фундамент. В спектре частот колебаний наибольшую амплитуду обычно имеет гармоника частота которой равна ч

Работа добавлена на сайт samzan.net:

1.  Вибрация валопровода. Причины возникновения и возможные частоты.

При работе турбины возникает вибрация валопровода, а точнее, всей системы: турбоагрегат-фундамент. В спектре частот колебаний наибольшую амплитуду, обычно, имеет гармоника, частота которой равна частоте вращения ротора (так называемая вибрация оборотной частоты).

Основные причины вибрации:

1.  неуравновешенность ротора;
2.  расцентровкавалопровода, из-за смещения или излома осей ротора, соединенных муфтой.
3.  Высокочастотная вибрация валопровода, с частотой  f=2n (удвоенная частота вращения), источником которой является ротор двухполюсного электрического генератора, такой ротор имеет две обмотки, на противоположных сторонах, вследствие чего его изгибная жесткость в двух взаимно перпендикулярных направлениях может различаться на 30-40 %
4.  Самовозбуждающаяся (автоколебания) низкочастотная вибрация валопровода, f=n/2.Циркуляционные силы, вызывающие вибрацию, имеют гидродинамическую природу – они возникают в масляных пленках опорных подшипников и в проточной части турбины

Как отмечено выше, f основной возмущающей силы (из-за неуравновешенности валопровода) совпадает с f-вращения. Частоты вращения валопровода, при которых амплитуда колебаний достигает максимальных значений, называются критическими частотами вращения валопровода.

  

  

Амплитудно-частотная характеристика валопровода.

Если низшая nкр<nраб. - ротор называется гибким,

Если низшая nкр>nраб - ротор называется жестким.

Цельнокованые - гибкие из-за большой длины и массы.

Сварные – жесткие.

2.Силы действующие на рабочие лопатки.

1.  при вращении центробежные силы вызывают высокое напряжение растяжения, стремящееся разорвать лопатку (вырвать ее из диска);
2.  паровой поток – окружная сила, создающая полезный крутящий момент на валу турбины, изгибает рабочую лопатку в плоскости диска;
3.  под действием градиента давления р=р1-р2 (в ступенях с реактивностью >0) возникают изгибные напряжения в плоскости оси турбины.

 

3.Определение напряжений растяжения от ц\б сил

Рассмотрим рабочую лопатку переменного сечения, с угловой скоростью .

.На элемент лопатки длиной dz действует центробежная сила

  (1)

где л – плотность материала лопатки; F(z) – площадь поперечного сечения лопатки на расстоянии z от корня.

Растягивающие центробежные усилия в сечении z получим, проинтегрировав (1) в пределах от z до l

     (2)

Кроме собственной массы, лопатка нагружена центробежными силами бандажа и проволоки, которые, отнесенные к одной лопатке (шагу), соответственно равны

    (3)

где Fб, Fпр – площадь поперечного сечения бандажа и проволоки; tб, tпр – шаги по окружностям связей; rб, rпр – радиусы центров поперечного сечения бандажа и проволоки.

Суммарная центробежная сила в сечении z

      (4)

Напряжение растяжения в сечении z от центробежных сил

          (5)

Определим напряжение растяжения в рабочей лопатке постоянного по высоте сечения без бандажа и проволочных связей.

Для лопатки постоянного сечения F(z)=F=const. Перейдем к безразмерной координате ,

 (6)

где ; dcp – средний диаметр.Напряжение достигает наибольшего значения в корневом сечении, где , и равно

    (7)

Длинные лопатки выполняют переменного профиля, с уменьшающейся площадью поперечного сечения от корня к периферии. В этом случае существенно ниже и определяется с учетом разгрузочного коэффициента, равного отношению максимального в корневом сечении переменного профиля к максимальному в рабочей лопатке постоянного сечения .

4.Изгиб рабочей лопатки от парового усилия.

Паровое усилие, развиваемое потоком на рабочих лопатках, определяется при тепловом расчете ступени

      (8)

где .

Лопатка без связей рассматривается как консольная балка переменного (в общем случае) профиля, нагруженная распределенной нагрузкой q.

Угол  для активных ступеней невелик, поэтому можно принять, что Ru действует нормально к оси минимального момента инерции лопатки (х.х) и что изгиб рабочей лопатки происходит только относительно (вокруг) этой оси. Напряжением изгиба относительно максимального момента инерции y.y можно пренебречь из-за малой величины Ra и достаточно большой жесткости лопатки в этом направлении.

Окружное усилие Ru, действующее на одну рабочую лопатку можно определить следующим образом

     (9)

где е – степень парциальности, zр.л.– количество рабочих лопаток, G– расход рабочего тела (пара) через ступень в кг/с, Но– располагаемый теплоперепад в кДж/кг, ол– относительный лопаточный КПД, Рu– окружная мощность в кВт, u– окружная скорость в м/с.

Примем, что паровое усилие равномерно распределено по длине лопатки, тогда распределенная нагрузка определяется

      (10)

максимальный изгибающий момент будет в корневом сечении рабочей лопатки

      (11)

В этом же сечении (для нашего случая) будет максимальное напряжение изгиба

    (12)

где W(0)– минимальный момент сопротивления рабочей лопатки в корневом сечении.

5.Вибрационные характеристики рабочих лопаток.

Совокупность главной формы и собственной частоты лопатки называется ее тоном колебаний.

