проектирование ТГ
.pdf139
Таблица 34 Допустимые температуры охлаждающих сред и частей турбогенераторов
|
Допустимые температуры, |
oC, не бо- |
||
|
лее, для изоляции класса B при мето- |
|||
Охлаждающие среды и элементы конст- |
дах измерения |
|
|
|
рукции турбогенераторов |
по термо- |
по термо- |
|
по соп- |
|
метру соп- |
метру |
|
ротив- |
|
ротивления |
|
лению |
|
|
|
|
||
Воздух |
– |
40 |
|
– |
Вода теплообменника |
– |
33 |
|
– |
Газ после газоохладителя |
– |
40 |
|
– |
Вода на входе в обмотку |
– |
40 |
|
– |
Вода на выходе из обмотки статора, ро- |
– |
85 |
|
– |
тора, сердечника |
|
|
|
|
Газ, выходящий из сердечника и обмот- |
|
|
|
|
ки статора, при изоляции: |
|
|
|
|
компаундированной микалентой |
– |
95 |
|
– |
термореактивной |
– |
110 |
|
– |
Обмотки статора при изоляции: |
|
|
|
|
компаундированной микалентой |
105 |
– |
|
– |
термореактивной |
120 |
– |
|
– |
Активная сталь сердечника статора при |
|
|
|
|
изоляции обмотки статора: |
|
|
|
|
компаундированной микалентой |
105 |
– |
|
– |
термореактивной |
120 |
– |
|
– |
Обмотка ротора при охлаждении: |
|
|
|
|
косвенном |
– |
– |
|
130 |
непосредственном с выпуском газа в |
|
|
|
|
двух зонах |
– |
– |
|
100 |
в трех– четырех зонах |
– |
– |
|
105 |
в пяти– семи зонах |
– |
– |
|
110 |
в восьми зонах и более |
– |
– |
|
115 |
Масло на выходе из подшипника |
65 |
65 |
|
– |
Вкладыш подшипника |
80 |
– |
|
– |
Масляные уплотнения: |
|
|
|
|
торцевые |
80 |
– |
|
– |
кольцевые |
90 |
– |
|
– |
140
4. Механический расчет
Механический расчет производится с целью проверки и определения проч-
ности отдельных наиболее нагруженных в механическом отношении узлов маши-
ны. В турбогенераторах наиболее нагруженным является ротор и его отдельные конструктивные элементы. В соответствии с ГОСТом изготовленный ротор под-
вергается испытанию на прочность в течение двух минут при повышенной часто-
те вращения, равной 1,2 номинальной. Поэтому основные механические расчеты элементов ротора следует выполнять для частоты вращения (при 50 Гц) 3600
об/мин.
В курсовом проекте необходимо рассчитать на прочность зубец и клин ро-
тора, тело ротора, узел бандажных колец; определить критические частоты вра-
щения ротора (первую и вторую). Для надежной работы генератора частоты резо-
нанса (критические частоты) должны отличатся от номинальной частоты враще-
ния 3000 об/мин не менее чем на 10%.
Величина критической частоты вращения в сильной степени зависит от от-
ношения длины активной части ротора l2 к его диаметру D2 − λ2=l2/D2, расстоя-
ния между подшипниковыми опорами, диаметров шеек вала и их конфигурации.
Отношение λ2 обычно варьируется у разных турбогенераторов от 2 до 6. При этом оказывается, что очень короткие машины (очень малой мощности) имеют рабо-
чую частоту вращения ротора значительно ниже первой критической. В маши-
нах средней мощности рабочая частота вращения оказывается расположенной между первой и второй критическими частотами вращения. В машинах большой и предельной мощности рабочая частота вращения ротора расположена выше второй критической. Например, турбогенератор мощностью 300 МВт имеет сле-
дующие критические частоты: первая − 965, вторая − 2650, третья − 5400.
141
4.1 Расчет напряжений в зубцах ротора, пазовом клине, и на поверхно-
сти внутреннего отверстия бочки ротора
Для определения механических напряжений следует определить силы, дей-
ствующие на определенную часть ротора и размеры этой части. Расчет силы про-
водится на единицу длины ротора. Расчет проводится в следующей последова-
тельности.
Находят угол между осями зубца и паза ротора
g =180°/Z¢2. (353)
Вначале расчета следует определить размеры клина (рис.34). Высота клина была определена ранее.
