книги из ГПНТБ / Зайдель Р.Р. Турбодетандеры кислородных установок

ГЛАВА VI

ЭЛЕМЕНТЫ ТУРБОДЕТАНДЕРА И АГРЕГАТА

§ 24. КОМПОНОВОЧНЫЕ СХЕМЫ И СОСТАВНЫЕ ЧАСТИ ТУРБОДЕТАНДЕРНОГО АГРЕГАТА

Как уже упоминалось, в турбодетандерах воздухораздели­ тельных установок в настоящее время срабатывается относи­

тельно небольшой теплоперепад, поэтому они, как правило, вы­

полняются с одним рабочим колесом.

Компоновочная схема определяется в основном типом рабо­

чего колеса. Колесо с двухсторонним выходом может быть раз­

мещено только между опорами (фиг. 48), в виду чего турбоде­ тандер должен конструироваться как отдельная машина с соб­

ственными подшипниками. При этом вал работает при низких

температурах, а мощность при высоких оборотах передается

женная часть вала работает при положительных температурах.

Для нормальной работы турбодетандера развиваемая им энергия должна отводиться во вне. В турбодетандерах малой мощности для этой цели служат тормоза, выполненные в виде

одноступенчатых воздуходувок или насосов, рабочие колеса ко­

торых укреплены непосредственно на валу турбодетандера.

В промышленных турбодетандерах с мощностью выше при­ мерно' 15 кет, целесообразно производимую турбодетандером

Фиг. 50. Схема компоновки турбодетандерного агрегата.

работу с помощью электрогенераторов преобразовывать в элек­

трическую энергию для отдачи в сеть. В этом случае мощность

(3000 об/мин) электродвигателей переменного тока нормальной частоты, то между турбодетандером и электрогенератором при-

130

ходится устанавливать зубчатую передачу, обычно, одноступен­

чатый быстроходный цилиндрический редуктор с соответствую­

щим передаточным числом.

Компоновка турбодетандерного агрегата с самостоятельным

валом для турбодетандера показаны на фиг. 50. Здесь вал тур­ бодетандера и быстроходный вал редуктора соединяются зубча­

той муфтой.

При одностороннем колесе становится возможным укрепить его непосредственно на консольном вылете быстроходного вала

редуктора, что органически связывает турбодетандер с редук­

тором (фиг. 51).

При такой компоновке исключаются отдельный вал для ра­

бочего колеса, два подшипника и зубчатая муфта, что заметно

упрощает конструкцию, увеличивает ее надежность и умень­

шает габариты.

Вал ротора; критическое число оборотов

Вал ротора турбодетандера является ответственной деталью

и, кроме прочности, он должен удовлетворять условию вибро­ устойчивости ротора в целом.

Даже после тщательной балансировки ротора всегда остается некоторая неуравновешенность, вследствие которой

вал при вращении подвергается изгибу с круговой частотой рав­ ной угловой скорости. Когда угловая скорость вращения ста­ новится близкой к собственной круговой частоте колебаний ро­ тора при изгибе наступает явление резонанса: вал начинает

вибрировать, колебания возрастают и могут принять недопу­

стимую для безопасного хода машины величину. Угловая ско­

ческим.

При критическом числе оборотов и вблизи него наблюдаются вибрации, неспокойный ход и даже поломки. Поэтому недопу­ стимо, чтобы ротор работал при критическом числе оборотов и вал ротора, следовательно, должен быть сконструирован так, чтобы его критическое число оборотов пк находилось в доста­

точном отдалении от рабочего числа оборотов п.

Для любого вала на двух опорах, нагруженного колесом

массой т круговая частота собственных колебаний изгиба

V-

где а — коэффициент жесткости вала, т. е. та сила, которую нужно приложить к точке крепления колеса, чтобы

под ним прогнуть вал на 1 см.

Так как под действием веса Gk = mg колеса прогиб горизон­

тального вала под ним

m = GKlg,

где g — ускорение силы тяжести.

Следовательно, критическое число оборотов

где fs/ в см.

Критическое число оборотов ротора, таким образом, зависит

от веса колеса, жесткости и расположения опор, диаметра вала

и модуля упругости его материала.