Собственные частоты и главные формы колебаний рабочих лопаток (или пакетов) являются их вибрационными характеристиками и не зависят от того, колеблется система под действием возмущающих сил или нет.

Наименьшая частота собственных колебаний лопаток называется частотой первого тона колебаний (рис. а)

Первые три главные формы тангенциальных колебаний единичной рабочей лопатки

б – колебания 2-го тона;

в -  колебания 3-го тона;

(Аксиальные колебания для таких лопаток считают не опасными, т.к. частота их очень велика.)

6. Причины колебаний рабочих лопаток.

а) неуравновешенность ротора может вызвать колебания рабочих лопаток с частотой f=n [1/с] (оборотная частота). (Вибрация ротора может возникнуть при аварийном режиме короткого замыкания, когда валопровод совершает интенсивные крутильные колебания.На практике встречается редко.)

   б) в регулируемой ступени, между сопловыми сегментами имеются перегородки

f=nzсегм. [1/с]             

     в) при неравномерной пригонке половинок диафрагмы в стыках могут возникнуть значительные изменения          расхода и давления пара, следовательно и парового усилия на рабочих лопатках, частоте возмущающихся импульсов.

f=2n [1/с].

г) вследствие неточности изготовления (на заводе - технологические отклонения допустимы) проходные сечения отдельных сопел и рабочих лопаток могут быть различны, а следовательно различен расход пара, реактивность и паровое усилие действующие на окружности.

f=in [1/с]

I – любое целое число.

д) наличие силовых стоек в корпусе турбины, патрубков отбора пара и т.д.

е) в последних ступенях конденсационных турбин при существенном уменьшении объемного пропуска пара и увеличении противодавления, при этом в концевых зонах ступени возникают возвратно -  вихревые токи, вызывающие вибрацию рабочих лопаток.

ж) неизбежным источником возмущающих сил является т.н. кромочные следы, образующиеся за выходными кромками сопловых лопаток.

7.Определений статических частот изгибных колебаний.

Это частота колебаний лопатки на неподвижном колесе

Частота вращающейся лопатки несколько больше, т.к. центробежная сила стремиться вернуть ее в исходное положение и т.о. как бы ужесточает ее. В этом случае частота собственных колебаний называется динамической – fд.

При выводе дифференциального уравнения предполагается, что :

а) сила сопротивления колебаниям отсутствует;

б) линейные размеры поперечного сечения лопатки малы по сравнению сее длинной;

в) колебания происходят в одной из главных  плоскостей изгиба

можно воспользоваться уравнением упругой линии

,

где Е – модуль упругости, J(x) – минимальный момент инерции заданного сечения; М (х) – изгибающий момент в этом сечении.

Дважды дифференцируя

,

Q(x) – величина поперечной силы в том же сечении,

q(x) – интенсивность нагрузки при колебаниях, она переменна по длине рабочей лопатки и определяется

,

где ρ – плотность, F(x) – площадь; τ- время.

Тогда подставив получим

,

а  в нашем случае рабочие лопатки постоянного профиля, т.е. Jх=J=пост. и F=пост. , тогда поучим

,

поделим обе части на ρF

,  где

решение последнего уравнения может быть записано так (Жирицкий Г.С.)

y=Y(Acos λτ+Bsinλτ)

отметим что, уравнение имеет бесконечно большое число решений

но на практике считают опасными первые шесть тонов, для которых запишем:

собственная частота колебаний

.

8.Определение динамических частот изгибных колебаний.

При отклонении оси рабочей лопатки от радиальной прямой центробежные силы стремятся вернуть лопатку в положение равновесия. Эти силы суммируются с силами упругости и увеличивают жесткость лопатки, а значит и частоту собственных колебаний лопатки. Собственную частоту вращающейся лопатки, называемой динамической частотой, можно оценить по формуле:

,

где n – частота вращения; В – коэффициент, зависящий от геометрических характеристик лопатки и формы колебаний, так для рабочей лопатки постоянного профиля, колеблющихся первом тоне

,

или

Для первого тона ,

где β – угол между окружной Rubмаксимальной осью

для второго тона .

9.Определение частот крутильных колебаний

Дифференциальное уравнение крутильных колебаний рабочей лопатки имеет вид:

,

где х - отрезок длины лопатки; GK – жесткость на кручение, G – модуль упругости второго рода, К – геометрическая характеристика жесткости на кручение (для круглого сечения = полярному моменту инерции); φ – угол закручивания; ρ – плотность материала лопатки; Jр – полярный момент инерции сечения лопатки относительно центра тяжести; τ – время.

При гармонических колебаниях φ=φ0•cosλτ,

гдеφ0 – функция, определяющая форму колебаний,  λ – круговая частота колебаний (λ=2πf).

Для рабочей лопатки постоянного профиля GK=const. , то тогда исходное уравнение можно преобразовать к виду:

,

выразим λ :.

Тогда частота первого тона крутильных колебаний рабочей лопатки постоянного сечения ,

Отношение частот: f1кр:f2кр:f3кр=1 : 3 : 5.

10.Колебания пакетов лопаток.

Экспериментально частоты лопаток в пакете определяют на облопаченном диске. Если с помощью вибратора постепенно повышать частоту вынужденных колебаний пакета, тот (как и для единичной лопатки) может воспроизвести различные формы колебаний.

Низшая частота, при которой появляется резонанс, близка к частоте собственных колебаний первого тона единичной лопатки. Форма этих колебаний показана на рис. а и обозначается – А0.

