книги из ГПНТБ / Стеклов, М. Л. Горизонтальные гидравлические турбины. Конструкция и расчет

бурту, расположенному на опорной цапфе. Аналогичное устрой­ ство имеется, например, на турбине Череповецкой ГЭС.

В случае же нарушения уплотнения поплавковое реле подает импульс на остановку турбины. Одновременно после остановки турбины дается импульс на открытие специального клапана, соединяющего кольцевой цилиндр подшипника с напорным масло­ проводом системы регулирования, и кольцевой цилиндр прижи­ мает кольцо с баббитом к бурту на цапфе. При этом закрывается доступ воды потока из уплотнения в масляную ванну подшипника. Слив протечек осуществляется через специальное отверстие во фланце опорного цилиндра подшипника и далее по трубе через нижнюю колонну выходного статора в дренажный приямок.

Q0. РАБОЧЕЕ КОЛЕСО

Вгоризонтальных низконапорных гидротурбинах, как пра­ вило, применяются осевые, поворотнолопастные или пропеллер­ ные рабочие колеса. Последние, правда, применяются редко. Из-за низких напоров усилия в сервомоторах рабочих колес сравнительно невелики. Диаметры сервомотора для обеспечения таких усилий и размеры деталей механизма поворота лопастей позволяют выполнить корпус рабочего колеса с диаметром, рав­ ным (0,3 -з-0,35) D х.

Внастоящее время применяется два варианта кривошипно­ шатунных механизмов поворота лопастей — крестовинный и бескрестовинный. Конструкция обоих механизмов показана на рис. V.23 и V.24.

Вкрестовинном механизме передача усилия от поршня серво­ мотора к серьгам, рычагам и лопастям осуществляется через шток

инасаженную на него крестовину; в бескрестовинном механизме серьги шарнирно соединяются непосредственно с поршнем серво­ мотора. Бескрестовинные рабочие колеса могут выполняться как

ссовмещением внутренней полости корпуса с одной из рабочих полостей сервомотора, так и с разделением этих полостей диафраг­ мой. В последнем случае для пропуска серег через диафрагму они устанавливаются в стаканах, перемещающихся во втулках, уста­

новленных в отверстиях диафрагмы. Стаканы позволяют уплот­ нить рабочую полость сервомотора от протечек масла под давле­ нием во внутреннюю полость корпуса и одновременно предотвра­ щают проворот поршня сервомотора вокруг своей оси при работе механизма. В других конструкциях для предотвращения про­ ворота поршня предусматриваются призматические шпонки, уста­ навливаемые на корпусе рабочего колеса и перемещающиеся в па­ зах поршня или крестовины.

Для перемещения центра тяжести колеса к турбинному под­ шипнику (уменьшение консольности) в ряде случаев применяют бескрестовинную схему механизма поворота лопастей с подачей масла под давлением внутрь корпуса и расположением поршня

140

в зоне обтекателя рабочего колеса. Однако следует иметь в виду, что при такой схеме на рычаги и перемычки корпуса действуют дополнительные нагрузки от давления масла, которые увеличи­ вают момент трения на опорном буртике рычага и изгибные напря­ жения в перемычках. Условия работы уплотнений лопастей так же ухудшаются, из-за чего иногда выполняют­

фланцевом соединении валов турбины и генератора. Подобные же проработки выполнялись на ЛМЗ при рассмотрении вариантов

141

Необходимость размещения стаканов кривошипного механизма на поршне 'сервомотора приводит к увеличению его размеров, больше требуемых из условия разворота лопастей. В результате фактическое усилие сервомотора принимается с чрезмерным запа­ сом, что вызывает увеличение нагрузок на детали кривошипно­ шатунного механизма.

