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"Roue rigide exposée à charge latérale comme porteur d'aubage- ou de labyrinthe pour machines rotatives à admission radiale"
L'invention concerne les roues montées rigidement sur un arbre et soumises à des charges latérales à titre de por- teurs d'aubage ou de labyrinthe pour les machines rotatives à admission radiale, particulièrement les turbines à vapeur ou à gaz et dans lesquelles on a usiné par taillage de rainures @ axiales de part et d'autre en pleine matière des bagues d'au= bage ou de labyrinthe d'une épaisseur maximum de 20 mm.
Le cours exact des tensions dans les roues de ce genre peut à peine être déterminé par le calcul; l'on doit plutôt se con- tenter de déterminer les épaisseurs de paroi nécessaires au fond des rainures par des procédés d'approximation,avec cette consideration que les bagues porteuses ne font aucun apport pour augmenter la solidité,et qu'il s'agit donc ainsi d'un disque plat ayant en général une épaisseur égale aux épaisseurs
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de paroi résiduaires au fond des rainures. Selon l'expérience, il se produit ainsi des accumulations de matière,qui établissent le rapport de surface à la masse de matière d'une manière ef- fectivement plus défavorable que dans les bagues de tête du contre- aubage, qui pénètrent à l'intérieur des rainures de la roue.
Il en résulte des rapports d'échauffement et de refroidissement inégaux, soit donc des dilatations inégales des bagues sous la chaleur,et les fines pointes d'étanchéité s'usent d'une manière indésirable, ce dont il résulte des pertes de faiblesse plus grandes. Pour y remédier on a introduit le disque léger,qui permet une position oblique de toute la roue sous l'effort de la pression latérale du fait de son appui élastique par rapport à l'arbre et qui utilise ainsi les résistances à la distorsion des bagues porteuses pour la consolidation de la roue. De cette façon on peut maintenir facilement un rapport généralement uniforme et favorable de la surface à la masse de mâture.
La présente invention veut également établir des rapports de dilatation de chaleur pratiquement utilisables pour ces cas, dans lesquels on maintiendra, pour des raisons parti- culières, un montage rigide de la roue sur l'arbre, soit qu'il convient d'éviter,autant que possible, des modifications dans les modèles actuels, que l'on craint le besoin plus grand en calcul que requiert la théorie des disques légers, qu'au point de vue du travail d'atelier on préfère l'exécution plus robuste du disque rigide, qu'il convient de maintenir les flexions axiales aussi petites que possible ou que,finalement, il con- vient de perfectionner postérieurement des machines déjà exécutées.
L'invention part ici de cette constatation que toutes les différences de dilatation sont proportionnées au diamètre de bague et ne peuvent, par conséquent, prendre de -grandes valeurs absolues que pour de diamètres de bagues que plus grande', particulièrement cependant!,lors d'un assemblage
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complètement rigide des grandes bagues.
extérieures avec les petites bagues intrieures ces dernières, même quand elles ne peuvent varier leur diamètre par suite de leur assemblage rigide avec l'arbre, ne peuvent quand même pas empêcher effectivement une dilatation ou une contraction des grandes bagues extérieures, quand les grandes bagues extérieures, y compris les cloisons d'assemblage rigides aux bagues intérieures, présentent elles-mêmes un rapport de surface à masse de matière, qui permet une variation de température conformément rapide.
Si notamment la température des grandes bagues extérieures augmente par exemple, et si elles veulent de ce fait augmenter leur diamètre, la matière/qui relie ces bagues avec les bagues intérieures rigidement fixées, se dilste également en direction radiale, sous condition qu'il est également maintenu ICI un rapport uniformément favorable de surface à la masse de matière, Il a été par exemple proposé d'assembler une bague de 10 mm. d'épaisseur de paroi et 1000 mm. de diamètre avec une bague montée rigidement et de 200 mm. de - diamètre par une paroi de tôle d'une épaisseur également de 10 mm., et pareil dispositif fut soudainement chauffé au complet de 100 C. L a bague de 1000 mm. de liamètre veut alors se dilater d'environ 1,1 mm., la petite bague d'un diamètre de 200 mm. veut se dilater d'environ 0,22mm.
