汽缸与隔板

第五章气（汽）缸结构和强度第一节工作条件和设计要求1.形状复杂；2.承受很大的压差、温度应力和热变形；设计要求：1.形状要简、对称，壁厚变化均匀，壁厚尽量薄；2.尽量避免出现平壁和特别笨重的水平中分面法兰；3.承受高温、高压部分限定在一定范围内；4.缸体各部分能自由膨胀，但在膨胀过程中动、静部分对中保持不变或变化很小；5.连接在缸体上的管道具有足够弹性；6.排气部分要有很好的气动性能和足够的刚度；7.工艺性好，便于制造、安装、检修和运输。第二节典型结构属于的非标件，因此给出一个通用性的概括是不可能的。汽轮机在此方面的复杂性尤其突出。一、进汽部分进汽部分是指从新汽法兰接口（或从透平调节阀后）到调节级喷嘴的通流部分。包括蒸汽室（有时包括调节阀室）和喷嘴室，它是汽缸中压力和温度最高的部分。结构形式：整体式：蒸汽室、喷嘴室与汽缸组成一个整体。优点：结构简单，减少加工和装配工作量；缺点：浇铸困难，须用同种材料。改进方法：将蒸汽室和喷嘴室分别浇铸，然后用螺拴连接或焊接为一个整体。这两种结构由于各调节阀后的喷嘴室做成一个整体，在变工况时会产生很大的热应力，因此主要应用在中、低参数的汽轮机上。分体式：不但蒸汽室、喷嘴室与汽缸分开，而且蒸汽室对应于调节阀也分为若干独立部分。优点：汽缸结构简单，便于铸造；蒸汽室、喷嘴室沿圆周对称布置，有利于减小汽缸热应力；高温部分集中，便于发挥材料性能；部分负荷时喷嘴室的热应力为零；喷嘴室可自由膨胀。双层高压缸结构：主要用于高参数汽轮机，高压缸外缸上的进气室与内缸中的喷嘴室利用插管连接，插管上有带有活塞环的滑动密封接头。有利于减小温度应力和压差形成的应力。对于高参数汽轮机进汽部分，调节阀与汽缸为单独布置。优点：汽缸结构简单，形状容易做得对称；高温蒸汽不直接与汽缸接触，受热条件改善；调节阀与主气阀可以制成一个整体，结构更加紧凑；装拆方便。缺点：增加了调节阀后管道容积，使机组甩负荷时的超速危险增大。二、高压缸中低参数汽轮机，一般采用单层汽缸。优点：汽缸结构简单，便于制造；易于形成抽气口；尺寸小，加工周期短。随着参数的提高，单层缸的缺点：压力大，法兰强度和密封存在问题；启动、停机、变工况时法兰中的应力和变形大；整个高压缸均需采用耐热合金制造。双层缸可以克服上述缺点，为了节省耐热合计材料，高压内缸制造非常紧凑，为了降低外缸壁中的应力水平，外缸做成近乎球形。双层缸的优点：内缸承受高温，外缸承受压力，节约材料成本；有利于减小温度应力；减小了压差形成的应力。其他高压缸形式：钢环热套；整体圆筒；三层汽缸。三、低压缸低压缸内压力、温度低，强度不是主要问题。主要问题是如何保持其刚度和流道的合理。双层结构的低压缸有利于减小缸体的翘曲变形，被较多地采用。燃气轮机压力较汽轮机低，气缸形状简单。出于气动考虑，必须降低流动阻力；工作温度高，气缸一般都有隔热和冷却装置。四、法兰和连接螺栓保障气密性是重点，螺栓的排列密度比较高，对于高压缸，应该尽量使螺栓中心靠近气缸壁中心线。机组启动时，螺栓的温差很大，同时收到较大的附加拉应力，可以采取一定措施壁面出现破坏。1.增加法兰、螺栓加热装置；2.用埋头螺栓；3.在螺栓与法兰之间增加导热材料；4.在螺帽和法兰面之间增加套筒。第三节气缸支承定位和热膨胀汽缸支承定位：汽缸受热后，既能自由膨胀又能保障动、静部分对中不变。一、高压缸的支承高压缸与轴承的支承方式：下缸伸出的半法兰与轴承座联接；采用上或下缸上伸出的搭爪支承在轴承座上；利用中分面支承。利用中分面支承中，可以将汽缸支承在下缸搭爪上，也可以支承在上缸搭爪上，此时下缸必须有安装搭爪，用于安装。内缸与外缸的支承方式：也是利用搭爪将内缸支承到外缸上，与高压缸类似，有上、下搭爪两种形式。其中上缸搭爪支承方式为中分面支承。二、低压缸支承普遍采用从下缸伸出的支承面支承在基础台上。