轴流透平的叶根及轮缘槽的制作方法

本实用新型涉及轴流透平旋转机械领域，特别是涉及一种轴流透平的叶根及轮缘槽。

背景技术：

常规转速末几级叶片较重的反动式轴流透平，对于转速很高(1500～45000转/分)的透平机械若采用t型叶根，容易在叶根圆角和轮缘槽圆角产生较大的应力集中，影响叶片安全运行；若采用双t型叶根，虽然叶根圆角和轮缘槽圆角应力集中有所减小，但叶根和轮缘槽工艺要求较高，且末叶装配不便；若采用叉型叶根，除末级和调节级外，无法在有限空间内加工出销钉孔；若采用枞树型叶根，除末级和调节级外，需在级间预留较大轴向空间供装配用，工艺要求较高。

技术实现要素：

本实用新型解决的技术问题是传统的反动式轴流透平的末几级叶片的安装方式对工艺要求较高，同时装配不方便，并且仍然容易在叶根圆角和轮缘槽圆角产生较大的应力集中，影响叶片安全运行。

为解决上述的技术问题，本实用新型技术方案提供一种轴流透平的叶根，与轮缘槽配合用于汽轮机中，包括t型头部、颈部和连接所述t型头部与颈部的连接段，从子午面剖视图观察：从子午面剖视图观察：

所述t型头部与所述轮缘槽配合的承载面为倾斜面，所述t型头部的承载面与所述颈部之间以圆角过渡，其特征在于，所述t型头部与所述轮缘槽配合的承载面的静摩擦系数为0.1～0.15，所述t型头部的承载面与所述汽轮机轴的轴线方向形成的倾斜夹角θ1的取值范围为0°＜θ1≤15°。

可选的，θ1的取值范围为10°≤θ1≤15°。

可选的，所述t型头部与所述轮缘槽配合的承载面的静摩擦系数为0.1～0.15。

可选的，所述t型头部两侧的承载面的倾斜夹角大小相等。

可选的，所述t型头部的轴向宽度小于所述连接段的轴向宽度。

可选的，所述连接段的轴向宽度与该段的所述轮缘槽的轴向宽度采用间隙配合公差，使叶片轴向定位。

可选的，所述t型头部的底部与所述轮缘槽的底面之间安装垫隙条。

为解决上述技术问题，本实用新型技术方案还提供了一种轮缘槽，与轴流透平的叶根配合，其特征在于，所述轮缘槽的承载面与汽轮机轴轴线方向呈倾斜夹角设置，倾斜夹角θ2的取值范围为0°＜θ2≤15°，所述轮缘槽的承载面与所述轮缘槽的底部侧壁之间以圆角过渡。

可选的，θ2的取值范围为10°≤θ2≤15°。

可选的，所述轮缘槽两侧的承载面的倾斜夹角大小相等。

与现有技术相比，本实用新型技术方案具有如下有益效果：

所述t型头部与所述轮缘槽配合的承载面为倾斜面，所述t型头部的承载面与所述汽轮机轴的轴线方向呈倾斜夹角设置，形成斜t型头部叶根结构，使t型头部的承载面所受正压力与静摩擦力的合力抵消叶片径向产生的离心力，同时，t型头部的承载面与颈部之间、t型头部的承载面与颈部之间均以圆角过渡，由直角增大为钝角，减小了圆角应力集中，同时t型头部的承载面与叶根颈部侧壁、轮缘槽承载面与轮缘槽底部侧壁两处的面积增大，叶根与轮缘槽接触面的面积也增大，降低了此处的应力大小，提高了叶片的安全性。

当0°＜θ1≤15°、0°＜θ2≤15°时，t型头部的承载面与轮缘槽的承载面所受最大应力相对较低，有利于适当减小叶根尺寸，降低叶根部分的离心力占叶片总离心力的比重，充分发挥叶根和轮缘的材料强度性能，适用于离心力较大的中等以上高度叶片。且在该角度范围内，t型头部的承载面和轮缘槽的承载面对径向尺寸偏差、角度偏差均不敏感，具有较好的公差适应性和良好的工艺性，适用于大多数周向安装的轴流透平叶片，有利于大范围的推广应用。

附图说明

图1为本实用新型实施例的叶根和轮缘槽装配的子午面剖视图；

图2为本实用新型实施例的叶根承载面的受力分析示意图；

图3为t型头部的承载面与轮缘槽的承载面所受最大应力随倾斜夹角的变化规律图。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施例对本实用新型作进一步说明，但不作为本实用新型的限定。

