Домбровский В.В. Проектирование гидрогенераторов.ч.2 (1967)

Похожие

Электрические машины

Общая энергетика (Производство тепловой и электрической энергии)

Монтаж гидроагрегатов

Электрооборудование электрических станций и подстанций

Текст

юв

ьёН*л

че г

ценены основное ,,
о^Ывающ

^П1Л11Р пи

чпы

Нрлн.^'-

UX л
выб

типов, рассмотрены констру^
ых узлов и деталей, приведены при-
^тилненных конструкций дана их сравни-
тельная оценка и анализ с учетом требований
надежности, удобства эксплуатации и техноло-
гичности, предложены методики механических
расчетов узлов и деталей

Книга предназначена для инженерно-техниче-
ских работников, проектировщиков, эксплуата-
ционного персонала гидроэлектростанций. Она
может также служить пособием для студентов
старших курсов соответствующих специально-
стей.

3-3-10

159-68
ПРЕДИСЛОВИЕ

Директивами XXIII съезда КПСС на энергетическую и
электротехническую промышленность возложены ответствен-
ные народнохозяйственные задачи. В связи с тем, что выра-
ботка электроэнергии в 1970 г. должна достигнуть 830—
850 млрд, квт-ч, объем производства энергетического обору-
дования, как и других отраслей машиностроения, должен
увеличиться в 1,6—1,7 раза, причем предусматривается опе-
режающее развитие производства энергетического оборудо-
вания. Кроме того, в Директивах особо отмечается необхо-
димость повышения единичной мощности этого оборудования
и освоения производства экономичных автоматизированных
энергетических блоков 500, 800 Мет и выше.

Гидроэлектростанции играют большую роль в современ-
ных энергосистемах не только как источники весьма дешевой
энергии, но и как станции, регулирующие нагрузку, поддер-
живающие частоту и обеспечивающие устойчивую работу си-
стем; вследствие этого роль гидрогенераторостроения с повы-
шением мощности энергосистем возрастает.

Выпуск гидрогенераторов в СССР постоянно увеличи-
вается, причем отечественные заводы поставляют значитель-
ное количество гидрогенераторов на экспорт. В частности,
заводом «Электросила» имени С. М. Кирова изготовлены са-
мые мощные в мире гидрогенераторы для Братской (225 Мет)
и для Красноярской (500 Мет) ГЭС. В недалеком будущем
намечается сооружение гидроэлектростанций с еще более мощ-
ными агрегатами (600 Мет и выше). Поэтому изучение про-
ектирования гидрогенераторов имеет важное значение в под-
готовке специалистов-электромашиностроителей.

Вторая часть книги «Проектирование гидрогенераторов»
является продолжением первой части, вышедшей в 1965 г.
В настоящей книге рассматривается конструкция гидрогене-
раторов, механические расчеты, особенности их монтажа и
эксплуатации.

Авторы надеются, что предлагаемая книга окажется полез-
ной инженерно-техническим работникам и проектировщикам
при решении ими упомянутых задач. Кроме того, она
может служить пособием для студентов старших курсов со-
ответствующих специальностей Книга должна восполнить
большой недостаток литературы в данной области.

Как и в первой части, авторы в основном использовали
опыт завода «Электросила» имени С. М. Кирова, других оте-
чественных заводов и Ленинградского филиала ВНИИЭМ.
Вторая часть написана Н. П. Ивановым, М Я- Капланом,
А. С. Еремеевым, В. В. Домбровским и Ф. М Детинко. По-
следний изложил методы механических расчетов.

Авторы считают своим долгом поблагодарить рецензента—
канд. техн, наук В. П. Анемподистова за ценные замечания,
позволившие во многом улучшить книгу, а также работников
завода «Электросила» имени С. М. Кирова, оказавших им
помощь в работе над рукописью.

Все отзывы и замечания авторы просят направлять по
адресу: г Ленинград, Д-41, Марсово поле, д. 1, Ленинград-
ское отделение издательства «Энергия».

Авторы
ГЛАВА ПЕРВАЯ

РАЗВИТИЕ ГИДРО ГЕНЕРАТОРОСТРОЕН И Я В СССР

§ 1. Производство гидрогенераторов в довоенный период

До Великой Октябрьской социалистической революции
крупного электромашиностроения в России не было. Первые
гидрогенераторы были изготовлены в 1925 г. на заводе «Элек-
тросила» для Волховской ГЭС имени В. И. Ленина, соору-
жавшейся по плану ГОЭЛРО. Эти для своего времени весьма
I крупные машины мощностью 7850 ква при скорости вращения
I 75 об/мин и напряжении 11 000 в имеют корпус статора диа-
метром 10 л и вес около 230 Т (29 кг/ква). Коэффициент ис-
пользования гидрогенераторов Волховской ГЭС составляет:

Сч =----= 2,54 ква-мин/об м3,

№п

а коэффициент полезного действия — 95,9%.

Конструкция машин для Волховской ГЭС определялась
технологией производства двадцатых годов: корпусы статоров
и фундаментные кольца, на которые опираются статоры и
/ нижние крестовины, сами крестовины, остовы роторов были
। литые. Обод ротора состоит из литых полуобечаек, соединён-
’t ных замками. Кованые полюсы ротора состоят из двух поло-
вин, между которыми проходит вентиляционный канал
(рис. 1).

Подшипники гидрогенераторов Волховской ГЭС — втулоч-
ные, а не сегментные и поэтому имеют принудительную смазку;
подпятник — сегментный. Изоляция обмотки статора, со-
стоящей из концентрических катушек,— гильзовая в* пазовой
части и непрерывная в лобовой. В__этих гидрогенераторах
применена разомкнутая система вентиляции с забором воз-
духа из машинного зала.' Возбудителями служат мотор-ге-
нераторы, двигатели которых питаются от сети собственных
нужд станции.
I

)
Гидрогенераторы Волховской ГЭС надежно работают уже
более сорока лет, причем за этот период частично заменены
только обмотки статоров.

Аналогичную конструкцию статоров и крестовин имеют
гидрогенераторы для Земо-Авчальской и Рионской ГЭС,

Рис. 2. Гидрогенератор Земо-Авчальской ГЭС, 4000 ква, 214 об/мин,
6400 в.

Обозначения соответствуют рис. 1, 10 — возбудитель.

изготовленные в двадцатых годах также на заводе «Электро-
сила» (рис. 2 и 3). Обмотка статора генератора для Рионской
ГЭС выполнена уже стержневой с транспозицией проводников
в пазовой части и с эвольвентными лобовыми соединениями.

''"Следующим крупным этапом советского гидрогенераторо-
строения было сооружение на «Электросиле» в 1932 г. генера-
торов для Днепровской ГЭС имени В. И. Ленина. Мощность
этих генераторов, разрушенных во время войны, составляла
77 500 ква при напряжении 13 800 в и скорости вращения
Рис. 3. Гидрогенератор Рионской ГЭС, 15 000 ква, 300 об/мин, 11000 в.

Обозначения соответствуют рнс. 1 и 2.
83,3 об/мин-, наружный диаметр корпуса — 12,5 м, вес —
около 800 Т, а нагрузка на подпятник — 860 Т.

| Изготовление таких крупных машин стало возможным
благодаря широкому внедрению электросварки и замене
литых конструкций сварными или собранными из отдельных
штампованных деталей. В гидрогенераторах Днепровской ГЭС
сварными были корпусы статоров, крестовины и остовы ро-
торов. Обод и полюсы ротора были шихтованными из сталь-
ных штампованных листов. Обмотка статора была двух-
слойной корзиночной с непрерывной компаундированной
изоляцией, подпятники — пружинными, подшипники — вту-
лочными с принудительной смазкой (рис. 4).

Система возбуждения состояла из генератора переменного
тока, размещенного на валу агрегата, и питающегося от него
мотор-генератора. Вентиляция осуществлялась по замкну-
тому циклу с охлаждением воздуха в водяных охладителях.

Внедрение новой технологии изготовления узлов гидроге-
нераторов, позволившее повысить мощность и благодаря
этому значительно снизить удельный расход материалов на
один киловатт, удешевило производство и упростило тран-
спортировку отдельных узлов.

Повышение единичной мощности, применение электротех-
нической стали улучшенного качества, усовершенствование
конструкции обмотки (транспозиция витков) и системы вен-
тиляции позволили также существенно увеличить коэффици-
ент полезного действия (до 97,7%).

Одновременно с днепровскими на заводе «Электросила»
были изготовлены четыре гидрогенератора для Нижне-Свир-
ской ГЭС мощностью по 30 000 ква, а на Харьковском элек-
тромеханическом заводе — генераторы для ДзораГЭС и Ги-
зельдонГЭС мощностью по 7500 ква.

Изготовление мощных гидрогенераторов потребовало по-
стройки новых и расширения существующих цехов на «Элек-
тросиле», сооружения разгонного устройства для испытания
роторов, освоения наиболее передовых по тому времени кон-
струкций и технологических процессов.

Работа над первыми отечественными сериями гидрогенера-
торов способствовала созданию кадров квалифицированных
рабочих и увеличению опыта конструкторов, благодаря чему
в дальнейшем был обеспечен выпуск новых крупных машин.
Решение сложных задач ускорило образование самостоятель-
ной конструкторской школы: в 1933 г. на заводе «Элек-
тросила» было создано конструкторское бюро гидрогенера-
торов.
1 PW

Рис. 4. Гидрогенератор Днепровской ГЭС, 77 500 ква,
83,3 об/мин, 13 800 в, изготовления 1934 г.

Обозначения соответствуют рис 1, И —вспомогательный генератор»
12 ъъзбуыпълъ вспомогательного генератора.
12

Рис. 5. Гидрогенератор Рыбинской ГЭС, 68 750 ква, 62,5 об/мин
13 800 в.

Обозначения соответствуют рис 4; 13 - разгрузочный электромагнит:
м = устройство для опускания подпятника.
В тридцатых годах заводом «Электросила» было выпущено
около пятидесяти гидрогенераторов для гидроэлектростанций,
расположенных на Кольском полуострове, на Кавказе и
в Средней Азии, а также на канале Москва—Волга. Гидроге-
нераторы для двух станций были выпущены также Харьков-
ским заводом.

Успехи советского гидрогенераторостроения особенно ска-
зались при разработке конструкции мощных тихоходных
машин. Примером оригинальной конструкции может служить
серия гидрогенераторов для Верхне-Волжских ГЭС (Рыбин-
ской и Угличской). Мощность генератора этой серии состав-
ляет 68 750 ква при скорости вращения 62,5 об!мин и напря-
жении 13 800 в (рис. 5).

Диаметр корпуса этих крупнейших в то время зонтичных
машин составляет 15 м, вес — 1140 Т, а нагрузка на подпят-
ник — около 2000 Т. Они имеют обращенный подпятник:
по неподвижному диску скользят вращающиеся сегменты,
установленные на общей пружинной опоре. Единственный
сегментный направляющий подшипник генератора располо-
жен в одной ванне с подпятником. Для разгрузки подпятника
во время пусков и остановок применен электромагнит грузо-
подъемностью 1200 Т. Выпуск серии верхне-волжских гене-
раторов был начат в 1939 г. и завершен в 1944 г.

В годы Великой Отечественной войны производство гидро-
генераторов малой и средней мощности развернулось на за-
воде «Уралэлектротяжмаш», а в послевоенные годы здесь
стали выпускать и крупные гидрогенераторы.

§ 2. Производство гидрогенераторов в послевоенный период

В 1946—1948 гг. на заводе «Электросила» были спроекти-
рованы и изготовлены новые генераторы для Днепровской
ГЭС, мощность которых была на 30% выше, чем старых, а
конструкция существенно улучшена. В первую очередь был
усовершенствован подпятник: в новых машинах применен
сегментный подпятник на винтовых опорах. Он оказался
значительно надежнее пружинного, установленного на трех
гидрогенераторах Днепровской ГЭС, изготовленных амери-
канской фирмой «Дженерал-Электрик».

В 1945—55 гг. заводом «Электросила» было выпущено
17 серий крупных гидрогенераторов в основном для мощных
русловых станций, построенных на реках Европейской части
СССР. Среди этих машин относительно много мощных тихо-
ходных гидрогенераторов, которые обычно выполняются зон-
тичными. Поэтому основные усовершенствования конструк-
ции были достигнуты именно в таких гидрогенераторах.

Наиболее мощными машинами (128 000 ква, 68,2 об/мин,
13 800 в) в этот период были генераторы для Волжских ГЭС
имени В. И. Ленина и XXII съезда КПСС, выпуск которых
начался в 1953 г.

Большой диаметр (18 м по корпусу) и вес (1400 Т), а также
исключительно высокая нагрузка на подпятник (свыше,
3000 Т) обусловили новую компоновку генератора: подпятник
в указанных машинах опирается не на крестовину, а на от-
носительно легкую конусообразную подставку, передающую
нагрузку непосредственно на крышку турбины. Таким об-
разом исключается нижняя крестовина и существенно сни-
жается вес генератора. Для улучшения вентиляции в ободе
ротора сделаны многочисленные каналы, распорки которых
действуют как лопатки вентиляторов; кроме того, резко сни-
жается сопротивление потоку воздуха.

Подпятники генераторов Волжских ГЭС имеют два ряда
сегментов, установленных на винтовых опорах и связанных
попарно с помощью балансиров. Для питания обмотки воз-
буждения этих машин были применены ртутные управляе-
мые выпрямители, что позволило намного повысить быстро-
действие и диапазон регулирования возбуждения.

Оборудование системы ионного возбуждения гидрогенера-
торов Волжских ГЭС изготовил завод «Уралэлектротяжмаш».
На этом заводе было выпущено несколько серий гидрогене-
раторов большой мощности и оригинальной конструкции,
в том числе с подпятником на гидравлической опоре, позво-
ляющим улучшить распределение нагрузки между отдель-
ными сегментами. За этот период Харьковский завод «Элек-
тротяжмаш» и завод «Сибэлектротяжмаш» изготовляли гид-
рогенераторы частично по чертежам «Электросилы».

Интенсивное гидроэнергетическое строительство обусло-
вило не только увеличение общей мощности выпущенных
гидрогенераторов (за последние пятнадцать лет в СССР из-
готовлены гидрогенераторы общей мощностью более
25 млн. кет, что в четыре раза больше, чем за весь предшест-
вующий период), но и повышение мощности агрегата. Если
в 1953 г. наиболее мощными были гидрогенераторы Волжских
ГЭС (128 000 ква), то уже в 1960 г. были изготовлены генера-
торы для Братской ГЭС мощностью 265 000 ква (125 об/мин),
а в 1964 г.— генераторы для Красноярской ГЭС мощностью
590 000 ква (93,8 об/мин). Такой рост мощности вызван строи-
тельством гидроэлектростанций на реках Сибири и Средней
Азии. Повышаются также мощности агрегатов, поставляемых
на экспорт.

Проектирование и изготовление мощных гидрогенерато-
ров потребовало более глубоких теоретических и эксперимен-
тальных исследований, особенно в области систем охлаждения,
а также значительного усовершенствования конструкции.
Подробный анализ конструкции современных гидрогенерато-
ров дан в следующих главах, здесь же мы лишь кратко упо-
мянем достижения последних лет.

Изменения конструкции вертикальных гидрогенераторов
были обусловлены все растущими требованиями увеличения
единичной мощности, удешевления производства и повыше-
ния надежности в эксплуатации Литые детали больших раз-
меров перестали применяться, даже крупные валы изготов-
ляют теперь из нескольких поковок путем сварки. Широко
используются узлы, представляющие собой комбинацию ли-
тых и сварных деталей (центральные части роторов).

Конструкция с опорой подпятника на крышку турбины
позволила в конце концов отказаться от вала генератора:
центральная втулка ротора присоединяется прямо к валу
турбины.

В связи с ростом мощности и увеличением вращающего
момента изменилась конструкция втулки ротора: вместо ли-
той втулки, к которой спицы присоединяются посредством
дисков, стали применять сварную или сварно-литую централь-
ную втулку с креплением спиц к стыковым плитам. Нашли
применение также сдвоенные спицы ротора трапецеидальной
формы и коробчатого сечения.

Подпятники и направляющие подшипники вертикальных
гидрогенераторов изготовляются исключительно сегментного
типа на самосмазке.

Значительно усовершенствована система вентиляции гид-
рогенераторов. В тихоходных машинах ротор стали исполь-
зовать как напорный элемент, выполняя в его ободе много-
численные каналы, а также организуя выпуск воздуха из
ротора в торцевые части машины через специальные раструбы.
Были внедрены воздухоохладители с цельнокатаными реб-
ристыми трубками.

За последние годы особенно были усовершенствованы
системы охлаждения. Впервые в практике мирового гидроге-
нераторостроения нашли применение системы непосредст-
венного' охлаждения проводников обмоток статора и ротора
водой, форсированного воздушного охлаждения обмоток ро-
тора, основанные на увеличении поверхности охлаждения и
скорости воздуха вблизи этой поверхности Впервые эти системы
охлаждения были применены на одном из гидрогенераторов
Волжской ГЭС имени XXII съезда КПСС, на опытном роторе
одного из генераторов Волховской ГЭС и на гидрогенераторах
Красноярской ГЭС, выпущенных заводом «Электросила»
(рис. 8).

Отечественные заводы переходят на изоляцию обмотки
статора гидрогенераторов, изготовленную из стеклослюдинита
и пропитанную термореактивными связующими составами.
Эта изоляция обладает повышенной тепловой и механической
стойкостью, а также высокой теплопроводностью, что позво-
ляет повысить использование и, следовательно, единичную
мощность генераторов на 15—20%, не изменяя их габариты.

Усовершенствования конструкции гидрогенераторов по-
зволили советскому гидрогенераторостроению прочно занять
первое место в мире. Сооружение гидрогенератора мощностью
1 млн. кет и выше является в настоящее время реальной за-
дачей.

Одновременно с выпуском весьма мощных гидрогенерато-
ров большие успехи достигнуты в производстве специальных
типов машин. К ним относятся капсульные агрегаты, пред-
ставляющие собой блок, прямоточная турбина — генератор,
объединенный в одном корпусе (капсуле).

Гидрогенераторы капсульного типа изготовлены Харь-
ковским заводом «Электротяжмаш» для Киевской ГЭС (16 000
ква) и заводом Электросила» для Череповецкой ГЭС (20 000
ква) (рис. 6). В машинах для Череповецкой ГЭС обмотки
статора и ротора имеют непосредственное водяное охлаждение.

В ближайшие годы отечественным заводам предстоит соз-
дать новые образцы гидрогенераторов для электростанций
Сибири, Средней Азии и Кавказа, а также освоить произ-
водство больших серий капсульных машин и обратимых мотор-
генераторов для насосно-аккумулирующих ГЭС. Много гидроге-
нераторов будет изготовлено и на экспорт. Успехи, достигнутые
в энергомашиностроении, являются основой для выполнения
ответственных задач гидроэнергетического строительства.

Нельзя забывать, что все успехи отечественного крупного
электромашиностроения были достигнуты благодаря быстрому
развитию советской технической школы, в том числе трудам
Р. А. Лютера, М. П. Костенко, А. Е Алексеева, В. А. Толвин-
ского, Д. В. Ефремова. Следует также отметить работу конст-
рукторов Р Я- Абе, С В. Мосевича, В. П Федорова, К". И. Ва-
курова, М. Н. Грузова, К- Ф. Костина, Н. П. Тугаринова, яв-
лявшихся пионерами отечественного гидрогенераторостроения.
Рис. 6. Капсульный
агрегат 20 000 ква,
cos ср = 1,93,8 об!мин,

3150 в.

1
ГЛАВА ВТОРАЯ

ОСНОВНЫЕ ФАКТОРЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ
КОНСТРУКЦИЮ ГИДРОГЕНЕРАТОРА

§ 1. Особенности конструкции гидрогенератора

Как указывалось в первой части, гидрогенератор является
мощной тихоходной синхронной машиной, приводимой во
вращение гидравлической турбиной Относительно низкая
скорость вращения турбины (обычно — от 50 до 500 об/мин)
определяет весьма высокую величину момента вращения:

М = 0,975103 [кГ-ж]. (1)

По сравнению с моментами вращения турбогенераторов,
сопрягаемых с паровыми турбинами, скорость вращения ко-
торых составляет 3000 об/мин, моменты вращения гидрогене-
раторов в несколько раз больше Так, например, момент вра-
щения гидрогенератора Братской ГЭС мощностью 225 000 кет.
при 125 об/мин (рис 7) составляет 175-104кГ м, а турбогене-
ратора мощностью 200 000 кет при 3000 об/мин — только
6,5 104 кГ м

Коэффициент использования

Сэ = —= -’03Ю-3 [кеа-мин/об ж3] (2)

для мощных турбо- и гидрогенераторов примерно одинаков
Следовательно, активный объем последних, условно характе-
ризуемый величиной Dzlt, значительно больше Это обстоя-
тельство оказывает решающее влияние на конструкцию гид-
рогенераторов

Так, современные мощные гидрогенераторы имеют диаметр
корпуса более 20 л и длину сердечника статора до 2,5 м. Об-
щая высота таких генераторов достигает 13 м, а вес часто
превосходит 1500 Т. Естественно, что при конструи-
ровании таких машин необходимо учитывать их перевозку
железнодорожным или, где это возможно, иным транспортом.^
Поэтому не только весь гидрогенератор, но и его узлы должны /
быть разборными, причем размеры и веса отдельных частей
ограничиваются предельными железнодорожными габаритами
и грузоподъемностью транспортных средств.

Разборность, большое число сопрягаемых узлов, множество
мест крепления — делают конструкцию гидрогенератора
весьма сложной Общее количество его деталей, не считая
тех, которые входят в комплект узлов, собранных на заводе,
составляет более десяти тысяч.

Другим фактором, определяющим конструкцию крупного
гидрогенератора, является расположение его вала. Мощные

Рис. 7. Гидрогенератор Братской ГЭС, 264 700 ква, 125 об/мин,
15 750 в.

гидрогенераторы выполняются с вертикальным валом, что
обусловлено невозможностью изготовления гидрогенератора
больших размеров в горизонтальном исполнении: действи-
тельно, при горизонтальном расположении для обеспечения
жесткости статора большого диаметра, остова ротора и вала
при значительном весе ротора потребовалось бы их много-
кратное усиление и, следовательно, утяжеление. Начиная
с некоторых размеров и веса такое усиление практически те-
ряет смысл. Кроме того, сборка, эксплуатация и ремонт круп-
ных вертикальных машин осуществляются значительно легче,
чем горизонтальных.

Однако вертикальное расположение вала приводит к по-
явлению в конструкции гидрогенераторов узлов, отсутствую-
щих в горизонтальных машинах. Эти узлы должны быть рас-
считаны на усилия, создаваемые не только собственным ве-

Рис. 8. Гидрогенератор Красноярской ГЭС, Б90 ООО кеа, 93,8 об/мин,
15 750 в.

сом генератора, но и весом вращающихся частей турбины, а
также реакцией воды на ее рабочее колесо, ибо сама турбина
не имеет опорных элементов для вращающихся частей. К уз-
лам, воспринимающим усилия от веса вращающихся частей
и реакции воды,— так называемым опорным элемен-
там, относятся подпятники и опорные крестовины (за ис-
ключением случаев передачи нагрузки непосредственно на
крышку турбины). К элементам, отсутствующим в горизон-
тальных машинах, относятся также крестовины, несущие
направляющие подшипники, и перекрытия (см. рис. 9—16).

Сосредоточенные усилия на опорные элементы в гидроге-
нераторах превышают иногда 3000 Т, что, вообще говоря,
в технике встречается редко. Это обусловливает особую слож-
ность конструкции опорных элементов.
Некоторые особенности присущи и вращающимся частям
генератора. Большое усилие на опорные элементы в значи-
тельной степени вызвано весом ротора, который должен об-
ладать определенным маховым моментом. Требования к ма-
ховому моменту гидрогенератора определяются двумя об-
стоятельствами.

Гидроэлектростанции работают обычно в пиковой части
графика нагрузки и поддерживают частоту в системе. В сети,
параллельно с которой работает генератор, могут произойти
внезапные или постепенные изменения нагрузки, короткие
замыкания и тому подобные переходные процессы, однако
при всех таких изменениях он должен возможно дольше ра-
ботать устойчиво, т. е. сохранять синхронную скорость вра-
щения и выдавать в сеть нужную мощность.

При синхронной скорости вращения генератор, работая
на длинную линию электропередачи (напряжение на прием-
ном конце которой равно U), характеризуемую волновым
сопротивлением Z, углом X ж 0,06 I, отдает в сеть при токе
возбуждения и э. д. с. Е (в долях единицы по прямолинейной
части характеристики холостого хода), при продольной и
поперечной синхронных реактивностях xd и xq мощность,
равную (в относительных единицах)

р __ \cosX/ . \cosX/ (Xd— Xq) Sin 28 .3.

x<i + Z tg /. 2 (xd + Z tg X) (xq + Z tg X) ’

где 8 — угол между напряжением на приемном конце линии
U и э. д. с. генератора Е.

Чем длиннее линия электропередачи, тем больше рабочие
углы генераторов, тем ближе они к предельному углу 8макс,
после достижения которого увеличение угла сопровождается
уменьшением мощности.

При изменении нагрузки скорость ротора генератора на-
чинает изменяться, так как регулятор мощности турбины
имеет ограниченное быстродействие, вследствие чего равно-
весие момента турбины, приложенного к валу генератора,
и момента генератора, пропорционального отдаваемой в сеть
мощности, нарушается.

Избыточный момент Рт—Р (Рт — мощность турбины) вы-
зывает движение ротора с ускорением 6 =------:

т = рт—Р(Ь),

(4)
где Н — постоянная инерции агрегата в электрорадианах-
определяемая в основном маховыми массами генератора (на
80—90%).

Естественно, чем больше Н, или, что то же самое, махо-
вой момент генератора, тем меньше угловое ускорение, тем
медленнее меняется скорость агрегата и рабочий угол 8.

В процессе изменения угла 8 он может достигнуть таких
значений, при которых движение становится неустойчивым,
т. е. машина выпадает из синхронизма. Чем ближе угол 8
к предельному, тем меньше запас устойчивости.

Во избежание выпадения генераторов из синхронизма осу-
ществляют форсировку возбуждения (увеличение Е), повы-
шая тем самым отдаваемую в сеть мощность Р и снижая из-
быточный момент Рт—Р. Естественно, чем быстрее повы-
шается Е, тем большая величина ускорения может быть
допущена при изменении режима.

Если учесть, что гидроэлектростанции принимают на себя
колебания нагрузки, то из изложенного вытекают две важ-
ные конструктивные особенности гидрогенератора:

1) для обеспечения устойчивости работы гидрогенераторы
должны иметь относительно большие маховые массы;

2) эти массы могут быть тем меньше, чем больше диапа-
зон и выше быстродействие регулирования возбуждения.

Быстрое развитие и применение регуляторов сильного
действия в системах регулирования возбуждения гидрогене-
раторов позволило существенно снизить требования к вели-
чинам их маховых моментов, определяемым исходя из усло-
вий устойчивости.

Требования к маховому моменту гидроагрегата опреде-
ляются еще и регулятором скорости гидротурбины. При из-
менении нагрузки и скорости вращения начинает действовать
регулятор скорости гидротурбины, который должен работать
тем быстрее, чем больше ускорение ротора. Однако при бы-
стром действии регулятора, закрывающего направляющий
аппарат турбины (в поворотнолопастных турбинах регулятор
воздействует еще и на лопасти рабочего колеса), в напорном
водоводе турбины, спиральной камере и отсасывающей трубе
возникает гидравлический удар. При длинном напорном во-
доводе это явление создает опасность для его прочности;
вследствие колебаний в трубопроводе давление на входе в
турбину повышается, что, кроме того, приводит к колебаниям
мощности.

Поэтому при расчете системы регулирования турбины
надо учитывать следующее требование к маховому моменту
агрегата: время закрытия направляющего аппарата не должно
быть меньше значения, допустимого по условиям прочности
трубопровода, и за это время увеличение скорости турбины
не должно превышать определенную величину. Это требова-
ние может быть приближенно учтено формулой [Л. 1]:

GD2 = 182£г/ (5)

где Т — время закрытия направляющего аппарата, опреде-
ляемое из расчетов регулятора гидравлической тур-
бины;

f — коэффициент, учитывающий длину отсасывающей
трубы; обычно f = 1,0-ь- 1,4;

Р — допустимое повышение скорости вращения при пол-
ном сбросе нагрузки; р = 0,3 -н 0,5.

Из формулы (5) следует: если гидрогенератор имеет мень-
ший маховой момент, то это приведет к некоторому увеличе-
нию скорости вращения при полном сбросе нагрузки, что
должно учитываться как при расчете на прочность самого
генератора, так и при выборе двигателей вспомогательных
механизмов, питающихся от системы собственных нужд, ко-
торые также должны быть рассчитаны на повышенную ско-
рость вращения.

Увеличение махового момента генератора по условиям
устойчивости или регулирования гидротурбины, естественно,
требует увеличения диаметра ротора, длины или ширины
его обода.

Маховой момент примерно пропорционален четвертой сте-
пени наружного диаметра ротора и только первой степени
длины: „ , . . , ,,

GD2^3(Dl-D4l0)lt^5Dl5lt, (6)

где Dt — диаметр расточки статора;

Dio — внутренний диаметр обода ротора:

0 = Dt — 2hm — 2h,, — 28 — 2/z0;

lt — длина обода ротора;

ho — ширина обода ротора.

Увеличивая ширину обода ротора ho при постоянном Dit
можно повысить GD2, но в меньшей степени, чем увеличивая
его длину, так как одновременно уменьшается средний диа-
метр расположения маховых масс; при этом увеличение веса
не пропорционально увеличению махового момента. Увели-
чивая длину обода ротора, мы увеличим маховой момент про-
порционально увеличению веса; наконец, увеличение диаметра
22
приводит к значительному увеличению махового момента,
даже при снижении длины (таком, что произведение D?lt
остается постоянным). Однако увеличение диаметра требует
повышения прочности обода ротора.

Угонная скорость вращения достигается агрегатом при
отсутствии нагрузки, максимальном напоре и полном откры-
тии направляющего аппарата турбины. На практике такой
случай может произойти, когда в момент отключения нагрузки
отказывает система регулирования турбины и устройства
аварийного закрытия направляющего аппарата. Угонная ско-
рость вращения может составлять до 250% номинальной и
зависит от типа турбины. Это обстоятельство оказывает су-
щественное влияние на конструкцию гидрогенератора. Меха-
ническая прочность ротора должна быть достаточной — с уче-
том центробежных сил, возникающих при угоне; поэтому при
выборе диаметра и типа конструкции гидрогенератора учиты-
вается не только номинальная, но и угонная скорость враще-
ния.

у/ Можно рассчитать ротор таким образом, чтобы напряжения
во всех его частях не превосходили 0,8 предела текучести ма-
териала при полной угонной скорости. вращения турбины.
Именно так и проектировались гидрогенераторы до самого
последнего времени. Однако увеличение единичной мощности
гидрогенераторов требует увеличения их диаметров, причем
удовлетворять этому требованию, сохраняя допустимые
уровни напряжений, становится все труднее.

Можно было бы отказаться от принятых норм и допустить
в роторе при угоне разрушающие или превосходящие предел
текучести напряжения. Так принято в турбогенераторострое-
нии. В случае отказа клапана аварийной остановки турбины,
срабатывающего при 20% повышении скорости вращения,
скорость паровой турбины при сбросе нагрузки может воз-
расти настолько, что ротор разрушится. Такая практика вы-
звана невозможностью сооружения мощных турбогенераторов,
рассчитанных на работу при скорости свыше 1,2 номинальной.

В гидрогенераторах такая возможность ограничена из-
вестной величиной мощности и скорости вращения; поэтому
действующий в настоящее время ГОСТ 5616-63 требует, чтобы
при полной угонной скорости вращения напряжения в ободе
ротора не превосходили предела текучести, а деформации
обода — пределов воздушного зазора между ротором и ста-
тором, т. е. не произошло задевания ротора за статор и по-
вреждения последнего. При этом, однако, дальнейшая рабо-
тоспособность ротора без ремонта не гарантируется. После
полного угона, вообще говоря маловероятного, возможны
такие деформации и разрушения отдельных элементов ро-
тора, которые потребуют его капитального ремонта.

Случаи полного угона почти невозможны, так как в си-
стеме регулирования турбины предусмотрено взаимное ре-
зервирование, и поэтому полный отказ всех устройств мало-
вероятен. Кроме того, такая тяжелая авария должна совпасть
с внезапным сбросом полной нагрузки. Исправная система
регулирования допускает повышение скорости вращения при
сбросе нагрузки на 30—35%, но не более чем на 50%. Поэтому
ГОСТ 5616-63 требует, чтобы при скорости вращения, дости-
гаемой при полном сбросе нагрузки, плюс 15% номинальной
скорости (но не ниже 1,75 номинальной) прочность ротора
была достаточна для полностью безопасной работы.

Подводя итог изложенному, можно заметить, что на кон-
струкции гидрогенератора существенно отражаются требова-
ния регулирования мощности и скорости вращения (маховой
момент), высокой угонной скорости, вертикального располо-
жения вала.

§ 2. Компоновка гидрогенераторов

По общей компоновке два основных типа вертикальных
гидрогенераторов — подвесной и зонтичный — различаются
по расположению подпятника относительно ротора.

В гидрогенераторах подвесного типа
подпятник расположен выше ротора (рис. 9 и 10). В этом слу-
чае верхняя крестовина (поз. 5 на рис. 9) является опорной.
Вертикальные силы передаются через нее на корпус статора
и фундамент. Один из направляющих подшипников также
расположен в верхней крестовине, а второй — в нижней.
В мощных гидрогенераторах нижняя крестовина опирается
непосредственно на фундамент, а в малых машинах она может
крепиться непосредственно к корпусу статора. Третьим под-
шипником такого агрегата служит подшипник турбины, вал
которой жестко соединен с валом генератора.

Когда расстояние между верхним подшипником генера-
тора и подшипником турбины относительно невелико, ниж-
ний генераторный подшипник может не устанавливаться.
Решение этого вопроса определяется необходимой жесткостью
вала (см. § 11 гл. 5).

Вал подвесного гидрогенератора опирается на подпятник
посредством съемной втулки, что дает возможность соби-
рать и разбирать генератор. Втулка удерживается на валу
Рис. 9. Гидрогенератор Днепровской ГЭС, 90 000 ква, 83,2 об/мия,
13 800 в, в подвесном исполнении с двумя направляющими подшип-
никами.

1 — статор; 2 — обмотка статора; 3 — ротор; 4 — нижняя крестовина; 5 — верх-
няя крестовина; 6 — подпятник; 7 — ванна подпятника; 8 — вал с цельнокован-
ной втулкой ротора; 9 — воздухоохладитель; 10 — маслоохладитель подпятника;

11 — лестница и площадка обслуживания; 12 — контактные кольца; 13 — обод
ротора; 14 — полюс ротора; 15 — возбудитель; 16 — подвозбудитель; 17 — регу-
ляторный генератор; 18 — верхний направляющий подшипник; 19 — нижний на-
правляющий подшипник; 20 *= тормоза; 21 == воздухоразделяющие щиты,
Рис. 10. Гидрогенератор Братской ГЭС, 264 700 ква, 125 об! мин,
15 750 в, в подвесном исполнении с одним направляющим подшип-
ником.

/ _ статор; 2 — ротор, 3 — верхняя крестовина, 4 — статор вспомогательного
генератора, 5 — ротор вспомогательного генератора, 6 — контактные кольца;
7 — направляющий подшипник, 8 — подпятник, 9 — вал, 10 — регуляторный
генератор; 11 —возбудитель вспомогательного генератора, 12 — перекрытие
шахты турбины; 13 — тормоза; 14 — воздухоохладитель,
разъемным запорным кольцом. Цилиндрическая часть ее может
служить шейкой вала для верхнего направляющего подшипни-
ка (рис. 11). В этом случае подшипник расположен выше под-
пятника. Благодаря такому расположению подшипника раз-

Рис. 11. Гидрогенератор Верхне-Туломской ГЭС, 67 100 кеа,
187,5 об/мин, 10 500 в, в подвесном исполнении с двумя
направляющими подшипниками.

1 — втулка подпятника, 2 — верхний направляющий подшипкик.

борка и сборка его могут производиться при помощи крана
машинного зала. Однако при этом посадка втулки подпятника
на вал не может быть достаточно плотной, так как сама втулка
должна быть съемной и стабильность работы подшипникового
узла может быть нарушена. Кроме того, при таком располо-
жении потери в подшипнике подогревают втулку и, следова-
тельно, подпятник, что усложняет его охлаждение.
От этих недостатков свободна конструкция (рис. 9 и 10),
в которой верхний направляющий подшипник расположен
ниже подпятника в отдельной масляной ванне. Его собствен-
ная втулка, которая в данном случае не должна быть съемной,

насажена на вал горячей по-
садкой или откована за одно
целое с валом. Некоторым
недостатком такого располо-
жения является невозмож-
ность использовать кран для
разборки подшипника.

В гидрогенерато-
рах зонтичного типа
подпятник расположен ниже
ротора. При этом исполь-
зуются две основные модифи-

Рис. 12. Гидрогенератор Волжской ГЭС имени XXII съезда КПСС,
128 000 ква, 68,2 об/мин, 13 800 в, в зонтичном исполнении с опорой
подпятника на крышку турбины и одним направляющим подшипником
в верхней крестовине.

/—подпятник; 2 направляющий подшипник, 3 — винтовые упоры верхней
крестовины.
кации: с опорой подпятника, установленной на крышке турби-
ны (рис. 12), или с нижней опорной крестовиной (рис. 13 и 14).

Вторая модификация применяется, когда невозможно рас-
положить опору на крышке турбины. В мощных агрегатах

такая возможность, как правило, имеется,
и эта модификация зонтичного типа наи-
более распространена в настоящее время.
При относительно малых диаметрах турбин
установка опоры подпятника на крышке
может оказаться невозможной.

В вертикальных гидрогенераторах зон-
тичного типа, так же как в генераторах
подвесного типа, могут быть один или два
направляющих подшипника. В генерато-
рах с опорой подпятника на крышку тур-
бины устанавливается один направляющий
подшипник выше ротора в верхней кресто-
вине (рис. 12).

Рис. 13. Гидрогенератор Горьковской ГЭС, 71 500 ква,
68,5 об/мин, 13 800 в, в зонтичном исполнении с подпятни-
ком на нижней крестовине и двумя направляющими под-
шипниками.

1 — нижняя крестовина; 2 — нижний направляющий подшипник;
3 = верхний направляющий подшипник; 4 = подпятник.

..... (1.
Рис. 14
Гидрогенератор 50 000 ква, 68,2 об/мин,
15 750 в, в зонтичном исполнении с нижней
крестовиной и одним направляющим под-
шипником.

Рис 15 Гидрогенератор 50 000 ква, 88,2 об/мин, 10 500 в, в зон-
тичном исполнении с опорой подпятника на крышку турбины и
распорными лапами масляной ванны.

1 = опора подпятника, 2 = распорные лапы.

Встречается тип генератора с опорой подпятника на
крышку турбины и направляющим подшипником, располо-
женным ниже ротора, с применением дополнительных распор-
ных лап, которые вместе с ван-
ной подпятника образуют рас-
порную крестовину (рис 15).
Но эта конструкция дальней-
шего распространения не полу-
чила.

Расположение опоры подпят-
ника на крышке турбины на-
много сокращает общую высоту
агрегата и длину его вала; рас-
положение подшипника в верх-
ней крестовине для данной
модификации, не снижая кри-
тической скорости вала ниже

допустимой, повышает устойчивость работы агрегата благо-
даря максимально возможному расстоянию между подшип-
никами.

В зонтичных гидрогенераторах с опорными крестовинами
основной генераторный подшипник расположен в опорной
крестовине (рис. 14). В некоторых случаях, когда выше ро-
тора размещены значительно удаленные от подшипника воз-
будитель, подвозбудитель или вспомогательный генератор,
возникает необходимость установки второго направляющего
подшипника в верхней крестовине (рис. 13).

Выбор типа гидрогенератора зависит от рассмотренных
ниже факторов.

Основные факторы, определяющие выбор типа компоновки

При малом диаметре турбины, что в мощных гидроагрега-
тах имеет место при высокой скорости вращения, осуществле-
ние зонтичного типа может оказаться невозможным из-за
того, что в шахте турбины подпятник не умещается. Подпят-
ник зонтичного агрегата к тому же неизбежно больше, чем
подвесного, так как его внутренний диаметр должен быть больше
фланца вала, проносимого через него при сборке и разборке
агрегата. При размещении подпятника в шахте турбины или
над ней его большие размеры препятствуют циркуляции воз-
духа через генератор и затрудняют обслуживание. Чтобы
избежать этого, пришлось бы поднять генератор над подпят-
ником на соответствующую высоту, что лишает зонтичный
тип его основного преимущества — уменьшения высоты агре-
гата.

Когда же диаметр турбины настолько велик, что размеще-
ние подпятника не вызывает затруднений, зонтичный тип
можно осуществить в двух вариантах, причем наиболее про-
грессивен вариант, при котором опора подпятника располо-
жена на крышке турбины. В этом случае зонтичный тип имеет
бесспорные экономические преимущества — снижение высоты
и веса генератора.

Надо иметь в виду, что укорочение вала вследствие макси-
мального сближения генератора и турбины позволяет обойтись
без нижнего направляющего подшипника и таким образом
исключить надобность в нижней крестовине. Генераторный
подшипник в этом случае наиболее целесообразно разместить
в верхней крестовине.

Если же по каким-либо причинам опора подпятника на
крышку турбины невозможна и, следовательно, генератор
Рис. 16.
Гидрогенератор ЮЗ ООО ква,
83,3 об/мин, 13 800 в, в зонтич-
ном исполнении с нижней
крестовиной и двумя направ-
ляющими подшипниками.

1 — нижняя крестовина; 2 — верх-
ний направляющий подшипник;
3 — ннжний направляющий под-
шипник.»
должен иметь нижнюю опорную крестовину, преимущества
зонтичного типа резко снижаются из-за относительного уве-
личения высоты и веса. Примером такого случая является
генератор, показанный на рис. 13, где вес нижней опорной
крестовины составляет около 20% веса генератора. В таких
случаях необходимо произвести сравнение конкретных ва-
риантов зонтичного и подвесного типов исполнения.

Подвесной тип гидрогенератора применяется тогда, когда
зонтичный невыполним, невыгоден или обладает худшими
эксплуатационными характеристиками. Подвесной тип в прин-
ципе может быть выполнен в любом случае, однако при очень
больших диаметрах генератора установка подпятника выше
ротора на верхней опорной крестовине приводит к значитель-
ному утяжелению, усложнению и удорожанию генератора.

Когда верхняя крестовина при большой нагрузке на под-
пятник получает слишком большие размеры, выгодно перейти
на зонтичный тип. Характерным примером в этом отношении
являются генераторы Днепровской (см. рис. 9) и Иркутской
(рис. 16) ГЭС. Обе эти машины имеют одни и те же номиналь-
ные данные и одинаковые размеры активных частей. Они от-
личаются лишь нагрузкой на подпятник из-за различных ти-
пов турбин: в генераторе Иркутской ГЭС эта нагрузка при-
мерно в два раза выше, чем в генераторе Днепровской ГЭС.
При такой величине нагрузки на крестовину генераторы Ир-
кутской ГЭС практически не могли быть выполнены подобно
генераторам Днепровской ГЭС подвесными и были выполнены
зонтичными.

Важным экономическим преимуществом подвесного типа
являются меньшие по сравнению с зонтичным размеры под-
пятника и, вследствие этого, меньшие потери на трение в нем,
так как они пропорциональны средней окружной скорости
в степени 3/2. Эти потери могут составлять до 20% всех потерь
в машине, и пренебрегать ими при сравнении вариантов
нельзя.

Монтажные и эксплуатационные качества

Эксплуатационным преимуществом подвесного типа ком-
поновки является расположение подпятника и, часто, под-
шипника на верхней крестовине, благодаря чему их обслужи-
вание производится с помощью крана машинного зала, в то
время как в зонтичном типе операции по сборке и разборке
подпятника могут выполняться только вручную, хотя и с
применением некоторых приспособлений. Правда, в подвес-
ном генераторе необходимо, чтобы втулка подпятника была
съемной, а это несколько ухудшает условия ее работы: от-
сутствие напряженной посадки может привести к контакт-
ной коррозии посадочных поверхностей. В зонтичной машине,
где втулкой подпятника является втулка ротора, сидящая
на валу с натягом, это затруднение отпадает.

Второе преимущество подвесного типа состоит в том, что
масляные пары из ванны подпятника не попадают внутрь ма-
шины, в то время как в зонтичных генераторах защита обмо-
ток от масляных паров представляет большие трудности.

Монтаж подвесного генератора (см. гл. 12) несколько слож-
нее, чем зонтичного, так как центровка вала и статора в зон-
тичных машинах производится независимо, а в подвесных —
совместно.

Влияние компоновки на механическую устойчивость агрегата

Расположение вращающихся масс агрегата относительно
опор оказывает некоторое влияние на его механическую ус-
тойчивость. Вследствие неперпендикулярности упорного диска

подпятника оси вала, а так-
же излома во фланцевом
соединении турбинного и
генераторного валов могут
возникнуть маятниковые
колебания ротора.

Момент, создаваемый
весом рабочего колеса тур-
бины, стремится вернуть
вал в положение равнове-
сия, а направление момента
от веса ротора генератора
зависит от компоновки ге-
нератора (рис. 17).

В подвесном генераторе
ротор расположен ниже
плоскости трения подпят-
ника и момент его веса
также является восстанав-
ливающим, а в зонтичном

Рис. 17. Опрокидывающие и восста-
навливающие моменты в зонтичном
и подвесном гидрогенераторах.

вес ротора стремится увеличить угол наклона вала к вер-
тикали.

Суммарный восстанавливающий момент от веса рабочего
колеса турбины и ротора генератора равен:

М, = ($Л + GM
где ф — угол поворота диска подпятника, считающийся
малым;

GK и Gp — веса рабочего колеса турбины и ротора гене-
ратора;

1,к и I — расстояния до плоскости трения (положитель-
ные при расположении центра тяжести ниже
плоскости трения).

Кроме момента веса, на вал действует восстанавливающий
упругий момент, возникающий в подпятнике при повороте;
этот момент может быть определен по формуле

М =С ®,
П <р ‘ ’

где — жесткость подпятника при повороте:

С =---------i-------;

? 2 Мб ! \

nR2 mR\ )

здесь кб — прогиб опоры сегмента и опорного болта под-
пятника от единичного усилия;

).л — прогиб лапы крестовины, рассматриваемой как
консольная балка, защемленная в центральной
части и нагруженная единичной силой в месте
опоры на статор (или фундамент);

пит — число сегментов подпятника и лап крестовины;

R и 7?х — радиусы по опорным болтам подпятника и
опорам лап.

При обычной конструкции подпятника момент Мп гораздо
больше, чем момент от веса.

Например, при Хб = 0,7-10“5 м/Т; = 1,7-10~5 м/Т;
R = 1 м; 7?х = 6,6 м; Gp = 600 Т; GK = 150 Т; п = m = 12;
/к = 13,3 м; 1р = 6 м (подвесной генератор) имеем:

GK/K + Gp/p = 150-13,3 - н 600-6 - 5600 Т-м;

С =-------------5-----------= 8,3 106 Т • м,

2 (°’7-10~5 + 1 -7 10~~5\

12-12 12-6,63 У

т. е. восстанавливающий момент в подпятнике в 150 раз пре-
вышает момент от веса. Для зонтичного генератора /р < 0 и
момент веса снижается, но остается обычно положительным
(восстанавливающим). Момент в подпятнике даже увеличи-
вается за счет увеличения его диаметра.
Таким образом, на устойчивость маятниковых колебаний
решающее влияние оказывает жесткость подпятника, а не
зонтичное или подвесное исполнение генератора.

Если жесткость подпятника мала, то его восстанавливаю-

щий момент может оказаться недостаточным, и при наличии
зазоров в подшипниках будут возникать маятниковые коле-

бания; это в принципе возможно в зонтичных гидрогенерато-
рах с подпятниками на сильфонных опорах сегментов, ко-
торые при низких частотах колебаний имеют малую жесткость.

Подводя итог, можно сделать
вывод, что на выбор типа гидро-
генератора основное влияние
оказывают следующие показа-
тели: высота агрегата и связан-
ная с ней стоимость машинного
зала, вес и стоимость, а также
к. п. д. генератора (потери в
подпятнике), жесткость подпят-
ника. Естественно, что в извест-
ном диапазоне мощностей и ско-
ростей вращения, как указыва-
лось выше, выбор типа опреде-
ляется однозначно, но существует
довольно широкий диапазон, где
могут применяться оба типа
компоновки. В связи с этим
нелишне привести статистику
выполненных машин (рис. 18).

Рис. 18. Области применения
конструктивных типов гидро-
генераторов (по выполненным
машинам).

О ~ подвесной тип; • — зонтич-
ный тип.

Из приведенной диаграммы видно, что зонтичные машины
преимущественно находятся в зоне отношений

а подвесные — в зоне DJlt < 7.

§ 3. Механические усилия, действующие на узлы
гидрогенератора

Каждый узел гидрогенератора должен наилучшим обра-
зом воспринимать различного рода механические нагрузки.
Ниже при описании конструкции будут рассмотрены силы,
действующие на каждый узел гидрогенератора, от электро-
магнитного поля, центробежных ускорений, вращающего
момента при номинальном режиме и коротких замыканиях,
момента трения, веса, давления воды, механической или маг-
нитной неуравновешенности, и приведены формулы для рас-
четов на прочность от перечисленных нагрузок.
Следует, однако, учитывать, что кроме напряжений, вы-
званных внешними силами, в отдельных элементах конструк-
ции действуют внутренние напряжения в материале и в свар-
ных швах, которые могут вызвать недопустимые деформации
и искажения формы деталей. Поэтому во многих случаях
размеры (это относится главным образом к толщинам листов)
выбираются не по условиям прочности от внешних нагрузок,
а по условиям сохранения формы деталей. Такой выбор в
большинстве случаев трудно обосновать расчетом, поэтому
при проектировании весьма важно пользоваться данными
по выполненным и работающим машинам. При расчете вы-
бранных таким образом элементов конструкции на прочность
под действием внешних нагрузок запасы прочности в них
оказываются высокими.

Кроме того, для некоторых узлов (корпус статора, кре-
стовина) толщины элементов диктуются не условиями проч-
ности, а необходимой жесткостью от внешних нагрузок, дей-
ствующих при изготовлении и эксплуатации.

ГЛАВА ТРЕТЬЯ

СТАТОР

§ 1. Корпус

Статор гидрогенератора состоит из корпуса, сердечника
и обмотки.

Корпус (рис. 19) представляет собой кольцевую конструк-
цию, сваренную из толстой листовой стали и состоящую из
наружной обшивки и горизонтальных полок, выполняющих
роль ребер жесткости и передающих вращающий момент на
обшивку.

С внутренней стороны к полкам корпуса с помощью уголь-
ников привариваются вертикальные полосы с ласточкиными
хвостами (так называемые клинья). На эти клинья набираются
листы активной стали сердечника. Ласточкины хвосты
клиньев удерживают сердечник в радиальном и тангенциаль-
ном направлениях. В осевом направлении сердечник удержи-
вается шпильками, пропущенными между спинкой сердеч-
ника и корпусом (рис. 20). Шпильки стягивают два ряда на-
жимных гребенок, опирающихся одной стороной на корпус
статора, а другой — на сердечник.
Гребенки (рис. 21) состоят из толстых плит и приваренных
к ним нажимных пальцев, передающих аксиальное усилие на
зубцы сердечника. В мощных гидрогенераторах для снйжения
нагрева нажимные пальцы изготовляются из немагнитной
стали. Еще больший эффект достигается при изготовлении
из немагнитной стали всей нажимной плиты. Такое исполне-
ние применяется в самых мощных гидрогенераторах.

Рис. 19. Корпус статора.

Для возможности перевозки по железной дороге статор,
если диаметр его корпуса превосходит 5 м, должен быть раз-
делен на отдельные части. Практически выполненные статоры
разделяются в зависимости от их размера на две, четыре или
шесть частей. Для соединения этих частей корпуса служат
стыковые плиты (рис. 22) и стяжные шпильки, а для фиксации
положения частей при сборке — установочные штифты.

В последнее время в конструкцию статоров гидрогенерато-
ров внесено существенное изменение, заключающееся в том,
что части статора соединяются друг с другом не посредством
стыковых плит (рис. 22), ас помощью накладок, которые при-
вариваются к горизонтальным полкам (рис. 23) и соединяют
таким образом корпус статора в кольцо. При этом между
полками остается значительный зазор, в то время как сердеч-
ник соединен плотно.
Такая конструкция позволила отказаться от сборки частей
статора в кольцо на заводе как при изготовлении корпуса,
так и при сборке сердечника. В конструкции со стыковыми

Рис. 20. Статор без обмотки.

1 = корпус; 2 — клинья; 3 — сердечник; 4 — стяжные шпильки; 5 —
нажимные гребенки; 6 — фундаментная плитка.

плитами сборка корпуса в кольцо была необходима, поскольку
сварка стыковых элементов для обеспечения плотности сты-
ков производилась в собранном виде.
Корпус крепится к фундаменту посредством фундаментных
плиток и фундаментных болтов (рис. 24).

С наружной стороны корпуса устанавливаются воздухо-
охладители, причем для прохода охлаждающего воздуха в об-
шивке корпуса (см. рис. 19)
устраиваются окна. Эти окна
на стыках секторов корпуса,
кроме того, необходимы для

Рис. 21. Нажимная гребенка,

Рис. 22 Стык статора с по-
мощью плит.

Рис. 23. Стык статора без
стыковых плит.

/—стяжные шпильки; 2=-накладка.
шивке имеются также окна для выводных шин обмотки
статора.

Корпус статора в общем случае можно условно разделить
по высоте на три части: среднюю, к которой крепится сердеч-
ник, и две крайние — верхнюю и нижнюю. В средней части
к обшивке приварено несколько одинаковых параллельных
полок, обычно на расстоянии 400—500 мм друг от друга.

Расстояние между крайними полками средней части кор-
пуса равно длине сердечника. Между полками по внутренней

Рис. 24. Фундаментная плитка.

поверхности корпуса привариваются распорные угольники
и вертикальные ребра (см. поз. 1 и 2 на рис. 19); ребра при-
вариваются также к обшивке корпуса. Обычно все полки
скрепляются между собой в нескольких местах массивными
круглыми стержнями, проходящими насквозь через отверстия
в полках. Стержни располагаются против окон в обшивке
и служат для захвата стропами при подъеме отдельной части
статора (рис. 22).

Верхняя часть корпуса статора выступает над лобовыми
частями обмотки и соединительными шинами, которые, как
правило, находятся наверху. Эта часть корпуса состоит из
одной горизонтальной полки, сваренной с вертикальными
ребрами, и обшивки. На верхнюю часть корпуса опираются
лапы верхней крестовины и верхнее перекрытие, поэтому
полка верхней части делается значительно толще, чем сред-
ней: иногда в верхней части статора устанавливают дополни-
тельные ребра. Вертикальные ребра обычно расположены
под местами опор. Высота верхней части выбирается таким
образом, чтобы нижние полки лап крестовины находились на
необходимом по условиям электрической прочности расстоя-
нии от лобовых частей обмотки.

Нижняя часть корпуса может выполняться аналогично
верхней его части; минимальная ее высота также определяется
расстоянием от лобовых частей обмотки до фундамента и ус-
ловиями доступности нижних лобовых частей обмотки. Ниж-
ней частью корпуса статор опирается на фундамент через
фундаментные плитки. Нижняя часть корпуса статора предох-
раняет лобовые части обмотки от повреждений при перевозке
и кантовке отдельных частей статора.

В некоторых случаях нижняя часть корпуса может вообще
отсутствовать (см. рис. 20), и тогда опорой статора служит
крайняя снизу полка, к которой крепится сердечник. Отказ
от отдельной нижней части связан с необходимостью уменьше-
ния аксиальной длины статора в соответствии с условиями
железнодорожной перевозки или в некоторых случаях—•
с условиями компоновки здания ГЭС.

В некоторых случаях корпус статора может иметь сна-
ружи форму многоугольника (квадрат, восьмиугольник).

Выбор размеров корпуса

Рассмотрим усилия, которые действуют на корпус статора.

1. Электромагнитный момент вращения вследствие взаи-
модействия полей ротора и статора можно определить по фор-
мулам, приведенным в § 7 восьмой главы первой части.

Наибольший момент передается на статор при двухфазном
коротком замыкании:

2,6РЛ,е2 / х _ /\2

Мк2макс ~0,975• 105 — 1 + 17-----£ [кГ-см];

n (xd + Х2) х2 + xaJ

этот момент обычно превосходит номинальный момент в пять-
десять раз и является знакопеременным с частотами 50 и
100 гц.

2. Вертикальная постоянная нагрузка, передаваемая на
верхний пояс статора; в подвесных машинах эта нагрузка
складывается из нагрузки подпятника, веса верхней .кресто-
вины и тех узлов, которые на ней установлены:

Q = Gr + GT + ^ + GKp,
где Gr — вес вращающихся частей генератора;

GT — вес вращающихся частей турбины;
Н — осевая составляющая реакции воды;

GKp — собственный вес крестовины и установленных на
ней узлов.

Для зонтичных машин нагрузка на верхний пояс статора
определяется только весом верхней крестовины и установлен-
ных на ней узлов.

Рис. 26. Перенос статора.

3. Односторонние радиальные усилия от магнитных тяже-
ний между статором и ротором при неравномерном несиммет-
ричном зазоре или замыкании части полюсов, действующие
с оборотной частотой. Наибольшего значения эти усилия до-
стигают при замыкании половины полюсов (см. первую часть,
гл. 8, § 9). Все эти силы учитываются при расчете фундамента.

4. Тяжения между статором и ротором из-за неравномер-
ности индукции в воздушном зазоре, действующие с частотой
100 гц. Эти усилия особенно опасны, когда собственная ча-
стота колебаний корпуса или сердечника близка к 100 гц.

5. Кроме нагрузок в эксплуатации, отдельные части и
весь статор должны выдерживать еще нагрузки от собствен-
ного веса и сил, возникающих при переноске, установке на
фундамент и других технологических операциях: нагрузка
от собственного веса при подъеме одной части, нагрузка от
усилия при передвижениях статора по фундаменту и т. п.
Поэтому соответствующие операции надо производить так,

чтобы не возникали чрезмер-
ные усилия.

Например, при передви-
жении статора по фунда-
менту, упирая домкрат в одну
точку корпуса, можно вы-
звать в нем большие напря-
жения, так как он должен
скользить по шероховатой
поверхности плиток. Однако
эти напряжения могут быть
снижены в несколько раз,
если статор будет катиться по
роликам, а не скользить по
плиткам. Естественно, что

Рис. 26. к выбору основных раз-

напряжения уменьшаются в меров корпуса статора,
отношении коэффициентов

трения при скольжении и при качении (по меньшей мере
в четыре раза).

Другим примером является перенос статора с захватом
стропов одним крюком в центре, когда к статору прилагаются
большие сжимающие силы, которые могут создать опасные
деформации обмотанного статора. В этом случае можно из-
бежать действия больших сил, если поднимать статор с по-
мощью траверсы параллельными стропами (рис. 25).

При конструировании статора необходимо учитывать раз-
меры уже выполненных статоров (табл. 1 и рис. 26). Из данных
таблицы можно заключить, что отношение (при Da > 6 м)

—— ^0,12-4-0,15.

Выбрав размеры статора, надо проверить расчетом жест-
кость корпуса статора, а также прочность его крепления
к фундаменту.

Рассмотрим методику проверки жесткости корпуса.
Радиальный прогиб
от действия указанных
следующей формулой:

корпуса статора постоянного сечения
выше нагрузок может быть выражен

2г£

(7)

где X — податливость корпуса при изгибе в радиальной
плоскости:

£с — радиус по нейтральной оси сечения корпуса;

J — момент инерции сечения относительно нейтральной
оси хх (рис. 26);

Е — модуль упругости стали-

£ = 2,1 10е кГ/см2.
Ниже приведены формулы для расчета значений коэффи-
циента k и нагрузки Q в зависимости от условий нагружения.

1. Для случая, когда часть обмотанного статора лежит на
образующей обшивки (рис. 27, а), нагрузкой является вес
собранного статора G, а значе-

ния коэффициента Таблица 2

Значения kv (г) и (г)

k =ki (z) = —~(psiiip + 4 4 cos2 p 4- p2 cos p — 4cosp), Z
2 0,393 1,626

p = — r z 4 0,0408 0,1177
6 0,00878 0,0219
8 0,00286 0,00663
в зависимости от числа частей
статора г приведены в табл. 2.
2. При подъеме части статора на стропах, образующих

угол 2у (рис. 27, б), нагрузка Q = G и

k = k2 (г, Т) = ~ [р cos р -J- sin р — sin 2р 4*

+ (1 -ф р sin р 4- cos 2р — 2 cos Р) tg у] —

Рис 27. Схема нагрузок, действующих на сектор ста-
тора а — сектор лежит, б — сектор подвешен на
тросах.

Значения k2 при у = тс/4 даны в табл. 2.

3. Статическая диаметральная деформация от изгиба кор-
пуса статора под действием магнитного тяжения также может
быть рассчитана по формуле (7), если в ней принять:

Q = Т = avD.L

(8)
здесь а — полюсное перекрытие;

D{— диаметр расточки статора;

lt—длина сердечника статора.

При этом предполагается, что магнитная индукция в за-
зоре меняется вдоль окружности статора по закону

В = cos (— <о — wt) (9)

6 I 2 ‘ '

где В6 — амплитуда индукции, гс\
ш — частота сети, Нсек:

«> = 2ТС-^-;

т — число максимумов индукции вдоль окружности.
Магнитная индукция (9) вызывает радиальное усилие, дей-
ствующее на статор:

/ В \ 2 ] ( В, \ 2

F = \---1 =— -------- [1 + cos (то—2®/)].

^5000) 2 \5000/ 1 v '

Вибрация (удвоенная амплитуда колебаний) корпуса от пе-
ременной составляющей этого усилия равна:

А = kJ> = kJt3^—, (10)

д д з 2_£ v /

где &д — коэффициент динамичности:

i-Ш2
1/к/

здесь f0 — частота изменения усилия F, равная 100 гц;

fK — собственная частота изгибных колебаний корпуса:

/к = "2? 1/ S (g = 981 см/сек2): (11)

GK — вес корпуса статора.

Коэффициенты Ст и k3 связаны с числом максимумов ин-
дукции т следующими равенствами [Л. 21:

При действии основной составляющей индукции поля
число максимумов равно числу полюсов: т = 2 р, при-
чем соответствующая частота собственных колебаний корпуса
для гидрогенераторов обычно гораздо выше 100 гц, так что
1. Расчетные вибрации корпуса от этих возмущающих
сил, как правило, весьма малы. Однако субгармоники поля
статора, а также неравномерность зазора могут вызывать и
такие колебания, частота которых близка к 100 гц. Эги коле-
бания рассмотрены в § 3 этой главы.

4. При действии одностороннего магнитного тяжения, а
также при переносе целого статора и передвижении его по
фундаменту нагрузка распределяется по высоте статора не-
равномерно, вследствие чего деформацию корпуса уже нельзя
вычислять по формуле (7); однако эту формулу можно ис-
пользовать для сравнения жесткости различных статоров.

В случае передвижения статора по фундаменту Q = G и

где р — коэффициент трения качения.

При р — 0,05 коэффициент Z>4 = 0,0234. Из сравнения
этого значения с данными табл. 2 видно, что для статора из
двух и четырех частей наибольших деформаций от веса можно
ожидать при переноске сектора корпуса, а при шести и восьми
частях — при передвижениях статора. Поэтому при расчете
прогиба корпуса статора коэффициент k в формуле (7) при-
нимается равным: k = 0,0234 при 2 = 8 и 6; k = 0,1177 при
z = 4; k = 1,626 при 2 = 2.

Для расчета прогиба по формуле (7) необходимо найти
эквивалентную податливость корпуса, т. е. податливость кор-
пуса постоянного сечения, равную податливости реального
корпуса, у которого на отдельных участках площади сечения
разные (в основном из-за окон в обшивке).

Для оценки эквивалентной податливости определяются
площади элементов каждого сечения Ft (рис. 26) и моменты
инерции для каждого из участков постоянного сечения (п =
= 1,2.....s):

здесь yt — координата центра тяжести i-го элемента се-
чения относительно оси х;

bt и ht — размеры элемента площади, параллельные осям
х и у\

3 Заказ № 2088

49
ус — координата центра тяжести всего сечения or

носительно оси х:

2 Fiy‘

т — число элементов в данном сечении.

Эквивалентная податливость X определяется по формуле

где 1п — развернутая длина участка корпуса постоянного
сечения;

Rctl — радиус расположения центра тяжести этого сече-
ния относительно центра статора; при большом
диаметре корпуса значения Rcn для разных участ-
ков близки друг к другу.

