Паровые турбины работают при температуре до 550 °С и при давлении пара до 24 МПа. При температурах эксп­луатации Тэлс^ОО °С применяют низкоуглеродистые стали; при 7’экс>400°С— хромомолибденовые, хромова­надиевые стали. Хорошо свариваются жаропрочные аустенитные стали 12X18I110T. Корпуса газовых турбин нагреваются до температуры 800 °С, корпуса камер сго­рания—до 1000. . .1050 °С. Их изготовляют нз сплавов 20Х23Н18, ХН78Т. Для обеспечения надежности изделий стали подвергают предварительному переплаву, например электрошлаковому или вауумно-дуговому. Дуговая сварка производится электродной проволокой, близкой по составу к основному металлу.

Сварные конструкции из проката в отдельных случаях подвергаются высокому отпуску. Сварные конструкции нз отливок проходят термическую обработку всегда. Все наиболее нагруженные соединения — стыковые; в менее нагруженных деталях допускаются нахлесточные.

от

Коэффициенты запаса прочности п = —— в узлах турбин устанавливаются следующие:

TOC o "1-5" h z Цилиндры и корпуса, . . ………………………………….. 1,65

Сварные роторы………………………………………………………… 2,30

Сварные диафрагмы…………………………………………………………………….. 1.65

Лопаткй……………………………………………………………………… 1,25

При расчете прочности лопаток учитывается знакопе­ременное усилие.

Сварные роторы дискового типа показаны на

іштж

І

Л

S’*

•4

к

С

т

С

Рис. 14.22. Расчетная схема ротора

между цилиндром и внутренним диском — Pi. Пред­ставленная на рнс. 14.22 система имеет две степени стати­ческой неопределимости. Не решение базируется на двух уравнениях деформации. Введем обозначения: мД1|С|| — радиальное перемещение наружной поверхности внутрен­него диска от нагрузки Ри центробежных нагрузок и не­равномерной температуры; — радиальное перемеще­ние внутренней поверхности цилиндра на участке сопря­жения с диском от нагрузок Pi и Pit центробежной силы, неравномерной температуры; — радиальное пере­

мещение внутренней поверхности наружного диска от указанных нагрузок и температуры.

рис. 14.21, а барабанного — на рис. 14.21, б; с приварен­ными полувалами — на рис. 14.21, в. На рис. 14.22 пока­зана схема расчета роторов с одним диском, подверженных

нагрузке от центробежных сил. Диск разделяется на три части: полый цилиндр 2, внутренний диск /, наружный диск 3. Нагрузка от лопаток на внешний диск обозначает­ся Рд усилие между наружным диском и цилиндром — Р2;

* ^

Рнс. 14.21. Типы свар­ных роторов

Условия деформации

^и(«І = Иц,|і! (14.36)

ЫМСК, ~ ЫцМЛ, ( 1 4.37)

поз ват я ют разрешить статическую неопределенность.

От всех указанных сил и температуры определяют на­пряжения во всех элементах ротора. Если ротор конструи­руется многодисковым, схема расчета остается прежней.

б’В

иия

ГПг< Г1 — if

"V

.. ———— ■—J

Рис. 14.23. Сварная диаф­рагма паровой турбины (а) и сварные соединения на­правляющих лопаток с бан­дажной лентой и ободом

(б):

I — обод; г — бандажная лента: 3 — лопатки; 4 — шагокый пат и бандажноЛ лепте: 6 — тело

диафрагмы

Сварные конструкции роторов имеют преимущества перед цельнокованными; их можно изготовлять из отдель­ных поковок относительно небольших размеров, применять разнородные металлы; для дисков — высококачественную сталь; для кольцевых частей — перлитную.

В паровых турбинах (рис. 14.23, а. 6) сварная диафраг­ма состоит из обода /, нижней 4 и верхней 2 бандажных лент, тела диафрагмы 5, направляющих лопаток 3.

Точность изготовления диафрагм очень высокая во из­бежание потери мощности. Допуск на шаг лопаток состав­ляет ±0,15 мм. Предъявляются высокие требования к по­грешности угла поворота лопаток. Как правило, лопатки устанавливаются в пазы бандажных лент с углублением 2. . .3 мм и привариваются к ним угловыми швами.

Сварные конструкции применяются широко также в гидромашиностроении при изготовлении рабочих колес радиально-осевых и ковшовых турбин, лопастей рабочих колес, спиральных камер, при изготовлении секторов и сварных лопаток направляющих аппаратов.

В § 14.3. . .14.7 были рассмотрены примеры расчета деталей машин, работающих при отсутствии циклических нагружении существенной величины.

Однако в ряде случаев в эксплуатации детали подверга­ются постоянно действующим циклическим нагружениям, определяющим прочностные характеристики. При этом их работоспособность деталей определяется усталостными на­пряжениями — наличием необходимого запаса прочности при явлениях усталости.

Установление методов расчета на усталостную прочность деталей машин зависит от ряда факторов: характера рабо­ты, материала, маштабного фактора обработки поверхно­сти детали.