Si la petite bague était libre, la paroi de tôle d'assemblage, dont la dilatation radiale sous 1'échauffement Correspond directement à la différence de dilatation des bagues, permettrait librement ces dilatations de S'effectuer, Si par contre la bague intêrieure est montée rigidement, il se produit uniquement une entrave à la dilatation de la grande bague extérieure pour les 0,22 mm. mêmes. Cette entrave est donc réduite.
Sur la base de cette constation, la présente invention pose le problème d'assurer pour les roues rigidement montées sur un arbre, directement pour les grandes bagues extérieures, un rapport généralement favorable de surface à masse de
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matière sans considération pour le rapport d'échauffement dé- favorable du lourd moyeu de roue rigidement fixé.
Pour la so- lution de ce problème et conformément à l'invention, le bord de roue extérieur est considéré,indépendamment des méthodes de calcul usuelles et en faisant abandon de l'action de ren- forcement des tensions périphériques et des tensions radiales provoquées par celle-ci, comme bande de tôle droite déroulée, laquelle est chargée du bord extérieur de roue déroulé vers le bord intérieur de la bande qu'on imagine rigidement serré d'une différence de pression montant en ligne droite de zéro, conformément à la chute de charge n ll de la publication Hutte, 25e édition, livre 1, page 612. Avec s = tension de flexion en kg./cm2, a = augmentation de pression en kg./cm2 pour 1 cm. de rayon, b = épaisseur axiale de la bague en cm.
(épaisseur de paroi de la roue au fond des rainures) et 1 = hauteur de bande radiale en em.(distance du bord extérieur de roue), on obtient la relation suivante :
13 s = a x- b2 Cette relation d'évaluation toute brute montre une décroissance extraordinairement rapide de l'effort de flexion s en direc- tion du bord de roue extérieur. Pour des valeurs données de s, a et b, on peut déterminer la distance 1 du bord de roue ex- térieur où l'en atteint d'abord la tension s:
1 = 3 b2 xs/a Comme la relation s se trouve sous la racine cubique, son in- a fluence sur la grandeur de 1 est très réduite.
Si l'on admet: s 1000 4000 kgr./cm2 a 1 4 atm./cm. on obtient dans ces larges limites de la relation s de 1 à 4
4 (soit 1 :16) pour 1 la limite:
1 = (6.3 à 16) x b2/3 Visiblement avec b = 2 cm., 1 peut comporter au moins jusqu'à 10 cm. Ceci comparé avec les réalisations actuelles présente une relation totalement surprenante, laquelle n'est toutefois
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@ qu'approximative, mais qui renferme cependant une grande sécu- rité par le fait de négliger les puissances de consolidation résultant de la forme du disque, et qui dépasse en général l'augmentation des tensions de flexion radiales sous les efforts de la force centrifuge.
Conformément à l'invention il est donc proposé que l'é- paisseur de paroi résiduaire de la roue au fond des rainures comporte sur une section radiale d'au moins 50 mm. , à partir du bord extérieur de la roue également 20 mm. au maximum ou que pour de hautes exigences au point de vue mobilité de chaleur et charge usuelle, l'épaisseur de paroi résiduaire de la roue au fond des rainures comporte sur une section radiale d'au moins 100 mm. à partir du bord extérieur de la roue éga- lement 20 mm. au maximum. Il est ici avantageux, en raison de la même relation, de limiter aussi l'épaisseur de paroi résiduaire au fond des rainures à une distance encore plus grande du bord de roue extérieur et, de préférence, sur une section radiale d'au moins 120 mm. du bord extérieur de roue à 30 mm, au maximum.
Si les bagues porteuses ne Sont taillées dans la roue que d'un côté, elles produisent toutefoissous l'effet de la force centrifuge des moments de flexion com- plêmentaires sur la matière de la roue* moments qui viennent renforcer en général les moments de flexion provenant de la pression latérale.
La résistance à la distorsion de la bague porteuse connue dans la théorie des disques légers limite ce- pendant la grandeur de ces moments de flexion supplémentaires, En outre, la chute de pression a le long de la roue est moin- dre dans le casd'admission unilatérale, de sorte que dans ce cas également les constatations énoncées gardent leur validités
Par les mesures proposées selon l'invention, il est ef- fectivement possible de créer une construction, particulièrement quand les porteurs d'aubage ou de labyrinthe stationnaires sont exécutés comme disques légers à montage élastique, qui
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maintient même, pour des variations de température considéw râbles, des grandeurs d'interstice tolérables à l'intérieur de l'aubage.