Результаты расчетов максимального прогиба корпуса от
веса для ряда выполненных гидрогенераторов приведены в
табл. 3.

Таблица 3

Максимальный прогиб корпуса статора от веса

Наружный диаметр, м 2р Z X, 11 СМ о, Т 8, ММ
14,1 96 6 165 220 0,64
13,1 72 6 315 227 1,30
12,7 88 6 340 172 1,0
17,1 88 6 180 355 1,1
15,2 96 6 300 200 1,1
17,0 96 6 260 300 1,4
16,9 116 6 450 170 1,4
13,6 48 6 240 375 1,6
19,1 64 6 400 417 3,0
11,5 68 4 485 122 5,2
9,8 48 4 230 174 3,6
9,2 32 4 170 200 3,0
7,6 32 4 230 117 2,4
9,8 44 4 190 131 2,2
5,8 16 2 40,5 109 0,54
При проектировании рекомендуется сравнивать получен-
ные прогибы с приведенными в этой таблице. Выбранные та-
ким образом размеры деталей корпуса обеспечивают весьма
низкие напряжения в нем.

Расчет крепления корпуса к фундаменту на прочность

Статор крепится к фундаменту с помощью фундаментных
плиток, конструкция которых показана на рис. 24. Особен-
ностью такого крепления являются радиально расположенные
цилиндрические штифты в стыке корпуса с фундаментной
плиткой.

Такие штифты не препятствуют радиальным тепловым де-
формациям статора, которые могут достичь значительных ве-
личин: при превышении температуры статора над окружаю-
щим воздухом в 30° С и диаметре статора 20 м тепловое расши-
рение его составит на диаметр 7 мм.

Радиально расположенные штифты, позволяя статору сво-
бодно и равномерно расширяться, в то же время препятствуют
его смещению в сторону.

Радиальные штифты передают на фундамент вращающий
момент, причем в них возникают напряжения среза. Расчет
этих напряжений при моменте короткого замыкания Мк макс
производится по следующей формуле:

где п — число штифтов (обычно на каждый сектор корпуса
устанавливаются два штифта);

d — диаметр штифта, см;

I — длина штифта, см;

R — радиус расположения штифтов, примерно равный
наружному радиусу корпуса, см;

[и ] — напряжение среза в штифте (обычно допускаются
напряжения 1000 кПсм2).

Обязательным является также поверочный расчет деталей,
служащих для подъема статора. К таким деталям обычно от-
носятся вваренные в верхней части корпуса проушины
(рис. 20).

§ 2. Сердечник и детали его крепления

Сердечник собирается из отдельных сегментов, штампуе-
мых из электротехнической стали толщиной 0,5 мм с мини-
мальными удельными потерями: 1,15—1,4 вт/кг при
индукции В = 10 000 гс и частоте 50 гц. Для сердечников
мощных гидрогенераторов обычно применяются листы стан-
дартных размеров 750 X 1500 или 600 X 1500 мм марки Э43
(ГОСТ 802-58). В последнее время находит применение
холоднокатаная текстурованная сталь (марки ЭЗЗО по
ГОСТ 802-58) с удельными потерями 0,8 вт/кг при намагни-
чивании вдоль прокатки и 1,2 вт!кг поперек нее. Хотя та-
кая сталь и не имеет больших преимуществ в отношении по-
терь по сравнению с обычной электротехнической сталью,
поскольку магнитный поток может совпадать с направлением
прокатки либо в спинке, либо в зубцах, тем не менее ее при-
менение способствует монолитности сердечника благодаря
лучшим механическим качествам — меньшей коробоватости
и разнотолщинности.

Кроме того, холоднокатаная сталь обладает повышенной
магнитной проницаемостью в сильных полях, что позволяет
либо несколько сократить размеры сердечников, либо умень-
шить ток возбуждения (см. первую часть, гл. 3). Как было
указано в первой части, применение холоднокатаной стали
в мощных машинах дает возможность сократить длину сер-
дечников на 5—8% или снизить ток возбуждения на 8—10%.

В сегменте (листе) сердечника, показанном на рис. 28,
штампуются пазы для обмотки и пазовых клиньев, служащих
для удержания обмотки, и пазы на спинке для крепления
сердечника к корпусу.

Размеры сегмента, число и размеры пазов для обмотки
в нем, высота спинки и высота клина определяются электри-
ческим расчетом (см. первую часть). Нормальное исполнение
паза под клин при выбранной его толщине приведено на
рис. 28.

Следует иметь в виду, что полученные в результате элек-
трического расчета размеры являются размерами «в свету»
собранного паза. Учитывая неизбежность некоторого взаим-
ного сдвига сегментов при сборке, размеры в штампе должны
быть увеличены. Обычно ширина паза увеличивается на
0,5 мм, а высота его — на 0,2 мм.

Для крупных машин принимают стандартный размер паза
под клин (рис. 28, б) для крепления сердечника к корпусу.

Чтобы обеспечить наибольшую магнитную проводимость,
а также максимальную механическую жесткость сердечника,
сборка его должна производиться вперекрой, т. е. стыки сег-
ментов одного слоя не должны совпадать со стыками сегмен-
тов соседнего слоя. С этой целью на краях секторов статоров
(у стыков) через слой укладывают сегменты с уменьшенным
52
числом пазов (см. первую часть, гл. 3). Такие сегменты можно
получить путем разрезания основного сегмента или при по-
мощи специального штампа. Разрезание сегмента можно про-
изводить как по пазу, так и по зубцу.

Обычно сегмент разрезается по пазу. При этом на стыке
частей сердечника нет узкого и, следовательно, недостаточно
прочного зубца, ширина которого равна половине нормаль-
ного зубца. Некоторым недостатком такого исполнения яв-

Рис. 28. Сегмент сердеч-
ника статора: а — с раз-
резом по пазу; б —
с разрезом по зубцу.

ляется необходимость принятия специальных мер для обес-
печения нормальных размеров стыковых пазов для обмотки
и паза под клин. Однако это затруднение легко преодоле-
вается в конструкциях, где корпус имеет плотный строго фик-
сированный стык.

В описанной выше модификации статора, в которой от-
сутствуют стыковые плиты и остается зазор между частями
корпуса, обеспечить правильные размеры стыкового паза
затруднительно. В таких случаях целесообразно производить
разрезание по зубцу. Это особенно целесообразно, когда зубец
достаточно широк.

Кроме основных сегментов сердечника и их «половинок»,
укладываемых через слой со стыком, применяется еще не-
сколько типов сегментов, которые предназначены для обра-
зования вентиляционных каналов и крайних пакетов сер-
дечника.
Сегменты, служащие для образования вентиляционных
каналов, штампуются из менее легированной стали, что обес-
печивает хорошую приварку вентиляционных распорок. Эти
распорки изготовляются из специального проката таврового
сечения шириной 8 мм (рис. 29, а). Они привариваются к сег-
менту точечной сваркой

Рис. 29. Вентиляционный сегмент сер-
дечника статора а — с одной распор-
кой на один зубец; б — с двумя рас-
порками на один зубец.

в нескольких местах по
длине.

Во избежание зна-
чительного коробления
приварка распорок про-
изводится только к спин-
ке сегмента. Приварка
распорок приводит к не-
избежному короблению
сегмента и к перекосу

зубцов, в результате чего
эти зубцы не вполне сов-
падают с зубцами нор-
мальных сегментов. Вы-
ступающие части зубцов
приходится спиливать
после сборки сердеч-
ника. Чтобы избежать
этой трудоемкой опера-
ции, сегменты для при-

варки тавров штампуют
особыми штампами с па-
зами на 3—5 мм шире
нормальных.

Для зубца шириной
до40лш устанавливается

обычно одна вентиляционная распорка на зубец; при боль-
шей ширине зубца, с целью лучшей запрессовки и сохране-
ния формы вентиляционного канала, ставятся две распорки
на зубец (рис. 29, б).

Для улучшения условий входа вентилирующего воздуха
эти распорки устанавливаются на 2 мм от края зубца, а
торцы их скашиваются. Кроме того, против пазов привари-
ваются укороченные распорки. Дополнительные распорки

привариваются на краях сегментов, расположенных у стыков

секторов статора.

На вентиляционных сегментах устанавливаются также рас-
порки в виде скобочек вокруг пазов для крепления сегмента
(ласточкин хвост); эти распорки не привариваются, они дер-
жатся благодаря своей форме.

Для уменьшения потерь и нагревов, вызванных торцевыми
магнитными полями, верхний и нижний крайние пакеты сер-
дечника имеют ступенчатую форму. Эта форма позволяет уко-
ротить нажимной палец гребенки (см. ниже) и тем самым по-
высить его жесткость и качество
запрессовки сердечника.

Ступеньки образуются путем
укладки в крайние пакеты сер-
дечника сегментов с укорочен-
ными зубцами, которые изготов-
ляют, обрезая зубцы основных
сегментов.

Рис. 30. Конструкция край-
него пакета сердечника ста-
тора, ступеньки 6x6 мм.

Рис. 31. Сегмент крайнего па-
кета сердечника статора с про-
резью вдоль зубца.

Обычно принимаемые размеры ступенек показаны на
рис. 30.

Для уменьшения потерь в торцевой зоне и улучшения ох-
лаждения, особенно при широких зубцах, в последних преду-
сматривается прорезь шириной 5—8 мм и высотой на 10—
15 мм ниже высоты зубца (рис. 31) (в таких случаях приме-
нение двух вентиляционных распорок обязательно). С этой
же целью толщину крайних пакетов весьма мощных машин
желательно уменьшать (см. первую часть, гл. 7).

Толщина крайних пакетов может отклоняться от сред-
ней толщины (45 мм) в большую или меньшую сторону.
В машинах с чисто радиальной вентиляцией и большим чис-
лом каналов в ободе ротора, обеспечивающих равномерную
подачу воздуха по длине сердечника, ширина пакетов может
быть принята одинаковой. В машинах с радиально-аксиаль-
ной вентиляцией и двухсторонней подачей воздуха ширина
пакетов уменьшается к середине сердечника на 15—20%, так
как средние пакеты хуже охлаждаются.

Сердечник прессуется каждый раз после укладки пакетов
на длине примерно 500 мм. Прессовка осуществляется стяж-
ными шпильками или специальными прессами, причем по-
следний способ, обеспечивающий лучшее качество, находит
все большее применение. Кроме того, при прессовке прессом
можно точно установить требуемое усилие.

Пакеты окончательно стягиваются шпильками с помощью
нажимных гребенок, представляющих собой плиты с прива-
ренными к ним пальцами (см. рис. 21). Давление в процессе
прессовки прессом может достигать 20—22 кПсм2, однако
после снятия пресса из-за деформации стяжных элементов и
неупругих деформаций листов давление между листами па-
дает. Поэтому стяжные шпильки и нажимные плиты рассчи-
тываются на давление на поверхности сегментов, равное
15 кПсм2.

Стяжные шпильки изготовляются из стали повышенного
качества, например марки Ст. 5 диаметром 36—42 мм.

При плохой прессовке или вследствие неудачной кон-
струкции торцевых частей машина гудит, особенно при пуске;
зубцы крайних сегментов могут вибрировать и даже обламы-
ваться .

Особое внимание необходимо уделять конструкции на-
жимных плит, обеспечивающих хорошую прессовку. На
рис. 21 приведены конструкции нажимных плит с подклад-
ками и с установочными отжимными болтами, необходимыми
для правильной передачи усилий от шпилек на сердечник.
Усилия, развиваемые стяжными шпильками, должны пере-
даваться на активную сталь, а не восприниматься корпусом.

Конструкция с отжимными болтами имеет преимущество
в эксплуатации, так как упрощает подпрессовку активной
стали в случае ее ослабления и появления шума.

Чтобы обеспечить достаточно равномерную работу стяжных
шпилек, число их на одну плитку выбирают равным двум.
Общее число шпилек, а значит и нажимных плиток, опреде-
ляется величиной необходимого для прессовки сердечника
усилия. Кроме того, потери в плитках тем больше, чем длин-
нее плитка.

По конструктивным и технологическим соображениям,
нижние гребенки могут быть заменены сплошным кольцом,
составляющим одно целое с корпусом статора; при этом на-
жимные пальцы привариваются к крайнему листу крайнего
пакета сердечника. Однако надо иметь в виду, что потери
в таком кольце выше, чем в отдельных гребенках, так как
магнитное сопротивление для торцевого потока в этом случае
меньше.

Для изготовления плиток и пальцев используется обычная
конструкционная сталь марки Ст. 3, но при больших линей-
ных нагрузках — свыше 700 а/см — желательно применение
немагнитной стали для пальцев, чтобы уменьшить потери и
нагрев торцевых частей генератора.

Для улучшения качества прессовки клинья, на которых
собирается сердечник, должны быть хорошо выправлены,
иметь гладкие твердые грани, чтобы сегменты при сборке и
прессовке свободно скользили вдоль клина, не застревали
и не царапали его грани. Однако не следует чрезмерно уве-
личивать зазоры между клиньями и сегментом, так как это
приводит к контактной коррозии в местах прилегания,
к вибрации и обламыванию граней паза.

§ 3. Механический расчет сердечника статора
и его крепления

Выбор высоты спинки

Выбор размеров сердечника производится в процессе элек-
трического расчета (см. первую часть). Однако размеры спинки
определяют также жесткость сердечника статора.

Вибрация сердечника зависит от формы распределения
возмущающих сил по окружности статора. Возмущающие
силы, вызванные основной составляющей поля статора, из-
меняются от максимума под осью полюса до минимума в ме-
ждуполюсном пространстве, что создает усилие с полупериодом,
равным полюсному делению т, и числом максимумов т. = 2р.

Вибрации сердечника от основной составляющей поля мо-
гут быть рассчитаны по формуле (10), в которой под X и Е
следует понимать податливость и модуль упругости сердеч-
ника, рассматриваемого как свободное упругое кольцо. Жест-
кость такого кольца определяется высотой спинки сердеч-
ника hc, т. е.

127?*

Л = -----,

Z/l®

где Rc — средний радиус по спинке;

I — эффективная длина сердечника.

Модуль упругости шихтованного сердечника Ес меньше
модуля упругости стали и зависит от качества прессовки и
нагрева сердечника. По результатам опытов для машин с не-
разборным статором, отношение этих величин е 0,5; по
данным [Л. 3], полученным из опытов на гидрогенераторах,
это отношение при плохой прессовке сердечника может сни-
зиться до 0,2. Принимая е = 0,5, alt/l = 0,87 и подставляя
выражение для X в формулу (10), найдем вибрацию сердеч-
ника:

/ о \ з / В, \ 2

А = 0,05k„k3 -^] £>Л — [лк], (13)

с \ йс / \5000/ 1 ' 7

где Z)z выражено в сантиметрах.

По формуле (11) собственная частота сердечника равна:

/с = 16,6

где т] — отношение веса всего сердечника с обмоткой к весу
спинки. Для гидрогенераторов оно находится в пределах
т] = 1,5 н- 2,1. При действии возмущающей силы с числом
волн т = 2р частота колебаний сердечника обычно гораздо
выше 100 гц и соответствующие вибрации незначительны.

Весьма опасным источником вибраций могут стать дроб-
ные гармонические поля обмотки статора, число пазов ко-
торого на полюс и фазу дробное, т. е. имеет вид:

? = 6 + -~г-
а

При знаменателе дроби d могут существовать гармониче-
ские индукции с числом максимумов по окружности

М = dL±JzL2p (k = 0, 1,2,.. .),

вращающиеся по или против направления вращения ротора.
Гармонические, для которых числитель d + 2k кратен трем,
в поле статора отсутствуют.

Налагаясь на основную кривую поля в зазоре, дробные
гармонические, вращающиеся против направления враще-
ния ротора, образуют радиальное усилие, число волн кото-
рого гораздо меньше, чем число полюсов.

Действительно, усилие, созданное наложением индукций:

В = В. cos {— <р — и В. = В cos (— ср ф- wt]

8 I 2 1 1 м \ 2
будет равно
(Г> \ 2
в. \

— [1 + cos (mo — 2<оЛ] +
5000/ Т '

J_ / J cos 2ш .

2 кбООО/ V ।

. т 4- М , ( т — М о Д'

4--------- cos--------го 4- cos -------го — 2ш/ .

50002 L 2 \ 2 )_

При т = 2р число волн первого из слагаемых усилия
велико, второе слагаемое имеет небольшую амплитуду (так
как Вм < В6), а третье слагаемое состоит из двух волн:

стоячей волны

в,в

б м

50002

cos

т + М

и бегущей со скоростью 2ш волны усилия

S8fiM / т — М

------ cos -----
50002---------------V 2

ср — 2ш/

Число волн этой последней составляющей усилия равно:

т — М

d-2k
d

.2р\=±.2р,

J d

причем число k следует принимать таким, которое соответст-
вует гармонической обратного вращения.

Отсюда видно, что чем больше знаменатель d дробной
части q, тем больший пространственный период будет иметь
волна дополнительного усилия и тем больше, при прочих
равных условиях, будут вибрации сердечника, вызванные
дробными гармоническими.

Удвоенную амплитуду этих колебаний можно рассчитать
по формуле (13), подставляя в нее вместо Вй произведение
ВоВы и вместо т величину -^--2р.

Таким образом, каждой дробной гармонической поля со-
ответствует своя собственная частота изгибных колебаний
сердечника, в то время как частота возмущающей силы всегда
равна 100 гц, так как скорость движения максимума индук-
ции обратно пропорциональна числу ее максимумов. Если
собственная частота колебаний сердечника, соответствующая
некоторому значению k, близка к 100 гц, то это усугубляет
опасность данной дробной гармонической. Этого можно
g£c 57,6 103 . .

П Rc Гл

избежать, максимально уменьшив амплитуды опасных дробных
гармонических поля путем подбора числа пазов на полюс и
фазу и схемы обмотки [Л. 4, 5], а также отстроив сердечник
от резонанса посредством изменения высоты спинки.

Вибрации сердечника могут вызываться также неравно-
мерностью воздушного зазора между ротором и статором
[Л 6]. В этом случае действующая на сердечник возмущаю-
щая сила

Р = 2 Qrn cos (m<? — 2ш/)
zn=0

содержит, вообще говоря, составляющие с различным числом
максимумов и может вызывать как изгибные колебания сер-
дечника, так и радиальные колебания растяжения — сжатия
(т = 0). Собственная частота последних рассчитывается по
формуле

f = —-—

В отличие от колебаний, вызываемых дробными гар-
моническими поля статора, колебания из-за неравномерности
воздушного зазора могут проявляться и на холостом ходу
возбужденного генератора. Если параллельные ветви обмотки
расположены сосредоточенно по окружности статора и в них
протекают уравнительные токи, на холостом ходу могут
появиться также колебания, вызванные дробными гармони-
ческими.

Расчет прочности крепления сердечника

Крепление клиньев сердечника

Клинья, на которые насаживаются сегменты сердечника
статора, привариваются к горизонтальным полкам корпуса
с помощью промежуточных угольников. Этот узел статора
воспринимает усилия от момента вращения и радиальных
магнитных тяжений. Общая величина тангенциального уси-
лия при коротком замыкании в обмотке статора дости-
гает в крупных гидрогенераторах (без учета динамичности)
2000—2500 Т, такой же величины достигают радиальные
усилия.

Каждый узел крепления, состоящий из двух угольников
на средних полках статора,* при обычных сечениях сварных

* Приварка клина к средней полке с помощью одного угольника
нецелесообразна, так как возникающий из-за несимметрии изгиб
клина сильно снижает допустимую нагрузку на узел.
швов может воспринять до 6—8 Т тангенциального усилия;
этим определяется необходимое количество угольников.

Так как на каждый сегмент сердечника приходится два
клина, то общее количество угольников составляет.

myr = 2s (2тп + 2),

где s — число сегментов в окружности;
тп — число полок средней части статора.
Необходимое число уголь-

ников определяют при кон-
струировании выбором числа
сегментов сердечника и числа
полок корпуса.

При выбранном в процессе
электрического расчета числе
сегментов, с учетом условий
наивыгоднейшего раскроя ли-
стов (см. часть первую, гл 2),
конструктор подбирает число
полок, расстояние между ко-
торыми должно быть не менее
400 мм. Так как количество
угольников велико, важно вы-
брать наиболее рациональную
их конструкцию.

В течение ряда лет кон-
струкция тяжелых массивных

Рис 32. Конструкция угольника
для клина статора

угольников претерпела значительные изменения, и в настоя-
щее время вместо углового проката, обладающего малой
жесткостью, пришли к конструкции пустотелого жесткого
угольника (рис. 32), обеспечивающего достаточную длину
сварных швов.

Сварные швы, которыми клинья сердечника приварены
к угольникам, а также швы приварки угольников к полкам
рассчитываются на действие тангенциального усилия от мо-
мента короткого замыкания и радиальных усилий от магнит-
ного тяжения. Поскольку указанные усилия меняются во
времени, то определение нагрузок на сварные швы должно
производиться с учетом вынужденных колебаний статора.

Собственные частоты радиальных колебаний, как указы-
валось, обычно высоки, вследствие чего при определении
величины радиальных усилий их можно рассматривать как
статические. Если пренебречь жесткостью сердечника, то

4^ _
радиальное усилие на один клин от основной составляющей
индукции поля статора будет равно:

т Т

где ткл — число клиньев статора, а усилие тяжения Т вы-
числяется по формуле (8).

При коротком замыкании в обмотке статора и несиммет-
ричных режимах работы генератора возникают крутильные
колебания корпуса. Расчеты показывают, что моменты, вос-
принимаемые в этих режимах креплением клиньев, в 1,5—2
раза превышают максимальную величину электромагнитного
момента.

Динамическое тангенциальное усилие на один клин ста-
тора составит:

Тт == кд ,

Вкткл

где М — максимальный электромагнитный момент;

/?,. — радиус расположения клиньев;

k„ — 1,5 s- 2 — коэффициент динамичности.

В швах приварки клиньев к угольникам (шов В, рис. 33,а)
усилие Тр вызывает напряжения при срезе

т тр

111 (ту-1)Л ’

где ту — число угольников на один клин (так как крайние
угольники воспринимают меньшее усилие, чем сред-
ние, то расчетное число угольников на единицу
меньше фактического);

Fx — площадь сечения шва В, катет которого равен

Fj_ = 0,7k! (ах + 26х).

Тангенциальное усилие Тт вызывает в шве В напряжения
от перерезывающей силы

(ту — 1) Д

и радиально направленные напряжения от изгибающего мо-
мента

'Г -j- iz СЬ].

Тр2 “ (my ' ~2 ’
где Lr — расстояние от шейки клина до центра тяжести шва В
(рис. 33);

JX1 — момент инерции сечения шва В;

Рис. 33. К расчету крепления сердечника.

Суммарные напряжения в шве

^ = /(v + U2 +

не должны превышать 1200 кПсм\ Поскольку напряжения
от действия магнитного тяжения пульсируют от нуля до мак-
симальной величины тр1, то они должны быть не более
300 кГ/см\

Швы приварки угольников к полкам под действием уси-
лия Тт подвергаются скручиванию, при котором напряжения
в любой точке шва направлены перпендикулярно прямой,
соединяющей эту точку с центром тяжести сечения шва
(рис. 33, б), и равны по величине |И|

T\L%

С — ---

(/Пу 1) Jp (

где L2 — расстояние от шейки клина до центра тяжести шва

А (рис. 33, б):

Z,2 == 4 §

г — расстояние от рассматриваемой точки шва до центра
тяжести сечения;

Jp — полярный момент инерции шва А:

Jp — ’ 0,7&2 \^2 + 44 ) +

L 2 \ 6 J

х? + (Ьо — хЛ3 1

+ _2_Ь------?L + а2 (ь2 _ Хз)2 . К

Разложив напряжение т для наиболее нагруженной точки
на тангенциальную составляющую

ТтЬ2

1т2 = т COS ср = -—— х„

(«у-1)/р

и радиальную

тр2 = х sin ср =

Т Т^2

(«1у 1) Jр

а2

и сложив геометрически с напряжениями среза от крутящего
момента

Тт

41 = ------!-----

(my - 1) 74

и от радиального усилия

. гр

pl (zny— 1)Г2 ’

найдем суммарное напряжение

TA = K(V+>2)2 + (tTl + \J2 ’
Стяжные шпильки и нажимные гребенки

Прочность нажимных гребенок и стяжных шпилек ста-

тора гидрогенератора рассчитывается на усилия от давления,

созданного между листами сердечника при его прессовке.
При прессовке отдельных пакетов прессом давление на листы
распределяется более или менее равномерно и достигает
обычно 20—22 кПсм?.

После снятия пресса средняя величина давления из-за
неупругих деформаций листов падает, а распределение его

становится неравномерным:
вследствие деформаций на-
жимных элементов давление
снижается от спинки к зуб-
цам Однако при расчете на-
жимных гребенок в сторону
запаса прочности давление
принимается распределенным
равномерно и равным около
15 кПсм1

Расчетная схема приве-
дена на рис. 34. Изгибающий
момент, созданный равномер-

Рис. 34. К расчету нажимных
гребенок.

ным давлением р, приложен-
ным по кольцу с внутренним
радиусом г, наружным радиу-

сом R и действующий на кольцевое сечение некоторого ра-
диуса Ro, равен:

, R2~r2 R3 — г3'
° 2 з

Для вычисления изгибающего момента в опасном сечении
нажимных пальцев (сеч. А—А на рис. 34) в этой формуле
нужно принять Ro = R = R2 и, учитывая, что в пазовой
части сердечника давления нет, вычесть момент

Р^т^п^а>

где z — число пазов статора,

Ьп и ha — ширина и глубина паза;

1а — расстояние от середины паза до сечения А—А:
После преобразований найдем изгибающий момент в се-
чении А—А:

Ма = р (c2R2— bahazla),

где

с2

.2/, 2 \ R2 — г

I 1 С^2 I , 0^2 — —

\ $ ) /^2

Напряжение изгиба в нажимном пальце

о Л'1д

й znWn

где 1ЕП — момент сопротивления одного нажимного пальца,
полное число которых на статор равно гп.

Для нажимной гребенки опасно обычно сечение по от-
верстиям под стяжные шпильки (сеч. Б—Б на рис. 34). Из-
гибающий момент в этом сечении (при До =
/б = Rr—г—0,5 йп) равен:

Л4б = Р(Н^3 — bah„zl6}\

R — r .

R ’

ат

Ri-R
R

Если нажимные гребенки имеют различное число пальцев,
то наибольшие напряжения возникают обычно в гребенке,
имеющей наименьшее число пальцев г0. Напряжения в этой
гребенке составят:

_ Л4б г0

6 ’ гп ’

где 1Еб — момент сопротивления опасного сечения Б—Б гре-
бенки.

Если нажимные пальцы проходят за отверстия под стяж-
ные шпильки, то момент сопротивления гребенки рассчиты-
вается с учетом пальцев.

Усилие Q, растягивающее стяжную шпильку, уравнове-
шивает момент сил давления относительно точки С, т. е

Q =

L
Так, как

MC^M6 + PL,

Р = Р Ко7?2 — bnhnz), с0 = kctj (2 — ах),

где Р — полная реакция стали, то растягивающие напряже-
ния в шпильке

здесь Zj — число шпилек;

F — площадь сечения по внутреннему диаметру резьбы
шпильки.

Для нажимных элементов, выполненных из стали марки

Ст. 3, допускаемые напряжения составляют:

[аа] = [а6] = 2400 к,Г!см2\ [а] = 1200 кПсм2.

§ 4. Фундамент

Фундамент гидрогенератора является продолжением
шахты турбины, внутренний диаметр которой определяется
диаметром крышки турбины. В монолитной конструкции фун-
дамента можно выделить следующие части: опора статора;
опора нижней крестовины; опора тормозов; цидиндр («стакан»),
окружающий статор и служащий наружной стенкой кольце-
вого канала холодного воздуха, прошедшего через воздухо-
охладители. В верхней части этого цилиндра, сопрягаемой
с плитой пола машинного зала, размещены фундаментные
плиты распорных домкратов верхней крестовины. Реже в оте-
чественных гидрогенераторах встречается конструкция, в ко-
торой кольцевой кожух, окружающий статор, выполняется
сборным из металлических листов.

На рис. 35 показана конструкция фундамента гидрогене-
ратора.

Опора статора может выполняться в виде отдельных быч-
ков, промежутки между которыми служат каналами для по-
дачи холодного воздуха снизу. Так же в виде отдельных
бычков выполняются опоры тормозов, если они устанавли-
ваются на фундаменте, а не на лапах нижней крестовины.
Нижняя крестовина располагается на верхней торцевой по-
верхности бетонного кольца шахты турбины.

Крепление узлов гидрогенератора к' фундаменту осуще-
ствляется посредством фундаментных плиток, скрепляемых
с фундаментом фундаментными шпильками. Узлы гидрогенера-
тора скрепляются с фундаментными плитками болтами и
штифтами. Закрепление фундаментных шпилек в фундаменте
производится двумя способами.

В том случае, когда фундаментная шпилька расположена
близко к наружной поверхности фундамента, штрабное от-
верстие в нем в нижней своей части имеет открытый выход,

через который заводится анкерная

Рис. 35. Фундаментный чертеж.

плитка. Размеры плитки
больше размеров верти-
кального штрабного от-
верстия. Таким образом,
при затяжке шпильки
анкерная плитка опи-
рается на основной бетон
фундамента. Заливка
штрабы производится
после затяжки, и время
схватывания штрабного
бетона не влияет на
дальнейший ход мон-

тажа.

В том
шпилька
далеко от
верхности
штрабное

случае, когда
расположена
наружной по-
фундамента,
отверстие в

фундаменте делается
глухим, и шпилька мо-
жет бытьзатянутатолько
после полного отвержде-
ния штрабного бетона.

Кроме веса гидро-
генератора, фундамент
должен выдерживать пе-
речисленные ниже уси-
лия.

1. Окружное усилие от вращающего момента при двух-
или трехфазном внезапном коротком замыкании обмотки ста-
тора. Постоянная и переменные (с частотами 50 и 100 гц)
составляющие вращающих моментов определяются по фор-
мулам (244) — (248), приведенным в первой части (см. гл. 8,
§7). На фундамент окружное усилие передается через фун-
даментные плитки статора, причем время его действия весьма
невелико.

2. Окружное усилие от момента сил трения при торможе-
нии агрегата передается через фундаментные плитки тормозов,

.г u .J--K Л
если они установлены непосредственно на фундаменте, или
через фундаментные плитки нижней крестовины.

Величина момента сил трения рассчитывается по формуле

Л4 = -GD^ + RH,

2,25 104/

где GD2— маховой момент агрегата, Т-м2',

t и пт — время торможения (мин) и скорость вращения
(об1мин) агрегата, при которой начинают тормо-
жение (подробнее см. § 1 гл. 11);

Л4Н — номинальный вращающий момент генератора,
Т-м\

рЛ4н — вращающий момент, создаваемый за счет проте-
чек воды через закрытый направляющий аппарат
турбины; обычно принимают р = 0,015.

Тормоза передают на фундамент также вес вращающихся
частей агрегата при его подъеме на тормоза.

3. Радиальное усилие, возникающее между ротором и
статором в аварийном режиме двойного замыкания на корпус
части полюсов ротора, рассчитывается по формуле, приведен-
ной в § 1 гл. 8. Это переменное усилие, частота которого со-
ответствует скорости вращения ротора, воспринимается на-
правляющими подшипниками генератора и передается на
фундамент лапами крестовин. В каждый момент времени
наиболее нагруженная лапа передает на фундамент усилие,
равное APJm (если Рг — полное радиальное усилие на под-
шипник, т — число лап крестовины).

Перечисленные три усилия действуют на фундамент не-
одновременно. В номинальном режиме окружное усилие на
фундаментные плитки статора определяется номинальным
вращающим моментом, а действующее на ротор радиальное
усилие от магнитного и механического небаланса может быть
рассчитано по формулам § 6 гл. 6 первой части.

ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ

ОБМОТКА СТАТОРА И ДЕТАЛИ ЕЕ КРЕПЛЕНИЯ

§ 1. Составление схемы обмотки

В гидрогенераторах применяются двухслойные катушеч-
ные (петлевые) и стержневые (обычно волнового типа) об-
мотки.

Первой и наиболее трудной задачей при конструировании
обмотки является составление ее схемы, от совершенства
которой во многом зависит надежность работы машины и в
известной степени ее стоимость.

В первой главе первой части приводились условия сим-
метрии обмотки статора при 2р полюсах, z пазах, т фазах и
а параллельных ветвях, позволяющие правильно выбрать
число пазов проектируемой машины. Однако правильный вы-
бор числа пазов еще не определяет схемы обмотки. Следую-
щей задачей является составление ряда чередования кату-
шечных групп по фазам и полюсам.

Если число пазов на полюс и фазу целое, этот ряд содер-
жит одинаковые члены-

q q q. . .

Если число пазов на полюс и фазу дробное

, с

7 = b + —,
а

катушечный ряд содержит на каждые d членов с членов, рав-
ных b 4- 1, и d—с членов, равных Ь.

Если выписать такой ряд в виде таблички по три члена
в каждой строке, то каждый столбец дает чередование кату-
шек по полюсам внутри одной фазы.

Например, при q = 3:

3 3 3

3 3 3 и т. д.

При q — 2 1!i катушечный ряд выглядит следующим об-
разом:

2 2 2
3 2 2
2 3 2
2 2 3
2 2 2
3 2 2 и т. д.

При составлении схемы обмотки может быть принято раз-
личное чередование групп в катушечном ряде, например для
q = 1 s/8 возможны такие крайние комбинации:

2 112 1121 и 2 22 И 111.

От выбранного чередования в катушечном ряду зависит
число перемычек в волновой обмотке и, что очень важно, со-
став гармонических поля обмотки Исходя из первого требо-
вания, можно выбрать ряд, дающий минимум перемычек и
получаемый следующим образом: составляется таблица, со-
держащая с строк и d столбцов. Таблица заполняется сверху
слева по столбцам, причем подряд выписываются с чисел,
равных b + 1, и d—с чисел, равных Ь, с переходом на сле-
дующий столбец после окончания очередного. В заполненной
таблице каждая строка представляет собой полный катушеч-
ный ряд.

Составленный таким образом числовой ряд дает, как пра-

вило, меньшую длину перемычек, что весьма важно для вол-

новых обмоток. Для петлевых
не определяет суммарной дли-
ны перемычек.

Вид катушечного ряда
определяет величины дробных
гармонических поля обмотки

[Л. 4].

Для выбора чередования
катушечных групп с учетом
дробных гармонических дли-
тельное время использовались

обмоток вид катушечного ряда

Рис. 36. Табличная схема петле-
вой обмотки статора

q = 271,, 20 = 117, р0 = 8, у = 15,
ряд 3232323232322322

рекомендованные ряды, раз-
работанные фирмой «Джене-
рал-Электрик» (табл 4). Для
некоторых чисел пазов на
полюс и фазу как по этой
таблице, так и по вышеизло-

женному способу получается один и тот же вид катушечного
ряда. В тех случаях, когда эти ряды не совпадают, а выпол-
нение ряда по табл. 4 затруднено большим количеством пере-
мычек, надо проверить значение дробных гармонических для
другого вида ряда по схеме обмотки [Л. 4].

Обычно при составлении схемы обмотки вначале состав-
ляют так называемую табличную схему (таблицу) обмотки,
состоящую из z0 клеток; z0 — число пазов единичной машины,
равное 3 (bd + с) при четном d и 6 (bd + с) при нечетном d.

Число квадратов в каждой строке таблицы равно резуль-
тирующему шагу z/p, который определяется по формуле

Ур

6 (bd -р с) ± т
d

и должен быть равен целому числу. Здесь т — наименьшее
целое число, дополняющее 6 (bd 4- с) до ближайшего числа,
кратного d Пример такой таблицы показан на рис. 36. Каж-
дому ее квадрату присваивается номер, соответствующий
Таблица

——————— - — — — — —• — СМ
———————— — — — — СМ — —

—< — — — — — — —' СМ — СМ — —-СМ

— — — — — — —— — — — — — — —— — — СМ — СМСМ — — — СМ — —

—. — — — — — — — — — — — — — —. — — СМ — СМ —• —-СМ — — — СМ СМ

— — —СМ — — — —СМ — СМСМСМ — — — — — — — СМСМ — — — —— —

— —— — — СМ — —'N — — См — — СМ—СМ СМ — СМ

— см—см— — — — — — — смсм-— — — — см — — см — — — — — —

— — — — — — —СМ — СМ- — — СМ — СМ—СМ — — — — СМСМ — СМ — —

— — — — — СМСМ — СМ — СМСМСМ — — — — — CM — СМ-М — — — — СМ —

см — см см — — — — — — см — — см — — —. — — см — — см — см см — см

— — — — — — — — — — — — см — — — — — — — смсм — — — — — —

— СМ — СМ — — — см — — — — — см — — - см — см — — о — — — — см

— — — — — — — — СМ СМ — СМ СМ — СМ — СМ — — — CM "N — — СМ СМ — —

— — см — см — СМ"- — — см см — см — — — — см — — — см — — — "м см

— — СМСМ — — — — — СМ— — СМ — — —СМ — —

— I — — —. — — — СМ — — — — "М "N — СМ — СМСМСМ — — СМСМ — — — СМ

СМ СМ — СМ — см — — см — — -> — — — — — —— — CM———CM/\j — —

— — — — — — — — — — СМСМСМСМ — — — — — СМ — СМ-М — — — — —

— — СМ———СМ———СМСМ————— ——СМ—— ————СМ—
— — — см — — — СМ — СМ — — СМСМ — — СМСМСМ — — СМСМ — — см — см
— — — — — — — — СМ — — — — — — — — — — — —— — — СМ — — —

— СМ — СМ — — — — —СМ — — СМСМ — — — — — — — СМСМ — — см — см

— —см — — — — — — — СМСМ — — — — — — — СМСМ - см — — — — —

см см см см см см см см см см см см см см см см см СМ СМ см СМ СМ СМ СМ СМ см см см
порядковому номеру паза; таким образом клетки перенуме-
ровываются подряд слева направо и сверху вниз

После этого таблица разбивается на фазные зоны начи-
ная с первого паза в каждой строке проводятся жирные вер-
тикальные черточки, отделяющие одну зону от другой в стро-
гом соответствии с заранее составленным катушечным рядом
В следующей строке эти черточки могут сместиться, так что
в целом границы между фазными зонами в таблице имеют вид
ломаных линий (рис 36)

Затем приступают к распределению параллельных ветвей,
расстановке перемычек по таблице (схеме обмотки) и опреде-
лению выводных концов

В обмотке с целым числом пазов на полюс и фазу наиболь-
шее число параллельных ветвей равно, как указывалось в
первой части, наибольшему делителю чисел z и р

В обмотке с дробным числом пазов на полюс и фазу, кроме
того, число параллельных ветвей не может превышать

2р d z

а к —— —------------------= —

“макс ' > , , , , « ,

d г. bd + с 2о

и о-------

т е число параллельных ветвей не превышает числа единич-
ных машин в схеме обмотки всей машины

Если требуемое по другим условиям число параллельных
ветвей меньше z/z0, то в пределах нескольких единичных ма-
шин можно соединять все катушки фазы последовательно

Параллельные ветви можно размещать распределенно по
окружности статора или сосредоточенно В первом случае
участки обмотки, принадлежащие данной параллельной ветви,
чередуясь с участками других ветвей, располагаются равно-
мерно по всей машине Примером такого расположения яв-
ляется соединение всех катушечных групп под полюсами
одной полярности или всех прямых ходов волновой обмотки
в одну ветвь (а всех обратных ходов — в другую) при целом
q и а = 2 В волновых обмотках равномерное расположение
параллельных ветвей позволяет иногда уменьшать число пе-
ремычек

Сосредоточенное расположение параллельных ветвей дает
возможность избежать вредных последствий несимметрии воз-
душного зазора Если, например, при а = 2 одна параллель-
ная ветвь расположена только на одной половине статора, и
другая — на другой, то при несимметрии воздушного зазора
и увеличении магнитной индукции под одной стороной ста-
тора в обмотке возникает уравнительный ток, замыкающийся
последовательно через обе параллельные ветви. Реакция от
этого тока приведет к выравниванию магнитной индукции
под разными половинами статора и к ликвидации односто-
роннего магнитного тяжения.

Перемычками в обмотке соединяются отдельные катушки
(стержни) или их группы. В многовитковой катушечной об-
мотке все катушки под одним полюсом соединяются корот-

Рис 37 Схема петлевой обмотки.

кими перемычками, сечение которых равно сечению одного
витка. Катушечные группы, расположенные под различными
полюсами, соединяются длинными перемычками того же се-
чения.

Перемычки и выводные концы можно обозначить в таблице,
как изображено на рис. 36 Обычно соединения в пределах
одной полюсной группы и перемычки, соединяющие катушеч-
ные группы под соседними полюсами, не показывают, ограни-
чиваясь обозначением перемычек, длина которых более од-
ного полюсного деления.

По таблице легко построить схему петлевой обмотки, при-
веденную на рис. 37. Петлевые многовитковые обмотки
обычно применяются при большом числе параллельных вет-
вей, для соединения которых применяются так называемые
круговые шины. К этим шинам удобно в любом месте подсое-
динять выводной конец параллельной ветви.
Волновые стержневые обмотки с двумя или одний стерж-
нем в пазу применяются в гидрогенераторах наиболее часто,

и составление их схем имеет ряд особенностей. Во-первых

благодаря своей форме вол-
новая обмотка не нуждается
в междуполюсных пере-
мычках. Стержни в преде-
лах одного хода соеди-
няются естественным пу-
тем — с помощью прямых

Рис. 38. Типы соединений волновой
стержневой обмотки: а — прямой хо-
мутик, б—косой хомутик, в — пря-

хомутиков (рис. 38, а).
Однако при дробном q по
крайней мере один ход об-

мотки содержит стержни

мая перемычка; г — косая перемычка.

не под всеми полюсами и

состоит из волн, разделенных промежутками. Для соедине-
ния таких волн применяются перемычки. Если перемычка

соединяет два верхних или два

Рис. 39. Табличная схема волновой
обмотки для q = 18/ц.

нижних стержня, то она
является прямой (рис. 38,в),
а если верхний и нижний
стержень, то она будет
косой (рис. 38, г). Для
соединения расположенных
рядом со сдвигом на один
паз верхнего и нижнего
стержней используются ко-
сые хомутики (рис. 38, б).

Построение схемы вол-
новой обмотки также начи-
нается с составления таб-
лицы по катушечному ряду.
Пример такой таблицы
приведен на рис. 39.

Клетки таблицы, рас-
положенные друг под дру-
гом, отстоят точно на один
результирующий шаг у
и соответствующие им
стержни соединяются «есте-
ственным ходом» обмотки—

посредством прямых хомутиков. В машинах с целым числом
пазов на полюс и фазу так соединяются все стержни одного
хода. Однако при дробном q фазная зона в таблице ограни-

чена ломаными линиями, и стержень, соответствующий
уступу такой линии, не может соединиться со стержнем, от-
стоящим от него на результирующий шаг, ибо последний
принадлежит уже соседней полуфазе. В этом случае можно
с помощью косой перемычки перейти в другой вертикальный
ряд квадратов той же полуфазы, что означает соединение с ка-
тушкой другого хода обмотки того же направления, либо с по-
мощью прямой перемычки перейти в другую полуфазу той
же фазы, что означает соединение с ходом обмотки противо-
положного направления (рис. 39).

Ь 8 6'8 ЮК п 16 № 80 Л 26 88 30 32 38 36 38 80 82 88 86 88' 50 52 58 56 5&
! 11 II ।' ’ in iii И। <1 п 1 111 11 1 ! '

A A’

X' X

Рис. 40. Схема волновой обмотки.

Рассмотрим простейший пример составления табличной
схемы единичной машины. Пусть q = 1 2 * * * * * 8/1Х; тогда катушеч-
ный ряд определяется любой строкой следующей таблицы:

2 1 22 1222122

2 1 222122122

2 1 222122212

22 1 22122212

22 1 22212212

22 1 22212222

2 22 I 2212222

222 1 2221222

Кроме того, по формулам,

приведенным

выше, получаем:

z0 = 6(ll + 8) = 114;

^1± = 10.

Составим табличную схему обмотки. В каждой строке
таблицы имеется 10 квадратов, единичная машина насчиты-
вает 114 квадратов (рис. 39). Начиная обход таблицы с пер-
вого паза, проходим «естественно» до 21-го паза; на схеме
фазы А обмотки (рис. 40) это соответствует прямому ходу.
Нижняя сторона 21-й катушки лежит в 26-м пазу (если шаг
обмотки 1—6). По таблице 21-ю катушку удобнее всего сое-
динить с 26-й прямой перемычкой. На схеме рис. 39 это будет
перемычка 1, соединяющая нижние стороны упомянутых
катушек. 26-я катушка принадлежит обратному ходу волно-
вой обмотки и соединяется с 16-й естественным путем, а 16-я—
прямой перемычкой с 12-й (рис. 39); это перемычка 2. Катушки
прямого хода с 12-й по 52-ю соединяются естественно, после
чего следует установить перемычку 3, соединяющую 52-ю
катушку с 47-й, и перемычку 4, соединяющую 37-ю катушку
с 43-й. Оставшиеся катушки обратных ходов полуфазы А'
соединяются естественно (77—27; 38—48) или с помощью
косых хомутиков (6—17; 27—38), обозначенных на схеме
рис. 40 в виде петель. Аналогично строится вся схема еди-
ничной машины, на рис. 40 показана только часть ее для од-
ной фазы.

Начала полуфаз А и А' лежат в 1-м и 6-м пазах, концы
принадлежат 105-й и 110-й катушкам. В следующей единич-
ной машине картина повторяется со сдвигом на четыре паза.
Если в целой машине всего 228 пазов и нет параллельных
ветвей, нужно соединить конец х с началом А' еще одной
перемычкой, и общая длина перемычек на фазу составит тогда
®/22 окружности статора.

Если же требуется образовать две параллельные ветви,
то такое соединение надо осуществить в каждой единичной
машине, перед тем как соединить их параллельно; общая
длина перемычек на фазу составит 5/ц окружности.

Возможны другие варианты расположения перемычек,
однако всегда следует избегать их перекрещивания.

Дополнительного сокращения числа перемычек можно до-
стигнуть, искусственно изменяя числовой ряд [Л. 5]. Наг-
ляднее и проще всего это сделать по таблице, где изменение чис-
лового ряда соответствует изменению границ между фазными
зонами. Пользуясь таблицей, можно искусственно «расши-
рить» границы фазных зон за счет включения в определен-
ных местах катушек, принадлежащих другим фазам, и ис-
ключения в других местах катушек, принадлежащих данной
фазе. При этом изменится обмоточный коэффициент, который
можно подсчитать, также пользуясь таблицей. Обычно из-
менение обмоточного коэффициента несущественно.

Наиболее сложной задачей при составлении схемы яв-
ляется оценка амплитуд дробных гармонических поля об-
мотки. Эта задача также облегчается с помощью таблицы.
Как известно [Л. 5], при знаменателе дробной части q,
равном d, могут быть гармонические, порядок которых по от-
ношению к основной составляет:

24 = £±1, k = 0, 1, 2. .

'-о d

причем наиболее опасны гармонические, порядок которых
ближе всего к основной.

Гармонические, порядок которых кратен трем, в поле
отсутствуют. Для гармонической порядка v по отношению
к основной угол между соседними пазами составляет:

Определить ее амплитуду можно, сложив алгебраически
проекции векторов, соответствующих отдельным пазам одной
из фаз, на оси х и у, а затем по проекциям определить резуль-
тирующий вектор для одной фазы единичной машины.

В настоящее время разработаны программы для электрон-
ных цифровых вычислительных машин (ЭЦВМ), производя-
щих подсчет амплитуд дробных гармонических по заданному
числовому ряду.

Составление схем однослойных обмоток отличается от
составления схем двухслойных обмоток тем, что в однослой-
ной обмотке следует принимать половинное число пазов, так
как каждый четный паз в этом случае является как бы ниж-
ней половиной паза двухслойной обмотки. В связи с этим шаг
однослойной волновой обмотки всегда должен быть из нечет-
ного паза в четный (например, 1—6—11).

Квадраты в табличной схеме следует нумеровать через
один или только нечетными цифрами. Само же составление
схемы по таблице ничем не отличается от описанного выше.

§ 2. Конструкция обмоток

Катушечные обмоткн

Как указывалось в третьей главе первой части, в совре-
менных гидрогенераторах применяются два типа обмоток
статоров: многовитковая катушечная и стержневая. Первая
(рис. 41), как правило, бывает двухслойной, вторая может
быть также однослойной или иметь дробное число слоев.

Число витков в катушке обмотки мощного гидрогенера-
тора не бывает меньше двух (иначе выгоднее применить стерж-
невую обмотку) и обычно не превышает шести. Каждый ви-
ток состоит из четного числа элементарных проводников,
расположенных в два столбика по ширине паза. Сечение
проводника не должно по возможности превышать 15—18 мм2,
а размеры его широкой и узкой сторон должны существенно
отличаться, иначе при намотке катушки проводник легко
перекручивается. Элементарные проводники витка имеют
собственную изоляцию; в обмотках гидрогенераторов при-
меняются, как правило, изолированные провода прямоуголь-
ного сечения марок ПСД или ПДА (со стеклянной или асбес-
товой изоляцией).

При изготовлении катушки вначале на станке наматы-
вается ее заготовка («лодочка»), которая затем растягивается
и формуется на специальных приспособлениях. Витковая и
корпусная изоляция выполняются из микаленты или стекло-
микаленты, накладываемой вполнахлеста; число слоев изо-
ляции зависит от напряжения машины. Изоляция наклады-
вается с помощью специальных станков и подвергается ва-
куумной пропитке компаундом с последующей прессовкой
под давлением.

Поверх изоляции наматывается покровная лента и на-
носятся полупроводящие покрытия, способствующие вырав-
ниванию электрического потенциала в местах выхода кату-
шек из пазовой части сердечника.

Процесс изготовления катушек и применяемые при этом
устройства подробно описаны в работах по технологии из-
готовления электрических машин.

При выборе размеров и сечения витка необходимо учиты-
вать в первую очередь добавочные потери. Чем больше объем
тока в пазу и соответственно — общее сечение катушки, тем
больше витков должно быть в катушке, меньше высота эле-
ментарного проводника и число проводников в витке. Исполь-
зуя формулы, приведенные в § 4 шестой главы первой части,
и имея в виду, что когда добавочные потери превышают ос-
новные, становится экономически выгодно уменьшать общее
сечение катушки,— легко определить в каждом конкретном
случае оптимальные размеры витка и катушки.

Для уменьшения добавочных потерь в катушечных об-
мотках выводные концы транспонируют на 180°, скручи-
вая их в одном месте. Аналогично транспонируются соедине-
ния между катушечными группами одной фазы, расположен-
ными под разными полюсами.

Сечение проводников соединительной междуполюсной пе-
ремычки равно сечению одного витка катушки, а средняя
длина близка к полюсному делению. Общая длина перемычек
практически не зависит от схемы соединения обмотки и
числа параллельных ветвей; начала и концы последних при-
соединяются к круговым выводным шинам. Длина и вылет
лобовых частей катушечной обмотки существенно зависят
от сокращения шага, которое позволяет не только улучшить
форму кривой э. д. с. обмотки, но и уменьшить расход меди
и изоляции.

Стержневые обмотки

Стержневые обмотки наиболее часто применяются в круп-
ных гидрогенераторах. Катушка такой обмотки (рис. 4'2)
Содержит только один виток, состоящий из двух полувитков—
стержней, спаиваемых в лобовой части. Каждый стержень
изготовлен из отдельных изолированных элементарных про-
водников относительно небольшого сечения, полностью транс-
понированных на длине пазовой части обмотки, так что каж-
дый элементарный проводник занимает последовательно все
возможные положения в пазу. Транспозиция позволяет су-
щественно снизить добавочные потери.

В процессе изготовления стержня изолированные элемен-
тарные проводники изгибаются с помощью штампа и пере-
плетаются между собой, в местах перехода проводника из
одного столбика в другой устанавливаются изоляционные
прокладки, после чего стержень опрессовывается на специ-
альном приспособлении.
Корпусная изоляция выполняется из микаленты или
стекломикалеиты и подвергается вакуумной сушке, пропитке
компаундом и прессовке

Корпусная изоляция стержневой обмотки является одно-
временно витковой — ее большая по сравнению с катушечной
обмоткой толщина обеспечивает повышение надежности ра-
боты

Рис. 42. Конструкция

стержня волновой обмотки.

Стержневые обмотки гидрогенераторов бывают только
волновыми, роль между полюсных перемычек на одной сто-
роне катушки выполняют отогнутые в стороны лобовые ча-
сти стержней. Так соединяются катушки, расположенные под
одноименными полюсами. Внутри одной катушечной группы
под одним полюсом соединений не делается; таким образом,
волновая обмотка состоит из ряда ходов, обегающих весь ста-
тор, если число пазов на полюс и фазу целое, или часть его,
если число пазов на полюс и фазу дробное. Для соединения от-
дельных ходов волновой обмотки устанавливаются перемычки,
сечение которых равно сечению стержня, изоляция выпол-
нена аналогичным образом (рис 43).

Перемычки обычно изготовляют из сплошной меди, так
же как и соединительные шины. Соединение стержней между
собой, с перемычками и с шинами производится посредством
пайки

Заказ Л° 20SB

81
Отдельные проводники стержня на конце его облуживаются
и два стержня спаиваются с помощью специального хомута.
Аналогично соединяется и стержень с перемычкой. Для
пайки применяются припои, содержащие серебро (ПСр).
После пайки головки стержней изолируются посредством

Рис 43 Конструкция перемычки

коробочек, прессуемых из изоляционного материала. Поверх
коробочки накладывается несколько слоев стеклолакоткани
(рис. 44, а). Другой способ изолировки головок состоит в
том, что внутрь коробочек из высокопрочного ИЗОЛЯЦИОННОГО
материала заливается термореактивный компаунд (рис. 44, б).

Рис 44 Изоляция головок обмотки.

Обмотки современных весьма мощных гидрогенераторов
в пазовой и лобовой частях изолируются стеклослюдинитовой
лентой, пропитываются термореактивным компаундом на
основе полиэфирных и эпоксидных смол и выпекаются в пресс-
форме. Такая изоляция обладает повышенной электрической
и, что особенно важно, механической прочностью, однако
требует для изготовления более сложной оснастки. Тепловая
стойкость изоляции этого типа приближается к классу F,
поэтому и изоляция головок выполняется по типу рис. 44, б,
так что вся обмотка обладает повышенной прочностью п на-
гревостойкостью.

Обмотки гидрогенераторов с непосредственным охлажде-
нием проводников водой выполняются из комбинированной
меди, в одном стержне часть проводников представляет со-
бой полые трубочки прямоугольного сечения. На концах
стержня устанавливаются наконечники, отлитые из меди и
служащие одновременно для электрического контакта стерж-
ней и для подвода воды внутрь стержня. Перемычки и шины
также изготовляют из медных труб прямоугольного сечения.
Изоляция головок обмотки и в этом случае выполняется по
типу рис. 44, б.

Однослойная стержневая волновая обмотка, как указы-
валось выше, но существу, является двухслойной обмоткой,
верхние и нижние стержни которой расположены в разных
пазах, поэтому ее лобовые части являются двухслойными.
Один из стержней катушки однослойной обмотки, играющий
роль верхнего, имеет форму, близкую к форме верхнего
стержня двухслойной обмотки. Другой стержень, выпол-
няющий роль нижнего, в лобовой части имеет более сложную
форму с изгибом не только на плоскость, но и на ребро. Из-
готовление такого стержня требует более сложной оснастки.

Детали крепления обмотки

В пазовой части катушки или стержни обмотки крепятся
с помощью клиньев, изготовляемых из изоляционных мате-
риалов — гетинакса или текстолита.

В качестве материала для изготовления клиньев гидроге-
нераторов, работающих в условиях повышенной температуры
и влажности, применяют стеклотекстолит.

В машинах с ботьшими пазами и повышенными токами ко-
роткого замыкания в качестве более прочного материала для
клиньев используют стеклотекстолит на эпоксидном связую-
щем, временное сопротивление которого на изгиб превышает
2000 кПсм2. Клинья из этого материала изготовляют путем
прессования в прессформе.

Клин паза обмотки по длине состоит из нескольких частей
длиной 150—200 мм. Клин имеет скосы в местах, совпа-
дающих с вентиляционными каналами. При заклиновке об-
мотки в пазах сердечника плотность достигается изменением
числа прессшпановых прокладок, укладываемых на дно паза,
между стержнями и под клин. Крайние нижние клинья
обмотки привязываются с помощью шнура для того, чтобы они
не смещались.

Для измерения температуры обмотки в отдельные пазы
укладываются термометры сопротивления. В двухслойных
обмотках эти термометры
укладываются между
стержнями и на дно паза
(рис. 45), в однослойных
обмотках — на дно паза
или между стержнем и кли-
ном. Провода от термо-
метров сопротивления вы-
водятся через вентиляцион-
ный канал сердечника.

Крепление лобовых частей обмотки статора осуществляется
с помощью бандажных колец. Между двумя слоями лобовых
частей обмотки устанавливается прокладка, представляющая
собой несколько слоев прессшпана, перевязанных лентой.
Нижний слой лобовой части опирается на бандажное кольцо.

Рис. 45. Термометр сопротивления
и его установка.

Для крепления лобовых частей в тангенциальном направ-
лении служат дистанционные прокладки из дельта-древесины
или более прочного изоляционного материала (гетинакс, тек-
столит, стеклотекстолит), устанавливаемые между лобовыми
частями соседних катушек через каждые 150—200 мм (рис. 46).
Прокладки привязываются к лобовым частям с помощью
шнура так, что лобовые части оказываются также связан-
ними друг с другом. Одновременно лобовые части крепятся
к бандажным кольцам шнуром. За последние годы находят
применение шнуры из искусственных материалов.

К верхним лобовым частям обмоток вертикальных гидро-
генераторов привязываются также упоры, препятствующие
перемещению обмотки под действием собственного веса и виб-
раций (рис. 46).

Бандажные кольца обычно изготовляют из стали, а в гид-
рогенераторах с линейной нагрузкой более 700—800 а/см
для уменьшения нагрева кольца делают из немагнитной стали.

Рис. 47. Установка бандажных колец.

Число бандажных колец определяется, во-первых, расче-
том на прочность (§ 6 гл. 8 первой части) и, во-вторых, необ-
ходимостью обеспечить достаточную жесткость лобовых ча-
стей.

Кольца состоят из отдельных секций, соответствующих
числу секторов статора, и крепятся с помощью кронштейнов,
устанавливаемых на нажимных плитах (рис. 47). Кронштейны
предохраняют кольца и лобовые части от тангенциальных
перемещений. Изоляция бандажных колец выполняется по
типу изоляции обмотки'статора: из нескольких слоев мика-
ленты или стекломикаленты и покровной ленты.

Шины

Если в обмотке статора нет параллельных ветвей, то на-
чала и концы фаз группируются в двух местах, обычно ука-
зываемых в задании, и выводные концы, выполненные в виде
изолированных шин, проходят через окна в корпусе статора.
Для их крепления служат изоляционные плиты, прикреплен-
ные к обшивке корпуса (рис. 48). Соединение обмоток в звезду
производится снаружи корпуса с помощью отдельных шин.

Если в обмотке есть параллельные ветви, то их начала при-
соединяются к трем круговым шинам, а концы — также к
трем шинам. Когда для устройства поперечной дифференци-
альной защиты требуется вывести шесть концов обмотки, то
число круговых шин возрастает до девяти.

Рис. 48. Конструкция выводных концов.

Пакет изолированных круговых шин собирается на изо-
лированных стойках, укрепляемых на корпусе статора или
посредством кронштейнов на нажимных плитах (рис. 48).
На определенном расстоянии между шинами устанавливаются
дистанционные прокладки из изоляционного материала, сое-
диняемые немагнитными болтами. Обычно шины не занимают
всей окружности статора: для экономии меди их делают ра-
зомкнутыми.

§ 3. Определение конструктивных размеров
обмотки статора

При конструировании обмотки статора определяются:
конфигурация витка, размеры пазовой и лобовой частей, вы-
леты лобовых частей и длины заготовок. Исходным материа-
лом для этого служат данные электрического расчета: раз-
меры паза и проводников, размеры сердечника статора тол-
щина изоляции и шаг обмотки.

Лобовые части катушек статорной обмотки образуют кор-
зину, имеющую форму конуса (рис. 49). У торцов статора
конус переходит в цилиндр. Угол отгиба лобовой части верх-
него (в пазу) стержня а1 в гидрогенераторах составляет
обычно 6°. В чертежах,как правило, проставляется размер
N = С tg с'1 (рис. 49).

Для расчета длины и вылета по лобовой части вначале
определяются радиусы расположения нижнего и верхнего
стержней (полувитков):

Ri-+

2 (14)

/?2 = Д Д2,

где Н — высота катушки или стержня без корпусной
изоляции;

Ах и А2 — толщины изоляции под клином и между стерж-
нями.

Угол а2 отгиба лобовой части катушки в плане рассчиты-
вается по соотношению

/ • о + Д,- т

а2 =- arcsin — = arcsin-----------—-------z;

t 2к^!

(15)

здесь В — ширина катушки без корпусной изоляции;

А( — двухсторонняя толщина изоляции по ширине в ло-
бовой части;

т — расстояние между лобовыми частями;
z — число пазов.

В однослойных корзиночных обмотках следует в фор-
мулу (15) подставлять 2/ вместо t (z/2 вместо г).

Значение т зависит от номинального напряжения:

Напряжение, в . . . до 525 3150 6300 10 500 13 500 15 700

Значение т, мм . . 4,5 5,0 6,0 9,0 11,0 12,0

Если в катушечной обмотке с одной стороны виток пере-
кручивается (транспонируется), то вместо В в формулу нужно
подставить величину

[/в2 + Я2,

где Н — высота витка катушки.
Рис. 49. к расчету длины витка петлевой и волновой обмоток:
а — волновая обмотка; б — петлевая обмотка.
Так как верхний и нижний слои лобовых частей располо-
жены на поверхностях различного радиуса, то длина дуги,
занимаемой лобовой частью одной катушки, в среднем соста-
вит:

Gi=4^+MVli (1б)

где yt — первый частичный шаг.

В волновой обмотке первый и второй частичные шаги уг
и у2 разные, поэтому вычисляется величина

Q _ Т. (#1 + Ry)
(_Г2 — У 2

и среднее значение

G = Gi + G2 ,17х

Как показано на рис. 49, конструкция лобовой части вол-
новой стержневой обмотки отличается от конструкции лобо-
вой части катушечной обмотки практически только формой и
размерами головок, в то время как форма остальных участков
в обоих случаях одинакова.

Так как головки стержней волновой обмотки спаиваются,
их размеры определяются в основном технологическими со-
ображениями и зависят от высоты стержня в лобовой части Нл
(рис. 49, а):

И ч, мм......................... 35 55 60 75

Ai, » 80 90 95 НО

Вь » ......................... 40 50 60 80

Высота стержня в лобовой части Нл меньше, чем в пазовой,
на одну высоту элементарного проводника, так как провод-
ники в лобовой части не транспонируются. Радиус г прини-
мается обычно равным 5 мм (рис. 49, а).

В катушечной обмотке значение радиуса гх (рис. 49, б)
в основном определяется возможностью изолировки и, сле-
довательно, номинальным напряжением:

Напряжение, в. . . до 3150 до 6300 до 10 500 до 13800
мм................ 12 15 20 25

Размер прямолинейного участка k (рис. 49) в обоих случаях
определяется номинальным напряжением и равняется высоте
нажимного пальца гребенки плюс Л:

Напряжение, в 3150 6300 10 500 13 800 15 750

А, мм ......... 20 25 32 38 50
Проекция отогнутого участка лобовой части на ось ма-
шины С (рис. 49) определяется длиной дуги G и радиусом
закругления /?5 при переходе от прямого участка к отогну-
тому. В стержневой обмотке этот радиус составляет R:, =
50 мм при сечении стержня до 600 мм2 и R& — 100 мм при
большем сечении (радиус перехода от отогнутого участка
вновь к прямому R. составляет вдвое меньшую величину).

В катушечной обмотке обычно R-o = 25 мм при напряже-
нии не выше 3150 в и Rb = 50 мм при более высоком напря-
жении.

Зная G, можно вычислить размер С по следующей формуле:

С = —?— [0,5 sin a2G -ф (R& 0,5В) (1 — sin aa)] — d. (18)

COS aa

Величина d в этой формуле позволяет учесть то обстоя-
тельство, что центр дуги закругления при переходе от пря-
молинейного участка к отогнутому находится еще в пределах
прямолинейного участка (рис. 49, а). В стержневых обмотках
обычно d = 20 мм, в катушечных — d = 0.

Подставляя в формулу (18) значения Gr и G2, соответст-
вующие уг и у2, получаем размеры Сг и С2 и по разные сто-
роны сердечника.