Определение критического числа оборотов ротора с весомым валом переменного сечения по существу сводится к определе­ нию его собственной частоты колебаний при изгибе и более или менее точно производится по методам, излагаемым в специаль­

ной литературе [29], [23], [17].

Приближенно, с точностью, достаточной для первоначальной

оценки, критическое число оборотов двухопорного ротора с ко­ лесом, расположенным между опорами,

665 000</2

пк = л--- ,

У РР

где d — диаметр вала в см\

I — расстояние между опорами в см\

Р — вес ротора (вал4-колесо) в кг.

гибким.

Поскольку при заданном рабочем числе оборотов гибкий вал должен обладать меньшим критическим числом оборотов, чем жесткий, то диаметр гибкого вала, при прочих равных условиях,

меньше, чем у жесткого, что, конечно, благоприятно для умень­

шения утечки холода через вал.

Следует, однако, подчеркнуть, что, в связи с возможностью

возникновения колебаний ротора при переходе через критиче­ ское число оборотов, применение гибкого вала связано с опас-

132

ностью соприкосновения гребней с обоймами лабиринтовых уплотнений. Это обстоятельство опасно тем, что при этом уве­

личиваются щелевые зазоры, а также тем, что вал может под­

вергнуться ударам и разогреву, могущим привести к его искрив­

лению. Поэтому в случае гибкого вала, во избежание соприкос­

новений гребней с обоймами, щелевые зазоры лабиринтовых

уплотнений должны быть больше, чем при жестком вале, так что площадь кольцевых щелей лабиринтовых уплотнений, а следовательно, и потери от утечки при гибком вале обычно

больше чем при жестком.

Несмотря на некоторую опасность вибрации гибких валов

при переходе через критическое число оборотов и повышенные

потери от утечки, они применяются в детандерах с двухсторон­ ним колесом (фиг. 48) в тех случаях, когда вследствие увели­ ченного диаметра жесткого вала сильно стесняется живое сече­

ние выходных воронок.

Втурбодетандерах с креплением колеса на консольном вы­

лете (фиг. 49 и 51) вал через выходную воронку не проходит и,

следовательно, на стеснение живого сечения влияния не оказы­ вает, поэтому в данном случае выполнение жесткого вала осо­ бых трудностей не представляет.

Вслучае крепления колеса непосредственно на консольном вылете быстроходной шестерни редуктора (фиг. 51 и 53), по­

следняя для лучшей работы зубчатой передачи всегда выпол­

няется в виде жесткого вала.

Как уже подчеркивалось, для спокойного хода машины кри­

тическое число оборотов пк ротора должно находиться в доста­

точном отдалении от рабочего п.

При жестких валах рекомендуется, чтобы критическое число оборотов было больше рабочего не менее чем на 30%, т. е. необ­

ходимо, чтобы удовлетворялось соотношение пк >1,3л [17], [5].

При гибких валах рекомендуется, чтобы рабочее число обо­

ротов ротора было на 30% больше первого критического числа оборотов и на 30—20% меньше второго критического числа оборотов, т. е. необходимо, чтобы удовлетворялось соотношение

1,3ик1 <«<(0,7 - 0,8)«я2 [17], [5].

Полезно заметить, что при консольной подвеске рабочего

колеса (фиг. 49, 50 и 51) критическое число оборотов ротора возрастает с уменьшением вылета I, поэтому для получения жесткого вала при наименьшем диаметре необходимо стре­ миться к наименьшей величине I. Опасаться промерзания под­

шипника из-за утечки холода через вал, как показывает опыт,

не приходится. Величина вылета ограничивается, однако, неко­

торым минимумом, необходимым для размещения тепловой изоляции корпуса и валовых уплотнений.

При роторе с гибким валом полезно устанавливать опоры на демпфирующих устройствах, предложенных академиком

П. Л. Капицей [8], [16]. Они предотвращают возникновение боль­

133

ших колебаний при переходе через критическое число оборо­

тов ротора и способствуют спокойной работе машины за ним. Относительно матерала вала ротора отметим

следующее.

Выбор материала вала определяется температурой среды, в которой работает его напряженная часть.

