汽缸与隔板ppt课件.ppt

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1、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、进汽部分一、进汽部分 进汽部分

2、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：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

3、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；

4、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

5、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

6、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。

7、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

8、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：21pD42pD23p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 . 2ppD1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 (22KRFKKKRa1)21)(1 (3截面的截面

9、系数为：62W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： b Q P R T xc 2pDtQ 要保证法兰

10、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：0RQP0322TRQPb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：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

11、力松弛后螺栓应力的确定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：constEcrcr001crVdtdE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

12、：)()(101011tEdttBEmtmm根据上式可以进一步得到：mmtEm111110)() 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)：BtdttBtt0)()( 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；

13、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Lb，法兰被压缩Lf，根据变形几何关系可得： 法兰和螺栓的自由热膨胀分别为：bbbffbftaLtKHaLLLbbbffbftaLtKHaLLL 在平衡位置上法兰和螺栓受到的作用力分别为：ffffffLcFKHLEPbbbbbbbLcFLLEP 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Lb和Lf间的关系，由此可以进一步得到螺栓中的温度应力为：)(1bbbffb

14、bbbffbbbtFELFEKHFtaLtKHaLLE 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=0.50.2，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

15、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)(2HdtW2)()2(6HdtbQ 可进一步得到法兰厚度的计算方法)()2(6dtbQH第五节 汽缸材料和许用应力一、材料一、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

16、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

17、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，假定隔板外缘和板体是绝对刚性的，计算隔板本身应力和挠度时，静叶为决定刚性的；隔板径向截面形状保持不变；6）不考虑隔板本身的曲率。 隔板体中最大应力在垂直于隔板中分面的内劲处，最

18、大挠度在中分面内径处：ISDpKmax30)1 . 0(IESDpKTTmax50)1 . 0(二、Wahl法 将隔板看作一个整个半圆环，其上作用着均布载荷。这样可以得到隔板体上最大应力和挠度：ISDpzK30)1 . 0(12501)1 . 0(ttIESDpzKTT其中z、t1、t2为考虑隔板几何形状影响后的修正系数。第四节 隔板材料和许用应力一、隔板材料一、隔板材料 隔板外缘和隔板体根据所处的温度，主要用灰铁、碳素铸钢、合金钢、特种合金钢和奥氏体钢制造。静叶材料的选取原则与动叶基本相同。二、许用应力二、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。sK2 . 0crcrKduduK应用时选用上述三个数据的小者。