Розрахунок валу на коливання

Вал є пружною деталлю, що об'єднує робоче колесо і ротор генератора, і повинен забезпечувати статичну і динамічну міцність агрегату при усіх режимах роботи. Міцність валу може бути достатньою у робочих, перехідних і розгінному режимах, якщо власна частота коливань ротора у цих режимах не співпадатиме, або не виявиться близькою до частоти вимушених коливань. Розрахунок на коливання дозволяє визначити власні частоти і, зіставивши їх з вимушеними, оцінити, як далеко від резонансних коливань знаходиться система.

Основною частотою вимушених коливань являється частота , де п - частота обертів, об/хв. Крім того, діють кратні їй лопатева частота , частота лопаті та лопатково-лопатева частота , а також вимушені частоти, що викликані обертами неурівноваженого вектору магнітного поля і неурівноважених гідродинамічних сил. Остання зазвичай пов'язана із обертанням вихрового джгута за робочим колесом. Перші три частоти вище за основну оборотну частоту, і для системи валу істотного значення не мають. Останні дві найбільш характерні для перехідних режимів.

Рис. 9.4. До розрахунку вала на коливання: а, б – поперечні; в – крутні; г – схема ротора агрегата

 

Жорсткість валу агрегату вибирається такою, щоб частота його власних коливань перевищувала частоту обертів при усіх режимах, у тому числі і при виході агрегату в розгін. Такий вал називається жорстким валом.

Частоту обертів, що відповідає критичній частоті коливань. називають критичною частотою обертів.

Послідовність розрахунку валу на коливання наступна.

1. Будують схему вантаження валу. Визначають його геометричні характеристики; маси ротора генератора т_рот, робочого колеса т_р.к і валу т_в у прольотах і між опорами і приєднаними масами до ротора і робочого колеса; центр ваги робочого колеса (орієнтовно - на ^1/₃ його висоти); момент інерції маси ротора J_т.рот ≈0,2· GD²·g, де D - діаметр отвору генератора; G - вага ротора; момент інерції маси робочого колеса J_т.р.к = т_р.к·R_р.к, де т_р.к та R_р.к – відповідно, маса і радіус центру ваги маси робочого колеса.

2. За номограмами визначають прогини валу у точках прикладення сил, причому як при горизонтальному, так і при вертикальному положенні валу розрахунок ведуть однаково.

3. Визначають за (9.25) критичну частоту обертів при поперечних коливаннях і за (9.26) - коефіцієнти запасу відносно нормальної і розгінної частот обертів. Попередній розрахунок на поперечні коливання на цьому зазвичай закінчують.

(9.25)

де Р_і=т_і·g – сили ваги, що діють у системі вала; т_і - маси, прикладені у точках центрів ваги; у_і - прогини вала у цих точках.

Відношення критичної частоти обертів до нормальної частоти обертів агрегату є коефіцієнтом запасу

(9.26)

мінімальне значення якого К_крит >1,3 допускається при розгоні.

4. При малих запасах по критичній частоті обертів або при значеннях К_крит≈ 2, будують схему додаткових прогинів і нелінійного розташування опор, для чого визначають додаткові прогини і зміщення від зазорів (у'_і і δ'_і) і знову знаходять за (9.25) критичну частоту обертів.

5. Визначають за (9.27) критичну частоту обертів при крутнитх коливаннях, за (9.26) - коефіцієнти запасу при нормальній і розгінній частотах обертів.

(9.27)

де J_т.і - момент інерції маси диска і його потовщених ділянок відносно осі валу; G - модуль Пуассона; J_р - полярний момент інерції поперечного перерізу валу; l_пр – приведена до основного діаметра довжина валу, що враховує підвищену жорсткість фланцевих з’єднань та інших потовщень валу.

6. Знаходять прогин опори п'яти і за (9.28) і (9.29) критичну частоту обертів при поздовжніх коливаннях, пов'язаних із пружністю валу і пружністю опори п'яти.

(9.28)

де P_ос=P_G.рот + P_z.гідр - осьова розтягуюча сила; P_G.рот - вага ротора агрегата; Е - модуль пружності для сталі; F_в - площа перерізу валу; l_пр - приведена довжина валу.

Перевірка на цей вид коливань потрібна при довгих і відносно тонких валах. Поздовжні коливання, пов'язані із податливістю опори п'яти, у ролі якої може бути хрестовина генератора або кришка турбіни. Вираз для критичної частоти обертів у цьому випадку має вигляд

(9.29)

де у=δ_стат - прогин опори п'яти, визначуваний з розрахунку відповідної деталі на деформацію.

 

Маслоприймач штанги валу

Штанга валу у поворотнолопатевих турбінах служать для підведення масла до серводвигуна робочого колеса. Їх виконують у вигляді двох концентричних труб, один кінець яких приєднується до штока, а другоіі входить у маслоприймач, розташований над генератором. На рис. 9.5 представлена типова конструкція цього вузла.