Полная осевая длина обмотки составляет:
стержневой (рис. 49, а)

L lt + 2k + Сх + С2 + 2А± -ф 2#л; (19)

катушечной (рис. 49, б)

L = lt + 2k + 2Ci ф- 2rx + 2H. (20)

Половина длины витка определяется теми же размерами
и составляет:

для стержневой обмотки

0,5Za = lt + 2k + G —!-(fl5 + 0,5B) |0,035 (90° — aa) —

cos^s L

-----— (1 — sin a2)l + Bx ф- 2AX тс (7 + —'j + 5 ]mm]; (21)
cos a2 J \ 2 /

для катушечной обмотки

0,5/a = ltA-2k + G1 —+ (fl5 + 0,5В) X

COS a2

x[o,O35(9O°—a2)-----—(1 — sina2) + тс бу-|-—V (22)

L cosJ \ 2 j
ГЛАВА ПЯТАЯ

РОТОР

§ 1. Конструктивные типы

В гидрогенераторах ротор выполняет три различные функ-
ции: это прежде всего индуктор, образующий магнитное поле
возбуждения; в то же время это — вентилятор, создающий
необходимый напор для вентиляции, и маховик, обеспечи-
вающий устойчивость работы. Кроме того, при торможении
агрегата ротор используется как тормозной диск.

Основными узлами ротора являются вал, остов, обод,
полюсы с обмоткой возбуждения, вентиляторы и тормозные
сегменты (рис. 50—56).

Различия основных конструктивных типов роторов опре-
деляются условиями прочности и транспортировки.

Транспортный габарит определяет наибольшие возможные
размеры неразъемной части ротора. Если размеры ротора
превышают этот габарит, его конструкция должна быть разъем-
ной. При этом возможны различные условия транспортировки
и конструктивные типы, приведенные в табл. 5.

Условия транспортировки и типы роторов

Таблица 5

№ пп. Условия транспортировки Возможная конструкция Наиболь- ший диаметр, м Пример исполне- ния
1 В собранном I Цельнокованый или ~4,5 Рис. 50
2 Без полюсов J ДИСКОВЫЙ остов ~5 » 51
3 » обода Шихтованный обод, барабанный остов ~6 » 52
4 С частично разобранным остовом Барабанный остов, разбираемый на две части ~7 » 53
5 С частично снятыми спицами Спицевой остов ~8 » 54
6 Со снятыми спицами » » >8 » 55 » 56
Рис 50 Ротор с неразъемным ободом из цельных
дисков

1 — вал, 2 — остов обод 3 — полюс, 4 — тормозное кольцо,
совмещенное с вентилятором.
Рис 51 Ротор
мощного быстро
ходного гидрогене-
ратора с остовом-
ободом из отдель-
ных пакетов цель-
ных дисков

1 — пакет остова-
обода.

vw'/mvm

Рис. 52. Ротор с
цельным барабан-
ным остовом и
шихтованным обо-
дом.

1 — остов; 2 — обод.

iuiiinnifiMuii%l
Основными нагрузками в роторе являются вращающий
момент и центробежные силы. Эти нагрузки при заданном
согласно условиям транспортировки конструктивном типе
(табл. 5) определяют его модификацию.

Рис. 53. Ротор с барабанным разъемньш остовом и шихтован,
ным ободом.

/ — остов; 2 — обод

Величина вращающего момента в первую очередь сказы-
вается на конструкции остова. Момент от вала па обод пере-
дается непосредственно, когда остов насаживается на вал,
или через втулку, насаженную на вал. При этом момент пе-
редается с помощью шпонки или трения, создаваемого поса-
дочным натягом (в последнее время шпонки не применяются).

В первых двух строках табл. 5 приведены конструкции,
в которых обод и остов представляют одно целое. Однако
условия транспортировки могут ограничить не только
Рис. 54. Ротор со спицевым

остовом с частично отъемными
1 — остов;
спицами: а — две отъемные спицы; б — четыре отъемные спицы.

2 — обод

Рис. 55. Ротор с центральной частью остова в виде барабана
и с креплением спиц стыковыми плитами: а — ротор; б — креп-
ление втулки подпятника; в — ротор подвесного генератора.
1 — втулка подпятника; 2 — центральная часть остова, 3 — спицы,
4 — стыковые плиты.
...
габарит, но и вес, и тогда остовы изготовляют из отдельных па-
кетов (рис. 51). Такие роторы малых диаметров специфичны
для быстроходных гидрогенераторов, устанавливаемых
обычно на высокогорных станциях, куда они доставляются
по горным дорогам автотранспортом. В этом случае ограни-
чения накладываются не габаритами, а весом.

При диаметре ротора около 6 м. применяется конструкция
остова ротора, показанная на рис. 52 (п. 3 табл. 5). Здесь остов
и обод представляют собой отдельные узлы: остов — сварной
неразъемный барабан, насаживаемый на вал, обод — шихто-
ванное из штампованных сегментов кольцо, собранное на
шпильках. Диаметр барабана должен позволять перевозку
его по железной дороге или другим транспортом.

Отдельная втулка (центральная часть остова) применяется
только в роторах с разъемными остовами; при этом и обод со-
бирается из отдельных листов (пп. 4—6 табл. 5).

Конструкции, в которых втулка представляет одно целое
с валом (см. рис. 9), несмотря на кажущуюся простоту и мак-
симальную надежность, не получили распространения из-за
технологической сложности изготовления поковки и ее меха-
нической обработки.

В настоящее время применяются три основных типа разъем-
ных остовов с втулкой.

В первом типе (п. 4 табл. 5 и рис. 53) остов представляет
собой сварной барабан, по условиям транспортировки состоя-
щий из двух половин, собираемых на центральной втулке и
прикрепляемых к ней призонными коническими шпильками;
кроме того, половины соединяются друг с другом по торцам
накладками на болтах и стыковыми плитами по плоскости
разъема. Втулка в такой конструкции обычно бывает цельной,
отлитой из стали.

Для роторов самых больших диаметров (более 8 м) при-
меняются два типа остовов, состоящих из отдельных спиц,
соединенных с центральной втулкой.

При моментах вращения не более 2000 Т-м втулка соеди-
няется со спицами с помощью двух дисков и призонных шпи-
лек. как показано на рис. 56.

При увеличении передаваемого момента, естественно,
должна возрасти суммарная площадь соединительных шпилек.
Для их размещения требуется увеличение диаметра соеди-
нительных дисков, что ограничивается возможностью пере-
возки.

При моментах вращения более 2000 Т-м применяется кон-
струкция остова ротора, в которой спицы крепятся с помощью
стыковых плит и шпилек (рис. 55). В этом случае центральная
втулка представляет собой барабан. Модификация такой кон-
струкции находит применение и при меньших диаметрах ро-
торов. В этой модификации только некоторые спицы делаются
отъемными: две (рис. 54, а) или четыре (рис. 54, б) диамет-
рально расположенные спицы, что при диаметре ротора
меньше 8 м дает возможность транспортировать такой остов
по железной дороге.

§ 2. Валы

Валы гидроагрегатов гыковываются из стали. Обычно за-
воду, изготовляющему гидрогенераторы, валы поставляются
уже в ободранном виде с припуском 10—20 мм на оконча-
тельную обработку (рис. 57).

Рис. 57. Вал с насадными втулками для подшипников.

В валах предусматриваются центральные отверстия; если
они предназначаются для контроля качества поковки, а
также используются для впуска воздуха под рабочее колесо
турбины (радиально-осевой), их диаметр может ограничиться
150 мм-, в валах сравнительно малых диаметров такие отвер-
стия обычно выполняют путем сверления. В валах большого
диаметра центральное отверстие (достигающее 800 мм) вы-
ковывается, что обеспечивает необходимое качество поковки.
В случае турбины поворотнолопастного типа отверстие
должно быть достаточным для размещения в нем трубопрово-
дов устройства поворота лопастей.

Обычно валы генератора и турбины изготовляются от-
дельно и имеют фланцевое соединение. Размеры фланца, диа-
метр вала и диаметр отверстия задаются турбинными заво-
дами.

Благодаря успехам сварочной техники крупные валы
можно сваривать из отдельных частей, что значительно об-
легчает изготовление поковок.

В настоящее время самые мощные зонтичные гидроагре-
гаты, как, например, агрегат Красноярской ГЭС мощностью
500 000 кет, изготовляются с единым валом (см. рис. 8). Так
же выполнен один из агрегатов Волжской ГЭС имени XXII

съезда КПСС мощностью 160 000 кеа.
Это упрощает монтаж, исключает
возможные изломы линии вала в
местах фланцевого соединения и,
как следствие, биение вала. В та-
кой конструкции центральная часть
остова ротора крепится непосред-
ственно к верхнему фланцу вала
агрегата.

Валы генератора и турбины
перед отправкой на место уста-
новки соединяют для проверки ли-
нии вала и развертывания флан-
цевых отверстий. Соединение валов
можно произвести и на месте их
установки.

Иногда совместно с валом отко-
вываются втулки для подшипников
(рис. 58). Однако экономически
выгоднее изготовлять втулки от-
дельно и насаживать их на вал
с горячей посадкой (рис. 57).

Верхняя часть вала, на которой
установлены якори возбудителей,
в зонтичных гидрогенераторах,
чтобы не утяжелять поковку, часто
делается надставной (см. гл. 2) и
присоединяется с помощью фланца
к основному валу или к централь-
ной части остова ротора (в случае
единого вала). Крепление над-
ставки рассчитывается на макси-
мальный момент при коротком за-
мыкании возбудителя во время его
работы при наивысшем напряже-
нии (см. первую часть).

Все места переходов от одного
диаметра вала к другому должны
во избежание концентрации на-
пряжений иметь достаточные ради-
усы закруглений. Наибольший ра-
диус закругления при переходе от

Рис. 58. Вал с цельнокованными втулками для подшипников.
фланца к цилиндрической части в крупных валах достигает
150 мм. Часто при этом на поверхности фланпа делаются
местные глубокие подрезки для гаек фланцевых болтов.

Болты фланцевого соединения передают осевые нагрузки
от веса вала, колеса турбины и давления воды, а также вра-
щающий момент. Для обеспечения совместной работы всех
болтов при передаче вращающего момента они выполняются
призонными.

Отверстия в обоих фланцах турбинного и генераторного
валов совместно развертываются при соединении валов, ко-
торое обычно производится на турбинном заводе, но может
быть осуществлено также и в процессе монтажа (в последнем
случае не надо перевозить генераторный вал на турбинный
завод).

Во фланце одного из валов предусматривается центрирую-
щий выступ, а в другом — соответствующая ему выточка.
В поворотнолопастных турбинах фланцевое соединение во
избежание протечек масла из вала уплотняется резиновой
прокладкой, для чего на фланце протачивается кольцевая
канавка специальной формы.

Если между контактными кольцами и ротором размещается
шейка направляющего подшипника или втулка подпятника,
в валу делается паз для шин токоподвода, закрываемый ме-
таллическим клином.

Во многих случаях вращающий момент от вала к ротору
передается с помощью шпонки; при этом на посадочной по-
верхности фрезеруется шпоночная канавка. Недостатком та-
кой конструкции является то, что односторонняя фрезеровка
может привести к искривлению линии вала из-за внутренних
напряжений в металле. Кроме того, обработка шпоночной ка-
навки требует высокой точности.

В новых отечественных конструкциях шпонка не приме-
няется, посадочный натяг втулки ротора на вал рассчитывается
таким образом, чтобы сила трения между втулкой и валом
была достаточной для передачи вращающего момента.

Валы машин подвесного типа (см. рис. 57) имеют съемную
втулку подпятника, удерживаемую запорным кольцом, за-
кладываемым в кольцевой паз па валу. Поскольку такие
втулки согласно условиям сборки и разборки должны быть
съемными, то они могут насаживаться на вал с незначитель-
ным натягом (плотная посадка по второму классу точности).
Поэтому трение между втулкой и валом не может передать
даже незначительный момент трения в подпятнике, и для
передачи его устанавливается шпонка.
§ 3. Остовы

Для случая, соответствующего п. 1 табл. 5 (рис. 50), остов
представляет собой цельный барабан, насаживаемый непо-
средственно на вал. Наиболее технологична конструкция ба-
рабана из отдельных дисков, вырезанных из достаточно тол-
стых листов (но не толще 40—50 мм, ибо это затрудняет по-
лучение плотного пакета без обработки каждого листа из-за
неизбежной их коробоватости и разнотолщинности).

Листы стягиваются шпильками. В теле барабана для его
облегчения предусматриваются сквозные осевые отверстия,
вырезаемые в листах газовым резаком до их сборки. Наруж-
ная поверхность барабана выполняется в виде мноюгранной
призмы: число граней равно числу полюсов. На каждой грани
имеются пазы (обычно Т-образной формы) для крепления
полюсов. В редких случаях пазы могут быть в форме ласточ-
кина хвоста или иной формы.

В пазы входят соответствующие хвосты полюсов, закреп-
ляемые клиньями. Более подробно такое крепление будет
описано ниже (§ 5).

Как указывалось, вес цельного остова-обода в некоторых
случаях не позволяет перевозить его по горным дорогам.
Тогда барабан делят на отдельные пакеты, чтобы вес каждого
из них не превышал 20—40 т. Пакеты собираются из относи-
тельно толстых дисков, вырезанных газо-кислородным пла-
менем.

Наиболее целесообразно соединение листов в пакеты по-
средством так называемых электрозаклепок (рис. 51) или
пробочных швов, т. е. швов, накладываемых по внутреннему
периметру отверстия. Возможно соединение листов шпиль-
ками (рис. 59). В этом случае стяжные гайки сопрягаемых
пакетов обрабатываются таким образом, что в гайках одного
пакета образуются центрирующие впадины, а в гайках со-
седнего — соответствующие выступы. Пакеты насаживаются
на вал на общую шпонку, благодаря чему обеспечивается
совпадение граней и пазов для крепления полюсов.

Пазы в таких пакетах желательно обрабатывать совместно
на временном валу — оправке, с которой их можно легко
снять. Обработка на постоянном валу не ведется, так как
вследствие горячей посадки разборка ротора для транспорти-
ровки становится невозможной.

При сборке между пакетами остаются вентиляционные
каналы, воздух в которые поступает через осевые отверстия
в пакетах; это позволяет использовать остов ротора в качестве
радиального вентилятора, в дополнение к осевым вентилято-
рам, устанавливаемым обычно на его торцах. Такая конструк-

чивается по диаметру вала с
расчетный натяг.

ция применяется в бы-
строходных машинах,
которые при малом диа-
метре имеют большую
длину, и поэтому подача
5 воздуха только с торцов

g может привести к недо-

ч статочному охлаждению
® пакетов сердечника.

Следующей модифи-
з кацией (п. 3 табл. 5)
>• является остов в виде
« сварного барабана, со-
стоящего из кованой или
§ литой цилиндрической
* стальной центральной
втулки, приваренных к
з ней верхнего и нижнего
5 дисков, вертикальных
5 ребер, соединяющих ди-
и ски между собой, и так
н называемых клиновых
~ полос. Диски, ребра и
с клиновые полосы выре-
S заются из тол стол исто-
§ вой углеродистой стали,
о обычно марки Ст. 3.
g Выбор этой марки стали
о обусловлен ее хорошей
о свариваемостью и пла-
° стичностью. Высокие
механические качества
3 стали в данном случае
б не требуются.

(£ После сварки остов
отжигается в печи для
снятия напряжений в
сварных швах. Внутрен-
няя поверхность цен-
тральной втулки раста-
допусками, обеспечивающими
При шпоночном соединении остова с валом применяется
посадка Пл. (плотная), а при бесшпоночном — Пр. (прессо-
вая). Расчет последней приведен ниже. Для обеспечения по-

садки на вал втулка имеет два посадочных диаметра: внизу
больший, а вверху меньший (разница в 5 мм).

В верхнем и нижнем дисках предусматриваются отверстия
для прохода охлаждающего воздуха внутрь барабана, от-
куда он в результате закручивания его ребрами попадает в ка-
налы обода ротора. В ребрах делаются отверстия для захвата

стропами.

Поверхность клиновых полос обтачивается по окружности,

причем на нижней части полос оставляется уступ, на который

опирается обод (рис. 60). Вдоль
клиновых полос фрезеруются ка-
навки для клиновых шпонок, пе-
редающих момент на обод ротора.
С помощью этих же клиновых
шпонок достигается посадочный
натяг между ободом и остовом.

К нижней торцевой поверхности
барабана крепится тормозной диск,
состоящий обычно из нескольких

Рис. 60. Нижняя часть кли-
новой полосы остова ротора.

сегментов. Для увеличения жест-
кости барабана в местах опоры

тормозного диска при подъеме ро-

тора домкратами предусматриваются дополнительные ребра.

При диаметре остова больше 5 м (диаметр всего ротора —
около 8 м) применяется цельносварной лучеобразный остов
(см. рис. 54) с частично отъемными лучами (спицами).

Отъемные спицы в данной конструкции крепятся с по-
мощью стыковых плит, шпилек и штифтов. При этом шпильки
должны быть рассчитаны на передачу вращающего момента
и момента от веса обода ротора и полюсов. Горизонтальные
штифты воспринимают перерезывающую силу в плоскости
соединения. В такой конструкции тормозной сегмент должен
крепиться непосредственно к ободу ротора. Для увеличения
жесткости лучевого ротора спицы соединяются по периферии
балками.

В основном аналогичную конструкцию имеет разъемный
барабанный остов, состоящий из двух частей (рис. 53). От-
личие заключается лишь в способе крепления центральной
втулки. Так как она и при такой конструкции должна оста-
ваться цельной, то разъемный барабан не приваривается к ней,
а прикрепляется шпильками. Эти шпильки должны плотно
входить в отверстия, т. е. выполняться как призонные. Наибо-
лее технологичны в данном случае конические шпильки, обычно
имеющие резьбовые цилиндрические хвосты с обеих сторон.

Гайка на тонком конце служит для фиксации шпильки в ра-
бочем положении, а гайка на толстом конце дает возможность
забивать цилиндрическую шпильку до достижения необхо-
димой плотности и в то же время предохраняет ее от «про-
скакивания» сквозь отверстие, что возможно при относительно
малой конусности (1 : 200).

Обе половины разъемного барабана, кроме того, скреп-
ляются накладками сверху и снизу, соединяемыми с дисками
также коническими шпильками. Такое соединение обеспечи-
вает полную монолитность остова.

Для роторов, размеры которых превышают 8 м, остов уже
не может выполняться не только в виде цельного, но даже
разъемного барабана. В этом случае, характерном для боль-
шинства крупных тихоходных генераторов, применяется ос-
тов, который перед транспортировкой может быть полностью
разобран. Такой остов состоит из центральной втулки и отъем-
ных спиц (рис. 55—56). Конструкции, показанные на этих
рисунках, отличаются в основном способом крепления спиц
к центральной втулке.

Втулка в обоих вариантах, если гидрогенератор зонтич-
ный, в своей нижней части служит опорой для вращающегося
диска подпятника. Эта нижняя опорная часть втулки может
представлять одно целое с втулкой (рис. 56). Благодаря сое-
динению нижней части втулки с нижним фланцем ребрами
конструкция приобретает большую жесткость, что важно
для надежного крепления диска.

Опорная часть втулки может быть также выполнена в виде
отдельного барабана, соединенного с самой втулкой болтами
и штифтами (рис. 55). Этот барабан, работающий в основном
на сжатие, может быть изготовлен довольно легко путем
сварки из листового материала. Он состоит из верхнего и
нижнего дисков, соединенных ребрами, а также наружным и
внутренним цилиндрами.

Конструкция с отъемным опорным барабаном легко осу-
ществляется в варианте рис. 55, так как в этом случае нижний
фланец втулки не использован для болтового крепления ос-
това, как в варианте рис. 56. Для того чтобы убедиться в этом,
достаточно сравнить рис. 55 и 56.

В варианте рис. 56 спицы скрепляются с литой или сварно-
литой втулкой с помощью дисков, которые крепятся к втулке
коническими шпильками, как в случае разъемного барабана.
Наружные диаметры верхнего и нижнего дисков, как пра-
вило, одинаковы, внутренние — разные: у нижнего диска
внутренний диаметр больше, чем у верхнего, что дает возмож-
ность опускать его через верхний фланец втулки и разобрать,
если требуется, ротор без снятия втулки с вала. В больших
гидрогенераторах диски достигают предельных по железнодо-
рожному габариту диаметров — около 5 м. Изготовление

Рис. 61. Спица ротора.

1 — накладка, 2 — клиновая полоса.

такого диска из целого листа невозможно, поскольку листы
необходимой ширины не предусмотрены ГОСТ. Поэтому боль-
шие диски изготовляют сварными из двух частей.

Электрошлаковая сварка позволяет получить надежный
сварной стык практически при любой толщине диска. При
этом обеспечивается провар по всей толщине и равноценность
шва цельному металлу. Расстояние по вертикали между дис-
ками должно точно соответствовать высоте спицы в месте ее
крепления к дискам.

Сами спицы присоединяются к дискам также коническими
шпильками. Спица в данной конструкции обычно имеет дву-
тавровое сечение и делается сварной из полок и стенки. На
ее наружном торце приваривается клиновая полоса с пазом
для клиновых шпонок обода ротора.
Для получения точного размера спицы по высоте в тон ее
части, которая находится между дисками, она обрабатывается;
поэтому к полкам спицы пробочными швами привариваются

Рис. 62. Трапецеидальная спица
коробчатого сечения.

накладки (рис. 61), что дает
возможность обработать пол-
ку без ослабления. Для умень-
шения деформации при сварке
и увеличения продольной
устойчивости спицы, полки
соединяются со стенкой ре-
брами-угольниками. В стенке
спицы делаются отверстия для
захвата стропами при пере-
носке.

Спица нагружается силами
в двух плоскостях: вертикаль-
ной от веса обода ротора
с полюсами и собственного
веса и горизонтальной от вра-
щающего момента, а также
центробежными силами от
собственного веса в радиаль-
ном направлении. Моменты
инерции ее сечения должны
быть значительными в обеих
плоскостях, поэтому она де-
лается двутавровой.

Как указывалось выше,
применение варианта рис. 56
конструкции остова ограничи-
вается величиной передавае-
мого момента. Количество
шпилек, соединяющих спицу
с диском, не увеличивается
с ростом момента, так как
с увеличением длины машины
число дисков не увеличи-

вается, а диаметр их ограни-
чен железнодорожными габа-

ритами.

Исполнение остова ротора по варианту рис. 55 позволяет
значительно увеличить возможный передаваемый момент за
счет увеличения числа мест крепления спицы к центральной
втулке с ростом длины машины. Кроме того, болты крепления
спицы к втулке расположены таким образом, что они могут
быть лучше использованы: во-первых, болты работают па
растяжение, а не на срез, и, во-вторых, большее расстояние
между крайними болтами позволяет увеличить выдерживае-
мый ими изгибающий момент при сравнительно больших
передаваемых моментах.

Спицы в такой конструкции могут быть двутаврового се-
чения со стыковой плитой на внутреннем конце, однако луч-
шее использование материала достигается при коробчатой
форме спицы. В этом случае на одной спице расположены две
клиновые полосы (рис. 62). При равной прочности коробчатая
спица дает примерно 16% экономии по весу по сравнению с
двутавровой.

Рис. 63. Перекрытие остова ротора.

В любом из вариантов конструкции разборного остова
спицы его соединяются между собой на периферии для повы-
шения жесткости конструкции, что имеет значение не только
в рабочих условиях, но и при механической обработке.

Соединительными элементами являются стальные листы
с ребрами жесткости, которые служат также частью вентиля-
ционного перекрытия (рис. 63).

Как неоднократно упоминалось выше, ряд размеров дета-
лей выбирается, исходя не из расчета их механической проч-
ности в рабочих условиях, а принимая во внимание условия
подъема, транспортировки, технологических требований (на-
пример, при сварке, отливке и механической обработке).
При этом в некоторых случаях размеры выбираются боль-
шими, чем требуется по расчету на механическую прочность.

§ 4. Ободы

В настоящее время в мощных гидрогенераторах приме-
няются главным образом ободы, собираемые вперекрой из
отдельных сегментов (рис. 64), выштампованных из листовой
стали толщиной 3—4 мм.

Для очень мощных гидрогенераторов с большими механи-
ческими напряжениями при разгоне ободы изготовляются
из стали марки Ст. 35 с пределом текучести 3400—3200 кПсм2.
При относительно небольших напряжениях ободы могут быть
сделаны из стали марки Ст. 3 с пределом текучести 2400 кГ/см2.

Рис. 64. Сегмент обода ротора.

Сечение обода описываемой конструкции ослабляется сты-
ками между сегментами (рис. 65). Если стык в каждом после-
дующем слое сдвинут по окружности на одно полюсное деле-

Рис. 65. Схема сборки обода из сегментов.

ние и в сегменте обода содержится z полюсных делений, то
на каждые z слоев придется один стык (рис 65); следова-
тельно, коэффициент заполнения обода составит:

z — 1

г
Для увеличения данного коэффициента, т. е. для умень-
шения ослабления сечения, можно сдвигать стык на 0 полюс-
ных делений; тогда „

При сдвиге на половину полюсного деления & = х/2 и

Рис 66. Сборка обода
на калибрах.

для шпилек делаются

Кроме прочности, основным требованием, предъявляемым
к стали для изготовления ободов, является пластичность,
обеспечивающая сглаживание концен-
траций напряжений в углах и отвер-
стиях.

Возможно изготовление сегментов
обода ротора путем так называемой
шаговой штамповки. При этом с каж-
дым ударом штампа вырубается одно
полюсное деление с отверстиями для
стяжных шпилек, хвостов полюсов и
для шпонки остова, а при следую-
щем ударе сегмент продвигается под
штампом на шаг, равный полюсному
делению.

Более высокое качество и точность
дает компаундный штамп, который
одним ударом штампует сегмент из
заготовок. Такой сегмент охватывает
всего три-четыре полюсных деления,
так как его размеры ограничиваются
мощностью пресса. Компаундный
штамп обеспечивает более точную
сборку обода, исключает необходи-
мость значительной дорновки отвер-
стий под стяжные шпильки в собран-
ном ободе.

Кроме отверстий для шпилек, в сег-
ментах выштамповываются отверстия
для сборочных калибров, на которых
собирается обод (рис. 66). Отверстия

с припуском около 0,3 мм, отверстия для калибров
имеют меньший припуск.

Наружный контур сегмента представляет собой часть пе-
риметра правильного многоугольника. Число его сторон,

5 Заказ Л"2 208S 113
или, что то же самое, число граней собранного обода, равно
числу полюсов, если при шихтовке слои сегментов сдвшаются
на целое полюсное деление. Если сдвиг производится на по-
ловину деления, число граней и пазов для хвостов полюсов
удваивается.

На внутреннем контуре сет мента имеются пазы для кли-
новых шпонок, их число должно быть выбрано так, чтобы паз
в собранном ободе приходился против паза клиновой полосы
остова. Если число спиц не кратно числу полюсов, то паз
в ободе на некоторых спицах не совпадает с осью спицы.

Рис. 67. Сегмент обода ротора с распорками.

В данном случае возможны два решения: во-первых, клино-
вая полоса может быть сделана настолько широкой, что паз
можно сместить на один из ее краев; во-вторых, число пазов
в ободе может быть увеличено, чтобы оно стало кратным
числу спиц (например, при 88 полюсах и 16 спицах можно
сделать 176 пазов для шпонок); тогда не требуется увеличе-
ния ширины пазов клиновой полосы.

Важно правильно выбрать размеры сегмента и очертания
его радиальных сторон. Дело в том, что просветы между сег-
ментами в стыках образуют в ободе многочисленные воздуш-
ные каналы, которые играют большую роль при использова-
нии его как вентилятора. Все эти каналы, или по крайней
мере половина их, расположены между полюсами, благодаря
чему создается дополнительный свободный выход для воздуха.
Учитывая это, зазор между сегментами обычно делают на
выходе равным расстоянию между катушками с расширением
к центру ротора.

Для прохода охлаждающего воздуха в ободе ротора пре-
дусматривается несколько вентиляционных каналов, обра-
зуемых сегментами, к которым приварены дистанционные
полосы и распорные кольца вокруг шпилек (рис. 67). Кольца
должны быть достаточной толщины, чтобы противостоять сжи-
мающим усилиям.

а)

Так как пазы для клиновых шпонок обода делаются сквоз-
ными, то снизу они закрываются пластинами, чтобы клинья
не могли выпасть. Для обеспечения плотного соединения
обода с остовом перед окончательной расклиновкой обод ра-
зогревается.
Сверху обод запирается замком для предотвращения сколь-
жения вверх относительно остова в случае его ослабления и
при подъеме на домкратах, если тормозное кольцо (см. ниже)
не упирается в остов ротора.

С нижней торцевой части ротора крепится тормозное
кольцо, состоящее из отдельных сегментов (рис. 68). Сущест-
вуют различные варианты крепления сегментов: непосредст-
венно к остову ротора (см. рис. 59), к остову с опорой также
на обод (см. рис. 53), наконец, к ободу его стяжными шпиль-
ками, которые обычно развивают достаточное усилие, чтобы
удержать сегменты от смещения при угоне за счет противо-
стоящих сил трения (см. рис. 55).

Последний способ крепления, хотя и уступает первым в от-
ношении точности положения сегментов по высоте и требует
регулировки на монтаже подкладками, зато резко упрощает
изготовление: исключается необходимость кольцевой обработки
остова и сегментов для выточки в них зуба, удерживающего
сегмент от радиального смещения, что иногда и невоз-
можно на имеющемся оборудовании. Сегменты имеют ради-
альные сквозные канавки для компенсации теплового расши-
рения поверхностного слоя при торможении. Края канавок
и кромок скашиваются, чтобы не задирать тормозных коло-
док (рис. 68). Тормозная поверхность сегментов тщательно
шлифуется для предохранения колодок от износа.

§ 5. Полюсы

Сердечник

Как указывалось в первой части, полюс ротора состоит
из сердечника, его обмотки и изоляции между ними, а также
имеет, как правило, демпферную обмотку.

В сердечнике (рис. 69) полюса различают: башмак, форма
и размеры которого определяются необходимостью получе-
ния заданной формы поля возбуждения, а также фиксации
обмотки возбуждения на полюсе; собственно сердечник и
хвост, с помощью которого полюс крепится к ободу. При бол-
товом креплении хвост отсутствует и болт ввинчивается не-
посредственно в сердечник.

Наиболее распространена шихтованная конструкция сер-
дечника с концевыми щеками (рис. 69). Такой сердечник стя-
гивается сквозными шпильками, гайки которых утоплены
в теле щеки. Концы сердечника со щеками могут иметь раз-
личную форму в зависимости от ширины. При относительно
малой ширине сердечника (обычно не более 250 мм) приме-
няется форма по рис. 70, а. Переход от прямой части сердеч-
ника к закругленной щеке выполняется в виде нескольких
уступов или в виде скоса; эта форма перехода сокращает
длину лобовой части обмотки возбуждения примерно на двой-
ную длину перехода.

В более широких сердечниках используется форма, пока-
занная на рис. 70, б; она существенно сокращает длину лобо-
вой части катушки возбуждения. Толщина щеки в этом слу-

Рис. 69. Сердечник полюса ротора.

1 — башмак (наконечник); 2 — хвост; 3 — щека; 4 — стяжная шпиль-
ка; 5 — демпферная обмотка.

чае определяется в основном механической прочностью с уче-
том ослабления щеки углублениями для гаек и отверстиями
для шпилек, а также прочностью ее хвостовой части. Радиусы
закруглений принимаются примерно на 10% больше ширины
меди катушки. При прямолинейных лобовых частях катушки
(рис. 70, в) закругления щек не требуется.

Лист шихтованного сердечника полюса показан на рис. 71.
Его размеры определяются электрическим расчетом (см. пер-
вую часть). Расчетами на прочность должны проверяться
размеры хвостов, кромки полюсного башмака и щеки (см.
ниже).

Толщина таких листов в гидрогенераторах составляет 1;
1,5 или 2 мм. Потери на поверхности башмака сни.жаются
при уменьшении толщины; однако для достижения устойчи-
вости при изгибе приходится идти на утолщение листов.
Обычно их толщина не превышает 2 мм.
а)

Рис. 70. Исполнение сердечников и на-
жимных щек: а — с одним радиусом;
б — с двумя радиусами; в — прямо-
угольный.

Листы полюсов штампуются из стали марки Ст. 3 и не
лакируются: достаточной изоляцией от вихревых токов слу-
жит оксидная пленка на поверхности листов. Отверстия в
башмаке для стержней демпферной обмотки делаются на
0,5 мм больше диаметра стержня. Радиусы закруглений в уг-
лах, вблизи которых
имеет место концентра-
ция напряжений, не
должны быть меньше
1,5 мм.

Диаметр стяжных
шпилек и их число вы-
бираются таким образом,
чтобы напряжение в
них составляло около
1000 кПсм\ а при этом
усилие, стягивающее
сердечник, вызывало
давление между листами
15—20 кПсм2.

В быстроходных ма-
шинах для удержания
катушек возбуждения от
бокового перемещения
применяются различного
рода распорки, прикреп-
ляемые к ободу ротора.
В том случае, когда
установка распорок не-
желательна, применяют-
ся скобы, которые кре-
пятся непосредственно
к сердечнику полюса,
чем создается возмож-
ность выема полюса без
удаления распорки. Для крепления скоб в сердечнике устраи-
ваются массивные вставки; в них предусмотрены пазы для
крепления скоб (рис. 72).

Кроме шихтованных, применяются массивные полюсы,
преимуществом которых является возможность отказа от
демпферной обмотки, так как демпфирующие токи замыкаются
в теле полюсных башмаков. При этом поперечная демпфер-
ная система образуется посредством соединений между баш-
маками полюсов.
Следует, однако, иметь в виду, что массивные полюсы
обладают и рядом существенных недостатков, ограничиваю-
щих их применение в гидрогенераторах:

1) повышенные поверхностные потери, особенно при ма-
лых зазорах;

Рис. 71. Лист полюса: а —-с одним хвостом;
б — с двумя хвостами.

Рис. 72. Массивная вставка в шихтоваииом
сердечнике

2) повышенный нагрев инверсными полями по сравнению
с медной демпферной обмоткой, что в высокоиспользованных
машинах приводит к ограничению допустимой несимметрии
нагрузки по фазам;

3) высокая стоимость изготовления стально:о литья или
поковки, применяемых в данной конструкции;
них обычно нормализованы.

]'-~ЕГ--‘

Рис. 73. Клин полюса.

если это не ограничивается

4) необходимость увеличения объема и повышения точ-
ности механической обработки.

Кроме того, массивная конструкция по механической на-
дежности уступает сердечнику, собранному из отдельных
штампованных листов, так как в прокатном материале внут-
ренние пороки практически исключены. Литые же и кованые
изделия могут иметь пороки, а поэтому требуется испытание
каждого из них в отдельности.

К ободу ротора полюсы крепятся с помощью клиньев од-
ним или двумя Т-образными хвостами, выштампованными
вместе с листами сердечника.* Размеры хвостов и пазов для
В табл. 6 приведены размеры
хвостов и допустимые на-
грузки на них в зависимости
от толщины листов. Хвосты
в пазах расклиниваются
клиньями из шпоночной стали
с уклоном 1 : 100 (рис. 73).
В быстроходных гидрогене-
раторах со сплошным остовом,
механическими напряжениями

в нем, целесообразно применение одного крупного хвоста
вместо двух малых, так как применение толстых клиньев
в случае крупного хвоста значительно удобней при монтаже,
особенно при длинной машине,— они более устойчивы при
забивке.

Необходимо отметить, что при двух хвостах достигается
большая устойчивость полюса в тангенциальном направлении,
чем при одном хвосте.

Клин, вынимающийся вверх, не обрезается заподлицо с ос-
товом; у него оставляется выступающий конец длиной около
200 мм для захвата при извлечении.

Снизу в паз приваривается пластинка для упора полюса;
кроме того, паз закрывается пластиной для предотвращения
выпадения клина.

С целью увеличения механической устойчивости хвоста,
нагруженного центробежными силами, его кромки провари-
ваются по специально выштампованным лункам (рис. 71, б).

Для сердечника полюса при поверхностном охлаждении
обмотки (см. первую часть) применяется изоляция класса В

* Применение трех хвостов иа полюс не рекомендуется, так как
при этом трудно добиться равномерного распределения нагрузки
между хвостами.
в виде отдельно изготовленной гильзы (рис. 74). Такие твердо-
прессованные из стеклоткани и асбестовой бумаги гильзы
обладают большой механической прочностью и теплостой-
костью. Кроме того, данная конструкция позволяет изготов-
лять изоляцию независимо от полюса.

Применяющийся иногда для изоляции полюса микафолий,
наклеиваемый на сердечник, значительно дороже и не обла-
дает такой высокой надежностью (более высокая электриче-
ская прочность микафолия в данном случае не требуется из-за
относительно низкого на-
пряжения). /5.1.. . ----/I— —1-ч\

Башмак полюса и ко-
зырьки щек, а также обод
ротора изолируются от ка- ------ .

тушек полюсов изоляцион-
ными шайбами, надевае- Рис- 75- Изоляционная шайба,
мыми на сердечник (рис. 75).

Шайбы изготовляются из механически прочного изоляцион-
ного материала, например гетинакса, лигнофоля, дельта-
фанеры или — при повышенных требованиях к теплостой-
кости — стеклотекстолита.

Толщина шайб определяется величиной разрядного проме-
жутка по поверхности от обмотки на корпус. При испытатель-
ном напряжении обмотки ротора не более 3500 в, что имеет
место в большинстве гидрогенераторов с электромашинной
системой возбуждения, толщина шайбы в наиболее тонком
месте обычно составляет не менее 12 мм. Меньшая величина
не допускается по соображениям прочности. В тех случаях,
когда испытательное напряжение выше, что характерно для
ионной системы возбуждения, величина разрядного проме-
жутка должна быть значительно больше (~ 25 мм).

Так как намного увеличивать толщину шайбы невыгодно —
ухудшается заполнение медью междуполюсного окна, при-
бегают к различным приемам увеличения разрядного проме-
жутка: изолируют крайние витки катушки или делают шайбы
шире катушки, чтобы увеличить длину разрядного проме-
жутка по поверхности.

Обмотка

Обмотка возбуждения состоит из отдельных полюсных ка-
тушек (рис. 76), изготовляемых из плоской шинной меди тол-
щиной от 2 до 15 мм и шириной до 80 мм, наматываемой на
узкое ребро. В зависимости от ширины сердечника торцевая
часть катушки образуется одним или двумя радиусами.

В местах закругления внешние волокна шины удлиняются,
что при малом радиусе и широкой меди может привести к раз-
рывам. На закруглениях внешнее ребро меди утончается, а
внутреннее утолщается — набухает, и высота катушки в
этих местах увеличивается, катушка получается неравно-
мерной по высоте. Поэтому излишняя толщина меди в местах
набухания должна удаляться фрезерованием, или катушка
должна выполняться из меди специального профиля «топорик».
Этот профиль рассчитывается таким образом, чтобы после
изгиба определенным радиусом внутренняя клинообразная
часть становилась плоскопараллельной (см. первую часть,
стр. 114, табл. 13).

При изгибе тонкой и сравнительно широкой меди, с ма-
лым радиусом закругления, устойчивость ее при сжатии мо-
жет нарушиться и вместо набухания по внутреннему ребру
могут возникнуть морщины, а по наружному — разрывы.
Чтобы избежать этого, применяют катушку прямоугольной
формы без изгиба в лобовых частях, витки которой обра-
зуются из прямых полос с пайкой на углах.

Для развития поверхности охлаждения применяются ка-
тушки с вынесенными через промежутки около 10 мм витками
на торцах, что, впрочем, малоэффективно, или по всей длине
витка (см. первую часть, рис. 44), или, наконец, из меди спе-
циального профиля. Последнее наиболее конструктивно и
технологично, исключает пазухи по внутренней поверхности,
которые могут загрязняться, не повышает удельное давление
на изоляцию вынесенных витков.
Витки катушек изолируются прокладками из асбестовой
бумаги толщиной 0,3—0,5 мм, наклеиваемой с обеих сторон
на поверхность меди на лаке. После изолировки катушка на-
гревается под прессом, в результате чего лак отвердевает
(запекается) и достигается монолитность катушки.

При форсированном воздушном охлаждении обмотки ро-
тора с расположением каналов для воздуха поперек витков
(см. первую часть) эти каналы могут выполняться как с по-

Рис. 76. Катушка обмотки возбуждения: а — однорадиусная;
б — двухрадиусная.

мощью изоляционных прокладок между витками, так и с по-
мощью меди специального профиля. В последнем случае ка-
нал образуется внутри витка. Катушка с прокладками
(рис. 77, а), изготовляется из медной полосы путем намотки,
так же, как и описанные выше катушки. При этом полоса
может не иметь наружного скоса, так как увеличение поверх-
ности охлаждения, достигаемое за счет внутренних каналов,
в несколько раз превышает поверхность скосов.

Так как при форсированном охлаждении между катушкой
и сердечником полюса остается зазор 20—25 мм, то сплошная
изоляция сердечника полюса, вообще говоря, не требуется.
Зазор фиксируется дистанционными прокладками между ка-
тушкой и сердечником, которые и являются местной изоля-
цией сердечника. Однако во избежание замыканий на корпус
от случайных загрязнений сердечник целесообразно покрыть
относительно тонким слоем изоляции.
Прокладки между витками такой катушки прессуются из
изоляционного материала высокой прочности (например,
типа АГ-4) и имеют форму, обеспечивающую их фиксацию
на витке (рис 78) Монолитность катушки в этом случае соз-
дается путем стягивания ее хомутами, завариваемыми под
прессом, и запечки.

В весьма мощных высокоиспользованных гидрогенерато-
рах описанная конструкция катушек возбуждения не является
оптимальной по следующим причинам.

Во-первых, высокое использование при условии сохране-
ния значений реактивностей на определенном уровне
(х'а < 0,35 - 0,45 д. е.) достигается снижением высоты по-
люсов (см. первую часть) и, следовательно, увеличением
ширины витка для получения необходимого объема меди под
полюсом.

Между тем, как указывалось выше, при большой ширине
меди изгиб лобовых частей катушек становится весьма за-
Рис 78 Прокладка
катушки с форсиро-
ванным охлаждением.

не очень большой ее
и разрывов тонких
катушки делаются

труднительным, а при отношении bjae > 15 практически
неосуществимым Поэтому в таких случаях используется
иная конструкция катушки — прямоугольной формы с пря-
молинейными лобовыми частями (рис. 77, б) Она изготов-
ляется путем сварки из отдельных прямоугольных отрезков.
При этом может быть достигнута большая целесообразность
конструкции витков в отношении эконо-
мичности и надежности путем изготов-
ления витка из меди, в которой попереч-
ные каналы выполнены в теле витка
(рис. 79).

Такая медь изготовляется посред-
ством прокатки периодического профи-
ля, в котором чередуются участки боль-
шей и меньшей толщины. Для обеспе-
чения целесообразности конструкции
витковой изоляции виток собирается из
двух полос: плоской и периодического
профиля, так что наружные поверх-
ности витка гладкие, а каналы обра-
зуются внутри него.

Намотка профильной меди даже при
ширине невозможна из-за деформации
участков, поэтому рассматриваемые

только сварными. Сварка производится по углам, как по-
казано на рис. 80. Такие катушки весьма надежны, ибо в них

Рис. 79. Полоса периодического профиля

нет многочисленных прокладок и деталей крепления этих
прокладок. Изоляция катушек от корпуса исполняется так
же, как и катушек с прокладками.

При намотке медь под воздействием больших механиче-
ских напряжений сильно наклепывается, поэтому перед на-
ложением витковой изоляции катушки отжигаются для воз-
можности придания им правильной формы (рихтовкой).

Все катушки обычно наматываются одинаковым образом,
например, смотря сверху от нижнего витка, вверх по часовой
стрелке. Соединяя верхний виток с верхним и нижний с ниж-
ним соседних катушек, достигают необходимого изменения
направления тока в них для изменения полярности полюсов.
Высота катушек со стороны соединений получается больше
на толщину витка.

Соединения, для удобства пайки, располагаются вверху
машины и выполняются обычно из пакетов листовой фосфо-
ристой бронзы толщиной около 0,2 мм, что обеспечивает
прочность и эластичность соединения. Соединения врезаются

Рис. 80. Конструкция углов прямоугольной катушки.

в концевые витки, прикрепляются и припаиваются к ним.
Необходимо, чтобы контактная поверхность была равна де-
сятикратному сечению витка. Материал соединений должен
хорошо паяться; поэтому, например, алюминиевые бронзы
малопригодны для паяных соединений.

В крупных тихоходных машинах с небольшими центро-
бежными усилиями соединения спаиваются между собой с по-
мощью хомутика и не имеют специального крепления. При
повышенных центробежных силах верхние соединения надо
укреплять оттяжками (рис. 81, а) или ставить на болты.

В быстроходных машинах, например со скоростью вра-
щения 500 об/мин, как верхние, так и нижние соединения
крепятся к ободу ротора (рис. 81, б—г).
В некоторых конструкциях ободов между полюсами
имеются пазы, которые удобно использовать для крепления
оттяжек (рис. 81, а).

Рис. 81. Конструкция междуполюсного
соединения: а — тихоходных машин; б, в
иг — быстроходных машин.

Так как торцы катушек не параллельны и имеют винто-
вую поверхность, то для получения плоскопараллельных
поверхностей торцов к концевым частям витков привари-
ваются их клиновые участки.

Выравнивание высоты может производиться также изоля-
ционными торцевыми шайбами с обработанными по винтовой
линии прилегающими к меди поверхностями и с вырезами
под выводы.

Отводы от обмотки возбуждения выполняются подобно
соединениям между катушками и присоединяются к шинам,
сечение которых соответствует сечению меди катушек. Шины
изолируются несколькими слоями микаленты и слоем таф-

тяной ленты сверху. К остову ротора шины крепятся с по-
мощью колодок (рис. 82).

При больших центробежных силах необходимо предусмот-
реть упоры, препятствующие перемещению шин в радиаль-
ном направлении. Такими упорами могут служить места вы-
хода шин со спиц на обод (рис 82).

При вращении ротора на витки действует тангенциальная
составляющая центробежной силы, под влиянием которой
витки изгибаются В тихоходных машинах жесткости витка
обычно достаточно, чтобы противостоять этим усилиям

В быстроходных гидрогенераторах упомянутые усилия
велики и собственная жесткость витка уже недостаточна, по-
этому между катушками приходится устанавливать распорки
(рис. 83).

Обычная конструкция распорок в быстроходных машинах
приведена на рис. 84 Она надежна, но неудобна, так как для

выема полюса, например, при
ремонте обмотки статора или
ротора требуется расфлднцо-
вывание турбинного и генера-
торного валов, а также выем
ротора для освобождения по-
люса от распорок В этом
отношении большое преиму-
щество имеет применение бан-
дажей или скоб, охватываю-
щих обмотку и притягиваю-
щих ее к сердечнику (рис. 85),
что исключает необходимость
выема ротора при извлечении
полюса.

Рис. 83 Установка распорки ка-
тушки возбуждения.

Рис 84 Распорка ка-
тушки возбуждения.

Рис 85 Креп пение катушки возбуж-
дения скобой.
Для фиксации катушки в радиальном направлении снизу,
под изоляционную шайбу, подкладывается стальная шайба
толщиной около 3 мм. В эту шайбу упираются пружины,
утопленные в обод ротора в специально выфрезерованных
в сегментах пазах на расстоянии примерно 200 мм друг от

друга (рис. 86). Пружины держат катушки в напряженном,
прижатом к башмакам, состоянии.

Может применяться также конструкция, в которой сталь-
ная шайба, поддерживающая катушку со стороны обода, при-
варивается к сердечнику полюса. Очевидно, что в этом слу-

чае надобность в пружинах отпадает, так как катушка жестко
зафиксирована на сердечнике. Недостат-

Рис. 86. Пружины,
фиксирующие катуш-
ку возбуждения.

ком такой конструкции является слож-
ность удаления катушки с сердечника.

Демпферная обмотка

Современные гидрогенераторы, как
правило, снабжаются демпферными об-
мотками с целью успокоения колебаний
при переходных режимах, улучшения
условий входа в синхронизм для умень-

шения перенапряжений в свободной фазе при двухфазных
коротких замыканиях и для защиты обмотки возбуждения
от токов обратной последовательности (см. первую часть).

Демпферная обмотка обычно выполняется из круглых

медных стержней: вложенных в отверстия, выштампованные
в башмаках полюсов, и замкнутых накоротко по торцам мас-

сивными медными шинами — сегментами, в свою очередь,
соединенными в сплошное кольцо (рис. 87). Пайка стержней

и сегментов производится твердым припоем.

В зависимости от центробежных сил торцевые части демп-
ферной обмотки имеют различное исполнение.

При небольших нагрузках от центробежных сил стержни
могут иметь значительный вылет, проходя над башмаком
щеки. При больших нагрузках стержни проходят сквозь
щеку (рис. 87, а). Таким образом, вылет укорачивается и
изгибающий момент уменьшается. Эта конструкция более
дорога, так как требует сверления отверстий в щеках полю-
сов. Кроме того, должен оставаться достаточный зазор ме-
жду щекой и сегментом для возможности пайки, для умень-
шения отсоса тепла массой щеки и полюса.

При значительных центробежных силах сегменты допол-
нительно крепятся штифтами. В быстроходных гидрогенера-
торах концы сегментов крепятся также оттяжками к ободу
ротора (рис. 87, б). Соединения между сегментами выпол-
няются из пакета полос меди толщиной около 0,2 мм с изги-
бом для придания соединению эластичности.

Рис. 87. Конструкция демпферного сегмента
ходкой машины; б — быстроходной машины

Вид к

и соединения: а — тихо-
с применением оттяжки

§ 6. Твквпвдввды

Контактные кольца для подвода тока возбуждения к ро-
тору обычно изготовляются из стали. Кольца собираются
на сварном остове-звезде на изоляционных прокладках и
стягиваются болтами (рис. 88). В тех случаях, когда это
требуется по условиям сборки, кольца изготовляются разъем-
ными из двух частей. Между кольцами полезно устанавли-
вать изоляционный щиток во избежание случайного замыка-
ния верхней щеткой нижнего кольца при ее извлечении из
обоймы на ходу машины.

Скользящий электрический контакт осуществляется уголь-
ными щетками, укрепленными в щеткодержателе, изображен-
ном на рис. 89.

Токоподвод от контактных колец к обмотке возбуждения
наиболее надежно выполняется из медных изолированных
шин (рис. 83), закрепляемых на валу и на роторе изоляцион-
ными зажимами. Если по условиям компоновки часть токо-
подвода должна проходить под втулкой подшипника, то она
Рис. 88. Контактные кольца.

I — кольцо; 2 — изоляция; 3 — держатель.
располагается в пазу вала (рис. 90) и закрепляется клиньями

Плотность тока в токоподводе обычно составляет 2—3 а/мм.2

Расположение колец
должно обеспечивать удоб-
ство их обслуживания и по
возможности не увеличи-
вать габариты генератора.
Их нельзя размещать в глу-
хом, замкнутом простран-
стве с застойным воздухом,
во избежание перегрева.

Плотность тока в щет-
ках принимается около
6—8 а на 1 см2 или около
50 а на обычную щетку
размерами 2 X 3 см.

Нагрев контактных ко-
лец можно ориентировочно
подсчитать так же, как для
коллектора, учитывая:

1) потери на трение при
нажатии силой Q (обычно
200 Г)

WTp = zpQv-9,8 [вт],
где v — окружная скорость
колец, м/сек;

z — число щеток на
кольцах;

Р — коэффициент тре-
ния;

2) электрические потери
= 2i [вт],

здесь i — номинальный ток
возбуждения.

Таким образом, пере-
грев контактных колец
будет:

6° = А-----с—— =

1 + k]Av

600

0 6 t/~v ’ Рис. Расположение токоподвода
’ ' в валу.
где А — плотность теплового потока, вт/см2:

А - Гтр Гз •

здесь S — свободная от щеток поверхность колец и их на-
ружные боковые поверхности.

Траверсы, на которых крепятся щеткодержатели, делаются
из стальных полос толщиной 10—12 мм, укрепленных с по-
мощью шпилек на щитах возбудителей, на верхнем или ниж-
нем основании центральной части крестовины. Наибольшая
плотность тока в стальных шинах траверсы — около 1 а/мм2.

§ 7. Расчет механической прочности полюса

Крепление полюса Т-образиыми хвостами

При креплении полюса Т-образными хвостами рассчиты-
вается нагрузка от центробежной силы сердечника и катушки
полюса, приходящаяся на 1 см длины сердечника:

Ci = 0,056 (Gc + GK)Dn fM’ [кГ/см]; (23)

Рис. 91. Обозначения
размеров хвостов по-
люсов (к табл. 6).

длины;

здесь Gc — вес сердечника на 1 см

Gc = ySc [кГ/см]',

GM — то же, для меди полюса с
изоляцией:

GM = 2’МЛ [кГ/см],

где у и ум — удельные веса материала
сердечника и меди с изо-
ляцией (вес изоляции при-
нят равным 5% от веса
меди):

-7 = 7,85-10 3 кг/с.и3; = 9,4-10 3 кг/см3',

Sc и qe — площади листа сердечника с хвостами и сече-
ния витка катушки, см2',
we — число витков катушки на полюс.

Для предварительных расчетов площадь хвостов можно
принимать равной 7% от площади сердечника.

При больших нагрузках тонкие листы шихтованного сер-
дечника теряют устойчивость и коробятся. Для повышения
устойчивости хвосты по всей длине провариваются.

Критическая нагрузка, при которой листы теряют устой-
чивосгь, определялась опытным путем, а затем для нормали-
зованных хвостов (рис. 91) устанавливалась допустимая на-
грузка, значения ее приведены в табл. 6 (для материалов с
пределом текучести не ниже 2000 кПсм.2 и модулем упруго-
сти Е = 2 10е кГ/см2).

Таблица о

Размеры хвостов (рис. 91) и допустимые нагрузки

Размеры хвосто В, мм Толщина Допустимая на грузка, кГ)с м2
а b С е Г листа, мм хвост пооварен хвост ие проварен
20 40 38 20 1,5 1,0 1100 800
26 52 50 25 1,5 1,5 1,0 2000 1100 1500 700
32 65 58 32 1,5 1,5 1,0 2800 1300 2100 620
38 70 58 32 1,5 1,5 1,0 2900 1800 2200 530
40 78 62 32 1,5 1,5 1,5 3400 4000 2500
56 102 80 52 3,0 1,5 5600 —
75 135 90 60 3,0 1,5 7500

Для проваренных листов толщиной 2 мм вместо 1,5 мм
допустимая нагрузка может быть повышена на 40%.

Крепление полюса болтами

При креплении болтами, число которых на полюс обычно
больше двух, важно обеспечить равномерное распределение
нагрузки между отдельными болтами Этого можно достигнуть
путем первоначальной затяжки болтов, полное усилие от
которой должно быть больше центробежной силы полюса
при угоне.

При затяжке болтов стандартным ключом с обычным для
рабочего усилием напряжение от затяжки составляет около
1000 кПсм2. Поэтому напряжение растяжения в болтах

С
а = —,
mF

где С — центробежная сила полюса при угоне;

т — число болгов на полюс,

F — площадь сечения болта по внутреннему диаметру
резьбы,

не должно превышать 800 кПсм.2.
Катушка полюса

При вращении ротора на i-й виток полюсной катушки
действует радиально направленная центробежная сила
(рис. 92)

I ил I '

где p(- — радиус по центру тяжести i-го витка, а остальные
обозначения те же, что в формуле (23). Эта сила может быть
разложена на продольную составляющую

q{ = Сг cos = -у

(7?г = р(- cos <pz — расстояние от центра тяжести витка до
оси машины) и боковую составляющую

Р = Ci sin = -у

(В ±= р( sin <pz — половина ширины по средней линии витка).

Составляющая qt воспринимается полюсным башмаком, а
усилие р вызывает изгиб витков катушки.

Если ширина катушки 2В мала по сравнению с ее длиной
(рис. 94), то каждый виток можно рассматривать как защем-
ленную на концах балку, нагруженную равномерно распре-
деленной нагрузкой р. При этом изгибающий момент и растя-
гивающая сила в сечении bb витка равны:

= (24)

Однако изгибу витков препятствуют возникающие между
ними силы трения. Для их учета допустим сначала, что эти
силы достаточно велики, чтобы удерживать от смещения в бо-
ковом направлении ближайший к полюсному башмаку виток
за счет трения о башмак, а каждый следующий виток — за
счет трения о предыдущий. При этом нижний виток будет
изгибаться усилием р, а удерживаться от изгиба — силой
трения о следующий виток, равной fqlt где f — коэффициент
трения между витками.

Результирующее боковое усилие на нижний виток

pi = р— fqi = р (1 —/у)-
Как видно из рис. 92, q-Jp = RJB; следовательно, усло-
вием недеформируемости нижнего витка является неравенство

(25)

при выполнении которого удерживающая первый виток сила
трения fq1 = р передается на второй виток как изгибающая
и складывается с боковой составляющей центробежной силы
этого витка.

Рис. 92. К расчету катушки полюса.

Второй виток удерживается
следовательно, результирующее

силой трения / (q-i ф- q2) и,
усилие на него равно:

P2=/7i + P-/(Vi + 72) =P~/72 = pfl—(26)

\ о ]
где Т?2 — расстояние до центра тяжести второго витка. Та-
ким образом, сила трения, удерживающая второй виток, оп-
ределяется давлением, создаваемым центробежной силой
только этого витка.

При выполнении неравенства (24) тем более

1—/— <0
J в

и, следовательно, второй виток также не деформируется.

Продолжая это рассуждение, установим, что условием
недеформируемости нижнего витка, а значит, и всей катушки
является выполнение неравенства (25), т. е. неравенства

Если условие В fR,, для й-го витка не выполнено, то
силы трения уже не удерживают этот виток, а только умень-
шают действующую на него боковую составляющую р до
величины

С учетом силы трения действующие в сечении bb для k-ro
витка момент и сила равны:

Мв = рЖ = (1-/^)^;

(27)

Измерения коэффициента трения между витками, изоли-
рованными асбестовой изоляцией на бакелитовом лаке № 88,
при давлении около 100 кГ1см2 показали, что при темпера-
туре 20° С коэффициент трения f = 0,48 0,53, а при 150° С

он составляет f = 0,06 -ь 0,12. При расчете катушки следует
принимать с некоторым запасом f = 0,05. Если для нижнего
витка коэффициент Pi < 0, то надо принимать [3 = 0 (виток
не изгибается).

Для витка прямоугольного сечения площадь сечения
qe = бо, момент сопротивления IE = Принимая,

ум = 9,4-10“3 кг/см2, получим суммарные напряжения от
изгиба и растяжения:

ав = р, (Мл щ = 0,525 • 10“ W1 + — — (—У, (28)

И КП7 Яе ) ‘д в) b (100/ v '

где все размеры даны в сантиметрах.
Для учета влияния деформации лобовой части катушки
в формулу (28) вместо множителя 1 необходимо ввести
множитель

Если вычисленное по формуле (28) напряжение для медной
обмотки превышает 500 кГ/см2, то требуется установка рас-
порок. Количество распорок т ориентировочно определяется
по формуле

а напряжения в катушке с абсолютно жесткими распорками
рассчитываются следующим образом.

Усилие, с которым распорка удерживает нижний виток

Q = P1Q',

где Qr = pL/2 при одной распорке (т = 1) и Q' = pL/З при
двух распорках (т = 2), расположенных равномерно по
длине катушки.

Изгибающий момент и растягивающая сила в сечении bb
нижнего витка равны:

М = М -iQL/8 ПРИ т=1;

“ (2QZ./9 » т = 2;

р = р _ f Q/2 при т = 1;

s [ Q » т = 2.

Вследствие деформаций распорки воспринимаемое ею уси-
лие несколько уменьшается и напряжения в катушке увели-
чиваются. Расчет с учетом податливости распорок изложен
в [Л. 7].

Полное усилие, с которым сжат верхний виток катушки
при разгоне,

С- У Ю~6 [Л, (29)

б V 1UU j

где Lc — средняя длина витка;

R — средний радиус катушки.

С таким усилием катушка должна быть опрессована при
испытании на электрическую прочность.
Кромка башмака полюса

В кромке башмака полюса (рис. 93), как и в полюсных хво-
стах, при большой нагрузке листы сердечника теряют устой-

чивость.

Особенности выбора размеров кромки, определяемых элек-

трическим расчетом, не позволяют нормализовать их и опыт-
ным путем определить допускаемые нагрузки. Поэтому в ка-

величины, характеризующей устойчивость
кромки башмака, принято рас-

честве условной

считывать напряжения изгиба
в сечении кромки, ослаблен-
ном отверстием под демпфер-
ный стержень.

Принимая, что сечение ab
на рис. 93, а работает при
изгибе как сплошное, и учи-
тывая, что модуль упругости
медного стержня составляет
около 0,52 от модуля упру-

Рис. 93. К расчету полюсного гости материала листов, по-
башмака. лучим расчетное сечение, по-

казанное на рис. 93, б. От
центробежных сил катушки в этом сечении действует изги-
бающий момент

где — расстояние между центрами тяжести сечений ab
и катушки, а напряжение изгиба равно:

В последнем выражении коэффициентом 1,2 приближенно
учитываются центробежные силы самой кромки башмака.

Принимаются следующие допустимые напряжения в за-
висимости от толщины листов сердечника:

Толщина листов, мм................ 1,0 1,5 2,0

Допустимое напряжение, кГ[см'3‘ . . . 700 1000 1400

При проварке кромки башмака допустимые напряжения
могут быть повышены на 30%.
Щека полюса

Щека полюса воспринимает усилия от давления между ли-
стами сердечника и от центробежных сил лобовой части ка-
тушки. Под давлением со стороны сердечника нажимная часть
щеки изгибается, причем наиболее

напряженными оказываются сечения,
ослабленные отверстиями для стяж-
ных шпилек (сеч. 1—1 и 2—2 на
рис. 94). Козырек щеки под действием
центробежных сил катушки также
стремится отогнуться; наибольшие
напряжения изгиба возникают в месте
перехода козырька к нажимной части
щеки (сеч. 3—3).

Вблизи отверстий и переходов в
указанных сечениях возникает кон-
центрация напряжений. Однако, как
отмечается в § 8 настоящей главы,
для пластичных материалов (с удли-
нением при разрыве больше 10—12%),
подверженных воздействию постоян-
ных нагрузок, с местными повыше-
ниями напряжений можно не счи-
таться. В частности, это относится
и к щекам полюсов, для которых
обычно применяются малоуглероди-
стые стали с удлинением 18—24%.

В деталях из таких сталей, допу-
скающих значительные пластические
деформации без образования трещин,
концентрация напряжений сглажи-
вается за счет местных пластических
деформаций и не вызывает существен-
ных деформаций детали в целом.
Сглаживание напряжений при работе

Рис. 94. К расчету щеки
полюса.

за пределом пропорциональности происходит не только вблизи

концентраторов, но и во всех случаях, когда упругие дефор-
мации неравномерно распределены по сечению детали. В этих

случаях прочность детали определяется не максимальными
напряжениями в ней, а так называемой предельной нагрузкой,
при которой деформации детали начинают резко возрастать.

Рассмотрим определение предельной нагрузки для слу-
чая изгиба детали из пластичного материала, диаграмма
растяжения которого приведена на рис. 95. Для упрощения
расчетов фактическую диаграмму часто заменяют идеализи-
рованной, показанной на рис. 95 пунктиром. Материал с та-
кой диаграммой растяжения называется идеально пла-

стичным.

Как видно из рисунка, приложение к образцу из идеально
пластичного материала растягивающей силы Ps = csF (F —
площадь сечения образца) вызы-

вает неограниченный рост его
деформаций или текучесть. На-
пряжений, больших чем предел
текучести as, в таком материале
возникнуть не может.

При изгибе, в отличие от
растяжения, напряжения рас-

пределяются по сечению не-
равномерно (рис. 96), достигая

Рис. 96. Диаграмма изгиба
идеально пластичного мате-
риала.

Рис. 95. Диаграмма ра-
стяжения малоуглероди-
стой стали.

наибольших значений в крайних волокнах и обращаясь в
нуль на нейтральной оси. Допустим, что при увеличении
изгибающего момента напряжения в крайних волокнах до-
стигнут предела текучести при растяжении as. Возникает
ли при этом явление текучести, т. е. будут ли деформации
детали возрастать без увеличения нагрузки^ Очевидно, нет,
так как большая часть материала, расположенная вблизи
нейтральной оси и работающая в упругой зоне, в состоянии
воспринять дополнительное увеличение изгибающего момента..
При дальнейшем его увеличении будут загружаться до пре-
дела текучести д волокна, расположенные все глубже от
поверхности, а когда этот процесс распространится до ней-
трального слоя, наступит текучесть всего сечения. Зависи-
мость прогиба от приложенного момента показана на рис. 96.
Найдем величину предельного изгибающего момента Л4пр,
т. е. момента, вызывающего текучесть сечения. С этой целью
определим прежде всего положение оси, отделяющей растя-
нутую часть сечения от сжатой. Оно определяется из того ус-
ловия, что суммарное усилие в сечении должно быть равно
нулю, так как внешнего растягивающего (или сжимающего)
усилия нет. Если принять, что пределы текучести материала
при растяжении и сжатии одинаковы, то нейтральная ось
в предельном состоянии будет делить площадь сечения на
две равновеликие части.