          

                                                             А      А0                                                                       в А1

                                        Б  В0                                                                г В1

Все лопатки пакета колеблются в одной фазе, с приблизительно одинаковым прогибом, таким же как у единичной лопатки.

Т.к. жесткость бандажа увеличивает частоту пакета, а его масса уменьшает эту частоту, то частоты пакета и единичной лопатки  оказываются одного порядка.

Количество лопаток в пакете 6 и выше не влияет на частоту.

С повышением частоты возбуждающих колебаний можно наблюдать следующий тип колебаний рабочей лопатки (рис. б). Вершины лопаток почти или совсем неподвижны и отдельные лопатки пакета колеблются различным образом. Такие колебания называют колебаниями типа В0. В случае нечетного числа лопаток - средняя остается неподвижной.

Частота колебаний этого тона близка к собственной частоте колебаний первого тона единичной лопатки с зажатым хвостовиком и опертой у головки.

Дальнейшее увеличение частоты возмущений силы вызовет появление колебаний типа А1 (рис. в), частота которых приблизительно соответствует собственной частоте колебаний второго тона единичной лопатки.

Следующий тип колебаний – В1 (рис. 2) характеризуется неподвижными вершинами , различными кривыми прогибов лопаток (как В0) и одной узловой точкой в средней части лопаток. Частота

При наличии скрепляющей проволоки в средней части лопаток пакета колебания типа В0 невозможны, а частота колебаний типа А0 увеличивается. Обычно считают опасными три типа колебаний: это А0, В0, А1.

,   ,

11.Вибрационная диаграмма рабочих лопаток.

Опасные возмущающие силы имеют частоты:

fв.с.=kn . k=2, 3, 4, 5, 6 – кратность резонанса,

fв.с.=z1n,    z1 – число сопловых лопаток.

Поэтому, если динамическая частота свободных колебаний лопатки будет равна fg.=kn, то возникнут резонансные колебания.

Резонансное (критическое) число оборотов ротора (по вибрации лопаток) можно определить, воспользовавшись формулой

отсюда ,   [],  .

По возможности работа рабочей лопатки турбины в условиях резонанса должна быть исключена.

,

Опасной для рабочей лопатки является также частота возмущающей силы fв.с.=z1n, особенно для коротких лопаток, по тону В0 и тону А1, а также для рабочих лопаток скоростных приводных турбин.

Резонансные числа оборотов ротора удобно определять при помощи вибрационной диаграммы.

Пересечение лучей частот возмущающих сил с полосой собственных частот определяют области резонансных частот вращения

12.Способы отстройки рабочих лопаток от резонансных частот.

Облопачивание рабочего  колеса должно быть спроектировано так, чтобы  рабочая частота вращения – n (50 1/с) не попадала ни в одну из резонансных зон, отвечающих кратностям возмущающих сил от 2-й до 6-й, с определенным запасом, который необходим по следующим причинам:

1) высокие напряжения возникают уже вблизи резонансных частот;

2)  собственная частота рабочей лопатки, пакетов может изменяться в процессе эксплуатации вследствие: эрозионного износа (и коррозия) пера (уменьшение сечения профиля – уменьшается жесткость); отложения солей (увеличивается масса) – эти факторы уменьшают собственную частоту колебания лопатки; ослабление крепления хвостовиков и бандажа также уменьшает собственную частоту.

3) возможно незначительное отклонение частоты сети.

Простейшим способом отстройки от резонансных частот является изменение размера хорды (в2) профиля. (Чем больше в2 при ℓ2=const, тем жестче лопатка, тем сильнее она сопротивляется изгибу, тем выше её частота собственных колебаний), вместе с тем, чем выше её масса, тем ниже частота.

Значительно снизить резонансные напряжения позволяет пакетирование лопаток; а так же демпфирование за счет установки проволочных связей (кольцевых), за счет рассевания энергии путем трения.

Вибрация рабочей лопатки приводит к усталости их материала, вследствие чего в наиболее напряженных местах (корневое сечение, отверстия под проволоку, риски) появляются трещины усталости…                                                                                               

13. Причины коррозии лопаток ПТ

15,16.Эрозия входныхи выходных кромок ломаток

а) входная часть спинки рабочей лопатки на периферии защищается стеллитовыми пластинками, которые напаиваются на лопатки токами высокой частоты (стеллит это сплав, состоящий из 6065% кобальта, 2528% хрома, 45% вольфрама и имеющий высокую твердость). Но применение кобальтовых сплавов в турбинах, работающих на радиоактивном паре не допустимо.

б) электроискровая обработка поверхности рабочей лопатки, при которой материал электрода переносится на поверхность рабочей лопатки. В качестве электродов используется:

1.  стеллит – для турбин ТЭС и АЭС, работающих на нерадиоактивном паре;
2.  феррохром, никельбор и д.р.

В результате электрических разрядов на поверхности рабочей лопатки образуется закаленный легированный слой, имеющий высокую твердость.

17.Конструкция рабочих лопаток ТП

Классификация рабочих лопаток

Рабочие лопатки турбины классифицируются по следующим признакам:

1.  по характеру рабочего процесса – активные и реактивные;

1.  по геометрии – постоянного и переменного сечения профиля по высоте (цилиндрические и закрученные);
2.  по технологическому процессу изготовления – штампованные, катаные, фрезерованные, литые.

