Механізми повороту лопатей робочих коліс

Механізми повороту класифікують за кінематичною схемою приводу їх розділяють на дві групи: кривошипно-шатунні механізми, що мають дуже широке поширення і численні конструктивні варіанти виконання; кулісні механізми, що мають обмежене застосування.

Скелетна схема механізму кривошипно-шатунного типу представлена на рис. 7.4, а. Тут важіль а, жорстко зв'язаний із цапфою лопаті в, при поступальному переміщенні хрестовини г, з якою він сполучений сергою б, обертається на деякий кут і повертає лопать. Оскільки хрестовина зв'язана із усіма лопатями, то, переміщаючись під дією сили серводвигуна Р_серв, вона повертає усі лопаті одночасно на однаковий кут φ.

Рис. 7.4. Скелетна схема кривошипно-шатунного механізму (а) і конструкції восьмилопатевого робочого колеса з похилою сергою (б)

На передачу сил у цьому механізмі суттєво впливають такі кути: α - що визначає нахил серги по відношенню до осі, уздовж якої переміщається хрестовина; γ - між осями серги і важеля; φ - що визначає відхилення важеля у меридіанній площині, а також довжина важеля l_р, довжина серги l_с, зміщення L шарніра хрестовини по відношенню до осі турбіни.

Рушійний момент на лопаті, виражений аналогічно тому, як було зроблено у напрямному апараті, через сили важеля Р_р, серги Р_с, хрестовини Р_хр і серводвигуна Р_серв, має вигляд

(7.1)

(7.2)

Необхідне зусилля серводвигуна для забезпечення руху, без врахування втрат на тертя у шарнірах механізму виражається із (7.1) і (7.2)

(7.3)

де К_дв – коефіцієнт, що забезпечує рух механізму; ξ - кінематичний коефіцієнт передачі.

(7.4)

де кут β=±γ 90⁰=±φ αоскільки кут між напрямом Р_р і віссю z рівний φ, а кут між напрямом Р_с і віссю z рівний α.

Змінюючи кути φ і α,і співвідношення розмірів при заданому М_дв, можна або зменшити зусилля і розміри серводвигуна і збільшити його хід S, або навпаки.

У високонапірних робочих колесах там, де не вдається досягти необхідного коефіцієнта передачі ξ_і в механізмах з одним важелем і сергою, застосовують механізм із подвійною важільною передачею. Подвійна передача збільшує довжину корпусу і масу робочого колеса, але дозволяє значно зменшити силу серводвигуна, зберігши роботоспроможність (Р_серг·S) за рахунок збільшення його ходу. Одним з основних найбільш ефективних засобів досягнення необхідної сили серводвигуна є підвищення тиску масла у серводвигуні.

Нижче наводяться найбільш поширені конструкції робочих коліс із механізмами кривошипно- шатунного типу:

- механізм із серводвигуном, розташованим перед лопатями на корпусі із днищем, що відділяє серводвигун від порожнини, у якій поміщається хрестовина;

- механізм повороту, виконаний із провушинами, де зміщення і перекоси осей можуть бути компенсовані за рахунок зазорів у отворах хрестовини, що дозволяють при складанні змістити провушину у необхідне положення;

- бесхрестовинний механізм повороту лопатей з переднім розташуванням серводвигуна;

- механізм безхрестовинного типу з переднім серводвигуном без днища;

- механізм робочого колеса із серводвигуном без днища і з поршнем, розташованим за лопатями робочого колеса, що застосовують у горизонтальних гідротурбінах з метою наблизити центр ваги робочого колеса до підшипника турбіни;

- механізм повороту робочого колеса із диференційним поршнем.

Кулісний механізм схематично представлений на рис. 7.5.

Рис. 7.5. Схема і конструкція робочого колеса з кулісним механізмом:

а – схема кулісної передачі; б – схема дії сил у передачі без врахування втрат на тертя;

в – восьмилопатеве робоче колесо з похилим пазом; г – схема дії сил з урахуванням втрат на тертя

Його дія базується на тому, що при русі куліси а під дією сили серводвигуна Р_серв камінь б переміщається уздовж пазів куліси і одночасно, будучи шарнірно пов'язаним із важелем в через палець г, по дузі кола, радіус якого дорівнює l_р. При цьому важелі повертають цапфи д і
лопаті навколо їх осі. Таким чином, досягається одночасний поворот усіх лопатей на однаковий кут. Схема дії сил у механізмі показана на рис. 7.5, б.

Механізм із похилим пазом показаний на рис. 7.5, в. У ньому при вертикальному розташуванні важеля у середньому положенні є можливість збільшити довжину важеля і зменшити необхідну силу серводвигуна. При малих кутах α׳ і φ, близьких до 90⁰, збільшується хід серводвигуна, а коефіцієнт передачі ξ׳_і стає меншим одиниці. Тут куліса 1 установлена на внутрішньому виступі 2 корпусу і направляється циліндричними шпонками 8. Важелі 5 сполучені каменями 4 із кулісою і в середньому положенні спрямовані уздовж осі турбіни. Серводвигун 7 встановлений, як завжди, перед лопатями 6. Збільшення ходу серводвигуна S і довжини важеля l_р тут легко досягається, але це збільшує довжину нижньої частини корпусу і обтічника 3. Крім того, збільшення l_р вимагає при значних відхиленнях важеля від середнього положення розширення корпусу у зоні розташування куліси. Це збільшує втулкове відношення К_вт і масу колеса і разом із трудомісткістю, викликаною ручною пригонкою каменів у пазах куліси, є основним недоліком конструкції.

Кулісні механізми у поєднанні з крильчатим серводвигуном часто застосовують у діагональних гідротурбінах.

Механізми повороту лопатей із серводвигунами, винесеними із корпусу робочого колеса -серводвигун при цьому розташовують або між фланцями валів турбіни і генератора, або у роторі генератора. При цьому шток серводвигуна виходить довгим, і сумарна маса деталей механізму повороту збільшується, а конструкція загалом ускладнюється. Окрім того, довгий шток вимагає установки опор усередині валу. При розміщенні серводвигуна між фланцями валу останні виходять дуже розвиненими. Розміщення серводвигуна в роторі генератора ще більше подовжує шток.