В предельном состоянии суммарный момент напряжений
относительно нейтральной оси, т. е. предельный изгибающий
момент, равен:

Мпр = (Лпх + В2п2) as = 0,5В («! + а2) as, (30)

где F — полная площадь сечения;

F± и F2 — площади растянутой и сжатой частей сечения:

Л = F.2 = 0,5F;

аг и а2 — расстояния от указанных частей сечения до
нейтральной оси.

Входящую в формулу (30) величину

Ws = 0,5F + а2), (31)

равную сумме статических моментов растянутой и сжатой
частей сечения относительно нейтральной оси, называют пла-
стическим моментом сопротивления. Это
название дано по аналогии с обычным моментом сопротивле-
ния при изгибе W, с помощью которого изгибающий момент,
вызывающий в крайнем волокне напряжения, равные пределу
текучести при растяжении, выражается известной формулой

MS = W4. (32)

Если равенство (30) записать в виде:

то величину а' = WjW можно назвать пределом
текучести при изгибе. Он зависит не только
от свойств материала, но и от формы сечения изгибаемой
детали. Например, для прямоугольного сечения с шириной
b и высотой h

и пластический момент сопротивления Ws — ЫгЩ в 1,5 раза
больше, чем упругий момент сопротивления W = Ь№/&.

Для определения коэффициентов запаса по текучести в
опасных сечениях щеки нужно найти действующие в них из-
гибающие моменты и сравнить с предельным моментом, вы-
числяемым для каждого из сечений по формуле (30).

Считая, что давление между листами распределено по
площади сердечника равномерно, находим изгибающие мо-
менты в сеч. 1—1 и 2—2 (рис. 94):

ЛЦ = М2 = pS2l2,

где р ж 15 н- 20 кГ/см2 — давление между листами;

St и S2 — площади сердечника выше сеч. 1—1 и ниже
сеч. 2—2;

1} и 12 — расстояния от центра тяжести этих площадей
до сечений по отверстиям.

Изгибающий момент в сеч. <3—<3 козырька щеки создается
центробежными силами лобовой части катушки, демпферного
сегмента, стержней и самого козырька.

Центробежная сила лобовой части катушки площадью 8Л
вычисляется по формуле

= (33)

где R — расстояние от оси машины до среднего витка катушки,
а момент этой силы относительно сеч. 3—3 по выражению

МЛ^СЛ1Л, (34)

где 1Л — расстояние от центра тяжести лобовой части катушки
до сеч. 3—3 (рис. 94).

Так как для сегмента круга радиуса г с центральным уг-
лом 2 а

8Л = г2 (2а — sin 2а),
то при удельном весе ум — 9,4- Ю 3 кг/см? по формулам (33)
и (34) получим:

Сл = 1,05 l(T3bweRF(~У;

М„ = 1,05- 10~3Sw RM' |—У;

л ‘ (100/

Рис. 97 Коэффициенты для расчета щеки полюса.

здесь площадь лобовой части и ее статический момент относи-
тельно сеч. 3—3, с учетом прямого участка, равны:

F = А (а2) r| — A (oQг\ lb;

М’ — В (а2) г| — В (а() lb 0,5b).
Входящие в последние два выражения размеры показаны
на рис. 94, а коэффициенты А и В в зависимости от j приве-
дены на рис 97

Добавляя к величине Мл изгибающие моменты от центро-
бежных сил сегмента, стержней и козырька щеки, найдем
в сеч 3—3 полный момент Ms и запас по предельному изги-
бающему моменту:

J, __ ^S3gS

м3 '

Кроме изгибающего момента, сеч. 3—3 воспринимается
перерезывающая сила С3, равная сумме указанных выше
центробежных сил. С учетом касательных напряжений запас
по предельной нагрузке в сеч. 3—3 может быть приближенно
определен по формуле:

h %I3 feQ3

/г3 — —------= ,

V ЙДз+ ^Q3

где запас по перерезывающей силе без учета изгибающего
момента

ъ — . _£s_.

Q3 С3 Уз’

здесь S3 — площадь сеч. 3—3.

Для литых щек коэффициент запаса ks должен быть не
меньше двух, для кованых он может быть снижен на 20%

Напряжение растяжения в хвосте щеки вычисляется по
формуле

0 __ Сл + Сщ

mS ’

где Сщ — центробежная сила щеки;

S — площадь сечения хвоста;
m — число хвостов.

Концентрация напряжений в местах перехода от хвоста
К телу щеки не учитывается.

§ 8. Прочность обода ротора и предельная окружная
скорость гидрогенераторов с шихтованным ободом

Увеличение окружной скорости гидрогенератора ограни-
чивается в первую очередь прочностью обода ротора. Сече-
ние шихтованного обода, набранного вперекрой из отдельных
листов, ослаблено канавками для хвостов полюсов и отвер-
стиями стяжных шпилек, вблизи которых происходит кон-
центрация напряжений. Расчетное определение напряжений
с учетом этой концентрации — весьма сложная задача. Од-
нако в таком расчете нет необходимости.

Учитывая высокую пластичность и однородность материала
л! сгов, из которых штампуются сегменты обода ротора, а

Рис. 98. К расчету обода ротора.

также статический характер нагрузки от центробежных сил
полюсов и самого обода, можно считать, что прочность ших-
тованного обода определяется величиной среднего танген-
циального напряжения в наиболее ослабленном его сечении.

Для расчета этого напряжения необходимо знать нагрузку
на обод от центробежной силы полюсов и величину ослабле-
ния обода шихтовкой, а также упомянутыми канавками и
отверстиями. Указанные величины могуг быть окончательно
установлены только по рабочим чертежам ротора.

Для предварительных расчетов и определения предель-
ного диаметра ротора при заданной скорости вращения [Л.
40, 41] выразим средние напряжения в ободе через основ-
ные размеры- диаметр расточки статора D(; высоту полюса
hn — hm -J- hp и полную ширину обода ho (рис. 98)
Расчет ведем на единицу осевой длины. Вес единицы осе- |
вой длины полюсов (без хвостов) можно выразить следующей >-
формулой:

Gn = q*DJin, (36)

где q — «удельный вес» полюсов.

Как показывает анализ данных выполненных машин, ве-
личина q колеблется в пределах (5,7 н-6,4) • 10-3 кг/см3.

Центробежная сила полюсов равна:

Сп = и2 = 0,056GnDn (—?; (37)

п g 2 п п (юо)

здесь g — 981 см/сек2;

Dn — средний диаметр по полюсам:

D^-h'

Tin
со = — ;

п — скорость вращения, об/мин.

Вес и центробежная сила единицы длины обода будут:

= С0 = ^о?^, (38)

где у = 7,85-10-3 кг!см3 — удельный вес материала обода;

Do — средний диаметр обода:

Do--=Dl-2hn~ho.

Среднее напряжение в наиболее ослабленном сечении

обода

а = 4~ 139)

2я^ЛМиН 2r.hn

где 1гмт—длина слабого сечения обода (abed, на рис. 98).

В выполненных машинах минимальная длина в 1,3—1,5 :

раза меньше полной ширины обода h0.

Суммарный коэффициент увеличения напряжений в ободе

___ Ьо __1

Лмин

составляет обычно 1,5—1,7.
Подставляя в выражение (39) центробежные силы по фор-
мулам (37) и (38), получим формулу для расчета напряжений:

а = F10,2t7f 1 — h\JhL 0,08fl — 2 — — (40)

L Di) h0^ ' [ Di Di) ]' v 1

где v — линейная скорость на поверхности полюсов:
v = т = —[м/сек].

6000

Таким образом при заданном допускаемом напряжении

предельная окружная скорость гидрогенератора зависит от

диаметра расточки D,,
ширины обода ho, вы-
соты полюса, hn = hm +
+ /ip, удельного веса
полюсов q и коэффи-
циента характеризую-
щего ослабление обода.

Принимая в среднем
hn = 32 см, q = 6 X
X Ю“3 кг!см3, получим
допустимые значения
величины у приве-
денные в табл. 7 и на
рис. 99.

Если принять допу-

Рис. 99. Предельная окружная скорость
гидрогенераторов с шихтованным обо-
дом.

скаемое напряжение о =

= 3000 кПсм2 (для стали с пределом текучести 32—34 кПмм2)

и = 1,6, то предельная окружная скорость при угоне

vп = А л — = 43,ЗА.

"Р I/ я ’

Значения А — v ]/” {З/1

Таблииа 7

D., см ^О’ СМ 600 800 1009 1200 1400 1600 1800 2000
50 3,36 3,23 3,14 3,11 3,07 3,05 3,01 3,03
60 3,5 3,36 3,28 3,22 3,19 3,17 3,15 3,13
70 3,66 3,48 3,38 3,33 3,29 3,25 3,23 3,21
80 3,79 3,6 3,48 3,4 3,35 3,34 3,29 3,27
90 3,93 3,7 3,57 3,5 3,42 3,39 3,36 3,33
100 4,05 3,79 3,65 3,57 3,5 3,45 3,42 3,39
Значения предельной окружной скорости в зависимости
от диаметра расточки Dt и ширины обода h0 для обода из стали
марки Ст. 35 приведены в табл. 8.

Таблица 8
Значения г?пр [м/сек]

D.,cm 110, СМ 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000
50 145 140 136 134 133 132 131 131
60 151 145 142 139 138 137 136 135
70 158 150 146 144 142 141 140 139
80 164 156 150 147 145 144 142 141
90 170 160 154 151 148 147 145 144
100 175 164 158 154 151 149 148 147

После того как размеры обода и полюсов окончательно
установлены, по формуле (39) должен быть произведен пове-
рочный расчет напряжений, для чего при вычислении центро-
бежных сил в формулы (37) и (38) следует подставлять полный
вес полюсов и обода ротора, отнесенный к длине обода за вы-

четом вентиляционных каналов.

Формулы (36) и (38) можно использовать для ориентиро-
вочного расчета веса и махового момента обода с полюсами.

Принимая в предварительных расчетах длину сердечника
со щеками равной осевой длине обода без вентиляционных
каналов, получим вес обода с полюсами:

G = Мп + ^h0 (1 - 2 h- - AYI Dii0. ю-3 [Т]

и маховой момент:

+ -2-^ —-М31Ж- 10“7 [г-Л2].

\ Di Di ) J J

Значения G/lo и (GD^/^ при hn = 32 см и q = 6-10-3 кг/см3
в зависимости от диаметра расточки и ширины обода приве-
дены в табл. 9, 10 и на рис. 100.

Тангенциальные растягивающие напряжения, возникаю-
щие в сечениях обода под действием центробежных сил, стре-
мятся сдвинуть один слой обода относительно другого. Рас-
смотрим часть обода, состоящую из z слоев (для обода, сег-
мент которого содержит z полюсных делений и сдвигается
при шихтовке на одно полюсное деление).
a)

Рис. 100. Вес обода ротора с полюсами на
единицу осевой длины (а) и маховой момент
обода ротора с полюсами на единицу осевой
длины (б).
Значения G/Zo [Т/см]

Таблица 9

сч йо» см 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000
50 0,96 1,33 1,69 2,06 2,43 2,79 3,16 3,53
60 1,07 1,48 1,90 2,31 2,73 3,15 3,56 3,98
70 1,16 1,63 2,10 2,56 3,02 3,5 3,96 4,42
80 1,26 1,77 2,28 2,77 3,32 3,83 4,35 4,86
90 1,35 1,91 2,48 3,04 3,61 4,16 4,75 5,30
100 1,42 3 2,05 начения 2,66 GD2/l 3,26 о [Г м 3,89 2/СЖ] 4,51 5,14 Табл 5,72 ща 10
^Х &t, см
hQ, см х. 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000
50 25,8 68,1 142 256 422 641 930 1298
60 27,7 73,9 155 284 467 718 1042 1452
70 29,2 79,5 168 308 510 784 1149 1598
80 30,2 83,8 180 330 554 850 1239 1735
90 31,3 88,5 191 354 591 911 1337 1870
100 31,9 91,3 201 372 618 974 1416 2010

На рис. 98 показан обод при z = 9. Если полная центро-
бежная сила обода с полюсами равна Со 4- Сп, то усилие,
стремящееся сдвинуть по плоскости 1—2—8—9 часть обода
относительно соседней, равно:

Q=^(Co + Cn)-A-,

(41)

где и — полное число слоев в ободе.

Если не учитывать сил трения, то слои будут удержи-
ваться от сдвига напряжениями среза в шпильках:

Ч (г - 1) F ’

(42)

где

гх — число шпилек на
z—1 — число плоскостей
-- т<Р/4 — площадь селения

одно полюсное деление,
среза;

одной шпильки.
Из условия равновесия частей шпильки, расположенных
выше и ниже плоскости среза, следует, что на поверхноши
прилегания шпильки и листов возникают напряжения смятия

-.F
з =----,

mid

где 8 — толщина сегмента обода;

tn — наименьшее число листов, расположенных выше
(или ниже) плоскости среза.

Расчет по формуле (42) предполагает, что напряжения
среза во всех шпильках одинаковы. При этом может оказаться,
что в тех шпильках, для которых число т невелико (напри-
мер, для шпилек I и II на рис. 98 т = 1), напряжения смятия
превзойдут предел текучести материала. Вследствие смятия
отверстия фактическое усилие, воспринимаемое такой шпиль-
кой, уменьшится и будет перераспределено между остальными
шпильками. В конечном счете предельное (максимальное)
усилие, которое может воспринять стык сегментов обода, рас-
пределится между отдельными шпильками так, что напряже-
ние либо среза, либо смятия достигнет предела текучести.

Для расчета этого предельного усилия обозначим для каж-
дого из сечений стыка

тп — наименьшее число сминаемых листов;

kn — число срезаемых шпилек;

и = 1, 2, ..., z — 1 — номер сечения.

Предельное усилие, которое может быть передано через
сечение п напряжениями среза, будет равно.

т — h Рх

где = 0,57 os — предел текучести материала шпилек при
срезе (as — то же, при растяжении).

Предельное усилие, которое может быть передано напря-
жениями смятия, составит:

р , о,, приложена нагруз л

внутренней, а 2 — к наружной поверх-
где аД = 1,8 as— гли. Верхним индексом обозначен номер
или сегментов — Маемого соединения (рис. 101).

Выбирая дляравенства (45) в выражение (44), находим
или Рп и скл^лие При посадке втулки на вал:

«згрузкус. (46)

в скобках отмечено, что это — усилие при не-
рторе (п = 0).
Запас по предельной нагрузке рассчитывается как отно-
шение этой нагрузки к величине Q, вычисляемой по фор-
муле (41).

§ 9. Крепление обода и остова ротора

Вес обода ротора и полюсов воспринимается специальными
уступами (заточками) на клиновых полосах, вваренных в
спицы и диски остова ротора (см. рис. 56). В клиновых поло-
сах фрезеруются также пазы для клиновых шпонок, передаю-
щих момент вращения.

При вращении машины между сбодом и остовом под дейст-
вием центробежных сил образуется зазор. Возможное одно-
стороннее смещение обода в пределах зазора могло бы нару-
шить балансировку ротора, а изменение деформаций обода
при пусках и остановках сопровождалось бы возникновением
переменных сил трения, передаваемых ободом на заточку
клиновых полос и представляющих опасность для их проч-
ности.

Для надежной фиксации обода и предотвращения смеще-
ния его относительно клиновых полос между ободом и осто-
вом с помощью клиновых шпонок создается радиальный на-
тяг. Для этого шпонки, плотно забитые в холодном состоянии,
дополнительно опускают после разогрева обода.

При обычном уклоне клиновых шпонок 1/200 шпонки для
создания радиального натяга Л должны быть опущены на
длину 200 Л, для чего обод разогревают до температуры не
ниже t — &/12- 10~6 £>1, где — внутренний диаметр обода.
Разогрев обода производят пропусканием тока либо через
обмотку полюсов, либо через специально наложенные на
обод витки кабеля. Величина натяга выбирается так, чтобы
разъединительная скорость вращения (т. е. скорость враще-
ния, при которой между ободом и остовом начинает образо-
вываться зазор'» п > ниже скорости вращения агрегата
пи внезапно ~ 2л °0 ’’^стигающей обычно 140—

где и — полное число слоев в ободе. ти клиновых шпонок

Если не учитывать сил трения, то с»ПщИе обод и сжи.
ваться от сдвига напряжениями среза в шп„едСТВуЮТ также
q зжена втулка.

х = г (Z — 1)F ’ понки между

11 оащения си-

где zx — число шпилек на одно полюсное

z—1 — число плоскостей среза; . посадочных

F = 7rd2/4 — площадь сечения одной шпильк)стов ротора,
152

- — .и лл.. . „л^х.л-.л . • .. Ш>«, t ,.j x,. .
Рис. 101. К расчету радиальных
усилий в остове ротора

состоящий из втулки 2 с приваренными к ней дисками 3 и
прикрепленными с помощью стыковых плит спицами, с на-
тягом Л12 сажается на вал 1.

Возникающее на поверхности соприкосновения вала и
втулки радиальное усилие QI2 приводит к уменьшению на-
ружного диаметра вала на величину 8В, т. е. после остывания
втулки диаметр посадочной поверхности вала станет равным
DB = D°B — 8В, где D° — диаметр вала до посадки втулки.
Внутренний диаметр втулки
Dbt после посадки увеличится
и станет равным DBT = DBT -j-
4- 8вт, и из условия DB =
— Dbt получим равенство

8В + $вт = Вв -Dbt = ^12 ,

(44)
т. е. сумма деформаций сопря-
гаемых деталей равна натягу.

Учитывая, что деформации вала и втулки пропорциональны
посадочному усилию Q19, можем записать:

8b=^22)Q12, §вт “ (45)

где коэффициент пропорциональности X, численно равный де-
формации детали при единичном усилии (Q12= 1), называют
податливостью этой детали.

Цифровые индексы в обозначении податливостей имеют
следующий смысл. Усилие Q приложенное на внутренней
поверхности втулки, вызывает деформацию не только ее внут-
ренней, но и наружной поверхности. Чтобы различить эти
деформации, первым нижним индексом обозначаем поверх-
ность, на которой вычисляется деформация, а вторым — но-
мер поверхности, на которой приложена нагрузка. При этом
индекс 1 относится к внутренней, а 2 — к наружной поверх-
ности кольцевой детали. Верхним индексом обозначен номер
детали рассматриваемого соединения (рис. 101).

Подставляя равенства (45) в выражение (44),
посадочное усилие при посадке втулки на вал:

здесь нулем в скобках отмечено, что это — усилие
подвижном роторе (и = 0).

находим

(46)
при не-
Если бы к внутренней поверхности вала перед посадкой
втулки было приложено известное усилие Qol, то это вызвало
бы увеличение натяга на величину 812 = > 12 Qoi, и усилие Q12
вместо (46) определялось бы формулой

<212 =

^12 ~Г 'I'.’.

(47)

Фактически усилие Q0I = О, но введение в формулу (47)
величины В12 необходимо, как показано ниже, для учета де-
формаций от центробежных сил при вращении ротора

Податливости кольцевой детали, радиальная толщина
которой мала по сравнению со средним диаметром, вычис-
ляются по формулам

<11 -<22~ <12 ~<с - 2kEF ,

где Dc — средний диаметр детали,

F — площадь одностороннего радиального сечения.

Если толщина кольца не мала, то податливости детали
произвольного сечения могут быть вычислены, как показано
в [Л. 9], следующим образом

<11 — £ц< с> <21 — <12 — ^12<с’ <22 — ^22<с* (4$)

Коэффициенты Elk в зависимости от отношения внутрен-
него диаметра детали к наружному о определяются по кри-
вым рис 102.

Формулп1 (48), определяющие податливость при растяже-
нии, справедливы в тех случаях, когда изгибом детали в ра-
диальной плоскости можно пренебречь. Для этого нагрузка
должна быть либо распределена равномерно вдоль осевой
длины, либо, при малой осевой длине, равнодействующая
нагрузки должна проходить через центр тяжести сечения де-
тали

При посадке втулки ротора выступающие из-под нее концы
вала повышают его жесткость вблизи концов втулки по срав-
нению с жесткостью под ее серединой, это приводит к неравно-
мерному распределению посадочного усилия по длине втулки.

Решение задачи о распределении давления под втулкой,
посаженной на сплошной длинный вал [Л. 101, весьма сложно,
а для полого толстостенного вала оно до сих пор еще не по-
лучено. Посадка жесткой втулки на тонкостенный вал рас-
смотрена в работе [Л. 11i
Для приближенного учета увеличения жесткости длин-
ного вала произвольной толщины вычисленная по (48) подат-
ливость ) 22 умножается на коэффициент х [Л. 11], завися-
щий от отношения длины втулки к наружному диаметру вала
и приведенный на рис. 103.

С учетом сказанного податливость вала )22, входящая
в выражение (46), вычисляется по формуле

пО)

) = x-W ; 41’ =------,

^(D^-nV’P2’

(49)

где Dz \ и £>Р = 0,5 (£>Р - L DP) — наружный, внут-
ренний и средний диаметры вала;

Z<2> — длина втулки

Рис 102 Коэффициенты для расчета
податливостей кольцевой детали

Рис 103 Коэффициент для
расчета податливости длин-
ного вала

Коэффициент Е22 в зависимости от а = Ор/DP берется
по рис. 102.

Податливость втулки с дисками могла бы быть тоже оце-
нена по выражению (48), но для повышения точности расчета
и определения усилия, действующего на швы приварки дис-
ков к втулке, поступим следующим образом.

Отделив диски от втулки (рис. 101), допустим, что она
сажается на вал без дисков. Тогда в формуле (47) податли-
вость >Р должна вычисляться для свободной от дисков втулки,
а усилие Q12 вызовет увеличение наружного диаметра втулки
на величину

Фз — 1 pQ 12 — y!2>(-^i2 + Фг) , (50)
где коэффициент

(2) = Х<12

(51)

можно назвать коэффициентом передачи уси-
лия от втулки к дискам.

Чтобы присоединить диски к втулке, на поверхности их
соприкосновения нужно приложить усилие

Q' =________________

23 )(l,2)j_x(3)

z22 । Л11

(52)

Это соотношение записывается по аналогии с формулой (47),
но роль натяга играет величина 823, а податливость объемле-
мой детали Дг заменена эквивалентной податливостью втулки
и вала >22 2>- Для определения последней к наружной поверх-
ности втулки нужно приложить направленное внутрь еди-
ничное усилие, отчего ее внутренний диаметр уменьшится
на величину ДР, которая при соединении втулки с валом
будет играть роль натяга в формуле (46). Следовательно, на
поверхности соприкосновения втулки и вала возникнет уси-
лие <?(2>, эквивалентная податливость втулки и вала будет
равна:

)(1>2) (2) (2) (2)

Х22 — / 22 — 7 > 12 • (О'3)

Таким же образом можно
лентной податливости остова

вывести формулу для
с валом

7(1,3)_,(3) (3) (3)

'22 — ! 22 — Q 1 12,

Х(3)

( 3) = 12 •

4 Х(3) Н- V1'2) ’

Л11 । л22

эквива-

(54)

входящие в нее податливости дисков Др, ДР и вычис-
ляются по формулам (48).*

Наличие усилия Q23 вызовет дополнительное давление
между валом и втулкой, равное

712 — 7< '(2гз>

и полное усилие на вал будет:

Q12 = Q12 + 712---------" + 7<2)Q23 • (55)

* Влияние радиальных ребер жесткости между дисками на вели-
чину посадочных усилий невелико и в расчетах обычно не учитывается
После горячей расклиновки обода 4 (рис. 101) с диамет-
ральным натягом Д34 возникающее между ободом и остовом
усилие

Qsi —

-V)t

1(4) , х(1,3) ’

Л11 т л22

(56)

передаваясь через диски с коэффициентом передачи у(3>, вы-
зывает дополнительное давление между дисками и втулкой,
равное g(3)Q34. Полное усилие составит:

Q23 = Q23 + <7l3) Q34 - - -°23—' + • <57>

М3) + ^2'2)

При вычислении податливости kJP обод рассматривается
как тонкое кольцо. Принимается, что вся зона обода, перере-
занная канавками для полюсных хвостов, не воспринимает
тангенциальных напряжений. Ослабление обода отверстиями
для стяжных шпилек при расчете деформаций учитывается
коэффициентом

= 1 + “ >

где So — площадь отверстий на один сегмент;
Sc — площадь сегмента.

Обычно Pi 1,1.

Таким числяется образом, податливость обода от растяжения вы- по формуле п(4) / <4) = pl 5 , (58) тЕ (п!>4) — n’4)) z<4>

где Dl24), D(4) и £>(с4) =

= 0,5 (Ог4) + T>i4>)—диаметры обода по дну хвостовых ка-
навок, внутренний и средний;

lw — длина стали обода.

С учетом деформации изгиба, вызванной сосредоточенным
характером усилий, передаваемых через клиновые шпонки,

/ П(4) \2

= а(4), % = 1 + 12 --------5----- С5 + 3,1С7, (59)

где значения коэффициентов С5 и С, в зависимости от числа
сосредоточенных сил zK (числа клиновых полос) приведены
в табл. 11.
Значения коэффициентов С5 и С7

Таблица 11

гк 6 8 10 12 14 16
1 76 IO-3 0 545 10—3 0 221 10—3 0 106 10—3 0 О')8 10—3 0 031 10—3
С, 9,49 IO”2 5 28 IO—2 3 34 IO—2 2 30 10—2 1,70 10—2 1 29 10—2

В результате деформаций от центробежных сил при вра-
щении ротора происходит ослабление натягов Так как де-
формации от этих сил пропорциональны квадрату скорости
вращения, то для детали номера s при скорости вращения
п об/мин, для удобства расчетов, деформация внутреннего
диаметра записывается в виде k\s} > а деформация на-

ружного k2s) .

Величины и k2s\ т. е. деформации при скорости вра-
щения 100 об/мин (или, как в [Л 12], при 1000 об/мин),
называют коэффициентами деформаций.

Для учета указанных деформаций в формулах (50) и (55)
нужно положить

812(п) = -(М2)-/41))^у, (60)

в формуле (57) принять

В23 (п) = г (а12 + SI2) - - /42)) (61)

а в числителе формулы (56) добавить слагаемое

§34 («) = <7(3) [<7(2>В 12 (и) — (А(13> — А

/ « «ПН / П \2

(62)

При этих значениях величин 8 по выражениям (55) — (57)
можно определить посадочные усилия при заданных натягах
и скорости вращения.

Как указывалось выше, натяги посадки втулки на вал
Д12 и расклиновки обода Д31 должны быть выбраны так, чтобы,
во-первых, разъединительная скорость обода ротора была не
ниже величины п0 = (1,4— 1,5) пн, а, во вторых, силы тре-
ния между валом и втулкой с известным запасом передавали
момент вращения генератора при номинальной скорости вра-
щения п„

Первое условие означает, что Q34 (по) = 0, откуда натяг
обода

^34 — $34 (По) =

- [л,;*1 -- k';>)+(fef> - к'")] . (63)

Для выполнения второго условия нужно, считая извест-
ными усилия Q12 (пп) = Qo и Q34 (пн) = Qx, решить равен-
ства (55) — (57) относительно натяга Д12 Так как получае-
мая при этом формула достаточно сложна, то с некоторым
запасом для определения Л12 можно пренебречь жесткостью
дисков и обода (/(3), /(4) -► со), а при вычислении Л34 в вы-
ражении (63) втулку можно считать абсолютно жесткой,
(Х(2> = /г(2) = 0) При таких предположениях получим про-
стые формулы

дающие достаточную точность

Необходимая величина посадочного усилия Qo рассчи-
тывается по формуле

Qo = 2-^-P, (66)

где Мкр — момент вращения.

Л4К = 0,975 105 — [кГ см]-, (67)

Р — мощность, кет,

пп — номинальная скорость вращения, об/мин-,
k 2,2 — 2,5 — коэффициент запаса,

f = 0,2 — коэффициент трения,

Ор — наружный диаметр вала под втулкой, см.
Рассчитанная по (65) величина Д12 округляется в большую
сторону до ближайшего минимального натяга, соответствую-
щего допускам второго класса точности для данного диаметра.
Обычно принимаемые посадки втулки на вал в гидрогенера-
торах: Пр. 1 и Гр.

Входящие в выражения (64) и (65) коэффициенты деформа-
ций вала, втулки и дисков рассчитываются по формулам

k{s} = k{s} = Lk(i)C(s) (s = 1; 2; 3), (68)

2 2 с 1 ’ 1 С 4 ' 4 7

где = 0,056 G{s}Dh ’ — центробежная сила детали при
скорости вращения 100 об/мин\

G<s) — вес детали (для вала — вес части вала под втул-
кой);

£>(и’ — диаметр инерции детали:

1 + аз +

D{s} = —
и 3

1 -ф as

D{s\

2 ’

(69)

а коэффициенты и ^2 в зависимости от отношения as =

= D^/D^ берутся по кривым рис. 104.

Коэффициент деформа-

ции обода

Рис. 104. Коэффициенты для расчета
деформаций кольцевой детали от
центробежных сил.

kw = Х(4)С(4), (70)

где С(4) — центробежная
сила обода с полюсами
при скорости вращения
100 об/мин.

Влияние изгиба обода

из-за сосредоточенности на-
грузок от центробежной
силы полюсов может быть
учтено, как и в формуле
(59), множителем ?, однако

при обычном для гидрогенераторов большом числе полю-
сов £ 1.

Для расчета посадочных усилий в конструкции остова со
спицами (рис. 54) к эквивалентной податливости [см.
формулы (54) и (56) ] должна быть добавлена диаметральная
(удвоенная) податливость спиц (число спиц — гс)

Хс = 2—-£—
ZcST7!
а к коэффициенту деформации — деформация остова от

центробежных сил спицы С, равная и деформация

спицы

К = XcCv; (72)

здесь /с — длина спицы;

Fr — площадь сечения спицы возле стыковых плит, на
радиусе

С — центробежная сила спицы при скорости вращения
100 об!мин.

Рис. 105. Коэффициент для расчета
податливости спицы.

Рис. 106. Коэффициент для рас-
чета деформации спицы от цен-
тробежных сил.

Величины vc и v приведены на рис. 105 и 106 в зависимо-
сти от отношений и р = RJRr (F2 — площадь

сечения на конце спицы, на радиусе /?,).

На ряде гидрогенераторов с помощью тензометров сопро-
тивления были измерены напряжения в спицах после горячей
расклиновки обода. Пересчитанные по измеренным напряже-
ниям средние усилия на одну спицу составили примерно 80%
от расчетного при разбросе измеренных усилий + 6% от
среднего. Некоторое завышение расчетных усилий связано,
по-видимому, с наличием не поддающихся расчету деформа-
ций за счет смятия на поверхности прилегания шпонок к ших-
тованному ободу и за счет зазоров в стяжных шпильках обода.

Приведенные выше формулы для определения податливо-
стей не учитывают обмятая неровностей поверхностей сопря-
гаемых деталей. При относительно высокой чистоте обработки,
например, на поверхностях сопряжения втулки и вала
величины неровностей невелики по сравнению с натягом, од-
нако при шихтованной конструкции обода эти величины срав-
нимы с натягом. Кроме того, в процессе работы генератора
выступающие части листов («гребенки») со временем могут
приобретать остаточные деформации, так что посадка обода
наЪстов будет ослабляться. Во избежание этого нужно перио-
дичёски~проверять плотность расклиновки обода и в случае
необходимости производить дополнительную подклиновку с
разогревом обода. *’* ~

§ 10. Напряжения в остове ротора

Основными нагрузками, действующими на остов гидроге-
нератора, являются момент вращения, центробежные усилия,
вес обода с полюсами и посадочные усилия Напряжения от
посадочных усилий в ободе ротора невелики, и проверка его
прочности сводится к изложенному в § 8 расчету от действия
центробежных сил. Расчет прочности и жесткости вала из-
ложен в § 11; в настоящем параграфе остановимся на расчете
втулки, дисков и спиц остова ротора.

Для определенности будем рассматривать получившую
большое распространение конструкцию по рис. 55.

Спицы ротора под действием момента вращения и веса
обода испытывают изгиб в горизонтальной и вертикальной
плоскостях, а под действием центробежных и посадочных
усилий — деформации растяжения и сжатия. Наиболее на-
груженным обычно оказывается сечение у внутреннего края
вентиляционного отверстия в спице (сеч. 1—1 на рис. 107);
для усиления этого сечения в отверстие вваривается «ворот-
ник»

Напряжения от растяжения, сжатия и изгиба весом рас-
считываются по обычным формулам:

ZcCj Qj4 МХ1 __ ! бо/j

а. =----------, а, 1 = •+• --- Н-------

Zc-Fx ~ Zc^v!

где zc — число спиц;

Сх — центробежная сила части спицы снаружи от
сеч. 1—1\

F1 и — площадь и момент сопротивления (при из-
гибе в вертикальной плоскости) спицы в этом
сечении (по обе стороны от вентиляционного
отверстия);

Go — вес обода с полюсами и клиновыми полосами;
/х — расстояние от клиновых полос до сеч. 1—1.

Момент вращения генератора 7Икр передается на остов
за счет действующего на каждую клиновую полосу танген-
циального усилия

2 Л4 к р

где zK — число клиновых полос (для конструкции по рис. 55

... zk 2zc),

D\ — внутренний диаметр обода.

Усилия Т изгибают неза-

висимо друг от друга участки
спицы, расположенные по обе
стороны от вентиляционного
отверстия (т. е. вертикальную
стенку и примыкающую к ней
часть полки, рис. 107). Раз-
дельному изгибу этих участ-
ков препятствуют верхняя и
нижняя перемычки 3 (рис.
107), образованные горизон-
тальными полками за наруж-
ным краем отверстия.

Для определения момен-
тов, противодействующих из-
гибу участков спицы, отделим
перемычку от спицы сеч. аа
и заменим их действие друг на
друга моментами7Их(рис. 107).

Рис 107. к расчету спицы остова

ротора.

Условие равенства углов поворота конца спицы и пере-

мычки записываются в виде:

откуда

вт—в h

1 П р,
®Л1 + ®п

(74)

здесь 0г и 0м — углы поворота конца спицы от единичного
усилия (Т = 1; = 0) и единичного мо-

мента (Т = 0; Мт = 1);

9П ~ угол поворота конца перемычки, рассматри-
ваемой как шарнирно опертая балка, на-
груженная на опорах одинаковыми и на-
правленными в одну сторону единичными
моментами;

h — радиальная ширина перемычки
Для случая, когда участки спицы и перемычка имеют по-
стоянные по длине моменты инерции,

g __ д __ и g __ 1

т~ 2С/с ’ м Е1С’ п 6£/п ’

где L и I — длина участка спицы и средняя тангенциальная
длина перемычки.

Напряжение в сеч. 1—1 спицы от изгиба моментом враще-
ния при номинальной скорости пл будет равно:

ЛДа = + TL-

1)1 W щ

(75)

где Wyl — момент сопротивления сечения спицы по одну
сторону от отверстия при изгибе в горизонтальной плоскости.

Приведенное напряжение в сеч. 1—1 складывается из на-
пряжений <3!, <зг1 и ау1, причем первое из них зависит от ско-
рости вращения агрегата и предварительной расклиновки
обода на спицах, второе не зависит от скорости и нагрузки
генератора, третье — пропорционально приложенному мо-
менту турбины и достигает наибольшей величины при пере-
грузке генератора по активной мощности. Максимальное на-
пряжение с учетом усилия от расклиновки обода для стали
марки Ст. 3 не должно превышать 2000 кПсм1, а без учета
этого усилия — 1600 кПсм2,

Нагруженными узлами остова являются также узел креп-
ления спиц к дискам и дисков к втулке. В первом из них про-
веряется прочность стяжных шпилек стыковых плит и швов
приварки плит к дискам.

Расчет напряжений в стяжных шпильках производится
с учетом их предварительной затяжки, причем влияние сжи-
мающего стык радиального усилия Q.:1 от расклиновки обода
не учитывается и идет в запас прочности.

Известно, что до тех пор, пока приложенное к спице ра-
стягивающее усилие не приводит к образованию зазора между
предварительно стянутыми стыковыми плитами, оно пере-
дается на стяжные шпильки не полностью. Суммарное уси-
лие на шпильки от предварительной затяжки и действия цен-
тробежной силы спицы С рассчитывается по формуле
здесь Ро — усилие предварительной затяжки всех шпилек
стыковой плиты;

х = Хп/лп + Кл — отношение податливости плиты )п
к сумме податливости шпилек Хш и плиты, обычно
х = 0,2 -- 0,3 [Л. 13].

Как следует из формулы (76), если считать фланцы абсо-
лютно жесткими (х = 0), то полное усилие в шпильках Р±
остается равным усилию первоначальной затяжки Ро до тех
пор, пока приложенное к спице усилие С О Ро. Это обстоя-
тельство можно пояснить следующим образом. Допустим,
наоборот, что после приложения нагрузки С Ро усилие
на шпильки увеличится на некоторую величину АР0. Тогда
шпильки растянутся (дополнительно к растяжению от за-
тяжки), а при абсолютно жестких фланцах это приведет к об-
разованию зазора между стыковыми плитами. При этом на
стыковую плиту будет с одной стороны действовать внешняя
сила С, а с другой — реакция болтов, равная Рб + АР0.
Но так как, по предположению, Ро '^С, то под действием
такой системы сил плита не может находиться в равновесии.
Следовательно, предположение об увеличении усилия на
шпильки не справедливо, пока С Ро. В этих условиях при-
ложение внешней нагрузки к спице уравновешивается за
счет падения давления между плитами.

Приложение к спице изгибающих моментов также приво-
дит к перераспределению давления между плитами. Однако,
если растягивающее усилие вызывает одинаковое во всех
точках плиты падение давления, то при действии изгибающих
моментов изменение давления уже не будет равномерным.

Если принять, что нейтральная ось, на которой изменения
давления не происходит, совпадает с осью симметрии стыко-
вых плит, то дополнительное напряжение в наиболее нагру-
женной шпильке от действия изгибающего момента весом

будет равно:

(77)

здесь Z2 — расстояние от клиновых полос до разъема сты-
ковых плит;

— момент сопротивления сечения шпилек относи-
тельно оси симметрии:
Умакс — расстояние от этой оси до наиболее удаленной
шпильки;

F — площадь наименьшего сечения одной шпильки;

т и п — числа шпилек в горизонтальном и вертикальном
рядах одной стыковой плиты (рис. 108).

С учетом напряжения от момента вращения суммарное
напряжение в наиболее нагруженной шпильке нераскрытого

Рис. 108. Стыковые плиты ротора.

стыка рассчитывается по
формуле

аш = “1“ °2 + аXi "Ь

(78)

где <з0 — напряжение в
шпильке от
предваритель-
ной затяжки;

<з2 и ау2 — напряжения
от центробеж-
ной силы и
момента вра-
щения:

S, = Z.

mnF

Wy2 — момент сопротивления сечения шпилек при
изгибе в горизонтальной плоскости:

nF т

^“24

J *макс

Из условия нераскрытая стыка, при котором применимы
формулы (77) и (79), напряжение затяжки шпилек з0 должно
быть не меньше величины

(80)

где F’ — площадь, по которой соприкасаются стыко-

вые плиты;

Й7л2 и Wy2 — моменты инерции этой площади относи-
тельно осей симметрии;

2Ш — число шпилек.
В формуле (80) учтен коэффициент запаса от раскрытия
стыка, равный 1/(1—х) = 1,25 (при х -= 0,2). С другой сто-
роны, напряжение затяжки не должно превышать 70% пре-
дела текучести материала шпилек. Этими условиями опреде-
ляется количество стяжных шпилек.

Момент на ключе, необходимый для затяжки шпильки
с метрической резьбой до напряжения а0, равен примерно
0,22 о0 Fd0, где а(, — наружный диаметр резьбы.

При расчете швов приварки дисков к втулке в запас проч-
ности принимается, что крутящий момент воспринимается
только кольцевыми швами приварки дисков (без учета швов
на вертикальных ребрах), а напряжения от изгиба весом рас-
считываются так, как если бы диски возле втулки были раз-
резаны радиальными вертикальными плоскостями, число ко-
торых равно числу вертикальных ребер.

Обозначив через и площадь сечения швов приварки
дисков и вертикальных ребер к втулке, при указанных до-
пущениях получим следующие напряжения в швах:

от момента вращения

т Мкр .

~ ЯшЛ ’

от посадочных и центробежных усилий

__ Q23 .

12 ~ Л 4 V

от среза весом

_ G .

“ Л + F2 ’

от изгиба весом

W’ тп

здесь — радиус расположения швов;

Ма — изгибающий момент от веса G обода, спиц, сты-
ковых плит и дисков с ребрами;

№ш — момент сопротивления сечения швов относи-
тельно нейтральной оси:

\ о / z,

Нр — высота вертикальных ребер.
Суммарные напряжения в швах

’ = /’! + ^ + (э + Ы!

во всех режимах работы генератора не должны превышать
1200 кГ/см2.

§ 11. Вал гидрогенератора

Напряжения в номинальном режиме работы

Наиболее напряженным сечением вала гидрогенератора
обычно является сечение ниже втулки ротора, где склады-
ваются напряжения от момента вращения, радиального дав-
ления втулки и осевого растягивающего усилия, создавае-
мого реакцией воды, весом вращающихся частей турбины и
части вала генератора.

Осевые напряжения растяжения в валу

3° = 70'’

распределены по сечению площади Ко равномерно.

Касательные напряжения от момента вращения на на-
ружной поверхности вала равны:

м ~D:1 / ZX? \

т1= ^5, Ц7=—М 1------------ .

Р 16 J

а на поверхности центрального отверстия диаметра Dp

’2 1 D2 ‘

Тангенциальные сжимающие напряжения от посадки

втулки ротора без учета влияния выступающих из-под
концов вала могут быть рассчитаны по формулам:

нее

на

здесь

наружной поверхности вала

0 ______r Qia •

22 ~

поверхности центрального отверстия

__ Q12 .

12 ~~ il22FF'’

F = lB (D3—D^)!2— площадь радиального сечения

сти вала под втулкой с длиной 1И, а коэффициенты -q22 и
в зависимости от отношения а = Dr!D2 определяются
кривым рис. 109 и НО [Л. 9].

ча-

^12
ПО
Выступающие из-под втулки концы вала, повышая его
жесткость, приводят к уменьшению тангенциальных напря-
жений и к появлению дополнительных осевых напряжений
из-за изгиба вала под втулкой. Указанные напряжения в слу-

чае тонкостенного вала мо-
гут быть рассчитаны с по-
мощью результатов, полу-
ченных в [Л. 11].

Тангенциальные растя-
гивающие напряжения в
валу от центробежной
силы С части вала длиной /в

, С
а = 7j -------

1 l2r.F

для гидрогенераторов обыч-
но невелики (значения
и даны на рис. 109
и НО).

Суммарные тангенци-
альные напряжения равны:

С2 = 322 + °2’

°1 = °12+ °1>

а сжимающие радиальные
напряжения на наружной
поверхности вала:

Рис. 109. Коэффициенты для расчета
напряжений на внутренней поверх-
ности кольцевой детали.

Рис. 110. Коэффициенты для расчета
напряжений на наружной поверх-
ности кольцевой детали.

Q12
tzD2Ib

Для вычисления приведенного (по энергетической теории
прочности) напряжения

опр = ]/ + + (81)

нужно найти главные напряжения а”, <з" и а'" как корни
кубического уравнения [Л. 14]:

?3-Л°а + 4*-Л = 0; (82)
здесь

Л = % + °р + v- Л = % (% + + V/—

1з = °0 (°раг — т2);

через at обозначено тангенциальное напряжение, равное оа
на наружной поверхности и — на внутренней.

Запас в валу по пределу текучести

А = —
апр

не должен быть ниже 1,2.

В сечениях вала, достаточно удаленных от места посадки
втулки, напряжения от посадки = <зр = 0, и из выражения
(82) главные напряжения а' = <з0; а" = т; ада = —т. При-
веденное напряжение в этих сечениях

°Пр = /°о + 3'2

обычно не превышает 50% от предела текучести материала
вала.

Критическая скорость вращения

Под критическими скоростями вращения
вала понимают такие скорости, при которых сильно возрас-
тают вибрации опорных элементов, вызванные теми или иными
причинами (механический небаланс, неодинаковая жесткость
горизонтального вала при изгибе его в различных плоскостях,
режим работы турбины и т. п.).

Рассмотрим определение основной критической скорости,
при которой частота воздействия на подшипники сил от меха-
нического небаланса, равная угловой скорости вращения
ротора, совпадает с частотой изгибных колебаний вала.

В тихоходных гидрогенераторах критическая скорость
вращения обычно выше угонной. В этих случаях для оценки
критической скорости вала с двумя подшипниками его можно
схематизировать валом постоянного сечения с двумя сосредо-
точенными массами (рис. 111). В вес Gr включается вес ро-
тора генератора и половина веса вала между опорами, в GT —
вес рабочего колеса турбины и четверть веса консольной ча-
сти вала.

Первая критическая скорость вала с одной консолью
(рис. 111, а) рассчитывается по формуле

1 ; Г ЗГИ , /оэ\

= ~т 1/ g Ъ (83)
где I — момент инерции сечения вала;

ф — коэффициент, учитывающий влияние веса рабочего
колеса:

l^qk.-V .

' 2о (&! — k2)

Когда величина (1 +
+ qk±y > 47 (fei—k2), в част-
ности при малом q, то

1 +

Выражая все размеры в
метрах, веса в тоннах и по-
лагая для стали £ = 2,1 X
X 10е кГ/см\ из формулы (83)
получим критическую ско-
рость: _____

24-104-. Г11 . , Л,
нх =-------1/ —ф [об/мин].

ab V Gr

(85)

Рис. 111. к приближенному рас-
чету критической скорости вра-
щения гидроагрегата а — вал
с одной консолью, б — вал с двумя
консолями.

Для вала с двумя консолями (рис. 111, б) формулы (84)
остаются в силе, но величины kr и равны:

Ci V 1 + Сх
С J 1+С ’

1 /ал2 / i у

4 С / U + cJ ’

а критическая скорость определяется по формуле

<86>
с (/ + G) Iх ог

При выводе формулы (85) ротор генератора и рабочее ко-
лесо турбины рассматривались как сосредоточенные массы и
учитывалась только инерция их поступательного движения
за счет прогиба вала. Однако при свободных колебаниях се-
чения вала не только смещаются, но и поворачиваются отно-
сительно своего первоначального положения в недеформиро-
ванном состоянии. При этих поворотах на вал действует мо-
мент сил инерции ротора генератора, влияние которого на
критическую скорость вращения при большом диаметре ро-
тора становится существенным. Кроме того, повороту того
сечения вала, где закреплена втулка подпятника, препятст-
вует возникающий в подпятнике упругий момент, повышаю-
щий критическую скорость вращения. Известно также, что
сопротивление вращающегося вала изменению положения его
оси вращения больше, чем неподвижного При определенных
условиях это приводит к повышению собственной частоты
колебаний вращающегося вала по сравнению с неподвижным.

Критическая скорость с учетом указанных факторов (жест-
кость подпятника, инерция поворота и гироскопический эф-
фект ротора генератора) для вала с двумя направляющими
подшипниками может быть приближенно определена по фор-
муле N

= (87)

где п1 — критическая скорость без учета этих факторов, а
значения коэффициента N при прямом вращении вала * оп-
ределяются из уравнения [Л 15, 16]:

£
/2

(JL —. А . JL_1W_1 =0; (88)
\2/2а )

здесь р — радиус инерции ротора, а величины а, р и i равны:
для схемы по. рис. 111, а (вал подвесного генератора с од-
ной консолью)

I (Ь — а) Щ 2 — а/1 g а 3 а2

ab [ 4(1— 2a/l) \ I + P

__ P (b2 ab + а2) П _ (1— За//+ За2/2/2)2 Щ .

T “ a2b2 L 1 — 3a// + 3a2//2 J ’

для схемы по рис. 111,6 (вал зонтичного генератора с
двумя консолями)

, k D /(2/ + ЗС) /. k \

a = 1------------; 8 = -1—'---------- 1-------------;

1 + СП 1 2С (/ + С) ( 1 + ЗС/21/

v = (зс + 0 12 (1 _ k \

1 (С+ 1) С2 \ 1 + ЗС// ) '

* Прямым вращением вала при критической скорости назы-
вается такое состояние, при котором изогнутая ось вала вращается
относительно линии, проходящей через подшипники, в том же направ-
лении и с той же скоростью, с какой вращается сам вал Обратное
вращение вала на практике обычно не осуществляется.
Через k обозначена величина

1 -l ЗЕ1ЦС^ '

а формула для вычисления жесткости подпятника Са пр иве
дена выше, в § 2, гл. 2 (см. также § 7 гл. 7). При этом предпо

ложено, что плоскость зеркала
перечной осью генераторного
подшипника.

Для подвесного генератора
значения коэффициента N при
р// = 0,5 приведены на рис.
112, а, для зонтичного при

р/С = 2 — на рис. 112, б.

Если вычисленная по вы-
ражению (85) или (87) крити-
ческая скорость близка к ско-
рости вращения, достигаемой
при сбросе нагрузки с гене-
ратора, необходим более точ-
ный расчет критической ско-
рости.

Для расчета критической
скорости ш1 с учетом факти-
ческого распределения жест-
кости, массы вала и положе-
ния подпятника применяется
формула Релея [Л. 21:

= ]/у ; (89)

здесь П и Т — амплитудные
значения потенциальной и ки-
нетической энергии * вало-
провода при свободных коле-
баниях.

Для их вычисления вал
разбивается на достаточно

подпятника совпадает с по-

Рис. 112. Влияние подпятника
и гироскопического эффекта на
критическую скорость вращения
гидроагрегата a — вал с одной
консолью (генератор подвесного
типа, p/Z = 0,5), б—вал с двумя
консолями (генератор зонтичного
типа, р/С = 2)

* Амплитуда кинетической
энергии пропорциональна квад-
рату частоты колебаний В фор-
муле (89) имеется в виду ее зна-
чение при ш = 1 1/дас.
большое число участков, в пределах каждого из которых диа-
метр вала остается постоянным. Вес каждого участка вала
с закрепленными на нем деталями считается сосредоточенным
в центре участка. Обозначим через ft и ф, прогибы и углы
поворота сечений вала в серединах участков. Тогда амплитуда
кинетической энергии при свободных колебаниях невращаю-
щегося вала будет равна:

(90)

где т1 и J( — масса, сосредоточенная на i-м участке, и момент
инерции этой массы относительно оси, перпендикулярной
плоскости колебаний.

Для ротора генератора можно принять:

J = (7^2 I 7^а) (GD2)r _ p2Gr

' 4 ' 8g ~ 2g ’

где и /?2 — внутренний радиус обода и радиус по по-
люсам;

р — радиус инерции;

Мо и (GD а)г — масса и маховой момент обода с полюсами;
Gr — вес ротора генератора.

Пренебрегая инерцией поворота участков вала и учиты-
вая, что для расчета собственной частоты колебаний при пря-
мом вращении вала момент инерции Jr нужно заменить на
[Л. 16]

,7 Г "7or " J г»

где Jor — момент инерции ротора генератора относительно
оси вращения, получим кинетическую энергию

Т = -- У inf — — f J v + Jjf\,
2 i i 2 \ г г т т j

здесь фг и ф, — углы поворота при свободных колебаниях
сечений вала под осью ротора генератора и рабочим колесом
турбины.

Если при вычислении кинетической и потенциальной энер-
гии использовать динамические прогибы f, и углы поворота
Ф(, то формула (89) даст точное значение частоты свободных
колебаний.

В качестве приближенных значений /, и срг при расчете
первой собственной частоты принимают прогибы и углы по-
ворота вала, вызванные нагрузками Р. = gm„ по величине
равными весу соответствующего участка. Направление этих
нагрузок, постоянное в пределах пролета вала между подшип-
никами, нужно изменить на противоположное при переходе
через подшипник (рис. 113). Прогиб вала от таких нагрузок
по форме близок к динамическому прогибу вала от сил инер-
ции при свободных колебаниях, и формула (89) дает несколько
завышенное, но близкое к действительному значение частоты.

Рис 113. Графическое построение упругой линии двухопорного вала
(без учета подпятника)

Потенциальную энергию деформации вала можно вычис-
лить как работу вызвавших ее сил:

и частота свободных колебаний будет равна:

7 Заказ № 2088

177
Заменяя здесь массы и моменты инерции через веса и маховые
моменты и выражая частоту в оборотах в минуту, получаем
окончательную формулу для критической скорости вращения:

30 - / ^Pifl

= ;------------------• (91)

я У 2о,/?-у[(оП^ + (^а)т??]

Для построения упругой линии вала обычно применяется
графический метод. Рассмотрим этот метод на примере двух-
опорного вала с двумя консолями и подпятником.

Разбив вал на десять участков, вычертим его в масштабе
1/тх = Vjo (рис. 113). Длины, моменты инерции сечений и
веса участков вала с закрепленными деталями заносим в пер-
вые три столбца табл. 12. В четвертой графе этой таблицы
выписываем веса с учетом сказанного выше о знаках нагру-
зок Pt, а в пятой подсчитываем накапливающуюся сумму
чисел четвертой графы. Шестая графа содержит числа пятой,
деленные на т3= 40-103 кПсм, т. е. выраженные в масштабе
многоугольника сил (АОВ на рис. 113). Для построения по-
следнего из произвольной точки О откладываем (с учетом
знака) отрезки, длина которых равна полученным в шестой
графе числам, и концы этих отрезков соединяем с произволь-
ным полюсом А. Расстояние от точки А до прямой ОВ (полюс-
ное расстояние многоугольника сил) обозначим через Н =
= 10 см. От вертикали, проведенной через левый конец вала,
проводим луч О А, параллельный линии О А на многоугольнике
сил. От точки пересечения луча О А с линией действия силы
Рх (т. е. с вертикалью, проведенной через середину первого
участка вала) проводим луч 1А, параллельный линии 1—А
на многоугольнике сил, и т. д. до последнего участка. Прод-
лив крайние линии веревочного многоугольника ОА и !0А
до пересечения с вертикалями, проведенными через опоры,
и соединив точки С и D прямой, получим эпюру изгибающих
моментов в валу [Л. 17], вызванных нагрузками Р{, без учета
жесткости подпятника. Ординаты этой эпюры под точками
приложения сил Pt в масштабе чертежа с учетом знака за-
носим в седьмую графу табл. 12, а в восьмой графе подсчиты-
ваем фиктивные нагрузки

<92)

численно примерно равные площади эпюры моментов под соот-
ветствующим участком вала, деленной на момент инерции
К расчету критической скорости без учета подпятника (рис. 113)

СО и -О 5И'^ sOI CO —< 00 О СП CO Ci О Ю ю О: 04 —< co co —-<Tt<C0000000404CO 04 ’Ф о CO —* 04 — 432
сч 105 кГ-см i0 lO о Tf —< co CO О CD LQ CO CD tF Oi CO •—'COcooocqocDb-^r —< CO О О —< О О CO О —< co 55,5
£ 3 <0 18,2 13,5 10,0 9,1 6,7 1,0 —2,1 —8,2 3,6 8,1
2 — '-Qi т3 СМ CO —< co 04 CO 04 Ю LO Г-- CO 04 —1 О О OOOOOCOlQ00404 04 04 04
О & я д_01 CO Ю Ю 0 Ю CD Ю — LC CO CO 04 04 04 CO Ci CO О CD Ci — 04 О О О
со СУ г-’1'3 9-01 00 О О^—«'oCDCDr-.’jfOOO 04 Ю СО ТУ СО —
g O4Tt<LOCOO4COb-Ci OOOOOt^-COCO’—'О
СО -is g СО 00 b- СП —«r-COCOUOQCit^Oir- 00000400 04—< 04 СО
ю о? и J* e0I Ю О CD LO СО —‘ ’'f сС) СО 04 Г4- Ci Ci Ci C0C0C0CDO4—«СОСОСО ’ф 1.0 Ю тр -Jf СО
67 103 кГ 6,5 24,5 3,9 0,6 463 23,1 —4,7 —48 20 180
со б" о Ю LO CD СО —ч Г- СО'^СООСОСО’^СООО 04 СО 04 тГ 04 СО —
сч g0I О —< чф ЮЬ-04Г-1Л1ЛОЬ-Ь-Г-- —ч—<—« СО —<—«CiCOCOCO
•— g 138 204 51 10 173 254 70 748 312 40 2 2000 1
•-* —lOACO’^LOCO^-COCiO

I
Поступая с фиктивными нагрузками Qt так же, как с на-
грузками Pt, строим веревочный многоугольник фиктивных
сил* O'C'D'B'. На рис. 113 масштаб фиктивных сил т3 —
= 50-10-6 см~~2/см, а многоугольник фиктивных сил, полюс-
ное расстояние которого было взято Н1 = 10 см, на рисунке
не показан. Проведя прямую через точки С' и D' пересече-
ния многоугольника фиктивных сил с вертикалями, прове-
денными через опоры, получим эпюру прогибов вала yt без
учета подпятника. Снятые с этой эпюры значения в масш-
табе чертежа заносим в одиннадцатую графу табл. 12, а в
двенадцатой и тринадцатой графах вычисляем произведения

и Фактические прогибы вала от нагрузок Pt равны
ft — mfylt где масштаб прогибов

т2т2т3НН1 402-40-103.50-10~6-10-10 Л

tnf —------------ —————— — 0,152.

r Е 2,1-Ю8

По формуле (91) получим критическую скорость без учета
подпятника и моментов сил инерции:

пх = 2991 / YPlVi...= 299 I/" 55’5'105 = 275 обIмин.

V m^Gyfi V 0,152.432.10е

Построенная на рис. 113 упругая линия вала в точках
приложения сил Р; имеет изломы. Поэтому в качестве рас-
четного угла наклона под ротором генератора (участок 5 на
рис. 113) берется среднее из углов наклона лучей 4А' и 5А'
к линии отсчета прогибов CD'.

На рис. 113 измеряем средний угол 6Г = 46°, а фактиче-
ский угол наклона будет равен:

cpr = tn^ tg 6Г = 0,38-10~2-1,036 = 0,394- КП2,
где масштаб углов наклона

tn = = 0,38.10-2.

? От! 40

* В существующих руководствах фиктивные нагрузки, равные
площади эпюры моментов, деленной на /;, рекомендуется приклады-
вать в центре тяжести участка этой эпюры, что теоретически является
более точным. По предложению В. М. Фридмана, в расчетной прак-
тике завода «Электросила» нагрузки Q, рассчитываются по формуле
(92) и линии их действия принято совмещать с линиями действия
сил Pt. Это существенно упрощает расчет, не внося в него значительной
погрешности.
Аналогично находим наклон рабочего колеса (участок 10)
фт = 0,394-10-2. Маховые моменты ротора генератора и ра-
бочего колеса в рассматриваемом примере равны:

(GDa)r = 21 • Ю10 кГ-см2-, (GD\= 1,4-1010 кГ-см2.
п

Рис. 114. Графическое построение упругой линии двухопорного вала
с подпятником.

По формуле (91) критическая скорость (без учета подпят-
ника)

______________________________=

= 299

0,152-55,5-105

108

0,1522 • 432 • 105-—(• 21 0,3942 + 1,4-0,394^)

= 366 об/мин.

Для учета жесткости подпятника, плоскость зеркала ко-
торого обозначена на рис. 113 буквами ПП, приложим в этом
сечении вала изгибающий момент произвольной величины и
построим упругую линию вала, вызванную этим моментом.

На рис. 114 показана эпюра моментов от действия сосре-
доточенного в сеч. ПП момента, величина которого т0 =
= 10 см в масштабе чертежа. Ординаты эпюры моментов Л4г
заносим в первую графу табл. 13, во второй вычисляем фик-
тивные нагрузки Q*, по которым, как и выше, строим эпюру
прогибов вала у* (пятая графа табл. 13).

Таблица 13

К расчету критической скорости с учетом подпятника (рис. 114)

1 1 2 3 4 б 6 7 8 9
Лф Ч тз * yt ъ Yl plYl а, г2 J 1
04 1 3 со 1 о С4 1 3 со 1 о Со СЭ СО g s Со k со L С4 СО 1 о
1 0 0 0 0 16,6 14,9 3,3 21,4 70,9
2 0 0 0 0 12,4 11,2 2,3 56,3 130
3 0 0 0 0 9,2 8,3 1,7 6,6 11,3
4 0 0 0 0 8,4 7,6 1,5 0,9 1,4
5 0 0 0 0 6,2 5,6 1,1 508 560
6 10 144 144 3,60 0,9 0,8 0,2 4,6 0,9
7 8,8 68,5 213 5,33 -1,7 —1,5 —0,6 2,8 1,7
8 4,25 471 684 17,1 —6,6 -5,9 —2,3 ПО 254
Q 0 0 684 17,1 2,8 2,5 1,1 22 24,3
10 0 0 684 17,1 5,9 5,3 2,8 504 1410
2 1236 2460

На рис. 114 принят масштаб длин т* = 40, масштаб фик-
тивных сил /и* = 40-1СГ6 см~2/см, полюсное расстояние мно-
гоугольника фиктивных сил Н\ = 10 см, а прогибы получены
в масштабе

т\п13Н\ _ 4Q 4Q ю~6.1о
т0Е ~ 10 2,1 103

= 7,62-1О-10.

Угол наклона упругой линии вала в сеч. ПП на рис. 114
равен <р* = 1,93 10-11, а на рис. 113 Фп = фг = 0,394-10-2.

Из условия равенства углов наклона вала и подпятника

?п —

Мп

с;
при жесткости подпятника С = 3,9-10й кГ/см находим ре-
активный момент в подпятнике:

.. <рп 0,394 10-2 , о 1ЛЯ

Мп = —* ’-------------г = 1,8-108 кГ/см.

?п+ (1,93 Ц- 0,256) 10—

Прогибы от этого момента

у( = -± Ми' =

tTlf

7,62 1О~10
0,152

•1,8 108(/* = 0,9у’,

выраженные в том же масштабе, что и прогибы на рис 113,
приведены в шестой графе табл. 13; в седьмой графе вычис-
лены суммарные прогибы с учетом жесткости подпятника

Yi = yt — yt,

а в восьмой и девятой графах — суммы ^PtYt и
Суммарные углы наклона ротора генератора и колеса тур-

бины будут равны:

Ф = ср — ср*т*Л4 ==
Г ‘Г "г ф п

= 0,394 102 —0,82-1,9 10-I1-l,8 108 = 0,114-10-2;

Ф = ср —wjri’M =
Т 1Т * Т ф п

= 0,394-10-2 —0,71 1,9 10~и 1,8-10s = 0,151 ИГ2.

Критическая скорость валопровода с подпятником:
без учета моментов сил инерции

= 299

1236 103

0,152 2460 IO4

= 540 об/мин\

с учетом инерции вращения и гироскопического эффекта

_________________0,152 1236-103_________________
103

0,1523 2460 103-----— (21 0,1142 J- 1>4 о, 151а)

= 945 об!мин.

Для сравнения сделаем расчет по приближенным форму-
лам (86) и (87). Расчетный вес ротора генератора (вместе с ве-
сом консольной части вала, который в данном примере нужно
учесть полностью, так как он приложен ближе к свободному
концу консоли, чем вес ротора) Gr = 500 Т; вес рабочего
колеса с четвертой частью веса консоли GT = 185 Т; радиус
инерции ротора генератора

р = 1/(^ = 1/Е^=3,24 м.

r у 4Gr V 4-500

Размеры валопровода (рис. 111) следующие: С = 2,68 м,
I = 9,65 м, = 3,24 м. Принимая в среднем момент инер-
ции сечения вала I — 107 см4 = НГ'1 м4, по выражениям
(84) и (86) находим:

ф = 0,878; п1 = 338 об/мин

с погрешностью в 23% по сравнению с графическим расчетом.

В данном примере С = 3,9-1011 кГ-см, k — 0,864, а —
= 0,325, р = 1,55, у = 9,7, и уравнение (88) принимает вид:
0,412V4 —0,71№ — 1 = 0;

отсюда N = 1,63, и по выражению (87) критическая скорости
с учетом подпятника и гироскопического эффекта будет:

п* = 1,63-338 = 965 об!мин.

У 0,325

Графический метод позволяет в случае необходимости
учесть податливость опорных элементов агрегата. Для этого
к прогибам Yt гибкого вала на жестких опорах нужно доба-
вить прогибы Y, жесткого вала на податливых опорах, кото-
рые определяются следующим образом. Через полюс А мно-
гоугольника сил проводится прямая AF, параллельная ли-
нии CD на эпюре моментов (рис. 113).