Рис. 2. Рабочая лопатка активной паровой турбины

1– шип; 2– рабочая часть (перо), состоящая из корыта и спинки; 3– хвостовик; 4– бандажная лента; 5– диск.

22. Условия работы статора.

Основная нагрузка, которую испытывает статор – это статическая нагрузка от перепада давления, действующая на корпус, диафрагмы, обоймы (диафрагм и сегментов концевых уплотнений). Под её действием и в условиях высоких температур детали статора должны сохранять требуемую прочность (в том числе в условиях ползучести металла), жесткость и плотность (отсутствие протечек пара).

При высоких температурах ползучесть металла может привести к короблению фланцевого разъема, остаточному прогибу диафрагм, ослаблению затяжки шпилек и болтов (вследствие релаксации напряжений в них).

Недостаточная жесткость может быть причиной задеваний ротора о статор при их взаимных перемещениях.

Недостаточная плотность приводит к протечкам пара и снижению КПД.

Плотность корпусов обеспечивается с помощью фланцевого соединения и  скрепляющих болтов или шпилек с колпачковыми гайками.

Необходимость гарантированной плотности фланцевого разъема приводит к его большой ширине и массивности. Чтобы вследствие этого не снижалась маневренность турбины, при пуске, фланцы обогреваются паром( выравнивают скорости прогрева стенок корпуса и фланцев).

Прилегание фланцев должно быть плотным, поэтому разъем тщательно шабрится.

Для лучшей плотности поверхность  фланцевого разъема перед закрытием цилиндра смазывают графитом или специальной мастикой.

Для первоначального отжатия крышки (верхней половины корпуса) ,при разборке, в крышку ввинчивают отжимные болты.

При затяжке шпилек или болтов большого диаметра (в ЦВД до 200 мм) используется тепловая затяжка. Перед затяжкой шпильку разогревают с помощью электронагревателя (корборундового), вставляемого в осевое сверление шпильки, или подачи туда горячих продуктов сгорания.

23. Конструкция корпусов ЦВД ЦСД ЦНД

Их конструкция зависит от начальных параметров пара и предполагаемых режимов эксплуатации.

На умеренные начальные параметры (примерно до 10 МПа) корпуса ЦВД выполняют одностенными. В такой конструкции на стенку корпуса действует разность давлений пара в турбине и атмосферы. В большинстве случаев одностенные корпуса используются в ЦСД турбин ТЭС и ТЭЦ, а также ЦВД турбин АЭС.

На повышение параметры пара ЦВД выполняют двухстенными. В этом случае на каждый из корпусов действует только часть разности давлений, что позволяет выполнить корпус с тонкими стенками и фланцами. Кроме того, эта конструкция  позволяет локализовать во внутреннем корпусе зону высоких  температур и, следовательно, внешний корпус выполнить  из менее дорогих и технологических сталей.

Это необходимо и для повышения маневренности турбины (быстрый пуск).

2.2. ЦНД.

Большие габаритные размеры делают литую конструкцию ЦНД нерациональной, так как масса его была бы слишком большой. Поэтому корпус ЦНД конденсационной турбины выполняют сварным из тонкой листовой стали. Для придания ему жесткости, устанавливается большое количество ребер и подкосов.

Корпус ЦНД также выполняют двух типов: одностенными и двухстенными.

Одностенный корпус называют еще корпус с внешней обоймой.

Недостаток данной конструкции в том, что в ней обойма и выходные патрубки представляют собой единое целое, поэтому деформация каждой из частей сказывается на деформации остальных.

Поэтому во всех современных ЦНД используют двухстенный корпус (или корпус с внутренней  обоймой). Внутренняя обойма  свободно устанавливается во внешнем корпусе, и их деформации не передаются друг другу.

Фиксация внутреннего корпуса относительно внешнего осуществляется с помощью шпонок (две вертикальные, четыре продольные), которые не препятствуют температурным расширениям.

Крепление диафрагм. (Обоймы).

Диафрагмы устанавливают либо непосредственно в корпус турбины, либо в обоймы, объединяющие обычно несколько диафрагм. А обоймы уже устанавливают в кольцевые расточки корпуса.

Такая конструкция имеет ряд преимуществ:

1. Большое кольцевое пространство между гребнями соседних обойм создает удобные камеры для организации отборов пара на регенерацию.

2. Упрощается сборка и монтаж турбин.

3.  Повышается маневренность турбин, так как обоймы оказывают экранирующее действие по отношению к корпусу при быстрых изменениях температуры в проточной части.

Недостатки:

1. Корпус приобретает большой диаметр, а так как сила пропорциональна площади (диаметру), то необходимо увеличивать размеры фланцев и крепежа.

2. Цилиндр с обоймами имеет большую массу и габариты, более трудоемок в изготовлении.

24.Требования к материалу метала статора.

Выбор материала зависит от условий работы. Внутренний корпус двухстенных ЦВД турбин ТЭС и АЭС изготавливают обычно из легированных жаропрочных сталей (15•1М1ФЛ÷0,15% С;1% хром; 1% молибден; ванадий и бериллий).

Основным требованием к корпусам ЦВД ТЭС является жаропрочность, а к корпусам турбин насыщенного пара АЭС – высокая эрозионная стойкость. Поэтому части корпуса,  в которых возможна щелевая эрозия, снабжаются специальными наплавками или накладками из хромистой стали.

