектировании цилиндра, как рассмотрено ранее, имеет выбор размеров фланцев горизонтального разъема и шпилек (болтов), их соединяющих. Фланцевое соединение цилиндра должно быть герметически плотным, прочным и долговечным.
Под долговечностью фланцевого соединения понимается время между перезатяжками шпилек (болтов), которое должно быть не менее, чем время между остановами турбины на плановый ремонт. Крепеж без перезатяжки рассчитывается на срок службы не менее чем 10 000 ч; желательно, чтобы-срок службы без перезатяжки равнялся двум годам эксплуатации, т. е. практически 15 000 ч.
Основным фактором, влияющим на долговечность фланцевого соединения, является релаксация напряжений шпилек (болтов) под действием температуры, вследствие чего происходит ослабление затяжки шпилек (болтов).
Таким образом, усилие затяжки шпилек должно быть задано таким, чтобы при ослаблении ее вследствие релаксации напряжений остаточное напряжение предотвращало пропаривание по разъему до остановки турбины на плановый ремонт.
При этом необходимо учитывать, что большие толщины фланцев горизонтального разъема ухудшают условия прогрева турбины при пуске и ее нагружении, что приводит к значительному изменению осевых зазоров в проточной части и концевых уплотнениях, удаленных от упорного подшипника турбины.
7 Смоленский 97
Турбостроительные заводы интересуют величины напряжений в различных местах цилиндра: в стенках, в местах перехода поверхностей одного диаметра к другому, от фланцев к стенкам, в торцовых поверхностях, обычно выполняемых конической или овальной формы, и т. д. Для получения этих величин напряжений проводят экспериментальные работы.
Для турбин повышенных параметров пара применяются методы расчета цилиндров, разработанные на ЛМЗ и в ЦКТИ.
В данной книге излагается приближенный наиболее простой Метод расчета, широко применяющийся на турбостроительных заводах и дающий точность, достаточную для практики.
Расчет стенок производится грубо ориентировочно по формуле тонкостенных цилиндрических сосудов без учета фланцев, ребер жескости и т. д.:
(4).(4).л рВ
(4).
(4).
О =—см,
2Сдоп
Где ' D — внутренний диаметр цилиндра в см;
б — толщина стенки в см;
°аоп — допускаемое напряжение в н!м2 (kF/см2), выбираемое по пределу текучести металлов для относительно невысоких температур пара и с учетом ползучести металла для высоких температур;
Р — разность давления в данном месте по обе стороны стенки цилиндра в н/м2 (kF/см2).
Получаемая по расчету толщина стенки б обычно небольшой величины, и ее увеличивают для придания жесткости цилиндру и получения качественного литья.
Расчет фланцев и болтов состоит из трех частей: определения величины усилия затяжки болтов (шпилек), размеров фланцев и расчета диаметра болтов (шпилек).
Для расчета усилия затяжки болта рассмотрим силы, действующие на фланцевое соединение горизонтального разъема цилиндра.
На фланец цилиндра действует внутреннее давление р, стремящееся оторвать одну половину цилиндра от другой (фиг. 52, а).
Величина силы F от действия внутреннего давления по длине шага s болтов определяется по уравнению
р = £^н(КП,(5)
где р — избыточное давление в н/м2 (amu); D в м (см); s в м (см).
Салу F, стремящуюся оторвать один фланец от другого, можно считать приложенной посредине толщины стенки цилиндра. Усилие затяжки болта Р обеспечивает плотность фланцевого соединения. При достаточной толщине фланцев усилие Р создает на поверхности соприкосновения фланцев давление q, распределен- 98
Щое по линейному закону. В частном случае, когда расстояние ОТ края фланца до оси болта т равно расстоянию от оси болта до 6 /6 \
середины толщины стенки цилиндра п-1т=п—давление q можно считать распределенным равномерно при F = 0.
Под действием силы F > 0 изменяются величина и закон распределения давления q. Предположим, что усилие Р при данной
величине силы F выбрано таким, чтобы фланцевое соединение было плотным и фланец не изгибался. При этом эпюра давлений на поверхности соприкосновения фланцев изобразится в виде треугольника АВС (фиг. 52, а). В точке В усилие равно нулю, а в точке С оно имеет максимальное значение.
Равнодействующая Q сил реакции q приложена в центре тяжести треугольника на расстоянии АЦт-гп) от края фланца. Составим уравнения перерезывающих сил
Р = Q +F
и изгибающих моментов относительно оси действия с^лы затяжки шпильки
9999Qx =F (п —-у)"
99
99
6*
гдегдеВ этих уравнениях неизвестными являются силы Р и Q. Решая систему уравнений относительно силы Р, получимВ этих уравнениях неизвестными являются силы Р и Q. Решая систему уравнений относительно силы Р, получимт-\-п 3т-\-п 32m — п 32m — п 3х = тх = т
где
где
В этих уравнениях неизвестными являются силы Р и Q. Решая систему уравнений относительно силы Р, получим
В этих уравнениях неизвестными являются силы Р и Q. Решая систему уравнений относительно силы Р, получим
т-\-п 3
т-\-п 3
2m — п 3
2m — п 3
х = т
х = т
Подставляя значение х в уравнение (6) и произведя необходимые преобразования, получим
_ Р_ _ ,' , П 2, , П 2 4m + 4п — 36
" F "т" х' 2m — л4m — 2л ‘' '
3 “
Отношение усилия затяжки шпильки (болта) к паровому усилию на одну шпильку называется коэффициентом затяжки. Рассмотрим два частных случая (фиг. 52, а).
Пример 1. При т = п = b по уравнению (7) коэффициент затяжки т] = 2,5.
Пример 2. При m = 2п = 2d т] = 1,5.
Из анализа уравнения (7) и рассмотрения частных случаев следует, что коэффициент затяжки т] > 1, т. е. сила затяжки шпильки Р всегда больше парового усилия F.
Уменьшения силы затяжки Р и, следовательно, диаметра шпильки (болта) можно достичь в основном четырьмя путями.
Уменьшением размера п от оси шпильки до внутренней поверхности цилиндра достигается уменьшение силы затяжки болта в соответствии с уравнением (7).
В цилиндрах действующих турбин (фиг. 52, в) минимальное значение размера п равно:
п = 0,5d + (30-^40) мм,(8)
где d — диаметр отверстия под шпильку (болт) во фланце.
Уменьшение размера п конструктивно достигается увеличением высоты фланца Н, местной подрезкой стенки цилиндра под гайку, которая, в свою очередь, делается колпачковой для выноса шестигранника под ключ (фиг. 52, в).
Увеличение ширины фланца за счет увеличения размера т от оси шпильки до торца фланца уменьшает коэффициент затяжки г] по уравнению (7). Например, из ранее рассмотренных двух частных случаев следует, что увеличение размера m в 2 раза привело к уменьшению коэффициента затяжки от т] = 2,5 до т] = 1,5, с другой стороны, при конструировании фланцевого соединения следует иметь в виду, что увеличение ширины фланца ухудшает 100
его прогрев при пуске и нагружении турбины. Ширина фланца обычно выбирается равной
т А- п = (2—3,5) п, т. е. т = (1ч-2,5) п. (9)
Уменьшение шага шпилек s в соответствии с уравнением (5) приводит к уменьшению парового усилия F, приходящегося на одну шпильку, а значит, по уравнению (6) к силе Р. Исходя из конструкции колпачковых гаек минимально допустимую величину шага s шпилек можно принять
s = (1,5-1,7) d, (10)
где d — диаметр отверстия во фланце под шпильку. Наружный диаметр резьбы шпильки принимают равным dH = d — 5 мм.
Путем уменьшения поверхности плотного соприкосновения фланцев, допуская частично работу на изгиб, достигается уменьшение коэффициента затяжки т]. Для определения усилия затяжки шпильки при допущении частичного изгиба фланцев рассмотрим усилия, действующие на фланец в этом случае (фиг. 52, б). Предположим, что в сечении а — а, расположенном на расстоянии у от оси болта, прекращается плотное прилегание фланцев один к другому.
Эпюра контактного давления в плоскости разъема на длине шага шпилек изображается треугольником авс, и равнодействующая Q приложена в его центре тяжести на расстоянии -— (т + у) от края фланца.
Составляя систему уравнений подобно первому случаю полного соприкосновения фланцев, получим также уравнение (6). Подставляя в него значение х (фиг. 52, б), равное
получим 6___6_
„ = Л _ 1 । 22 _ , , П 2_ 4m — 2у + 6п — 36 п
F П х ~ v 2т—у4т —2у 1
'3
Для оценки влияния частичного раскрытия фланца на коэффициент затяжки рассмотрим частные случаи, приведенные ранее, но с изгибом фланца.
Пример 1. При т=п = 6иу = 0,5п по уравнению (11) коэффициент затяжки т] = 2.
Пример 2. При tn = 2п = 26 и у = 0,5п по уравнению (11) т] = 1,43.
В первом случае с вводом частичного изгиба фланца коэффициент затяжки уменьшился от т] = 2,5 до т] = 2, а во втором от
т] = 1,5 до т] = 1,43. Отсюда можно сделать вывод, что с увеличением размера т влияние частичного раскрытия фланца на коэффициент затяжки уменьшается.
Растягивающие напряжения в шпильке
(12)(12)РГ]/7
(12)
(12)
/шТш
где площадь сечения шпильки равна:
nd2
/ш = ——Для шпильки, имеющей сплошное сечение с расчетным диаметром d^ — внутренним диаметром резьбы или диаметром проточки под резьбой;
)ш = "^(dui— do) — для шпильки с .центральным отверстием для прогрева при тепловой затяжке, диаметр отверстия принимается d0 = 18 ч-ЗО жл в зависимости от диаметра, длины и металла шпильки.
В уравнение (12) при отсутствии явления релаксации вместо аш подставляется ааот . а при наличии релаксации напряжений вместо сш подставляется ск — конечное (остаточное) напряжение в шпильке в конце заданного срока службы до перезатяжки, обычно равного 10 000 ч (см. табл. 9). Полученные размеры фланцев и шпилек (болтов) из условия обеспечения плотности разъема необходимо проверить на прочность. В случае раскрытия фланца в нем возникают изгибающие напряжения
пи=^-,(13)
s№
где W = —g—— момент сопротивления сечения фланца;
X) = п — у2плечо изгиба.
По условию плотности фланцевого соединения минимально допустимым значением является у = 0,5d, тогда xv = п — — 0,5 (d + 6). Наиболее ослабленное сечение фланца по осям отверстий проверяют на изгиб при у = 0, так как вследствие релаксации напряжений в шпильках, работающих при высоких температурах, может произойти раскрытие фланца до оси отвер- - стия, тогда
°и Г ~ (s —•lldal
Поясним на примере порядок расчета оптимальных размеров . фланца и шпильки, обеспечивающих плотность разъема.
Пример. Определить размеры фланца и шпильки горизонтального разъема корпуса ц. в. д. при перепаде давления на стенку Ризб = 52,6 • 10б нМ2 (р = 53,6 кГ/см2), температуре шпильки
tM = 525° С, диаметре корпуса D = 140 см, толщине стенки 6=9 см.
Материал шпильки выбирается по рабочей температуре (см. табл. 6 и 9) — сталь ЭИ723 с остаточным напряжением ок = = 1060-105 н/м2 (ок = 1080 кГ/см2) за 10 000 ч при начальном напряжении затяга 04 = 2450-105 н!м2 (<т0 — 2500 кГ/см2). Коэффициент затяжки предварительно принимается малым (ц = 1,2) для того, чтобы диаметр и шаг шпилек были минимально возможными.
- Подставив в уравнение (12) значения всех величин по уравнениям (5) и (10)
^tu^tutul 2 лд2^sntul 2 лд2^sn
^tu
^tu
tul 2 лд2^sn
tul 2 лд2^sn
получим приблизительную формулу для подсчета шага шпилек
2рР = 2'52,6.1 о5.140ок 1060-10®
2ipPок2ipPок_ 2-53,6-140"'1080_ 2-53,6-140"'108014 см;14 см;
2ipPок
2ipPок
_ 2-53,6-140
"'1080
_ 2-53,6-140
"'1080
14 см;
14 см;
где
1,62ц1,6а-1,2.
зт
s 14
диаметр отверстия во фланце d = -pg- = -pg- = 8,75 см. Принимаем d = 9 см. Наружный диаметр шпильки dH = d— 5 = 8,5 см.
В соответствии с ГОСТ 9150—59 принимается резьба М85х6; внутренний диаметр резьбы г/ш = 7,85 см.
Площадь сечения шпильки
U = v ^“~ $ = °>785 <7>852 - 2-42) “ 43-8 CM^’
.где d0 — 2,4 см принят.
Подсчитываются размеры фланца по формулам (8) и (9): ■ п = 0,5d + 3,5 = 0,5-9 4- 3,5 = 8 см;
т + п —Зп = 3-8 = 24 см; т = 2п = 2-8 = 16 см;
коэффициент затяжки подсчитывается по уравнению (7):
4m -J- 4п— 364-16 -}-4-8 — 3-9
4« — 2п ~4-16 — 2-8
Конечное напряжение в шпильке определяется по уравнению (12):
Tjf T]pDs Tjf T]pDs 1,44-52,6- 10s-140-142-43,81,44-52,6- 10s-140-142-43,8= 169,2 Мн/м»;= 169,2 Мн/м»;
Tjf T]pDs
Tjf T]pDs
1,44-52,6- 10s-140-14
2-43,8
1,44-52,6- 10s-140-14
2-43,8
= 169,2 Мн/м»;
= 169,2 Мн/м»;
п K\pDs _ 1,44-53,6-140-14 _ кПсмг
°ш !ш ” 2ftu2-43,8КИСМ.
Полученное напряжение в результате первого расчета значительно превосходит допускаемое аш > пк, поэтому из соотношения, получаемого из уравнения (12), записанного для различных диаметров и напряжений в шпильке, определяем новое значение площади сечения шпильки:
f °iu до о 1692 • 105 —
1ш — 1ш- Ок — 43,8 1060-105 — 70 см ,
L == 43,8= 70 см».
ик1UOU
По формуле для площади сечения шпильки определяем расчетный диаметр ее:
4 =+ = 1/4--70 + 2,42 = 9,75 щи.
• Лу Л
Принимаем резьбу М105 X 6, имеющую внутренний диаметр dw = 9,85 см и /ш = 2L(9,852 — 2,42) = 71,5 см.
Размеры фланца в соответствии с новым диаметром шпильки по формулам (8) и (9) п = 8,75 см; т = 17,5 см; т + п = 26,25 см и d = dH + 0,5 = 11 см; s = d-1,6 = 11 • 1,6 = 17,6 см.
Коэффициент затяжки по уравнению (7)
1,45;1,45;_ 4-17,5 + 4.8,75-3-9
1,45;
1,45;
11 “4.17,5 — 2-8,75
напряжение в шпильке по уравнению (12)
- .1^2^10^40-1^6 = 131>9 Мн;м2.
Ota = ^- = И5,5^'^0’-7-^- = 1345 кПсм».
Полученное напряжение в шпильке опять превосходит допускаемое Ош > оЛ, поэтому еще раз следует повторить расчет:
^ = /^ = 71,5.4^=89^;
^ = ^ = 71,5^ = 89^;
^=}/А'/; + ^ = -|/А.89 + 2,4^ = 10,9 сл<.
ГГПринимаем резьбу Ml 15 X 6, тогда йш = 10,85 см; /ш = 88 см; d = 12 см; п = 9,1 см; т 4- п = 30 см; tn = 20,9 см; s = 18 см;
Г
Г
4.20,9 + 4-9,1 -3-9 _ .
11 ~4-20,9 — 2.9,1
Напряжение в шпильке по уравнению (12)
° ш.° ш.1,42-52,6-10®-140-182-881,42-52,6-10®-140-182-88= 106,9 Мн1мй;= 106,9 Мн1мй;
° ш.
° ш.
1,42-52,6-10®-140-182-88
1,42-52,6-10®-140-182-88
= 106,9 Мн1мй;
= 106,9 Мн1мй;
1,42-53,6.140.182
° «г = "2788= 1090 кГ'СМ •
Полученное по расчету ош равно ок = 106,9 Л4«/ж2(1090кГ/сл2) для стали ЭИ723 при о0 = 245 Л4мЛи2 (2500 кПсм^ согласно г табл. 9.
случаеМн?м2;кГ,см2,случаеМн?м2;кГ,см2,Вследствие того что в расчете не учтена ползучесть фланца и резьбовой пары шпильки с гайкой и другие факторы, влияющие на плотность, принимаем начальное напряжение несколько завы- ■ шенным, т. е. ст0 = 2940-10б н!мг (ст0 = 3000 кПсм^, тогда конечное (остаточное) напряжение после 10 000 ч будет равно зк = = 1260 -10б н1мг {gk = 1280 кГ/см2). Полученные размеры фланцев из условий обеспечения плотности разъема необходимо проверить на прочность по уравнению (13а) в наихудшем при у = 0:
случае
Мн?м2;
кГ,см2,
случае
Мн?м2;
кГ,см2,
6р A -s(n —0,56)6-52,6-10®-^-18(9,1-0,5-9)
- 2 2 29 71
" ” (s — d)m ~(18— 12)-32а
6р~ -s(n—0,56)6-53,6.^- -18(9,1 -0,5-9)
°и = (s — di №=(18— 12)-32а:= 303,5
где величина Н = 32 см (фиг. 52, в) получена конструктивно исходя из размеров n, d, т фланца.
Полученное напряжение ст„ << адт для материала фланца соответствует стали 20 ХМФЛ, применяемой для данной температуры.
Расчет вертикальных ф л-а н цев. • Величи- чина силы Fv действующая на протяжении шага болтов, определяется по формуле
п ЛО2
nDгде z =nDгде z =Г, = О —;1 г 4г
nD
где z =
nD
где z =
число болтов по окружности фланца, тогда
n Ds
(14)(14)Fi = P —
(14)
(14)
Сравнивая величину Fv в вертикальном фланце с величиной F, найденной по уравнению (5) в горизонтальном фланце, видим, что усилия работы вертикальных фланцев в два раза меньше горизонтальных. Дальнейший расчет вертикальных фланцев производится так же, как горизонтальных. Меньшие уси- * лия Ft позволяют создать в вертикальном фланцевом соединении плотное соединение без частичного изгиба фланцев.
Растягивающее напряжение в стенке корпуса от осевой силы
а =а =рР46 ‘рР46 ‘(15)(15)
а =
а =
рР
46 ‘
рР
46 ‘
(15)
(15)
§' 12. МАТЕРИАЛЫ ЦИЛИНДРОВ, ПРОМЕЖУТОЧНЫХ ОБОЙМ,КЛАПАННЫХ И СОПЛОВЫХ КОРОБОК
Металлы, применяемые для деталей статора паровой турбины, должны обладать достаточно высокими прочностными и пластическими характеристиками при рабочих температурах пара; хорошими литейными свойствами — малой вязкостью в жидком состоянии и малой усадкой (примерно 2%) при застывании; хорошей свариваемостью.
. Детали, правильно сконструированные в литейном отношении, рационально разработанные технологические процессы от- „ливки и термической обработки обеспечивают достаточно равномерную структуру металла во всех зонах.
Остывшая в форме отливка обычно имеет напряженную грубозернистую структуру с низкими неравномерными в различных сечениях механическими свойствами и особенно низкими пластическими характеристиками. Рациональная термическая обработка детали обеспечивает мелкозернистую однородную структуру металла, придает требуемые механические свойства и почти полностью снимает внутренние напряжения, появившиеся при отвердении металла. Основным недостатком, характерным для литой стали, является различие пластичности в разных местах отливки, поэтому для испытания механических свойств отбираются пробы (не менее двух) из нескольких зон отливки. На турбинном заводе от каждой принимаемой индивидуальной отливки после полного 106
удаления всех дефектов, заварки этих мест и окончательной термической обработки пробы отрезаются холодным способом.
Полуфабрикат в виде фасонного обрубленного литья поставляется по ГОСТам, ведомственным или заводским нормалям после термической обработки, обеспечивающей требуемые ГОСТом или ТУ (техническими условиями) механические свойства и макроструктуру металла в изломе. Металл отливок должен быть плотным, однородным, без пузырей, раковин, трещин и других дефектов. Помимо того, иногда контролируется зернистость, величина зерен.
Поверхность отливки не должна иметь пригара, спаев, плен, усадок и механических повреждений, снижающих прочность отливки. В табл. 6—9 приведены температурная область применения сталей различных марок для деталей статора паровых турбин, их химический состав, механические свойства и релаксационная стойкость крепежных сталей и сплавов.
По полученным прочностным характеристикам металла отливок при температуре 20° С и сравнению с образцами, испытанными на ползучесть и длительную прочность, оцениваются длительные прочностные характеристики. Следует иметь в виду неизбежность различия результатов этих испытаний, поэтому принимаются. нижние значения ползучести и длительной прочности при данной температуре рабочей среды.
Свариваемость сталей является одним из важнейших свойств, определяющих возможность ее применения для деталей статора турбины. Сварке подвергаются как одноименные, так и разноименные марки сталей. Под свариваемостью понимают свойства материала, характеризующие его способность к образованию качественного сварного соединения, удовлетворяющего техническим требованиям.
Наплавленный металл шва и околошовная зона (зона термического влияния сварки) должны иметь однородность структуры, высокие показатели прочности и плотности, близкие к свойствам основного металла изделия.
Для сварки ответственных деталей паровых турбин применяется электродуговая сварка, а для получения наиболее высокого качества шва электродуговая сварка производится в среде углекислого или инертных газов. Газовая (автогенная) сварка не применяется потому, что принтом прогревается большая зона металла вследствие чего происходит значительная усадка, которая при остывании может вызвать деформацию детали; ухудшается качество шва из-за плохой защиты расплавленного металла от окисления или науглероживания места сварки пламенем горелки и азотирования.
Перлитные стали (углеродистые, хромомолибденовые и хромо- молибденованадиевые) являются наиболее распространенными В сварных конструкциях паровых турбин, в частности для дета-
8
Температурная область применения сталей для деталей статора паровых турбин
Марка стали
Рекомендуе-
Классификация сталей
мый верхний
Предельная
предел
температура
по фазовой
Обла сть
Индекс
Буквенное обозначение
температуры
применения
по
применения
в °C
структуре
производству
Сталь 20
350
400—450
Перлитная
Листовой
Сталь 3
350
400—450
прокат
25-Л
350
400—450
»
Литая сталь
20ХМ-Л
,500
500—510
То же
20ХМФ-Л
535
510—540
Стали для
15Х1М1Ф-Л
570
570—580
П1-Л
15Х1М1ФК1Р-Л
580
580—600
»
корпусов
ПЗ-Л
15Х2М2ФБС-Л
580
580
»
цилиндров,
ХИЛ-Б
15Х11МВФ-Л
580—600
580—600 .
Нержавеющая
»
корпусов
жаростойкая
клапанов и
и жаропрочная сталь мартенситно-
сопловых коробок ■
ЛА-1
ферритная
ЛА-5
—
650
650
Аустенитная
ЭИ 405
Х16Н13М2Б
600
550—650
»
Кованая сталь
ЭИ612
X15H35B3T1
650
650—700
»
То же
Сталь 35
250—300
480
Перлитная
Кованая сталь
ЭИ 10
35ХМ
400
'»
То же
25Х2МФА
500
500—510
»
Крепежные
ЭИ723
25Х2М1Ф
500—550
550
»
ЭИ612
X15H35B3T
650
650—700
Аустенитная
стали и сплавы
ЭИ765
Х15Н70В5М4Ю2ТР
'650
■650
Сплав на никелевой
»
основе
Таблица 7'
Химический состав сталей, применяемых для деталей статора паровых турбин
S
го г s
О к
Марки сталей
Содержание элементов в %
с
■Si
. Мп
Сг
N1
Мо
V
W
Т1
Со
Nb
в
Си | S | Р
не более
Сталь 20
25-Л
20ХМФ-Л
15Х1М1Ф-Л
15Х1М1ФК1Р-Л (П1-Л)
15Х2М2ФБС-Л (ПЗ-Л) 15Х11МВФ-Л (Х11Л-Б) Х16Н13М2Б (ЭИ405) X15H35B3T (ЭИ612)
0,17— 0,24
0,22— 0,30
0,18— 0,25
0,14— 0,20
0,12— 0,18
0,13— 0,18
0.14— 0,18
< 0,12
С 0,12
0,17— 0,37 0,17- 0,37
0,20— 0,35
0,17— 0,37
0,17— 0,37
0,70— 1,00
0,20— 0,55
0,80— 1,0
< 0,5
0,35— 0,65
0,35- 0,65
0,40— 0,60
0,40— 0,70
0,40— 0,60
0,50— 0,80
0, БОСО < 0,5
1,0—2,0
< 0,25
0,9—1,2
1,2—1,7
1,0-1,3
1,8—2,3
10,5—
12,5
16,0—
17,0
14.0—
16,0
< 0,25
< 0,3
< 0,45
< 0,3
0,5—0,8
12,5—
14,5 34—38
0,5—0,7
0,9—1,2
0,9—1,2
1,2—1,5
0,5—
0,75
1,5—2,0
0,2—0,3
0,25—
0,4 0,25—
0,4
0,25—
0,45
0,15—
0,30
- 1
0,8—
1,1
2,8—
3,5
В-
1,1—
1,5
1.3—
1,5
0,08— 0,15
0,8—
1,2
0,005— 0,008
0,20
0,30
0,04 0,045
0,03 0,03
0,03 0,03 0,025
0,03 0,02
0,04
0,04
0,03
0,03
0,03
0,03
0,03
0,03
0,02
” з к( о s о
sr s
о” S м §
ч о ci и
= с
и*
С
Si
Мп
Сг
N1
Мо
V
W
Т!
А1
В
Fe
Си
1 s
р
*
5
не более
35ХМ
25Х2МФА (ЭИ 10)
25Х2М1Ф (ЭИ723)
X15H35B3T (ЭИ612)
Х15Н70В5М4Ю2ТР (ЭИ765)
0.32—
0,40
0,22—
0,29
0,20— 0,30
< 0,12
0 jo- о.15
0,17— 0,37 0J7— 0.37 0,17— 0,37 0,5
< 0,5
0,4—0,7
0,4—0,7
0,5-0,8
1,0-2,0 <0,5
0,8-1,1
1,5-1,8
2,1—2,5
14-16
13—16
< 0,25
< 0,2
34—38 основа
0,15— 0,25
0,25—
0,35
0,9—1,1
3-5
0,15— 0,30 0,30— 0,60
2,8—
3,5 4—6
1,1-
1.5 0,9—
1.4
1,7—
2,3
<0,01
<3,0
0,2
0,2
0,035
0,025
0,03
0,02
0,025
0,035
0,025
0,0.3
0,02
0,035
Механические свойства сталей,применяемых для деталей статора турбин
При 20° С
Длитель-
(минимальные)
иые
Марка стали
По способу
Область
5$
1
Q.O
£§
<
я
производства
применения
м
5 S
е
и
б5
5-
^
Д 5
«?
6е
Сталь 20
255
431
26
55
490
350
147
88
Листовой
прокат
25-Л
235
441
19
30
392
350
147
88
Литая,
сталь
20ХМФ-Л
313
490
20
35
343
535
98
59
То же
Стали для корпусов
15Х1М1Ф-Л
—
—
—
—
—
565
88
49
343
490
14
30
294
580
78
39
»
цилиндров,
15Х1М1ФК1Р-Л(П1-Л)
392
539
12
40
343
580
98
59
корпусов клапанов и
15Х2М2ФБС-Л
392
588
14
35
294
580
88
49
»
сопловых
(ПЗ-Л)
15Х11МВФ-Л
(Х11Л-Б)
490
588
15
50
490
600
78
39
»
коробок
Х16Н13М2Б (ЭИ405)
235
539
40
50
785
600
137
88
Кованая
сталь
X15H35B3T (ЭИ612)
392
735
15
35
588
650
127
88
То же
35ХМ
883
1020
12
45
785
400
226
108
Кованая
сталь
25Х2МФА (ЭИ10)
735
834
15
50
588
500
186
78
То же
25Х2М1Ф (ЭИ723)
686
834
14
50
588
525
196
—
»
Крепежные
550
127
69
стали и
X15H35B3T (ЭИ612)
392
735
15
35
588
650
127
88
»
сплавы
Х15Н70В5М4Ю2ТР
588
1020
20
25
785
565
441
—
»
(ЭИ765)
600
343
Примечания: 1. Длительные прочностные характеристики приведены для металла, имеющего механические характеристики при 20° С в пределах, устанавливаемых техническими условиями.
2. Предел длительной прочности а^ п приведен для 100 000 ч (для гладких образцов), а предел ползучести о^ — для деформации, равной 1% за 100 000 ч.
3. Разница в твердости между металлом шпильки и гайки устанавливается для каждого металла отдельно.
4. Металл сварного соединения обладает более низкими длительными характеристиками.
по
Таблица 9
Релаксационная стойкость крепежных сталей и их сплавов
Марка стали
Темпера-
О К о Я О К*
5 = ”^
Остаточные напряжения о^ в Мн/м2
' за время в ч1
тура в °C
3000
5000
6000
8000
10 000
12 000
35ХМ '
400
" 147
245
343
56
82,4
96,8
52
76
96
44
62,7
80,4
эию
500
118
245
343
81,4
159
218
76,5
149
211
69
127
’ 186
525
245
294
343
127
152 ■
162
113
132
142
- 106
126
132
ЭИ723
550
245
294
343
392
98 108 123 147
71,6
78,5
83,4
103
65,7
68,6
73,5
88,3
ЭИ612
650
147
196
245
119
153
180
113
140
163
НО 137
157
ЭИ765
565
245
294
343
222
273
304
. 216
265
304
196
265
304
600.
Г"
245
294
343
201
255
299
206
255
294
196
245
294
Примечай и е. Остаточные напряжения приведены для оптимального режима термической обработки металла с точки зрения релаксационной стойкости.
лей статора (см. табл. 6 и 7). Свариваемость перлитых сталей существенно зависит от содержания углерода.и степени легирования их. Стали с содержанием углерода до 0,2—0,3% обладают хорошей свариваемостью.
Сварочный материал (электроды) для перлитых сталей выбирается близким по химическому составу с основным материалом. Только при сварке хромомолибденовых сталей высокой жаропрочности (15Х1М1Ф и др.) состав наплавленного металла в определенной степени отличается от состава свариваемой стали. Как
111
Правило, содержание углерода в наплавленном металле выбирается на низком уровне.
Малоуглеродистые стали — прокат из стали Ст. 3, стали 20 и литье из стали 25Л — обычно применяются для деталей статора, работающих при температуре до 300—350° С, так как они обладают невысокими прочностными характеристиками и ограниченной закалкой. Следует заметить, что эти стали могут быть применены и до 400—450° С. Малоуглеродистые стали с содержанием С = 0,2ч-0,3% обладают хорошей свариваемостью; свойства шва и околошовной зоны мало отличаются от свойств основного металла; высокие пластические характеристики в холодном и горячем состоянии способствуют выравниванию зональных внутренних напряжений, возникающих при сварке. Сварные детали из малоуглеродистых сталей после сварки подвергаются термической обработке, определяемой требованием снятия остаточных напряжений, поэтому температура отпуска назначается до 650° С.
С повышением степени легирования свариваемость хромомолибденовых и хромомолибденованадиевых сталей (см. табл. 6 и 7) ухудшается, что приводит к необходимости введения при сварке ряда технологических приемов предварительного подогрева, режима сварки и термической обработки. Сварка таких сталей производится с предварительным подогревом до температуры 200— 450° С в зависимости от марки стали и жесткости свариваемых частей. Легированные стали более чувствительны к термическому воздействию, чем углеродистые, обладают более высоким сопро-' тивлением деформации, что снижает способность к выравниванию внутренних напряжений, возникающих при сварке. В этих сталях особенно понижена деформационная способность зоны термического влияния сварки. После сварки изделие подвергается термической обработке, необходимость которой определяется улучшением свойств металла, снятием внутренних напряжений сварочного шва и околошовной зоны. Для сохранения механических свойств металла заготовки, полученных при термической обработке, температура отпуска после сварки назначается на 20— 40° С ниже или равной температуре отпуска, являющегося последней операцией термической обработки отливки до 710— 740° С.
Отливки, подвергаемые большим заваркам при исправлении дефектов литья, проходят после сварки полную термообработку по режиму основного металла. На сварку в этом случае отливки поступают в отожженном состоянии. Сталь 20ХМ-Л хорошо освоена в производстве отливок, но практически она почти не применяется в современных конструкциях турбин с повышенными начальными параметрами пара, так как область ее применения ограничивается температурой 500° С. Хорошо освоенные стали, широко применяющиеся в отливках деталей статора сов- 112
ременных паровых турбин для соответствующих температур, (табл. 6) это стали 20ХМФ-Л и 15Х1М1Ф-Л. Они обладают хорошими технологическими свойствами и достаточно высокими характеристиками длительной прочности и ползучести (см. табл. 8). Для сварки стали 20ХМФ-Л применяются электроды ЦЛ-20, а для стали 15Х1М1Ф-Л — электроды ЦЛ-27. Как первая, так и вторая марка стали перед сваркой подвергается предварительному подогреву до 300° С, а после сварки они проходят термическую обработку — отпуск при 710—720° С.
Для кованых элементов корпусов, работающих при температурах до 570—580° С, применяются ковочная модификация стали 15Х1М1Ф и хромистая нержавеющая жаропрочная мартенситно- ферритная сталь ЭИ802(15Х12ВМФ).
Сталь П1-Л (15Х1М1ФК1Р-Л) обладает удовлетворительной жаростойкостью при 565—600° С; в условиях длительных выдержек при 600° С сталь, по данным ЦНИИТМАШа, достаточно стабильна; не обладает чувствительностью к отпускной и тепловой хрупкости.
Перспективными сталями, освоенными на крупных промышленных отливках, являются стали ПЗ-Л (15Х2М2ФБС-Л) с рабочими температурами до 580° С и ХИЛ—Б (15Х11МВФ-Л) до 600° С (см. табл. 6—8).
Аустенитные стали ЛА-1, ЛА-5 (табл. 6) характеризуются большой вязкостью в жидком состоянии, повышенной усадкой при застывании металла, что, естественно, усложняет изготовление крупных и сложных отливок; сварка их также представляет трудности. Сталь ЛА-1 обнаруживает чувствительность к межкристаллитной коррозии. Для кованых и сварных деталей статора турбины для температур до 600° С может применяться сталь- ЭИ405, а до 650° С — сталь ЭИ612 (табл. 6—8).
Распространенным и дешевым материалом для отливки деталей статора турбины является чугун марок СЧ18-36, СЧ21-40 и др. (табл. 10).
Отливки деталей статора паровых турбин должны иметь перлитную структуру основной металлической массы чугуна с мелкими по размерам включениями графита. Металл отливок в изломе должен быть однородным, серого цвета, мелкозернистым и не иметь трещин, раковин и т. д. Внутренние поверхности отливок — паровые, масляные полости и все каналы — должны быть очищены до чистого металла. Для снятия остаточных напря- жений отливки из чугуна подвергаются отпуску при температуре
Исправление сваркой пороков чугунных отливок представляет значительные трудности, которые обусловлены: разнородностью химического состава и структуры в пределах одной и той же отливки; пористостью сварочного шва из-за проникновения в металл шва окисленного графита; низкими пластическими свойст-
1131138 Смоленский
113
113
Механические свойства серых чугунов
с пластинчатым графитом по ГОСТ 1412-54
Марка чугуна
°в
в Мн[мг
°Ви в Мн[м.г
Стрела прогиба (ж) при изгибе с расстоянием между опорами
Твердость НВ
600 мм
300 aim
СЧ15-32
>147
>314
>8
>2,5
163—229
СЧ18-36
>177
>353
>8
>2,5
170—229
СЧ21-40
>206
>392
>9
>3
170—241
СЧ24-44
>235
>431
>9
>3
170—241
СЧ 28-48
>275
>471
>9
>3
170—241
вами чугуна, с появлением остаточных напряжений и трещин при сварке; образованием закалочных и отбеленных структур вследствие недостаточно медленного охлаждения, что придает чугуну особенно высокую твердость и хрупкость, исключающие механическую обработку после сварки. Существующие методы холодной и горячей заварки чугуна не являются вполне удовлетворительными для всех случаев, встречающихся в практике.
Одними из наиболее ответственных элементов корпусов паровых турбин являются шпильки (болты) и гайки фланцевых соединений горизонтального разъема корпуса турбины и различных фланцевых соединений крышек корпусов и клапанов. Весь крепеж рассчитывается на 100 000 ч службы, поэтому обязательным являе.ся учет величины предела длительной прочности (с учетом надреза) металла шпильки при назначении начальной и конечной ее затяжки.
Одним из основных требований к фланцевому соединению является увеличение времени до последующей перетяжки крепежа. Основной крепеж рассчитывается на срок службы до повторной затяжки не менее чем 10 000 ч\ если это возможно, срок службы без перетяжки должен равняться двум годам эксплуатации, т. е. практически 15 000 ч. При выборе марки металла учитывается ряд факторов, основным из которых является рабочая температура металла шпилек, показанная в табл. 6—9.
Однако часто принимают сталь, обладающую большей релаксационной стойкостью и предназначенную для более высоких температур. При назначении марки металла для крепежа следует учитывать разницу между коэффициентами линейного расширения металла шпилек и корпуса. Следует заметить, что все металлы (табл. 6—9) для шпилек и гаек, в том числе и сплав на никелевой основе ЭИ765, имеют коэффициент линейного расширения, практически одинаковый или близкий к коэффициенту перлитных сталей, применяемых для деталей статора.
Сплав ЭИ765 применяют в качестве крепежного материала в конструкциях из перлитного металла в случаях крайней необходимости ввиду его повышенной чувствительности к концентра- 114
ции напряжений, гладких и надрезанных образцов при температурах 565 и 600° С, а также его высокой стоимости. Релаксационная стойкость сплава ЭИ765 велика. Сталь ЭИ612, обладающая высокой релаксационной стойкостью, применяется в качестве крепежного материала в конструкциях из аустенитных сталей.
Допускаемые напряжения. При выборе допускаемых напряжений од0П, т. е. коэффициентов запаса прочности деталей корпусов, учитываются приближенность расчета этих деталей, нарушение однородности металла в литом состоянии, наличие пузырей, микротрещин, остаточных напряжений и специфические условия работы рассчитываемой детали. Возникающие в деталях статора напряжения нельзя считать постоянными, учитывая частые пуски и сбросы нагрузки. При выборе коэффициентов запаса прочности необходимо также учитывать имеющиеся постоянные температурные напряжения, которые непосредственно в расчетах не учитываются.
При умеренных температурах допускаемое напряжение выбирается минимальным по пределу текучести Оо.гг при рабочей температуре и пределу прочности растяжению ов при 20° С:
_ °0,2(»__ °в
°8оп ~ Ks ’ °8оп "7 Кв ’
где Ks ‘и Кв —■ коэффициенты запаса прочности по отношению к Оо,2<°, Оу; для литых деталей Ks = 2,3 и Кв = 4,2. Для поковок, проката, штамповок Ks =1,65 и Кв = 3,0.
Для ответственных деталей из серого чугуна марок СЧ18-36, СЧ21-40 допускаемое напряжение выбирается по пределу прочности растяжению
Odon ~ Кв ,
где Кв > 4,5 при работе деталей в области температур до 260° С. Допускаемое напряжение при высоких температурах из трех величин выбирается минимальным:
°0,2t°°д. п°п
080,1 "’ °д0,г =’ °доп = "КГ ’
где а8 п — предел длительной прочности за 100 000 ч при данной температуре;
о„— предел ползучести при деформации 1% за 100 000 ч при данной температуре;
^s> Kg. п, Кп — коэффициенты запаса прочности по отношению К сг0 гг, аа п и °п- Для поковок принимаются Ks = 1,65, Ka.n = 1,65 и Кп = 1,25.
Для литых деталей статора принимаются Ks = 2,0; Ka.n = 2,0 и Кп = 1,55.
ГЛАВА IV
ДИАФРАГМЫ,/СОПЛОВЫЕ И НАПРАВЛЯЮЩИЕ ' АППАРАТЫ
СОПЛОВЫЕ И НАПРАВЛЯЮЩИЕ АППАРАТЫ Ь
Сопловой аппарат служит для преобразования потенциаль-х ной энергии пара в кинетическую паровой струи и направления потока пара на рабочие лопатки ступени.
При дроссельном парораспределении один или два одновременно открывающихся клапана обслуживают всю группу сопел.
В турбинах с сопловым парораспределением, когда имеются несколько (обычно 4—6, реже до 12 клапанов) поочередно открывающихся клапанов и каждый клапан обслуживает отдельную >группу сопел, первая ступень называется регулирующей. Регулирующей ступень названа потому, что при переменных режимах работы через нее проходит два потока пара с различными параметрами пара и скоростями.
) Первый поток в этой ступени проходит через полностью открытые регулирующие клапаны и второй — через один частично открытый клапан. Поток, проходящий через частично открытый клапан, подвергается дросселированию.
Сопловой аппарат является одной из ответственных деталей паровых турбин. С ростом начальных параметров пара требования к сопловому аппарату повышаются.
Начальные параметры пара, расход пара и величина срабатываемого теплового перепада определяют величину проходных сечений сопел, т. е. их высоту и степень парциальности при выбранных среднем диаметре и угле выхода потока из сопел.
Потери энергии в соплах увеличиваются пропорционально квадрату скорости потока и возрастают с уменьшением высоты сопел, а уменьшение степени парциальности приводит к росту вентиляционных потерь. Применение двухвенечной ступени в качестве регулирующей в турбинах с начальными параметрами пара порядка рОабс = 34,3 бар (р0 = 35 ата\ t0 = 435° С объясняется уменьшением количества ступеней в турбине за счет срабатывания значительного теплового перепада в регулирующей ступени и получения более устойчивого к. п. д. при переменных режимах работы.' ■
В турбинах с начальными параметрами пара порядка рйабс = = 88,3 бар (ро = 90 ата^, ^0 = 480=500° С и выше в дополнение к перечисленным явлениям за счет срабатывания значительного теплового перепада параметры пара в соплах понижались (температура пара) настолько, что представилась возможность применить более дешевые стали для деталей проточной части турбины и корпуса.
Развитие металлургии в области жаропрочных сталей и относительно стабильная нагрузка мощных турбин при эксплуатации привели в некоторых случаях к исключению двухвенечной регулирующей ступени и замене ее одновенечной регулирующей ступенью, в соплах которой срабатывается значительно меньший тепловой перепад до 75,4—83,7 кдж/кг (18—20 ккал/кг),/ поэтому скорость потока на выходе из сопловой решетки будет меньше 350 мкек (см. фиг. 56, а и б).
Применение одновенечной регулирующей ступени с умеренными скоростями пара, увеличение высоты сопел по этой причине и в связи с ростом расхода пара при увеличении мощности турбцн; применение сопловых лопаток с профилями, конфигурация которых получена при аэродинамических испытаниях, кроме того применение узких профилей направляющих лопаток приводят к повышению к. п. д. соплового аппарата. Следует отметить, что применение одновенечной ступени в качестве регулирующей по сравнению с двухвенечной приводит к увеличению количества ступеней давления в турбине.
Сопловой аппарат состоит из нескольких сегментов сопел, к каждому из которых пар поступает от отдельного, клапана. Сегменты сопел крепятся к вставным сопловым коробкам или к корпусу турбины, если сопловые коробки выполнены заодно с цилиндром.
■ Сопловые аппараты, применяемые в современных турбинах, можно разделить по типу конструкции на сопловые аппараты с наборными лрпатками, сварные с широкими и узкими профилями сопловых лопаток и литые по выплавляемым моделям.
На фиг. 53 представлен радиальный разрез по сопловому сегменту, где сопла образуются фрезерованными отдельными лопатками 3. Сопловые лопатки 3 заводятся выступом 2 в паз, выточенный в сопловой коробке 7, и крепятся к ней с помощью накладки 4, закрепляемой болтами 6, положение которых фиксируется шайбами 5. Для плотности зажатия сойловых лопаток накладка 4 опирается на поверхность сопловой коробки выступом 7. Напротив перегородок сопловых камер устанавливаются промежуточные вставки. Сегменты сопловых лопаток заканчиваются с обеих сторон концевыми вставками.
Сопловые аппараты с наборными лопатками сложны в изготовлении и требуют большого расхода металла .с отходом в струж-
ку. Кроме того, в этих сопловых аппаратах наблюдается протечка пара через щели между лопатками, которая приводит к размыву поверхностей соприкосновения отдельных лопаток.
С повышением начальных параметров пара турбин при оди-1’ наковом тепловом перепаде в соплах разность давления возрастает, что вызывает увеличение протечки пара через щели между лопатками и размыв их поверхностей соприкосновения.
В последних турбинах высоких параметров пара ЛМЗ изготовляются сварнокованые (фрезерованные) и сварнолитые сегменты. Фрезерованный сопловой аппарат (фиг. 54) состоит из
Фиг. 53. Сопловой аппарат и виды наборных сопловых лопаток.Фиг. 53. Сопловой аппарат и виды наборных сопловых лопаток.
Фиг. 53. Сопловой аппарат и виды наборных сопловых лопаток.
Фиг. 53. Сопловой аппарат и виды наборных сопловых лопаток.
тела 7 с выфрезерованными сопловыми лопатками, вставок 2, заглушек 3 и 5, обода 4 и уплотнительного кольца 6. Все перечисленные детали соединяются сваркой.
К положительным сторонам рассмотренного соплового аппарата относятся высокая точность обработки и чистота поверхностей сопловых каналов.
Высота канала должна быть выдержана в пределах ±0,1 мм, ширина горла — в пределах ± (0,2ч-0,3) мм. Суммарная площадь выхода пара может отклоняться от номинальной в пределах от +2% до —3%. Сборка и сварка соплового аппарата для достижения необходимой точности каналов осуществляются в специальных приспособлениях.
Изготовление такого соплового аппарата в связи с большим объемом механической обработки, большой потерей металла в стружку при фрезеровании лопаток (коэффициент использования металла при изготовлении сегмента с лопатками составляет всего 14%) и термообработке является сложным, трудоемким и неэкономичным процессом.
В турбинах ВПТ-50-2 и К-100-90(ВК-100-6) ЛМЗ применяется сварнолитой сопловой аппарат, выполняемый из заготовок, 118
отлитых по методу выплавляемых моделей (фиг. 55) из' стали 15X11МФ.
Отлитые части сегмента свариваются по прямому стыку с разрезом по лопатке. Изготовление прямого, а не косого стыка упрощает его механическую обработку, повышает качество подго-
Фиг. 54. Сварнокованый сегмент сопел турбины ВПТ-50-3 Л М3:
а — сборка и сварка решетки сегмента; б — окончательная сборка н сварка сегмента.
товки под сварку, облегчает сборку и сварку частей сегментов. Отливка сегмента по выплавляемым моделям обеспечивает необходимую точность размеров выходного сечения, геометрию профиля лопаток и чистоту поверхности по 5—6-му классам.
Переход от конструкции фиг. 54 к сварнолитой конструкции фиг. 55 для турбины ВПТ-50 позволил снизить вес заготовки на одну турбину с 710 до 172 кг, т. е. в 4 раза, уменьшить трудоемкость изготовления с 1730 до 840 нормо-часов и соответственно снизить стоимость изготовления одного комплекта сегмента почти в 2 раза.
В турбине ВР-25 ХТГЗ (фиг. 56, а) с сопловым парораспределением применялась двухвенечная ступень скорости. Сопловой аппарат выполнен с наборными лопатками. Он состоит из обода 4, сопловых лопаток 3 и промежуточного тела 2, сваренных со стороны выхода пара вместе. Сопловой аппарат крепится к торцовой поверхности внутреннего цилиндра болтами /, которые стопорятся шайбами.
Фиг. 55. Сварнолитой сегмент сопел турбины ВПТ-50-2 ЛМЗ.
Для обеспечения паронепроницаемост и опорная поверхность на ободе выполнена в виде кольцевой площадки 5 малой ширины по радиусу и с выходной стороны вставлены два ряда полосы 6 из мягкой стали, которые удерживаются от выпадания чеканкой металла обода соплового аппарата и выступа цилиндра. Эта кон- : струкция соплового аппарата имеет все недостатки, характерные для сопловых аппаратов с наборными лопатками.
Направляющий аппарат применяется только в двухвенечных ступенях скорости. Он состоит из направляющих лопаток 8,:
закрепленных хвостовиками в двух обоймах 7, каждая из которых вставлена в расточки верхней и нижней половин корпуса. Направляющий аппарат крепится к цилиндру 9 винтами. Лопатки ' направляющего аппарата имеют активный профиль и служат главным образом для изменения направления потока пара. Расширение пара в них в малой степени будет при вводе реактивности;
за счет уменьшения высоты лопаток при проектировании ступени,1
120
При модернизации турбины ВР-25 сопловой аппарат заменен конструкцией сварного соплового аппарата с узкими профилями сопловых лопаток. Регулирующей ступенью в модернизированном варианте турбины ВР-25 была двухвенечная ступень скорости.
В последующей конструкции противодавленческой турбины ВРТ-25 ХТГЗ заменяет двухвенечную регулирующую ступень одновенечной ступенью (фиг. 56, б) для повышения экономично-
56789
Фиг. 56. Регулирующие ступени турбин ХТГЗ: а — турбины ВР-25; б — турбины ВРТ-25.
сти турбины. Тело и обод соплового аппарата откованы из одной поковки. Каналы для прохода пара выполнены механической обработкой.
Сопловая решетка состоит из лопаток, вставленных в пазы ленточных бандажей и приваренных к ним по контуру лопаток. Собранная таким образом сопловая решетка сваривается с телом и ободом соплового аппарата.
Крепление соплового аппарата к корпусу турбины такое же, как в турбине ВР-25.
■ Данные сопловые аппараты (фиг. 56, б) просты в изготовлении, на изготовление лопаток требуют малый расход металла, а за счет применения экономичных узких профилей лопаток имеют малые потери энергии пара. Поверхность лопаток выполняется с повышенной чистотой обработки V8—V9. Сварка сопловых аппаратов и диафрагм освоена отечественными заводами с получением необходимой точности сопловых каналов (см. ниже допуски на изготовление сопловых каналов диафрагм). Сопловой аппарат турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ (фиг. 57) выполнен сварным с узкими профилями лопаток также, как и в конструкции
6и9 А6и9 АФиг. 57. Регулирующая ступень и сопловой аппарат турбины К-150-130 (ПВК-150) хтгз.Фиг. 57. Регулирующая ступень и сопловой аппарат турбины К-150-130 (ПВК-150) хтгз.
6и9 А
6и9 А
Фиг. 57. Регулирующая ступень и сопловой аппарат турбины К-150-130 (ПВК-150) хтгз.
Фиг. 57. Регулирующая ступень и сопловой аппарат турбины К-150-130 (ПВК-150) хтгз.
турбины ВРТ-25. Разница этих сопловых аппаратов заключается лишь в методе крепления их к сопловым коробкам.
В турбине К-150-130 (ПВК-150) отдельные сегменты, вставляются в проточки сопловых коробок. Для обеспечения пароне-
проницаемости в зазорах между расточкой в сопловых коробках и сопловым аппаратом последний прижимается в осевом направлении винтами, расположенными по окружности.
ДИАФРАГМЫ
Диафрагмы служат для разделения внутренней полости цилиндра статора турбины на отсеки с различными параметрами пара. Применяются они только в ступенях давления осевых тур- "бин активного типа. В соплах диафрагмы, образованных сопло'- выми лопатками и поверхностями ее тела и обода, за счет изменения сечений каналов происходит преобразование потенциальной энергии пара в кинетическую энергию паровой струи. Установка сопловых лопаток под углом к плоскости вращения рабочего колеса определяет направление потока пара на рабочие лопатки.
Диафрагмы состоят из двух половин (фиг. 58), каждая из которых устанавливается в нижней и верхней половинах цилиндра или в промежуточной обойме. В пазы внутренних расточек половин диафрагм устанавливаются сегменты лабиринтовых у плот- 122
на нее. Это существенно сказы- ступеней парамет-на нее. Это существенно сказы- ступеней парамет-стороныстороны223344Фиг. 58. Схема действия парового усилия на диафрагму:Фиг. 58. Схема действия парового усилия на диафрагму:7 — обод; 2 — сопловые лопатки; 3 — стойки; 4 —- тело (полотно) диафрагмы; 5 — диафрагменное уплотнение;6, 7 — нижний и верхний бандажи.7 — обод; 2 — сопловые лопатки; 3 — стойки; 4 —- тело (полотно) диафрагмы; 5 — диафрагменное уплотнение;6, 7 — нижний и верхний бандажи.
на нее. Это существенно сказы- ступеней парамет-
на нее. Это существенно сказы- ступеней парамет-
стороны
стороны
2
2
3
3
4
4
Фиг. 58. Схема действия парового усилия на диафрагму:
Фиг. 58. Схема действия парового усилия на диафрагму:
7 — обод; 2 — сопловые лопатки; 3 — стойки; 4 —- тело (полотно) диафрагмы; 5 — диафрагменное уплотнение;
6, 7 — нижний и верхний бандажи.
7 — обод; 2 — сопловые лопатки; 3 — стойки; 4 —- тело (полотно) диафрагмы; 5 — диафрагменное уплотнение;
6, 7 — нижний и верхний бандажи.
нений 5 для уменьшения утечки пара вдоль вала в тех местах, где он проходит сквозь диафрагму.
Уплотнительные сегменты, не придавая диафрагме жесткости,
увеличивают паровую нагрузку вается в диафрагмах первых турбин повышенных начальных ров пара.
Разностью давления по обе
диафрагма кольцевой опорной поверхностью обода прижимается к торцовой поверхности А в расточке промежуточной обоймы или цилиндра. Одновременно с этим поверхность А, уплотняя зазор между ободом и,расточкой в цилиндре или обойме, служит для предотвращения пере- течки пара с одной стороны диафрагмы на другую, и поэтому их обработка выполняется с чистотой V6 — V7.
Под действием разности давлений по обе стороны диафрагмы и благодаря конструкции опоры в цилиндре илио ойме по ободу она испытывает значительные изгибающие напряжения. Между диафрагмами и рабочими колесами ротора имеются незначительные осевые зазоры, и поэтому допустимый прогиб диафрагмы в зоне внутренней расточки диафрагм под действием парового усилия определяется весьма малой величиной.
Для надежного сопротивления диафрагмы прогибу необходимо в местах соединения концов лопаток с телом и ободом обеспечить высокую прочность.
Для обеспечения паровой плотности горизонтальный разъем пришабривается по 2-му классу (12—17 пятен на площади 25 X 25 мм).
В зависимости от зоны температур пара диафрагмы в паровых турбинах разделяются на чугунные литые с заливаемыми лопатками и стальные.
Чугунные 'литые диафрагмы с заливаемы м и лопатками (фиг. 59). Эти диафрагмы применяются в зоне температур до 260—320° С. Область применения чугунных. до^260 С диафрагм ограничивается «ростом» серого чугуна под действием температуры. В настоящее время диафрагмы стали изготовлять из модифицированных или высокопрочных чугунов,
имеющих большее сопротивление «росту», благодаря чему температурная область их применения расширилась до 320° С. При выборе той или иной конструкции диафрагмы оценивается эконо
мичность при их изготовлении и эксплуатации.
В части низкого давления пар имеет малую плотность, и по
меремерепонижения давления от ступени к ступени удельный объем
мере
мере
с за-с за-'Луск papa"'Луск papa"Развернутый разрез по 02535Развернутый разрез по 02535Фиг. 59. Чугунная литая диафрагма ливаемыми лопатками.Фиг. 59. Чугунная литая диафрагма ливаемыми лопатками.Разбернутыйразрез по 013ИВад АРазбернутыйразрез по 013ИВад Аего быстро возрастает. В соответствии с этим быстро увеличиваются проходные сечения сопел за счет роста их высоты и средних диаметров ступеней.
с за-
с за-
'Луск papa"
'Луск papa"
Развернутый разрез по 02535
Развернутый разрез по 02535
Фиг. 59. Чугунная литая диафрагма ливаемыми лопатками.
Фиг. 59. Чугунная литая диафрагма ливаемыми лопатками.
Разбернутыйразрез по 013И
Вад А
Разбернутыйразрез по 013И
Вад А
Поэтому конфигурация сопловых каналов по высоте становится сложной (наклонной в сочетании с дугами окружностей), вследствие чего изготавливать их проще и экономичнее путем отливки. Литые поверхности тела и обода диафрагм, образующие сопловые каналы, имеют достаточно высокую степень шероховатости, но из-за больших размеров каналов и небольшой плотности пара их влияние на понижение к. п.д. ступени будет незначительно. В литых чугунных диа.- фрагмах выполняются сопловые лопатки из стали 1X13 путем штамповки из листа (фиг. 60, 5) или фрезерованием из заготовки (фиг. 60, а). В этом случае тоже штамповка лопаток из листа применяется вследствие псболь-
шой плотности пара и больших проходных сечений. Из сопоставления штампованных и фрезерованных лопаток по экономичности
изготовления и эксплуатационному к. п. д. в ряде случаев при изготовлении лопаток последних ступеней конденсационных турбин отдают предпочтение штампованию из листа.
Необходимый профиль заготовке лопатки, вырезанной из листа, придается горячей штамповкой при нагревании заготовки в электропечи до 750—800° С. В этих лопатках механической обработке подвергаются кромки и концы, заливаемые в чугун. Для .создания дополнительной прочности такого соединения лопаток
с телом и ободом диафрагмы в заливаемых в чугун концах Лопаток сверлятся отверстия или фрезеруются пазы типа ласточкина хвоста, "которые при отливке диафрагмы заполняются в виде штифтов.
Края, заливаемые в чугун, лудятся или оцинковываются электролитическим способом для предотвращения коррозии этих
мест в период от изготовления лопаток до их заливки в диафрагмы. Это мероприятие обеспечивает надежное схватывание лопаток с чугуном при заливке. Прочная заливка лопаток в металл диафрагмы проверяется отсутствием дребезжания их при легких ударах.
Особое внимание при отливке диафрагмы обращается на получение точных размеров сопел в соответствии с чертежом, так как малейшие отклонения сопловых сечений от расчетных приводят к изменению теплового процесса и экономичности ступени.
Со стороны выхода пара выходные кромки направляющих лопаток, как правило, расположены радиально.
После изготовления диафрагм, контролю подлежат горло, высота сопловых каналов, средний диаметр, посадочные размеры по ободу и под уплотнительные сегменты. Откло-
а)б)Фиг. 60. Фрезерованные штампованные из листа направляющие лопатки, для литых чугунных диафрагм.а)б)Фиг. 60. Фрезерованные штампованные из листа направляющие лопатки, для литых чугунных диафрагм.нения шагов лопаток от чертеж
а)б)
Фиг. 60. Фрезерованные штампованные из листа направляющие лопатки, для литых чугунных диафрагм.
а)б)
Фиг. 60. Фрезерованные штампованные из листа направляющие лопатки, для литых чугунных диафрагм.
ных допускается в пределах ± 1 мм. Положения паровыходных кромок лопаток между наинизшей и наивысшей кромками в осевом направлении не должны превышать отклонения:
0,5 ммпривысоте соплового канала
мм»»»»
1,5 мм»»»»
мм»»»»
/с < 50 мм;1С = 50ч-100 мм;1с = 100ч- 200 мм;1С > 200 мм./с < 50 мм;1С = 50ч-100 мм;1с = 100ч- 200 мм;1С > 200 мм.Для предотвращения нарушения выходных кромок при механической обработке тела и обода предусматривается утопание выходных кромок в диафрагме д на величину большую, чем допускаемое отклонение положения выходных кромок лопаток межд^ собой (фиг. 59). Разными турбостроительными заводами отклоне-
/с < 50 мм;
1С = 50ч-100 мм;
1с = 100ч- 200 мм;
1С > 200 мм.
/с < 50 мм;
1С = 50ч-100 мм;
1с = 100ч- 200 мм;
1С > 200 мм.
Нйе выходной площади Каналов суммарной и отдельного Сопла, допускается различное: от +2 до —3% ЛМЗ и УТМЗ, ±3% ХТГЗ, ±2% Л КЗ. Отклонение выходной площади каналов у разъема допускается до ±5%. Смещение среднего диаметра лопаток допустимо не более ±0,5 мм. Для диафрагм с короткими лопатками меньше 100 мм горловые сечения промеряются по среднему диаметру, а для лопаток длиной свыше 100—120 мм — три горловых сечения: корневое, среднее и периферическое.
Чтобы получить выходную площадь сопел в пределах допусков по высоте каналов, с обеих сторон предусматриваются припуски по высоте 1,5—2 мм, для слесарной обработки шириной а до 20 мм. Величина а обычно включает в себя всю область горла сопла и выбирается из условия возможности обработки слесарным инструментом со стороны выхода пара. Для корректировки сопловых каналов по указанию конструкторского отдела после снятия размеров, составления паспорта и подсчета припуски срубаются и спиливаются на требуемую величину.
Поверхности каналов, обработанных слесарным способом, имеют большую чистоту по сравнению с литыми, что уменьшает потери, пропорциональные квадрату скорости.
Наибольшая чистота поверхности каналов на выходе важна потому, что к выходу из сопел при расширении пара скорость потока приобретает наибольшее значение. При изготовлении диафрагм одной из важных проблем является получение правильных сечений каналов на ее горизонтальном разъеме при одновременном сохранении простоты обработки и точности изготовления разъема двух ее половин.
В каждую из половин диафрагмы (фиг. 61, а) заливаются по разъему целые лопатки, выступающие концы которых при обработке разъема срезаются. При таком изготовлении часто встречается несовпадение разрезанных лопаток, залитых в разные половины диафрагмы. Подобное нарушение каналов приводит к дополнительным потерям кинетической энергии потока и к возможной вибрации рабочих лопаток. Следует отметить, что выходная- часть лопатки закреплена в теле и ободе диафрагмы небольшим, сравнительно тонким слоем чугуна, который при механической обработке иногда откалывается, вследствие чего на новой диафрагме требуется изготовление стальных наделок, скрепляющихся лопатки с телом и ободом диафрагмы винтами.
Для избежания подобных явлений на ЛМЗ изготовляются диафрагмы с косым горизонтальным ' разъемом (фиг. 59 и 61, б). , '
В настоящее время на ЛМЗ применяется специальный станок для фрезерования косых стыков чугунных диафрагм. Это позволило высвободить уникальные строгальные станки и увеличить производительность на этой операции в 2 раза. Точность обработки повысилась настолько, что зазор по разъему двух половин диа- 126
фрагмЫ не превышает 0,1 хм, благодаря Чему значительно СНИ- - жена трудоемкость слесарной пригонки стыков [34].
v На фиг. 61, в и 62 приведена конструкция, широко применяющаяся в литых и сварных диафрагмах современных турбин ХТГЗ, где выходная кромка лопатки, попадающая в плоскость горизон- , тального разъема, сделана свисающей. Такой конструкцией до- х стигнута простота обработки и пригонки горизонтального разъема , двух половин диафрагм с сохранением чертежных размеров кана- т лов по горизонтальному разъему.
Фиг. 61. Способы изготовления горизонтального разъема диафрагм.
В диафрагме 5-й ступени ц. н. д. турбины К-300-240 (фиг. 62) лопатки выполнены с переменным профилем по высоте.
Лопатка имеет метровую длину, и при изготовлении ее из сплошной заготовки она весила бы 78 кг. Для уменьшения веса лопатка спроектирована полой сварной, при этом ее вес снизился до 45 кг.
Профиль поперечного сечения тела диафрагм определяется конфигурацией смежных с ними дисков переменной толщины в ц. н. д. Осевые размеры (толщина) диафрагм в ц. н. д. определяются расстоянием между осями дисков, полученным из условия допустимых напряжений в их ступицах и получением плавной проточной части, т. е. конструированием сопел по высоте в направлении хода пара таким образом, чтобы не было отрыва струи от стенок. В большинстве случаев диафрагмы в ц. н. д. делаются большей толщины, чем этого требуют условия их прочности.
В чугунных диафрагмах, работающих в среде влажного пара, предусматриваются влагоуловители в виде козырьков по всей
127
окружности обода. Частицы влаги центробежными силами отбрасываются к периферии; попадают в вогнутую часть влагоулови- теля, по ним влага стекает в нижнюю часть цилиндра, откуда по специальным отверстиям поступает в конденсатор (фиг. 59, 62).
Для фиксации в осевом направлении одной половины диафрагмы по отношению к другой вдоль горизонтального разъема применяются шпонки (фиг. 62, 66, 68). Эти шпонки повышают жесткость диафрагмы при прогибе, так как обе половинки по скользящей посадке связывают в целый диск и одновременно уплотняют горизонтальный разъем от перетечки пара в щель между половинками с одной стороны диафрагмы на другую.
Сверху между шпонкой и пазом обычно предусматривается зазор 0,5 мм для предотвращения посадки диафрагмы на шпонку. Шпонка может винтами крепиться в паз к верхней или нижней половине диафрагмы. Шпоночный паз в теле и ободе диафрагмы или только в теле выполняется пальцевой фрезой так, чтобы не было выхода его в паровой канал. Тем самым предотвращается возможность повреждения направляющей лопатки, залитой в диафрагму, и протечка пара через зазор между шпонкой и пазом.
Для транспортировки диафрагм на разъеме в теле или ободе в каждой половине ее делаются по два нарезных отверстия под рымы. Для этой же цели по наружной цилиндрической поверхности обода вблизи вертикальной оси делаются по два нарезных отверстия.
Некоторые заводы и зарубежные фирмы вместо отверстий под рымы делают ступенчатые сверления в теле диафрагмы, в которые запрессовываются втулки со стороны входа пара. В этом случае для транспортировки применяется специальное приспособление.
Стальные диафрагмы применяются в зоне температур свыше 260—320° С, могут быть литыми с заливаемыми лопатками; с наборными лопатками; сварными с широкими и узкими профилями направляющих лопаток. В том случае, если профиль соплового аппарата мало изменяется по высоте, то оказывается целесообразным при температуре пара ниже 260° С применять вместо чугунных диафрагм сварные с полотном и ободом из углеродистой стали.
В цилиндрах высокого и среднего давления рабочие диски имеют постоянную толщину по радиусу, что определяет прямо-, угольную форму стальных диафрагм, расположенных между ними. Это, в свою очередь, упрощает их механическую обработку.
Осевые размеры диафрагм в области высоких параметров пара, как правило, определяются допустимыми величинами напряжении на изгиб и величиной допустимого прогиба. С ростом параметров пара при одинаковых теплоперепадах в соплах разность давлений по обе стороны диафрагмы возрастает, поэтому увеличивается и толщина их. Вот почему при цельнокованом роторе
9 Смоленский 129
Наиболее жесткая Конструкция диафрагм с наименьшими осевыми размерами приводит к сокращению осевых размеров турбины.
Стальные литые диафрагмы с заливаемыми лопатками применялись в начале развития турбостроения, но скоро вышли из употребления, так как при отливке таких диафрагм часто вследствие высокой температуры жидкого металла и малой толщины тонкие выходные кромки лопаток становились хрупкими. Конструкция литых стальных диафрагм и их метод изготовления были такими же, как и чугунных с заливаемыми лопатками.
Фиг. 63. Направляющие лопатки, набираемые иа диафрагму.
При дальнейшем развитии турбостроения примерно до 1950— 1953 гг. в турбинах в этой области температур нашли широкое распространение диафрагмы с наборными лопатками (фиг. 63). Сопловые каналы в них выполнены с высокой точностью ' и чистотой, так как их лопатки изготовляются фрезерованием, а профильная часть их шлифуется или полируется.
Лопатки с помощью вильчатого хвоста и заклепок крепятся к телу диафрагмы. Для придания большей жесткости лопатки охватываются бандажом из мягкой стали, помещенным в паз лопаток.
В современных турбинах отечественного производства нашли широкое применение вместо диафрагм с наборными лопатками, диафрагмы сварные с широким и узким профилем сопловых лопаток (фиг. 64, 65). Трудоемкость одной сварной диафрагмы по сравнению с диафрагмой с наборными лопатками снизилась в 3 раза, расход нержавеющей стали уменьшился в среднем в 5 раз, кроме того, предоставилась возможность применять светлокатаные профильные заготовки для направляющих лопаток и сократить их трудоемкость изготовления в 6—8 раз.
В сварной диафрагме обеспечивается герметичность каждого соплового канала и устраняется протечка пара через щели между лопатками, которые неизбежны в наборных диафрагмах.
130
Исследования диафрагм на прогиб на ЛМЗ [221 показали, что сварные диафрагмы по сравнению с диафрагмами с наборными лопатками имеют прогиб меньше на 30—40% и напряжение в теле
Фиг. 64. Сварные диафрагмы:
° — с Узким и б — с широким профилем направляющих лопаток; / — цилиндр или обойма турбины; 2 — бандажное уплотнение; 3 — обод диафрагмы; 4, 6 — верхняя и нижняя бандажные ленты; 5 — направляющие лопатки; 7 — стойки; 8 — тело (полотно) диафрагмы; 9 — диафрагменное уплотнение; 10 — полукольца; // — винты или штифты.
также приблизительно в 2 раза меньше, что дает возможность уменьшить толщину диафрагм, а значит и осевые размеры турбины.
Наиболее напряженными лопатками диафрагм являются две-три ближайшие к разъему и особенно крайняя, включая и разрезную 9*131
Лопатку. Особенно напряженными из крайних являются лопатКИ, обращенные к разъему выходными кромками. Сварная диафрагма (фиг. 64, б и 65, а) состоит из тела 8, обода 3, сопловых лопаток 5, наружной 4 и внутренней 6 бандажных лент толщиной 4—6 мм.
В профильные отверстия, пробитые пуансоном в бандажных лентах, вставляются сопловые лопатки и привариваются по контуру профиля по наружным поверхностям бандажей. Сварка производится в специальном приспособлении, обеспечивающем необходимую геометрию сопловой решетки, соответствующие размеры и допуски. Далее сопловая решетка стыковыми швами
л)б)
Фиг, 65. Направляющие лопатки сварных диафрагм: а —с широким; б —с узким профилем.
с односторонней разделкой сваривается с телом и ободом/Высота швов, соединяющих сопловую решетку с телом и ободом, обычно составляет 0,15—0,20 ширины профиля; выбирается она из условий прочности шва и, с другой стороны, чтобы увеличение калибра шва не приводило к чрезмерной деформации конструкции при сварке.
Сборка под сварку сопловой решетки с телом и ободом производится также в приспособлении, гарантирующем сохранение размеров проходных сечений.
Сварные диафрагмы (фиг. 64, б) в зависимости от плавности поточной части (конфигурации ее) и местоположения диафрагмы в турбине могут быть с прямыми и косыми бандажами.
В первых ступенях турбины каналы обычно более простые, и по мере расширения пара они усложняются. Наиболее простыми в изготовлении являются диафрагмы с прямыми бандажами.
При расчете шага отверстий под лопатки в бандажных лентах и проектировании сборочной оснастки учитываются усадочные деформации при сварке. Поправки для компенсации усадок найдены на основе исследовательских работ. Просечка пазов в бан- 132
дажных лентах под лопатки производится с учетом деформаций, вызывающих изменение шага лопаток в результате проведения сварки сопловой решетки, приварки ее к телу и ободу диафрагмы:
s = s0 + As,
где s0 — теоретический шаг между лопатками;
s — шаг при просечке лент;
As — поправка на шаг, равная 0,1—0,2 мм для лент хромистых сталей и 0,3—0,4 мм для аустенитных сталей.
Сварные диафрагмы работают в среде высокого давления пара и высоких температур, поэтому к исходным материалам и качеству сварочного соединения предъявляются повышенные требования.
Точность изготовления сварных диафрагм на к. п. д. турбины оказывает существенное влияние (см. табл. И).
Всякие отклонения выходных сечений от расчетных величин приводят к изменению теплового процесса и экономичности ступеней, осевого усилия на ротор, напряжений в диафрагмах и т. д.
В современных турбинах применяются высокоэффективные профили сопловых лопаток, полученные на основе аэродинамических исследований послевоенных лет ЦКТИ, ВТИ и других институтов, а также заводских лабораторий.
В первых ступенях давления для повышения к п. д. сопловой решетки (см. § 2) высотою до ЮО—НО мм применяют диафрагмы с узким профилем лопаток.
В этих диафрагмах тело и обод выполняются из одной поковки .(фиг. 64, а, 65, б).
Каналы между ребрами жесткости (стойками) выполняются долблением. Силовую нагрузку в диафрагмах несут главным образом стойки, имеющие каплевидное сечение. Обычно стойки располагаются друг от друга на расстоянии тройного шага лопаток, а у разъема — на расстоянии двойного шага лопаток для уменьшения .напряжений в крайних стойках. Исследования показали, что расположение стоек против лопаток или против соплового канала на к. п. д. ступени не сказывается.
Изготовление лопаточного аппарата дешевле как по затратам материала, так и по механической обработке в диафрагмах с узкими профилями по сравнению с диафрагмами с широкими профилями сопловых лопаток. В данном случае конструкторами создана возможность изготовлять лопатки из светлокатаного профиля. Сопловые лопатки с узким и широким профилем из светлокатаного профиля должны выполняться с утолщенной до 2—3 мм выходной кромкой, которая дополнительно обрабатывается в пределах высоты рабочего канала в заготовках лопаток с оставлением исходной толщины по торцам на высоту 3—5 мм (фиг. 65). Наличие утолщения кромки в месте приварки бандажа к лопатке необходимо потому, что пробивка паза в бандажной ленте толщиной, равной толщине, выходной кромки до 0,5 мм, невозможна. Кроме
9
у
i
5
сб
•е-
3Bl
X 3 X
X U
X X
Ч X о
О
s
Л X
S
X
8
о 3 X X о X
О
я о
S к X -У
X ' X X
*y
<3
«5
•Q/
Of
oq
to
V
см
-H
см со
S
С о
О
СП
к
(V X X (V ч И о
+1
lO
+1
CM
CM
to
4-1
X X то
« и
з О ”
^тоО
ах
то Ч 2
X то Р-
1 s
«м о ”
_ вс
X X о
^ а®
.. X
>»
о
г. о то У м м eg X ® ”g «3
х
>»ю S С и х х кс к « а»
о х
*
о с
о ч X
X о
то а
о
ох
s
X
..Su >»У X а с л
то
и
то
S
а
то
X
о
KCR
3
о
и
то
X
то
кс«
и
•a
a
о с
то ч
to
x
о к
ч то
S
- to
5 t- X О
у
Л^ О О ТО
О
ТО X
X a
то a
о к
S я и
о s
S ^ аа
..CQ R 5 '^ X EJ ® ТО в- 2 ” то Я v ТО х о
о-е-
у
Ч
x
о
о
о
V к 3 <
КС
- - тоX ^\о
И СХ
о ч и
»s S я я
о
к
X
о
ч
£ £
того, утолщение кромки по торцам лопаток способствует получению более качественного сварного соединения и устраняет обгорание выходной кромки при сварке.
§ 15. УСТАНОВКА ДИАФРАГМ В ЦИЛИНДРЕИЛИ В ОБОЙМАХ
Способы установки диафрагм в осевом направлении (фиг. 62, 64) или в радиальном (фиг, 66) являются наиболее простыми в изготовлении и надежными в эксплуатации турбины и применяются не только для установки диафрагм непосредственно в цилиндре или обойме, но и для установки обойм в цилиндре. Рассмотренные здесь положения о диафрагмах следует распространить и на обоймы. При установке диафграм должна быть обеспечена прочность их крепления в цилиндре или в обоймах и надлежащая плотность для предотвращения пропаривания по горизонтальному разъему диафрагмы и по ободу в месте соединения диафрагмы с цилиндром или обоймой.
В современных турбинах диафрагмы устанавливаются во внутренние расточки цилиндра или обойм. Торцовая поверхность А в расточке обоймы (фиг. 62, 64) или цилиндра является опорной для диафрагмы.
Диафрагма, создаваемой разностью давления по обе ее стороны, прижимается к поверхности А. Поверхность расточки А должна быть выполнена таким образом, чтобы соблюдалась строгая перпендикулярность диафрагмы к оси ротора, для обеспечения оди- 'наковой величины зазоров по окружности между различными частями диафрагмы и рабочими колесами.
Со стороны выхода (фиг. 62) или входа (фиг. 64) пара между торцовой поверхностью расточки и ободом диафрагмы делается зазор 1,5—2,5 мм, при этом в обод вворачиваются винты или' устанавливаются штифты диаметром 8—12 мм в количестве 3—4 шт. по полуокружности из латуни или мягкой стали. Припиловкой штифтов или головок винтов создается зазор 0,1—0,15 мм.
Такая конструкция обеспечивает тепловое относительное осевое расширение и рост чугуна.
Во время ревизии турбины при обнаружении роста чугуна ■для восстановления зазора штифты или винты припиливаются.
В стальных диафрагмах (фиг. 64) иногда штифтов не делается, а для обеспечения теплового расширения предусматривается зазор 0,1—0,15 мм между торцовыми поверхностями обода и расточки.
Для предотвращения прикипания диафрагмы в расточке поверхности ее, обода и расточке цилиндра или обойм протираются серебристым чешуйчатым графитом.
Концентричность расточки с ротором в рабочих условиях достигается расположением осей расточки диафрагм по линии
вала с учетом естественного прогиба ротора в рабочих условиях, прогиба цилиндра, смещения ротора из-за всплывания шеек вала на масляной пленке в подшипнике и влияния тепловых деформаций и расширений цилиндра.
При пуске турбины и изменении ее нагрузки диафрагмы, омываемые со всех сторон паром, прогреваются быстрее цилиндра. В зависимости от размеров и температуры омываемого пара в большинстве случаев диафрагмы прогреваются быстрее обойм.
Схемы установок, широко применяемые в современных турбинах, приведены на фиг. 66, а и б.
а-а
Фиг. 66. Крепление диафрагм в цилиндре или обоймах с помощью шпонок:
/ — диафрагма; 2 — цилиндр или обойма; 3 — шпонки (лапки) для подвески верхних половин диафрагм; 4 — шпонки для подвески нижних половин диафрагм; 5, 7 — шпонки для центровки диафрагмы в вертикальной плоскости; 6 — болтовое соединение двух половин диафрагм; 8 — шпонка по горизонтальному разъему диафрагмы.
Установка диафрагм, показанная на фиг. 66, а, применяется как в ц. в. д., так и в ц. н. д. Между наружной цилиндрической поверхностью диафрагмы и расточкой в цилиндре или в обойме предусматривается тепловой радиальный зазор 6 = 1,5ч-3 мм для стальных диафрагм с запасом исходя из предполагаемого максимального относительного теплового расширения (обычно не менее д — 1,5 мм), а в чугунных диафрагмах для обеспечения относительного теплового расширения и роста чугуна.
Нижняя половина диафрагмы подвешивается на шпонках 4, прикрепленных к диафрагме винтами, или приваренных к ней вблизи горизонтального разъема (фиг. 66, 67, ж, з). Указанное место крепления очень важно, так как расстояние от горизонтального разъема до опорных поверхностей Н и разность температур определяют величину расцентровки диафрагмы в вертикальной пло- 136
скости при переменных тепловых режимах, что в конечном итоге определяет изменения радиальных зазоров снизу вала в диафрагменных уплотнениях.
В нижней части расточки цилиндра или обоймы, прикрепляется шпонка 5 для центровки диафрагмы в вертикальной плоскости. Таким образом, нижняя половина диафрагмы расширяется в радиальном направлении от вала к цилиндру (показано стрелками на фиг. 66, а\
Принцип установки верхней половины диафрагмы в верхней половине корпуса или обойме тот же, что и для нижней. Она также подвешивается по горизонтальному разъему на шпонках 3, закрепленных вблизи разъема цилиндра или обоймы и позволяющих радиальное расширение. В вертикальной плоскости диафрагма центрируется шпонкой 7.
Рассмотренная установка диафрагмы в цилиндре или обойме может быть применена при любой разности температур между этими деталями при переменных тепловых режимах. Она обеспечивает равномерное расширение диафрагмы во всех направлениях с сохранением плотности горизонтального разъема и концентричности расточек диафрагм с расточками цилиндра.
При монтаже диафрагм следует учитывать статический прогиб ротора, если он составляет значительную величину, особенно в ступенях, наиболее удаленных от опор (на фиг. 66 он показан размером а).
В некоторых конструкциях шпонка 7 для простоты технологи- ' ческого процесса установки и удобства обработки диафрагм заменяется штифтом, призматической или цилиндрической шпонкой, расположенной на разъеме двух половин диафрагмы (фиг. 67, г, д, е).
В диафрагмах, имеющих достаточно большую массу, обычно в последних ступенях конденсационных турбин, показанных на фиг. 62, применяют установку фиг. 66, б.
Такая конструкция отличается от рассмотренной выше на фиг. 66, а тем, что верхняя половина диафрагмы центрируется по нижней с помощью призонных болтов или штифтов (фиг. 67, е) и этими болтами крепится с ней одним или двумя дополнительными с каждой стороны.
В данном случае тепловое расширение диафрагмы происхо-. дит так же радиально от вала к корпусу.
Технология центровки диафрагм на шпонках (фиг. 66) проста. Вначале производится центровка диафрагмы по высоте за счет пригонки опорных поверхностей боковых шпонок 4 (лапок), с помощью применения сменных пластин. Далее диафрагма центрируется по калибровочному валу, при этом добиваются одинакового радиального расстояния от калибровочного вала до внутренней расточки диафрагмы. Нижняя шпонка 5 обрабатывается по размерам, взятым с места. Такой же порядок центровки и верхней половины диафрагмы, 138
На фиг. 68, й приведена установка диафрагмы на штифтах, которая может применяться только при малой разности температур между диафрагмой и обоймой или цилиндром и не обеспечивает плотности горизонтального разъема.
В последнее время такая установка почти не применяется в турбинах. Нижняя половина установлена на трех-четырех штифтах 2, изготовленных из мягкой стали или латуни и вставленных в сверленые гнезда обода диафрагмы.
Фиг. 68. Крепление диафрагм в цилиндре или обоймах на штифтах:
/ — шпонки (лапки) для подвески верхних половин диафрагм; 2 — штифты; 3 и 4 — центрирующие штифты илн шпонки; 5 — шпонка по горизонтальному разъему диафрагмы.
Верхняя половина диафрагмы по горизонтальному разъему подвешивается на планках (шпонках), прикрепленных к разъему верхней половины обоймы или цилиндра.
По ободу верхней половины диафрагмы также имеются три или четыре штифта. При пуске и нагружении турбины тепловое расширение нижней половины происходит вверх от опорных штифтов (показано на фиг. 68, й стрелками), поэтому в уплотнении снизу вала должен^быть предусмотрен дополнительный тепловой зазор 65 к радиальному зазору 64. По горизонтальному разъему диафрагмы для этой цели предусматривается зазор 63.
Верхняя половина от опорных шпонок 1, расположенных по разъему, расширяется вверх, поэтому между штифтами и цилиндрической расточкой предусматриваются зазоры 64 и 62. При монтаже верхняя половина диафрагмы относительно оси может быть смещена влево или вправо на величину зазора 61( поэтому этот зазор, определяемый расстоянием Н от опорных шпонок 1 радиусом торцевых поверхностей штифтов и разностью температур, должен быть меньше радиального зазора в уплотнении 6^.
Иногда, улучшая установку на штифтах, применяют шпонки или центрирующие штифты 3 и 4 (фиг. 68, б), которые предотвращают смещение диафрагм в поперечном направлении. Однако технология центровки диафрагм при установке на штифтах сложна и трудоемка. При таком способе центровка половин диафрагм осуществляется многократным припиливанием радиальных штифтов, с одновременными выемками и установками диафрагм в обойму для повторных замеров от фальш-вала. Положение диафрагм по высоте определяется путем замера разницы горизонтальных разъемов обоймы и диафрагмы в нижней половине обоймы и переноса этого размера на ее верхнюю половину. После этого верхняя и нижняя половины диафрагмы конструкции фиг. 68, б фиксируются в обойме центрирующими штифтами 3 и 4 на расточном станке, и снова проверяется точность центровки в цилиндре обойм и диафрагм в сборе.
§ 16. РАСЧЕТ ДИАФРАГМ НА ПРОЧНОСТЬ
Расчет сопловых лопаток
На сопловые лопатки (фиг. 69) действуют внешние нагрузки: статическая разность давления пара по обе стороны диафрагмы или соплового аппарата в первой ступени; динамическое давление
пара вследствие изменения количества движения при протекании пара через сопловую решетку; изгибающий момент, от действующих усилий которого создается деформация диаграм (этот расчет лопаток дан в рас- * чете диафрагм на прочность).
Фиг. 69. Схема действия усилий на направляющую лопатку.
Считаем, что паровая нагрузка равномерно распределена по высоте направляющей лопатки, тогда для одной лопатки величина первого усилия определится по формуле
р'= др^/н(кГ); (16)
где Ар = рг —р2 — перепад давления до и после сопла в н/м2 (к Г/см2);
Dc — средний диаметр в м (см);z — число сопел;1
/ — высота сопЛовой лопатки в м (см).
Величина второго усилия на одну ЛопаДку определяется из уравнений изменения количества движения, как сумма окружной и осевой составляющих, соответственно равных:
ри=4^-с^ н’ ри = ^-(с^-с^кГ,
р;--^^-^ н>
(18)
гдеG — секундный расход пара через сопловую ре
шетку в кг/сек-,
g = 9,81 — ускорение силы тяжести в м/сек\
с1и, &и Сха, сЦ — окружные и осевые составляющие скоростей пара;
с^и, с"а — при входе в сопловую решетку, а Схи, Сха— при выходе из нее в м/сек.
Суммарное осевое усилие
Ра = Ра + Ра-(19)
Усилие, изгибающее лопатку относительно оси X—X,
Pi = Р« sin ° + Ра COS °-(29)
Усилие, изгибающее направляющую лопатку относительно оси У—У,
Р2 = Ра sin а — Ри cos а.(21)
Максимальное изгибающее напряжение лопатки будет в корневом сечении с равномерно распределенной нагрузкой при заделанных концах
о„, = 8^- н/м» (кГ/см^, '■ (22)
где Wx — момент сопротивления лопатки относительно оси X—X, проходящей через центр тяжести сечения па- раллелыго линии, соединяющей кромки лопатки.
За счет изгиба относительно оси X—X в кромках лопатки появляются растягивающие усилия, а в выпуклой части — сжимающие.
Расчет лопатки на изгиб относительно оси У—У производится так же, как и относительно оси X—X.
Его обычно не проводят, так как жесткость лопатки относительно оси У—У намного превышает жесткость относительно
оси X—X, к тому же усилия, изгибающие лопатку в этом направлении, незначительны.
• В коротких лопатках изгибающих усилий от динамического, воздействия пара не учитывают, так как его величина мала.
Расчет сопловых лопаток проводят по рассмотренной выше методике для диафрагм и сопловых аппаратов с узкими профилями лопаток и для чугунных литых диафрагм с заливаемыми лопатками.
Графоаналитический способ определениягеометрических характеристик профиля сложнойконфигурации
Этот способ применяется для вычисления площади F, момента инерции / и момента сопротивления W, а также нахождения одной из главных осей инерции, проходящей через центр тяжести профилей сложной конфигурации (профилей сопловых и рабочих
Фиг. 70. К расчету площади F, момента инерции J, момента сопротивления W и нахождения главных осей инерции профиля сложной конфигурации.
лопаток, тела и обода диафрагм, стоек в диафрагмах с узкими профилями сопловых лопаток). Сущность этого способа заключается в разбивке сложного профиля на элементарные прямоугольные площадки..и в вычислении геометрических характеристик этих площадок.
