ТУРБИНЫ ПАРОВЫЕ СТАЦИОНАРНЫЕ

РАСЧЕТ ФЛАНЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ РАЗЪЕМОВ КОРПУСОВ

ОСТ 1О8.В21.110—84

Издание официальное

МИНИСТЕРСТВО ЭНЕРГЕТИЧЕСКОГО МАШИНОСТРОЕНИЯ МОСКВА

УТВЕРЖДЕН И ВВЕДЕН В ДЕЙСТВИЕ указанием Министерства энергетического машиностроения от 13.12.84 № СЧ-002/9333

ИСПОЛНИТЕЛИ: Э. М. РАБИНОВИЧ, канд. техн. наук; Е. П. БЕЛОУСОВА; Е. А. ЧАЛОВА

© Научно-производственное объединение по исследованию н проектированию энергетического оборудования им. И. И. Ползунова (НПО ЦКТИ), 1986.

Диаграммы представлены в виде зависимости относительной величины а/бо от относительных размеров корпусов, определяющих их овальность и разнотолщинность. Величина п в этом случае вычисляется по формуле

<¹²>

Пунктиром на диаграммах (см. черт. 4—6) показаны линии, определяющие соотношения между размерами сечения, при которых напряжения изгиба в стенке корпуса, вызванные разнотолщин-ностью и овальностью, минимальны, и штрихпунктиром показаны

линии, соответствующие постоянному относительному размеру раз-нотолщинности Дб/бо.

Расчеты выполнялись при постоянных отношениях 6₀//? = 0,1, 6/6о = 4 и А/6 = 1, влияние которых на значение а в широком диапазоне их изменения является несущественным. Тем не менее при больших отклонениях от указанных значений, особенно при &о//?>0,2 и &/бо<3, представленные (см. черт. 4—6) данные следует рассматривать как приближенные.

3.3.4. На участках, где действует дополнительное окружное усилие Д5г (см. п. 3.2.3), значение а следует уменьшить на величину Да, вычисляемую по формуле

= <“ + '<>• ⁽¹³>

где U — расстояние от центра площадки опирания лапы внутреннего корпуса до внутренней кромки фланца наружного корпуса (см. черт. 3).

ОСТ 108.021.110—84 Отр. 13

3.3.5. При наличии результатов экспериментального исследования напряжений в модели корпуса под действием внутреннего давления величина п определяется по данным измерения окружных напряжений на внутренней и наружной поверхностях фланца:

^аан — °нар    36^s —3Ь (С, -(- С₂) + (С, -)- С₂)2

П —--г-~--тт-,    (14)

°вн + °нар    6®

где Овн — окружное напряжение вблизи разъема на внутренней поверхности фланца при действии на модель внутреннего давления, МПа;

<7нар — окружное напряжение вблизи разъема на наружной поверхности фланца при действии на модель внутреннего давления, МПа.

3.4. Напряжения в шпильках перед ремонтом турбины

3.4.1. Напряжения, действующие в шпильке при рабочей температуре перед ремонтом турбины, определяются по формуле

«S=i«!-fr.    <¹⁵>

где у— коэффициент, учитывающий релаксацию напряжений при высокой температуре.

Значение у определяется при испытаниях на релаксацию гладких цилиндрических или кольцевых образцов, изготовленных из материала шпильки.

3.5. Максимальные напряжения в элементах соединения-

3.5.1. Средние по сечению растягивающие Напряжения в шпильках достигают максимального значения при пусках в начальный период эксплуатации и определяются по формуле

,е _ -о I ^Е (^аА — ^аА)

1+з

где 01 — температура фланца вблизи разъема в точке, расположенной на расстоянии (сз—1) см от внутренней поверхности, °С;

0₂ — средняя по высоте фланца температура шпильки, °С.

3.5.2. Напряжения изгиба в шпильке определяются по формуле

=    ('Ро+'Р^в).    (17)

где ф₀ — угол между плоскостью опорной поверхности фланца под гайку и плоскостью, перпендикулярной оси шпильки при ее затяжке, рад;

фв —_{хох же} у_Г0Л Пр_И прогреве корпуса во время пуска турбины, рад.

Величины ф₀, ф°, р' вычисляются по формулам:

АЛ о    о/    (л    ,    щ

*о = ТГ> ? ⁼-Г"’ Р=(1 + ю—),

где Дh — максимальная величина неперпендикулярности опорной поверхности гайки и поверхности фланца под гайку в пределах поверхности, см;

0ф — разность температур по ширине фланца корпуса, °С.