小型机组低压转子的支承轴承与低压缸为一个整体；大功率汽机将轴承座与低压缸分离，减少变形。三、滑销系统和死点滑销系统作用：机组受热后，使透平的动、静部分能够沿着预先规定的方向膨胀，保证动、静部分的对中不变或变化很小。变形中位置不变的点称为死点。冷凝式透平中，死点通常布置在低压排汽口中心，或靠近该位置。滑销分为横销、纵销和立销，分别允许对应方向上的自由热膨胀，同时又保证动、静部分的对中不变。第四节汽缸的强度计算一、汽缸壁强度计算汽缸壁形状复杂，沿长度方向压力和温度在持续变化，同时存在着形式不同的法兰，特别是高压缸工作在高温下，蠕变往往不能忽略，这些都大大增加了汽缸壁计算精度提高的难度。当汽缸内外径之比小于1.3时，汽缸壁圆柱段可以近似按照薄壁圆筒计算强度：2pD式中p为计算截面处内外压力差，为汽缸壁厚，D为汽缸内径。当汽缸内外径之比大于1.3时，可根据第四强度理论计算汽缸壁应力。根据第四强度理论，弹性体上某点主应力和许用应力满足下列关系：2213232221][2)()()(主应力按照沿缸壁的平均应力代替切向应力：轴向应力：径向应力：21pD42pD23p将主应力公式带入上式并考虑工艺要求，即可得到缸壁厚度的计算公式：1][3.2ppD1为缸壁厚度公差。对于汽缸端部，根据实际测量结果，与45度夹角上的应力最大，按照该方向截取一单元窄条，底部长度为单位长度，由此可见作用在该梯形上的作用力为pF，则作用在该截面上的弯矩为：F为梯形面积，a为梯形形心到底边的距离。梯形底边长度K、面积F、至底边距离a为：RrK0)1(22KRFKKKRa1)21)(1(3截面的截面系数为：62W则截面上的弯曲应力为)21)(1(33122KKpRWM式中的1/3为由经验得到的修正系数。pFaM二、法兰连接密封性和螺栓强度计算影响法兰连接密封性的因素很多，如法兰几何尺寸、加工质量、拧紧力、蒸汽压力和温度等。这些因素中，装配状态下的拧紧力的大小是重要的可调控量，在施加了合适的拧紧力后，可以保证在两次大修期间中分面不发生漏气。1.工作状态下保持汽密螺栓中应力的确定取一螺栓节距为t的法兰来考虑该问题，作用在法兰上的力有：汽缸壁对法兰的作用力Q，螺栓对法兰的夹紧力P和法兰面的压紧力R。其中：bQPRTxc2pDtQ要保证法兰的汽密性，螺栓的加紧力P应大于蒸汽力Q，这样在P和Q的共同作用下，法兰结合面上产生压紧力。根据实验研究，压紧力密度按直线规律分布。结合面上压力的合力用R表示，显然R的作用中心为：Txc32根据力和力矩平衡方程可得：0RQP0322TRQPb由此可得：bTTQP6434称为螺栓拧紧系数，根据几何量求出拧紧系数后，就可得到工作状态下保持汽密性时螺栓对应的应力。按照上面计算得到的结果是偏安全的。减小螺栓应力的方法：1）减小螺栓到汽缸壁的距离；2）减小螺距；3）增大法兰宽度，但这样对机组启动、热应力等产生不利影响；4）开法兰减荷槽（或加热槽）和使汽缸内壁凸起。2.考虑应力松弛后螺栓应力的确定按照上面计算的结果，法兰似乎可以正常、安全地工作。但如果螺栓工作温度超出了材料的蠕变温度，随着时间的延续，螺栓中将发生应力松弛，螺栓中的应力降低，从而导致漏气。因此当螺栓工作温度高于其材料的蠕变温度时，开始螺栓中的应力0应高于1。对于螺栓，发生应力松弛情况时弹性伸长量（应变）和塑性伸长量（应变）之和保持为常数。根据蠕变速度和应力的关系式mcrtBV)(在蠕变的稳定阶段，B(t)为常数。其中0、cr为弹性应变和塑性应变。上式微分后为：constEcrcr001crVdtdE应变的微分式可以改写为：dttEBdm)(利用边界条件积分上式可以得到：)()(101011tEdttBEmtmm根据上式可以进一步得到：mmtEm111110)]()1(1[对于需要考虑应力松弛的螺栓拧紧力，首先计算工作状态下的拧紧力1，然后根据上式计算螺栓初始的拧紧力0。