Отрезки OF и F—10, отсекаемые прямой AF на линии
0—10, равны (в масштабе т2) реакциям опор. Прогибы по-
датливых опор от этих реакций

ух = m2-0F-\/mf, уи = tn.2-F—10-\ultnf
откладываются по вертикали от точек С' и D' эпюры проги-
бов, и через полученные точки С" и D" (на рис. 113 не пока-
заны) проводится прямая, служащая линией отсчета проги-
бов с учетом податливости опор, величины которых обозна-
чены через и ки.

Аналогичное построение выполняется на рис. 114, и на-
ходятся суммарные прогибы вала с учетом подпятника и по-
датливости опор. Влияние податливости опор на первую кри-
тическую скорость вращения вала гидроагрегата обычно не-
велико.
Аналитический расчет критической скорости вала с тремя
направляющими подшипниками (без учета подпятника и ги-
роскопического эффекта) изложен в [Л. 18].

При графическом построении упругой линии вала с тремя
подшипниками одна из опор сначала отбрасывается и рассмат-
ривается вал на двух опорах. Строится упругая линия вала
на двух опорах от нагрузок Pt, а также от произвольного
усилия Ро, приложенного к валу в месте отброшенной опоры.
Фактическая реакция опоры Ро находится из того условия,
что прогиб на отброшенной опоре равен нулю (или деформа-
ции опоры), и полученные две эпюры прогибов складываются.
Для расчета критической скорости остается в силе формула
(91).

Однако для трехопорного вала изложенный графоанали-
тический метод становится весьма трудоемким. В этом случае
для расчета критической скорости целесообразно примене-
ние ЭЦВМ [Л. 19].

ГЛАВА ШЕСТАЯ

КРЕСТОВИНЫ

§ 1. Общие положения

Как было отмечено во второй главе, вертикальное распо-
ложение вала приводит к необходимости специальных узлов
в конструкции; к таким узлам относятся крестовины*.

Крестовины предназначаются прежде всего для восприя-
тия и передачи на фундамент или статор усилий, действующих
в аксиальном и радиальном направлениях. Крестовины, под-
держивающие вращающиеся части агрегата, т. е. восприни-
мающие вертикальные силы, действующие на вал, называются
опорными.

Другие усилия, воспринимаемые крестовинами, обычно не
оказывают существенного влияния на их конструкцию. Опор-
ными не считаются крестовины, передающие на фундамент или
корпус радиальные усилия и поддерживающие только непод-
вижные узлы генератора (станины возбудителей, корпус мас-
лоприемника, тормоза).

Крестовины несут в себе перекрытия, играющие роль
торцевых щитов и создающие замкнутое пространство внутри

* Название это нельзя признать удачным, так как во многих
случаях онн не имеют крестообразной формы.
генератора. Кроме того, в зонах крестовин располагаются уз-
лы генератора, требующие постоянного или периодического
наблюдения и обслуживания: контактные кольца, коллекторы
возбудителей и их траверсы, аппаратура автоматики и кон-
троля, тормозные устройства, а также трубопроводы масла,
воды и т. п. Поэтому компоновка узлов крестовин должна
обеспечивать максимальное удобство обслуживания пере-
численных элементов гидрогенератора. После того, как выбра-
на основная компоновка гидрогенератора, т. е. зонтичный или
подвесной тип, число и расположение подшипников (см. выше),
компоновка уже выбранного типа сводится к проектированию
узлов крестовин.

Рассмотрим основные виды крестовин вертикальных гидро-
генераторов.

1. Крестовины, воспринимающие вертикальную нагрузку
действующую на вал агрегата (крестовина, несущая подпят-
ник, — опорная). Кроме того, эти крестовины всегда воспри-
нимают радиальную нагрузку от направляющего подшип-
ника и вертикальную нагрузку от неподвижных узлов
агрегата.

2. Крестовины, воспринимающие радиальные нагрузки,
действующие на направляющие подшипники, и вертикальные
нагрузки от веса неподвижных узлов (нижние крестовины
подвесных и верхние крестовины зонтичных генераторов
с направляющими подшипниками).

3. Крестовины, воспринимающие только вертикальные
силы от неподвижных узлов (верхние крестовины зонтичных
генераторов без верхнего направляющего подшипника).

Конструкции перечисленных видов крестовин для машин
подвесного и зонтичного типов имеют существенные различия.

§ 2. Крестовины гидрогенераторов подвесного типа

Опорные крестовины

Конструкция такой крестовины зависит от воспринимае-
мых ею усилий и от условий транспортировки.

Опорные крестовины могут быть двух типов: лучевого
(рис. 115) и мостового (рис. 116).

При относительно небольших нагрузках применяются
крестовины мостового типа с четырьмя лапами. При боль-
ших нагрузках требуется увеличение числа лап, что при-
водит к лучевому типу, в котором может быть до двенад-
цати лап.
При малых диаметрах, даже при небольших нагрузках,
находят применение лучевые крестовины (рис. 117), которые
в этом случае можно называть крестообразными.

В табл. 14 приведены на-
грузки на опорные кресто-
вины различных гидрогене-
раторов и указаны типы ис-
пользуемых в них крестовин.

Мостовые крестовины по
конструкции проще лучевых,
так как по условиям транс-
портировки их не приходится
делать разъемными: по желез-
ной дороге можно провозить
крестовины длиной до 13 м.
Однако при очень больших
пролетах мостовые кресто-
вины не применяются из-за
их недостаточной жесткости
в поперечном направлении.
Таким образом, нагрузка на

Таблица 14

Наибольшие нагрузки
выполненных
опорных крестовин
различных типов

Тип кресто- вины Нагрузка, Т Пролет м
Лучевая 1600 2200 13,5 10,0
Мостовая 700 820 6,0 5,0
Крестооб- разная 620 5,6
одну лапу и величина пролета определяют вид опорной
крестовины. Опорные мостовые крестовины используются при
пролетах до 6,5 м и нагрузке до 700 Т. При больших проле-
тах и нагрузках применяются лучевые крестовины с отъем-
ными лапами. При небольших пролетах и нагрузках такие

Рис. 116. Мостовая опорная крестовина гидрогенератора
подвесного типа.

1 — балка; 2 — стенки масляной ванны; 3 —• днище; 4 — гнездо на-
правляющего подшипника.

конструкции нецелесообразны ввиду неоправданной их слож-
ности.

Мостовая крестовина (рис. 116) состоит из двух продоль-
ных сварных балок двутаврового сечения. Для увеличения
устойчивости сечения при изгибе на определенном расстоя-
нии — примерно через каждый метр — к полкам и стенке
привариваются вертикальные ребра; эти ребра, кроме того,
уменьшают деформацию полок при сварке.

В центральной части между балками обычно размещается
встроенная масляная ванна подпятника, образованная двумя
поперечными стенками и днищем (рис. 116). Снизу днище
укрепляется продольными и поперечными ребрами, что обес-
печивает жесткость и прочность конструкции, необходимые
для передачи вертикальной нагрузки от подпятника, находя-
щегося в ванне, на лапы крестовины. Поперечные стенки
ванны связывают балки и придают крестовине жесткость
в поперечном направлении. К стенкам ванны, внутри нее,
приваривается основание направляющего подшипника. В по-

перечных стенках ванны могут предусматриваться люки для
установки маслоохладителей и выема сегментов подпят-
ника. К лапам крестовины приварены опоры для крепления
перекрытий.

Съемная крышка с уплотнением устанавливается сверху
масляной ванны. Крестовина крепится к статору болтами
и штифтами.

В отечественной практике почти не встречаются мостовые
крестовины с подпятниками и их ваннами, установленными
на крестовине. Однако такие компоновки встречаются в кре-
стовинах крестообразного вида, которые могут рассматри-
ваться как модификация мостовых, ибо они тоже неразъемные
(рис. 117). При этом сварные швы крестовины, воспринимаю-
щие большую нагрузку, не должны одновременно быть масло-
плотными, а маслоплотные швы масляной ванны не подвер-
гаются существенным нагрузкам. Увеличение общего габа-
рита крестовины вместе с вынесенной ванной подпятника
может быть компенсировано соответствующей компоновкой
и формой других узлов генератора.

При вынесении ванны подпятника из центральной части
крестовины опора направляющего подшипника должна ос-
таться в центральной части, воспринимающей радиальные
усилия, а следовательно, там останется и его масляная ванна.
В этом случае на крестовине устанавливают две отдельные
масляные ванны (подпятника и подшипника), каждую со своей
системой охлаждения масла и трубопроводами.

Лучевая крестовина в машинах подвесного типа состоит
из центральной части и нескольких отъемных лап. Центральнъя
часть представляет собой цельносварной барабан. Лапы вы-
полняются в виде балок двутаврового сечения. Основные
модификации конструкций таких крестовин связаны с раз-
личными способами крепления лап к центральной части.
Наиболее технологично крепление с помощью приваренных
к лапе и центральной части стыковых плит и проходных шпи-
лек (рис. 118, а). Шпильки в нижней части плиты работают
на растяжение, шпильки в верхней части являются монтаж-
ными и в рабочем положении нагрузки не несут.

Перерезывающие силы от вертикальной нагрузки воспри-
нимаются в месте соединения припасованными цилиндричес-
кими штифтами. В такой конструкции нагрузка передается
сварными соединениями плит с лапой и с центральной частью.
При очень больших вертикальных нагрузках, когда сварные
швы этого соединения должны иметь чрезмерно большие сече-
ния (что снижает их качество и вызывает коробление кон-
струкции из-за больших напряжений в швах), нижняя полка
лапы соединяется с нижним диском центральной части с по-
мощью припасованных шпилек, работающих на срез
(рис. 118, б).

Центральная часть крестовины состоит из двух дисков,
соединенных вертикальными ребрами, составляющими как бы
продолжение вертикальных стенок лап.

Стыковые плиты центральной части привариваются к дис-
кам и ребрам, а стыковые плиты лап — к полкам и стыкам
лап, причем для увеличения жесткости и длины сварных
швов устанавливаются косынки. В остальном конструкция
лапы аналогична конструкции балки мостовой крестовш ы.

В зависимости от расположения подпятника центральная
часть крестовины имеет разные модификации. Если подпятник
расположен на крестовине (рис. 10 и 119), то под ним в
Рис. 118. Соединение лап лучевой крестовины с центральной
частью.
центральной части помещается массивное поддерживающее
кольцо, обеспечивающее достаточную и равномерную жест-
кость под всеми опорами сегментов подпятника. Одновре-
менно оно служит и опорой направляющего подшипника,
передавая радиальные усилия на ребра центральной части.

В тех случаях, когда вертикальный габарит агрегата огра-
ничен, например в подземных машинных залах, подпятник
встраивают в центральную часть лучевой крестовины. При
этом центральная часть имеет конструкцию, в значительной

Рис. 119 Центральная часть опор-
ной лучевой крестовины при уста-
новке подпятника на крестовине.

мере аналогичную цен-
тральной части мостовой
крестовины. Нижнее креп-
ление лап в такой кон-
струкции должно быть вы-
несено за пределы масля-
ной ванны, что позволяет
применить наиболее на-
дежные проходные шпиль-
ки. Крепление в зоне ма-
сляной ванны можно про-
изводить только глухими
шпильками и болтами, что
менее надежно и техноло-
гично. Для верхнего креп-
ления, которое в рабочем
состоянии не нагружено,
могут применяться болты
с глухими отверстиями.

Конструкция лучевой крестовины позволяет передавать
радиальные усилия от направляющего подшипника непосред-
ственно на фундамент. С этой целью к торцам лап присоеди-
няются винтовые домкраты, упирающиеся в плиты, установ-
ленные по периметру бетонного кожуха, окружающего гене-
ратор.

Нижние крестовины гидрогенераторов подвесного типа

Нижние крестовины служат опорой для нижнего направ-
ляющего подшипника, а также для тормозов. Когда диаметр
тормозного диска ротора меньше диаметра шахты турбины,
размещение тормозов на крестовине является единственно
возможным; в противном случае, хотя можно было бы распо-
ложить тормоза на фундаменте, их практически целесообраз-
нее установить на крестовине, используя ее как опору.
Нижние крестовины с направляющими подшипниками
должны иметь достаточную радиальную жесткость, так как
они передают нагрузку от подшипника на фундамент. Дан-
ному требованию при наименьшей затрате металла удовлет-
воряют лучевые (рис. 120) или, в меньшей степени, крестооб-
разные крестовины. Именно поэтому нижние крестовины
машин подвесного типа, как правило, не выполняются мосто-

Рис. 120. Нижняя лучевая крестовина гидрогенератора под-
весного типа

/ — лапа, 2 — центральная часть.

выми. Нижний направляющий подшипник таких гидрогене-
раторов устанавливается в центральной части крестовины,
образующей одновременно его масляную ванну. Детали креп-
ления подшипника и его ванны рассмотрены ниже.

Лучевые крестовины имеют несколько радиально располо-
женных лап двутаврового сечения, приваренных к централь-
ной части. В случае необходимости лапы делаются частично
отъемными, при этом должны учитываться требования желез-
нодорожного габарита, а также возможность выема кресто-
вины через расточку статора.

Лапы нижней крестовины крепятся к фундаментным плит-
кам, которые шпильками соединяются с фундаментом.
Для облегчения центровки и распирания крестовины при-
меняются распорные болты (рис. 120), упирающиеся в фун-
даментную плитку.

При больших пролетах находят применение сборные
крестообразные нижние крестовины, состоящие из цельной

Рис. 121. Крестообразная нижняя крестовина гидрогенератора подвес-
ного типа.

продольной конструкции, перекрывающей пролет шахты тур-
бины, и двух поперечных отъемных лап. Как продольная, так
и поперечная конструкция состоят из двух параллельных
двутавровых балок, соединенных поперечными стенками, ана-
логично опорным мостовым крестовинам (рис. 121).

Неразъемные крестообразные нижние крестовины исполь-
зуются при очень малых диаметрах турбинных шахт (рис. 122).

При выборе типа крестовины в зависимости от габаритов
можно ориентироваться на таблицу конструкций роторов,
приведенную в § 1 пятой главы.
Рис 122. Неразъемная крестообразная нижняя крестовина подвесного
гидрогенератора^

§ 3. Крестовины гидрогенераторов зонтичного типа

Опорные крестовины

В гидрогенераторах зонтичного типа, так же как и под-
весного, применяются опорные, лучевые и мостовые кресто-
вины. Преобладающей является лучевая крестовина, как более

Рис. 123. Опорная нижняя крестовина гидрогенератора зонтичного
типа с встроенной масляной ванной подпятника.

/ — лапа, 2 — центральная часть, 3 — масляная ванна.

мощная, поскольку зонтичные гидрогенераторы соединяются
главным образом с тихоходными поворотнолопастными турби-
нами. Размеры, веса таких гидрогенераторов и соединяемых
с ними турбин велики. Реакция воды в поворотнолопастных
турбинах также достигает многих сотен тонн. Суммарная на-
грузка на нижние крестовины зонтичных машин поэтому
весьма велика (см., например, табл. 15), что и обусловливает
применение лучевых крестовин.

Конструкция центральной части как мостовой, так и луче-
вой крестовины определяется компоновкой масляной ванны
подпятника: встроенной или вынесенной. Оба типа компоновки
имеют свои положительные и отрицательные стороны.
Встроенная масляная ванна (рис. 123) дает возможность
несколько уменьшить высоту генератора; в то же время
технология ее изготовления, как указывалось в § 2, значи-
тельно сложнее. Главным преимуществом вынесенных ванн
(рис. 124) является отсутствие нагруженных сварных масло-
непроницаемых швов.

Рис. 124. Опорная нижняя крестовина гидрогенератора зонтичного
типа с вынесенной масляной ванной.

/ — лапы, 2 — центральная часть; 3 — гнездо подшипника

На рис. 123—126 показаны различные модификации опор-
ных крестовин зонтичных гидрогенераторов. Здесь предусмат-
ривается такое же крепление лап к центральной части, как
в опорных крестовинах генераторов подвесного типа. В моди-
фикации крестовины с вынесенной ванной конструкция цен-
тральной части также не имеет принципиальных различий
с конструкцией крестовин машин подвесного типа. В кон-
струкциях центральной части с встроенными ваннами имеются
существенные различия.

На рис. 125 представлена цельносварная центральная
часть, которая отличается относительной легкостью и деше-
визной благодаря применению только листовой стали.
I

Рис. 125 Нижняя опорная крестовина с встроенной масляной ванной
с цельносварной центральной частью.
На рис. 126 изображена центральная часть с литыми дета-
лями, утяжеляющими и удорожающими такую конструкцию
по сравнению с предыдущей.

Рис. 126 Нижняя опорная крестовина с центральной частью из ли-
тых деталей.

Что касается эксплуатационных достоинств той или иной
конструкции, то этот вопрос будет освещен ниже, при рассмот-
рении компоновок узлов крестовин (см. § 4).

Рис. 129. Верхняя мостовая крестовина гидрогенератора зон-
тичного типа с подшипником и сдвоенными распорными бал-
ками.
Верхние крестовины зонтичных гидрогенераторов

Конструкция верхних крестовин зонтичных гидрогенера-
торов определяется наличием или отсутствием верхнего на-
правляющего подшипника.

При таком подшипнике конструкция верхней крестовины
зонтичного генератора подобна конструкции опорной кресто-
вины генератора подвесного типа с вынесенным подпятником
(рис. 127, а). Но так как вертикальная нагрузка на верхнюю
крестовину в зонтичном гидрогенераторе в несколько раз
ниже, чем в подвесном, данная крестовина значительно легче.

Если верхний направляющий подшипник отсутствует, то
крестовина испытывает нагрузку только от собственного веса,
веса вспомогательных машин и узлов, например возбудителя,
маслоприемника турбины и т. п. В этом случае центральная
часть крестовины лучевого типа вообще может быть выполнена
не в виде барабана, а в виде двух дисков, связывающих лапы
(рис. 127, б).

При отсутствии верхнего подшипника находит применение
также мостовой тип крестовины, особенно целесообразный,
когда на крестовине не устанавливается возбудитель. Когда
же возбудитель имеется, мостовая крестовина подвергается
поперечному изгибу в горизонтальной плоскости под дейст-
вием неравномерного магнитного тяжения между якорем и по-
люсами возбуждения. В этом случае могут потребоваться
дополнительные поперечные лапы в средней части крестовины
в виде одиночных (рис. 128) или сдвоенных (рис. 129) балок.

§ 4, Компоновка узлов, расположенных в зонах крестовин

Узлы гидрогенераторов, требующие периодического наблю-
дения и обслуживания, размещаются в зонах крестовин. К та-
ким узлам относятся контактные кольца генератора, коллек-
торы возбудителей и их щеточные аппараты, устанавливаемые
обычно в зоне верхней крестовины. В зоне нижней кресто-
вины устанавливаются тормоза-домкраты со своими трубопро-
водами.

Вентили, краны, указатели течения и задвижки трубопро-
водов воды и масла, аппаратура автоматики (струйные и по-
плавковые реле, термосигнализаторы и т. п.) могут устанав-
ливаться в зонах как верхней, так и нижней крестовины
в зависимости от расположения подпятника и подшипников.
Компоновка крестовин должна обеспечивать полную доступ-
ность упомянутых элементов для обслуживающего персонала.
Кроме того, токоведущие части должны достаточно хорошо
вентилироваться.

Необходимо также учитывать, что разборка подпятников
и подшипников производится с крестовин, которые являются
естественными площадками для проведения таких работ.

Ниже дан ряд примеров
исполнения узлов крестовин,
характерных с точки зрения
их компоновки.

На рис. 130 и 131 приве-
дены характерные примеры
компоновки зоны верхней
крестовины гидрогенераторов

Рис. 130. Компоновка лучевой верхней крестовины гидрогене-
ратора подвесного типа.

1 — возбудитель, 2 — контактные кольца

подвесного типа с вынесенной масляной ванной подпятника.
Крестовины этих двух генераторов существенно не отли-
чаются. В то же время взаимное расположение верхнего
подшипника и контактных колец в этих двух случаях разное.

Расположение подшипника наверху (рис. 131) освобож-
дает место для контактных колец, что позволяет легко под-
соединять к ним токоподвод. В другом случае (рис. 130)
токоподвод должен пройти через втулку подшипника (см. гл. 2
и 5), что, конечно, усложняет конструкцию и затрудняет
ремонт токоподвода.

В конструкции, представленной на рис. 131, предусмот-
рена возможность кругового обхода контактных колец внутри
центральной части крестовины, для чего в ее ребрах сделаны
соответствующие вырезы. Верхнее расположение подшипника
к тому же, уменьшает опасность протечек масла на ротор
генератора.

Следует, однако, отметить, что расположение подшипника
в верхней части крестовины неизбежно увеличивает пролет
между подшипниками, что снижает жесткость вала и прибли-
жает значение критической скорости к номинальной, а это
во всех случаях нежелательно. Усло-
вия разработки подшипника при раз-
мещении его наверху значительно
хуже, чем при размещении внизу, так
как в последнем случае для выема
сегментов достаточно лишь снять
крышку ванны, даже не сливая масло
из нее (слив и наполнение ванны —•
достаточно длительная операция).

Рис. 131. Компоновка лучевой верхней крестовины гидрогенератора
подвесного типа.

Расположение контактных колец вне крестовины в той
зоне генератора, где находятся коллекторы возбудителей, воз-
можно и с точки зрения обслуживания целесообразно, ибо
при этом наблюдение за всеми щеточными аппаратами сосре-
доточивается в одном месте. Однако при вынесенных ваннах
подпятника такое решение практически не используется, так
как расположение контактных колец внутри крестовины поз-
воляет уменьшить высоту агрегата.

Щеточный аппарат контактных колец обслуживается с
верхнего перекрытия генератора между лапами крестовины,
а коллекторы и траверсы возбудителей — со специальных
площадок. Такие площадки могут создаваться только выше
ванны подпятника; они устанавливаются на ней посредством
промежуточных опорных конструкций. В этом случае необ-
ходимы лестницы, ведущие на площадки с перекрытий гене-
ратора

В крестовинах с встроенными масляными ваннами
(рис 132) последние составляют одно целое с центральной
частью, и детали их компоновки поэтому
могли бы быть рассмотрены в настоящем
параграфе. Однако более целесообразно
исполнение масляных ванн рассмотреть
в седьмой и восьмой главах, касаю-
щихся подпятников и подшипников.

Что же касается собственно кресто-
вин с встроенными ваннами, то для них
компоновка сводится к выбору располо-

Рис 132 Компоновка верхней мостовой крестовины гидрогенератора
подвесного типа с встроенной ванной

жения возбудителей и контактных колец, обслуживание
которых производится с крестовины или с площадки, уста-
новленной на ней На рис 132—134 приведены различные
варианты расположения этих узлов.
Вариант компоновки рис 132 удобен тем, что обслужива-

ние коллекторов, колец и щеточных аппаратов осуществляется
с одной площадки, которой является крышка масляной ванны.
Возможность такого варианта определяется габаритами воз-

Рис 133 Компоновка верхней лучевой крестовины гидрогенератора
подвесного типа.

подвозбудителя, для обслуживания которого предусмотрена
дополнительная площадка В такой компоновке можно обслу-
живать с одной площадки либо кольца и коллектор возбу-
дителя, либо коллекторы возбудителя и подвозбудителя,
обращенные друг к другу. На рис. 134 показан второй
вариант

Неудобно с точки зрения эксплуатации размещение кон-
тактных колец ниже ротора в зоне нижней крестовины
частью, и дс.

могли бы быть paccMui±

параграфе. Однако более цел..

исполнение масляных ванн расс»^ Компоновка верхней лучевой

„ „ 1 гидрогенератора подвесного

в седьмой и восьмой главах, кас<ал. типа
щихся подпятников и подшипников.

8 Заказ Л 2088
(рис. 135) вследствие плохой доступности. Однако такое рас-
положение резко сокращает длину токоподвода от колец
к ротору и позволяет провести его, минуя вал, подпятник
и подшипник; несмотря на это, такой компоновки следует
избегать.

На рис. 136—138 даны различные примеры компоновок
узлов верхних крестовин зонтичных Генераторов. В то время,

Рис. 136. Компоновка лучевой верхней крестовины гидроге-
нератора зонтичного типа без направляющего подшипника.

как в машинах подвесного типа расположение подпятника
существенно влияет на компоновку зоны верхней крестовины,
в зонтичных машинах решающую роль играет доступность при
обслуживании.

Простая и удобная компоновка зоны верхней лучевой
крестовины показана на рис. 136. В данном случае перекры-
тия между лапами крестовины находятся на уровне пола
машинного зала, благодаря чему обслуживание щеточных
аппаратов контактных колец и возбудителя не требует допол-
нительных площадок и лестниц. Расположение контактных
колец непосредственно над коллектором возбудителя позво-
ляет из одного положения обслуживать оба щеточных аппа-
рата. Токоподвод от контактных колец к ротору проходит вне
вала и легко доступен во всех своих частях. Единственным
неудобством данной конструкции является невозможность кру-
гового обхода: для осмотра колец и щеток со всех сторон
надо входить в каждый отсек
между лапами.

Простота и удобство рассмо-
тренной компоновки обуслов-
лены двумя факторами: отсут-
ствием верхнего направляющего
подшипника, что позволило отка-
заться от центральной части
в виде барабана (см. выше),
и малыми размерами возбуди-
теля, который в данном случае
является возбудителем вспо-
могательного генератора.

На рис. 137 показан дру-
гой пример аналогичной компо-

Рис. 137. Компоновка лучевой верхней крестовины гидро-

генератора зонтичного типа

новки. Здесь верхнее перекрытие закрывает полностью лапы
крестовины, что позволяет производить круговой обход.
Несмотря на то, что в отличие от предыдущего примера в дан-
ной компоновке предусмотрены два возбудителя, обслужива-
ние их осуществляется с одного уровня без лестниц и вспо-
могательных площадок. Такое решение потребовало специаль-
ной опорной конструкции, которая служит также опорой для
маслоприемника турбины и регуляторного генератора.

Как указывалось выше, мостовые верхние крестовины
зонтичных гидрогенераторов применяются тогда, когда в них
не встраивается верхний направляющий подшипник, ибо
в противном случае они должны иметь большую жесткость
во всех направлениях. Вследствие этого такие крестовины не

Рис. 138. Компоновка верхней мостовой крестовины гидрогенератора
зонтичного типа.

1 — возбудитель; 2 — подвозбудитель, 3 — контактные кольца

имеют центральной части, что делает возможным располо-
жение в данной зоне элементов, требующих обслуживания во
время эксплуатации.

Примеры компоновки узлов верхних мостовых крестовин
приведены на рис. 138—140.

На рис. 138 изображена компоновка узла верхней мосто-
вой крестовины с удачным расположением возбудителя и под-
возбудителя: они обращены коллекторами вниз, причем под-
возбудитель частично вдвинут внутрь коллектора возбудителя.
Контактные кольца расположены внизу, в той же зоне. До-
стоинство такой компоновки заключается в снижении общей
высоты генератора благодаря телескопическому расположению
возбудителей и использованию в качестве
связи между лапами моста станины возбу-
дителя. Все щеточные аппараты обслужи-
ваются с пола машинного зала без дополни-
тельных полощадок и лестниц и хорошо
вентилируются. Расположение возбудителей
коллекторами вниз, кроме того, дало возмож-
ность использовать станину возбудителя как
опору маслоприемника турбины

Некоторым недостатком описанной компо-
новки является невозможность кругового
обхода. Расположение контактных колец
у самого пола также нежелательно. Этих не-

Рис. 139. Компоновка верхней мостовой крестовины гидрогене-
ратора зонтичного типа.

1 — возбудитель; 2 — подвозбудитель, 3 — контактные кольца, 4 — кожух.

достатков удалось избежать в компоновке, представленной на
рис. 139. Здесь контактные кольца расположены между обра-
щенными друг к другу коллекторами возбудителей. Все три
щеточных аппарата размещены в пределах человеческого роста
и обслуживаются из одного положения. Кроме того, они
закрыты цилиндрическим кожухом такого диаметра, что
между ними и лапами моста остается свободный проход,
обеспечивающий возможность кругового обхода. Характерно,
что в этом агрегате можно пройти по верхнему перекрытию
между лапами моста через весь генератор. Другие преиму-

щества, присущие компоновке,
показанной на рис 138, сохра-
няются и в данном случае.

Если возбудитель имеет
якорь больших размеров и веса,
его выгоднее разместить как
можно ниже Тогда контактные
кольца и подвозбудитель распо-
лагаются над ним (рис. 140). При
этом для установки подвозбу-
дителя необходима дополнитель-
ная опорная конструкция —
подставка В агрегатах с пово-
ротнолопастными турбинами эта
подставка служит также опорой
для маслоприемника турбины.
Коллекторы возбудителей обра-

Рис 140 Компоновка верхней мостовой крестовины гидрогене-
ратора зонтичного типа с направляющим подшипником.

щены друг к другу, как и в случае компоновки рис. 138,
что позволяет обслуживать все щеточные аппараты из одного
положения.

В верхнюю крестовину, показанную на рис. 140, встроен
также подшипник. В данном частном случае он имеет вспо-
могательное назначение, обеспечивая увеличение критической
скорости выше угонной и снижение биения верхнего конца
вала при разгоне. Если же этот верхний подшипник является
единственным генераторным подшипником, то величина
Рис 141. Компоновка верхней лучевой кресто-
вины гидрогенератора зонтичного типа с цен-
тральной частью в виде барабана выше пола
машинного зала.
Рис. 142. Компоновка верхней лучевой крестовины гидрогенератора зонтичного типа с нижним распо-
ложением направляющего подшипника. Крестовина ниже пола машинного зала.
нагрузки требует значительно более прочной связи с кресто-
виной, через лапы которой эта нагрузка передается на фун-
дамент. Как указывалось выше, так бывает в зонтичных гене-
раторах без нижней крестовины (с опорой подпятника на
крышку турбины). На рис. 141—143 приведены примеры та-
ких компоновок. Здесь верхние крестовины выполнены луче-
выми с центральной частью в виде барабана.

На рис. 141 и 142 подшипник расположен внизу кресто-
вины, а контактные кольца над ним, но тоже в пределах
крестовины. Существенная разница, однако, заключается в

Рис. 143. Компоновка лучевой верхней крестовины гидрогенератора
зонтичного типа с размещением возбудителя и контактных колец
выше пола машинного зала.

расположении центральной части относительно пола машин-
ного вала: в первом случае она почти полностью находится
над его уровнем и не закрыта перекрытием, во втором — она
размещена под полом и закрыта перекрытием. В обоих слу-
чаях возбудитель установлен на верхней крестовине и для
его обслуживания в компоновке рис. 141 требуется лестница,
а в компоновке рис. 142 она не нужна, так как возбудитель
обслуживается с пола машинного зала. Зато в компоновке
рис. 141 контактные кольца и подшипник имеют доступ с пола
машинного зала, что особенно важно при разборке подшип-
ника. Кроме того, при такой компоновке контактные кольца
лучше охлаждаются.

Расположение крестовины ниже пола машинного зала
позволяет разместить возбудитель и контактные кольца так,
что подход к ним со всех сторон будет совершенно беспре-
пятственным, а машинный зал станет более свободным. Такая
компоновка показана на рис. 143. При этом требуется спе-
циальная конструкция (которой, однако, может быть и ста-
нина возбудителя) для закрытия контактных колец; она
может служить одновременно опорой для маслоприемника
поворотнолопастной турбины.

Вопросы компоновки узлов нижних крестовин зонтичных
и подвесных гидрогенераторов теснейшим образом связаны
с вопросами конструкций подпятников и подшипников, раз-
мещенных в этих крестовинах, и будут рассмотрены в седьмой
главе.

§ 5. Перекрытия и щиты

Перекрытия

Верхние и нижние крестовины несут также перекрытия,
изолирующие генератор от внешнего пространства и служа-
щие полом. Перекрытия иногда сопрягаются с цилиндрическим

Рис. 144. Лестница для обслуживания

кожухом, окружающим
генератор в случае, если
верхняя его часть высту-
пает над полом машин-
ного зала.

Перекрытия делаются
из рифленой стали тол-
щиной 8 мм и распола-
гаются на опорных ба-
лочках. Для придания
жесткости к ним снизу
привариваются полосы.

Перекрытия должны
выдерживать обслужи-
вающий персонал и не-
которые детали генера-
тора, которые могут
быть положены на пере-
крытие без помощи кра-
на, например детали при
разборке подшипника.

генератора для ускорения мон-

тажа, чтобы избежать
сверловочных работ, рифленые плиты привинчиваются к план-
кам на заводе. На монтаже остается лишь приварить планки
к лапам или к упорам. В отсеках перекрытия имеются люки
для осмотра верхней части генератора.

Так как обычно в мощных гидрогенераторах предусматри-

вается двухсторонняя подача воздуха (сверху и снизу), верх-

нее перекрытие приподнимается над нижними полками верх-
ней крестовины для подачи воздуха сверху.
Перекрытие, как правило, простирается за пределы гене-
ратора, закрывая кольцевой канал между кожухом и статором

На перекрытия верхних крестовин опираются лестницы,
ведущие к верхним площадкам обслуживания.

На рис 144 приведены отдельные детали перил и лест-
ницы, а также возможный способ их крепления.

Щиты

Щиты, укрепляемые обычно на крестовинах и образую-
щие напорные воздушные камеры вокруг лобовых частей
в крупных гидрогенераторах, делаются сварными из стали

Рис. 145. Элементы вентиляционных щитов гидрогенера-
тора

толщиной 2—3 мм в виде отдельных секций, соединяющихс
между собой накладными планками.

Удачная конструкция, обеспечивающая легкую сборку но
монтаже самых крупных щитов из отдельных секций, приве
Дена на рис 145 В каждой секции обычно устанавливаются
откидные люки для осмотра лобовых частей.
На уровне фланцевого соединения генератора с турбиной
делается перекрытие шахты для изоляции генератора от тур-
бины, для наблюдения за тормозами, за подпятником в гидро-
генераторах зонтичного типа, или за нижним направляющим
подшипником в генераторах подвесного типа

§ 6. Жесткость опорной крестовины

Согласно ГОСТ 5616-63 вибрации опорной крестовины
в I оризонтальном и вертикальном направлениях не должны
превышать 0,18 мм для гидрогенераторов с номинальной

скоростью вращения до 187,5 об/мин и 0,12 мм для машин
со скоростью вращения до 375 об/мин.

Горизонтальные вибрации опорной крестовины с встроен-
ным в нее направляющим подшипником вызываются переда-
ваемыми через подшипник радиальными усилиями от меха-
нического и магнитного небалансов Вертикальные вибрации
возникают в основном из-за переменной составляющей осевого
усилия на рабочем колесе турбины, а также из-за возможной
неперпендикулярности плоскости зеркала подпятника к оси
вала

Чтобы противостоять указанным усилиям, крестовина
должна обладать достаточной жесткостью Опорные кресто-
вины гидрогенераторов выполняются с вертикальной осевой
жесткостью не ниже 350—450 Т/мм при нагрузке на нее до
1500 Т При больших нагрузках крестовина проектируется
так, чтобы ее прогиб от веса вращающихся частей и реакции
воды на рабочее колесо не превышал 5—6 мм.

Кроме того, должна быть обеспечена достаточная отстройка
частот собственных колебаний крестовины с опирающимися на
нее узлами от частот изменения действующих на крестовину
усилий. Наиболее часто проявляются вертикальные возму-
220
щающие силы с частотами fB = zn, где г равно числу лопа-
стей рабочего колеса либо направляющего аппарата турбины
[Л.20] или кратно числу сегментов подпятника гидрогенера-
тора.

Для расчета собственных частот продольных колебаний
агрегат как подвесного, так и зонтичного исполнения может
быть приведен к расчетной схеме, показанной на рис 146, а,
на котором обозначены

Рх — вес крестовины, вала агрегата и рабочего колеса
турбины,

Р2 — вес обода ротора с полюсами;

С2 — жесткость остова ротора;

Сх — суммарная жесткость крестовины с подпятником:

С. = Т~Т; с»)

С + сп

здесь С и Сп — жесткости собственно крестовины и подпят-
ника.

Когда С2 Сх, что обычно присуще гидрогенераторам,
при вычислении первой собственной частоты можно прини-
мать С2 = оо (рис. 146, б), а при вычислении второй С± = 0
(рис. 146, в) При этом допущении собственные частоты равны-

“=]АдЬ? ”’=]/^U+k)- (94)

Частота колебаний крестовины Wj у тихоходных гидроге-
нераторов составляет обычно 7—10 гц, а частота колебаний
а>2 превышает в четыре-пять раз. Податливость вала аг-
регата в осевом направлении при выводе формул (94) не уч-
тена

Рассмотрим определение вертикальной жесткости опорной
крестовины лучевого типа. Расчетная схема ее приведена на
рис 147, где обозначены:

Рп и Rn — нагрузка на подпятник и радиус приложения
этой нагрузки,

Ро и До — вес центральной части крестовины и радиус
по центру тяжести ее сечения;

Рл — вес одной лапы.

Если т — число лап, то реакция опоры, действующая
на лапу в месте опирания крестовины на статор, составит:

Q _ Рп + Р0+тРл
т т
Прогиб крестовины складывается из прогиба лап и цен-
тральной части. Рассматривая лапу как консольную балку,
защемленную в центральной части крестовины, и пренебре-

гая прогибом лапы от собственного веса, малым по сравнению
с прогибом от реакции Qx, запишем формулу для определения
прогиба конца лапы:

+ (96)

J [EI (х) GF (x)j

О
здесь •/ (х) и F (х) — площадь и момент сечения лапы на
расстоянии х от ее конца;

Е = 2,1 10е кГ/см и G = 0,81 10е kF/см2 —
модули упругости и сдвига;

I = 7?—7?! — длина лапы.

Коэффициент k зависит от формы сечения лапы и равен
[Л. 151:

k (х) = f — dF, (97)

/2М J 62

(?)

где S —• статический момент;

b — ширина сечения.

Для лапы симметричного двутаврового сечения

k =

(3F~4Fc)F + 2_F2c

(3F-4Fc) F+± F2

(98)

где Fc — площадь сечения вертикальной стенки лапы.

Второй множитель в формуле (98) близок к единице, и
поэтому с достаточной точностью можно принимать k — F/Fc.
Как показано ниже, если высота лапы возле центральной

части крестовины выбрана исходя из конструктивных сооб-
ражений, то при заданной жесткости наименьший вес будет
иметь лапа, у которой высота остается постоянной, а полки

в плане имеют форму трапеции с узкой стороной на конце

лапы (рис. 147). При такой форме момент инерции сечения
лапы будет линейной функцией координаты х, и по формуле

(96) прогиб лапы

/ Г) (h I3 , I \

71- Vi г I •

[ ЗЕЕ GFC /

(99)

Значения коэффициента

3 з (1 — Z)g — 2 (1 — Z) — 2/а In i

2 (1 — s')3

в зависимости от отношения Ц/I r = i моментов инерции возле
центральной части /х и на конце лапы /0 приведены на рис. 148.

Вертикальные усилия Рп и 7% передаются с центральной
части на лапы через штифты в стыковых плитах (рис. 147).
Созданный этими усилиями и действующий на лапу момент

7 Fr. Р,
т

1
уравновешивается радиальными усилиями

Q3 = —.

3 Н

(Ю1)

где Н — расстояние между центрами стыковых плит.

Усилия Q2 сжимают верхний и растягивают нижний диск
центральной части. Действие этих усилий на центральную
часть, ребра которой в радиальном направлении считаются
абсолютно жесткими, можно заменить сосредоточенными

Рис 148 Коэффициент для рас-
чета прогиба лапы крестовины

тяжести сечения центрально,
плоскости чертежа (рис. 146),

выкручивающими моментами
Mlt число этих моментов
равно числу лап т. К момен-
там М1 добавляются момен-
ты от вертикальных усилий

М2 = — [Рп (7?! - Дп) +
т

+ /’о(7?1-До)1- (Ю2)

Под действием выкручи-
вающих моментов М = М t +
|-Л12 сечения центральной
части в местах крепления лап
поворачиваются относительно
оси, проходящей через центр
[ части и перпендикулярной
на угол

0 = (ЮЗ)

9 2тсБ/„
здесь

/?е = 1 |- 2,6 С7;

/ц — момент инерции сечения центральной части относи-
тельно оси хх;

/р — жесткость сечения центральной части на кручение.

Значения С7 в зависимости от числа лап приведены в
табл. 11.

Из-за поворота центральной части ее кольцевая поверх-
ность радиуса 7?п сместится относительно стыковых плит
на величину 0 (Р1—Дп), и вертикальный прогиб подпятника
за счет деформации центральной части будет равен:

Л = 6 (/?1 — Яп) + п) •
Второе слагаемое учитывает прогиб центральной части от
среза ее ребер, площадь сечения которых равна Fp.

Кроме того, из-за поворота центральной части конец каж-
дой лапы сместится относительно плоскости стыковых плит
на величину 6 (7?—7?х). С учетом этого слагаемого суммарный
прогиб центральной части крестовины составит.

/г = е(7?-7?1)+/г/ = е(7?-7?п) +

4--------—---------. (104)

Как указывалось выше, при выводе формулы (103) дефор-
мация среза ребер в горизонтальной плоскости не учитыва-
лась. С учетом этой деформации угол поворота центральной
части будет равен:

е fee^-[(i + РЖ + м,]. (Юб)
1 э

где 1Э — эквивалентный момент инерции:

Ц — 1ц + (Л + Л)

/х и /2 — моменты инерции сечений верхнего и нижнего
дисков относительно их нейтральных осей, па-
раллельных оси хх;

? = )8/m (>i + 4);

) 1 и 12 — податливости верхнего и нижнего дисков на
растяжение,

)з — податливость вертикального ребра централь-
ной части и лапы на сдвиг в горизонтальной
плоскости.

Обычно для крестовин тихоходных гидрогенераторов,
Р 0,8 и /э 7Ц. Расчетная жесткость крестовины

где Q — нагрузка на крестовину вместе с ее весом:

Q = рп 4- Ро + тРл.

По приведенным выше формулам можно определить жест-
кость опорной крестовины заданных размеров. Однако, как
показано ниже, можно и заранее выбрать размеры крестовины
так, чтобы при заданной жесткости получить наилучшее ис-
пользование материала.
§ 7. Выбор размеров деталей крестовины

В формуле (99) первое слагаемое дает прогиб от изгибаю-
щего момента, а второе — прогиб от среза. Так как основная
доля момента инерции двутавра создается полками, для умень-
шения прогиба от изгиба стенку выгодно делать тонкой. С дру-
гой стороны, касательные напряжения передаются в основном
через стенку, и для уменьшения прогиба от среза стенка
должна быть достаточно толстой. Поэтому между площадями
сечения полок и стенки лап существует оптимальное соотно-
шение, позволяющее получить лапу наименьшего веса при
заданной ее жесткости.

Для определения оптимальной формы лапы выразим ее
момент инерции через полную площадь сечения F и площадь
сечения стенки Fc следующим образом:

I =—- (3F — 2ДС); <107>

12В2 v с'

здесь В — толщина стенки, а толщина полок считается малой
по сравнению с высотой стенки h (х).

Вводя безразмерную координату z = х!1 и безразмерные
функции

ф lz\ = ЛМ . __ Fc (г) -с Fn (z) =

ВЛ0 ’ ВЛ0 lh0

= ? (г) + (108)

(здесь h0 = h (I) — высота стенки лапы возле центральной
части, Fn — площадь сечения полок) и пользуясь формулой
(98), запишем выражение (96) для прогиба лапы в виде:

Д, (Ю9)

До \ л0 /

где

ф(<р,

р / \ 2 / 7 \

г2 (3| — 2<р)-f-—— /-у-] ?3ф2-4^ + 4?2
--------------lg-Л 1 I__)____________

(ЗФ-2?)2

Вес полок и стенок всех лап выражается формулой

тРл = | (z) dz.

о
Математически задача сводится к определению такой тол-
щины стенок о и функций ф и 1, чтобы при заданной правой
части выражения (109) функционал (НО) был минимальным,
причем искомые функции удовлетворяют условию ср 1 ф.

Выразив с помощью (109) толщину стенки о и подставив
ее значение в (НО), получим следующее выражение для веса
лап: q ,2

т?л = ^-Фо(?Л); (Hi)

здесь ,

( i v Г

Фо (?> Ф) 12 (jj Ф (?, Ф) ] Ф (г) dz.

Рис. 149. Оптимальная форма
полок лапы.

конце лапы должны быть

Анализ показывает, что вес лап будет минимальным, если,
во-первых, ср = 1 и, во-вторых, функция ф удовлетворяет
уравнению

(Ф-1) Ф3-Ф + ^- Г (^-2)=-0- <112)

где у. = 0,3 — коэффициент Пуассона.

Требование ср = 1 означает, что наилучшей с точки зре-
ния веса является лапа постоянной высоты. Высота лапы либо
принимается равной высоте цен-
тральной части крестовины, либо
выполняется меньше ее. Послед-
няя компоновка позволяетумень-
шить высоту гидроагрегатов, не
имеющих вспомогательного гене-
ратора.

При ср = 1 выражения (112)
и (108) определяют оптимальную
форму полок, показанную на
рис. 149, где принято /г0// =
= 0,6. Как видно из рисунка,
теоретически ширина полки на

равна нулю, так как изгибающий момент в этом сечении
отсутствует, а перерезывающая сила передается через стенку.

Практически полки выполняются прямыми, с шириной на
конце лапы около 400 мм, что достаточно для размещения
болтов, крепящих лапы к статору. При прямых полках имеем:

ф (г) =• 1 + а (1 — v-f-vz), (113)

и после вычисления интегралов из (111) находим вес лап:

^л=^Фо, (Н4)

КА
где

= [2 — (2 — v)a]

(1-23+ 2?? In -Ш) +

+ (1 + и)[1 +

______L_____I, •

45a2/^(1 T &) ]/ ’

g_ 3a(l—v)—1

' 3™

здесь v = 1 —~— «сужение» полок;

b() и — ширина полок на конце лапы и у стыко-
вых плит;

а = —— — отношение площадей сечения полок и
в/го стенки,

—толщина полки.

Приравнивая нулю производную dP„/da, найдем значения
параметра а, при которых вес лап будет минимальным. Эти
оптимальные значения а показаны на рис. 150 пунктиром,
а сплошными кривыми ограничена область изменения а,
в которой вес лап отличается от минимального ие более чем
на + 5%.

Для определения целесообразных площадей сечения цен-
тральной части крестовины F() и радиальных ребер Fp выра-
зим вес всей крестовины через ее жесткость. Вследствие от-
носительной сложности формы сечения центральной части,
сделаем такие допущения:

1) центральная часть состоит из двух одинаковых дисков;

2) радиальная ширина ребра составляет половину ра-
диальной ширины центральной части;

3) радиус приложения нагрузки на подпятник Дп = До;

4) число лап крестовины т 6, так что в формуле (103)
можно принять kfj — 1. р h2

При этих допущениях /ц = —5-5-, и с учетом формулы
(104) прогиб крестовины 4

у _ у^ j у _ yi j 2 (Рп ~ Р(R — Ro) -|- тРл (R RP)
rEFoho

х (Д - ₽о) До н- (Рп+РУх-Ро). (Н5)

GFp
Вес крестовины без деталей, которые не учитываются при
вычислении жесткости (стыковые плиты, косынки и пр.),
равеН: Р -тРл + т[2^о7?о + ^р(^1-^о)].

или, используя формулу (114),

р = 4 Q(R~R1Y Фо + 2лРоРо + Рр («1 - Яо)] • (116)
L Efi J

2ff,e, Исключая из выражений (11 5)

Рис. 150 Оптимальные значе-
ния отношения площадей сече-
ния полок и стенки.

и (116) прогиб лап выразим
вес крестовины через ее прогиб f
и площадь сечения центральной
части Fo и ребер Fp. Приравни-
вая нулю производные dPIdF^
и dP/dFp, найдем площади Fn и
Рр, при которых вес крестовины
будет наименьшим.

В результате указанных вы-
числений необходимые площади

Рис. 151. Коэффициенты для опре-
деления площади сечения централь-
ной части и ее радиальных ребер.

сечения центральной части, ее ребер, полок и вертикальных
стенок лап крестовины (возле стыковых плит) могут быть
выражены следующим образом:

F^k^CD; Fp---^k>CD, Fn---^k?CD, Fc = kfiD [ел2]; (117)
здесь С — жесткость крестовины, Т/мм-,

D — диаметр по опоре, м.

Значения коэффициентов kr -ч- в зависимости от от-

ношения высоты центральной части h0 к диаметру по опоре

Рис. 152. Коэффициенты для опре-
деления площади сечения полок и

Рис. 153. Коэффициент для опреде-
ления веса крестовины.

D приведены на рис. 151
и 152.

Рассчитанные с по-
мощью формул (117) тол-
щины материала округ-
ляются до ближайшей
нормализованной величи-
ны, причем часть из них
округляется в большую
сторону, а часть — в мень-
шую. При этом желательно
уменьшить применяемый
сортамент. Толщина дисков
центральной части обычно
принимается не меньше
50 мм, так как при обра-
ботке верхнего диска, де-
формировавшегося при
сварке, его толщина в
отдельных местах может
существенно уменьшиться
и не позволит выполнить
глухие резьбовые отверстия
для крепления подпятника
и ванны (в конструкции
ванны подпятника, не
имеющей дна).

После выбора основных
элементов крестовины, по
формулам (104), (99) и (94)
производится поверочный

расчет жесткости и частоты

колебаний

собственных
крестовины.

Вес крестовины может быть определен ориентировочно по
формуле

Р =kCD2[T\.

Значения коэффициента k приведены на рис. 153.
§ 8. Напряжения в опорной крестовине

Размеры опорной крестовины, обеспечивающие ее жест-
кость, обычно оказываются достаточными и в отношении
ее прочности.

Наиболее напряженным является узел сопряжения лап
крестовины с центральной частью. Сварные швы соединения
стыковых брусьев с центральной частью и лапами должны
быть рассчитаны на передачу усилия Q2, определенного по
формуле (101). Дополнительное крепление стыковых плит
осуществляется с помощью косынок, швы приварки к которым
считаются работающими наравне с основными швами приварки
стыковых плит к полкам лап и дискам центральной части.

Напряжения в лапах крестовины от действия изгибающего
момента [формула (100)] и перерезывающей силы по
выражению (95) вычисляются по обычным формулам сопротив-
ления материалов.

Тангенциальные напряжения, растягивающие нижний и
сжимающие верхний диск центральной части, определяются
по формуле ..

а к -----у — ,

° 2*/ц У R.'

где у и г — расстояние до нейтральной оси и радиус распо-
ложения кольцевого волокна, а коэффициент ka в зависимости
от числа лап т равен:

т........ 4 6 8 12

fe, .... 1,11 1,05 1,03 1,01

Необходимое усилие затяжки стяжных шпилек нижнего
стыкового бруса определяется из условия нераскрытая стыка
(см. § 10 гл. 5).

Сварные швы, соединяющие ребра центральной части с ди-
сками, должны быть рассчитаны на горизонтальное усилие:

1э Н 1Э ' н

ГЛАВА СЕДЬМАЯ

подпятники

§ 1. Общие положения

Вертикальные усилия, действующие на вал агрегата, вос-
принимаются упорным подшипником, называемым под-
пятником. Он состоит из двух основных частей: вра-
щающейся (пяты) и неподвижной (собственно подпятника).
Поверхность соприкосновения вращающейся и неподвижной
частей является поверхностью трения. При скольжении вра-
щающейся части по неподвижной сила трения производит
работу, целиком превращающуюся в тепло. Для надежной
непрерывной работы этого узла необходимо, чтобы силы тре-
ния и выделяющееся тепло были минимальны и, во всяком
случае, не вызывали опасного повышения температуры.

Для того чтобы выделение тепла на поверхности трения
не превосходило допустимых величин, надо обеспечить нали-
чие слоя смазки между трущимися поверхностями, т. е. соз-
дать так называемое жидкостное трение. Если
условия для такого трения созданы, то обе поверхности
трения — вращающаяся и неподвижная — не соприкасаются,
а потери, обусловленные молекулярным трением в слое смазки,
настолько низки, что выделяемое тепло может легко отво-
диться без чрезмерного повышения температуры поверхностей.
В противном случае выделение тепла настолько интенсивно,
что охлаждение поверхностей практически невозможно и по-
вышение температуры приводит к их разрушению.

Следовательно, основная задача при проектировании под-
пятника состоит в том, чтобы обеспечить жидкостное трение.
Если оно достигнуто, то материалы трущихся поверхностей
(пара трения) значения не имеют, так как поверхности не
соприкасаются. Но так как в работе подпятника неизбежны
режимы, при которых невозможно полное разделение этих
поверхностей пленкой смазки (см. ниже), то для таких условий
важен правильный подбор материалов трущихся поверхно-
стей.

Чистота обработки и плоскостность соприкасающихся по-
верхностей имеют значение для всех режимов работы. Макро-
и микронеровности должны быть значительно меньше тол-
щины разделяющего слоя смазки. Чем больше удельная
нагрузка на поверхности трения, тем интенсивнее выдавли-
вается масло из пленки и тем тоньше сама пленка. Поэтому
при проектировании подпятника его поверхность должна быть
выбрана так, чтобы удельная нагрузка не превосходила опре-
деленной величины. При этом следует иметь в виду, что
нагрузка распределяется по поверхности трения неравномерно
достигая максимума вблизи середины и падая до нуля на
краях. Максимум удельной нагрузки превышает ее среднее
значение примерно в 2,5 раза.

Исходя из опытных данных, среднюю удельную нагрузку
в подпятниках принимают обычно в пределах 40—60 кПсм2.
Как будет показано ниже, с ростом удельной нагрузки умень-
232
шаются потери трения. При пуске удельная нагрузка, которая
условно принимается как нагрузка только от веса вращаю-
щихся частей агрегата (без реакции воды), обычно не должна
превышать 25 кПсм1- Если такое давление не может быть
обеспечено соответствующим выбором размеров, нужно при-
менить одно из устройств разгрузки подпятника.

Очевидно, что выдавливание масляного слоя под дейст-

вием нагрузки уменьшается с повышением вязкости масла,

потери на трение растут,
вследствие чего вязкость
смазки должна находиться
в определенных пределах.
Кроме того, сохранению
масляной пленки способ-
ствует ее свойство при-
липать к поверхности ме-
талла.

Зависимость вязг ости
от температуры масла, при-
меняемого в отечественных
подпятниках, показана на
рис. 154.

Образование масляной
пленки между трущимися
поверхностями и ее поддер-
жание в подпятниках обес-
печивается вращением са-
мого подпятника (само-
смазка) без искусственной

подачи смазки под давлением.

Исключением является требуемая в некоторых случаях подача

смазки под давлением при пуске и остановке.

Расчет и теория работы подпятника на самосмазке изло-
жены ниже. Эта теория относится к подпятникам, у которых
одна из двух частей выполнена в виде отдельных «сегментов»,

установленных на опорах, позволяющих каждому сегменту
свободно поворачиваться, образуя некоторый угол с плос-
костью гладкого диска. Поворот сегмента осуществляется или
благодаря податливой опоре, или шарнирной жесткой опоре.
Податливая опора может состоять либо из распределенных
под всей поверхностью сегмента пружин, либо из податливой
прокладки.

Шарнирная опора обычно представляет собой шаровую
поверхность. Для обеспечения максимальной несущей спо-
собности опора сдвигается с оси сегмента в направлении
вращения; это смещение в долях длины сегмента называется
эксцентриситетом и равно 5—8% В радиальном
направлении точка опоры располагается на окружности,
примерно совпадающей со средним диаметром сегмента.

В СССР сейчас общепринято исполнение крупных под-
пятников с шарнирными опорами, причем обычно сегменты
неподвижны, а вращающаяся часть представляет собой глад-
кий диск. Однако сравнительно недавно применялись подпят-
ники с вращающимися сегментами и неподвижным гладким
диском.

Некоторые иностранные фирмы применяют подпятники,
в которых неподвижной частью является диск, разрезанный
в одном месте по радиусу и с рядом радиальных канавок на
вращающемся и неподвижном дисках. Неподвижный диск
устанавливается на пружинах, равномерно распределенных
под всей его поверхностью. Такие подпятники имеют весьма
ограниченную несущую способность и в отечественной прак-
тике уже давно не применяются.

Потери трения, выделяющиеся в подпятнике, могут отво-
диться или только маслом с поверхности, или дополнительно
водой, циркулирующей через тело сегмента. В свою очередь,
масло охлаждается теплообменниками (маслоохладителями),
по которым протекает охлаждающая вода.

В отечественных гидрогенераторах, как правило, теплооб-
менники встраиваются в ванну подпятника. Циркуляция
масла в ванне достигается насосным действием вращающихся

Таблица 15

Основные данные подпятников производства завода «Электросила»

Нагрузка, Т Диаметр по сегментам, и Давление, кГ см1 Лнненная ско- рость на среднем диаметре, ч1сек
наружный внутренний
1500 3,10 1,85 38 8,84
2000* 3,64 2,04 38,5 9,4
2900* 4,29 2,21 44 11,0
2800 3,67 2,35 54,4 10,7
1400 2,45 1,40 55,3 12,6
2500 3,57 2,45 64 10,7
2600 4,55 3,20 36,8 19,0
1120 2,30 0,95 50 16,0
435 1,60 0,80 44,7 26,9

Двухрядный подпятник
частей подпятника. Существуют также системы охлаждения,
в которых теплообменники устанавливаются вне масляных
ванн, а циркуляция масла осуществляется внешними или
встроенными в подпятник напорными элементами.

В табл. 15 приведены основные данные наиболее крупных
подпятников производства завода «Электросила». Наибольшие
из них являются самыми крупными в мире.

§ 2. Конструкции подпятников с неподвижными
самоустанавливающимися сегментами
на регулируемых винтовых опорах

Подпятник такого типа (рис. 155) состоит из вращающейся
части — диска, укрепленного на втулке, и неподвижной
части — сегментов, установленных на промежуточных опорах,
в свою очередь шарнирно опирающихся на опорные болты,
ввинченные в корпус. Перемещение сегмента на опоре ограни-
чивается радиальными и тангенциальными упорами корпуса.

Опорные сегменты в подпятниках на очень большую на-
грузку располагают в два кольцевых ряда. В таких подпят-
никах сегменты наружного и внутреннего рядов устанавли-
ваются попарно на так называемом балансире.

Балансир является рычагом первого рода, опирающимся
на цилиндрическую поверхность и имеющим возможность сво-
бодно поворачиваться на ней. Нагрузка между сегментами
одной пары распределяется обратно пропорционально расстоя-
ниям их опор до опоры балансира.

Вращающийся диск подпятника представляет
собой кольцо, связанное с валом посредством втулки. В под-
весных генераторах это отдельная втулка, в зонтичных —
втулка ротора. Поверхность трения кольца, так называемое
зеркало, должна удовлетворять очень высоким требова-
ниям в отношении чистоты обработки и плоскостности: чистота
поверхности должна быть не ниже восьмого класса, а откло-
нения от плоскостности и параллельности обеих поверхно-
стей — в пределах 0,03 мм.

Для того чтобы диск подпятника стабильно сохранял свою
форму, его приходится делать достаточно жестким, что дости-
гается благодаря большой толщине. В настоящее время диски
изготовляются из поковок стали 45. Применение поковок,
а не прокатного материала гарантирует отсутствие скрытых
пороков (плен, трещин, раковин и т. п.).

Диск подпятника крепится к втулке болтами и штифтами
(рис. 155 и 156). Основную роль в креплении играют штифты,
Рис. 155. Подпятник с сегментами на винтовых опорах.

I _ втулка; 2 — диск; 3 — сегмент; 4 — опора сегмента; 5 — опорный болт;

6 — упоры; 7 — корпус.
рассчитываемые на срез под действием силы трения при отсут-
ствии смазки. Коэффициент трения в случае пары сталь —
баббит принимается равным 0,3.

В тех случаях, когда подпятник надо изолировать от под-
шипниковых токов, болты и штифты изолируются (рис. 156).
Между втулкой и диском подпятника при этом устанавли-

вается изоляционная про-
кладка толщиной около
3 мм, собираемая из отдель-
ных сегментов в два слоя с
перекроем стыков (рис. 157).

Рис. 158. Втулка подпятника.

Рис. 157. Изоляция
диска подпятника.

В табл. 15 в качестве примера даны размеры вращающихся
дисков некоторых выполненных подпятников. Максимальный
диаметр диска ограничивается транспортным габаритом (5 At).
Изготовление разъемных дисков не рекомендуется, так как
трудно гарантировать стабильность взаимного расположения
двух половин диска (практически никакой уступ на поверх-
ности трения не допустим).

В зонтичных гидрогенераторах втулка ротора служит так-
же опорой для вращающегося диска подпятника. Конструкция
такой втулки описана в пятой главе.

Втулка подпятника (рис. 158) в тех случаях,
когда она не является втулкой ротора, т. е. в гидрогенерато-
рах подвесного типа, должна обеспечивать надежную и весьма
жесткую опору для диска.

Втулки выполняются стальными литыми или коваными,
причем поковка создает, как правило, более плотную струк-
туру, что важно, если наружная поверхность втулки рабо-
тает как шейка вала.

Втулка имеет две посадочные поверхности — плоскую тор-
цевую, через которую передается нагрузка на подпятник,
и цилиндрическую, в которую входит вал. Под нагрузкой
торцевая поверхность должна оставаться практически плоской
и перпендикулярной оси вала.

Как указывалось выше, в зависимости от расположения
верхнего подшипника возможны тр-и вида конструкции втулки
подпятника. В том случае, когда наружная поверхность ци-
линдрической части втулки служит шейкой вала для под-
шипника (рис. 158), жесткость втулки может быть обеспечена
только усилением ее сечения, т. е. выбором достаточной тол-
щины. При этом посадочная цилиндрическая часть должна
располагаться выше оси направляющего подшипника
(рис. 158), чтобы уровень масла мог быть поднят по крайней
мере до одной трети высоты подшипника. Остальная часть
внутреннего отверстия втулки должна иметь больший диаметр,
чтобы в зазоры между втулкой и валом входила выгородка
ванны подпятника.

Для подачи масла на поверхность сегментов подшипника
в ряде случаев предусматриваются сквозные наклонные отвер-
стия, цель которых — работать как насос для подачи масла.
Однако, если напор .такого насоса меньше гидродинамического
давления в масляной пленке, то отверстия снижают несущую
способность подшипника. Правда, подшипники имеют, как
правило, значительный запас по несущей способности. Следует
также отметить, что ряд подшипников удовлетворительно
работает и без наклонных отверстий.

В других компоновках шейкой вала для подшипника слу-
жит наружная цилиндрическая поверхность опорной части
втулки (рис. 159). В этом случае жесткость втулки может
быть увеличена благодаря ребрам. При наличии ребер втулку
238
обычно делают литой. Посадочная цилиндрическая поверх-
ность может быть приближена к опорной поверхности, так
как в данной конструкции ось подшипника располагается
ближе к подпятнику.

Наконец, в тех случаях, когда подшипник размещен в своей
масляной ванне, втулка подпятника и высота выгородки мас-
ляной ванны могут иметь минимальные размеры по высоте.

Выбор той или иной конструкции втулки определяется
общекомпоновочным решением этого узла.

Как уже отмечалось, посадка съемной втулки на вал не
может быть произведена с большим натягом. При срав-
нительно малом натяге
между посадочными по-
верхностями легко воз-
никает контактная кор-
розия. Для борьбы с нею
посадочные поверхности
втулки делаются из бо-
лее мягкого металла —
меди; это позволяет, с
одной стороны, повысить
плотность посадки без
опасности «задира» по-
верхности вала при съеме

втулки; С Другой СТОрО- Рис. 159. Литая втулка подпятника,
ны, соединение поверх-
ностей разной твердости менее подвержено контактной кор-
розии. С этой целью вместо ранее применявшихся колец,
вставляемых во втулку, теперь слой меди наносится электро-
наплавкой на посадочную поверхность (рис. 160). Для умень-
шения контактной коррозии между втулкой и диском под-
пятника применяется также наплавка меди на опорную
поверхность втулки.

Наружные кольцевые поверхности втулки используются
для уплотнения ванны подпятника.

Сегмент подпятника представляет собой часть кольца,
заключенную между двумя радиусами, и поэтому он должен
был бы называться сектором; тем не менее за ним укоренилось
название сегмента.