Pourles disques stationnaires cependant un appui élastique est indispensable,pour autant qu'il se produit sur le grand diamètre extérieur, afin que notamment les bagues de grand diamètre puissent respirer librement. Quand les disques stationnaires ont leurappui au diamètre intérieur, il se produit généralement la possibilité de décharger les disques de pression par appui contre des parois fixes. L'application de l'idée inventive est cependant aussi imaginable sur des disques stationnaires.
Le dessin montre comme exemple de réalisation une coupe à travers une roue portant aubage des deux côtés et servant dans une turbine radiale à vapeur de haute pression. La roue 1 est rigidement fixé sur l'arbre 3 au moyen des douilles co- niques 3. Dans la roue on a usiné par entaillage des rainures 4 les bagues porteuses 5 pour les aubes 6. La fixation rigide du moyeu de roue sur l'arbre empêche un obliquage de l'in- térieur de la roue sous la pression de vapeur exercée en di- rection de la flèche A. La partie intérieure de la roue est par conséquent exposée à des moments de flexion élevés sup- plémentairement aux efforts de force centrifuge qui sont ici également élevés.
L'épaisseur de paroi résiduaire de la roue restant entre le fond de rainure des gorges taillées de part et d'autre, soit donc l'épaisseur de paroi de la cloison persistant entre les bagues, doit par conséquent être consi dérable à proximité du moyeu. La partie intérieure de la roue possède donc une grande masse de matière en regard à la surface.
Par conséquent, elle présente une grande inertie à la chaleur et répond aux variations de température de la vapeur d'une manière effectivement plus tardive que les bagues de tête du contre-aubage stationnaire non illustrées, qui pénètrent dans les rainures de la roue. Comme cependant .les différences
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de dilatation absolues sont'réduites pour les petits diamètres, cette inertie de chaleur est prise en charge conformément à l'invention. Par contre, l'épaisseur de. garai résiduaire b au fond des rainures entre les bagues porteuses (épaisseur de cloison) dans la partie extérieure de la roue jusque une distance de 1 = 100 mm. du bord extérieur de la roue est maintenue sous b = 20 mm. et comporte jusqu'à une distance de li = 120 mm. en b1 30 mm. au maximum.
Suivant les constatations de la présente invention, sur la base des considérations d'ap- ment proximation simplifiées, le cours séparé/inconnu des efforts / de la matière permet cette disposition, étant donné que les tensions radiales diminuent par sauts vers le bord extérieur de la roue.
Comme d'ailleurs l'épaisseur de paroi de la partdé de roue extérieure reste généralement en dessous de 20 mm., cette partie de roue répond pour ainsi dire au disque léger quant à ses propriétés.L'assemblage rigide de la partie extérieure à paroi mince avec la partie intérieure massive n'entrave que relativement peu les rapports de dilatation de la partie extérieure, étant donné que l'assemblage à paroi mince de ces deux parties se dilate également radialement et assure ainsi dans beaucoup de cas une capacité suffisante de respiration pour la partie extérieure à paroi mince. On réussit ainsi, même dans la partie extérieure de l'aubage, de maintenir en fonction des interstices d'étanchéité tolérables, malgré que les variations de diamètres absolues sont grandes.
Revendications.
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"Rigid wheel exposed to side load as a blading- or labyrinth carrier for rotary machines with radial admission"
The invention relates to wheels rigidly mounted on a shaft and subjected to lateral loads as blading or labyrinth carriers for rotary machines with radial admission, particularly steam or gas turbines and in which we have machined by cutting grooves @ axial on both sides in full material of the au = bage or labyrinth rings with a maximum thickness of 20 mm.
The exact course of tensions in wheels of this kind can hardly be determined by calculation; one must rather be satisfied with determining the wall thicknesses necessary at the bottom of the grooves by approximation methods, with the consideration that the carrier rings do not make any contribution to increase the solidity, and that it is a question of thus thus of a flat disc having in general a thickness equal to the thicknesses
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of residual wall at the bottom of the grooves. According to experience, accumulations of material thus occur, which establish the ratio of surface area to mass of material in an effec- tively more unfavorable manner than in the head rings of the back-vane, which penetrate to the inside the grooves of the wheel.
