Общие замечания.
Под обмоточными данными ротора обычно понимают число пазов ротора z2, число пазовых делении z0, размеры пазов и меди, основные размеры самого ротора. Все эти данные необходимы для конструирования ротора с обмоткой.
Обмоточные данные могут быть выбраны на основе уже предварительно оцененных значений основных размеров и электромагнитных нагрузок, причем при выборе обмоточных данных сами основные размеры и электромагнитные нагрузки окончательно устанавливаются. Обычно отклонение таких значений основных размеров и электромагнитных нагрузок составляет 5— Ю% предварительно выбранных. Правильность принятых размеров и обмоточных данных проверяется затем при полном расчете турбогенераторов.
Ротор является наиболее напряженным узлом турбогенератора в отношении механической прочности, электрических и тепловых нагрузок и магнитного насыщения. Основным фактором, ограничивающим рост диаметра ротора, являются, следовательно, механические напряжения, возникающие в теле ротора, и особенно в бандажных кольцах, удерживающих лобовые части обмотки. В настоящее время наибольшим освоенным диаметром ротора является D2= 1200 мм. Возможность дальнейшего роста связана с успехами металлургии.
При обычной нагрузке с отстающим током статора н.с. обмотки ротора F2 должна не только компенсировать и. с. реакции якоря Fa, но и создавать основной, рабочий поток в машине Ф0. Поэтому линейная токовая нагрузка на ротор может оказаться больше линейной нагрузки на статоре в 1,5— 1,7 раза. Ограниченные размеры диаметра ротора приводят также к необходимости повышения плотности тока ротора по сравнению со статором в 1,3—2,0 раза, причем это отношение возрастает но мере повышения мощности турбогенератора и его использования.
Ограниченные размеры ротора, а также высокие механические напряжения не дают возможности развить вентиляционную систему в такой степени, как это удается выполнить на статоре. Температурные ограничения на роторе обычно возникают быстрее, они в большинстве случаев ограничивают мощность турбогенератора в целом по нагреву.
Хотя выбор основных размеров и электромагнитных нагрузок производился выше в основном по статору, так как при задании на проектирование исходными данными являются данные по статору, однако в приведенных рекомендациях учтено то обстоятельство, что во многих случаях определяющими являлись основные размеры и электромагнитные нагрузки по ротору.
Материал ротора и бандажных колец.
Механические свойства бочки ротора и бандажных колец обычно принято определять по напряжениям на поверхности центрального отверстия ротора и на внутренней поверхности бандажного кольца при разгонной скорости вращения (nр=3600 об/мин).
Расчеты показывают, что напряжения на поверхности центрального отверстия в малой степени зависят от выполнения зубцового слоя и в основном определяются наружным диаметром бочки.
Под действием центробежных сил зубцовой зоны ротора и собственных центробежных сил в ярме ротора возникают тангенциальные и радиальные напряжения. Распределение этих напряжений показано на рис. 7-62. Максимальные напряжения обычно возникают на поверхности центрального отверстия, но ним и определяются необходимые механические свойства материала.
Расчет механических напряжений в ярме ротора может быть произведен по [2-10]. Поскольку напряжения на поверхности центрального отверстия являются определяющими, то при первоначальном проектировании они могут быть вычислены по приближенным формулам, либо по кривым рис. 7-70 или 7-71.
Роторные поковки для мощных турбогенераторов имеют примерно следующие механические свойства по испытаниям на тангенциальных образцах [2-10]: предел прочности σв= 73:80 кг/мм2, предел текучести σs= 55:62 кг/мм2, относительное удлинение ε = l6:15%, относительное сужение φ = 35:30%, ударная вязкость αк = 6 кг·м/см2.
При выборе коэффициентов запаса обычно исходят из предела текучести материала σs. Как правило, коэффициенты запаса составляют 1,8—2,0 для напряжения в зубцах ротора и 1,75—2,0 для напряжении на поверхности центрального отверстия при разгонной скорости вращения пp — 3600 об/мин.
Рис. 7-62. Распределение напряжений от центробежных сил в теле ротора:
σr — радиальные напряжения, στ— тангенциальные напряжения
Рис. 7-63. Напряжения в бочке ротора и механические свойства поковок:
σr — напряжения в зубцах, σ0 — напряжения на поверхности центрального отверстия, σs — предел текучести.
В настоящее время в Советском Союзе для изготовления роторных поковок применяются хромо-никель-молибденовые стали с содержанием никеля от 1,5 до 4,0%. Магнитные свойства роторных поковок приведены в § 3-1.
Напряжения в бочке ротора и механические свойства поковок представлены на рис. 7-63 [7-10].
Роторные бандажные кольца средних и крупных турбогенераторов всегда выполняются из немагнитной аустенитной стали. При этом относительная магнитная проницаемость ее μ=1,01:1,03. Выполнение бандажных колец из немагнитной стали позволяет значительно снизить потоки магнитного рассеяния в лобовом пространстве турбогенератора и тем самым уменьшить потери и нагрев в этой зоне машины. Характер напряжений и механических свойств бандажных колец показан на рис. 7-64 [7-10]. Как следует из рисунка, основная нагрузка на бандажное стальное кольцо определяется собственными центробежными силами кольца, по крайней мере две трети напряжений в нем возникают от собственных центробежных сил. Напряжения на внутренней поверхности бандажного кольца можно оценить по приближенной зависимости:
(7-124)
где D2 — в мм, п — в об/мин.