Для внешних корпусов ЦВД используются менее дорогие стали. Например:20•МФЛ; 20•МЛ.

Холодные части литых корпусов (вых.ЦСД ТЭС) могут быть изготовлены из углеродистой стали. Например:25Л.

Корпуса ЦНД турбин всех типов изготавливают из листов углеродистой стали.

Обоймы изготовляются из того же металла, что и корпус.

Шпильки

и болты, являются самыми напряженными элементами корпусов ЦВД и ЦСД, должны обладать высоким пределом текучести, релаксационной стойкостью. Их изготавливают: для

t ≥500 0C – сталь 25•2МФ (ЭИ – 10); для t ≤ 400 0C - 35•М; для t ≤ 300 0С – углеродистая сталь 35.

Диафрагмы ЦВД и ЦСД турбин ТЭС – из легированных сталей 15•1М1Ф; 12•МФ; 20•М. Диафрагмы, работающие до температуры 350 0С могут быть изготовлены из углеродистой стали ( сварные диафрагмы ЦНД ); а при t< 250 0C используются серые чугуны С421–40 и С418-36, при t≥250 0С  - высокопрочный чугун В445-5.

Сопловые лопатки и бандажные ленты сварных диафрагм изготавливают из нержавеющих хромистых сталей.

25.Уплотнения, назначения принцип действия.

В ПТ используют 4 вида уплотнений:

- концевые;

- промежуточные;

- диафрагменные;

- рабочей решетки.

Концевые – для уплотнения валов, выходящих из цилиндров.

Промежуточные – разделяют отсеки проточной части с разными направлениями потоков пара (двухкорпусный противоточный цилиндр).

Диафрагменное – препятствует протечке пара между диафрагмой и валом.

Уплотнение рабочей решетки: надбондажное, корневое.

Утечка пара , где Z- число гребешков уплотнения.

Требования к уплотнениям:

- должны обеспечивать min утечки пара;

- легкость ремонта и замены в условиях электрической станции;

- виброустойчивость (не должно возникать аэродинамических сил, возбуждающих колебания ротора).

26.Расчёт на прочность корпуса трубины.

Точный расчет выполнить очень сложно, в связи с большим разнообразием геометрических форм корпуса, наличием ребер жесткости, фланцев, обойм диафрагм; значительной неравномерностью давлений и температур пара по длине корпуса. Наиболее сложным является расчет ЦВД.

Поэтому на начальной стадии проектирования пользуются приближенными методами определения напряжений в корпусе, представляя его ассиметричной оболочкой (цилиндром) без разъемов, фланцев и патрубков.

Расчет выполняют на режим, при котором давление пара в корпусе будет максимальное. Этот режим соответствует максимальному расходу пара – Gmax.. Давление пара, соответствующее  Gmax, можно определить по формуле Флюгеля:

где G0, Р0, Рко – расчетные расход и давления.

Очень приближенно напряжения (тангенциальные) в корпусе можно посчитать по формуле для тонкостенных цилиндрических сосудов:

,

где dвн – внутренний диаметр корпуса (цилиндр),

δст- толщина стенки,

Рmax – внутренние избыточное давление.

Толщина стенки корпуса выбирается обычно по конструктивно-технологическим соображениям, а напряжения в корпусе проверяется после его изготовления методом тензометрирования.

Приближенно рассчитать толщину корпуса можно приняв, что напряжения в корпусе должны быть равны допустимым  [σ]доп для данного материала, тогда толщина

,

Для толстостенных корпусов, dH/dвн>1,3 данная формула дает уменьшенную толщину стенки.

Максимальные напряжения возникают на внутренней поверхности корпуса, которые по теории прочности для толстостенного цилиндра закрытого с торцов:

где , rн – радиус наружный; rвн – радиус внутренний.

 

27.Требования надежности по вибрации валопровода.

28. Выбор материала для рабочих лопаток.

Турбостроительные заводы используют для рабочих лопаток турбин только нержавеющие стали. Самые употребляемые – хромистые нержавеющие стали марок 1Х13 и 2Х13 (1Х13 состоит из 0,1% углерода, 13% хрома, остальное – железо) и близкие к ним 12Х13 и 12Х13Ш (индекс Ш означает, что сталь получены путем шлакового переплава).

Хром обеспечивает высокую коррозионную стойкость. Эти стали применяют при работе в условиях с температурой 400480 оС. При малых напряжениях могут использоваться и при температуре 550 оС.

Для более высоких температур используют:

- до 540 оС – 15Х11МФ (~15% углерода, 11% хрома, около 1% молибдена и ванадия);

- до 580 оС – 15Х12ВМФ или ЭИ802, 1Х12В2МФ.

Все эти стали относятся к перлитному классу.

Еще большей жаропрочностью отличаются стали аустенитного класса: ЭИ123, ЭИ405, ЭИ612К (до 700 оС). В них присутствуют никель, вольфрам, молибден, кобальт, титан, ниобий.

29. Моментные характеристики ТУ

К ротору ПТ в установившемся режиме приложены три силы:

1.  движущая сила, развиваемая паром на рабочих лопатках;
2.  силы полезного сопротивления, обусловленные сопротивлением магнитного поля и обеспечивающие выработку электроэнергии;
3.  силы сопротивления вращению от трения (в подшипниках), на привод маслонасосов (на валу ПТ).

В установившемся режиме взаимодействие этих сил можно представить в виде равновесия вращающих моментов турбины и генератора

Мт=Мг.

