Конструкції і виготовлення робочих коліс

Конструктивні форми радіально-осьових робочих коліс мають значні відмінності. З мірою збільшення швидкохідності збільшується довжина лопатей, збільшується їх нахил у меридіанній площині, розширюється обід і прохідний переріз робочого колеса. Іноді лопатям надають нахил за гвинтовими лініями.

Зменшення висоти лопатей і звуження обода на виході призводять до зменшення швидкохідності, і досягається потрібна при високих напорах жорсткість і міцність робочого колеса. Гідродинамічні якості, жорсткість і міцність радіально-осьового робочого колеса значною мірою залежать від конфігурації його основних елементів: ступиці, лопатей і обода показаних на рис. 8. 1.

Рис. 8.1. Елементи радіально-осьового робочого колеса

Ступиця 5 (рис. 8.1, а) є несучою конструкцією робочого колеса, вона жорстко пов'язана за допомогою болтів 7 з валом 9 і служить основою для лопатей 3. Товщину її зазвичай приймають δ_ступ≈0,03·D₁. Знаходять застосування як ступиці конічної форми, що мають велику жорсткість, так і пологіші, що дозволяють розширити проточний переріз колеса і збільшити його швидкохідність, що необхідно при відносно малих напорах і допустимо за умовами міцності. Лопаті 3 робочі колеса мають визначне значення для його міцності. Збільшення числа лопатей, товщини профілю, його кривизни, а також розташування кореневих перерізів під великим кутом до радіального напряму сприяють досягненню найбільшої жорсткості і міцності. Проте збільшення товщини лопатей призводить до стиснення потоку, зменшення пропускної здатності і швидкохідності, та до підвищення σ. Обід робочого колеса 1 зв'язує кінці лопатей і збільшує їх жорсткість. Товщину обода приймають δ_об≈0,015·D₁. За наявності обода власна частота коливань лопатей значно підвищується. За відсутності обода ця частота може стати близькою до частот вимушених коливань, що загрожує виникненням неприпустимих вібрацій в усій турбіні і резонансних коливань.

У ступиці виконують розвантажувальні отвори 6, розташовані за вихідними кромками лопатей. Вони сполучають порожнину над робочим колесом із зоною відсмоктувальної труби, і знижують тиск на верхній поверхні ступиці і, як наслідок, осьову силу, що діє на колесо. У оборотних гідромашинах усіх систем, де розвантажувальні отвори недопустимі за умовами роботи у насосному і перехідних режимах, а також у діагональних турбінах замість них використовують розвантажувальні труби, що сполучають порожнину над ступицею з нижнім б'єфом. У високонапірних радіально-осьових турбінах, де розвантаження через отвори буває недостатнє, іноді застосовують отвори у поєднанні із розвантажувальними трубами.

До нижньої поверхні кріпиться обтічник 15, що забезпечує плавний вихід потоку за лопатями. Його виконують зварним з увігнутими твірними, іноді -і з двох усічених конусів по аналогії з осьовими турбінами. Обтічники, як показує практика, при нерозрахункових режимах сприймають великі навантаження, тому і їх кріплення (рис. 8.1, б) за допомогою болтів 18, надійно захищених проти самовідгвинчування, має бути досить міцним. Навантаження, що виникають при коливаннях вихрового джгута у потоці за робочим колесом, важко визначити, тому діаметр болтів приймають досить великим, орієнтовно рівним d_б≈(0,005÷0,01)·D₁.
Відповідно вибирають і товщину фланців. Іноді обтічник кріплять (рис. 8.1, в) до штиря 14 гайкою 16. Зворотний клапан 10 (рис. 8.1, а), що закриває центральний отвір валу, встановлюють у тих випадках, коли вода при високих рівнях нижнього б'єфу або зворотному гідравлічному ударі може проникнути через вал і виплеснутися на генератор.

З'єднання валу з робочим колесом за допомогою болтів 7, установлених у фланцях (рис. 8.1, а), є найбільш поширеним. Затягують болти гайками 8. Прилаштований поясок болта розташовується на стику фланців, завдяки чому болт разом із осьовою силою сприймає створювану обертовим моментом перерізаючу силу. Посадка болта А/Д забезпечує легке складання і рівномірний розподіл перерізаючої сили між болтами. До ступиці і обода кріплять кільця 4 і 2 щілинних ущільнень. Центрується робоче колесо із валом за допомогою виточки і буртика із посадкою А/С. Застосовуються з'єднання робочого колеса із валом конічною посадкою (рис. 8.1, г), у якій обертовий момент передається тангенційними шпонками 19. Осьова сила передається заставним кільцем 21, а у дрібніших турбінах - гайкою 20.