 

Рис. 9.5. Маслоприймач і штанги валу

 

 

Внутрішня труба 5 (порожнина с) подає масло під поршень серводвигуна робочого колеса, у проміжках між нею і зовнішньою трубою 4 штанг (порожнина b) масло подається у порожнину серводвигуна, розташовану над поршнем. До кінців труб приварені фланці 8, що приєднують за допомогою шпильок 9 ланки штанг одну до одної і до штока серводвигуна 2. У фланцях висвердлені отвори 13, що сполучають штанги між собою. Для більшої жорсткості труби розтискають нарізними штифтами 10, що приварюють до зовнішньої штанги. У фланці, що кріпиться до штока, є радіальні отвори 3, через які порожнина а між валом і штангами, через центральну трубку 1 з'єднується із порожниною в корпусі робочого колеса. Завдяки цьому проникаюче із серводвигуна через порожнину а корпусу масло, омиваючи маслоскидний козирок 25, надходить у маслозбірник, і по трубі 24 зливається у бак МНУ.

У отворі валу встановлюються спеціальні опори 12 із запресованими у них втулками 11 із високоякісної бронзи БрОФ10-1, у яких штанги направляються доточуваннями 6. Для полегшення складання, у кожній частині валу встановлюють одну ланку штанг.

На кінці останньої ланки 17 штанг, що проходить через корпус 16 маслоприймача, встановлена на опорах кочення (див. вузол І) що переміщаються разом з штангами, муфта, що не обертається, 18, яка сполучена із валом вимикача комбінатора через ролики тросом зворотного зв'язку 22. Таким чином, золотник робочого колеса, що знаходиться у комбінаторі, виявляється пов'язаним із переміщеннями поршня серводвигуна робочого колеса. Закінчуються штанги шліцовим валиком 21, який може поздовжньо переміщатися у шліцовому отворі ротора тахогенератора 19 і приводити його в обертання.

Маслоприймач встановлюється на перекриттях генератора і завершує конструкцію агрегату. Зазвичай він закінчується світильником 20. Зовнішнє оформлення маслоприймача повинне гармоніювати із архітектурою машинного залу. У багатьох сучасних агрегатах маслоприймач закривають кожухом, якому надають потрібної форми.

Підведення масла до штанг, що обертаються разом із валом і що переміщається уздовж осі агрегату разом із поршнем серводвигуна, здійснюється через відкритий торець зовнішньої штанги 26. Ця штанга постійно з’єднується у корпусі 15 маслоприймача із порожниною b, що підводить масло на закриття лопатей, і через бічні отвори 14 внутрішньої штанги, що також постійно сполучається із порожниною с, утвореною циліндричною вставкою 16.

У корпусі 15 маслоприймача штанги направляються і ущільнюються у втулках 27, виконаних з бронзи БрОФ10-1. Масло під тиском підводиться до порожнин b і с від золотника робочого колеса по двох трубах 23. Кріплення маслоприймача показане на вузлі II. Основу маслоприймача, або маслозбірника завжди встановлюють на ізолюючих прокладках 28 і закріплюють шпильками 29, також ізольованих втулками 30. Це захищає маслоприймач і турбіну від блукаючих струмів генератора, що викликають корозію металу. Для цієї ж мети у лабіринтовому ущільненні маслоскидного козирка, що зберігає генератор від попадання у нього масла, зазори залишають досить великими, гарантуючи відсутність дотикання. У нових гідроагрегатах корпус маслоприймача вбудовують у генератор, що дозволяє зменшити висоти гідроагрегату і будівлі ГЕС. На рис. 9.6 показано маслоприймач такої зниженої конструкції, частково розташованої усередині генератора.

 

Рис. 9.6. Маслоприймач зменшених розмірів

 

 

Він подібний маслоприймачу, показаному на рис. 9.5, і складається із аналогічних деталей. Масло тут також поступає в порожнини b і с по трубах 9 і далі через відкритий торець труби 1 або отвори 13 у трубі 5 надставки 14 штанг і штанги 15 потрапляє, відповідно у верхню або нижню порожнини серводвигуна робочого колеса. Торець труби 5 заглушений, і до нього за допомогою шарніра 7 приєднаний трос 6 зворотного зв'язку. У корпусі 3 труби надставки ущільнені бронзовими втулками 2 і 8, причому втулки 8 установлені у вставній трубі 12. Це дозволяє підвести масло до труб надставки на одному рівні, і тим самим зменшити висоту маслоприймача. З порожнини а валу масло зливається через козирок 11 у маслозбірник 4 і відводиться по трубі 10.

У маслоприймачах корпуси, маслозбірники, маслоскидні козирки виконуються із чавуну СЧ 28-48, ВП 48-10 або із сталі 30Л, штанги і вставки у корпусі - із безшовних труб, а фланці - із листової вуглецевої сталі. Штанги і відповідні порожнини корпусу розраховують на внутрішній тиск. Штанги, крім того, перевіряють на поперечні коливання аналогічно валу.

У горизонтальних гідротурбінах застосовуються маслоприймачі, аналогічні зниженому маслоприймачу. У гідроагрегатах, де застосовується водяне охолодження генератора, маслоприймач об'єднують із водоприймачем.