Размещено на http://allbest.ru

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Уфимский университет науки и технологии»

Факультет авиационных двигателей, энергетики и транспорта

Кафедра авиационной теплотехники и теплоэнергетики

Пояснительная записка к расчетно-графической работе

Особенности конструкции и эксплуатации паровых турбин ТЭС

по дисциплине: «Конструкция и эксплуатация основного и вспомогательного оборудования ТЭС»

Студент: Фаткуллин Р.Ф

Принял: Жилин А.Н.

Уфа 2023 г.



Содержание

1. Обзор научно-технической литературы

1.1 Статор турбин. Условия работы, конструкция, материалы

1.2 Ротор турбины. Условия работы, конструкция, материалы

2. Решение задач

2.1 Задача 1

2.2 Задача 2

2.3 Задача 3

2.4 Задача 4

2.5 Задача 5

2.6 Задача 6

2.7 Задача 7

2.8 Задача 8

2.9 Задача 9

Заключение

Список литературы



1. Обзор научно-технической литературы

1.1 Статор турбин. Условия работы, конструкция, материалы

Статором называется комплекс всех неподвижных частей турбины, состоящий из корпусов турбины и подшипников, а также неподвижных деталей проточной части -- сегментов, сопел, обойм диафрагм, уплотнении -- непосредственно взаимодействующих с вращающимся ротором.

Статор играет роль базирующей части турбины, с помощью которой соединяется и координируется, в пределах необходимой для работы турбины точности, большинство ее узлов и деталей. Основными деталями статора являются корпусы цилиндров и подшипников с фундаментными рамами, воспринимающие все статические и динамические нагрузки работающей турбины.

Корпусы цилиндров и подшипников соединены между собой системой шпоночных связей, обеспечивающих их надежное центрирование между собой и свободное тепловое расширение элементов работающей турбины, без нарушения центровки.

Особое внимание при изготовлении деталей статора уделяется обработке опорных плоскостей цилиндров и корпусов подшипников и сопряжению их с плоскостями фундаментных рам. Отклонение от правильной геометрической формы этих плоскостей приведет к расцентровке турбины при тепловом расширении в процессе ее работы.

Наиболее ответственными деталями статора являются корпусы цилиндров (цилиндры турбины). Цилиндры турбины работают в исключительно тяжелых условиях с очень большими температурными перепадами.

Так, например, в цилиндре среднего давления турбины К-300-240 ЛМЗ разность температур в передней и задней частях цилиндра доходит до 540° С. В современных стационарных газовых турбинах температура в передней части доходит до 800°С (и более), а в части низкого давления -- лишь до 300--350° С.

Цилиндры высокого давления некоторых турбин, например СКР-ЮО ХТГЗ, подвергаются действию пара с давлением до 3000 Н/см² (300 кгс/см²) и температурой до 650° С, а цилиндры низкого давления в то же время находятся под вакуумом до 0,3 Н/см² (0,03 кгс/см²) при температуре 50--60° С. Наличие в корпусах турбин горизонтальных и вертикальных разъемов требует обеспечения хорошей герметичности цилиндров для предотвращения «пропаривания» разъемов в зоне высоких давлений или подсоса воздуха внутрь цилиндра в зоне вакуума.

Большое внимание при обработке цилиндров следует уделять качеству опорных поверхностей, к которым прижимает пар обоймы и диафрагмы внутри цилиндра. Неудовлетворительное состояние этих поверхностей приводит к внутренним неплотностям, повышению внутренних потерь, снижению к. п. д. турбины. [2]

Условия работы. Условия работы статора менее тяжелые, чем ротора, прежде всего потому, что его детали не вращаются. Основная нагрузка, действующая на корпус, диафрагмы, обоймы, - разность давлений. Под ее действием детали статора должны сохранять не только прочность, в том чнсле в условиях высоких температур, когда происходит ползучесть, Но и жесткость и плотность Ползучесть материала приводит к короблению фланцевого разъема, остаточному прогибу диафрагм и обойм. Релаксация напряжений в болтах и шпильках вызывает ослабление затяжки и пропаривание разъемов. Недостаточная жесткость может привести к большим взаимным перемещениям ротора и статора и задеваниям. Особенно трудно обеспечить жесткость корпусов ЦНД. Хотя разность давлений, действующая на корпус, как правило, не превышает атмосферного давления, обеспечить жесткость весьма сложно из-за большой поверхности цилиндра. Недостаточная плотность приводит к паразитным протечкам пара и снижению КПД. Нарушение плотности полостей турбины, связанных с атмосферой, недопустимо вообще, поскольку утечка пара в атмосферу увеличивает влажность в машинном зале[2]

Рисунок 1 Схема фланцевого соединения

1,2 - нижняя и верхняя половины корпуса, 3- гайка колпачковая, 4,5 - верхний и нижний фланцы, 6 - болты

Плотность корпусов обеспечивается с помощью фланцевого соединения, состоящего из двух продольных фланцев (рис. 6) и скрепляющих их болтов или шпилек, ввинчиваемых в нижнюю половину корпуса.