Робочі колеса високонапірних гідротурбін відрізняються великою жорсткістю і міцністю, завдяки розвиненим ободу і ступиці, і малій висоті лопатей. Кріплення колеса до валу (див. рис. 8.1, б і в) здійснюється болтами 11, установленими з проміжком, що дозволяє замінити колесо без подальшої спільної обробки отворів. Обертовий момент сприймається встановленими по посадці А/С радіальними циліндричними шпонками 12. Сверління і розгортку отворів під ці шпонки виконують при спареному із валом робочому колесі. Від випадання під дією відцентрової сили, шпонка утримується штифтом 13. Гайки 8 болтів установлені знизу, і після знімання обтічника можуть бути відгвинчені, а колесо опущене на спеціальній укріпленій у ньому гвинтовій тязі у відсмоктувальну трубу. Гайки болтів, що кріплять колесо в усіх варіантах, захищаються від самовідгвинчування сухарями 17, установленими впритул до грані, і привареними до поверхні деталі.

Спосіб формування радіально-осьових робочих коліс, лопаті яких мають дуже складні контури, має велике значення для виробництва і конструювання. Існує декілька таких способів.
Найбільш широке застосування знайшли литі колеса радіально-осьових турбін. Відливання великих коліс виконують у кесонах. Форму виконують шаблоном, і потім набирають із стержнів, що утворюють міжлопатеві канали і внутрішній простір. Використовують нержавіючі сталі 25Х14НЛ, 0Х12НДЛ або 10Х18Н3Г3Д3Л.

Роз'ємні робочі колеса (рис. 8.2) застосовуються у виняткових, випадках, для великих гідротурбін, коли доставка цілого колеса на місце монтажу неможлива. Найбільші труднощі при їх конструюванні представляє забезпечення міцного і надійного з'єднання частин коліс. Здійснюють роз'єм на дві, рідше на три частини. Зазвичай для спрощення обробки, стики розташовують у меридіанних площинах. Площина роз'єму нередко перетинає лопать, яку в цих випадках не ріжуть, а залишають виступаючою в сусідню частину колеса (рис. 8.2). Найбільш широке застосування отримали дві конструкції з'єднань.

З'єднання за допомогою бандажних кілець є найбільш старою конструкцією. Міцність і жорсткість з'єднання досягається у цьому випадку насадкою кільця 1 на ступицю і кільця 2 на обід в гарячому стані із достатнім натягом, що забезпечує нерозкриття стиків при усіх режимах роботи турбіни. Недоліком конструкції є негабаритність самих бандажних кілець, а також необхідність застосовувати високоміцні сталі із-за наявності великого натягу і, отже, великої напруги у бандажах.

Рис. 8.2. З’єднання ступиці роз’ємного радіально-осьового колеса з допомогою болтів,

і обода – електрозварюванням

У сучасних колесах найбільше застосування знайшло з'єднання ступиці за допомогою болтів 3, установлених в її фланцях, і з'єднання частин обода за допомогою зварного шва 4 (рис. 8.2). Для зняття напруги зварювання виконується відпустка за допомогою переносних індукторних нагрівачів.

Ущільнення робочих коліс

Для зменшення об'ємних втрат у турбіні, потікання через зазори між ступицею і кришкою турбіни і між ободом і нижнім кільцем напрямного апарату мають бути по-можливості малими. З цією метою у цих місцях передбачаються ущільнення, величина зазорів в яких повинна знаходитися в межах (0,0003÷0,0004)·D₁, що представляє певні труднощі.

Відхилення у цих проміжках визначаються як в замикаючих ланках сумою відхилень у розмірних ланцюгах ступиці і обода, жорстко пов'язаних робочим колесом. Для забезпечення вільних обертів, зазор в ущільненнях має бути більше можливих відхилень

(8.1)

де, відповідно, δ₁, δ₂ - відхилення діаметру вала і діаметру отвору у підшипнику; δ₃, δ'₃ - биття ступиці і ободу відносно осі валу; δ₄, δ'₄ - відхилення у посадках верхнього і нижнього кілець, що обертаються; δ₅, δ'₅ - відхилення у посадках нерухомих кілець; δ₆, δ'₆ - відхилення у посадках нерухомих кілець відносно осі турбіни; δ₇ - відхилення у посадці вкладиша в корпусі підшипника; δ₈ - відхилення корпусу підшипника відносно осі валу; Δ_мін - мінімальний зазор у підшипнику.