Возможно нарушение этого равновесия как со стороны потребителя электроэнергии Мг, так и со стороны производителя Мт. При этом возникает ускорение ротора турбогенератора

где J- момент инерции валопровода, - угловая частота вращения, - угловое ускорение

При Мт>Мг>0 и частота вращения возрастает.

При Мт<Мг<0 – частота вращения уменьшается.

Следовательно, допуская некоторое небольшое отклонение частоты вращения от заданного значения, можно использовать его в качестве командного импульса для автоматического управления ПТ. Для повышения быстродействия регулирования могут быть использованы дополнительные импульсы по угловому ускорению или по нагрузке (возмущению).

30.Построение статической характеристики.

- момент турбины можно выразить как

,

причем Н0 считаем постоянным, ое зависит от режима, а значит от G. Тогда Мт=Мт(G, ).

На графике эта зависимость представляется семейством гипербол, построенных для множества значений G.

Момент генератора Мг=Мг() зависит только от условий частоты.

Пусть при нарушении равновесия (падение нагрузки) моментная характеристика генератора сместилась – Мг2.

Система Т–Г самостоятельно придет в новую равновесную точку– b под действием саморегулирования системы. Но при этом будет нарушено качество электрического тока (nb>na), и кроме того, повышение частоты вращения может привести к аварии. Поэтому при каждом смещении характеристики Мг необходимо смещать характеристику Мт, т. е. Изменять G.

Характеристика Мт2 должна быть смещена в точку d (nd=na), но может остановиться в точке с, частота nc в которой отличается от na на заранее обусловленную небольшую величину неравномерности.

Линия a-c, характеризующая незначительное отклонение частоты отначальной, называется статической характеристикой регулирования.

31.Неравномесрность и нечувствительность регулирования частоты вращения.

В квадрате I – характеристика импульсного органа она снимается на холостом ходу турбины, при этом от регулятора скорости отсоединяют передаточный механизм и изменяют частоту вращения ротора в пределах 5% от номинальной (nо), замеряя перемещения муфты регулятора (x).

В квадрате II – характеристика передаточного механизма. Ее снимают на остановленной турбине, перемещая вручную муфту регулятора и замеряя положение клапана рег.

В квадрате III – характеристика исполнительного механизма. Ее снимают при увеличении нагрузки турбины, записывая одновременно положение регулирующего клапана и мощность ПТ.

В квадрате IV – строится статическая характеристика регулирования частоты вращения n=f(Nэ) по трем ранее построенным характеристикам.Как видно из характеристики при изменении мощности частота вращения не остается постоянной, а несколько снижается с ростом Nэ.

Разница частот на холостом ходу (х.х.) и на номинальной нагрузке (Nэ ном), отнесенная к номинальной частоте вращения nо, носит название степени неравномерности регулирования частоты вращения ПТ

По ПТЭ =(4,50,5)% или 45%. При меньших значениях  трудно обеспечить достаточную устойчивость регулирования, а при больших ухудшается точность регулирования.

Статическая характеристика регулирования обычно имеет участки с разной крутизной (рис. 3а), которая характеризуется местной степенью неравномерности

Степень неравномерности при Nэ<0,15Nэном не регламентируется

Регламентируется нижняя граница местной  – не менее 2%, что объясняется необходимостью исключить горизонтальные участки статической характеристики, на которых теряется устойчивость.

Приведенная на рис. 3. статическая характеристика является теоретической. Реальная статическая характеристика, полученная экспериментально при увеличении и уменьшении нагрузки ПТ, не является однозначной (рис. 3а).

Внутри заштрихованной зоны регулирование не чувствует изменение параметров на n. Зона 2n называется областью нечувствительности, а ее отношение к номинальной частоте вращения называется степенью нечувствительности

Полная степень неравномерности с учетом нечувствительности

Степень нечувствительности (обусловленная главным образом силами трения и люфтами в механической передаче) ухудшает качество и снижает быстродействие регулирования. Кроме того, она имеет тенденцию накапливаться с течением времени (выработка люфтов, загрязнение гидравлической системы и т.д.). Она регламентируется 0,3%.

32.Назначение, конструкция, принцип работы МУТ

Вообще турбогенератор может работать в трех режимах:

1.  Режим холостого хода. В этом режиме постоянной является мощность холостого хода турбины, а частота вращения может меняться в пределах неравномерности регулирования (5%).
2.  Изолированный режим, т.е. работа один на один с потребителем. Мощность изменяется потребителем. Если при постоянной мощности потребителя изменить пропуск пара G через турбину, то изменится частота.
3.  Параллельный режим (в энергосистеме). Частота сети постоянна и поддерживается совокупной работой АСР всех турбин. При воздействии на регулирующие органы изменяется мощность паровой турбины.

Для осуществления всех перечисленных операций в этих режимах система регулирования ПТ снабжается устройствами, которые называются механизмами управления турбиной (МУТ).

В современных турбинах применяются МУТ в основном двух типов:

1.  с воздействием  на элементы  регулятора частоты – это  МУТ 1-го рода;
2.  с воздействием на элементы передаточного механизма – МУТ 2-го рода.

МУТ 1го рода воздействует на буксу проточного золотника, изменяя площадь FX для прохода (протока) масла (ОМТИ), следовательно, и его давление – рХ.

МУТ 2го рода выполняет аналогичное воздействие, изменяя площадь FZ.