Фигурный профиль для большей точности расчета вычерчивается в крупном масштабе (фиг. 70), затем через его середину проводится ось О—О, относительно которой будет производиться расчет профиля. Ширина профиля А делится на нечетное число, например на 11, 13, 15 и т. д., которое определяет количество элементарных участков ^ на фиг. 70 а ) • 142
Далее проводят линии, параллельные оси 0—0, на расстоянии а друг от друга, которые обозначаются цифрами 1< 2, 3 с одной стороны от оси О—О со знаком плюс (-р), а с другой — со знаком минус (—).
Между этими линиями проводятся пунктирные линии на расстоянии а/2, в результате чего получим профиль, разбитый на элементарные прямоугольные участки, у которых средние линии обозначены цифрами 1, 2, 3, 4, 5 и т. д. Чем больше таких участков, тем точнее будет расчет элементов сложного профиля.
Длины прямоугольных участков, расположенных сверху от оси О—О, обозначаются Ьт2, Ь™, &2П и т. д., а снизу —bi, bi , b\u и т. д., при этом расстояния ух, уг, у3 и т. д. от оси О—О до средних линий отдельных участков, замеренные на чертеже, записываются в таблицу.
В таблице подсчитываются вспомогательные величины
Sb = Sb» + Sbx; Sby = Sb»y — Sbxy и
W = W +
которые понадобятся в,дальнейшем расчете (см. в примере расчета табл. 12). Для простоты расчета замечаем (фиг. 70), что
Ух = Уха = 1а; Уз = Уз» = 2а;'
Уз = Уза = За и т. д., тогда
^by^a^by'; W = a^V
В расчетные таблицы вместо ух, у», у3 и т. д. заносятся
у\ = 1, Уз = 2, Уз = 3 и т. Д.
Площадь профиля с достаточной степенью точности рассчитывается как сумма площадей элементарных прямоугольных площадок:
F--^к^аЬ» -V^ab^ ^k^b»V^ = -^b, (23) где т у^масштаб чертежа профиля.
МоМент инерции относительно оси 0—О любого элементарного прямоугольного участка, расположенного на расстоянии у от оси О—О, равен произведению площади участка / на квадрат расстояния у4;
I'0 = ~r-fya = -^bay\
Момент инерции фигурного профиля относительно оси 0—О, равен сумме моментов инерции отдельных участков относительно этой оси:
/о = т S ab^ 4- 2 ab^ = -^ (2 Ь^ + 2 W) =
или, подставляя ух = у\а\ уг = у2а и т. д., получим
16-^^Ьгу'Ч^Ьху^ = ^Ьу< (24)
Статический момент инерции профиля относительно оси 0^-0 определится как сумма отдельных участков относительно этой оси:
S -(2 abyy - 2 ab^ = ЛА№у-^ Ьху) = ^-^Ьу
или, подставляя ух = у\а; у2 = z/гй; Уз — Уз^ и т- Д-> получим
3 - 4 ^ V- ХМ') - ^г W.(25)
Величина статического момента инерции может быть
s > о при 2 М > —2 Ь1У.
s < о при 2 ь^у < —2М;
S = 0 при ^Ь^у = — ^Ьху.
В последнем случае, когда S = 0, ось О—О является главной осью инерции, проходящей через центр тяжести профиля.
Расстояние от оси О—О до главной оси инерции, проходящей через центр тяжести, выразится
л - 4да
Знак ус может быть с плюсом или минусом в зависимости от знака статического момента инерции S. Он показывает, в какую сторону от оси О—О сдвинута на расстоянии ус главная ось инерции X—X, т. е. при знаке минус главная ось инерции (фиг. 70) сдвигается вниз, а при знаке плюс она сдвигается вверх.
Момент инерции профиля относительно главной оси инерции X—X
Ix=I0-Syc.(27)
По чертежу определяются расстояния от нейтральной оси X—X до наиболее удаленных волокон профиля /т и /2, тогда моменты сопротивления подсчитываются так:
<28>
Для простоты построения обычно проводят только средние линии участков без построения элементарных площадок.
Расчет диафрагм
Применяемые в современном турбостроении стальные сварные диафрагмы с широкими и узкими профилями сопловых лопаток и чугунные диафрагмы с залитыми лопатками представляют собой монолитные конструкции, поэтому для всех видов таких диафрагм на отечественных заводах применяются в основном одинаковые методики расчета. Обычно диафрагмы состоят из двух полуколец, опирающихся по ободу со стороны выхода пара на торцовую поверхность расточки цилиндра или промежуточной обоймы, подвержены действию разности давлений пара по обе стороны. Суммарная нагрузка, изгибающая диафрагму, определяется величинами перепада давлений пара по обе ее стороны и площадей торцовых поверхностей диафрагмы и уплотнений, показанных на фиг. 58. Таким образом, диафрагма представляет собой две полукольцевые пластины (тело и обод), жестко соединенные лопатками или стойками, несущими силовую нагрузку в конструкциях с узкими профилями лопаток. Вся система нагружена равномерно распределенным давлением, а лопатки, кроме того, нагружены распределенным по ее длине окружным усилием. Наличие горизонтального разъема в диафрагмах приводит к неравномерному распределению прогибов и напряжений в ее элементах, что вызывает основные трудности расчета и заставляет прибегать к приближенным методам. Для проверки результатов, полученных при расчете, производятся испытания изготовленных диафрагм для определения величин прогибов и остаточных деформаций при 100%-ной и 150%-ной рабочей нагрузке. Расчет диафрагм на прочность заключается в определении напряжений в элементах диафрагм и прогибов у корня лопаток и/по внутреннему диаметру уплотнений. При выборе допускаемых напряжений учитываются изменения механических свойств металла, происходящие под действием высоких температур, и степень точности применяемой методики расчета (см. § 17).
Малые величины осевых зазоров между вращающимися и неподвижными деталями в турбине ограничивают величины прогибов диафрагм. Для избежания задеваний диска ротора о диаф- 10 Смоленский■
рагму осевой зазор Между Ними принимается не менее тройной величины прогиба диафрагмы, полученной из ее расчета.
Здесь приводится приближенная методика расчета диафрагм, Которая в настоящее время является одной из основных, применяемых при рабочем проектировании. Вывод формул из-за сложности и ограниченного объема книги здесь не приводится. Более подробно с некоторыми методами расчета диафрагм можно познакомиться в работе [63]. Максимальное напряжение в ободе диафрагм определяется по формуле
о0б _ ка ^Р ^^^ н1м2.(30)
Максимальное напряжение в теле диафрагмы определяется по формуле
ат = Ка .^^^J^. н/м2 (кГ/см2),(31).
где Ка — коэффициент напряжений, определяемый по кривой фиг. 71, а;
/г, /об — моменты инерции тела и обода относительно осей X—X, проходящих через центры тяжестей тела и обода диафрагмы, перпендикулярных к оси ротора в см4 (фиг. 72, а).
Фиг. 71. Вспомогательные графики для расчета диафрагм:Фиг. 71. Вспомогательные графики для расчета диафрагм:
Фиг. 71. Вспомогательные графики для расчета диафрагм:
Фиг. 71. Вспомогательные графики для расчета диафрагм:
а — график для определения коэффициента К^» б—графикдля определения коэффициента К^«
. В том случае, если 1Т < 1об, то в формулы (30) и (31) вместо суммы 1Т + /об подставляется 21 об.
Максимальное изгибающее напряжение в лопатке, вызванное разностью давлений по обе стороны диафрагмы, определится по формуле
146146оо1.2-kpDc(Dc — dtiMWAz1.2-kpDc(Dc — dtiMWAzн/м2 ^кПсм2^,н/м2 ^кПсм2^,(32)(32)
146
146
о
о
1.2-kpDc(Dc — dtiMWAz
1.2-kpDc(Dc — dtiMWAz
н/м2 ^кПсм2^,
н/м2 ^кПсм2^,
(32)
(32)
где/ — активная высота Лопатки в сМ в форму
лах (32) и (34), для сварных диафрагм высота / = /л + 2й, где 6 — толщина бандажа, а для литых диафрагм I — высота со стороны выхода пара;
Wx = ~момент сопротивления сечения лопатки ЧихЧх
. относительно оси X—X, проходящей через центр тяжести профиля лопатки (см. фиг. 72, б);
/л — момент инерции сечения лопатки относи-тельно оси X—X (см. фиг. 72, б);
1вх или 1вых — расстояние наиболее удаленного волокна от нейтральной оси;
z — число лопаток в двух половинах диафрагм.
В данной методике расчета делается допущение — считается, что сопловые лопатки изгибаются относительно оси X—X, проходящей через центр тяжести профиля параллельно плоскости вращения диска. Ось X—X не является главной осью инерции профиля (показанная на фиг. 69). Таким образом, в действительности, находясь в условиях косого изгиба, сопловые лопатки будут иметь деформации не только в осевом, но и в радиальном направлениях.
В стальных и литых диафрагмах лопатки являются статически неопределимыми балками, у которых оба конца заделаны в тело и обод. Прогиб диафрагмы определяется методом наложения двух деформаций: прогиба лопатки Ал при условии абсолютной жесткости тела; прогиба тела Дг при условии абсолютной жесткости лопатки:
А = Д„ + Дг.(33)
Прогиб лопаток определяется по формуле
Дл = ^pDXPc^d^P ^(34)
где Ел — модуль упругости материала лопаток.
Прогиб тела диафрагмы
КдДр(0,ЬРо„У>
Дг-= - Р "П—см>(35)
/1 Etvt об)’
где Кк — коэффициент прогиба выбирается по фиг. 71, б в зави- d„
симости от отношения при определении про- von
гиба на диаметре сП и в зависимости от - и
-Д- при определении прогиба у корня лопатки.
14714710* j
147
147
Пример расчёта сварной диафрагмы с широким профилемсопловых лопаток
Р а с ч е т площади, момента инерции, момента сопротивления сопловой лопатки.
Для расчета профиль направляющей лопатки вычерчивается в масштабе m = 3 : 1 и наносятся средние линии участков от оси 0—0 (фиг. 72, б). Замеряются величины b на чертеже; у' = = 1, 2, 3 и т. д. и заносятся в расчетную табл. 12, в которой подсчитываются вспомогательные величины
by’, у'1, by'1 и суммы 26, Ttby', ^by' .
Расчет площади, момента инерции и момента сопротивления ' профиля сопловой лопатки В = 65 мм
№ по пор.
6
У*
by'
Уг
Ьу'г
11
1,93 .
11
21,23
121
233,53
10
2,64
10
26,4
100
264
9
3,0
9
27,0
81
243
8
3,3
8
26,4
64
211,2
'7
3,6
7
25,2
49
176,4
6
3,9
6
23,4
36
140,4
5
14,25
5
21,25
25
106,29
4
4,58
4
18,32
16
73,28
3
4,9
3
14,7
9
44,1
2
5,22
2
10,44
4
20,88
1
5,55
1
5,55
1
5,55
—0
5,8
0
0
0
0
—1
6,08
—1
—6,08
1
6,08
—2
6,34
—2
— 12,58
4
25,36
—3
6,57
—3
— 19,71
9 '
59,13
—4
6,77
—4
—27,08
16
108,32
—5
6,98
—5
—34,9
25
174,5
—6
7,05 '
—6
—42,3
36
253,2
—7
6,86
—7
—48,02
49
335,14
—8
6,17
—8
—49,36
64
394,88
—9
5,3
—9
—47,70
81
429,3
—10
4,26
—10
—42,6
100
426
'—И
2,9
—11
—31,9
121
350,9
£6 = 113,95
W--
= —142,44
^Ьу'5
= 4083,0
Профиль лопатки для получения более точного расчета разбит на 23 участка с высотой элементарной площадки
Ат 6.048-3 п
а = “23“ = —■ = 0,7888 см.
Определение площади сечения лопатки
F = -^ILb = ^^• 113,95 = 9,987 см3.
Определение статического момента относительно оси О—О:
S-^by’ = ^^(- 142,44) = -3,282 см3.
Расстояние от оси О—О до главной оси инерции X—X
„ _ s —3,282 А
^с F ~ 9,987 — 0,329 СМ.
148
И9
Момент инерции сечения направляющей лопатки относительно нейтральной оси X—X
1 = ^ьУ'2-Ус8-=~~-4Ш-0,329х
X 3,282 = 24,74— 1,08 = 23,66 см4.
Расстояние от нейтральной оси до наиболее удаленных волокон 1вх = 3,353 см; 1вЬ1х = 2,695 см.
Момент сопротивления
23.667 АД . Я
^“ " 1вх — 3,353 — 7,06 СМ ’
W = - ■ = ■23-6- — 8 779 см3Uix 2,695’
Р а счет площади момента инерции, момента сопротивления сечения сварных швов сопловой лопатки.
Для выполнения расчета профиль сопловой лопакти (фиг. 72, б) разбивается на элементарные площадки (41 участок) с высотой а = XXL = 4}43 = 0,4425 см. Вспомогательные величины даются в табл. 13. Средние линии участков на фиг. 72, б даны пунктиром.
Площадь сечения шва лопатки
F = АХb =.99,35 = 4,885 см3.
Статический момент относительно оси О—О
S = 4-5 by* = —4252-.230,57 = 1,672 см3.
Расстояние от оси О—О до главной оси инерции X—X, проходящей через центр тяжести,
S 1,672 п оУ=~ F ~ 4,885 ~ 0,342. см.
Момент инерции сечения шва относительно оси X—X
I = 4 2 by'2 - ycS = -2^-19607,81 -
— 0,3423-1,6721 = 20,973 — 0,573 = 20,4 см4.
Расстояние от нейтральной оси X—X до наиболее удаленных волокон
1вх = 3,366 см;
1вад = 2,682 см,
Расчет площади, момента инерции и момента сопротивлениясечения шва лопатки
№ по пор.
6
У*
by’
у’2
by’2
20
2,2
20
44,0
400
880
19
3,3
19
62,7
361
1191,3
18
3,92
18
70,56
324
1270,08
17
4,65
17
79,05
289
1343,85
16
5,3
16
84,8
256
1356,8
15
5,68
15
85,2
225
1278,0
14
6,2
14
86,8
196
1215,2
13
6,58
13
85,54
169
1112,02
12
6,9
12
82,80
144
993,6
11
6,97
11
76,67
121
843,37
10
3,5
10
35
100
350
9
0
9
0
81
0
8
0
8
0
64
0
7
0
7
0
49
0
6
0
6
0
36
0
5
0
5
0
25
0
4
0
4
0
16
0
3
0
3
0
9
0
2
0
2
0 ■
4
0
1 '
0
1
0
1
0
0
0
0
0
0
0
—1
0
—1
—0
1
0
—2
0-
—2
—0
4
0
—3
0
—3
—0
9
0
—4
0
—4
—0
16
0
—5
0
-5
—0
25
0
—6
0
—6
—0
36
0
—7
2,3
—7
—16,1
49
112,7
—8
4,4
—8
—35,2
64
281,6
—9
4,2
—9
—37,8
81
340,2
—10
4,02
—10
—40,2
100
402
—11
3,84
—11
—42,24
121
464,64
—12
3,68
—12
—43,92
144
527,04
—13
3,5
—13
—45,5
169
591,5
—14
3,3
—14
—46,2
196
646,8
. *—15
3,15
—15
—47,25
225
708,75
—16
2,97
—16
—47,52
256
760,32
—17
2,76
—17
—46,92
289
797,64
—18
2,55
—18
—45,9
324
826,2
—19
2,2
—19
—41,8
361
794,2
-20
1,3
—20
—26,0
400
520,0
£6 =
99,35
W =
= 230,57
^Ьу’4 =
19607,81
№ по пор.
Определение величины
Обозначение или .формула •
Размерность
Численная величина
1
Режим
2
Средний диаметр опорной поверхности
Don
CM
118,8
3
Средний диаметр ступени
Dc
CM
105,6
4
Диаметр уплотнения
dy
CM
51
5
Отношение
dy
Don '
—
0,429
6
Расстояние от опорной поверхности до точки А
a
CM
11,0
7
Отношение
a
Don
—
0,0926
8
Полная высота лопатки *
l = U + M
CM
■8,2
7
1 9
Перепад давлений '
bp
Мн!мг
0,48
10
Температура пара перед диафрагмой
't
°C
395
и
Модуль упругости 1-го рода, материала лопатки при температуре 1° С
Е»
Мн/м^
0,191-IO6
J2
Ширина профиля лопатки
В
CM
6,5
■* Принимаем среднюю высоту лопаткн.
Расчет на прочность сварной диафрагмы
152
№ no nop.
Определение величины
Обозначение или формула
Размерность
Численная величина
13
Момент инерции сечения лопатки *
U
CM4
23,66
14
Момент сопротивления сечения лопатки *
^л
CM3
7,06
15
Число лопаток в диафрагме
г
ШТ.
60'
16
Напряжение в лопатке
_ 1 2ДрОс (De — dy)l
°лWAz
Mh/m3
64,2
17
Прогиб лопатки
0.2ДрОс (Dc — dM> /3
4Ел1лг
CM
0,0011
18
Максимальная толщина тела диафрагмы
' ^max
CM
9,1
19
Максимальная толщина обода диафрагмы
mmax
CM
8,0
20
Момент инерции тела диафрагмы
It '
CM*
840
21
Момент инерции обода диафрагмы
.^об
CM4
195
22
Коэффициент напряжения (по кривой фиг. 71, а)
Ka
—
12,3
23
Напряжения в теле диафрагмы
КдЬр,(0ЛРоп>3 Smax 1T-1O6
Mh!m3
87,3
* Момент инерции сечения лопатки следует брать относительно оси, проходящей через центр тяжести сечення параллельно торцовой плоскости диафрагмы.
Продолжение табл. 14
Продолжение табл. 14
№ по пор.
Определение величины
Обозначение нли , формула
Размерность
Численная величина
24
Напряжения в ободе диафрагмы
С об =
_ Ко^р (0.1 Donf mmax 1т + ^об
Мн(м?
85,8
25
Момент сопротивления сварного шва лопатки *
W ш
см3
6,06
26
Напряжения в сварном шве лопатки
^tu —
_ ХМрПсфс — dy)l
Мн/м1
75■
27
Модуль упру-, гости 1-го рода материала тела и обода при температуре
/ в °C
Ет
Мн1м3
0,179-10е
28
Место определения прогиба
Точка А
Точка В
29
Коэффициент прогиба (по кривым фиг. 71, б)
' к.
60
152
30
Прогиб тела диафрагмы
Кд Др (0,17W
Т Ет U г + 1 об) "
см
0,0368 .
0,0935
31
Суммарный прогиб
Д =Др
см
0,0379
0,0946
32
Материал тела и обода
/_
Технические условия
—
сталь 20ХМ
* Момент инерции сечения лопатки следует брать относительно оси, проходящей через центр тяжести сечения параллельно торцовой плоскости диафрагмы.
154
1 Моменты сопротивления шва
^■==-/-=^ = 6,06^;
• *вх о,оии
«='.«-т£г = ^ -7,609 ^.
Ра счет на прочность сварной диафрагмы производится после выполнения предварительных расчетов элементов профилей тела, обода, сопловой лопатки и сварного ее шва. .
Этот расчет сведен в табл. 14. Моменты инерции тела (/г) и обода (/об) диафрагмы графы 20 и 21 табл. 14 рассчитываются графоаналитическим методом (фиг. 72, а) (пример расчета в книге не приведен) для профиля сложной конфигурации.
Пример расчета стальной диафрагмыс узким профилем сопловых лопаток
. Конструктивное отличие данной диафрагмы от конструкции сварной диафрагмы с широким профилем направляющих лопаток вносит свои особенности в расчет диафрагмы.
а) Моменты инерции и сопротивления сечений стойки Цст, ^ст), тела и обода диафрагмы UT, 1о6) и сварного шва лопатки (W^) показаны в графах 13, 14, 20, 21 и 25 табл. 15; момент сопротивления сечения лопатки (W^n) и площадь среза шва (Fcp) в графах 5, 6 табл. 16 подсчитываются графоаналитическим методом, изложенным ранее (фиг. 73) (пример расчета в книге не приводится). Основную силовую нагрузку в данной конструкции диафрагм несут стойки. В расчете диафрагмы, записанном в табл. 15, разгружающее влияние сопловых узких лопаток не учитывается.
б)- Расчет на прочность диафрагмы сведен в табл. 15 (фиг. 73, а, б). ■
Расчет напряжений в сопловой лопатке, представленной на фиг. 73, в и 69, сведен в табл. 16. Расчет сопловых лопаток заключается в расчете их на изгиб и на срез сварного шва. Этот расчет в отличие от сварных диафрагм с широкими профилями производится потому, что сопловые лопатки в данном случае имеют узкий профиль, а перепад давления по обе стороны диафрагмы значительный,
/ ' ' 155
Расчет на прочность сварной диафрагмыс узким профилем сопловых лопаток
№ по пор.
Определение величины
Обозначение или формула-
Размерность
Численная величина
1
Режим
2
Средний диаметр опорной поверхности
Don
CM
110,6
3
Средний диаметр ступени
Dc
CM
101,75 '
4
Диаметр уплотнения
dy
CM
51,0
5
Отношение
dy Don
—
0,461
6
Расстояние от середины опорной поверхности до точки А
a
CM
6,85
7
Отношение
a Don
—
0,062
8
Полная высота стойки *
lan
CM
4,1
9
Перепад давлений
Up
Mh!m?
0,975
10
Температура пара перед диафрагмой
t
°C
506
11
Модуль упругости 1-го рода материала лопатки при температуре
7 °C
Ban
Mh!m3
0,177-10е
* Принимаем среднюю высоту стойки. '
Таблица 15
156
№ по пор.
Определение величины
Обозначение или формула
Размерность
Численная величина
12
Ширина стойки
в
CM
70
13
Момент инерции сечения стойки *
I ст
CM4
35,72
14
Момент сопротивления сечения стойки
W ст
CM3
9,13
15
Число стоек в диафрагме
г
ШТ.
32
16
Напряжения в стойке
Мн/м*
\3^pDc (Dc — dy)lcm
^сттур
w cmz
84,5
Я 7
Прогиб стойки
CM
QMpDetPe-d^ kem —p I ' ,
c-cm1 cmz
0,000342
18
Максимальная толщина тела диафрагмы
Smax
CM
11,9
19
Максимальная толщина обода диафрагмы
mmax
CM
13,0
20
Момент инерции тела диафрагмы
It
CM4
2300
21
Момент инерции обода диафрагмы
Io6
CM4
1009
Продолжение табл. 15
* Момент инерции сечения стойки следует брать относительно оси. проходящей через центр тяжести сечения, параллельно торцовой плоскости диафрагмы.
157
Продолжение табл. 15
№ по пор.
22
Определение величины
Коэффициент напряжения (по кривой фиг. 71, а)
Обозначение или формула
Размерность
Численная величина
Ка
—
11,25
23
Напряжения в теле диафрагмы
Мн'м1
Ко Ар (0,1 D„n)3 5-пах ~' /г + М
53
24
Напряжения в ободе диафрагмы
Ko^P^№Qntmm». °об-1т + 1об
57,9
25
Момент сопротивления сварного шва лопатки *
см3 *
—
26
Напряжения в сварном шве лопатки
Мн/м2
\,2ApDc(J>c— dy^lcm Ош ~Гшг
27
Модуль упругости 1-го рода материала тела и обода диафрагмы при температуре
Ет
Мн/м2
0,163- 10е
28
Место определения прогиба
—
Точка А
Точка В
29
Коэффициент прогиба (по кривым фиг. 71, б)
—
40
140
Продолжение табл. 15
№ по пор.
Определение величины
, Обозначение или . формула
Размерность
Численная величина
30
Прогиб тела диафрагмы
*Ду* =
к^р ((MZW
СМ
0,0119
0,0417
ЬтЦт + ^ об)
31
Суммарный прогиб
Л = Аст + Ат
см
0,0121
0,0419
32
Материал тела и обода
Технические условия
—
Главная ось инерции X—X, вокруг которой происходит изгиб лопатки, проходит через центр тяжести профиля параллельно линии, соединяющей ее входную и выходную кромки.
Фиг. 73. Сечения диафрагмы с узким профилем сопловых лопаток и профиля стойки (в различных, удобных для расчета масштабах).
Расчет напряжений в сопловой лопатке и сварном шве
№ по пор.
Наименование
Обозначение или формула
Размерность
Численная величина
1
Перепад давлений
Ар
0,975
2
Средний диаметр ступени
Dc
СМ
161,75
3
Длина лопатки
1
см
3,95
4
Число лопаток в диафрагме (двух половинах)
г
шт.
152
5
Момент сопротивления сечения лопатки от
носительно оси X—X
wx
см8
0,1407
6
Площадь среза шва
■Гер
см8
0,454
7
Усилие, изгибающее лопатку
р' — ApnPJ °- г
н
810
8
Напряжение изгиба в лопатке
P'j
из~ 8WX
Мн/м8
28,3
9
Напряжение среза в сварном шве
”ср=-^- * ср
Мн/м8
17,9
§ 17. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ СОПЛОВЫХ, НАПРАВЛЯЮЩИХ АППАРАТОВ И ДИАФРАГМ
Сопловые направляющие аппараты и диафрагмы в зависимости от местоположения в турбине и начальных параметров пара работают при различных температурах. Материал для их деталей выбирается исходя из сохранения механических свойств при рабочих температурах, т. е. из жаропрочности металлов и технологии изготовления.
В современных конструкциях турбин в области температур выше 260—320° С преимущественно применяются сварные диафрагмы с широкими и узкими профилями сопловых лопаток. Одним из основных определяющих качеств для выбора металла в этом случае является хорошая свариваемость сталей (о свариваемости сталей см. § 12).
160
При выборе металлов для тел и ободьев диафрагм в ряде Случаев учитывается конструктивное требование — уменьшение габаритов в осевом направлении, поэтому выбирается более жаропрочный материал, чем это требуется для данной области температур. Температурная область применения сталей для диафрагм, сопловых направляющих аппаратов приведена в табл. 17—19.
Таблица 17
Температурная область применения сталей для диафрагм, сопловых и направляющих аппаратов
Марка стали
'5» ЦО.
’5 Q. С
6 ьв vs да § к ф д 5 х у « ф $ <и СХ И Ь s
i 5
К ®
И = 5 а о *О.
К О. К >» =f Н ГО М « >»
я ° и® 5 и
S
К
ь
о "
' , ГО S
1 ° S ь So
Я ГО у
У ® S М
S ё «
Индекс
Буквенное обозначение
Сталь 20
350
400—450
Перлитная
Тела и ободья
Табл. 7, 8
20ХМ
480
500
Перлитная
Табл. 18, 19
12ХМФ
540
550
Перлитная
15Х1М1Ф
565
580
Перлитная
1X13*
480
/■
500
Нержавеющие стали мартенентно- феррнтные
Сопловые лопатки
Табл. 48, 49
15X11МФ
580
580
ЭИ802
15Х12ВМФ
580
580
Поковки для тел, ободьев и сопловых лопаток
ЭИ405
Х16Н13М2Б
600
550—650
Аустенитная
ЭИ612
X15H35B3T
650
650—700
♦ Для заливаемых в чугун лопаток желательна сталь 1X13 с солеожанием углерода С < 0,1 %.
s:
В тех случаях, когда стали применяются и для других деталей турбин, то во избежание повторения в примечании табл. 17 даются ссылки на таблицы, в которых приведены их химический
11 Смоленский 161
Таблица 18
Химический состав сталей, применяемых для диафрагм. сопловых и направляющих аппаратов
'Содержание элементов в %
Марка стали
с
Si
Мп
Сг
Ni
Мо
V
Си
s ле более
Р
20ХМ *
0,18—0,25
0,17—0,37
0,4—0,7
0,8—1,1
<0,3
0,4—0,6
—
0,035
0,035
12ХМФ
0,08—0,15
0,15—0,35
0,4—0,7
0,4—0,6
<0,3
0,25—0,35
0,15—0,30
0,25
0,04
0,04
15Х1М1Ф
0,10—0,16
0,15—0,35
0,4—0,7
1,1—1,4
<0,3
0,9—1,1
0,20—0,35
0,25
0,03
0,03
• Сталь 20ХМ — специальная модификация для поковок тел и ободьев с увеличенным содержанием молибдена.
Таблица 19
Механические свойства сталей, применяемых для диафрагм, сопловых направляющих аппаратов
Марка стали
При 20° С (минимальные)
Длительные прочностные
°0,2 в Мн[м*
°в в Мн/м1
6, в %
Ф В %
ак в кож/мг
Температура металла в °C
^д. п в Мн/мг
°п в Мн/м2
20 ХМ 12ХМФ 15Х1М1Ф
353
275
343
539
461
569
16
20
16
40
50
45
588
490
392
470
500
565
565
580
177 118
69
78-
69
108 69 49 59.
о о
w
о
я
Е О я я о Яс
я о я я
я
я
я я о
о
>1
о я
о х
^ я
о
я
я я
я я
о я
о я
я Я я 2
00
ст
СТ)
3=1 о
о
Е
я
х я
s ух
я
я
я
я
§
о
я
(У 5 5§
оо
я X я
я
я о к
§
^ я я о
я
о ох
о to
я я
я я
о
3 Е я
X я
я
о
я о X о to X я
я to
X
я я
Ь го
» 5
о Ю
я
о to о
о
я
я
я
я
о
я
о я о Яс
я я
я
3
Е
СО о
оо
Е
я я
о я
^ о я
я я
ел
я
я
ел о
я
я
я
я
о
>1
о
я
я
я я
2 О £ я
о о о 3= о
>1
о
я st
я
Е
я
я to
8
я g я о я я я
о я
я
я о
я
я я
я
о
я
о я я о
5 Е я
я Я я
я
5
00
я
я н я о
я о
О Я
Ох 5
>1
я
>1
X* о"»
Q
>1 я я
я о я я
о
я
О\ о >1
я о н я о О я
о X to я
о о
X
X to X
я я я
н о Я=
я о Я я >1
X
о
>1
я
я
я я
to
S я
оо
>1
о
О\
я
оо
я
о я Га о
X
я
я
о to
о Я я
я
X
я
е^
я
>1
я
о
о я я ох
я
я
о ох о >1
я
>1 ^1 я
я
о
о
я
я
о Яс,
я
я я я
о
g^ я
00-5
я
о
о to Е X
оо
я
2 я
я
о
я н я
о я
я я to X я ^ я
я 5
я
я
X я о я
о я
я Я я
2=1
я
я я о
о
я
^ и
S-E
я
я
о о о )=|
я
я я
X
Ох
я
я я я я
ох о я я Е я
я я
о
я
я я я
о
>1 я
ОХ.
to
о
я
X
я я я
я
я
5
X
5
я о X
я
я
>1 я
я я
о
to
о X
о
я
о
я я я ^ О я
о
я
я
я
я
я
я
я
3 Е я
я о
о
3
X о
о
>1
о
я
>1
X
я о
я я
>1 я
о
Яс
о
Е
s О
о
я я я
о
я о X о to X я
X о н о
я
я to Е ^1
я
я
я
X
я to я
о я
о Е о
о
я
Е я о я я я я я
я
о
Е
я ох о
о X
я 5 Е я X
Яс
я я
я
Е я "Я о X о
я
5
я
Е я я о X о о
я я
я ст
5
>1 я я
я о
Яс я
X to
я
3 Е я X
о X я
я
о
Я о X о to о X
я я я
я Я о X
Е я я о X о
я я я S
я О S to я
£
о
X
я о X о to X я
я я
X
5
Ох
ел
X я
X о н о Я о
о
£а Я
я
ох о н X
я я
яЯо
я
>1 о Я о to о
о
Е
я ^1
яяя
о
о ^1
>1 о я
я Е
я
о я я
я
^1
ох я
я X
Е
я
я я
>1 о ^1
я
о
о
>1 я
я я я
ю
я о
X я о
я я о X
о X
я о
я
я
я я
3
я
X я 2 я
X я Яс
о
г= я
о X
я
я о Е
я
to дю
X
>1
о
X я X
я о я
2 я
X я
о
я я Яс
я я
я
я to
я
X
sr
О' X to
о
Яс
X to я
я
х я
ox -gg §
ох о
я о
я
X
X
я
о я»
ох
о Яс
я я я
я
о^1
я
>1
я о
я
Xя
>1
я о
ох
я я
to ‘
о я я я § я
я я я
я я 3
X
я
X о Яс
о
я
о 2 м 6
я
о
X
Я s
X to S я
о
о
я
о о
ох о
ох о
5 Е Я-
Сочетания тонких элементов бандажной ленты толщиной 4—6 мм и массивных сечений тела и обода.
Основными дефектами ручной сварки являются непровар у корня шва, прожоги бандажных лент и нарушение геометрической формы диафрагмы. К тому же следует учесть тяжелые условия труда сварщика, определяемые подогревом диафрагмы до температур 300—350° С, которая на рабочего оказывает значительное тепловое воздействие.
После сварки диафрагмы производят отпуск при температуре 680—690° С. Применением автоматической сварки в среде углекислого газа все перечисленные недостатки почти полностью исключаются. Кроме того, при автоматической сварке значительно повышается производительность труда и снижается трудоемкость сварочных работ.
В ступенях низкого давления до температур 260° С применяют серые чугуны с пластинчатым графитом.
Указанное температурное ограничение объясняется «ростом» чугуна при более высоких температурах. Основными требованиями для материала чугунных диафрагм с заливаемыми стальными лопатками являются хорошие литейные качества материала, достаточная прочность при действии внешних нагрузок от перепада давления пара по обе стороны диафрагмы. С учетом этих требований материалом чугунных диафрагм служит чугун СЧ 18-36, СЧ 21-40, СЧ 24-44, механические свойства которых приведены в табл. 10. Температура плавления обычных серых чугунов колеблется в пределах 1095—1315° С.
Необходимо отметить опасность науглероживания сопловых лопаток при их заливке в чугун.
Следствием науглероживания является хрупкость и выкрашивание кромок лопаток (особенно выходных кромок) вблизи места заливки. В практике наблюдаются случаи, когда вследствие науглероживания кромка залитой лопатки лопается от легкого удара молотком.
При тщательной подготовке концов лопаток и надлежащем выполнении заливки удается избежать опасной степени науглероживания и обеспечить хорошее соединение концов лопаток с телом и ободом диафрагмы. Отливки диафрагм подвергаются отпуску для снятия напряжений при 450—550° С.
Для расширения температурной области применения чугунных диафрагм до 320° С применяют модифицированные чугуны или высокопрочные чугуны с шаровидным графитом, обладающие большим сопротивлением «росту» по сравнению с обычными перлитными чугунами. Следует отметить, что высокопрочные чугуны, например, марки ВЧ 45-5, с механическими характеристиками ов > 441 MhIm12, (45 кПмм^У, сг0)2 > 313,8 Мн?м2 (32 кИмм^у, 65 > 5%; ак > У^кдж^л2 (2 кГм1см^ применяются для диафрагм
относительно редко из-за технологических трудностей, связанных с заливкой лопаток.
Допускаемые напряжения. При выборе коэффициентов запаса •прочности в случае использования приближенной методики расчета диафрагм, здесь изложенной, имеется в виду, что напряжения для крайних лопаток (или стоек в диафрагмах с узкими профилями лопаток), расположенных у разъема, получаются заниженными. Поэтому назначаются повышенные коэффициенты запаса прочности. Кроме того, следует помнить, что данная методика дает заниженную величину прогиба.
Допускаемые напряжения для лопаток (или стоек) выбираются .минимальными из трех величин:
_ Од. п . _ _ On
Одоп - Ks ; ° доп - К& О доп Кп ,
где Ks = 3; Ка. п = 2,3; Кп = 1,4. Данная методика в течение длительного времени широко применялась и сейчас еще применяется при расчете диафрагм, поэтому коэффициенты запаса прочности базируются на статистическом материале диафрагм действующих турбин.
■ В случае использования других более точных методик [631 коэффициенты запаса прочности при расчете лопаток (стоек) по сравнению с вышеприведенными будут другими — меньшими. Допускаемые напряжения для тел и ободьев сварных диафрагм также выбираются минимальными их трех величин Оо,2Г, °а.п' ап по тем же формулам, что и для лопаток (или стоек), но коэффициенты запаса прочности применяются К^ = 1,65; Кд п = 1,65; Кп=1,25.
Допускаемые напряжения в чугунных диафрагмах, выполненных из серого чугуна с пластинчатым графитом марок СЧ 18-36 и СЧ 21-40, в сопловых лопатках не должны превышать 49 Мн!мг (500 кПсм^, а в теле и ободе 63,7 МнЕм1 (650 кПсм^. Приведенные величины напряжений выбраны с 6—8-кратным запасом прочности по отношению к пределу прочности при изгибе. Как правило, в чугунных диафрагмах расчетные напряжения получаются ниже допускаемых вследствие того, что на них действуют малые величины перепадов давлений, а конструктивные размеры их выбираются исходя из размеров ступиц сильно нагруженных дисков и обеспечения плавности проточной части при значительном увеличении высот лопаток по. мере расширения пара.
ГЛАВА V
УПЛОТНЕНИЯ
§ 18. ОБЩИЕ ТРЕБОВАНИЯ И РАЗНОВИДНОСТИ УПЛОТНЕНИЙ
В современных турбинах уплотнения по местонахождению делятся на концевые, диафрагменные, у корня рабочих лопаток и бандажные х.
Концевые уплотнения устанавливаются в местах выхода вала ротора из корпуса турбины для уменьшения утечки пара при давлении в цилиндре выше атмосферного или предотвращении подсоса воздуха в турбину при вакууме в корпусе.
Диафрагменные уплотнения устанавливаются во внутренние расточки диафрагм, а бандажные — на бандажах рабочих лопаток или над ними. Эти уплотнения служат для уменьшения протечки пара помимо каналов лопаточного аппарата через зазоры между вращающимися и неподвижными деталями.
По конструкции уплотнения делятся на лабиринтовые, угольные, лабиринтово-угольные и гидравлические.
В современном турбостроении нашли широкое распространение лабиринтовые уплотнения, которые состоят из ряда гребней с острыми кромками, расположенных один за другим. Между гребнями образуются вихревые камеры. При прохождении пара через узкую щель под гребнем уплотнения потенциальная энергия пара преобразуется в кинетическую, которая, в свою очередь, гасится в вихревой камере и преобразуется в тепло (фиг. 74). Этот процесс повторяется от гребня к гребню, в результате чего давление пара вдоль лабиринта падает; при этом также незначительно падает и его температура.
Величина протечки пара через уплотнения зависит от состояния пара перед и за ними и от конструкции уплотнений. Основ-
В турбинах более ранних выпусков (примерно до 1955 г.) бандажные И у корня рабочих лопаток уплотнения, как правило, в ступенях давления отсутствовали, и только в некоторых турбинах они применялись лишь в регулирующих ступенях.
ними конструктивными факторами, уменьшающими расход пара через уплотнение, являются:
уменьшение зазора до минимума;
увеличение числа уплотнительных гребней;
уменьшение коэффициента расхода;
увеличение длины пути пара от одной узкой щели до другой;
увеличение сопротивления трения между поверхностью вихревой камеры и потоком пара, зависящее от степени шероховатости ее стенок;
увеличение трения между частицами пара с увеличением поворотов потока в вихревой камере.
-\. Компенсационная канабка.
Фиг. 74. Схема дросселирования пара в лабиринтовых уплотнениях:. а _ прямоточное уплотнение; б — ступенчатое уплотнение.
Величины зазоров между вращающимися и неподвижными частями в уплотнениях определяются условиями надежности работы и принимаются минимально допустимыми.
- По выбору величины радиальных зазоров до сих пор единого мнения нет. Ориентировочно величина радиального зазора может быть определена как 0,001 йвала + (0,1 -2-0,2) мм.
Вторым основным фактором, снижающим утечки пара, является количество щелей. Увеличение количества щелей влечет за собой рост расстояния между опорными подшипниками, рост диаметра вала в целях сохранения критического числа оборотов в допустимых пределах, что, в свою очередь, приводит к увеличению площади кольцевой щели. Увеличение расстояния между опорными подшипниками приводит к росту длины цилиндра L, а значит и к уменьшению его жесткости.
По уравнению (2) жесткость цилиндра обратно пропорцио- . нальна квадрату его длины (d/L2). Следовательно, с возрастанием длины цилиндра при одинаковых зазорах в уплотнениях разность ' температур верхней и нижней части корпуса турбины при пуске может быть допущена меньшей, а при постоянной разности температур верха и низа радиальные зазоры в уплотнениях должны быть выполнены больше.
•167
Из рассмотренного следует, что с некоторой более или менее значительной протечкой пара практически приходится мириться. Расчетные формулы протечки пара через лабиринтовые уплотнения выведены в предположении течения пара через отверстия с острыми кромками, а другие в предположении, что течение пара через щели происходит так же, как и в соплах.
Ввиду существенной разницы течения пара в соплах и отверстиях с острыми кромками указанные выше расчетные формулы являются сугубо ориентировочными.
Коэффициент расхода сопла с хорошо закругленными кромками входа равен 0,98—1,0, при этом критическое отношение давления перегретого пара составит 0,546, а для отверстий с острой кромкой этот коэффициент расхода будет равен 0,63—0,68 и критическое отношение давлений равно 0,13 (коэффициент расхода — отношение действительного расхода к теоретическому).
В процессе эксплуатации при задевании вращающихся деталей уплотнения о неподвижные вследствие сильного нагрева кромки гребней оплавляются и раскатываются, образуя при этом уплотнения различной формы.
В результате такого затупления гребней условия протекания пара через щели уплотнения являются промежуточными между истечением пара через щели с острыми кромками и через сопло с закругленными кромками.
Ввиду недостаточного совершенства полученной таким образом соплообразной формы щели уплотнения имеют коэффициент расхода пара в пределах 0,7—0,9.
Идеальные лабиринты уплотнений предполагают полную потерю кинетической энергии пара в вихревых камерах. В действительности только часть кинетической энергии пара в камерах лабиринтового уплотнения превращается в тепло, поэтому, естественно, «динамический напор» увеличивает пропускную способность уплотнения.
Задача состоит в создании такого лабиринтового уплотнения, у которого меньшая пропускная способность определяется гашением скорости в вихревых камерах. Этим объясняется большое разнообразие конструкций лабиринтовых уплотнений (фиг. 75), которые можно разбить на прямоточные и различного вида ступенчатые формы с прямыми и наклонными уплотнительными гребнями. В уплотнениях со ступенчатым валом шаг уплотнительных гребней выбирается исходя из относительных осевых тепловых расширений деталей ротора и статора.
С повышением начальных параметров пара и, главным образом, начального давления, сильно возрастает суммарная длина концевых уплотнений цилиндров сверхвысокого и высокого давления.
Например: длина проточной части ц. в. д. турбины К-300-240 равна 1907 мм, в то же время длина концевых уплотнений ее составляет величину 1417 + 706 = 2123 мм.
168
Для наглядности на фиг. 76 приведена фотография ротора ц. с. в. д. турбины Р — 100 — 300/31 (СКР-ЮО) ХТГЗ с начальными параметрами пара р0а6с — 294,2 бар (р0 = 300 amd), t0 =
Фиг. 75. Некоторые разновидности лабиринтовых уплотнений осевого типа: а, б, в и е — расположение уплотнительных гребней на статоре; ж — то же иа роторе; г, д н з — то же расположение н на статоре, и на роторе.
= 650° С (охлаждаемый вариант с реактивной проточной частью), где ясно видно соотношение между осевыми размерами проточной части и концевым уплотнением со стороны подвода пара в турбину.
В зависимости от преобладающего направления движения пара существующие лабиринтовые уплотнения можно разбить на два
основных класса: осевые (фиг. 75) и радиальные (фиг. 77) уплотнения.
Первый класс уплотнений применяется в турбинах осевого типа, а второй — в реактивных турбинах радиального типа за
Фиг. 76. Ротор ц. с. в. д. турбины Р-100-300/31 (СКР-100) ХТГЗ с начальными параметрами пара Р<>абс = 294,2 бар (ро=ЗОО ата), ta= 650° С (охлаждаемый вариант с реактивной проточной частью).
рубежом и в ц. с. в. д. турбин повышенных начальных параметров пара как иностранных фирм, так и отечественного производства [например, турбина Р — 100 — 300/31 (СКР-100) ХТГЗ, аустенитный вариант] (фиг. 77, б).
Фиг. 77. Лабиринтовые уплотнения радиального типа: / — цилиндр турбины; 2 — шпонки; 3 и 4 — гребенчатые кольца; 5 — вал турбины.
Уплотнения осевого типа (фиг. 75), выполняемые .с горизонтальным разъемом, получили широкое распространение в отечественном и зарубежном турбостроении из-за простоты монтажа демонтажа, а также возможности непосредственного замера радиальных и осевых зазоров между деталями ротора и статора. 170
В уплотнениях радиального типа горизонтальный разъем отсутствует, поэтому получить непосредственные замеры радиальных и осевых зазоров простыми методами, используемыми при монтаже, невозможно. Кроме того, в таких уплотнениях усложняется сборка и разборка всей турбины. Зазоры в них получают путем расчета — замеряют размеры вращающихся и неподвижных деталей, а затем вычитанием получают величину зазора. Положительной стороной уплотнений радиального типа является то, что гребни располагаются один над другим по радиусу, поэтому их длина значительно меньше осевых уплотнений при равно-
0)
Фиг. 78. Лабиринтово-угольное, угольное и гидравлическое уплотнения.
ценной уплотняющей способности. Например, при одинаковом количестве уплотнительных гребней, определяющих в основном величину протечки пара, длина уплотнения радиального типа z (фиг. 77, б) (с учетом гаек и выступов, вызванных спецификой конструкции) меньше на 58—60% длины осевого уплотнения (фиг. 75, а); с шагом между гребнями 5,75 мм.
Уплотнительные гребни лабиринтово-угольных уплотнений (фиг. 78, а) изготовляются на валу или втулке, насаженной на вал с натягом. Угольные полукольца такого уплотнения жестко вставляются в деталь статора турбины с малой величиной радиального зазора. Гребни такого уплотнения, задевая угольные полукольца, прорезают в них кольцевые канавки. При задеваниях - в уплотнении гребни прорезают кольцевые канавки в угольных полукольцах. При этом нагревания вала не происходит, так как выделившееся тепло трения гребня о мягкий уголь будет незначительно, к тому же тонкие гребни уплотнения плохо проводят тепло к валу. В лабиринтово-угольном уплотнении пропускная способность пара меньше, чем в лабиринтовом уплотнении, так как радиальные и осевые зазоры, определяющие дросселирование - пара в уплотнении, при изготовлении не делаются, а прорезаются
вращающимися гребнями при задевании их о неподвижные детали. Величина осевого зазора б, образованного во время задевания, определяется относительным тепловым расширением ротора и статора турбины или сдвигом ротора при задеваниях в уплотнении.
Рассмотренное уплотнение может применяться только в области перегретого пара. Материал для угольных полуколец (сег-. ментов) должен не выкрашиваться, выдерживать значительные давления пара и прорезаться уплотнительными гребнями без значительного их нагрева.
Несмотря на кажущиеся положительные стороны, лабиринтово-угольные уплотнения не нашли широкого применения в паровых турбинах вследствие того, что уголь уплотнения под действием влажного пара или воды размывается. Влажный пар или вода будет в турбине (в ступенях перегретого пара) при пуске, когда пар, соприкасаясь с холодными деталями, конденсируется, и при промывке проточной части влажным паром для удаления занесенных солей.
Угольные уплотнения, показанные на фиг. 78, б, по принципу работы являются средним между лабиринтом и сальником. Здесь каждое угольное кольцо разрезано на сегменты, которые стянуты пружиной. Свободная подвеска угольных колец в уплотнении позволяет перемещаться им вместе с валом и создает возможность работы почти с нулевым зазором при любом относительном положении ротора и статора. Величина зазоров должна учитывать тепловое радиальное расширение материала вала, так как можно считать, что угольные кольца при нагреве не расширяются.
В дополнение к отмеченным недостаткам угля в уплотнении конструкции фиг. 78, а относится малый перепад давлений, допускаемый на угольное кольцо, и небольшой износ вала при работе.
В турбинах более раннего выпуска для концевых уплотнений применялись сочетание лабиринтовых уплотнений с гидравлическими (водяными) уплотнениями. Водяное уплотнение (фиг. 78, в) допускает малый перепад давления и состоит из вала 3 с насаженным на него лопастным колесом 1, которое вращается в коробке цилиндра 2. В эту коробку через радиальные отверстия подводится вода, которая центробежными силами отбрасывается к периферии, вследствие чего образуется водяное кольцо, предотвращающее засасывание воздуха в корпус турбины при вакууме или утечку пара при избыточном давлении. Разность давлений по обе стороны лопастного колеса уравновешивается разностью уровней вращающейся воды.
Совершенно чистая вода (конденсат) для питания водяного уплотнения подается в специальный бак, расположенный выше оси турбины на 6—10 м. Уровень воды в баке поддерживается регулятором поплавкового типа.
При вращении ротора За счет трения, происходящего в Водяном уплотнении, температура воды повышается и достигает температуры кипения, соответствующей давлению, при котором работает уплотнение. Если водяное уплотнение установлено со стороны избыточного давления пара в корпусе турбины, то оно дополнительно выполняет роль теплового экрана, охлаждая конец вала, т. е. исключает передачу тепла по валу в сторону подшипника, тем самым улучшаются условия работы опорного подшипника.
Во время пуска .при увеличении числа оборотов ротора водяное уплотнение не работает, поэтому к уплотнению подводится пар. При достижении числа оборотов примерно половинного значения от рабочего (порядка 1500 об/мин") к водяному уплотнению подводится вода, а подача пара прекращается.
Водяные уплотнения нормально могут работать только при соблюдении осевых зазоров между лопастным колесом и коробкой в пределах 2—2,5 мм и сохранении радиальных зазоров в лабиринтовых уплотнениях, расположенных с обеих сторон лопастного колеса. Обычными причинами нарушения уплотняющего действия водяного затвора являются эрозия диска и гребней уплотнений; нарушение плотности коробки по разъему или вследствие появления трещин; недостаточная подача воды из бачка вследствие расстройства работы поплавкового регулятора или заноса солями отверстий для подачи воды; неравномерность осевых зазоров по обе стороны диска уплотнения и т. д.
В современных турбинах с повышенными начальными параметрами пара и мощностей в отечественном и зарубежном турбостроении гидравлические уплотнения не. применяются вследствие недостаточной надежности в эксплуатации и больших изменений осевых зазоров в концевых уплотнениях, имеющих место резких колебаний тепловых расширений при переменных режимах работы турбины.
§ 19. АКСИАЛЬНЫЕ И РАДИАЛЬНЫЕ ЗАЗОРЫ В УПЛОТНЕНИЯХ
Надежность и экономичность работы паровых турбин в значительной мере зависят от правильного выбора величин аксиальных и радиальных зазоров между вращающимися и неподвижными деталями.
Чрезмерно большие зазоры снижают к. п. д. турбины, а недопустимо малые увеличивают опасность задеваний.
Радиальные зазоры выбираются в пределах 0,00Мвала + + (0,14-0,2) мм. В практике пусков и эксплуатации паровых турбин зарегистрирован ряд неполадок и аварий вследствие радиальных задеваний уплотнений, которые участились с вводом в эксплуатацию турбин повышенных параметров пара. В связи с этим имеются случаи износа гребней концевых, диафрагменных
и бандажных уплотнений, глубокие ЯаДреЗы бандажей рабочих лопаток и вала. -
По этой причине встречаются и более тяжелые аварийные повреждения: остаточный прогиб вала, отрыв бандажных лент, ослабление посадки втулок концевых уплотнений и др.
Фнг. 79. Виды задеваний в лабиринтовых уплотнениях с уплотнительными гребнями, закрепленными в статоре турбины:
а при прямом вале и изгибе цилиндра; б — при прямой оси цилиндра и изгибе вала; в — при изгибе цилиндра и вала.-’
В большинстве случаев перечисленные аварии происходят при пуске турбины вследствие неравномерного режима прогрева ее деталей и при ее останове.
В работе [52 ] дается систематизация причин изменения радиальных зазоров в уплотнениях, которые сведены в табл. 20.
Подробное рассмотрение этих причин и способы их устранения даны в соответствующих разделах книги в процессе рассмотрения конструкции отдельных деталей и узлов турбин.
Виды задеваний в уплотнениях за счет изменения радиальных зазоров подразделяются на три группы.
174
При прямом Вале и изгибе цилиндра (на фиг. 79, а для примера показан изгиб цилиндра в вертикальной плоскости) какое-либо место ротора (вал, втулка, лопаточный бандаж и т. д.) по всей окружности вращения задевает (трется) за одно место в уплотнении. В результате такого задевания появляется износ-
Таблица 20
Причины изменения радиальных зазоров в уплотнениях
Деформация и вибрация вала турбины
Температурный прогиб вала
Динамический прогиб вала
Вибрация ротора
- Расцеитровка уплотнений
Силовая
Упругая деформация корпуса при сборке
Всплывание вала на масляной пленке при пуске турбины '
Реактивный момент, скручивающий корпус в работе-
Температурная
Разность тепловых расширений опор ротора и корпуса турбииы-
Искривление оси корпуса турбины по причинам:
разности температур в поперечном сечении корпуса;
воздействия присоединительных паропроводов прн тепловых расширениях
Разность тепловых расширений вала и уплотнений
Разность температур прогрева вала и его уплотнительных втулок
Различие коэффициентов линейного расширения материалов вала и уплотнительных втулок
Искажение круглой формы расточек уплотнений
Изменение величины зазора в стыке между половинами диафрагм или обойм
Неодновременность прогрева диафрагм или обойм по радиусу
Отсутствие полной свободы тепловых расширений, уплотнительных колец
уплотнительных гребней на дуге окружности, если они закреплены в статоре; гребней по всей окружности, если они закреплены в роторе, и прорезание кольцевых канавок на части окружности деталей статора.
Одностороннее задевание деталей ротора (вала, втулок, лопаточных бандажей и т. д.) при изгибе вала и прямой неизогнутой оси цилиндра, показанной на фиг. 79, б. Наиболее опасным случаем задевания является одностороннее задевание вала (без втулок) в концевых и диафрагменных уплотнениях, а также в конструкциях с гребнями, закрепленными в статоре.
Фиг. 80. Прорезание кольцевых каиавок на валу уплотнительными гребнями при одностороннем его задевании в уплотнении.
При таком характере задеваний вала в уплотнении выпуклая часть вала непрерывно трется в уплотнении, при этом любая точка уплотнительных гребней, закрепленных в статоре турбины, касается периодически — через один оборот вала. Тонкие гребни' охлаждаются паром, проходящим сквозь зазоры в уплотнении, поэтому их жесткость, определяемая данной рабочей температурой пара, можно считать, остается постоянной.
В результате нагрева от трения поверхностные слои выпуклой хчасти вала стремятся удлиниться в осевом направлении, что вызывает дополнительный местный изгиб вала и приводит к развитию аварии. По мере увеличения прогиба вала гребни уплотнения прорезают в размягченном от нагрева металле вала более или менее глубокие канавки (фиг. 80). Протяженность прорезанных канавок соответствует длине дуги окружности вала, подвергающейся трению. Прорезание кольцевых канавок представляет собой процесс резания размягченного металла вала более твердым металлом гребней. В результате указанный процесс резания сопровождается пластической деформацией, которая приводит 176
к выдавливанию металла вала на боковые стороны канавок и образованию на них заусенцев. По мере развития аварии все большее количество уплотнительных гребней вступает в трение с выпуклой частью вала, что, в свою очередь, вызывает дополнительное трение в других уплотнениях — диафрагменных и бандажных. В результате вибрация ротора достигает недопустимых пределов, и турбина останавливается. При охлаждении вал выгибается в направлении, обратном действиям упругих напряжений, возникших при трении, т. е. происходит сжатие разогретых волокон вала. Остаточный прогиб иногда достигает таких пределов, что без правки, проточки вала и смены уплотнений, лопаточных бандажей дальнейшая эксплуатация турбины становится невозможной.
Третьим видом изменения радиальных зазоров является сочетание первых двух видов, т. е. задевание в уплотнениях при изгибе корпуса статора и ротора (фиг. 79, в). Такое сочетание двух видов изменения зазоров весьма опасно, так как оно приводит к быстрому изменению радиальных зазоров. Характер аварии будет зависеть от многих факторов. В худшем из них приводит к одностороннему задеванию вала вследствие изгиба его при нагревании одной стороны вала.
Основными факторами, влияющими на характер развития аварии, являются: соотношение первоначальных прогибов (по различным причинам) вала и цилиндра, т. е. соотношение дуг задеваний деталей цилиндра и вала; соотношение твердостей уплотнительных гребней и вала; величина и скорость нагрева одной стороны вала; количество очагов нагрева вала при задевании (количество гребней, участвующих в задевании); конструкция уплотнений; скорость износа гребней; величина парового усилия, действующего на сегмент; окружная скорость и т. д. Исходя из этих положений, концевые, диафрагменные и бандажные уплотнения следует рассматривать в зависимости от места расположения тонких уплотнительных гребней на деталях ротора (фиг. 75, ж\, то же на деталях статора (фиг. 75, а, б, в, е); деталях статора и ротора (фиг. 75, г, д, в). При расположении уплотнительных гребней на деталях ротора, изображенных на фиг. 75, ж, в случае одностороннего задевания ротора о статор остаточный прогиб вала в концевых уплотнениях, как правило, не происходит вследствие того, что теплопередача через тонкие уплотнительные гребни толщиной 0,2—0,3 мм к валу затруднена, к тому же они еще охлаждаются паром, проходящим через зазор в уплотнении.
В настоящее время подобное уплотнение применяется в конструкциях турбин КТЗ и в турбинах (К-300-240) ЛМЗ с повышенными параметрами пара мощностью 300 тыс. кет и выше, а также в турбинах некоторых иностранных фирм. Применение рассмотренных выше уплотнений в турбинах с повышенными параметрами пара
17717712 Смоленский
177
177
долго задерживалось и еще в настоящее время вызывает сомнения вследствие того, что тонкие гребни имеют недостаточную жесткость и прочность, и поэтому на гребень допускают малый перепад давления, что приводит к увеличению количества гребней и соответственно осевой длины уплотнений. Ремонт таких уплотнений ■ по замене уплотнительных гребней в условиях станции длителен и сложен. При замене уплотнительных гребней требуется удалить поврежденные гребни, прочистить, а иногда и проточить канавки на валу под зачеканку и вновь зачеканить гребни, что при большом количестве гребней и большой массе ротора чрезвычайно сложно.
В турбинах КТЗ малых мощностей с низкими параметрами пара это не вызывает затруднений.
Диафрагменные уплотнения с расположением гребней на валу как правило, не применяются вследствие сложности их изготов-. ления и ремонта. Конструкции лабиринтовых уплотнений с гребнями, выполненными заодно с сегментами или зачеканенными в них, нашли широкое применение в современном турбостроении потому, что прост их ремонт, по замене’ уплотнительных сегментов или гребней, и возможен даже в эксплуатационных условиях. Упрощение ремонта в эксплуатационных условиях на электростанции является весьма существенным фактором, так как детали уплотнений являются наиболее часто заменяемыми при ревизиях турбин. Уплотнительные сегменты, в свою очередь, крепятся в деталях статора турбины: в цилиндре, обоймах, диафрагмах (см. фиг. 75, а, б, s).
В этих конструкциях для уменьшения трения при задевании вращающихся частей о неподвижные большинство отечественных заводов и зарубежных фирм применяют пластинчатые пружины, а в турбинах КТЗ и некоторых зарубежных применяются витые пружины растяжения, показанные на фиг. 81.
Пластинчатые или витые пружины прижимают сегменты к опорным поверхностям в радиальном направлении в сторону вала, тем самым сохраняются радиальные зазоры. Чтобы предотвратить провисание сегментов от собственной массы в нижней половине статора-диафрагмы или обоймы, усилие пружин должно быть достаточным.
Чрезвычайно тяжелы условия работы пружин при высоких температурах. Усилие, создаваемое пружиной при сборке, должно • быть в 6—8 раз больше массы прижимаемого сегмента, поэтому они работают с большими напряжениями. Вследствие релаксации металла пружин напряжения их уменьшаются, и к концу срока службы (обычно 10—15 тыс. ч) усилие, создаваемое пружиной, должно быть в 2—3 раза больше массы прижимаемого сегмента.
Пластинчатые пружины для фиксирования их положения относительно сегмента обычно делают с боковым выступом. Иногда вместо выступа делается отверстие, в которое входит штифт, 178
однако это отверстие может явиться концентратором напряжений, что приводит к поломке пружины.
Посадка сегментов в расточку обоймы (или диафрагмы) выполняется обычно широкоходовой Аа/Ша, так чтобы сегменты могли свободно перемещаться в радиальном направлении от вала. Разностью давлений пара с обеих сторон сегмент отжимается по ходу пара в осевом направлении. Поверхность прилегания А является одновременно и опорной, и уплотняющей. Пар по
Фиг. 81. Конструкция подвижных уплотнений:
a — с пластинчатыми пружинами; б — со спиральными пружинами.
радиальному зазору между хвостовой частью сегмента и поверх- ностью паза в обойме (или диафрагме), как показано стрелкой на фиг. 81, поступает в камеру В, для чего в хвостовой части сегмента сделаны пазы С. К посадочным поверхностям 5 в сторону вала сегмент прижимается давлением пара.
При пуске турбины (раскрутке), малых нагрузках и останове (выбеге ротора) прижимное давление пара еще мало, поэтому при задевании в уплотнении сегмент отжимается от вала, преодолевая усилие пружин и пара. В этом случае износ гребней и выделение тепла от трения вращающихся деталей о неподвижные не может быть значительным.
При установившемся режиме работы турбин давление пара в камере В и действующие на сегмент суммарные усилия, направленные к валу и по оси, составляют значительные величины, вследствие чего подвижность сегмента почти полностью исклю* чается.
Снижения радиального усилия, создаваемого давлением пара, которое отжимает сегмент к валу, можно достигнуть при конструировании уплотнений путем сдвига хвостовой части сегмента навстречу ходу пара и уменьшением толщины хвоста. Кроме того, стремятся подобрать мягкий материал с относительно низкой температурой плавления для уплотнительных гребней, который бы в случае задевания быстро истирался без значительного нагрева вала и прорезания кольцевых канавок.
Осевые зазоры. Вначале при проектировании паровых турбин осевые зазоры между вращающимися и неподвижными деталями в концевых и диафрагменных уплотнениях, а также в проточной части выбирались пропорционально расстоянию от упорного подшипника из предположения, что ротор имеет большее тепловое' расширение, чем статор.
Цилиндр высокого давления турбины, работающий на высоких параметрах пара, имеет массивный корпус и по сравнению с ним небольшой ротор; поверхность корпуса, омываемая паром, будет меньше, чем у ротора. В результате указанного соотношения ротор при пусках прогревается быстрее, чем корпус, вследствие чего его Тепловое расширение опережает расширение корпуса.
Поэтому в проточной части первых ступеней, в бандажных и корневых уплотнениях рабочих лопаток осевые зазоры а и в , (фиг. 82) выполнялись 1,0—1,5 мм, и по мере удаления от упорного подшипника они увеличиваются. По этой причине осевые зазоры б между рабочими лопатками и диафрагмами обычно выбираются большей величины.
Осевые зазоры в концевых (фиг. 82, б) и диафрагменных (фиг. 82, а) уплотнениях, расположенных вблизи упорного подшипника, имеют меньшие величины, а значит и меньшие шаги t уплотнительных гребней, чем в концевых и диафрагменных уплотнениях, расположенных на значительном расстоянии от него. Для сокращения шага гребней в концевых (фиг. 82, б) и диафрагменных (фиг. 82, а) уплотнениях величина зазора г выбиралась больше, чем зазора б, на 1—2,5 мм в предположении, что при тепловом расширении зазор г должен уменьшаться, а зазор д увеличиваться.
Данные предположения, как показала практика изготовления и эксплуатации турбин, являются приемлемыми лишь для грубой Оценки.
Величина осевого зазора н между диафрагмой и диском по диаметру внутренней расточки—в месте наибольшего прогиба диафрагмы должна быть больше тройной величины прогиба диафрагмы. 18,0
Величина зазора jh для предотвращения задеваний вращающихся деталей о неподвижные при относительном тепловом расширении ротора и статора выбирается обычно больше зазора н на 2 мм и более. Рекомендуется зазоры ним принимать с большим запасом и увеличивать их по мере удаления ступеней турбины от упорного подшипника.
При проектировании турбин с повышенными параметрами пара количество гребней концевых лабиринтовых уплотнений значи-
Фнг. 82. Осевые зазоры:
а — в проточной части ступени, в диафрагменных и б —кон-цевых уплотнениях.
тельно увеличивается; растет и осевая длина уплотнений, поэтому для установления минимальных осевых зазоров, исключающих задевание вращающихся частей о неподвижные, необходимо провести эксплуатационные исследования пусков, различных режимов работы и останова турбин.
В проточной части турбин осевые зазоры, влияющие на экономичность и надежность, должны устанавливаться исходя из режимов работы турбины, при которых эти минимальные зазоры Допустимы. Эти зазоры получают на основе экспериментальных исследований температурных полей и расчетов, произведенных по полученным температурам.
Для турбин ДМ3 серии высокого давления р0а6с = 88,3 бар (Ро = 90 ата), /0 = 480 ч-500° С с одностенными цилиндрами
получены такие режимы, при которых осевые зазоры будут минимальными и примерно равными (40). Такими режимами являются:
Постоянный тепловой режим при полной нагрузке турбины.
Режим остановки турбины со снятием полной нагрузки за время 10—40 мин.
Наиболее удобным для исследований осевых зазоров между вращающимися и неподвижными деталями является постоянный тепловой режим при полной нагрузке как более стабильный.
Изменение осевых зазоров в проточной части и уплотнениях зависит от видов пусков турбин (блочный и неблочный пуски, из холодного и горячего состояния), от скорости набора нагрузки, от режима останова, от распределения температур пара по проточной части и от скорости их изменения при переменных режимах и, наконец, от конструкции турбины.
При постоянных тепловых режимах во время эксплуатации изменение осевых зазоров по сравнению с установленными при монтаже в основном зависит от конструкции турбины.
Основными конструктивными особенностями, влияющими на изменение осевых зазоров при различных режимах работы, являются соотношение эквивалентных толщин цилиндра и ротора, найденных по уравнению (3), ац = -^ ар; эффективность обогрева фланцев горизонтального разъема; расположение промежуточных обойм по ходу пара или против него и другие (см. § 9).
На изменение осевых зазоров в цилиндре высокого давления оказывает влияние конструкция двух стенного или одностенного корпуса.
На изменение указанных выше величин в цилиндрах среднего и низкого давления также оказывает влияние конструкция соединительных муфт роторов. Для соединения роторов в турбинах высоких параметров пара применяют жесткие и полужесткие муфты, исключающие осевое относительное смещение роторов, в отличие от ранее изготавливаемых турбин, где широко применялись соединительные муфты (зубчатые, кулачковые, гибкие). Допускающие относительное осевое смещение валов.
Таким образом, при соединении валов жесткими или полужесткими муфтами тепловое расширение вала от упорного подшипника передается на вал следующего цилиндра.
Для примера рассмотрим изменение аксиальных зазоров в цилиндре высокого давления турбины К-Ю0-90 (ВК-ЮО-2) ДМ3.
Данная турбина выполнена двухцилиндровой (ц. в. д. и ц. н. д.) с раздвоенным потоком пара в ц. н. д. Роторы в. д. и н. д. со- •единены гибкой муфтой со спиральной пружиной, позволяющей относительное осевое смещение роторов. Относительно своего Цилиндра каждый из роторов в. д. и н. д. фиксируется отдельным ' упорным подшипником.
С точки зрения экономичности и надежности в работе особый интерес представляет изменение осевых зазоров в цилиндре высокого давления.
ВТИ совместно с ЛМЗ на одной из ГРЭС Мосэнерго в 1958— 1959 гг. было проведено свыше 30 опытных пусков турбины К-100-90 (ВК-100-2) из различных тепловых состояний [40]. Пуски проводились различными способами в широких пределах изменения длительности пусков.
Фиг. 83. Изменение аксиальных зазоров при пуске и остановах турбины:
. д — пуск из холодного состояния; б — пуск после 32-часового остывания; в — после 8-часового остываиня; г — останов турбины:
п — скорость вращения ротора;
N^ — нагрузка турбины;
^рвд — относительное удлинение ротора в. д., измеренное у муфты;
^акс — изменение входного осевого зазора в зоне второй ступени.
Из опытных графиков фиг. 83 видно, что при установившемся режиме с нагрузкой 100 000 кет при пусках из холодного состояния и после 32-часовой стоянки на входе на рабочие лопатки осевые зазоры в зоне второй ступени уменьшаются по сравнению с установленным при монтаже на 1,2—1,4 мм; на фиг. 83, а они показаны при 11 ч остановки, а на фиг. 83, б при 13 ч (см. фиг. 84 — точку А). В этом случае относительное удлинение ротора в. д., замеренное около муфты, остается положительным 0,2—0,4 мм (см. фиг. 84 — точку Б).
Указанное перераспределение зазоров объясняется тем, что при работе турбины с нагрузкой 100 000 кет на участке от упорного подшипника до регулирующей ступени температура корпуса становится значительно выше температуры ротора, а на остальном участке, наоборот, ротор будет горячее статора.
Расчет, произведенный на основе измерения температур ротора и статора на установившемся режиме при мощности в 100 000 кет., показывает, что уменьшение зазоров в зоне до регулирующей
ступени от упорного подшипника происходит за счет того, что .передняя часть цилиндра с лапами будет значительно горячее соответствующего участка ротора (фиг. 84, кривая /).
Существенное влияние оказывает также и подвод охлажденного, пара с температурой 125—140° С. При прекращении подвода этого пара и переводе турбины на самоуплотнение уменьшение входных зазоров в первых ступенях составляет всего лишь 0,8 мм (фиг. 84, кривая 2).
1 — при установившемся режиме 100 Мет с подводом охлажденного пара в переднее уплотнение; 2 — без подвода охлажденного пара; 3 — при нагрузке 10 Мет во время пуска из холодного состояния; 4 — при установившемся режиме 100 Мет с подводом охлажденного пара в переднее уплотнение; 5 — при нагрузке 5 Мет во время пуска после 8-часового остывания; 6 — при холостом ходе после разгружения турбины; 7 — рекомендуемые минимальные величины зазоров, устанавливаемые на входе в рабочие лопатки прн сборке турбины; 8 —то же по рекомендации ЛМЗ: / — VI — группы уплотнений.
А и Б —точки замера зазоров и относительного удлинения р. в. д.
Во время пуска турбины из горячего состояния (после ее останова на 8 ч) уменьшение входных зазоров в зоне второй ступени достигло 1,8 мм, которое не удалось замерить из-за ограниченного диапазона измерений.
Показанное на фиг. 83, в (16—17 ч) относительное удлинение всего ротора в этот период становится также отрицательным вследствие того, что с момента начала вращения ротора и до холостого хода турбины она не прогревается, а остывает, несмотря на то, что перед главными задвижками температура пара поддерживается номинальной. Расход пара при увеличении числа оборотов и холостом ходе мал, поэтому почти весь теплоперепад срабатывается в регулирующей ступени. Таким образом, пар в проточной части турбины имеет малую температуру. Охлаждение ротора по сравнению с корпусом происходит быстрее, потому что он имеет ребристую поверхность, омываемую паром, и меньшую массу металла, чем корпус. Относительному сокращению ротора способствует также подача охлажденного пара на концевые уплотнения
ц. в, д. в период набора вакуума и увеличения числа оборотов.
За счет быстрого охлаждения ротора при остановах турбины (фиг. 83, г) входные зазоры 2-й ступени, будучи и без того малыми, продолжают уменьшаться до величины менее 1,8 лш.
В этом случае причины охлаждения ротора те же, что и при пуске турбины из горячего состояния, т. е. по мере уменьшения расхода пара (падения нагрузки) теплоперепад на регулирующую ступень увеличивается, а на последних ступенях уменьшается. При дальнейшем уменьшении расхода пара все больший тепло- перепад срабатывается в регулирующей ступени, вследствие чего последние, затем средние и даже первые ступени совершенно перестают срабатывать теплоперепад. Таким образом, с уменьшением расхода пара все более холодный пар омывает большее количество ступеней, и ротор, как менее металлоемкий и омываемый по большей поверхности этим паром по сравнению с цилиндром, охлаждается быстрее корпуса. Этому способствует также подача охлажденного пара по схеме, показанной на фиг. 87, а, на концевые уплотнения.
Кроме того, как показали измерения осевого сдвига ротора, характерное резкое уменьшение входных зазоров и последующее их увеличение при повышении скорости вращения во время пуска или при выбеге ротора во время остановки турбины происходят из-за того, что в эти периоды весь ротор вначале как бы уходит в сторону регулирования на величину имеющегося разбега в упорном подшипнике (0,5 mmY а затем возвращается обратно.
На фиг. 84 приведены расчетные кривые изменения осевых зазоров в проточной части при различных нагрузках и пусках или при снятии нагрузки с турбины (кривые 3, 4, 5, 6), построенные на основе замеров осевых зазоров в зоне первых ступеней, относительного расширения ротора в. д. у муфты и замеренных температур по длине ротора и корпуса турбины. Все эти кривые свидетельствуют о том, что относительное удлинение отдельных участков ротора непропорционально расстоянию этих участков от упорного подшипника. Такой вывод справедлив и для других турбин отечественных и зарубежных заводов и иностранных фирм, что подтверждается проведением исследований с различными турбинами.
Следовательно, осевые зазоры, выбираемые на основе предположения увеличения их пропорционально расстоянию от упорного подшипника при опережении теплового расширения ротора по сравнению со статором турбины, являются неоправданными. Таким образом выбирались осевые зазоры при проектировании турбин всеми нашими заводами и иностранными фирмами.
На фиг. 84 кривая 8 показывает изменение осевых зазоров в проточной части турбины: малые — в первых ступенях и большие — в последних.
Как показали исследования изменения осевых зазоров при пусках из различных тепловых состояний турбины, различных нагрузках и при останове, целесообразнее осевые зазоры (кривая 7) устанавливать в данной турбине примерно одинаковыми по всей длине проточной части ц. в. д.
КОНСТРУКЦИИ УПЛОТНЕНИЙ5
Диафрагменные уплотнения. Конструктивно ; диафрагменные уплотнения делятся на два типа: подвижные' (эластичные) и жесткие.,;
Жесткие уплотнения выполняются в виде полуколец, жестко закрепленных в диафрагменных выточках или с зачеканенными ■ гребнями во внутренней расточке диафрагм. Жесткие уплотнения i могут применяться в ступенях, расположенных вблизи от опорных подшипников, где: величина выгиба цилиндра при разности температур верха и низа турбины; амплитуда колебаний вала при вибрациях, обусловленных различными причинами; температурный выгиб ротора и др. не могут быть больше радиальных зазоров в уплотнениях.„ .
/ В современных отечественных паровых турбинах жесткие /„диафрагменные уплотнения не применяются, но они используются в концевых уплотнениях (см. ниже).
Подвижные (эластичные) лабиринтовые уплотнения различных ' .конструкций, показанные на фиг. 81, 82, нашли широкое применение в современных турбинах. Сегменты уплотнений с зачеканенными или выточенными гребнями вставляются в паз в расточке диафрагм. Отжимаются они в сторону вала к посадочным местам плоскими или витыми пружинами (см. фиг. 81) так же, как концевые уплотнения.
При эксплуатации в полость над уплотнительным сегментом поступает пар в зазор между его хвостовой частью и пазом или - через специальные сверления в диафрагме со стороны входа пара в уплотнение, поэтому подвижность такого уплотнения уменьшается.
Для создания возможности теплового расширения волокон вала в осевом направлении и, тем самым в какой-то мере предотвращая остаточный его прогиб при одностороннем задевании, в современных турбинах делают кольцевые компенсационные канавки на валу цельнокованых роторов (см. фиг. 82).
В активных осевых турбинах с температурами до 300—350° С применяют роторы с насадными дисками, в которых в случае различных видов задевания уплотнительные гребни касаются (трутся) О наружную поверхность ступицы диска, предохраняющими вал от остаточного прогиба.
Для обеспечения подъема уплотнительных сегментов вместе с верхней половиной диафрагмы при монтаже и в целях предотвра- 186
щения их проворачивания крайние сегменты у горизонтального разъема крепятся шпонками, привернутыми винтами к диафрагме.
Сегменты, размещенные в нижней половине диафрагмы, также крепятся у разъема шпонками или винтами (см. фиг. 81).
В нижних половинах диафрагм пластинчатые или спиральные пружины предотвращают провисание сегментов от собственной массы, тем самым способствуют сохранению радиального зазора в уплотнениях.
Между сегментами обычно делается зазор 0,1—0,25 мм для компенсации их теплового расширения и для обеспечения их прижатия пружинами и давлением пара к,местам посадки в направлении к валу и для обеспечения радиального зазора в уплотнении между вращающимися и неподвижными деталями турбины.
Обычно стремятся выполнить уплотнительные гребни зачека- ненными, как наиболее дешевыми в изготовлении. В этом случае сегменты выполняются из углеродистых или низколегированных сталей, а уплотнительные гребни — из цветных или нержавеющих металлов.
К тому же в данном случае очень важным фактором является упрощение ремонта уплотнений с зачеканенными гребнями, которое выражается в замене гребней, легко выполнимой в эксплуатационных условиях. Все основные поверхности паза расточки диафрагмы, уплотнительных сегментов и гребней выполняются с чистотой V6.
Концевые уплотнения. У словия работы концевых уп лот- нений,' работающих при высоких температурах (выше 400° С) и повышенных давлениях: выше 29,4—49 бар (30—50 ата), очень сложны. Они вытекают из большой длины уплотнения, большого количества уплотнительных гребней, значительного удаления от опорного подшипника, определяемого в основном длиной уплотнения, малых радиальных зазоров, сложных условий прогрева и охлаждения при переменных тепловых режимах.
Кроме того, одной из важных проблем для концевых уплотнений дросселирующих пар с температурой выше 450° С является применение конструкции бесвтулочного уплотнения или с втулками, насаженными на вал с натягом или без втулок.
В турбинах с начальными параметрами пара до РОабс = = 88,3 бар (р0 = 90 ата\ /0 — 480ч-500° С часто применяются передние уплотнения с втулками, насаженными на вал с натягом, для защиты вала от изгиба при одностороннем задевании его в уплотнениях (фиг. 85).
Такое задевание, как рассмотрено ранее, в наихудшем случае может привести к дополнительному прогибу вала от нагревания при трении в бесвтулочной конструкции или к прогибу и снятию натяга втулки без изгиба вала.
В турбинах с начальными параметрами пара рОабс = 88,3 бар (р0 = 90 ата), t6 = 480-^-500° С и выше в передних концевых уплотнениях втулки оказались ненадежной конструкцией.
Исследования [10], [53] пусков турбин ЛМЗ производства 1946—1957 гг. показали, что при нагрузках турбины по инструкции завода во время пусков из холодного и горячего (после остановки 4—9 ч и более) состояний температура втулок больше температуры участков вала, расположенных под ними, на 70— 105° С (фиг. 85, 86). .
Фиг. 85. Переднее концевое уплотнение турбины Т-25-90 (ВТ-25) ЛМЗ (втулочная конструкция):
I, 2» 3 — уплотнительные втулки соответственно уплотнениям и № I, II, III.
При останове турбины в конце выбега ротора появляется обратная разность температур до 70—80°С.
Подача пара к уплотнениям в турбинах ЛМЗ осуществляется по схеме фиг. 87, а с температурой в пароохладителе 125—140° С.
При пуске турбины из холодного состояния при наборе вакуума и увеличении скорости вращения ротора нагрев втулок и переднего конца вала незначителен (фиг. 86).
Перед включением в сеть генератора температуры втулок снижаются до 100—130° С, т. е. почти достигают температуры пара, подаваемого на уплотнение. После включения генератора в сеть температура и давление пара за соплами регулирующей ступени или перед втулкой 1-го переднего концевого уплотнения увеличиваются, вследствие чего возрастает также и коэффициент теплоотдачи. С увеличением нагрузки турбины эти величины растут, что приводит к скачкообразному росту температур втулок /, //, ///, неизбежно опережающему прогрев вала под ними. Разность температур втулок II и /// и вала (фиг. 86) достигает 100— 105° С.
Тепловые расширения и деформации от действия центробежных сил суммируются, поэтому натяг снимается полностью и обраТепловые расширения и деформации от действия центробежных сил суммируются, поэтому натяг снимается полностью и образуется зазор до 0,5 мм (см. табл. Центробежными силами этот зазор выбирается в одну сторону за счет небаланса втулок из-за наличия шпоночного паза. При радиальных зазорах в уплотнении 0,25—0,35 мм происходит задевание втулок о гребни сегментов, что вызывает нагревание втулок и развитие аварий в ‘уплотнении.
Тепловые расширения и деформации от действия центробежных сил суммируются, поэтому натяг снимается полностью и обра
Тепловые расширения и деформации от действия центробежных сил суммируются, поэтому натяг снимается полностью и обра
При наиболее частых пусках турбин из еще неостывшего состояния характер нагрева втулок и возникновение разности температур между ними и валом будут примерно тех же величин, как и припуске из хо-
Фиг. 86. Пуск турбины из холодного состояния (по инструкции):
а — втулка № И; б — втулка № Ш; кри- вые: / — температура втулки; 2 — температура вала; 3 — нагрузка; 4 — обороты.
21) между втулками и валом.21) между втулками и валом.бремябремя2Т~ Пароохладитель2Т~ Пароохладительа) '61а) '61Фиг. 87. Схемы подвода и отсоса пара к переднему уплотнению: а — существующая с пароохладителем; б — без пароохладителя.Фиг. 87. Схемы подвода и отсоса пара к переднему уплотнению: а — существующая с пароохладителем; б — без пароохладителя.лодного состояния. Разница заключается в. том, что при наборе вакуума и числа оборотов происходит дополнительное охлаждение паром, подаваемым на уплотнение по схеме фиг. 87, а втулок
21) между втулками и валом.
21) между втулками и валом.
бремя
бремя
2Т~ Пароохладитель
2Т~ Пароохладитель
а) '61
а) '61
Фиг. 87. Схемы подвода и отсоса пара к переднему уплотнению: а — существующая с пароохладителем; б — без пароохладителя.
Фиг. 87. Схемы подвода и отсоса пара к переднему уплотнению: а — существующая с пароохладителем; б — без пароохладителя.
и переднего конца вала, имеющих перед пуском более высокую температуру, чем пар в пароохладителе.
При разгрузке и остановке турбины описанные выше явления происходят в обратном порядке.
' = 5 ° ” 2 5
” ”у * к s«
< о. u >»
ш со
о
•I*
о
ю СО
о
04
68
1
1>>(-
о £5
s о
С И С § <j
3 ® £5 1 * о * Со.
С £я
о о. v S
СП S
Е
S к
о
с£>
СО о
с
• , Е • <3
S о. с
9 о
СО 04
о
a S=ч.-Ч
5и„
я д>>ясо
у ямо
ссgа.
£ ок°я5
*1 ц
< X
со
о
04 04 ю
о
sS q О.
к к ° оs
5”S§5gg^S
Й 8 = Й8
а о
7
1/3 о
о о
” = я S3
о.ко сч м
3 «: 0 ।О
Я 0.0 <5
у со о2
о с е § + о
о
СО
О
£.= * 8е*
СП о
о
CD
О
<5
я
о к
8В а ц
G «
S
Ч «
,Х
S
J
04 о
04 О
5? 5?
m
с
Е
<
о о
СП
о"
S
2
Сводные расчеты напряжений, деформаций и зазоров во втулках и в валу
Подача охлажденного пара при выбеге ротора вызывает превышения температуры вала над температурой втулок на 70—80° С. Это обстоятельство создает дополнительные температурные напряжения к напряжениям натяга, которые не разгружаются центробежными силами, так как число оборотов ротора равно нулю. Суммарные напряжения могут превысить предел текучести, рав- ный441 ,ЗЛ4мЛи2 (4500к/7сл<2), стали 25НЗ, из которой из- готавлялись уплотнительные втулки. Появление больших напряжений даже меньше предела текучести нежелательно ввиду концентрации их в шпоночных пазах втулок.
После прекращения подачи охлажденного пара на уплотнениетемпература втулки заметно повышается за счет подвода тепла по валу, в результате чего отрицательная разность температур уменьшается.
Если на положительные величины разностей температур втулок и вала можно воздействовать скоростями нагрузки и в конечном итоге скоростями изменения температуры пара перед втулкой /, то на большие разности температур, возникающие во время останова турбины и пуска ее из горячего состояния при подаче на уплотнение охлажденного пара, без повышения его температуры практически воздействовать будет трудно.
Кроме того, в связи с релаксацией металла (перехода в напряженной детали упругой деформации в пластическую) натяг втулок с течением времени работы может постепенно уменьшаться. При ревизиях турбин неоднократно встречались ослабленные втулки на валу, которые, однако, еще не вышли из строя.
Таким образом, основным препятствием для ускорения нагружения турбин с втулочной конструкцией уплотнений является разность температур втулок и вала, которая при незначительном ускорении набора нагрузки, особенно в первый период, выходит за допустимые пределы.
Поэтому любые мероприятия, направленные на ускорение пуска (обогрев фланцев и шпилек горизонтального разъема и др.), не касающиеся уплотнительных втулок, не дадут ожидаемых результатов.
Для устранения аварий уплотнений ЛМЗ стал изготовлять втулки из стали 25Х2МФА (ЭИЮ) с более высоким пределом текучести o0j2 = 608^-579 Мн/м1 (<т0)2 = 62—59 кОмм2) при температурах t = 400-^500° С вместо стали 25НЗ, при этом натяг был увеличен до 0,35—0,4 juju, для улучшения теплообмена между втулками и валом втулки изготовляются без выточек по посадочной поверхности с применением новых пусковых режимов и пониженными скоростями нагружения турбин.
Как было показано выше, на разность температур втулок и вала, особенно на отрицательную их разность во время пуска из горячего состояния и выбега ротора при останове, влияет организация подвода пара к уплотнениям.
В исследовательской работе [53] заводская схема подвода пара через пароохладитель с температурой пара в нем 125—140° С (фиг. 87, а) заменена схемой подачи свежего дросселированного пара (фиг. 87, б).
В схеме фиг. 87, б подвод пара осуществляется в камеру между втулками /// и IV по линии, идущей в 5-й отбор. При подаче свежего дросселированного пара задвижка на отсосной линии в 5-й отбор временно остается закрытой и открывается лишь после прекращения подачи пара при переходе на самоуплотнение, и пар по этой линии направляется в 5-й отбор. Подвод свежего дросселированного пара благоприятно сказывается при пуске турбины из горячего состояния, так как в этом случае при наборе вакуума и повышении числа оборотов охлаждения втулок не происходит, поэтому последующая нагрузка турбины не влечет за собой резкого повышения температур втулок.
Подвод свежего дросселированного пара при разгрузке и останове турбины особенно благоприятно отражается, так как при этом исключается возможность появления отрицательных разностей температур. Разность температур, полученная при испытаниях, будет в 3—4 раза меньше, чем по схеме фиг. 87, а. Поэтому исключается возможность появления напряжений больше предела теку-
чести металла втулок и, как следствие их, не будет остаточных пластических деформаций втулок. Это позволяет насаживать втулки на вал с большими натягами порядка 0,6—0,7 мм. Кроме того, в процессе остановки существенно уменьшается относительное укорачивание ротора высокого давления.