Условия работы лопастей рабочего колеса горизонтальных и вертикальных турбин существенно различны. В вертикальных

Рис. V.24. Рабочее колесо горизонтальной гидротурбины с крестовиной

турбинах действующий на лопасти рабочего класса подпор со стороны нижнего бьефа для всех лопастей одинаков. В горизон­ тальных турбинах максимальный подпор действует на нижнюю лопасть, минимальный — на верхнюю. Вследствие этого мини­ мальным будет давление на нерабочей поверхности верхней ло­ пасти на периферийной кромке, занимающей наивысшее положе­ ние. Поэтому для обеспечения хороших кавитационных условий в горизонтальных турбинах за начало отсчета высоты отсасыва­ ния принимается положение наивысшей точки верхней лопасти.

При работе турбины лопасти рабочего колеса последовательно занимают положение, характеризующееся различными величи­ нами подпора воды со стороны нижнего бьефа, т. е. при разных углах поворота рабочего колеса величины высот отсасывания для

142

припасованных втулок. Количество последних рассчитывается в зависимости от величины крутящего момента. Обычно оно со­ ставляет (30—50%) от общего количества болтов. Втулки плотно

При консольном расположении рабочего колеса к выходному торцу корпуса так же, как и в вертикальных турбинах, крепится конус-обтекатель. При неконсольном расположении рабочего ко­ леса вместо конуса-обтекателя устанавливается опорная цапфа, фланец которой одновременно является крышкой корпуса. В пря­ моточных турбинах на торцах корпуса рабочего колеса устанав­ ливаются две опорные цапфы. Остальные детали рабочих колес не отличаются от аналогичных деталей рабочих колес вертикаль­ ных гидротурбин.

21. ВАЛ ТУРБИНЫ

Вал горизонтальной турбины (рис. V.25) изготовляется в виде толстостенной трубы и двух фланцев. Одним фланцем вал жестко соединяется с рабочим колесом турбины, другим — с фланцем вала генератора. Фланец, примыкающий к рабочему колесу, одновременно является его крышкой и потому его диаметр при­ нимается равным диаметру корпуса рабочего колеса. Обычно валы для горизонтальных турбин выполняются из целой поковки, но при больших диаметрах вала и фланцев — сварными из двух или трех частей. Фланцы — стальные литые, а трубчатая часть — поковка.

В связи с горизонтальным положением вала на него действуют со стороны подшипника значительные удельные давления. Поэтому по сравнению с вертикальными валами твердость поверхности горизонтального вала должна быть больше. В горизонтальных турбинах валы выполняются из углеродистой стали марки 40 или слабо легированной стали. При сварном вале фланцы часто выполняются из менее твердой стали.

Горизонтальный вал турбины воспринимает кроме осевого гидравлического усилия и крутящего момента также нагрузки от веса ротора агрегата, вызывающие в нем значительные изги­ бающие напряжения. Поэтому при равных условиях диаметр горизонтального вала принимается большим, чем у вертикального. Очевидно, что вес ротора агрегата на общее осевое усилие при горизонтальном положении вала влияния не оказывает.

Центральное отверстие вала служит, как и в вертикальных турбинах, для подвода масла с помощью штанг в сервомотор ра­ бочего колеса, а также для контроля качества поковки вала.

Надежность работы горизонтальных турбин в значительной степени зависит от качества механической обработки вала и его соединения с сопрягаемыми деталями. При этом особое внимание

144

сварные опоры с запрессованными в них бронзовыми втул­ ками.

Конструкция вала турбины в значительной мере зависит от компоновки агрегата: от места расположения маслоприемника, от конструкций уплотнений турбины, опорного подшипника, стопора агрегата и других факторов. Вал турбины в случае рас­ положения на нем маслоприемника имеет отверстия для подачи масла из маслоприемника в штанги турбины. Все открытые участки вала закрываются защитным кожухом, который должен легко собираться и разбираться.

В горизонтальных капсульных турбинах, выпускаемых ХТЗ, вал выполняется общим—единым для турбины и генератора. Единый вал имеет следующие преимущества:

меньшую металлоемкость и трудоемкость изготовления; более простой монтаж, не требующий сложной выверки ли­

нии валов.

К недостаткам единого вала относятся:

при большой длине вала к обработке поверхности централь­ ного отверстия предъявляются значительно более высокие тре­ бования, чем в случае раздельных валов;

устранение неполадок в турбине или генераторе связано с де­ монтажем всего агрегата, в то время как при раздельных валах турбина и генератор могут быть демонтрированы независимо друг от друга.