显然，初始拧紧力0不能超过材料在该温度下的屈服极限。3.螺栓温度应力及启动时允许的温差工作或启动时，法兰和螺栓的温度存在差异，由此引起了温度应力。其中(t)：：BtdttBtt0)()(在稳定工作状态下，法兰温度为tf，螺栓温度为tb，两者的温差：bftttf和b分别为法兰和螺栓的线膨胀率；KH为有螺栓部分的法兰高度，H为半法兰高度，K为系数，双头螺栓为2，罗纹拧入下法兰情况为1；Lb为螺栓长度。法兰和螺栓的膨胀差为：ffftKHaLbbbbtaLL法兰的热膨胀量要比螺栓大，螺栓被拉长L’b，法兰被压缩L’f，根据变形几何关系可得：法兰和螺栓的自由热膨胀分别为：bbbffbftaLtKHaLLLbbbffbftaLtKHaLLL''在平衡位置上法兰和螺栓受到的作用力分别为：''ffffffLcFKHLEP''bbbbbbbLcFLLEPc1和c2称为法兰和螺栓的刚性系数，其物理含义为引起法兰或螺栓单位变形所需的力。根据法兰和螺栓相互作用力相等得到：fffbbbbFKHLEFLLE''根据上式可以得到L`b和L`f间的关系，由此可以进一步得到螺栓中的温度应力为：)('1bbbffbbbbffbbbtFELFEKHFtaLtKHaLLE由于温度应力的存在，增加了法兰结合面上的压紧力。因此保证法兰结合密封性的最初拧紧螺栓的应力不再是0，而是0-t1就够了。如果螺栓的许用应力采用[]=0.50.2，则启动时螺栓中允许的最大温度应力为：)(][102tt因此启动时法兰和螺栓的允许最大温差为：bbtEat22上式是制订汽轮机启动规范的重要参考数据。三、法兰强度计算法兰计算中假定：1）螺栓预紧力看作集中载荷；2）中分面上，法兰接触力不计；3）不考虑法兰过渡到汽缸壁处可能出现的弯矩。此时一个节距上的法兰看作梁，长度为T，宽度为t，高度为H。蒸汽力Q作用在螺栓孔中心的弯矩最大，而该面上抗弯截面系数又最小。螺孔截面处抗弯截面系数为：此时应力计算公式如下：6)(2HdtW2)()2(6HdtbQ可进一步得到法兰厚度的计算方法])[()2(6dtbQH第五节汽缸材料和许用应力一、材料汽缸所用材料主要取决于其工作温度。对于低压缸主要为铸铁，随着温度升高从普通铸钢、合金钢、奥氏体合金钢过渡。螺栓是汽缸的一个重要零件，一般用优质碳素钢、各类合金钢制造。螺帽选用材料较螺栓低一级，硬度也相应较低。二、许用应力应该从工作温度出发，分别考虑三种许用应力，屈服极限、持久强度极限和蠕变极限。第五章隔板结构和强度计算第一节隔板工作条件和设计要求从结构上看，隔板分为外缘、静叶、板体和环形密封四部分组成。高压部分的隔板承受高温、高压蒸汽，低压部分隔板承受湿蒸汽作用。设计要求：1.汽密性好；2.有足够的强度和刚度；3.与转子同心；4.隔板上的静叶应该有准确的出汽方向和良好的气动性能；5.结构、工艺简单，成本低廉。第二节隔板结构隔板结构型式多样，常见结构型式有：装配式隔板、焊接隔板和铸造隔板。装配式隔板：最早使用的隔板型式，缺点是加工工作量和金属切削量大，生产周期长、成本高。焊接隔板：容易保证每个喷嘴槽道的汽密性；静叶叶片加工量和金属切削量都很小；强度和刚度较大。铸造隔板：基本等同于焊接隔板，但其工艺更加简单，加工量更少。第三节隔板强度计算隔板是一个外圆支撑、直径自由、具有内孔的半圆板，由于受力的非对称性属于曲梁的斜弯曲，这在数学上尚没有找到解析解，因此隔板计算必须建立在一系列简化和假设基础上才可能进行。现在用于隔板工程计算方法主要有M-V法（Smith法）和Wahl法。一、M-V法M-V法的假设：1）隔板外缘固定在完全刚性的支座上；2）隔板上承受着均匀的分布载荷；3）支反力沿支撑周边按正弦规律变化；4）计算静叶应力和挠度时，假定隔板外缘和板