Вал турбодетандера с двухсторонним колесом (фиг. 48) в

местах наибольшего прогиба, следовательно, и напряжений на­ ходится в зоне низких температур, а потому такие валы должны

изготовляться из хладостойкой стали. На практике нашла при­ менение сталь IX18H9T по ГОСТу 5632-51.

Наиболее напряженные части валов для одностороннего ко­

леса (фиг. 49, 50) находятся в зоне положительных температур,

поэтому, как это подтверждает опыт, для них хладостойкие

стали не требуются, и они могут изготовляться из качественной конструкционной стали 45. В случае, если колесо насажено не­

посредственно на быстроходную шестерню (фиг. 51, 53), мате­

риал выбирается из соображений прочности и износостойкости

зубьев. Обычно это — легированная конструкционная сталь. Во избежание последующей деформации валы перед окон­

чательной обработкой должны быть нормализованы.

Для спокойной работы ротора вал должен быть выполнен с высокой степенью чистоты поверхности и с высокой геометриче­ ской точностью. Можно указать следующие требования:

а) чистота обработки шеек валов и рабочих поверхностей

упорных шайб должна быть не ниже 10-го класса, а свободных

цилиндрических поверхностей — не ниже 6-го класса по ГОСТу

2789-59;

б) допускаемое радиальное биение шеек не более 0,01 мм, а

остальных цилиндрических поверхностей в пределах половины

допуска;

в) допускаемое торцовое биение рабочих поверхностей упор­

ных шайб не более 0,01 мм.

Подшипники ротора

Подшипники качения (шариковые) употреблялись в пер­ вых турбодетандерах, сконструированных академиком П. Л. Ка­

пицей. Как показал дальнейший опыт, в качестве подшипников

для ротора промышленных турбодетандеров наиболее целесо­

образны подшипники скольжения, так как вследствие высокого числа оборотов ротора окружные скорости цапф велики и по­

этому всегда может быть осуществлено чисто жидкостное тре­ ние, что благоприятно для спокойного хода и практически уст­

раняет изнашивание.

Ввиду высокого числа оборотов и высоких окружных скоро­

стей цапф вала заливку вкладышей следует выполнять из высо­ кокачественного баббита на предварительно пролуженную по­ верхность центробежным способом.

134

Расчет элементов подшипников скольжения и необходимое количество масла производится по обычным методам, излагае­

мым в курсах деталей машин. Здесь отметим лишь некоторые особенности подшипников скользящего трения, оправдавшие

себя в быстроходных турбодетандерах.

Для обеспечения температурного равновесия, как правило,

необходим интенсивный подвод масла под давлением порядка

1,5 -г- 0,6 ати. Лучше всего для этой цели подходит принуди­ тельно-циркуляционная смазка. Температура масла на входе

должна находиться в пределах 35—50°, а на выходе не

выше 70° С.

Диаметр цапф вала Следует выбирать наименьшим, имея в

виду, что при неизменном относительном зазоре между цапфой

и валом потеря трения пропорциональна кубу ее диаметра; при этом надо однако сообразоваться с критическим числом оборо­

тов ротора. При консольной подвеске рабочего колеса это об­ стоятельство является определяющим.

Во избежание защемления цапфы во вкладыше из-за про­

гиба вала, а также для улучшения распределения нагрузки на

несущей поверхности вкладыша отношение осевой рабочей дли­ ны I цапфы к ее диаметру d должно быть умеренным. В прак­

тике турбодетандеров хорошо зарекомендовали себя вкладыши с отношением Z/c? = 0,9 4-1,2.

Диаметральный зазор между цапфой и заливкой должен

выбираться в пределах 0,001 4- 0,002 от диаметра цапфы. Смазочные канавки на несущей поверхности заливки не

только бесполезны, но даже вредны, так как они прерывают

несущий слой масла и, таким образом, благоприятствуют со­

прикосновению металла с металлом. Масло следует подводить в ненагруженную поверхность вкладыша с набегающей сто­

роны цапфы.

Подшипники, как правило, изготовляются с горизонтальным разъемом с пришабровкой плоскости стыка. Вкладыши при ма­

лых размерах изготовляются из стали, а при более крупных —. из серого чугуна. Во избежание деформаций вкладыши долж­ ны быть массивными.