Изменение рХ приводит к перемещению поршня сервомотора (3) промежуточного усилия, который в сою очередь выводит поршни отсечного золотника из среднего положения, и главный сервомотор меняет положение регулирующего клапана.

Таким образом, воздействуя на МУТ-1 или МУТ-2 можно изменить мощность ТГ при n=const или изменять n, например, в режиме холостого хода.

Рассмотрим воздействие МУТ-1 на органы управления с помощью статической характеристики регулирования.

Пусть с помощью МУТ-1 букса проточного золотника сместилась вверх (рис. 4). Тогда то же самое положение поршня – x, находящегося под воздействием регулятора, будет достигаться при большем значении n, и статическая характеристика сместится в положение 2. При измененной нагрузке это приведет к увеличению частоты от n1 до n2. А при постоянной частоте турбина увеличит свою мощность от N1 до N2.

Воздействие МУТ-2 имеет следующий характер:  как  видно  из  рис. 6, аналогичного результата (увеличение n или N) можно достичь переместив поршень проточного золотника МУТ-2 вверх (уменьшение FZ, увеличение pX). При этом характеристика передаточного механизма (II) сместится из положения 1 в положение 2,

33.Параллельная работа турбоагрегатов, перераспределение нагрузки

Частота в сети всегда постоянна и поддерживается совокупной работой АСР всех ТА. При медленном изменении нагрузки частота вращения роторов всех турбин одинакова и распределение нагрузки между агрегатами зависит от характера протекания статической характеристики.

1. Пусть  в энергосистеме в параллель работают два турбоагрегата; их статические характеристики приведены на рис. 7.  Суммарная нагрузка составляет Nc1= Na1+ Nб1.

Пусть при подключении новых потребителей частота в системе снизилась с n1 до n2. Первый турбоагрегат (рис.7 а) при этом примет нагрузку Na, а второй (рис. 7 б) – Nб. При этом

Nб>Na.Из этого следует, что большую часть нагрузки взяла на себя турбина, статическая характеристика которой положе (степень неравномерности б меньше а). Более крутую характеристику имеют базовые турбины, более пологую – пиковые. Суммарная дополнительная нагрузка, принятая системой

Nc= Na+ Nб.Степень нагружения каждой из турбин может быть подсчитана по формуле

(1)Если в системе m агрегатов, то доля участия каждого из них в приеме нагрузки выразится по аналогии с (1) так   

2. перераспределения нагрузки между агрегатами, работающими в параллель. При этом Nc=0.Поставим задачу нагрузить турбогенератор а) на N, сняв нагрузку с турбогенератора б) (рис. 8). Сделаем это, воздействуя только на МУТ турбины.Переместив характеристику АСР турбины а) из положения 1 в положение 2, мы примем на агрегат дополнительную нагрузку N и тем самым повысим частоту в системе на n.Как видно из рис. 8 при частоте nc+n турбогенератор б) с помощью своей АСР автоматически разгрузится на N.Недостатком такого способа перераспределения нагрузки является повышение частоты, что противоречит закону поддержания частоты на постоянном уровне.

Для решения этой задачи при сохранении частоты nc необходимо одновременно воздействовать на МУТ обеих турбин в противоположных направлениях так, чтобы в итоге каждая из характеристик переместилась в положение 2’.

34.Изодромная система регулирования.

Иходромная система регулирования – это система регулирования, поддерживающая угловую скорость без статической ошибки, т.е. степень неравномерности такой системы равна нулю.

В систему регулирования вводится дополнительное устройство, называемое катарактом (в нашем случае это дополнительный сервомотор (3)).На рис. 1 показана одна из возможных изодромных схем регулирования.

Левая пара (4, 5) представляет собой обыкновенную АСР с однократным усилением и жесткой обратной связью.

Правая пара – отсечной золотник (2) – катаракта (3) – выполняет роль изодрома.

Система работает следующим образом: при увеличении угловой скорости , муфта РЧВР перемещается вверх, выводя поршни отсечных золотников (2) и (4) из среднего положения и открывая окна для протока масла в сервомотор, поршни сервомоторов (5) и (3) идут вниз. Прикрывается регулирующий клапан и одновременно через обратную связь поршень золотника (4) возвращается в среднее положение. Таким образом, левая часть АСР закончила работу с положительной остаточной неравномерностью.

Так как время работы изодрома (катаракты) Тиз больше времени работы главного сервомотора Тгл. с-м, то работа изодрома продолжается. Продолжая двигаться вниз поршень (3) воздействует на рычаг СВ, опертый в точке А (точка В идет вниз, точка С – вверх) и вновь выводит поршень золотника (4) из среднего положения вверх, поршень главного сервомотора (5) перемещается дополнительно вниз еще прикрывая регулирующий клапан. Через обратную связь золотник (4) вновь отключается главным сервомотором.

Это дополнительное прикрытие регулирующего клапана приводит частоту вращения к исходному уровню, и муфта РЧВР (1) возвращается в первоначальное положение, которое соответствует среднему положению поршня золотника (2), и сервомотор (3) неподвижен.

Рассмотрим статическую характеристику такой АСР. В переходном процессе характеристика АСР будет иметь вид, как на рис. 2.

Такая характеристика обеспечивает системе устойчивость.

В процессе “подтягивания” частоты характеристика разворачивается и приходит к виду, показанному на рис. 3.