Поверхность трения сегмента (рис. 161) покрыта слоем
баббита. При пуске, когда масляная пленка, разделяющая
поверхности трения, чрезвычайно тонка, а на некоторых
участках практически отсутствует, происходит полусухое или
даже сухое трение. При этом отмечаются местное выделение
тепла и местные микроповреждения При условии, что одна
из двух поверхностей значительно мягче другой, микропов-
реждения имеют место только на мягкой поверхности

Длительность режима полусухого трення мала (от 1/10
до 1/20 полного оборота вала), после чего диск «всплывает»
на образовавшейся масляной пленке. В этих условиях микро-
повреждения не сопровождаются заметным выделением тепла
и быстро прекращаются. Результат полусухого трения наблю-

Рис 160 Нанесение меди на посадочную поверхность
втулки

дается в виде отдельных мелких блестков, появляющихся на
поверхности баббита после ряда пусков Когда всплытие дис-
ков происходит быстро, такие блестящие точки обнаружи-
ваются в небольшом количестве, в других случаях, после
длительной эксплуатации, отдельные точки постепенно сли-
ваются между собой и иногда образуют большие блестящие
пятна на поверхности сегмента

Баббит обладает хорошими технологическими свойствами:
он припаивается к предварительно облуженной стальной
поверхности ceiмента и ле1ко пришабривается. Шабровка
сегментов производится по зеркальной поверхности вращаю-
щегося диска в процессе пригонки.

Применяются два способа крепления баббита на стальном
теле сегмента, припайка к гладкой поверхности и припайка
к поверхности, на которой сделаны канавки в виде ласточки-
ных хвостов, что при заливке баббита создает еще и механичес-
кое крепление. Первый способ предпочтительнее благодаря
простоте исполнения, меньшему расходу баббита и, что осо-
бенно важно, увеличению усталостной прочности баббитового

Л-Л

Рис 161 Однослойный сегмент подпятника

слоя, однако при этом должна быть обеспечена высококачест-
венная пайка.

В современных условиях ультразвуковая дефектоскопия
может гарантировать надежный контроль качества соедине-
ния Хорошее сцепление баббита с телом сегмента необходимо
не только для прочности, но и для интенсивной передачи
тепла с поверхности трения.

Для улучшения отвода тепла баббит наносится на предва
рительно омедненную поверхность сегмента Так как теплопро-
водность меди в несколько раз превышает теплопроводность

9 Заказ № 2088

241
баббита, даже тонкий медный слой (3—4 мм) сущест-
венно улучшает отвод и распределение тепла по всей поверх-
ности; кроме того, подслой улучшает качество соединения.

Температура по толщине сегмента, вследствие отвода тепла
с его боковой поверхности, неравномерна; она максимальна
на его верхней поверхности (поверхности трения) и мини-

Рис. 162. Двухслойный сегмент подпят-
ника.

1 — верхний слой; 2 — основание.

мальна на нижней, что
приводит к деформации
сегмента выпуклостью
вверх.

Для уменьшения этой
так называемой тепло-
вой деформации
применяются сегменты,
разделенные по толщине
на два слоя (рис. 162).
Верхний (рабочий) сег-
мент делается относи-
тельно тонким (50 —
60 мм), толщина ниж-
него сегмента (основа-
ния) принимается 150—
200 мм. Такая конструк-
ция обеспечивает хоро-
шую компенсацию тепло-
вой деформации. Дей-
ствительно, значитель-
ная тепловая деформа-
ция тонкого нерабочего
сегмента, обусловленная
большим перепадом тем-

пературы, не может возникнуть, так как эта часть зажата
между вращающимся диском и толстым основанием сег-
мента. В то же время в основании нет заметного перепада
температуры по толщине, так как из-за большого теплового
сопротивления стыка температура верхней части основания
сравнительно мало отличается от температуры окружающей
среды и достаточно равномерна по всей его толщине. Благо-
даря большой толщине основания его механическая деформа-

ция также невелика.

Верхняя часть двухслойного сегмента свободно лежит на
нижней части (основании). От сдвига она удерживается ра-
диально расположенной шпонкой в середине сегмента, закреп-
ленной в нижней части винтами. Часть шпонки, входящая
в верхнюю часть сегмента, имеет сечение в виде ласточкина
хвоста и таким образом препятствует отрыву верхней части
от основания вследствие прилипания к зеркалу при подъеме
ротора. От радиального смещения верхняя часть сегмента
удерживается упорами, закрепленными на основании.

Для увеличения теплового сопротивления стыка верхней
части сегмента и его основания, на поверхности последнего
сделаны продольные и поперечные неглубокие канавки, в ре-
зультате чего поверхность соприкосновения обеих частей

уменьшается примерно
в два раза.. Стыковые
поверхности обеих ча-
стей сегмента должны
быть хорошо пригнаны,
чтобы верхняя часть
равномерно опиралась
по всей площади и не
прогибалась под дей-
ствием нагрузки.

При большом удель-
ном тепловыделении на

Рис. 163. Сегмент с внутренним водя-
ным охлаждением.

/ — трубка для воды; 2 — трубка для подачи
масла под давлением.

поверхности трения,т. е.
при больших нагрузках
на сегмент и большой
скорости вращения, ин-
тенсивность его охлаж-

дения должна быть повышена. С этой целью предусматривается
циркуляция охлаждающей воды в теле сегмента. Такая система
применяется, как правило, в двухслойных сегментах. Верхняя
тонкая часть имеет внутренний змеевик (рис. 163). Техноло-
гически его можно поместить в теле сегмента, изготовляя
последний путем отливки, при которой змеевик заливается
расплавленным металлом. Чтобы змеевик был устойчив против
коррозии, его делают из медной трубки. При этом необходимо,
чтобы температура плавления заливаемого металлом тела сег-
мента была ниже, чем у меди. Данному требованию удовлет-
воряют латунь и силумин. Так как нанесение слоя баббита
легче осуществить на латунную поверхность, в настоящее
время такие сегменты изготовляют из латуни.

В теле сегмента просверливают глухие отверстия для
установки датчиков температуры: термометров сопротивления
и барометрических термосигнализаторов.

При разборке подпятника ротор агрегата приподнимают с
помощью тормозов-домкратов и фиксируют в этом положении.
Сегменты подпятника прилипают к поверхности диска
и поднимаются вместе с ним. Для того чтобы отделить их от
диска, по краям сегмента делают буртик, упирающийся в соот-
ветствующий выступ бокового упора. Такие выступы могут
предусматриваться с одной или с обеих сторон сегмента; этот же
буртик препятствует смещению сегмента по окружности.

Опора (рис. 164), на которую опирается сегмент («та-
релка»), представляет собой диск с кольцевым выступом по
краю со стороны, обращенной к сегменту. При такой опоре
сегмент испытывает наименьший прогиб от действующей на
него нагрузки. Действительно, нагрузка, приходящаяся на
центральную часть, создает
прогиб, обращенный вы-
пуклостью вниз; нагрузка,
приложенная за кольцевой
опорой, создает прогиб вы-
пуклостью вверх. В ре-

Рис. 164. Опора сегмента. зультате полный прогиб
сегмента получается наи-
меньшим.

Кроме того, «тарелка» является эластичным элементом,
деформация которого в известной мере компенсирует нерав-
номерность распределения нагрузки между отдельными сег-
ментами и биение диска при вращении, вызванное его вол-
нистостью и неперпендикулярностью линии вала.

Опора принимается наибольшего диаметра, вписывающе-
гося в контур сегмента. Помимо этого, размеры сечения опоры
выбирают так, чтобы она имела максимальный прогиб, кото-
рый можно получить при допустимой величине напряжения
в ней. Для того чтобы повысить возможный прогиб, опора
изготовляется из стали высокой прочности (с пределом теку-
чести 40—80 кГ/мм2).

Своеобразие формы сечения опоры соответствует принятому
методу контроля равномерности распределения нагрузки между
сегментами. При этом методе (разработанном на Волжской
ГЭС имени XXII съезда КПСС) определяется прогиб на краю
сегмента относительно средней части опоры (рис. 165). Прогиб
измеряется индикатором, закрепленным на средней части.

Опорный болт (рис. 166) служит для регулировки
нагрузки на отдельный сегмент. Для повышения точности
регулировки резьба болта делается мелкой. Опорная поверх-
ность болта должна быть сферической, а радиус сферы —
достаточно большим, чтобы уменьшить контактные напряже-
ния (обычно около 250 мм).
Для облегчения закалки опорной поверхности верхняя
часть болта изготовляется в виде отдельного вкладыша из
высокопрочной стали. Вкладыш закаливается до твердости
58 RC на глубину не менее 3 мм.

После окончания регулировки положение болта фикси-
руется специальной скобой, которая охватывает грани его
головки и сама крепится к корпусу болтом.

Корпус подпятника (рис. 167, а) представляет
собой сварную конструкцию, состоящую из нижнего и верх-

Рис. 165. Измерение нагрузки на
один сегмент с помощью индикатора.

Рис 166. Опорный
болт.

него дисков, соединенных между собой по внутреннему диа-
метру цилиндром, а по наружному — отдельными стойками.
Во внутреннем цилиндре вырезаются большие окна, благо-
даря чему масло может легко проходить через корпус.

В нижний диск корпуса ввариваются цилиндры (стаканы),
в отверстия которых вставлены втулки с внутренней резьбой,
куда ввинчиваются опорные болты. Такая конструкция ста-
кана облегчает технологию, ибо при этом резьба в отдельных
втулках может нарезаться на токарном станке.

В верхнем диске закрепляются тангенциальные упоры
сегментов. Они вставляются в пазы верхнего диска и закреп-
ляются рядом болтов, которые при такой конструкции не
работают на срез. В верхнем диске также вырезаны отверстия,
в которых с большим зазором размещаются дисковые опоры
сегментов.

Наружным радиальным упором сегмента служит пла-
стина, крепящаяся болтом к торцу тангенциального упора.
Рис 167 Корпус подпятника а — конструк-
ция, б — основные размеры.
I — диски, 2 — стойки, 3 — стаканы.
Внутренним радиальным упором является выступающая
часть внутреннего цилиндра корпуса.

Размеры деталей корпуса и опор для отписанной выше
типовой конструкции приведены на рис. 167, б.

Корпус крепится к своей опоре болтами и штифтами,
воспринимающими тангенциальные усилия, возникающие при
возможном (аварийном) сухом трении на поверхности подпят-
ника.

Описанный однорядный подпятник нашел широкое приме-
нение в отечественном гидрогенераторостроении. Однако в
случаях очень больших нагрузок — более 2000 Т — целесооб-
разно применить, как указывалось выше, двухрядный под-
пятник, в котором сегменты расположены в двух концентри-
ческих рядах; это позволяет уменьшить размеры сегмента,
а следовательно, увеличить его жесткость, обеспечить лучшую
геометрию сегмента, а также уменьшить нагрузку на одну
сферическую головку опорного болта.

Применением балансирной связи между сегментами наруж-
ного и внутреннего рядов достигается возможность регули-
ровки распределения нагрузки между сегментами только с по-
мощью опорных болтов наружного ряда (рис. 168). Поэтому
сегменты внутреннего ряда могут опираться на нерегулируе-
мые стержни. Как болты наружного ряда, так и опорные
стержни внутреннего ряда установлены на балансире

v I*..
(рис. 169), он представляет собой призматический брус, опи-
рающийся на цилиндрическую опору, закрепленную в корпусе
балансира. Корпус имеет ограничители, позволяющие сво-
бодно лежащему на опоре

Рис. 169 Балансир двухрядного под-

пятника.

балансиру перемещаться
лишь в известных пределах.
Корпус балансира прива-
ривается к нижнему диску
корпуса подпятника.
В верхнем диске корпуса,
в соответствии с двумя ря-
дами сегментов и их опор,
предусматриваются два ря-
да отверстий Ряды сегмен-
тов разделены кольцевым
промежутком, образуемым
благодаря выступу в ниж-
ней части сегментов одного
ряда (рис. 168).

Тангенциальный упор
делается таким же, как и

в однорядном подпятнике.
Каждый такой упор удерживает оба сегмента одной пары.
В остальном корпус двухрядного подпятника выполняется
аналогично однорядному.

§ 3. Подпятники с автоматическим распределением
нагрузки между сегментами

Некоторые гидрогенераторные заводы в отдельных случаях
применяют конструкции подпятников с автоматическим рас-
пределением нагрузки между отдельными сегментами. Суще-
ствуют две разновидности таких подпятников Одна из них —
рычажный подпятник, в котором опоры сегментов связаны ры-
чажной системой таким образом, что при опускании одного
сегмента другие поднимаются. Эта система, в практике при-
меняемая редко, схематически показана на рис. 170.

В отечественной практике нашла применение гидравли-
ческая система автоматического распределения нагрузки.
В данных подпятниках шарнирные опоры сегментов установ-
лены на сильфонах, заполненных маслом (рис. 171). Их по-
лости соединены между собой В описываемой конструкции,
так же как и в рычажной, опускание одних сегментов вызы-
вает подъем других; поскольку при этом давление масла
в сильфонах одинаково, то нагрузки на все сегменты при
неподвижном подпятнике практически одинаковы. При вра-

щении выравнивание нагрузки между сегментами полностью

не достигается, ибо протекание
за быстрыми колебаниями на-
грузки па сегменты.

§ 4. Масляные ванны
подпятников и маслоохладители

Как указывалось выше, в ги-
дрогенераторах применяются два
типа масляных ванн встроен-
ные в крестовину и установлен-
ные на ней.

Размеры встроенных ванн
определяются главным образом
размерами центральной части
крестовины, обусловленными ее
прочностью и жесткостью. Обыч-
но эти размеры обеспечивали
возможность размещения в ванне
нужного количества охладите-
лей.

Компоновка и размеры ма-
сляных ванн, вынесенных из

масла в системе не успевает

Рис 171 Подпятник на ги-
дравлических опорах
крестовины, в основном определяются необходимостью разме-
щения в них, кроме подпятника, маслоохладителей с доста-
точной общей поверхностью охлаждения.

Рис. 172. Масляная ванна подпятника гидро-
генератора подвесного типа с подъемной на-
ружной стенкой.

Вынесенная масляная ванна представляет собой кольцевой
цилиндр и состоит из наружной стенки, внутренней стенки
(так называемой выгородки), крышки и днища. Днищем

Рис. 173. Масляная ванна подпят-
ника гидрогенератора с маслоохла-
дителями, расположенными ниже
сегментов.

масляной ванны может слу-
жить верхний диск цен-
тральной части опорной
крестовины. В гидрогене-
раторах подвесного типа
это удобно для эксплуата-
ции, так как, приподнимая
наружную кольцевую стен-
ку (рис. 172), присоеди-
няемую к крестовине бол-
тами, можно получить сво-
бодный доступ к подпят-
нику (ср. исполнения по
рис. 174, а и б). Все части
ванны изготовляются из
листовой стали путем
сварки.
a)

| Рис. 174. Масляные ванны
с маслоохладителями, располо-
женными по всей высоте ванны
а — кольцевые охладители, б —
кольцевые и U-образные охлади-
тели; в — U-образные охладители

Внутренняя компоновка масляной ванны определяется,
в свою очередь, выбором типа охладителя и требованиями
к доступности самого подпятника.

В существующих конструкциях гидрогенераторов нашли
применение три типа охладителей:

1) с кольцевыми трубками, окружающими подпятник;

2) с прямолинейными трубками, расположенными перпен-
дикулярно или параллельно стенкам масляной ванны;
3) с U-образными трубками, размещенными перпендику-
лярно стенкам масляной ванны.

Исходя из общих конструктивных соображений (условия
изготовления, сборки, транспортировки, чистки и т. п.),
охладители выполняют из отдельных секций. Общая длина
трубок всех секций зависит от величины потерь на трение
в подпятнике. Для гладких латунных или томпаковых трубок,
диаметром 17/19 мм, на 1 кет потерь в подпятнике обычно
принимается 3,5—4,5 м трубки.

Рис. 175. Масляные ванны с прямоугольными маслоохладителями,
встроенными в люки: а — зонтичный гидрогенератор; б — подвесной
гидрогенератор.
На рис. 173—175 показаны различные компоновки масля-
ных ванн с подпятниками и маслоохладителями. Как видно
из рисунков, в некоторых случаях компоновка удовлетворяет
требованиям доступности подпятника без разборки маслоохла-
дителя (рис. 173). Для этого маслоохладитель располагается
ниже уровня головки опорного сегмента. В других случаях
это условие не соблюдается (рис. 174, а и б). Здесь для до-
ступа к подпятнику необходима разборка маслоохладителей,
однако следует иметь в виду, что такое решение повышает
эффективность маслоохладителей, так как их трубки при этом
находятся в зоне наиболее горячего и циркулирующего
с наибольшей скоростью масла.

На рис. 175 маслоохладители встроены в люки стенок
масляных ванн таким образом, что крышки охладителей
можно снять, не вынимая самих охладителей, не сливая
масла и даже не останавливая машины; это дает возможность
чистить поочередно трубки отдельных секций.

Охладители с U-образными трубками, встроенные в люки,
несколько уступают охладителям с прямолинейными труб-
ками по использованию занимаемого ими объема, но обла-
дают тем преимуществом, что внутри ванны не располагаются
водяные камеры с их стыками. Кроме того, такая конструкция
уменьшает вероятность просачивания воды в масло.

Водяные камеры кольцевых охладителей (рис. 173 и 174)
также располагаются внутри ванн, но кольцевая конструкция
позволяет в необходимых случаях уменьшать размеры масля-
ной ванны.

Практически обеспечение плотности стыков водяных камер
охладителей не представляет трудностей, и эти соединения
весьма надежны в эксплуатации. Более подробно конструкция
охладителей описана ниже.

Внутренняя компоновка масляной ванны должна обеспе-
чивать такую циркуляцию масла, при которой все горячее
масло проходит через маслоохладитель. Для этого все проме-
жутки, по которым циркулирующее масло может миновать
охладитель, надо перекрыть щитами. Чтобы уменьшить попа-
дание воздуха в масло (аэрацию), применяется плоский щит,
закрывающий поверхность масла. Такой щит укрепляется
изнутри на крышке масляной камеры. Снаружи крышки уста-
навливаются уплотнения, препятствующие просачиванию па-
ров масла. Они могут выполняться пз сварных или литых
(например, силуминовых) элементов с кожаными манжетами
и лабиринтными уплотняющими элементами, образованными
металлическими (обычно латунными) заостренными кольцами.
Рис. 176 Дно разъемной масля-
ной ванны.

При размерах масляных ванн, превышающих железнодо-
рожные габариты, они и их части делаются разъемными.
На рис. 176 показано разъемное дно масляной ванны, состоя-
щее из трех частей. Такая конструкция позволила избежать
стыков под корпусом подпятника.

Внутренняя стенка ванны (выгородка) выполняется разъем-
ной в тех случаях, когда она располагается в зоне вала между
фланцем и цельнокованной
шейкой, так как иначе ее
нельзя установить на место.

Упомянутые выше типы
маслоохладителей отличаются
формой трубок (рис. 177).
Остальные детали для всех
трех типов охладителей сход-
ны. Трубки закрепляются пу-
тем развальцовки в трубных
досках, отверстия которых
обычно расположены в шах-
матном порядке, на расстоя-
нии ВО—50 мм друг от друга.
Число рядов трубок в направ-
лении движения масла — не
более шести.

К трубным доскам при-
крепляются крышки, обра-
зующие водяные камеры.
В U-образных охладителях
для подачи и отвода воды служит одна крышка. В секциях
других типов таких крышек две: передняя — для подвода
и отвода воды, и задняя, образующая промежуточную камеру.
Камеры разделены перегородками в крышках, образующими
два-четыре отдельных последовательных хода воды через
маслоохладитель (рис. 178).

Передняя и задняя крышки прямолинейных и кольцевых
охладителей соединяются сварными рамами (рис. 177) для
придания жесткости. Между трубками, чтобы уменьшить их
прогиб и вибрации, устанавливаются поддерживающие доски,
через отверстия которых проходят трубки, или фасонные
прокладки.

Обычно охладитель рассчитывается на скорость воды
в трубке около 1,5—2 м!сек и давление 1,5—2 ати. При
подогреве воды в охладителе на 2—3° С на отведение 1 кет
потерь расходуется 0,07—0,12 л!сек.

§ 5. Устройства, облегчающие работу подпятника
при пуске и остановке

Наиболее тяжелыми режимами в работе подпятника, как
указывалось выше, являются пуск и остановка вследствие
отсутствия жидкостного трения. Для облегчения условий
пуска и остановки гидроагрегата применяются различные
способы.

Рис. 179. Разгрузочный электромагнит подпятника.

Возобновление масляной пленки пе-
ред пуском путем приподнимания ро-
тора на тормозах-домкратах. При этом зазор,
образовавшийся между трущимися поверхностями подпят-
ника, заполняется окружающим маслом. Данный способ может
быть рекомендован для умеренных удельных давлений на
подпятник после длительной стоянки (несколько суток), так
как для таких давлений масляная пленка не выжимается
в течение довольно длительного времени.

Разгрузка подпятника во время пус-
ка и остановки специальным электро-
магнитом. Разгрузка может производиться почти пол-
ностью или частично. В качестве примера на рис. 179 пока-
зан электромагнит подпятника гидрогенератора мощностью
68 750 ква с нагрузкой на подпятник 2000 Т (см. рис. 5).
Электромагнит создает усилие 1200 Т и разгружает подпят-
ник более чем на половину. Как видно из рисунка, ярмо элек-
тромагнита подвешено на опорной крестовине, а якорь за-
креплен на фланце вала. Питается электромагнит постоянным

током от специального агре-
гата мощностью 75 кет.
Для уменьшения потерь
в подпятнике электромаг-
нит может быть рассчитан
на постоянное включение,
что эффективно в быстро-
ходных агрегатах. Потери
в самом электромагните со-
став ляют небольшую долю
потерь трения в подпят-
нике. Во избежание про-
дольного намагничивания
вала круговым током, про-
текающим в обмотке элек-
тромагнита, и вызываемых
этим униполярных подшип-
никовых токов (см. гл. 9)
электромагнит следует вы-
полнять двухполюсным.
М. д. с. обоих полюсов
должны быть одинаковы,
чтобы результирующий
круговой ток был равен
нулю.

Очевидно, что диаметр
такого электромагнита не
должен превышать желез-
нодорожного габарита (5 л),

Рис. 180. Схема устройства для по-
дачи масла под давлением на поверх-
ность сегмента при пуске.

а изготовление разъемного

электромагнита связано с большими трудностями. Поскольку

индукция в зазоре электромагнита не может превышать
20 000 гс, что соответствует подъемной силе 16 кПсм2,

и так как часть площади электромагнита занята внутренним
отверстием, то подъемная сила его может достигнуть 2000 Т.

Образование масляной пленки перед
пуском и остановкой путем подачи мас-
ла под давлением специальным насо-
сом на поверхность трения. Этот способ весьма
эффективен и обеспечивает надежную работу подпятника при
удельных давлениях от веса вращающихся частей более
22 кПсм?. Для осуществления такой подачи масла в опорных
сегментах подпятника предусматриваются отверстия неболь-
шого диаметра (— 5 мм), выходящие на поверхность трения
(рис. 180 и 163). Подача масла производится через обратный
клапан, чтобы после отключения насоса давление в масляном
клине не падало. Пуск агрегата производится после того, как
в системе устанавливается постоянное давление; его величина
зависит от размеров сегментов и условий стекания масла
и достигает 100 ати. Импульс на пуск подается автомати-
чески от манометра.

§ 6. Гидродинамический расчет подпятника

При вращении вала генератора движущийся диск рабо-
тает как насос, который благодаря вязким свойствам смазки
непрерывно вводит ее между поверхностями трения. Нагрузка,
приложенная к подпятнику, вы-
давливает эту смазку из зазора
между диском и сегментами.
Наложение этих двух процессов
приводит к тому, что шарнирно
опертый сегмент подпятника
автоматически устанавливается
в положение, при котором ко-
личество подводимой диском

смазки равно количеству выдав-
Рис. 181. Растекание смазки ленной, а суммарный момент
при сближении плоскостей бес- относительно точки опоры сил
конечной ширины. г

давления в масляном слое и сил
трения в опоре равен нулю.

Поскольку скорости, с которыми диск подводит смазку
к набегающему (входному) краю сегмента и отводит ее от
сбегающего, одинаковы, то, чтобы компенсировать количе-
ство смазки, выдавливаемое во все стороны нагрузкой, тол-
щина масляного слоя над входным краем в установившемся
режиме должна быть больше, чем над выходным. Геометрия
масляного слоя при заданной нагрузке и окружной скорости
определяет характеристики работы подпятника: толщину
пленки, потери на трение и нагрев. При правильно выбранном
эксцентриситете опоры эти характеристики обеспечивают
работу подпятника в режиме жидкостного трения.

Основой для расчета гидродинамических характеристик
установившейся работы подпятника при ламинарном течении
является известное уравнение Рейнольдса:

д / h3 др \ д / h3 др \ _ ^у dh

dz \ ;j. dz J dy \ dy J dz

(118)

где z и у — координаты, измеряемые в направлении относи-
тельного перемещения плоскостей трения со
скоростью U и перпендикулярном к нему;

р и h — давление в масляном слое и его толщина;

Р — динамическая вязкость смазки.

Приведем вывод уравнения (118), основанный на раздель-
ном рассмотрении действия нагрузки и тангенциального
сдвига и наложении затем действия этих сил [Л. 21 ].

Рассмотрим процесс растекания смазки под действием на-
грузки в простейшем случае, когда масляный слой разделяет
плоскости, ширина которых в направлении, перпендикуляр-
ном чертежу (рис. 181), бесконечно велика.

Разность сил сопротивления сдвигу

приложенных по верхней и нижней граням элемента длиной
dz и высотой dx, уравновешивается разностью давлений на
боковых гранях элемента:

(ро — pj} dx — F2 — F\ или u. .

dx2 dz

Вследствие малой толщины слоя давление считается не-
зависящим от координаты х. Интегрируя, находим распреде-
ление скорости:

v = ^-x(x — li)^. (119)

2;j. dz

Для определения постоянных интегрирования использо-
вано условие, что смазка прилипает к плоскостям, т. е. при
х = 0 и h скорость v = 0.

Количество смазки, протекающее через любое сечение
слоя шириной Ь. будет равно:

Q =b\vdx = — --^-, (120)

р J 12[л dz v 7
С другой стороны, если под действием приложенной на-
грузки плоскости сближаются со скоростью v(), то разность
количеств смазки, протекающей через сечения II и I, равна
количеству смазки, выдавленной из-под плоскости между се-
чениями I и II (рис. 181), т. е.

dQn ~ — bvodz, (121;

р \ 12р. dz /

или

d / h3
dz \ р.

= 12u0.
dz /

С учетом растекания в
ношение примет вид:

направлении оси у последнее соот-

dz \ [J.

dz) ду \ р ду /

(122)

Приведем теперь верхнюю плоскость в движение со ско-
ростью U в тангенциальном к слою направлении. За счет этого
движения между наклонными плоскостями будет поступать
количество смазки, равное

Q„ = ^(A2-Ai). (123)

Так как в установившемся режиме количество поступаю-
щей смазки должно быть равно количеству вытекающей, то
из выражений (121) и (123) получим:

bvol =• й-у (/z2 —/zj,
или

Смысл этого соотношения заключается в том, что при нали-
чии тангенциального к слою смещения со скоростью U он
может выдерживать такую же нагрузку, как нагрузка, ко-
торая при отсутствии тангенциального движения вызывает
сближение плоскостей со скоростью р0.

Подставив выражение скорости щ из равенства (124)
в формулу (122), получим уравнение Рейнольдса (118), ко-
торым вместе с условием

р >= 0 на контуре (125)

определяется распределение давления в установившемся ре-
жиме ламинарного течения смазки.
Если бы геометрия смазочного слоя и вязкость смазки
были известны, т. е. были бы заданы функции h (х, z) и
pi (х, г), то определение давления р представляло бы лишь
математические трудности, которые так или иначе могут быть
преодолены.

При известном давлении легко найти несущую способность:

Р = J J р (х, z) dx dz,
(s)

(126)

где S — площадь сегмента, а также положение равнодейст-
вующей сил давления в направлении движения и перпенди-
кулярном к нему:

1 ср , ,
zc - —- I I zp dx dz;

'(S)

xc — } xp dx dz.

(S)

(127)

При заданной нагрузке P из соотношения (126) опреде-
ляется толщина масляной пленки.

Формулы (127) определяют необходимое положение шар-
нирной опоры сегмента, если считать, что вращение его отно-
сительно опоры не встречает никакого сопротивления.

Классические методы гидродинамического расчета [Л. 22,
23] основывались на предположениях, что масляный слой
с постоянной вязкостью ограничен идеально плоскими по-
верхностями трения. При этих предположениях сегмент, цен-
трально опертый на идеальную шарнирную опору, теорети-
чески не обладает несущей способностью, что противоречит
опыту эксплуатации.

В более поздних работах [Л. 24—26] было показано, что
за счет изменения формы масляного слоя и вязкости смазки
вдоль длины сегмента может быть объяснено наличие подъем-
ной силы не только у центрально опертого, но и у сегмента
с опорой, смещенной против направления вращения диска.

Форма масляного слоя определяется механическими и
термическими деформациями плоскостей трения, которые,
в свою очередь, сильно зависят от конструктивного исполне-
ния подпятника. В частности, как указывалось выше, меха-
нические деформации сегмента зависят от условий опирания
однослойного или двухслойного сегмента, а температурное
поле сегмента и его термические деформации — от условий
охлаждения сегмента.
Для расчета распределения температуры t по поверхно-
сти сегмента в ряде работ [Л. 25, 27, 28] было получено
уравнение

р- U2 J1!- Г/~р-]2 f-P.)2! +c'J др —

h 12-l dz ) П \ dy / J 1 12'j. dz

—_l J1L . JZL . 0, (128)

2 / dz I2;j. dy dy J

где с и 7 — удельные теплоемкость и вес масла;

J = 427 кГ-м!сек — механический эквивалент тепла.

Последнее уравнение, однако, учитывает только перенос
тепла маслом по поверхности сегмента и пренебрегает отво-
дом тепла с торцов сегмента, а также в тело сегмента и дис-
ка. Кроме того, для интегрирования уравнения (128) нужно
знать температуру масла на входе в сегмент, которая су-
щественно зависит от условий циркуляции смазки в масля-
ной ванне и в межсегментных пространствах подпятника.

Таким образом, при решении уравнения (118) с учетом
деформации плоскостей трения и зависимости вязкости от
температуры необходимо рассматривать условия работы всего
подпятника в целом, а не отдельного сегмента.

Совместное решение системы уравнений (118) и (128) мо-
жет иметь практическое значение лишь при наличии доста-
точно точных исходных данных о температурном и скоростном
полях смазки в масляной ванне подпятника.

Отметим, что влияние упомянутых выше обстоятельств
наиболее существенно сказывается на таких локальных ха-
рактеристиках подпятника, как минимальная толщина мас-
ляной пленки, ее максимальная температура и положение
равнодействующей сил давления (т. е. положение точки
опоры). Интегральные же характеристики — средняя тол-
щина пленки, потери на трение и расход смазки — более
устойчивы и могут быть рассчитаны с удовлетворительной
точностью.

В то же время, как показано в [Л. 21 ], именно средняя
толщина масляной пленки является критерием работоспо-
собности подпятника, ибо небольшие местные очаги полу-
сухого трения не представляют опасности для подпятника.

Формулы для приближенного расчета интегральных ха-
рактеристик подпятника могут быть получены из уравнения
Рейнольдса следующим образом. Рассматриваем сегмент
прямоугольной формы. Принимаем, что в задаче о растекании
смазки под действием приложенной нагрузки количество вы-
давленной смазки из щели с параллельными плоскостями
приблизительно равно количеству смазки, выдавленной из
щели между наклонными плоскостями при одинаковом сред-
нем зазоре. При этом и скорость сближения плоскостей в обоих
случаях будет одинакова.

Принимая в уравнении (122) /г3/р = ЛсР/рср = const, по-
лучим:

(129)
ду2 Л3ср ’

Решение этого уравнения при краевом условии (125) известно:
см., например, [Л. 14], где функции др/dz и др/ду представ-
ляют касательные напряжения в задаче о кручении призма-
тического стержня моментом, который выражается через
функцию р формулой, аналогичной формуле (126) для несу-
щей способности сегмента. Используя указанное решение,
получим связь между несущей способностью и средней тол-
щиной масляной пленки:

Рер = ^=^^, (130)

° h6

пср

где S — площадь сегмента;

/ — его длина в направлении вращения зеркала.
Коэффициент k в зависимости от 1/Ь равен:

1/Ь............ 0 1/5 1/2,5 1/1,5 1/1,2 1,0

k............... 1,0 0,874 0,747 0,588 0,498 0,422

1/Ь ........... 1,2 1,5 2,0 2,5 3,0

k.............. 0,346 0,262 0,1720,1200,088

Чтобы выразить скорость сближения щ через тангенциаль-
ную скорость диска U, применим формулы (121) и (123)
ко всему сегменту. Получим количество выдавленной смазки:

Qp = Sv0 =- blv0
и количество подводимой:

Qn 4b ~ = Ubfl^ ' <131)

2 /ij 1г2

где hlt h2 и йср = 0,5 (/гх + /г2) — толщина пленки на входе,
выходе и средняя.
Из равенства Qp — Qn находим:

здесь

(132)

По формуле (130), средняя толщина пленки

Рис. 182. Зависимость
толщины масляной плен-
ки от угла наклона пло-
скостей бесконечной ши-
рины.

/ — по формуле (133); 2 —
по уравнению (118) при по-
стоянной вязкости.

У-ерШ
Рср

(133)

На рис. 182 приведено сравнение
средней толщины масляной пленки,
рассчитанной по формуле (133) — кри-
вая 1 и по точному решению уравне-
ния (118) — кривая 2, для плоских
поверхностей трения бесконечной ши-
рины (ИЬ = 0). Как видно из рис. 182,
формула (133) дает достаточную точ-
ность при h-Jh2 3.

Потери на трение в масляном слое
можно приближенно определить по
формуле

N = RU^'^^-, (134)

^ср

где сила трения

“ср

Для вычисления количества смаз-
ки, прокачиваемой диском через
сегмент, удобно ввести величину vp —
среднюю скорость растекания смазки
из зазора, которая считается постоян-
ной по всему периметру сегмента.

Количество выдавленной смазки выразим через скорость

растекания:

QP = vpficpL, (135)

где L = 2 (b + 0 — длина периметра сегмента.

Из равенства Qp = Qn с помощью выражения (131) выра-
зим скорость растекания через скорость диска:

7 1 Ъ

V^UT'

P-i
₽+ 1
и найдем количество смазки, поступающей под сегмент:

q — bhr(O, 5U — ор). (136)

Этим расходом и потерями, рассчитываемыми по формуле
(134), определяется средний нагрев смазки, если считать,
что ею уносится все тепло.

Формулы для расчета средней толщины, потерь, расхода
и нагрева смазки могут быть представлены в следующем окон-
чательном виде:

/гср — ki 1/ • 103 [лгк]; N = k>, [нет];

F Рср ^ср

q = k^bh-JJ 10 5 [л/сек]; М 0,6 — = kipc.) [°C];

(137)

здесь размеры сегмента I и b выражены в см, площадь S в см2,
скорость U — в м/сек, вязкость р.ср— в кГ-сек/м2, давление
Рер — в кПсм2, толщины пленки /гср и hr — в мк.

Входящие в выражения (137) коэффициенты равны:

(138)

При (3 = h-Jh^ = 2 значения этих коэффициентов в за-
висимости от отношения IIb приведены в табл. 16, где для
сравнения даны также их значения, получаемые из точного
решения уравнения (118) для плоских поверхностей трения
[Л. 22] при постоянной вязкости.

Отмеченное выше влияние деформаций и температурного
поля сегмента на характеристики подпятника несомненно
больше, чем разница между точным и приближенным расче-
тами.

Существенное значение для работы подпятника имеет экс-
центриситет опоры сегмента.

Ось опорного болта сегмента подпятника располагают со
смещением в направлении вращения зеркала по отношению
к оси поверхности трения сегмента на расстоянии, составляю-
щем 5—8% средней тангенциальной длины сегмента. Макси-
Таблица 16

Значения klt k2, k3 и kt при fi = 2

иь По формулам (138) По точному решению
k. k3 k2
0 0,58 0,40 0,33 0,60 1,16
0,2 0,54 0,42 0,36 0,56 1,14
0,4 0,50 0,46 0,38 0,52 1,13
0,6 0,46 0,52 0,40 0,48 1,Н
0,8 0,42 0,61 0,41 0,43 1,10
1,0 0,38 0,75 0,42 0,39 1,09
1,2 0,34 0,90 0,42 0,35 1,08
1,5 0,30 1,17 0,43 0,31 1,07
2,0 0,24 1,74 0,44 0,25 1,06
3,0 0,17 3,30 0,46 0,18 1,05

мальные значения этого тангенциального эксцентриситета
назначают при больших нагрузках на сегмент, чтобы
преодолеть увеличенный момент сил трения в опоре. На-
грузка на один опорный болт подпятника достигает в современ-
ных машинах 150 Т. Диаметр расположения опорных бол-
тов обычно на 1—4% больше среднего диаметра сегментов
подпятника.

Кроме трения в опоре, самоустанавливаемости сегментов,
особенно при пуске, препятствует также момент, создаваемый
силой трения на поверхности сегмента и уравновешивающей
ее реакцией на головке опорного болта. Поэтому расстояние
между головкой болта и поверхностью трения сегмента, т. е.
суммарную толщину сегмента и опорной тарелки, не следует
увеличивать больше, чем это требуется их жесткостью и проч-
ностью.

В качестве примера приведем расчет подпятника, рассчи-
танного в работе И. А. Кунина [Л. 25] по методике, прибли-
женно учитывающей изменение вязкости в направлении дви-
жения зеркала.

Данные подпятника: полная нагрузка Ро = 2000 Г; номи-
нальная скорость вращения п = 83,3 об/мин; диаметры под-
пятника (по сегментам): внутренний Dr = 215 см, наружный
D2 = 337,6 см, средний Dcp = 276,3 см; угол раствора сег-
мента по баббиту, т. е. за вычетом заходной кромки, а = 0,375;
число сегментов пг = 12, так что нагрузка на один сегмент
Р =- 167 Т (при винтовых опорах столь высоких нагрузок
на один сегмент следует избегать).
Размеры сегмента: ширина Ь == 0,5 (О2—DJ = 61,3 см;
длина на среднем диаметре I = 0,5 Осра = 51,8 см.

Площадь сегмента S = Ы = 3170 см'2 и среднее давление
р = P/S — 52,6 кПсм2. Линейная скорость зеркала на сред-
нем диаметре равна:

U = _тсяВсР _ 1205 см!сек = 12,05 м/сек.
60

Как отмечалось выше, наименее точным из исходных
данных является отношение толщины пленки на входе и вы-
ходе р, зависящее от принятого эксцентриситета, трения
в опоре и деформации сегмента, а также температура масла на
входе в сегмент tx. Для сравнения расчетных характеристик
подпятника примем, как и в [Л. 25], для этих величин значе-
ния: р = 3; ^ = 30° С. Отметим, что согласно измерениям на
ряде машин при эксцентриситете около 7% значение 8 дейст-
вительно близко к трем, однако температура 30° С — это ско-
рее температура масла в масляной ванне, а не в канавке перед
входом в сегмент. Последняя из-за смешения с горячим мас-
лом, стекающим с предыдущего сегмента, может достигать
40° С, а при таких высоких давлениях, как в рассчитываемом
подпятнике, даже 50° С.

При Цb = 51,8/61,3 = 0,845 находим k — 0,493 и по
формулам (138) ky = 0,497; ks — 0,365; /г4 = 0,435.

Средний нагрев масла составит:

А/ - 0,435-52,6 = 23° С.

Зависимость вязкости масла от температуры, как и
в [Л. 25], будем определять по формуле

у. = т ,

где для турбинного масла марки УТ значение Т = 23° С.

При t = = 30° С

и. = = 6,8- IO”3 кГ-сек/м2,

а при t = /2 = 53° С

!’ = = 2,5 • 10~3 кГ -сек!м2.

Средняя вязкость масла равна:

Рср 0,5 (у7 + ja2) = 4,65-10 3 кГ-сек!м2.
Характеристики подпятника по формулам (137) будут сле-
дующими: средняя толщина пленки

У 4,65 10~3 51,8 12,05 .

—----------------— = 117 мк;

52,6

минимальная толщина пленки

= — 117 = 58,5 мк;

2 Р _L ] СР 3 + 1

максимальная толщина пленки

h2 = $h2 = 3 58,5 = 175,5 мк.

Потери на трение и расход смазки на один сегмент будут
равны: „ „

п по 4,65 1 0 3170 12,052 1ОЛ

N =- 0,98—------------------- — 18,0 кет-,

117

q~ 0,365-61,3 175 12,05 10~5 - 0,472 л!сек.

Полные потери в подпятнике равны.

No — mN = 216 квгп.

По методике И. А. Кунина получается h2 = 61 мк, No =
= 232 кет, Д/ = 29° С, т е в данном примере расхождение
в значениях h2, N и М составляет 4; 7 и 20%.

Как видно из выражений (137), толщина пленки и потери
пропорциональны ]/рср • Поэтому с ростом температуры на
входе в сегмент указанные величины значительно уменьшаются.
При = 50° С в рассмотренном примере средняя толщина
пленки составила бы 76 мк, а потери — 12 кет на один сегмент.

В случае подъема ротора перед пуском путем подачи смазки
под зеркало необходимая производительность насоса может
быть определена по формуле (130), если учесть, что количе-
ство выдавливаемой смазки

Q = Sv0.

Необходимый расход смазки на все сегменты будет равен:

или, выражая все величины в тех же единицах, что и в фор-
мулах (137), получим:

О = ~ —р 10~н \л!сек\,
k>. i ср

здесь р — давление на подпятник при пуске.
Например, при Ы1 = 1, рср = 30 кГ/см2, т — 12, |> =
— 6,8 10-3 кГ сек!м2 и h — 60 мк производительность на-
СОСа Q = 0,27 л/сек = 975 л/ч.

Насос высокого давления и относительно малой произво-
дительности работает надежно, и управление им может быть
легко автоматизировано.

§ 7. Напряжения и деформации элементов подпятника

Температурные деформации сегментов подпятника вызы-

ваются изменением температуры как по толщине сегмента,

так и по его поверхности Кроме того, поскольку коэффици-

енты линейного расширения баббита
и стали различны, то сегмент имел бы
тепловую деформацию, даже будучи
нагрет весь до одинаковой темпера-
туры. Однако наибольшую величину
имеют деформации, вызванные первым
обстоятельством, т. е. перепадом тем-
пературы по толщине сегмента

Рис 183 Температур-
ные деформации стержня.
Оси координат

Расчет деформаций сегмента как
толстой пластинки с учетом действи-
тельного температурного поля весьма
сложен. Для сравнительной оценки

трех указанных выше составляющих рассчитаем тепловую
деформацию узкой полоски, вырезанной из сегмента в тан-

генциальном направлении.

Рассмотрим стержень, у которого модуль Юнга Е и ко-
эффициент линейного расширения а изменяются по высоте
сечения, и определим его деформации при неравномерном
нагреве.

С помощью гипотезы плоских сечений выразим удлине-
ние волокна ех (рис 183) через удлинение оси е° и ее прогиб
в направлении оси у, который обозначим v (х);

По закону Гука

е = — ф- at,
VE

следовательно,

с — Е (& —at I = Е -ф у^"—at
Условия равновесия

[ axdF = 0, [ axydF = 0, [ cxzdF = 0,
F F F

выражающие отсутствие продольной силы и изгибающих
моментов, дают:

Е у — — at] dF = О',
\ х У dx2 )

Г Еу[е + у — at] dF = 0;

J V а dx2 J
F

Ez (s'’ + у -- — аЛ dF = 0.

1 v И dx2 I
F

Если сечение имеет ось симметрии, которую примем за
ось у, а величины Е, а и t не меняются в направлении оси z,
то третье уравнение равновесия
удовлетвор яется.

Выберем теперь положение
х оси z по высоте так, чтобы

\EydF = 0', (139)

„ „ и обозначим

Рис 184. Распределение тем- ..

пературы по длине стержня IЕ = J Ey4F',

тогда первое условие равновесия позволяет определить

J EatdF
SEdF

а второе дает уравнение для определения прогиба:

IР — J Eya.tdF.

F dx2 F

(140)

Рассмотрим случай, когда стержень оперт на две опоры
по схеме рис. 184, а температура его линейно меняется по
длине:

i = h(y) + (У)~^(У)],

где t-tly) и t2 (у) —-температуры концов стержня.
В этом случае уравнение (140) дает:

/г-^- = ’’, + т(7’,-Л). (И1)

где

Л = .! (у) dF\ Т2 = \Eyvt2 (у) dF.

F F

Если температуры концов стержня одинаковы (/2 = tr,
т. е. и Т2 = Tj), то кривизна его d2v/dx2 постоянна, т. е.
стержень изгибается по дуге окружности, радиус которой
равен IPITV

При линейном распределении температуры по длине про-
гиб, получаемый путем решения уравнения (141), будет:

У(х) =

(Т2 - Л) у- ' 2?! + Г2

I — а \

2 J

ЫЕ

_ г + «\

2 /'

Прогибы в начале, конце и середине стержня равны:

/1 = У(0) = (7ср

ДТ

/2 —а2

8/£

/2 ) 4 6 / 8/, ’

Л г

где

,ep = Jk^L; ДГ = Л-Л.

Знак минус у прогиба /0 означает, что последний направлен
вверх по отношению к опорам.

Пусть теперь температура стержня в каждой точке ли-
нейно изменяется по высоте; тогда

h (У) = 4в — (^2в — U

У + Уо
h

где £1в и /2в — температура верхней поверхности стержня
в начале и конце;

/н — постоянная температура нижней поверхности;

у0 — расстояние от верхней поверхности до оси г.

Ю Заказ № 2083

273
При этом

здесь /Ср — средняя температура верхней поверхности:

= °>5 (/2в + М ;

Д/— перепад температуры на верхней поверхности:

— Ав А >

Sa и Ja — характеристики сечения:

Sa — \EyadF- Jo ^\Ey^dF.

Если ввести среднюю температуру по длине и высоте

, __ Ар + А

'ср" 7}

и перепад между средней по длине температурой и темпера-
турой нижней поверхности

~ Ар А >

то получим:

Лр = icpSa + ДАs2; ДТ = Д/5,;

Окончательно прогибы стержня, распределение темпера-
туры которого показано на рис. 185, будут равны:
в центре

/о = —«с ~ (Vcp + ^O;

на левом конце

А — ас ~ ^14р + ~2~ / (142)

на правом конце

г I2 — а2 I , , . ,/ , Д/ \

J2 — ас — Pl^cp + + ^3 — 1 >

274
здесь ас — некоторый характерный коэффициент расширения;
h — высота стержня,

hSa __ hS2 . ZhSr

acIE' acIE’ 6ас1Е

Первое слагаемое прогиба отражает влияние неодинаково-
сти коэффициента линейного расширения по сечению, вто-
рое — основное слагаемое — перепад температуры по тол-
щине, третье — по длине стержня.

Рис. 185 Распределение
температуры по длине и
высоте стержня.

Рис. 186 Фактическое (а)
и эквивалентные (б и в)
сечения стержня.

Максимальные деформации стержня, т. е. прогибы его
концов относительно середины, равны:

A — fa —fo — ае ТГ и4р + +4~} — ас~^з~,

0 Г 4 \ / ^0 ГЬ £

. -Г 44 1 4 . - \4' &t\ . «2 Д*

/л /1 /о ас й [ Ч ср + 12 -з 2 ] + 7с 8Л "3 2 ’
а прогиб, отсчитанный от середины хорды, соединяющей
концы деформированного стержня,

f = = __/о = 4 } (143)

Если стержень состоит из двух слоев, верхний из которых
имеет толщину hv модуль упругости Еа и коэффициент рас-
ширения ао, а нижний — Л2, Ес и ас (рис. 186, а), то вели-
чина г/0 может быть найдена как расстояние до центра тяжести
эквивалентного сечения (рис. 186, б), на котором е = EJEC,
величина I IЕ — как момент инерции этого сечения отно-
сительно оси z, а величины Sa/«CEC и Jа1асЕс — как статиче-
ский момент и момент инерции сечения по рис. 186, в относи-
тельно той же оси, причем £ =
Таким путем находим:

где

Уо . 1 — (1 — g) •q2
h 2 1— (1 — e) 7} ’

7)= —
h

J E 1 — (1 — e) T|3

Ec№ 3

(1-^)7)];

\ n /

acEch3

_ У± Ц _ (J _

J a _________ 1 — (1 — J3e) T|3

ас£с/г3

Для стального сегмента подпятника с баббитовой заливкой
Ес = 2,1 • 10s кГ/см2-, Е. = 0,63-106 кГ/сж2; а. = 12- ИГ6;

ао = 23-10~6,

и введенные выше отношения будут равны:

Значения величин т = EJi3l\2IЕ\ у, г,; т3 для этих от-
ношений приведены в табл. 17 и на рис. 187 в зависимости
от отношения толщины баббита hr к полной толщине h =
— hi д- h2-

Таблица 17

Значение величин г2, т3

h Т1 н Eh3
0 0 1,0 0,333 1,0
0,04 0,0710 1,034 0,357 1,087
0,08 0,152 1,070 0,382 1,178
0,12 0,243 1,108 0,410 1,273
0,16 0,343 1,146 0,440 1,369
0,20 0,452 1,184 0,470 1,466
0,25 0,596 1,230 0,510 1,584
0,30 0,746 1,274 0,550 1,693
По формуле (143) можно приближенно оценить темпера-
турный (тепловой) прогиб сегмента подпятника, понимая
под I длину сегмента.

Для оценки деформаций, вызванных давлением в масля-
ном слое, заменим сегмент подпятника круглой пластинкой
равновеликой площади, на-
грузка на которую макси-
мальна в центре и обращается
в нуль на наружном контуре
пластинки.

Конкретный закон распре-
деления нагрузки при сохра-

нении ее полной величины Рис- 189, РасчетУ прогиба сег-
мента и опорной тарелки подпят-
мало влияет на величину про- 1 ника,

гибов пластинки. Например,
разница в прогибах, вызванных нагрузкой в форме круго-
вого конуса и параболоида вращения, не превышает 6%.

Считая диаметр опоры совпадающим со средним диаметром
буртика опорной тарелки подпятника: а = 2г (рис. 189),
получим следующие формулы для расчета прогибов в центре
и на краях сегмента:

-- +г0(Х2) ;

F И

- (144)

р/?2 ' '

!*+=+, (Й2)—— ;

1 1 v' 7 ЕСЛ3

здесь 7? — приведенный радиус сегмента:

г — $R — средний радиус по буртику опорной тарелки.

Значения коэффициентов k0 и kr приведены на рис. 188,
а коэффициента т — на рис. 187.

Рассчитаем деформации сегмента, гидродинамический рас-
чет которого приведен в § 6. Температуру масла на входе
в сегмент примем равной t1B = = 50° С, на выходе /2в =

= /2 = 73° С. Для однослойного сегмента толщиной h =
= 200 мм (из них толщина баббита /гх == 5 мм) примем тем-
пературу нижней поверхности сегмента /н = 45° С.

Средняя температура верхней поверхности /ср = 0,5 X
X (^2В + — 61,5° С; средняя температура сегмента /ср =

= 0,5 (/ср + /н) = 53,2° С; перепад по длине Д t = /2в — =

= 23° С и по высоте Д /' = /ср — /„ = 16,5° С. Отношение
h-Jh = 0,025, и по рис. 187 т = 1,05; -tj = 0,05; = 1,02;

т3 = 0,35.

По формуле (143), тепловой прогиб * равен:

f = 1,2• 10“5 (0,05-33,2+ 1,02 16,5) =

У 8-20 '

= (33,4 + 338) • 10~5 см = 37,1 мк,
откуда видно, что основная составляющая прогиба вызывается
перепадом температуры по толщине сегмента. Отметим, что
формула для расчета этой составляющей остается справедли-
вой для сегмента любой формы, а не только для узкого
стержня.

При диаметре опоры а = 38 см, по формулам (142), тем-
пературные прогибы относительно опор составят:

* В первом слагаемом средняя температура сегмента уменьшена
на 20° С — температуру, при которой производилась пришабровка
сегмента по зеркалу.
в центре (вверх)

Л = — 1,2 10'5—(0,05-33,2 -т 1,02-16,5) 104 = — 20 мк\

на краях (средний)

А+А = 1,2-10~s51’82~ 38-(0,05-33,2 +
2 8-20 v

+ 1,02 -16,5) -104 = 17,1 мк.

Приведенный радиус сегмента R = ]/3170/-п: = 31,8 см,
отношение р = a/2R = 0,6, и по графикам рис. 188: k0 (0,36) =
= 0,035; kT (0,36) = — 0,018.

Прогибы от давления в центре и на краях сегмента по вы-
ражениям (144) составляют:

WZ 1 ЛС А лог 167 103 31 82 л . л—з о -

щ = 1,05-0,035--------------=0,37-10 см = 3,7 мк',

2,1.10е 203

W7 0,018 9 7 1 А

w, =---------3,7 = — 1,9 мк

0,035

и направлены противоположно тепловым прогибам. Суммар-
ный прогиб, составляющий в данном случае 37,1—5,6 =
= 31,5 мк, не должен превышать минимальной толщины
масляной пленки (в нашем примере h2 = 0,5-76 = 38 мк
при И = 50° С).

Если в этом же подпятнике сегмент выполнить двухслой-
ным с верхней частью толщиной 50 мм (из них 5 мм баббита)
и основанием толщиной 150 мм, то тепловая деформация верх-
ней части будет направлена выпуклостью вверх и равна:

/= 1,2-10~5^у-(0,2-33,2 + 1,09-16,5)-10“ = 200 мк,

а для основания перепад температуры по толщине уменьшится
до величины порядка 8° С. Тепловая деформация основания
составит (h-Jh. = 0; т2 = 1):

1 2.10-5 J^-.8-104 = 21 мк.

8 15

При расчете деформации верхней части от давления рас-
сматриваем ее как круглую пластинку, опертую по наруж-
ному контуру. Тогда по формуле (144) при 3 = 1 и kn (1) =
= 0,33 прогиб в центре верхней части от давления

Fo= 1,22-0,33 - 167,103 31,82 104 = 2600 мк

2,1 106 153
полностью компенсирует ее тепловую деформацию. Следо-
вательно, рабочая часть сегмента примет форму основания,
деформация которого от нагрузки равна:

Л 167 108 31,82 1Л4 о .

0,035 -----------— • 101 == 8,4 мк

2,1 10е 153

(предполагаем, что давление передается с верхней части на
основание без искажения распределения)

Суммарный прогиб сегмента составит 21—8,4 = 12,6 мк,
т. е. в 2,5 раза меньше, чем при однослойном сегменте.

Прогиб опорной тарелки сегмента подпятника как круг-
лой пластинки постоянной толщины, опертой по окружности
диаметра а (рис. 189) и нагруженной в центре сосредоточен-
ной силой Р, определяется по формуле

/т = 0,138 —— [14-1,3 (W + 0,9 +

Eh3 L / \ а )

+ 0,6^У1п— 1, (145)

\ а / 2/г,|

где /гт — средняя толщина тарелки.

Для учета фактического сечения опорной тарелки ее про-
гиб может быть также рассчитан с использованием схемы
кольца, работающего на выкручивание (см. § 6 гл. 6), т. е.

/т =

Ра3

32т.Е1х ’

(146)

где 1Х— момент инерции радиального сечения тарелки от-
носительно оси хх

При постоянной толщине Ix = ahs/24, и прогибы, рассчи-
танные по выражениям (145) и (146), отличаются на 40%.

По схеме выкручивания кольца рассчитывается также пре-
дельная нагрузка, выдерживаемая тарелкой. Если принять,
что в предельном состоянии (см. § 7 гл. 5) тангенциальные на-
пряжения распределены по радиусу тарелки равномерно и
равны пределу текучести as в волокнах, расположенных ниже
оси 1—1, и —os выше оси 1—1 (на рис. 189 ось 1—1 делит
сечение на две части равновеликой площади), то момент этих
напряжений относительно оси 1—1 будет равен:

Мг = osIFs,

где ITs — пластический момент сопротивления сечения от-
носительно указанной оси.
Так как из условия равновесия изгибающий момент внеш-

них сил в сечении

Ми

0,5Ра

2г.

то из равенства Мт = Ми предельная нагрузка [Л. 301

Т. е. предельная нагрузка Рис 190 К определению реактив-
не зависит от диаметра та- ного момента в подпятнике,
редки.

Формулу (147) можно применять только при достаточно
высокой пластичности материала тарелки. Если удлинение
при разрыве меньше 8—10%, то прочность тарелки следует
оценивать по максимальным напряжениям в центре, где тол-
щина тарелки минимальна:

°макс

= — fo,631n —+ 1,1б\

^мин 2/1мнн

Приведем вывод формулы для расчета жесткости под-
пятника С , влияющей на величину критической скорости
вращения вала (§ 11 гл. 5).

Предположим, что плоскость зеркала подпятника повер-
нулась относительно оси О—О, лежащей в горизонтальной
плоскости, и составляет с горизонтальной плоскостью дву-
гранный угол ср (рис. 190). Поворот зеркала складывается из
двух составляющих: поворота <₽! за счет деформаций опор
сегментов подпятника и поворота <р2 корпуса подпятника за
счет деформаций крестовины. Вертикальные перемещения
yk сегментов подпятника за счет деформации опор сегментов
и болтов будут пропорциональны расстояниям опорных бол-
тов от оси О—О, т е. для сегмента, расположенного к этой
оси под углом ak,

yk _ Ik
y0 ~ z0

— = sin<x*,
R k
где максимальное перемещение для сегмента, расположенного
на диаметре, перпендикулярном оси О—О,

Уо = Я<?1, т. е. yk =- sin

Пропорциональные перемещениям усилия на сегменты

> = _L Sin S]n ak!

^•п

где Ро = у0/) п — максимальное усилие;

)п — податливость сегмента и опорного болта.

Суммарный момент, создаваемый усилиями Pk относи-
тельно оси поворота О—О, равен:

Л 1 Л 1 „

м = 2 = у- я2?12sin2^ = г-R2^ ’

с-1 Ап Ап

этот же момент вызывает поворот крестовины на угол <р2 за
счет изгиба лап, т. е

1 п2 т

м = Т Я1?2 — ,

Afe 2

где )к — податливость лапы на изгиб (ее жесткостью на кру-
чение пренебрегаем),

7?х — радиус по опоре лапы;

т — число лап.

Полный угол поворота зеркала

, / 2ХП 2Хь \ лл М

<Р = ?1 + ?2= \ м = гг .

\Р2п Груп J C<f

где

С =----------!------

* 2ХП j 2Xfe

R2'1 R\m

есть жесткость подпятника и крестовины на поворот от мо-
мента.

ГЛАВА ВОСЬМАЯ

подшипники

§ 1. Общие положения

Подшипники вертикальных гидрогенераторов являются
направляющими и не воспринимают в нормальных условиях
значительных нагрузок. Теоретически при совершенно рав-
номерном зазоре, отсутствии механических небалансов и пра-
282
вильности линии вала внешняя нагрузка на подшипники
должна быть равна нулю Однако практически такие условия
недостижимы, и некоторая, сравнительно небольшая, на-
грузка действует на направляющий подшипник. В то же время
возможно аварийное состояние машины, при котором нагрузка
на подшипник резко возрастает — двойное замыкание на
корпус части полюсов ротора. При этом в шунтированной
корпусом части обмотки возбуждения ток уменьшается, а
в оставшейся — возрастает, что вызывает сильное односто-
роннее магнитное притяжение ротора к статору.

Механическая прочность подшипников и всех элементов,
передающих радиальные силы не фундамент (в основном опор-
ного болта), должна быть рассчитана на упомянутое усилие.
Точный расчет величины этого усилия очень сложен из-за
невозможности определения сопротивления короткого замы-
кания и перераспределения магнитного поля возбуждения.

На практике расчет ведется по следующей формуле:

Р = 10 f[Т],
5000 ) ‘

где — индукция в зазоре (8000—10 000 ас);

а — коэффициент полюсного перекрытия (0,7—0,75);

Dt — диаметр расточки статора, м\
lt — длина сердечника статора, м.

Максимально возможная величина данного усилия

Р^18£>Л И-

Расчет по этой формуле дает некоторый запас прочности.

Указанное усилие распределяется между всеми подшип-
никами агрегата, но практически расчет ведется на два под-
шипника. При наличии двух подшипников генератора тур-
бинный подшипник в расчет не принимается.

В современных отечественных гидрогенераторах приме-
няются исключительно сегментные направляющие подшип-
ники с самоустанавливающимися сегментами. Такая кон-
струкция подшипников обладает рядом преимуществ по срав-
нению с кольцевой:

а) повышает устойчивость вследствие перераспределения
давления в масляном клине;

б) делает возможной регулировку зазора в подшипнике;

в) облегчает изготовление и ремонт, так как отдельные
сегменты имеют сравнительно небольшие размеры. Повреж-
дение сегментов не требует их перезаливки, а только шабровку
и регулировку^
§ 2. Конструкция сегментных подшипников

Подшипник состоит из комплекта сегментов, расположен-
ных по окружности вокруг шейки вала. Каждый сегмент
является частью стального кольца, поверхность трения ко-

Рис. 191 Направляющий подшипник

/ — гнездо; 2 — сегмент, 3 — опорный болт

торого облицована баббитом, обычно марки Б-16
(ГОСТ 1320-55). Сегменты в радиальном направлении опи-
раются на регулировочные упорные болты, ввинчиваемые
в кольцо, служащее щитом подшипника. По технологиче-
ским соображениям резьба выполняется в отдельных втулках,
которые запрессовываются в гнезде подшипника.
Обычно гнездо подшипника вварено в центральную часть
крестовины. При некоторых компоновках оно в соответствии
с условиями сборки делается съемным (рис. 191). Такая кон-
струкция позволяет собрать или разобрать подпятник, если
подшипник находится в одной масляной ванне с ним; шейкой
вала для подшипника служит цилиндрическая часть втулки
подпятника. В этом случае гнездо должно плотно входить
в заточку в центральной части крестовины и быть прочно
в нем заштифтовано для передачи радиальных усилий на

Рис 192. Сегмент подшипника
1 — сегмент, 2 — сухарь, 3 — изоляция*

крестовину. Опорные болты удерживают сегменты подшип-
ника как в радиальном, так и в тангенциальном направлении;
их головки входят в паз на тыльной стороне сегмента.

Сам сегмент опирается на поддержйвающую полку, при-'
крепленную к гнезду подшипника Опора сегмента подшип-
ника, так же как и в подпятнике, смещается от середины в
сторону вращения для облегчения поворота сегмента и обра-
зования масляного клина. В том случае, когда надо изолиро-
вать подшипник от токов, протекающих через вал, в паз на
тыльной стороне сегмента вставляется фасонный сухарь,
(рис. 192), изолированный от тела сегмента изоляционной
прокладкой, прикрепленной к нему изолированными болтами.
Полка, поддерживающая сегмент снизу, также изолируется.
В сегменте предусматриваются отверстия для термометров и
термодатчиков.

Размеры опорной поверхности сегмента выбираются на
основании опыта, так как точно определить нагрузку на на-
правляющий подшипник невозможно. В принципе можно
задаться неравномерностью зазора, например, около 10%,
а также некоторым значением небаланса и по формулам
(151) — (153) — см. часть первую, гл. 6, § 6 — определить
нагрузку на подшипник. Однако такой способ при проекти-
ровании не применяется.
На практике число сегментов п выбирается равным или
кратным числу лап крестовины, но не менее восьми из усло-
вий обеспечения центрирования вала:

п > 8. (148)

Форма сегментов близка к квадратной. Размер стороны
квадрата а можно определить по ориентировочной эмпири-
ческой формуле

а = 1’25В-, (149)

у п

где — диаметр вала в месте посадки шейки.
Опорный болт сегмента направляющего подшип-

ника имеет закаленную сферическую головку, на которую
опирается сегмент. Радиус

Рис. 193 Масляная ванна нижнего
подшипника гидрогенератора подвес-
ного типа.

1 — гнездо, 2 — дно ванны, 3 — крышка;
4 — выгородка.

этой сферы принимается
равным 250 мм. На другом
конце болта имеется контр-
гайка, служащая для его
фиксации. На выступаю-
щем из контргайки конце
опорного болта делается
квадратная головка под
ключ для его регулировки.

По обеим сторонам сег-
мента в гнездо подшипника
ввинчиваются упорные бол-
ты, с помощью которых

сегмент перед регулиров-
кой зазора плотно прижи-
мается к валу. Необходи-
мый зазор устанавливается
между опорным болтом и

сегментом, после чего вспомогательные упорные болты отвинчи-

ваются. Величина зазора в подшипнике составляет примерно
0,2 мм. Принимая, что толщина масляной пленки в подшип-
нике /гср равна этому зазору, по формулам (137) можно рас-
считать потери в подшипнике, понимая под Г линейную ско-
рость на шейке вала.