3.5.3. Максимальное суммарное напряжение в шпильках с учетом изгиба определяется по формуле

°тв* — °6 + ви-	(19)
3.5.4. Контактные давления на уплотнительной разъема вычисляются по следующим формулам. Для фланца с обнизкой: по внутреннему пояску	поверхности
_ /в9 (6 —с2 + 2т) . 4 tci (2b — c2 — ci) ’	(20)
по наружному пояску
_/в9 (Ь — Ci — 2т) ° tcz (2b~Ci — с3) ’	(21)
Для фланца без обнизки:
__fo9(b + 6m) Ч №	(22)

3.5.5. Окружные изгибные напряжения в стенке, вызванные овальностью корпуса и разнотолщинностью стенки в произвольном сечении, определяются по формуле

«' = -Ц [^2п*~^Rb + ^гЬ~&+^г2 ~

-*(£*«-$)('+4)-»].    ^(23>

где fi, f2, U—коэффициенты, определяемые по формуле (10).

4. КОНТРОЛЬ НАПРЯЖЕНИЙ НАЧАЛЬНОЙ ЗАТЯЖКИ ШПИЛЕК

4.1.    Затяжка горизонтальных разъемов крепежом диаметром свыше 6 см должна производиться с контролем как по дуге поворота гаек, так и по упругим удлинениям шпилек.

4.2.    Дуга поворота гайки при затяжке шпильки вычисляется по формуле

1 =    (24)

Отсчет дуги поворота производится после предварительной затяжки, при которой момент на ключе должен составлять 500—800 Н-м для шпилек диаметром до 10 см, 1500—2000 Н-м — для шпилек диаметром свыше 10 см.

ОСТ 108.021,110—84 Стр, 15

4.3. Коэффициент р определяется по формуле

Р = 1+4

Более точно значение р определяется на основе вычисления коэффициентов упругой податливости отдельных элементов соединения (рекомендуемое приложение 3) или по данным испытаний головных образцов.

4.4. Напряжение в шпильке при известном ее полном удлинении Д/ вычисляется по формуле

(26)

Стр. 16 ОСТ 108.021.110—84

ПРИЛОЖЕНИЕ 1 Рекомендуемое

МЕТОДИКА ПРЕДВАРИТЕЛЬНОГО ОПРЕДЕЛЕНИЯ РАЗМЕРОВ ФЛАНЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ

1.    Исходными данными при проектировании фланцевого соединения являются величины [/(], 6о и S2.

Кроме того, если ставится задача проектирования фланца, имеющего при заданных конструктивных и технологических ограничениях наименьшие размеры, при предварительном определении размеров можно считать постоянными (заданными) также следующие величины: с₃ (как правило, с₃«-^-бо) и t/d~ 1,5ч-1,7.

2.    Минимально возможные для заданных условий диаметр шпильки d_m и ширина фланца Ь_т определяются соотношениями:

d_m — ВЪ₀, Ь_т = В% + 2с₃,

D ^4ts2 [К]

где В=—--параметр, характеризующий соотношение уси-

7СО® Serf

лий, раскрывающих и закрывающих разъем.

Фланцевое соединение с размерами d_m и Ь_т будет плотным только при условии прохождения линии действия парового усилия и осевой линии шпильки через центр тяжести сечения фланца, т. е. при

/л = 0, д = 0, а = —f-~,

что возможно лишь при определенной форме поперечного сечения корпуса. Оптимальной формой сечения корпуса, обеспечивающей плотность разъема при наименьшей ширине фланца и одновременно отсутствие изгибных окружных напряжений в стенке, является такая, при которой центры тяжести всех радиальных сечений, включая фланцы, располагаются на одной окружности с центром в плоскости разъема (черт. 1). На черт. 4—6 стандарта пунктиром показаны линии оптимальных соотношений между параметрами сечений (овальностью, разнотолщинностью, эксцентриситетами наружных и внутренних радиусов стенки корпуса), удовлетворяющих этим требованиям.

3.    Если овальность корпуса и разнотолщинность стенки или эксцентриситеты наружных и внутренних радиусов по конструктивным или технологическим соображениям заданы заранее, то подлежащие определению размеры bud, обеспечивающие заданный коэффициент запаса плотности, связаны соотношениями:

для фланца без обнизки

И~ ³ Г Or ■ rf- — 2flo_n (я — с₃) ~|.