请参见图1所示，示出了一种轴流透平的叶根1及其配合的轮缘槽2，该叶根1包括依次连接的t型头部11、颈部12和连接段13，从子午面剖视图观察，t型头部11与轮缘槽2配合的承载面111为倾斜面，t型头部11的承载面111与汽轮机轴的轴线方向呈倾斜夹角设置，以形成斜t型头部叶根结构，t型头部11的承载面111与颈部12之间以圆角过渡，在保证承载面111具有一定的有效接触面积的前提下，宜采用较大的圆角半径。

t型头部11与轮缘槽2配合的承载面111的静摩擦系数为0.1～0.15，t型头部11的承载面111与汽轮机轴的轴线方向形成的倾斜夹角θ1的取值范围为0°＜θ1≤15°。

t型头部11的轴向宽度小于连接段13的轴向宽度，连接段13的轴向宽度与该段的轮缘槽2的轴向宽度采用间隙配合公差，使叶片轴向定位。

轮缘槽2的承载面与汽轮机轴轴线方向呈倾斜夹角设置，倾斜夹角θ2的取值范围为0°＜θ2≤15°，轮缘槽的承载面与轮缘槽2的底部侧壁之间以圆角过渡，在保证叶根1与轮缘槽2不干涉的前提下，宜采用较大的圆角半径。

进一步优选地，θ1与θ2的取值范围相等，为10°≤θ1＝θ2≤15°。

t型头部11的左右两侧的承载面111的倾斜夹角θ1大小相等，轮缘槽2的左右两侧的承载面的倾斜夹角θ2大小相等，t型头部11的底部与轮缘槽2的底面之间还可安装垫隙条(图上未示出)。

在本实施例中，叶根1既适用于矩形叶根，又适用于菱形叶根，汽轮机相邻级均可采用结构叶根。

斜t型叶根结构的封口叶片采用径向骑缝螺杆固定。斜t型叶根轴向结构紧凑，具有良好的工艺性和通用性。

在叶根与轮缘槽装配后，叶根1被其底部的垫隙条顶起，使斜t型头部11的承载面111、轮缘槽2的承载面相互贴紧，连接段13的端面与轮缘槽2的端面相互接触。在工作状态下，t型头部的承载面111、轮缘槽2的承载面承受叶片1的离心力和弯矩载荷，约束了叶根1的径向位移。叶根1与连接段13的端面、轮缘槽2的端面承受叶片1的轴向力载荷，约束了叶根1的轴向位移。

为了进一步了解本实用新型技术方案，对叶根与轮缘槽的受力进行分析。

如图2所示，本实用新型实施例的叶根1的承载面111受到的力包括正压力fn和静摩擦力f，正压力fn与静摩擦力f的合力为fi。

而当t型头部11的承载面111与汽轮机轴的轴线方向形成的倾斜夹角为θ1时，合力fi与径向离心力fr之间会存在一个夹角ɑ，则抵消叶片径向离心力fr的力的大小为ficosɑ。

继续参照图1，确定t型头部11与轮缘槽2配合的承载面111的静摩擦系数为0.15，改变图1中θ1和θ2的值，经测试和有限元计算得到t型头部11的承载面111和轮缘槽2的承载面的最大应力随θ1和θ2大小的变化规律曲线，如图3所示。

由图3可知，当10°≤θ1＝θ2≤15时，t型头部11的承载面111和轮缘槽2的承载面21的最大应力均相对较低。

确定t型头部11与轮缘槽2配合的承载面111的静摩擦系数为0.15，调整图1中的θ1和θ2的大小，当θ1和θ2分别为0°、15°、30°时，计算位置ⅰ、位置ⅱ、位置ⅲ及位置ⅳ处受到的最大应力值，如表1所示。

表1应力结果

由表1可知，当夹角θ1和θ2的取值均为0°时，最大应力值均较大，这是由于0°时叶根1的承载面111所受的正压力fn抵消了叶片径向离心力fr；15°时，最大应力值均相对较低；30°时，叶根接触面的两个拐角ⅲ、ⅳ处出现应力集中，这是因为由于角度太大，正压力fn与静摩擦力f的合力fi不在竖直方向，叶根1和轮缘槽2之间有可能产生微小的滑移。

比较θ1和θ2的取值为0°和15°时，位置ⅰ和位置ⅱ处的最大应力值，具体结果见表2。

表2最大应力值比较结果

由表2可知，当采用本实用新型的叶根结构(θ1和θ2的取值为15°时)时，位置ⅰ和位置ⅱ处的最大应力分别降低了14.5％与26％，这为叶片的材料选择、重量设计、转速设计增加了余量。

综上所述，采用本实用新型技术方案的叶根与轮缘槽的结构，可以使t型头部的承载面和轮缘槽的承载面所受的最大应力相对较低，且具有良好的工艺性，适用于大多数周向安装的轴流透平叶片，有利于推广。

以上详细描述了本实用新型的具体实施例，应当理解，本领域的普通技术人员无需创造性劳动就可以根据本实用新型的构思作出诸多修改和变化。因此，凡本技术领域中技术人员依本实用新型的构思在现有技术的基础上通过逻辑分析、推理或者有限的实验可以得到的技术方案，皆应在由权利要求书所确定的保护范围内。