Из рассмотренного выше следует, что применять втулки в уплотнениях, работающих при температурах 450° С и выше, не рекомендуется. Вот почему в турбинах отечественного производства и иностранных фирм с повышенными параметрами пара в данном интервале температур применяется бесвтулочная конструкция с компенсационными канавками и уплотнительными гребнями, зачеканенными в вал или выполненными в неподвижных сегментах.
В отечественном турбостроении конструкция с компенсационными канавками была применена впервые в турбине ВР-25 ХТГЗ. Наличием этих канавок, показанных на фиг. 75, а, б, в, создана возможность наружным волокнам металла вала в местном нагреве при задеваниях расширяться в осевом направлении. Такая конструкция уменьшает развитие прогиба вала при одностороннем задевании его в уплотнении.
Уплотнения, выполненные с гребнями, зачеканенными в подвижные (эластичные) сегменты, неподвижные обоймы и в вал турбины, см. на фиг. 75, а, б, в, ж, 88, 89.
Подвижное закрепление сегментов в обоймы с плоскими пружинами, изготовленными из аустенитных или мартенситно- ферритных сталей, применяется в современных турбинах для работы на высоких температурах пара при значительных осевых размерах (в концевых уплотнениях и в уплотнениях разделительной диафрагмы). Такие уплотнения в турбинах конструкции ХТГЗ и ЛМЗ расположены на значительном удалении от опорных подшипников, как, например, в уплотнениях внутреннего цилиндра высокого давления турбины К-300-240 (см. фиг. 37).
Для улучшения дросселирования пара в уплотнениях валы ротора выполняются ступенчатой конструкции.
Зачеканка гребней в обоймы применяется в концевых уплотнениях, расположенных вблизи опорных подшипников, как, например, в турбинах СВК-150 и СВР-50 (фиг. 88). Такая конструкция делается в расчете на то, что прогибы вала и цилиндра вблизи опор при пуске, эксплуатации и останове турбин будут находиться в пределах радиальных зазоров уплотнения.
В турбинах ЛМЗ новейших конструкций, например турбине К-300-240, применены в концевых уплотнениях гребни, зачеканенные в вал (см. фиг. 75, ж), которые исключают нагрев вала и его остаточный прогиб при одностороннем задевании в уплотнении.
Принцип установки обойм сохранен таким же, как для промежуточных обойм и диафрагм (см. фиг. 66, 67).
192
Это крепление при тепловом радиальном расширении обойм по отношению к корпусу турбины сохраняет соосность их расточек, чем обеспечивает неизменность радиальных зазоров в уплотнении между вращающимися и неподвижными деталями.
Для примера на фиг. 88 и 89 приведены конструкции уплотнения турбин ЛМЗ и УТМЗ. В турбине СВР-50-3 ЛМЗ нижние половины обойм подвешены вблизи горизонтального разъема на лапках 5 фиг. 88.
Фиг. 88. Переднее уплотнение турбины СВР-50-3, ЛМЗ.Фиг. 88. Переднее уплотнение турбины СВР-50-3, ЛМЗ.
Фиг. 88. Переднее уплотнение турбины СВР-50-3, ЛМЗ.
Фиг. 88. Переднее уплотнение турбины СВР-50-3, ЛМЗ.
Между обоймами и цилиндром этой турбины предусматриваются радиальные зазоры для обеспечения теплового относительного расширения. Для центровки обоймы по нижней половине цилиндра в вертикальной плоскости предусмотрены штифты 6. Отверстия под них сверлятся и разворачиваются в обойме и цилиндре совместно. После установки штифтов 6 ставятся полукольца 7, перекрывающие отверстия для штифтов.
Верхние половины обойм центрируются по нижним с помощью призонных болтов 10. Соединение этих деталей осуществляется болтами и шпильками. Обоймы крепятся в кольцевых расточках цилиндра, благодаря чему их осевое положение фиксируется торцовыми поверхностями цилиндра.
19319313 Смоленский
193
193
В турбинах ХТГЗ и УТМЗ уплотнительные сегменты в концевых уплотнениях делаются подвижными с помощью плоских пружин, при этом уплотнительные гребни зачеканиваются в сегменты.
Фиг. 89. Переднее уплотнение турбины ВПТ-25-4, УТМЗ:
/ *— кольца, состоящие из шести сегментов; 2 — плоские пружины; 3 — обоймы; 4 — шпонка; 5 — лапки; 6 — шпонки; 7 — винты.
В турбинах УТМЗ крепление обойм такое же, как рассмотрено • выше, за исключением центровки нижней половины, где центрирующий штифт заменен центрирующей шпонкой 4 (фиг. 89).
В цилиндрах среднего давления многоцилиндровых турбин, где давление пара выше атмосферного, подаваемый в заднее концевое уплотнение пар, отбираемый за последней ступенью данного цилиндра, дросселируется до 'Атмосферного.
В этом случае перепад давлений может достигать 32,4-4-37,3 бар (33-4-38 атм), поэтому их уплотнения для сокращения количества 194
гребней выполняют ступенчатой конструкции со втулками, насаженными на вал с натягом, или бесвтулочными с компенсационными кольцевыми канавками.
Шаг уплотнительных гребней выбирается на основе обеспечения достаточных осевых зазоров между вращающимися и неподвижными деталями турбины. Величины осевых зазоров турбины находятся опытным путем в процессе эксплуатации или расчетом тепловых расширений узлов, между которыми определяются зазоры.
Рассмотренные уплотнения выполняются подвижными (эластичными) с пластинчатыми или спиральными пружинами, а их сегменты устанавливаются в пазы обойм по широкоходовой посадке. Конструкция крепления обойм данных уплотнений подразделяется на следующие: обойма отсутствует, и ее роль выполняет расточка цилиндра; обойма из двух половин центруется штифтами или шпонками с обеспечением теплового расширения относительно цилиндра; обоймы из двух половин крепятся подвижно в нижней и верхней половинах коробок с помощью пластинчатых пружин. Коробки цилиндра, в свою очередь, устанавливаясь, центрируются штифтами или шпонками с обеспечением их теплового относительного расширения.
Для работы при относительно невысоких температурах и давлении, определяющих толщины стенок и фланцев цилиндра и условиях прогрева турбины, конструкцию уплотнения без обоймы или с обоймой, закрепленной в цилиндре на шпонках, обеспечивающих радиальное расширение обойм, следует считать надежной в эксплуатации и простой в изготовлении. Эта конструкция, имея небольшие длину уплотнения и расстояние от опорного подшипника определяет наименьшие изменения радиальных зазоров уплотнения при изменении тепловых режимов работы турбины.
Практика эксплуатации турбин, с подобными конструкциями уплотнений ц. с. д. со стороны выхода пара из цилиндра и в турбинах с противодавлением показала полную их надежность. Сравнительно короткие по длине концевые уплотнения ц. н. д. турбин и со стороны выхода пара из ц. с. д., работающие при температурах примерно до 300—400° С, выполняют по конструкции и креплению такими же, как и диафрагменные уплотнения.
В цилиндрах низкого давления со стороны конденсаторов количество уплотнительных гребней мало, так кйк пар для их уплотнения подается из камеры концевых уплотнений с давлением, немного превышающим атмосферное давление.
Для обеспечения безопасности осевого относительного расширения цилиндров и роторов, особенно в многоцилиндровых турбинах, уплотнения выполняются с гладким или со ступенчатым валом ротора, имеющим значительный шаг уплотнительных гребней.
Сегменты уплотнительные (обычно 6 шт. по окружности) крепятся в пазы внутренней расточки корпуса турбины с пластинча-
13*13*195
13*
13*
тыми пружинами. Такое крепление обеспечивает подвижность сегментов в случае их задеваний в уплотнениях. Кроме того, на валу ротора делаются кольцевые компенсационные канавки.
В некоторых турбинах уплотнения ц. н. д. выполняются со втулками, насаженными на вал и имеющими ступенчатые уплотнения. Втулки, насаженные на вал с натягом, являются вполне надежной конструкцией для данных температур.
Бандажные уплотнения. Появление радиальных бандажных и осевых у корня рабочих лопаток уплотнений в мощных турбинах, работающих на повышенных начальных параметрах пара, предъявляет более жесткие требования к сохранению в них почти
Фиг. 90. Авария бандажей рабочих лопаток при задеваниях, неизменными малых величин зазоров при всех режимах работы, пуска и останова.
Бандажные уплотнения выполняются жесткого типа без пружин. Применение жестких конструкций объясняется сложностью изготовления подвижных сегментов, малых размеров поперечных сечений при больших диаметрах. Некоторые виды бандажных уплотнений показаны на фиг. 8, 10 и 11. Бандажные уплотнения с гребнями, изготовленными заодно с бандажом, изображены на фиг. 8, И, ас гребнями, зачеканенными в корпус, обойму или в выступы диафрагм, — на фиг. 10. Ввиду жесткости бандажных уплотнений при задевании их во время пуска, нагружения, эксплуатации и при останове турбины будут стачиваться уплотнительные гребни, прорезаться канавки на бандажах рабочих лопаток или отрываться бандажи в конструкциях с уплотнительными гребнями, выполненными над бандажами или прорезаться канавки в обоймах, цилиндре или диафрагмах в конструкциях с гребнями изготовленными заодно с бандажом.
На фиг. 90 приведено фото прорезки канавок на бандажах рабочих лопаток при одностороннем задевании в конструкции с уплотнительными гребнями зачеканенными в деталях статора турбины.
196
Надежность в работе бандажных уплотнений определяется величиной зазора, поверхностей трения при задеваниях и материалом гребней. По этой причине величина радиального зазора в жестких бандажных уплотнениях выбирается в зависимости от диаметра в пределах 1—1,5 мм.
Как показала практика, в ц. н. д. турбины при различных видах задевания в уплотнении конструкция, представленная на фиг. 11, является более надежной. Здесь уплотнительные гребни при задеваниях в случае прогиба цилиндра (фиг. 79, а) прорезают канавки в выступах чугунных диафрагм. При этом уплотнительные гребни, выполненные заодно с лопаточным бандажом из стали 1X13, не повреждаются. Идея прорезания канавок на неподвижных деталях уплотнения без нарушения уплотнительных гребней положена в основу конструкции ЛМЗ (см. фиг. 8) с мягкими вставками, закрепленными в обоймах.
ТРУБОПРОВОДЫ КОНЦЕВЫХ УПЛОТНЕНИЙ
Через концевые уплотнения турбины при давлении в цилиндре выше атмосферного пар прорывается наружу, а при вакууме в корпусе может засасываться воздух. Для создания надежной и экономичной работы турбины необходимо обеспечить отсос пара из уплотнений с избыточным давлением и дать подвод пара к уплотнениям, находящимся под вакуумом.
Из промежуточных камер концевого уплотнения с избыточным давлением пар отводится в промежуточные ступени турбины, в регулируемые и нерегулируемые отборы пара для использования тепловой энергии пара, прошедшего часть уплотнения, чем повышается к. п. д. турбоустановки.
Проникновение воздуха в цилиндр и в конденсатор через уплотнения со стороны вакуума не допускается, так как воздух затрудняет теплопередачу пара охлаждающей воде в конденсаторе, повышает давление за последней ступенью турбины (в конденсаторе), откуда воздух должен непрерывно отсасываться эжектором. Во избежание подсоса воздуха в уплотнения, расположенные со стороны конденсатора, непрерывно подается пар с давлением, немного превышающим атмосферное (примерно рОабс =11,8 бар) (1,2 ата).
Часть подаваемого пара проходит через отсек концевого уплотнения в конденсатор, где он конденсируется, не ухудшая вакуума. Подача пара к концевому уплотнению необходима также и со стороны избыточного давления, для предотвращения подсасывания воздуха, так как при пуске и останове турбины давление в корпусе турбины становится ниже атмосферного.
На фиг. 91 представлены принципиальные схемы трубопроводов, соединяющих концевые уплотнения между собой, со свежим паром, с конденсатором и регулируемыми или нерегулируемыми
• ‘ 197
отборами пара. На схемах также показан отвод пара из уплотнений штоков стопорных и регулирующих клапанов.
На фиг. 91, а к каминным камерам а присоединены вестовые трубы, через которые в машинное помещение проходят остатки пара, прошедшего через уплотнения. При нормальной работе
Фиг. 91. Принципиальные схемы трубопроводов концевых уплотнений:Фиг. 91. Принципиальные схемы трубопроводов концевых уплотнений:а — схема с лабиринтовыми уплотнениями; б — схема с лабиринтовыми и'гидравлическими уплотнениями; в — бескамннная схема.а — схема с лабиринтовыми уплотнениями; б — схема с лабиринтовыми и'гидравлическими уплотнениями; в — бескамннная схема.
Фиг. 91. Принципиальные схемы трубопроводов концевых уплотнений:
Фиг. 91. Принципиальные схемы трубопроводов концевых уплотнений:
а — схема с лабиринтовыми уплотнениями; б — схема с лабиринтовыми и'гидравлическими уплотнениями; в — бескамннная схема.
а — схема с лабиринтовыми уплотнениями; б — схема с лабиринтовыми и'гидравлическими уплотнениями; в — бескамннная схема.
уплотнений количество этого пара должно быть минимальным настолько, чтобы вестовые трубы только слегка парили.
Поступающее в каминные камеры количество пара зависит от конструкции уплотнений, их состояния и от давления пара в соседней камере Б. Камеры Б концевых уплотнений между собой связаны так, что пар из переднего уплотнения, поступает в заднее, исключая подсос воздуха в турбину.
Давление в камерах 5 и в соединяющем их трубопроводе обычно составляет рабс ~ 1,08-7-1,18 бар (р = 1,1ч-1,2 ата).
198
В случае повышения этого давления вестовые трубы будут сильно парить, помимо того, пар по валу ротора может проникнуть в подшипники, сконденсироваться в них и • обводнить масло. С другой стороны, при понижении давления в соединительном трубопроводе ниже 1 ата начинается подсос воздуха, и вакуум будет уменьшаться.
При перегрузке турбины из переднего уплотнения в заднее поступает больше пара, чем необходимо для противодействия подсосу воздуха. В этом случае избыток пара через клапан 2 отводится в конденсатор или в некоторых системах через отсасывающий вентиль в подогреватель низкого давления.
При пуске турбины (вращении ротора при валоповороте, наборе числа оборотов), малых нагрузках и останове для уплотнения в камеру б подается пар из трубопровода свежего пара через запорный вентиль 1.
В современных турбинах управление вентилями 1 и 2 осуществляется автоматическим устройством, поддерживающим постоянное давление пара в кольцевых камерах Б при различных колебаниях нагрузки турбины. В турбинах ранних выпусков управление осуществлялось вручную.
Камеры отвода пара из уплотнений штоков регулирующих и "стопорного клапанов соединяются с трубопроводом камер Б концевых уплотнений, поэтому при малых нагрузках на турбину обычно достаточно пара, отводимого из уплотнений клапанных штоков. При пуске и останове турбины необходимо вводить свежий пар через вентиль 1.
Необходимость подачи пара на концевые уплотнения при останове турбины вызывается требованием не допустить засасывания холодного воздуха через уплотнения в турбину. Такой подсос воздуха может привести к резкому охлаждению ротора, как детали относительно статора менее металлоемкой и имеющей большую поверхность соприкосновения с воздухом.
Подобное охлаждение вызывает сокращение ротора и уменьшение осевых зазоров в проточной части и уплотнениях турбины.
Охлаждение втулок концевых уплотнений, когда вал еще остается горячим, может вызвать появление в них напряжений выше предела упругости и как следствие — остаточных деформаций, обусловливающих ослабление посадки втулок.
На фиг. 91, б приведена принципиальная схема трубопроводов концевых уплотнений, в которых наряду с лабиринтовыми уплотнениями применены гидравлические со стороны высокого и низкого давления.
Гидравлические уплотнения могут работать только при числе оборотов, превышающем половину рабочего числа оборотов, поэтому при пуске турбины и ее останове через дроссельный клапан 1 подается пар из трубопровода свежего пара, протечка которого
ограничивается лабиринтовым уплотнением, выполненным с обеих сторон водяного затвора.
Гидравлическое уплотнение при работе турбины совершенно исключает попадание пара в подшипник и в машинный зал.
Количество камер отвода пара из уплотнений при избыточном /давлении пара в нем зависит в основном от величины давления перед уплотнением.
На фиг. 91, а и б показаны принципиальные схемы трубопроводов концевых уплотнений одноцилиндровых конденсационных турбин. В многоцилиндровых турбинах схемы концевых уплотнений выполняются по тому же принципу и камеры отводов и подвода пара отдельных цилиндров соединяются единой системой трубопроводов. На трубопроводах отвода или подвода пара к каждой отдельно камере уплотнения ставятся клапаны для регулирования количества подводимого или отводимого пара из каждой камеры отдельно (для упрощения схем эти клапаны на фиг. 91 не показаны).
В современных турбинах применяют бескаминные концевые уплотнения (фиг. 91, в).
Чтобы исключить попадание пара в подшипники и автоматизировать работу уплотнений, применяется регулятор постоянного давления пара в предпоследних камерах Б порядка рабс = = 1,08-4-1,03 бар (1,1—1,05 ата) при любых режимах работы турбины. Из последних камер А паровоздушная смесь давлением рабс = 0,95-4-0,96 бар (0,97—0,98 ата) отсасывается эжектором сальникового подогревателя (в камеры А воздух проникает через наружные уплотнительные гребни).
Работой эжектора управляет другой регулятор, который поддерживает постоянное да-вленйе робс = 0,93 бар (0,95 ата) в самом эжекторе (в сальниковом подогревателе) для поддержания постоянства давления ра6с = 0,95-^0,96 бар (0,97—0,98 ата) в камерах уплотнения.
В иных системах применяют только один регулятор подачи пара к уплотнениям, а эжекторы отсоса (без регулятора) применяют с постоянным подводом пара к соплу от деаэратора.
Для упрощения схемы на фиг. 91, в трубопроводы из камер В и Г не показаны; они выполняются так же, как и в схемах фиг. 91, а, б.
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЛАБИРИНТОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ
Требования, предъявляемые к материалу гребней лабиринтовых уплотнений, вытекают из условий их работы в паровой среде при различных температурах в зависимости от места их установки в турбине и от начальных и конечных параметров пара.
Для уплотнительных гребней, запрессованных в бегменты, и сегментов с выточенными гребнями применяются цветные металлы 200
и их сплавы, устойчивые для работы в условиях длительного воздействия коррозии в среде перегретого и влажного пара потому, что гребни, имея малую толщину, должны обладать надлежащей йрочностью, сохраняют свои размеры, чем обеспечивают хорошую работоспособность лабиринтовых уплотнений.
Прочность и пластичность этих сплавов должны соответствовать рабочим температурам, при которых тонкие гребни уплотнений сохраняли бы свою форму и размеры в эксплуатации, не ломаясь и не прогибаясь под действием потока пара. Особое значение имеют свойства материала уплотнений, определяющие его поведение в аварийных условиях работы. Наиболее тяжелым аварийным состоянием уплотнения является местное трение поверхностей ротора (вала, втулок, бандажей рабочих лопаток) при изгибе его вала. Таким образом, третьим основным требованием к металлу уплотнения является возможно минимальная его склонность к нагреванию и повреждению выпуклой стороны изогнутого вала врезающимися в него уплотнительными гребнями без налипания их металла на вал ротора. Таким образом, из сказанного следует, что металл уплотнительных гребней в случае их трения о вал должен обладать свойством возможно быстрого 'износа.
В последнее время поведение уплотнительных гребней при аварийных режимах исследуются в ХПИ, ЦКТИ и др., однако обоснований по выбору материалов для изготовления гребней еще недостаточно. Нерешенным вопросом пока остается материал для гребней, работающих при температурах пара выше 500° С. Обычно при этих температурах применяют аустенитную сталь ЭЯ1Т (1Х18Н9Т).
Приводим некоторые данные испытаний, проведенных в ЦКТИ [36] на экспериментальном стенде, имитирующем наиболее тяжелый случай одностороннего задевания вала в уплотнениях (фиг. 79, б), с гребнями, закрепленными в статоре. Опыты проводились в воздушной среде при комнатной температуре с гребнями из различных металлов при окружной скорости 60 м!сек, диаметре вала 400 мм и различных прижимных усилиях от 5 до 100 кг на один гребень. В результате исследований установлено, что с ростом прижимного усилия уплотнительных гребней к валу резко возрастает нагрев вала.
В зависимости от роста температуры вала, возникающей при трении, применяемые для изготовления гребней материалы можно разбить на две группы. К первой группе относятся никель марки Н1, сталь 15ХМА, монель-металл марки НМЖМц 28-2,5-1,5 и сталь 1Х18Н9Т (ЭЯ1Т).
При прижимных усилиях 5 кг (на гребень нагрев вала был сравнительно невелик (200—300° С) и повреждение его поверхности оказалось ничтожным. При значениях прижимного усилия
и 100 ке/на гребень (близких к реальным значениям при ра- боте Турбины П0Д нагРУ3™й) образец вала нагревался примерно до 13 0 С, оплавлялся, вследствие чего выплавленный металл прилипал к уплотнительным гребням статора. Износ гребней во всех случаях не превышал глубины прорезаемых ими на валу канавок (конфигурации показаны на фиг. 80).
Скорость износа гребней составила всего 0,0001—0,01 мм[сек.
Фиг. 92. Внешний вид уплотнительного сегмента и микроструктура материала уплотнительного гребня: а — на продольном шлифе; б — на поперечном шлифе.Фиг. 92. Внешний вид уплотнительного сегмента и микроструктура материала уплотнительного гребня: а — на продольном шлифе; б — на поперечном шлифе.
Фиг. 92. Внешний вид уплотнительного сегмента и микроструктура материала уплотнительного гребня: а — на продольном шлифе; б — на поперечном шлифе.
Фиг. 92. Внешний вид уплотнительного сегмента и микроструктура материала уплотнительного гребня: а — на продольном шлифе; б — на поперечном шлифе.
Ко второй группе металла гребней уплотнения относится латунь Л68, применяемая в турбинах среднего давления. В этом случае максимальный нагрев вала составлял 200—300° С повреждение вала практически отсутствовало, гребни изнашивались ыстро со скоростью 0,05 и 0,3 мм/сек при усилиях прижима соответственно 98 и 686 «/на гребень (10 и 70 кг/на гребень) и скорости скольжения 60 м!сек.
Такое поведение латуни Л68 объясняется в основном более низкой температурой плавления.
^Нейзильбер МНЦ15-20 в гребнях уплотнения ведет себя немного лучше, чт материалы первой группы. Лучшие результаты раооты нейзильбера создаются вследствие того, что при сравнительно низкой температуре плавления на его поверхности возникает тонкий жидкий слой расплавленного металла, который Д^яется своего рода- смазкой. Появление смазывающего слоя, ественно, приводит к резкому снижению коэффициента трения
и, следовательно, снижает температуру трения и уменьшает работу деформирования.
На стенде также были проведены испытания уплотнений с гребнями, зачеканенными в . вал конструкции, показанной на фиг. 75, ж. В этом случае гребни быстро изнашивались и сминались, а вал нагревался незначительно.
Следует отметить характерное для никеля Н1 образование окислов в среде пара при высокой температуре, которое ограничивает его применение для уплотнительных гребней при темпе- • ратуре 425—475° С.
На фиг. 92 представлена фотография уплотнительного сегмента, изготовленного из стали 15ХМА с уплотнительными гребнями из никеля марки Н1, который проработал в турбине при температуре примерно 500° С в течение 34 033 ч (исследования ЦЗЛ ХТГЗ).
Поверхность представленных уплотнительных гребней покрыта ркислами темно-бурого цвета; часть этих гребней подвергалась выкрашиванию. Например, в первом ряду имеется выкрашивание уплотнительного гребня на половине длины сегмента заподлицо с поверхностью сегмента. Частичное выкрашивание гребней имеется и в других местах.'
"Результаты исследования показывают, что образование закиси никеля №0 при температуре примерно 500° С в среде пара начинается на поверхности по границам зерен и в дальнейшем развивается в глубь самих зерен.
Микроанализ показал, что сплав металла "уплотнительных - гребней в периферийной части имеет по границам зерен выделе-
Таблица 22
Температурная область применения основных материалов уплотнений *
Марка материала
Температурная область применения в °C
Применение
Латунь Л68
Нейзильбер МНЦ 15—20
Никель Н1
Монель металл
НМЖМц 28—2,5—1,5 .Сталь Х18Н9Т (ЭЯ1Т)
250
400
450
500
600
Уп лотн ител ьные г ребии запрессованные в сегменты
Сталь 20 и 25
Сталь 2х 13
Сталь 15ХМ
425
450
600
Уплотнительные сег- менты с запрессованными гребнямя; обоймы уплотнений.
Сталь 3X13
Сталь X15Н35БЗТ (ЭИ612)
400
615
Плоские пружины уплотнений
* Бубенцов А. М. н Полуканин П. Н. Нормализация лабнрнитовы-х уплотнений турбин н компрессоров. — «Стандартизация», 1953, № 8.
SТаблица 23
Химический состав основных сплавов для уплотнительных гребней
Марка сплава
Содержание элементов в %
Си
РЬ
Fe
Sb
Bi
р
Zn
Ni + Со
Si
Мп
As
Латунь Л68
67—70
<0,03
<0,10
<0,005
<0,002
<0,01
Остальное
Нейзильбер МНЦ15-20
Остальное
<0,12
<0,5
<0,002
<0,002
18—22
13,5—16,5
<0,15
<0,3
<0,01
Таблица 24
Механические свойства основных сплавов для уплотнительных гребней
Марка сплава
Og в Мн1м?
cr^ g в Мн/м2
61» В %
Ф В %
ак в кдж/м1
НВ
ГОСТ или ТУ
. Латунь Л68
314
98
55
70
1667
55
ГОСТ 1019-47
Нейзильбер МНЦ15-20
392
137
35
70
ГОСТ 492-52
температурный отжиг — при 250° С. Нейзильбер, обладая высокими антикоррозионными свойствами, применяется обычно в виде лент для уплотнений толщиной 0,2—2 мм.
ГЛАВА VI
подшипники
НАЗНАЧЕНИЕ И УСЛОВИЯ РАБОТЫ ОПОРНЫХ ПОДШИПНИКОВ
Ротор турбины шейками вала лежит и вращается во вкладышах опорных подшипников. Опорные подшипники должны иметь неизменное положение, быть жесткими, воспринимать все усилия и вибрации при работе турбины.
Обычно каждый ротор турбины опирается на два подшипника, однако иногда для двух смежных роторов, турбины или турбины и генератора применяют один опорный подшипник вместо двух При наличии жесткой между ними муфты.
Таким образом, опорные подшипники определяют правильное положение ротора относительно статора в радиальном направлении, т. е. обеспечивают равномерность радиальных зазоров по окружности в различного рода уплотнениях и между другими деталями ротора и статора.
В опорных подшипниках должно быть обеспечено жидкостное трение между шейками вала и внутренними поверхностями расточки вкладышей. Ось шейки вала должна быть параллельна оси расточки вкладыша.
Опорный подшипник (фиг. 93) состоит из основных деталей: корпуса 9, крышки 2 и вкладыша 3. Со стороны выхлопа корпус подшипника выполняется заодно с ц. н. д., так как в выхлопном патрубке при давлении пара рабс = 0,03-г-0,05 бар (0,03— 0,05 ата-) температура не превышает 23,5—32,5° С. При некоторых режимах работы турбины, как, например, при длительном холостом ходе, температура выхлопа может достичь 90—100° С.
Во всех остальных случаях корпус подшипника выполняется отдельно от цилиндра турбины в целях снижения теплопередачи от горячих частей цилиндра турбины к корпусу подшипника.
Вкладыш 3 (фиг. 93) состоит из двух половин, скрепленных между собой болтами по горизонтальному разъему. Внутренняя поверхность вкладыша заливается антифрикционным сплавом — баббитом Б83. Диаметр внутренней расточки вкладыша делается несколько больше диаметра шейки вала для того, чтобы избежать 206
сухого или полусухого трения между поверхностями этих деталей. .,' ■ ■ ' •
Перед пуском турбины в масляную систему для смазки подшипников масло подается вспомогательным турбонасосом или электронасосом давлением рц — 0,67—1,18 бар (0,7—1,2 ати) и температурой 35—45° С. При эксплуатации турбины подача масла в систему смазки осуществляется главным масляным насосом.
Фиг. 93. Место сопряжения роторов высокого и низкого" давления турбины: / " вал ротора высокого давления; 2 — крышка подшипников; 3 — вкладыш; 4 — гребень; 5 — установочные прокладки; 6 — опорные колодки с прокладками; 7 — вал ротора низкого давления; 8 — сферическое кольцо: 9 — корпус подшипника; 10 — упорные подушки; 11 — подвижная муфта.
Величина давления масла ри — 0,67 т-1,18 бар (0,7—1,2 ати) выбирается из условия преодоления сопротивления маслосистемы (маслопроводов, дозирующих диафрагм, масляных каналов в подшипниках).
В состоянии покоя ротора турбины или его вращения вало- поворотным устройством со скоростью 2—4 об!мин шейка вала соприкасается с баббитовой заливкой вкладыша, так как при этом масло выдавливается массой ротора, приходящейся на подшипник (фиг. 94, а). Таким образом, в нижней половине подшипника между внутренней расточкой вкладыша и шейкой вала создается суживающийся клиновидный зазор.
При увеличении числа оборотов шейка вала увлекает за собой прилегающий слой масла за счет сил сцепления между маслом и поверхностью шейки вала. Следующие слои масла, обладая вязкостью, также движутся в направлении клиновидного зазора. Поэтому в клиновидном зазоре подшипника давление масла (жидкости несжимаемой) увеличивается.
6)6)Фиг. 94. Образование масляной пленки в подшипнике:Фиг. 94. Образование масляной пленки в подшипнике:
6)
6)
Фиг. 94. Образование масляной пленки в подшипнике:
Фиг. 94. Образование масляной пленки в подшипнике:
При скорости вращения 40—50 об!мин в клиновидном зазоре, создается давление, достаточное для того, чтобы приподнят^ вал и отжать его в сторону вращения. По мере повышения числа оборотов вала ротора турбины количество масла, поступающего в суживающийся клиновидный зазор, увеличивается, давление в нем возрастает и толщина масляной пленки в самом узком месте увеличивается. Центр вала перемещается по кривой 0'0 (фиг. 94, а), представляющей собой приблизительно полуокружность.
а — неподвижный вал; б— вращающийся вал; в —давление в масляном слое вдоль оси подшипника; г — шероховатость рабочих поверхностей подшипника.
достичь точки 0 — центра
расточки вкладыша при бесконечно большом числе оборотов. Таким образом, наиболее возможное смещение центра вала под влиянием масляного клина (фиг. 94) составляет влево четверть диаметрального зазора, а вверх — половину его.
Следует отметить существующее неправильное мнение, что вертикальная расцентровка уплотнений ротора, вызываемая теп-- левым расширением лап в конструкциях, где лапы опираются" на стойки подшипников ниже плоскости разъема, компенсируется всплыванием ротора на масляной пленке.
Исследованиями пусков паровых турбин доказано, что указанное всплывание ротора на масляной пленке происходит раньше, чем подъем корпуса, обусловливаемый расширением лап. Поэтому в первый период времени пуска изменение радиальных зазоров,' вызываемое всплыванием ротора, не компенсируется расшире
нием лап.
Наибольшая величина давления масла (фиг. 94, б) вблизи самого узкого места масляного клина может достигать значения 9,8—29,4 бар (10—30 атм) и более.
208
На этой же фиг. 94, б показаны эпюры скоростей масла в различных точках по окружности масляного зазора. Скорость масла у поверхности шейки вала равна ее окружной скорости, а у поверхности внутренней расточки вкладыша она равна, нулю. В масляном зазоре верхней половины вкладыша закон изменения скоростей представлен прямой линией. В суживающемся по направлению вращения клиновидном зазоре в нижней половине вкладыша на прямолинейный закон изменения скорости накладывается параболическая эпюра скоростей вытекания масла в сторону, обратную вращению ротора.
В расширяющемся клиновидном зазоре после самого узкого места на прямолинейный закон изменения скорости также накладывается изменение скорости вытекания масла. В последнем случае направления скоростей совпадают. За счет указанного совпадения направлений, скоростей и расширения масляного клина давление масла постепенно уменьшается до величины рц = = 0,67-^1,18 бар (0,7—1,2 ати); при этом давлении масло подается в подшипник.
На фиг. 94, в приведено изменение давления и распределение скоростей масла вдоль оси подшипника. Скорости масла от центра вкладыша к его краям нарастают с параболическим изменением по толщине слоя. Распределение давления по оси подшипника происходит по параболической кривой. Максимальная величина давления — в середине подшипника и. минимальная — у его торцов.
Из рассмотренного случая следует, что для образования жидкостного трения в подшипнике должно соблюдаться равенство суммы проекций сил давления в масляном слое на направление нагрузки Р шейки ротора с величиной нагрузки Р.
Величина минимальной толщины масляной пленки hmXn возрастает с увеличением вязкости масла, числа оборотов ротора и уменьшением нагрузки на подшипник.
Температура масла 35—45° С при входе в подшипник принята из условия получения оптимальной вязкости специального масла марок Л, УТ или Т (см. табл. 36) для работы системы регулирования и получения достаточной величины /imin масляной пленки. При понижении температуры вязкость масла возрастает до значения, при котором образования сплошной масляной пленки может и не быть.
Нагрузка на подшипник характеризуется в основном массой ротора, приходящейся на данный подшипник. Допустимое удельное давление для опорного подшипника определяется многими факторами. Основной из них — толщина масляного слоя hmta в наиболее тонком месте. Она должна превышать суммарную высоту микронеровностей на поверхностях шейки вала и вкладыша.
20920914 Омоленский
209
209
Шейки валов обрабатываются по 9-му классу чистоты поверхности 57 9 со средней высотой неровностей 6' = 0,8 4- 1,6 мкн, а ркладыш по 7-му классу чистоты V7 — с 6" = 3,24-6,3 мкн. Суммарная высбта неровностей поверхностей приблизительно 'равна 8 мкн. Следует также учитывать возможную конусность, эллиптичность, бочкообразность шейки вала, уменьшение зазора вследствие теплового расширения шейки вала, перекос оси вала относительно оси вкладыша и некоторую вибрацию вала на масляном слое.
В дополнение к рассмотренному следует считаться с тем, чтобы толщина масляного слоя Amin была больше высоты микронеровностей шейки вала и вкладыша при возможно низком числе оборотов, желательно, не больше 200—300 об!мин. В противном случае на малом числе оборотов при пуске турбины подшипник будет быстро срабатываться. Соблюдение этого требования приводит к получению на полных оборотах толщины масляного слоя ^min = Мчрит 0,0154-0,04 мм,(36) .
где к > 1,54-2 — коэффициент запаса надежности, жидкостного трения в подшипнике;
h.Kr„,m^ 104-15 мкн 0,014-0,015 мм.
Для соблюдения условия жидкостного трения допускается удельное давление на опорный подшипник до 1,96 М.н/мг (20 кПсм1^ при окружной скорости до 60 м/сек. В [16] рекомендуется при - расчете опорного подшипника принимать удельное давление, вычисленное по весу ротора без- учета центробежных сил от неточной балансировки равным 0,78—0,98 Мн/м2 (8—10 кГ/см^. При меньшем удельном давлении увеличиваются потери мощности в подшипниках, а при большем 1,27—1,47 Мн/м2 (13—15 кГ/см2} наблюдаются натиры и износ баббитовой заливки вкладыша при вращении ротора на валоповороте с п = 24-4 об/мин.
В правильно рассчитанных, сконструированных и хорошо' изготовленных опорных подшипниках после нескольких лет нормальной эксплуатации турбины при ревизии в верхней и в нижней половинах вкладыша можно наблюдать следы механической обработки на поверхности баббитовой заливки (следы от резца' и шабера).
Масло, подаваемое в подшипник, предназначается для образования масляного клипа при жидкостном трении и отвода тепла, выделяемого трением, и тепла, передаваемого по валу от горячих частей турбины.
Это количество тепла существенно зависит от общей конструкции турбины. В целях уменьшения нагрева корпуса подшипника, получаемого лучеиспусканием от цилиндра турбины, между корпусом подшипника и его вкладышем применяют различного рода ■ экраны. Часть тепла подшипника отдается наружной поверхностью его корпуса и крышкой. Величина такой теплоотдачи 210
зависит от вентиляции указанных поверхностей, причем количество тепла, полученного от турбййы, как правило, больше отводимого в окружающую среду.
Безопасно допустимой температурой масла на выходе из подшипников турбины считается 70° С, так как при дальнейшем повышении температуры вязкость масла понижается, вследствие чего масляная пленка становится минимальной Нтт. Кроме того, при температуре выше 70° С начинается интенсивное окисление масла, которое быстро стареет.
Через место, где масляный слой имеет минимальную толщину /zmin, проходит в,среднем от 0,15 до 0,4 всего масла,.подводимого к подшипнику. Поэтому чем меньше величина Amin, тем меньше масла будет проходить в узком сечении, где выделяется наибольшая часть тепла от трения, в результате чего масло нагревается значительно выше средней температуры на выходе из подшипника. При слишком малой величине /zmin проходящее здесь масло будет чрезмерно нагреваться и быстро портиться, особенно, если еще шейка вала будет горячая.
Из рассмотренного следует, что непосредственное трение поверхностей шейки вала по внутренней расточке вкладыша происходит в- его нижней половине при числе оборотов от нуля до 30—40 в минуту, когда происходит усиленный износ заливки вкладышей.
В новейших отечественных турбинах и некоторых турбинах фирм Броун-Бовери, Аллис-Чалмерс и др. предусматриваются валоповоротные устройства, обеспечивающие вращение ротора со скоростью 40—50 об/мин и более, при которой создается несущая масляная пленка. Такими устройствами предотвращается износ баббитовой заливки подшипников при вращении ротора валоповоротным устройством во время пуска или останова турбины.
Ранее турбины выпускались с валоповоротными устройствами, вращающими ротор со скоростью 2—4 об/мин.
КОНСТРУКЦИИ ОПОРНЫХ подшипников
На работу опорного подшипника большое влияние оказывают места подвода и отвода масла, организация распределения масла по шейке вала внутри вкладыша, вид расточки вкладыша и величины зазоров между шейкой вала и расточкой вкладыша. На фиг. 95 представлены схемы подвода масла, отвода и распределения его внутри подшипника.
Каналы для подвода масла выполняются обычно в нижних половинах вкладышей в виде сверлений или залитой во вкладыш трубки с выходом к горизонтальному разъему (см. фиг. 98, 99). Перед входом масла в опорный подшипник устанавливается дозирующая диафрагма (дроссельная шайба) для возможности регулирования количества масла, подводимого в подшипники при 14* '211
пробных пусках турбины. По температуре масла на выходе из подшипника судят о количестве масла, и в случае несоответствия заменяют дозирующую диафрагму другой с большим или меньшим проходным сечением, тем самым изменяют расход масла в подшипник.
При подводе масла со стороны сужения масляного клина — (фиг. 95, а) холодное масло попадает в масляный клин, но зазор
Фиг. 95. Схемы подвода масла и расточек вкладыша: а, б, в — цилиндрическая расточка; г — овальная расточка.
между шейкой вала и расточкой верхней половины вкладыша может не заполняться, поэтому охлаждение вала будет недостаточным. Если требуется интенсивное охлаждение вала, такой подвод масла непригоден. При подводе со стороны выхода из масляного клина (фиг. 95, б) масло вначале поступает в верхнюю половину вкладыша, охлаждает шейку вала и затем затягивается в клиновидный зазор, расположенный в нижней половине.
Для увеличения зазора hx, определяющего расход масла, во вкладышах делается развал (фиг. 95, б), который не доходит до торцов вкладыша и поэтому не увеличивает слив масла в осевых направлениях. С диаметрально противоположной стороны вкладыша также делается развал для улучшения условий питания маслом масляного клина. В верхней половине вкладыша 212
делается маслораздаточная, канавка (фиг. 95, б), увеличивающая поток масла, охлаждающего шейку вала и питающего масляный клйн почти холодным маслом. Маслораздаточная канавка выполняется кольцевой в середине вкладыша или наклонной и не доходит до торцов вкладыша, при этом слив масла через них существенно не увеличится. В случае необходимости интенсивного охлаждения шейки вала применяется схема подвода масла по фиг. 95, в с усиленным потоком масла за счет дополнительного слива масла со стороны, диаметрально противоположной его подводу.
В современных турбинах применяют цилиндрическую и оваль- - ную расточки баббитовой заливки опорных вкладышей. При цилиндрической расточке нижняя половина вкладыша пришаб- , ривается по шейке вала на дуге 60° (фиг. 95, б, в\ Верхний - масляный зазор между шейкой и баббитовой заливкой обычно принимается приблизительно 0,0015 диаметра шейки с минимально допустимым зазором 0,2 мм. Величина бокового зазора с каждой стороны может быть принята приблизительно 0,001 диаметра . шейки вала.
У плоскости разъема делается развал (холодильник) вкладыша для лучшего питания маслом — создания масляного клина. У торцов в нижней половине вкладыша с обеих сторон делаются скосы на длине 10—20 мм глубиной около 0,02 мм.
При эллипсной расточке (фиг. 95, а) во время вращения ротора в верхней левой четверти образуется некоторый масляный клин, и в нем повышается давление масла, которое отжимает вал в по- . ложение, показанное пунктиром. Место расположения минимальной толщины масляного слоя /гт1п переместится вправо и вниз, а сама величина Amin уменьшится. В этом случае эпюра сил давления в масляном клине сместится, как показано пунктиром. Таким образом, смещение центра вала при эллипсной расточке будет меньше, чем при цилиндрической.
При возникновении вибрации вала она будет отчасти гаситься за счет демпфирующих свойств масляного клина верхней половины вкладыша. Недостатком эллипсной расточки является то, что подшипник работает с меньшей величиной hmin по сравнению с цилиндрической расточкой и поэтому будет более чувствителен к перекосам, загрязнению масла, т. е. потребует более тщательной обработки расточки вкладыша и шейки вала.
При овальной (эллиптической) расточке вкладышей боковые зазоры между шейкой вала и расточкой вкладыша примерно в 2 раза больше верхнего зазора, равного 0,001 диаметра вала и каждый из них равен 0,002deato.
Поверхность вкладыша получается путем расточки с диаметром, равным dpacrn = de + 0,004 de.
При растачивании вкладыша по разъему двух половин устанавливаются технологические прокладки толщиной h = 0,003de.
’213
При чистовой расточке снимается слой баббита до 0,5 мм при подаче резца 0,1 мм за один оборот и скорости вращения 30— 40 об!мин. После удаления прокладок расточка цкладыша принимает овальную форму, обеспечивающую требуемые боковые и вертикальный зазоры. Величины зазоров, прокладок и диаметров расточек вкладышей опорных подшипников турбин ЛМЗ приведены в табл. 26.
Таблица 26
Диаметр расточки, боковые и верхние зазоры и толщина прокладок приовальной расточке вкладышей турбин ЛМЗ
Диаметр шейки ротора d в мм
Толщина прокладки в мм
Диаметр расточки вкладыша с прокладкой в мм
Верхний зазор в лик
Боковой зазор на сторону в мм.
S
Q.
(2504-3501-0.35
—0,40
1,о'
+1,05 d+0.95
0,45 0,30
0,72 0,65
(3504-4001-0,40
—0,45
1,0
+1.05 d+0,95
0,50 0,35
0,75 . 0,67
(4004-4501-0,46
—0,50
1,0
4-1,05 d+0,95
0,55 0.40
"Ч1
0,77
0,70
Генератор <0,04
1.0
+1,45 d+L35
0.50
0,35
0,75 0,67
Дальнейшей пришабровки поверхности вкладыша по шейке вала не производится.
При овальной расточке вкладышей поверхность, на которую опирается шейка вала, должна быть в виде узкой полосы.
Опорные подшипники в зависимости от конструкции наружной поверхности вкладышей имеются двух видов: жесткие и само- устанавливающиеся.
Жесткие вкладыши с цилиндрической опорной наружной поверхностью разделяются, в свою очередь, на нерегулируемые (фиг. 96) и регулируемые (см. фиг. 98).. C++ 3
Самоустанавливающиеся вкладыши, имеющие наружную опорную поверхность шаровой формы, показаны на фиг. 99.
Перечисленные конструкции вкладышей состоят из двух- половин, соединяемых по плоскости горизонтального разъема. При сборке плоскость горизонтального разъема вкладыша должна совпадать с плоскостью разъема корпуса подшипника и разъема цилиндра. Малейшие отступления при сборке подшипника могут привести к нарушению радиальных зазоров и повлечь к вибрации турбины.
Внутренняя поверхность различных типов вкладышей выполняется принципиально одинаковой конструкции. При этом в сталь-
ных или чугунных вкладышах она заливается антифрикционным сплавом — бабитом марки Б-83.
Поверхность вкладышей под заливку баббитом протачивается обычно с кольцевыми и продольными пазами в виде ласточкина хвоста, а иногда для упрощения технологического процесса 1 обработки пазы типа ласточкина хвоста растачиваются по винтовой линии.
Цилиндрическая поверхность маслораздаточной канавки вкладыша (масляного кармана) делается без баббитовой заливки (см. фиг. 98) или с тонким слоем баббита (см. фиг. 99).
Оставление тонкого слоя баббита в канавке вкладыша преследует цель сохранить сплошность слоя баббита, чтобы исключить проникновение масла под г баббитовую заливку, влекущее за собой отслаивание баббита.
Для предупреждения попадания, масла в концевые уплотнения во вкладышах делаются кольцевые канавки, в которые собирается масло, откуда оно через сверления или паз в нижней половине
вкладыша стекает в корпус подшипника. Кольцевые канавки подшипника . ограничиваются маслоотбойными кольцами (лабиринтовыми уплотнениями) (фиг. 98) или кольцевым баббитовым поясом (фиг. 99). В дополнение к этому в подшипниках еще устанавливаются паро-маслоотбойные уплотнения. Попадание масла из подшипников на горячие части турбины приводит к сгоранию масла, появлению дыма и загрязнению конденсата, а проникновение пара из уплотнений в подшипники приводит к порче и быстрому старению масла.
На фиг. 97 представлены различные типы паро- и масло- . отбойных уплотнений. В конструкции фиг. 97, а на вал с натягом посажена втулка’/, которая стопорится от проворачивания винтом. Втулка 1 имеет с обеих сторон выступы, которые служат для предотвращения прямого задувания пара в подшипник и наоборот, попадания масла в уплотнение. В корпусе подшипника крепится маслоотбойник 2, состоящий из двух половин. В маслоотбой- нике 2 (дефлекторе) имеются лабиринтовые уплотнения обычного типа и козырьки, образующие кольцевые впадины. Масло или капли конденсата, попадая в эти кольцевые впадины, стекают вниз, откуда удаляются через специальные сверления.
На фиг. 97, б приведена бесвтулочная конструкция паро- и маслоотбойных уплотнений. Отличие данной конструкции от рассмотренной выше заключается в том, что выступы с обеих сторон маслоотбойника 2 выполнены на валу.
ggповерхность шейки вала при вращении в чугунныхповерхность шейки вала при вращении в чугунных<У<Ушипников встречаются очень редко. При таком аварийном состоянии турбина быстро останавливается. Вал во время выбега ротора может просесть на величину толщины баббитовой заливки обычно 2,5 мм, вследствие чегошипников встречаются очень редко. При таком аварийном состоянии турбина быстро останавливается. Вал во время выбега ротора может просесть на величину толщины баббитовой заливки обычно 2,5 мм, вследствие чего2 6)2 6)8)8)Фиг. 97. Различные типы паровых и маслоотбойных уплотнений.Фиг. 97. Различные типы паровых и маслоотбойных уплотнений.
g
g
поверхность шейки вала при вращении в чугунных
поверхность шейки вала при вращении в чугунных
<У
<У
шипников встречаются очень редко. При таком аварийном состоянии турбина быстро останавливается. Вал во время выбега ротора может просесть на величину толщины баббитовой заливки обычно 2,5 мм, вследствие чего
шипников встречаются очень редко. При таком аварийном состоянии турбина быстро останавливается. Вал во время выбега ротора может просесть на величину толщины баббитовой заливки обычно 2,5 мм, вследствие чего
2 6)
2 6)
8)
8)
Фиг. 97. Различные типы паровых и маслоотбойных уплотнений.
Фиг. 97. Различные типы паровых и маслоотбойных уплотнений.
В конструкции фиг. 97, в такого выступа на валу не делается, так как и без него диаметр уплотнения намного превышает диаметр шейки вала, чем исключается прямое попадание пара в подшипник.
Со стороны, противоположной уплотнениям, масло из вкладыша стекает в корпус подшипника.
В паровых турбинах случаи выплавления баббитовой заливки опорных вкладышей вследствие нарушения маслоснабжения под
1
или стальных вкладышах будет изнашиваться. В этом случае радиальные зазоры лабиринтовых уплотнений выбираются из-за чего происходит трение вала в них. В уплотнениях жесткого типа наблюдается наибольший износ.
В судовых турбинах, а иногда и в стационарных применяют вкладыши опорных подшипников с бронзовыми или латунными поясками, не залитые баббитом (фиг. 96), расположенные с обеих сторон вкладыша шириной 10—25 мм. При нормальной эксплуатации турбины шейка вала не касается этих поясков, так как в нижней части вкладыша имеется радиальный зазор 0,5—0,75 мм, принятый из условий безаварийности работы уплотнений. В случае выплавления баббитовой заливки вкладышей подшипника шейка вала вращается на дополнительных поясках, а во время остановки турбины поврежденную заливку вкладышей восстанавливают.
В стационарных турбинах отечественного производства и зарубежных фирм подобные конструкции, как правило, не применялись, что объясняется большой редкостью обезмасливания 216
подшипников и применением подвижных (с пружинами) уплотнений.
С ростом параметров пара и мощности требования к надежности турбин повышаются. Поэтому в некоторых современных турбинах ХТГЗ и ЛМЗ крупных мощностей предусматриваются аварийные масляные емкости, устанавливаемые на крышках подшипников. При нарушении маслоснабжения подшипников во время аварийной остановки турбины масло из этих емкостей обеспечивает подшипники смазкой.
Техническими условиями на обработку вкладышей подшипников являются: 1) овальность и конусность наружного посадочного диаметра вкладыша по отношению к внутренней его расточке допускаются в пределах половины допуска на диаметр; '
не перпендикулярность торцов к оси цилиндрической поверхности допускается 0,05 мм;
плоскость разъема должна проходить через ось наружного посадочного диаметра.
На фиг. 96 представлен жесткий нерегулируемый с цилиндрической наружной поверхностью вкладыш, который посадочными поясками А опирается на расточку в корпусе подшипника. Торцовые поверхности Б выступов подшипника служат для фиксирования вкладыша в корпусе подшипника в осевом направлении.
В современных турбинах нерегулируемые жесткие вкладыши, как правило, не применяются. Причиной этому является сложность и большая трудоемкость пригонки цилиндрических наружных посадочных поверхностей А к расточке корпуса подшипника. Пригонка поверхностей А производится по краске покачиванием вкладыша на 3—10°, после чего по натирам краски опиливают и пришабривают посадочные пояски вкладыша.
Прилегание посадочных поверхностей вкладыша к расточке должно быть не менее 50% ширины посадочного пояска с незначительными перерывами по длине окружности.
При сборке суммарный осевой зазор между буртиками Б и торцовыми поверхностями расточки корпуса подшипника допускается в пределах 0,05 мм — 0,15 мм.
Верхняя половина вкладыша подгоняется к крышке подшипника идентично пригонке нижней половины к его корпусу.
Недостатком этого вкладыша является невозможность его радиального перемещения относительно корпуса подшипника. В случае необходимости изменения радиального положения вкладыша его перемещение производится вместе с корпусом подшипника или путем перемещения оси внутренней расточки вкладыша по отношению к наружным цилиндрическим посадочным местам.
На фиг. 98 представлен регулируемый вкладыш опорных подшипников современных турбин ЛМЗ.
Для радиальной установки вкладыша служат четыре установочные подушки 1 (три в нижней половине и одна в верхней половине), которые крепятся винтами. Между подушками 1 и вкладышем 3 прокладываются стальные калиброванные прокладки 2. Подбором толщины этих прокладок достигается требуемое радиальное положение вкладыша. Перед закрытием подшипника подобранный пакет прокладок различной толщины заменяется двумя-
ДетальМ/\_&R-K
Фиг. 98. Жесткие регулируемые вкладыши 0 250—450 ми опорных подшипников турбин ЛМЗ.
тремя прокладками, по толщине равноценными общей толщине пакета. Чтобы исключить возможные разрушения, выпадение или смещение прокладок от вибрации, что может повлечь перекрытие маслоподводящих отверстий в диафрагме 5, минимальная толщина прокладок подшипника в его разъеме не должна быть менее 0,05 мм.
При сборке подшипника все три подушки нижней половины вкладыша плотно пригоняются к расточке его корпуса, затем под нижней подушкой уменьшают толщину прокладок на величину 0,05—0,07 мм.
Правильно установленный на две боковые подушки вкладыш под действием силы тяжести ротора и обжатия верхней половины своей нижней подушкой ляжет на поверхность расточки корпуса.
При сборке турбины между верхней подушкой и крышкой подшипника обеспечивается натяг в пределах 0,1—0,15 мм. Этот натяг обеспечивает нормальную работу подшипника при темпе- 218
Пробельный разрез ВклаВышаПробельный разрез ВклаВыша
Пробельный разрез ВклаВыша
Пробельный разрез ВклаВыша
ратурном расширении крышки за счет ее нагрева от горячих частей турбины.
Обе половины вкладыша по горизонтальному разъему связаны болтами 7 и замком 6, препятствующим поперечному перемещению его верхней половины относительно нижней. От вращения и сдвига в продольном направлении вкладыш удерживается стопорной пластиной 8, расположенной в гнезде горизонтального разъема корпуса подшипника.
На фиг. 99 изображен самоустанавливающийся с шаровой наружной поверхностью вкладыш 5 опорных подшипников турбин ХТГЗ. По горизонтальному разъему подшипника половинки вкладыша соединяются четырьмя болтами 2, два из которых являются призонными, для центровки верхней половины по нижней. От проворачивания вкладыш удерживается цилиндрическим штифтом 6, расположенным в верхней половине. Вкладыш с наружной шаровой поверхностью вставляется в установочное кольцо 1, которое, в свою очередь, центрируется в корпусе подшипника на четырех подушках 3 и 7 подобно регулируемому вкладышу фиг. 98. Плотность прилегания шаровой поверхности вкладыша достигается шабрением по сфере установочного кольца или его шлифованием на токарном станке с помощью специального приспособления. Установочное кольцо от проворачивания удерживается двумя шпонками 4, расположенными на горизонтальном разъеме корпуса подшипника.
РАСЧЕТ ОПОРНОГО ПОДШИПНИКА
Существует несколько методик расчета опорного подшипника.
Здесь рассмотрим порядок расчета по методу, разработанному канд. техн, наук Д. Ш. Кодниром. Результаты расчета по данной методике близки к экспериментальным данным.
Введем основные обозначения, необходимые для расчета:
D, R — диаметр и радиус подшипника в м;
d, г — диаметр и радиус шейки вала в м;
= D — d — диаметральный зазор в л;
. D — d
ip = —дотносительный зазор;
е —- эксцентрицитет шейки в подшипнике в мм; е
X = g_rотносительный эксцентрицитет;
= 1/% — обратная величина относительного эксцентрицитета;
L :— длина рабочей поверхности вкладыша в м;
Р — грузоподъемность подшипника конечной длины (сила, передаваемая шейкой вала на вкладыши) в н (кГ).
Грузоподъемность подшипника Р вычисляется по формуле Д. Ш. Коднира
Рф22,04 [1 — (1 — ХУ]
(1 — Х)р+[0,12 4-2,31 (1 —Х)В
Минимальная толщина масляной пленки вычисляется по уравнению
K^-R-r-e^-^- ^-1А=^- (1 — X) — у(1 — X), (37) где
ф — P-~d-; D — d- фd;
6 = D — d; 6 = фd;
Из формулы значение 1—X в РФ2 подъемностиИз формулы значение 1—X в РФ2 подъемностиd в мм; 6 в мм.(37) получим 3 — X — -формулу безразмерногополучимd в мм; 6 в мм.(37) получим 3 — X — -формулу безразмерногополучим:^р~- Подставляя коэффициента грузо-:^р~- Подставляя коэффициента грузо-
Из формулы значение 1—X в РФ2 подъемности
Из формулы значение 1—X в РФ2 подъемности
d в мм; 6 в мм.
(37) получим 3 — X — -формулу безразмерногополучим
d в мм; 6 в мм.
(37) получим 3 — X — -формулу безразмерногополучим
:^р~- Подставляя коэффициента грузо-
:^р~- Подставляя коэффициента грузо-
Из формулы следует, что грузоподъемность подшипника Р возрастает с увеличением окружной скорости шейки вала и, вязкости масла р, уменьшением толщины пленки /imin и увеличением отношения -—. При данном /imin грузоподъемность Р с увеличением относительного зазора ф снижается.
Графическая зависимость коэффициента грузоподъемности представлена на фиг. 100, а. Задаваясь значением -^ и вычислив
безразмерный коэффициент грузоподъемности ■ Рф2
где Р в н (кГ); р в н-сек!м2 (кг• сек!м2); и в м!сек, по кривым фиг. 100, а находим величину относительного .эксцентрицитета X.
Чисто жидкостное трение в подшипнике обеспечивается при значении коэффициента запаса надежности по уравнению (36)
к> 1,5-4-2,
Акр
где /1*р = 0,01-^-0,015 мм.
222
Коэффициент трения в нижней нагруженной половине вкладыша подшипника определяется по формуле
-^ = 0,15 + (2,15— 1,92Х) [1 + (-^)2(2,43— 2,31 X)] . (38)
Величину -^- можно определить также при помощи графика фиг. 100, б, построенного по формуле (38).
Из уравнения (38) следует, что коэффициент трения / в нижней половине вкладыша зависит только от конструктивных величин -^-, ф и режимного фактора — относительного эксцентри
цитета X. Он не зависит от вязкости масла, скорости вращения и других параметров, если только при изменении их толщина масляной пленки сохраняется постоянной.
Коэффициент трения в верхней половине вкладыша определяется по формуле
(39)(39)l,5|iuLфР
(39)
(39)
где р в н-сск/лР (кг• сек!мгу, и в м!сек\ L в м, Р в н (кГ).
Величина /' значительно меньше коэффициента трения / в нижней половине вкладыша, поэтому ею иногда пренебрегают.
Мощность, затрачиваемая на трение в подшипнике, определяется по уравнению
Мг = -^755^- кет,(40)
где Р в н (кГу и в м!сек.
Количество масла Q — в мрсек, вытекающее через торцы подшипника под действием давления, развивающегося в масляном слое. Коэффициент расхода масла через нижний вкладыш под действием гидродинамического давления масла определяется по уравнению (41) или для облегчения расчета по графику фиг. 100, в, построенному по этому уравнению:
<2!X (0,95 — 0,84-1%)
^UdL+ 2,43 —2,31Х
отсюда определяется расход масла Qj. Под действием давления ре масло подается к подшипнику и вытекает через торцы вкладыша.
Расход масла Qa под действием давления подачи ре определяется по уравнению
61="1,сек;№
здесьздесь
здесь
здесь
рл
Рср ’
п — число оборотов вала в минуту;
р
рср = -qсреднее удельное давление на подшипник в н/мг (кГ/м3).
О =
Полный расход масла находится по формуле
Q = Qi + Q2 м3/сек.Q = Qi + Q2 м3/сек.(43)(43)
Q = Qi + Q2 м3/сек.
Q = Qi + Q2 м3/сек.
(43)
(43)
В расчете подшипника обычно принимают, что количество подводимого тепла от горячих частей турбины по валу и от корпуса подшипника равно количеству тепла, отдаваемого в окружающую среду лучеиспусканием и конвекцией.
Тепловой баланс подшипника составляется по количеству тепла, эквивалентного работе трения по всей поверхности вкладыша, и по количеству тепла, отводимого маслом.
В результате трения по всей поверхности вкладыша выделяется количество тепла, определяемое уравнением
W = Р (j А Г) и‘^"а кдж/сек;
™ \№Nr РУА-Пи ,(44)
№ = 42/ =- ккал/сек-
Такое количество тепла W должно быть отведено израсходованным маслом Q = Qi + Qg м3/сек.
W = cqQ (teux — te^ кдж/сек, где р — плотность, масла в кг/м3;(45)
№ = c\Q(teMX— tex) ккал/сек, гдес— удельная теплоемкость масла в кдж/кг-град
(ккал/кг • град);
' у — удельный вес масла в кг/м3;
1вкх и tex — температуры масла на выходе из подшипника и входе в него в °C.
Приравнивая уравнения (44) и (45), определим величину
повышения температуры масла в подшипнике:
~ 1вых 1вх — cqq »~ 1вых 1вх — cqq »^^ ^вых ^вх^^ ^вых ^вхРУЛ-Пи427суQРУЛ-Пи427суQ(46)(46)
~ 1вых 1вх — cqq »
~ 1вых 1вх — cqq »
^^ ^вых ^вх
^^ ^вых ^вх
РУЛ-Пи427суQ
РУЛ-Пи427суQ
(46)
(46)
Пример расчета опорного подшипника
Данные для расчета: Диаметр шейки вала d = 300 мм
Число оборотов вала п = 3000 об/мин
Нагрузка подшипника Р = 176 520 н (Р =
= 18 000кР) _я,йпл-0,3-3000,
Окружная скорость и = -gg- =gg-= 47 м/сек.
Давление подачи масла в подшипник ре = 5,9-104 н/мг (ре = = 0,6 ати = 0,6-104 кГ/ж2).
Масло турбинное марки Л (см. § 31): плотность q = 900 кг/м8, удельный вес у = 8826 н/м3 (у = 900 кг/м3). Задаемся средней температурой масла в подшипнике tcp = 50° С. Теплоемкость масла с = 1,9678 кдж/кг-град (с = 0,47 ккал/кг -°C).
При tcp = 50° С коэффициент кинематической вязкости масла v = 20 сст, т. е. 0,2 ст = 0,2 смМсек = 0,2-10-4 мУсек. Коэффициент динамической вязкости 8826-0,2/ 2
р = qv = gsi-iO4' = 0,0178 н-сек/м,
Р = Qv == -g^- = 0,00183 кГ-сек/мУ
Расчет данного опорного подшипника сведен в табл. 27. Отношение -^- часто принимают равным 0,8—1,0. Относительный зазор в расчете (3-я строка табл.) принимается в пределах ф = ^ = 0,002 4-0,0035, который с увеличением диаметра уменьшается. Отсюда 6 = фс/ = 0,00267-300 — 0,8 мм. Коэффициент трения (10-я строка табл.) / = 1,5ф = 1,5-0,00267 = 0,004. Расход масла через нижнюю половину вкладыша (14-я строка табл.) Qi = ОДЗфийЬ = 0,13-0,00267-47-0,3-0,3 = 0,00147ж3/сек.
Обе величины, полученные по расчету (21-я и 22-я строка табл.), 1вх = 46° С и teMX = 54° С являются приемлемыми.
Коэффициент запаса к = 6,67 надежности жидкостного трения (8-я строка табл.) больше величины к = 1,54-2, обеспечивающей жидкостное трение. Полученная величина коэффициента запаса свидетельствует о грузоподъемности подшипника значительно больше заданной.
15 Смоленский225
.Таблица 27
Расчет опорного подшипника
Ns по пор.
Расчетные формулы
Размерность
Результаты • вычисления
1
-А (принимается) d,
1
• 2
L-'
мм
300
3
ф =-А = 0,002-4-0,0035 (принимается) - т d
0,00267
4
.Рф2.,
puL-
5
5
X — по графику фиг. 100, а
0,75
• 6
'Amin=^-(1-X)
мм
0,1
7
hKp = 0,01-^-0,015 (принимается)
мм
0,015
8
>1.5-2
.hKp•
6,67
9
f/ф — по графику фиг, 100, б
1,5
10
0,004
11
,1,5ц«£.
f “ фР.
‘ ■ 0,0008
12
( Nr = ^ЦЦ^) Nr = Р У + П и-10-
кет
39,5
13
'фЙг — П0 гРаФикУ Фиг' 1®®’ 6
—
0,13
14
Qi
др/сек
0,00147
15
'(Л d \1.2
-2,3 -
' 16
РсР~ Ld
н[м4
196-Ю4
- 17
Рср-
2,75-10-&
18 .
-_ 0^166^0
; . -.d0-4^ ...
.. мЧсек,
0,00153 \ .
226;
Продолжение табл. 21
№ по пор.
Расчетные формулы
Размерность
Результаты вычисления
19
Q = Qi-Y Qi
лр/сек
0,003
20
\427cyQ ).
Рц а+п-ю-3■
~CQQ
°C
8
21
tex — topg
°C
46
22
1вых — lcp —<p
°C
54
§ 26. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ОПОРНЫХ ПОДШИПНИКОВ
Из рассмотренных условий работы опорных подшипников следует, что их материал должен быть достаточно мягким и пластичным, обладать хорошими антифрикционными качествами (износоустойчивостью, прирабатываемостью вкладыша к шейке вала, малыми коэффициентами полужидкостного и сухого трения, противостоять наволакиванию сплава заливки на поверхность шейки вала). В то же время антифрикционные сплавы подшипников должны быть достаточно прочными и твердыми для того, чтобы выдержать нагрузку, создаваемую ротором. Для получения качественной заливки вкладыша сплав должен обладать легкоплавкостью, высокой жидкотекучестью и прочным сцеплением с металлом вкладыша.
В отечественном турбостроении для заливки опорных подшипников применяется высокооловянистый баббит Б-83. Иногда из-за экономии дефицитного баббита Б-83 для заливки только верхних половин вкладышей применяют баббит Б-16.
Химический состав, физические и механические свойства баббита Б-83 и Б-16 даны в табл. 28—30.
Таблица 28
Химический состав оловянных и свинцовых- баббитов по ГОСТ 1320-55
' Марка баббита
Содержание элементов в %
'Sn ,
- Sb -
Си'
- РЬ -
Б-83
Основа
10—12
5,5—6,5
Б-16
. . 15—17
15—17
1,5—2,0
Основа
15* '227
Таблица 29
Механические и физические свойства баббитов при 20° С
Механические свойства
Б-83
Б-16
Е в Мн/м4'
47 072
29 420—39 227
Ор в Мн/м1
46
"47,1
os в Мн(м4
65,7
—
о в в Мн/м4
88,3
76,5
6 в %
6,0
0,2
Ф в %
1,3
„ —
о_р в Мн/м4
68,6
46,1
o_s в Мн/м4
80,4
84,3
о_в в Мн/м4
113
119,6
о_1в в Мн/м4
24,5
22,6
ан в кдж/м4
106
13,7
НВ
30
30
Коэффициент трения со смазкой
' 0,005
0,006
Коэффициент трения без смазки
0,28
0,25
Физические свойства
(Удельные вес). Плотность в кг/см/
7,4
7,3
Коэффициент линейного расширения (ХЮ6) при 20—150° С
22
24
Теплопроводность в em/м-град при 20° С
33,5
25,1
Баббит Б-83 представляет собой сплав на основе олова Sn с добавками сурьмы Sb и меди Си, а баббит Б-16 —сплав на основе свинца РЬ. Основная мягкая масса баббита Б-83, характеризуемая высокой пластичностью и вязкостью, является раствором сурьмы и небольшого количества меди в олове. Он очень близок по свойствам к олову, но тверже и прочнее его.
Медь с оловом образует твердые кристаллы большого удельного веса в виде звездочек и иголочек. Олово с сурьмой образуют
Таблица 30
Допустимые рабочие температуры, скорости скольжения и удельные нагрузки
Условия работы
Б-83
Б-16
Допустимая рабочая температура в °C
100
100
Допустимая напряженность работы подшипника [р-У, Мн/м3-м/сек] ПРИ спокойной нагрузке
14,7 и выше
<5,9
То же, прн ударной нагрузке
9,8 и выше
—
твердые кристаллы в виде кубиков с меньшим удельным весом. Оба эти вида кристаллов представляют собой твердые и относительно хрупкие фазы, которые вкраплены в мягкую массу раствора олова, сурьмы и небольшого количества меди. От их формы и распределения по поверхности вкладыша зависят антифрикционные свойства баббита.
При нормальной работе подшипника твердые кристаллы меди с оловом, олово с сурьмой благодаря своей твердости противостоят механическому износу. При вибрации ротора кристаллы сплава воспринимают ударную нагрузку и передают ее мягкой массе, которая является буфером, смягчающим удары.
Нормальная работа подшипника зависит от структуры баббита, которая в большой степени определяется режимом и методом заливки. Режим заливки вкладышей должен способствовать образованию небольших твердых кристаллов, равномерному их распределению по всей массе металла и обеспечивать хорошее сцепление с поверхностью вкладыша.
В современном турбостроении широкое применение нашел центробежный способ заливки вкладышей, при котором за счет интенсивного перемешивания под действием центробежных сил происходит отжатие жидкого баббита к внутренней поверхности вкладыша, чем обеспечивается хорошая плотность баббитовой заливки без раковин и пористости.
Для достижения хорошего качества заливки центробежным способом должны быть правильно выбраны число оборотов, температура нагрева баббита и вкладыша перед заливкой, а также скорость охлаждения вкладыша после заливки. Число оборотов шпинделя станка центробежной заливки вкладыша определяется в зависимости от г — радиуса (в см) рабочей поверхности вкладыша по уравнению
1240 ,,
п = -уу - об!мин. (47)
Неправильно выбранные число оборотов и скорость охлаждения вкладыша после заливки баббитом могут привести к удалению от трущихся поверхностей кристаллов меди и олова, обладающих большим удельным весом и ранней кристаллизацией при температуре 364° С, когда баббит до температуры 240° С еще находится в жидком состоянии. Имея большой удельный вес, под влиянием центробежной силы кристаллы меди и олова прижмутся к поверхности вкладыша, а на поверхности трения их не будет. В результате указанные обстоятельства приведут к ускоренному износу баббита и наволакиванию его на шейку вала.
Таким образом, для получения хорошей структуры баббита необходимо сократить до минимума время охлаждения от момента образования твердых кристаллов при температуре 364°С до температуры затвердения баббита 240° С. Температура баббита перед заливкой должна быть не выше, чем на 30—50° С его температуры плавления. Поверхность металла хорошо залитого вкладыша должна быть гладкой, серебристой, блестящей, а излом — мелкозернистым и однородным.
Перегрев баббита перед заливкой приводит к склонности растрескивания его и увеличению хрупкости. Вид поверхности заливки должен быть темно-серый или синеватый, а излом металла —■ крупнозернистый, как и при замедленном охлаждении.
Чтобы избежать окисления баббита при центробежной заливке, струя жидкого баббита должна быть короткой, мощной и беспрерывной.
Перед заливкой вкладыш очищают от грязи, обезжиривают в нагретом до 80—90°С водном растворе каустической соды (10—15% по весу), после чего промывают горячей водой.
Затем поверхность, подлежащую заливке, смазывают соляной кислотой, травленой цинком, играющей роль флюса, предохраняющего поверхность вкладыша от окисления.
Незаливаемые поверхности окрашивают меловым раствором, после чего вкладыш подогревают в электропечи до 220—240° С. Перед заливкой вкладыш лудят путем погружения его в ванну с расплавленным оловом при температуре 270—280° С.
Вынутый из ванны вкладыш протирают щеткой, смоченной в растворе нашатыря с водой, для получения равномерного покрытия оловом всей заливаемой поверхности. Раньше применялся ручной способ заливки вкладышей, при котором верхняя и нижняя половины вкладышей заливаются отдельно, что дает возможность для верхней половины применять более дешевый баббит Б-16. Качество заливки при ручном способе хуже, чем при центробежном, и припуски на обработку больше.
Более качественная заливка вкладышей получается при способе заливки под давлением. Однако этот способ до настоящего времени в турбостроении широкого распространения не нашел, 230
Требования по подготовке к такому способу заливки, лужению и др. такие же, как и в случае центробежной заливки.
Качество заливки подшипников контролируют химическим анализом и металлографическим исследованием, проверяют также плотность приставания баббита к вкладышу. Для исследования качества баббита предусматривают специальный припуск по длине заливки.
Из этого припуска берут стружку для химического анализа, образцы для микро- и макроскопического анализа. Плотность соединения баббитовой заливки с вкладышем проверяют простукиванием молотком, при этом издаваемый звук должен быть звонким; в случае плохого соединения звук становится дребезжащим или глухим.
Для проверки плотности приставания баббита применяют также керосиновую пробу. При этом вкладыш обильно смазывают керосином, затем насухо вытирают, после чего баббит сильно прижимают к корпусу вкладыша. Керосин, проникший в места неплотного соединения, выступает наружу, чем обнаруживаются эти места.
Если на вкладышах после заливки обнаружатся раковины, поры и другие дефекты, глубина которых превышает припуски на механическую обработку, то для исправления их можно применить наплавку или напайку баббитом. В этом случае поврежденные участки баббита предварительно засверливают или подрубают до здоровой поверхности заливки и зачищают до металлического блеска. Для наплавки в качестве присадочного материала применяют прутки из баббита. Поврежденный участок вкладыша или колодки упорного подшипника с помощью ацетилено-кислородной горелки или паяльника нагревают до начала оплавления поверхности баббита, после чего в полость вырубленного дефекта вводят расплавленный присадочный материал. В зависимости от глубины вырубки подпайка может производиться в один или несколько слоев.
Подобным методом производится исправление вкладышей с частичным отставанием баббита по разъёму. При этом отставший баббит вырубают до металла корпуса, после чего поверхность вырубленного участка смазывают соляной кислотой протравленной цинком, и покрывают оловом. Затем в вырубленный участок вводят присадочный материал. При расплавлении баббитового присадочного прутка не следует вводить его в ядро факела горелки.
НАЗНАЧЕНИЕ И УСЛОВИЯ РАБОТЫ УПОРНЫХПОДШИПНИКОВ
Упорные подшипники служат для восприятия осевого давления, действующего на ротор, и фиксируют положение ротора ро отношению к статору турбины.
Фиксация положения ротора по отношению к статору турбины. В паровых турбинах установленные при монтаже осевые зазоры при различных режимах работы изменяются. Происходящие изменения зазоров зависят главным образом от конструктивных и эксплуатационных факторов.
При конструировании турбин предусмотреть в полной мере изменения осевых зазоров, которые могут быть при эксплуатации, практически невозможно. Для этого необходимы экспериментальные данные по измерению зазоров в подобных турбинах при различных режимах работы.
Как правило, при проектировании новых турбин величины осевых зазоров между вращающимися и неподвижными деталями . в проточной части и в уплотнениях выбирают пропорционально ' расстоянию от упорного подшипника. При этом имеют в виду наибольшие изменения длины ротора относительно статора, происходящие во время пусков и остановах турбин.
Упорные подшипники устанавливаются со стороны впуска пара в цилиндр высокого давления для создания:
меньших осевых зазоров в проточной части в среде наибольшей плотности пара, где любые утечки пара в большой мере сказываются на экономичности турбины;
наименьших осевых зазоров в передних концевых уплотнениях, где количество уплотнительных гребней наибольшее, в целях сокращения длины уплотнения.
Нафиг. 101 приведены характерные схемы расположения упорных подшипников в турбинах с различным количеством цилиндров.
На фиг. 101, а представлено расположение упорного подшипника в передней части одноцилиндровой турбины.
В двухцилиндровых турбинах (фиг. 101, б) при соединении ротора ц. в. д. и ц, и. д. жесткой в осевом направлении соединительной муфтой (жесткой или полужестской) устанавливают один упорный подшипник со стороны впуска пара в ц. в. д.
При такой конструкции изменение осевых зазоров в ц. и. д. происходит за счет относительного теплового расширения ротора ц. и. д., суммированного с относительным тепловым расширением ротора ц. в. д., передаваемым на ц. н. д.
В двухцилиндровых турбинах (фиг. 101, в) при соединении роторов ц. в. д. с ц. н. д. подвижной муфтой (гибкой, кулачковой или зубчатой) для каждого ротора применяют свой упорный подшипник. При такой конструкции тепловое расширение ротора ц. в. д. по отношению к своему статору при различных режимах не влияет на изменение осевых зазоров в ц. и. д. Изменение зазоров в ц. н. д. здесь происходит только за счет относительного теплового расширения ротора и статора. Поэтому в турбинах фиг. 101, в осевые зазоры в ц. и. д. могут предусматриваться меньших величин, чем в турбине фиг. 101, б.
В трехцилиндровых турбинах (фиг. 101, г) отечествёнными заводами и иностранными фирмами обычно применяются жесткие муфты в осевом направлении (жесткие или полужесткие), поэтому в них устанавливается один упорный подшипник. В целях
Фиг. 101. Схемы расположения упорных подшипников в турбинах:
а — одноцилиндровой; б — двухцилиндровой с жесткой муфтой; в — двухцилиндровой с гибкой муфтой; г — трехцилиндровой, где: 1 — упорный подшипник;1 2 — жесткая в осевом направлении соединительная муфта; 3 — подвижная соединительная муфта;
4 _ корпус подшипника; 5 — фиксирующая точка цилиндра (опорные подшипники не показаны).
приближения в них величин осевых зазоров к двухцилиндровым турбинам упорный подшипник устанавливается между цилиндрами высокого и среднего давления.
Роторы турбины и генератора соединяются жесткой муфтой (обычно полужесткой), поэтому в генераторе упорного подшипника не делается, так как осевое давление, возникающее в нем, воспринимается упорным подшипником турбины.
В случае применения подвижной муфты в генераторе устанавливается отдельный упорный подшипник.
§ 28. КОНСТРУКЦИИ И СМАЗКА УПОРНЫХ подшипниковВ паровых турбинах применяются упорные подшипники двух типов: гребенчатые и сегментные (колодочные).На фиг. 102 представлен подшипник гребенчатого типа, который состоит из корпуса 3 и гребенчатой подушки 2. Эти детали выполнены каждая из двух половин,§ 28. КОНСТРУКЦИИ И СМАЗКА УПОРНЫХ подшипниковВ паровых турбинах применяются упорные подшипники двух типов: гребенчатые и сегментные (колодочные).На фиг. 102 представлен подшипник гребенчатого типа, который состоит из корпуса 3 и гребенчатой подушки 2. Эти детали выполнены каждая из двух половин,Фиг. 102. Упорный подшипник гребенчатого типа:Фиг. 102. Упорный подшипник гребенчатого типа:/—гребенчатая втулка на валу ротора; 2 —гребенчатая упорная подушка; 3— корпус подшипника: 4— вал ротора; 5 — прокладка./—гребенчатая втулка на валу ротора; 2 —гребенчатая упорная подушка; 3— корпус подшипника: 4— вал ротора; 5 — прокладка.соединенных по горизонтальному разъему болтами.
§ 28. КОНСТРУКЦИИ И СМАЗКА УПОРНЫХ подшипников
В паровых турбинах применяются упорные подшипники двух типов: гребенчатые и сегментные (колодочные).
На фиг. 102 представлен подшипник гребенчатого типа, который состоит из корпуса 3 и гребенчатой подушки 2. Эти детали выполнены каждая из двух половин,
§ 28. КОНСТРУКЦИИ И СМАЗКА УПОРНЫХ подшипников
В паровых турбинах применяются упорные подшипники двух типов: гребенчатые и сегментные (колодочные).
На фиг. 102 представлен подшипник гребенчатого типа, который состоит из корпуса 3 и гребенчатой подушки 2. Эти детали выполнены каждая из двух половин,
Фиг. 102. Упорный подшипник гребенчатого типа:
Фиг. 102. Упорный подшипник гребенчатого типа:
/—гребенчатая втулка на валу ротора; 2 —гребенчатая упорная подушка; 3— корпус подшипника: 4— вал ротора; 5 — прокладка.
/—гребенчатая втулка на валу ротора; 2 —гребенчатая упорная подушка; 3— корпус подшипника: 4— вал ротора; 5 — прокладка.
На вал ротора с натягом насажена гребенчатая втулка 1. Рабочие упорные поверхности гребенчатой подушки 2 заливаются баббитом марки Б-83 для обе-' спечения работы подшипника при выдавливании масляной пленки между трущимися поверхностями упорных гребней втулки 1 и подушки 2. Разбег ротора в упорном подшипнике у ограничивается размером 0,2—0,3 мм.
Масло для смазки упор-\ ного подшипника подводится через центральное и радиальные отверстия в валу ротора турбины и радиальные каналы в
гребенчатой втулке.гребенчатой втулке.В современных стационарных турбинах, несмотря на простоту конструкции, гребенчатые упорные подшипники не применяются из-за несовершенства смазки, так как в них нет условий для создания масляного клина, необходимого для обеспечения жидкостного трения. Полужидкостное трение и неравномерность распределения давления между упорными гребнями в этой конструкции определяют небольшую величину до 0,78 Мн/м1 (8 кПсм2) допустимого удельного давления.
гребенчатой втулке.
гребенчатой втулке.
В стационарных современных турбинах применяются упорные подшипники исключительно колодочного (сегментного) типа.
Образование масляного клина при работе является основой Конструкции упорных подшипников колодочного типа.
На фиг. 103 дана схема образования масляного клина в упорных подшипниках колодочного типа с поворотными колодками.
Упорные колодки установлены в неподвижной обойме упорного подшипника (на фиг. 103 не показана), имеют возможность поворачиваться вокруг ребра качения,
а качения.а качения.Ребро качанияРебро качанияааОсевое бабление 4 3 2Осевое бабление 4 3 2Фнг. 103. Схема образования масляного клина в упорном подшипнике колодочного типа:Фнг. 103. Схема образования масляного клина в упорном подшипнике колодочного типа:Масло к упорным колодкам подается в направлении от вала и протекает между колодками к периферии от него (показано стрелкой Л) за счет давления, создаваемого упорным диском.
а качения.
а качения.
Ребро качания
Ребро качания
а
а
Осевое бабление 4 3 2
Осевое бабление 4 3 2
Фнг. 103. Схема образования масляного клина в упорном подшипнике колодочного типа:
Фнг. 103. Схема образования масляного клина в упорном подшипнике колодочного типа:
При вращении ротора прилегающий слой масла за счет сил сцепления между маслом и торцовой поверхностью упорного гребня затягивается под упорные колодки. Следующие слои масла, обладая вязкостью, также движутся в направлении клиновидного зазора (показано стрелкой £). Так как масло является несжимаемой жидкостью, то при непрерывном его поступлении повышается давление, которое поворачивает каждую коло
Между упорными поверхностями колодок, залитыми баббитом, и поверхностью упорного диска создается клинообразный масляный слой. Образование масляного клина в упорном подшипнике от образования масляного клина в опорном подшипнике имеет существенное различие. В упорном подшипнике при малых оборотах во время пуска или останова при полужидкост- ном трении (характер которого зависит от материалов соприкасающихся поверхностей) осевое давление имеет минимальное значение, приближающееся к нулю. В опорном же подшипнике при том же полужидкостном трении действует полная весовая нагрузка ротора. Отсюда следует, что требования хорошей прирабатываемости и мини
1 — вал; 2 — рабочие упорныеколодки; 3 — упорный диск(гребень); 4 — нерабочие (уста-новочные) колодкн.1 — вал; 2 — рабочие упорныеколодки; 3 — упорный диск(гребень); 4 — нерабочие (уста-новочные) колодкн.мального коэффициента трения в режиме ограниченной смазки для упорных подшипников паровых турбин не имеют такого значения, как для опорных подшипников.
1 — вал; 2 — рабочие упорныеколодки; 3 — упорный диск(гребень); 4 — нерабочие (уста-новочные) колодкн.
1 — вал; 2 — рабочие упорныеколодки; 3 — упорный диск(гребень); 4 — нерабочие (уста-новочные) колодкн.
По мере-возрастания скорости вращения ротора при пуске турбины образуется масляный клин (жидкостное трение), но осевое давление практически еще не увеличивается, поэтому давление в масляном клине упорного подшипника будет мало.
По мере увеличения нагрузки турбины с ростом осевого давления в образовавшемся масляном клине упорного подшипника
давление масла увеличивается.
Эпюра давлений масла в клиновидном слое и распределение давлений по поверхности колодки (изобары) показаны на фиг. 104.
Распределение давления масла по всей площади колодки и величина максимального давления зависят от геометрических размеров колодки и расположения ребра качения.
Для получения масляного клина сегменты опираются своей задней стороной на ребро качения. При вращении упорного гребня масло оказывает давление на колодку; центр давления
масла с точкой опоры (ребром качения) колодки не совпадает. Равнодействующая Р давления масла и равная ей, но противоположно направленная реакция R образуют пару сил, удерживающую сегмент в наклонном положении по отношению к боковой плоскости гребня. Для правильной работы подшипника большое значение имеет надлежащий выбор точки (ребра) опоры колодки. Опора колодки располагается эксцентрично. Наибольший допускаемый эксцентрицитет -^--100 принимается до 20%, при этом I — длина дуги колодки в окружном направлении по среднему радиусу; е — расстояние между геометрическим центром колодки и ее точкой опоры. При слишком большой величине эксцентрици-
Фиг. 104. Изменение давления масла в клиновидном слое:
1,5 — неподвижные опоры; 2 — рабочая колодка; 3 — упорный гребень; 4 — установочная колодка.
тета образуется очень тонкая масляная пленка, непрерывность которой нарушается, вследствие чего происходит частичное сухое металлическое трение. С другой стороны, колодки с центральными опорами выдерживают меньшую нагрузку и имеют несколько больший коэффициент трения.
Обычно ребро качения, вокруг которого поворачивается ко- • лодка, делит дугу на среднем диаметре колодки в отношении 3 : 2, т. е. -^--100 = 10% с более короткой частью со стороны выхода масла из колодки. Для получения равенства зазора по дайне выходной кромки линия качения располагается параллельно выходной кромке сегмента (колодки).
Линия качения иногда наклоняется к выходной кромке с таким расчетом, чтобы наибольший щелевой зазор получался у выходной кромки на большем радиусе сегмента. Это делают для более равномерного распределения давления масла, учитывая большую скорость масла на периферии колодки.
При радиальном расположении линии качения в турбинах более раннего выпуска наименьший щелевой зазор был при наибольшем радиусе колодки, поэтому нередко наблюдался износ верхней части выходных кромок колодки.
236
Отношение ширины колодки по окружности среднего диаметра к ее радиальной высоте принимается в пределах -^- = 0,75 = 1,25, . обычно I Ь.
Отношение толщины колодки Т к ее ширине I принимается -^ =0,34-0,35. Число колодок принимается от 6 до 20; а чаще всего от 8 до 12. Среднее удельное давление принимается рср = = 0,98 = 2,45 Мн/м1 (10—25 кПсм^. Допускаемое повышение температуры масла в упорном подшипнике △ / = 5 = 14° С, а при максимальном режиме — до 20° С. Максимальная температура на выходе не должна превышать 65—70° С.
Отношение суммарной площади колодок zF к общей площади кольца Fz = 2кгсрЬ колеблется в пределах— = 0,467 = 0,,85, соответственно меняется удельное давление.
При жидкостном трении в упорном подшипнике должно выдерживаться условие равенства суммы равнодействующих сил давления масла всех колодок с осевым давлением. Величина толщины (минимальной пленки масла находится в прямой зависимости от окружной скорости (от числа оборотов и диаметра упорного диска), вязкости масла и в обратной зависимости от величины осевого давления. Для обеспечения жидкостного трения в упорном подшипнике толщина масляной пленки у выходной кромки колодки должна иметь больше шероховатостей поверхностей упорного гребня, поверхностей колодок и прогиб упорного гребня подшипника.