°~Т|_ ³ⁱ d-ВВ₀ J*

Для фланца с обнизкой значение Ь* определяется из уравнения

М*^а + Р.**^а+М* + Р«=о,    (6)

— фланец без обнизки; ----—    фла нец с обнизкой Черт. 2

где Ро= 3-6с' -f-4c'²;

р,= 24с,с' — 24с,с'² - 6с, - 6ВЬ₀ -|- 6c'fiS₀ - 4c'²fiS₀; р₂= 48с²с'² - 24с²с' - 12c,c'flS₀+ 16с,с'²Я8₀ + 6aS8₀; р₃= - (32с,с^/2 + 16c²c^,25S„).

т* = 0, d* = b*-2c₃.    (7)

На черт. 2 приведены диаграммы зависимости b* — f(B, а), вычисленной по формулам (4) и (6) при сз = 6о/2 и с'= 0,5, позволяющие определить минимальную ширину фланца Ь* при известном размере а.

5. Размеры b* и d* не всегда могут оказаться оптимальными. Расчеты по формулам (1) и (2) показывают, что можно сущест-

УДК 621.643.4.001.24:621.16В ОТРАСЛЕ ВОЙ

Указанием Министерства энергетического машиностроения от 13.12.84 № СЧ-002/9333 срок действия установлен

с 01.07.85 до 01.07.90

Несоблюдение стандарта преследуется по закону

Настоящий отраслевой стандарт распространяется на вновь проектируемые паровые стационарные турбины для ТЭС, АЭС, АТЭЦ, приводные паровые турбины и устанавливает методику расчета на плотность фланцевых соединений горизонтальных разъемов корпусов паровых турбин, находящихся под избыточным внутренним давлением рабочей среды.

1. УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ

Ь —ширина фланца, см;

h —высота фланца, см;

t — расстояние между осями шпилек, см;

2R —внутренний горизонтальный диаметр корпуса, см;

2/?₀ — внутренний вертикальный диаметр корпуса, см;

2г — внутренний диаметр корпуса в сечении под углом ср к горизонтальной плоскости, см;

/?, — радиус наружной поверхности стенки корпуса, см; е — вертикальное смещение центра внутреннего радиуса корпуса, см;

е_{ —вертикальное смещение центра радиуса наружной поверхности стенки корпуса, см;

Ь_{ — размер, определяющий величину участка сопряжения наружной поверхности стенки с фланцем, см;

ОСТ 108.021.110—84 Стп. 19

венно уменьшить диаметр шпильки за счет незначительного увеличения ширины фланца. Окончательный выбор размеров Ь и d рекомендуется производить по диаграммам зависимости b=f(d), построенным по формулам (1) или (2). В этом случае размер пг определяется по формуле

т =    -    с_ъ.    (8)

6. При выбранных значениях b, d и т минимальная ширина внутреннего уплотнительного пояска для фланца с обнизкой вычисляется по формуле

с_х — -i- [b + c'd — Y (b — c'df — &c'dm ] •    (9)

О*

ДR = (Яо — Я) —овальность сечения, см;

8₀ — толщина стенки корпуса в вертикальном сечении, см;

8, —толщина стенки корпуса вблизи фланца, см;

8 — толщина стенки корпуса в сечении под углом ф к горизонтальной плоскости, см;

Д8 = (6| — 6о) —разнотолщинность стенки корпуса, см;

I — момент инерции сечения стенки или фланца на длине одного шага шпилек, см⁴;

F — площадь сечения стенки или фланца на длине одного шага шпилек, см²;

с₀ — максимальное расстояние от внутренней поверхности фланца, на которой допускается отсутствие контактного давления, см;

С\ —ширина внутреннего уплотнительного пояска, см; с₂ —ширина наружного уплотнительного пояска, см; с₃ — расстояние от внутренней поверхности фланца до края отверстия под шпильку, см; с_А — расстояние от оси шпильки до внутренней поверхности фланца, см;

т — расстояние от оси шпильки до середины фланца, см; d_x —диаметр отверстия во фланце, см; d —диаметр гладкой части шпильки, см; d₀ —диаметр отверстия в шпильке, см; d_H —номинальный диаметр резьбы, см;

I —длина рабочей части шпильки, см; s — шаг резьбы шпильки, см;

/ — площадь сечения шпильки минимальная, см²;

D — наружный диаметр гайки, см;

Н —длина участка свинчивания шпильки с гайкой, см;

//, — длина участка свинчивания шпильки с корпусом (или нижней гайкой), см; р —давление пара в корпусе, МПа;

S₂ — окружное усилие в корпусе на единицу длины фланца (интенсивность нагрузки), Н/см;

Д5₂ —дополнительное окружное усилие при несимметричном подводе пара во внутренний цилиндр (интенсивность нагрузки), Н/см;

Р — паровое раскрывающее усилие на одну шпильку, Н;

Р₀ —окружное усилие в стенке в вертикальном сечении на одну шпильку, Н;

Г — усилие в шпильке, Н;

о® — начальное напряжение в шпильке на холодной турбине, МПа;

о® — напряжение в шпильке при рабочей температуре перед ремонтом турбины, МПа;

<з_и —напряжение изгиба в шпильке, МПа;

о® — максимальное среднее растягивающее напряжение в шпильке, МПа;

ОСТ 108.021.110—84 Стр. 3

^Зта* — максимальное суммарное напряжение в шпильке с учетом изгиба, МПа;

q — контактное давление на уплотнительной поверхности разъема, МПа;

и_пя — минимальное напряжение в шпильке, необходимое для обеспечения плотности, МПа;

п — расстояние от точки приложения силы Р до срединной поверхности фланца, см;

а — расстояние от точки приложения силы Р до внутреннего края фланца, см;

s' —окружное изгибное напряжение в стенке, МПа;

«од — предел текучести материала фланца, МПа;

°0 2 — ^пР^еД^ел текучести материала шпильки при 20°С, МПа;

°02 — предел текучести материала шпильки при рабочей температуре, МПа;

Е° — модуль упругости материала шпильки при 20°С, МПа;

— модуль упругости материала шпильки при рабочей температуре, МПа;

а, — коэффициент линейного расширения материала фланца, 1/°С;

а, — коэффициент линейного расширения материала шпильки, 1/°С;

L — дуга поворота гайки при затяжке, отсчитываемая вдоль окружности гайки, см;

Р — коэффициент, учитывающий упругую податливость промежуточных деталей фланцевого соединения при растяжении шпильки (фланца, втулки, резьбовых соединений);

Р' — коэффициент, учитывающий упругую податливость деталей фланцевого соединения при изгибе шпильки;

г) — коэффициент затяжки фланцевого соединения, показывающий, во сколько раз усилие в шпильке Т больше раскрывающего усилия Р в момент нарушения плотности;

К —коэффициент запаса плотности, равный отношению давления пара, при котором происходит нарушение плотности соединения, к максимальному рабочему давлению или, что то же самое, отношение фактических напряжений в шпильке к минимальным напряжениям, необходимым для обеспечения плотности;

[Z^] — минимально допускаемое значение величины К.

2. ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ

2.1.    Коэффициенты запаса

2.1.1.    Расчетный коэффициент запаса плотности фланцевого соединения [см. формулу (1)] в течение всего срока службы между ремонтами турбины должен быть не менее установленной величины

К>[К].

Значение [К] принимается равным:

1,1—для фланцев при m/n^l,l;

Стр. 4 ОСТ 108.021.110—84

1,2— для турбин АЭС;

1,0 — для турбин ТЭС.

Для фланцев с параметрами t/h> 1,2 или /г/й<0,9 (черт. 1) запас плотности следует увеличить.

2.1.2.    Расчетное контактное давление на уплотнительной поверхности разъема [см. формулы (20), (21), (22)] при всех режимах работы не должно превышать 75% от предела текучести материала фланца при температуре соответствующего режима:

<7^0,75 (То,2*

2.1.3.    Средние по сечению расчетные растягивающие начальные напряжения на холодной турбине в шпильках [см. формулу (26)] после их окончательной затяжки перед началом эксплуатации не должны превышать 50% от предела текучести:

⁰2<°.^5о8,2-

2.1.4.    Средние по сечению расчетные растягивающие напряжения в шпильках [см. формулу (16)] в процессе эксплуатации, вызываемые затяжкой шпилек и неравномерным нагревом деталей соединения, не должны превышать 65% от предела текучести материала шпильки при соответствующей температуре:

о»<0,65о«₂.

2.1.5.    Суммарные расчетные макси_______дые напряжения

в шпильках с учетом напряжений изгиба в процессе эксплуатации не должны превышать 75% от предела текучести материала шпильки при соответствующей температуре:

<W < 0,75oJ! ₂.

2.2. Требования к конструкции

2.2.1.    Ширина внутреннего уплотнительного пояса (с₍) или расстояние от внутренней поверхности фланца до края отверстия под шпильку (с₃) должны быть не менее 2 см.

2.2.2.    Длина участка свинчивания шпильки с корпусом должна быть не менее 135% от номинального диаметра резьбы:

2.2.3.    Фланцы с отношением t/h>2 применять не рекомендуется.