Масляная ванна направляющего подшипника образуется
элементами центральной части крестовины, включая гнездо
подшипника. В тех случаях, когда подшипник расположен
в собственной масляной ванне, применяются два типа таких
Рис. 194. Масляная ванна верхнего подшипника гидрогенера*
тора зонтичного типа.
В верхних крестовинах подвесных генераторов и в ниж-
них крестовинах подвесных и зонтичных генераторов гнездо
подшипника служит наружной стенкой масляной ванны,
(рис. 193). К гнезду снизу прикрепляется дно масляной ванны
с выгородкой, а сверху — крышка с уплотнением. Если под-
шипник и его ванна расположены в верхней части крестовины,
то ванна закрывается верхним диском центральной части кре-
стовины и отдельная крышка не требуется.

Когда подшипник расположен в верхней крестовине зон-
тичного гидрогенератора, его масляная ванна образуется стен-
ками, вваренными в центральную часть крестовины, а гнездо
1 подшипника находится внутри ванны (рис. 194).

Во всех случаях внутренней стенкой масляной ванны слу-
жит выгородка. Уплотнения крышек масляных ванн подшип-
ников аналогичны уплотнениям ванн подпятников, описан-
ным в предыдущей главе.

Сегменты подшипника погружаются в масло на х/3—Va
своей высоты Благодаря давлению, развивающемуся в мас-
ляном клине между сегментом и шейкой, масло растекается
по всей поверхности сегмента и обеспечивает также смазку
непогруженной части подшипника.

Дополнительным источником смазки является радиальное
наклонное отверстие, работающее как центробежный насос.
В тех случаях, когда шейкой служит наружная цилиндриче-
ская поверхность опорной части втулки подпятника, такое
отверстие не делается.

В масляных ваннах первого типа маслоохладители разме-
щаются в нижней части — устанавливаются на дно ванны.
Такой охладитель состоит из двух полукольцевых секций.

В масляных ваннах второго типа охладители устанавли-
ваются в пространстве между гнездом подшипника и стенкой
ванны.

ГЛАВА ДЕВЯТАЯ

ТОКИ В ПОДШИПНИКАХ

§ 1. Причины возникновения подшипниковых токов

Подшипниковыми называют токи, замыкаю-
щиеся между поверхностями трения подшипников и вызы-
вающие их разъедание. Последнее довольно часто бывает
причиной последующего разрушения слоя антифрикционного
сплава.
Анализ различных случаев повреждений подшипников
позволяет выявить причины возникновения токов, которые
и рассматриваются ниже.

Униполярный эффект

Если вал машины намагничен, он работает как униполяр-
ный генератор, и между различными точками шейки вала
возникает постоянное напряжение (рис. 195), пропорцио-
нальное магнитному потоку, проходящему по валу.

Линии тока

Рис. 195 Униполярный эффект в подшипниках (намаг-
ничивание вала).

В гидрогенераторах униполярный эффект может иметь
место не только в подшипниках, но и в подпятниках, вследст-
вие намагничивания массивной втулки подпятника (рис. 196, а
и б). В этом случае ток может не только замыкаться в теле
сегмента и диске подпятника, но и проходить через опору
сегмента или между двумя рядами сегментов в двухрядном
подпятнике, так как между различными точками диска или
диском и поверхностью вала возникают э. д. с , направлен-
ные радиально.

Намагничивание вала или втулки ротора может происхо-
дить вследствие различных причин.

1. Круговой ток, протекающий в междуполюсных соеди-
нениях (рис. 197), образует контур, намагничивающий вал.
Магнитный поток Ф замыкается через подшипники, кресто-
вины, корпус и сердечник статора. При всплесках тока в ро-
торе, вызванных короткими замыканиями или форсировкой
возбуждения, этот ток может достигать больших значений.

2. Витковые замыкания в обмотке ротора могут также
вызвать намагничивание вала. На рис. 198, а показано, что
несимметрию м. д. с. ротора, вызванную, например, витко-
вым замыканием в обмотке возбуждения двухполюсной ма-
шины, можно представить как результат наложения на обыч-
ный ток возбуждения i кругового тока i'. Этот воображаемый

Рис. 196 Намагничивание втулки и путь тока’
а — в однорядном подпятнике, б — в двух-
подпятнике

Рис. 198. Витковые замыкания
в обмотке ротора а — двухпо-
люсная машина, б — многопо-
люсная машина.

Рис. 197. Круговой ток
обмотки возбуждения.

ток ослабляет м. д. с. одного полюса и увеличивает м. д. с.
противоположного полюса. Контур тока i' создает магнит-
ный поток через вал, и следовательно, несимметрия в обмотке
ротора может вызвать намагничивание вала.
При замыкании в одном из полюсов многополюсной ма-
шины (рис. 198, б) также возникает поток, параллельный оси
вала, но действие его тем меньше, чем больше полюсов имеет
машина. Если один из полюсов целиком замкнут накоротко,
то к валу оказывается приложенной м. д. с., равная полной
м. Д- с. воздушного зазора.

3. Несимметрия магнитной цепи машины, вызванная де-
фектами монтажа, также может привести к возникновению
униполярной э. д. с. Если зазор под разными сторонами ро-
тора (рис. 199) неодинаков, то падения магнитного потенциала
на пути от центра вала к ярму сердечника статора будут раз-

ными под разными сторонами ро-
тора. Поэтому между точками а±
и а« появится пульсирующий маг-
нитный поток, замыкающийся через
вал. В многополюсных машинах
этот эффект незначителен.

В гидрогенераторах с сосредото-
ченным расположением параллель-
ных ветвей при несимметрии зазора
возникает уравнительный ток в об-
мотке статора, действие которого
рассмотрено ниже (см. п. 5).

4. Неправильное расположение

Рис. 1Q9. Несимметрия маг-
нитной цепи.

выводных концов и об-

мотки добавочных полюсов возбудителя, вследствие чего ток

возбуждения образует контур, охватывающий вал, может
привести к намагничиванию вала, особенно при коротких за-
мыканиях возбудителя. Во избежание этого обмотку добавоч-

ных полюсов обычно делят на две группы, круговые токи ко-

торых направлены встречно.

5. Несимметрия токов в лобовых частях обмотки статора
также может явиться причиной продольного намагничивания
вала.

При симметрии лобовых частей и токов в них тангенциаль-
ные составляющие этих токов не образуют кругового тока,
так как под разноименными полюсами они направлены
встречно (рис. 200, а — для двухполюсной машины и
рис. 200, б — для волновой обмотки многополюсной ма-
шины).

Круговые соединительные шины и перемычки обмотки
статора, расположенные в зоне лобовых частей, могут, од-
нако, образовывать круговые контуры. М. д. с. этих контуров
значительно меньше м. д. с. лобовых частей, так как по пере-
мычке течет ток одной параллельной ветви, а по лобовым
частям одной фазы ток, равный

(150)

где IN — номинальный ток;

sn — число активных сторон обмотки в пазу;

а — число параллельных ветвей;

q — число пазов на полюс и фазу.

При коротком замыкании одной из фаз на нейтраль кру-
говые контуры, образованные перемычками и шинами, могут
создать пульсирующий по-
ток в валу.

При коротком замыка-
нии внутри обмотки ста-
тора при работе парал-
лельно с сетью (рис. 201, а
и б), а также при уравни-
тельных токах между двумя
параллельными ветвями
одной из фаз (рис. 201, в)
возможно образование мощ-
ного кругового тока, вызы-
вающего продольное намаг-
ничивание. Магнитный по-
ток в валу в этих случаях
будет пульсировать с номи-
нальной частотой.

Переменный торцевой
поток должен пройти через
массивные конструктивные
детали, а также через сер-
направлении не шихтован.

Вихревые токи, наводимые в этих массивных частях, значи-
тельно демпфируют магнитный поток, вследствие чего под-
считать его точную величину в гидрогенераторах не пред-
ставляется возможным.

Не представляется также возможным точно оценить маг-
нитное сопротивление конструктивных деталей, по которым
замыкается поток, вызванный круговыми токами в роторе.

Однако, если учесть, что пробивное напряжение масляной
пленки для униполярных токов может составлять доли вольта
(безопасным напряжением считается 100 мв [Л. 31 ]), то ока-
жется, что даже слабая индукция в валу может вызвать по-
вреждение подшипника.

Рис 200 Токи в лобовых частях
обмотки а — двухполюсной машины;
б — миогополюсной машины

дечник, который в радиальном
Так, для подпятника диаметром 3000 мм при скорости
вращения 100 об/мин опасная индукция составляет всего
100—200 гс. Изоляция подшипников и подпятников в данном

случае не мешает протеканию тока, замыкающегося в теле

вала, втулки и сегмента, но
ный зазор, уменьшающий
магнитный поток, и следо-
вательно, униполярную
э. д. с. Такую же роль
играют стыки между кон-
структивными деталями и
зазоры в подшипниках.

В опасных случаях
можно прибегнуть к изго-
товлению отдельных, наса-
живаемых на вал втулок
подшипников или дисков
подпятников из немагнит-
ных материалов. Примером
является гидрогенератор с
разгрузочным электромаг-
нитом (см. рис. 179). Обычно
электромагнит такого типа

делается Двухполюсным, так
что результирующий круго-
вой ток равен нулю, но не-
баланс электрической или
магнитной цепи может при-
вести к намагничиванию ва-
ла. Величины униполярных

создает дополнительный воздуш-

в)

Рис 201 Образование потока в валу
при внутреннем коротком замыкании.

токов можно снизить, уве-
личив магнитные зазоры в
подшипниках и подпятнике.

Э. д. с. вала

Э. д. с. вдоль вала электрической машины вызывается пе-
ременным потоком, сцепляющимся с валом. Ток, обусловлен-
ный этой э. д. с., замыкается по валу через подшипник, под-
пятник, крестовины и корпус статора (рис. 202).

Рассмотрим причины возникновения переменных потоко-
сцеплений вала.

1. Стыки сердечника статора (рис. 203) в некоторых слу-
чаях вызывают пульсацию магнитного потока, сцепленного
с валом. На рис. 203, а показано такое положение ротора от-
носительно стыков сердечника, когда поток, протекающий
через сердечник, симметричен. На рис. 203, б представлено
иное положение ротора, достигаемое им спустя т/8 оборота,
при котором магнитный поток через стыки меньше, чем через
остальную часть сердечника. Эта разница может быть изобра-
жена добавочной силовой линией, охватывающей вал. При
вращении ротора добавочный поток будет пульсировать с ча-
стотой, определяемый количеством стыков s и числом пар
полюсов р. Теоретическое изучение этого вопроса [Л. 32]

Рис. 203.

Пульсация магнитного

потока, сцепляющегося с валом
вследствие наличия стыков сер-
дечника.

Рис. 202. Э. д. с. вала и
вызванный ею ток.

показывает, что э. д. с. вала возникает только при определен-
ном соотношении между s и р.

Если t — наибольший общий делитель s и р, то когда
стыки расположены симметрично и s/t = 2&; k = 1, 2, 3....

то э. д. с. вала не возникает.

Если же s/t = 2k + 1; k = 1, 2, 3......то в валу на-

водится э. д. с. с частотой

где f — основная частота.

Роль стыков сердечника могут играть также клинья, на
которых собирается сердечник, аксиальные вентиляционные
отверстия и тому подобные местные ослабления магнитной
цепи. Стыки отдельных сегментов (листов) сердечника, соби-
раемых вперекрой, оказывают аналогичное, хотя и более сла-
бое влияние на пульсацию потока, сцепляющегося с валом.
Эти мелкие ослабления магнитной цепи вызывают э. д. с.
вала повышенных частот, которые растут с насыщением, в то
время как э. д. с. вала основной частоты с насыщением падает.
2. Магнитная несимметрия может также оказаться при-
чиной э. д. с. вала. Так, у двухполюсных машин несимметрия

зазора эквивалентна одному стыку.

В возбудителях э. д. с. 1
сутствии или повреждении
сердечник якоря. В этом
случае внешние болты игра-
ют роль одной из сторон
обмотки, а внутренние
болты или вал — роль дру-
гой стороны. Переменный
поток этой короткозамк-
нутой обмотки вызывает
э. д. с. вала.

В многополюсных ма-
шинах основной причиной
магнитной несимметрии
являются короткие замы-
кания на выводах или в
обмотке статора. Первые
опасны только тогда, когда '
выводы охватывают сердеч-
ник статора (рис. 204, а).
В данном случае ток корот-
кого замыкания создает
несимметричный поток Ф',
сцепляющийся с валом,
а этот поток, в свою оче-
редь, наводит в валу пере-
менную э. д. с.

Ток охватывающий сер-
дечник статора, возникает
и при коротких замыканиях
в обмотке, если точка ко-
роткого замыкания нахо-

зала может возникнуть при от-
изоляции болтов, стягивающих

Рис. 204. Возникновение э. д. с.
вала при коротких замыканиях: а —
выводы обмотки охватывают сердеч-
ник статора; б — внутреннее корот-
кое замыкание.

дится на нижних лобовых частях, а выводы обмотки рас-
положены в верхней части статора (рис. 204, б).

При работе гидрогенератора параллельно с мощной элек-
трической системой экстратоки внутренних коротких замы-
каний могут в десятки раз превышать номинальный ток, вы-
зывая сильные э. д. с. вала основной частоты.

Аналогичные эффекты могут возникнуть и при витковых за-
мыканиях, повреждениях внутри одной из сосредоточенно рас-
положенных параллельных ветвей и тому подобных явлениях.
3. Электростатическое напряжение вала вследствие пере-
носа заряженных частиц охлаждающим газом или дугой, а
также смазкой подшипников при ее внешней циркуляции
может достигать значительных величин, не приводя, однако,
в большинстве случаев к повреждениям подшипников из-за
относительно малой величины токов.

4. Сравнительно редким, но тем не менее опасным является
короткое замыкание возбудителя через один из подшипников.
Если во внешней цепи возбуждения один из ее полюсов за-
мкнулся на землю и одновременно произошло замыкание на
землю в обмотке ротора, то ток короткого замыкания потечет
по валу и подшипникам. Такой ток может быть весьма боль-
шим и вызвать тяжелое повреждение неизолированных под-
шипников.

Значение э. д. с. вала, приложенной к подшипнику, может
быть легко определено только в этом последнем случае: оно
равно напряжению возбудителя.

Величина продольной э. д. с. вала, вызванной стыками на
статоре, для ненасыщенной магнитной цепи может быть под-
считана приближенно по следующей формуле:

£. = 7=«A.-io"8w. дао

где v — частота;

— v-я гармоническая индукции в спинке статора, гР\
Qa — сечение спинки, см2.

Если v и s не имеют общего делителя, эта э. д. с. равна
нулю Обычно э. д. с. вала достигает максимума при половине
номинального напряжения [Л. 33] и составляет десятки
вольт.

Для пробоя масляной пленки достаточно всего несколь-
ких вольт, поэтому в данном случае основным средством для
устранения опасности пробоя является изоляция подшипника.

§ 2. Повреждения, вызываемые подшипниковыми токами

При протекании токов через подшипник или подпятник
пробой масляной пленки наступает в отдельных точках,
и протекание тока по этим точечным контактам приводит к их
сильному нагреванию и оплавлению.

Местные электрические дуги вызывают загрязнение мас-
ла, потерю им изоляционных свойств и дальнейшие по-
вреждения поверхностей трения.
Смазка кратеров, образовавшихся в местах повреждения,
ухудшается, и они становятся очагами дальнейшего оплав-
ления поверхности баббита.

Кроме повреждения слоя баббита сегментов, возникают
изъязвления на поверхности шейки подшипника или зеркала
подпятника.

При незначительной величине тока начинается электро-
литическая коррозия, приводящая в конце концов к преж-
девременному износу поверхности трения и аварии под-
шипника. Для предотвращения указанных повреждений при-
нимается ряд мер, описываемых ниже.

§ 3. Устранение подшипниковых токов

Как отмечалось в § 1, уменьшение э. д. с. вала до минимума
может быть достигнуто надлежащим выбором числа стыков,
сегментов и пар полюсов проектируемой машины. Иногда
полезно устроить искусственный стык в необходимом месте
или произвести сдвиг стыка на одно полюсное деление. Ос-
новным средством для защиты от э. д. с. вала, наиболее ча-
сто возникающей из-за повреждений обмотки, является изо-
ляция подпятников и подшипников гидрогенератора.

Обычно диск подпятника изолируется от втулки с помощью
прокладки из гетинакса или текстолита толщиной 3—5 мм.
Кроме того, изолируются болты и штифты, крепящие диск
к втулке (см. рис. 156). При этом должны быть также изоли-
рованы и все уплотнения вала (см. рис. 172).

В случае невозможности изолировать диск от втулки в под-
пятниках, а также в подшипниках, изолируют корпус от кре-
стовины или опоры (рис. 205) Здесь должны быть изолиро-
ваны также масляные и водяные трубопроводы, что дости-
гается применением изолируемых фланцев, установкой труб
на изоляционных прокладках и резиновыми вставками дли-
ной не менее 100 мм в трубопровод для воды. Удачной кон-
струкцией является врезанный в трубопровод патрубок,
изолированный с обоих концов, что позволяет легко контро-
лировать прочность изоляции.

Изолирование подшипников и подпятников от токов, выз-
ванных э. д. с. вала, производится обычно с одной стороны
ротора. Изолируется верхний направляющий подшипник,
подпятник в машинах подвесного типа, подшипники регуля-
торного генератора и маслоприемник турбины. Подпятник
в зонтичных машинах и нижний направляющий подшипник
в некоторых случаях не изолируют. Однако для большей
надежности желательно изолировать и их, иначе при повреж-
дении или загрязнении изоляции одного из верхних подшип-
ников ток замыкается по валу не только через рабочее колесо
турбины, но и через нижние подшипники, что увеличивает
объем повреждений; это особенно важно для подпятников
зонтичных генераторов.

В процессе эксплуатации необходимо периодически изме-
рять сопротивление каждого изоляционного элемента. Изме-
рения обычно проводятся меггером на 1000 в.

вид А

Рис. 205 Изоляция корпуса подпятника.

Сопротивление изоляции подшипников должно быть не
менее 1 Мом.

Кроме того, на работающем гидрогенераторе измеряют
напряжение между концами вала, а также между шейкой каж-
дого подшипника и землей. При исправной изоляции эти на-
пряжения будут равны. Если же на одном из подшипников
напряжение между валом и землей ниже, то это свидетель-
ствует о неисправности его изоляции.

В ряде случаев измерение э. д. с. вала автоматизируется
и предусматривается сигнал о повреждении изоляции под-
шипника.

Повреждение подшипниковой изоляции чаще всего яв-
ляется результатом загрязнения, случайного замыкания
изоляционного промежутка посторонними предметами, обо-
лочками кабелей или трубопроводами и т п В связи с этим
культура эксплуатации имеет решающее значение.

Для устранения униполярных э. д. с., вызванных постоян-
ным намагничением вала, последний размагничивают.
ГЛАВА ДЕСЯТАЯ

ВОЗБУДИТЕЛЬНЫЕ МАШИНЫ НА ВАЛУ ГЕНЕРАТОРА

§ 1. Возбудитель и подвозбудитель

Как отмечалось в первой части (гл. 11, § 1), система воз-
буждения, обеспечивающая наибольшую надежность эксплуа-
тации, должна питаться от генераторов, помещенных на валу
агрегата. При этом указывалось на две основные системы неза-
висимого возбуждения: от генератора постоянного тока—возбу-
дителя — или от генератора переменного тока — вспомога-
тельного генератора — через систему выпрямителей. Области
применения этих систем также были рассмотрены в первой
части. Здесь мы рассмотрим основные особенности конструк-
ции таких машин.

Возбудитель представляет собой тихоходный вертикаль-
ный генератор постоянного тока. Номинальная мощность
его определяется потерями в обмотке возбуждения гидроге-
нератора и составляет от 200 до 1000 кет.

Отличие возбудителей от обычных генераторов постоянного
тока равной мощности и скорости вращения состоит в том, что
их размеры выбираются, исходя из условий форсированного
режима. Индукции в различных участках магнитной цепи
в номинальном режиме должны быть выбраны так, чтобы
ток возбуждения возбудителя при форсировке чрезмерно не
возрастал вследствие насыщения. Напряжение между пла-
стинами коллектора должно быть выбрано так, чтобы при
форсировке напряжения, которая может быть двух-трехкрат-
ной, оно не превосходило 20—25 в Эти условия приводят
к увеличению размеров возбудителя. Кроме того, требование
высокой скорости нарастания напряжения часто вызывает
необходимость в шихтованной станине возбудителя для умень-
шения демпфирования магнитного потока вихревыми токами.

На размеры возбудителя оказывают решающее влияние
конструктивные соображения. Внутренний диаметр якоря
возбудителя может определяться диаметром генераторного
вала. Этот диаметр бывает обусловлен необходимостью раз-
мещения элементов системы регулирования турбины внутри
вала (в поворотнолопастных турбинах) или необходимостью
подачи воздуха внутрь вала (в радиально-осевых турбинах).
Большой диаметр якоря принимается иногда исходя из тре-
бований вентиляции: во-первых, для обеспечения подачи
воздуха; во-вторых, для создания достаточного напора в
вентиляционных каналах при относительно небольшой скоро-
сти вращения.

На выбор размеров возбудителей большое влияние оказы-
вают общие компоновочные требования; при этом должны
учитываться следующие из них: доступность, сокращение
высоты агрегата как за счет длины самого возбудителя, так
и за счет телескопического размещения якоря подвозбудителя
внутри коллектора возбудителя.

Рис. 206. Возбудитель крупного гидрогенератора.

1 — якорь, 2 — станина; 3 — коллектор, 4 — главные полюсы, 5 — компенса-
ционная обмотка, 6 — добавочные полюсы

Для уменьшения количества штампов, используемых в про-
изводстве, диаметры якорей возбудителей нормализуются, и
всегда желательно применение такого нормализованного диа-
метра. Длина якоря в этом случае определяется в зависимости
от его модельной мощности. На заводе «Электросила», па-
пример, преимущественно применяются следующие диаметры
якорей (в мм):

720, 920, 990, 1400, 1830, 2200, 2850, 3400.

Конструкции отдельных узлов и деталей возбудителя мало
отличаются от конструкций аналогичных узлов в крупных ти-
хоходных машинах постоянного тока общепромышленного
назначения.

Специфической особенностью конструкции возбудителей
является наличие на полюсах их магнитных систем ряда об-
моток для регулирования возбуждения; обычно это обмотки
коррекции (две), размещаемые на полюсах и питаемые от
корректора напряжения [Л. 34].

Подвозбудитель, предназначенный для возбуждения воз-
будителя, представляет собой генератор постоянного тока
с параллельным или смешанным самовозбуждением. Его
конструкция аналогична конструкции возбудителя, но мощ-
ность и размеры значительно меньше.

На рис. 206—210 представлено несколько исполнений возт
будителей и подвозбудителей, расположенных на валу гене-
ратора.

Рис. 207. Шихтованная станина возбудителя.

На рис. 206 показан возбудитель гидрогенератора мощ-
ностью 100 000 кет, на 62,5 об1мин. Мощность этого возбуди-
теля составляет 925 квт\ он является одним из крупнейших
возбудителей: диаметр его якоря 3400 мм, диаметр коллек-
тора 2800 мм. Данный возбудитель имеет весьма высокие па-
раметры: потолочное напряжение 2,5 UN, скорость нараста-
ния напряжения 2,5 UN в 1 сек.

Для обеспечения этих параметров станина возбудителя
выполнена шихтованной из тонколистовой стали (рис. 207).

Возбудитель оснащен вентилятором с наибольшим воз-
можным диаметром (4000 мм). Для компенсации поперечной
реакции якоря в полюсах размещается компенсационная об-
мотка. Остов якоря и корпус станины выполнены сварными.
Якорь установлен на надставке вала, крепление которой
рассчитано на момент короткого замыкания возбудителя.
Обслуживание коллектора и щеточного аппарата произ-
водится со специальной площадки, укрепленной на корпусе
станины. На станину опирается также подставка маслопри-
емника турбины, окна между стойками которой позволяют
обслуживать возбудитель.

На рис. 208 приведена компоновка возбудителя и подвоз-
будителя. Она характерна телескопическим размещением
возбудителя и подвозбудителя; обслуживание щеточных аппа-
ратов возбудителей и контактных колец производится с од-
ного места. Подставкой маслоприемника турбины служит
сама станина возбудителя.
Рис. 209. Установка возбудителя на постаменте.

| „иф — номинальная скорость вращения, об/мин-,

. -,>J' т — полюсное деление, см.

‘ Торможение осуществляется устанавливаемыми на ниж-
f ней крестовине или прямо на фундаменте пневматическими
тормозами поршневого типа (рис. 213) с кожаными или пла-
стикатовыми манжетами и с колодками из фрикционного и
Возбудитель не имеет компенсационной обмотки. Цирку-
ляция охлаждающего воздуха также осуществляется венти-
лятором большого диаметра.

В гидрогенераторах подвесного типа характерной особен-
ностью конструкции возбудителя является специальный по-
стамент, на котором устанавливается возбудитель; этот по-
стамент обеспечивает доступность к узлам подпятника и его
ванны или контактных колец. Он представляет собой сварной
барабан иногда цилиндрической, а иногда конической формы
(рис. 209).

В достаточно быстроходных гидрогенераторах, возбу-
дители которых имеют относительно небольшую длину, вен-
тиляция возбудителя может обеспечиваться и без специаль-
ного вентилятора (рис. 210).

§ 2. Вспомогательный генератор

Вспомогательный генератор является синхронной машиной
с таким же числом полюсов, что и главный генератор, и обычно
имеет кажущуюся мощность, составляющую 1—2% от мощ-
ности главного генератора.

Размеры вспомогательного генератора определяются только
конструктивными соображениями и выбираются таким обра-
зом, чтобы он мог разместиться в объеме между ротором и
верхней крестовиной гидрогенератора с учетом необходимых
зазоров для подъема ротора на тормоза. При этом диаметр
его должен быть таким, чтобы обеспечивался свободный вход
воздуха в остов ротора гидрогенератора.

Основной особенностью вспомогательного генератора яв-
ляется его обмотка, схема которой определяется схемой вы-
прямления.

В отечественной практике применяются двухполупериод-
ные мостовые схемы выпрямления с одним i ли двумя выпря-
мительными мостами (см. первую часть, гл. 11). При двух
мостах каждый питается от отдельной >сти обмоток статора
вспомогательного генератопа -Учителя и подыгч от схемы вы-
прямл°ния иорп- - быть одина-

^бочим и
На рис. 208 приведена компоновка возбудителя и Полное
будителя. Она характерна телескопическим размещен»! ча
возбудителя и подвозбудителя, обслуживание щеточных аппа-
ратов возбудителей и контактных колец производится с од-
ного места. Подставкой маслоприемника турбины служит
сама станина возбудителя.
токи как 1 : 2.

Рис. 211. Принци-
пиальная схема
обмотки вспомога-
тельного генера-
тора

догрева анодов вентилей форсировочпого моста, и кратко-
временно — полный ток форсировки. В связи с этим две ча-
сти обмотки выполняются не только с разным числом витков,
но и с разным сечением, что достигается соответствующей
комбинацией последовательно и параллельно включенных
катушечных групп.

Пусть, например, требуется обеспечить питание выпрями-
тельной схемы с двумя мостами, напряжения которых отно-
сятся как 3:1, а длительно протекающие
Число полюсов вспомогательного генера-
тора равно 64. В каждой фазе обмотки
такой машины будет 64 катушечные группы,
которые можно разделить на четыре секции
по 16 групп, соединенных последовательно
или параллельно Две из четырех секций
в этом случае нужно соединить парал-
лельно, а последовательно с ними включить
остальные две секции, как показано на
рис. 211. Тогда «низковольтная» часть
обмотки будет рассчитана на двойной ток
и одну треть напряжения всей обмотки.
«Высоковольтная» часть рассчитана на вдвое
меньший ток. Рабочий мост включается
между нейтралью и отпайкой от конца
«низковольтной» части, форсировочный —
на полное напряжение обмотки.

В других случаях требуются иные комбинации последо-
вательно и параллельно соединенных секций обмотки; иногда
необходимо разделить одну катушечную группу в каждой
фазе на части, чтобы обеспечить нужное соотношение напря-
жений двух частей обмотки.

Для удобства составления довольно сложных схем об-
мотки желательно, чтобы число пазов на полюс и фазу вспо-
могательного генератора было целым. Обмотка должна быть
многовитковой катушечной, так как при стержневой обмотке
из-за большого ср’ ’ ">итка практически невозможно раз-
местить все со я и _____

Кругов’ т N т ’'опе-

ратора^ — номинальная скорость вращения, об/мин;

Т0Р' т — полюсное деление, см.

Торможение осуществляется устанавливаемыми на ниж-
/ ней крестовине или прямо на фундаменте пневматическими
тормозами поршневого типа (рис. 213) с кожаными или пла-
стикатовыми манжетами и с колодками из фрикционного и
верхнего фланца и обшивки. Он обычно имеет два разъема.
Нижняя полка его является также и нижней нажимной пли-
той для сердечника, верхние нажимные плиты выполняются
в виде отдельных гребенок. В обшивке корпуса предусматри-
ваются отверстия для прохода охлаждающего воздуха.

Основной особенностью ротора вспомогательного генера-
тора является повышенный нагрев его обмоток (возбуждения

Рис 212. Компоновка вспомогатечьного генератора в пространстве
между ротором и верхней крестовиной.

1 — статор, 2 — ротор, 3 — круговые шины

и демпферной), вызванный несинусоидальной йормой тока
статора. Вследствие этого объем меди в роторе вспомогатель-
ного генератора значительно выше, чем в обычных машинах.
Так как высота полюса вспомогательного генератора ограни-
чивается требованием пониженной реактивности рассеяния
обмотки возбуждения, объем меди „гя и подедней возрастает
еще больше из-за снижения ~ отдачи. С дру-
гой ' - ЧТ - „ет умень.

На рис. 208 приведена компоновка возбудителя и что
будителя. Она характерна телескопическим размеще
возбудителя и подвозбудителя, обслуживание щеточных ашл
ратов возбудителей и контактных колец производится с од-
ного места. Подставкой маслоприемника турбины служит
сама станина возбудителя.
лательно снизить коэффициент Фильда стержней и увеличить
поверхность их теплоотдачи.

Ротор вспомогательного генератора, при размещении его
на роторе гидрогенератора, делается разъемным из двух ча-
стей и представляет собой кольцевой обод, приваренный к
диску, усиленному радиальными ребрами и укрепленному
на центральной части остова ротора гидрогенератора. В диске
ротора вспомогательного генератора делаются отверстия для
прохода воздуха. Полюсы крепятся к ободу болтами.

Токоподвод к ротору вспомогательного генератора осу-
ществляется так же, как и к ротору гидрогенератора, от от-
дельной пары контактных колец.

Пример компоновки и конструкции вспомогательного ге-
нератора представлен на рис. 212.

ГЛАВА ОДИННАДЦАТАЯ

ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА

§ 1. Тормозное устройство

Вследствие больших маховых масс ротора агрегата и про-
течек воды через направляющий аппарат турбины агрегат
после отключения от сети и закрытия направляющего аппа-
рата турбины может продолжать вращаться продолжитель-
ное время. Такое длительное вращение ротора при малых
скоростях, а значит, при ухудшенных условиях смазки под-
пятника может вызвать большой износ подпятника и даже
аварию. Поэтому перед остановкой производят торможение
агрегата.

Во избежание износа колодок тормозов торможение
обычно начинается, когда окружная скорость тормозного сег-
мента ротора снижается примерно до 7—10 м/сек, т. е. при
скорости вращения пт, составляющей

nT^nN^-, (152)

где nN — номинальная скорость вращения, об/мин-,
т —• полюсное деление, см.

Торможение осуществляется устанавливаемыми на ниж-
ней крестовине или прямо на фундаменте пневматическими
тормозами поршневого типа (рис. 213) с кожаными или пла-
стикатовыми манжетами и с колодками из фрикционного и
теплостойкого материала (например, типа феррадо). В по-
следнее время применяют новый, более стойкий материал —
ретинакс, разработанный в Советском Союзе.

В отечественных гидрогенераторах для торможения при-
меняется сжатый воздух, подаваемый из котла маслонапор-
ной установки (МНУ) турбины. Тормоза рассчитываются на
давление 7—8 ати. Так как в котле МНУ поддерживается
более высокое давление (20—40 ати), воздух подается в тор-
моза через запорно-редукционный клапан, понижающий дав-

Рис. 213. Общий вид установки тормозов.

ление до 7 ати. Этот клапан имеет соленоидный привод и
управляется автоматическим устройством торможения. При-
менение в качестве источника давления жидкости нецелесо-
образно, так как при этом неровности тормозного сегмента
вызывают удары в системе торможения, в то время как воз-
дух их амортизирует. Кроме того, неизбежные протечки
в тормозах в случае применения, например, масла приводят
к загрязнению машины.

Как упоминалось, тормоза могут служить также домкра-
тами для подъема ротора. Ввиду того, что в этом случае тре-
буются большие усилия, при подъеме в тормоза специальным
насосом подается масло под давлением 100 ати. Так как
подъем ротора производится сравнительно редко, такой на-
сос может быть передвижным и обслуживать несколько агре-
гатов.

При расчете тормозов обычно задаются диаметром поршня
d п давлением р. Усилие, которое может развить один тормоз,
при этом составит:

Р = ^Р [кГ].

(153)

Кроме того, нужно задаться временем торможения t [мин},
которое обычно принимается равным не более 4 мин. За-

даются также вращающим
моментом Л4пр, поддержи-
ваемым за счет протечек
воды через закрытый на-
правляющий аппарат тур-
бины. Его принимают
обычно равным 1,5% номи-
нального вращающего мо-
мента.

Зная суммарный ма-
ховой момент агрегата
GD2 [Т-м2] и коэффициент
трения Др х 0,25, можно
определить необходимое
число тормозов m по фор-
муле

где DT— диаметр располо-
жения тормозов, м.

Далее нужно прове-
рить, каково будет давле-
ние, необходимое для подъ-

Рис. 214. Тормоз гидрогенератора
в разрезе.

1 — колодка; 2 — корпус, 3 — поршень;
4 — фиксатор.

ема вращающихся частей агрегата, вес которых составляет
6rp + Gt, |Т|:

р= — — tajWH]; (155)

r.d2
m----

это давление не должно превышать 120 ати. В противном
случае нужно увеличить число тормозов.

На рис. 214 изображен в разрезе тормоз гидрогенератора.
После подъема вращающихся частей агрегата тормозами
поворотом кольца-фиксатора устанавливают его выступы
против выступов в основании тормоза и этим фиксируют пор-
шень в поднятом состоянии. После этого давление может быть
снято. Пружина сжатия служит для возврата поршня в ис-
ходное положение. Она упирается одним концом в поршень,
а другим — в неподвижную пластину, закрепленную на ци-
линдре. Трубопровод к тормозам собирается из жесткостен-
ных бесшовных труб. Соединительные части должны быть
рассчитаны на рабочее давление 100 ати.

Рис. 215 Схема тормозного трубопровода.

1 =г- маслонапорная установка, 2 — редукционный клапан, 3 — тормоза;

4 — напорный трубопровод.

На рис. 215 показана типовая схема тормозного трубопро-
вода. Аппаратура торможения помещается внутри специаль-
ного кожуха, устанавливаемого вблизи генератора.

§ 2. Температурный контроль и автоматизация пуска,
работы и остановки гидрогенератора

Чтобы предохранить гидрогенератор от опасных послед-
ствий перегрева, нагрев его частей контролируется термо-
метрами сопротивления, которые размещаются на дне пазов
и между стержнями обмотки статора, в сегментах подпятника
и подшипников, в местах, омываемых холодным и горячим
маслом, холодным и горячим воздухом.

В мощных гидрогенераторах (свыше 100 000 кет) для из-
мерения температуры обмотки статора и активной стали
термометры сопротивления (18 шт.) размещаются в трех зонах
в каждой трети генератора, в разных фазах в каждой зоне.
Количество термометров можно связывать с числом парал-
лельных ветвей. Например, если генератор имеет четыре
параллельные ветви, то для измерения температуры каждой
ветви каждой фазы необходимо иметь 12 термометров между
стержнями в середине статора и 3—4 термометра для актив-
ной стали на дне пазов. Температуры параллельных ветвей
могут быть различны вследствие различных уравнительных
токов, которые могут циркулировать внутри обмотки между
ветвями, например, при неравномерном зазоре.

В гидрогенераторах с непосредственным охлаждением
обмотки статора водой в каждой параллельной цепи по воде
устанавливается один термометр сопротивления. Таких цепей
может быть более ста.

Так как в гидрогене-
раторах при водяном
охлаждении обмотка
обычно бывает однослой-
ной (см. гл. 3), то тер-
мометр сопротивления,
расположенный на дне

Рис 216. Термометр сопротивления,
устанавливаемый в подпятнике или
подшипнике.

паза измеряет некото-

рую, среднюю температуру, которая больше температуры
меди и меньше температуры стали. Однако, если такой тер-

мометр показывает постепенное повышение температуры, то
это свидетельствует об ухудшении охлаждения в данной
параллельной цепи по воде, возможно, из-за засорения.

Термометры сопротивления, укладываемые в пазы, пред-
ставляют собой пластинки толщиной 2—2,5 мм, шириной
около 10 мм и длиной 200—250 мм, внутри которых заклю-
чена спираль тонкой медной проволоки общим сопротивле-
нием 53 ом при 0° С.

Термометры сопротивления для подпятников и подшипни-
ков заключены в трубки различной длины с головками с резь-
бой, ввинчиваемыми в отверстия в теле сегментов подпятника
и подшипников (рис. 216).

В подпятниках наиболее крупных машин термометрами
сопротивления снабжается каждый сегмент. По два-четыре

термометра устанавливаются в каждом направляющем под-
шипнике.

Для измерения температуры воздуха термометры ввинчи-
ваются в оправы-держатели (рис. 217).

В мощных гидрогенераторах температура холодного воз-
духа измеряется за каждым охладителем и в двух местах —
температура горячего воздуха.
Между медью и наружной поверхностью стержней, между
которыми помещаются термометры, измеряющие температуру
обмотки, имеется некоторый температурный перепад (10—
15° С). Таким образом, температура внутри обмотки на
10—15° С выше показаний термометров.

Концы термометров с помощью переключателя присоеди-
няются к логометру — измерительному магнитоэлектриче-
скому прибору, работающему по схеме одинарного моста.
Шкала логометра имеет градуировку от 0 до 150° С. Логометр
питается источником постоянного тока напряжением 4 в. Пол-

ная величина омического со-

Рис. 217. Термометр сопротивле-
ния, устанавливаемый в корпусе
статора.

противления цепи от термо-
метра до логометра должна
составлять 5 + 0,1 ом. Так
как провода от разных тер-
мометров имеют различную
длину, в цепях предусмотрены
подгоночные катушки, позво-
ляющие установить заданную
величину сопротивления.

Логометры размещаются
в машинном зале вблизи ге-
нератора на панели или на

его кожухе.

Для автоматической сигнализации и остановки генератора
в случае достижения его частями опасных температур, сви-
детельствующих об аварийном состоянии, генератор обору-
дуется также термометрическими сигнализаторами.

Термосигнализатор состоит из трубчатого теплоприемника,
наполненного парами летучей жидкости, — гибкой трубки
длиной 10—20 м и прибора-индикатора температуры с двумя
контактами для предупредительного сигнала и для отклю-
чения.

Термосигнализаторы устанавливаются: по два-четыре —
на сегментах подпятника, по два-четыре на подшипниках и по
два на выходе горячего воздуха.

Приборы-индикаторы располагаются на лапе крестовины
или на кожухе генератора.

Готовность генератора к пуску и включению в сеть, нор-
мальное действие системы водяного охлаждения, состояние
масла в ванне подпятника при работе генератора, остановка
генератора и прекращение действия охладительной системы —
сигнализируются разного рода реле, включаемыми в сеть
автоматического управления гидроэлектростанции.
На масляной ванне подпятника и подшипников устанавли-

ваются поплавковые реле уровня, сигнализирующие о пони-

жении уровня масла и отключающие генератор при падении
уровня ниже допустимого — близкого к поверхностям трения
пяты (рис. 218).

На трубопроводах, питающих масло- и воздухоохладители,
устанавливаются струйные реле, отключающие генератор при
прекращении подачи воды в охладители, и визуальные ука-
затели течения воды (рис. 219).

Реле основаны на отклонении
струей воды зонда, жестко свя-
занного с магнитом. При пово-
роте магнита к нему притяги-
вается через немагнитную диа-
фрагму якорь, расположенный
вне трубы и замыкающий или
размыкающий контакты цепи
автоматизации.

При уменьшении расхода во-
ды ниже предусмотренного для
нормальной эксплуатации спи-
ральная пружина, находящаяся
внутри трубы, возвращает маг-
нит в нулевое положение. Маг-
нитный поток через диафрагму
уменьшается, и якорь, удержи-
ваемый магнитным потоком,
оттягивается пружиной в пер-
воначальное положение, раз-

рис. 218. Поплавковое реле
уровня в масляной ванне: а —
вариант с водомерным стеклом;
б — вариант без 'водомерного
стекла; в — электрическая
схема.
4

мыкая или замыкая контакты.

Другой тип струйного реле основан на использований
сильфона, дно которого под действием разности давлений до
и после вваренной в трубопровод диафрагмы перемещается
и замыкает или размыкает ртутные контакты электрической
цепи. Это реле удобно тем, что оно может быть удалено на
расстояние до 50 м от трубопровода.

На трубопроводе сжатого воздуха для торможения уста- ’
навливается манометрическое реле давления (рис. 220), кон-
тролирующее наличие сжатого воздуха, а также так называе-
мые соленоидные клапаны, открывающие усилием электро-
магнита доступ сжатого воздуха в тормоза при остановке
агрегата и выпускающие его из тормозов в атмосферу.

Кроме того, генератор оснащается различного рода реле
'скорости, которые ограничивают скорость вращения при
сбросе нагрузки и дают импульс на торможение при остановке
агрегата. Датчиком скорости в этих«случаях может служить
регуляторный генератор.

Рис. 219. Указатель течения воды.

Электрическая защита гидрогенераторов вы-
полняется в соответствии с действующими руководящими
правилами и положениями о защите турбо- и гидрогенерато-
ров на электрических станциях.

Рис. 220. Реле давления.

Электрическая защита находится вне гидрогенератора
и практически не отражается на его конструкции, за исклю-
чением требования вывода шести концов обмотки в нейтраль-
ной точке для устройства поперечной дифференциальной
защиты.

§ 3. Противопожарные устройства I

Пожар, могущий возникнуть в генераторе при нарушении Ч
витковой или корпусной изоляции обмотки статора и обра- 1
зовании дуги в месте повреждения, под действием вентили- J
314 I
рующего воздуха может быстро распространиться на соседние
участки и охватить значительную часть генератора.

Для локализации и тушения пожара за рубежом приме-
няются углекислотные установки, автоматически действую-
щие при повышении температуры вентилирующего воздуха,
или водяные противопожарные устройства, приводимые в дей-
ствие вручную.

На отечественных гидрогенераторах применяется исклю-
чительно пожаротушение водой. Водяное противопожарное
устройство обычно состоит из двух кольцевых труб диаметром
до 75 мм с многочисленными отверстиями (примерно 10 от-
верстий на 1 м), расположенными в шахматном порядке.
В отверстиях установлены распылители, создающие водяной
туман.

Для автоматизации включения устройств пожаротушения
могут использоваться различного рода температурные дат-
чики или блок-контакты дифференциальной защиты, однако
удовлетворительная система автоматизации пожаротушения,
исключающая ее ложные срабатывания, еще не разработана.

Спринклерные трубы располагаются сверху и снизу вокруг
лобовых частей обмотки статора. Вода в трубы подается от
станционного пожарного водопровода. Площадь сечения трубы
в 6—8 раз больше суммы площадей спринклерных отвер-
стий на кольце. Если диаметр трубы получается при этом
слишком большим для размещения внутри генератора, подвод
воды предусматривается в двух точках, а сечение трубы
уменьшается в два раза.

Напор воды в точке подвода составляет 2—2,5 ати. Рас-
ход воды через одно отверстие равен:

<?= 18,8-10~6 Н [л/сек],
где Н — напор, м.

§ 4. Регуляторный генератор

На одном валу с гидрогенератором находится регулятор-
ный генератор для питания регулятора турбины. Если регу-
лятор центробежного типа, то регуляторный генератор мо-
жет иметь пониженную частоту и малые размеры (см. пер-
вую часть).

Регуляторные генераторы выполняются с полюсами из
постоянных магнитов, что вызвано необходимостью обеспече-
ния их максимальной надежности и независимости. Вслед-
ствие относительно слабой м. д. с. такого генератора зазор
между ротором и статором Делается малым — всего 0,5 мм.
Для того чтобы биение основного вала не сказывалось на
работе регуляторного генератора с таким малым зазором,
ротор последнего вращается на трубчатом неподвижном валу,
скрепленном со статором, на шарикоподшипниках, из кото-
рых верхний является направляющим, а нижний — упорно-
направляющим Связь с валом агрегата осуществляется качаю-
щимся валиком, проходящим внутри пустотелого трубчатого
неподвижного вала, исключая, таким образом, передачу на
ротор регуляторного генератора колебаний вала агрегата

Благодаря эластичной связи валов гидрогенератора и регу-

Рис 221 Намагничивание полюсов ре-
гуляторного генератора с эластичной
муфтой

включением статора на постоянное

ляторного генератора можно намагничивать ротор последнего,
питая статор постоян-
ным током по схеме,
показанной на рис. 221.
При этом ротор регуля-
торного генератора по-
ворачивается и занимает
такое положение, что
ось полюса совпадает
с максимумом магнит-
ного поля статора. На
магничивание произво-
дится кратковременным
напряжение (до 500 в),

длительность его регулируется подбором плавкой вставки.

В случае применения электрогидравлического регулятора
скорссти турбины частота регуляторного генератора должна
быть равна 50 гц, а число его полюсов должно быть таким
же, что и у главного генератора Естественно, что при этом
регуляторный генератор должен иметь относительно боль-
шой диаметр, достигающий в тихоходных агрегатах 2 м.
Такие генераторы устанавливаются непосредственно на валу
гидрогенератора или на надставке вала.

Подмагничивание постоянных магнитов полюсов не может
осуществляться в этом случае подачей постоянного тока
в статор, так как ротор, установленный на валу агрегата, не
может автоматически повернуться до совпадения магнитных
осей его полюсов с магнитной осью статора, как это
имеет место при установке ротора на неподвижной оси
на шариковых подшипниках. Поэтому полюсы регулятор-
ных генераторов, установленных на валу генератора, осна-
щаются катушками, используемыми для их подмагничи-
На рис. 222 показан регуляторный генератор описанного
типа. По условиям сборки, статор и ротор регуляторного
генератора такого типа во многих случаях выполняются
разъемными Особенностью обмоток разъемных статоров регу-

Рис 222 Регуляторный генератор на 50 гц.

ляторных генераторов данного типа является отсутствие кату-
шек, укладываемых на монтаже, для чего схема обмотки
составляется так, что в каждой половине статора размещаются
катушки всех трех фаз, образующие симметричную схему.
Схематически такая обмотка представлена на рис. 223.

Для постоянных магнитов полюсов регуляторных генера-
торов применяется сплав АНКО-4, у которого Нс = 445 а/см
и Вг = 8500 гс.

Так как сплавы для постоянных магнитов с трудом под-
даются обработке, то полюсы отливаются уже с отверстиями
для их крепления и оснащаются башмаками из обыкновенной
стали (рис. 224), что позволяет обточить ротор по окружности.

Практически для всех регуляторных генераторов приме-
няются полюсы одного размера по высоте и ширине, т. е.
увеличение м. д. с. достигается только за счет длины

Рис 224 Ротор регуляторного генератора.

полюса путем набора одинаковых элементов. Используя по-
люсы из упомянутых сплавов, можно получить в зазоре
величиной до 5 мм индукцию до 6000 гс и напряжение
генератора U ПО в.

ГЛАВА ДВЕНАДЦАТАЯ

МОНТАЖ ГИДРОГЕНЕРАТОРА

§ 1. Особенности гидрогенераторов, определяющие
порядок их монтажа

Большая мощность гидрогенераторов при малой скорости
вращения приводит к значительным габаритам и весам, что
исключает возможность перевозки по железной дороге в соб-
ранном виде не только всей машины, но и отдельных ее узлов.
Поэтому почти все узлы гидрогенераторов конструируются
разъемными и состоят из большого числа деталей.
Статор гидрогенератора состоит обычно из двух, четырех
или шести частей; ротор — из очень многих отдельных частей
(один только обод собирается из 10—15 тыс. деталей); кре-
стовины в большинстве случаев — из центральной части
и отдельных лап. Также из многих отдельных элементов
состоят возбудители, щиты и перекрытия, системы охлажде-
ния, торможения и т. д. Все узлы и детали отправляются
с завода в разобранном виде, причем число деталей достигает
десятков тысяч.

Таким образом, технологический процесс изготовления
гидрогенератора завершается не на заводе, а на месте
установки.

При проектировании гидрогенератора необходимо учиты-
вать особенности его монтажа на месте установки; более того,
некоторые условия монтажных работ целиком определяют
конструкцию отдельных узлов и мест их соединений.

Ниже изложены основные особенности монтажа гидрогене-
раторов различных типов.

Монтаж гидрогенератора делится на два основных этапа:

1) сборка узлов на специально отведенных площадках —
так называемых монтажных площадках;

2) сборка гидрогенератора из предварительно собранных
узлов на его фундаменте.

Ниже рассматриваются общие положения, которыми сле-
дует руководствоваться при монтаже гидрогенераторов, основ-
ные технические требования, предъявляемые к сборочным
операциям, и нормы испытаний.

Подробные указания по монтажу должны даваться в за-
водских инструкциях применительно к каждому типу гидро-
генератора.

§ 2. Организация монтажа

При проектировании гидроэлектростанций разрабатывается
проект монтажа гидроагрегатов. В этом проекте должны быть
определены грузоподъемность и число монтажных кранов,
размеры и оборудование монтажных площадок. Кроме того,
необходимо составить график монтажа — последовательность
сборки отдельных узлов и агрегатов.

Для ускорения ввода агрегатов в эксплуатацию часть
сборочных и монтажных работ может производиться одно-
временно со строительными работами по возведению здания
ГЭС и фундаментов агрегатов. Совмещегное выполнение работ
обычно заключается в том, что сборка узлов гидрогенератора
на монтажной площадке производится параллельно с возве-
дением блока агрёгата, включая фундамент под генератор.
При правильной организации отдельные узлы оказываются
собранными на монтажной площадке к тому моменту, когда
закончены соответствующие строительные работы и можно
приступить к сборке генератора на его фундаменте.

Как указывалось, при разработке монтажного процесса
определяется грузоподъемность монтажных кранов, которая

Рис. 225. Установка вала на
монтажной площадке.

должна соответствовать весу
собранного ротора генератора,
включая захватное приспособ-
ление.

Для монтажа крупных гидро-
генераторов обычно устанавли-
ваются два крана, которые при
подъеме и переносе ротора сое-
диняются траверсой. Высотная
отметка крановых путей опре-
деляется условием проноса от-
дельных узлов агрегата при его
монтаже или демонтаже над дей-
ствующими агрегатами.

Размеры монтажной пло-
щадки обусловлены габаритами
узлов гидроагрегата и планом-
графиком монтажа.

По габаритам самыми круп-
ными узлами являются: собран-
ный статор гидрогенератора и
верхняя крестовина.

При большом числе устанав-
ливаемых агрегатов, для уве-

личения сборочных площадей в период монтажа, в качестве
монтажных площадок могут быть использованы кратеры агре-
гатов, монтируемых последними.

В некоторых случаях сооружаются временные монтажные
площадки с подкрановыми путями, являющимися продолже-
нием подкрановых путей машинного зала. Такие временные
или внешнесборочные площадки после окончания монтажа раз-
бираются, однако затраты на их сооружение могут окупиться
теми выгодами, которые дает ускорение ввода в эксплуатацию
агрегатов гидростанции.

Монтажная площадка должна быть рассчитана по весу
наиболее тяжелого узла — собранного ротора. Та часть пло-
щадки, на которой собирается ротор, оснащается сце-
циальными приспособлениями для сборки его обода. Под-
робнее эти приспособления рассмотрены в § 7.

На монтажной площадке должно быть предусмотрено
специальное место для установки вала гидрогенератора в вер-
тикальном положении. Оно может быть расположено в центре
площади, предусмотренной для сборки ротора, или вне этой
площади в зависимости от принятого порядка сборки ротора
(см. § 7).

На месте, предназначенном для установки вала, должен
быть возведен фундамент с плитой и фундаментными болтами,
расположенными по окружности отверстий во фланце вала.
При установке вала вертикально он закрепляется этими
болтами (рис. 225). Фундаментные болты рассчитываются на
усилие, равное грузоподъемности монтажного крана (см. § 7).

Монтажная площадка должна быть хорошо защищена от
пыли и атмосферных осадков. Температура в помещении мон-
тажной площадки должна быть не ниже +5° С, а в местах,
где производятся обмоточные работы, — не ниже +10° С.

§ 3. Специальные приспособления и инструменты

Кроме разнообразных универсальных инструментов, при
монтаже гидрогенератора применяются некоторые специаль-
ные приспособления и инструменты. Они обычно поставляются
заводом-изготовителем гидрогенератора.

Для сборки статора поставляются специальные ключи для
крепления шпилек, стягивающих секторы статора между
собой.

Для сборки ротора поставляются: захватное приспособле-
ние для подъема вала и установки его в вертикальное поло-
жение, комплект инструментов для дорновки отверстий в ободе
ротора под стяжные шпильки и пазов для полюсов, специаль-
ное приспособление (стрела) для проверки правильности
окружности ротора.

Для монтажа гидрогенераторов зонтичного типа постав-
ляется временная втулка, заменяющая при сборке ротора
постоянную.

Для регулировки опорных болтов подпятника поставля-
ется специальный ключ.

§ 4. Специальные материалы

Ввиду того, что часть обмоточных работ в разъемных ста-
торах и роторах производится на месте установки, специаль-
ные материалы для этих работ поставляются вместе с гидро-
генераторами,
322
К таким материалам относятся: микалента, лакированная
лента, стеклянная лента, клеящие и покровные лаки, их
растворители, припой. Эти материалы предназначены для
пайки и изолировки стержней и катушек обмотки статора,
которые укладываются в стыковые пазы секторов на месте
установки, и для пайки междуполюсных соединений катушек
полюсов ротора, а также деталей токоподвода.

Материалы, необходимые для промывки деталей от кон-
сервирующих покрытий и для чистки, заводами не постав-

§ 5. Хранение оборудования до монтажа

Ввиду того, что на место монтажа поступает большое ко-
личество деталей гидрогенератора, хранение до начала мон-
тажа должно обеспечить их сохранность и быстрый подбор
комплекта деталей и узлов для сборки.

Во многих случаях на склад строительства поступают до
начала монтажа детали не одного, а многих гидрогенераторов.
Хранение деталей должно производиться раздельно по каждой
машине. Для правильного складирования деталей по узлам
рекомендуется пользоваться отправочными ведомостями за-
вода, в которых перечислены все детали гидрогенератора.
Сами детали имеют номера, соответствующие номеру отпра-
вочной ведомости. В так называемых упаковочных ведомостях
указывается перечень деталей, находящихся в каждом упако-
вочном месте (ящике).

Технические требования к хранению деталей, обеспечи-
вающие их сохранность, указаны в заводских инструкциях.

Обычно заводская упаковка рассчитана на предохранение
деталей и узлов гидрогенератора от порчи только при транс-
портировке. Дальнейшая их сохранность должна быть обес-
печена на складах строительства.

В закрытых складах без резких колебаний температуры,
с относительной влажностью воздуха не выше 70% должны
храниться детали с токоведущими частями, с активной сталью,
детали, имеющие электрическую изоляцию, а также поверх-
ности трения. Кроме того, в закрытых складах хранятся аппа-
раты и крепежные детали.

Такие крупногабаритные узлы, как части статора, обычно
хранятся в заводской упаковке, причем вокруг сооружается
закрытый со всех сторон колпак, предохраняющий их от
попадания атмосферных осадков и пыли. Так же могут хра-
ниться и другие ответственные крупногабаритные узлы, на-
пример вал, станины возбудителей и т. п.
Остальные детали и узлы гидрогенераторов хранятся под
навесами, защищающими их от дождя и снега.

Хранение узлов весьма мощных гидрогенераторов с во-
дяным охлаждением регламентируется заводскими инструк-
циями.

§ 6. Сборка статора

Сборка статора распадается на две основные операции:
а) сборка статора в кольцо;

б) укладка стыковой части обмотки.

Сборка статора в кольцо

Сборка статора в кольцо может производиться на монтаж-
ной площадке, с последующим переносом собранного статора
с уложенной и соединенной стыковой частью обмотки на

фундамент, или непосредственно на фундаменте. Порядок
сборки зависит от готовности фундаментов, размеров монтаж-
ной площадки и от общей схемы организации монтажа.

Перед сборкой статора в кольцо отдельные его части,
доставляемые на железнодорожных платформах в горизон-
тальном положении, должны быть установлены в вертикаль-
ное положение («перекантованы»). Данная операция требует
324
особого внимания, так как выступающие лобовые части об-
мотки могут быть при этом повреждены.

При значительных габаритах и весах отдельных частей
статора применяются специальные опоры с криволинейным
основанием, укрепляемые на корпусе статора и значительно
облегчающие операцию «кантовки». На рис. 226 показана
такая опора для гидрогенератора Братскрй ГЭС.

Правильность стыковки частей статора обеспечивается
штифтами, определяющими взаимное положение частей как
в осевом, так и в радиальном направлении. При стыковке
между стыковыми плоскостями активной стали прокла-
дывается изоляционная, обычно прессшпановая, проклад-
ка, которая обеспечивает плотность этого стыка при стя-
гивании частей корпуса. При стыковке должны контролиро-
ваться стыковые пазы, если, как обычно, разъемы активной
стали проходят по пазу. Контролировать необходимо ширину
этих пазов и их совпадение по дну.

При переносе на фундамент статора, собранного в кольцо
на монтажной площадке, применяется подъемная траверса,
благодаря которой обеспечивается вертикальное направлений
тросов и исключаются сжимающие усилия, могущие вызвать
деформацию статора, искажающую его правильную круглую
форму (см. рис. 25). После установки следует контролировать
правильность окружности расточки статора, применив для
этого поворотную стрелу.

- Укладка стыковой части стержневой обмотки

Укладка и соединение стыковой части обмотки статора
является весьма ответственной операцией, производимой
высококвалифицированными специалистами и требующей тща-
тельной подготовки. Вся операция состоит из ряда отдельных
работ, выполняемых с помощью специального оборудования.

Ниже рассматривается стержневая обмотка, обычно приме-
няющаяся в крупных отечественных гидрогенераторах.

Перед укладкой в пазы стержни, для размягчения ком-
паундной массы, пропитывающей слои изоляции, нагреваются
до 85—90° С на поверхности изоляции. Нагрев производится
в термостатах с электронагревом. Температура воздуха в тер-
мостате— около 110° С.

После укладки нижних стержней производится испытание
прочности их изоляции высоким напряжением.

Величины рекомендуемых испытательных напряжений при-
ведены в табл 18.
Величины испытательных напряжений

Таблица 18

Наименование испытания Номинальное напряжение, кв
10,5 13,8 15,75 18 20
Испытатель ное иа пряжен не кв
Испытание окончательно изолирован- ных стержней до укладки в статор . 35,5 45,0 50,5 56,5 62
Испытание на месте установки уложен- ных в статор стыковых стержней, не соединенных с остальной обмоткой 31,0 39,0 44,0 49,0 54,0
Испытание на месте установки обмотки статора после запайки и изолировки соединений 24,0 30,6 34,5 39,0 43,0
Испытание на месте установки обмот- ки статора собранной машины по ГОСТ 183-55 18,0 23,0 25,8 29,2 32,2

Верхние стержни испытываются при высоком напряжении
до укладки (см. табл. 18). После их укладки производится
заклиновка пазов, соединение и пайка головок, а также их
изолировка.

Применявшаяся до середины пятидесятых годов пайка
оловянистым припоем марки ПОС-40 с температурой плавле-
ния 183° С в настоящее время заменена пайкой серебряным
припоем ПСр-15 с температурой плавления 635° С. Нагрев при
пайке серебряным припоем производится или автогенной го-
релкой или специальным электронагревателем.

Изолировка головок лобовых частей обмотки осущест-
вляется, как описано в четвертой главе, специальными коро-
бочками, поверх которых накладываются слои лакированной
ленты и покровной стеклоленты, или коробочками большего
размера, внутрь которых заливается термореактивный ком-
паунд. По окончании обмоточных работ лобовые части обмотки
и сердечник покрываются маслостойкими, полупроводящими
и покровными лаками с помощью пульверизатора, после чего
обмотка статора испытывается высоким напряжением (см.
табл. 18).

Перед испытанием обмотка должна быть высушена. Если
же практически нет возможности произвести сушку в это
время, испытание может быть произведено после сборки всего
326
агрегата и сушки генератора во время вращения. Источником
тепла в этом случае могут быть вентиляционные потери или
ток, протекающий в замкнутой накоротко обмотке.

Укладка стыковых частей катушечной обмотки

Особенность укладки стыковых катушек такой обмотки
заключается в том, что для их укладки необходимо припод-
нять и извлечь из пазов верхние стороны уложенных на заводе
катушек. Только после этой операции можно уложить на дно
пазов нижние стороны стыковых катушек.

Число катушек, верхние стороны которых нужно извлечь
из пазов и приподнять, равно числу катушек в одном кату-
шечном шаге обмотки. Во избежание повреждения изоляции
при отгибе катушек они должны быть прогреты до 85—90° С
на поверхности изоляции. Прогрев катушек может произво-
диться как постоянным, так и переменным током, пропускае-
мым через них. Закладываемые стыковые катушки прогре-
ваются в термостате.

После укладки катушки крепятся к бандажным кольцам,
между лобовыми частями катушек устанавливаются распорки.
Затем вновь прогреваются и опускаются в пазы верхние под-
нятые стороны катушек. По завершении заклиновки пазов
испытываются катушки, стороны которых извлекались из па-
зов, и производится пайка и изолировка соединений. Высу-
шенная обмотка испытывается в соответствии с установлен-
ными нормами.

§ 7. Сборка ротора

Общие замечания

Наиболее сложным и трудоемким процессом при сборке
узлов гидрогенераторов на монтажной площадке является
сборка ротора с шихтованным ободом и с остовом, состоящим
из центральной втулки и отъемных спиц (рис. 227).

Несколько менее трудоемка сборка ротора с шихтованным
ободом, остов которого является неразъемным барабаном.

Наименее трудоемка сборка ротора с остовом — ободом
в виде массивного, насаживаемого на вал, барабана, на кото-
ром крепятся полюсы. В тех случаях, когда по условиям транс-
портировки массивный остов собирается из отдельных дисков,
сборка на монтажной площадке несколько усложняется.

Как указано выше, грузоподъемность кранов машинного
зала определяется весом ротора гидрогенератора, так как
именно ротор является наиболее тяжелым узлом. С целью
применения кранов меньшей грузоподъемности, в тех слу-
чаях, когда это возможно, следует предусматривать подъем
и перенос ротора в шахту генератора без вала и втулки.
Однако практически это возможно только при сборке гидро-
генераторов зонтичного типа, причем таких, у которых ротор
может быть собран без центральной втулки. Это относится

Рнс. 227. Сборка остова и обода ротора на монтажной пло-
щадке.

к роторам с цельнобарабанным остовом или с остовом, состоя-
щим из спиц, соединенных между собой дисками. При таких
конструкциях роторов остов с ободом и полюсами может
быть собран и перенесен краном без вала и втулки, а вал
с втулкой устанавливается предварительно на подпятнике,
смонтированном до этого в шахте генератора.

В других конструктивных исполнениях перенос ротора без
вала и втулки невозможен. Так, например, если спицы кре-
пятся непосредственно к втулке (без промежуточных колец),
ротор не может быть собран без нее, а так как собранный
с втулкой ротор практически не может быть нагрет для на-
садки на вал, то втулка должна быть насажена на вал до
сборки ротора.
Что касается гидрогенераторов подвесного типа, то при
их монтаже сборка ротора без вала и втулки не применяется,
так как к моменту установки вала и ротора подпятник, рас-
положенный над ротором, еще не установлен и предваритель-
ная установка вала со втулкой чрезвычайно затруднена. Ротор
с валом устанавливается на этой стадии монтажа на тормоза.

Сборка ротора со спицевым или барабанным остовом
и шихтованным ободом

Технологический процесс сборки ротора такого типа
состоит из следующих основных операций:

а) насадки барабанного остова или центральной втулки на
вал;

б) сборки спиц и тормозного кольца;

в) сборки шихтованного обода;

г) установки полюсов, электрического соединения их кату-
шек и демпферной системы, установки токоподвода;

д) прочих операций, в число которых входит установка
вентиляторов, перекрытий между спицами, контактных колец
и др.

Рассмотрим каждую операцию в отдельности.