Поверхность упорного гребня обрабатывается по 9-му классу чистоты V9 со средней высотой неровностей б' = 0,8= 1,6 мк, а поверхность колодок — по 7-му классу чистоты V7 с б" = = 3,2 = 6,3 мк, т. е. б' + б" ^ 10 мкн ^ 0,01 мм.
Условием жидкостного трения в упорном подшипнике является
^min > Утах + 0,01 М.,(48)
где /zmin— величина минимального зазора у выходной кромки сегмента;
Утах — прогиб уПОрНОГО ДИСКИ.
* ) Обычно величина утах < 0,01 мм.
Давление масла при входе на колодки является очень важным фактором для образования масляного клина, определяющего .Йерущую способность подшипника.
В малогабаритных подшипниках с высокой скоростью вращения (6000—10 000 об/мин) влияние давления сказывается даже в большей степени, чем влияние геометрических форм колодок, чистоты обработки, температуры масла и другие.
Для подшипников, работающих при средней окружной, роста порядка 50 м/сек, давление перед колодками =
Иметь не менее ри = 0,49 бар (0,5 ати). Наиболее надежная работа упорных подшипников, допускающих перегрузку до 29,4 Мн!м2 (300 кекм2), была достигнута в конструкции КТЗ, где давление масла на входе было 5,9 или 9,8 бар (6 или 10 кг/см2).
Для объяснения влияния давления на входе в упорный подшипник рассмотрим явления, происходящие в кольцевом объеме а1а2б1б2 на фиг. 105 и в объеме между колодками на фиг. 106.
Фнг. 105. Эпюра давлений масла по радиусу упорного диска:Фнг. 105. Эпюра давлений масла по радиусу упорного диска:Фнг. 106. Схема образования масляного внхря между упорными колодками.Фнг. 106. Схема образования масляного внхря между упорными колодками.В кольцевом объеме а1а2б1б2, заключенном между валом и внутренней поверхностью колодок, жидкость движется со средней
Фнг. 105. Эпюра давлений масла по радиусу упорного диска:
Фнг. 105. Эпюра давлений масла по радиусу упорного диска:
Фнг. 106. Схема образования масляного внхря между упорными колодками.
Фнг. 106. Схема образования масляного внхря между упорными колодками.
/ — упорный диск; 2 — колодка. ,
диальных каналов между колодками (для случая движения жидкости между вращающимся диском и кожухом принимают скорость tom = 0,5 о>вала).'
Тогда изменение давления по радиусу в объеме а1а2б1б2 определяется по формуле ..
Рб~ Ра = ^ ®m Jrdr =^(г2—rf).(49).
г.
В опытах КТЗ эта разница давлений в объеме а1а2б1б2 достигала 0,2 бар (0,2 кг/см2) (фиг. 105).
Если в конструкции подшипника в объеме у наружной поверхности диска имеет место вращение некоторого объема масла, то возможно дальнейшее повышение давления на 0,2—0,3 бар (0,2—0,3 кг! см2).
Сумма приращений давлений по радиусу определяет насосный эффект упорного диска, который позволяет объяснить возникновение значительных разрежений внутри подшипника даже при наличии избыточного давления на сливе. Явления, связанные с напорным эффектом диска, зависят от величины давления масла ',-геме смазки, величины дросселирования на входе и подпора
При рассмотрении изменений давлений в радиальном канале между двумя колодками предположим, что в нем масло вращается с постоянной угловой скоростью (фиг. 106). Разница давлений в центре и на периферии масляного вихря может быть определена так:
(50)(50)V 2
(50)
(50)
Ре Ро — “2g” “•’
где ив — окружная скорость на периферии вихря, может быть принята ив = (0,2—0,4) и в зависимости от выполнения радиальных каналов между колодками;
рв — давление на периферии вихря, задано условиями масло- снабжения подшипника; оно может быть принято равным давлению рв = рб (фиг. 105) с тыльной стороны колодки. Откуда давление в центре вихря
V 2
Ро — Рвgg ' ив-
Давление р0 зависит от давления рв и квадрата окружной скорости «2 на периферии вихря.
При -^- и2в"> рв в центре вихря образуется вакуум, произойдет разрыв сплошности жидкости в центральной части вихря и образуется газовый пузырь. Эксперименты КТЗ и зарубежной фирмы ББЦ показывают, что вихрь между колодками имеет застойный характер, и газовый пузырь, имеющийся в центре масляного вихря, потоком масла не смывается. Размеры газового пузыря будут тем больше, чем меньше давление в корпусе р6, которое уменьшается при недостаточном сечении дроссельной шайбы на входе, снижении давления масла в системе и недостаточном подпоре на выходе из подшипника.
Малая толщина масляной оболочки вихря (г„ — гг), отделяющая рабочую поверхность упорного диска от газового пузыря, может привести к ухудшению питания масляного клина и даже к разрыву несущей масляной пленки. Точная количественная оценка этих явлений очень сложна.
Для практической оценки указанных явлений на КТЗ была проведена серия опытов с разрушением подшипников (табл. 31), работающих в одинаковых условиях, но с различным давлением масла на входе в подшипник (после дроссельной шайбы).
Проведение опытов, было максимально приближено к эксплуатационным условиям в отношении качества обработки поверхностей скольжения, степени очистки масла, его температуры, содержания пены и т. д.
Обращает на себя внимание (табл. 31) то обстоятельство, что в подшипнике № 3 ввиду значительно меньших скоростей (п = 3000 об!мин) высокая разрушающая удельная нагрузка
Таблица 31
Зависимость разрушающей удельной нагрузки от давления перед колодками
СО о
я
S в 5
о Я и 2
ф р у о О о. >3 VO о ь £ о Я
S
з я й
В = g.
” и и
h
® o'
® о Е; Л 5 О я ” я
J2 ®
~ ГО
У >>я со
су Я е; я о с
Ф 8^
КС»
Дф О
Cie я
” 2
ГО я
Ф е; Я о Я я
п о.
3 у
§^
1 а ГО К Л я
” Kt ГО &со
1
8000
160/95
10
25
0,59
0,00 0,10 0,34
0,43
<3,9
>5,9
10,8
14,7
2
6700
160/100
8
33
9,8
9,8
>34,3
3
3000
230/130
10
30
0,59
0,2
>9,8
более 9,8 Мн/м2 (100 кг/см2) была получена уже при давлении масла перед колодками 0,2 бар (0,2 кг1см2У
Полученные данные справедливы только для конкретной конструкции подшипника и не могут быть использованы для выведения общей количественной оценки, однако характер явлений обнаруживается вполне определенно.
При конструировании подшипников для улучшения питания масляного клина рационально организуются потоки масла в под- ■ шипнике и повышают уровень давления масла для препятствия образованию газовых пузырей или уменьшения их размеров.
Повышение уровня давления масла достигается различными путями:
Организацией слива в самой верхней точке подшипника, (фиг. 107 и НО).
Повышением подпора на сливе масла из подшипника с помощью установки дроссельных шайб (см. фиг. 110).
Созданием повышенного давления: 5,9—9,8 бар (6—10/сг/щи2) масла непосредственно перед входом в подшипник (см. фиг. 111). - Основное требование, предъявляемое к конструкции и сборке упорного 'подшипника, — равномерное распределение нагрузки на все упорные колодки с учетом возможных отклонений упорного ' диска ротора во время работы от положения его в состоянии покоя.
Толщина колодок для равномерного распределения осевого усилия между ними, т. е. для увеличения несущей способности упорного подшипника, Должна быть одинаковой, при этом разность в толщине колодок допускается до 0,02 мм. Такая точность • Толщины колодок достигается шабрением поверхности баббито- 240
вой заливки. Колодки при измерении разности толщины индикатором с ценой деления 0,01 мм кладутся баббитовой поверхностью на проверочную плиту.
При сборке подшипника производят проверку правильности прилегания колодок к упорному диску. Перед проверкой насухо вытирают диск и колодки, так как краска искажает результаты. Вал отжимают в сторону проверяемых колодок и поворачивают его на 2—3 оборота. Затем разбирают подшипник и подшабривают колодки, имеющие неравномерный по поверхности или больший по величине натир по сравнению с другими колодками.
После первых опробований турбины под нагрузкой в течение нескольких часов на всех колодках следы наработки должны быть одинаковыми в виде узкой полосы у выходной кромки по всей высоте в радиальном направлении.
Со стороны входа масла на колодке обязательно делается закругление радиусом 2—4 мм.
Колодки изготовляются из бронзы или латуни. Рабочая сторона колодок, обращенная к упорному диску, заливается баббитом марки Б-83. Толщина баббитовой заливки делается 1,5 мм, т. е. меньше наименьшего осевого зазора в проточной части турбины. В случае аварийного расплавления баббитовой заливки колодок ротор смещается на 1,5 мм, при этом срабатывает реле осевого сдвига, воздействующее на стопорный и регулирующие клапаны, доступ пара прекращается, и турбина останавливается.
Во время выбега ротора турбины осевое давление практически . равно нулю, вследствие чего трение между упорным гребнем и бронзовой поверхностью колодок не приводит к значительному повреждению торцовой поверхности упорного диска. При этом задевания вращающихся деталей о неподвижные в проточной части турбины не происходит:
Для фиксирования осевого положения ротора с обратной стороны упорного диска располагаются установочные колодки. Эти колодки .обычно несут значительно меньшую нагрузку, чем рабочие колодки, и в очень малой степени подвержены износу, ■ поэтому они могут выполняться меньших размеров.
Если позволяет конструкция упорного подшипника, иногда установочные и рабочие колодки для простоты их изготовления делают одинаковых размеров.
Расстояние между рабочими и установочными колодками делается больше толщины упорного диска — таким, чтобы при нажиме упорного гребня к рабочим колодкам между установочными колодками и упорным гребнем был осевой зазор 0,4—0,6 мм. Этот зазор называется разбегом ротора в упорном . L подшипнике. Величина разбега ротора выбирается из условий создания масляного клина, т. е. в зависимости от окружной скорости и вязкости масла. При малом осевом разбеге клиновидный масляный зазор между поверхностью диска и рабо-
16 Смоленский241
чими колодками создается под действием осевого усилия в сторону рабочих колодок, а также между поверхностью упорного диска и установочными колодками за счет повышения давления масла в результате заноса его упорным диском под установочные колодки.
Таким образом, в конечном итоге рабочие колодки нагружаются сверх величины осевого давления.
С другой стороны, увеличение разбега ротора при внезапном изменении нагрузки турбины вызывает внезапное изменение осевого усилия не только по величине, но, иногда, и по направлению, что может привести к ударной нагрузке колодок.
В современных турбинах в большинстве случаев применяют комбинированные опорно-упорные подшипники.
На фиг. 107 представлена типичная конструкция опорноупорного подшипника современных турбин отечественного производства (заводов ЛМЗ, ХТГЗ, НЗЛ и др.). Опорно-упорный вкладыш 1 (из двух половин) изготовляется из стальной поковки, отливки или из высококачественного чугуна. Обе половины вкладыша по разъему соединяются шестью болтами 15, четыре из которых являются центрирующими. Вкладыш 1 устанавливается в обойму 2, имеющую внутри сферическую поверхность, и удерживается в ней стопорным пальцем 3.
Для предупреждения осевого смещения вкладыша в обойме по ее сферической поверхности при сборке обеспечивается натяг 0,04—0,08 мм.
Об.ойма в сборе с вкладышем устанавливается в корпус подшипника на подушках 5 так же, как и в опорных подшипниках устанавливаются вкладыши (см. фиг. 97)., Для фиксации осевого положения обоймы и вкладыша в корпусе подшипника служат' установочные полукольца 6, состоящие каждое из нескольких частей. Изменением толщины установочных колец меняется осевое положение вкладыша, соответственно и ротора.
Комбинированный опорно-упорный подшипник с шаровой ; опорной поверхностью имеет стремление провисать своей консольной частью. Чтобы исключить поворот вкладыша под действием собственного веса, применяют пружинный амортизатор 14, поддерживающий ее консольную часть.
Десять упорных рабочих колодок 8 воспринимают осевое усилие ротора, передаваемое через упорный диск, насаженный на валу с натягом 0,05—0,07 мм. Вращение упорного диска по отношению к валу предотвращается осевой шпонкой.
Упорный диск на валу с правой стороны (фиг. 107)-фикси-' руется буртом, а с противоположной разрезным кольцом (из двух половин), заложенным в паз вала. Для предотвращения выпадания из паза разрезного кольца под действием центробежных сил оно охватывается цельным кольцом с натягом 0,1 мм.
Рабочие и установочные колодки опираются соответственно на разрезные полукольца 7 и 11, состоящие из двух половин. 242
Полукольца 7 и 11, в свою очёреДь, опираются на комбинированные прокладки (из двух половин), путем подбора их толщины регулируется разбег ротора в упорном подшипнике.
ПодВод маслаПодВод маслаА-АА-АБ-ББ-Б10 910 91212ot-asot-asд-дд-дПодвод маслаПодвод маслакольца; 13 — винты; 14 — пружинный ные; 17 — шайба стопорная;кольца; 13 — винты; 14 — пружинный ные; 17 — шайба стопорная;107. Опорно-упорный подшипник с поворотными колодками:107. Опорно-упорный подшипник с поворотными колодками:вкладыш; 2 — обойма; 3 — стопор; 4 прокладки; 5 — опорные подушки; 6 — установочные полукольца; 7 — полукольца под рабочие колодки; 8 — рабочие упорные колодки; 9 — уплотнение: 10 — установочные упорные колодки; 11 — полукольца под установочные колодки; 12 — установочные полу- амортизатор; 15 — болты; 16—шпонки стопор- 18к 19 — дозирующие диафрагмы.вкладыш; 2 — обойма; 3 — стопор; 4 прокладки; 5 — опорные подушки; 6 — установочные полукольца; 7 — полукольца под рабочие колодки; 8 — рабочие упорные колодки; 9 — уплотнение: 10 — установочные упорные колодки; 11 — полукольца под установочные колодки; 12 — установочные полу- амортизатор; 15 — болты; 16—шпонки стопор- 18к 19 — дозирующие диафрагмы."iKSSiKSSSSSS"iKSSiKSSSSSSв-вв-в
ПодВод масла
ПодВод масла
А-А
А-А
Б-Б
Б-Б
10 9
10 9
12
12
ot-as
ot-as
д-д
д-д
Подвод масла
Подвод масла
кольца; 13 — винты; 14 — пружинный ные; 17 — шайба стопорная;
кольца; 13 — винты; 14 — пружинный ные; 17 — шайба стопорная;
107. Опорно-упорный подшипник с поворотными колодками:
107. Опорно-упорный подшипник с поворотными колодками:
вкладыш; 2 — обойма; 3 — стопор; 4 прокладки; 5 — опорные подушки; 6 — установочные полукольца; 7 — полукольца под рабочие колодки; 8 — рабочие упорные колодки; 9 — уплотнение: 10 — установочные упорные колодки; 11 — полукольца под установочные колодки; 12 — установочные полу- амортизатор; 15 — болты; 16—шпонки стопор- 18к 19 — дозирующие диафрагмы.
вкладыш; 2 — обойма; 3 — стопор; 4 прокладки; 5 — опорные подушки; 6 — установочные полукольца; 7 — полукольца под рабочие колодки; 8 — рабочие упорные колодки; 9 — уплотнение: 10 — установочные упорные колодки; 11 — полукольца под установочные колодки; 12 — установочные полу- амортизатор; 15 — болты; 16—шпонки стопор- 18к 19 — дозирующие диафрагмы.
"iKSSiKSSSSSS
"iKSSiKSSSSSS
в-в
в-в
Положение каждой колодки фиксируется'винтами 13, ввер- утыми в полукольца 7 и И и свободно входящими в отверстия колодок. Скрепленные полукольца с колодками вставляются кольцевой jiаз вкладыша, где по периферии имеется выступ исключающий выпадание колодок.’
гоРизонтальному разъему вкладыша полукольца фиксируются шпонками 16, привернутыми винтами.
16*
Колодки при образовании масляного клина поворачиваются вокруг ребра качания (фиг. 108), расположенного, параллельно выходной кромке колодки и делящего дугу средней окружности колодки в отношении 3:2.
Масло к опорно-упорному подшипнику подается через дозирующую диафрагму 18, установленную под опорной подушкой. 5 Далее масло поступает в кольцевой канал опорного вкладыша где разветвляется на два потока. Первый поток направляется , через масляный канал у разъема для смазки опорного подшипника а второй —через косые сверления к опорным колодкам, пипа, uА1ГПАП.
Маслоотводящие отверстия свер-Маслоотводящие отверстия свер-Фиг. 108. Упорная колодка.Фиг. 108. Упорная колодка.лятся между колодками в количестве, равном числу рабочих колодок. В некоторых конструкциях опорно-упорных подшипников к установочным колодкам масло подается через маслопровод, идущий из кольцевого канала опорного вкладыша, а в других — через отдельный маслопровод от масляной системы.
Маслоотводящие отверстия свер-
Маслоотводящие отверстия свер-
Фиг. 108. Упорная колодка.
Фиг. 108. Упорная колодка.
Для обеспечения заполнения маслом камер рабочих и установочных колодок слив масла из упорного подшипника выполнен только в верхней части. Путь масла в опорно-упорном подшипнике нафиг. 107 показан стрелками.
По цилиндрической поверхности наибольшего радиуса упорного диска в целях уменьшения потерь на трение диска о масло установлены уплотнения с радиальным зазором 0,4 0,о мм. Масло из камеры, расположенной между „уплотнительными гребнями, сливается через отверстия в нижней половине. Кроме того это уплотнение разделяет масляные камеры рабочих и установочных колодок на выходе из упорного подшипника, где измеряется температура масла. По температуре масла можно ориентировочно судить о режиме работы упорного подшипника.
Аварии с упорными подшипниками колодочного типа происходят быстро, и поэтому часто бывает трудно проследить за нарастанием температуры масла, которая вследствие его обильного подвода к подшипникам повышается незначительно.
Имели место случаи, когда температура масла увеличивалась на малую величину (1-2° С), однако колодки при этом имели значительную выработку баббита а при резком увеличении температурного перепада (на 8 15 С) выплавлялся не
только баббит, но и сами колодки в значительной степени срабатывались.
Анализ неполадок с упорными подшипниками привел к тому, что в современных турбинах, помимо измерения температуры масла на выходе, применяют термопары или термометры сопротивления для измерения температуры баббита у выходной кромки колодок. По температуре баббитового слоя каждой колодки судят более точно о работе подшипника в целом и каждой колодки отдельно. Такой способ дает возможность оценить косвенным образом величину осевого давления и распределение его по колодкам.
На ЛМЗ был разработан метод непосредственного замера осевого давления и распределения его по отдельным колодкам тензометрическим способом [22].
Измерениями в эксплуатируемых турбинах установлено, что в зависимости от вида пуска (из холодного или горячего состояния) общее осевое давление меняется в большом интервале. Например, при пуске турбины ВТ-25-4 после суточной остановки при полной нагрузке осевое давление составляло 68,6 кн (~7 т), а при достижении полной нагрузки после пуска из холодного состояния при ревизии 107,9—117,7 кн (—11 —12 т). Полученные данные, по всей вероятности, зависят от характера изменения осевых и радиальных зазоров в турбине.
По мере стабилизации теплового режима турбины осевое давление приближается к значению, характерному для данного режима.
Исследованиями установлено, что несмотря на наличие шаровой поверхности вкладыша, предназначенной для равномерного распределения осевой нагрузки по колодкам, все же наблюдается значительная неравномерность распределения осевого усилия между колодками. Наибольшая неравномерность имеет место при пусках и в меньшей степени, но довольно значительная, при установившихся режимах работы турбины.
При некоторых пусках наиболее нагруженная колодка воспринимает в (2,5—3,0) раза больше осевое усилие, чем наименее нагруженная (фиг. 109). С течением времени такая неравномерность распределения осевого усилия по колодкам снижается до (1,5—2) раза вместо (2,5—3,0) при пусках.
На фиг. ПО представлен упорный подшипник балансирного типа, который применен в турбинах К-300-240, Р-100-300/31 (СКР-100) ХТГЗ и в проектах еще более мощных турбин.
В турбине К-300-240 ХТГЗ направления потоков пара в ц. в. д. и ц. с. д. противоположны. За счет значительной степени реакции на рабочих лопатках отдельных ступеней турбин, работающих в области высокого давления пара (что характерно для современных турбин), в'каждом цилиндре отдельно появляются довольно значительные осевые усилия. Противоток пара в ц. в. д. и ц. с. д. при расчетных условиях работы разгружает осевое усилие, дей-
ствующее на упорный подшипник 2 (см. фиг. 101, г), расположенный между ц. в. д. и ц. с. д. Такое расположение упорного подшипника снижает относительное тепловое удлинение между роторами и корпусами этих цилиндров.
В каждом отдельном цилиндре имеются довольно большие осевые давления, поэтому даже незначительные отклонения 4 условий от расчетных (например, занос проточной части солями) могут вызвать существенное повышение нагрузки на упорный подшипник.
н
13000
12000
11000
10000
9000
I 8000
8 7000
6000
£ 0000,
3000
2000ji
1000S
10 юоо зооо г о e 8 ю 12 № ю io го гг го мет об/минМощность
Фиг. 109. Изменение осевого усилия при пуске турбиныпосле суточной остановки:
а — схема расположения рабочих колодок; 1 — 10 — номера ра-бочих колодок.
Одно из основных требований, которому должна удовлетворять конструкция упорного подшипника, — равномерное распределение нагрузки на все упорные колодки при всех режимах работы. Если учесть возможные отклонения плоскости упорного гребня ротора от положения его в состоянии покоя, то указанное । требование наиболее полно удовлетворяется конструкцией подшипника балансирного типа, представленного на фиг. ПО.
Исследования упорного подшипника балансирного типа показали, что такая конструкция обеспечивает более равномерное , распределение нагрузки между всеми колодками при любых Аг режимах работы, благодаря чему он способен нести вдвое большую удельную нагрузку по сравнению с подшипником с подвижными _ крлодками обычного типа (см. фиг. 107).
Упорные колодки 5 (фиг. ПО) расположены с обеих сторон упорного диска и упираются в два ряда уравнительных колодок б, 4, установленных по окружности. Число уравнительных колодок 246
в каждом ряду равно числу упорных колодок. Каждая упорная колодка 5, изготовленная из латуни с баббитовой заливкой, с задней стороны имеет запрессованный упор 14 с шаровой поверхностью из стали ШХ15. В средней части уравнительных колодок 6 первого ряда, изготовленных из стали 35ХМ запрессованы упоры 15 из стали ШХ15 с плоской поверхностью. Таким образом, для об-
■ Фиг. 110. Упорный подшипник балансирного типа турбин ХТГЗ:
1 — вкладыш; 2 — обойма; 3 —^уплотнительные кольца; 4 — уравнительные колодки 2-го ряда; 5 — упорные колодки; 6 — уравнительные колодки 1-го ряда; 7 — установочные полукольца; 8 —■ штифты; 9 — полукольца; 10 — установочные пблукольца; // —диафрагмы; 12 — шайбы стопорные; 13 — болты призонные; *14, 15 — упоры; ’16 — штнфт.
разования масляного клина каждая из упорных колодок *5 опирается на уравнительную колодку 6 первого ряда в точке, смещенной на 10 мм от центра колодки по окружности в сторону вращения ротора.
Первый ряд уравнительных колодок 6 опирается на второй ряд . уравнительных' колодок 4 по линиям касания, параллельным радиальным кромкам колодок. Для этого опорные поверхности первого ряда колодок 6 изготовлены в виде плоскостей, а у второго ряда колодок 4 — в виде цилиндрических поверхностей радиусом 50 мм.
Второй ряд колодок 4 опирается на торцовую поверхность обоймы по радиальной линии касания, разделяющей уравнительную колодку пополам.
В конструкции упорного подшипника балансирного типа , при увеличении нагрузки на одну из упорных колодок расстояние от ее упорного гребня увеличивается, а от смежной с ней # колодкой уменьшается. Благодаря этому нагрузка на все подушки распределяется совершенно равномерно даже при наличии отклонений плоскости упорного гребня от первоначального положения и в случае неточности изготовления колодок.
Масло для смазки и отвода тепла, выделившегося при трении в подшипнике, подводится от вала и отводится к верхней части подшипника. Для создания подпора на сливе масла из подшипника установлены дроссельные шайбы, в которых диаметр отверстия окончательно определяется при испытании подшипника.
Вкладыш подшипника 1, выполненный из чугуна СЧ 21-40; состоит из двух половин, соединенных по горизонтальному разъему четырьмя болтами, два из которых выполнены призон- ными 13, установленными в отверстиях с центрирующими поверх? ностями и зазором 0—0,015 см. Вкладыш подшипника опирается- на цилиндрические поверхности корпуса. Осевое положение вкладыша подшипника при сборке турбины устанавливается с помощью изменения толщины установочных полуколец 10.
Каждая из обойм 2, изготовленная из стали 15ХМ, состоит из двух половин. Нижняя половина обоймы крепится двумя шпонками 12 у горизонтального разъема к нижней половине .вкладыша, а верхняя половина обоймы центрируется по нижней с помощью установочного штифта 16. Положение уравнительных колодок первого и второго рядов по окружности фиксируется штифтами 8, зачеканенными в отверстиях обойм. Упорные колодки предотвращаются от выпадания из обойм выступами, выполненными по меньшему радиусу в обоймах 2 и по большему радиусу в специальных полукольцах 9, прикрепленных к обоймам винтами. Эти выступы обойм входят в пазы упорных колодок.
Для фиксирования положения упорных колодок по окруж- , ности на обоймах имеются выступы а, которые входят в пазы, сделанные на углах колодок в виде скосов по периферическому радиусу.
Между всеми видами колодок и обоймой предусмотрены радиальные зазоры (разбега) в пределах 0,5—1 мм для возможности их поворачивания. Осевой разбег ротора в упорном подшипнике обеспечивается при сборке в пределах 0,4—0,5 мм за счет пригонки установочных полуколец 7.
С 1954 г. на Калужском турбинном заводе (КТЗ) применяется _ конструкция опорно-упорного подшипника, совмещенного с главным масляным насосом (фиг. 111).
24 8
(Упорный диск этого подшипника является одновременно ра
бочим колесом насоса, который служит для подачи масла в систему регулирования (является одновременно импульсным и силовым) и в систему смазки подшипников. С обеих сторон упор- :ного диска расположены по десяти рабочих 7 и установочных 4
поворотных колодок, которые опираются на пружинные прокладки 3 и 10 и фиксируются штифтами 9, свободно входящими в глухие отверстия колодок. Пружинные прокладки 3 и 10 предназначены для равномерного распределения осевого давления между
Фиг. 111. Опорно-упорщлй подшипник, совмещенный с главным масляным насосом КТЗ.
колодками. Колодки выполняются из высокопрочной латуни ЛАЖМц 66-6-3-2 без баббитовой заливки. Располагаются эти колодки в напорной полости насоса, благодаря чему обеспечиваются маслом для смазки и охлаждения обычно давлением ризб = = 5,94-9,8 бар (р = 6-5-10 ати).
Расчетное удельное давление в упорном подшипнике 1,77— 1,86 Мн/м4 (18—19 кГ/см2), а средняя окружная скорость упорного диска 30 м/сек.
Передний опорный подшипник является одновременно задним уплотнением насоса. Необходимый расход масла для смазки и охлаждения опорного подшипника проходит по специальным канавкам у горизонтального разъёма его вкладыша. В нижней половине вкладыша опорного подшипника имеется подвод масла через обратный клапан от электронасоса для обеспечения маслом опорно-упорного подшипника при пуске и останове турбины. Насос со стороны всасывания снабжен уплотнением 6 плавающего типа с баббитовой заливкой. Таким образом, конструктивные отличия данного опорно-упорного подшипника от всех рассмо-
тренных выше состоят в совмещении рабочего колеса насоса с упорным диском и применением опорного вкладыша в качестве заднего уплотнения насоса. Благодаря этому осевые размеры турбины сокращаются по сравнению с раздельным исполнением насоса и подшипников. Следует отметить, что при этом расстояние между опорными подшипниками незначительно увеличивается за счет размещения автомата безопасности между опорно-упорным подшипником и передними концевыми уплотнениями.
В данном подшипнике сосредоточены два основных преимущества, увеличивающие^работоспособность его при различных
Фиг. 112. Распределение нагрузки между колодками подшипника с нагрузкой рср=2 Мн/м2 (20 кГ/см2) при перекосе 0,15мм и разнотолщинностн колодок ±0,03 мм:
1, 2,310— колодки подшипника.
режимах: 1) обеспечена более совершенная смазка по сравнению со всеми ранее рассмотренными опорно-упорными подшипниками; 2) достигнуто равномерное распределение осевого усилия между колодками за счет применения пружинных прокладок 10 и 3 под колодками.
При некачественном изготовлении колодок (разной толщине) или перекосе упорного диска во время эксплуатации турбины пружинная прокладка 10 под колодкой с увеличенной нагрузкой по сравнению с другими колодками прогибается. Для проверки компенсирующей способности пружинной прокладки 10 на КТЗ были проделаны исследования. Средняя осевая нагрузка во время опытов принята 1,96 Мн/м2 (20 кПсмг\ Разница толщин упорных колодок равна ±0,03 мм, а перекос между колодками и упорным гребнем 0,15 мм.
Результаты испытания (фиг. 112) показывают, что наличие пружинной опоры обеспечивает довольно хорошее перераспределение осевого усилия между колодками.
Совершенная смазка с давлением масла на входе ризб = = 5,9ч-9,8 бар (6—10 кГ/см2') повышает несущую способность подшипника (см. табл. 31). Незначительные изменения давления масла, которые могут быть в эксплуатации, не влияют на несущую способность упорного подшипника.
2§0
РАСЧЕТ УПОРНОГО ПОДШИПНИКА
С точки зрения надежности работы упорного подшипника имеют значение два требования:
рациональная конструкция упорного подшипника;
рациональный выбор геометрических соотношений упорных колодок.
Для расчета упорных подшипников широко применяется метод проф. М. И. Яновского, базирующийся на основных принципах гидродинамической теории смазки и учитывающий движение масла не только в тангенциальном (окружном) направлении, но и в радиальном направлении.
. Для расчета упорного подшипника заданными являются осевое усилие Р в н {кг), число оборотов п в минуту.
Вначале выбирается число сегментов, обычно z = 84-12 шт.; угол охвата колодки 6 в соответствии с выбранным числом сегментов z; из конструктивных соображений выбирается внутренний радиус колодок г; отношение ширины колодки по окружности среднего диаметра / к ее радиальной высоте b в пределах -^- = 0,75 4- 4-1,25; подсчитывается наружный радиус сегментов R = г + Ь;
подсчитывается отношение —.
Расчет упорного подшипника по методу проф. М. И. Яновского производится с помощью коэффициентов &ь Л2, &3, &4, &., определяемых по кривым фиг. 113, в зависимости от центрального угла охвата колодки 6 и отношения—. Кроме этих коэффициентов, определяется коэффициент &6 по формуле
^-4-(1+^)9>(51)
где угол 9 в рад, а b и г в см.
Задавшись числом упорных колодок г, определяют усилие, приходящееся на одну колодку
Рх = ^-н{кП.(52)
Определяется рабочая поверхность одной колодки по формуле
F = k6r» м2 {см2)-(53)
и находится среднее удельное давление
Рср = у- ^м2 {кПсмР).(54)
Повышение температуры масла в рабочем определяется по формулеПовышение температуры масла в рабочем определяется по формулеслое подшипникаслое подшипникаилиили^^сл^^слРсрМс ' ^ЛРср к^с ’РсрМс ' ^ЛРср к^с ’(55)(55)
Повышение температуры масла в рабочем определяется по формуле
Повышение температуры масла в рабочем определяется по формуле
слое подшипника
слое подшипника
или
или
^^сл
^^сл
Рср
Мс ' ^ЛРср к^с ’
Рср
Мс ' ^ЛРср к^с ’
(55)
(55)
где
с в дж/кГ-град (ккал!кг -°C); Q в кГ/м3 (у в г/см3у,
рср в н/м2 ^кГ/смг\рср в н/м2 ^кГ/смг\*г*гФиг. 113. Графики определения коэффициентов, къ кг, к3, к4, к5.Фиг. 113. Графики определения коэффициентов, къ кг, к3, к4, к5.
рср в н/м2 ^кГ/смг\
рср в н/м2 ^кГ/смг\
*г
*г
Фиг. 113. Графики определения коэффициентов, къ кг, к3, к4, к5.
Фиг. 113. Графики определения коэффициентов, къ кг, к3, к4, к5.
Задаются средней температурой масла tcP в рабочем слое подшипника и на основе ее определяют температуры масла при входе и при выходе из рабочего слоя:
/ /^СЛ .
(56)(56)^вх^ср 2 ’
(56)
(56)
V8blX ЬСР^ 2
Полученные по расчету tax должны быть не Менее 35° С, a tablx не превышала 70°С. Если этот интервал температур не удовлетворяется, то в расчете изменяется средняя температура масла tcp, а если этого будет недостаточно, то изменяются размеры подшипника, По средней температуре масла tcp в рабочем слое подшипника для выбранной марки масла определяют коэффициент вязкости р в н-сек/м2 (кг-сек/м2); теплоемкость с в дж/кг-град (ккал/кг-°С), удельный вес у в н/м3 (г/см3) масла. В данном расчете не учитывается теплота, подводимая по валу от горячих частей турбины. В первом приближении считается, что подводимая теплота компен
сируется теплом, отводимым от подшипника в окружающую среду. Величина минимальной толщины масляной пленки опре
деляется по уравнениюделяется по уравнениюилиили^min ^2 У чс^сд i ^ = ^•100]/^,^min ^2 У чс^сд i ^ = ^•100]/^,(57)(57)
деляется по уравнению
деляется по уравнению
или
или
^min ^2 У чс^сд i ^ = ^•100]/^,
^min ^2 У чс^сд i ^ = ^•100]/^,
(57)
(57)
где F в м2 (см2); п в об/мин; р в н-сек/м2 (кг-сек/см2); q в кг/м3; у в н/м3; (г/см3); с в кдж/кг-град (ккал/кг-°С).
Полученная величина /zmin при обработке поверхностей колодок и упорного диска по 8—9-му классам чистоты должна быть
^min ^ Утах + 0,01 ММ,
где утм — прогиб упорного диска.
Коэффициент трения определяется по формуле
илиили(58)(58)' ^СШсл
или
или
(58)
(58)
Г ^С£МСд
Работа трения одной колодки
117 = 0,01 k3Fn У Fnp,^cMM кг • м/сек;
илил Г ■(59)
W = 0,001k3Fn у Елру-^у Ысл кет.
Размерности величин в формулах (58) и (59) те же, что и в формуле (57).
Расход масла через одну колодку
=/
(60)(60)ЙЛИь
(60)
(60)
q = -~-0,\Fnhmi„ м3/сек,
где F в м2(см2); п в об/мин; hmto в см.
Расход масла через все колодкй
(61)(61)Q = zq мМсек (л/сек).
(61)
(61)
Следует иметь в виду, что через подшипник проходит количество масла значительно большее, чем циркулирует в рабочем слое.
Масло, подводимое в подшипник по внутреннему диаметру колодок, проходит также через зазоры между колодками и зазоры между корпусом подшипника и колодками. Все количество масла через подшипник может быть определено, если принять максимальную величину толщины слоя масла входного сечения колодки
hi = 2/zmin,(62)
тогда расход масла в единицу времени через зазор во входном сечении одной колодки
, = Fnht
илиили(63)(63)4 ~ кг* 1000 ’
или
или
(63)
(63)
q' = -^-•0,lFnhiM3/ceK.
Разность \q = q’ — q представляет утечку масла в радиальном направлении. Полный расход масла через все колодки
Q' = zq' м^/сек (м/сек).(64)
Масло, проходящее через подшипник, нагревается собственным трением в рабочем слое и трением о вращающийся упорный диск. Трение о диск при больших окружных скоростях на его периферии составляет значительную величину.
Мощность трения диска по опытам ЛМЗ подсчитывается по формуле
Мг = 0,14-10-3®3у04(0 + 5//) л. с.; |
илиNr = 1,03- 10-6co3qD4 (О + 5/7) кет, /^65)
где со — угловая скорость вращения в 1/сек;
D — наружный диаметр упорного диска в м;
Н — толщина диска в м.
Тепловой баланс упорного подшипника определяется по уравнению
1000 (zW + Nr) = cqQ'M,
откуда повышение температуры масла в подшипнике
д , zW + 75Nr .
илиили(66)(66)"427cyQ' ’
или
или
(66)
(66)
Д/= 1000^±Л.
Как правило, М<_МСД.
Температура масла на выходе из подшипника будет
^вых = ^вх "V ^ •
Пример. Расчет упорного подшипника (табл. 32)'.
Дано:
Осевое усилие Р = 168 674 и (Р = 17 200 кГ).
Фиг. 114. Коэффициенты для расчета упорного диска.Фиг. 114. Коэффициенты для расчета упорного диска.Число -оборотов вала п = 3000 об!мин.
Фиг. 114. Коэффициенты для расчета упорного диска.
Фиг. 114. Коэффициенты для расчета упорного диска.
Выбирается:
. 1. Число сегментов 2=10.
Центральный угол охвата колодки 0 = 30°.
Внутренний радиус колодки г=0,159 м (г— 15,9 см).
Радиальная высота ко- лодки6=0,111 ж(й=11,1 см).
Наружный радиус сегментов R = г М b = 0,27 м (R = г b = 27 см).
Толщина упорного диска Н = 0,05 м (Я = 5,0 см).
Расчет упорного диска. Осевое усилие ротора Р передается колодкам упорного
подшипника с помощью упорного гребня (диска), выполненного за одно целое с валом или насаженного на вал диска с натягом.
Под действием осевого усилия упорный диск, представляющий собой круглую пластину, прогибается.
В данном случае наибольшим напряжением является напряжение на радиусе г, которое определяется по формуле
РсрНг
от отношения —.Максимальный Р — коэффициент, = 0,21-106 Мн!мйот отношения —.Максимальный Р — коэффициент, = 0,21-106 Мн!мйPcpR* -ПР’ ^114; Е =PcpR* -ПР’ ^114; Е =где коэффициент а берется по графику фиг. 114 в зависимости
от отношения —.
Максимальный Р — коэффициент, = 0,21-106 Мн!мй
от отношения —.
Максимальный Р — коэффициент, = 0,21-106 Мн!мй
PcpR* -ПР’ ^
114; Е =
PcpR* -ПР’ ^
114; Е =
прогиб упорного диска t/max = Ропределяемый из графика фиг.
(Е = 2,1-106 кПсм1) — принят.
Пример. Осевое усилие Р = 0,169 Мн (Р = 17 200 кг). Принимается:
- 1. Внутренний радиус диска г = 0,159 м (г = 15,9 см).
Наружный радиус диска R = 0,27 м (Р = 27 см).
Толщина упорного диска Н = 0,05 м (И = 5,0 см).
Произведенный расчет сведен в табл. 33.
Расчет упорного подшипника
Наименование элементов расчета
Обозначение
Размерность
' Источник или формула
Числовые значения "
Центральный угол охвата колодки
6°
е
град . рад
Выбирается в ._ 0°-2л 6 360
30
0,524
Отношение
ь г
—
—
. 0,698
Коэффициент
^1
—
По фиг. 113
2,58
Коэффициент
—-
По фиг. 113
0,0711
Коэффициент
А3
. По фиг. 113'
0,438
Коэффициент
^4
—
По фиг. 113
0,824
Коэффициент
^5
—
По фиг. 113
0,0125
Коэффициент
^в
—
H1+v)e
0,493
Усилие на одну колодку„
Р1
н
16 867
Рабочая поверхность колодки
F
м^
.' F = k^
124,7 X
х ю-4
1
Среднее удельное давление
Рср
Н
м4
- Рсрр-■
135,5 X X ю4
Средняя температура масла при входе в. подшипник
hp
°C
Выбирается
50
Коэффициент вязкости масла
И
н-сек/м?
По характеристикам масла марки Л .
0,0178
Теплоемкость масла
С
дж/кг- град
По характеристикам масла марки Л
1967,8
Плотность масла (удельный вес)
е
кг)м?
По характеристикам масла марки Л
900
■1
Таблица 32
Наименование элементов расчета
Обо- значе-
Размерность
Источник или формула -
Числовые значения
Повышение температуры масла в подшипнике
^tc. Л
°C
N2? рСр
Мсл ~ к^с
12,7
Температура масла при входе в подшипник
tax
°C
1вх — 1ср2
43,65
Температура масла при выходе из подшипника
^вых
°C
/ /; ^сл
^вых — Lcp2
56,35
Минимальная толщина слоя масла
min
CM '
hmm -кг- ЮО ]/
0,00802
Коэффициент трения
f
—
4 г есМсл
0,00832
Работа трения одной колодкн
г
кет
Ц7 = 10-®Vn X
X |/ Fn^Q ^ Мсд '
9,738
Расход масла на- одну колодку
9
м^/сек
q — -^--^лА^п-ОД кй
5,28 X X IO"3
Расход масла через все колодки
Q
. )^1сек
Q = zq
5,28 X x io-3
Максимальная толщина слоя масла во входном хсечении колодки
hi
CM
hi — 2Amjn
0,01604
Расход масла через зазор во входном сечении колодки
q'
j^Icbk
.q' = h..Fnhi-0A'
1,056 X x io-3
Полный расход масла через подшипник .
Q’
м^кек
Q' = zq'
10,56 x X IO"3
Мощность .трения диска '
Nr
кет
Nr = 1,03-1 0~8AD4 (О + 5/7)
192
Повышение температуры масла в подшипнике
M
°C
Nr
Д/= 103 coQ
15 45
Продолжение табл. 32
17 Смоленский■257
Расчет упорного гребня
Наименование элементов расчета
Обо- значе- нне
Размерность
Источник
Числовые значения
Отношение
г.
—
—
0,589
Коэффициент
а
По фиг. 114
0,66
Коэффициент
0
—
По фиг. 114
0,0375
Среднее удель-
Рср
NVhIm1
Р
1,129
ное давление
Рср~ л (Я2 —г2)
Максимальные напряжения в гребне
о
NIhJm1
.о = аРсрАх-н-)
21,8
Максимальный прогиб упорного гребня
Утах
см
R4
Утах — г Pop ^^з
0,000875
§ 30. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ КОЛОДОК УПОРНЫХ ПОДШИПНИКОВ [51]
В турбостроении до настоящего времени применяют два вида упорных колодок:
Колодки латунные или бронзовые (табл. 34, 35) и с баббитовой заливкой Б-83 (табл. 28—30);
Колодки латунные или бронзовые (табл. 34, 35) бе'з баббитовой заливки.
Единого мнения о наилучших материалах, применяемых для изготовления колодок упорных подшипников, нет,, однако от правильного выбора материала в значительной мере зависит надежность работы упорных подшипников и всей турбины в целом.
Из условий работы упорных подшипников следует, что при пуске и останове турбины в подшипнике может иметь место полужидкостное трение (при малых скоростях вращения ротора), однако осевая нагрузка при этом будет мала. В этих случаях требования хорошей прирабатываемости материала колодок не имеют такого значения, как для опорных подшипников.
При нормальной работе турбины с жидкостным трением свойства материала колодок и упорного гребня практически не сказываются на работе подшипника. Качество материалов колодок
258
Таблица 34
Химический состав цветных сплавов для упорных колодок
Наименование сплава и марка по ГОСТ
Содержание элементов в %
3 и
6
1
а </)
о
о Ч О
X
<р
я
X
X „ со
2<
О
X ч
X Я „ XZ
2 ‘
Осо
С N
X
Я Я
<р X св
Латунь
ЛАЖМц . 66-6-3-2
Бронза Бр. АЖМц 10-3-1,5 Бронза Бр. ОФ 10-1
64—68
Остальное
Остальное
1,0
1.0
9—11
1,0
0,03
6-7
9,5—11
<0,02
2—4
2—4
<0,3
0,5
0,1
0,002
<0,3
Остальное
0,5
<0,3
1,5—2,5
1—2
Фосфэр 0,5—1,0
Таблица 35
Механические и физические свойства цветных сплавов для упорных колодок
Наименование сплава и марка по ГОСТ
Механические свойства
Физические свойства
°в в Мн/м2
6 в %
НВ
Коэффициент сухого трения
Теплопроводность
в
(м-ерад)
Температура начала затвердевания в °C
Латунь
ЛАЖМц 66-6-3-2
637—785
7
160—230
—
—
995
Бронза
Бр. АЖМц 10-3-1,5
490
20
120
0,21
58,615
1045
Бронза
Бр. ОФЧОЧ
196—343
3—10
80—120
0,18
34,75
934
и упорного гребня приобретает особые значения в аварийных случаях, когда масляная пленка нарушается. Повреждения упорных подшипников происходят в трех основных случаях:
Первый случай — повреждение подшипника при чрезмерно быстром возрастании осевого давления до значения удельных нагрузок свыше 9,8 МЫм? (100 кПсмйУ При этом по мере роста удельного давления толщина масляной пленки уменьшается, температура выходной кромки колодок повышается до 120—150° С при удельном давлении 9,8 Мн/м2 (100 кГ/см2) но температура масла при выходе почти не меняется.
И* 259
При некоторой величине нагрузки в зависимости от состояния поверхностей скольжения, чистоты масла и других обстоятельств масляная пленка разрушается. В этом случае происходит мгновенный рост температуры колодок, резкое возрастание момента трения, приводящие к быстрому разрушению подшипника. При указанных обстоятельствах развитие аварии ускоряется еще за счет заноса упорным диском продуктов износа на неповрежденные колодки и общего загрязнения масла.
В колодках с заливкой баббит мгновенно выплавляется, вследствие чего ротор смещается на толщину заливки. Если осевая нагрузка, возникающая от трения упорного диска о латунные или бронзовые колодки, снимается недостаточно быстро, то происходит интенсивный износ колодок, сопровождаемый дальнейшим осевым сдвигом. Обычно поверхность упорного диска после этого оказывается сильно поврежденной и требует проточки и шлифования.';
Большой осевой сдвиг упорного диска с колодками, имеющими баббитовую заливку, является основным их недостатком. Он мо- Л жет привести к тяжелым авариям в проточной части турбины. jl
В колодках, не имеющих заливки, также происходит их 1| оплавление и пластическая деформация металла, свидетельствую- ( щие о высокой температуре нагрева поверхности колодок в момент Л аварии. Поверхность колодок и диска в этом случае остается до- ( статочно гладкой, и в зависимости от твердости (Нв < 200 или А Нв = 270-^-300) материала упорного диска иногда требуется лишь 1 его легкое шлифование, а подчас и в такой обработке нет необхо- димости. Величина осевого сдвига упорного диска с латунными ц или бронзовыми колодками (табл. 34, 35) оказывается настолько ; малой, что подшипник после прекращения аварийного режима остается работоспособным и в состоянии выдерживать нагрузки до , ■ 4,9 Мн/м2 (50 кГ/см2).Г
У латуни ЛАЖМц 66-6-3-2 при повышении температуры ’ ’ больше 220—250° С интенсивно снижается твердость и прочность, но улучшаются пластические свойства.'
При больших удельных нагрузках температура поверхности j колодок > 150° С; нарушение жидкостного трения вызывает . резкое повышение температуры в зоне контакта. В связи с этим * ij поверхностный слой этой зоны пластически деформируется, ( а нижние слои сохраняют достаточную механическую прочность. ; Поверхность упорных колодок при этом копирует форму поверх- ■ ности диска, т. е. остается гладкой и плоской. Бронза АЖМц =, Ю-3-1,5 ведет себя почти так же, как и латунь ЛАЖМц 66-6-3-2. ( Однако поверхности колодок и диска из этой бронзы при повы- | шенных температурах повреждаются больше, что объясняется i более низкой ее пластичностью.[
Бронза ОФ 10-1 в данном случае показала лучшее сохра- v , некие гладкой поверхности благодаря ее хорошей прирабаты- 1 260*
ваемости. Ценным качеством бронзы ОФ 10-1 является низкий коэффициент сухого трения и высокая температура плавления, поэтому количество выделяющегося при трении тепла и объем повреждений подшипника будут меньшими.
Второй случай — при несовершенной смазке наблюдается износ поверхностей скольжения, а иногда и подплавление колодок, происходящее при относительно малых нагрузках 0,49—1,47 Мн!м2 (5—15 кПсм2У Указанные явления объясняются неправильной организацией подвода масла к колодкам. Из-за неудовлетворительного питания масляного клина возникают разрывы масляной пленки, приводящие к недопустимому ее утонению. Процесс износа сопровождается мгновенными локальными скачками температуры в точках контакта поверхностей. Повышение температуры тела колодки в этом случае оказывается незначительным, и при обычном методе измерений с помощью запаянных термопар на глубину 0,5—2 мм от поверхности может даже оказаться незамеченным. Несмотря на это, рабочая поверхность колодок имеет повреждение, носящее характер механического истирания с образованием мелкой металлической пыли в картере.
При режимах неудовлетворительной смазки подшипники с колодками из любых материалов могут нести только небольшую удельную нагрузку —0,98—1,96 Мн!м2 (—10—20 кГ!см2\ причем любое увеличение осевого давления приводит к немедленному разрушению подшипника. Поэтому прежде всего следует устранить причины, вызывающие несовершенную смазку, так как одним подбором материала невозможно устранить неполадки работы упорного подшипника.
В данном случае, при несовершенной смазке, баббит Б-83, обладая малым коэффициентом полужидкостного трения и хорошей прирабатываемостью, является более работоспособным. При- рабатываемость в ряде случаев способствует более равномерному распределению нагрузок между колодками.
При несовершенной смазке процесс истирания протекает В области низких температур. В этих условиях поверхности скольжения колодок из латуни ЛАЖМц 66-6-3-2 и бронзы АЖМц 10-3-1,5 изнашиваются больше, а в колодках из бронзы ОФ 10-1 поверхность остается гладкой; при этом поверхность упорного диска повреждается меньше.
Третьим случаем аварий упорных подшипников является их разрушение из-за перерыва подачи масла, имеющее место особенно часто при пуске и останове. Обычно это обстоятельство приводит к задирам и оплавлению упорных колодок подшипника.
Однако следует отметить, что при пусках и остановах осевое давление мало, поэтому при перерыве маслоснабжения в большей мере, чем упорные, страдают опорные подшипники. Кроме того, надо иметь в виду, что масло из упорных подшипников сливается лишь из верхней части, т. е. при перерыве подачи масла какое-то 261
количество его еще остается в самом упорном подшипнике. Чтобы исключить аварии по причине нарушения маслоснабжения, в турбинах последних выпусков ХТГЗ и ЛМЗ предусматривается дополнительный резервуар масла емкостью в количестве, достаточном для маслоснабжения всех подшипников при останове турбины в случае перерыва подачи масла от маслонасосов.
ТУРБИННЫЕ МАСЛА
При пуске, эксплуатации и останове турбины подшипники должны быть обеспечены постоянной и обильной смазкой для образования масляного клина и отвода тепла от трущихся деталей.
Турбинные масла, применяемые для смазки турбин, должны обладать хорошими смазывающими свойствами, не давать осадков, сгустков и выделения шлама, забивающих отверстия и трубки маслопроводов, нарушающих циркуляцию масла; быть химически нейтральными, т. е. не содержать минеральных кислот и щелочей; исключать налетообразование на поверхностях шеек и упорного диска вала, вкладышей и упорных колодок — тем самым способствовать образованию масляной пленки; быстро отделять воду и не допускать образования стойкой эмульсии.
Для систем регулирования и смазки подшипников паровых турбин применяются турбинные масла марок Л, УТ и Т.
Физико-химические данные этих марок по ГОСТ 32-53 приведены в табл. 36. Поименованные марки турбинного масла относятся к классу «специальных масел», которые имеют высокую j. стабильность своих свойств и стойкость по отношению к нагрева- ) нию, а также присутствию в нем воздуха и воды. Эти масла изго- { товляются путем перегонки нефти и тщательной их очистки и состоят из смеси нафтеновых и ароматических углеводородов.
Во время работы турбины во вкладышах подшипников проис- ' ходит скольжение и внутреннее трение слоев масла, повышающее его температуру. Кроме того, масло нагревается за счет теплопередачи через вал и стенки корпуса турбины. На входе в подшипники должна быть обеспечена постоянная температура масла 35—45' С и на выходе — не выше 65° С, так как при изменении температуры значительно меняются его свойства.
Вязкость. Основной эксплуатационной характеристикой масла, от которой в значительной мере зависит режим работы подшипников, является его вязкость.
Вязкость жидкости (в данном случае масла) есть величина ее сопротивления сдвигу. Вязкость или коэффициент внутреннего трения характеризует потери на трение в масляном слое.
Закон внутреннего трения жидкости гласит, что между двумя соседними слоями в направлении, противоположном ее движению, действует сила [отнесенная к единице поверхности (F = 1) со- 262
Основные физико-химические свойства турбинных масел по ГОСТ 32-53
Наименование показателей
с
Нормы
Турбинное - 22п (турбин- 1 аое Л с прн- , адкой ВТИ-1) 6
, т урбннное
22 (тур- ннное Л)
урбинное - 30 (тур- 1 бин- , ное УТ) 0
, т урбинное 5 46 (тур- г инное Т)
урбинное 7 (турбо- едуктор-
Вязкость кинематическая при 50° С в ест, в пределах
20—23
20—23
28—32
44—48
55—59
, Кислотное число в мг КОН на 1 г масла, не более
0,02
0,02
0,02
0,02
0,05
Стабильность:
а) осадок после окисленияв%, не более . • ■
0,05
0,10
0,10
0,15
—
б) кислотное число после окисления в мг КОН на 1 г масла, ие более ...»
0,20
0,35 .
0,35
0,45
—
Зольность в %, не более
0,005
0,005
0,005
0,020
0,040
Скорость деэмульсации в мин, не более .
8
8
8
8
8
Содержание водорастворимых кислот и щелочей
Отсу
тствие
Содержание механических примесей . •
Отсутствие
Температура вспышки, определяемая в открытом тигле в °C, ие • ниже
180
180
180
195
195
Температура застывания в °C, не выше
-15
-15
—10
—10
—
Натровая проба с подкислением в баллах, не более . •' •*
2
2
2
2
2
Содержание приезд ки ВТИ-1 в %, в пре < делах •’
Прозрачность при 0°
, 0,009—0,01
5—
tlpo
зрачио
—
263
прикосновения слоев], пропорциональная изменению скорости в направлении, перпендикулярном к ее движению:
/ri * р dw™ dz
где dw — изменение скорости в двух соседних слоях жидкости, находящихся на расстоянии dz.
Коэффициент пропорциональности р называется коэффициентом внутреннего трения или коэффициентом динамической (абсолютной) вязкости. '. , .
Из приведенного уравнения следует, чтб величина р равна той силе, которую испытывает единица поверхности одного из слоев жидкости со стороны другого слоя, если изменение (градиент)
. Т 14® скорости между ними равно единице, т. е. р = ~~4z'
Техническая единица динамической вязкости— =
= ^^к (кг-сек/м1') есть вязкость вещества, в котором при изменении (градиента) скорости в 1 м/сек на расстоянии между слоями ■ 1 м на каждый квадратный метр действует сила 1 н (кГ).
Отношение коэффициента динамической вязкости р к ее плот- кГ / кГ-сек? \, ,
ности q -^g-1—^—j называется коэффициентом кинематической вязкости:,
vмМсек,
6 Y
где у в н/м1 ^г!м*у, g в м/сек1.
Размерность коэффициента v в физической системе единиц .см?/сек и называется стоксом; единица в 100 раз меньшая называется сантистоксом (ccm): v ХмУсекА — \ Хсст] • 10-8.
Обычно на практике определяют не абсолютную, а условную вязкость или относительную вязкость при помощи вискозиметров— сосудов с калиброванными насадками, в которых замеряют время истечения определенного объема испытуемой жидкости. Отношение этого времени и времени истечения воды при нормальных условиях называют вязкостью в градусах Энглера (СЕ) при 20° С или 50° С (°Е?0, °Е50).
При переходе от условной вязкости в °Е к кинематическому коэффициенту вязкости пользуются эмпирической формулой v = = Ю'ф.ЗГ Е — муСеК.
С понижением температуры масла на входе (фиг. 115) в подшипник повышается вязкость масла, и при малых масляных зазорах в подшипниках возможно возникновение местной вибрации. С повышением вязкости масла увеличивается мощность, 264
Фиг. 115. Зависимость вязкости турбинных масел от температуры.Фиг. 115. Зависимость вязкости турбинных масел от температуры.
Фиг. 115. Зависимость вязкости турбинных масел от температуры.
Фиг. 115. Зависимость вязкости турбинных масел от температуры.
затрачиваемая на преодоление трения и количество выделяющегося тепла, следовательно, повышается и температура масла.
При малой величине вязкости масла с повышением ее температуры смазка будет выдавливаться, и наступит полужидкостное трение, которое в худшем случае может повлечь выплавление подшипников. Кроме того, при повышении температуры масла происходит выделение легких углеводородов, что при соприкасании горячего масла с воздухом ""—
Вязкость масла при работе изменяется вследствие окисления и образования растворимых шламов, а также из-за частичного испарения легких погонов масла при его нагревании в подшипниках.
Удельный вес не предусмотрен стандартом. Обычно он равен для марки Л у = 8,679ч- ч-8,875 khIm? (885—905 кг/xt3); для марок УТ и Т у = 8,729ч- ч-8,924 кн!м? (890—910 кгМ3).
Кислотное число характеризует старение масла, т. е. степень его окисления, и определяется количеством миллиграммов едкого калия КОН (щелочи), необходимого для нейтрализации 1 г масла.
Значительное содержание кислот в масле вызывает кор
розию металлических поверхностей и вместе с пылью, окислами и летучей золой содействует образованию шлама,-Шлам засоряет маслопроводы и поэтому представляет опасность, в особенности для проточных систем регулирования и подшипников. Твердые частицы летучей золы вызывают износ шеек валов, баббитовой заливки колодок упорных подшипников, опорных вкладышей, золотников и букс системы регулирования.
Стабильность характеризует способность масла сопротивляться . окислению кислородом воздуха при повышении температуры.
В процессе испытания в колбу наливают 10 г масла, заполняют ее кислородом и с плотно закрытой пробкой нагревают до 200° С. По истечении определенного времени испытуемое масло охла- ждается, и из него извлекаются продукты окисления, образующиеся в масле в виде осадков.
Содержание золы служит показателем присутствия включения (солей железа, сернокислого натра и др.). Повышение содержания солей делает мдсло малоустойчивым против окисления.,
Скорость деэмульсации характеризует скорость разделения масловодяной эмульсии на масло и воду без образования стойких эмульсий.
Испытания на определение скорости деэмульсации масла производятся продувкой его паром в течение 10 мин с добавленной к нему водой.
Если образовавшаяся при этом в течение не более 8 мин эмульсия расслоится на масло и воду, то такое масло считается выдержавшим испытание.
При образовании стойкой эмульсии, не расслаивающейся на масло и воду, после отстаивания масло остается непригодным для смазки.
Пар и вода могут попадать в подшипники и обводнять масло из концевых уплотнений лабиринтовых или гидравлических.
Следует отметить, что в маслоохладителях обычно давление масла должно быть больше давления воды для того, чтобы исключить попадание воды в масло.
Содержание водорастворимых кислот и щелочей, часто называемое «реакцией водной вытяжки», определяет количество промывки свежего масла (отсутствие щелочной реакции) и появление низкомолекулярных органических и минеральных кислот в работающем масле.
Температурой вспышки называется та наинизшая температура, при которой масла вспыхивают от соприкосновения с пламенем выделяющиеся из масла пары, смешанные с воздухом.
Таким образом, температура вспышки характеризует наличие в масле легких летучих углеводородов и испаряемость его при нагревании. Испаряемость масла делается заметной при его нагревании до температуры на 60—70° С ниже температуры вспышки. Температуру вспышки определяют на приборе Бренкена, в котором пламя зажигательной лампочки проводят на расстоянии 12 мм от нагреваемого в тигле масла.
Температурой застывания масла называется та температура, при которой масло утрачивает текучесть.
Натровая проба характеризует качество очистки масла при изготовлении и заключается в том, что равные объемы масла и раствора едкого натра в дистиллированной воде кипятят в пробирке и затем дают им отстояться. После отстоя сквозь нижний слой пытаются прочитать шрифт двух определенных размеров.
При свободном чтении мелкого шрифта очистка масла считается отличной и обозначается баллом 1; при чтении только более крупного шрифта очистка масла признается хорошей и обозначается баллом 2. В том случае, если более крупный шрифт прочесть нельзя, то очистка считается неудовлетворительной.
Прозрачность характеризует наличие посторонних включений в масле: механических загрязнений, воды, шлама.
266
Теплоемкость масла ГОСТ не устанавливается. В расчетах ее можно принимать
с = 4,187 (0,415 + 0,00117) кдж!кг-град\
с = 0,415 + 0,00117 ккал!кг-град, где t — температура масла в СС.
Для сохранения физических свойств масла необходимо производить систематическую его очистку. Серьезное внимание следует уделять контролю масла при приемке с обязательным проведением испытания масла на окисляемость.
Масляный бак должен быть достаточно емким, так как это снижает кратность циркуляции масла, а следовательно, дает возможность маслу хорошо отстаиваться.
МАСЛЯНАЯ СИСТЕМА ТУРБОГЕНЕРАТОРОВ
Маслоснабжение турбоагрегата обеспечивает подачу масла в систему смазки для смазывания и охлаждения подшипников турбины, генератора и в систему регулирования для изменения и удержания режимов работы агрегата.
В систему регулирования масло -подается давлением 5,9— 19,6 бар (6—20 amuY а в систему смазки — ризб = 0,69—1,18 бар (0,7—1,2 атиу
Подача масла в указанные системы во время работы турбогенератора осуществляется главным масляным насосом — объемным (шестеренчатым или винтовым) или центробежным.
Принципиальная схема маслоснабжения турбогенератора объемным насосом представлена на фиг. 116.
Примерно до 1947—1950 гг. наибольшее распространение имели объемные насосы, обладающие свойством самовсасывания. Приводом главного масляного насоса является червячная передача от вала турбины. Масляные расходные цистерны системы, как правило, располагаются ниже оси турбины,на расстоянии 1—1,5 м, поэтому главные объемные масляные насосы работают на принципе самовсасывания.
Свойство самовсасывания масляных насосов определяется разделением их напорной и всасывающей полостей зацеплением шестерен (или винтов) и малыми зазорами 0,1—0,15 мм между периферической окружностью зубьев и расточкой в корпусе насоса. Объемная производительность насоса пропорциональна числу оборотов, а создаваемое насосом давление зависит лишь от сопротивления маслосистемы.
При установившемся постоянном режиме работы турбины система регулирования находится в состоянии покоя, тогда масло на ее работу не расходуется. В этом случае все масло дросселируется в клапане 6 с рЫзб = 5,9— 19,6 до 1,18—0,69 бар (6—20 до 1,2—0,7 ати^ и, охлаждаясь при проходе через маслоохладитель 11, поступает в систему смазки подшипников.
===== Силовое масло===== Силовое маслоМасло на смазку подцаипниковМасло на смазку подцаипниковФиг. 116. Принципиальная схема маслбснабжения с объемным насосом турбогенератора.Фиг. 116. Принципиальная схема маслбснабжения с объемным насосом турбогенератора.
===== Силовое масло
===== Силовое масло
Масло на смазку подцаипников
Масло на смазку подцаипников
Фиг. 116. Принципиальная схема маслбснабжения с объемным насосом турбогенератора.
Фиг. 116. Принципиальная схема маслбснабжения с объемным насосом турбогенератора.
В каждый подшипник масло поступает через дозирующую диафрагму 12. При изменении нагрузки турбогенератора (переходных режимах системы регулирования) грузы 5 регулятора скорости под действием центробежных сил сходятся или расходятся, передавая свое движение муфте через посредство рычажных и шарнирных связей. Движение муфты вниз или вверх, в свою очередь, передается на золотник посредством горизонтального рычага^ который, передвигаясь, открывает окно в золотниковой втулке для прохода напорного масла в полость, расположенную над или под поршнем усилителя. При этом из другой полости
—— Слив из системы смазки
происходит слив масла в систему смазки подшипников. Таким образом, при изменении режимов масло из напорной полости насоса 3 поступает в систему смазки подшипников через редукционный клапан б и через окна золотниковой втулки в усилитель (сервомотор) системы регулирования. При открытии окон золотниковой втулки сопротивление в маслосистеме уменьшается, при этом давление масла в напорной линии насоса 3 падает. На изменение напорного давления реагирует масляный редуктор б, в котором уменьшается проходное сечение.
В результате происходящих изменений давление в напорной линии восстанавливается до значения, примерно равного давлению масла, установившемуся в начале режима. В результате увеличения расхода масла на усилитель (сервомотор) достигается 268
Повышение быстроты действия системы регулирования, которое особенно важно при сбросе нагрузки от максимума до нуля.
Быстрота действия системы регулирования должна быть такой, чтобы при сбросе нагрузки от максимального значения до нуля повышение числа оборотов составляло 7-ъ8°/0 от рабочего числа оборотов, т. е. на 2,5—5°/0 меньше предела, при котором выбивает автомат безопасности.
Для того чтобы расход'масла при переменных режимах на смазку подшипников не уменьшался, слив из системы регулирования направлен в линию смазки.
Использование объемного насоса для маслоснабжения турбогенераторов вызвало необходимость применения масляного редуктора 6. В случае заедания редуктора 6 в положении полного 'закрытия или малого открытия его проходного сечения давление масла в напорной линии насоса может вызвать разрыв маслопроводов или корпуса насоса. Для избежания подобной аварии устанавливается предохранительный клапан 7, который открывается при повышении давления в маслосистеме сверх допустимого, и через него масло сливается в масляный бак.
Предохранительный (сливной) клапан 10 служит для подрегулирования давления в системе смазки подшипников. Открывается этот клапан при повышении давления масла сверх допустимого значения; при этом масло в большем количестве сливается в бак и давление в системе смазки подшипников понижается.
Из подшипников турбогенератора масло самотеком сливается в сливную цистерну.
Заполнение маслосистемы маслом и маслоснабжение при пуске турбогенератора осуществляется вспомогательным турбонасосом 9. Он обычно выполняется центробежного (реже шестеренчатого) типа с приводом от специальной вспомогательной паровой турбины малой мощности вертикального или горизонтального типа. Всасывающая часть масляного турбонасоса находится ниже уровня масла в расходной цистерне. От турбонасоса 9 Масло поступает через обратный клапан 8 в напорную линию главного масляного насоса 3. Далее поток масла раздваивается: основной поток его через редукционный клапан 6 и маслоохладитель 11 поступает на смазку подшипников турбогенератора, а часть масла поступает через находящийся в нижнем положении отсечной золотник в нижнюю полость усилителя (сервомотора), который при этом полностью открывает регулирующие клапаны. Пар в турбину поступает через медленно открываемый пусковой вентиль.
Когда число оборотов турбины достигает такой величины, при которой давление масла в напорной линии главного масляного насоса 3 превысит давление в линии нагнетания турбонасоса 9, обратный клапан 8 закроется. В результате главный масляный насос 3 примет на себя маслоснабжение, после чего масляный вспомогательный турбонасос останавливается.
Турбонасос снабжен регулятором, поддерживающим давление масла на заданном уровне и автоматически отключающим его после пуска турбины — начала работы главного маслонасоса, а также включение турбонасоса при падении давления масла в системе в аварийном случае (например, при разрыве маслопровода и т. д.) или при останове турбины. В последнем случае турбонасос обеспечивает маслом систему смазки подшипников во время выбега ротора и при вращении его валоповоротным устройством.
В более поздних — современных турбинах стали применять два вспомогательных масляных насоса: пусковой турбонасос и аварийный электронасос. Пусковой турбонасос обеспечивает масло- снабжение всего агрегата во время пуска и останова. Он так же, как в ранее рассмотренной схеме, обеспечивает снабжение маслом при пуске (при малых оборотах) до тех пор, пока главный насос не создаст необходимого давления.
Аварийный центробежный насос обеспечения смазки с приводом от электромотора служит для маслоснабжения подшипников до включения турбонасоса при пуске турбины на случай недопустимого снижения давления масла в системе и при проворачивании ротора валоповоротным устройством. Аварийный электронасос включается автоматически при помощи специального реле.
Пуск турбины при подаче масла электронасосом невозможен, так как создаваемое им давление масла недостаточно для открытия клапанов регулирования.
В некоторых системах маслоснабжения турбин более позднего выпуска пусковой турбонасос заменен электронасосом высокого давления с автоматическим реле пуска и выключения.
Червячный привод главного масляного насоса от вала турбины не может создать вполне надежную передачу из-за того, что положение вала турбины в опорном подшипнике меняется при изменении числа оборотов турбины, вибрации ротора и вязкости масла (температуры его). Все вместе взятое,- естественно, приводит к расцентровке червячно-зубчатой передачи, снижению надежности и к. п. д. привода.
В целях сохранения центровки передачи в ряде конструкций вал турбины соединяется с валом червяка или зубчатого колеса гибкой муфтой, при этом вал червяка располагается в своих опорных подшипниках.
В двухцилиндровых турбинах при соединении роторов ц. в. д. и ц. н. д. гибкой муфтой наблюдаются повреждения зубчатой передачи привода главного насоса, вызванные повышенной вибрацией сравнительно легкого ротора ц. в. д. на масляной пленке опорных подшипников. Для уменьшения такого нежелательного явления, получения более надежной работы зубчатой передачи между роторами ц. в. д. и ц. н. д. устанавливают жесткую муфту. Такой опыт безаварийной работы зубчатых редукторов был получен ЛМЗ в 1958—1959 гг. на турбине К-100-90 (ВК-100-2).
В современном отечественном турбостроении и за рубежом применяется простая, надежная и чувствительная система гидродинамического регулирования или система регулирования с гидравлическими связями.
В этих системах механические рычажные связи с шарнирными соединениями заменены гидравлическими, а главный объемный насос, подающий масло в систему регулирования и в систему смазки подшипников, заменен центробежным насосом. Обычно в системах маслоснабжения и регулирования применяются один или два центробежных насоса. В первом случае центробежный насос является импульсным органом регулятора скорости и силовым насосом, т. е. подает масло в измеритель регулятора скорости, в усилители и в систему смазки; во втором случае (что является наиболее травильным), маслоснабжение осуществляется одним насосом, а второй используется лишь в качестве импульсного датчика.
Рабочие колеса центробежных насосов насаживаются непосредственно на передний конец вала турбины или на отдельный вал, который помещается в свои подшипники и соединяется с передним концом вала турбины при помощи гибкой муфты или шлицевого валика, проходящего через пустотелый вал насоса.
Зазоры в уплотнениях насосов достаточно большие, поэтому при любых режимах работы касания подвижных частей о неподвижные не происходит.
С применением центробежного насоса для подачи масла отпала необходимость в шестеренчатом (или винтовом) насосе, в червячной (или зубчатой) передаче, в редукторе и масла в предохранительных (сливных) клапанах.
Для создания подпора во всасывающем патрубке центробежных насосов, тем самым предотвращения срыва работы центробежных насосов, не обладающих свойством самовсасывания, а также для снабжения маслом системы смазки применяются струйные насосы — инжекторы.
На фиг. 117 представлена схема маслоснабжения турбин малых мощностей КТЗ с одним центробежным насосом. Такая система обеспечивает маслом гидродинамическую систему регулирования и смазку подшипников турбины и генератора. Состоит она из следующих основных узлов: главного масляного насоса 3, пускового масляного турбонасоса 5, инжектора 8, масляного охладителя 10, масляного фильтра 9, масляной цистерны 7, аварийного электронасоса 15 и регулирующей аппаратуры.
Центробежный масляный насос 3 выполняет роль импульсного и силового насосов, его рабочее колесо является упорным гребнем упорного подшипника. Применение в турбинах малых мощностей одного насоса обусловлено относительно малыми расходами масла Для системы регулирования и системы смазки подшипников. Центробежный насос 3, выполняющий роль датчика импульса изменения числа оборотов, имеет прямую горизонтальную харак-
теристику для исключения влияния расхода на напор. Такая характеристика может быть получена в насосе с радиальными лопатками на выходе. В данном случае радиальные каналы в рабочем колесе насоса 3 выполнены в виде радиальных сверлений. В тур-, бинах КТЗ рабочее колесо масляного насоса 3 одновременно является упорным гребнем упорного подшипника, им же осущест-
Фиг. 117. Схема маслоснабжения маломощной турбины КТЗ.
вляется смазка упорных колодок и вкладыша первого опорного подшипника с помощью создаваемого насосом высокого давления 5,9—9,8 бар (6—10 кг/гл?2) (см. фиг. 111).
При эксплуатации турбины подача масла в систему регулирования (импульсного и силового) осуществляется непосредственно центробежным масляным насосом 3, а в систему смазки подшипников турбины и генератора и создания подпора во всасывающей линии насоса 3 — посредством маслоструйного инжектора 8. Приемная камера инжектора 8 находится ниже уровня масла в расходной цистерне.
Масло из напорной линии насоса 3 подается к соплу инжектора, в котором поток масла приобретает кинетическую энергию, про*.
ходит смесительную камеру и поступает в горловину Диффузора, увлекая при этом масло из смесительной камеры и сообщая ему часть своей кинетической энергии. В смесительной камере инжектора давление становится немного меньше атмосферного, поэтому в нее поступает масло из бака. В диффузоре проходное сечение постепенно увеличивается, в результате чего кинетическая энергия потока масла преобразуется в потенциальную энергию. Обычно давление масла на выходе из диффузора инжектора ризб = = 0,29 ч-1,18 бар (0,3—1,2 ати). В данной схеме КТЗ давление масла на выходе из диффузора инжектора 0,49 бар (0,5 ати). По выходе из инжектора 8 масло проходит через фильтр 9, который служит для очистки масла, циркулирующего в маслосистеме и через маслоохладитель 10, предназначенный для охлаждения тяасла.
Заполнение системы маслом и маслоснабжение при пуске турбогенератора осуществляется пусковым турбонасосом 5, всасывающая часть которого находится непосредственно под уровнем масла в цистерне. Масло от турбонасоса поступает через обратный клапан 6 в сопло инжектора 8 для обеспечения подачи масла в систему смазки и через находящийся в нижнем положении отсечной золотник для подачи в верхнюю полость усилителя сервомотора ц. в. д. Регулирующие клапаны при этом полностью открываются.
Обратный клапан 2 не дает маслу сливаться через насос-регулятор 3 в систему смазки.
По достижению числа оборотов ротора, при котором давление в линии нагнетания насоса-регулятора превысит давление в напорной линии пускового турбонасоса, обратный клапан 2 откроется, а обратный клапан 6 закроется. С этого момента масло- снабжение осуществляется насосом-регулятором 3, а турбонасос 5 останавливается.
Турбонасосом обеспечивается маслоснабжение всего агрегата и при останове турбины. Этот турбонасос снабжен регулятором 11, поддерживающим давление масла на заданном уровне и автоматически включающим его при останове турбины, а также отключающим его после пуска турбины.
При недопустимом снижении давления масла в системе смазки при помощи реле автоматически включается аварийный масляный электронасос 15, который имеет электродвигатель постоянного тока.
На фиг. 118 изображена схема маслоснабжения двумя центробежными насосами. Насос 3 (импеллер) является импульсным органом гидродинамического регулятора скорости. Главный масляный насос 6 служит для подачи силового масла в блок регулирования 4 через обратный клапан 5 и снабжения маслом системы смазки подшипников посредством инжектора 7.
В данной системе применены два инжектора 2 и 7 для уменьшения мощности, потребляемой насосом, которое заключается в-том, что давление, создаваемое во всасывающей линии насосов 3
18 Смоленский 273
й 6 инжектором 2, может быть доведено ДО наименьшей величины Ризб = 0,29-г-0,49 бар (0,3—0,5 ати), а в системе смазки создается давление до 1,18 бар (1,2 атил инжектором 7.
Из инжектора 7 масло подается через обратный клапан 8 и маслоохладители 16 к подшипникам турбогенератора, откуда самотеком сливается в маслобак.
Слив масла из блока регулирования осуществлен во всасывающую линию насосов 3 и 6.
Фиг. 118. Принципиальная схема маслоснабжения с двумя центробежными насосами.
Для пуска турбины вместо турбонасоса применяется электронасос высокого давления 14 с приводом от электродвигателя переменного тока. Давление и производительность масла электронасоса 14 выбираются равными давлению и производительности главного масляного насоса 6.
Масло от электронасоса 14 через обратный клапан 5 подается в те же трубопроводы, что и масло от главного масляного насоса 6.
Следовательно, при работе пускового электронасоса обеспечены маслом система регулирования, система смазки и всасывающая линия центробежных насосов 3 и 6.
Обратный клапан 5 предотвращает слив напорного масла через главный масляный насос 6 в систему смазки. Все вспомогательные электронасосы 11, 13 и 14 устанавливаются на уровне пола конденсационного помещения (ниже уровня масла в баке), поэтому они не нуждаются в принудительной подаче масла из расходной цистерны.
274
Для длительного вращения ротора на валоповоротном устройстве установлен электронасос низкого давления (н. д.) 13, подающий масло в систему смазки подшипников. Обратные клапаны 8, 5 и 12 предусматриваются для предотвращения слива масла через инжекторы, силовой насос 6 и вспомогательный насос н. д. 13 с приводом от двигателя постоянного тока в маслобак 1.
Масло из линии нагнетания электронасоса н. д. с давлением несколько более высоким (за счет дроссельной шайбы 9) подается в систему регулирования для удаления воздуха из маслопроводов ' системы регулирования путем создания в них давления от электронасоса смазки перед запуском пускового электронасоса в. д. 14.
В случае аварии с потерей собственных нужд станции, когда включение пускового электронасоса в. д. 14 становится невозмож- , ным, для смазки подшипников предусматривается аварийный электронасос н. д. 13 с приводом от электродвигателя постоянного тока, питаемого от аккумуляторных батарей. Аварийный электронасос 13 с двигателем постоянного тока включается в систему так же, как и электронасос н. д. 11.
Электронасосы н. д. 11 и 13 имеют реле давления, которое при падении давления масла в системе до ризб = 0,59 бар (0,6 ати) включает электронасос 11 с двигателем переменного тока, а при падении давления масла в системе до ризб = 0,49 бар (0,5 ати) включается аварийный электронасос 13 с двигателем постоянного тока. В случае падения давления масла до ризб = 0,29 бар (0,3 ати) валоповоротное устройство отключается. Для переключения подачи масла в системе имеются запорные клапана 17, 18 и 19.
ГЛАВА VII
РОТОР ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
НАЗНАЧЕНИЕ И КОНСТРУКЦИИ РОТОРОВПАРОВЫХ ТУРБИН
Ротором называется вращающаяся часть турбины, состоящая из вала с насаженными на него дисками или кованный за одно целое вал с дисками или свареный из отдельных деталей.
На диски ротора набираются и крепятся рабочие лопатки. Кроме этих основных деталей, на роторе имеются мелкие детали (втулки, полумуфты, кольца, гайки и другие), которые также крепятся на нем или выполняются заодно с ним.
В зависимости от способа изготовления и соединения вала с дисками роторы активных аксиальных турбин подразделяются на роторы с насадными дисками (см. фиг. 130 и 131), цельнокованые (см. фиг. 139), комбинированные, представляющие собой комбинацию цельнокованой части ротора, соединенной с ротором, имеющим насадные диски (см. фиг. 140), и сварные (см. фиг. 142).
Роторы реактивных аксиальных турбин имеют конструкцию барабанного типа, изготовляются из одной целой поковки или из нескольких частей, сваренных или механически скрепленных между собой (см. фиг. 141).
Роторы реактивных радиальных турбин имеют дисковую конструкцию, в которой на вал насаживаются диски (см. фиг. 137, 6)j ■или вал комбинируется с откованным заодно с ним диском и с отдельно изготовленными насадными дисками.
Рабочие лопатки вместе с сопловыми лопатками, закрепленными в деталях статора, образуют проточную часть турбины.
Крутящий момент, возникающий от окружного усилия, развиваемого потоком пара на рабочих лопатках, передается через диски рабочих колес валу ротора турбины и соединительную муфту на вал генератора тока, или воздуходувки, компрессора, насоса и т. п.
В отечественном турбостроении нашли широкое применение осевые активные турбины, обладающие перспективной конструкцией, дающей возможность при повышении параметров пара неограниченного увеличения мощности в одном агрегате.
276
Реактивные турбины радиального типа такими возможностями не располагают.
Следует отметить, что в настоящее время зарубежными фирмами в основном изготовляются турбины повышенных мощностей, преимущественно активного типа. В отечественном турбостроении исключением является турбина Р-100-300/31 (СКР-100)-ХТГЗ с /0 = 650' С, роабс = 294,2 бар (р0 = 300 ата), ркабс = 30,4 бар (рк = 31 ата\ с реактивной проточной частью. Ротор ц. с. в. д. ее показан ранее на фиг. 41 и 76.
Таким образом, конструкция ротора турбин определяется:
типом облопачивания — активным или реактивным;
направлением потока пара — аксиальным или радиальным;
условиями работы — температурой пара, окружными скоростями.
Барабанная конструкция ротора применяется при реактивном облопачивании, работающем на небольших окружных скоростях (см. фиг. 141).
Дисковая конструкция роторов пригодна для реактивного и активного облопачивания и может работать в широком диапазоне окружных скоростей, но при умеренных температурах примерно до 350—400° С (см. фиг. 130 и 131).
В современных активных паровых турбинах с высокими параметрами для высоких температур (выше 400—350° С) применяются цельнокованые роторы (фиг. 139), а все части низкого давления ротора с насадными дисками. Если в одном цилиндре турбины происходит изменение температур пара в большом интервале от значений более 400—350° С до малых температур, то применяется комбинированный ротор, в котором передняя часть цельнокованая, а задняя — с насадными дисками (фиг. 140).
§ 34. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ БАРАБАНОВИ ДИСКОВ РОТОРА
Расчет барабанов
В реактивных турбинах осевого типа (см. фиг. 141, а) ротор выполняется в виде полого барабана, толщина стенок которого по сравнению с диаметром имеет малую величину.
При расчете на прочность такой барабан рассматривается как свободно вращающееся кольцо, нагруженное центробежными силами собственной массы и массы закрепленных на нем рабочих лопаток с промежуточными телами.
Рассмотрим определение возникающих напряжений при вращении кольца под действием центробежных сил собственной массы (фиг. 119). Для этого выделим элемент кольца длиной Ь, ограниченный двумя радиальными сечениями, образующими бесконечно малый центральный угол dtp.
Под действием центробежных сил собственной массы элемента кольца dC при его вращении возникают окружные (тангенциальные) силы dT в результате Сцепления данного элемента с соседними.
Спроектируем действующие силы во вращающемся элементе кольца на радиальное направление действия центробежных сил dC
dTsin^'
Фиг. 119. К расчету напряжений в тонком вращающемся кольце.
(фиг. 119). Условие равновесия элемента кольца запишется так:
dC — 2d7-sin^ = 0.(67)
Ввиду малости угла dtp принимаем sin-^-^-^-, тогда уравнение (67) примет вид
dC — dT-d^-O.(68)
Рассмотрим силы, входящие в это уравнение (68).
Центробежная сила элемента
dC = dm-ra8 = -^--Ь6с1фг2й)2,(69)
где dm = — -bbr d® — масса элемента;
8
у — удельный вес материала в н/м8 (кг/см8);
g = 9,81 м/сек8 /g = 981 см/сек2) — ускорение свободного падения;
со — угловая скорость в рад/сек.
Сила, возникающая в радиальных сечениях кольца, в предположении равномерного распределения тангенциальных напряжений ои по его толщине определится из уравнения
dT = аиЬ6.(70)
Подставляя выражения сил из выражения (69) и (70) в уравне. ние (68), получим
(71)(71)-^--56 dcpr2®2— а„Ь6с?Ф=0,
(71)
(71)
откудаоткудааи = — г^ = 2L и8.и ggаи = — г^ = 2L и8.и gg(72)(72)
откуда
откуда
аи = — г^ = 2L и8.и gg
аи = — г^ = 2L и8.и gg
(72)
(72)
Из полученного уравнения (72) следует, что тангенциальные
напряжения в тонком свободно вращающемся кольце пропорцио
кг/см8), по-(73)кг/см8), по-(73)нальны квадрату окружной скорости.
кг/см8), по-
(73)
кг/см8), по-
(73)
Принимая для стали у = 76,98 кн/м8 (7,85-10”8 1 лучим
ои = 0,00785и2 Мн/м8\ или
ои = 0,08и2 кГ/см8, где и в м/сек.
Величины напряжений в стальном барабане для различных окружных скоростей, найденные по уравнению (73), запишем
и в м/сек
75
100
125
150
200
250
си в Мн/м2 (кг/см2)
44,1
78,5
122,6
176,5
313,8
490,3
(450)
(800)
(1250)
(1800)
(3200)
(5000)
Из рассмотренного следует, что окружные скорости порядка и = 140 м/сек являются предельными для барабанной конструкции ротора из материала с пределом текучести порядка а, = = 392,3 Мн/м8 (os = 4000 кГ/см8), если запас прочности принять А = — = 2,5. Центробежные силы рабочих лопаток, за- крепленных на барабане, повышают напряжения в нем и вынуждают ограничиваться еще меньшими окружными скоростями.
' Основное уравнение вращающегося диска произвольного профиля
Диски паровых турбин при вращении испытывают напряжения и деформации, изменяющиеся по радиусу от действия: центробежных сил масс лопаток, бандажей и промежуточных тел; центробежных сил собственной массы и от натяга на внутренней поверхности ступицы при горячей посадке дисков на вал. Наибольшие величины напряжений вызываются центробежными силами собственной массы диска.
При переменных тепловых режимах тело диска приобретает равные температуры за счет изменения толщины его по диаметру, что приводит к появлению дополнительных температурных напряжений. Величины этих напряжений возрастают с увеличением скорости изменения температуры пара.
Фиг. 120. Диск произвольного про- филя:Фиг. 120. Диск произвольного про- филя:/ — ленточный бандаж; 2 — проволочный бандаж; 3 — рабочие лопатки;4 — обод диска; 5 — тело (полотно) диска; 6— втулка (ступица) диска./ — ленточный бандаж; 2 — проволочный бандаж; 3 — рабочие лопатки;4 — обод диска; 5 — тело (полотно) диска; 6— втулка (ступица) диска.кулярно к соответствующимкулярно к соответствующим
Фиг. 120. Диск произвольного про- филя:
Фиг. 120. Диск произвольного про- филя:
/ — ленточный бандаж; 2 — проволочный бандаж; 3 — рабочие лопатки;
4 — обод диска; 5 — тело (полотно) диска; 6— втулка (ступица) диска.
/ — ленточный бандаж; 2 — проволочный бандаж; 3 — рабочие лопатки;
4 — обод диска; 5 — тело (полотно) диска; 6— втулка (ступица) диска.