Рассмотренная схема регулирования позволяет в зависимости от положения точки подвеса золотника (4) добиться практически любой степени остаточной неравномерности - . Меняя соотношение плеч золотника можно изменять степень неравномерности регулирования, что необходимо, например, при переводе турбины из базовой группы в пиковую.

Система работает более устойчиво, если время работы изодрома (Тиз) значительно  превосходит  время  работы главного сервомотора (Тгл. с-м

35.Регулирование частоты вращения по скорости и ускорению.

Принцип работы АСР двухимпульсной (по скорости и ускорению) следующий:

1.  при медленном (плавном) изменении числа оборотов ротора АСР работает только по импульсу скорости;
2.  в случае быстрого изменения частоты вращения импульс по ускорению вырабатывается отдельным датчиком и поступает в систему регулирования по быстродействующему каналу.

В результате за короткий промежуток времени отсечной золотник переместится до полного открытия окон, за счет одновременного смещения муфт регуляторов скорости и ускорения.

В современных ПТ импульс по ускорению формируется в электрической части АСР. Воздействие же на регулирующие органы ведется через электрогидравлический преобразователь (ЭГП) и промежуточный усилитель. Регулятор ЧВР и ЭГП воздействуют на разные сливы одной и той же импульсной линии. При возникновении ускорения сечения обоих сливов увеличиваются и импульсное давление резко падает, заставляя регулирующие клапаны быстрее прикрываться.

36.Регулирование ТУ давлением.

Принципиальная схема

Особенностью таких ПТ является то, что развиваемая мощность зависит от расхода пара, отпускаемого тепловому потребителю. Поэтому они работают по графику теплового потребления, с поддержанием постоянного давления РП. Регулятор давления соединен с выходным патрубком ПТ.

АСР турбины с противодавлением

1- РЧВР; 2- РД; 3- сервомотор промежуточного усиления; 4- отсечной золотник;

5- главный сервомотор; 6- РК; 7- стопор РД.

Импульсом регулятора давления (РД) служит изменение противодавления.

В схеме (рис. ХХХ) отсечной золотник (3) управляется и регулятором давления (РД) и регулятором скорости (РЧВР). При работе по тепловому графику синхронизатор АСР настраивается таким образом, что РС (РЧВР) не препятствует турбине набирать полную нагрузку. Управление осуществляется только от РД.

Допустим, тепловое потребление увеличилось:

GП , тогда РП , ХРД , РХ , y , z  GO , и РП= const, одновременно с увеличением NЭ.

РЧВР используется в следующих случаях (режимах):

1.  пуск ПТ и синхронизация генератора;
2.  при быстром сбросе нагрузки NЭ (например, отключение генератора от сети).

Рассмотрим работу  схемы.  Предположим: NЭ , тогда n , ХРЧ , РХ , y , z , G0 , вместе с тем РП , ХРД , РХ , у , z  до РП= const. Таким образом РД отменяет команды РС и восстанавливает РП= const.

Для возможности закрытия РК в схему вводится специальный стопор (7). При перемещении РД вниз его золотник садится на упор (стопорится) и тогда РЧВР “единовластно” управляет РК, прикрывая его ( G0) и выводя ПТ на режим холостого хода (без стопора произошла бы авария ПТ).

Тепловое потребление обеспечивается в этом случае через РОУ.

37.Система регулирования с одним отбором.

Регулирование ПТ с промежуточным

(регулируемым) отбором пара

Работу АСР можно организовать следующим образом:

1.  по несвязанной схеме, когда каждый из регуляторов воздействует на свой РК: РЧВР – на РК ЧВД, РД – на ЧНД;
2.  по связанной схеме.

38.Система регулирования с двумя отборами пара.

Турбины с двумя регулируемыми отборами пара имеют АСР, выполненные исключительно по автономному принципу. Тепловая схема такой турбины с указанием взаимодействия регулирующих органов приводится на рис. ХХХ.

1. экономических трудностей поскольку эти годы не были самыми неурожайными сколько результатом сталинской к
2. Инвестиционная привлекательность строительного предприятия
3. Essi англ. essy ssy попытка проба очерк; от латинского
4. прежнему ограничено
5. . Доминантный собеседник человека не особенно интересуют вопросы такта своевременности уместности обра
6. Особо охраняемые природные территории это участки земли водной поверхности и воздушного пространства на
7. Понятие методологии психологии
8. Управление финансами страховых организаций Экономическая сущность страхования Показатели л
9. Жди меня К Симонова
10. Статья 10 Европейской Конвенции о защите прав человека и основных свобод комментарий Мониторинг Фонда за
11. Курсовая работа- Отечественные педагоги-классики о работе со слабыми и отстающими в учении школьниками
12. Верховный суд РФ
13. Оттепель. Внутренняя политика Социальные реформы ХХ съезд КПСС о разоблачении культа личности Стали
14. тема це стандартизований набір протоколів і специфікацій який гарантує можливість взаємодії обладнання рі
15. Лабораторная работа 4 ЭКВИВАЛЕНТНОЕ ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ ЦЕПЕЙ Краткое содержание работы
16. К описанию поэтики стихотворения Марины Цветаевой Пела рана в груди у князя
17. Главное меню Windows X
18. Разделение властей
19. Особенности воспитания религией в Китае
20. Реферат на тему Средний класс в России состояние и перспективы Автор студентка ГМУ 22 Захарова О

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе