3. Расчёт упорного диска

Диск рассматривается как круговая пластина, заделанная по радиусу r и нагруженная равномерным давлением:

По рис. 332[2] для r/R = 0,5; α = 1,05; β = 0,085.

Примем толщину диска h = 0,04 м.

Максимальное напряжение:

Максимальный прогиб:

Это допустимо, т.к.

0,0021 + 0,01 = 0,0121 мм < 0,066 мм.

Вывод: подшипник надежен.

6. Определение напряжений в корпусе и фланцах турбины

1. Напряжение в корпусе

Приближенный расчет корпуса можно вести по формуле:

,

где ∆Р = 1,641 МПа – разность давлений по обе стороны корпуса.

D = 1,074 м – внутренний диаметр цилиндра;

δ = 0,07 м – толщина стенки.

Материал корпуса – сталь 20ХМЛ.

σ_0,2 = 300 МПа, К_т = 2;

σ_д.п.=160 МПа;

[σ] = σ_0,2/К_т = 300 /2 = 150 МПа.

> 2;

> 2.

6.2 Расчёт фланца

Рис. 11. Фланец

Исходные данные:

d₀ = 0,067 м, d_δ = 0,066 м, R = 0,537 м, ∆Р = 1,641 МПа, h = 0,11 м, δ = 0,07 м, t = 0,125 м, m = 0,12; n = 0,1 м, m + n = 0,22 м.

Раскрывающее напряжение, приходящееся на единицу длины фланца:

F_ф = ∆Р·R = 1,641·0,537 = 0,8812 МН/м.

Приняв контактное напряжение на внутреннем волокне фланца (т.В): ∆q₁ = 0, найдём напряжение на внешнем волокне (т.А):

Необходимое усилие затяжки шпильки:

Напряжение в шпильке:

Материал болта: сталь 34ХМ МПа.

> 2 – прочность обеспечена.

Максимальное напряжение изгиба во фланце возникает в сечении С-С.

Изгибающий момент в этом сечении:

Напряжение изгиба во фланце:

МПа.

Коэффициенты запаса для фланца:

> 2;

> 2.

Вывод: корпус и фланец удовлетворяют критериям надёжности.

7. Специальная часть. Соединительные муфты в турбинах.

Роторы отдельных цилиндров турбины, а также роторы турбины и генератора соединяются муфтами представляющими собой два полуфланца откованные заодно с роторами соединенные между собой призонными болтами. Работа муфт в значительной мере определяет надежность всей турбины, и поэтому к ним предъявляются строгие требования к качеству изготовления, монтажа и правильности эксплуатации.

Кроме больших центробежных сил и крутящих моментов. На элементы муфты действуют значительные переменные нагрузки, вызывающие усталостные разрушения деталей. Часто причиной и источником вибраций турбины является муфта, так как при неправильной сборке всегда существуют, превышающие допустимые значения, радиальные расцентровки или изломы или то и другое вместе, что вызывает интенсивную вибрацию валопровода и переменные нагрузки в соединительных болтах муфты.

Жесткие муфты чаще всего применяют в турбинах небольшой и средней мощности, а также для соединения большого зубча­того колеса с валопроводом. Соединяемые валы отковывают с концевыми фланцами, которые болтами жестко скреплены между собой (рис. 12). Между фланцами встав­ляется пригоняемая при сборке турбины прокладка. Правильная центровка отверстий под болты обеспечивается центрующей шайбой, удаляемой после сверления и райберовки отверстий.

Рис. 12. Жёсткая муфта

Подвижные муфты разделяются на кулачковые и зубчатые. Такие муфты допускают некоторое относительное осевое и ради­альное смещение соединяемых концов ротора турбины и вала ше­стерни в результате тепловых деформаций и прогиба фундаментов под действием переменной нагрузки судна.

На рис. 13 показана кулачковая муфта. На конических частях валов 14 турбины и ше­стерни 7 закреплены двумя шпонками 15 с помощью гаек 3 и 11 звездочки 4 и 12, па окружности которых имеются кулачки 5. Па звездочки надет корпус 9, состоящий из двух частей, соеди­ненных между собой проставкой 2. На внутренних поверхностях корпуса имеются зубцы 10, входящие во впадины между кулач­ками звездочек с небольшим зазором. С торцов к корпусу крепятся стальные щитки 13. Надежная работа муфты достигается подачей из подшипников масла па кольцевой козырек 6; из него под дей­ствием центробежных сил масло поступает по каналам 8 на рабо­чие боковые поверхности кулачков. Из боковых поверхностей ку­лачков масло вытекает в корпус и далее поступает через отверстия 1 на слив. Для реверсивных турбин масло подводится на обе боковые поверхности кулачков. Основным недостатком кулачко­вых муфт является весьма трудоемкая ручная пригонка боковых поверхностей кулачков.

Рис. 13. Кулачковая муфта

Зубчатые муфты просты и надежны в работе, широко приме­няются в современных судовых турбинных установках. Основное отличие зубчатых муфт от кулачковых заключается в том, что вместо кулачков на звездочках и внутри барабана нарезаются зубцы с эвольвентным профилем. Нарезка зубцов производится па зубонарезных станках, что обеспечивает высокую точность их профиля без ручной пригонки. Количество зубцов в два-три раза больше количества кулачков в кулачковых муфтах, благодаря чему в зубчатых муфтах наблюдается меньшее удельное давле­ние на соприкасающиеся поверхности.

Рис. 14. Зубчатая муфта

На рис. 14 показана зубчатая муфта высокого давления турбозубчатого агрегата. Зубчатые венцы 1 и 3 соединяются болтами 4 с фланцами полумуфт и при помощи зубчатого зацепле­ния с торсионным валом 2. Смазка зубцов муфты производится поступающим из специальных форсунок маслом, которое под дей­ствием центробежной силы подается на зубцы венцов и торсион­ного вала.

Эластичные муфты разделяются на пружинные и гидравли­ческие. Наибольшее применение имеют пружинные. На рис. 15, а показана пружинная муфта, состоящая из двух звездочек с боль­шим числом кулачков. Звездочки насажены на концы соединяемых валов. По окружности между ку­лачками помещается волнообраз­ная пружина 2, разрезанная на несколько частей для облегчения сборки. Кожух 1 закрывает муфту и удерживает пружину от выпадания. Эти муфты не только до­пускают смещение осей соединяемых валов, но и способны воспри­нимать ударные нагрузки. Криволинейные боковые поверхности кулачков дают пружине свободно прогибаться, чем сохраняется постоянное удельное давление на кулачки. На рис. 15, б показано положение пружины при нормальной нагрузке, на рис. 15, в — при наибольшей расчетной нагрузке и на рис. 15, г.— при ударной пе­регрузке.

Рис. 15. Пружинная муфта