Зменшити суму відхилень у формулі (8.1) можна, якщо ввести вільне центрування верхнього і нижнього зовнішніх кілець ущільнень і корпусу підшипника в процесі складання і, таким чином практично усунути найбільші відхилення δ₆, δ'₆, δ₇ і δ₈, з яких три перших самі представляють суми відхилень і пов'язані з деталями, що центруються по осях лопатей напрямного апарату. Відхилення δ₄ і δ'₄ можна усунути, обробляючи робоче колесо спільно із кільцями або не застосовуючи зйомних кілець. При центруванні зовнішніх кілець ущільнень, їх установлюють так, щоб зазор по колу був однаковим, і закріплюють в цьому положенні болтами і штифтами. Конструкції ущільнень дуже різноманітні (рис. 8.3). У них окрім малих зазорів, з метою зменшення протікань передбачають досить велику довжину щілини або її багатократні розширення, які збільшують загальний опір ущільнення і знижують об'ємні втрати. З іншого боку, при збільшенні поверхні кілець ущільнень, що обертаються, зростаюуть дискові втрати на тертя об воду.

Щілинні ущільнення (рис. 8.3, а) конструктивно прості і є найбільш поширеними. Складаються вони із концентрично розташованих кілець, що обертаються, 1 та нерухомих 3 і виконуються або з гладкими стінками, або з розташованими одна проти іншої усередині щілини канавками. У них потік, багаторазово розширюючись, втрачає швидкість і кінетичну енергію, а поступаючи із розширень в щілини, втрачає енергію на збільшення швидкості. В результаті цього збільшується загальний коефіцієнт опору щілини. Кільця щілинних ущільнень виконують циліндричними і, якщо це потрібно, з фланцями із сталевих листів МСт3.

Рис. 8.3. Ущільнення радіально-осьових робочих коліс:

а – ущільнення обода щілинного типу з канавками; б – ялинкоподібне ущільнення;

в – П-подібне гребінчасте ущільнення

Ялинкоподібні ущільнення (рис. 8.3, б) знаходять широке застосування останнім часом. Вони подібні до ущільнень із канавками, і складаються з нерухомого кільця 5 або 8, і кільця що обертається 6, закріпленого або виточеного безпосередньо на робочому колесі 7. Довжина щілин у цих ущільненнях мала. Опір потоку вони чинять внаслідок багатократних розширень на виході і звужень на вході в коротку щілину, завдяки чому їх загальний коефіцієнт опору близький до коефіцієнта опору ущільнень із канавками. Виконуються кільця ущільнень литими із сталі 20ГСЛ або товстого прокату із сталі МСт3. Недоліком ялинкоподібних ущільнень є їх швидке зношування у воді, що містить тверді абразивні зважені частки.

Гребінчасті ущільнення більш стойки при зношуванні і застосовуються у високонапірних радіально-осьових турбінах. У них можна значно збільшити довжину щілин, і за рахунок цього підвищити опір протіканням, але внаслідок збільшення поверхні, дискові втрати тут виявляються більшими, ніж у інших типах ущільнень. Число гребенів призначають від двох до чотирьох. Останнім часом знаходять застосування ущільнення з двома гребенями (рис. 8.3, в). Нерухомі кільця 13 і кільця, що обертаються 12 мають П-подібну форму. Їх відливають із сталі 20ГСЛ. Там, де турбіни працюють у воді, що містить велику кількість твердих зважених часток із великими фракціями (більше 0,1 мм), кільця виконують із сталі 10Х18НЗГ3Д2Л або 15Г2ВЛ.

П-подібні кільця 12 ущільнень установлюють на ступиці 17 і ободі 16 по можливості ближче до центру на однакових діаметрах, що дозволяє урівноважити тиск на зовнішній частині поверхні ступиці протилежно спрямованим тиском на ободі, і тим самим зменшити осьову силу. Іноді використовують також ялинкоподібні ущільнення. Нерухомі кільця 13 установлюють на кришці 19 турбіни і камері 14 робочого колеса. Зміцнюють кільця болтами 18, гвинтами 15 і штифтами. На установочних поверхнях кілець виконують радіально спрямовані канавки 11, розвантажуючі кільця від тиску проникаючої під них води. Гребені ущільнень іноді виконують з нарізкою на одному із зв'язаних кілець, що зберігає їх від заїдання при випадковому торканні. Над гребенями ущільнень обов'язково залишають зазор 15÷20 мм, необхідний при різкому гальмуванні, пуску після тривалої зупинки і ремонті підшипників та п'яти агрегату, коли ротор, а отже, і робоче колесо піднімаються на гальмах генератора приблизно на 10 мм.

Ущільнення встановлюють і на робочому колесі діагональної турбіни з метою зменшення навантаження на корпус згори. З цією ж метою із простору над робочим колесом воду відводять спеціальними трубопроводами у нижній б'єф.