кулярно к соответствующим
кулярно к соответствующим
Для вывода основного уравнения рассмотрим вращающийся диск произвольного профиля, симметричный относительно средней плоскости, перпендикулярной к оси вала (фиг. 120). Напряжения считаем равномерно распределенными по толщине диска. Для определения напряжений от центробежных сил рассматривается условие равновесия бесконечно малого элемента диска (фиг. 120, 121), выделенного двумя цилиндрическими поверхно- dx, dx
стями с радиусами х— . и х + — , двумя радиальными пло
скостями, проходящими через ось вращения под углом dtp друг к Другу и боковыми поверхностями диска. Таким образом, толщина элемента равна толщине диска: на расстоянии х—^- от оси вращения его толщина равна у —^-, а на расстоянии х + она равна
Во вращающемся диске от действия центробежных сил на гранях рассматриваемого бесконечно малого элемента возникнут напряжения: на цилиндрических поверхностях —■ радиальные напряжения аг, а на радиальных поверхностях — тангенциальные напряжения а,. Указанные напряжения направлены перпенди- граням элемента. Для равновесия
бесконечно малого элемента необходимо условие: сумма проекций всех сил, приложенных к элементу, на его радиальное направление (фиг. 121, б) должна равняться нулю:
dR' + dC — dR — dT-dq = 0.(74)
«dtp
В данное уравнение, ввиду малой величины угла -у-, подставлена величина проекции двух тангенциальных сил dTd^ вместо 2dT• sin ^ , так как
2 sin -^- х^2-^_ %sd<p.
Силы, действующие на гранях элемента dR', dR и dT и входящие в уравнение (74), выразим через площади граней и напряжения: 280
Радиальная сила, действующая на внешнюю цилиндрическую поверхность элемента,
4КЦ,, + ^(Х*^>^+^У(75>
2. Радиальная сила, действующая на внутреннюю цилиндри2. Радиальная сила, действующая на внутреннюю цилиндрическую поверхность элемента,ческую поверхность элемента,
2. Радиальная сила, действующая на внутреннюю цилиндри
2. Радиальная сила, действующая на внутреннюю цилиндри
ческую поверхность элемента,
ческую поверхность элемента,
Каждая из сил, действующих на боковую грань, определится так:
dT = atydx.
Центробежную силу массы элемента находим по уравнению
dC = dmxto2 = ^-x^ydxd^.dC = dmxto2 = ^-x^ydxd^.
dC = dmxto2 = ^-x^ydxd^.
dC = dmxto2 = ^-x^ydxd^.
где
dm = -^-ydxxdq — масса элемента.
Подставляя в уравнение (74) значения сил из уравнений (75— 78), получим
^г + ^у-^х + ^-У^^Ы + ^ + ^х^уахД^ —
— (°г~^~)'{х~ т)^ф (у —"т) —а1У4хД^ = 0. (79)
Упрощая уравнение и пренебрегая бесконечно малыми высших порядков, получим
■^ х^и^у dxdq .+ dtp (dorxy + а^Ду + orydx)—
— otydxd<p = 0.(80)
Почленным делением на dx-dq уравнение (80) приводится к следующему виду:
-^toH2y-V- ^-xy + a^x^ + у)— oty = 0.(81)
Интегрирование данного уравнения дает зависимости между радиальными и тангенциальными напряжениями в диске, а также радиусом и его толщиной. Для расчета диска необходимо связать напряжения ог и ot с величинами деформаций.
Связь между относительными удлинениями и напряжениями выражается законом Гука
6г = Д^»£;-(82)
6< =- ДС^с, .(83)
где ег и ez — относительные радиальные и тангенциальные удлинения;
р — коэффициент Пуассона (для стали р = 0,3);
Д — модуль упругости.
Решая эти уравнения относительно ог и ор найдем
аг =(8г + Н8/):(<84)
Gt =(8Z + И8,)’(85)
Выразим относительные удлинения ег и е( через радиальное удлинение радиуса х на величину £, полученного в результате напряженного состояния (фиг. 121, в). До деформации длина элемента окружности радиуса х была равна ab = x-d<p, а после деформа- 282
ции она стала a'b' = (х + £)d<p, таким образом, относительное тангенциальное удлинение на радиусе х равно
= -L.(86)
* abх' '
Если в результате напряженного состояния радиус х увеличился на величину £, то величина dx выделенного элемента (фиг. 121, в) увеличится на d£„ тогда относительное радиальное удлинение
' Подставляя выражения (86) и (87) в уравнения (84) и (85)* получим
ог — iИ ;(88)
r 1 — р2 \ dx 1 г х ) ’х *
Е / £ I ^Е \+ ^^г)1<89>
Из уравнения (88) найдем производную -^ :
d°r Е / d2^ . р de, £ \
dx — 1—pAdx2х ' dx х2 /*хЭ >
Подставляя эти выражения для ог, о( и ^- в основное уравнение (81), после несложных преобразований получим его в таком виде:
dx2 ~ \ у dx х ) dx \ ху dx х2 / ” '
+(91)
Eg
Уравнение (91) дает закон изменения относительной толщины диска с изменением радиуса в зависимости от деформаций, а следовательно, от напряжений. Уравнения (88), (89), (91) при определении напряжений в диске являются основными.
Возможны два пути решения поставленной задачи:
для заданного профиля диска и известного закона изменения у в зависимости от радиуса х определить аг и а, в функции от х;
по одному из заданных напряжений оЛ или а( и угловой скорости со найти второе напряжение в зависимости от изменения у с изменением х.
Точное решение уравнений (88), (89), (91) возможно только для дисков постоянной, толщины, равного-сопротивления и гиперболического .профиля.
Диски равного сопротивления
Диском равного сопротивления (фиг. 122, а) является диск без центрального отверстия (сплошной диск), в котором радиальные и тангенциальные напряжения одинаковы и равны друг другу во всех точках, т. е.
а, = at = о0 = const.(92)
Для вывода формулы диска равного сопротивления воспользуемся уравнением (81) диска произвольного профиля, в которомДля вывода формулы диска равного сопротивления воспользуемся уравнением (81) диска произвольного профиля, в которомФиг. 122. К расчету диска равного сопротивления:Фиг. 122. К расчету диска равного сопротивления:
Для вывода формулы диска равного сопротивления воспользуемся уравнением (81) диска произвольного профиля, в котором
Для вывода формулы диска равного сопротивления воспользуемся уравнением (81) диска произвольного профиля, в котором
Фиг. 122. К расчету диска равного сопротивления:
Фиг. 122. К расчету диска равного сопротивления:
а — распределение радиальных Gr и тангенциальных о^ напряжений вдиске; б — зависимость коэффициента 3 от 'отношения т при различныхзначениях £.
по уравнению (92) два последних члена равны, но с разными знаками, поэтому они сокращаются; кроме того, второй член уравнена,
ния равен нулю, так как —= 0, тогда получим
-у а^у + аох • -^- = 0.(93)
(94)(94)После разделения переменных интегрирования, определения из граничных условий постоянной интегрирования в месте перехода диска в обод (принимая здесь х = /г и у = у^ получим уравнение, которое можно написать в виде
(94)
(94)
У = 0^2.
гдегдеУ™2 (2_
где
где
0 = e2ga„ V 2
Подставляя в выражение 0 для стали \ = 78,5 кн/м?
(Y = 8 -10 3 кг/см?) ю = -^ рад/сек и обозначив ^ = т и
—— = £, получим
°0
0 = е4,47.10-Ч<1-т-),(95)
Значения 0 для различных £ и m даны на фиг. 122, б.
Сл + кСоб— 2лг2а0 Сл + кСоб— 2лг2а0СМ,СМ,(96)(96)Для расчета профиля диска равного сопротивления по урав- ^нению (94) необходимо иметь заданными угловую скорость ю, радиус места перехода диска в обод г2, а также одну из величин: напряжение о0 или толщину диска у2 в месте перехода диска в обод. Две последние величины связаны соотношением
Сл + кСоб
— 2лг2а0
Сл + кСоб
— 2лг2а0
СМ,
СМ,
(96)
(96)
Сл — центробежная сила лопаток и бандажей в н ^кГ\, Соб — центробежная сила обода диска в н (кГ);
k = у — коэффициент разгрузки, учитывающий, что центробежная сила сплошного обода передается на диск
частично (для разрезного в осевом направлении обода к = 1).
Определим толщину диска у0 на оси вращения для различных значений окружных скоростей ы3 и постоянном о0. При х = 0 формула (94) имеет вид
j/o __ У03^2 _ У“2 _ ец2
Уг 2gQ0 2gco 2a„ ’'
где
u2 = г2(о; Q — плотность.
= 78,5 кн/м? (у = 8-10 3 кг/см?) различных окружных скоростей ы2:найдемзначения Уг• и2 в м/сек100200300400500Уо1,232,266,2626,4184.= 78,5 кн/м? (у = 8-10 3 кг/см?) различных окружных скоростей ы2:найдемзначения Уг• и2 в м/сек100200300400500Уо1,232,266,2626,4184.Например, при о0 = 196,1 Мн/м? (<т0 = 2000 кГ/см^ иНапример, при о0 = 196,1 Мн/м? (<т0 = 2000 кГ/см^ иУ» •У» •Y =дляY =для
= 78,5 кн/м? (у = 8-10 3 кг/см?) различных окружных скоростей ы2:
найдем
значения Уг
• и2 в м/сек
100
200
300
400
500
Уо
1,23
2,26
6,26
26,4
184.
= 78,5 кн/м? (у = 8-10 3 кг/см?) различных окружных скоростей ы2:
найдем
значения Уг
• и2 в м/сек
100
200
300
400
500
Уо
1,23
2,26
6,26
26,4
184.
Например, при о0 = 196,1 Мн/м? (<т0 = 2000 кГ/см^ и
Например, при о0 = 196,1 Мн/м? (<т0 = 2000 кГ/см^ и
У» •
У» •
Y =для
Y =для
Из этого примера следует, что тощина диска равного сопротивления на оси вращения очень сильно возрастает при увеличении окружной скорости и2 на периферии, что ограничивает применение дисков равного сопротивления. Кроме того, такие диски
Должны изготавливаться без центрального отверстия, что не поз воляет их применять в насадных конструкциях роторов. Диски равного сопротивления имеют ограниченное применение в одноступенчатых турбинах с консольным расположением диска и в сварных роторах, составленных из отдельных дисков, не имеющих отверстия и сваренных по ободу.
Диски постоянной толщины
(98)(98)Применяя основное уравнение (91) для диска произвольного профиля к диску постоянной толщины (фиг. 123, а, б), полагая толщину диска у, равную постоянной величине b (у = Ь), получим
(98)
(98)
dx2 1 х dx
Первые три члена уравнения (98) могут быть записаны в виде ^ ,1^5_ ^ г 1d
dx2 'хdxх2 dx V. хdx 'J
Кроме того, для краткости записи обозначим
(99)
тогда уравнение (98) можно записать так:
Интегрируя это выражение, получим выражение
4-4и=—г*’+2С.’
или произведя в нем почленное умножение на х, получим
После интегрирования последнего выражения
=х*^С1хй-\-Сг,
сокращая на х, получим
| = -A^ + C^+-^.(101)
Пользуясь уравнением (101), составим выражения ^ и -у : ^,-4^ + 6,-^;(102)
Ф^-т^+^+р-<|03>
Подставим выражения (102) и (103) в уравнения (88), (89) и, выполнив преобразования, получим
^т^Нз + ^^ + О+^-О-н)^ (104) ^t = т^г [- (I + Зр) 4^ + (1 + Н) ^ + (1 - р) ^-] - (105)
Уравнения (104) и (105) являются основными для диска постоянной толщины. Производные постоянные интегрирования Ct и С2 в данных уравнениях определяются из граничных условий.Уравнения (104) и (105) являются основными для диска постоянной толщины. Производные постоянные интегрирования Ct и С2 в данных уравнениях определяются из граничных условий.без центрального отверстия; б — с центральным отверстием.без центрального отверстия; б — с центральным отверстием.
Уравнения (104) и (105) являются основными для диска постоянной толщины. Производные постоянные интегрирования Ct и С2 в данных уравнениях определяются из граничных условий.
Уравнения (104) и (105) являются основными для диска постоянной толщины. Производные постоянные интегрирования Ct и С2 в данных уравнениях определяются из граничных условий.
без центрального отверстия; б — с центральным отверстием.
без центрального отверстия; б — с центральным отверстием.
Рассмотрим диск постоянной толщины с центральным отверстием (фиг. 123, б). Этот диск не несет внешней нагрузки и насажен на вал без натяга.
4 Для определения напряжений, создаваемых центробежными силами собственной массы диска, воспользуемся уравнениями (104) и (105). В данном случае производные постоянные Ci и С2 по уравнению (104) определятся из граничных условий: радиальные напряжения <тг — 0 на внешней цилиндрической поверхности диска радиуса г2 и внутренней расточке радиуса rv
При х = гх а, = 0, тогда
При х = г2 о,. — 0, тогдаПри х = г2 о,. — 0, тогдаЕ1 — Н2Е1 — Н2—; (3 + р) 41 Г 2 + (1 + р) С1 (I Р) ^—; (3 + р) 41 Г 2 + (1 + р) С1 (I Р) ^= 0.= 0.II
При х = г2 о,. — 0, тогда
При х = г2 о,. — 0, тогда
Е
1 — Н2
Е
1 — Н2
—; (3 + р) 41 Г 2 + (1 + р) С1 (I Р) ^
—; (3 + р) 41 Г 2 + (1 + р) С1 (I Р) ^
= 0.
= 0.
I
I
Решением этих уравнений относительно Сх и С2 получимс‘ = ттк4-« + ^(106)
(107)(107)Г _ '3 + Ц Л 2 2
(107)
(107)
4 “ Г^ Т'^-
Подставляя значения Сх и С2 из выражений (106) и (107) и ■ А из выражения (99) в уравнения (104) и (105), получим:
о.о.Y<02 . 3 + p, / 22 ^гY<02 . 3 + p, / 22 ^гg 8g 8Х?Х?X2X2(Ю8)(Ю8)gg3 + И /,2,2, rVa3 + И /,2,2, rVa88х2х21 + Зи 23 + p X1 + Зи 23 + p X(109)(109)
о.
о.
Y<02 . 3 + p, / 22 ^г
Y<02 . 3 + p, / 22 ^г
g 8
g 8
Х?
Х?
X2
X2
(Ю8)
(Ю8)
g
g
3 + И /,2,2, rVa
3 + И /,2,2, rVa
8
8
х2
х2
1 + Зи 2
3 + p X
1 + Зи 2
3 + p X
(109)
(109)
Для краткости обозначим В = ^~”^ф" и подставим ц = 0,3, тогда уравнения (108) и (109) для диска постоянной толщины с центральным отверстием запишутся так:
Or = B®a^iA-^-^— х2);(11.0)
o/=B®2(r? + rl + -44 — 0,575х21.(111)
Для диска постоянной толщины, без центрального отверстия (фиг. 123,а) /1 = 0 уравнения (НО) и-(111) имеют такой вид: аг = В ®2 0 — х2);.(112)
of = В®2 (г^ — 0,575х2). (113)
В центре сплошного диска при х = 0, как следует из формул (112) и (113), радиальное оГв и тангенциальное О;о напряжения равны:
ого — Of о ■— В ® г2.(114)
Из уравнения (113) при х’= г2 определим тангенциальное напряжение о(2 на внешней цилиндрической поверхности диска при х = г2:
У/2 = 0,425В о?г2 = 0,425о;о.(115)
Отсюда следует, что тангенциальное напряжение сг<2на внешней цилиндрической поверхности радиуса г2 сплошного диска • составляет 42,5% от напряжения о<0 в центре.
Рассмотрим, как влияет наличие центрального отверстия на величину тангенциальных напряжений на поверхности расточки 288
диска постоянной толщины. В этом Случае запишем уравнение (111) для внутренней поверхности при х = г^
он = Вго2(2г2 + 0,425 г,). '(116)
Из сравнения уравнений (116) и (114) следует, что даже бесконечно малое центральное отверстие увеличивает тангенциальные напряжения на расточке диска более чем в 2 раза по сравнению с о,0 в центре сплошного диска.
Фиг. 124. Кривые напряжений в диске постоянной толщины.
С увеличением радиуса центрального отверстия г, тангенциальные напряжения ct х незначительно увеличиваются. Рассмотрим, как меняется напряжение оа на расточке диска в двух предельных случаях:
для бесконечно малого отверстия г, ^ О уравнение (116) имеет вид
о,1 = 2.8 оЛг;
для предельно большого отверстия в диске с наружным радиусом г2, т. е. когда х = г2, уравнение (116) запишется как для тонкого кольца, в виде:
о,1 = 2,4258 оЛ!
Из полученных выражений следует, что с увеличением радиуса центрального отверстия от /у ^ О до гг ^ г2 тангенциальные напряжения на расточке диска изменяются приблизительно на 20%.
Расчет диска постоянной толщины со ступицей. Диски постоянной толщины со ступицей для посадки на вал и с ободом для закрепления рабочих лопаток (фиг. 124), ввиду небольших размеров диска и соответственно центробежных сил облопачивания,. а также
19 Смоленский 289
простоты конструкций и их обработки йаШЛИ Широкое распространение в ступенях паровых турбин.
Для уменьшения тангенциальных напряжений по внутренней расточке ступицы диска осевые и радиальные размеры ее выбираются из условий получения приемлемых величин тангенциальных напряжений, обеспечения необходимой жесткости и ширины для установки диафрагмы в статоре между двумя дисками. Диск насаживается на вал в горячем состоянии с натягом; за счет этого на поверхности внутренней расточки ступицы диска появляется радиальное напряжение сжатия аг0, равное 4,9—14,7 Мн/ма (50—150 кг/см2) и более (более подробно о выборе величины о,0 см. ниже).
Радиальное напряжение пг 2 в теле диска в месте перехода диска в обод определяется по уравнению (96).
Условия сопряжения. Пусть на радиусе гь = /у (фиг. 124) толщина диска изменяется от b к bv
Надо найти взаимосвязь напряжений в месте перехода тонкой части диска or р at i к утолщенной его части arb, aib. При этом- предполагается, что напряжения равномерно распределены по толщине диска. В этом случае можно записать
2nrtborl = 2nrbb1orb, откуда
°rb = 4;orv(117)
т. е. радиальные напряжения в сопряжении изменяются обратно пропорционально толщине участков диска.
6tb, т. е.6t — 6tb- Тогда по уравнению (83) определим °О — P^rl .ctb — р,агЬ 6tb — г •6tb, т. е.6t — 6tb- Тогда по уравнению (83) определим °О — P^rl .ctb — р,агЬ 6tb — г •Для получения связи между тангенциальными напряжениями oz, и oib приравняем относительное тангенциальное удлинение тела диска в месте его перехода во втулку е, к тангенциальному относительному удлинению втулки на внешней поверхности
6tb, т. е.
6t — 6tb- Тогда по уравнению (83) определим
°О — P^rl .
ctb — р,агЬ 6tb — г •
6tb, т. е.
6t — 6tb- Тогда по уравнению (83) определим
°О — P^rl .
ctb — р,агЬ 6tb — г •
(П9)(П9)(118)
(П9)
(П9)
Подставляя значения е, и г1Ь в уравнение (118), получим о» = ot i — И (^ 1 — о,ь)- (120)
Расчетные формулы для определения напряжений в произвольном сечении диска постоянней толщины, выраженные через напряжения на внешнем или внутреннем радиусе»
Радиальные и тангенциальные напряжения в произвольном сечении тела диска определяются по уравнениям (104) и (105).
Для определения произвольных постоянных Сг и С^ напишем эти уравнения для места сопряжения диска с ободом: приняв значение режущего радиуса х = г2 и or = or2; ot = ot2, получим
Е
^ 2 - 1 — р
р) 4]; (121)
„ Е
°<2 “ 1 —р2
— (1 + Зр) -уГ2
Л2
Сг "
(122)
2
Принимая значение величины А согласно выражению (99), решаем уравнения (121) и (122) относительно Сг и С2:
1 — р
2£
_1 4- р Г 22
С2 = 2& - ^аегГг— ог2Г2
1 + р ус»2 21 .
2 * g 21 ’
1 — р ус»2 4*1Г2]
получим
(123)
(124)
Подставив значения Ct и С2 в уравнения (104) и (105), получим:
^ — г2 , ^ + г2 , ® г " gx2 0< 2 ~Н 2х4 ff' 2 +
42 , 2,22
* + г2 , * г2 , °* —2х2 ^2 '2х‘ г 2 ।
1 + р * — Р Г2 ~4~8 * х2
1 + Зр ^
8" ,2
г2
у<02
12,
Уравнения (125) и (126) можно представить в виде ar = Pia/2 + Ргаг2 + Рз^ы2;
ot = Pio, 2 + Рг^гг + 'Рз^иг,
(125)
(126)
(127)
(128)
где оиа — -^- Г2 — напряжение в тонком кольце места переходадиска в обод радиуса г2..
Коэффициенты Pi, р2, Рз, РР Р2> Рз согласно уравнениям (125)
и (126) выражаются через отношение т
у-, где х — текущий
радиус;
V г2 /
т2 — 1
2m2 ■
(129)
Поступая точно таким же образом,- как и при определении выражения (129) — коэффициента рь т. е. разделив числитель и знаменатель на г2, получим
Р1' =
^ + г2
т2 4- 1 .
2т2 ’
(130)
2х‘—
Р2 =
2х2
m2 + 1
. 2т2 ’
(131)
р;=
2х2
т2 — 1
2m2 ’
(132)
1 + И | 1 — и г2 3 + ц х2
4'8' х2 8' ,2 ~
*2
= 0,325+ -^ — 0,412m2;(133)
1 + и _
1 -и
г2 2
1 + Зц
X2
”4
8
X2
8
*2 ~
= 0,325 — -в- — 0,237m2..(134)
При вычислении коэффициентов рз и Рз принято для стали и = = 0,3. В месте сопряжения диска с ободом m = — = 1, а для других сечений тела диска m< 1. При этом значения коэффициентов рт и pg отрицательны; р2, Pi и р3 положительны; рз в пределах отношения m = — от 1 до 0,6 положительны, а в пределах г2
от 0,6 до 0,2 отрицательны. Перечисленные коэффициенты имеют следующие свойства, вытекающие из выражений (129)—(134):
Р1 = Рг; p2 = pi; pi+p2=l; P'i + p2=l.
Втулка диска имеет также профиль постоянной толщины, поэтому вычисление напряжений в любом сечении втулки можно производить аналогично уравнениям (127) и (128) и для определения напряжений в любых ее сечениях можно записать уравнения так:
°г — Pi+б + Рг+б + Рза«б1(135)
0f = pl+b + р20г6 + РзОиб,(136)
где atb, orb — тангенциальное и радиальное напряжения на внешней поверхности втулки;
пнй =-^-г2®2— напряжение в тонком кольце радиуса гь внешней поверхности втулки.
Значения коэффициентов pi — р3 в формулах (135) и (136) имеют вид коэффициентов для тела диска (129)—(134), разница будет лишь в том, что радиус г2 заменяется на гь и х является текущим радиусом втулки. Таким образом, для втулки будет отноше-
X ние m = —. гь Следует отметить, что напряжения в любом сечении тела диска можно также выразить через напряжения на внутреннем сечении диска atY и ам при х = rY по формулам, аналогичным уравнениям (127) и (128):
о, = к^! + каог г + к3ои ,;(137)
Of = kxot i + ki^r i + &з°« ь(138)
V 2 2
где Од 1 = gri«> —напряжение в тонком кольце радиуса rv Коэффициенты ki — к3 вычисляются по формулам (129)—(L34), как и Pi — Рз, но при этом величина т = -^- > 1 представляет собой отношение текущего радиуса к радиусу внутреннего сечения полотна диска rv
Для расчета втулки диска уравнения имеют вид
ог = М< о + k^r е + к3ои 0;(139)
О/ = ^10/о + ^2°г0 + ^3°U 0,(140)
где о<0 и ог0 — тангенциальные и радиальные напряжения на внутренней расточке втулки радиуса г0;
V 2 2
= -^-ГоО) — напряжение в тонком кольце радиуса г0.
Уравнения для расчета коэффициентов к\ — к3 такие же, как и для вычисления коэффициентов Pi — Рз, т. е. уравнения (129)—(134), с разницей лишь в величине т. = — > \ отноше- го
ния текущего радиуса х к радиусу г0 внутренней расточки втулки диска.
Определение напряжений в диске постояннойтолщины с втулкой способом двух расчетов
Имеется несколько методик расчета диска постоянной толщины с втулкой. Они достаточно полно изложены в работе [7]. Практически наиболее простым и удобным для дисков является метод двух расчетов. При этом расчет диска может производиться последовательным вычислением тангенциальных и радиальных напряжений в различных сечениях полотна и втулки двумя способами: 1) расчет от обода к втулке; 2) расчет от втулки к ободу.
Расчет диска от обода к втулке. Для расчета диска должны быть заданы размеры r0) rv, r2, bv, b (фиг, 124) и угловая ско- лп рость (0 = -^-.
Радиальные напряжения на поверхности радиуса г2 места перехода диска в обод вычисляются по уравнению (96).
Исходя из условий горячей посадки диска на вал задаются радиальными напряжениями на внутренней расточке втулки ог0 =— (4,9н-14,7) Мн/м2 [(ог0 = —50->150 кГ/см2у.
Рассмотрим на примере методику расчета диска от обода к втулке методом двух расчетов при различных числах оборотов..
Пример. Дано:
п = 3000 об! мин; гх = 13,5 см; пг 2 = 8,14 Мн/м2 (вг2 — = 83 кГ/см2У г2 = 36 см; оГ0 = —4,9 Мн/м2 (ог0 = — 50 кГ/см2У b = 2 см; гй = 10,5 см; Ьх = 6,5 см.
Первый расчет при п' = 3000 об!мин.
Задаемся произвольно величиной oz 2 = 98,07 Мн/м2 (at 2 = = 1000 кг/см2у Напряжения ог и о< для выбранных сечений полотна диска определяются по уравнениям (127) и (128). Предварительно для всех значений m — — по формулам (129)—(134) определяются коэффициенты pi — р3 и заносятся в табл. 37, 38.
Напряжение в тонком кольце радиуса г2 определяется по уравнению
„ у 2 / ли \27,8. IO*3 QR,Z 3,14-3000\2, г/ „
O«2 = Qr2^) ~ 981 0,3630") =10° Мн1^'
Зная о,2, о<2 и оИ2 и коэффициенты pi — р3 для всех рассматриваемых сечений, находим напряжения (см. табл. 37, 38).
Напряжения огЬ и а<ь на поверхности втулки радиуса гх Определяются по формулам перехода диска во втулку (117) и (120):
о;6 = Аа;1 = _21817 = _560 z bi6,5’
Qtb = oti — po^ + p.o’rb = 3473 4-- 4-0,3.1817 — 0,3-560 = 3850 кПсм2;arb = A-ari = — Д 178,2 = — 54,9 Мн!м2;
°tb = o/i — рои-ЬР^гб = 340,3 4- 0,3-178,2 — 0,3-54,9 = = 377,5 Мн!м2.
К
ЕЙ КС
О
%
*—'
о
о
оо*
1!
'o'
Л.
о
00м о
11^
5
i и
* е
<х
3
<р с
о
00*
о
оо'
о со
ю со 00 о* '
00
сч. °
00 сч.
5 о
сч
о о*
+
о
о>
ю сч
$ со о
со U0
со со in
1 о*
со 04 IQ
to сч*
+
00 о* со
со т
о сч
ю ю ю
о
L0 сч
СЧ сч
ю 00
СО
О*
7
+
ю 00
-sr* т
ю СО
со со о*
о
О ' СО*
о
о 00.
о 7
+.
00 о* 00 .
+
сч
5 са ч
ах
ах
ах
ах
СХ
t? «£
е
X
R et
X
И)
со
о
^
О
О
о
О
О.
UD
сч
о 00 о*
со
о
со
о*
ю о* т
со сч* 7
СО
СЧ
7
1О
00
сч сч со
сч сч СО.
о
сч о
СО. сч
of
со*
сч
О) 7
3 са ч
ц 1 л
СО.
ах
ах
^ ах
СО.
с со.
*
ю
*6"
Радиальные напряжения в диске
Продолжение табл. 37
Тело дискаТело дискаВтулка диска
Тело диска
Тело диска
Второй расчет; п' = 0; а, 2 = 4,9 Мн/м1; а" 2 = 0
Р1а(8
—74,4
—30,3
0
₽1<2
—150,5
—55,1
—26.3
—10,7
0
$2°гЬ
—61,1
—52,2
—46,3
₽2аг 2
0
0
.0
0.
0
Рз^яЬ
0
0
0
Рз^И 2
0
0
0
0
0
а” в Мн/м*
—135,5
—82,5
—46,3
°Г
—150,5
—55,1
—26,3
—10,7
0
Действительные значения радиальных напряжений
—191,2
—110,3
—54,9
—178,2
—44,4
—9,3
4,9
0
^О^г
186,3
113,8
+63,7
Wr
206,9
75,8
36,1
14,7
0
ат в М.п1мг
—4,9
3,5
8,8.
ат в Мн/м1
28,7
31,4
26,8
19,6 |
8,1
Втулка диска
Тело диска .
X в см
.10,5
12
13,5
X в см
13,5
20
25
30
36
X ГЬ
0,78
0,89
1
X
'а
0.376
0,555
0,695
0,835
1
Р'1
1,322
1,131
1
р;
4,070
2,125.
1,536
1,218
1
Р2 '
—0,322
—0,131
0
р;
—3,070
—1,125
—0,536
—0,218
0
р;
0,037
0,027
0
Рз
—0,335
—0,033
0,032
0,0345
0
Первый расчет: п =3000 сб1мин\ а<2 = 98,07 Мн(мг\ аГ2 —8,14 Мн(мг
Ptatb
500,1
427,6
377,5
Plai 2
398,8
208,4
150,6
119,5
98,1
РХь-1
17,6
7,3
0
Ргаг 2
—25
—9,2
—4,4
—1.8
0
Рз^иЬ
0,5
0.4
0
Рз°«2
—33,5
—3,3
3,2
• 3,4
0
at в MhIm?
518,2
435,3
377,5
at в М.к!м?
340,3
195,9
149,4
121,1
98,1
ГО X и X «
о й
ГО "
X
X ч
£
CQ
О
II
о
9
о
о
9
*
X! к
со
3.
S
и
о
S
О) to
о
о
о* Ю
8
со to*
О'
о
СО to
со о
СЧ
О
о
о
сч о
ю
§
о .
о.
о
СО
СО
СО сч
СО
’ах
со сч
сч
О •
О
"со. .о
'о*
со сч
‘to*
IQ
СО
со
О
00 to
8
«а
о
8
сч
со
' СО
8 со
%
’ах
*0"
о
О 2 со
*6"
со 00*
‘ь*
со
О, О
Продолжение табл. 38
Напряжение в тонком кольце радиуса гь подсчитывается так:
<та6 = -^-rW = ^р 13,52-3142 = 144 кГ/см1;
а^р^-^Цпл^О^-ЗН2 = 14,1 Мн1мг.
Напряжения для выбранных трех сечений втулки х = 10,5; 12; 13,5 см при известных otb Orb и онЬ определяются по уравнениям (135), (136), а коэффициенты 0! — рз — по уравнениям (129)—(134), в которых т — -^. Все полученные результаты расчетов сводятся в табл. 37, 38.
Найденные расчетным путем напряжения Ot и ог в различных сечениях диска и втулки, в том числе oto и ого и на внутренней расточке втулки радиуса г0, не соответствуют действительным напряжениям, так как в данном расчете величина ot 2 выбиралась произвольно. Несоответствие напряжений, полученных по расчету, с действительным доказывает несовпадение величины ого, полученной по расчету, величине ол0, заданной по условиям посадки диска на вал.
Второй расчет производится при п = 0; ог 2 = 0, = 0 и произвольно выбранном значении а<2 = 49 Мн/м1 (500 кПсмйУ
Формулы (127) и (128) для расчета напряжений в различных сечениях полотна диска при данных условиях принимают вид
о' = р^ 2;
Gt = Р1Ф 2-
По уравнениям сопряжения (117) и (120) определяется напряжение
агЬ = L Qr! = — 2 J 535 = _472 кпСм\6,5
o"tb = о(1 — рог” I + цо^ = 2035 4-
4-0,3.1535 — 0,3-472 = 2365 кПсм1;
: (^ _ l_a;v^ — l^ 150,5 =—46,3 мн!мг-,
о<ь = ам — ран4-р<Тгб=::199,5 4-
4-0,3-150,5 — 0,3-46,3 = 231 Мн!мй.
- Формулы (135),-(136) для расчета втулки при о^ = 0 имеют вид Or — PiO/6 + Рг^гб;
ot = pi^/б + рг^г».
Действительные напряжения в различных сечениях полотна и втулки диска определяются из уравнений
or = ff' + й0о";(141)
ot = Ot + kQo"t,(142)
где оь ог — действительные напряжения в рассматриваемом сечении;
Qt, аг — напряжения в рассматриваемом сечении, полученные по первому расчету;
Ot, Or— то же, по второму расчету;
к0 — коэффициент, постоянный для всех сечений полотна и втулки диска.
Коэффициент кй определяется из уравнения (141), записанного для поверхности расточки втулки диска радиуса г0, где ог0 = = —(4,9 н-14,7) Мн/м2 — [(50-^150 кПсм2^ по условиям посадки диска на вал:
_ ал0-(тг0 _5o + i95o
"— = —1,<>/о;
Пг0—1382
l ?гО ог о _49 4- 191,2< Q7K
0:-135,5
г/
Далее подсчитываются действительные напряжения по сечениям полотна и втулки диска о, и аг по формулам (141), (142).
Вычисления всех величин приводятся в табл. 37, 38.
■■ В результате расчета строятся графики фиг. 124 изменения о, и ot по сечениям полотна и втулки диска.
Расчет диска от втулки к ободу. Для производства расчета задаются размеры диска г0, гь гй, bi, Ъ на фиг. 124 и угловая сколи
рость <о = "3Q- •
Радиальные напряжения сго на поверхности внутренней расточки радиуса г0 задаются из условия посадки диска на вал в пределах ог0 = — (4,9-И4,7) Мн/м2 —[(50—150 кР/см2)].
Неизвестной является величина о/0, поэтому ее произвольно выбирают, например, ot0 = 49; 98,07 и т. д. Мн/м2 (500, 1000 и т. д. кПсм^. Радиальные напряжения ог2 на поверхности радиуса г2 подсчитываются по уравнению (96).
Первый расчет производится при расчетном числе оборотов п'. Втулка рассчитывается по уравнениям (139) и (140),
в которых коэффициенты kv — ка подсчитываются По уравнениям (129)—(134), где величина m = — > 1.
г0
После расчета втулки по уравнениям условий сопряжения (117) и (120) определяются напряжения о\ i и °п в сечении радиуса гх полотна диска. Далее по уравнениям (137) и (138) определяются ог и ot в различных сечениях полотна диска. Коэффициенты к^— к3 в этих уравнениях вычисляются по уравнениям (129)—(134), где т = — > 1.
Полученное в конце расчета радиальное напряжение о^ в сечении радиуса г2 отличается от ог 2, рассчитанного ранее по уравнению (96), так как принятое в начале расчета произвольное значение с1й не было равно действительному. Поэтому производится второй расчет.
Второй расчет неподвижного диска при п" = 0 производится при условии напряжения от натяга ого = 0 и произвольном значении тангенциального напряжения а<0 на радиусе г0. Этот расчет производится в том же порядке и по тем же формулам, что и первый.
В результате второго расчета по профилю втулки и диска получим новые фиктивные значения напряжений о( и ог, а истинные напряжения определяются по уравнениям (141) и (142).
Запишем уравнение (141) для места перехода диска в обод:
ог 2 = $г 2 “Ь kQ0r 2,
откуда найдем
А ' аг 2 — °г 2;•
аг 2
Далее, подставляя величину кй в уравнения (141) и (142) для различных сечений полотна диска и втулки, находим действительные величины ог и о6.
Расчет диска цельнокованого ротора способом двух расчетов. Цельнокованые роторы применяются в турбинах, работающих на паре с высокой температурой. Для облегчения и контроля качества материала цельнокованые роторы имеют центральное отверстие диаметром 50—100 мм.
Расчет ротора производится по сечениям условных разрезов плоскостями, перпендикулярными к оси, таким образом, чтобы каждый расчетный участок содержал посредине диск (фиг. 125, а). В результате таких сечений получим диски постоянной толщины со ступицей, расчет которых производится подобно расчету,
Фиг. 125. Кривые напряжений в диске постоянной толщины цельнокованого ротора и в диске произвольного профиля: о — диск цельнокованого ротора; б — диск произвольного профиля.Фиг. 125. Кривые напряжений в диске постоянной толщины цельнокованого ротора и в диске произвольного профиля: о — диск цельнокованого ротора; б — диск произвольного профиля.
Фиг. 125. Кривые напряжений в диске постоянной толщины цельнокованого ротора и в диске произвольного профиля: о — диск цельнокованого ротора; б — диск произвольного профиля.
Фиг. 125. Кривые напряжений в диске постоянной толщины цельнокованого ротора и в диске произвольного профиля: о — диск цельнокованого ротора; б — диск произвольного профиля.
разобранному ранее. Однако в данном случае радиальное напряжение оу и = 0 на поверхности радиуса г0, в то время как в ранее рассмотренном расчете принимался ротор с насадными дисками, где оу0= (4,9^14,7) Мн/м2 — [(50—150 кг!см^\ выбиралось из
условий посадки диска на вал. Сделанное предположение (условного сечения ротора на отдельные диски) вносит погрешность в расчет, но более точные методы расчета цельнокован- ного ротора отличаются большой сложностью.
Расчет диска произволь-ного профиля способомдвух расчетов
Стремление получить диски с равномерным распределением напряжений по полотну диска и, следовательно, к лучшему использованию материала диска особенно проявляется в тяжелонагруженных дисках средних и последних ступеней турбин. Это приводит к конструкции конических дисков с одним
и двумя конусами или к криволинейным профилям равного сопротивления, или профилям, приближа
ющимся к гиперболическому. Такие профили имеют постепенное значительное утонение при переходе от втулки к ободу.
Любой из дисков произвольного профиля можно приближенно рассчитать двумя методами, если заменить действительный профиль полотна диска ступенчатым профилем, состоящим из ряда колец постоянной толщины (фиг. 125, б).
Точность расчета возрастает с увеличением количества колец,
так как при этом ступенчатый профиль приближается к действительному профилю полотна диска. В этом случае расчет ведется в той же последовательности (от обода к втулке или от втулки к ободу) и по тем же формулам, что и для диска постоянной тол-
Щины со втулкой. График напряжений при таком расчете получается аг и о^ в виде ломаных кривых (фиг. 125, б). Если по ходу расчета можно определить напряжения на половине высоты колец, где ширина кольца равна или почти равна толщине истинного профиля, то в этих местах напряжения ступенчатого профиля будут близки к напряжениям истинного профиля. Соединяя точки близких напряжений середин колец плавной кривой, получим график напряжений а, и at, близкий к истинным, которые показаны пунктиром на фиг. 125, б.
Фиг. 126. Кривые напряжения в диске конического профиля.Фиг. 126. Кривые напряжения в диске конического профиля.Фиг. 127. Кривые для расчета конических дисков.Фиг. 127. Кривые для расчета конических дисков.
Фиг. 126. Кривые напряжения в диске конического профиля.
Фиг. 126. Кривые напряжения в диске конического профиля.
Фиг. 127. Кривые для расчета конических дисков.
Фиг. 127. Кривые для расчета конических дисков.
Расчет диска конического профиля
Напряжения в любом сечении конической части диска (фиг. 126) определяются по уравнениям
^ = Трс + АР1 + Вр2; 1
о, = Tqc + Aqx + Bq2, j* '
где А и В — постоянные интегрирования, одинаковые в различных сечениях конической части диска и определяемые из граничных условий;
Рс, Ри Ра— коэффициенты, зависящие от отношения -^- и
Qo 9i> 9г определяемые по кривым фиг. 127;
х — текущий радиус рассчитываемых сечений;
Т = р^2ш2 /Ин/л2 (кГ/см2') — напряжение в тонком кольце радиуса полного конуса R.
Радиус полного конуса 7? определяется размерами диска фиг 126:
R — rt _ 6Х
R — r2 62 ’
откуда
п r2^i — глЬг
Ь.-Ь» *
Переход от тела диска к втулке производится по формулам сопряжения, при этом втулка рассматривается как диск постоянной толщины. Напряжения в коническом диске наиболее просто (различных сечениях тела и втулки) определяются методом двух расчетов:
расчет от обода к втулке;
расчет от втулки к ободу.
Разберем метод двух расчетов от обода к втулке
Пример. Дано:
п = 3000 об/мин-, г2 = 34 см; о2 = 34,3 Мн/м2 (о2 = = 350 кГ/см2у Ьо = 7,5 см; о0 = —4,9 Мн/м2 (о0 =—50 к.Г/см2У, Ьх = 4,5 см; г 0 = 10,5 см; Ь2 = 1,8 см; гх = гь = 16 см.
Определяем радиус полного конуса
п г2^> Пбг 34-4,5 — № • 1,8 . R
61 — 624,5— 1,8
Напряжение в тонком кольце радиуса R
Т7,8-IO-3 .с„/л-3000 X2'
TgRV3o) =^81—46= 1665 кПсм"
Т = oR1 ( —У =\ 30 /Т = oR1 ( —У =\ 30 /76,5.10-398176,5.10-39810,462 (Д^ООу = 1б3 3 Мн1мг,0,462 (Д^ООу = 1б3 3 Мн1мг,
Т = oR1 ( —У =
\ 30 /
Т = oR1 ( —У =
\ 30 /
76,5.10-3
981
76,5.10-3
981
0,462 (Д^ООу = 1б3 3 Мн1мг,
0,462 (Д^ООу = 1б3 3 Мн1мг,
Для тела диска составляются отношения -5-, в зависимости от которых по кривым фиг. 127 находятся коэффициенты рс, рх. Ри Яс Яъ Яг и вносятся в табл. 39, 40. Для втулки составляются отношения -^, в зависимости от которых по формулам (129)— (134) определяются коэффициенты рх — р3 и вносятся в табл. 39, 40.
Первый расчет при п' = 3000 об/мин. Задаемся произвольно величиной О/2 = 98,07 Мн/м2 (1000 кГ/см2) на радиусе г2. Радиальное напряжение аг2 =34,3 Мн/м1 (350 кГ/см2) находим по формуле (96).
и
о
Н
”Ф со
о'
оз
о о
S
to
4 Ie
5 co, co
le
5
о ad CD
'o'
8
- 8
11
5
C
CM cd'
CT) CD 04
00
00
CO, CO
о со
to CD
О
со 04 о*
00 со со'
CD to
O)
s
00
CD 04
CD
cd' 04
ю 04
to to.
CD
о'
S of
"Ф to co,
Cb co' 04
to
CD
co'
co"
о 04
to to
04 to CD
00 to
04 of
00
to
of
о cd' 04
00 co'
co-
8
CD
со
to co
ст> со
of
cd co, T
oo' 04
co, of
00
8
CD*
1
3 са ч
и |oj
ex
ex
U CX ^1
4
и
to
к
CQ
cd
о
—и
о
cd' O1
о
cd' 04
tn cd
to
00,
о"
о 04,
to
00 of T
co'
co"
CT) of 7
to о'
CD CD
О
to
С0
to-
CD,
00 co
00 oo' co
00 cd"
‘ 5
СО ч
Ф
с£
ox
OX
CCL
ecu
5 CO "tou
Радиальные напряжения в коническом диске
20 (Смоленский
90S
Втулка диска
Тело диска
Второй расчет: п" = 0; aj2 = 49 Мн/м2; а"2 = 0
Pl°tb
—92,2
—28,4.
0
Тре
0
0
0
0
0
р2<,.
—63,7
—46,5
—38,6
А"Р1
3,1
3,5 '
4,2
5,3
6,9
Рз^«Ь
0
0
0
В"рг
—67,7
—39,2
—20,8
—11,6
—6,9
а" в Мн/м2
—155,9
—74,9
—38,6
а" в Мн/м2 _
—64,6
—35,7
—16,6
—6,3
0
Действительные значения радиальных напряжений
—177,3
—72,8
—27,6
°’г
—46,1
—9,6
13,6
25,8
34,3
Vr
172,4
83,2
42,9 .
^"г
71,6
39,7
18,4
7,0
0
ат в Мн/м2
—4,9
10,4
. J5,3
аг в Мн/м2
25,5
30,1
32
32,8
34,3
Продолжение табл. 39
■МммшмМаашаааЙ
Втулка диска
Тело/ диска
X В СМ
10,5
13,5
16
X В CM f
16
20
25
30
34
X
0,66
0,845
1
X "R
0,35 ■
0,435
0,545
0,65
0,74
р;
1,65
1,2
1
Яс
0,1756
0,1718
0,1634
0,1516
■ 0,1385
₽;
—0,65
—0.2
0
Як
• 1,809
1,953
2,202
2,555
3,038
. р;
0,020
0,032
0
Яг
8,53
6,09
4.36
3,422
2,886
Первый расчет: п = 3000 об/мин; ct 2 = 98,07 Мн/м2; аг2 =34,3 Мн/м2
Р^б
353
256,9
213,8
Tqc
28,6
28
26,7
24,7
22,6
РХй
17,9
5,5
0
А'Ях
11,1
12
13,4
15,6
18,6
Рз^нб
0^4
0,6
0
В'Яг
168,7
119,6
86,3
67,7
57,1
at в Мн/м2
371,3
263
213,8
at в Мн/м2
208,4
159,6
126,4
108
98,3
Таблица 40
totoТангенциальные напряжения в коническом дискеТангенциальные напряжения в коническом диске
to
to
Тангенциальные напряжения в коническом диске
Тангенциальные напряжения в коническом диске
Продолжение табл. 40
о S ВС
о ч
Н
о
II
Ch
И
о
‘с;
3*
<9 О.
о о
CQ
о
СО
О)
с
S
С9
К
си
2 со
3
5'
to
9
о
Ch СО
СО ю
at • со” ю
о
со of со
9
о
”ф со*
cq
со
со о
5"
to 00
сь
о
at of
S
ch
со
in
О) to* о
со* ю
о
00 of
СО
О) ’ф* со
00* О)
00
со
8
ь.
£
к
ta
* ёГ
4ь* -у
Л
CQ
О
го к
к вс
св к
03
”ф
о
о
9
00 со*
со to
ch со* to
1
со of со
00
о
8
ch * то со
to со cq
ю О)
о
8 О)
со
00 со* 00 cq
со ’ф 00
'а£
02.
ей
'o'
ей
О
Постоянные интегрирования А' и В' находятся из уравнений (143), записанных для места перехода тела в обод на радиусе г2:
Ог2= Трс + Арг + Вр2
или 350 = 1665-0,0992 + А'4,4 + В' (—0,445);
0,2 = Tqc + Aqv + В q2
или 1000 = 1665-0,1385 + А'-3,038 + В'-2,886, откуда А' = 625; В’ = 202.
<^2 = ТрсА- АруА-Вру
т. е. 34,3 = 163,3-0,0992 + А'-4,4 + В' (—0,445);
0^2= T’qc-V Aqx-VBq2,
т. е. 98,07 = 163,3-0,1385 +А'-3,038 +В'-2,886, откуда А'=61,3; В' = 19,8.
Зная Т', А' и В', находим Трс, A'pv В'р2, Tqc, A'qY, B’q2 и, складывая их согласно уравнениям (143), находим напряжения ог и ot в теле диска для первого расчета. Вычисления приведены в табл. 39, 40.
Напряжения огь и oi6 на внешней поверхности втулки радиуса rv = гь определяются по формулам сопряжения (117) и (120):
Orb = Qr\ =(—470) = — 282 кГ/см*-,
Otb — Oti — gor I + por6 —
= 2125 + 0,3-470 — 0,3-282 = 2180 кПсм\
ofb=4rOri = ^(—46,1) = — 27,6 Мн/м»;
Otb = 0/1 — на, 1 + Ц0гб = 208,4 ++ 0,3-46,1 —0,3-27,6= 213,8 Мн!мг.
Напряжения в тонком кольце радиуса rb = гх определим из выражения
Oub = JLr2to2 =162-314а = 202 кПсм1-,
gУо 1
оы6 = е^со2 = 22^2о,162-3142 = 19,8 Л4я/л<2.
Имея значения arb, Otbf oub на радиусе гь, производим расчет напряжений в сечениях х = 10,5; 13,5; 16 см по уравнениям (135) и (136).
Второй расчет: проводится прн п" = 0; о,2 = 0; ои = 0 и произвольно выбранном значении о\ = 49 Мн/мг (500 ка/см2).
При данных условиях уравнения (143) для определения постоянных интегрирования А" и В" принимают вид:
о” 2 = А рх 4- В р2 или 0 = Д"4,4 4- В" (—0,445);
0/2 = ДЧ + В"^2 или 500 = А".3,038 4- В" • 2,886, откуда А" = 15,9; В" = 157;
ffr2 = А" рх + В рг или 0 = Д"-4,4 4- В" (—0,445);
о,"2 = Aqt 4 Bq2 или 49 = Д"-3,038 4- В* • 2,886, откуда Д" = 1,56; В" = 15,4.
Так же, как и в первом расчете, в табл. (39) и (40) производятся вычисления величин А"рх, В:'р2, A"qx, B"q2, при известных Д", В" и рх, р2, qx, <?2 для всех отношений -^-и путем их сложения находятся ог и а/. Напряжения агЬ и а(Ь на внешней поверхности вт^^ радиуса гь находятся по формулам сопряжения (117)
Orb = Or i =(—658Х = — 394 кГ/см2-,
Otb =■ otl— Цо'г 1 + pffri, =
= 1369 4-0,3-658—0,3-394 = 1448 кГ/см2-
^b^^On^^A—^^^—^MHlM2-,*
Otb = Ot\ —• ЦО,-1 4* Р<Ъ-& =
= 134,2 4-0,3-64,6— 0,3-38,6= 142 Mh/m2.
При полученных o"b и o"lb и известных px, 02, pl, p2 производим в табл. (39) и (40) вычисления рхО/6, р3ОгЬ, р^ст/ь, р'2ог"6 для различных сечений втулки.
Чтобы подсчитать действительные напряжения, определяем коэффициент й0 по уравнению (141), написанному для радиуса г0:
_ ог0-аг0 _.50+1810
°-~-1590 1’107’
По уравнениям (141) и (142) производятся вычисления действительных напряжений ог и о( по профилю диска в табл. (39) и (40).
Температурное поле в диске. Температура диска по радиусу и толщине различна вследствие неодинаковых условий подвода и отвода тепла. Основными факторами, влияющими на распределение и величины температур по радиусу диска, являются: разность температуры пара, омывающего диск, и температуры центральной части диска, которая зависит от местоположения диска в турбине, т. е. от количества отводящего по валу тепла к ступеням, имеющим более низкую температуру, и к подшипникам, охлаждаемым маслом; различная толщина обода, тела и ступицы
Фиг. 128. Температурные напряжения в диске постоян-
нон толщины.
диска; различные величины поверхностей этих частей диска, омываемые паром; и, наконец, величина коэффициента теплопроводности материала диска.
Под влиянием неравномерного распределения температур по радиусу диска внутри него возникают напряжения, так как тепловые расширения элементов диска на различных радиусах неодинаковы. Вблизи наружной части диск стремится расшириться больше, чем это позволяют внутренние более холодные участки. Вследствие этого на больших радиусах диска возникают сжимающие (отрицательные) тангенциальные напряжения, а в центральной части появляются растягивающие напряжения.
Последние напряжения опасны тем, что имеют одинаковый знак с динамическими напряжениями и наибольшую величину в опасном сечении по внутренней расточке ступицы диска. Неравномерность температуры также вызывает появление радиальных напряжений, которые равны нулю лишь на внешнем и внутреннем радиусах диска, насаженного на вал.
Закон изменения температур по радиусу, как рассмотрено выше, зависит от многих факторов и должен быть установлен для данной конструкции специальными расчетами или экспериментом. Приближенно изменение температуры по радиусу может быть определено по уравнению t = tY 47(^2— G) УтУ’ т№
t ги tY — соответственно температуры диска у периферии и в центре; х •— произвольный радиус.
На фиг. 128 показано изменение температуры по радиусу диска постоянного профиля и характер изменения тангенциальных и радиальных температурных напряжений.
Натяг диска при посадке на вал и освобождающее от него число оборотов
Диски паровых турбин насаживаются на вал ротора в горячем состоянии. Принцип посадки диска в горячем состоянии с натягом состоит в том, что диск изготовляется с внутренним диаметром, меньшим, чем диаметр участка вала, на который насаживается диск, на величину 2Д = dg — da (фиг. 129, а). За счет нагрева
Фиг. 129. Натяг диска при посадке на вал: а — диск и участок вала при сборке: б — положение диска и вала прн ОС п < л6; в — положение диска и вала при п > л0-
диска диаметр его расточки увеличивается, после чего он насажи- вается на вал. При охлаждении диска внутренняя расточка его втулки деформируется на величину 2£д (фиг. 129, б), вследствие чего появляются внутренние радиальные агн и тангенциальные напряжения stH, обеспечивающие плотное соединение диска с валом — натяг. Наибольшие значения этих напряжений будут на внутренней поверхности втулки, а по мере удаления в радиальном направлении они быстро убывают. Под действием напряжений, появляющихся вследствие натяга, диаметр вала уменьшается на" величину 2£в.
При этом можно записать
^д ^д ^в ^в» откуда натяг будет
2Д ^(r.-r,) = 2(|, + U-
С увеличением числа оборотов диаметр внутренней расточки втулки диска под действием центробежных сил массы диска с лопатками увеличивается, а радиальное напряжение на внутренней поверхности втулки снижается от величины огн при п = О до ог0 при п = 3000 об[мин. Для обеспечения плотной посадки диска на вал при рабочем числе оборотов радиальное напряжение выбирается в пределах стг0=—(4,9 -ь 14,7) Л4н/м2—[(50—150 кг/см2)] и выше; оно зависит от величины натяга. Величина натяга, в свою очередь, зависит от тангенциальных и радиальных напряжений на внутренней поверхности расточки диска и диаметра вала.
При увеличении числа оборотов выше рабочего возрастают центробежные силы пропорционально квадрату угловой скорости, стремящиеся растянуть диск.
Радиальные напряжения на внутренней расточке диска при каком-то числе оборотов понижаются до нуля. Минимальное число оборотов, при котором давление между диском и валом равно нулю, и называется освобождающим числом оборотов.
Следует отметить, что с увеличением числа оборотов под действием центробежных сил собственной массы вала и уменьшения давления со стороны диска на вал первоначальная отрицательная деформация вала св уменьшается до нуля. Затем под действием центробежной силы участка вала деформация увеличивается и становится положительной, т. е. диаметр вала увеличивается на величину de + 2^' (фиг. 129, в). Однако с увеличением скорости вращения ротора деформация диска с5 возрастает больше, нежели деформация вала £в, вследствие чего при каком-то числе оборотов радиальное напряжение обращается в нуль и натяг исчезает.
При еще большем увеличении скорости вращения ротора между диском и валом образуется зазор, что вызывает смещение центра тяжести дисков относительно оси и, как следствие, создает ■ вибрацию ротора.
При сбросе нагрузки число оборотов ротора турбогенератора быстро возрастает. Система регулирования должна обеспечить прекращение доступа пара в турбину с таким расчетом, чтобы увеличение числа оборотов ее не превысило 105—108% нормального. На тот случай, если система регулирования по какой-либо причине не обеспечит прикрытия парораспределительных органов, то для предотвращения повышения числа оборотов до опасной величины, устанавливаются автоматы безопасности. При увеличении числа оборотов на 10—12%, больше рабочего, автоматы безопасности срабатывают. Следует иметь в виду, что после срабатывания автоматов безопасности при сбросе нагрузки возможно некоторое увеличение числа оборотов за счет расширения пара, находящегося в турбине, от клапанов до конденсатора.
Исходя из этих положений, величина натяга должна быть выбрана таким образом, чтобы снимающие натяг число оборотов -ца 15—30% превышало рабочее.
Величину натяга упрощенно с некоторым приближением можно получить, пользуясь выражениями (83) и (86), откуда
2Д 2^ =(а, 0-Иаг0),
где af0 и orQ — тангенциальное и радиальное напряжения на расточке втулки.
При некотором числе оборотов диск отделится от вала; при этом о, 0 = 0, и формула примет вид
2Д = -~ о/0.
Для обеспечения плотной посадки полученную величину натяга следует увеличивать примерно на 10%. Расчет посадки диска следует производить исходя из максимального числа оборотов ротора.Для практического пользования можно принимать величиныДля обеспечения плотной посадки полученную величину натяга следует увеличивать примерно на 10%. Расчет посадки диска следует производить исходя из максимального числа оборотов ротора.Для практического пользования можно принимать величинынатягов в турбинах с 3000 об/мин1.Для легко напряженных дисковДля напряженных дисковДля тяжело напряженных дисков В ответственных случаях тяжелонатягов в турбинах с 3000 об/мин1.Для легко напряженных дисковДля напряженных дисковДля тяжело напряженных дисков В ответственных случаях тяжело2Д = (0,0008^-0,0010)2Д = (0,0010^0,0013)2Д = (0,0008^-0,0010)2Д = (0,0010^0,0013)de- de.de- de.2Д = (0,0014:0,0016) d„. ■2Д = (0,0014:0,0016) d„. ■нагруженных дисковнагруженных дисковпо-по-11следних ступеней турбин следует производить более подробный расчет величины натяга, освобождающего числа оборотов и напряжений, появляющихся в диске и вале вследствие посадки. Такой расчет, например, обстоятельно изложен в источнике [7].следних ступеней турбин следует производить более подробный расчет величины натяга, освобождающего числа оборотов и напряжений, появляющихся в диске и вале вследствие посадки. Такой расчет, например, обстоятельно изложен в источнике [7].
Для обеспечения плотной посадки полученную величину натяга следует увеличивать примерно на 10%. Расчет посадки диска следует производить исходя из максимального числа оборотов ротора.
Для практического пользования можно принимать величины
Для обеспечения плотной посадки полученную величину натяга следует увеличивать примерно на 10%. Расчет посадки диска следует производить исходя из максимального числа оборотов ротора.
Для практического пользования можно принимать величины
натягов в турбинах с 3000 об/мин1.
Для легко напряженных дисков
Для напряженных дисков
Для тяжело напряженных дисков В ответственных случаях тяжело
натягов в турбинах с 3000 об/мин1.
Для легко напряженных дисков
Для напряженных дисков
Для тяжело напряженных дисков В ответственных случаях тяжело
2Д = (0,0008^-0,0010)
2Д = (0,0010^0,0013)
2Д = (0,0008^-0,0010)
2Д = (0,0010^0,0013)
de- de.
de- de.
2Д = (0,0014:0,0016) d„. ■
2Д = (0,0014:0,0016) d„. ■
нагруженных дисков
нагруженных дисков
по-
по-
1
1
следних ступеней турбин следует производить более подробный расчет величины натяга, освобождающего числа оборотов и напряжений, появляющихся в диске и вале вследствие посадки. Такой расчет, например, обстоятельно изложен в источнике [7].
следних ступеней турбин следует производить более подробный расчет величины натяга, освобождающего числа оборотов и напряжений, появляющихся в диске и вале вследствие посадки. Такой расчет, например, обстоятельно изложен в источнике [7].
§ 35. РОТОРЫ С НАСАДНЫМИ ДИСКАМИ
На фиг. 130, 131 представлены роторы с насадными дисками. Диски, показанные на фиг. 132, можно разделить на отдельные части: обод, полотно и ступицу. Размеры и конструкция обода определяются размерами и конфигурациями хвоста лопаток. При небольшой ширине лопаток в первых ступенях обод не отличается или почти не отличается по ширине от полотна диска.
В средних и последних ступенях турбин для снижения величин напряжений полотно диска по мере приближения к ступице утолщается. Упрощая обработку полотна диска, применяют диски с полотном постоянной толщины, с профилем полотна, выполненного в виде одного или двух конусов. Размеры ступиц выбирают исходя из возникающих в них напряжений при вращении ротора.
Определяющими с точки зрения прочности являются, как рассмотрено ранее, обычно максимальные тангенциальные напряжения на внутренней расточке диска. Для снижения напряжений в ступицах (при неизменном полотне диска) увеличивают их ширину в осевом направлении и наружный диаметр, а также уменьши
Б-ББ-Бе)е)Фиг. 132. Конструкция рабочих колес:Фиг. 132. Конструкция рабочих колес:
Б-Б
Б-Б
е)
е)
Фиг. 132. Конструкция рабочих колес:
Фиг. 132. Конструкция рабочих колес:
тают внутренний диаметр расточки. Наиболее эффективным средством снижения напряжений в ступице является увеличение ее осевого размера. При этом следует иметь в виду, что чрезмерное увеличение ширины ступицы в осевом направлении приводит
д, б — колеса регулирующей ступени Кертиса; в, г — колеса первыхступеней давления; д, е — колеса последних ступеней давления.
к тому, что напряжения по ширине распределяются крайне неравномерно и удаленные от серединной плоскости диска участки ступицы фактически могут не работать.
Увеличение наружного диаметра ступицы дает сравнительно небольшой эффект по снижению напряжений на внутренней расточке, а при достижении определенного диаметра может их даже 317
повысить. Уменьшение диаметра внутренней расточки диска значительно снижает тангенциальные напряжения, но это также возможно только до определенных пределов, так как связано с уменьшением диаметра вала, что приводит к повышению его статического, динамического прогибов и уменьшению критического числа оборотов.
Переход от поверхности ступицы к полотну диска и от одной поверхности полотна к другой осуществляется возможно большим радиусом для избежания концентрации напряжений.
Осевые размеры проточной части турбины определяются: получением плавности — плавного увеличения размеров (высот рабочих и направляющих лопаток по мере расширения пара); толщиной диафрагм, которая выбирается исходя из действующих в них напряжений; осевыми размерами ступиц дисков. В первых ступенях преобладающим фактором является напряжение в диафрагмах, в средних — напряжения в диафрагмах и в ступицах дисков, а в последних — напряжения в ступицах дисков -и плавность проточной части турбины.
В дисках первых и средних ступеней для выравнивания давления по обе стороны диска, т. е. снижения осевого давления, действующего на ротор, делаются разгрузочные отверстия (обычно 5 или 7 шт.), расположенные приблизительно на его среднем диаметре. Разгрузочные отверстия концентрируют напряжения, поэтому края этих отверстий скругляются возможно большим радиусом (5—15 мм), а поверхности отверстий и галтелей полируются.
В последних ступенях конденсационных турбин с наиболее напряженными дисками разгрузочных отверстий не делается,- так как они работают в области малых давлений пара, поэтому незначительны и величины перепадов давления по обе стороны дисков, а значит незначительно разгружающее влияние отверстий.
Чтобы исключить концентрацию напряжений и уменьшить потери энергии пара на трение о поверхность диска, их полностью обрабатывают с чистотой поверхности V6—V7.
Обработке с большей точностью (жесткими допусками) подвергаются посадочные поверхности для лопаток на ободе диска и внутреннее отверстие для посадки дисков на вал. Для создания возможности облопачивания на диске делаются одно или два расположенных диаметрально противоположно замковых гнезда, в которые после набора лопаток вставляются замковые лопатки или замковые промежуточные тела.
Все диски до и после облопачивания проходят статическую балансировку на призмах, которая заключается в приведении центра тяжести массы диска к его оси вращения.
На наружной цилиндрической поверхности ступиц дисков выполняются кольцевые выступы и впадины для лабиринтовых уплотнений.
В дисках последних ступеней с большой осевой шириной ступицы для упрощения обработки внутренней посадочной поверхности в средней части делается технологическая выточка диаметром, большим посадочной поверхности на 2—5 мм, а также канавки для контроля материала на флокены и трещины (фиг. 131, 132, е).
Рабочие колеса насаживаются на вал с натягом 2k = de — da для обеспечения надежного крепления на валу.
При посадке на вал диски разогреваются в заводских условиях в электропечи или для этой цели применяется специальный электрический трансформатор с разъемным сердечником, на который надевается диск. Диск на замкнутом сердечнике является единственным витком вторичной обмотки трансформатора, который равномерно и быстро нагревается вторичным током и наведенными вихревыми токами.
При снятии дисков с вала для нагрева применяют одновременно две-четыре газовые горелки №5 — № 7. Нагрев производится с двух сторон от обода постепенным переходом к ступице диска до тех пор, пока от усилия нажимных болтов или домкратов диск не стронется с места. При снятии диска необходимо следить, чтобы он нагревался интенсивно, но равномерно, и чтобы при этом возможно меньше нагревался вал. Стяжные болты приспособления для снятия диска должны быть равномерно натянуты для избежания перекоса диска. В условиях эксплуатации нагрев дисков при посадке их на вал ротора производится автогенными горелками так же, как при снятии их с вала.
Нагрев дисков до температуры 100° С может производиться в кипящей воде, а затем дополнительно до необходимой температуры прогрев ведут автогенными горелками или паяльными лампами. При посадке диск должен быть прогрет до такой темпера- ■туры, когда диаметр внутренней расточки диска больше диаметра вала в месте посадки на 0,3—0,4 мм.
Температура нагрева диска может быть определена по уравнению
, 2Д + 2tz । . or-.
где /0 — температура помещения цеха;
d0 — диаметр внутренней расточки ступицы в мм;
Р = (Юн-12) • 10~6— коэффициент линейного расширения перлитных сталей в интервале температур от 0 до 200° С;
а = 0,15н-0,2—фадиальный зазор в мм, необходимый для свободного прохода внутренней расточки дисков на посадочный участок вала.
Пример: При d0 = 350 мм; 2к — 0,35 мм; t0 = 20° С; а = = 0,15 мм температура нагрева диска для посадки на вал
/ — 5,35 + 2-0,15 . „„0 подо с350-10-10-6 г
Крутящий момент от дисков к валу передается через осевую одну или две призматические шпонки, расположенные диаметрально противоположно. Эти шпонки рассчитываются на срез и смятие без учета, что натяг при посадке дисков на вал в какой- либо мере их разгружает.
В паз на валу (фиг. 132) шпонки устанавливаются с натягом 0,01—0,03 мм по боковым поверхностям. Между пазом в диске и шпонкой в тангенциальном направлении имеются зазоры 0,02— 0,04 мм, а в радиальном 0,2—0,4 мм. Особое внимание следует обращать на соблюдение зазоров и закруглений R > 5 мм в углах шпоночных пазов в диске.
В практике турбостроения имели место случаи образования трещин в ступицах дисков, которые распространяются от" угла шпоночного паза в радиальном направлении, пересекая ступицу диска с одной или обеих сторон, и распространяются в полотно диска.
Подобные трещины вызывались острой подрезкой углов шпоночного паза в диске, недостаточной чистотой его обработки, несоосностью шпоночного паза в диске и шпоночной канавки в роторе, наличием натяга между шпонкой и диском в радиальном направлении, перекосом диска при посадке на вал, неблагоприятными условиями остывания диска после его посадки и т. д.
В особонапряженных дисках последних ступеней мощйых конденсационных турбин отечественными заводами для передачи крутящего момента дисков к валу через специальную втулку применяются одна или две радиальные шпонки, диаметрально противоположно расположенные на торце ступицы диска (фиг. 131, 132, е).
Посадку рабочих колес производят при вертикальном или горизонтальном положениях вала. При вертикальном положении вала значительно проще обеспечивается выполнение технических условий, предъявляемых к этой операции, и выше производительность труда. При обоих способах посадки должна обеспечиваться свободная посадка нагретой детали на посадочную поверхность. Она достигается нагревом детали (диска, втулки и т. д.) до соответствующей температуры.
Правильное осевое положение рабочих колес обеспечивается посадкой' их вплотную до упора. При горизонтальном положении вала нагретое рабочее колесо насаживается прессом, а при вертикальном — собственным весом прижимается к упору. Между упором и торцом ступицы диска после его остывания допускается зазор до 0,1 мм.
Нагреванием Диска увеличиваются диаметр расточки и ширина ступицы. При схватывании диска с валом ступица имеет еще увеличенную длину, и сокращение ее может идти в сторону упора или от него в зависимости от того, где диск сильнее обжимает вал.
Таким образом, задача состоит в том, чтобы обеспечить в первую очередь защемление вала со стороны упора. Для этого ступица диска со стороны упора после посадки его на вал обдувается сжатым воздухом или охлаждается подачей струи воды. Это обеспечивает быстрое охлаждение ступицы со стороны упора, и диск обжимает вал, т. е. фиксируется вплотную к упору, а сокращение ступицы при охлаждении происходит в сторону упора. Охлаждение ступиц дисков возле упора важно при большой ширине ее (2 \
/ > -g-deajia\. При малой ширине ступицы диска посадка рабочих колес на вал может быть осуществлена без охлаждения ступицы. Перед насадкой деталей на вал посадочное место вала тщательно протирается, осматривается и смазывается ртутной мазью для предохранения посадочных поверхностей от заедания при посадке, и от коррозии и прикипания при эксплуатации турбины.
После насадки рабочих колес на вал проверяется радиальное их биение по наружной поверхности ступицы и аксиальное биение по ободу дисков. Радиальное биение допускается до 0,1 мм. Аксиальное биение 6 в зависимости от наружного диаметра D обода допускается:
6 < 0,15-нО,2 мм;•6 < 0,2 -т- 0,3 мм;6 < 0,5 мм.6 < 0,15-нО,2 мм;•6 < 0,2 -т- 0,3 мм;6 < 0,5 мм.при D < 1200 мм
6 < 0,15-нО,2 мм;
•6 < 0,2 -т- 0,3 мм;
6 < 0,5 мм.
6 < 0,15-нО,2 мм;
•6 < 0,2 -т- 0,3 мм;
6 < 0,5 мм.
при D = 1200 1600 мм
при D > 1600 мм
При посадке дисков и других деталей на вал необходимо обес- ■ печить осевые зазоры для теплового расширения насаженных деталей во время работы турбины.
На фиг. 133 приведены способы крепления элементов ротора (дисков, втулок и т. д.) на валу в осевом направлении.
Осевой зазор для обеспечения теплового расширения насадных деталей выбирается в пределах 0,1—0,3 мм в зависимости от температуры пара и осевых размеров насадных деталей.
Валы турбин малой мощности для простоты обработки имеют постоянный диаметр, и диски фиксируются кольцами (фиг. 133, е, 130) вложенными в разогретом состоянии в кольцевые пазы вала.
В крупных мощных турбинах валы по форме приближаются к телу равного сопротивления, выполняются ступенчатыми с наибольшим диаметром посредине или с наибольшим диаметром под последним диском. Для одного диска колес или двух имеется отдельная посадочная поверхность. В первом случае насадка рабочих колес производится поочередно с двух сторон, во втором —
сводной стороны. .
21 Смоленский
Конструкции посадки Дисков на вал. Одним из основных фак- торов, определяющих спокойную и надежную работу ротора турбины, является обеспечение надежной посадки дисков на вал. Этим объясняется появление достаточно большого разнообразия способов (конструкций) посадок дисков на вал.
Требования к посадке сводятся к надежному креплению дисков на валу при рабочем числе оборотов и оборотах на 10—12% выше
Фиг. 133. Способы крепления элементов ротора на валу в осевом направлении:
а, б, в — полукольцами, вкладываемыми в пазы; г, е — кольцами, вложенными в разогретом состоянии в пазы; д — гайкой; ж — винтом.
рабочего, при которых происходит выбивание автомата безопасности, а также при переменных тепловых режимах деталей ротора (вала и дисков). Надежность крепления дисков на валу должна сохраняться в течение всего времени эксплуатации, или, если натяг уменьшается с течением времени вследствие релаксации металла, то в допустимых пределах. Это зависит в основном от свойств применяемого для дисков металла, напряжений и температурных условий его работы.
Конструкция посадки выбирается в зависимости от действующих по посадочной поверхности ступицы диска напряжений и температуры пара. При этом учитываются применяемый для дисков материал, технологичность конструкции, простота сборки и ремонта.
В настоящее время в отечественных паровых турбинах при температурах примерно до 350—400° С применяется посадка дисков 322
непосредственно на бай С натягов осёйь!мй и радиальными Шйбй- ками.
При умеренных напряжениях на поверхности внутренней расточки дисков применяют посадку дисков непосредственно на вал с передачей крутящего момента с помощью одной или двух осевых призматических шпонок (фиг. 132, а — д).
При пуске и нагружении турбины прогреваются детали ротора. Скорость прогрева деталей зависит от их массы, размеров, величины поверхности, омываемой паром, температуры пара и коэффициентов теплопроводности металла и теплоотдачи от пара к металлу.
Диски — более тонкие по сравнению с валом детали омываются со всех сторон паром, в то время как передача тепла к валу в большинстве конструкций происходит через довольно толстые ступицы дисков. Поэтому чем больше скорость прогрева и выше температура пара в данном месте турбины, тем большая разность темпе- ' ратур возникает между дисками и валом. В результате чего плотность посадки дисков на валу нарушается и диски смещаются в одну сторону (в сторону дибаланса), что вызывает вибрацию ротора. •При этом тепловой поток от ступиц дисков к валу становится неравномерным по окружности, что приводит к неравномерности ■ распределения температур и, следовательно, к тепловому прогибу вала, увеличивающему вибрацию ротора.
Выдержка и прогрев турбины на малой скорости вращения уменьшает разность температур между дисками и валом, натяг восстанавливается, устраняется прогиб вала, а вместе с ним и вибрация ротора.
Верхний температурный предел примерно 350—400° С применения посадки диска непосредственно на вал с натягом ограничивается сохранением величины натяга с течением времени (100— ■ 200 тыс. ч).
Под влиянием релаксации металла диска может произойти ослабление соединения (посадки) диска с валом. С увеличением температуры пара, начального напряжения, зависящего от величины натяга, скорость релаксации возрастает, она также зависит от химического состава стали, термической обработки, величины зёрна и микроструктуры.
В начальный период релаксации падение напряжений, созданных натягом, происходит быстро, а затем эта скорость падения напряжений снижается.
Освобождение дисков с вала — ликвидация натяга," приводит к вибрации турбины, которую можно устранить путем восстанов- •ления первоначальной величины натяга при ремонте.
При данной посадке восстановление натяга производится:
323323заменой диска новым диском той же конструкции, но изготовленным из более легированного металла, обладающего большей релаксационной стойкостью;
323
323
21*
посадкой диска на стальную фольгу!
посадкой диска на разрезную цилиндрическую втулку; 4) посадкой диска на кольца [42], [43].
По мере увеличения мощностей паровых турбин росла высота рабочих лопаток последних ступеней конденсационных турбин, что вызывало повышение напряжений на посадочной поверхности расточек дисков. При проектировании серии турбин на высокие параметры пара: р0 аСс = 88,3 бар ^р0 = 90 amd), t0 = 480-ь 500° С в турбинах мощностью 50 и 100 Мет на ЛМЗ впервые была применена посадка дисков с радиальными шпонками (фиг. 131, 132, е). Такая посадка дисков рабочих колес на вал ротора нашла широкое распространение в современных турбинах повышенных мощностей с высокими начальными параметрами пара ЛМЗ и ХТГЗ.
В такого рода соединениях осевые шпонки перенесены на торцовую поверхность ступицы диска для того, чтобы не ослаблять и без того напряженную поверхность внутренней расточки диска. Передача крутящего момента от диска к втулке происходит через одну или две радиальные шпонки, расположенные диаметрально противоположно.
Крутящий момент от втулки, расположенной с правой или левой стороны диска, передается на вал через две осевые шпонки. Требования к изготовлению радиальных шпонок, шпоночных пазов, величины натягов и зазоров такие же, как и для осевых шпонок, а именно: радиальные шпонки при посадке в диск имеют натяг 0,01—0,03 мм, а в кольцо входят с зазором 0,02—0,04 мм.
Автофретирование дисков. С 1955 г. на Калужском турбинном заводе при изготовлении турбин с начальными параметрами пара р0 = 34,3 бар {р0 = 35 ата), t0 = 435° С и Р»абс ~ 14,7 ^ар (Р° = 1$ ата\ /0 = 350° С, мощностью от 1500 кет до 12 000 кет, с числом оборотов п — 3000 в минуту применяются в основном только автофретированные дцски (фиг. 130, 132, а, в, д).
Сущность автофретирования состоит в том, что в диске рабочего колеса (до его окончательной обработки) искусственно на специальной установке путем вращения с числом оборотов порядка 8500 в минуту создается напряжение выше предела текучести в волокнах на расточке ступицы диска и в части ступицы вблизи расточки. В этих волокнах возникает остаточная деформация, которая после прекращения вращения препятствует возвращению вышележащих упругих слоев в исходное положение..
При автофретировании используется закономерность изменения по радиусу тангенциальных и радиальных напряжений' во вращающемся диске, создаваемых в нем действием центробежных сил массы лопаток и диска. Наибольшие тангенциальные напряжения будут на расточке ступицы, а при переходе .к наруж-
Фиг. 134. Эпюра остаточных напряжений в неподвижном диске после снятия нагрузки.Фиг. 134. Эпюра остаточных напряжений в неподвижном диске после снятия нагрузки.
Фиг. 134. Эпюра остаточных напряжений в неподвижном диске после снятия нагрузки.
Фиг. 134. Эпюра остаточных напряжений в неподвижном диске после снятия нагрузки.
ной поверхности ступицы они резко уменьшаются. В различных сечениях полотна диска тангенциальные и радиальные напряжения по сравнению с напряжениями на расточке имеют умеренные значения.
Если на специальной установке увеличивать число оборотов вращения диска, то при этом будут увеличиваться центробежные силы массы диска пропорционально квадрату угловой скорости; возрастают также и напряжения в диске. При каком-то числе оборотов свободно вращающегося диска напряжения на расточке диска достигнут значения предела текучести металла. В дальнейшем с повышением скорости вращения волокна внутренней расточки диска получают пластические деформации, в то время как остальная часть диска будет претерпевать упругие деформации.
Дальнейшее увеличение числа оборотов приводит к увеличению радиуса rs — границы пластической зоны (фиг. 134). После создания пластической зоны определенной величины диск останавливают, т. е. снимают нагрузку. Затем наружная зона диска, имевшая во время вращения упругую деформацию, стремясь к начальному состоянию, будет сжимать внутреннюю зону пластической деформации и тем самым.создавать в ней остаточные сжимающие напряжения. При этом наружное кольцо ступицы несколько растянется.
На фиг. 134 изображена эпюра остаточных напряжений в неподвижном после останова диске. Тангенциальные сжимающие напряжения достигают наибольших значений на расточке диска, а в наружной зоне выше
радиуса rs растягивающие напряжения будут небольшие.
Остаточные радиальные сжимающие напряжения во всем диске также незначительны, а на расточке диска они равны нулю.
Далее диск окончательно обрабатывается и насаживается на вал с натягом.
Во время вращения ротора турбины с рабочим числом оборотов возникающие при этом рабочие напряжения суммируются с остаточными, полученными при автофретировании дисков. В результате этого в зоне выше радиуса rs тангенциальные напряжения увеличиваются на величину остаточных напряжений (фиг. 135), а в зоне ниже радиуса rs они уменьшаются на величину остаточных напряжений.
Таким образом, зона максимальных напряжений перемешается в глубь диска, где отсутствует концентрация напряжений
от шпо,ночного паза: Получаемое при автофретировании дисков снижение, напряжений дает возможность для изготовления дисков применять менее легированную дешевую сталь и повысить -величину натяга дисков при посадке их на вал для обеспечения надежной работы турбины.
Кроме того, применение автофретирования позволило создать' конструкцию диска рабочего колеса, существенно отличающуюся от обычной. Наибольшее различие новой автофретированной конструкции дисков от старой, показанное на фиг. 136, состоит в толщинах ступицы рабочего колеса. В старой конструкции толщина t ступицы почти вдвое больше толщины ступицы
5)6)Фиг. 136. Диски турбин КТЗ:5)6)Фиг. 136. Диски турбин КТЗ:фретирования; с^а^ и о^^ — напряжения с уче- том автофретирования.фретирования; с^а^ и о^^ — напряжения с уче- том автофретирования.а — старая конструкция; б —
5)6)
Фиг. 136. Диски турбин КТЗ:
5)6)
Фиг. 136. Диски турбин КТЗ:
фретирования; с^а^ и о^^ — напряжения с уче- том автофретирования.
фретирования; с^а^ и о^^ — напряжения с уче- том автофретирования.
автофретцрованного диска. Таким образом, автофретирование дисков уменьшает осевые размеры проточной части турбины. , Выточка для диафрагменных уплотнений в старых конструкциях располагались на наружной цилиндрической поверхности ступицы. В новой конструкции уплотнение размещается Непосредственно на валу, поэтому их диаметр уплотнения меньше примерно на 50%. В связи с этим утечка пара через диафрагменные уплотнения уменьшилась в полтора раза.
Цри автофретировании большое значение имеет однородность структуры металла и его механических свойств по ширине ступицы - для избежания конической деформации расточки. Поэтому заготовка (поковка) имеет форму диска с припуском на механиче- , скую обработку и с припуском для взятия образцов для механиче-' ских. испытаний из внутренней расточки диска, Так как из эти^ 326
припусков невозможно вырезать образцы для холодного загйба, то такие испытания не производятся. •’ v
Утонение поковки дисков значительно улучшило прокаливае- мость и проковку заготовки, что позволило при тех же прочностных данных резко повысить пластические характеристики. Например, если ударная вязкость увеличилась в 2 раза, то и другие пластические характсрисики увеличились.
■ ' Уменьшение ширины ступицы дисков и изготовление их из более дешевых марок сталей существенно снизило их стоимость.
Фиг. 137. Посадка диска на вал с радиальными пальцами: а — диск с пальцевой втулкой; б — диск с радиальными пальцами.
Например, стоимость диска рабочего колеса 9-й ступени турбины К-4-35 (АК-4-3) старой конструкции после окончательной обработки равна 487,1 руб. при стоимости заготовки 388,6 руб., а стоимость автофретированного диска той же ступени в турбине К-4-35 (АК-4-4) составляет соответственно 279,7 и 206,4 руб.
Таким образом, разница в стоимости заготовок и окончательно обработанного диска составляет—200 руб. По стоимости дисков в каждой турбине с 10—15 ступенями получается экономия 2000—3000 руб.
Применение пальцевых втулок для крепления дисков на валу. В более ранних конструкциях турбин с начальными параметрами пара до р0обс = 34,3 бар (р0 = 35 ата), t0 = 435° С в дисках регулирующих ступеней, которым присущи резкие колебания температур во время пусков и нагружений турбин, применялись пальцевые втулки (фиг. 137, а).
В этих турбинах регулирующие ступени обычно выполнялись двухвенечными, поэтомудиск рабочего колеса подвергался действию больших напряжений и он был массивнее ступеней давления.
327
Иногда несколько первых ступеней давления (от 2-й до 5-й) также насаживались на вал с пальцевыми втулками. Посадка диска с пальцевой втулкой на вал производится обычным образом. Натяг по поверхности сочленения втулки с диском создается за счет упругого растяжения втулки при посадке на вал. В такой конструкции во время пуска и нагрузок турбины диск прогре- вается быстрее, чем втулка с валом, и температурные деформации диска пальцевой втулке не передаются, сохраняя ее надежное соединение свалом. Прочность такого соединения объясняется тем, что в нем температура втулки почти равна температуре участка вала под ней, а так как масса втулки мала, то и напряжения, вызываемые центробежными силами, будут незначительными.
Радиально расположенные пальцы создают направление температурного расширения диска и, кроме того, служат для передачи крутящего момента от диска к втулке, которая фиксируется на валу двумя осевыми шпонками.
Отклонения осей пальцевых отверстий в радиальном и перпендикулярном к оси расточки диска направлениях допускаются не более 0,08 мм на 100 мм.
Пальцы изготовляются обычно из легированной или улучшенной углеродистой стали и рассчитываются на срез и смятие; допускаемые напряжения назначаются в 2—3 раза меньше обычных.
Таким образом, при уменьшении натяга между диском и втулкой и даже при образовании зазора между ними за счет разности температурных расширений и действия центробежных сил массы лопаток и диска взаимное расположение вала, втулки и рабочего колеса не нарушается.
В процессе длительной эксплуатации в зоне высоких температур и воздействия достаточно .высоких напряжений, вследствие релаксации металла диска, натяг может быть снят и может образоваться зазор между расточкой диска и втулкой, при этом также нарушения работы ротора не будет.
Несмотря на очевидную надежность соединения диска на валу ротора, рассмотренная конструкция в современных турбинах не применяется. Причиной этого являются повышенные требования к точности расположения осей пальцевого отверстия, сложность и дороговизна обработки этих отверстий.
В современных паровых турбинах с начальными параметрами пара Ро абс = 34,3 бар (р0 = 35 ата\ /0 = 435° С автофретиро- ванные или неавтофретированные диски регулирующих и первых ступеней выполняются с посадкой непосредственно на вал ротора подобно рассмотренному ранее.
Нафиг. 137, бпоказана непосредственная посадка диска навал с радиальными пальцами без втулки, примененная фирмой Сименс- Шуккерт в современной радиальной турбине с начальными пара-, метрами пара рОабс = 156,9 бар (р0 = 160 ата\ /0 = 610° С и противодавлением рк . =? 29,4 бар (пк = 30 атар 328'• аОс
Применение данной посадки объясняется изготовлением диска из аустенитной стали с коэффициентом линейного расширения примерно в полтора раза больше перлитной стали, из которой изготовлен вал. Разность температурных расширений диска и вала в турбине радиального типа определяется различными коэффициентами линейного расширения этих деталей и различными условиями прогрева их. В диске по радиусу закреплены один венец с осевым ходом пара и четыре лопаточных венца радиальных ступеней, поэтому температура пара при расширении в них резко меняется.
Фнг. 138. Посадка диска на конусную втулку:
/ — монтажная гайка с кольцом; 2— конусная втулка;
3 — рабочий диск; 4 — установочное кольцо; 5—шпонка; 6 — вал.
С левой стороны диска расположены радиальные уплотнения по полотну диска. Пар, проходя сквозь зазоры в них, дросселируется, т. е. давление постепенно понижается, а температура остается почти неизменной, равной температуре за соплами первой (регулирующей) активной ступени. Для лучшего прогрева вала диск посажен на выступ вала сравнительно малой длины. С правой стороны вал омывается паром после отработки в 5-й ступени, а с левой теплообмен совершается через ступицу диска и уплотнительные втулки переднего концевого уплотнения. При снятии натяга и образовании зазора между расточкой диска и посадочной шейкой вала пальцы диска служат направляющими для его расширения, и поэтому нарушения работы ротора не произойдет.
На фиг. 138 приведена посадка дисков на конусные втулки, применявшаяся в турбинах более ранних конструкций, работающих в области температур до 350° С. Ввиду сложности обработки конусных поверхностей втулки и расточки диска, такая посадка дисков в настоящее время не применяется. Конусная посадка' может быть применена в дисках с достаточно толстыми в радиальном направлении ступицами, т. е. в последних ступенях конденсационных турбин.. .
В мощных современных турбинах в дисках последних ступеней - напряжения на расточке достигают более 196Л1н/м2 (2000 кПсм^..
329
Установка конусных втулок требует выполнения диаметра расточки диска большего, чем диаметр вала, на величину толщины втулки, что приводит к дополнительному увеличению напряжений.
В этой конструкции продольная шпонка проходит через конусную разрезную втулку, поэтому она дополнительно работает на изгиб, что приводит к увеличению ее размеров по сравнению с рассмотренными ранее конструкциями, где шпонки работают на смятие и на срез.
Требуемый натяг обеспечивается в данной конструкции просаживанием конусной втулки в глубь диска, поэтому конструкция посадки диска на вал на конусных втулках имеет преимущество перед посадкой непосредственно на вал. Сущность указанного преимущества заключается в том, что в случае ослабления натяга при эксплуатации турбины величина натяга восстанавливается при ревизии турбины более глубоким просаживанием конусной втулки в глубь диска и заменой установочного кольца 4 кольцом большей толщины.