Такая зависимость представлена на рис. 7-65. Поскольку, как уже отмечалось, основной составляющей в напряжении бандажного кольца является собственная центробежная сила, то для изготовления бандажных колец могут представить интерес и другие, более легкие немагнитные материалы, в частности титановый сплав.
Некоторые свойства материалов, нашедших применение для роторных бандажных колец, представлены в табл. 7-15.
Учитывая более низкую плотность титанового кольца, напряжения в нем приближенно можно определить по формуле
(7-125).
Рис. 7-64. Напряжения и механические свойства стальных немагнитных бандажных колец:
σсобс — напряжения от центробежных сил бандажного кольца, σб — напряжения от центробежных сил бандажного кольца и лобовых частей обмотки.
Таблица 7-15
Свойства материалов, применяемых для бандажных колец
Анализ показывает, что при применении одинаковых коэффициентов запаса и свойств материалов, приведенных в табл. 7-16, титановое бандажное кольцо дает возможность повысить диаметр ротора на 16—17% по сравнению со стальным.
Титановый сплав имеет меньший, чем у стали, модуль упругости, и поэтому бандажное кольцо, изготовленное из этого сплава, испытывает большие деформации от центробежных сил и требуются большие натяги при посадке кольца на бочку ротора или на центрирующее кольцо. Вместе с тем у титанового сплава коэффициент линейного расширения почти в два раза меньше, чем у аустенитной стали.
Благодаря этим свойствам титанового сплава при горячей посадке требуется значительно более высокий нагрев бандажного кольца, чем кольца из немагнитной стали. Так, например, для турбогенератора мощностью 100 Мвт требуется нагрев бандажного кольца из немагнитной стали примерно до 250° С, а из титанового сплава — до 400° С для обеспечения необходимых посадочных натягов в эксплуатации. Столь значительные температуры могут оказаться
опасными для подбандажной изоляции лобовых частей обмотки ротора.
Для того чтобы избежать высоких нагревов при посадке бандажных колец из титанового сплава, предложены конструкции составных колец: двухслойного и со вставками [7-10]. В обоих случаях наружная часть кольца
выполняется из титана, а внутренняя — частично или полностью — из аустенитной стали.
Рис. 7-65. Напряжения в бандажных кольцах ротора σб и средняя толщина бандажного кольца hб в зависимости от диаметра бочки ротора D2; пр = 3600 об/мин
На рис. 7-66, б показана опытная конструкция бандажного узла с кольцами из титанового сплава с аустенитными вставками на посадочных местах для турбогенератора мощностью 100 Мвт. За счет применения стальных вставок температура нагрева бандажного кольца может достигать 300° С.
Ротор с бандажным узлом такой конструкции находится в успешной эксплуатации с 1966 г. Других сведений по применению титана для бандажных колец пока не имеется.
Рис. 7-66. Конструкция бандажного узла с кольцом из титанового сплава (на посадочных местах стальные немагнитные вставки): а — консольный узел; б — двухпосадочный узел
В табл. 7-15 приведены также и свойства дюралюминия, однако из-за относительно низких механических свойств он может быть применен и применялся для машин малой мощности с диаметром ротора менее 800 мм.
При выборе коэффициентов запаса обычно исходят из предела текучести материала σs на внутренней поверхности кольца. Как правило, коэффициент запаса составляет по максимальным тангенциальным напряжениям не менее 1,6 для напряжения от центробежных сил и не менее 1,54 для суммарных напряжений (с учетом натяга) при разгонной скорости вращения пр — 3600 об/мин.
При нормальной работе турбогенератора необходимо обеспечить надежное соединение деталей бандажного узла. Это достигается, как известно, горячей посадкой бандажного кольца на вал ротора и на центрирующее кольцо. Натяги при горячей посадке выбираются такими, чтобы разъединение деталей происходило при скоростях вращения выше номинальных и по возможности выше разгонной скорости вращения 12-101. Ограничение посадочных натягов связано с температурой нагрева насаживаемых деталей и величиной возникающих в них напряжений.
Для роторов с диаметром бочки ротора до 850 мм разъединительные скорости для всех деталей бандажного узла составляют nраз≥3800 об/мин·, для турбогенераторов с диаметром ротора, большим чем 830 мм, разъединительная скорость для посадки бандажного кольца на ротор может составить nраз = 3200:3600 об/мин, а для других мест посадки 3600—3800 об/мин и более.
Однако основную долю напряжений при разгонной скорости вращения составляют напряжения от собственных центробежных сил и центробежных сил лобовых частей обмотки. Напряжения от горячей посадки при разгонной скорости вращения составляют, как правило, 3—0% суммарных напряжений в бандажных кольцах.