Чтобы подшипники могли устанавливаться по оси вала,

вкладыши по отношению к корпусу должны иметь угловую

подвижность. Для этого, посадка подшипника в корпус должна

осуществляться с зазором 0,01—0,02 мм.

Как уже .отмечалось (см. § 21), для восприятия случайных осевых усилий и фиксации ротора в осевом направлении один из подшипников выполняется упорным. Для этого один из под­

шипников снабжается с обеих сторон упорными торцовыми поверхностями, относительно которых вращаются фиксирующие

шайбы вала. Толщина баббитовой заливки упорных торцов

должна быть согласована с осевыми зазорами между ротором и неподвижными деталями корпуса так, чтобы в случае вы-

135

плавки баббита предотвратить контакт между ротором и не­ подвижными деталями.

Для точной установки ротора в осевом направлении, что не­

обходимо, например, для совмещения средней радиальной пло­

скости соплового аппарата с той же плоскостью колеса, поло­ жение вкладыша упорного подшипника по отношению к его

корпусу должно допускать регулировку.

Разрез по /М-ББ

52. Опорно-упорный подшипник вала турбодетандера.

%.

На фиг. 52 показан опорно-упорный подшипник для турбо­ детандера, ротор которого вращается с 35 000 об/мин. Вклады­

ши стальные, массивные скрепляются четырьмя болтами, два

из которых для фиксации выполнены призонными. Для воз­

можности регулирования положения ротора в осевом направ­

лении, путем сдвига подшипника, нижний вкладыш имеет

сухари А. Для угловой подвижности опорная поверхность имеет скосы по 0,1 мм. От вращения вкладыш удерживается штиф-

136

том, вкладываемым в вертикальное отверстие сверху вкладыша.

Несущая (нижняя) опорная поверхность канавок не имеет. Подвод масла производится через отверстие Б и распределяется по всей длине подшипника с помощью двух долевых канавок В,

размещенных у стыка и соединенных между собой кольцевой канавкой, проточенной в верхнем вкладыше. Затем масло про­

текает через торцовые канавки Г и смазывает упорные поверх­ ности. Для предотвращения утечки масла через канавки Г, ми­ нуя упорные поверхности, шайбы вала уплотнены латунными

ножами с зазором 0,15 мм. Удаление масла из подшипника

происходит через отверстия Д.

Редуктор

Для понижения числа оборотов при передаче энергии с вала турбодетандера на вал электрогенератора наиболее пригодны

одноступенчатые зубчатые редукторы. Из-за высокого числа

оборотов окружная скорость зацепления высокая, порядка

40—70 м/сек, и потому применимы лишь косозубые передачи с высокой степенью точности и принудительной циркуляционной

смазкой.

Конструирование и расчет редукторов для турбодетандеров

в принципе ничем не отличается от конструирования обычных

высокоскоростных редукторов для турбомашин и является пред­

метом специальной литературы [3].

Из дополнительных требований можно лишь отметить сле­

дующие. Для уменьшения расцентровки вала быстроходной

шестерни по отношению к валу турбодетандера, вследствие разогревания корпуса редуктора, опорная поверхность крепле­ ния редуктора к раме должна находиться возможно ближе к

оси шестерни. Для случая, когда рабочее колесо крепится на консоли быстроходного вала редуктора (фиг. 53), последний,

как уже указывалось, должен удовлетворять требованию жест­

кого ротора, т. е. чтобы его критическое число оборотов было выше рабочего числа.

Наконец, во избежание сдвига рабочего колеса турбодетан­

дера по отношению к корпусу, быстроходная шестерня должна

фиксироваться в осевом направлении.

В качестве материала быстроходной шестерни применяют

стали 40Х и 40ХН по ГОСТу 4543-57.

На фиг. 53 показана конструкция быстроходного редуктора

с креплением рабочего колеса турбодетандера на консоли бы­

строходной шестерни. Редуктор выполнен одноступенчатым с

косозубым зацеплением. Число оборотов шестерни 11 900, а ко­

леса 3085 в мин. Возникающее в зацеплении осевое усилие

воспринимается упорной шайбой 1. Смазка редуктора принуди­ тельно-циркуляционная от шестеренчатого насоса 2, приводи­

мого через муфту валом тихоходного колеса.

187