- Внутреннюю поверхность конусной втулки (фиг. 138) изготовляют по диаметру щала с допуском ±0,03 мм, а наружную црнусную — с допуском ±0,1 мм и последующей пригонкой ее по конусной расточке диска на краску. После пригонки замеряют расстояние А между торцами ступицы диска и втулки со стороны большего диаметра расточки. Далее для обеспечения плотности посадки втулки на вал и в диск втулка прорезается шпоночным пазом, ширина которого больше ширины шпонки на 0,5—1 мм.
Глубина запрессовки втулки в диск для обеспечения величины натяга подсчитывается по уравнению
2А-100
А/= ——мм,, (144)
где2А — величина натяга в мм;
к = -уd 100 — конусность втулки в % (обычно 6%);
D, d— соответственно максимальный и минимальный диаметры конуса втулки в мм;
I — длина втулки в мм.
Например, D = 420 мм, к = 6%, 2А = 0,001-Z) = 0,42 мм
м 2Д-1000,42-100-
М = —г— = —5= 7 мм.
к6
Толщина установочного кольца определяется так:
В = А Д- А/ Д- с мм,где А — величина занижения торца втулки относительно торцаступицы диска после ее пригонки в мм;
а—величина теплового зазора между ступицами . диска (а = 0,1 -^0,3 мм).
При посадке рабочий диск 3 нагревается и садится до упора на вал с установленной в его пазу шпонкой 5. Со стороны большего диаметра расточки вставляется в диск конусная втулка 2 с ввернутой в нее монтажной гайкой / (фиг. 138). В нарезную часть конусной разрезной втулки вворачивается гайка 1 для того, чтобы установить точно размер В—а между торцами конусной втулки 2 и монтажной гайки 1, обеспечивающей величину натяга. Кроме того, процесс посадки с применением монтажной гайки / исключает перекос разрезной конусной втулки, а значит, и перекос диска.
При снятии диска свала используется та же монтажная гайка /. Для этой цели в ней нарезаны отверстия для отжимных болтов. Порядок снятия диска с конусной втулкой — обратный процессу насадки.
После работы турбины тепловой зазор а у некоторых дисков рабочих колес несколько меняется, однако сумма зазоров остается равной установленной. -
§ 36. ЦЕЛЬНОКОВАНЫЕ, КОМБИНИРОВАННЫЕ /И СВАРНЫЕ РОТОРЫ - '
Цельнокованые роторы (фиг. 139) нашли широкое применение в современных активных турбинах с повышенными параметрами пара для работы в области температур выше 350—400° С. Для активных турбин/ работающих в области высоких температур
Фиг. 139. Цельнокованый ротор.
пара, конструкция цельнокованых роторов является единственно приемлемой. В цельнокованых роторах диски с валом вытачиваются из одной целой поковки, поэтому ослабление дисков из-за релаксации напряжений при эксплуатации турбин на переменных тепловых режимах исключается.
Цельнокованые роторы изготовляются из крупных поковок (несколько десятков тонн), при этом должна быть обеспечена однородность металла и симметричное распределение его структуры относительно оси вала. Даже незначительная разница коэффициентов линейного расширения в зависимости от состояния структуры может привести к заметной разнице в расширении волокон
на противоположных сторонах ротора, что может явиться причиной прогиба и разбалансировки ротора при его прогреве.
Проверка термической стабильности ротора производится до его облопачивания. Для этого ротор помещают в электропечь и при вращении его —2 об/мин индикаторами отмечают возникновение даже незначительного эксцентрицитета, который может появиться при изгибе в результате термического расширения.
Если ротор предназначен для работы в резко отличающихся по его длине температурных условиях, то испытание термической стабильности ротора проводят в электропечи, имеющей отдельные отсеки с различными температурами.
В цельнокованых роторах обычно делается центральное сверление для исследования его поверхности с помощью оптического прибора.
Применение цельнокованых роторов ограничивается диаметром дисков до 1 м, превышение этого размера резко осложняет получение высококачественных поковок.
.Материал для поковки ротора выбирается исходя из условий , работы первых ступеней при высоких параметрах пара, хотя последующие ступени могли бы быть изготовлены из слаболегированных сталей.
Таким образом, на изготовление цельнокованых роторов расходуется чрезмерное количество дорогостоящей легированной стали. К тому же при обработке такого ротора большой процент металла (объем металла между дисками) поковки идет в стружку для получения требуемой конфигурации дисков.
В цельнокованом роторе отсутствуют ступицы дисков, поэтому длина проточной части его будет определяться только шириной диафрагм и шириной полотна дисков, а не их ступицами, что иногда приводит к сокращению длины цельнокованого ротора по сравнению с ротором, имеющим наборные диски.
Отсутствие ступиц дисков уменьшает диаметры диафрагменных уплотнений, что, в свою очередь, снижает протечки пара через них и повышает к. п. д. проточной части турбины.
Существенным недостатком цельнокованых роторов является необходимость замены всего ротора в случае невозможности исправления неправильно изготовленного или поврежденного прю эксплуатации хотя бы одного из дисков рабочих колес.
В связи с повышением начальных параметров пара повреждения роторов стали предметом более тщательных исследований.
Разрешение проблемы изготовления роторов имеет два направления:
По линии применения соответствующих легированных сталей. Для турбин с начальной температурой пара до 580°С применяются перлитные стали, а для турбин с начальной температурой пара свыше 580° С — аустенитные стали.
332
По линии применения парового охлаждения роторов, нзгб* товленных из хорошо зарекомендовавших себя в работе перлитных сталей, например, ротор турбины Р-100-300/31 (СКР-ЮО) ХТГЗ с начальными параметрами пара рОабс = 294 бар (р0 — = 300 ата), t0 = 650° С, рКабс = 30,4 бар (рк = 31 ата).
Цельнокованые роторы применяются также в турбинах малых мощностей (750—1500 кет) с противодавлением, работающие на повышенном числе оборотов (п = 6700 об/мин1), завода КТЗ с начальными параметрами пара ро бс = 34,3 бар ^р0 = 35 ата), Ц = 435° С.а°г
В последнем случае применениег
цельнокованых роторов объясняет--,
ся более простым и дешевым изго-f
товлением их по сравнению с ро-Аг
Фиг. 140. Комбинированный ротор^паровой турбины К^бО-90 (ВК-50-1)
тором, имеющим насадные диски для обеспечения более надежной конструкции и сокращения осевых размеров турбины.
На фиг. 140 показан ротор, представляющий комбинацию цельнокованого ротора в части высокого давления с ротором с насадными дисками. Такие роторы применяются в активных паровых .турбинах, где в одном цилиндре происходит изменение температуры пара в большом интервале от значений больших, чем 350— 400° С, до малых температур.
Сварные роторы. Широкое распространение сварные роторы различных конструкций нашли в реактивных осевых турбинах фирмы Броун-Бовери для цилиндров низкого и высокого давления.
На фиг. 141, а приведен ротор цилиндра высокого давления барабанного типа, состоящий из трех частей, сваренных вместе по наружной окружности. Такая конструкция ротора может быть применена только при умеренных окружных скоростях приблизительно до 180 м/сек и при реактивном облопачивании без диафрагм между ступенями.
Части ротора представляют собой поковки умеренных размеров, что дает возможность получить равномерную структуру металла по всему объему детали. Это определяет тепловую ста-
бильность ротора. Другими словами, прогиб ротора в заййсймостй от температур, по мнению фирмы, исключается.
Малая масса ротора и пропуск пара из передних уплотнений во внутреннюю часть его приводит к быстрому выравниванию аксиальных термических напряжений.
Все части ротора могут быть тщательно исследованы, и в случае дефектности сомнительная сравнительно небольших размеров поковка заменяется новой.
Фиг. 141. Сварные роторы цилиндров высокого давления (конструкция фирмы Броун- Бовери):Фиг. 141. Сварные роторы цилиндров высокого давления (конструкция фирмы Броун- Бовери):На фиг. 141, б показана другая конструкция сварного ротора турбины фирмы Броун-Бовери, в которой диски, насаживаемые
Фиг. 141. Сварные роторы цилиндров высокого давления (конструкция фирмы Броун- Бовери):
Фиг. 141. Сварные роторы цилиндров высокого давления (конструкция фирмы Броун- Бовери):
а — сварной ротор из отдельных частей; б — сварка дисков с валом.
на вал, привариваются к нему. Сваренные сравнительно тонкие кольцевые выступы дисков и вала допускают радиальное смещение диска относительно вала, не нарушая их соосности. Такая конструкция применяется при реактивном облопачивании с малыми’ окружными скоростями.
В отечественных паровых турбинах сварные роторы в цилиндрах высокого давления не применяются, так как отечественными заводами строятся активные турбины, в которых барабанный ротор неприменим. В цилиндрах низкого давления турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ применяется ротор сварной конструкции (фиг.-142). Необходимость применения сварки объясняется большими величинами напряжений, возникающих на посадочной поверхности расточки дисков в случае изготовления ротора с| насадными дисками.
Ротор указанной конструкции выполнен из семи частей, сваренных по наружной окружности. Применение сварного ротора значительно сокращает длину его по сравнению с ротором с наборными дисками, так как в нем отсутствуют ступицы дисков, определяющие осевые размеры ротора.
В целях уменьшения напряжений диски рабочих колес сварного ротора изготовляются без центрального отверстия.
334
В последующих конструкциях мощных турбин, например в турбине К-300-240 и др., ХТГЗ отказался от сварного ротора. Отказ от сварки объясняется более длительным циклом изготовления сварного ротора по сравнению с ротором с насадными дисками и большой стоимостью и трудоемкостью получения поковок дисков без центрального отверстия.
МАТЕРИАЛЫ ДЛЯДИСКОВ
Диски паровых турбин являются наиболее -напряженными деталями после рабочих лопаток. Разрушение диска представляет серьезную аварию, влекущую за собой аварию всей турбины.
Материал рабочих дисков, барабанов и цельнокованых роторов должен удовлетворять следующим основным условиям:
иметь высокие и стабильные механические свойства при температурах, в которых работает данная деталь;
чистоты, однородности состава и отсутствия внутренних пороков металла;
минимальных величин внутренних напряжений;
хорошей механической обрабатываемости.
Диски подвержены коррозионному воздействию
Паровой среды, которое сравнительно невелико в связй со значительной толщиной дисков и сравнительно медленным развитием коррозии. Поэтому для изготовления дисков применяются стали, слабо сопротивляющиеся коррозии.
Каждый диск изготовляется индивидуальной ковкой путем осадки металла для достижения высокого качества поковок. Ось поковок диска должна примерно совпадать с осью слитка, и втулочное отверстие его прошивается при ковке. Поковки дисков подвергаются термической обработке по режимам, установленным для каждого диска в зависимости от химического состава его металла, размеров поковок и требуемых механических свойств.
Чтобы улучшить прокаливаемость и повысить однородность структуры поковок дисков, термическую обработку их производят после предварительной механической обработки с минимально необходимыми припусками чистовых размеров. При определении этих припусков следует учитывать возможность коробления (поводки) при термической обработке.
Для поковок из углеродистой стали типичная структура металла — перДит в ферритной сетке. Для дисков из легированных сталей структура после термообработки — сорбит, а в ряде поковок наблюдается сорбит с ориентацией по мартенситу.
Остаточные напряжения должны быть минимальными, так как, суммируясь с рабочими напряжениями, они могут привести к недопустимым величинам, вызывающим разрушение детали.
Техническими условиями для дисков рабочих колес допускаются остаточные напряжения не более 39,2 Мн^м1 (4 кПмм^ при чистовом диаметре диска D = 600—1000 мм и 49 Л4«М2 (5 кГ/мм~) при D > 1000 мм.
- Наличие трещин и флокенов в поковках дисков не допускается'. Флокены представляют собой пористости, выявляющиеся на обработанной поверхности металла в виде очень тонких извилистых трещин, а на изломах образцов или изделий — в виде резко выделяющихся серебристых пятен округлой формы и кристаллического строения. Размеры флокенов различны — длина от долей миллиметра "до 20 мм и более. Флокены поражают кованые изделия из сталей различного состава и почти не встречаются в литой"- стали. В зонах поковок с малой степенью укова флокены встречаются чаще, чем в плотных хорошо прокованных участках. Например, в поковках дисков флокены чаще встречаются в массивных, менее укованных ступицах, чем в полотне или ободе.
Флокены представляют очень опасное явление, так как в них, подобно острым прорезям в толще металла, имеющим значительную протяженность, концентрируются напряжения, снижающие пластические и прочностные характеристики сталей, а при знакопеременных нагрузках они могут развиваться в трещины усталости.
При обнаружении на поверхности поковки хотя бы одного флокена можно утверждать, что в теле поковки их имеется много. В этом случае проверяются на флокены все поковки данной плавки, откованные и термически обработанные по одинаковому с образцом технологическому процессу.
Одной из многих гипотез образования флокенов является весьма распространенная водородная теория, которая объясняет, что водород, растворившийся в жидкой стали, при определенных условиях выделяется в микропоры, всегда имеющиеся в стали, и может создать весьма значительные напряжения в металле, приводящие к его местным разрывам — флокенам.
Для выявления флокенов применяются различные методы:
Макротравление шлифованной поверхности 15%-ным персульфатом аммония в воде в течение 10 мин, а затем протравливание раствором азотной кислоты в течение 5—10 мин.
Магнитно-керосиновая проба.
Закалка образца, отрезанного от поковки, и излом его при изгибе. В изломе флокены обнаруживаются в виде блестящих белых пятен.
Ультразвуковая дефектоскопия, позволяющая выявить флокены на поверхности и в теле поковки.
Удалить флокены вырубкой, зачисткой или каким-либо другим подобным методом нельзя.
В поковках дисков рабочих колес турбин не допускаются остатки околоусадочной рыхлости, крупные единичные неметаллические включения или значительные скопления мелких включений.
Единичные дефекты, такие же трещины, плены, волосовины и др., удаляются зачисткой или пологой вырубкой при условии, если их глубина не превышает 2/3 припуска на механическую обработку.
Каждый из дисков проходит серную пробу на внутренней поверхности ступицы и ее торцов. Рекомендуется также снимать отпечатки с части полотна с целью обнаружения сегрегационных «усов».
Обычно для поковок дисков сталь выплавляется в кислых мартеновских или основных электропечах. Для слабонагруженных дисков допускается выплавка углеродистой стали в основных мартеновских печах.
По механическим свойствам стали, применяемые для дисков до температуры 480° С, делятся на шесть категорий в зависимости от напряжений, возникающих при эксплуатации (табл. 41).
Химический состав сталей для поковок дисков устанавливается по усмотрению завода-изготовителя по согласованию с заводом-заказчиком.
Сдаточными характеристиками сталей для изготовления дисков являются св, щф, ак и холодный загиб.
33733722 Смоленский
337
337
Рекомендуемые марки сталей по категориям приведены в табл. 41 и 42, а химический состав их — в табл. 43.
Для углеродистых сталей 40 и 45 типовой термической обработкой является нормализация с отпуском при 600—650° С.
Таблица 41
Разбивка перлитных сталей для турбинных дисков по категориям и предельные температуры их применения
Категория
Марка стали
Предельная температура применения стали в °C
I
40
45
40Н
300
300
300
II
40Н
■40Х
300
300
III ’
34ХМ
34ХН1М .
480
400
IV
34ХН1М
' 400
V
, 34ХН1М 34ХН2М, 34XH3M
400
400
VI
34ХН2М
34XH3M
400
Таблица 42
Механические свойства сталей, применяемых для изготовления турбинных дисков
К . х о
Механические свойства (не менее)
= 5. ’ о $
£ а Ч
Предел текучести 00 2 в М н/м1
Ч X®* £ 3 М
О
ь О X
О х я
X ?■ к X х
Удар иая вязкость ак в кдж/мг
Угол загиба в град вокруг оправки диаметром 40 мм
I
559
314
17
35
392
150
II
588
392
17
35
490
150
III
657
490
15
35
490
150
IV
765
; 588
14
35
490
120
V
814
686
13
35
490
120
VI
853
В пределах 735—912
12
35
490
120
Примечание. Для дисков категорий HI, IV, V, VI при толщине втулки свыше 300 лии допускается снижение ударной вязкости до 392 кдж^м*.
338
У
03 ©
S *
3
X S
о.
S S
X © ч
о ©
*S
ч *
X 3
©
X ©
©
© о.
5Х* © ч
©
S X
©
S
S X
о X 3 §
X X
ЕС о
ч о
X
Qоооооо
со со со " о.оооооо
ооооооо
X
со
X -
X л
А CQ 3
&
X
V)
X X
X
& 1
О
§:
и
X
с
X ЕС
3
х .
5°
и Н
3
X о.
X С
:Г
X х
Ж
X
GO
ООоОЮ1©ю
со со со ОО о О ООО ООооооо
°°9
। । 1 i ° 7 7 оою
счсчсч
ооо
z
ОО§о*О*°с5
$У7$$7*.7
55sч
SSS8S8£
XXXX .°*
о
ЙЙСО
о" о о 2 g g 2
©©©w™™
Ills i 5 х х ж ° °* ~ °"
(Z
сосососоСОСОСО
I222222
ооооооо
s
ооооооо
сосо0000Ь*. 0000
ооооооо"
' i42i4iJ
l©ЮЮI©
. оОо"Оо*о*о*
о
*оО1ОЮООо
^to^^т^■ч*
ООООООо
J,J4424.
•соСОСОСОсо
оОооооо
2” •
—<со
3 X X , X X X X X оо о я-т
-т -т -т -т со со со
22* 'зз9
Сталь 40 имеет умеренную свариваемость дуговой и атомноводородной сваркой; не сваривается газовой сваркой.
Для низколегированных сталей применяется та же термическая обработка, что и для углеродистых сталей, — нормализация при 840—860° С и отпуск при 550—650° С.
Сталь 40Н отличается от стали 40 содержанием никеля 0,8— 1,2%, который находится в а-растворе— феррите. Содержание никеля в стали увеличивает прочность и вязкость феррита, снижает критические точки, делает микроструктуру стали после термообработки более дисперсной, способствует образованию мелкозернистой структуры, увеличивает глубину прокаливае- мости стали. Сталь 40Н нечувствительна к росту зерна при нагревах выше критических точек.
Свариваемость стали 40Н плохая. При производстве крупных поковок, когда не удается получить требуемых прочностных и пластических свойств на углеродистых сталях, применяют сталь 40Н.
Механическая обрабатываемость стали 40Н вполне удовлетворительная, коррозионная стойкость и теплоустойчивость ее практически такие же, как и у углеродистых сталей. Применяется сталь 40Н для валов, цельнокованых роторов и дисков турбин, работающих при температуре до 300° С.
Сталь марки 40Х для поковок дисков применяется лишь на отдельных турбинных заводах. Она обладает плохой свариваемостью и некоторой склонностью к отпускной хрупкости и флокено- образованию.
Хром оказывает большое влияние на механические свойства стали. Растворяясь в a-железе, хром повышает его прочность и твердость. Хром образует прочные карбиды, что приводит к повышению прочностных характеристик стали. Содержание 0,8—1,1% хрома оказывает заметное влияние на положение критических точек. Точки Дс1 и Ас3 от прибавления к стали указанного количества хрома повышаются, а точки Аг1 и Аг3 при средних скоростях охлаждения снижаются. Прокаливаемость стали, содержащей" хром, несколько больше, чем углеродистой, а теплоустойчивость выше.
Однако влияние хрома, как фактора, повышающего теплоустойчивость, значительно ниже, чем таких элементов, как молибден, ванадий, вольфрам. Сопротивление ползучести стали с содержанием углерода 0,3—0,4% при введении в нее 0,8—1,1 % хрома почти не повышается.
Низколегированная хромомолибденовая сталь марки 34ХМ нашла широкое применение в турбостроении для ответственных деталей, работающих при температурах до 480° С: валов, цельнокованых роторов, дисков, болтов, шпилек, шестерен, фланцев и т. д. благодаря высоким прочностным и пластическим характеристикам. Незначительное содержание молибдена (0,2—0,3%) 340
оказывает еще более эффективное влияние на прочность а-железа, чем хром. Он является более сильным карбидообразующим элементом и образует сложные и прочные карбиды, оказывающие существенное влияние на свойства стали.
Молибден увеличивает прокаливаемость стали, а следовательно, и однородность ее механических свойств, а также устраняет склонность стали с содержанием хрома к отпускной хрупкости.
Широкий интервал закалочных температур и значительная глубина прокаливаемое™, сообщаемые стали молибденом, облегчают выполнение операций закалки, что особенно важно при получении больших поковок.
Стали, содержащие молибден, имеют волокнистый излом, тонкую сорбитовую структуру или структуру сорбитизированного перлита, которая обеспечивает высокие прочностные и пластические свойства.
Скорость ползучести с введением молибдена заметно снижается, а длительная прочность повышается.
Для тех же деталей и условий работы, кроме стали 34ХМ, применяется сталь 35ХМ, незначительно отличающаяся по механическим свойствам. Свариваемость стали 34.ХМ и 35ХМ ограниченная.
Поковки из этих сталей подвергаются термической обработке: нормализации при 830—860° С и отпуску при 580—650° С или закалке при 650—830° С в масле или в воде и отпуску при 580— 650° С.
Последний вид термообработки придает поковкам более высокие механические свойства, однако однородность свойства по сечению обусловливается прокаливаемостью стали, что, в свою очередь, связано с размерами поковки.
Величины пределов ползучести и длительной прочности сталей 34ХМ, 35ХМ при температуре 500° С резко снижаются особенно при температуре 550° С.
Хромоникельмолибденовые, перлитныестали34ХН1М, 34ХН2М, 34XH3M отличаются друг от друга содержанием никеля.
Основным видом- термической обработки их является закалка с 840—870° С в масле и отпуск при 580—640° С.
Технологические процессы изготовления поковок из этих сталей (выплавка, разливка, ковка, промежуточные термические операции) должны предусматривать определенные предосторожности в целях предохранения от появления в поковках часто встречающегося дефекта — флокенов. При обнаружении флокенов поковка не может быть пущена в дальнейшую обработку.
Стали 34ХН1М, 34ХН2М и 34XH3M обладают высокими механическими свойствами, которые, однако, резко снижаются с 400— 450° С. Эти стали при температуре 500—550° С по характеристикам жаропрочности уступают стали 34ХМ и 35ХМ.
Поэтому стали 34ХН1М, 34ХН2М и 34XH3M применяются до температуры 400° С, а в отдельных случаях до 450° С для наиболее ответственных деталей больших сечений (диски, валы, роторы турбин).
Свариваемость этих сталей низкая, например, сталь 34XH3M ' сваривается с применением электродной проволоки 20ХНЗА — при предварительном подогреве не выше 500° С. Выбор допускаемых напряжений см. § 48.
ГЛАВА VIII
РАБОЧИЕ ЛОПАТКИ
§ 38. УСЛОВИЯ РАБОТЫ И КОНСТРУКЦИИ РАБОЧИХЛОПАТОК
Рабочие лопатки предназначены для преобразования кинетической энергии струи пара в механическую энергию вращения ротора.
* Для получения плавной и экономичной проточной части в современных турбинах применяют ступени с различной степенью * реактивности (см. § 2). Расширение пара в рабочем колесе достигается за счет образования постепенно суживающегося канала между рабочими лопатками. При малой реактивности — первых и средних ступеней суживающийся канал в активных профилях рабочих лопаток образуется уменьшением высоты лопаток на выходе пара. Большая степень реакции достигается за счет изменения высоты лопаток и приближения формы профилей к реактивной.
В § 2 указывалось, что в ступенях при -^- < 10—12 с переменной степенью реактивности по высоте для обеспечения безударного входа пара рабочие лопатки, построенные по аэродинамическим методам, имеют у корня активный профиль, а у периферии — приближающийся к реактивному или реактивный (см. фиг. 14).
Рабочие лопатки являются наиболее ответственной частью в паровой турбине"так как подвергаются наиболее тяжелым нагрузкам при работе, вызываемым приложением постоянных и переменных сил.•
Постоянные центробежные силы вызывают растягивающие и изгибающие напряжения; переменные силы — потока пара, действующие в различных направлениях, вызывают вибрацию рабочих лопаток.
Глубокие риски от режущего инструмента, резкие переходы от одной поверхности к другой могут концентрировать напряжения.
Обычно в этих местах напряжения будут во много раз превосходить расчетные величины и могут явиться очагами разрушений
рабочих лопаток. Чтобы исключить вредные действия концентрации напряжений в рабочих лопатках, профильная часть шлифуется или полируется.
При этом одновременно снижаются профильные потери энергии пара и уменьшается коррозия рабочих лопаток.
Так как сечение перехода от профильной части к корню подвержено действию наибольших статических и динамических напряжений, то это место перехода выполняется плавным скруглением наиболее возможным радиусом, но не менее 3-н5 мм. Этот скругленный переход рабочих лопаток и особенно тяжелонагру- женных тщательно полируется, а их хвостовая часть обрабатывается с чистотой V6—V7.
Металл рабочих лопаток, из которого они изготовлены, при работе в среде высоких температур снижает свои механические свойства и подвержен коррозии, а в среде влажного пара подвержен коррозии и эрозии. Сильной коррозии лопатки подвергаются во время остановок турбины, особенно в случае протечки пара внутрь турбины.
При различной степени коррозии профиля и особенно тонких* кромок лопаток потери энергии пара возрастают, при этом изменяются выходные сечения каналов, что приводит к изменению теплового процесса в турбине и к снижению прочности лопаток.
Для защиты от коррозии лопаточный аппарат турбин изготовляется из нержавеющих сталей различных марок в зависимости от температурных рабочих условий и величин действующих напряжений.
В связи с изменением плотности пара и увеличением его удельного объема по мере перехода пара из первых ступеней в последующие высота рабочих лопаток возрастает. Фиг. 143, где показаны рабочие лопатки всех ступеней турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ, дает ясное представление о возрастании высот и других размеров рабочих лопаток при переходе и потере расширения пара от ступени к ступени.
На первых и средних ступенях рабочие лопатки соединяются в группы (пакеты) ленточными бандажами для организации замкнутого канала по высоте и придания лопаткам большей жесткости.
В последних ступенях, где плотность пара мала, применяют проволочные или трубчатые бандажи для защиты лопаток от опасных зон колебаний.
В современной паровой турбине насчитывается несколько тысяч рабочих и сопловых лопаток. Трудоемкость изготовления лопаток составляет —20—25% от трудоемкости изготовления всей турбины.
В связи с бурным развитием производства паровых турбин в нашей стране для изготовления лопаток созданы необходимые 344
Фиг. 143. Рабочие лопатки паровой турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ.Фиг. 143. Рабочие лопатки паровой турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ.
Фиг. 143. Рабочие лопатки паровой турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ.
Фиг. 143. Рабочие лопатки паровой турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ.
.Шип.Шип22Фиг. 144. Типовые конструкции рабочих лопаток по видам рекомендуемых заготовок:Фиг. 144. Типовые конструкции рабочих лопаток по видам рекомендуемых заготовок:/—4 — лопатки с отдельным промежуточным телом. Заготовки — из холодного порфнльного проката./—4 — лопатки с отдельным промежуточным телом. Заготовки — из холодного порфнльного проката.
.Шип
.Шип
2
2
Фиг. 144. Типовые конструкции рабочих лопаток по видам рекомендуемых заготовок:
Фиг. 144. Типовые конструкции рабочих лопаток по видам рекомендуемых заготовок:
/—4 — лопатки с отдельным промежуточным телом. Заготовки — из холодного порфнльного проката.
/—4 — лопатки с отдельным промежуточным телом. Заготовки — из холодного порфнльного проката.
условия для внедрения принципов серийного и массового производства, которые решаются одновременно путями:
разработки типовых конструкций рабочих лопаток с постоянным и переменным по высоте профилем;
разработки и унификации сопловых лопаток;
унификации профильных и корневых частей рабочих лопаток постоянного и переменного по высоте сечения;
стремления применить заготовки, максимально приближающиеся к готовому изделию, с обеспечением требований в отношении физико-механических свойств заготовок.
На фиг. 144, 145 приведены типовые конструкции рабочих лопаток по видам рекомендуемых ЦКТИ заготовок.
Лопатки фиг. 144 имеют постоянный профиль по высоте, могут быть применены в первых ступенях турбины с малой высотой канала, т. е. при малых центробежных силах и при небольших окружных скоростях.
Рабочие лопатки хвостовой частью крепятся в пазу обода диска. Для образования парового канала между лопатками вставляются в паз обода диска промежуточные тела, определяющие величину шага лопаток. На шип лопатки сверху надевается бандаж с отверстиями, после чего шип расклепывается.
Таким образом, паровой межлопаточный канал образуется поверхностями профиля лопаток, промежуточного тела и бандажа.
Наиболее экономичными видами заготовок для лопаток и промежуточных тел является холодный профильный прокат. При этом 346
механической обработке подвергаются только профиль хвоста и шип.
На фиг. 145 представлены типовые лопатки небольшой высоты с постоянным профилем рабочей части, выполненной заодно с промежуточным телом, д. е- с утолщенным более .прочным хвостом.
Фиг. 146. Рабочие лопатки, спрофилированные поФиг. 146. Рабочие лопатки, спрофилированные позаконам при различных значениях -у-:законам при различных значениях -у-:аэродинамическимаэродинамическим
Фиг. 146. Рабочие лопатки, спрофилированные по
Фиг. 146. Рабочие лопатки, спрофилированные по
законам при различных значениях -у-:
законам при различных значениях -у-:
аэродинамическим
аэродинамическим
а — 10; б — 8,9; в — 3,8; г — 3,0. Здесь 1 — входная кромка; 2 — выходнаякромка.
Количество разнообразий конструкций этой группы лопаток велико и определяется различными профилями рабочей и хвостовой частей, конструкцией головной части и различным сочетанием этих элементов лопаток. Рекомендуемой заготовкой для этой группы лопаток является точная штамповка.
К следующей группе относятся средней высоты рабочие лопатки (фиг. 146, 147). До недавнего времени такие лопатки выполнялись с постоянным профилем по высоте, В современных турбинах при —- < Ю-г-12 профиль по высоте делается пере-
менным для повышения к. п. д. проточной части (подробнее см. § 2).
Конструкция хвоста их может быть профильная утолщенная или плоская. Экономичная заготовка может быть получена периодическим прокатом. Она представляет собой полосу профильного проката с утолщениями, соответствующими хвостовой части лопаток. Может быть также штамповка с калибровкой или холодный профильный прокат. Для примера на фиг. 148, / приведены
5
Фиг. 147. Типовые конструкции рабочих лопаток по видам рекомендуемых
заготовок:
*1» 2 — средние и длинные лопатки с утолщенной профильной хвостовой частью (заготовка — из периодического проката); <3—5 — средние лопатки с утолщенной плоской хвостовой частью (заготовка — методом горячей штамповки с калибровкой),
заготовки из сортового и профильного проката для одной и той же лопатки. При применении холодного проката расход нержавеющей стали по сравнению с сортовой заготовкой уменьшается примерно на 50%, одновременно повышается коэффициент использования металла и резко снижается трудоемкость изготовления лопаток.
Для средних и длинных лопаток переменного сечения ЦКТИ рекомендует получение заготовок горячей штамповкой или интегральным прокатом. При интегральном прокате заготовки для отдельных лопаток, полученные горячей штамповкой, подвергаются последующей раскатке рабочей части на прокатном стане.
• 349
На фиг. 148, II приведена лопатка и заготовка для нее, полученная горячей штамповкой. Вес заготовки 74,5 н (7,6 кг) при чистом весе лопатки 27,5 н (2,8 кг); коэффициент использования металла 0,368.
Фиг. 148. Заготовки турбинной лопатки:—
I) Д — сортовая, массой 8,1 кг; Б — холодный прокат, масса 3,6 кг; В — готовая лопатка, масса 0,6 кг; II — лопатка 17-й ступени турбины К-50-90 (ВК-50-1) ЛМЗ и заготовка для иее.
Раньше, когда лопатку получали из поковки в виде бруска, полученной свободной ковкой, то вес заготовки составлял приблизительно 196 н (20 кг).
НОЖКИ (ХВОСТЫ) И ЗАМКИ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Хвосты лопаток различаются количеством опорных поверхностей. В коротких лопатках, имеющих малые массы и умеренные окружные скорости, применяют одноопорные хвосты, в длинных лопатках применяют двухопорные, трехопорные и многоопорные.
На фиг. 143 приведено фото лопаток всех ступеней турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ, по которому видно, как с ростом высоты рабочих лопаток и увеличения их массы увеличивается количество опор хвостов лопаток.
Конструктивно хвосты лопаток можно разделить на две группы:
Хвосты с внутренней посадкой в паз на ободе диска, имеющие профиль с охватываемыми или охватывающими радиальными посадочными местами (фиг. 149, а, б, в, г, д, з, и);
350
Вильчатые хвосты с посадкой сверху на гребень обода диска показаны на фиг. 149, а, ж.
К набору лопаток на диск — облопачиванию предъявляются высокие требования к качеству работ, от чего в большой степени
а)а)Зазор ^ 0,05*0. /5"^Зазор 0,15*0,75Зазор ^ 0,05*0. /5"^Зазор 0,15*0,75Зазор 0,05*0,15 Зазор Оо 0,1 зазор 0,01*0,10^3^Зазор 0,05*0,15.Зазор 0,05*0,15 Зазор Оо 0,1 зазор 0,01*0,10^3^Зазор 0,05*0,15.Зазор 0,14*0,78- НатягЗазор 0,14*0,78- НатягЗазор 4),145*0,305Зазору *0,017 -0,042Зазор 4),145*0,305Зазору *0,017 -0,042Зазор +0,015 -0,052Зазор +0,015 -0,052Зазор- *0,045.-0,03Зазор ±0,04Зазор- *0,045.-0,03Зазор ±0,04зазор*0,135-0,005зазор*0,135-0,005ЗаЗОр^ЗаЗОр^Ж)Ж)005*0,15Зазор* 0,02/Зазор +0,035 -о,оз■Зазор +0.035 -0,045005*0,15Зазор* 0,02/Зазор +0,035 -о,оз■Зазор +0.035 -0,045ЗазорЗазор0,06*0,300,06*0,30х^утканабкй '^-од5 р/;Я хд"остах^утканабкй '^-од5 р/;Я хд"оста—0,14*0,42zЗазор /nne-п—0,14*0,42zЗазор /nne-пЗазорЗазорЗазор 0*0,035Зазор 0*0,035Зазор *0,08 -0,02 Зазор 0,15*0,25Зазор *0,08 -0,02 Зазор 0,15*0,25Зазор 0,34*0,67Зазор 0,16*0,33Зазор 0,2*0,6Зазор 0,175*0,85Натяг 0*0,05Зазор 0,34*0,67Зазор 0,16*0,33Зазор 0,2*0,6Зазор 0,175*0,85Натяг 0*0,05Без зазора.Без зазора.22402 30608*22402 30608*x*Q1'№noxtetny х^локанаОкеx*Q1'№noxtetny х^локанаОкез)з)
а)
а)
Зазор ^ 0,05*0. /5"^
Зазор 0,15*0,75
Зазор ^ 0,05*0. /5"^
Зазор 0,15*0,75
Зазор 0,05*0,15 Зазор Оо 0,1 зазор 0,01*0,10^3^Зазор 0,05*0,15.
Зазор 0,05*0,15 Зазор Оо 0,1 зазор 0,01*0,10^3^Зазор 0,05*0,15.
Зазор 0,14*0,78
- Натяг
Зазор 0,14*0,78
- Натяг
Зазор 4),145*0,305
Зазору *0,017 -0,042
Зазор 4),145*0,305
Зазору *0,017 -0,042
Зазор +0,015 -0,052
Зазор +0,015 -0,052
Зазор- *0,045.
-0,03
Зазор ±0,04
Зазор- *0,045.
-0,03
Зазор ±0,04
зазор
*0,135
-0,005
зазор
*0,135
-0,005
ЗаЗОр^
ЗаЗОр^
Ж)
Ж)
005*0,15
Зазор* 0,02/
Зазор +0,035 -о,оз
■Зазор +0.035 -0,045
005*0,15
Зазор* 0,02/
Зазор +0,035 -о,оз
■Зазор +0.035 -0,045
Зазор
Зазор
0,06*0,30
0,06*0,30
х^утканабкй '^-од5 р/;Я хд"оста
х^утканабкй '^-од5 р/;Я хд"оста
—0,14*0,42
zЗазор /nne-п
—0,14*0,42
zЗазор /nne-п
Зазор
Зазор
Зазор 0*0,035
Зазор 0*0,035
Зазор *0,08 -0,02 Зазор 0,15*0,25
Зазор *0,08 -0,02 Зазор 0,15*0,25
Зазор 0,34*0,67
Зазор 0,16*0,33
Зазор 0,2*0,6
Зазор 0,175*0,85
Натяг 0*0,05
Зазор 0,34*0,67
Зазор 0,16*0,33
Зазор 0,2*0,6
Зазор 0,175*0,85
Натяг 0*0,05
Без зазора.
Без зазора.
22402 30608*
22402 30608*
x*Q1'№noxtetny х^локанаОке
x*Q1'№noxtetny х^локанаОке
з)
з)
Фиг. 149. Типы лопаточных хвостов (на фигуре в под хвостовиком лопатки стальная пластинка не показана).
зависит надежность работы турбины и ее к. п. д. При сборке должно быть обеспечено плотное прилегание посадочных мест лопаток к соответствующим местам паза обода диска и плотное прилегание хвостов лопаток между собой, при этом щуп в 0,05 мм между ними не должен проходить.
Для коротких лопаток наиболее простыми в изготовле- 1 нии и весьма распространенными являются Т-образные хвосты 1 (фиг. 149, а, б\ Если при изготовлении лопаток или проточки 1 диска размер станет таким, что зазор будет больше 0,1 мм, то для 1 обеспечения плотности посадки под хвост лопатки подкладывают | стальную пластину.’
Т-образные (фиг. 149, в) хвосты лопаток, применяемые в коротких лопатках турбин ЛМЗ, и грибовидные (фиг. 149, г) — в турбинах ХТГЗ, несмотря на конструктивное различие, являются равноценными. В отличие от конструкции хвостов (фиг. 149, а, б), они имеют заплечики для предотвращения расхождения щек диска в конструкции b или хвоста лопаток в конструкции г от изгибающего действия центробежных сил, лопаток и бандажей.
Двухопорные (фиг. 149, д) и трехопорные (фиг. 143) хвосты применяются в лопатках средних и последних ступеней турбин ., | ХТГЗ. Вильчатые хвосты лопаток с посадкой сверху применя- ‘ ' ются для средних и последних ступеней турбин ЛМЗ и ряда других отечественных заводов. Такие лопатки к ободу диска;
крепятся при помощи заклепок, расположенных на стыке двух;
лопаток.
Сверление и развертывание отверстий под заклепки произво- ; дится совместно в лопатках и в диске. Положительной стороной ’] вильчатых хвостов является возможность замены отдельных лопаток без перелопачивания всего колеса, однако многократное || перелопачивание эта конструкция не допускает, так как в этом )| случае при каждой смене лопаток требуется разворачивать отвер- ] стия под заклепки на большую величину диаметра.
По мере увеличения высоты рабочих лопаток при переходе 1 от ступени к ступени для создания прочности и жесткости кон- я струкции соединения лопаток с диском количество вилок хвоста !| увеличивают, при этом увеличивается и сечение заклепок, рабо- )| тающих на срез.3
Зубообразные хвосты лопаток (фиг. 149, з) применяются КТЗ I на первых и средних ступенях, а елочные1 конструкции и — на 1 последних наиболее нагруженных ступенях.
На фиг. 143, 150 показан елочный хвост лопаток последних ступеней мощных турбин ХТГЗ с осевой заводкой в пазы диска, а на фиг. 151 —облопачивание ротора ц. н. д. турбины ХТГЗ. Преимуществом осевой системы крепления является возможность легкой смены отдельных лопаток.
В осевом направлении лопатки стопорятся пластинами, концы<
которых помещены в паз лопатки и загибаются по торцу обода.|
В направлении оси турбины хвост лопатки изогнут по дуге окруж- 1 ности, поэтому облегчается расположение на нем профильной ; части без значительного свешивания кромок профиля над площадкой хвоста.
Для набора лопаток с внутренней посадкой в диск и пазом по окружности (фиг. 149) делают один или два диаметрально противоположно расположенных замковых паза. Каждая лопатка вставляется в диск через замковый паз, а затем продвигается по окружности в пазу обода диска.
Процесс облопачивания сопровождается подгоночными и слесарными работами, вызываемыми необходимостью получения высокой точности сопряжения хвостов лопаток между собой (контакт по плоскостям вырезов хвостов) и между посадочными местами хвостов лопаток и пазами на ободе дисков. Путем расклинивания всех лопаток, набранных в диске, создается натяг по местам их взаимного сопряжения. В этом положении лопатки фиксируются замковой лопаткой или замком, которые устанавливают в месте замкового паза.
Все многообразие конструкций замковых лопаток и замков, применяемых для различного типа хвостов лопаток, привести
23 Смоленский353
в данной книге не представляется возможным, поэтому остановимся на некоторых из них, применяемых в современных турбинах отечественного производства.
Основные требования к замкам сводятся к простоте облопачи- вания диска, надежному креплению лопаток и простоте выемки замка или замковых лопаток при перелопачивании дисков во время ремонта. В одновенечных ступенях турбин замки применяются в лопатках, изготовленных отдельно от промежуточного
Фиг. 151. Облопачивание ротора ц. н. д. турбины ХТГЗ.
тела. В этом случае шаг между предзамковыми лопатками почти равен расчетному шагу всех лопаток, так как здесь замок выполнен немного шире промежуточного тела.
В лопатках, изготавливаемых заодно с промежуточным телом, ширина замка должна быть немного больше хвоста лопатки, вследствие чего одна лопатка выпадает, к тому же и замок будет легче лопатки, поэтому для уничтожения небаланса делаются два замка, расположенные диаметрально противоположно. За счет применения двух замков две лопатки выпадают, что соответственно снижает к. п. д. ступени. Поэтому обычно делаются не замки, а замковые лопатки, которые исключают небаланс и выравнивают шаг между замковой и предзамковыми лопатками.
Для примера на фиг. 152 приведены замки, применяемые в турбинах КТЗ. В колесах Кертиса регулирующих ступеней турбин КТЗ применяются два типа замков, мало отличающихся друг от друга, один из них показан на фиг. 152, а.
354
Лопаточный замок, запирающий оба венца лопаток, состоит из двух замковых лопаток и двух боковых скошенных замковых промежуточных тел 2. Последние заводятся через средний прямоугольный колодец, который закрывается двумя вставками 1 со скошенными боковыми поверхностями. Между вставками вгоняется клин 3, который удерживается расклепкой выступающих частей вставок 1. Замковые лопатки заводятся сверху и поэтому имеют зубчики на хвосте только со стороны замковых промежуточных тел 2. Плотное прилегание лопаток обеспечивается за счет установки с натягом замковой лопатки в каждом ряду.
Фиг. 152. Замки колес турбин КТЗ:Фиг. 152. Замки колес турбин КТЗ:
Фиг. 152. Замки колес турбин КТЗ:
Фиг. 152. Замки колес турбин КТЗ:
а — колеса Кертиса; б — колеса ступени давления; 1,4 — вставка; 2 — проме-жуточные тела замковые; 3, 5 — клик замковый.
Замок может быть удален путем вырубки выступов вставок 1, удерживающих клин 3, и высверливания клина 3.
Для облегчения выемки замка при перелопачивании КТЗ заменил вставки 1 одной прямоугольной вставкой, которая закрепляется в колодце диска винтом.
Рабочие лопатки в одновенечных ступенях турбин КТЗ заводятся в зубчатые проточки дискового паза через замковые колодцы, которые после набора лопаток запираются замковыми лопатками или замками в основном двумя способами.
В одновенечных ступенях, облопаченных цельнофрезерованными лопатками, в зубчатых проточках дисков делаются два колодца, расположенные диаметрально противоположно. После набора лопаток замковые колодцы запираются специальными замковыми лопатками с натягом, обеспечивающим плотное прилегание лопаток друг к другу. От выпадания замковые лопатки удерживаются двумя штифтами — заклепками, которые при разборке замков удаляются.
В ступенях давления, облопаченных рабочими лопатками из светлокатаного профиля (фиг. 152, б), после набора лопаток
23*23*355
23*
23*
замковые колодцы запираются с помощью двух вставок 4 и одного замкового клина 5. Здесь колодец имеет скошенные внутрь стенки, поэтому после установки замкового клина 5 и расчеканки промежуточных тел 2 замок запирает колодец. Этот замок может быть удален путем высверливания и удаления клина 5. Такого типа замки применяются в турбинах и для Т-образных одноопорных хвостов. Иногда для Т-образных хвостов применяются вставки, имеющие не скошенную поверхность, а выступы, подобные дан-
Фиг. 153. Замковые лопатки турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ: а — регулирующая ступень; б — ступени давления.
ному типу хвостов лопаток. В этом случае паз делается по ширине хвоста лопатки, а внутренняя часть колодца шире на величину выступов.
На фиг. 153 изображены замковые лопатки для грибовидных хвостов лопаток турбин ХТГЗ.
Для посадки лопаток в местах установки замковых лопаток выступы грибовидных хвостов диска срезаются, как показано на фиг. 153 (нормальный профиль обода диска и хвоста лопатки показан пунктиром на фиг. 153, а).
Через эти места срезов на ободе заводятся все лопатки, а остающийся между ними промежуток заполняется замковой лопаткой, которая крепится двумя штифтами. От выпадания штифты с обеих сторон в двух местах зачеканиваются металлом хвостов лопаток. Поверхности сопряжения лопаток в хвостовой части делаются плоскими.
Отверстия под штифты сверлятся и разворачиваются после установки лопаток на стыке замковой и двух предзамковых лопаток.
На фиг. 153, а штифты проходят через обод диска и хвостовую часть лопатки. Таким образом, в этой конструкции усилие от 356
замковой лопатки распределяется на обод и две предзамковые лопатки, а на фиг. 153, б это усилие распределяется только на две предзамковые лопатки. Последний тип замковой лопатки применяется как для одноопорного, так и двухопорного хвоста лопаток ХТГЗ. В ц. н. д. турбины К-150-130 (ПВК-150) и в ц. с. д. и ц. н. д. турбины К-300-240 ХТГЗ для двух и трехопорных хвостов лопаток применены замковые лопатки с аксиальными вставками, которые являются более надежными и дают возможность сохранить полное количество лопаток, что, естественно, повышает к. п. д. ступеней.
ГОЛОВКИ И БАНДАЖИ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Рабочие лопатки связываются бандажом в пакеты по 4—20 шт. Количество лопаток в пакете уменьшается с уменьшением наружного диаметра рабочего колеса и с повышением температуры пара. В ленточных бандажах сверлятся или пробиваются по шагу лопаток соответствующего профиля отверстия, которыми бандажи одеваются на шипы рабочих лопаток. Затем шипы расклепываются вручную или на специальном станке, как это делается, например, на КТЗ. При достаточно большой плотности пара в первых и средних ступенях применяются ленточные бандажи, которые ограничивают сверху паровой канал и лопаткам придают жесткость. В современных турбинах выпусков последних лет бандажи также служат уплотнением против протечки пара через радиальные и аксиальные зазоры (см. фиг. 8, 10, 11).
В первых ступенях между сегментами бандажей по окружности предусматриваются температурные зазоры 0,3—1 мм, а в последних 1—1,5 мм. В средних ступенях иногда применяют ленточный и проволочный бандажи для вывода рабочих лопаток из опасной зоны колебаний (фиг. 153, 6). В последних ступенях при малой плотности и больших удельных объемах пара, определяющих большие высоты лопаток, применяют проволочные бандажи, которыми прошиваются рабочие лопатки (фиг. 151). Отверстия в лопатках делаются на 0,2—0,5 мм больше диаметра проволоки.
Края отверстий во избежание концентрации напряжения скругляются — зенкуются. Для того чтобы избежать ослабления профиля лопатки, отверстиями для проволочных или трубчатых бандажей обычно в этих местах делают утолщения профиля в виде пояска.
Пайка бандажа ведется при нагревании пламенем ацетиленовой горелки на облопаченном колесе. Местный нагрев металла лопаток должен быть немного выше температуры плавления серебряного припоя, т. е. до 750—780° С. При такой температуре изменения структуры металла лопаток не происходит.
При недостаточной квалификации или невнимательности ра-
357
бочего при пайке может быть местный перегрев лопатки, что вызовет изменение структуры металла и приведет к появлению внутренних напряжений.
В современных мощных конденсационных турбинах ХТГЗ применяются три типа проволочных и трубчатых бандажей (фиг. 154).
В предпоследних ступенях' ц. н. д., относительно коротких, мало- и средненагруженных лопатках применяют проволочный бандаж из нержавеющей стали с припайкой и без припайки его к лопаткам (фиг. 154, а, б).
Фиг. 154. Конструкции проволочных и трубчатых бандажей.
В тяжёлонагруженных лопатках последних ступеней турбин К-ЮО-90 (ВКТ-100), К-150-130 (ПВК-150) и предпоследней ступени К-300-240 применяется трубчатый бандаж диаметром 14 мм для уменьшения центробежных сил от массы бандажа, действующих на рабочие лопатки (фиг. 154, в). Трение трубчатого бандажа в отверстиях демпфирует колебания лопаток. Концы бандажных трубок закрываются пробками для предотвращения попадания пара и влаги внутрь трубки. Закупорка концов трубок исключает, коррозирование внутренних поверхностей трубок и предупреждает появление дополнительных центробежных сил от воды, попавшей внутрь трубки,
Относительно лопаток трубчатые бандажи фиксируются шайбочками, которые надеваются сверху на концы трубок. Пробки и шайбочки припаиваются серебряным припоем к концам трубчатых бандажей. Свисающий цонец трубок должен быть меньше длины пробки. В противном случае центробежная сила пробки может вызвать поломку трубчатого бандажа, в месте сочленения его с лопаткой.
В последних ступенях турбины К-300-240 ХТГЗ применяется проволочный бандаж из титанового сплава (фиг. 154 , г) с удельньГМ весом, примерно в 2 раза меньшим, чем сталь.
Бандаж состоит из двух проволок, каждая из которых имеет в сечении полукруг. Проволочный бандаж, так же как и трубчатый,
Фиг. 155. Конструкции головок и шипов лопаток.
свободно проходит сквозь отверстия в лопатках. Для фиксации его относительно лопаток концы проволочного бандажа из титанового сплава отгибаются.
На фиг. 155 приведены систематизированные головки и шипы рабочих лопаток. Шип конфигурации а обычно применяется в лопатках первых ступеней, имеющих тонкий профиль. При утолщенных профилях лопаток наиболее удобен цилиндрический шип б, так как при сверлении круглого отверстия в бандажах не требуется изготовлять специальные пуансоны и матрицы. Конфигурация шипа в выполняется при значительной толщине профиля и малом шаге лопаток.
Наиболее сложными конструкциями шипов являются г и д с точки зрения правильной пригонки бандажа на наклонных головках лопаток. При наклонных головках надо добиваться правильного прилегания бандажа к лопаткам и правильного рас-
положения отверстий под шипы. При тонком профиле, не допускающем расположения шипов, делаются утолщения головок рабочих лопаток, как показано на фиг. 155, д.
В лопатках последних ступеней активных турбин, где ленточный бандаж не применяется, а также в рабочих и сопловых лопатках с тонким профилем реактивных турбин делается утонение до 0,5жж(фиг. 155,е). Радиальные зазоры между рабочими лопатками и деталями корпуса в обоих типах турбин и между сопловыми лопатками и ротором в осевых реактивных турбинах делаются малыми, так как отсутствие здесь ленточного бандажа не создает ограниченного парового канала. Выступ толщиной до 0,5 мм предохраняет лопатки от изгиба в случае их задевания при эксплуатации турбины. Конструкция шипа ж применяется при больших отрывающих усилиях и больших диаметрах шипа. Кольцевое углубление вокруг шипа делается для избежания глубокой зенковки отверстия в бандаже, а углубление в торце шипа — для удобства расклепки его; при этом прочность соединения бандажа с лопаткой увеличивается в несколько раз. В конструкции з головки лопаток выполнены с прямоугольными выступами, которые при сборке лопаток составят бандаж.
В некоторых конструкциях эти полки (выступы) свариваются, соединяя лопатки в пакеты для усиления конструкции, а иногда, кроме указанных выступов, имеются еще шипы, на которые дополнительно сверху надевается ленточный бандаж (фиг. 153, а).
ЭРОЗИЯ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Входные кромки рабочих лопаток последних ступеней конденсационных турбин, работающих в области влажного пара, подвержены эрозии, т. е. износу от воздействия ударов рабочих лопаток
Фиг. 156. Удар рабочих лопаток, о частицы воды в потоке влажного пара.
о малоподвижные капли воды. По мере расширения пара влажность его повышается, т. е. увеличивается содержание влаги в паре в виде мельчайших частичек.
На фиг. 156 изображены треугольники скоростей пара и частиц воды. Абсолютная скорость частиц воды при выходе из сопел cu меньшая, чем сх пара, поэтому угол входа р1е частиц 360 ,
Фиг. 157. Эрозионное разрушение входных кромок турбинных лопаток.Фиг. 157. Эрозионное разрушение входных кромок турбинных лопаток.
Фиг. 157. Эрозионное разрушение входных кромок турбинных лопаток.
Фиг. 157. Эрозионное разрушение входных кромок турбинных лопаток.
влаги на рабочие лопатки с относительной скоростью Ф^ больше угла рг пара.
Отсюда следует, что при уменьшении скорости с16, увеличении угла р16, окружной скорости и и размеров капель влаги эрозия входных кромок рабочих лопаток увеличивается. На увеличение размеров капель существенно влияет скорость потока пара. При больших скоростях пара капли влаги распадаются. Например, при’ изменении скорости пара от 100 до 300 м!сек диаметр капли уменьшается от 0,3 до 0,025 мм,
т. е. в 12 раз. С ростом степени реакции в ступени скорость сг пара уменьшается, тем самым создаются благоприятные условия для образования крупных капель воды.
В последних ступенях конденсационных турбин на периферии степень реакции доходит до 70% и выше, а у корня всего 8—10% и даже может быть отрицательная, ' вследствие чего капли воды больших размеров создаются в верхней части лопаточного аппарата ступени. На образование капель влияют и поверхность каналов, так как скорость потока около них приближается к нулю. Эрозии особенно способствуют горизонтальные поверхности, расположенные по окружности, потому что стекающие с них капли непрерывно бомбар-
дируют рабочие лопатки, в то время как капли воды, срывающиеся с радиальных поверхностей, действуют лишь в момент прохождения кромки рабочей лопатки мимо поверхности. Большое влияние на эрозию входных кромок рабочих лопаток оказывает величина окружной скорости и. Скорость частиц влаги с16 мала, поэтому в первом приближении можно считать, что относительная скорость влаги Ф1в при входе на рабочую лопатку равна окружной скорости. Силу удара капель воды о лопатку можно считать пропорциональной квадрату окружной скорости н%
Благоприятные условия образования крупных капель влаги получаются вследствие отбрасывания к периферии их частиц центробежными силами. Эрозии подвергается обычно примерно %—г/2 верхней части лопатки, а у корня эрозии не происходит. В эрозированной лопатке в средней части по высоте можно наблюдать вначале следы эрозии в виде матового налета, затем выше точечную и у периферии пористую эрозию (фиг. 157).
Наибольшая интенсивность эрозии наблюдается в первые сотни часов работа, затем эрозия хотя и продолжается, но в меньшей степени. • v
Замедление процесса эрозии может быть объяснено тем, что по мере износа толщина кромок, подверженных эрозии, увеличивается, таким образом эрозируется уже не кромка, а профиль лопатки; частицы влаги, застревая в образовавшихся порах, являются своеобразными демпферами при ударе лопаток о капли воды. , .
Методами борьбы с эрозией рабочих лопаток ступеней, работающих в области влажного пара, являются:
Применение промежуточного перегрева пара, снижающего конечную степень влажности на последних ступенях конденсационных турбин (см. §2).
Организация рациональной системы влагоудаления непосредственно из проточной части турбины.
Защита входных кромок лопаток износоустойчивым твердым сплавом.
Наиболее распространенной и простой системой влагоудаления является изготовление на ободе диафрагм со стороны входа пара козырьков с впадинами (см. фиг. 59, 62). Здесь капли влаги, отброшенные вращающимся колесом, попадая во впадину, стекают по окружности в нижнюю часть корпуса, откуда через специальные наклонные сверления в обоймах или корпусе вода стекает в конденсатор. С помощью рассмотренных влагоуловителей удаляется до 20—30% влаги, которая в противном случае поступила бы на рабочие лопатки в виде крупных капель, представляющих наибольшую опасность. Влагоулавливающим устройствам придается^ такая форма, чтобы отброшенные на них капли не попадали обратно в поток, а отводились в конденсатор.
Отечественные турбостроительные заводы и иностранные фирмы применяют различные способы защиты от эрозии входных кромок рабочих лопаток: диффузионное никель-борирование, электролитическое хромирование, нитрирование, местную закалку, напайку стеллитовых пластинок серебряным припоем, наплавку стеллита и электроискровой способ наплавки твердого сплава Т15К6 на входные кромки рабочих лопаток.
На ЛМЗ и других отечественных заводах распространен способ напайки стеллитовых пластинок серебряным припоем, механи- че^кие свойства которого обеспечивают надежную связь стеллита с лопатками (см. фиг. 9, б).
Кобальтовый стеллит имеет состав:
Со Cr W Si С Fe
60-65% 25-28% 4-5% 2,0-2,5% 1,0—1,2% Остальное
Твердость стеллитовых пластинок не менее 40/?С. Чтобы не вызывать структурных изменений в основном металле лопаток, 362 - -
при напайке пластинок нагрев не должен быть более 750—780° С, т. е. немного выше температуры плавления серебряного-припоя.
Однако способ наплавки не является совершенным, так как были случаи отрыва стеллитовых пластинок от лопаток, а иногда появлялись трещины под стыком двух пластин в металле лопаток. Как показали расчеты при проектировании новых мощных турбин с лопатками последних ступеней, имеющих высокую окружную скорость на периферии и = 400-^450 м/сек и выше, механические свойства серебряного припоя при увеличении центробежных сил не могут обеспечить надежного крепления стеллитовых пластинок на рабочих лопатках.
В современных мощных турбинах на ХТГЗ с успехом применяется электроискровой способ наплавки на входные кромки рабочих лбпаток твердого сплава Т15К6 следующего состава:
wdTicСо
79%15%6%
Электроискровая наплавка производится оплавлением небольших участков электрода и обрабатываемого изделия под воздействием кратковременных импульсов искровых разрядов тока.
При этом материал электрода Т15К6 переносится на поверхность лопатки и, смешиваясь с обрабатываемым металлом, образует легированный поверхностный слой. Этот процесс сопровождается также поглощением азота, образующего нитриды (в упрочненных слоях находится до 3% азота). Под действием высокой температуры в канале электрического разряда 10 000—11 000° С происходит диффузия элементов электрода и азота вглубь изделия, в результате чего под легированным слоем образуется диффузионный подслой. Нагреву подвергаются очень малые слои, примыкающие к холодному металлу, и с исчезновением искры достигается высокая скорость охлаждения их, приводящая к образованию структур закалки. Отслаивания упрочненного слоя на сильно деформированных участках излома ударных образцов не наблюдается — это указывает на достаточно высокую прочность связи его с основой. Электроискровой способ наплавки твердого сплава Т15К6 является, из всех названных выше способов, наиболее простым, дешевым и удобным. Он не требует дефицитных материалов, не вызывает поводки или коробления лопаток и может применяться как при изготовлении турбин на заводах, так и при ремонтах на электростанциях. Большим преимуществом этого способа является возможность частого упрочнения участков, наиболее подверженных эрозии, для чего не требуется демонтировать лопатки.
Фирмой Дженерал Электрик в 1952 г. в турбине N = 192 Мет. и п = 1800 об/мин для атомной электростанции применены специальные лопатки (фиг. 158), обеспечивающие удаление влаги в ступенях, работающих в области влажного пара. Отличительной •363
особенноетью таких лопаток является наличие выфрезерованных выемок на поверхности входной кромки лопаток. Теоретические обоснования рассмотренной конструкции заключаются в том, что если при обычных лопатках капельки воды ударяются о входную
Фиг. 158. Схема ступени с влагоудалением.
кромку и отбрасываются в виде мельчайших частичек, то в конструкции фиг. 158 они не отбрасываются, а вначале прилипают к поверхности выемки, а затем присоединяются к пленке воды. Скопившаяся в выемках вода центробежными силами выталкивается на периферию во влагоуловитель диафрагмы, откуда дренируется в конденсатор. Лабораторные и промышленные испытания таких лопаток показали их высокую эффективность.
РАСЧЕТ РАБОЧИХ ЛОПАТОК НА ПРОЧНОСТЬ
Во время работы турбины возникают внешние усилия, действующие на рабочие лопатки. Эти силы разделяются на статические и динамические.
В данном случае рассматривается расчет рабочих лопаток на прочность под действием статических усилий. К этим силам относятся:
Центробежные силы, вызывающие в основном растягивающие напряжения.
Среднее усилие парового потока, примерно совпадающее с направлением вращения рабочих лопаток, и усилие, создаваемое разностью давлений пара по обе стороны рабочих лопаток, действует приблизительно в осевом направлении.
Последние усилия вызывают изгибающие напряжения по направлению их действия.
Расчет рабочей лопатки на растяжение. Растягивающие усилия, действующие на рабочую лопатку, вызываются центробежными силами собственной массы лопатки, массы ленточного бандажа и скрепляющей проволоки, если последняя имеется, 364
В общем случае уравнение центробежной силы для любой вращающейся массы имеет вид
С^-^гю6 н(кГ),(145)
где m = — = —^- = VQ — масса вращающихся частей в кг.
Vbm3 (cm3); Q в н/м3; гвм (см); ® в рад/сек.
Фиг. 159. Рабочая лопатка постоянного сечения с ленточным бандажом и скрепляющей проволокой.
В применении к рабочей лопатке расчетная величина центробежной силы равна сумме центробежных сил составляющих ее частей (фиг. 159):
2 С = Сл + Сп + С6 н (кГ).(146)
Центробежная сила проволочного бандажа определяется так:
Сп = ~ гп®3 = QV,^rn н (кГ),
где G — QVn — масса одного шага проволоки в кг;
Vn — объем одного шага проволоки в см3. Центробежная сила ленточного бандажа
Об = -у- г б®2 = QV6to3r6 н (кГ),
где у6 объем одного шага ленточного бандажа в см3.
•.365
Центробежные силы, направленные радиально, создают в лопатке растягивающие напряжения, равномерно распределенные по сечению лопатки с площадью F:
Ор = н/м2 (кГ/см2).Ор = н/м2 (кГ/см2).(147)(147)
Ор = н/м2 (кГ/см2).
Ор = н/м2 (кГ/см2).
(147)
(147)
Наиболее опасным сечением лопатки является сечение у основания профильной части лопатки (сечение ДД), так как здесь сосредоточена наибольшая центробежная сила.
Наибольшей из составляющих ХС по уравнению (146) является центробежная сила профильной части лопатки Сл. Поэтому далее подробнее рассмотрим определение напряжений, вызываемых центробежными силами собственной массы профильной части лопатки (без ленточных и проволочных бандажей), в зависимости от характера изменения площади профиля по высоте.
Лопатки постоянного сечения. Центробежная сила профильной (рабочей) части лопатки (фиг. 159) в соответствии с уравнением (145) равна:
Сл = QFlrcm2 н(кП. (148)
Растягивающее напряжение в корневом сечении ДД (фиг. 159) рабочей лопатки от действия Сл определяется так:
ор = -^- = Qlrcm2 н!м2 (кПсм2). (149)
Отсюда следует, что в лопатке постоянного профиля по высоте величина напряжений растяжения в корневом сечении не зависит от площади сечения лопатки.
Характер изменения напряжений по высоте лопатки можно получить, рассмотрев произвольное сечение X—X на расстоянии х от ее ножки (фиг. 159). Центробежная сила массы участка лопатки, расположенного выше участка X—X, будет равна:
Сях = QF (Z-x) гц.тсо2,(150)
где гц. т — радиус центра тяжести массы лопатки над сечением X—X, который вычисляется по формуле:
1—х. X
Гц. т Гс + 22 ^с + 2 "
Подставляй значения гц-т в уравнение (150), получим
Сдх= qco2/7^— х(гс — -^-)] • .
Тогда растягивающее напряжение в сечении X—X
ор. х= Q®2 [Zrc — х^гс — ~^-)] •(151)
Здесь первый член уравнения представляет собой напряжение в корневом сечении [см. уравнение (149)).
Характер изменения напряжений по высоте лопатки от действия центробежной силы профильной части лопатки (без проволочных и ленточных бандажей) подобен кривой Сл показанной на фиг. 159. Там же показано увеличение Сл на величины С„ и Сб-
Лопатки переменного профиля. В этих лопатках напряжения в корневом сечении и в сечении по высоте лопатки уменьшаются за счет постепенного уменьшения площади сечения лопатки при переходе от корневого сечения к периферий
Фиг. 160. Рабочая лопатка переменного по высоте сечения.Фиг. 160. Рабочая лопатка переменного по высоте сечения.ному, тем самым происходит уменьшение массы лопатки и соответственно центробежной силы ее профильной части по сравнению с лопаткой постоянного профиля той же длины. В современных турбинах большой мощности это особенно важно для последних ступеней ц. н.д., так как дает возможность, выбирая напряжения в корневом сечении— у ножки исходя из допустимых величин для данного материала, получить лопатки большей высоты по сравнению с лопатками постоянного сечения
Фиг. 160. Рабочая лопатка переменного по высоте сечения.
Фиг. 160. Рабочая лопатка переменного по высоте сечения.
при том же напряжении в корневом сечении.
Как было показано ранее (см. § 2), высота лопатки последней ступени
определяет количество потоков пара в ц. и. д., т. е. количество цилиндров низкого давления и предельную мощность турбины при данных начальных параметрах пара в турбинах одно
вального и двухвального исполнения.
Вопрос проектирования рабочих лопаток последних ступеней ц. н. д. является весьма сложным. При заданном законе изменения площадей сечений по высоте лопатки стремятся получить удовлетворительные аэродинамические и прочностные характеристики лопаток при относительной дешевизне изготовления их.
Рассмотрим определение напряжений в лопатке переменного сечения при наиболее простом прямолинейном законе изменения площади поперечного сечения (фиг. 160).
Центробежная сила профильной части переменного профиля лопатки находится как разность между центробежными силами лопатки постоянного профиля С, и удаленного из него металла АС (фиг. 160):
Сл = Сл — АС.(152)
Величина Сд подсчитана по уравнению (148).
1 =_ Сл —ДС = . _ ДС .1_Я °р СлСд21 =_ Сл —ДС = . _ ДС .1_Я °р СлСд2Fi0,50,40,30,21 я0,750,7•0,650,6я ,1,331,441,541,67Fi0,50,40,30,21 я0,750,7•0,650,6я ,1,331,441,541,67При различных значения^ ^- получим:При различных значения^ ^- получим:
1 =_ Сл —ДС = . _ ДС .1_
Я °р СлСд2
1 =_ Сл —ДС = . _ ДС .1_
Я °р СлСд2
Fi
0,5
0,4
0,3
0,2
1 я
0,75
0,7•
0,65
0,6
я ,
1,33
1,44
1,54
1,67
Fi
0,5
0,4
0,3
0,2
1 я
0,75
0,7•
0,65
0,6
я ,
1,33
1,44
1,54
1,67
При различных значения^ ^- получим:
При различных значения^ ^- получим:
Величина АС (фиг. 160) определяется по уравнению AC=QAI/<D2(rc + 4-/),
где W = -^- (^ — Г2) Z — объем удаленного металла.
Растягивающие напряжения у корня лопатки переменного сечения находим так:
% = ^^£-(153)
Обозначим
Коэффициент q показывает, во сколько раз уменьшаются напряжения в лопатке переменного сечения по сравнению с напряжениями в лопатке постоянного сечения при той же длине / и среднем радиусе гс.
Для приближения расчетов можно считать
тогда
— = 1—1 ——VЯ 2 V Л /
Для отношения -у->0,5 может быть применен линейный закон изменения площади по высоте лопатки при изготовлении их фрезерованием за одну установку по всей длине. При более облегченных лопатках при -^-< 0,5 исходя из размеров профиля на чертеже подбирается математическая степенная зависимость пло- . 368
щади поперечного сечения от длины лопатки. Такими зависимо
ЛЛ0,5, могут0,5, могутстями, определяющими изменение площадей при быть
Л
Л
0,5, могут
0,5, могут
F, = F1-(F1-F2) (^)m
или
Фиг. 161. Распределение напряжений по вы- соте рабочей лопатки последней ступени турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ:Фиг. 161. Распределение напряжений по вы- соте рабочей лопатки последней ступени турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ:°изе — изгибающие напряжения в кромках лопа-ток от парового потока; ораст — растягивающиенапряжения от центробежных снл; 2 а —суммар-ные напряжения иа кромках лопатки (от растя-жения, изгиба паровым потоком и от эксцентри-цитета лопаток).°изе — изгибающие напряжения в кромках лопа-ток от парового потока; ораст — растягивающиенапряжения от центробежных снл; 2 а —суммар-ные напряжения иа кромках лопатки (от растя-жения, изгиба паровым потоком и от эксцентри-цитета лопаток).на изгиб. В рабочих лбпатках прина изгиб. В рабочих лбпатках при369369
Фиг. 161. Распределение напряжений по вы- соте рабочей лопатки последней ступени турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ:
Фиг. 161. Распределение напряжений по вы- соте рабочей лопатки последней ступени турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ:
°изе — изгибающие напряжения в кромках лопа-ток от парового потока; ораст — растягивающиенапряжения от центробежных снл; 2 а —суммар-ные напряжения иа кромках лопатки (от растя-жения, изгиба паровым потоком и от эксцентри-цитета лопаток).
°изе — изгибающие напряжения в кромках лопа-ток от парового потока; ораст — растягивающиенапряжения от центробежных снл; 2 а —суммар-ные напряжения иа кромках лопатки (от растя-жения, изгиба паровым потоком и от эксцентри-цитета лопаток).
на изгиб. В рабочих лбпатках при
на изгиб. В рабочих лбпатках при
369
369
Обычно лопатки переменного профиля выполняются с отношением площадей -~- > 0,2. При меньших значениях отношения
~ максимум растягивающих напряжений перемещается от корневого в вышележащее сечение.
В табл. 2 даны основные характеристики лопаток последних ступеней современных турбин ХТГЗ и ЛМЗ, в которых отношение q = — суммарного напряжения отрастяжения и изгиба в лопатке постоянного профиля о к
суммарному напряжению в лопатке переменного профиля ап достигает значений от 1,93 до 2,48. Для примера на фиг. 161 представлено распределение напряжений по длине рабочей лопатки последней ступени турбины К-150-130 (ПВК-150) ХТГЗ.
Расчет рабочей лопатки
—12 применяются в современных турбинах постоянные про
фили по высоте. В этом случае рабочую лопатку рассматривают как консольную балку с жестко заделанным концом и равномерно распределенной по высоте изгибающей нагрузкой.
Изгибающие усилия, действующие на рабочую лопатку,
состоят из:
динамического давления пара вследствие изменения количества движения при протекании пара через рабочую решетку;
24 Смоленский
статической разности давления пара по обе стороны лопаток вследствие наличия реактивности в них.
Величина первого усилия, действующего на одну лопатку, ' может быть определена из уравнения количества движения по фиг. 162, а, б в окружном направлении
^OKp — ~^^(ClU C2u) К^> f ОКП ~ ег2 ^lu С2и) Н" (155)
на на-
и по-
В этом уравнении при а2< 90° проекция скорости с2 правление окружной скорости и является отрицательной, этому знак минус в формуле меняется на плюс.В этом уравнении при а2< 90° проекция скорости с2 правление окружной скорости и является отрицательной, этому знак минус в формуле меняется на плюс.Фиг. 162. К расчету рабочих лопаток иа прочность:Фиг. 162. К расчету рабочих лопаток иа прочность:а — треугольники скоростей; б — силы, изгибающие Лопатку; в — сложение напряжений Ср и сих.
В этом уравнении при а2< 90° проекция скорости с2 правление окружной скорости и является отрицательной, этому знак минус в формуле меняется на плюс.
В этом уравнении при а2< 90° проекция скорости с2 правление окружной скорости и является отрицательной, этому знак минус в формуле меняется на плюс.
Фиг. 162. К расчету рабочих лопаток иа прочность:
Фиг. 162. К расчету рабочих лопаток иа прочность:
Велична Рокр может быть определена также из уравнения, мощности, развиваемой одной лопаткой,
р 427б/г0цол _ Ю2^л ^р. р _ СкрЧол _ Ю3^^ ~ л^б! окр — ’ иагг ~ иагг ’окр ~" иегг ~ иегг ’ ''
где G в кГ/сек; h0 в кдж/кг (ккал/кг); и в м/сек;
МД — мощность ступени на ободе колеса в кет;
cltt, с2и — проекции абсолютных скоростей пара (фиг. 160, а) при выходе из сопел и рабочих лопаток на направление окружной скорости в м/сек;
е— степень парциальности;
2а — число рабочих лопаток;
g = 9,81 м/сек21.
Таким образом, изгибающее усилие в осевом направлении складывается из динамического давления пара и статической разности давления:
Рос = Рос 4" Рос = -„- (с1а с2а) 4" (pi Р^ tj кГ> о
Рос = Рос 4" Рос = g^ (На ' ^2а) 4" (Pl Pi) t^ *■*■,
где с1а, с^ — проекции абсолютных скоростей пара (фиг. 160, а) при выходе из сопел и рабочих лопаток на осевое направление в м!сек\
ta — шаг лопаток в м (еж);
/ — высота лопаток в м (сж).
Для определения изгибающих усилий, действующих на рабочую лопатку, выбираются режимы работы турбины, при которых окружные усилия в различных ступенях будут максимальными. В турбине с сопловым парораспределением следующие режимы:
Для регулирующей ступени наиболее опасным режимом является режим при полном открытии первого регулирующего клапана (остальные клапаны закрыты), когда ступень работает с наибольшим тепловым перепадом и наименьшей степенью пар- циальности.
Для ступеней давления — режим с максимальной нагрузкой турбины.
При этом равнодействующая изгибающих усилий, действующих на лопатку, подсчитывается так:
Р="/ Рокр 4- Р2ос.(158)
Тогда изгибающие моменты, действующие в плоскостях наименьшей и наибольшей жесткости в опасном сечении у корня лопатки (фиг. 162, б) относительно главных осей инерции, проходящих через центр тяжести профиля параллельно и перпендикулярно линии, соединяющей кромки лопатки, определяются:
2°S ф = 4 (^окрc°s а + POcsina); (159) и
MUy = ^ = ^Ц^ = ^и\кр8та — РОсСО$а). (160)
Напряжение на выходной кромке лопатки найдем из уравнения
ОиОи(161)371(161)371М“х , М“у _ ^«/i , MuyeiWy Jx Jy '
Ои
Ои
(161)
371
(161)
371
Величины Wx, Wy, Jx, Jy, F сечения лопатки определяются графоаналитическим методом, разобранным в гл. IV. В коротких лопатках ^^> 12^ для упрощения расчета считают, что угол между главной осью инерции Y—Y и направлением силы Р равен нулю: ф ^ 0, тогда напряжением в кромках, вызванных моментом от проекции силы Р на ось X—X, можно пренебречь.
При данном допущении изгибающее напряжение в кромке
о_ Pl _ Piei •(162)
икр wx2WX ~ 2JX ’7
изгибающее напряжение в спинке
о =^Sl(163)
“с" Vx ' 2WX ух
При изгибе активной лопатки наибольшие растягивающие напряжения будут во входной и выходной кромках; в волокнах главной оси инерции X—X напряжения равны нулю; волокна спинки лопатки при изгибе испытывают напряжения сжатия (фиг. 162, в). Наибольшие напряжения сжатия в спинке будут меньше напряжений растяжения в кромках.
В реактивных профилях распределение напряжений усложняется.
Практика и исследования показывают, что входные кромки оказываются нагруженными несколько больше выходных.
На фиг. 162, в показаны эпюры напряжений в опасном сечении у корня рабочих лопаток. В кромках напряжения растяжения от усилий растяжения и изгиба складываются на спинке — вычитаются. Таким образом, в более напряженном состоянии находятся кромки рабочих лопаток./
Расчет бандажа, скрепляющей проволокии шипов лопатки
Ленточный и проволочный бандажи находятся в одинаковых условиях работы:
1. Центробежная сила собственной массы вызывает изгиб бандажа между лопатками. Ленточные или проволочные бандажи при расчете рассматриваются как балочки длиной, равной шагу бандажа t6, с жестко заделанными концами (фиг. 163) и с равномерно распределенной нагрузкой интенсивностью
q = е/б^®%(164)
где/б — площадь поперечного сечения бандажа в № (см2);
/бл — b'h — для ленточного бандажа в м2 (см2);
/б„ = -^для проволочного бандажа в м2 (см2);
гб — радиус центра тяжести ленточного или проволочного бандажа в м (см);
е — плотность в кг/м3 ккг-секг/м4У
ленточного бандажа умень-ленточного бандажа умень-'6 'А'6 'АФиг. 163. Крепление рабочих лопаток в пакеты ленточными и проволочными бандажами.Фиг. 163. Крепление рабочих лопаток в пакеты ленточными и проволочными бандажами.
ленточного бандажа умень-
ленточного бандажа умень-
'6 'А
'6 'А
Фиг. 163. Крепление рабочих лопаток в пакеты ленточными и проволочными бандажами.
Фиг. 163. Крепление рабочих лопаток в пакеты ленточными и проволочными бандажами.
Находим изгибающий момент в местах заделки бандажей сечения Б—Б и F—F от действия центробежной силы собственной массы:
(165)(165)М - ^ - ^ь _ C6t6“1212~ ~Т2~’
(165)
(165)
где Сб = Qfe^e^2, — центробежная сила массы бандажа. При подсчете центробежной силы
шение ее за счет отверстий для шипов учитывается коэффициентом разгрузки
m ЬЧ6л — са , са
Ь'^бд
тогда центробежная сила ленточного бандажа
Сбл = фСбЛх = Ч^Ыб/бл^-(166)
Напряжение изгиба для ленточного и проволочного бандажей в сечениях Б—Б и F—F и их заделки находим по уравнению
<Ти = ^ н/м2 (кГ/сМ2).(167)
Для проволочного бандажа диаметром d момент сопротивления определим по уравнению
w б. п —w б. п —см3.см3.(168)(168)
w б. п —
w б. п —
см3.
см3.
(168)
(168)
Для ленточного бандажа момент сопротивления W6. 4 вычисляется по чертежу с учетом его ослабления отверстием для шипа ’•373
лопатки в сечении Б—Б:
W6.^^=^- см\W6.^^=^- см\(169)(169)
W6.^^=^- см\
W6.^^=^- см\
(169)
(169)
Свешивающаяся по окружности часть ленточного и проволочного бандажей должна быть рассчитана на изгиб как балка, заделанная одним конном с равномерно распределенной нагрузкой интенсивностью </, подсчитанной по уравнению (164).
ММПри длине свешивающейся части / изгибающий момент в заделке бандажа.
М
М
(170)
Если / = то
(171)(171) ^б C^tQ
(171)
(171)
" 8 ” 8
Из сравнения формул (165) и (171) следует, что в последнем случае изгибающий момент в 1,5 раза больше.
Для уменьшения изгибающих напряжений в заделке от свешивающейся части на ленточных бандажах делают скосы консоли (фиг. 163, а), на проволочном бандаже делают длину консольной части равной или меньшей 0,4t6 ll.
Ленточный бандаж рассчитывается на изгиб также и в осевом направлении, при этом свешивающаяся часть рассматривается как консоль длиной у. Центробежная сила шага консоли
Св. л = Qyt6. N^. лсо2;(172)
изгибающий момент в сечении В—В
Ми=С'6.л^;
изгибающее напряжение в сечении В—В
(-73)
где момент сопротивления
^б.л =^б.л =Уб. л — с) А2Уб. л — с) А266
^б.л =
^б.л =
Уб. л — с) А2
Уб. л — с) А2
6
6
Шипы лопаток рассчитываются на разрыв центробежной силой массы ленточного бандажа, приходящейся на один шип и определяемой по уравнению (166).
Растягивающее напряжение в шипе
(174)(174)а =
(174)
(174)
р ^ш ’
где гш — число шипов на одной лопатке, обычно 1 или 2;
fiu — площадь поперечного сечения шипа.
Пример. Рассчитать рабочую лопатку постоянного сечения по высоте на прочность от действия растягивающих и изгибающих усилий. Расчет рабочей лопатки сведен в табл. 44, 45.
Таблица 44
Расчет рабочей лопатки иа прочность
Наименование величин
Обозначение или формула
Размерность
№ ступени
Режим работы турбины
—-
—
Номинальный
Передаваемая мощность
N i колеса
кет
4597
Число оборотов
п
об/мин
3000
Средний диаметр по лопатке
Вер
см
101,75
Ширина профиля лопатки
в
см
2,516
Число лопаток (теоретическое)
Z
шт.
186
Перепад давлений
ьр
Мн/аР
0,084
Угол подъема профиля
а
град
11’55'
Площадь корневого сечения лопатки
F.
см2
1,87
Момент сопротивления корневого сечения (минимальный)
Г
см3
0,2469
Рабочая длина лопатки
1
м
3,75-10"2
Паровое усилие
Окружное
, Рокр
н
156
Аксиальное
Рос
н
56,4
Полное
Р = Рокр cos а + Рос sin а
н
163,5
Изгибающий момент в корне лопатки
Ми, = 0,5Р/
н. м
3,07
Напряжение изгиба в корне лопатки
Мих °“кр- wx
Мн/м2
12,45
Наименование величин
Обозначение или формула
Размерность
№ ступени
Коэффициент центробежной силы
Мн/м*
77,5-10’
Центробежная сила бандажа (приходящаяся на одну лопатку)
Сб
' н
696
Центробежная сила проволоки (приходящаяся на одну лопатку)
Сп
н
—
Центробежная сила лопатки
Сд = OMFIDcp
Я
2766
Суммарная центробежная сила
Ссум = Сб 4" С„ -|- СЛ
н
3462
Растягивающее напряжение
Ор = CcyjJF
Мн/м1
18,5
Суммарное напряжение
ОсуМ " ®U 4~ ^р
М н/м2
30,95
Температура лопатки
t
°C,
488
Продолжение та бл. 44
Таблица 45
Эскизы
Наименование величин
Обозначение или формула
Размерность
№ ступени
Режим работы турбины
Число оборотов
Коэффициент центробежной силы
Температура бандажа
Теоретическое число лопаток
п
./л-п\21
t
г
o^Imuh
Мн/м*
°C шт.
3000
77,5-ГО7
488' - 186
и
СО
S
S
К В
0)
S о
Ширина шипа Длина шипа Толщина бандажа Эффективная ширина бандажа
Средний радиус по бандажу
Шаг по бандажу
с а
h
b'
Гб
2лгб
. 6-' г
СМ см см
см
см
см
0,6 и 0,3/0,35
2,8
52,925 i',785
1*1
3 А
^5
Ц. б. с. шага бандажа
Коэффициент разгрузки бандажа при te
Коэффициент разгрузки бандажа цри 2/б
Сб = кЬ'МбГб .са
ф1 - 1ЪЧ6
•са
ф2-1 . 2ЪЧ6
н
696
0,868
’Л'
Расчет леиточиого бандажа иа прочность
Эскизы
Наименование величин
Обозначение илн формула
Раз- 'мер- иость
№ ступени
, <v S К
и
Момент сопротивления сечения А—А
Изгибающее напряжение в сечении А—А
Изгибающее напряжение в сечении М—М
1Гл= ^~7 №
_ , _ Фх^б
А . 12ГЛ фгСб^б °м~ ЗГЛ
СМ3
Мн/м2
Мн/м2
0,033
29,9
«3
од 3* д
Расстояииеоткрая бандажа до сечения В—В
Ц. б. с. шага бандажа до сечения В—В
Момент сопротивления в сечении В-В
Изгибающее напряжение в сечении В—В
У
Св = Сб-^г
6
_ _ Сву в~ 2WB
СМ н см3 Мн/м2
0,9
223,6
0,0242 4^5 41,6
А
М -
■1 1
А
М
J
5С
Р £ 1 ^
—1
3
а
Площадь сечения шипа
Растягивающее напряжение
Высота расклепки
Площадь среза
Напряжение среза
FM = ас
а _сб
X
^ср = (2с + 2а) х
% — Ф1
г ср
см2
Мн/м^ см см2
Мн/м2
0,66 &5 10,5
0,2
0,68 8^
Продолжение табл. 45
В табл. 44 приведены данные лопатки и расчет на прочность. Величины момента сопротивления, площади профиля и нахождение главной оси инерции X—X, проходящей через центр тяжести профиля, определяются графоаналитическим методом, изложенным в § 16.
Расчет лопаточных хвостов и обода диска
Хвостовая часть (ножки) рабочих лопаток рассчитывается на растяжение в узком сечении, смятие опорных поверхностей, срез выступающих частей ножки от действия центробежных сил.
Для определения напряжения смятия в лопатках с опорными поверхностями, расположенными наклонно по отношению к направлению действия центробежных сил, принимают проекцию площади этих поверхностей на плоскость, перпендикулярную ./ .377
Фиг. 164. Т-образный хвост рабочей лопатки.Фиг. 164. Т-образный хвост рабочей лопатки.хвоста лопатки(176)хвоста лопатки(176)ааСМ СМ SC+C,2fsSC+C,2fs(177)(177)
Фиг. 164. Т-образный хвост рабочей лопатки.
Фиг. 164. Т-образный хвост рабочей лопатки.
хвоста лопатки
(176)
хвоста лопатки
(176)
а
а
СМ
СМ
SC+C,2fs
SC+C,2fs
(177)
(177)
к радиусу диска. При расчете на смятие или срез ножки необходимо решить вопрос, сколько зубьев ее будет работать одновременно.
Изгибающие напряжения от действия парового усилия обычно малы, так как лопатки в хвостовой части плотно пригоняются друг к другу, и поэтому их зачастую не учитывают. Опасные сечения хвостов лопаток и обода диска зависят от их конструкции.
Расчет Т-образного хвоста. Данный тип хвоста применяется для лопаток, выполненных заодно с промежуточным телом и отдельно от него (фиг. 164).
Наиболее опасным сечением хвоста является сечение АВ. В сеченииДД возникают растягивающие напряжения , от действия центробежных сил 2С масс-, расположенных над сечением ММ, т. е.л центробежных сил масс профильной ча= сти лопатки, головки, бандажей и центробежной силы С'х хвостовой части, ограниченной сечениями ММ и АВ.
Площадь хвоста лопатки Д в сече- ' нии АВ вычисляется графоаналитическим методом (см. § 16). Для лопаток, выполненных заодно с промежуточным телом, вычисляется площадь фигуры befd (фиг. 164), а для лопаток, выполненных отдельно от промежуточного тела,—фигурой befd'.
Растягивающие напряжения в сечении АВ определяются так: sc + <
Напряжения среза в сечениях AD и ВС 2с+<+<
где С”х — центробежная сила участка ABCD (в плане befd и befd' — соответственно для лопатки, выполненной заодно и отдельно с промежуточным телом);
/2 — площадь среза прямоугольных сечений ADbd (BCef) или ADbd' (BCef)./
По опорным площадкам хвоста лопатки АК и BG возникают напряжения смятия
где Сх — полная центробежная сила хвоста лопатки между сечениями М—N и X—X;
/з —• площадь опорных площадок хвоста АК и BG.
Наиболее опасным сечением обода, в котором возникают наибольшие растягивающие напряжения от действия центробежных сил, является сечение X—X
(178)(178)Z^^C + Се) + -у С об°р4лг2Ь
(178)
(178)
где Zg ( SC + Cj — центробежная сила всех лопаток с хвостами; 2,
-у СОб — центробежная сила массы обода, расположенной над сечением X—X. Эта сила вводится в формулу с коэффициентом -у, так как обод представляет собой кольцо, и его центробежная сила вызывает не только радиальные, но и тангенциальные напряжения.
В сечении X—X в щеках обода возникают изгибающие напряжения от действия двух сил Р. Изгибающие напряжения в одной щеке обода в сечении X—X от действия силы Р
°и = -^~ ’(179)
гдеМи — Ра — изгибающий момент;
р = SC + C, _j__2_^g — изгибающее усилие;
СОб — центробежная сила части обода BEFG на длине одного шага;
2ЛГ^ЛГ<JF
^ = " 6z2 = "з?^момент сопротивления щеки обода в сечении X—X.
Суммарное напряжение в сечении X—X
<5^0 р + Ои.
Величина суммарного напряжения снижается, если применить конструкцию хвоста типа фиг. 149, в.
Напряжение среза в сечении FG обода диска
0,5 (SC+ Сх)г2 +А С;6
(I80)
Расчет елочного хвоста лопатки. Как рассмотрено ранее, лопатки с елочными хвостами делаются с внутренней заводкой (фиг. 149, з) и с торцовой заводкой (фиг. 150) в пазы обода диска. Принципиально методика расчета,в обоих случаях одинакова.
В паровых турбинах хвосты этого типа применяются, как правило, в тяжелонагруженных центробежными силами длинных
лопатках при относительно низких температурах. Несмотря на высокую точность обработки хвостов и пазов в ободе диска, после установки лопаток на место плотная посадка их с диском будет обеспечена только у части зубчиков.
Остальные зубчики хвостов лопаток с пазами обода будут иметь зазоры (порядка нескольких сотых долей миллиметра).
При работе турбины под действием центробежных сил части хвоста лопатки получат пластические деформации, в результате которых все или почти все зубья окажутся в плотном соединении
Фиг. 165. Елочный хвост рабочей лопатки.Фиг. 165. Елочный хвост рабочей лопатки.
Фиг. 165. Елочный хвост рабочей лопатки.
Фиг. 165. Елочный хвост рабочей лопатки.
с прорезями паза обода. Поэтому можно считать, что нагрузка между зубьями хвоста распределяется равномерно.
Рассмотрим расчет елочного хвоста лопатки (фиг. 165). Сила, действующая на каждый зуб,
Р =Р =Сл2п сока ’Сл2п сока ’(181)(181)
Р =
Р =
Сл
2п сока ’
Сл
2п сока ’
(181)
(181)
где Сл = Спр + Схв — сумма центробежных сил профильной части лопатки и ее основания до сечения I и центробежной силы хвоста Схв (ниже сечения I);
2п — число зубьев с двух сторон хвоста;
' а — угол наклона опорных поверхностей зубьев к направлению действия центробежных сил.
Растягивающие напряжения в ослабленных сечениях хвоста лопатки:
в сечении I
в сечении II
_ Спр + С1-2Р cos a Cnp-VCi-^-№Ьг12 ~’
где Ct — центробежная сила части хвоста между сечениями I и II;
в i-м сечении лопатки
слр + 2с,.--^1сл
= _,(182)
гдеCt — центробежная сила части хвоста, заключаю
щаяся между сечениями по двум соседним зубьям (например, между сечениями I и II);
/1, Z2, /3. . -4 — толщины хвоста в различных сечениях в зависимости от его конструкции могут быть равны и не равны между собой (см. фиг. 165). Зуб елочного хвоста рассчитывается на смятие, изгиб и срез. Напряжение смятия рабочей поверхности зуба (фиг. 165)
°см=="аГ£‘(183)
Изгибающие напряжения у основания зуба
Мц= Ре; W =
Напряжение на срез
°cp = V•(185)
Елочный гребень обода диска в ослабленных сечениях рассчитывается на растяжение.
Растягивающее напряжение в i-м сечении диаметром dt
— Сл cos -5- + Cgt
°р =diit ‘=1’(186)
где Сд1 — центробежная сила части обода диска между сечениями по двум соседним зубьям (например, между сечениями Г и //');
~2угол между осями симметрии хвоста лопатки и елочного гребня обода диска в конструкции с осевой заводкой лопаток в диск. Из-за малости угла -5L = -^L
22?2
можно считать, что он равен нулю, тогда cos — = 1;
z2— число лопаток.
Расчет вильчатого хвоста. Расчет соединения лопатки с ободом диска (фиг. 166) сводится к определению растягивающих напряжений в хвосте лопатки, срезывающих напряжений в заклепках, напряжений смятия между хвостом лопатки и заклепками и между ободом диска и заклепками. По мере увеличения диаметра заклепок снижается в них срезывающее напряжение и напряжение смятия и одновременно ослабляются сечения между отверстиями в гребнях обода диска и полуотверстиями в хвосте лопаток.
Фиг. 166. Вильчатый хвост рабочей лопатки.
В процессе эксплуатации турбины при замене лопаток новыми приходится рассверливать отверстия под заклепки на больший диаметр, поэтому при расчете хвостового соединения лопатки в гребнях обода диска в хвостах лопаток должен быть предусмотрен запас, позволяющий неоднократную замену рабочих лопаток.
Растягивающее напряжение в сечении /—/ хвоста лопатки
5С + ^-
гдеSC и Сх — соответственно центробежные силы ло
патки с бандажами и части хвоста, лежащей над сечением I—I;
Рл = (I — 0,5d) гЬг — площадь сечения 1—/;
t = — — шаг лопаток по радиусу;
d — диаметр заклепки;
6 2 — толщина ножки хвоста;
г — количество ножек хвоста;
В сечении /—/ следует определить изгибающее напряжение от центробежных сил, потому что радиус, проходящий через 382
центр тяжести лопатки, не совпадает с центром тяжести сечения хвоста, ослабленного заклепкой:
•„ _ Ми№ + С'х)ба
“Г(f-0,5<62z ’
где Ми = (2С + С,) а — изгибающий момент;
а — плечо изгиба;
W — (t — 0,5d)2 -^момент сопротивления сечения.
Действительное напряжение изгиба в хвосте будет меньше расчетного из-за реакции между плоскостями хвостов, плотно пригнанных друг к другу.
Напряжение среза в заклепках
_ _ с^ 4 _ 2СЛср 2г nd2 л^2г ’
где С, — центробежная сила лопатки с хвостом;
d — диаметр заклепки;
2г — число мест среза двух полузаклепок.
Напряжение смятия между заклепкой и хвостом
с — Сл
Напряжение смятия между заклепкой и ободом диска
а =смd (bs — г62)
Растягивающее напряжение в сечении х—у обода диска
— 2»СЛ ЬС0§
Р-д— (2лл2 — id) (b3 — zb3) ’
где кСо6 —- центробежная сила части обода над сечением х—у с коэффициентом разгрузки (& = -у);
i = ^ — число заклепок в одном ряду по окружности колеса. Расчет грибовидного хвоста лопатки. В данной конструкции (фиг. 167) предусматриваются буртики, препятствующие раскрытию хвоста. На опорных площадках с каждой стороны хвостового соединения лопаток с диском воз- никают опорные реакцииприложенные посредине площадок DG, от действия центробежной силы Сл = 2С + Сх.
Здесь SC — центробежная сила профильной части лопаток и бандажей;
Сх — центробежная сила хвоста.
Изгибающий с каждой стороны вилку момент создает опорные реакции Р в заплечиках. Для определения реакции Р применяется
Изгибающее напряжениеИзгибающее напряжениеФиг. 167? Грибовидный хвост рабочей лопатки.Фиг. 167? Грибовидный хвост рабочей лопатки.
Изгибающее напряжение
Изгибающее напряжение
Фиг. 167? Грибовидный хвост рабочей лопатки.
Фиг. 167? Грибовидный хвост рабочей лопатки.
теорема Кастильяно, при этом для упрощения пренебрегаем переменностью моментов инерции сечений участков хвоста, в результате чего получаем [63] ,
"2 L
г
где р-^- — сила трения, возникающая на опорных поверхностях;
р = 0,4 — коэффициент трения.
в наиболее напряженном сечении X—X хвоста
где Ми = -^- a — Pht — изгибаю-' щий момент;
№ _ ш^пМ0Мент сопротивления.
Растягивающее напряжение в
сечении X—X
где Сх — центробежная сила части хвоста над сечением X—X. Суммарное напряжение
О = Ор + Си-
. Напряжение среза хвоста в сечении GK
СР — 4л (г2 — O.S/iO/ii
Растягивающее напряжение в сечении ВС обода диска
21Сд4-С об
° Р2ЛГ1С ’
где Соб — центробежная сила обода, органиченная радиусами гх и г3.
Напряжение среза в сечении DE обода
42 -
,^СдНд-" СОб
2«(4-4) 1
где СОб — центробежная сила двух колец сечением DEFG. 384
Напряжение среза в сечении СН обода
а =
см 2nrtn
Напряжение смятия на поверхностях DG
см 4лг26 '
ВИБРАЦИЯ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
Основные понятия из теории колебаний
Движения, при которых точка тела по истечении некоторого времени проходит по одному и тому же пути в противоположных направлениях, называются колебательными.
Если данная точка неопределенное число раз повторяет свое движение через равные промежутки времени, то колебательное движение называется периодическим.
Всякое сложное колебательное движение по виду траекторий движения точки и характеру самого движения рассматривается как сумма более простых гармонических колебаний.
Основными величинами, характеризующими колебания, являются частота, период колебаний и амплитуда.
Наибольшее отклонение х колеблющегося тела от среднего положения называется амплитудой колебаний. Время Т в сек, в течение которого совершается полное колебание, называется периодом колебаний. Количество колебаний, совершаемое в 1 сек, называется частотой колебаний:
/ = ^гЧ.(187)
Во всяких колебаниях участвуют силы:
Возмущающие силы — периодические силы, вызывающие колебания.
Силы упругости — силы, поддерживающие колебания.
Силы, гасящие колебания, — силы сопротивления среды (силы внешнего затухания — воздух, пар и др.) и силы зависящие от вязкости материала (силы внутреннего затухания).
В зависимости от соотношения этих сил колебания могут затухать, быть установившимися или возрастать.
Если силы сопротивления среды и внутреннего трения в материале больше возмущающей силы, то будет происходить затухание колебаний, если соотношение этих сил обратное, то будет происходить раскачивание колебаний. При равенстве этих двух сил колебания будут происходить только под влиянием силы упругости.
Если какую-либо упругую систему вывести из положения равновесия и затем предоставить самой себе, то она будет под действием сил упругости и сил сопротивления среды и внутреннего трения в металле совершать свободные (собственные) колебания.
Частота этих колебаний является совершенно определенной для данного упругого тела (например, для данной лопатки), и величина ее зависит от геометрических размеров, характера креп-, ления и упругих свойств материала.
Свободные (собственные) колебания являются затухающими (фиг. 168), в которых при постоянной частоте амплитуда умень-
Фиг. 168. График затухания колебаний.Фиг. 168. График затухания колебаний.
Фиг. 168. График затухания колебаний.
Фиг. 168. График затухания колебаний.
шается по закону геометрической прогрессии с некоторым постоянным коэффициентом. Другими словами, отношение двух соседних амплитуд есть величина постоянная:
ХП*П+1ХП*П+1= const.= const.Хт _ Х2
ХП
*П+1
ХП
*П+1
= const.
= const.
%2^3
Процесс затухания характеризует величина, которая называется декрементом затухания:
У-Дт1"^"’С88>
где xlt хп — начальная и n-я амплитуда колебаний;
п — 1 — число колебаний в интервале между выбранными амплитудами.
Декремент затухания у характеризует действие демпфирующих сил, стремящихся погасить колебания: внутренних сил трения материала лопаток, сил трения в креплении лопаток (в хвостовых соединениях с ободом диска, в бандажных связях), а также сопротивления паровой среды, в которой происходит колебание лопаток. Декремент затухания является одной из основных величин, характеризующих надежность работы лопаток.
Если на упругую систему воздействует периодическая возмущающая сила, то в результате этого вне зависимости от собствен- 386
ной частоты колебаний возникнут вынужденные колебания, частота которых будет равна частоте возмущающей силы.
Амплитуда вынужденных колебаний определяется по уравнению
(189)(189)
(189)
(189)
где х — амплитуда вынужденных колебаний;
хст — прогиб под действием статической нагрузки, равной величине возмущающей силы;
/в» fc — соответственно частоты возмущающей силы и собственных колебаний системы;
6 = -^коэффициент затухания колебаний.
Если принять статический прогиб упругой системы хст постоянной величиной, то величина х, найденная по уравнению, будет зависеть от — и б.
1с
Для первоначального рассмотрения предположим, что б — = const, тогда по приближении частоты вынужденных колебаний /„ к частоте собственных колебаний fc, т. е. при -> 1,
Тс знаменатель уравнения приближается к наименьшей величине для данного значения б. При этом амплитуда вынужденных колебаний х становится намного больше статического прогиба хст. Частота вынужденных колебаний, равная частоте собственных колебаний, называется резонансной частотой 1V
Как следует из фиг. 169, в определенной области -у- — 0,75-т- 1,25 резонансных частот, амплитуда колебаний имеет резонансное значение.
С возрастанием декремента затухания у или же коэффициента затухания б в соответствии с уравнением (189) амплитуда вынужденных колебаний даже при резонансных колебаниях резко уменьшается (фиг. 169). В коротких высокочастотных лопатках коэффициент затухания колебаний достигает значительной величины, а в длинных низкочастотных величина б мала.
Следует отметить, что максимальное значение амплитуд хтах вынужденных колебаний достигается при меньшем отношении -^-<1, т. е. при частоте меньше резонансной. Частота колеба- ний, при которой амплитуда достигает максимума, называется критической.
В практике обычно считают, что критическая частота колебаний совпадает с резонансной. Такое допущение объясняется тем, что в коротких высокочастотных лопатках при относительно боль-
38738725* '
387
387
ших значениях 6, где большой точности в определении частот не требуется, существует наибольшая разница между критической и резонансной частотами. В длинных низкочастотных лопатках при малых значениях коэффициента затухания, где требуется значительная точность в измерении частот, резонансная частота почти совпадает с критической.
Фиг. 169. Кривые резонанса при различных коэффициентах затухания колебаний.Фиг. 169. Кривые резонанса при различных коэффициентах затухания колебаний.
Фиг. 169. Кривые резонанса при различных коэффициентах затухания колебаний.
Фиг. 169. Кривые резонанса при различных коэффициентах затухания колебаний.
Анализируя кривые резонанса при различных коэффициентах затухания о (фиг. 169), можно сделать выводы.
значения в интервале отношения частот -у- = 0,75-^1,25 и наи-большего значения при резонансе -у- = 1 даже при малых вели- Гсзначения в интервале отношения частот -у- = 0,75-^1,25 и наи-большего значения при резонансе -у- = 1 даже при малых вели- ГсАмплитуда вынужденных колебаний достигает опасного
значения в интервале отношения частот -у- = 0,75-^1,25 и наи-
большего значения при резонансе -у- = 1 даже при малых вели- Гс
значения в интервале отношения частот -у- = 0,75-^1,25 и наи-
большего значения при резонансе -у- = 1 даже при малых вели- Гс
чинах возмущающих сил.
На величину амплитуды колебаний в резонансном интервале частот -у- = 0,75-^1,25 существенно влияет коэффициент / с
затухания колебаний о, с увеличением значения которого амплитуда колебаний уменьшается.
388
При частотах, отдаленных от резонансной зоны, амплитуда колебаний мало зависит от сил сопротивления, т. е. коэффициента затуханий 6.Конструкторы при проектировании колеблющихся систем (например, лопаток) идут двумя путями:отстраивают частоты собственных колебаний таким образом, чтобы упругая система не работала в резонансной зоне;увеличивают коэффициент затухания колебаний системы, чтобы в случае работы в резонансной зоне не было опасных амплиПри частотах, отдаленных от резонансной зоны, амплитуда колебаний мало зависит от сил сопротивления, т. е. коэффициента затуханий 6.Конструкторы при проектировании колеблющихся систем (например, лопаток) идут двумя путями:отстраивают частоты собственных колебаний таким образом, чтобы упругая система не работала в резонансной зоне;увеличивают коэффициент затухания колебаний системы, чтобы в случае работы в резонансной зоне не было опасных амплитуд колебаний.Резонансные колебания возникают не только тогда, когда частота возмущающей силы равна, но и тогда, когда она кратна частоте собственных колебаний упругой системы.На фиг. 170 приведены осциллограммы свободных затухающих колебаний (кривая /) и вынужденных колебаний (кривая /7). На фиг. 170, а частоты возмущающей силы и собственных колебаний совпадают. При этом наступает резонанс и амплитуда вынужденных колебаний резко возрастает до величины, определяемой коэффициентом затухания 6 (фиг. 169).На фиг. 170, б и в представлены осциллограммы, где частота возмущающей силы кратна частоте собственных колебаний:туд колебаний.Резонансные колебания возникают не только тогда, когда частота возмущающей силы равна, но и тогда, когда она кратна частоте собственных колебаний упругой системы.На фиг. 170 приведены осциллограммы свободных затухающих колебаний (кривая /) и вынужденных колебаний (кривая /7). На фиг. 170, а частоты возмущающей силы и собственных колебаний совпадают. При этом наступает резонанс и амплитуда вынужденных колебаний резко возрастает до величины, определяемой коэффициентом затухания 6 (фиг. 169).На фиг. 170, б и в представлены осциллограммы, где частота возмущающей силы кратна частоте собственных колебаний:Кри бая 1КриВая!Кри бая 1КриВая!Максимальное отклонениеМаксимальное отклонениеСостояние покояСостояние покоя6)6)118)8)Фиг. 170. Резонансные колебания лопаток под действием^ возмущающих сил.Фиг. 170. Резонансные колебания лопаток под действием^ возмущающих сил.
При частотах, отдаленных от резонансной зоны, амплитуда колебаний мало зависит от сил сопротивления, т. е. коэффициента затуханий 6.
Конструкторы при проектировании колеблющихся систем (например, лопаток) идут двумя путями:
отстраивают частоты собственных колебаний таким образом, чтобы упругая система не работала в резонансной зоне;
увеличивают коэффициент затухания колебаний системы, чтобы в случае работы в резонансной зоне не было опасных ампли
При частотах, отдаленных от резонансной зоны, амплитуда колебаний мало зависит от сил сопротивления, т. е. коэффициента затуханий 6.
Конструкторы при проектировании колеблющихся систем (например, лопаток) идут двумя путями:
отстраивают частоты собственных колебаний таким образом, чтобы упругая система не работала в резонансной зоне;
увеличивают коэффициент затухания колебаний системы, чтобы в случае работы в резонансной зоне не было опасных ампли
туд колебаний.
Резонансные колебания возникают не только тогда, когда частота возмущающей силы равна, но и тогда, когда она кратна частоте собственных колебаний упругой системы.
На фиг. 170 приведены осциллограммы свободных затухающих колебаний (кривая /) и вынужденных колебаний (кривая /7). На фиг. 170, а частоты возмущающей силы и собственных колебаний совпадают. При этом наступает резонанс и амплитуда вынужденных колебаний резко возрастает до величины, определяемой коэффициентом затухания 6 (фиг. 169).
На фиг. 170, б и в представлены осциллограммы, где частота возмущающей силы кратна частоте собственных колебаний:
туд колебаний.
Резонансные колебания возникают не только тогда, когда частота возмущающей силы равна, но и тогда, когда она кратна частоте собственных колебаний упругой системы.
На фиг. 170 приведены осциллограммы свободных затухающих колебаний (кривая /) и вынужденных колебаний (кривая /7). На фиг. 170, а частоты возмущающей силы и собственных колебаний совпадают. При этом наступает резонанс и амплитуда вынужденных колебаний резко возрастает до величины, определяемой коэффициентом затухания 6 (фиг. 169).
На фиг. 170, б и в представлены осциллограммы, где частота возмущающей силы кратна частоте собственных колебаний:
Кри бая 1КриВая!
Кри бая 1КриВая!
Максимальное отклонение
Максимальное отклонение
Состояние покоя
Состояние покоя
6)
6)
1
1
8)
8)
Фиг. 170. Резонансные колебания лопаток под действием^ возмущающих сил.
Фиг. 170. Резонансные колебания лопаток под действием^ возмущающих сил.
(190)(190)Т= = ^„
(190)
(190)
где k = 2, 3
Чем больше величина кратности к, тем больше вынужденные колебания затухают прежде, чем колеблющаяся система получает новый импульс, при этом величина максимальной амплитуды снижается.
Любая упругая система имеет несколько частот собственных колебаний, например, рабочие лопатки имеют различные частоты собственных колебаний в зависимости от направления колебаний (тангенциальные, крутильные, осевые), а также от формы прогиба при колебаниях (1-й тон, 2-й тон и др.). Таким образом, явление резонанса будет наступать каждый раз, когда частота одного какого-либо вида собственных колебаний совпадает или становится кратной частоте возмущающей силы.
Силы, вызывающие колебания лопаток
Виды колебаний. Кроме постоянных сил, рассмотренных выше, на рабочие лопатки действуют небольшие, периодически действующие в различных направлениях силы. Они и являются возмущающими силами, вызывающими вибрацию лопаток. Возмущающие силы разделяются на две группы:
К I группе относятся силы, частоты возмущающих импульсов которых будут кратны (Л = 1, 2, 3 . . .) числу оборотов ротора ' турбины, т. е.
fe = ^<v гЧ.(191)
Фиг. 171. Изменения усилия пара на рабочую лопатку турбины в зависимости от ее положения по отношению к соплу.Фиг. 171. Изменения усилия пара на рабочую лопатку турбины в зависимости от ее положения по отношению к соплу.где псек — рабочее число оборотов ротора турбины в секунду. Возмущающие силы возникают из-за неточности изготовления диафрагм, парциального" подвода пара к рабочим лопаткам, вибрации ротора и других причин.
Фиг. 171. Изменения усилия пара на рабочую лопатку турбины в зависимости от ее положения по отношению к соплу.
Фиг. 171. Изменения усилия пара на рабочую лопатку турбины в зависимости от ее положения по отношению к соплу.
При плохой пригонке горизонтального разъема или нарушении плотности его по каким-либо причинам (например, при короблении цилиндра) новы- . шается расход пара, а следовательно, и парового
усилия на лопатки. Частота возмущающих импульсов в этом случае будет равна 2псек.
Нарушения шага или выходного угла при установке сопловых лопаток, особенно при их заливке во время изготовления чугунных диафрагм, обусловливают изменения степени реактивности и расхода пара через отдельные каналы, а следовательно, изменения парового усилия на рабочих лопатках. При этом частота возмущающих сил выразится через
knceK,
где к = 1, 2, 3 . . . — любое целое число.
При парциальном подводе пара к рабочим лопаткам в ступени происходит изгиб лопаток под действием давления паровой струи, выходящей из сопел. По выходе из-под действия паровой струи давление пара на рабочую лопатку прекращается, и она выпрямляется. В данном случае кратность к = 1, 2, 3 . . . при подсчете частоты возмущающих сил будет равна количеству сегментов сопел.
Местное изменение давления по окружности колеса может' возникнуть при различии в шаге рабочих лопаток, неравномерности проходных сечений и по другим причинам.
390
Причиной, вызывающей вынужденные колебания лопаток, могут быть такие дефекты при изготовлении турбины, как неконцентричное расположение сопел по отношению к рабочим лопаткам. В этом случае рабочая лопатка при различных положениях испытывает различные давления пара (часть струи пара бьет то в бандаж, то в диск).
Из рассмотренных причин, вызывающих вынужденные колебания лопаток, которые являются далеко не исчерпывающими, следует, что определить количество нарушений к не представляется возможным. Известным остается только то, что частота вынужденных колебаний кратна рабочему числу оборотов ротора турбины.
Ко II группе возмущающих сил относятся силы, частота возмущающего импульса которых пропорциональна количеству сопловых лопаток:
Д = znceK гц,(192)
где z — количество сопловых лопаток в диафрагме данной ступени.
Эти импульсы возмущающих сил рабочая лопатка получает в результате периодического изменения скорости парового потока, а следовательно, и их усилия в зависимости от положения рабочей лопатки к соплу (фиг. 171).
Рассмотренные две группы возмущающих сил вызывают колебания рабочих лопаток в различных направлениях, т. е. рабочая лопатка совершает сложные колебательные движения. Для удобства рассмотрения сложные колебания лопаток разделяют на простые колебания по величине главной их составляющей. Таких колебаний существует три группы: тангенциальные аксиальные и крутильные.
Тангенциальными колебаниями называются колебания, происходящие вокруг главной минимальной оси инерции X — X (см. фиг. 162, б). Эти колебания являются наиболее опасными, так как жесткость профиля относительно главной оси инерции X— X, проходящей через центр тяжести профиля, наименьшая (особенно в профиле активных лопаток), а возмущающая сила, определяемая главным направлением парового потока, в этом направлении наибольшая. Иногда говорят, что тангенциальные колебания происходят в плоскости диска. Это правильно только для активных лопаток, имеющих, одинаковые входные 0Х и выходные р2 углы, так как их главная ось инерции X— X почти параллельна прямой линии, соединяющей входную и выходную кромки профиля. Для профиля реактивных лопаток отклонение направления колебания рабочих лопаток от плоскости диска будет довольно значительным.
Аксиальными колебаниями называются колебания, происходящие относительно максимальной оси инерции профиля У — У,
Фиг. 172. Крутильные колебания профиля лопатки.Фиг. 172. Крутильные колебания профиля лопатки.Фиг. 173. Резонансные колебания одиночных лопаток:Фиг. 173. Резонансные колебания одиночных лопаток:а, б и в — с подвижной вершиной; г, д и е — с неподвижной вершиной; а и г — I тон; б и д — II тон; в н е — III тон.а, б и в — с подвижной вершиной; г, д и е — с неподвижной вершиной; а и г — I тон; б и д — II тон; в н е — III тон.
Фиг. 172. Крутильные колебания профиля лопатки.
Фиг. 172. Крутильные колебания профиля лопатки.
Фиг. 173. Резонансные колебания одиночных лопаток:
Фиг. 173. Резонансные колебания одиночных лопаток:
а, б и в — с подвижной вершиной; г, д и е — с неподвижной вершиной; а и г — I тон; б и д — II тон; в н е — III тон.
а, б и в — с подвижной вершиной; г, д и е — с неподвижной вершиной; а и г — I тон; б и д — II тон; в н е — III тон.
показаны на фиг. 162, б. Для активных лопаток направление этих колебаний совпадает или почти совпадает с плоскостью оси вала, а для профиля реактивных лопаток несовпадение будет значительным. Крутильными колебаниями называются колеба-
ния, при которых лопатки совершают угловые повороты вокруг оси, проходящей через середину сечения по всей длине лопаток (фиг. 172).
Тангенциальные колебания одиночных лопаток и пакетов рабочих лопаток. Тангенциальные колебания одиночных лопаток рассматриваются двух групп: лопаток со свободной вершиной (фиг. 173, а, б, в) и лопаток при наличии опоры у вершины (фиг. 173, г, д, а).
В обоих случаях лопатки имеют ряд различных форм собственных колебаний с соответствующими частотами.
Если в жестко зажатой хвостовиком лопатке вызвать вынужденные колебания при помощи вибратора или электромаг
нита, то при изменении в широком интервале частоты можно обнаружить ряд резонансов. Постепенно повышая частоту возмущающей силы до величины, совпадающей с частотой собственных колебаний, будем наблюдать резкое возрастание амплитуды ко-
лебаний, при которой наступает резонанс. Беспрерывное поддерживание колебаний лопаток при этой частоте дает возможность свободно исследовать их форму. Формы резонансных колебаний лопаток различают по числу узловых точек (неподвижных зон), по их длине.
Наинизшей частоте лопатки с подвижной вершиной соответствует^ I тон колебаний без узловых точек с Кривой прогиба, равной х/4 целой волны (фиг. 173, и).
При дальнейшем повышении частоты возмущающей силы наблюдается быстрое уменьшение амплитуды колебаний, которая постепенно становится почти равной нулю. Дальнейшее повышение частоты возмущающей силы вновь при определенном ее значении вызовет резонансные колебания, но уже другой формы с узловой точкой Л (фиг. 173, б). Вид кривой прогиба соответствует 3/4 целой волны — II тон колебаний. Зоны наибольших амплитуд располагаются у вершины и посредине между узловой точкой и местом закрепления лопатки в диске. При более высокой частоте собственных колебаний кривая прогиба соответствует 4/5 волны (фиг. 173, в) и имеются две узловые точки — III тон и т. д.
Частоты собственных колебаний лопаток постоянного сечения I, II и III тонов относятся как
1:6,3:17,6.
Для лопаток переменного сечения соотношение между этими частотами будет другим.
При колебаниях лопатки с неподвижной вершиной формы колебаний различают также по количеству узловых точек по длине лопатки не считая опоры у вершины:
1-й тон (фиг. 173, г) — 2/4 волны без узловых точек;
II тон (фиг. 173, д) — 4/4 волны с одной узловой точкой;
III тон (фиг. 173, е) — 6/4 волны с двумя узловыми точками.
В этом случае частоты резонансных колебаний лопатки постоянного профиля относятся как
М:^ = 1*: 3,2: 6,8.
В реальных условиях наблюдается неустойчивость соотношений собственных частот колебаний в коротких лопатках, что объясняется большим влиянием качества заделки хвостовиков на частоту собственных колебаний. Добиться одинаковой абсолютно жесткой заделки хвостовиков лопатки в диске практически невозможно.
Рабочие лопатки ленточными и проволочными бандажами соединяются в пакеты. Вибрации пакета лопаток рассматриваются как колебания отдельной системы. В зависимости от вида и количества бандажных связей для данного пакета возможны различные формы собственных колебаний. Между тангенциальными колебаниями пакетов и отдельных лопаток имеется много общего. Колебания пакетов делятся так же, как и колебания отдельных лопаток, на две группы: колебания пакета лопаток с подвижными (фиг. 174, а, б, в) и неподвижными (фиг. 174, г, 5, а) вершинами.
С повышением частоты собственных колебаний количество узловых точек увеличивается (увеличивается тон колебаний);
* Частоты колебаний I тона для случаев со свободной и неподвижной вершинами лопаток различны.
величины амплитуд и напряжении уменьшаются так же, как и при вибрации единичной лопатки. При колебаниях пакетов лопаток с подвижными вершинами происходит вибрация всех лопаток примерно с одинаковыми амплитудами в одной фазе.
Фиг. 174. Резонансные колебания пакета лопаток:
Л — с подвижными вершинами; Б — с неподвижными вершинами;а н г — I тон; б, d — II тон; в, е — III тон.
Колебания пакетов с неподвижными вершинами рабочих лопаток (внутрипакетные колебания) характерны для пакетной связи одним ленточным бандажом.
Однако очевидно, что наличие нескольких бандажных связей не исключает этого вида колебаний.
Фиг. 175. Виды внутрипакетных колебаний лопаток I тона:
а — симметричные колебания отдельных групп лопаток;б — симметричные колебания лопаток, равноудаленных отсередины пакета.
Отличие от вибрации пакетов лопаток с подвижными вершинами при колебаниях с неподвижными вершинами состоит в том, что один и тот же тон колебаний имеет несколько видов колебаний, различающихся формами колебаний каждой лопатки в пакете. Если в пакете z лопаток, то существует z — 1 различных форм колебаний. Все формы колебаний пакетов с неподвиж- 394
Фиг. 176. Спектр частот колебаний пакета лопаток.Фиг. 176. Спектр частот колебаний пакета лопаток.
Фиг. 176. Спектр частот колебаний пакета лопаток.
Фиг. 176. Спектр частот колебаний пакета лопаток.
ними вершинами можно разделить на Две группы по характеру их колебаний:
Половина.лопаток в пакете колеблется симметрично относительно другой половины (фиг. 175, й);
Равноудаленные от середины пакета лопатки совершают симметричные колебания (фиг. 175, б).
Бандажные связи повышают жесткость системы и частоту собственных колебаний, в то время как влияние массы бандажа снижает эту частоту.
В длинных лопатках, имеющих массу, значительно превышающую массу бандажа при жестком выполнении бандажного крепления, частота колебаний в пакете будет выше частоты колебаний одиночных лопаток. При недостаточно жестком креплении бандажа может быть обратное явление. Следует заметить, что масса бандажа в основном влияет на частоту колебаний лопаток с подвижными вершинами и почти не сказывается на частоте различных видов внутрипакет- ных колебаний.
На фиг. 176 представлен спектр частот колебаний пакета лопаток в зависимости
от отношения
масса шага бандажа, .,
v6 =;, а также коэффициента яб, -характери-
масса одной лопаткиг г
зующего повышение жесткости системы под влиянием бандажа. Коэффициент кб зависит от жесткости лопаток, бандажа и шага.
По вертикальной оси отложено отношение частоты колебаний определенного вида пакета лопаток к частоте I тона с подвижной
вершиной одиночной лопатки -~- = ф.
Из рассмотрения спектра частот (фиг. 176) следует, что колебания различных видов располагаются в определенном порядке.
Наинизшая частота соответствует I тону колебаний пакетов с подвижными вершинами V4 волны) (фиг. 174, й).
Внутрипакетные колебания I тона с неподвижными вершинами (а/4 волны) (фиг. 174, г) лежат в интервале частот
к= <р/л= (4,4-4,9) Л.
В зоне частот fn — <р/л = (5-т-7,2) /л располагаются колебания пакетов II тона с подвижными вершинами (3/4 волны) (фиг. 174, б).
Остальные виды колебаний располагаются в спектре при больших величинах частот (не показано на фиг. 176), и все они находятся в зависимости от частоты I тона колебаний одиночной лопатки /п = ср /л.
Оценка опасности различных видов колебаний лопаток
Динамические напряжения, возникающие в лопатках при резонансных колебаниях, очень опасны для работы турбины. Они вызываются незначительной возмущающей силой, составляющей лишь малую делю полного давления на лопатку, и тем не менее во много раз превышают статические напряжения.
Зависимость динамических напряжений от различных видон колебаний в корневом сечении лопатки и эпюры моментов приведены в табл. 46. Здесь приведены не абсолютные, а относительные значения динамических напряжений по отношению к динамическим напряжениям при колебании лопаток I тона со свободной вершиной, принятые за единицу. Из табл. 46 следует, что с повышением частоты (тона) колебаний относительные динамические напряжения резко снижаются.
Наиболее опасными колебаниями, таким образом, являются: I тон колебаний лопаток с подвижными вершинами, I тон с неподвижными вершинами и затем II тона с подвижными и неподвижными вершинами. Самым опасным видом колебаний является' I тон с подвижными вершинами, так как напряжения при этих-7 колебаниях значительно превосходят напряжения при всех остальных видах колебаний. Отстройка от резонанса этого вида колебаний является основной задачей.
Частота колебаний вращающейся лопатки (динамическая ча-1 стота). Как отмечено ранее, частота собственных колебаний лопатки /ст определяется величиной сил упругости у.
При вращении, ротора турбины на колеблющуюся лопатку дополнительно действует центробежная сила массы лопатки, которая так же, как и силы упругости, стремится вернуть лопатку в среднее положение, т. е. выпрямить изогнутую ось лопатки. Поэтому от действия центробежных сил жесткость лопатки повышается и динамическая частота (частота вращающейся лопатки) становится выше статической и может быть определена по формуле
Гдин = ]/^ + /ц, (193)
гдеfcm — статическая частота колебаний;
/ч = Впсек —частота колебаний лопатки (не обладающей
силами упругости, но находящейся под воздействием центробежной силы), пропорциональна числу оборотов ротора в секунду.
Таблица 46
Характеристика различных форм колебаний единичной лопатки
Форма кривой прогибаОтносительные напряжения в хвостовом сечении лопатки°дик сии- 1,0000139,5/\д'0,089012,4) 10,01862,585Форма кривой прогибаОтносительные напряжения в хвостовом сечении лопатки°дик сии- 1,0000139,5/\д'0,089012,4) 10,01862,585Форма кривой прогибаОтносительные напряжения в хвостовом сечении лопатки° дин си*920,2520145,61 \।0,00754,18гX0,01448,03Форма кривой прогибаОтносительные напряжения в хвостовом сечении лопатки° дин си*920,2520145,61 \।0,00754,18гX0,01448,03
Форма кривой прогиба
Относительные напряжения в хвостовом сечении лопатки
°дик си
и
- 1,0000
139,5
/
\
д'
0,0890
12,4
) 1
0,0186
2,585
Форма кривой прогиба
Относительные напряжения в хвостовом сечении лопатки
°дик си
и
- 1,0000
139,5
/
\
д'
0,0890
12,4
) 1
0,0186
2,585
Форма кривой прогиба
Относительные напряжения в хвостовом сечении лопатки
° дин си
*92
0,2520
145,6
1 \
।
0,0075
4,18
г
X
0,0144
8,03
Форма кривой прогиба
Относительные напряжения в хвостовом сечении лопатки
° дин си
*92
0,2520
145,6
1 \
।
0,0075
4,18
г
X
0,0144
8,03
Скоростной коэффициент В, учитывающий влияние центробежной силы, зависит от закона изменения профиля по высоте лопатки и вида колебаний (от кривой прогиба) и подсчитывается по эмпирическим формулам. Например, для I тона колебаний лопаток с подвижными вершинами коэффициент В может быть подсчитан по формулам:
для лопаток постоянного сечения
73 = 0,8^—0,85;
для лопаток переменного сечения
В = 0,72^ — 1,
где — — отношение среднегр диаметра облопачивания к длине лопатки.
В лаборатории могут быть экспериментальным путем определены динамическая и статическая частоты, после чего коэффициент В подсчитывается по уравнению
^дин = V^m + Bn«K. (194)
Анализируя уравнение (194), можно сделать заключение, что с повышением частоты колебаний fcm влияние центробежной силы Вп^сек уменьшается. Поэтому при высокочастотных колебаниях с влиянием центробежной силы можно не считаться.
Условия отстройки от резонанса
Условия надежной отстройки от резонанса при различных кратностях тангенциальных колебаний I тона. Для длинных низкочастотных лопаток последних ступеней конденсационных турбин наиболее опасным является I тон колебаний со свободными вершинами при частоте вынужденных динамических колебаний, кратных числу оборотов:
fa™ = ^псвк, (195)
где k = 1, 2, 3 . . . (6 — целое число). Как показали систематизация и анализ аварий рабочих лопаток последних ступеней, зона опасной кратности лежит в пределах к = 1 4-6. В стационарных турбинах рабочее число оборотов обычно 3000 об/мин (п,ек = 50 об/сек), поэтому опасными частотами являются In;
2п; Зп; 4п; 5п; 6п, т. е. 50, 100, 150, 200, 250, 300 гц.
Для обеспечения падежной работы низкочастотных лопаток необходимо, чтобы частота динамических резонансных колебаний лежала в зоне выше седьмой кратности к > 7, т. е. чтобы fdUK > >350 гц при п = 3000 об/мин, тогда работа лопаток допускаете? при резонансных частотах.
При частотах длинных лопаток, лежащих в зоне опасных кратностей колебаний к = 1 4-6, необходимо, чтобы резонансное число оборотов не совпадало с рабочим числом оборотов. Резо-> нансное число оборотов, которое называется критическим (несле-^ дует путать с критическим числом оборотов вала), может быть определено, если приравнять уравнения (194) и (195) и решить их относительно през:
fdun = ^^реа Р^fcm- ~Ь ВПрез*, (196)
пгез yfea_B-
По нормам, установленным для турбин с постоянным рабочим числом оборотов, величина запаса от резонанса I тона танген- 398
циальных колебаний ±Дп =должна составлять
праб не менее:
15% для 2-й кратности;
8% для 3-й кратности;
6% для 4-й кратности;
5% для 5-й кратности;
4% для 6-й кратности.
При выборе величины запаса от резонанса учитывалось, что опасная вибрация возникает не с математической точностью на резонансной частоте, а может иметь опасные значения амплитуд в определенном интервале отношений частоты колебаний к рабочей частоте, показанных на фиг. 169.
Интервалы между резонансными частотами шире при малых кратностях, чем при больших. Поэтому при назначении пределов запаса от резонанса для лопаток с низкой частотой колебаний они устанавливались большими, чем для лопаток с более высокой частотой.
Кроме того, учтены изменения числа оборотов ротора в пределах степени неравномерности систем регулирования турбин, которые имеют место при эксплуатации турбины. Указанные изменения приводят к изменению частоты возмущающего импульса.
Условия надежной отстройки от резонанса высокочастотных колебаний лопаток. В практике эксплуатации паровых турбин почти не встречаются аварии высокочастотных лопаток от резонанса с частотой вида кпсек. Это объясняется тем, что в них кратность колебаний к > 7. Не следует забывать, что чем больше к, тем в большей степени происходит затухание колебаний прежде, чем на лопатку воздействует новый импульс возмущающей силы. К тому же отстроить высокочастотные лопатки от резонанса с частотой типа кпст невозможно.
Поясним это положение на примере. Предположим, что частота свободных колебаний лопаток fcm = fauK = 500 гц. В высокочастотных лопатках влияние центробежной силы массы лопатки, как указывалось ранее, по уравнению (194) мало, и с ним можно не считаться. При псеК = 50 обкек
Соседние резонансные частоты
fcm ^^сек 9 • 50 - 450 2Ц,fcm = knceK = 11-50 — 550 гц.
Разница между резонансными частотами ±10%.
Для высокочастотных, лопаток разброс частот отдельных лопаток на диске может быть до 8—10%, так как в данном случае
большое влияние оказывает жесткость крепления отдельных лопаток к диску. Следовательно, всегда будут лопатки, работающие в условиях резонанса, причем с ростом частоты собственных колебаний число таких лопаток увеличивается. Амплитуда колебаний таких лопаток невелика, так как значительна величина коэффициента (или декремента) затухания (см. фиг. 169); возрастает коэффициент кратности к, поэтому даже при резонансных колебаниях работа высокочастотных лопаток будет безопасна.
Опасными высокочастотные колебания являются при совпадении частоты собственных колебаний с частотой импульсов от сопел (см. фиг. 171) т. е.
Тпак Те ^гек^,
где z — количество сопел (сопловых лопаток).
При парциальном подводе пара z принимается фиктивное, такое, которое было бы при полном подводе пара к рабочим лопаткам.
Из спектра частот, показанных на фиг. 176, следует, что ча- ^стота колебаний I тона с неподвижными вершинами (2/4 волны) лежит в интервале (4,4ч-4,9) Тл, а частота колебаний II тона с подвижными вершинами (3/4 волны) —в интервале (5-ь7,2) Тл. Указанные колебания являются наиболее опасными с точки зрения величин динамических напряжений в лопатках.
Поэтому при отстройке от резонанса с импульсами Сопел требуется, чтобы выполнялось условие
4,4/л < n„Kz > 7,2/л
или с запасом
^Тл < ^сек^ /* ^Тл'
Нежелательна работа рабочих лопаток при резонансных колебаниях с частотой (16—18)/л— частота III тона колебаний лопаток с подвижными вершинами (5/4 волны), т. е.
16/л < псеКг > 18/л.
Отстройка от резонансных частот и от импульсов сопел облегчается тем, что при конструировании ступени известна ча^ стота возмущающей силы nc№z, которую можно изменить, изменяя количество сопел. Кроме того, отдельным видам колебаний отвечает вполне определенная зависимость частоты пакета от частоты колебаний одиночной лопатки (фиг. 176) ТМК = ср/л см.
Таким образом, измерив величину Тл можно легко определить" частоту пакетов при различных видах колебаний.
Каждому виду колебаний соответствует вполне определенная кривая прогиба лопаток, это позволяет найти места максимальных изгибов лопаток и исключить их соответствующим расположением бандажных связей.
6 MHjM22006 MHjM220016016012012060604040о 400 450 500 550 '600 650 700 °Cо 400 450 500 550 '600 650 700 °CФиг. 177. Длительная прочность (за 100 000 ч) и ползучесть лопаток из различных сталей (1% от 100 000 ч работы) :Фиг. 177. Длительная прочность (за 100 000 ч) и ползучесть лопаток из различных сталей (1% от 100 000 ч работы) :— предел длительной прочности;— — — — — предел ползучести.— предел длительной прочности;— — — — — предел ползучести.
6 MHjM2
200
6 MHjM2
200
160
160
120
120
60
60
40
40
о 400 450 500 550 '600 650 700 °C
о 400 450 500 550 '600 650 700 °C
Фиг. 177. Длительная прочность (за 100 000 ч) и ползучесть лопаток из различных сталей (1% от 100 000 ч работы) :
Фиг. 177. Длительная прочность (за 100 000 ч) и ползучесть лопаток из различных сталей (1% от 100 000 ч работы) :
— предел длительной прочности;— — — — — предел ползучести.
— предел длительной прочности;— — — — — предел ползучести.
§ 44. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯЛОПАТОЧНОГО АППАРАТА
В паровых турбинах имеется две группы лопаток: 1) рабочие лопатки; 2) сопловые лопатки. Количество их в современных турбинах достигает нескольких тысяч штук.
Рабочие лопатки по сравнению с сопловыми работают в более напряженном состоянии, поэтому при выборе материалов для изготовления лопаток ориентируются на условии работы рабочих лопаток и такой же мате-
риал применяют для сопловых лопаток. Условия работы лопаток пр иводятк следующим основным требованиям, предъявляемым к материалу для рабочих и сопловых лопаток: 1) высокие показатели прочности при рабочей температуре лопаток;
высокие показатели пластичности, необходимые для равномерного перераспределения напряжений по всей площади поперечного сечения лопатки;
стабильность структуры, обеспечивающая неизменность механических свойств во вре-
мя эксплуатации;
высокая коррозионная стойкость при действии перегретого и влажного пара, а также кислорода воздуха;
сопротивление эрозионному разрушению;
хорошие технологические свойства, позволяющие применять относительно дешевые методы обработки лопаток (в первую очередь обработку резанием), обеспечивающие точное выполнение размеров профиля и высокую чистоту поверхности.
Рабочие и сопловые лопатки работают в зависимости от начальных параметров пара и их местоположения в турбине при различных температурах.
В табл. 47 приведена предельная температурная область применения различных марок сталей для лопаточного аппарата турбин. В табл. 48 и 49 приведены химический состав и механические свойства сталей для лопаточного аппарата паровых турбин.
На фиг. 177 показаны изменения предела длительной прочности (за 100 000 ч) и предела ползучести (1% за 100 000 ч) различных сталей, применяемых для лопаточного аппарата турбин.
Приемка материалов для изготовления лопаток осуществляется по химическому составу и механическим свойствам (см. табл. 48,
40140126 Смоленский
401
401
403403
403
403
Таблица 47
Температурная область применения сталей для рабочих лопаток, замков и бандажей
Марка стали
5 s £
V ь 2
« В®о S $ §-0 ® 2 н м X О яз
у У а> S SQ а с s
К X
X
о S
X
S X
X
О и
Индекс
Буквенное обозначение
—
1Х13(ЭЖ-1,Ж-1)
450
Мартенситная
Лопатки, бандажи и скрепляющая про-
волока
—
2X13 (ЭЖ-2, Ж-2)
450
»
Лопатки
—*
15X11МФ
550
»
В
ЭИ802
15Х12ВМФ
580
Мартенситно-
в
ферритная
ЭИ612
X15H35B3T
650
Аустенитная
>
ЭИ 123
2Х14Н14В2С2Т
600
В
Лопатки,
заклепки для
лопаток
ЭИ405
Х16Н13М2Б.
600
в
Лопатки
Таблица 48
Химический состав сталей, применяемых для рабочих лопаток, замков и бандажей
Марка стали
Содержание элементов в %
с
Si
Мп
Сг
Ni
Мо
1X13
0,09—0,15
<0,6
<0,6
12—14
<0,6
—
2X13
0,16—0,24
<0,6
<0,6
12—14
<0,6
—
15Х11МФ
0,11—0,18
<0,5
<0,6
10—11,5
<0,6
0,5-0,7
ЭИ802
0,12—0,18
<0,4
0,5—0,9
11—13
0,4—0,8
0,5—0,7
ЭИ612
<0,12
<0,5
1,0—2,0
14—16
34—38
—
ЭИ 123
0,15—0,25
1,7—2,3
0,4—0,8
14—16
12—14
'
ЭИ405
<0,12
0,8—1,0
<0,5
16—17
12,5—14,5
1,5-2,0
V
W
Ti
Nb
s
р
не более
0,25—0,40
0,15—0,30
0,7—1,1
2,8—3,5
1,8—2,2
1,1—1,5
0,5—1,5
0,8—1,2
0,03
0,03 0,025
0,03
0,02
0,03
0,03
0,035
0,035*
0,03
0,03
0,02
0,03.
0,03
402
Таблица 49
Механические свойства сталей, применяемых для рабочих лопаток, замков и бандажей
Марки стали
Механические свойства прн 20° С (не менее)
Длительные прочностные свойства
°0,2 в Мн/мг
св в Мн/м?
6.
В %
в %
% В кдж/м2
Температура металла в град
°д. п в М н/м2
°п в М н/мг
1X13
441,3
617,8
20
60
785
400
450
~245
^216
118
98
2X13
490,3
686,5
18
60
686
400
450
^245
^255
127
118
15X11МФ
490,3
686,5
16
55
588
550
550
127
216
88
98
ЭИ802
735,5
872,8
15
58
883
565
580
196
157
- 78
69
■ЭИ612
392,3
735,5
15
35
588
650
157
127
ЭИ 123
245,2
539,4
40
60
785
600
118
73,6
ЭИ405
235,4
539,4
40
50
785
600
147
88
Примечания: I. Длительные прочностные свойства приведены для стали, имеющей механические свойства (прн 20° С) в пределах, устанавливаемых техническими условиями.
2. Предел длительной прочности Одп приведен для 100 000 ч (гладкие образцы).
3. Предел ползучести OR приведен для деформации, равной 1% за 100 000 ч.
49), на образцах, взятых из данной партии металла. Отдельные штанги и заготовки материала проверяются на наличие волосовин и шлаковых включений, располагающихся главным образом в центральной части. Для магнитных сталей проверка производится методом магнитной дефектоскопии (магнофлокс), для немагнитных аустенитных сталей — сильными реактивами (например, царской водкой). Металл с волосовинами в производство не допускается. После изготовления лопатки теми же методами проверяются на наличие в них волосовин. Кроме того, готовые лопатки подвергаются капельной пробе 10%-ным водным раствором азотной кислоты для выявления лопаток, случайно изготовленных из простых нелегированных сталей. Поверхность нержавеющей стали при нанесении капли реактива не изменяется, а поверхность простых сталей становится матовой и темнеет.
Все стали, приведенные в этих таблицах, являются нержавеющими сталями. Коррозионная стойкость нержавеющих хромистых сталей (Gr = 10-ь 17,5%) при прочих равных условиях тем выше, чем меньше содержание углерода. Сталь 1X13 обладает большей коррозионной стойкостью, чем сталь 2X13.
Сопротивление эрозионному разрушению любой из приведенных сталей невысокое, поэтому выходные кромки лопаток (при- 26* .
мерно верхняя треть на высоте ступеней, работающих в области влажного пара) упрочняются любым из рассмотренных ранее способов, кроме того, на диафрагмах применяются влагоуловители.
Сталь 1X13 применяется в виде горячекатаных и кованых заготовок для лопаток и заклепок, холодно- и горячекатаных листов и полос для бандажей лопаток, скрепляющей проволоки.
Сталь 2X13 для лопаток паровых турбин применяется в виде горячекатаных и кованых заготовок. Стали 1X13 и 2X13 по техническим условиям выплавляются только в электропечах, ее температура плавления 1510—1530° С. Критические точки стали 1X13 при нагревании: АС1— 730°, АСз— 850°, а при охлаждении АГ1 — 700° и АГз — 820° С.
Термическая обработка сталей 1X13 и 2X13:
Закалка при температуре 1030—1050° С с охлаждением для малых заготовок на воздухе, а при больших в масле;
Отпуск при 730—750° С с охлаждением на воздухе.
Обе марки стали принадлежат к мартенситному структурному классу и способны закаливаться при охлаждении с высоких температур на воздухе. В состоянии отжига или высокого отпуска стали обладают высокой пластичностью, допуская глубокую вытяжку и другие виды холодной штамповки, а также холодную прокатку. Сталь 1X13 сваривается газовой и дуговой сваркой, а сталь 2X13 с подогревом. После сварки необходим отпуск при температуре 760—780° С с медленным охлаждением.
Указанные стали подвержены отпускной хрупкости; при температурах отпуска 400—450° С в них наблюдается значительное падение ударной вязкости, и поэтому они применяются в состоянии термического улучшения, включающего отпуск выше 600° С. Возможно азотирование этих сталей на глубину <0,2 мм, при этом достигается твердость азотированного слоя < 56 HRC. Показатели прочности сталей 1X13 и 2X13, определенные при испытаниях на кратковременный разрыв, с повышением температуру (фиг. 178) до 300—350° С снижаются медленно, а в интервале температур от 350 до 600° С ав и os снижаются по круто падающим кривым.
Показатели пластичности с повышением температуры, наоборот, быстро повышаются и особенно возрастает относительное сужение. Ударная вязкость этих сталей остается достаточно высокой и, достигает значения щ= 1,86— 1,96 Мдж/м2 (18— —20 кгм/см2) (в табл. 49 даны минимальные значения ак\
На фиг. 179 даны кривые изменения предела выносливости сталей 1X13 и 2X13 в зависимости от повышения температуры. Вибрационные испытания определения предела выносливости для стали 1X13 выполнены непосредственно на лопатках, а для стали 2X13 — на цилиндрических образцах.
Важной характеристикой работоспособности металла в условиях повторно-переменных или знакопеременных нагрузок при 404
воздействии циклически повторяющихся нагрузок является циклическая вязкость — способность металла поглощать энергию в необратимой форме без разрушения.
С одинаковыми пределами выносливости более высокой работоспособностью при переменных нагрузках будет обладать тот металл, циклическая вязкость которого будет выше.
1X13ФХ651X13ФХ65
1X13
Ф
Х65
1X13
Ф
Х65
ФйГ. 178. Изменение прочности и пластичности сталей 1X13 и 2X13 сповышением температуры.
Для изготовления турбинных лопаток сталь 15X11МФ поставляется в виде полуфабриката — горячекатаных и кованых заготовок .
Типовой термической обработкой для нее является закалка на воздухе с 1030—1100° С и отпуск при 700—750° С. Указанная
Предел выносливостиПредел выносливостиФиг. 179. Пределы выносливости сталей IX13 и 2Х13 при температурах 20—600° С.Фиг. 179. Пределы выносливости сталей IX13 и 2Х13 при температурах 20—600° С.
Предел выносливости
Предел выносливости
Фиг. 179. Пределы выносливости сталей IX13 и 2Х13 при температурах 20—600° С.
Фиг. 179. Пределы выносливости сталей IX13 и 2Х13 при температурах 20—600° С.
сталь удовлетворительно сваривается электродами КТИ-9 с предварительным подогревом до 350—400° С, при этом в зоне термического влияния сварки наблюдается некоторое разупрочнение ее. Для состояния закалки 1050° С и отпуска при 740° С; по данным ЛМЗ, сопротивление ползучести этой стали при температуре 550° С 01/1ооооо= 88,3 Мп!мй 9 кг!мм-\ Длительные выдержки до 6000 ч в интервале температур 500—600° С не вносят существен-
ных изменений в значения ак при 20° С. Жаростойкость при длительном сроке службы обеспечивается до 600—650° С.
Мартенситно-ферритная сталь ЭИ802 (15Х12ВМФ) (количество свободного феррита достигает в ней 10—15%) применяется для турбинных лопаток до температуры 550—580° С, диафрагм — до 550—575° С, крепежных деталей — до 550—565° С, поковок дисков и турбинных роторов — до 550° С.
Типовая термическая обработка стали ЭИ802: 1. Отжиг при 830—850° С, закалка с 1050° С в масле, отпуск при 680—700° С; 2. Отжиг при 900—950° С, закалка с 1000° С в масле, отпуск при 680—700° С.
Эта сталь хорошо сваривается; возможна сварка ее с перлитными сталями. Видом поставляемого полуфабриката стали ЭИ802 для лопаток являются горячекатаные и кованые заготовки.
В-условиях длительных выдержек при температурах 550 и 600° С сталь имеет достаточно стабильные свойства; при этом ударная вязкость снижается с ~0,69 до 0,39 Мдж/м2 (с 7 до 4 кГм/смй).
По данным ЦКТИ сталь ЭИ802 имеет высокую длительную пластичность и мало чувствительна к концентрации напряжений при высоких температурах. Жаростойкость стали при длительном сроке службы — до 600—650° С.
ссСталь ЭИ612 благодаря титану относится к термически улучшаемым материалам аустенитного класса. Типовая термическая обработка стали ЭИ612: 1) аустенизация при 1080 —1100°С с охлаждением в воде, двойное старение (при 850—900° С— 10 ч и при 700—710° С—25—50 чу 2) аустенизация при 1080—1100° С ч
с
с
охлаждением в воде, старение при 700° С в течение 25—50 ч. Сталь ЭИ312 способна к интенсивному дисперсионному
твердению, выражающемуся в значительном повышении твердости аустенизированной стали под влиянием длительных выдержек в интервале температур 650—700° С. Предварительное старение в процессе термической обработки обеспечивает удовлетво- ■ рительную стабилизацию свойств стали.
Сталь ЭИ612К отличается от стали ЭИ612 (таблицы 47—49) дополнительным содержанием Со = 3,5—4,5°/0, эта сталь применяется для лопаток турбин, работающих при температуре до 650—700° С.
Сталь ЭИ612Д обладает удовлетворительной пластичностью в условиях длительного растяжения при 650—700° С. Допустимая рабочая деформация при длительном сроке службы состав- 800° С Жаростойкость при длительном сроке службы — до
В турбинах больших мощностей предполагается лопатки последних ступеней изготовлять из сплавов на титановой основе, так как они имеют удельный вес 44,5 кн/м3 (4,54 г/см3), почти в 2 раза меньший, чем сталь. Применение титановых сплавов (см. гл. I) увеличит высоту рабочих лопаток последних ступеней, 406
что повысит предельную мощность одновального агрегата. Сплавы на титановой основе имеют существенные недостатки, тормозящие их применение для лопаточного аппарата. Основными из них являются повышенная чувствительность к рискам и царапинам, вызывающим концентрацию напряжений, которые снижают усталостную прочность этого сплава. Кроме того, модуль упругости Е титановых сплавов приблизительно вдвое меньше, чем у стали, что значительно снижает частоту собственных колебаний лопаток. Титановые сплавы очень дороги как при механической обработке, так и в заготовке.
Материалы для промежуточных тел, проволочных и ленточных бандажей и заклепок. Промежуточные тела при эксплуатации турбины не испытывают значительных напряжений, т. е. работают в сравнительно легких условиях. В современных турбинах промежуточные тела для избежания коррозионного разрушения изготовляются из стали 1X13. Горячекатаные заготовки для промежуточных тел не должны иметь трещин, рванин, закатов, волосовин и других дефектов.
Бандажная лента и проволока обычно изготовляются из стали 1X13, из горяче- или холоднокатаной ленты, листа или проволоки. Для заклепок крепления лопаток к дискам наиболее часто применяют хромистую нержавеющую сталь с пониженным содержанием углерода марки Ж1М. Для крепления тяжелонагруженных лб- паток, работающих при температуре >350° С, применяют для заклепок хромомолибденованадиевую сталь 25Х2МФА (ЭИ10) ГОСТ 4543-48.
Выбор допускаемых напряжений. Из рассмотрения § 43 следует, что при расчете рабочих лопаток точных данных о величине динамических напряжений, возникающих при колебаниях лопаток, не имеется. Практика отечественного стационарного турбостроения для активных турбин с диафрагмами рекомендует следующие нормы допускаемых напряжений изгиба лопаток под воздействием пара:
В ступенях с полным подводом пара ааоп изг < 34,3 Мн!м2 (350 кПсм^;
В ступенях с парциальным подводом пара одсп цзг< < 14,7 Мн/м2 (150 кПсм2\
Под напряжениями парового изгиба обычно понимается суммарное напряжение изгибающих усилий от динамического действия паровой струи и перепада давления на рабочую лопатку.
В реактивных турбинах без диафрагм допускаемые напряжения изгиба будут другими.
Независимо от выбора допускаемых напряжений (после изготовления лопаток) обязательно производится проверка вибрационных характеристик, а в случае необходимости — отстройка от вибрации рабочих лопаток каждой ступени. Для лопаток, ра-
ботающих при умеренных и низких температурах, критериями прочности являются предел текучести о0-2/ и предел усталости о_г при соответствующей температуре.
Ввиду отсутствия в процессе проектирования данных о величине переменных возмущающих сил использование данных о пределе усталости применяемого материала для рабочих лопаток, затруднительно. Поэтому допускаемые напряжения получают не из диаграммы для асимметричного цикла, а задаются ими на основании экспериментальных данных.
Допускаемое напряжение от растяжения (с учетом установки) в зоне низких и умеренных температур выбирается так:
„ _ °0,2<° °доп. рост ~ у^ >
где К, = 1,7.
В тяжелонагруженных лопатках последних супеней современных турбин, работающих при низких температурах (см. табл. 2), коэффициент запаса прочности при растяжении и изгибе находится в пределах Ks = 1,52 ч-2,17.
Таким образом, допускаемые напряжения для этих лопаток, изготовленных из стали 1X13, os = 441,3 Мн!м1 (4500 кПсм^ при Ks = 1,56-5-1,71 равны Оаоп = 283,3ч-257,9 NYhIm2 (2890— 26 30 кПсм^у, для лопаток из сталей ЭИ802 и 15X11МФ а, = = 686 Мн!м4 (7000 кПсм^ при Ks = 1,62 ч-1,63 об0П= 421,6ч- ч-424,5 Мн!мг (4300—4320 кГ/см2); для лопаток из стали 2X13 as = 490 Мим1 (5000 кПсм^ при Ks = 1,52—2,17 саоп = 321 . -4-225 Мн/м2 (3280—2300 кГ/см2).
В зоне повышенных температур (выше 400° С), где интенсивно проявляется ползучесть металла, допускаемые напряжения растяжения определяются как минимальные из следующих трех условий:
vdon. раСт > ^доп. раст ^^ >
vdon. раст ' где
Ks = 2,0; К3.п = 2,0; Кп = 1,3.
Напряжения от растяжения и изгиба в хвостах лопаток допускаются в тех же пределах, что и для профильной части лопаток, т. е. с коэффициентами запаса прочности К, = 2,0; Ка „ = = 2,0; К, = 1,3.
Напряжения смятия на контактных поверхностях хвоста лопатки и обода диска могут быть допущены большими, т. е. с коэффициентами запаса прочности Ks = 1,25; K3.n = 1,25; Кц = 0,9.
В шипах рабочих лопаток при расклепке возникает явление наклепа, увеличивающее жесткость металла, уменьшающее его 408
пластичность б и ip, к тому же возможности контроля корневого сечения шипа после расклепки весьма ограничены. Поэтому допускаемая величина напряжений разрыва в корневом сечении шипа принимается не более 24,5 Мшлг (250 кГ/см2') и величина напряжения среза не выше 19,6 Мн!мй (200 кПсм2\ Напряжения изгиба в ленточных и проволочных бандажах допускаются исходя из коэффициентов запаса прочности Ks = 2,0; Кд п — 2,0; К„=1,3.
Приведенные выше положения рассматривают так называемые номинальные напряжения. При резком изменении конфигурации лопаток в некоторых местах может возникнуть концентрация напряжений, связанная с перераспределением напряжений в зонах резкого изменения очертания лопатки. Отношение максимальных напряжений, вызванных их концентрацией к номинальным напряжениям в тех же точках детали, называется коэффициентом концентрации напряжений:
„ ' Стах
Опасными зонами в рабочих лопатках в отношении концентрации напряжений являются переходная зона от активной (профильной) части к хвостовой части лопатки у лопаток, выполненных заодно с промежуточным телом и в отверстиях для проволочных связей. Исследования показывают, что при неправильном конструировании лопаток в этих местах местные напряжения могут превзойти номинальные в 3 раза и более.
Для уменьшения концентрации напряжений в опасных зонах необходимо переход от профильной части лопатки к хвостовой выполнять галтелью достаточно большого радиуса; края отверстий для проволоки должны быть тщательно закруглены; опасные зоны лопатки отдельно полируются для повышения чистоты поверхности, особенно в длинных тяжелонагруженных центробежными силами лопатках.
В лопатках, предназначенных для работы при высоких температурах выше 400° С, независимо от проверки допустимых напряжений по пределу текучести os (а0)2) необходимо проверить величину пластических деформаций во времени, т. е. надо рассчитать лопатку на ползучесть (см. гл. II).
В последнее время наметилась тенденция повышения срока службы основных деталей турбины, в том числе и рабочих лопаток, с 100 000 ч до 200 000 ч. Следовательно, за этот срок службы пластическая деформация лопаток (под влиянием ползучести), работающих при высоких температурах, должна быть меньше радиального зазора между лопаткой и деталями статора турбины.
ГЛАВА IX
ВАЛЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ И УСЛОВИЯРАБОТЫ ТУРБИННЫХ ВАЛОВ
Валы роторов активных турбин подразделяются на несколько типов: ступенчатые, с постоянным диаметром для посадки дисков, цельнокованые, комбинированные, у которых часть вала откована заодно с дисками, а другая часть выполнена ступенчатой формы.
В аксиальных турбинах реактивного типа применяют валы барабанного типа и комбинированные из барабанной и дисковых частей.
В радиальных турбинах реактивного типа применяют валы ступенчатые или комбинированные из цельнокованой и ступенчатой частей.
Ступенчатые валы роторов в местах посадок дисков имеют разные диаметры, которые последовательно изменяясь, образуют ряд ступеней. На каждую ступень насаживается один или два диска (см. фиг. 131, 132). Ступенчатость вала облегчает процесс насадки дисков в горячем состоянии на вал. При такой конструкции исключается заклинивание дисков на промежуточной шейке по длине вала в случае недостаточного нагрева диска, к тому же положение каждого из дисков на валу фиксируется торцовой поверхностью следующего выступа.
Осевая длина каждой ступеньки вала делается больше ширины ступицы диска на величину теплового расширения диска (на 0,15— 0,30 мм\ таким образом, при посадке дисков на вал автоматически получаются требуемые величины тепловых осевых зазоров между дисками. Ступенчатые валы обладают высокой прочностью, так как по своей форме они приближаются к телу равного сопротивления.
В целях упрощения технологии изготовления валы турбин малой мощности в местах посадки дисков выполняются гладкими одного диаметра, например в турбинах КТЗ мощностью до 12 000 кет. В этом случее фиксирование дисков в осевом направлении осуществляется с помощью колец, посаженных в соответ- 410
ствующие пазы на валу с обеих сторон ступицы диска (см. фиг. 130). Эти кольца при посадке разогреваются до такой температуры,* при которой внутренний их диаметр становится больше диаметра вала на величину зазора, предотвращающего заклинивание кольца при его посадке в паз.
Одно из основных технических требований к валам и цельнокованым роторам состоит в том, что взаимное расположение поверхностей вала и его конструктивных элементов должно обеспечивать правильное положение ротора в статоре в пределах, обусловленных чертежом. Поэтому при конструировании цельнокованого и ступенчатого валов должны быть выбраны конструктивно-технологические базы, т. е. такие поверхности, которые определяют положение ротора в статоре турбины. От базовых поверхностей и следует проставлять все его размеры, тем самым будет облегчена обработка детали и обеспечена необходимая точность размеров.
Для вала ротора турбины обычно выбираются две базы, из которых одна для всех радиальных размеров, а другая — для осевых.
За радиальную технологическую базу выбираются центровые отверстия вала. За осевую базу принимают: для цельнокованых валов — торец первого диска со стороны впуска пара, а в валах с насадными дисками — буртик, в который упирается первое рабочее колесо при насадке.
Валы и цельнокованые роторы изготовляют с высокой степенью точности. Биение поверхностей (роторов) и их валов под насадку дисков и шеек для вкладышей подшипников не должно превышать "0,02 мм.
Диаметры шеек под насадку дисков выполняются по замерам с дисков по 1-му классу и чистотой поверхности опорных шеек V7—V8, а всех остальных V6.
Передача крутящего момента от диска к валу осуществляется с помощью одной или двух диаметрально противоположно расположенных осевых шпонок. Отклонение от параллельности шпоночных пазов относительно оси вала допускается не более 0,05 мм по их длине, а непараллельность боковых сторон между собой не более 0,02 мм.
Несимметричность расположения шпоночных пазов относительно оси вала при двух диаметрально противоположных пазах допускается не более 0,05 мм.
Валы паровых турбин выполняются сплошными при малых размерах вала, с центральными осевыми отверстиями в цельнокованых роторах и в большинстве случаев в крупных валах. Центральное отверстие должно быть строго концентрично наружной поверхностп вала, чтобы исключать смещения центра тяжести вала по отношению к его оси. Центральные отверстия в валах и цельнокованых роторах выполняются одного диаметра или ступенчатыми, а обычно двумя различными диаметрами.
В барабанных валах осевых реактивных турбин внутреннее отверстие выполняется фигурной формы с плавным переходом от одного диаметра к другому.
При получении центрального отверстия высверливается материал центральной части слитка, где обычно сосредоточена наихудшая структура материала и могут быть неметаллические включения. Кроме того, центральное отверстие дает возможность при помощи перископа осмотреть поверхность отверстия и выявить дефекты материала внутри вала. При обнаружении неметаллических включений, плен, раковин отверстие вала рассверливается на большой диаметр.
Следует отметить, что вес пустотелого вала значительно уменьшается при небольшом снижении сопротивления изгибу и кручению. Например, вес вала с отверстием, равным половине его диаметра, на 25% меньше сплошного, а его сопротивление изгибу всего на 6,3% меньше сопротивления изгибу сплошного вала.
Цельнокованые роторы и валы работают в условиях длительного воздействия температур. Величина температуры пара по мере его расширения меняется по длине вала. Наиболее высокая температура имеет место в первых ступенях; ее величина зависит от начальных параметров пара, а в последних ступенях конденсационных турбин и на шейках подшипников температура рабочей среды (пара и масла) 30—70° С.
При переменных тепловых режимах турбины: пусках, нагружениях, переменных режимах работы и остановах температура пара, омывающего ротор, изменяется по его длине по сравнению с расчетным (экономичным) режимом.
Ступенчатость вала и шпоночные пазы обусловливают наличие концентрации напряжений в местах перехода от одного диаметра к другому и вокруг шпоночных пазов.
Основными неполадками с валом при пуске, эксплуатации и останове турбины является искривление вала, которое может происходить по следующим причинам:
Неравномерное охлаждение неподвижного вала или барабана ротора после останова турбины, при этом нижняя часть вала охлаждается быстрее и вал выгибается кверху. По мере остывания искривление вала уменьшается, и при температурном равновесии между верхом и низом вал выравнивается.
Для того чтобы не было искривления вала по указанной причине, в современных паровых турбинах применяют валоповорот- ные устройства, которые работают длительное время при останове турбины, а при кратковременном останове, например на выходной день они вообще не выключаются (см. гл. X).
Искривление вала может быть также в остановленной турбине при протечке пара через регулирующие клапаны и т. д. В этом случае вал не может выпрямиться до тех пор, пока не будет устранена протечка пара. Если требуется пустить турбину с ис-
кривленным валом, то ротор необходимо вращать вхолостую ,при небольшом числе оборотов до тех пор, пока вал выпрямится так, чтобы турбина работала без вибрации.
Величина искривления неподвижного вала может быть и незначительной настолько, что при медленном вращении вала зазоры в уплотнениях не будут выбраны и не произойдет задевания вращающихся частей о неподвижные детали статора. Вследствие несовпадения центра тяжести ротора с осью вращения при повышении числа оборотов появляется центробежная сила неуравновешенной массы, вызывающая дополнительный прогиб вала и вибрацию его. В этом случае зазоры в уплотнениях выбираются и в них происходит задевание. В таких случаях скорость вращения снижается и турбина дополнительно прогревается на малых оборотах, после чего повторно повышают число оборотов. Искривление вала при задеваниях в концевых и диафрагменных уплотнениях также является причиной искривления вала (эта причина подробно рассмотрена в гл. V).
Искривление вала может возникнуть вследствие плохого качества материала.
При наличии остаточного прогиба вала производится его правка. Способы правки изогнутого вала подробно освещены в литературе по ремонту паровых турбин.
РАСЧЕТ ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ
На вал турбины действуют внешние усилия: 1) крутящий момент от передаваемой мощности; 2) силы веса частей ротора (вала, дисков втулок и т. д.), вызывающие изгиб вала; 3) осевое усилие, вызывающее растягивающие напряжения; 4) центробежная сила неуравновешенной массы ротора.
В соответствии с указанными действующими усилиями производят расчеты вала на прочность от совместного действия кручения, изгиба и растяжения (сжатия), находят прогибы вала, после чего определяют критическое число оборотов.
Касательное напряжение от скручивания вала
* ='<>97)
Крутящий момент, входящий в уравнение (197), определяется по формуле
Мк = 97 300 -^-кг-см;кп ’
.= 9542 -^- н-м,
кп
где п — число оборотов в минуту;
Ni — индикаторная мощность в кет, развиваемая рабочими колесами, которые передают ее рассматриваемому сечению вала.
В многоцилиндровых турбинах при расчете сечений вала ц. с. д. или ц. н. д. учитывается мощность, развиваемая роторами предшествующих цилиндров. Величина крутящего момента постепенно увеличивается по длине вала от первых ступеней к последним и достигает наибольшего значения у муфты, соединяющей валы турбины и генератора.
Момент сопротивления, входящий в уравнение (197), определяется: для рассчитываемого сечения вала без центрального отверстия .
и для рассчитываемого сечения полого вала
где d — наружный диаметр вала в см;
d0 — внутренний диаметр отверстия вала в см.
При определении W наличие внутренней расточки следует учитывать только для -^-> 0,4, так как при -у- < 0,4 получается (-^У < 0,0256, и тогда выражение в квадратных скобках в формуле будет близко к единице, т. е. наличие внутренней расточки не окажет существенного влияния на величину момента сопротивления.
Нормальные напряжения от растяжения и изгиба определяются по формуле
о = -^- ± ~н/м2 ^кПсмХ(198)
здесь F — площадь поперечного сечения вала в см2;
±Р — растягивающее или сжимающее осевое усилие (в зависимости от места расположения упорного подшипника).
Наибольшее касательное напряжение при совместном действии изгиба и кручения
^тах =
Если пренебречь напряжением от осевого усилия, то эта формула может быть записана так:
Чах = -2^/л4« + Л41(199)
Величины Ми и Мк изменяются по длине вала: максимум Ми расположен приблизительно посредине между опорами -(см. фиг. 182), а максимум Мк— у соединительной муфты междуро- торами турбины и генератора. Поэтому необходимо рассчитать напряжения ттах для нескольких сечений вала.
Допускаемые напряжения рекомендуются:
для углеродистой стали о5оп 39,3 Мн/м2 (400 кг/см2);
для легированных сталей одот = 58,8-:-78,5 Мн/м2 (600— 800 кг/см2) и выше.
Запас прочности по отношению к пределу текучести принимается около семи, так как желательно, чтобы прогиб вала был мал, что позволяет выполнить небольшие радиальные зазоры в уплотнениях.
Зачастую диаметры вала выбираются не из расчета на прочность от изгиба и скручивания, а из расчета вала на критическое число оборотов. Полученный из этого расчета вал проверяется на прочность. Стремление получить в требуемых нормах критическое число оборотов в ряде случаев, особенно в длинных и тяжелых роторах, приводит к увеличению диаметров вала. Следует отметить, что выбор материала вала практически не влияет на величину критического числа оборотов, так как значения модуля нормальной упругости Е почти одинаковы для различных сортов стали.
Следует также проверить прочность вала при коротком замыкании в генераторе. В этом случае крутящий момент на роторе генератора может превысить крутящий момент, соответствующий максимальной мощности, приблизительно в 10 раз. Он может быть определен по приближенной формуле
Мк =20Л4к-д-4^-,max0Т + 6г
где Мк — крутящий момент при максимальной мощности;
6Г — момент инерции ротора турбины;
6г — момент инерции ротора генератора.
Таким образом, допускаемое напряжение в валу ротора турбины при коротком замыкании в генераторе не должно превышать -|- предела текучести. При указанных обстоятельствах опасными сечениями являются шейки заднего подшипника и место посадки соединительной муфты на вал.
§ 47. КРИТИЧЕСКОЕ ЧИСЛО ОБОРОТОВ ВАЛА
Тщательным изготовлением и балансировкой роторов турбин стремятся добиться возможно более точного совпадения центра тяжести ротора с его геометрической осью.
Однако практически этого совпадения достичь не удается, так как центр тяжести располагается на некотором расстоянии е от оси вала, которое называется эксцентрицитетом. Вследствие этого при вращении ротора возникает центробежная сила, стремящаяся вызвать прогиб вала. Для простоты рассмотрим действие центробежной силы на вал с одним диском. При этом вал располагается вертикально, для того чтобы исключить прогиб под действием собственного веса диска и действие центробежной силы рассмотреть в чистом виде.
Фиг. 180. Положение центра тяжестиФиг. 180. Положение центра тяжестидиска при различных скодиска при различных скоростях вращения.ростях вращения.
Фиг. 180. Положение центра тяжести
Фиг. 180. Положение центра тяжести
диска при различных ско
диска при различных ско
ростях вращения.
ростях вращения.
На фиг. 180, а изображен неподвижный вал с диском (п = 0) с центром тяжести S, расположенным на расстоянии е от оси вала. Появляющаяся при вращении ротора центробежная сила С вызывает прогиб у вала, величина которого зависит от величины силы С, от размеров и материала вала, а также от расположения диска относительно опор.
Центробежная сила уравновешивается упругой силой Р, которая пропорциональна прогибу вала у.
Вращение вала происходит вокруг вертикальной оси АО'В (фиг. 180, б), где пунктиром показаны траектории точек О, S и Б вокруг центра вращения — точки О'.
Уравнение равновесия упругой системы .запишется так:
С - Р.,(200)
Центробежная сила определится из уравнения
С = т {у + е) о)2,(201)
где т =-™ — масса диска в кг (кг-сек2/см);
ю — угловая скорость вращения в рад/сек;
Q — вес диска н (кг);
g = 9,81 м/сек2 (981 см/сек2) — ускорение свободного падения.
Упругая сила Р равна:
Р = ку,(202)
где к — сила упругости, равная силе вызывающей прогиб вала в 1 см, но противоположно ей направленная.
Подставляя значение величин С и Р из выражений (201) и (202) в уравнение. (200), получим
т (у + е) (о2 = ку, откуда
е/опа\
и _ = —.(203)
к — пгт21
/ПО)2
Из уравнения (203) следует, что с увеличением угловой скорости (круговой частоты вынужденных колебаний ротора) прогиб вала у (амплитуда вынужденных колебаний вала) возрастает, и при некотором значении со величина у -> оо.
Из рассмотрения теории колебаний упругих систем известно, что при резонансе — совпадении частот собственных и вынужденных колебаний упругой системы амплитуда колебаний теоретически равна бесконечности у — оо, т. е. вал должен сломаться. ' Пользуясь этим положением, определим резонансную круговую частоту из выражения (203):
и — оо при —— 1 — 0.
Отсюда резонансная круговая частота, или как ее иначе называют критическая угловая скорость, будет равна:
(204)
а критическое число оборотов в минуту найдем по формуле
30о)к = 30 1/feл л V т
ПодставляяПодставляязначение массы т = —, gзначение массы т = —, gполучимполучим(205)(205)
Подставляя
Подставляя
значение массы т = —, g
значение массы т = —, g
получим
получим
(205)
(205)
417417
417
417
27 Смоленский
В действительности при критическом числе оборотов возникают резонансные колебания, однако благодаря действию сил сопротивления поломки вала сразу не происходит. К силам сопротивления относятся внутренние силы трения материала вала, трение поверхности ротора об окружающую среду, трение в подшипниках.
Влияние сил сопротивления на величину амплитуды вынужденных колебаний рассмотрено в § 43 и показано на фиг. 169. Амплитуда колебаний при резонансе возрастает тем меньше, чем больше коэффициент сопротивления. Работа турбины при критическом числе оборотов сопровождается значительной вибрацией и при длительной работе может привести к аварии. Если быстро перейти критическое число оборотов, т. е. повысить круговую частоту вынужденных колебаний по сравнению с круговой частотой собственных колебаний, то малый промежуток времени перехода через критическое число оборотов обусловит степень развития явления вибрации.
При очень быстром переходе через критическое число оборотов можно добиться, что резонансные колебания не разовьются и вал будет работать без заметных колебаний.
При относительно медленном переходе критического числа оборотов резонансные колебания появятся, но по мере удаления их от критического числа оборотов колебания будут затухать.
Подставляя значение к = тю^ из выражения (204) в уравнение (203), получим
ti = T^VZ? (206) \ О) У
Это выражение будет положительно при ®<^®к и отрицательно при ® > ик. В этих выражениях угловая скорость вращения го представляет круговую частоту вынужденных колебаний вала, а ®к — круговую частоту собственных колебаний.
Применяя выводы теории колебаний [471, относящиеся к сдвигу фаз между собственными колебаниями, характеризуемые прогибом у, и возмущающей (центробежной) силой, определяемой направлением эксцентрицитета е, можно записать уравнение сдвига фаз, который определяется углом а:
tga = -|^-; (207)
О)2— О)2
коэффициент сопротивления б см. в § 43.
При ®к > ю угол сдвига фаз будет положителен и меньше-у-.
При значительной разнице между ©к и ©, т. е. при сок > © и малом значении б, стремящемся к нулю, угол сдвига фаз а близок к нулю. При колебаниях без сопротивления, когда б = О,.
сдвиг фаз отсутствует (а = 0) и взаимное расположение точек 0'0 и S будет таким, как изображено на фиг. 180, б. '
При резонансе (критическом числе оборотов) го = гок в соответствии с уравнением (207) при любом значении коэффициента 6 tg а = со и угол сдвига фаз а = -у- (фиг. 180, в).
При го > гок угол сдвига фаз будет ^-<а<л.
Если коэффициент сопротивления 6 мал и частота вынужденных колебаний го значительно больше частоты собственных колебаний юк, т. е. го > гок, то угол сдвига фаз а приближается к 180° (фиг. 180, г). Последнее соотношение следует также из уравнения (206), в котором при го > юк знаменатель становится отрицательным, следовательно, отрицательным должен быть и эксцентрицитет е.
Повторив доказательство для числа оборотов больше критического ю> гок (фиг. 180, г), так же, как и для случая го < гок (фиг. 180, б), получим
(208)
\ CD /
Отсюда следует, что с увеличением угловой скорости го прогиб у уменьшается, и в теоретическом случае при го = оо величина прогиба у становится равной эксцентрицитету е.
Исследования колебаний роторов и практика пусков и эксплуатации быстроходных машин доказывают полное соответствие с теорией колебаний. Таким образом, для турбины опасными являются числа оборотов, близкие к критическому числу. При оборотах с достаточным удалением по обе стороны от критического числа оборотов вал турбины работает спокойно.
В паровых турбинах применяют так называемые жесткие и гибкие валы.
Жестким валом называется вал, у которого рабочее число оборотов (частота вынужденных колебаний) ниже критических (частоты собственных колебаний). Гибким валом называется вал, у которого рабочее число оборотов выше критического.
При пуске турбины с гибким валом следует проходить критическое число оборотов быстро за короткий промежуток времени, для того чтобы предотвратить развитие резонансных колебаний. Для спокойной работы вала необходимо, чтобы рабочее число оборотов отличалось от критического по крайней мере на 20—30%.
При гибких валах критическое число оборотов не должно значительно отличаться от рабочего, иначе может при рабочем числе оборотов наступить II тон колебаний.
В турбинах с переменным числом оборотов обычно применяют жесткие валы, критическое число оборотов которых на 20—30% и более выше максимального рабочего числа оборотов.
27* . 419
Рассмотрим колебания горизонтального вала (фиг. 181), происходящие под действием силы тяжести диска Q, направленной вниз, здесь вал прогибается на величину статического прогиба у0.
Центр тяжести S расположен на расстоянии е от оси вала.
При вращении вала с угловой скоростью со, меньшей критической угловой скорости ®к (фиг. 181, б), возникает центробежная сила С, вызывающая прогиб вала. Центробежная сила направлена по радиусу от центра, поэтому вращение вала будет происходить вокруг упругой линии АО'В.
Фиг. 181. Положение центра тяжести горизонтального вала при: а — п = 0;б — п < пк.
На фиг. 181, б пунктиром показаны траектории точек О, S ' и Б, а также центробежная сила С в четырех положениях центра тяжести S при повороте вала на 90°. В этом случае центр тяжести описывает окружность радиусом (у + е), поэтому центробежная сила будет, как и в случае вертикального вала, равна:
С = m (z/ + е) со2.
Эта сила уравновешивается упругой силой Р = к-у.
Отсюда следует, что все выводы, сделанные для вертикаль- - ного вала, распространяются на горизонтальный вал, и величина критической скорости не зависит от расположения вала.
Получим зависимость между статическим прогибом уй и критическим числом оборотов пк. Подобно уравнению (202) статический прогиб у0 можно определить так:
Q
отсюда к — по-прежнему сила упругости, равная силе (вызывающей прогиб вала в 1 см), но противоположно ей направленная, определится
4 =(209)
Подставляя значение к из уравнения (209) в уравнение (205), получим
пК =об!мин.(210)
Уо
Из уравнения (210) следует, что критическое число оборотов изменяется обратно пропорционально корню квадратному из статического прогиба вала, т. е. с увеличением прогиба вала критическое число оборотов уменьшается в квадрате.
Статический прогиб у0 зависит от жесткости ротора, длины вала, способа закрепления его концов и характера распределения нагрузки.
В общем случае уравнение статического прогиба в соответствии с уравнениями сопротивления материалов можно записать так:
(211)
где р — коэффициент, зависящий от способа закрепления конце в вала и характера распределения нагрузки.
Например, для вала, свободно лежащего на двух опорах с нагрузкой посредине, р = 48; для вала с заделанными концами и нагрузкой посредине р = 192 и т. д.
В соответствии с уравнением (211) статический прогиб вала, а значит и критическое число оборотов [см. уравнение (210)], в значительной мере зависит от длины вала, так как прогиб вала z/o пропорционален кубу его длины /3.
Все рассмотренные величины определяются конструкцией турбины. При расчете критического числа оборотов требуемое значение можно получить, меняя диаметр вала.
Момент инерции вала , itd4 V ~ “64^’
здесь d — диаметр вала.
Отсюда следует, что статический прогиб вала [уравнение (211) ], а значит, и критическое число оборотов [уравнение (210)] в значительной мере зависят от диаметра вала. Например, если диаметр вала увеличить в 2 раза, то прогиб уменьшится приблизительно в 16 раз, а критическое число оборотов по уравнению (210) увеличится приблизительно в 4 раза.
Энергетический метод определения критического числа оборотов вала с несколькими дисками
Расчеты критического числа оборотов многоопорных валов, соединенных жесткими муфтами, являются специальными сложными задачами и выходят за рамки данной книги, поэтому приведены здесь быть не могут,
В данном случае рассматривается способ определения критического числа оборотов вала многоступенчатой турбины, лежащего на двух опорах.