Ширина клина (рис.34) bкл=1,4×bП2. (354)
Размеры клина по высоте
h |
= |
bКЛ − bП2 |
, |
(355) |
||
|
|
|||||
к1 |
2 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|||
h |
= |
hКЛ − hk1 |
, |
(356) |
||
|
||||||
к0 |
2 |
|
|
|
||
|
|
|
|
|||
hк2 = hКЛ - hк0 - hк1. |
(357) |
Рис.34. Клин ротора |
|
Далее определяют размеры, необходимые для расчетов. |
|
Диаметр по основанию клина |
|
Dкл =D2- 2×(hкл2 + h2к). |
(358) |
Диаметр по дну паза |
|
DП = D2-2×hП2. |
(359) |
Шаг по верху зубцов |
|
t=p×D2/Z¢2. |
(360) |
|
|
|
142 |
|
|
|
|
Шаг по основанию клина |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
tк=p×Dкл/Z¢2. |
|
(361) |
|||
Шаг по дну паза |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
tп=p×DП/Z¢2. |
|
(362) |
|||
Размеры зубца на трех уровнях: |
|
|
|||||
bz1 = tп - bп2, |
|
bz2 = tk- bкл, |
bz3 = t-bп2. |
(363) |
|||
Находят радиусы центров тяжести: |
|
|
|||||
центр тяжести меди и изоляции |
|
|
|
|
|
|
|
Rм = 0,5× (D2- (hП2 + hкл2 + h2к + hикл)); |
(364) |
||||||
центр тяжести клина |
|
|
|
|
|
|
|
Rк= 0,5 × (D2- (2×h2к + hкл2)); |
|
(365) |
|||||
центр тяжести головки зубца |
|
|
|
|
|
|
|
RГ = 0,5×(D2- (h2к + hкл2)); |
|
(366) |
|||||
центр тяжести зубца с головкой |
|
|
|
|
|
|
|
R |
= |
D2 |
- |
hП2 (bZ 3 + 2bZ1 ) |
. |
|
(367) |
|
|
|
|||||
ZГ |
2 |
|
3×(bZ 3 + bZ1 ) |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
Далее следует рассчитать массу материалов: |
|
|
|||||
масса меди в пазу |
|
|
|
|
|
|
|
|
Gм= 8900×103·FM, |
|
(368) |
||||
где FM - площадь сечения меди в пазу ротора |
|
|
|||||
|
|
FM =a2b2uП2; |
|
(369) |
|||
масса изоляции в пазу |
|
|
|
|
|
|
|
GИ=[bп2(hп2- hкл2- h2к)- Fм]×gи, |
(370) |
||||||
где gи - плотность изоляции,( приблизительно gи = 2500 кг/м3 ); |
|
||||||
масса головки зуба ротора |
|
|
|
|
|
|
|
GГ=7850×bZ3×(hкл2 + h2к); |
|
(371) |
|||||
масса части клина (дюралюминиевого), соответствующей по ширине пазу, |
|
||||||
|
|
Gк=hкл2bп2gк , |
|
(372) |
143
где gк - плотность, gк= 7850 кг/м3 для стального клина, gк= 2800 кг/м3 для клина из дюралюминия;
масса зубца, включая головку, |
|
Gz = 0,5×(bz3 + bz1)×hп2·7,85×103. |
(373) |
Определяют центробежные силы, действующие на различные части ротора:
центробежная сила, действующая на медь проводников, изоляцию и клин,
с1=ωр2[(Gм+Gи)Rм+ Gк Rк],
где ωр2 - квадрат угловой скорости при частоте вращения 3600 об/мин
ωр2=1,1×10–2 ×nр2;
центробежная сила, действующая на зубец,
c |
= c × |
cos(β − γ ) |
; |
|
cos β |
||||
2 |
1 |
|
||
|
|
|
центробежная сила, действующая на головку зубца,
с3=ωр2×GГ×RГ,
центробежная сила зубца с головкой
с4=ωр2×Gz×RZГ .
Далее определяют напряжения в различных частях ротора.
Напряжение в сечении зубца на уровне клина
σ Z 2 = c2 + c3 .
bZ 2
Напряжение в основании зубца
σ Z1 = c2 + c4 .
