汽缸与隔板.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 进汽部分是指从新汽法兰接口(
2、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,有利于减小汽缸热应力;高温部分集中,
3、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;尺寸小,加工周期短。随着参数的
4、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低,气缸形状简单。出于气动考虑,必须降低
5、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联接;采用上或下缸上伸出的搭爪支承在轴承座上;利用中
6、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。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
7、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: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:主应力按
8、照沿缸壁的平均应力代替切向应力:轴向应力:径向应力: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:截面的截面系数为:则截面上的弯曲应力为式中的1/3为由经验得到的修正系数。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
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