This results in unequal heating and cooling ratios, hence unequal expansion of the rings under heat, and the fine sealing tips wear undesirably, resulting in greater weakness losses. . To remedy this, the light disc has been introduced, which allows an oblique position of the whole wheel under the force of the lateral pressure due to its elastic support relative to the shaft and which thus uses the resistances to the distortion of the rings. carriers for the consolidation of the wheel. In this way, a generally uniform and favorable ratio of the surface area to the mast mass can be easily maintained.
It is also the object of the present invention to establish heat expansion ratios practically usable for those cases, in which, for particular reasons, a rigid mounting of the wheel on the shaft will be maintained, or which should be avoided, as much as possible, modifications in the current models, that one fears the greater need in calculation which requires the theory of the light discs, that from the point of view of the work of workshop one prefers the more robust execution of the disc rigid, that it is advisable to keep the axial bends as small as possible or that, finally, it is necessary to improve subsequently machines already executed.
The invention starts here from the observation that all the differences in expansion are proportional to the diameter of the ring and can therefore only take large absolute values for diameters of rings that are greater, particularly however! 'an assembly
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completely rigid from the large rings.
outer rings with the small inner rings the latter, even when they cannot vary their diameter due to their rigid assembly with the shaft, still cannot effectively prevent an expansion or contraction of the large outer rings, when the large outer rings , including the rigid assembly partitions with the inner rings, themselves exhibit a surface-to-mass ratio of material, which allows for a correspondingly rapid temperature change.
If in particular the temperature of the large outer rings for example increases, and if they therefore want to increase their diameter, the material / which connects these rings with the rigidly fixed inner rings, also expands in the radial direction, provided that it is HERE also maintained a uniformly favorable ratio of surface area to mass of material. For example, it has been proposed to assemble a 10 mm ring. wall thickness and 1000 mm. diameter with a rigidly mounted ring and 200 mm. of - diameter by a sheet metal wall with a thickness also of 10 mm., and such a device was suddenly heated completely to 100 C. The ring of 1000 mm. of the diameter then wants to expand by about 1.1 mm., the small ring with a diameter of 200 mm. wants to expand by about 0.22mm.
If the small ring were free, the assembly sheet wall, whose radial expansion under heating corresponds directly to the difference in expansion of the rings, would freely allow these expansions to take place, If on the other hand the inner ring is mounted rigidly, there is only a hindrance to the expansion of the large outer ring for 0.22 mm. same. This hindrance is therefore reduced.
On the basis of this observation, the present invention poses the problem of ensuring for wheels rigidly mounted on a shaft, directly for large outer rings, a generally favorable surface-to-mass ratio of
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material regardless of the unfavorable heat-up ratio of the heavy, rigidly mounted wheel hub.
For the solution of this problem and in accordance with the invention, the outer wheel edge is considered, independently of the usual calculation methods and by abandoning the reinforcing action of the peripheral tensions and of the radial tensions caused by this, as a strip of unrolled straight sheet metal, which is loaded from the outer edge of the unrolled wheel towards the inner edge of the band which is imagined rigidly clamped with a pressure difference rising in a straight line from zero, in accordance with the drop load n ll of the publication Hutte, 25th edition, book 1, page 612. With s = bending tension in kg./cm2, a = pressure increase in kg./cm2 for 1 cm. radius, b = axial thickness of the ring in cm.
(wall thickness of the wheel at the bottom of the grooves) and 1 = radial band height in em. (distance from the outer edge of the wheel), the following relation is obtained:
13 s = a x- b2 This straightforward evaluation relation shows an extraordinarily rapid decrease in the bending force s towards the outer wheel edge. For given values of s, a and b, we can determine the distance 1 from the outer edge of the wheel where the first reaches the tension s:
1 = 3 b2 xs / a As the relation s is found under the cubic root, its influence on the magnitude of 1 is very small.