bZ1
(374)
(375)
(376)
(377)
(378)
(379)
(380)
Напряжение на периферии бочки ротора от центробежных сил, действующих на зубцы, клинья, медь проводников и изоляцию обмотки возбуждения
σ бZ |
= |
c2 + c4 |
. |
(381) |
|
||||
|
|
tП |
|
Напряжение на периферии бочки ротора за счет собственной массы
144 |
|
σбр= 7850×ωр2×(0,5×Dп)2, |
(382) |
Далее рассчитываются тангенциальные напряжения на поверхности внут- |
|
реннего центрального отверстия ротора. |
|
Вначале определяют отношение диаметра отверстия в теле бочки ротора к |
|
диаметру по дну пазов, |
|
α=D0 / Dп,; |
(383) |
коэффициент, учитывающий влияние внешних растягивающих сил, |
|
k = 2/(1-a2); |
(384) |
коэффициент, учитывающий влияние собственной массы бочки ротора |
|
T1 = 0,825×(1+0,212a2). |
(385) |
Тангенциальное напряжение на поверхности внутреннего центрального от- |
|
верстия ротора |
|
σ0 = k×σσ z+T1×σбр, |
(386) |
Напряжения в теле клина. На тело клина действуют следующие напряже-
ния: изгиба и сжатия на середине поперечного сечения клина, изгиба и сжатия
(среза) в хвосте клина. Расчет напряжений проводят в следующей последователь-
ности.
Вычисляют отношение
ε1 = |
|
hК1 |
|
. |
|
|
|
(387) |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
hК1 + hК 2 |
|
|
|
|
|||||
По значению ε1 и углу β из табл.35 находят коэффициент В1 . |
|
|||||||||
Максимальное напряжение в хвосте клина |
|
|||||||||
σ К. Х . = В1 × |
|
|
с1 |
|
|
|
(388) |
|||
h |
+ h |
|
||||||||
|
|
|
|
К1 |
|
|
К 2 |
|
||
Максимальное напряжения в середине клина |
|
|||||||||
σ |
К0 |
= |
D × с1 |
|
, |
|
(389) |
|||
2 × h2 |
|
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
кл2 |
|
|
|
|
|
где |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
D = 3·bп2 + 3·hк1ctgβ + (4·hk0 + hk1 - 2hk2)·tg(β - 8°) - 1,5·b2. |
(390) |
145
|
|
|
|
|
Таблица 35 |
|
Значение коэффициента B1 (B2) для расчета напряжений в клине и головке зубца |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
ε1 (ε2) |
|
Угол наклона боковой поверхности клина β |
||||
|
|
|
|
|
|
|
30° |
|
40° |
50° |
60° |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
0,1 |
0,46 |
|
0,35 |
0,28 |
0,20 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,2 |
0,65 |
|
0,46 |
0,33 |
0,27 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,3 |
0,87 |
|
0,62 |
0,45 |
0,33 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,4 |
1,11 |
|
0,80 |
0,58 |
0,43 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,5 |
1,38 |
|
1,00 |
0,75 |
0,58 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,6 |
1,67 |
|
1,22 |
0,93 |
0,72 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,7 |
1,92 |
|
1,48 |
1,16 |
0,94 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,8 |
2,27 |
|
1,7 |
1,27 |
1,16 |
|
|
|
|
|
|
|
|
0,9 |
2,57 |
|
1,97 |
1,6 |
1,40 |
|
|
|
|
|
|
|
|
1,0 |
2,90 |
|
2,21 |
1,87 |
1,68 |
|
|
|
|
|
|
|
|
При непосредственном охлаждении обмотки возбуждения в клиньях вы-
полняются отверстия. Это ослабляет клинья и приводит к увеличению напряже-
ний в них. Увеличение напряжений учитывают с помощью коэффициента ослаб-
ления клина
kОСЛ |
= |
0,7 |
×l |
, |
(391) |
l - 2 |
|
||||
|
|
×lК |
|
где l – шаг по входным или выходным отверстиям в клине вдоль оси ротора; lК –
осевой размер вентиляционного отверстия в клине.
При непосредственном охлаждении обмотки возбуждения напряжения σК.Х. и
σК0 следует умножить на коэффициент ослабления клина.
Далее определяют запас прочности отдельных частей ротора. Они должны находится в пределах 1,5 – 2.