Последнее обстоятельство является решающим в связи с чем горизонтальные агрегаты чаще всего выполняются с раздельными валами.

При консольном расположении рабочего колеса величина консоли оказывает большое влияние на поперечные колебания вала. Увеличение консоли приводит к уменьшению критической скорости вращения и независимо от величины напряжений в вале может потребовать увеличения его диаметра.

В зависимости от размеров агрегата и величины нагрузки вал располагается на двух, трех или четырех опорах (подшипниках).

По сравнению с вертикальным валом к обработке поверхности горизонтального вала, особенно в месте прилегания подшипников, предъявляются значительно более высокие требования.

Расчет вала турбин

При проектировании производится статический и динами­ ческий расчет вала.

С т а т и ч е с к и й р а с ч е т включает в себя расчет на изгиб, растяжение и кручение, а также расчет фланцевого соеди­ нения.

Изгиб вала. Наиболее распространенными схемами горизон­

146

четырехопорные валы рассчитываются как статически неопредё* лимые балки по известным методам сопротивления материалов.

Для определения реакций опор учитываются только весовые нагрузки: вес рабочего колеса, заполненного маслом GK, вес ро­ тора генератора Gp г и вес самого вала GB= qlu. Здесь q — вес единицы длины вала, причем длину вала будем учитывать лишь между опорами Л и В (рис. V.26).

Рис. V.26. Схема сил, действующих на двухопор­ ный вал

Опорные реакции находим из уравнения моментов всех сил относительно опор А и В:

рис. V.27.

Дифференциальное уравнение упругой линии вала на участке

где Е — модуль упругости материала вала; / — момент инерции поперечного сечения вала; q — погонный вес вала.

Разделительный значок \x>i. указывает, что соответствующий член должен учитываться только на участках вала при х к> к-

Интегрируя (V.79) дважды, получаем уравнение упругой ли­ нии вала:

По полученным значениям прогибов у выполняется графи­ ческое построение упругой линии вала. Примерный вид упругой линии представлен штрихпунктиром на рис. V.27.

При расположении ро­ тора горизонтальной тур­ бины на трех опорах вид упругой линии позволяет определить положение среднего подшипника для рационального распреде­ ления нагрузок между опорами. При расположе­ нии ротора на четырех

опорах с фланцевыми соединениями между валом турбины и ва­ лом генератора упругая линия строится отдельно для каждого из валов. Тогда при монтаже средних подшипников их устанав­ ливают по высоте так, чтобы торцы фланцев были параллельны друг другу. Этим обеспечивается отсутствие изгибающего мо­

148

Полярный момент сопротивления кручению

(V.83)

где D — наружный диаметр вала, см; d — внутренний диаметр вала, см.

Растяжение вала. Напряжение растяжения в теле вала

В случае, если ротор агрегата состоит не из единого вала, про­ изводят расчет фланцев валов. При этом определяют напряже­ ния в болтах и переходном сечении вала к коническому поясу

(см. рис. V.28).

В отличие от вертикальных турбин, у которых фланцевое соединение валов воспринимает крутящий момент и осевое уси­ лие, в горизонтальных турби­ нах действует дополнительно изгибающий момент от внеш­ них сил — весовых нагрузок.

Экспериментальными иссле­ дованиями установлено, что усталостная прочность фланце­ вого соединения валов зависит от величины предварительного усилия затяга болтов. Это уси­ лие должно обеспечить нерас­ крытое фланцев по кольцевой площади с радиальной шириной

с этим для обеспечения надежной длительной работы фланцев валов и болтов следует произвести расчет напряженного со­ стояния опасных сечений и необходимой плотности фланцевого соединения.

Расчет напряжений в болтах и фланцах от крутящего момента может производиться по обычным формулам сопротивления ма­ териалов. Что касается напряжений от осевых усилий в предва­ рительно напряженных фланцевых соединениях валов и в сечениях валов, непосредственно к ним примыкающим, то их определение связано со значительными трудностями.

149