Насадка барабанного остова или центральной втулки на вал

Для этой операции вал устанавливается вертикально
фланцем вниз на специальном фундаменте и закрепляется
фундаментными болтами через отверстия во фланце. Эти болты
при насадке втулки рассчитываются на полную грузоподъем-
ность крана, чтобы при необходимости стягивания втулки
(при неудачной посадке) могло быть использовано максималь-
ное усилие крана.

Установка вала в вертикальное положение производится
при помощи специального захватного приспособления, которое
поставляется заводом-изготовителем гидрогенератора. Так как
центральная часть или втулка ротора имеют на валу прессо-
вую посадку, установка ее производится в нагретом состоя-
нии. Температура нагрева определяется из условия, чтобы
при насадке между втулкой и валом образовался зазор около
1 мм, что предотвращает застревание втулки на валу. Нагрев
может производиться электрическими печами и индукционным
способом. Если на валу предусмотрена шпонка, она должна
быть предварительно проверена по пазу в валу и втулке,
а также по высоте. Шпонка до посадки втулки устанавли-
вается на валу.
Установка спиц и сегментов тормозного кольца

Применяются два типа крепления спиц с центральной
гулкой, посредством колец и конических шпилек или сты-
эвыми плитами и проходным i шпильками. В последнем слу-
ае спица удерживается от сдвига штифтами.

После установки спиц контролируется правильность
лисанной вокруг них окружности с помощью специаль-
эго приспособления — стрелы, установленной в центре,
осле установки балок, фиксирующих взаимное положе-
ие спиц, проверяется шаг между шпоночными канавками
спицах.

По окончании сборки спиц устанавливаются сегменты тор-
эзного кольца. В последних конструкциях гидрогенераторов
)рмозные сегменты крепятся к ободу. В некоторых конструк-
иях они крепятся также и к остову. В первом случае тор-
эзные сегменты устанавливаются на домкраты, причем их
эверхность, обращенная к ротору, должна совпадать с опор-
эй поверхностью заплечика в спицах («зуба»), так как при
5орке обода первый слой его сегментов ложится на обе эти
эверхности.

В прежних конструкциях роторов на нижних полках спиц
среплялись балки, соединяющие спицы между собой и слу-
ащие опорой сегментов тормозного кольца. В этих кон-
'рукциях установка домкратов под тормозными сегментами
; требуется. После установки тормозного кольца в пазы спиц
гкладываются клиновые шпонки обода, которые фиксируют
сложение сегментов обода по окружности.

Сборка обода

Перед сборкой обода должна быть произведена тщательная
шстка сегментов от консервирующего покрытия. Так как
зело сегментов в крупных гидрогенераторах достигает мно-
IX тысяч, работа по их очистке весьма трудоемка.

В настоящее время трестом «Спецгидроэнергомонтаж»
институтом «Оргэнергострой» разработана и успешно приме-
тется при монтаже гидрогенераторов специальная установка
1Я очистки сегментов. На рис. 228 представлен вид этой
ггановки.

Во избежание небаланса обода, вызванного неравномерным
'сом по его окружности, перед сборкой обода сегменты
злжны взвешиваться, чтобы при сборке они распределялись
шномерно по весу. ч

SO
Сборка сегментов обода производится со сдвигом слоев на
целое полюсное давление или на половину полюсного деления
в соответствии с конструкцией.

При сборке (шихтовке) сегменты фиксируются калибрами,
устанавливаемыми в специальные отверстия в сегментах; эти
калибры остаются в собранном ободе. Через определенное
число слоев нормальных сегментов устанавливается несколько
слоев сегментов с вырезами, благодаря чему в ободе обра-

Рис 228 Установка для очистки

сегментов обода ротора

зуются пазы для установки пружин под катушками полюсов.
Обод расчленяется по высоте на пакеты, между которыми
устанавливаются сегменты с распорками для образования
вентиляционных каналов.

После сборки двух-трех пакетов производится их прес-
совка.

В тех исполнениях роторов, в которых тормозные сегменты
опираются на балки, прессовка осуществляется с помощью
специальных стяжных шпилек, пропускаемых через отверстия
в ободе. При прессовке пакеты обода притягиваются через
тормозные сегменты к балкам.

В тех исполнениях, в которых тормозные сегменты опи-
раются непосредственно на обод, прессовка его производится
шпильками, закрепленными в полу монтажной площадки;
стяжные шпильки в этом случае располагаются внутри и
снаружи обода. Шпильки сверху пропускаются через балочки,
передающие давление на обод. Снизу обод опирается на опор-
ный буртик в спицах и через тормозные сегменты — на дом-

Рис. 229. Схема прессовки обода ротора.

краты, установленные под тормозными сегментами. Усилия
прессовки создаются затяжкой гаек стяжных шпилек. Затяжка
может производиться гайковертами достаточной мощности.
Схема такой прессовки приведена на рис. 229. Механизация
прессовки достигается применением гидравлических или мас-
ляных домкратов.

В настоящее время такая схема применяется на крупных
роторах, особенно в тех случаях, когда на гидростанции
монтируется значительное число агрегатов — восемь и более.

По окончании прессовки устанавливаются и затягиваются
постоянные стяжные шпильки обода. Перед установкой по-
стоянных призонных шпилек производится зачистка и калиб-
ровка отверстий цилиндрическими дориами, которые проби-
ваются через отверстия пневматическими молотками. Прямо-
угольными дорнами зачищаются и калибруются пазы для
хвостов полюсов. Зачищаются также неровности на наруж-
ной поверхности обода в местах прилегания сердечников по-

люсов, а также пазы пружин под катушками полюсов.

До отказа забиваются клиновые шпонки (клинья) обода,
причем обе клиновые части шпонки должны располагаться
по всей высоте обода, т. е. клин, забиваемый сверху, дол-
жен выйти снизу своим тонким концом. Эта забивка клиньев
в холодном состоянии обода является предварительной.
Окончательная подбивка клиньев на заданную величину
осуществляется при нагретом ободе, что обеспечивает
посадочный натяг обода на клиньях после остывания.

Подбивку клиньев в на-
гретом состоянии практически
наиболее удобно выполнять
после установки полюсов, так
как обод легко нагревается
током, пропускаемым через их
обмотку.В роторах,где спицы
с втулкой скрепляются ди-
сками, подбивка клиньев в
нагретом состоянии должна
производиться после посадки
ротора на втулку и установки
конических шпилек (в зонтич-
ном типе), во избежание сме-
щения отверстий в дисках
остова, вызываемого сжатием
при остывании обода.

Установка полюсов

При установке полюсов
(рис. 230) необходимо соблю-
дать равномерное их распо-

Рис. 230. Установка полюса.
ложение по весу. При закреплении полюсов на ободе надо
следить за правильным их положением по высоте.

Перед заклиновкой должна проверяться правильность
плоскостей клиньев: в сложенном виде пара клиньев должна
составлять правильный параллелепипед, т. е. их внешние
плоскости должны быть параллельны.

Сборка ротора с массивным ободом

Такие роторы обычно доставляются на место установки
с насаженным на вал остовом. Однако бывают случаи, когда
железнодорожные подъездные пути не могут быть доведены до
самой гидростанции, и оборудование от ближайшей железно-
дорожной станции доставляется на место установки автотранс-
портом или трейлерами. В этих случаях возможны ограни-
чения по весу отдельных частей; тогда остов ротора изго-
товляется из отдельных частей (дисков), которые в нагретом
состоянии насаживаются на вал на общую шпонку. Чтобы
обеспечить точное совпадение пазов для хвостов полюсов,
применяются направляющие клиновые шпонки, устанавли-
ваемые в пазы дисков. Наличие общей шпонки на валу и на-
правляющих шпонок в пазах для хвостов полюсов обеспечи-
вает достаточную точность сборки остова ротора.

Сборка полюсов в роторах данного типа не отличается
от сборки в роторах с шихтованным ротором.

§ 8. Сборка подпятника и остальных узлов
на монтажной площадке

Подпятник доставляется на место установки в собранном
виде. На монтажной площадке производится его очистка от
консервирующего покрытия и предварительная шабровка сег-
ментов по плите или по рабочей поверхности диска (зеркала)
подпятника.

Окончательную шабровку сегментов следует производить
на собранном агрегате, с проверкой путем вращения под
нагрузкой. При этом производится также регулировка рас-
пределения нагрузки между сегментами (подробнее об этих
операциях см. гл. 7).

На монтажной площадке проверяется регулировка общей
высоты подпятника и положение сегментов относительно
упоров.

На монтажной площадке рекомендуется произвести сборку
крестовин с направляющими подшипниками и установкой тор-
мозных и противопожарных трубопроводов и перекрытий,
а также сборку статора и ротора вспомогательного генератора.
Здесь же производится установка якорей возбудителей на
надставной вал.

Полный объем сборочных работ, который можно и следует
выполнять на монтажной площадке, зависит от конструктив-
ных особенностей гидрогенератора и уточняется в каждом
конкретном случае.

§ 9. Сборка гидрогенераторов зонтичного типа
на фундаменте

Базой для сборки гидрогенератора на его фундаменте
является фланец вала турбины, к которой к началу сборки
должен быть установлен в рабочем положении в горизонталь-
ной плоскости, т. е. его центр должен находиться в центре оси
агрегата. Вал турбины необходимо установить вертикально
или наклонно под заданным углом оси агрегата. В некото-
рых случаях предусматривается наклонное положение агре-
гата при монтаже в расчете на то, что в дальнейшем, под дей-
ствием давления воды на сооружение, здание ГЭС, а
вместе с ним и ось агрегата займут вертикальное положение.

По высоте вал турбины в момент прицентровки к нему
гидрогенератора устанавливается несколько ниже (на 20—
—40 мм) рабочего положения для того, чтобы при установке
вала генератора на проектную отметку его фланец не коснулся
вала турбины.

После прицентровки вала генератора к валу турбины
последний подтягивается стяжными болтами.

Установка статора

Сборка гидрогенератора обычно начинается с установки
на фундамент статора. При этом производится регулировка
по высоте и по центру, причем за базу принимается фланец
вала турбины.

Более точная регулировка положения статора может быть
произведена после установки вала генератора и вновь про-
контролирована после установки ротора.

Установка подпятника и других узлов, расположенных под ротором

Параллельно с установкой статора или до нее могут мон-
тироваться нижняя крестовина, подпятник, перекрытие шахты
(кратера) турбины, система тормозов и нижний воздухораз-
деляющий щит.
Центровка нижней крестовины с подпятником (или только
подпятника в случае отсутствия нижнеи крестовины) и про-
верка положения опорной поверхности (поверхности трения)
подпятника производится относительно фланца вала турбины.

Особенно важно убедиться в правильности высотной от-
метки, так как дальнейшая ее регулировка опорными болтами
сегментов подпятника может быть произведена в незначитель-
ных пределах (порядка 2—5 мм).

Установка вала с втулкой или вала с ротором на подпятник

При установке на подпятник вала с втулкой или вала
с ротором, когда сборка ротора без вала невозможна, между
диском и втулкой устанавливается изоляция, и втулка скреп-
ляется с диском штифтами и болтами.

Затем вал генератора центруется по валу турбины и плос-
кость фланца устанавливается параллельно плоскости фланца
турбины, что достигается регулировкой опорных болтов сег-
ментов подпятника Риски на фланцах валов турбины и гене-
ратора, которые фиксируют взаимное положение фланцев при
соединении на заводе, должны быть совмещены.

Положение статора легко может быть проверено по уста-
новленному валу При наличии нижнего направляющего
подшипника должна быть произведена его сборка — центровка
по валу.

Установка ротора

При раздельной установке ротора и вала на подпятник,
установленный на место, переносится собранный на монтажной
площадке ротор Ротор поднимается краном за спицы с

Рнс. 231 Захватное приспособление для переноса ротора.
Рис 233 Опускание ротора в статор
помощью специального захватного приспособления, обеспечи-
вающего равномерное распределение нагрузки между спицами.

На рис. 231 представлен общий вид захватного приспособ-
ления, рассчитанного на подъем ротора весом в несколько
сотен тонн.

На рис. 232 показан перенос ротора мощного гидрогенера-
тора во время монтажа, а на рис 233 — опускание ротора
в статор.

Регулировка подпятника

После установки ротора производят предварительное рас-
пределение нагрузки между сегментами подпятника путем
регулировки опорных болтов сегмента. Одновременно вновь
проверяется прицентровка вала генератора к валу турбины.

При регулировке равномерности распределения нагрузки
между сегментами подпятника добиваются равенства дефор-
маций их опор (тарелок). Регулировку производят по пока-
заниям тензометров, наклеенных на тарелках, по индикаторам,
фиксирующим их деформации, или другими методами. Первый
отсчет по тензометрам или по индикаторам делается при нена-
груженном подпятнике (ротор поднят на тормозах), а после-
дующие отсчеты — при роторе, опущенном на подпятник. Ре-
гулировка осуществляется опорными болтами.

Для уменьшения усилия при регулировке болтов рекомен-
дуется производить ее при поднятом на тормозах роторе.
Регулировка считается удовлетворительной при получении
равномерности с точностью до + 10% от средней величины.
Свидетельством правильности замеров служит постоянство
суммы показаний всех тензометров (или всех индикаторов),
так как эта сумма пропорциональна общей нагрузке на под-
пятник, которая при всех измерениях остается постоянной
(равной весу ротора)..

По окончании прицентровки вала генератора к валу тур-
бины проверяют прицентровку статора по ротору.

Установка прочих узлов

Затем устанавливают ротор вспомогательного генератора
и его крестовину со статором. Гнездо направляющего подшип-
ника в центральной части верхней крестовины устанавли-
вается соосно с валом (прицентровывается) путем перемеще-
ния крестовины на статоре.

Статор вспомогательного генератора центруется по своему
ротору. Затем собираются сегменты направляющего подшип-
ника и его маслоохладители. Сегменты центруются по шейке
вала, причем на этой стадии между сегментами и шейкой пре-
дусматривается увеличенный зазор, что необходимо при вы-
верке перепендикулярности пяты к оси вала.

Расклиновка обода в нагретом состоянии

После установки сегментов направляющего подшипника
становится возможной расклиновка обода в нагретом состоя-
нии. Это связано с тем, что ротор нагревается катушками
полюсов, по которым пропускается постоянный ток. Без уста-
новленного подшипника при пропускании тока через катушки
полюсов ротор может быть притянут магнитным полем полю-
сов к статору.

Сила тока, пропускаемого через ротор, не должна быть
больше двух третей номинального тока ротора. Температура
катушек полюсов, измеренная термометром, не должна быть
выше 95° С. Обод нагревается до тех пор, пока его темпера-
тура не превысит температуру спиц на величину, указанную
заводом-поставщиком. После этого клинья обода подбиваются
на глубину, обеспечивающую расчетный натяг.

Одновременно с операцией «горячей» заклиновки обода
может производиться установка надставки вала.

Проверка и устранение биения вала

До соединения вала гидрогенератора с валом турбины
производится проверка и регулировка перпендикулярности
вала гидрогенератора и опорной поверхности вращающегося
диска подпятника. Вследствие деформаций («поводок») достиг-
нутая механической обработкой взаимная перпендикулярность
опорной поверхности подпятника и оси вала может нару-
шаться, что иногда приводит к недопустимому биению вала.
Тогда вал при вращении описывает коническую поверхность.
Диаметр окружности, описываемой каждой точкой вала, равен
амплитуде биения в этой точке.

Для устранения биения необходимо повернуть опорную
поверхность диска подпятника так, чтобы она стала перпенди-
кулярной оси вала. Этот поворот можег быть осуществлен по-
средством шлифовки поверхности втулки или установки кли-
новой прокладки между втулкой подпятника, жестко сидящей
на валу, и диском, прикрепленным к втулке.

Для определения величины и места установки прокладки
производят поворот ротора с валом на подпятнике. Но
3/4i2 339
индикаторам определяют амплитуду биения вала и направле-
ние, в котором вал отклонен от перпендикуляра к плоскости
подпятника. Поворот обычно осуществляется с помощью
крана. Для этого трос обматывается вокруг рымов, специально
приваренных на нескольких спицах остова ротора.

Перед поворотом, для уменьшения трения, на поверхность
подпятника наносится слой сала. Если подпятник имеет
устройство для принудительной подачи масла на поверх-
ность трения, смазка салом не требуется. В этом случае
даже крупные роторы легко поворачиваются усилием несколь-
ких человек.

Пришабровка сегментов подпятника

Поворот ротора агрегата на подпятнике, который произ-
водится для проверки и устранения биения вала, исполь-
зуется для пришабровки сегментов подпятника по диску
(зеркалу).

На сегментах подпятника во время поворота образуются
натиры на баббитовой поверхности. Пришабровкой сегментов
необходимо добиться, чтобы натиры в виде отдельных не-
больших площадок («точек») были равномерно расположены
по всей поверхности сегмента.

Проверка формы статора и ротора

Поворот ротора для определения биения вала целесооб-
разно использовать для проверки формы статора и ротора.

Проверка формы статора производится путем измерения
зазора между статором и одним полюсом ротора. Отклонение
в размерах зазора может быть обусловлено отклонениями
формы статора от правильной окружности или неправильной
центровкой его относительно ротора, или же обеими причи-
нами вместе. По данным этих измерений может корректиро-
ваться центровка статора, а также, в известных пределах,
исправляться форма статора. Такое исправление может быть
осуществлено установкой прокладки в стыках частей статора
или сжатием корпуса домкратами. Заштифтованные лапы кре-
стовины сохраняют исправленную форму статора после снятия
домкратов.

Правильность формы ротора при повороте его проверяется
измерением зазора под каждым полюсом ротора против одного
и того же места на статоре. Таким способом можно обнару-
жить выступающие полюсы, что может быть вызвано непра-
вильной их установкой.
Проверка формы статора и ротора указанным методом
может не производиться, если она произведена специальной
поворотной стрелой.

§ 10. Особенности сборки гидрогенераторов подвесного типа

Отличие в порядке монтажа гидрогенератора подвесного
типа от порядка монтажа гидрогенератора зонтичного типа
обусловлено тем, что в данном типе генератора ротор опирается
на подпятник, установленный на верхней опорной крестовине,
которая опирается на статор. Таким образом, здесь отсутствует
возможность независимой установки статора и ротора.

Ротор должен быть предварительно, без большой точности,
поставлен на тормоза. Затем на статор устанавливаются
верхняя крестовина и подпятник, после чего ротор припод-
нимается на тормозах, которые при этом используются как
домкраты. На верхний конец вала насаживается втулка под-
пятника с укрепленным на ней диском подпятника. Так как
ротор поднят на тормозах, между диском и опорными сег-
ментами подпятника остается зазор. Опусканием ротора на
тормозах зазор выбирается, и вал с ротором через втулку
подпятника оказывается в своем рабочем положении опертым
на подпятник. При этом соблюдаются зазоры между тормозным
кольцом ротора и фрикционными подушками тормозов, и
между фланцем вала генератора и фланцем вала турбины.

После опускания на подпятник ротор центруется по фланцу
вала турбины и проверяется зазор между статором и ротором.
Если этот зазор требует регулировки, необходимо передвинуть
соответствующим образом статор, сохранив неизменным поло-
жение ротора (чтобы не нарушить центровку вала).

Такая регулировка требует довольно сложных операций.
Поэтому первоначальная установка статора в гидрогенерато-
рах подвесного типа должна быть произведена точно по валу
турбины, чтобы в дальнейшем исключить регулировку зазора.

ГЛАВА ТРИНАДЦАТАЯ

ЭКСПЛУАТАЦИЯ ГИДРОГЕНЕРАТОРОВ

§ 1. Допустимые режимы

Современные мощные гидрогенераторы с автоматической
системой возбуждения, с подпятниками и подшипниками, ра-
ботающими на самосмазке, с аппаратурой автоматической за-
щиты при соблюдении нормальных условий эксплуатации,
периодических ревизиях, осмотрах и профилактических ис-
пытаниях изоляции могут длительно и безаварийно работать
без обслуживания.

В процессе эксплуатации неизбежны отклонения от но-
минальных условий работы, например: по напряжению, тем-
пературе охлаждающего воздуха, коэффициенту мощности,
частоте, перегрузке по току, симметрии токов по фазам, на-
личию заземления одной фазы и емкостной нагрузке. Чтобы
эти отклонения не приводили к выходу из строя или прежде-
временному износу гидрогенератора, их надо учитывать при
проектировании, а в эксплуатации не превышать допустимых
пределов. Следует также учитывать особые режимы работы
подпятника: пуск, остановку и т. п.

Установившиеся нормы отклонений от номинальных ре-
жимов должны являться исходными данными для проекти-
рования гидрогенераторов. Ниже приводятся и анализируются
эти нормы в том объеме, который необходим при проектиро-
вании.

Изменения напряжения

Обычно гидрогенераторы рассчитывают так, чтобы при
изменении напряжения в пределах + 5% номинального они
развивали номинальную мощность, причем произведение тока
на напряжение должно оставаться постоянным.

При соблюдении этого условия повышение нагрева от
потерь в меди вследствие увеличения тока компенсируется сни-
жением нагрева активной стали из-за снижения индукции,
и результирующая температура обмотки не превосходит до-
пустимых значений. При снижении напряжения ниже 95%
номинального увеличение тока свыше 105% номинального
для сохранения номинальной мощности обычно не допускается
даже в том случае, если температура обмотки остается в до-
пустимых пределах. Дело в том, что перепад температуры в
изоляции обмотки от потерь в меди возрастает пропорцио-
нально квадрату тока, а чрезмерное увеличение этого пе-
репада приводит к необратимым деформациям слоев изоля-
ции, к относительному перемещению слоев микаленты и в ре-
зультате к снижению срока службы изоляции.

При повышении напряжения свыше 105% также не удается
сохранить номинальную мощность ввиду увеличения потерь
в стали и вызываемых ими местных нагревов. Обычно при
повышении напряжения свыше 105% номинального мощность
снижается примерно на 2% с каждым процентом повышения
напряжения. Работа при напряжении свыше 110% номиналь-
ного не допускается.
Изменение температуры воды и воздуха

При номинальной мощности гидрогенератора температура
входящего охлаждающего воздуха обычно должна быть не
выше 35° С. Однако в зимнее время снижение температуры
охлаждающей воды позволяет уменьшить температуру воз-
духа, что, в свою очередь, дает возможность повысить в из-
вестных пределах мощность гидрогенератора, сохраняя тем-
пературу его обмотки неизменной. Увеличение мощности,
однако, ограничивается и в этом случае перепадом темпера-
туры в изоляции.

Опытом эксплуатации установлены следующие нормы по-
вышения мощности при снижении температуры охлаждаю-
щего воздуха: при снижении температуры воздуха от 35 до
30° С допустимо увеличение мощности на 0,75% на каждый
градус понижения температуры; при понижении температуры
воздуха с 30 до 25° С мощность может быть увеличена на 0,25%
на каждый градус понижения температуры воздуха. При
дальнейшем понижении температуры охлаждающего воздуха
(ниже 25° С) еще большее повышение нагрузки не допускается.

В зимнее время года не следует переохлаждать воздухо-
охладители во избежание скопления влаги («отпотевания»)
на них; для этого надо уменьшить расход воды.

Изменение коэффициента мощности

Работа гидрогенератора при коэффициенте мощности выше
номинального допускается с сохранением номинальной ка-
жущейся мощности. Таким образом, при cos <р = 1 гидроге-
нератор может нести активную нагрузку, равную его полной
кажущейся мощности. При этом вращающий момент на валу
генератора больше номинального, что всегда учитывается
при проектировании.

При понижении cos <р полную кажущуюся мощность со-
хранить обычно не удается, так как ток ротора возрастает
выше номинального, кроме тех случаев, когда обмотка воз-
буждения имеет запас по нагреву. Величина допустимой мощ-
ности при пониженном cos tp ограничивается током ротора;
она зависит от параметров гидрогенератора. Ее можно опре-
делить по диаграмме рис. 234.

Построение диаграммы производится следующим образом:
по оси абсцисс откладывается шкала активной мощности,
а по оси ординат — реактивной мощности в долях полной
кажущейся мощности. Радиусом, равным полной кажу-
щейся мощности (1,0), из начала координат проводим дугу
окружности до пересечения в точке А с прямой, проходящей
через начало координат под углом ф к оси абсцисс. Затем, от-

кладывая от центра координат на оси ординат в отрицательном
направлении расстояние, равное о. к. з., получаем точку О',
из которой радиусом, равным О'А, проводим дугу до пере-
сечения с осью ординат. Эта дуга и является границей об-

ласти допустимых значений реактивной мощности при cos <р
меньше номинального. Работа гидроге-

Рис. 234. Диаграмма
для определения мощ-
ности при изменении
угла у.

люсных башмаков;

нератора на емкостную нагрузку с отри-
цательным cos ф (нижняя часть диа-
граммы рис. 234) рассмотрена ниже.

Изменение частоты

При изменении частоты в пределах
+ 5% номинальной (47,5—52,5 гц) ги-
дрогенератор сохраняет номинальную
мощность. Однако при этом режиме не
следует работать с повышенным напря-
жением даже в пределах +5%. Как
отклонение частоты от номинальной, так
и повышение напряжения приводят к
увеличению нагрева, и эти эффекты не
следует суммировать.

При повышении частоты несколько
увеличиваются добавочные потери в меди
обмотки статора и на поверхности по-
потери в активной стали при постоянном

напряжении изменяются мало: они несколько увеличиваются
из-за увеличения частоты, но одновременно снижаются бла-
годаря уменьшению индукции, и общий нагрев обмотки не
выходит из допустимых пределов.

Повышение напряжения приводит к резкому увеличению
потерь в стали сердечника статора и к недопустимому росту
нагрева.

При снижении частоты для поддержания постоянного на-
пряжения приходится увеличивать магнитный поток, а также
ток ротора. Если при этом еще повысить напряжение, мест-
ные нагревы обмотки статора и температура обмотки ротора
могут превысить допустимые пределы.

Несимметричная нагрузка

При несимметричных нагрузках генератора появляются
вращающиеся обратно магнитные поля, которые вызывают
дополнительные потери в демпферной обмотке, на поверхности
полюсных башмаков и в цепи возбуждения. Чрезмерные на-
гревы мест соединений короткозамыкающих сегментов демп-
ферной обмотки токами обратной последовательности могут
привести к ее разрушению.

Кроме того, несимметричные нагрузки вызывают пульса-
цию момента с основной частотой 100 гц, в результате чего
возникают вибрации статора, которые при длительном дейст-
вии могут привести к разрушению креплений активной стали.
Поэтому несимметричная нагрузка должна быть ограничена
величиной токов обратной последовательности и должны быть
приняты меры для снижения продолжительности несимметрич-
ной нагрузки.

Гидрогенераторы с демпферной обмоткой обычно допу-
скают работу при разностях токов по фазам не выше 20%
номинального, а при отсутствии демпферной обмотки — не
выше 10%. Наибольший ток в фазах в этих случаях не дол-
жен превышать номинального. Для проверки термической
стойкости обмоток ротора при несимметричной нагрузке про-
изводится специальный расчет.

Несимметричные короткие замыкания

Гидрогенератор может выдержать несимметричные ко-
роткие замыкания лишь в том случае, если они весьма кратко-
временны, так как токи обратной последовательности могут
превосходить номинальные.

Для предотвращения возможных повреждений ротора от
местных нагревов и вибраций продолжительность коротких
замыканий должна быть такой, чтобы произведение среднего
квадрата тока обратной последовательности /2 в долях но-
минального на время продолжительности короткого замыка-
ния t в секундах не превосходило определенной величины:

(156)

Для гидрогенераторов обычной конструкции

С = 40,

а для гидрогенераторов с форсированным охлаждением

С = 20 -V- 30.

На основании формулы (156) подбираются уставки защит
от несимметричных коротких замыканий. Например, если
несимметричное короткое замыкание произошло в зоне сети,
сопротивление которой хс, приведенное к генератору,
составляет 0,15, а для генератора x'd х2 = 0,25, то ожи-
даемый ток обратной последовательности составит:

+ 0,25 + 0,25 + 0,15

и допустимая длительность такого тока будет около 18 сек.

Работа с заземленной фазой

Если одна из фаз гидрогенератора заземлена, например,
вследствие короткого замыкания в сети, подключенной не-
посредственно к зажимам генератора, то такой режим яв-
ляется для генератора аварийным. Напряжения незаземлен-
ных фаз относительно корпуса будут в этом случае равны
полным линейным напряжениям, что повышает градиенты
напряжения в корпусной изоляции при соединении фаз звез-
дой в ф'З раза и увеличивает вероятность повреждения изо-
ляции.

Кроме того, через любое повреждение корпусной изоляции
будет протекать полный ток короткого замыкания на землю,
так как для токов нулевой последовательности образуется
путь от точки повреждения изоляции до точки заземления
в сети. Если же заземления фазы линии передачи нет, ней-
траль генератора изолирована, через точку повреждения
изоляции генератора протекает только емкостный ток не
более 5 а, не вызывающий больших повреждений.

Исходя из изложенного, продолжительность работы ге-
нератора с заземленной фазой ограничивают минимальным
временем, необходимым для ликвидации аварии; обычно это
время не превышает 2 ч.

Работа в режиме зарядки линий электропередачи
и на емкостную нагрузку

При зарядке линии электропередачи (поддержания на-
пряжения ненагруженной линии) генератор должен погло-
щать емкостную нагрузку, равную

Рс = 3U^Ycl [Мвар],
где иф — фазное напряжение линии, кв;

Yc — удельная емкостная проводимость линии на 1 км,
в среднем равная Yc 2,75 сим/км;

I — длина линии электропередачи, км.
При работе на емкостную нагрузку реакция якоря гидро-
генер атора является намагничивающей, поэтому ток возбуж-
дения гидрогенератора должен быть снижен в зависимости
от тока статора, чтобы напряжение не превышало номи-
нального. Если ток статора равен номинальному, то сниже-
ние тока возбуждения зависит от о. к. з. l/xd. Если ве-
личина о. к. з. та \!хл равна единице, то при номинальном
емкостном токе статора генератор намагничивается до номи-
нального напряжения, и ток возбуждения должен быть ра-
вен нулю.

Если о. к. з. меньше единицы, то генератор намагничи-
вается емкостным током номинального значения до напряже-
ния выше номинального, и надо либо менять направление
тока возбуждения, либо ограничивать ток статора (зарядную
мощность) во избежание перенапряжений.

Между величиной зарядной мощности линии при номи-
нальном напряжении и параметрами генератора с трансфор-
матором должно соблюдаться следующее соотношение:

зар<^+-м’

где k„ — коэффициент, учитывающий увеличение скорости,
зависящий от неровности хода турбины, он равен
в среднем

k » 1,04 н- 1,06;

хг — реактивность трансформатора, в среднем равная

здесь пг — число гидрогенераторов, работающих на один
трансформатор.

При обычных значениях х,, и хт, а также kn, имеющих
место в гидрогенераторах, соотношение между величиной
зарядной мощности линии и генератора определяется нера-
венством

Р 0,°. р

зар '' Х(; Д' •

Однако гидрогенератор может развивать эту мощность только
ограниченное время, из-за повышенного нагрева крайних
пакетов сердечника статора полями рассеяния.

Как правило, режим зарядки линии электропередачи непро-
должителен и для машин средней мощности может осуще-
ствляться беспрепятственно. Для гидрогенераторов весьма
большой мощности заводы-изготовители указывают макси-
мально допустимую продолжительность режима зарядки ли-
нии; обычно она равна 3 мин.

В случае длительной работы на емкостную нагрузку ре-
активная мощность также ограничивается нагревом крайних
пакетов сердечника статора, и величина максимально допу-
стимой реактивной мощности при этом составляет для очень
мощных гидрогенераторов около 30—40% номинальной.

Кроме того, при работе на емкостную нагрузку, если воз-
будитель генератора работает по схеме самовозбуждения,
его напряжение не должно быть ниже определенной вели-
чины, ниже которой плавное регулирование возбуждения не-
возможно. Эту величину можно определить по нагрузочной
характеристике возбудителя, затем по ней подсчитать мини-
мальный ток возбуждения и по нему — максимальную ем-
костную реактивную мощность. Обычно для гидрогенерато-
ров эта величина составляет:

Рс^ (0.5 -0,7)^-

Наконец, максимальная емкостная нагрузка ограничи-
вается еще условиями устойчивой работы линии электропере-
дачи.

Предел передаваемой в статическом режиме мощности при
работе параллельно с мощной системой составляет:

п EU . , С/2 / 1 1 \ • гп

Р = — sin 6---------------sin 2о,

xd 2 \xq xd )

где E — э. д. с., определяемая по прямолинейной части ха-
рактеристики холостого хода при номинальном токе
возбуждения и численно равная отношению токов
возбуждения при номинальной нагрузке и холостом
ходе: Е = in/i0;

U — напряжение в долях номинального.

При емкостной нагрузке приходится снижать ток возбуж-
жения, поэтому величина амплитуды угловой характеристики
мощности уменьшается. Правда, в явнополюсных машинах,
какими являются гидрогенераторы, величина второй гармо-
нической угловой характеристики мощности

L/2 /J___1_\

2 И? Х<1 /

может быть достаточно большой, чтобы поддержать устойчи-
вость работы при пониженных токах возбуждения, однако
в каждом случае этот вопрос требует специального расчета.
Асинхронный режим

Асинхронный режим гидрогенератора может наступить
в результате сброса большой активной нагрузки при сохра-
нении электрической связи с системой, неудачной самосин-
хронизации, потери возбуждения и тому подобных аварий.

В асинхронном режиме отмечаются большие пульсации
тока и напряжения, вызывающие вибрации гидрогенератора
и значительные механические усилия в отдельных узлах.
Кроме того, в обмотке возбуждения генератора, вращающе-
гося асинхронно, наводится значительная э. д. с., которая
при размыкании цепи возбуждения из-за случайного сраба-
тывания защиты или по иным причинам может привести к про-
бою изоляции ротора.

Поэтому асинхронный режим не допускается сколько-ни-
будь длительное время, и в случае выпадения из синхронизма
машина должна быть аварийно отключена от сети.

Допустимые перегрузки

При повышении мощности гидрогенератора температура
его активных частей повышается не сразу. Для установления
теплового режима требуется время, определяемое постоян-
ными нагрева гидрогенераторов.

При адиабатном процессе нагрева температура меди об-
мотки повышается в среднем на

д/ = А

где С — постоянная времени обмотки;

/ — плотность тока.

Условия нагрева обмоток при кратковременных перегруз-
ках близки к адиабатным. Для меди постоянная времени
С = 175. Если учесть отклонение условий нагрева от адиа-
батного процесса, отсос тепла сталью и изоляцией, а также
увеличение теплоотдачи с ростом температуры, то постоян-
ную С можно увеличить до значения С = 200.

Более подробно расчет допустимых перегрузок рассмотрен
в литературе [Л. 35 и 36].

§ 2. Статическая и динамическая устойчивость

Обычно гидроэлектростанции связаны с потребителями до-
статочно длинными линиями электропередачи; кроме того, бла-
годаря простоте конструкции и быстроте пуска гидроагрегаты

13 Заказ № 2088

349
обычно ведут частоту в системе, принимая на себя все
колебания нагрузки в ней. Поэтому обеспечение статической
и динамической устойчивости играет важную роль при про-
ектировании гидрогенератора.

При параллельной работе с бесконечной мощной электри-
ческой системой для ненасыщенной синхронной явнополюсной
машины характерна векторная диаграмма, изображенная на
рис. 235 для режима перевозбуждения. Этой диаграмме со-
ответствует уравнение активной мощности Р (в долях номи-
нальной) в зависимости от э. д. с. возбуждения Е, определен-
ной по прямолинейной части характеристики холостого хода,
напряжения U, синхронных реактивностей по продольной и
поперечной осям xd и xq и угла внутреннего сдвига 8:

где in — ток возбуждения при нагрузке;

iK — ток возбуждения при установившемся трехфазном
коротком замыкании;

i0 — тэк возбуждения при холостом ходе;

cos ф — номинальный коэффициент мощности.

Зависимость передаваемой мощности Р от угла внутрен-
него сдвига 8 при U = const и Е — const называется угло-
вой характеристикой и для ненасыщенной ма-
шины может быть построена как результат наложения двух
синусоид, соответствующих двум членам уравнения (157).
Максимуму этой кривой отвечает максимум передаваемой
мощности — так называемый предел передавае-
мой мощности в статическом режиме, который до-
стигается при соотношении

xd xq

cos 23
cos S

8 = arc cos

Xq \2 1 , j _ 2

Xd — Xq / 16 T 4

E Xq

U Xd Xq

П 1

arccos 1------

E _ Xq 1

U ' Xd — xq h 32 \ U

Xq \2
xd Xq J
Если гидрогенератор работает на длинную линию электро-
передачи через трансформатор с реактивностью хт, напряже-
ние на конце линии 02 и ток 12 связаны с напряжением Uг
и током в начале линии обычной системой уравнений (для

комплексов):

b\ = IJ2 cos к -ф jI2Z sin k;

U x = j sin k 4- I2 cos k;

здесь Z — волновое сопротивле-
ние линии в долях единицы:

Z — —

где PN — номинальная мощ-
ность; '

Pz — натуральная мощ-
ность линии;

X — угол линии:

k = I [град];
3000 г

I — длина линии, км.

Тогда выражение для мощ-
ности можно записать в следую-
щем виде:

Рис. 235. Векторная диаграмма
генератора

cos X______।_1_ / U2 \2 Xd _ sin 26

ха + хт+ZtgX 2 \cosk/ + xr + Z tg k)(x9 + xT+ Z tg X) ’

что соответствует выражению (157), если вместо U в него
подставить t/2/cos к, а реактивности xd и xq увеличить на ве-
личину + Z tg к. Построение векторной диаграммы ана-
логично рис. 234.

Идеальный предел мощности достигается в данном случае
при соотношении

Е _ + хт + tg X _cos 26 (158)

U 2 xd xq cosS

cos X

13*

351
Если машина работает при угле внутреннего сдвига больше
максимального, то дальнейшему увеличению угла 8 соответ-
ствует уменьшение передаваемой мощности, и работа гене-
ратора становится неустойчивой.

Повышения предела передаваемой мощности можно до-
стигнуть, увеличивая Е и уменьшая xd.

Уменьшение реактивностей xd и xq достигается в извест-

ных пределах за счет увеличения воздушного зазора и по-
терь на возбуждение, а также путем снижения использования
(см. первую часть, гл. 9), что

Рис. 236. К расчету насыщен-
ного значения xq.

во всех случаях удорожает ма-
шину.

При увеличении длины линии
электропередачи и ее сопротив-
ления Z уменьшение реактив-
ностей становится менее эффек-
тивным, поэтому основное зна-
чение приобретает увеличение
э. д. с. возбуждения Е, что
достигается обычно благодаря
применению устройств возбуж-
дения с большим потолочным

напряжением.

Диаграмма на рис. 234 и уравнения (157) и (158) выведены
в предположении ненасыщенной магнитной цепи машины.
В реальных условиях насыщение уменьшает значения реак-
тивностей, а угловая характеристика — зависимость мощно-
сти Р от угла 8 при постоянном напряжении U — тоже меняет
свой вид и уже не является результатом наложения двух
синусоид. В связи с этим построение угловой характери-
стики по формуле, аналогичной (157) и (158), становится не-

возможным.

За последние годы проведено несколько исследований, по-
священных влиянию насыщения на значения синхронных
реактивностей, особенно xq. Получены расчетные и экспери-
ментальные зависимости насыщенного значения xq от различ-
ных факторов в разных режимах, с помощью которых можно
путем более или менее трудоемких расчетов построить угло-
вую характеристику с учетом насыщения.

Наиболее простым способом является построение рабочей
точки угловой характеристики, которая характеризует ра-
бочий угол и, следовательно, запас устойчивости, с помощью
зависимости xq от <рЛ., представленной на рис. 236 (по данным
эксперимента).
Рабочий угол гидрогенератора при заданной мощности,
токе I, напряжении U и угле <р определяется по формуле

5, . 1хаи COS ср

8Н = arcsin—— 4 .1 —,

V sintP + 6'2

где xqii — насыщенное значение синхронной реактивности
по поперечной оси.

Под влиянием насыщения угловая характеристика изме-
няется так, что при малых рабочих углах фактическая мощ-
ность возрастает по сравнению со значением, полученным по
формуле (157), а при углах, близких к 90° или более, незна-
чительно отличается от него.

Такое изменение характеристики создает определенные
недостатки и преимущества. С одной стороны, увеличивается
синхронизирующая мощность dP/db иkуменьшается период
собственных колебаний, обратно пропорциональный синхро-
низирующей мощности, что в некоторых случаях повышает
возможность самораскачивания. С другой стороны, несом-
ненно, уменьшение рабочего угла вследствие насыщения по-
вышает запас устойчивости, особенно при предельных дина-
мических переходах.

Под динамической устойчивостью ра-
боты гидрогенератора обычно понимают устойчивость пере-
хода его из одного установившегося режима в другой вследст-
вие внезапного изменения нагрузки (сброс или наброс части
нагрузки, короткое замыкание в сети и т, п.). При резком
изменении нагрузки регулятор гидротурбины относительно
медленно изменяет мощность и за время его действия ско-
рость агрегата под влиянием избыточного момента на валу
увеличивается или уменьшается. Кроме того, в обмотках
генератора возникают переходные токи. Если в результате
электромеханического переходного процесса генератор не
выпадает из синхронизма и начинает работать в новом уста-
новившемся режиме, то его динамическая устойчивость до-
статочна.

В простейшем случае для оценки динамической устойчи-
вости можно воспользоваться так называемым крите-
рием площадей [Л. 37].

В результате изменения нагрузки, скажем, вследствие от-
ключения какого-либо участка сети, угловая характеристика
системы генератор — линия изменится: ее амплитуда умень-
шится, так как возрастет суммарная реактивность системы
(кривые 1 и 3 на рис. 237). Установившемуся режиму при

........................................ 353
S

Рис. 237. Критерий пло-
щадей.

неизменной мощности на этой характеристике соответствует
точка 8.

Согласно критерию площадей переход будет устойчивым,
если заштрихованные площади, ограниченные угловой харак-
теристикой и прямой р0 = const по обе стороны 8, равны,
или площадь справа больше площади слева (энергия тормо-
жения больше или равна энергии разгона). При этом нужно
учесть, что угловая характеристика в переходном режиме
может быть получена по формулам
(157) и (158) путем замены Ёа на E’d:

E’d = U cos \ + IdQx'd

и xd на x'd (кривая 2). Из этого
следует, что чем меньше отно-
шение x'dlxd и чем меньше абсо-
лютная величина х' тем выше
я’

амплитуда угловой характеристики
мощности в переходном режиме.
Поэтому при проектировании элек-
трических систем на значение x'd
генераторов накладываются извест-
ные ограничения. Однако надо
учесть, что чем длиннее линия

электропередачи, тем меньшую долю в общем сопротивлении
составляет x'd генератора и тем большую роль играет регу-
лирование возбуждения.

Насыщение магнитной цепи снижает величину x’d на
10—20% и этим также благоприятно влияет на устойчивость
перехода.

Для точного расчета динамической устойчивости исполь-
зуется полная система уравнений синхронной машины —
уравнения Горева—Парка [Л. 38]. Возможно только чис-
ленное решение этой системы методом последовательных ин-
тервалов вручную или с помощью электронных вычислитель-
ных машин. Последний метод получил в настоящее время ши-
рокое распространение.

§ 3. Эксплуатация подпятника

При эксплуатации подпятника гидроагрегата нужно раз-
личать следующие режимы его работы: пуск, длительную
работу, остановку.
Пуск является наиболее тяжелым режимом для подпят-
ника. Поэтому следует использовать все возможности для его
облегчения.

Чтобы облегчить образование масляной пленки между вра-
щающимся диском и опорными сегментами, температура масла
в ванне подпятника при пуске должна быть не ниже 15° С.
При более низкой температуре вязкость масла повышается
и весьма затрудняется его проникновение между трущимися
поверхностями. Поэтому в холодное время, когда темпера-
тура охлаждающей воды меньше 10° С, ее можно пускать в
маслоохладители только после повышения температуры масла
в ванне до нормального рабочего уровня.

В агрегатах с поворотнолопастными турбинами облегче-
ние работы подпятника при пуске достигается таким разворо-
том лопастей турбины, при котором осевая составляющая
давления воды на рабочее колесо наименьшая. Немедленно
после пуска лопасти могут быть развернуты в положение,
соответствующее оптимальному режиму работы турбины.

Значительно утяжеляются условия работы подпятника,
если пуск производится после кратковременной стоянки, сле-
дующей за кратковременной работой. Дело в том, что если
агрегат вращается кратковременно (менее 30—60 мин), его
сегменты не успевают прогреться по всей своей толщине. Верх-
ние нагретые слои сегментов при этом удлиняются больше
нижних и сегменты утрачивают плоскую форму.

Последующий пуск на таких деформированных сегментах
часто ведет к их повреждению, так как резко повышается
удельное давление на их выпуклых частях. Поэтому в экс-
плуатации следует избегать частых повторных пусков.

Для облегчения пуска после длительной стоянки вращаю-
щиеся части поднимаются на тормозах перед пуском. Обра-
зовавшийся при этом зазор между диском и сегментами за-
полняется маслом из ванны. После опускания масляный слой
полностью не выжимается, оставшаяся пленка масла обеспе-
чивает полусухое трение в момент пуска, что предохраняет
поверхности подпятника от «задира».

Обычно к подъему на тормозах прибегают при стоянке
агрегата свыше пяти дней. Чтобы избежать этой операции,
агрегат, находящийся в длительном резерве, периодически
прокручивают в течение нескольких минут.

Показателем нормальной работы подпятника в длитель-
ном режиме является постоянство температуры его сегментов.
Абсолютная величина температуры для разных типов подпят-
ников в различное время года в зависимости от температуры
охлаждающей воды может быть различной и не может служить
достаточным показателем нормального его состояния. Между
тем всякое повышение температуры подпятника при длитель-
ной работе против установившейся свидетельствует о возник-
ших в нем ненормальностях.

В том случае, когда наблюдается одновременное повыше-
ние температуры сегментов и масла, возможной причиной яв-
ляется ухудшение охлаждения, что, в свою очередь, может
быть вызвано засорением маслоохладителей или трубопрово-
дов системы водоснабжения.

Если температура сегментов повышается больше, чем тем-
пература масла, это свидетельствует о нарушении нормаль-
ного состояния трущихся поверхностей. В этом случае надо
произвести ревизию подпятника, во время которой при-
шабровать сегменты и проверить распределение нагрузки
между ними.

Тепловая защита подпятника осуществляется термосиг-
нализаторами, которые при повышении его температуры дают
импульсы на сигнал и на остановку агрегата. Учитывая, что
показателем нарушения нормальной работы подпятника яв-
ляется начавшееся повышение его установившейся темпера-
туры, а не ее величины, термосигнализаторы в различное
время года должны иметь разные уставки.

Утяжеление работы подпятника при остановке связано
с уменьшением скорости вращения, что приводит к уменьше-
нию толщины масляной пленки. Однако, поскольку одновре-
менно уменьшается выделение тепла и нагрузка на подпят-
ник, остановка является более легким режимом, чем пуск,
и специальных мер повышения надежности на хорошо отре-
гулированных подпятниках при остановке не требуется.

В первый период эксплуатации, когда подпятник еще не
вполне приработан, при остановке осуществляют торможение,
что уменьшает время вращения при малой скорости.

В заключение кратко остановимся на эксплуатации под-
пятников специальных исполнений.

Подпятник с подачей масла под дав-
лением при пуске и остановке. При подаче
импульса на пуск агрегата включается насос подачи масла
в сегменты. После того как давление в этой системе устано-
вится на заданном уровне, реле давления дает импульс на
открытие направляющего аппарата турбины. После дости-
жения номинальной скорости насос отключается.

Подпятники с непосредственным ох-
лаждением опорных сегментов водой.

Подача воды в сегменты производятся сразу после пуска.
В холодное время года, когда охлаждающая вода имеет тем-
пературу ниже 10° С, воду в сегменты следует подавать по-
степенно.

§ 4. Особенности эксплуатации гидрогенераторов
с непосредственным охлаждением обмоток

Эксплуатация гидрогенераторов е непосредственным ох-
лаждением обмоток имеет ряд особенностей, обусловленных,
во-первых, конструкцией этих генераторов и, во-вторых, по-
вышенным уровнем электромагнитных и тепловых нагрузок.
В первую очередь эти особенности накладывают дополнитель-
ные ограничения на допустимые режимы работы.

При прекращении циркуляции охлаждающей воды в об-
мотке статора машина должна в течение не более 3 мин
быть р азгружена, отключена от сети и развозбуждена, так
как резкое возрастание температуры обмотки может довести
находящуюся в ней воду до кипения. Даже после снятия на-
грузки вода в подводящих шлангах может быть нагрета до
кипения токами утечки, поэтому после отключения гидроге-
нератор нужно развозбудить.

Обычно нужно иметь предупредительный сигнал об умень-
шении расхода охлаждающей жидкости, о повышении ее тем-
пературы на выходе из обмотки и о снижении ее электриче-
ского сопротивления. Величина последнего определяет зна-
чение токов утечки и не должна быть ниже 50 000 ом-см. Так
как охлаждающая обмотку дистиллированная вода посте-
пенно загрязняется, ее надо периодически сменять.

Температура входящей в обмотку дистиллированной воды
не должна быть очень низкой, так как это вызывает затверде-
вание асфальтового компаунда, и изоляция, теряя эластич-
ность, становится ломкой. Поэтому обычно температура воды
на входе в обмотку не должна быть ниже 35—40° С; в то же
время для создания известного теплового запаса на случай
перегрузки температура выходящей из обмотки воды не
должна превышать 80° С. Подогрев воды в обмотке — обычно
не более 30° С.

В обмотке статора гидрогенератора имеется много парал-
лельных цепей по воде, причем в каждой из них установлен
термометр сопротивления. Показания этих термометров во
время эксплуатации не должны сильно различаться: разница
более 20° С между отдельными параллельными цепями ука-
зывает на недостаточное охлаждение той или иной цепи.
В таких случаях нужно проверить протекание воды по наи-
более нагретому участку.

Опасность закипайия воды в обмотке при перегрузке, а
также повышенная плотность тока заставляют снижать до-
пустимое время перегрузки статора. Так, для машин с водя-
ным охлаждением обмотки обычно допускается полуторакрат-
ная перегрузка в течение 1 мин. Следует учесть, что при
внезапных перегрузках проводников, охлаждаемых водой,

скорость возрастания температуры определяется соотноше-

нием

Д»

А/

300

—5|_+ - [град/сек},

где / — плотность тока;

4 — начальная температура.

В пределах допустимого времени перегрузки процесс на-
гревания обмотки близок к адиабатному.

Постоянная времени нагрева охлаждаемого водой провод-
ника зависит от скорости течения воды и и длины проводника
/, составляя в среднем 3,4 l/v [Л. 39].

Теоретически каждый генератор с водяным охлаждением
обмотки может работать и без воды при пониженной мощности
(обычно около 30% PN). Однако практически перевод гидро-
генератора на работу без воды сопряжен с длительной оста-
новкой для полного удаления воды из обмотки, так как даже
сырая внутренняя поверхность водоподводящих шлангов
может быть причиной пробоя на корпус.

Удаление воды из обмотки путем продувки ее сжатым воз-
духом необходимо при хранении статора, при отключении
машины на длительное время для ремонта, если температура
окружающего воздуха ниже нуля. и

Все сказанное выше об эксплуатации системы водяного
охлаждения обмотки статора в полной мере относится и к си-
стеме водяного охлаждения ротора; кроме того, в отношении
ротора выдвигается несколько дополнительных требований,
конкретно связанных с устройством подвода охлаждающей
жидкости к вращающемуся валу. Одним из условий правиль-
ной эксплуатации в этом случае является максимальное огра-
ничение утечек воды через уплотнение системы водоподвода.
Значительное увеличение утечек воды приводит к снижению
полезного расхода ее через обмотку и уменьшению теплового
запаса, что для обмотки возбуждения, подвергающейся мно-
гократным перегрузкам, совершенно недопустимо.

Система форсированного воздушного охлаждения ротора
менее сложна с точки зрения эксплуатации. Здесь требуется
обеспечить чистоту охлаждающего воздуха во избежание за-
сорения поперечных каналов в витках обмотки. Необходимо
поддерживать хорошее состояние уплотнений корпуса, чтобы
пыль не засасывалась в генератор снаружи, периодически
осматривать и при необходимости прочищать сжатым возду-
хом каналы катушки возбуждения.

Непосредственное охлаждение обмоток позволяет путем
регулирования расхода воды в теплообменниках, охлаждаю-
щих дистиллят, легко поддерживать постоянный температур-
ный режим изоляции обмотки статора, что весьма важно для
повышения срока ее службы.

В силу того, что в генераторах с непосредственным охлаж-
дением повышены электромагнитные нагрузки и значения
реактивностей, кроме того, обычно снижены величины махо-
вых моментов, для поддержания устойчивой работы этих
машин применяется быстродействующая ионная система
возбуждения с высоким постоянным напряжением. При этом
возникает необходимость, во-первых, обращать особое вни-
мание на состояние изоляции ротора, подвергающейся воз-
действию повышенных напряжений, и, во-вторых, иметь за-
щиту от перегревов ротора вследствие повторных форсировок
возбуждения.
ЛИТЕРАТУРА

1. Турбинное оборудование гидроэлектростанций, Руководство
для проектирования, под ред, А. А. Морозова, Госэнергоиздат, 1958.

2. С. П. Тимошенко, Колебания в инженерном деле,
Гостехиздат, 1959.

3. Ю. М. Э л ь к и и д, Б. А. К а р т а ш к и н, Метод опре-
деления усилий в узлах крепления активной стали статора гидроге-
нератора, «Электротехника», 1965, № 8.

4. П. М. Ипатов, Гармонические м. д. с. обмотки статора
с дробным числом пазов на полюс и фазу, сб. «Электросила», № 20,
1961.

5. П. М. Ипатов, Построение рациональных схем волновых
обмоток статора синхронного генератора с дробным числом пазов на
полюс и фазу, сб. «Электросила», № 17, 1959.

6. Б. А. К а р т а ш к и н, Ф. X. Прадо, Ю. М. Э л ь -
кинд, Вибрация конструктивных узлов статора гидрогенератора,
«Электрические станции», 1965, № 8.

7, Ф. М. Д е т и и к о, В. М. Фастовский, Механический
расчет катушки полюса синхронной машины, «Электротехника»,
1964, № 6.

8. А. Р. Р ж а н и ц ы н, Расчет сооружений с учетом пласти-
ческих свойств материалов, Стройвоенмориздат, 1949.

9. Ф. М. Д е т и н к о, В. М. Ф а с т о в с к и й, Расчет коль-
цевых деталей от радиальных осесимметричных нагрузок, ВЭП, 1963,
№ 6.

10. Г. М. Валов, Контактная задача об, упругой и термо-
упругой осесимметричной деформации бесконечного сплошного ци-
линдра, Изв. АН СССР, «Механика и машиностроение», 1965, № 5.

11. Ф. М. Детинк о, В. М. Фастовский, Посадка ко-
роткой втулки на цилиндрическую оболочку, «Вестник машинострое-
ния», 1967, № 7.

12. Б. Н. Красовский, Вопросы прочности электрических
машин, Изд-во АН СССР, 1951.

13. И. А. Б и р г е р, Расчет резьбовых соединений, Оборон-
гиз, 1951.

14. А. М- К а ц, Теория упругости, Гостехиздат. 1956.

15. С. Д. Пономарев, В. Л. БиДерман и др., Рас-
четы на прочность в машиностроении, Машгиз, 1959.

16. Ф. М. Д е т и н к о, Виброустойчивость гидроагрегатов,
«Электротехника», 1963, № 11.

17. Л. Г. Л о й ц я н с к и й, А. И. Лурье, Курс теорети-
ческой механики, т. I, Гостехиздат, 1954.

18 С. А. Г р а н о в с к и й, В. М. О р г о, Л. Г, С м о л fl-
ров, Конструкции гидротурбин и расчет их деталей, Машгиз, 1953.
19. А. У. Б у г о в, А. К. Д е в я т о в, В. П Петров, Иссле-
дование влияния некоторых факторов на величину критической ско-
рости роторов гидроагрегатов с помощью ЭЦВМ «Урал», «Энерго-
машиностроение», 1966, № 4.

20. Ю. Е. Г а р к а в и, Испытания турбин ГЭС Свирь-3 на раз-
гон, сб. «Гидротурбостроение», Машгиз, 1957.

21. И. П Иванов, Подпятники гидрогенераторов, ЦБТИ НИИ
Электропромышленности, 1958.

22. А. Митчел, Смазка плоских поверхностей, сб. «Гидроди-
намическая теория смазки», Гостехиздат, 1964.

23. R. О. В о s w а 1 1, The theory of film lubrication, Longmans,
London, 1928.

24. A. C h a r n e s, F. О s t e r b e, E. S a i b e 1, On the soluti-
on of the Reynolds eguation for slidrer-bearing lubrication — IV. Effect
of temperature on viscosity, Trans. ASME, v. 75, p. 1117, 1953.

25. И. А Кунин, Гидродинамическая теория смазки упорных
подшипников, Изд-во Сиб. отд. АН СССР, 1960.

26. A A Raimondi, The infuence of longitudinal and trans-
verse profile on the load capacity of pivoted pad bearings, Trans. ASLE,
v. 3, p. 265, 1960.

27. M. В. К о p о в ч и н с к и й, Теоретические основы работы
подшипников скольжения, Машгиз, 1959.

28. Штернлихт, Рейд, Арвас, Характеристики упру-
гих, самоустанавливающихся относительно центра сегментных баш-
маков упорных подшипников, «Техническая механика», т. 83, серия Д,
№ 2, Изд-во иностр, лит., 1961.

29. Штернлихт, Картер, Арвас, Адиабатический
анализ упругих самоустанавливающихся сегментных подушек упор-
ного подшипника, «Прикладная механика», т. 28, серия Е, № 2,
Изд-во иностр, лит., 1961.

30. Ф. М. Д е т и н к о, Оценка несущей способности кольцевых
идеально пластических пластин, «Строительная механика и расчет
сооружений», 1962, № 3.

31. Walker, The troubles of electrical machines, London, 1929.

32. P. Рихтер, Электрические машины, т. II, ГОНТИ, 1934.

33. J о г d е n, Lagerstrome, Е. und. М., № 11, 1962.

34. В. Л. И н о с о в, Л. В. Ц у к е р н и к, Компаундирование
и электромагнитный корректор напряжения, Изд-во АН УССР, 1954.

35. И. А. Сыромятников, Режимы работы синхронных
генераторов, Госэнергоиздат, 1952.

36. В. П. Айемподистов, К расчету процесса нагрева
обмотки турбогенератора с внутренним охлаждением при перегрузках
по току, сб. «Теория, расчет и исследование высокоиспользованных
электрических машин», «Наука», 1965.

37. А. А. Горев, Введение в теорию устойчивой работы элек-
трических станций, КУБУЧ, 1935.

38. А. А. Горев, Переходные процессы синхронной машины,
Госэнергоиздат, 1950.

39. Э. И. Г у р е в и ч, В. М. Уварова, Исследование не
установившейся температуры в обмотках с непосредственным охлаж-
дением, сб. «Электросила», № 26, 1967.

40. А. С. Еремеев, Анализ возможности повышения мощно-
сти гидрогенераторов, сб. «Электросила», № 14, 1956.

41. А. С. Е р е м е е в, Перспективы повышения мощности гидро-
генераторов, ВЭП, 1959, № 11.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Предисловие..........•.......................................... 3

Глава первая. Развитие гидрогенераторостроения в СССР .... 5

§ 1. Производство гидрогенераторов в довоенный период —

§ 2. Производство гидрогенераторов в послевоенный период 12

Г лава вторая. Основные факторы, определяющие конструкцию
гидрогенератора ...................................... 17

§ 1. Особенности конструкции гидрогенератора........—

§ 2. Компоновка гидрогенераторов....................24

§ 3. Механические усилия, действующие на узлы гидроге-
нератора 37

Глава третья. Статор............................................38

§ 1. Корпус.........................................—

§ 2. Сердечник и детали его крепления...............51

§ 3. Механический расчет сердечника статора и его кре-
пления 57

§ 4. Фундамент......................................67

Глава четвертая. Обмотка статора и детали ее крепления .... 69

§ 1. Составление схемы обмотки......................—

§ 2. Конструкция обмоток............................78

§ 3. Определение конструктивных размеров обмотки...ста-
тора .............................................. 86

Г лава пятая. Ротор..................,..........................91

§ 1. Конструктивные типы............................—

§ 2. Валы ...............................................102

§ 3. Остовы........................................105

§ 4. Ободы ..............................................111

§ 5. Полюсы .............................................116

§ 6. Токоподводы...................................131

§ 7. Расчет механической прочности полюса..........134

§ 8. Прочность обода ротора и предельная окружная ско-

рость гидрогенераторов с шихтованным ободом . . 146

§ 9. Крепление обода и остова ротора...............154

§ 10. Напряжения в остове ротора.........................164

§ 11. Вал гидрогенератора................................170

Глава шестая. Крестовины.......................................185

§ 1. Общие положения ......................................—

§ 2. Крестовины гидрогенераторов подвесного типа . . . 186

§ 3. Крестовины гидрогенераторов зонтичного типа . . . 196
§ 4. Компоновка узлов, расположенных в зонах крестовин 203

§ 5. Перекрытия и щиты..............................218

§ 6. Жесткость опорной крестовины .................' 220

§ 7. Выбор размеров деталей крестовины .............226

§ 8. Напряжения в опорной крестовине ...............231

Глава седьмая. Подпятники ................................231

§ 1. Общие положения .................................—

§ 2. Конструкции подпятников с неподвижными самоуста-
навливающимися сегментами на регулируемых винто-
вых опорах..........................................235

§ 3. Подпятники с автоматическим распределением нагруз-
ки между сегментами.................................248

§ 4. Масляные ванны подпятников и маслоохладители . . 249

§ 5. Устройства, облегчающие работу подпятника при пуске
и остановке ........................................258

§ 6. Гидродинамический расчет подпятника............260

§ 7. Напряжения и деформации элементов подпятника . . 271

Глава восьмая. Подшипники ................................282

§ 1. Общие положения..................................—

§ 2. Конструкция сегментных подшипников.............284

Глава девятая. Токи в подшипниках .................288

§ 1. Причины возникновения подшипниковых токов ... —

§ 2. Повреждения, вызываемые подшипниковыми токами 296

§ 3. Устранение подшипниковых токов.................297

Глава десятая. Возбудительные машины на валу генератора . . . 299

§ 1. Возбудитель и подвозбудитель.....................—

§ 2. Вспомогательный генератор.................... 304

Глава одиннадцатая. Вспомогательные устройства............307

§ 1. Тормозное устройство.............................—

§ 2. Температурный контроль и автоматизация пуска, ра-
боты и остановки гидрогенератора....................310

§ 3. Противопожарные устройства ....................314

§ 4. Регуляторный генератор.........................315

Глава двенадцатая. Монтаж гидрогенератора ................319

§ 1. Особенности гидрогенераторов, определяющие порядок
их монтажа ...........................................—

§ 2. Организация монтажа............................320

§ 3. Специальные приспособления и инструменты .... 322

§ 4. Специальные материалы............................—

§ 5. Хранение оборудования до moi тажа..............323

§ 6. Сборка статора.................................324

§ 7. Сборка ротора . . ................ . . 327

§ 8. Сборка подпятника и остальных узлов на монтажной
площадке............................................334

§ 9. Сборка гидрогенераторов зонтичного типа на фунда-
менте ..............................................335

§ 10. Особенности сборки р щрогенераторов подвесного типа 341
Глава тринадцатая. Эксплуатация гидрогенераторов...............341

§ 1. Допустимые режимы ...............................—.

§ 2. Статическая и динамическая устойчивость.........349

§ 3. Эксплуатация подпятника.........................354

§ 4. Особенности эксплуатации гидрогенераторов с непо-
средственным охлаждением обмоток ................357

Литература................................................360

Г/

г,

Домбровский Вячеслав Вячеславович, Детинко Феликс Моисеевич,

I Еремеев Александр Сергеевич, Иванов Николай Павлович,

Ипатов Павел Михайлович, Каплан Моисей Яковлевич,
Пинский Григорий Борисович

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ГИДРОГЕНЕРАТОРОВ

Научный редактор В. В. Домбровский
Редактор Я. В. Зарецкий
Художественный редактор Г. А. Гудков
Технический редактор Е. М. Соболева
Корректоры Е. С Ьарбан, Т, А. Пак

Сдано в производство 1,1 X 1967 г. Подписано к печати 2/XI1 1967 г. М-53650
Печ л прив 19,11 Уч -изд л 20,07 Бум л 5,69 Формат 84х 1О8‘/За.
Бумага типографская № 3 Тираж 4000 Заказ 2088 Цена 1 р. 15 к

Ленинградское отделение издательства „Энергия". Марсово поле, 1

Ленинградская типография № 4 Главполиграфпрома Комитета по печати
при Совете Министров СССР, Социалистическая, 14