На вал, лежащий на двух опорах, действуют сосредоточенные нагрузки Qj, Q2, Q3, . . ., веса отдельных частей ротора. Если этот вал вывести из состояния равновесия, то он будет совершать поперечные колебания в плоскости, совпадающей с осью вала.
При изменении частоты возмущающей силы вал будет совершать бесконечно большое число различных форм колебаний. Нас же интересует только резонансная (критическая) частота, при которой частота вынужденных колебаний совпадает с частотой собственных колебаний. Таким образом, определение критической частоты заменяется определением частоты собственных колебаний. Кривая прогиба во время колебаний имеет форму и величины прогибов уъ уг, у3, . . . под грузами Q1( Q2, Q3, . . , такие же, как статическая упругая линия вала.
При этом получается вполне удовлетворительный по точности результат определения частоты собственных колебаний. Для определения частоты собственных колебаний применим энергетический метод, по которому допускаем, что потерь энергии при колебаниях нет и совершается полностью переход потенциальной энергии в кинетическую и обратно при различных отклонениях от положения равновесия.
Для максимального отклонения вала от положения равновесия, когда скорость движения равна нулю, кинетическая энергия будет также Т = 0. Потенциальная энергия при этом будет максимальной и определится из уравнения
^ = "2* (Qi^/1 + Qal/» + 11" + Qn.y^ " Ц“ 2 ^' (212)
При прохождении валом положения статического равновесия скорости колебаний становятся максимальными. Тогда потенциальная энергия равна нулю, т. е. П = 0, а кинетическая энергия ротора имеет максимальное значение и определится из уравнения
т = ' <213>
Частота собственных поперечных колебаний X равна круговой частоте собственных колебаний <ок, после чего можно записать, что максимальная скорость колебаний грузов при прохождении положения статического равновесия
(2И) х ш /max
) = Уг^к и т. д.
Ul / max
Уравнение кинетической энергии примет вид
2
<216>
По закону сохранения энергии для двух положений вала: 1) при максимальном отклонении вала от положения равновесия, когда Т = 0, а П = шах; 2) при прохождении валом положения равновесия, когда
Т = шах, а 77 = О,
можно записатьможно записатьТ = П.Т = П.(216)(216)
можно записать
можно записать
Т = П.
Т = П.
(216)
(216)
Раскрывая значения Т и П по уравнениям (212) и (213), получим
4w=42>
Тогда критическая угловая скорость
«к«к1/ В^УуV 5 Qy-1/ В^УуV 5 Qy-и критическое числопи критическое числопоборотов в минуту-= 299 У"™-оборотов в минуту-= 299 У"™-(217)(218)(217)(218)
«к
«к
1/ В^УуV 5 Qy-
1/ В^УуV 5 Qy-
и критическое число
п
и критическое число
п
оборотов в минуту
-= 299 У"™-
оборотов в минуту
-= 299 У"™-
(217)
(218)
(217)
(218)
Расчет критического числа оборотов валамногоступенчатой турбины
Критическое число оборотов вала многоступенчатой турбины определяется по формуле (218)
пк = 299пк = 299^QyXQy2^QyXQy2Р1У1 4- Q?yz + Уз"з + • • • + Qnyn __ 299
пк = 299
пк = 299
^Qy
XQy2
^Qy
XQy2
Q^ т Ог^г "I- ^з Т ‘1" Т QnUn
Грузы Qj, Qa, Qs, • • • представляют собой веса дисков с рабочими лопатками и участка вала, на который насажен диск; различных втулок с участком вала и отдельно участков вала. Все детали ротора (кроме рабочих лопаток): диски, втулки и т. д. представляют собой тела вращения, имеющие в сечении форму простой геометрической фигуры, или их сечения могут быть разделены на несколько геометрических фигур — прямоугольники, трапеции и т. д. Веса грузов подсчитываются по уравнению Qi = V^ н^кг). Для тел вращения вес равен:
Qi = ViN = F; 2лгср.{у.
Расчет площадей сечения и нахождение центра тяжести, т. е. среднего радиуса rcp. ь в простых геометрических фигурах даны ниже (см. фиг. 183).
Вес рабочих лопаток ступеней
Qai ^AiN FЛ^Л l^A /У"
Площадь поперечного сечения лопаток Рд1 подсчитывается графоаналитическим методом (см. § 16).
Высота лопаток 1Н и их количество гд1 известны из теплового расчета.
Фиг. 182". Графический расчет ступенчатого вала ротора:
а — эпюра распределения сил; б — эпюра изгибающих моментов; в силовой многоугольник; г — эпюры фиктивных изгибающих моментов; б силовой многоугольник фиктивного вала.
В уравнение (218) входят величины прогибов вАла yv уг, Уз, • •'. под грузами, для определения которых нужно построить упругую линию вала. Для вала, нагруженного несколькими силами Qv Q2, Q3, . . . наиболее простым и удобным является графоаналитический метод построения упругой линии.
Рассмотрим графический расчет ступенчатого вала (фиг. 182) с диаметрами dv d0, d2, d3. На каждом участке постоянного диаметра приложены сосредоточенные силы Qp Q?, Q3, Q4.
424
Рассчитываемый вал вычерчивается в определенном масштабе по длине, равном масштабу 1 : тд, т. е. 1 см на чертеже изображает Ша см натуры.
Для построения эпюры изгибающих моментов строятся силовой- (фиг. 182, в) и веревочный (фиг. 182, б) многоугольники при произвольно выбранном полюсном расстоянии Hv Для построения эпюр выбирается масштаб сил тс и/см (кг/см), т. е. 1 см чертежа соответствует тс н (кг) сил Qx, Q2, Q3 и Q4.
Силы, действующие на вал (Q4, Q2, Q3, Q4 и реакции опор А и В) находятся в равновесии, поэтому силовой и веревочный многоугольники должны быть замкнуты. Соединяем реакции опор и силы Qi линиями, параллельными лучам силового многоугольника, затем соединяем точки пересечения линий a — 1 и 4 — b с направлением действия реакций опор А и В замыкающей веревочного многоугольника А—В. Далее в многоугольнике сил проводится луч А—В, параллельный замыкающей, и получим величины опорных реакций Л и В в масштабе сил тс.
Для определения действительного изгибающего момента, например в сечении вала /—/, рассмотрим подобие треугольников: треугольника, образованного сторонами веревочного многоугольника a—1 и А—В и вертикалью, проведенной через сечение вала /—I до пересечения со сторонами веревочного многоугольника и треугольника а'О^' в силовом многоугольнике:
А ~ Ну
или с учетом масштабов сил т( и длин тд запишется так:
или АтсХхт8= Нхтсгтд, rVflc11рН(с
но произведение Ат,ххт.а = Мх, следовательно,
Мх = НхГПс2хт3.
Из рассмотрения треугольников сил, образуемых продолжением вертикали сечения //—// со сторонами веревочного многоугольника и подобных им сторон в многоугольнике сил, нетрудно доказать, что
Да: 2 — Qi С^г О = ^1^2 или
М 2 ~ Н 1?2> или с учетом масштабов та и тс действительный изгибающий момент в сечении // — // будет
М2 = Нхтсг2тд.
Таким образом, изгибающий момент в любом сечении вала равен произведению полюсного расстояния Нх, взятого в масштабе
*'4 25
сил тс на ординату эпюры моментов (веревочного многоугольника) z в том же сечении, измеренную в масштабе длин тд:
М = Н№21710 кГ-см.(219)
Уравнение прогибов. В общем случае прогиб у в любом сечении вала зависит от расстояния его от точки опоры и выразится уравнением
У = / W,(220)
которое представляет собой уравнение кривой, по которой изогнется ось вала под нагрузкой; это и будет уравнение изогнутой оси вала. Для того чтобы получить у в функции от х, надо установить зависимость деформации от внешних сил, изгибающих ее, от ее размеров и материала.
Такая зависимость получена в курсе «Сопротивления материалов»:
или EJ^=M.(221)
dx2 EJdx2v '
Это уравнение называется приближенным дифференциальным уравнением изогнутой оси вала (балки).
Для получения из дифференциального уравнения изогнутой оси уравнения прогибов у = / (х) необходимо произвести его интегрирование. Изгибающий момент М является функцией от расстояния до опоры х, поэтому, интегрируя, получаем
EJ = Г М dx + С;
dx J
интегрируя второй раз, получим
EJy = Jdx\М dx + Сх 4- D.
Таким образом, уравнение прогибов имеет вид
у = ^[JdxjAldx + Cx + D ],(222)
где . Е — модуль упругости материала;
J — момент инерции сечения вала;
С, D — постоянные интегрирования, определяемые из граничных условий.
Дифференциальная зависимость между изгибающим моментом М и интенсивностью сплошной нагрузки q получена в курсе «Сопротивления материалов»
интегрируя, получаем
^г = f qdx +<£6 интегрируя второй раз, будем иметь
М = ^dx^qdx -V Сгх + Dt,(224)
где Сх, Dx— постоянные интегрирования, определяемые из граничных условий.
Графоаналитический метод определения прогибов вала под грузами Qlt Q2, Qg, . . . основан на сходстве дифференциальных уравнений (221) и (223), связывающих прогиб, изгибающий момент и интенсивность сплошной нагрузки.
Если принять, что какой-то фиктивный вал загружен фиктивной нагрузкой q^, меняющейся по закону изгибающего момента (эпюры моментов а — б —в — г — д — е — а фиг. 182,6 действительного вала), т. е.
то, подставляя значения q^M из уравнения (221) и (223), получим ц, r d^ d^Mj
— dx'1 '
Если при интегрировании обеих частей уравнения добиться, что произвольные постоянные левой и правой частей уравнения равны, т. е. С = Сх и D = Dx, то получим
EJy = илиf
В рассматриваемом случае расположения вала на двух шарнирных опорах равенство между произвольными постоянными будет в том случае, если и фиктивный вал с распределенной нагрузкой qf = М располагается на двух шарнирных опорах.
Таким образом, если прогиб действительной балки (вала) равен нулю и поворот сечений возможен (на опорах), то в том же сечении фиктивного вала изгибающий момент должен быть равен нулю, но при этом возможна опорная реакция.
Из уравнения (225) следует, что прогиб сечения действительного вала ух, у^, у3, . . . от заданной нагрузки Q1; Q2, Qg, . . . равен изгибающему моменту в том же сечении фиктивного вала от фиктивной нагрузки (qf = М), деленному на жесткость действительного вала.
Из рассмотренного случая следует, что достаточно построить эпюру моментов М (фиг. 182, 6) действительного вала, не определяя, условий опирания фиктивного вала, заменить эпюру 427
распределенной фиктивной нагрузки (эпюру qf = Л1) фиктивными сосредоточенными силами Ft, F2, F3, . . . и построить для них силовой многоугольник, тщщри соответственно выбранном полюсном расстоянии Нг (фиг. 182, д) можно построить веревочный многоугольник, который будет представлять изогнутую ось вала.
Применяя уравнение (219) к построению силового многоугольника фиктивных сил ръ F2, F3l . . . (фиг. 182, д) и веревочного многоугольника фиктивных изгибающих моментов (фиг. 182, г), получим
Mf = Н^Пфута,
где т.ф — масштаб фиктивных сил, равный 1 см чертежа, изображает тф н/см^ (кГ/см-) фиктивной силы.
С другой стороны, по уравнению (225) получим
Mf = EJy.
Приравнивая эти уравнения, определим полюсное расстояние
' 2 тфтд
Отсюда следует, что если выбрать полюсное расстояние Н2, найденное по уравнению (226), то на чертеже получим действительные прогибы вала.
Валы турбин в большинстве случаев изготовляются ступенчатыми, у которых на разных участках момент инерции сечения сплошного вала J = различен. При этом для каждого участка вала полюсное расстояние по уравнению (226) получается различным.
Чтобы упростить построение, т. е. чтобы получить неизменное На для всех участков вала, ступенчатый вал заменяется условно валом постоянного диаметра. Для того чтобы прогибы условного вала с постоянным диаметром были одинаковыми с прогибами действительного ступенчатого вала, необходимо в соответствии с уравнением (225) изменить изгибающие моменты.
Например, прогиб под погрузкой Qx для ступенчатого вала
" EJT ’
для вала с постоянным диаметром d0
Приравнивая эти выражения, получим Мл = М. =
Для любого участка вала
= (227)
Изменяя эпюру изгибающих моментов в соответствии с уравнением (227), построим (фиг. 182, б) для вала с постоянным диаметром эпюру изгибающих моментов ступенчатой формы а—1—2—3—в—4—5—б—7—с—а.
В том случае, если модуль нормальной упругости материала вала Е в зависимости от изменения температуры пара по длине вала значительно изменяется, то выбирается модуль упругости того же участка с диаметром d0 за основной и изгибающие моменты прочих участков изменяются в соответствии с уравнением (225) в отношении EJEt.
Тогда для любого участка вала
M^Mf^)4^- (228)
Дальнейшее построение производится в предположении, что вал постоянного диаметра d0 находится под нагрузкой, измеряемой площадью изгибающих моментов а—1—2—3—в—4—5— 6—7—е—а (фиг. 182, б). Делим эпюру на ряд участков (заштрихованных в разные стороны) и в центре тяжести каждого из них прикладываем силу Fh равную площади участка.
Так как 1 см ординат эпюры моментов по уравнению (219) соответствует H^ctria н/см (кГ/см), то каждый квадратный сантиметр эпюры составляет Н^тсГПд н/см2 (кГ/см2).
Выбираем масштаб фиктивных сил тф см2/см, т. е. 1 см в многоугольнике фиктивных сил равен тф см2 эпюры моментов, измеренных на чертеже. Следовательно, 1 см в многоугольнике фиктивных сил (фиг. 182, б) представляет
т^уШсПг^ н/см2. (кГ/см2), а фиктивная сила
F = f^H^cmg.
В данном выражении / см2 площадь отдельных участков в масштабе чертежа фиг. 182, б. Участки, заштрихованные в разные стороны, представляют собой треугольники, трапеции и пятиугольники.
Площадь треугольника / = -у- bh, а центр тяжести лежит на пересечении медиан фиг. 183, а.
Площадь трапеции f = -у (а + b) h, а нахождение центра тяжести ясно из чертежа фиг. 183, б. Площадь пятиугольника (фиг. 183, в) подсчитывается как сумма площадей двух трапеций,
а абсциссу центра тяжести пятиугольника можно определить по формуле
_ 1(2о3 + °г) h^ — (2g, + сг)
3(63 + °г) ^г + (°1 + Сг) ^1
Действительная упругая линия вала будет получена, если при построении многоугольника фиктивных сил отложить полюс-
Фиг. 183. Центры тяжести:
а — треугольника; б — трапеции; в — пятиугольника.
ное расстояние в соответствии с формулой (226) и с учетом масштабов эпюры моментов
Я' = J^o.*=У»'' см.
тф,пд Hvmcmgт.фГПдтсНг
Для ясности чертежа прогибы вала увеличивают в К раз, например, в К = 100, 300, 500 раз, тогда полюсное расстояние
д ==У» см.
К Ктфт3дтсН1
Для сокращения вычислительной работы в уравнение (218) вместо действительных прогибов вала вводятся их величины, полученные на чертеже, тогда формула (218) приобретает вид пк = 299}/-^-.(229)
Пример определения критического числа оборотов вала. Рассчитать вал ротора двухпоточного ц. н. д. мощной турбины. Для упрощения рассчитывают одну половину вала, учитывая, что он симметричен относительно оси паровпуска в ц. н. д. (см. табл. 50 и фиг. 184). 430
Фиг. 184. ГрафическийФиг. 184. Графический
Фиг. 184. Графический
Фиг. 184. Графический
Таблица 50
Расчет вала многоступенчатой турбины на критическое число оборотов
I
2
3
4
5
6
7
8
9
10
И
12
13
g
яз Ч
М"
а
S
§
яз X я
X
к ь
ч 5
s м
® я
£ S
О ч
3
_ £ о н X * х Яз-?
2 Ж ^ с та О сп ю S
X _ X х
£ х о о 2и
S s^ X § х ? s х м о О-&Х S
2g 15 So ^s
С а
О пз та ч |os
11
2
\О к - я си
X s
d
Q
1
d
\d)
г
k F
У
У2
QY
QF2
см
кг
см
см
см4
. СМ
^JH8
кг* см
кг*смг
1
2
42
46,5
54,8
320
430
31
34,5
33
1,55
1,398
1,186
5,78
3,84
1,987
20
4,17
6,21
11,56
7,68
16,05
17 92
40,85
34,5
0,915
2,75
5.С9
8,365
7,57
25,9
293 .
1182,5
27 555
268.2
3 250
3
5410
8,3 12,31
140 250
33
7,36
14,62
44,5
4
56,4
57
57,6
58
65
2605
35
1,152
1,14
1,129
1,12
1,0
1,77
1,694
1,63
1,58
1,0
8,36
8,9
9,09
9,17
9,2
13,03
14,8
48,65
43,15
29,35
26
6,87
7,6
7,96
8.11 '
8,16
47,2
5,77
63,4
65,77
66,7
17 900
13 975
8 875
8 765
3 285
123 000
106 250
70 625
71 100
26 750
5
1840
29,5
20
14,15
15,07
6
1115
1080
402
14,5
14,81
7
18
14,35
14,5
8
16
9,17
9,2
14.7
-О1
11 « СУ- ^1!
LQ
ii
ОУ оо
OJ 118 м со
СУЮ Мц
Разбиваем весь вал на 16 участков с сосредоточенными нагрузками, в которые входят веса дисков, уплотнительных втулок и т. д., а также веса примыкающих участков вала (графа 3 табл. 50).
Принимаем масштаб длины вала тд = 10, где 1 см чертежа содержит 10 см длины вала.
Выбираем масштаб действительных нагрузок тс = 1000, т. е. в 1 см чертежа содержится 1000 н (кг) нагрузки.
Задаемся полюсным расстоянием Нг = 20 см.
Графическим' методом строим силовой и веревочный многоугольники и получаем эпюру изгибающих моментов.
Определяем ординаты фиктивных изгибающих моментов (графа 8 табл. 50) по формуле
^-(тУ г-
. где z — ордината эпюры изгибающих моментов в данной точке.
Строим эпюру фиктивных моментов, которую разбиваем на 9 участков, и определяем площади каждого участка, как площади треугольников или трапеций (графа 9 табл. 50).
Находим центры тяжести каждого участка. Считаем, что в найденных центрах тяжести приложены фиктивные силы, равные площади участков.
Выбираем масштаб фиктивных сил тф = 25, т. е. в 1 см чертежа содержится фиктивная сила в 25 см4.
Находим полюсное расстояние Н^ из расчета, чтобы получить прогибы вала на чертеже в К раз больше действительных, по формуле
E6J6 _ М-К-.РУРГО _.„„,.
Л “ тлАп Н.Н - 25-.с’. 1000.20-20 "
ф о с 1 2
где Н2 = 20 см принято;,
J о — момент инерции, вычисляется так
г _ ^ - 3,14.65» = £75 920 CJM4.
06404
Строим веревочный многоугольник, который представляет изогнутую ось вала. Находим прогибы оси Yt, У2 и т. д. под действием сил Qlt Q2, Q3 и т. д.
Определяем критическое число оборотов ротора:
пк = 299^gj/l^g^ об/мин.'
Полученное критическое число оборотов ротора меньше рабочего, равного 3000 об/мин; значит, вал ротора турбины является гибким.
Определяем величину максимального прогиба оси вала:
^ = ^ = -^ = 0,0445 см.
Коэффициент запаса
<р =100^1=3000 . юо = _ 47%
•tip
43343328 Смоленский
433
433
Приближенный метод расчета критического числа оборотов валамногоступенчатой турбины
Рассматриваемая выше методика расчета определения критиче- .ского числа оборотов вала многоступенчатой турбины обладает одним существенным недостатком, заключающимся в том, что вначале выполняется конструктивный чертеж вала, а затем проводится определение критического числа оборотов. По этой методике, если в конце достаточно трудоемкого расчета окажется, что полученное критическое число оборотов не соответствует нормам, то расчет повторяется сначала с измененными диаметрами вала.
В процессе конструирования вала следует оценивать правиль- - ность выбора диаметров вала простым приближенным методом, предложенным инж. В. В. Звягинцевым [17]. По этому методу критическое число оборотов многодискового ротора, расположенного на двух опорах, определяется по формулам:
для вала, имеющего наибольший диаметр посредине с постепенным уменьшением диаметра к подшипникам,
для вала, имеющего приблизительно постоянный диаметр по всей длине;
где d0 — максимальный диаметр вала в лиг,
/ — расстояние между опорами в м;
Q — вес ротора в кг.
Погрешность в определении пк по данному методу составляет ±3,5% по сравнению с энергетическим методом.
§ 48. МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ТУРБИННЫХ ВАЛОВИ ЦЕЛЬНОКОВАНЫХ РОТОРОВ
Значительные габариты и веса валов и цельнокованых роторов усложняют получение высококачественных поковок.
Требования к поковкам валов и цельнокованых роторов сводятся к следующему:
Материал должен быть свободен от неметаллических включений, загрязнений шлаками, флокенов, закатов, плен, трещин й других дефектов.
Внутренние напряжения должны быть минимальными, так как они могут в эксплуатации турбины вызвать прогиб вала и, как следствие этого, создать вибрацию ротора.
Структура материала вала или цельнокованого ротора должна быть однородной по сечениям.
. Ось слитка должна совпадать с осью вала, чтобы обеспечить симметричное расположение структуры по сечениям относительно оси ротора.
В случае несоблюдения двух последних условий, особенно в цельнокованых роторах, где диаметр поковки достигает 1000 мм, при эксплуатации турбины за счет различных коэффициентов линейного расширения возникает тепловой прогиб ротора, который приводит к его вибрации.
При изготовлении валов и цельнокованых роторов предпоч- тение отдается, когда это возможно, углеродистым или низколегированным сталям, менее склонным к различного рода дефектам, чем легированные стали.
Особые трудности представляет изготовление цельнокованых роторов в связи с их большими радиальными (до 1000 мм) и осевыми размерами и значительным весом — до нескольких десятков тонн. К тому же, как правило, цельцокованые роторы применяются в области высоких температур, где для роторов требуется легированная сталь.
Наиболее ответственную нагруженную часть поковки вала или цельнокованого ротора изготовляют из материала нижней части слитка, более высококачественной по сравнению с верхней., Поэтому на чертежах поковок валов и цельнокованых роторов следует указывать, какую сторону изготовлять из нижней и верхней части слитка.
Материал для валов и цельнокованых роторов в зависимости от напряжений, так же как и материал дисков, разбивается на шесть категорий (табл. 51).
Марки сталей, применяемые для цельнокованых роторов и валов, в основном такие же, как и для дисков; разница состоит лишь в технических условиях поковок этих деталей.
Химический состав основных марок сталей приведен в табл. 43, а предельная температура их применения—■ в табл. 41. Механические свойства даны ранее при выборе металлов для дисков.
Сталь для валов и цельнокованых роторов изготовляется в мартеновских или электрических печах и подвергается интенсивной ковке для получения требуемой плотности и однородности структуры металла.
Термическая обработка валов из сталей I и II категории обычно состоит из нормализации с последующим отпуском, а III и IV— из закалки в масло с последующим отпуском. Для снижения остаточных напряжений в поковках до минимума производится отпуск с охлаждением в печи. Поковки подвергаются 28*1889435
Механические свойства стальных поковок валов и цельнокованых роторов паровых турбин
К
2
55.
5”
Предел текучести’ в Мн/мг
5 х
S о
5 5- о
®
А о S Oss
=
о о
а о к Я Я X орк
л* °
Оси
”55
% п п
№
^
>> в
Рекомендуемые марки стали
Не менее
I
510
275
19
40
392
180
35, 40, 35Н
п
569
343
17
40
490
180
40Н, 34ХМ1А, 34ХМ
ш
637
490
15
40
588
160
34ХМ1А, 34ХМ,
34ХН1М, 34ХН2М
IV
706
588
15
40
588
160
34ХМ, 34ХМ1А,
34ХН1М, 34ХН2М
V
804
В пределах
686—883
14
40
588
150
34ХН1М, 34ХН2М, 34XH3M, 34ХНЗМФ, 32X2H3M
VI
853
, В пределах
735—932
13
40
588
150
34ХН1М, 34ХН2М, 34XH3M, 34ХНЗМФ
При
м е ч а н и я: 1.
Зсе дан
ные в таблице
приведены для продольных
образцов. При испытании тангенциаль
ных образцов допускается снижение свойств,
указанных
в таблице: для предела прочности
и предела текучести — на 5%, для
относительн ного сечени
ого удлинения и ударной я — на 20%.
вязкости — на
25%, для сужения попереч-
2. Сдаточными характеристиками являются все приведенные показатели за исключением относительного удлинения.
3. Категория VI применяется прн диаметре бочки ротора до 500 мм.
4. Для валов и роторов
IV, V
н VI категорий, изготовляемых из слитков
весом более 25 т, относительное сужение устанавливается по договоренности между заводом-заказчиком и заводом-поставщиком.
термической обработке после обдирки. Величина остаточных напряжений, допускаемая техническими условиями для валов й цельнокованых роторов сталей I, II и III категорий, не более 10%, а для IV, V и VI категорий не более 8% фактического мини* мального предела текучести.
Механические испытания являются решающим фактором при выборе металла для изготовления валов. Однако механические свойства, определенные при механических испытаниях, не дают полной гарантии доброкачественности металла. Поэтому механические испытания дополняются микро- и макроскопическими, магнитными, перископическими и тепловыми.
Все перечисленные выше испытания проводятся на заводе- изготовителе и повторно на турбинном заводе.
436
Пробы, из которых готовят образцы для механических испытаний, берут после обдирки и окончательной термической обработки поковок от обоих концов вала. При изготовлении чертежа поковок валов обязательно должны быть указаны припуски для взятия проб. Кроме проб, с концов вала у цельнокованых роторов берут еще пробу в виде кольца от барабана со стороны, соответствующей верху слитка. Из обеих проб вырезают один образец для испытания на разрыв диаметром 10 мм и длиной 50 мм и два — на удар размерами 10 X 10 X 55 мм. Образец для испытания на изгиб вырезают из продольной пробы размерами 10 X X 20 X 160 мм.
При неудовлетворительных результатах испытания проводят на удвоенном количестве образцов; если и в этом случае будут получены хотя бы на одном образце неудовлетворительные результаты, то проводят повторную термическую обработку, после чего вновь проводят механические испытания.
Металлографические (микроскопические) исследования металлов проводят для определения структурных составляющих их величины, формы расположения и степени загрязненности шлаковыми и другими включениями.
Микрошлифы для таких исследований изготовляются из проб, предназначенных для механических испытаний.
Микроскопическое исследование состоит в травлении на флокены шеек и торцов валов и цельнокованых роторов. В последних травлению дополнительно подвергаются поверхности торцов и у основания бочки, а также на отдельных участках вала между дисками. Процесс травления и осмотр производится такой же, как и для дисков.
Для выявления серных и фосфорных включений и равномерности их распределения по детали на поверхностях, где производят травление на флокены, делают отпечатки по методу Баумана. Подобные испытания целесообразно проводить до травления на флокены.
Для обнаружения раковин, трещин и других дефектов применяется магнитный метод.
Крупные валы и цельнокованые роторы обычно изготовляются полыми (с центральными отверстиями). Чистота поверхности центрального отверстия должна соответствовать V 6 для того, чтобы обеспечить перископический осмотр, с помощью которого производится выявление трещин, волосовин, неметаллических включений и др. Перископический осмотр производится при помощи оптических устройств, представляющих сочетание перископа с телескопом. В последнее время для этой цели стали дополнительно применять приборы фотографирования.
Тепловому испытанию подвергаются все валы и цельнокованые роторы, предварительно обработанные с припуском 2—3 мм на сторону. Такие испытания производятся для выявления струк-
437
турной неоднородности и остаточных напряжений. Цель теплового испытания состоит в определении способности валов и роторов сохранять прямолинейность оси (не изгибаться) в нагретом состоянии.
При тепловом испытании вал или цельнокованый ротор, вращающийся со скоростью 1—3 об/мин, постепенно нагревается в электропечи со скоростью нагрева, не превышающей 50° С в час. Температура нагрева в печи обычно превышает рабочую температуру в турбине на 50° С. При такой температуре вращающийся вал выдерживается в печи до выравнивания температур по всему сечению (несколько десятков часов).
Далее, не прекращая вращения, вал медленно охлаждается вместе с печью до температуры 200° С, после чего процесс теплового испытания прекращается. Однако во избежание искривления вал вращается до тех пор, пока его температура не снизится до 50° С.
В течение всего времени теплового испытания (нагрева, выдержки при максимальной температуре и первого периода охлаждения) производится проверка биения вала индикаторами.
Искривление вала для роторов, работающих в турбинах при 3000 об/мин, по техническим условиям допускается до 0,025 мм, т. е. бой вала пр индикатору допускается до 0,05 мм.
Тепловые испытания вала по существу представляют собой одновременно и операцию отпуска, так как они способствуют снижению остаточных напряжений в материале вала и ротора. В случае неудовлетворительных результатов теплового испытания рекомендуется провести его повторно, после чего в большинстве случаев прогиб уменьшается.
В практике имели место случаи, когда вал допускался в эксплуатацию лишь после трехкратного повторного теплового испытания.
При неудовлетворительных значениях величины прогиба практикуют увеличение выдержки при температуре испытания, повышение этой температуры и пр. Однако тепловыми испытаниями некоторые валы не удается довести до удовлетворительных результатов. Обычно это бывает при несимметричном расположении сегрегационной зоны, местных рыхлостях и пр.
Все стали, представленные в табл. 51, кроме стали 34ХНЗМФ, рассмотрены в § 37.
Перлитная сталь 34ХНЗМФ применяется для валов и цельнокованых роторов турбин до температуры рабочей среды 400° С. Эта сталь применяется в том случае, когда требуется материал особой прочности в крупных сечениях.
Поковка из стали 34ХНЗМФ подвергается термической обработке, состоящей из закалки с 820—830° С в масле. Сталь обладает заметной чувствительностью к тепловой хрупкости. Ударная вязкость стали после длительной выдержки при 450° С снижается 438
с 980—490 до 294—196 кдж/м^ (10—5 до 3—2 kzmIcm^. Сталь 34ХНЗМФ обладает высокой восприимчивостью флокенов. Охлаждение после ковки должно быть медленное.
Рассмотренные выше стали обладают невысокой жаропрочностью, лучшая из них 34ХМ может быть применена до 480° С. Поэтому для цельнокованых роторов цилиндров высокого давления современных турбин с повышенными начальными параметрами пара были разработаны новые стали Р2 (25Х1М1Ф), ЭИ415 (20ХЗМВФ) и ЭИ802 (15Х12ВМФ). Температурная область применения химический состав и механические свойства их даны в табл. 52—54.
Таблица 52
Температурная область применения сталей для дисков цельнокованых и сварных роторов
Марка стали
5
D «
S 3 -
х л £
CD ан с аз
Классификация стали
Примечание
Индекс
Буквенное обозначение
34ХМ
400
Перлитная
Специальная модиф i нация для сварных роторов низкого давления
Р2
25Х1М1Ф
540
»
Цельнокованые роторы и диски
ЭИ415
20ХЗМВФ
560
»
То же
ЭИ802
15Х12ВМФ
570
Нержавеющая, жаростойкая и жаропрочная мар- тенситно-феррит- ная
»
ЭИ405
Х16Н13М2Б
600
Аустенитная-
»
ЭИ726
Х14Н18В2БР1
635
»
»
ЭИ612
X15H35B3T
650
»
Сталь Р2 (25Х1М1Ф), разработанная лабораторией ЛМЗ, является конструкционной перлитной сталью для дисков и роторов, работающих при температуре металла до 535—540° С, и крепежных деталей, работающих при температуре 500—525° С.
Типовая термическая обработка стали Р2: двойная нормализация при 970—990 и 930—950° С и отпуск при 680—700° С.
Свойства стали после такой термической обработки характеризуются достаточной однородностью структуры по сечению в поковке с диаметром бочки 840—1000 мм и низкими остаточными напряжениями. Сталь Р2 обладает достаточной стабильностью своих свойств при длительном в течение 10 000 ч нагреве и тем-
Химический состав сталей, применяемых для
Марка стали
Содержание
Индекс
Буквенное обозначение
С
Si
Мп
Сг
Ni
Р2 ЭИ415 ЭИ802 ЭИЩ5 ЭИ726 ЭИ612
34ХМ
25X1 Ml Ф
20ХЗМВФ 15Х12ВМФ Х16Н13М2Б
Х14Н18В2БР1
Х15Ы35ВЗТ
0,29—0,36 0,22—0,30 0,16—0,24 0,12—0,18
< 0,12 0,08—0,12 .
< 0,12
0,17—0,37 0,30—0,50 <0,4
< 0,4 0,8—1,0 ,<0,6
<0,5
0,4—0,7
<0,6 0,25—0,60 0,5—0,9
<0,5 1,0—2,0 1,0—2,0
0,8—1,1 1,5—1,7 2,4—3,3 11—13 16—17 13—15 14—16
<0,4
<0,3
<0,5 0,4—0,8 12,5—14,5 18—20 34—38
пературе 500° С, а при температуре 550° С через- 3000—4000 ч появляется тенденция к разупрочнению.
В интервале температур до 500—550° С характеристики прочности, показанные на фиг. 185, и жаропрочности (odrl, aj (фиг. 186) находятся еще на высоком уровне, а релаксационная стойкость стали Р2 — при температуре 525° С.
Легированная конструкционная перлитная сталь ЭИ415 (20ХЗМВФ) с повышенным до 2,4—2,3% содержанием хрома, легирована также вольфрамом, молибденом и ванадием. Сталь освоена в производстве крупных поковок цельнокованых роторов и дисков. Наилучшими свойствами сталь ЭИ415 обладает при термической обработке: нормализации при 1050—1150° С, закалке и отпуске.
Нормализация при температуре 1050—1150° С перед закалкой производится для более полного растворения карбидов ванадия, содержащихся в стали, и повышения пластичности и ударной вязкости. Прокаливаемость стали высокая, что позволяет изготовлять цельнокованые роторы с диаметром 900—1100 мм с центральным отверстием 100—120 мм, обладающие достаточно однородными прочностными характеристиками о0)2 и ав, например, а0 2 возле отверстия отличается от соответствующего значения на периферии всего лишь на 5%.
На фиг. 185 и 186 показано изменение прочностных характеристик а0|2 и ав, предела ползучести ап и предела длительной прочности а6п под влиянием температуры.
Эти характеристики стали сохраняются на высоком уровне до температуры 550° С. Снижение свойств при 550—600° С связано с протеканием коагуляции карбидов, т. е. с продолжающимся при данных температурах отпуском стали.
Поэтому сталь ЭИ415 (20ХЗМВФ) применяется для цельнокованых роторов и дисков работающих при температуре 480— 540° С, и крепежных деталей с рабочей температурой до 540° С.
дисков, цельнокованых и сварных роторов
элементов в %
Мо
V
W
T1
Nb
Се
в
s
р
не С
олее
0,4—0,6
-
0,03
0,035
0,6—0,8
0,2—0,3
—
—
—
—
—
0,025
0,03
0,35—0,55
0,60—0,85
0,3—0,5
—
—
—
0,03
0,035
0,5—0,7
0,15—0,30
0,7—1,1
—
—
—
—
0,03
0,03
1,5—2,0
—
—
—
0,8-1,2
—
—
0,03
0,03
—
2—2,75
0.9—1,3
<0,02
< 0,025
0,02
0,02
—
2,8—3,5
1,1—1,5
—
—
—
0,02
0,02
Таблица 54
Механические свойства сталей, применяемых для дисков, цельнокованых и сварных роторов
S
яз
яз X Си
S
Механические свойства при 20° С (ие менее)
Длительные прочностные свойства
а0,2 в Мн]»1
°В в Мн/м2
6, В %
В %
°к в. кжд/м2
Температура металла в град
° д' п
Мн/м2
°п в Мн/м*
34ХМ '
490
637
14
35
490
Р2
441
637
13
35
392 |
535
540
147
137
98
88
545
157
98
ЭИ415
637
785
13
40
490 |
550
157
98
560
147
78
ЭИ 802
735
873
15
58
883 |
550
565
206
167
98
88
ЭИ405
235
539
40
50
785
600
137
88
ЭИ726
216
510
30
44
1180
630
157
108
ЭИ612
392
735
15
35
588
650
127
88
Примечания: 1.
Длительные прочности приведены для металла, имеющего
- механические свойства (при 20
°C) в пределах, устанавливаемых техническими
условиями для роторов и дисков.
2. Предел длительной прочности о^
приведен для 100 000 ч (гладкие образцы).
3, Предел ползучести ап приведен для деформации, равной 1% за 100 000
Перспективной сталью для цельнокованых роторов до температур 560—570° С является сталь ЭИ802. При температурах выше 570° С применяются роторы из аустенитных сталей, приведенных в табл. 52—54.
Выбор допускаемых напряжений. В деталях, насаживаемых с натягом на вал и работающих при умеренных
температурах (дисках и соединительных муфтах), суммарные расчетные напряжения, включающие напряжения от действия центробежных сил и напряжения от посадки на вал с натягом при номинальном числе оборотов, должны быть меньше допускаемых напряжений. Допускаемое напряжение выбирается с коэффициентом запаса прочности Ks > 1,8 по отношению к пределу текучести Оо,2/° при рабочей температуре
_ ^0,2<°_
доп - ks -
Коэффициент Ks = 1,8 может быть принят в дисках с торцовыми шпонками, а в дисках с осевыми шпонками Ks/* 1,8.
Фиг. 185. Предел прочности св, предел текучести <rs сталей Р-2 и ЭИ415 и модуль упругости Е стали ЭИ415 при различных температурах.Фиг. 185. Предел прочности св, предел текучести <rs сталей Р-2 и ЭИ415 и модуль упругости Е стали ЭИ415 при различных температурах.Фиг. 186. Пределы длительной прочности а105 и ползучести а^ сталей 34ХМ, Р-2 и ЭИ415 при различных температурах: „№;^Фиг. 186. Пределы длительной прочности а105 и ползучести а^ сталей 34ХМ, Р-2 и ЭИ415 при различных температурах: „№;^
Фиг. 185. Предел прочности св, предел текучести <rs сталей Р-2 и ЭИ415 и модуль упругости Е стали ЭИ415 при различных температурах.
Фиг. 185. Предел прочности св, предел текучести <rs сталей Р-2 и ЭИ415 и модуль упругости Е стали ЭИ415 при различных температурах.
Фиг. 186. Пределы длительной прочности а105 и ползучести а^ сталей 34ХМ, Р-2 и ЭИ415 при различных температурах:
„№;^
Фиг. 186. Пределы длительной прочности а105 и ползучести а^ сталей 34ХМ, Р-2 и ЭИ415 при различных температурах:
„№;^
В сварных роторах н. д. из-за наличия сварки, более сложного изготовления дисков и т. д. коэффициент запаса прочности выбирается для дисков Ks = 2,3, а для перемычек ротора в зоне сварки К.6 = 3.
В цельнокованых роторах, работающих при высоких температурах, допускаемые напряжения выбираются минимальными из трех величин:
Оо.г^ . ад.п . °подоп - к$ , "don Kg п , od0rt - ,
где коэффициенты запаса прочности Ks = 2,2; Kg п = 1,65; = 1,25.
Для сохранения плотной посадки диска на вал в течение „срока службы ротора скорость ползучести выбирается 10-9 лм/мм-ч, т. е. за 100 000 ч допускается относительное удлинение 0,01%.
ГЛАВА X
СОЕДИНИТЕЛЬНЫЕ МУФТЫ
И ВАЛОПОВОРОТНЫЕ УСТРОЙСТВА
§ 49. УСЛОВИЯ РАБОТЫ И ТРЕБОВАНИЯ,ПРЕДЪЯВЛЯЕМЫЕ К СОЕДИНИТЕЛЬНЫМ МУФТАМ
Соединительные муфты служат для соединения валов турбины (при двух и трехцилиндровых конструкциях) и вала генератора для передачи крутящего момента.
Каждый из соединяемых валов в зависимости от его жесткости и веса ротора прогибается. Статический прогиб ротора может достигать значительной величины: от 0,025 до 0,125 мм у барабанных роторов и от 0,05 до 0,75 мм у роторов дисковой конструкции.
Для предупреждения вибрации (т. е. обеспечения спокойной и надежной работы турбины), избежания появления добавочных и меняющихся изгибающих напряжений в болтах муфт, повышенного износа в подвижных муфтах соединяемые валы муфты должны иметь общую ось в виде плавной кривой. Торцы полумуфт должны быть параллельны друг другу, а их центры совпадать. Искривленная ось валов может иметь наклонный или горизонтальный участок в месте соединения валов (например, фиг. 187, б, в, г), что достигается установкой центров подшипников на различных высотах (уровнях).
При построении осевой линии роторов дополнительно учитываются возможные изменения положений основных частей турбины при переходе их к рабочим условиям и при изменении режимов работы. К указанным изменениям относятся влияние конденсатора; переход роторов из состояния покоя к вращению с рабочей скоростью; нагревание роторов; нагревание стоек подшипников, фундамента и цилиндров.
Количественно учесть все обстоятельства при монтаже турбины полностью практически не удается, к тому же надо иметь в виду, что при пуске, нагружении и эксплуатации они по величине изменяются.
Развитие соединительных муфт роторов турбогенераторов шло по пути создания надежной конструкции муфты, допускающей
осевое смещение одного вала относительно другого (фиг. 188, а); небольшой взаимный эксцентрицитет (фиг. 188, б); незначительную непараллельность торцов полумуфт (фиг. 188, в).
При соединении валов подвижной муфтой допускается относительное осевое смещение, при этом каждый из роторов фиксируется относительно цилиндра отдельным упорным подшипником (см. фиг. 101).
Это дает возможность осуществить индивидуальную установку аксиальных зазоров в уплотнениях и проточной части каждого цилиндра турбины. Уменьшение осевых зазоров повышает эко-
Фиг. 187. Установка двухцилиндровой турбины и генератора:Фиг. 187. Установка двухцилиндровой турбины и генератора:а — неправильная установка роторов; б, в, г — разновидности правильной установки роторов.а — неправильная установка роторов; б, в, г — разновидности правильной установки роторов.Фиг. 188. Взаимное расположение валов при соединении муфтой.Фиг. 188. Взаимное расположение валов при соединении муфтой.
Фиг. 187. Установка двухцилиндровой турбины и генератора:
Фиг. 187. Установка двухцилиндровой турбины и генератора:
а — неправильная установка роторов; б, в, г — разновидности правильной установки роторов.
а — неправильная установка роторов; б, в, г — разновидности правильной установки роторов.
Фиг. 188. Взаимное расположение валов при соединении муфтой.
Фиг. 188. Взаимное расположение валов при соединении муфтой.
номичность турбины за счет снижения потерь от протечек пара, что в какой-то мере уменьшает ее осевые размеры. Тепловое взаимное расширение роторов при этом поглощается соединительной муфтой.
Незначительные взаимный эксцентрицитет валов и непараллельность торцов полумуфт могут возникнуть при пуске и эксплуатации турбины, поэтому муфты, допускающие изменение этих величин, определяют надежную работу турбины без вибрации ротора и упрощают сборку турбины.
Соединительные муфты должны исключать передачу вибрации от одного вала к другому, тем самым облегчить выявление и устранение причин появления вибрации при работе и повысить надежность эксплуатации турбогенератора.
В практике турбостроения применяются муфты, частично или почти полностью удовлетворяющие поставленным требованиям: жесткие, полужесткие, кулачковые, зубчатые и гибкие.
§ 50. ЖЕСТКИЕ И ПОЛУЖЕСТКИЕ МУФТЫ
Жесткие соединительные муфты состоят из двух полумуфт, соединенных болтами (фиг. 189).
Полумуфты могут быть откованными за одно с валом; одна из полумуфт откована вместе с валом, а другая насажена на конец вала с натягом; обе полумуфты на концы соединяемых валов
насажены с натягом.
Концы валов под посадку полумуфт выполняются цилиндрическими или коническими с конусностью 6 : 100 (6%), обычно
принятой в отечественном турбо
Фиг. 189. Жесткая соединительная муфта.Фиг. 189. Жесткая соединительная муфта.строении. Натяг при посадке полумуфт на концы валов составляет 0,0003—0,001 диаметра вала. Величина натяга определяется центробежными силами, действующими в полумуфте при вращении ротора. Задача состоит в том, чтобы назначить такую величину натяга, при которой в случае увеличения числа оборотов на 10—12% присра- батывании автомата безопасности полумуфта удерживалась на валу. С ростом передаваемой мощности от вала к валу размеры и веса полумуфт увеличиваются, поэтому и величина натяга выбирается боль-
Фиг. 189. Жесткая соединительная муфта.
Фиг. 189. Жесткая соединительная муфта.
шей. Величина натяга при конусном конце вала обеспечивается
продвижением полумуфты по конусу в нагретом состоянии в сторону ее посадки на холодный вал. Величина продвижения полумуфты по конусу вала подсчитывается так же» как при по
садке дисков на конусные втулки.
Полумуфты, насаженные на цилиндрический или конусный концы валов, обязательно крепятся гайкой, которая, в свою очередь, стопорится от отворачивания винтом.
Полумуфты снимаются только в тех случаях, когда необходимо заменить на роторе какую-либо из деталей (диски, уплотнительные втулки и т. п.), насаженных со стороны муфты. В роторах с полумуфтами, откованными заодно с валом, все детали насаживаются с противоположной стороны.
Крутящий момент от вала на полумуфту и от следующей полумуфты на вал передается через осевые шпонки, при этом обычно две шпонки расположены диаметрально противоположно.
Полумуфты центрируются одна относительно другой буртом в одной полумуфте и выточкой в другой (фиг. 190, а). Иногда между полумуфтами устанавливается центрирующая шайба (фиг.,190, б). Центрирующие поверхности муфты выполняются
Фиг. 190. Сборка жесткой муфты.Фиг. 190. Сборка жесткой муфты.
Фиг. 190. Сборка жесткой муфты.
Фиг. 190. Сборка жесткой муфты.
по 2-му классу точности с допуском -^ . Полумуфты связаны болтовым соединением с разверткой отверстий под болты при соединенном положении полумуфт. Болты входят в отверстие под легкими ударами свинцовой кувалды с одинаковым посадочным натягом (скользящая посадка). Соединительные болты делаются с плотной посадкой по всей длине или при более толстых фланцах полумуфт на части ее при такой конструкции болты работают только на срез (фиг. 190, б). Чтобы предупредить поломку
вала в случае короткого замыкания в генераторе, прочность болтов муфты должна быть в 1,25 раза ниже прочности вала.
Некоторые зарубежные фирмы делают плотную посадку болтов только в одной полумуфте, а в другой диаметр болта делается на 0,1 — 0,2 мм меньше диаметра отверстий (фиг. 190, а).
Гайки и головки болтов в жестких и других муфтах, если позволяет конструкция, стремятся утопить в пазы, которые могут быть цилиндрическими под отдельную головку или гайку или кольцевыми, общими для этих деталей (фиг. 190).
Между муфтой любой конструкции и корпусом помещается тонкостенный кожух цилиндрической формы с плоскими торцовыми стенками с обеих сторон муфты с одним уплотнительным гребнем (см. фиг. 93) или его заменяют плоскими тонкими стенками с обеих сторон муфты с одним уплотнительным гребнем. Такой кожух исключает теплообмен между воздухом, нагретым за счет трения при вращении муфт, и подшипниками.
При центровке валов по полумуфтам предъявляются жесткие требования, изложенные в табл. 55.
Данная муфта дает возможность установить концы соединяемых валов не на двух, а на одном опорном подшипнике и в многоцилиндровых турбинах обойтись одним упорным подшипником (см. фиг. 101). Рассмотренные выше жесткие муфты просты в изготовлении, надежны в эксплуатации и могут передавать большие крутящие моменты.
В последнее время в связи с ростом мощностей турбин появилась тенденция применять жесткие муфты в мощных турбинах. 446
Таблица 55
Допуски при центровке роторов по полумуфтам
Тип муфты
Допускаемая непа- раллельность тор-^ цовых поверхностей в мм
Допустимое взаимное биение по окружности в мм
Жесткая
0,02—0,03
0,04
Полужесткая . . . . Кулачковые и зубча-
0,05
0,06
тые
0,08
0,1
Гибкие
0,06
0,08
В большинстве случаев жесткими муфтами в двух и трехцилиндровых турбинах соединяются роторы ц. в. д. и ц. с. д. или ц. в. д. и ц. н. д.
Наибольшее распространение в современном турбостроении получили полужесткие муфты для соединения валов турбины между собой и для соединения их с валом генератора. Полужесткие муфты выполняются с одной или двумя «волнами» полужестких элементов (компенсаторов) (фиг. 191).
Такая муфта может передавать большой крутящий момент от вала к валу, допускает незначительный излом осей соединяемых роторов, который может возникнуть при пуске и эксплуатации турбины. Следует заметить, что при монтаже турбины излом осей валов недопустим. Величины допусков, приведенные в табл. 55, достаточно жесткие при центровке валов по полумуфтам.
Полужесткая муфта надежна в эксплуатации благодаря отсутствию в ней сопряженных пар трения. Для применения полужестких муфт каждый из валов устанавливается на двух опорных подшипниках. Полужесткая муфта является жесткой в осевом направлении, поэтому в турбогенераторе применяется лишь один упорный подшипник (см. фиг. 101), воспринимающий осевое усилие на роторы всех цилиндров и на ротор генератора.
Полумуфты насаживаются на концы валов так же, как и в случае жестких муфт. Конусность посадочных поверхностей обычно 1 : 200, т. е. 0,5%, поэтому для обеспечения натяга полумуфты продвигают в сторону посадки на 50—60 мм в нагретом состоянии от места посадки на холодный вал. Полумуфты на валу стопорятся двумя или четырьмя винтами.
Центрирующих выточек полумуфты не имеют, и поэтому взаимная центровка трех основных деталей (двух полумуфт и полужесткого компенсатора) осуществляется с помощью призонных болтов. В процессе соединения деталей муфты следует обращать особое внимание на отсутствие смещения фланцев полумуфт.
Болты и гайки должны иметь одинаковый вес и маркировку согласно меткам на муфте.
. 6)Фиг. 191. Полужесткие соединительные муфты:а — с двумя волнами компенсатора; б — с одной волной компенсатора.. 6)Фиг. 191. Полужесткие соединительные муфты:а — с двумя волнами компенсатора; б — с одной волной компенсатора.§ 51. ПОДВИЖНЫЕ МУФТЫ§ 51. ПОДВИЖНЫЕ МУФТЫ44844829 Смоленский29 Смоленский449449
. 6)
Фиг. 191. Полужесткие соединительные муфты:
а — с двумя волнами компенсатора; б — с одной волной компенсатора.
. 6)
Фиг. 191. Полужесткие соединительные муфты:
а — с двумя волнами компенсатора; б — с одной волной компенсатора.
§ 51. ПОДВИЖНЫЕ МУФТЫ
§ 51. ПОДВИЖНЫЕ МУФТЫ
448
448
29 Смоленский
29 Смоленский
449
449
В качестве материалов для изготовления жестких и полужестких муфт применяют стали 25, 35, 45, 34ХМ и 35ХНМ.
Зубчатые, кулачковые и гибкие муфты относятся к подвижным муфтам (фиг. 192—196). Эти муфты допускают относительное осевое смещение, излом осей и взаимный эксцентрицитет роторов, показанные на фиг. 188. Каждый из роторов турбогенератора при применении подвижных муфт фиксируется по отношению к статору отдельным упорным подшипником, что позволяет иметь индивидуальное установление осевых зазоров в проточной части каждого цилиндра турбины. Подвижное соединение роторов позволяет в известной степени иметь относительные искривления валов, которые дополнительно могут возникнуть при пуске и эксплуатации турбины. Точность центровки валов по полумуфтам при монтаже их меньше (см. табл. 55), чем в жестких и полужестких муфтах.
Основным недостатком этих муфт, который может вызвать неполадки при эксплуатации турбины, является наличие трущихся пар зубчатого или кулачкового соединения и различного рода пружин, вложенных между зубьями полумуфт. С течением времени эксплуатации
при неудовлетворительной центровке роторов, неточности изготовления или недостаточной смазке может происходить износ зубьев трущихся пар. В этих случаях в парах трения "’происходит заедание и муфты не всегда выполняют свое назначение, так как ими не компенсируется температурная деформация ротора в осевом направлении, что существенно повышает нагрузку упорного подшипника вплоть до его поломки.
С ростом единичных мощностей турбоагрегатов на муфте возрастает крутящий момент. Несмотря на увеличение размеров
муфт, удельная нагрузка на каждый зуб увеличивается. Такое увеличение удельного давления на каждый зуб в муфтах этого типа сделало более затруднительным перемещение роторов относительно друг друга. Поэтому в турбинах мощностью больше 100 000 кет применяют жесткие и полужесткие муфты, а в турбинах мощностью менее 100 000 кет могут применяться и различного типа подвижные муфты.
Зубчатые и кулачковые муфты. Зубчатые и кулачковые муфты широко распространены в турбоагрегатах малой и средней мощности.
В отечественном турбостроении зубчатые (шлицевые) муфты (фиг. 192) применяются в современных турбинах НЗЛ мощностью до 12 000—18 000 кет для соединения вала, турбины с валом генератора или воздуходувки.
Муфта состоит из двух полумуфт 1, насаженных на концы валов с натягом. При насадке на конусные концы валов полумуфты крепятся гайками, а при насадке на цилиндрические поверхности — винтами. Передача крутящего момента от вала к полумуфте и от полумуфты к валу осуществляется с помощью осевых призматических 5 или цилиндрических 4 шпонок. Полумуфты 1 на периферической поверхности имеют зубья обычно эвольвентного (сеч. Л — Л) и реже — прямоугольного профиля.
Обе полумуфты охватываются коронкой (обоймой) 3 с внутренней нарезкой. Тангенциальные и радиальные зазоры в зубчатом зацеплении показаны на фиг. 188. Иногда коронка (обойма) 3 состоит из двух одинаковых частей, соединенных болтовым соединением по вертикальному разъему. На коронке имеется зубчатый обод для проворачивания ротора с помощью храповика (сеч. по 5 — Б) или валоповоротного устройства.
Крутящий момент с одной полумуфты на другую передается через зубчатые зацепления и коронку. Окружное усилие распределяется между большим количеством зубьев, и износ их может быть невелик. Удельное давление в зубьях допускается 0,98— 1,47 NVhIn? (10—15 кПсм^. Трущиеся поверхности зубьев обильно смазываются маслом, которое подается из соседнего подшипника турбины в кольцевые маслосборники, откуда под действием центробежных сил по наклонным каналам поступает на зубья; таким образом, зубчатое зацепление находится постоянно в масляной ванне. Эти муфты, если не учитывать смягчающего действия масляной пленки, передают крутящий момент, как жесткие.
Кольца 2 служат для центровки коронки (обоймы) 3 относительно полумуфт и ограничивают осевое относительное смещение роторов. Зазор между центрирующими поверхностями колец 2 и полумуфт 1 делается 0,1—0,2 мм на диаметр. Увеличение зазора может вызвать небаланс ротора, стуки в муфте при пуске и при резком изменении режима работы турбины/ 450
Малые зазоры при некоторой расцентровке роторов могут привести к заклиниванию в муфте и к превращению ее из эластичной в жесткую.
Другим типом подвижной муфты является кулачковая муфта (фиг. 193), которая состоит из двух звездочек 1, насаженных на концы валов, зажимаемых торцовыми гайками 3, и двух полумуфт (коронок) 2, соединенных призонными болтами. Полумуфты центрируются по пояскам А на краях звездочек с диаметральным зазором 0,08—0,15 мм. Пояски А для правой звездочки располагаются правее кулачков, а для левой — левее кулачков.
Фиг. 193. Подвижная кулачковая муфта.
Осевое смещение полумуфт ограничивается шайбами 4. Относительное осевое смещение роторов, равное 4—8 мм, определяется величиной осевых зазоров д между торцами пазов полумуфт и соответствующими кулачками звездочек.
Отличие кулачковой муфты от зубчатой заключается в профиле и количестве кулачков; профиль кулачков на завездочках выполняется прямоугольным, а количество кулачков значительно меньше, чем зубьев в рассмотренной ранее муфте.
Тангенциальный зазор между кулачками звездочек и полумуфт принимается в пределах 0,3—0,6 мм.
Масло для смазки трущихся пар подводится в каждую впадину между кулачками звездочек через отдельные наклонные сверления.
Кулачковые муфты по сравнению с зубчатыми имеют большую склонность к заклиниванию.
Гибкие муфты. На фиг. 194 представлена гибкая муфта, применявшаяся в отечественном турбостроении в двухцилиндровых турбинах ЛМЗ мощностью До 100 000—150 000 кет, для соединения роторов в. д. и н. д. Каждый из роторов, соединяемых гибкой муфтой, имеет свой упорный подшипник. В двух и одноцилиндровых турбинах ЛМЗ для соединения с валом генератора применяются полужесткие муфты с одной или двумя волнами полужесткого компенсатора (см. фиг. 191).
9Q* 45!
Гибкая муфта состоит из трех основных деталей: двух полумуфт 1 и 2, насаженных на конусные концы валов с натягом и закрепленных гайками 10. Каждая из полумуфт фиксируется относительно вала двумя призматическими осевыми шпонками 12. На периферической цилиндрической поверхности полумуфт сделаны пазы, в которые вложена змеевидная пружина 3 из нескольких сегментов. В сечении, перпендикулярном к оси турбины,
Фиг. 194. Гибкая муфта со змеевидной пружиной ЛМЗ.Фиг. 194. Гибкая муфта со змеевидной пружиной ЛМЗ.
Фиг. 194. Гибкая муфта со змеевидной пружиной ЛМЗ.
Фиг. 194. Гибкая муфта со змеевидной пружиной ЛМЗ.
пазы между зубьями полумуфт имеют прямоугольную форму. Боковые поверхности зубьев скошены для создания возможности деформации пружины. Таким образом достигается переменная жесткость гибкого соединения полумуфт, возрастающая с увеличением передаваемого крутящего момента.
При малых крутящих моментах пружина почти не изгибается и окружное усилие передается длинными эластичными свободными участками пружины между точками опоры а витков пружины в зубьях (фиг. 195). По мере возрастания крутящего момента витки пружины изгибаются, полумуфты смещаются по окружности одна относительно другой, точки опоры витков пружины в зубьях перемещаются так, что остаются только свободные 452
короткие участки, жесткость которых увеличивается пропорций^ нально возрастанию нагрузки.
При предельной нагрузке пружина касается грани зубьев Ь; муфта перестает быть эластичной, так как длина изгибаемого участка пружины становится очень малой.
Муфта конструируется так, чтобы момент, равный полуторному от номинального крутящего момента, не превышал значения, соответствующего пределу упругой работы муфты. Рассматриваемая муфта закрывается кожухом, состоящим из двух половин 5 и 4 (фиг. 194), которые предназначаются для удержания в пазах
Фиг. 195. Пружина и зубья гибкой муфты:Фиг. 195. Пружина и зубья гибкой муфты:а — положение зубьев и гибкой пружины при малых крутящих моментах; б — изгиб пружины под нагрузкой; в — касание пружиной двух граней зуба.а — положение зубьев и гибкой пружины при малых крутящих моментах; б — изгиб пружины под нагрузкой; в — касание пружиной двух граней зуба.
Фиг. 195. Пружина и зубья гибкой муфты:
Фиг. 195. Пружина и зубья гибкой муфты:
а — положение зубьев и гибкой пружины при малых крутящих моментах; б — изгиб пружины под нагрузкой; в — касание пружиной двух граней зуба.
а — положение зубьев и гибкой пружины при малых крутящих моментах; б — изгиб пружины под нагрузкой; в — касание пружиной двух граней зуба.
пружины, отбрасываемой центробежными силами. Левая половина кожуха 5 крепится к левой полумуфте шпильками 9, а правая половина к левой крепится длинными шпильками 7 с дистанционными втулками 8, проходящими через фланцы обеих полумуфт. В правой полумуфте отверстия больше наружного диаметра дистанционных втулок, тем самым эти шпильки позволяют относительное перемещение полумуфт в тангенциальном направлении и не участвуют в передаче крутящего момента от одного вала на другой.
Бронзовые кольца 6 служат для уменьшения трения пружины о кожух.
Одним из важных моментов надежной работы муфты является смазка трущихся пар. Масло для смазки подается через сверления в полумуфтах, а сливается из кожуха через отверстия в торцовых поверхностях. Таким образом, пружина и зубья муфты постоянно находятся в масляной ванне.
453453Данная муфта допускает взаимное осевое смещение роторов до 7 мм. Эта величина зазора (между полумуфтами) определяется разницей возможного температурного расширения ротора и цилиндра от упорного подшипника ц. в. д. к муфте и величиной разбега ротора низкого давления в упорном подшипнике ц. н. д.
453
453
1889 ■
Вид ГВид Г
Вид Г
Вид Г
Гибкая муфта допускает незначительную расцентровку роторов, которая может произойти при пуске и эксплуатации турбины. Кроме того, такая муфта смягчает толчки крутящего момента за счет упругих деформаций пружины и относительного углового смещения полумуфт. Существует мнение, что гибкая муфта со змеевидной пружиной не передает вибрации и изгибающих моментов от одного вала к другому. Допуски при центровке валов по полумуфтам приведены в табл. 55. В современных мощных многоцилиндровых турбинах ЛМЗ от применения гибких муфт со змеевидными пружинами отказался.
К недостаткам гибкой муфты следует отнести сложность конструкции и повышенную стоимость в ее изготовлении, а также наличие трущихся пар, которые могут вызвать неполадки при эксплуатации турбины.
Следует отметить, что долговечность и спокойная работа муфты в значительной степени зависят от качества и точности выполнения змеевидной пружины, которую получают из полосы путем изгиба ее по кондуктору.
Змеевидная пружина изготовляется из сталей Ст. 80 (С = = 0,75 4-0,85%), или Ст. 60С2, 60С2А (ГОСТ 2052-43); полумуфты — из сталей Ст. 50, 25НЗ, 34ХМ; кожух — из сталей Ст. 30, 25НЗ, 34ХМ; шпильки—из сталей Ст. 35, ЭИ10. "
На фиг. 196 изображена гибкая муфта, применяемая в современных турбинах малой мощности КТЗ (до 6000 кет), для соединения валов турбины и генератора. В турбинах мощностью 6000 кет и выше КТЗ применяет жесткую муфту фланцевого типа.
Гибкая муфта (фиг. 196) состоит из двух полумуфт 4 и 5, насаженных с натягом на концы валов. По наружной цилиндрической поверхности полумуфты имеют прямоугольные пазы, в которые вложены пакеты пластин 11. Крутящий момент от одной полумуфты на другую передается через пакеты тонких стальных пластин. В осевом и радиальном положениях пакеты удерживаются ограничительными боковыми кольцами 1 и 2, каждое из которых крепится к своей полумуфте.
Для смазки пластин к пакетам подводится масло через специальные сопла, установленные в корпусе заднего подшипника. Конструкция этой муфты допускает осевое перемещение роторов до 3 мм
§ 52. ВАЛОПОВОРОТНЫЕ УСТРОЙСТВА
После останова во время остывания турбины появляется значительная разность температур верха и низа турбины вследствие конвективных воздушных течений внутри турбины; отвода тепла по присоединенным снизу паропроводам отбора пара; различного состояния изоляции, которая, как правило, снизу хуже (подробнее см. гл. III).
Допустимая разность температур при пуске турбины (обычно 25—50° С) зависит от начальных параметров пара и конструкции турбины.
Если вал турбины остывает в неподвижном состоянии, то за счет наличия разности температур верха и низа турбины происходит его временный изгиб. При неподвижном состоянии верхняя часть вала находится в зоне с более высокой температурой, чем нижняя, поэтому волокна вала снизу сокращаются быстрее, чем верхние, и вал выгибается вверх. По мере остывания турбины вначале величина выгиба неподвижного вала так же, как и цилиндра, увеличивается, затем достигает какой-то максимальной величины. При дальнейшем остывании турбины температуры верха и низа постепенно выравниваются, и изогнутый неподвижный ротор и цилиндр выпрямляются. Процесс остывания турбины длительный, зависит от конструкции и температуры нагрева. Например, вал мощной турбины, как установлено исследованиями, принимает температуру окружающей среды примерно через 30—40 ч после останова турбины.
Из рассмотренного ясно, что для каждой конструкции турбины существует определенный промежуток времени после ее останова, в течение которого не следует турбину пускать в ход по причине изгиба цилиндра и вала (если вал остывал в неподвижном состоянии).
С точки зрения задевания рабочих колес или вала в уплотнениях, рассмотренных в гл. V, особенно опасным является одностороннее задевание при искривленном вале, так как задевания в уплотнении еще дополнительно вызывают местный нагрев выпуклой стороны вала и приводят к дополнительному прогибу его, и в худшем случае при аварии может привести к остаточному прогибу вала.
Попадание пара в остановленную турбину через неплотно закрытые клапаны может сильно изменить картину описанного прсцесса остывания турбины и привести к тому, что выравнивания температур и самопроизвольного выпрямления вала и корпуса вообще не произойдет.
Существует три основных способа уменьшения искривления вала. Первый способ — регулярное поворачивание вала на 180° при остывании турбины. Этот способ применяется в турбинах малой мощности и в турбинах крупной мощности после нескольких часов непрерывного вращения ротора валоповоротным устройством с приводом от электромотора.
В турбинах малой мощности применяется ручное валоповорот- ное устройство. При данном способе особенно важным является точный поворот вала на 180°. Сущность уменьшения прогиба вала при остывании заключается в том, что после поворота вала на 180°, первоначально искривившегося вверх, начинается его выпрямление, а затем происходит искривление в обратную сторону. 456
Время поворота вала на 180° выбирается таким, чтобы изгиб вала был в пределах допустимой величины, при которой возможен безопасный пуск в ход, т. е. 0,03—0,05 мм. Второй способ — непрерывное медленное вращение ротора с числом оборотов 1,8— 4,25 в минуту. Этот способ, по мнению отечественных заводов и зарубежных фирм, может применяться для турбине начальной температурой примерно до /0 = 535° С. Время работы валоповорот- ного устройства для различных турбин различно. Оно зависит от начальных параметров пара, конструкции турбины и срока, на который остановлена турбина. Недостатком данного валопо- воротного устройства является то, что при вращении с малым числом оборотов во вкладышах подшипников нарушается масляная пленка и возникает полусухое трение, вызывающее износ баббитовой заливки вкладышей. Для предотвращения износа баббитовой заливки после останова турбины несколько часов (4—6 ч) ротор вращается на валоповороте, а затем с помощью валоповоротного устройства он поворачивается на 180° через определенные проме-. жутки времени, обычно вначале через 15лш«, а по мере остывания через 30 мин.
На фиг. 197 изображено валоповоротное устройство, широко применяющееся в паровых турбинах отечественного производствд. Приводом ротора турбины является электромотор. Между приводным электромотором и ротором турбины установлен понижающий число оборотов редуктор с червячной и зубчатой парами.
Передаточное отношение редуктора составляет 1 : 173, поэтому при числе оборотов электромотора 780 в минуту ротор турбины вращается со скоростью примерно 4,52 об!мин. Мощность электродвигателя трехфазного тока валоповоротного устройства для турбин 50 000—100 000 кет составляет 8,3 кет.
Валоповоротное устройство состоит из приводного электродвигателя, вращающего через эластичную муфту валик с червяком 1, спаренный с червячным колесом 2 и 3. Ротор электродвигателя вращается по часовой стрелке, если смотреть со стороны муфты. Осевое усилие червяка воспринимается его шариковым упорным подшипником.
На червячное колесо 3, жестко закрепленное на валу 5, надет бронзовый обод 2, шестерня 16 сидит на двух винтовых шлицах.
Перемещением шестерни 16 по шлицам вала 5 осуществляется ее сцепление и расцепление с зубчатым ободом ведомой шестерни 7, жестко закрепленным на соединительной муфте ротора турбогенератора. Это перемещение осуществляется сдвоенным рычагом 4, два ролика 10 которого входят в кольцевую выточку шестерни 16.
Сдвоенный рычаг 4 жестко закреплен на валике 9, который - может поворачиваться рычагом 15.
Рычаг 13 выступом 17 упирается в стакан 12, который находится под усилием пружины сжатия 11. Пружина 11 стремится повернуть рычаг 13 в положение выключения, т. е. выхода из за-
цепления ведущей шестерни 16 с зубчатым ободом" ведомой шестерни 7.
Для фиксирования в выключенном положении шестерни 16 (на фиг. 197 положение 16а) рычаг 13 (на фиг. 197 положение 13а) входит в зацепление с защелкой в фиксирующем устройстве 19. Для ввода в зацепление шестерни 16 с зубчатым ободом
шестерни 7 и включения валоповоротного устройства поступают следующим образом. Освобождается от фиксирования защелкой в устройстве 19 рычаг 13 и из положения 13а отводится в сторону турбины до упора ведущей шестерни 16 в торцовую поверхность зубчатого обода 7.
Для совмещения винтовых пазов шестерни 16 со шлицами вала 5 необходимо этот вал повернуть в любую сторону, для чего открывается защитный кожух ручного маховичка вращая который, продолжают производить нажим на рычаг 13 в сторону турбины до тех пор, пока ведущая шестерня 16 не войдет в зацепление с ободом ведомой шестерни 7 на 4—5 мм. Эта величина 4—5 мм 458
соответствует величине осевого люфта между винтовыми пазами шестерни и шлицами вала 5. Затем ручной маховичок вращают по часовой стрелке до упора, который соответствует предельному осевому смещению шестерни 16 впритык к кольцевому бурту 6 вала 5.
В этом положении шестерня 16 полностью сцепляется с ободом ведомой шестерни 7. При этом рычаг 13 нажимая на штифт с роликом конечного выключателя в устройстве 18, вызовет включение приводного электродвигателя, т. е. включение в работу вало- поворотного устройства.
Назначение конечного выключателя в устройстве 18 состоит в том, чтобы исключить возможность пуска электродвигателя при неполном зацеплении шестерен 16 и 7. При работе валоповорот- ного устройства осевое усилие около 4 т, возникающее в шлицевом соединении (направленное в сторону генератора), через ведущую шестерню 16 передается на кольцевой бурт 6 вала червячного колеса и воспринимается упорным шариковым подшипником 15.
При пуске турбины вал вначале вращается на валоповоротном устройстве, затем впускается пар в турбину, в результате -чего число оборотов ротора увеличивается.. При этом осевое усилие, воспринимаемое ведущей шестерней 16 в шлицевом соединении, изменяет направление в сторону турбины, и шестерня 16 под его действием быстро выйдет из зацепления с зубчатым ободом шестерни 7.
Шестерня 16 при осевом смещении в положение 16а тянет за собой в сторону генератора рычаг 13, который выходит из контакта с конечным выключателем в устройстве 18, чем отключается приводной электродвигатель.
При этом на выступ 17 рычага 13 действует усилие пружины 11 через стакан 12. Рычаг 13 смещается в крайнее положение 13а и входит в зацепление с защелкой в устройстве 19, фиксирующей в выключенном положении шестерню 16 (на фиг. 197 положение 16а).
Все трущиеся пары смазываются маслом из системы смазки подшипников. При падении давления масла в системе смазки турбины до 0,15 бар (ати) валоповоротное устройство автоматически отключается под воздействием пускового реле аварийного масляного насоса, которое отключает электродвигатель привода.
Третьим способом, который применяется в турбинах при температуре пара выше 535° С в отечественном производстве и зару- бежом, является валоповоротное устройство с числом оборотов вращения турбогенератора не ниже 40—50 в минуту.
При такой скорости вращения ротора создается несущая масляная пленка в опорных подшипниках, благодаря чему при длительном непрерывном вращении ротора на валоповоротном устройстве. износа подшипников не происходит. Это дает возможность
Фиг. 198. Гидравлическое валоповорогное устройство со скоростью вращения до 150 оЫмин.Фиг. 198. Гидравлическое валоповорогное устройство со скоростью вращения до 150 оЫмин.
Фиг. 198. Гидравлическое валоповорогное устройство со скоростью вращения до 150 оЫмин.
Фиг. 198. Гидравлическое валоповорогное устройство со скоростью вращения до 150 оЫмин.
при остановке турбины на сутки или на ночь вращать непрерывно ротор турбины на валоповоротном устройстве.
Повышенное число оборотов ротора турбины при вращении на валоповоротном устройстве увеличивает перемешивание воздуха (пара)внутри турбины, что улучшает условия равномерного остывания ротора и корпуса турбины при останове и прогреве корпуса и ротора при пуске. Быстроходные валоповоротные устройства выполняются также с несколькими скоростями. Фирма Аллис-Чалмерс на некоторых турбинах устанавливает валопо- воротное устройство с двумя скоростями, что позволяет во время наиболее интенсивного остывания вращать ротор турбины сначала с повышенной скоростью, а затем перейти на медленное вращение. В турбинах с тяжелыми роторами необходим большой крутящий момент для преодоления трения покоя. Для того чтобы не увеличивать мощность двигателя валоповоротного устройства в турбинах с тяжелыми роторами некоторых фирм, при пуске турбины в подшипники под шейки вала подается масло под большим давлением — до 30 бар ^ати\ в результате чего вал приподнимается.
Некоторые фирмы применяют не редукторные зубчатые пары, а гидравлическое (масляное) валоповоротное устройство (фиг. 198), выполненное в виде масляной турбины. Рабочее колесо с лопатками закреплено между двумя полумуфтами. Это валоповоротное устройство компактно, отсутствуют трущиеся пары, и скорость вращения может регулироваться до 150 об!мин.
ЛИТЕРАТУРА
АдлерМ. В. и Карпин Е. Б. Автофретирование турбинных дисков. — «Теплоэнергетика», 1955, № 7.
Б а н н и к В. И. и Случаев М. А. Монтаж паровых турбин. Гос- энергоиздат, 1954.
БауманН. Я, СвечховИ. Н. и Яковлев М. И. Технология турбостроения. Машгиз, 1960.
Бень М. Я. Технико-эконбмические показатели новой серии отечественных паровых турбин. — «Тяжелое машиностроение», 1961, № ,1.
Бодашков Н. К. Эксплуатация паровых турбин. Госэнергоиздат, 1955.-■.
Боревский Е. И. Влияние изменения температуры пара на работу упорного подшипника турбины. — «Электрические станций», 1957, № 2.
Б уды к а И. Н. Расчет дисков паровых турбин. Машгиз, 1962.
Быстрицкий Н. Д. Диафрагмы паровых турбин. Машгиз, 1958.
Вербинин Д. С. иШепилевский В. М. Автоматическая сварка диафрагм паровых турбин в среде углекислого газа на ЛМЗ. —«Энергомашиностроение», 1960, №7.
Горелкин Н. М. Температурное режимы некоторых деталей паровых турбин в эксплуатационных условиях. — «Энергомашиностроение» 1957п № 7.
Горелкин Н. М. Исследование температурных полей и осевых зазоров паровых турбин в эксплуатационных условиях. —.«Энергомашинострое- - ние», 1959, № 2.
Горелкин Н. М. Исследование температурного поля ротора тур- бины ВТ-25-4 при установившемся температурном состоянии. — «Энергомашиностроение», 1961, № 5.
Д е й ч М. Е. и Самойлович Г. С. Основы аэродинамики осевых турбомашин. Машгиз, 1959. •
Д р о з д о в А. П. Экспериментальное исследование температурных полей в основных узлах головного образца турбины СВК-150-1. —«Энергомашиностроение», 1957, № 8.
ЖирицкийГ. С. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых турбин. Госэнергоиздат, 1960.
3 а л ь ф Г. А. и Звягинцев В. В. Тепловой расчет паровых турбин. Машгиз, 1961.
462
ЗвягинцевВ. В. Приближенный способ определения критического числа оборотов турбинного вала. — «Советское котлотурбостроение», 1939, № 1-
3 е м з и н В. Н. и Френкель Л. Д. Сварные конструкции паровых и газовых турбин. Машгиз, 1962.
ЗильберштейнС. А. Вопросы современных конструкций и.экономики. Паротурбостроение в США. Машгиз, 1961.
3 у б о к В. И., Ф р и д м е г о А. М. и Б е л о в Б. И. Опыт изготовления паровой турбины мощностью 100 000 кет. Машгиз, 1949.
Иванов В. В. Механическая обработка деталей паровых турбин. Машгиз, 1956.
Исследование элементов паровых и газовых турбин и осевых компрессоров. Сборник статей ОТИ ЛМЗ № 6 под ред. Зильбермана А. С., Машгиз, 1960.
К а р п и н Е. Б. Из опыта автофретирования турбинных дисков. — «Энергомашиностроение», 1959, № 1.
Кириллов И. И. и К а н т о р С. А. Теория и конструкция паровых турбин. Машгиз, 1947.
К о в а л е в с к и й М. М. Качественная оценка конструкций паровых турбин. Машгиз, 1963.
К о с я к Ю. Ф. и С а в у к о в В. П. О борьбе с эрозией последних ступеней мощных паровых турбин. — «Энергомашиностроение», 1960, № 7.
Лазаренко А. В. Конструкция паровой турбины К-300-240 Харьковского турбинного завода. — «Энергомашиностроение», 1960, № 10.
Л е в и н А. В. Рабочие лопатки и диски паровых турбин. Госэнергоиз- дат, 1953.
Либерман Л. Я- и П е й с и х и с М. И. Справочник по свойствам сталей, применяемых в котлотурбостроении. Машгиз, 1958.
ЛосевС. М. Паровые турбины. Госэнергоиздат, 1959.
Михайлов-Михеев П. Б. Справочник по металлическим материалам, турбине- и моторостроения. Машгиз, 1961.
Моисеев А. А. Конструктивные расчеты корабельных турбоагрегатов. Судпромгиз, 1948.
Некоторые вопросы проектирования и эксплуатации паровых турбин. Под ред. Трояновского Б. М. Госэнергоиздат, 1957.
Некоторые вопросы технологии производства турбин. Сборник статей ОТИ ЛМЗ № 7 под общей ред. Дробилко Г. А. Машгиз, 1960.
ОдингИ. А. Основы прочности металлов паровых котлов турбин и турбогенераторов. Госэнергоиздат, 1949.
О р л и к В. Г. О прогибах роторов паровых турбин. — «Электрические станции», 1963, №5.
Павловский Г. И. Дополнительный прогрев паром цилиндра паровой турбины. — «Энергомашиностроение», 1963, № 6.
Паровые турбины. Переводы статей под ред. Зильберштейиа С. А. Энергетика за рубежом. Выпуски 1, 2, 3. Госэнергоиздат, 1958—1960.
Паротурбостроение и газотурбостроение. Сборник статей ОТИ ЛМЗ № 5 под ред. Гринберга Н. И. Машгиз, 1957.
Прохорове. А., Чернецкий Н. С. иТрубиловМ. А. Экспериментальное исследование причин задевания в проточной части турбины ЛМЗ типа ВК-ЮО-2. —«Энергомашиностроение», 1960, № 9.
Р у н о в Б. Т. Вибрационные испытания лопаточного аппарата паровых турбин иа электростанциях. Госэнергоиздат, 1954.
Сверчков А. Н. Ремонт и наладка паровых турбин. Госэнергоиздат, 1951.
С е в е р о в Н. Н. Ремонт роторов ларовых турбин. Госэнергоиздат, 1959.-
Си ч и ко в М. Ф. Металлы в турбостроении. Машгиз, 1954.
Тараненко Н. М. Гидродинамическая система регулирования паровых турбин Калужского турбинного завода. — «Энергомашиностроение», 1956, № 7.
ТимербулатовМ. Г. и СавуковВ. П. Повышение эрозийной стойкости стали для лопаток паровых турбин. — «Энергомашиностроение», 1961, №4.
Тимошенко С. П. Теория колебаний в инженерном деле. ГНТИ, 1932.
ТрифоновЕ. В. и Ямпольский С. Л. Влияние давления масла иа несущую способность упорных подшипников паровых турбин. — «Энергомашиностроение», 1957, № 1.
ТрифоновЕ. В. и Ямпольский С. Л. Изменение осевых усилий в паровой турбине. — «Электрические станции», 1957, № 3.
Трифонов Е. В., Пу к ано в В. Ф. и Ямпольский С. Л. Опорно-упорный подшипник паровой турбины, совмещенный с масляным иасо" сом. — «Энергомашиностроение», 1957, № 6.
ТрифоновЕ. В. и Ям польский С. Л. Выбор материалов колодок упорных подшипников паровых турбин. — «Энергомашиностроение», 1958, № 3.
ТрубиловМ. А., Боревский Е. И. и Прохорове. А- Изменение радиальных зазоров в паровых турбинах при пуске и эксплуатации. — «Теплоэнергетика», 1958, № 12.
ТрубиловМ. А., Чернецкий Н. С. и Прохорове. А. О температурном режиме работы втулок переднего уплотнения турбин ЛМЗ серии высокого давления. — «Теплоэнергетика», 1959, № 12.
Т у б я и с к и й Л. И. и Френкель Л. Д. Паровые турбины высо’ кого давления. ЛМЗ, Госэнергоиздат, 1956.
Усовершенствование производства турбинных лопаток. Под ред. Ильичева Б. А. Машгиз, 1956.
ХильченкоЛ. Н. и Смоленский А. Н. Регулирование паровых турбин. Машгиз, 1960.
Чернецкий Н. С. Пуск современных паротурбинных установок большой мощности (обзор). Бюро технической информации ОРГРЭС, 1960.
Ш л я х и н П. Н. Паровые турбины. Госэнергоиздат, 1956.
Шляхтенко С. М. Эффективность различных форм лабиринтовых уплотнений. Обзорный бюллетень № 2—3, 1947.
Шубенко-ШубинЛ. А. О некоторых конструктивных решениях важных узлов мощных турбоустановок иа сверхкритические параметры пара. — «Теплоэнергетика», I960, № 2.
464
Шубеико-ШубинЛ. А. и Лазаренко А. В. Паровая турбина ПВК-150 Харьковского турбинного завода. —«Энергомашиностроение», 1961, № 6.
Ш у бе н к о-Ш у б и н Л. А. О типе перспективных- паротурбинных агрегатов большой мощности. — «Теплоэнергетика», 1961, № 8.
Ш у б е н к о - Ш у б и н Л. А., и др. —Прочность элементов паровых турбин, Машгиз, 1962.
Шубенко-ШубинЛ. А. и Островский С. И. Паровая турбина ХТГЗ типа СКР-100 с охлаждением для сверхкритических параметров пара. — «Энергомашиностроение», 1962, № 6.
ШегляевА. В. Паровые турбины. Госэнергоиздат, 1959.
Я б л о и и к Р. М. Газотурбинные установки. Машгиз, 1959.
30 Смоленский
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие 3
Глава I. Направление развития современного турбостроения в СССР .. . .5
Наращивание мощностей электростанций с минимальными капиталовложениями в сокращенные сроки'7
Повышение экономичности теплосиловой установки 14
Глава II. Влияние температуры иа физико-химические свойства металлов 29
Характеристики прочности при однократных нагрузках . . .29
; Пластичность металлов 43
Прочность металлов при многократных нагрузках 44
Химическая стойкость металлов при высоких температурах 47
Длительное воздействие высоких температур на сфероидизацию, фазовый состав и графитизацию . . . . 49
Физико-химические свойства серых чугунов-. ■. .52
Глава III. Корпус статора паровой турбины 54
Назначение, условия работы и конструкция корпуса турбины54
Обеспечение тепловых расширений цилиндров статора турбин88
Расчет на прочность цилиндров статора турбины ....;..97
Материалы цилиндров, промежуточных обойм, клапанных и сопловых коробок .. .106
Глава IV.Диафрагмы, сопловые и направляющие аппараты 116
Сопловые и направляющие аппараты 116
Диафрагмы 122
Установка диафрагм в цилиндре или в обоймах 135
Расчет диафрагм на прочность 140
Материалы для сопловых, направляющих аппаратов и диафрагм 160
Глава V. Уплотнения 166
Общие требования и разновидности уплотнений 166
Аксиальные и радиальные зазоры в уплотнениях 173
Конструкции уплотнений 186
Трубопроводы концевых уплотнений 197
Материалы для лабиринтовых уплотнений 200
Глава VI. Подшипники,206
Назначение и условия работы опорных подшипников206
Конструкции опорных подшипников 211
Расчет опорного подшипника 220
Материалы для опорных подшипников 227
Назначение и условия работы упорных подшипников 231
Конструкции и смазка упорных подшипников 234
Расчет упорного подшипника 251
Материалы для колодок упорных подшипников[51] . . .258
Турбинные масла^ . . .. 1 262
Масляная система турбогенераторов . Л . ■ 267
Глава VII. Ротор паровой турбины 276
Назначение и конструкции роторов паровых турбин276
Расчет на прочность барабанов и дисков ротора 277
Роторы с насадными дисками 314
Цельнокованые, комбинированные и сварные роторы . . . .331
Материалы для дисков 335
Глава VIII. Рабочие лопатки 343
Условия работы и конструкции рабочих лопаток 343^—
Ножки (хвосты) и замки рабочих лопаток 350
Головки и бандажи рабочих лопаток 357
Эрозия рабочих лопаток ■360
Расчет рабочих лопаток на прочность 364
Вибрация рабочих лопаток 385
Материалы для изготовления лопаточного аппарата . . .401 —-
Глава IX. Валы паровых турбин 410
Конструктивные особенности и условия работы турбинных валов 410
Расчет вала напрочность 413
Критическое число оборотов вала ..415
Материалы длятурбинныхваловицельнокованых роторов 434
Глава X.Соединительные муфты и валоповоротиыеустройства443
Условия работы и требования, предъявляемые к соединительным муфтам 443
Жесткие и полужесткие муфты ,' 445
Подвижные муфты 449
.Валоповоротиыеустройства 455
Литература 462
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Технический редактор Б. И. МодельКорректор Озерова А. П.
Сдано в производство 26/V 1964 г.
Подписано к печати 12/Х 196 4 г. Т-14742
Тираж 5 000 экз. Печ. л. 29 75 (1 вкл.)
Темплан 1964 г. № 47
Бум. л. 14,88. Уч.-изд. л. 29,5. Формат 60х901/н
Цена 1 р. 18 к. Зак 1889
Ленинградская типография № 6Главполиграфпрома Государственного комитетаСовета Министров СССР по печати
Ленинград, ул. Моисеенко, 10
s
Я
Строка
О
74
-я сверху
140
3-я и 14-я снизу
153
3-я графа, 1-я снизу
О
257
5-я графа, 1-я снизу
.257
5-я графа, 7-я снизу
294
24-я
Сверху
596
1-я графа справа, 3-я снизу
598
406
1-я графа - справа,
1-я снизу
11-Я сниз
4
432
6-я графа заголовка
11-я графа! заголовка 1
Напечатано
Следует читать
фиг. 32*.диаграм
К^Р (О.Юрп)3 5 ПЯХ т— *об
1545
5,28v 10"Э
- ,/ 3,14-3000 \2
. =0,36= (I
981'30
О
—30,7 лопаток туроин фиктивный изгиб
Площадь изгиба
фиг. 2диафрагм
ка\р (0,lDozi)3 smax
° т1 т* об
15,45
0.528Х 10~3
IO"3 „ 36\(3 Ч£30ОТ у _
8,1
30,7
лопаток и дисков турбин
1 Не читать
A. H. СМОЛЕНСКИЙ
КОНСТРУКЦИЯ .И РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙПАРОВЫХ ТУРБИН
'Допущено Министерством
"высшего и среднего специального образования СССР
в качестве учебного пособия для машиностроительных техникумов
ИЗДАТЕЛЬСТВО «МАШИНОСТРОЕНИЕ»Москва 1964