If we admit: s 1000 4000 kgr./cm2 at 1 4 atm./cm. we obtain within these wide limits of the relation s from 1 to 4
4 (i.e. 1:16) for 1 the limit:
1 = (6.3 to 16) x b2 / 3 Obviously with b = 2 cm., 1 can comprise at least up to 10 cm. This compared with the current realizations presents a totally surprising relation, which is however
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@ only approximate, but which nevertheless contains great safety by neglecting the consolidation powers resulting from the shape of the disc, and which generally exceeds the increase in radial bending stresses under the efforts of the centrifugal force .
According to the invention, it is therefore proposed that the residual wall thickness of the wheel at the bottom of the grooves has a radial section of at least 50 mm. , from the outer edge of the wheel also 20 mm. maximum or that for high requirements from the point of view of heat mobility and usual load, the residual wall thickness of the impeller at the bottom of the grooves has a radial section of at least 100 mm. from the outer edge of the wheel also 20 mm. to the maximum. It is here advantageous, due to the same relation, to also limit the residual wall thickness at the bottom of the grooves to an even greater distance from the outer wheel edge and, preferably, over a radial section of at least 120 mm. from the outer edge of the wheel to a maximum of 30 mm.
If the bearing rings are cut in the wheel on one side only, under the effect of the centrifugal force, they produce additional bending moments on the material of the wheel * moments which generally reinforce the bending moments from lateral pressure.
The resistance to the distortion of the carrier ring known in the theory of light discs, however, limits the magnitude of these additional bending moments. In addition, the pressure drop a along the wheel is less in the case of unilateral admission, so that in this case also the stated findings retain their validity
By the measures proposed according to the invention, it is indeed possible to create a construction, particularly when the stationary vane or labyrinth carriers are executed as lightweight, resiliently mounted discs, which
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even maintains, for considerable temperature variations, tolerable gap sizes inside the vane.
For stationary discs, however, an elastic support is essential, as long as it occurs on the large outside diameter, so that in particular the large diameter rings can breathe freely. When the stationary discs have their support at the internal diameter, there is generally the possibility of unloading the pressure discs by resting against fixed walls. The application of the inventive idea is however also conceivable on stationary discs.
The drawing shows as an exemplary embodiment a section through a wheel bearing blading on both sides and serving in a radial high pressure steam turbine. The impeller 1 is rigidly fixed on the shaft 3 by means of the conical bushings 3. In the impeller, the carrier rings 5 for the blades 6 have been machined by notching the grooves 4. The rigid fixing of the wheel hub on the shaft prevents the inside of the wheel from slanting under the vapor pressure exerted in the direction of the arrow A. The internal part of the wheel is therefore exposed to high bending moments in addition to the forces of centrifugal force which are also high here.
The residual wall thickness of the wheel remaining between the bottom of the groove of the grooves cut on either side, i.e. the wall thickness of the partition remaining between the rings, must therefore be considerable near the hub. . The inner part of the wheel therefore has a large mass of material facing the surface.
Consequently, it exhibits great inertia to heat and responds to variations in the temperature of the vapor in a manner that is effectively later than the head rings of the stationary counter-vane not shown, which penetrate into the grooves of the impeller. As however .the differences
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of absolute expansion are reduced for small diameters, this heat inertia is taken care of in accordance with the invention. On the other hand, the thickness of. waste station b at the bottom of the grooves between the bearing rings (wall thickness) in the outer part of the wheel up to a distance of 1 = 100 mm. from the outer edge of the wheel is maintained under b = 20 mm. and has up to a distance of li = 120 mm. in b1 30 mm. to the maximum.
According to the findings of the present invention, on the basis of the simplified approximation considerations, the separate / unknown course of the forces / of the material allows this arrangement, since the radial stresses decrease by jumps towards the outer edge of the body. wheel.
Since, moreover, the wall thickness of the outer wheel part generally remains below 20 mm., This wheel part responds, so to speak, to the light disc in terms of its properties. The rigid assembly of the outer wall part thin with the massive inner part only relatively little hinders the expansion ratios of the outer part, since the thin-walled connection of these two parts also expands radially and thus in many cases ensures sufficient breathing capacity for the thin-walled outer part. It is thus possible, even in the outer part of the blading, to maintain tolerable sealing interstices as a function, despite the fact that the variations in absolute diameters are large.
Claims.
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