2.2.4.    При выборе толщины стенки корпуса турбины следует учитывать окружные изгибные напряжения, вызванные наличием фланца, овальностью и разнотолщинностью корпуса [см. формулу (23)].

2.2.5.    Фланцы корпусов турбин для АЭС должны выполняться с обнизкой или дренажной канавкой, полости которых соединяются с одним из отборов с давлением ниже 0,1 МПа.

2.2.6.    При условии выполнения перечисленных в настоящем разделе требований следует стремиться к уменьшению размеров фланца и шпилек с целью повышения маневренности турбины.

2.2.7. Методика предварительного определения размеров фланцевого соединения, удовлетворяющего заданным требованиям, и примеры расчета приведены в рекомендуемом приложении 1 и в справочном приложении 2.

3. ПОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ФЛАНЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ

3.1.    Запас плотности

3.1.1.    В качестве критерия нарушения плотности принимается равенство нулю расчетных контактных напряжений на внутренней

поверхности фланца. Как исключение, для фланцев с отношением cjb>0,6 допускается отсутствие контактного давления в разъеме на расстоянии Со от внутренней поверхности, при этом величина с₀ должна удовлетворять условиям:

Ci — с₀^2 см; Сз — с₀^2 см.

Приведенные в п. 3.3.1 расчетные формулы (5), (6), (7) остаются для этого случая справедливыми, если в выражении для коэффициента затяжки значения b и с_{ уменьшить на величину с₀, a m и п увеличить на 0,5с₀.

3.1.2. Коэффициент запаса плотности фланцевого соединения равен отношению напряжений в шпильках при рабочей температуре перед ремонтом турбины к минимальным напряжениям в шпильках, необходимым для обеспечения плотности:

К==-

Для вычисления величины о_Пл предварительно определяются значения раскрывающего парового усилия Р (черт. 2), приходяще-

ОСТ 108.021.110—84 Стр. 7

гося на рассматриваемую шпильку, и коэффициента затяжки rj, зависящего исключительно от размеров фланца и корпуса, после чего значение ст_пл определяется по формуле

3.2. Раскрывающее усилие

3.2.1. Величина раскрывающего парового усилия, приходящегося на одну шпильку, равна произведению среднего в зоне дан-

С 1 ^ 1 __/_ и Ж, : т Т\ Yt\ V Т) ( \ t\ щш уф / / ) Ж 1)ф 1 ►о Г УП т-Ф к уф Г ___/ h

/ ~ наружный цилиндр; 2 — внутренний цилиндр; 3 — ось патрубка Черт. 3

нон шпильки значения распределенного окружного усилия S2 на расстояние между осями шпилек:

P = {S₂)_cvt.    (3)

3.2.2. Распределенное окружное усилие S₂. отнесенное к единице длины фланца, определяется из расчета корпуса как осесимметричной оболочки произвольного меридиана, находящейся под действием внутреннего давления. Форма меридиана задается по горизонтальному сечению корпуса (радиус R), толщина стенки — по вертикальному сечению. Расчет выполняется на ЭВМ по программе, приведенной в ОСТ 108.020.132—85, или по любой аналогичной программе, включая метод конечных элементов,

3.2.3 Для двустенных цилиндров с несимметричным подводом пара во внутренний цилиндр к усилию S₂ в наружном корпусе, найденному в соответствии с п. 3.2.2, необходимо прибавить дополнительно величину ДS₂, учитывающую опорные реакции, приложенные к наружному корпусу со стороны лап внутреннего цилиндра:

где ро — давление пара в паровпускном патрубке, МПа;

р_{ — давление пара в пространстве между цилиндрами, МПа;

F\ — суммарная площадь паровпускных патрубков внутреннего цилиндра, см²;

1\—длина опорной лапы, см;

/₂— расстояние между опорными лапами внутреннего цилиндра, см;

/₃ — расстояние от оси паровпуска до лапы внутреннего цилиндра, см.

Длина участка фланца, на которой действует дополнительное усилие Д5₂, принимается в зоне каждой лапы равной З/i (черт. 3, заштрихованный участок). Расчет дополнительных реактивных усилий и моментов, связанных с подводом пара через поршневое соединение, при необходимости следует производить по трехмерной теории или по теории несимметричных оболочек.

3.3. Коэффициент затяжки

3.3.1. Коэффициент затяжки фланцевого соединения вычисляется по формулам:

для фланца с обнизкой

! , ⁶(^п -«)(<?-*1 + 2^)_. ₍₅₎

4с\ -f 4^2 + 6&²с₂ — ЗЬс\ — 9Ьс?₂ + 6/и (с\ — с\ -f 2Ьс₂} *