146
Коэффициент запаса для клина |
|
|
|
|
|
|
|
|
kЗ.К. = |
σ ТК . |
(392) |
||||
|
|
σ К0 |
|
|
|||
Коэффициент запаса для зубца |
|
|
|
|
|
|
|
|
kЗ.Z . = |
σТZ |
. |
|
(393) |
||
|
|
||||||
|
|
σ Z1 |
|
|
|||
Коэффициент для бочки ротора |
|
|
|
|
|
|
|
|
kЗ.б. = |
σТб |
. |
|
(394) |
||
|
|
||||||
|
|
σ 0 |
|
|
|||
Свойства материалов находят по табл. 36, 37. |
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
Таблица 36 |
|
|
Механические свойства металла ротора |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
||
Турбогенератор |
Предел текучести, |
Турбогенератор |
|
Предел текучести, |
|
||
|
107 Па |
|
|
|
|
107 Па |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т2-6-2 |
30 |
|
|
ТВФ-120-2 |
|
50 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т2-12-2 |
30 |
|
|
ТВВ-165-2 |
|
55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т2-25-2 |
40 |
|
|
ТВВ-200-2 |
|
60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Т2-50-2 |
50 |
|
|
ТВВ-320-2 |
|
60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ТВ-50-2 |
50 |
|
|
ТВВ-500-2 |
|
63 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ТВ-100-2 |
55 |
|
|
ТГВ-200 |
|
60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ТВФ-60-2 |
50 |
|
|
ТГВ-300 |
|
60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
ТВФ-100-2 |
50 |
|
|
ТГВ-500 |
|
65 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
147
Таблица 37
Механические свойства металла клиньев
Материал клина |
Предел текучести, 107 Па |
|
|
Немагнитная сталь |
45 |
|
|
Алюминиевая бронза |
30 – 40 |
|
|
Силикомунц |
32 |
|
|
Дюралюминий |
25 |
|
|
Дюралюминий Д16Т |
32 – 36 |
|
|
4.2 Оценка прочности бандажных колец
Напряжения в бандажном кольце рассчитываются без учета посадочных на-
пряжений. В этом случае можно использовать теорию толстостенных цилиндров,
нагруженных центробежными силами. Напряжение в бандаже находится как сум-
ма напряжения от собственной массы напряжений, возникающих благодаря внешней нагрузке, т.е. от массы лобовых частей.
Наружный диаметр бандажного кольца и его длина были определены при
расчете потерь, толщина кольца находится в диапазоне 2–8 см, (большие для
большей мощности); исходя из этого, задается внутренний диаметр кольца.
Сначала рассчитывают отношение внутреннего диаметра кольца к внешнему
α = Dб0/Dбк, |
(395) |
где Dб0 – внутренний диаметр бандажного кольца, Dбк – |
внешний диаметр бан- |
дажного кольца. |
|
Квадрат линейной скорости на среднем диаметре бандажа |
|
υб2 = 0,0625×ω2р×(Dб0 + Dбк)2. |
(396) |
Напряжения в бандаже от собственной массы, Па, |
|
σбб = 6,47×103υ2б×(1 + 0,212×α2). |
(397) |
148
Напряжение в бандаже от давления лобовых частей
|
σ бл = |
|
Fл |
|
||
|
|
|
|
. |
(398) |
|
|
2 ×π × Sб |
|||||
где Fл – центробежная сила, возникающая за счет массы лобовой части, |
|
|||||
|
Fл=Gл×ωр×(Dп+h21)×0,5; |
(399) |
||||
Gл – |
масса меди лобовой части обмотки возбуждения |
|
||||
|
Gл=5450·a2· b2· lл2 ·uп ·Z2 ; |
(400) |
||||
lл2 – |
средняя длина лобовой части обмотки возбуждения по (176); |
|
||||
Sб – |
площадь сечения бандажа |
|
||||
|
Sб=lбк ×0,5×(Dбк− Dб0). |
(401) |
||||
|
Суммарные напряжения в бандаже |
|
||||
|
σб=σбб+σбл . |
(402) |
||||
|
Коэффициент запаса бандажа |
|
||||
|
kЗ.бн. = |
σ бл |
. |
(403) |
||
|
|
|||||
|
|
|
σ б |
|
Предел текучести для материала бандажа в табл.38.
Таблица 38
Механические свойства поковок немагнитных бандажных колец
Турбогенератор |
Предел текучести, |
Турбогенератор |
Предел текучести, |
|
107 Па |
|
107 Па |
|
|
|
|
Т2-12-2 |
60 |
ТВФ-100-2 |
85 |
|
|
|
|
Т2-25-2 |
72 |
ТВФ-120-2 |
85 |
|
|
|
|
ТВ2-30-2 |
72 |
ТВВ-165-2 |
85 |
|
|
|
|
Т2-50-2 |
80 |
ТВ2-150-2 |
85 |
|
|
|
|
ТВ-50-2 |
85 |
ТВВ-200-2 |
90 |
|
|
|
|
ТВ-60-2 |
85 |
ТВВ-320 |
90 |
|
|
|
|
ТВ2-100-2 |
85 |
ТГВ-200 |
90 |
|
|
|
|
ТВФ-60-2 |
85 |
ТГВ-300 |
90 |
|
|
|
|