Для скрепления фланцев используют специальные колпачковые гайки, внешний диаметр dг которых превосходит диаметр болта dш в меньшей степени, чем для обычных стандартных болтовых соединений, в которых диаметр описанной окружности около граней гайки вдвое больше dш. Это позволяет приблизить скрепляющие болты друг к другу, увеличить их число и уменьшить усилие, которое должен развивать болт для создания плотного соединения

Оси скрепляющих болтов располагают не на середине ширины В фланца, а стремятся максимально их приблизить к паровому пространству (b<B/2). Дело в том, что внутреннее давление, отрывающее половины корпуса друг от друга, действует на рычаг около точки А, а усилие затяжки болта противодействует ему. Чем дальше ось болта будет отстоять от точки А, тем меньшее усилие требуется для противодействия отрывающему усилию. Именно поэтому ширина фланца В оказывается значительно большей, чем толщина стенки дc (см. рис. 6) и чем это требует диаметр болта dш для своего размещения. В свою очередь увеличенный размер В для обеспечения прочности уже самого фланца требует большой высоты Н.

При быстрых пусках и изменениях нагрузки, сопровождаемых быстрыми изменениями температуры в проточной части, в деталях статора, в первую очередь в корпусах ЦВД и ЦСД турбин ТЭС, возникают температурные напряжения, циклическое повторение которых вызывает малоцикловую усталость материала и появление трещин [2]

Материалы деталей статора. Выбор материала зависит от условий работы. Внутренний корпус двухстенных ЦВД турбин ТЭС и АЭС изготавливают обычно из легированных жаропрочных сталей .Основным требованием к корпусам ЦВД ТЭС является жаропрочность, а к корпусам турбин насыщенного пара АЭС - высокая эрозионная стойкость. По этой причине части корпуса, в которых возможна щелевая эрозия, снабжаются специальными наплавками или накладками из хромистой стали.

Для внешних корпусов ЦВД используются менее дорогие стали.Холодные части литых корпусов (вых. ЦСД ТЭС) бывают изготовлены из углеродистой стали.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 25Х1МФ (ЭИ - 10);

для t ? 300 ⁰С - углеродистая сталь 35.

Диафрагмы ЦВД и ЦСД турбин ТЭС - из легированных сталей 15Х1М1Ф; 12Х1МФ; 20Х1М. Диафрагмы, работающие до температуры 350 ⁰С бывают 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.[2]

1.2 Ротор турбины. Условия работы, конструкция, материалы

Ротор турбины (от латинского roto -- вращаю(сь) -- вращающаяся часть турбины, состоящая в основном из дисков, лопаток и вала. Служит для преобразования кинетической и потенциальной энергии газового потока в механическую работу на валу турбины

Условия работы. Условия работы роторов цилиндров в общем случае очень тяжелы. Прежде всего валопровод вращается с высокой частотой, а так как его размеры и масса закрепленных на нем лопаток велики, то велики и возникающие в нем напряжения от центробежных сил. При этом надо иметь в виду, что в условиях эксплуатации частота вращения может на 10--12 % превзойти номинальную (50 или 25 1/с); при этом напряжения возрастут на 20--50 %. Наибольшие напряжения от вращения возникают в центральной зоне ротора и ободе, где закреплены рабочие лопатки.

Роторы ЦВД и ЦСД турбин ТЭС, в паровпускной части которых температура составляет 500--510 °С, должны выдерживать высокие нагрузки от вращения в условиях ползучести в течение всего срока службы. В роторе не должны возникнуть трещины длительной прочности, а радиальные размеры не должны увеличиваться до недопустимого значения.

Валопровод турбины суммирует крутящие моменты, развиваемые отдельными цилиндрами, и в конечном счете передает их ротору генератора. Таким образом, на выходном валу турбины развивается максимальный крутящий момент.

При этом надо иметь в виду, что при некоторых эксплуатационных режимах, например при коротком замыкании в генераторе, крутящий момент может возрасти в 4--6 раз по сравнению с номинальным значением. Шейка выходного вала турбины должна передавать эти высокие скручивающие нагрузки без разрушения.

Ротор турбины - один из элементов, воспринимающий все изменения температуры в проточной части турбины. Быстрые изменения температуры приводят к появлению в роторах высоких температурных напряжений, а при их циклическом повторении - к появлению трещин термической усталости.

Кроме того, следует иметь в виду, что по соображениям стоимости ротор выполняется из слаболегированных ржавеющих сталей, подверженных коррозии [3].

Наиболее важная особенность роторов ЦНД, определяющая его конструкцию,-- большие габариты, вызванные стремлением увеличить выходную площадь последней ступени, чтобы либо увеличить экономичность, либо повысить мощность турбоагрегата, либо сократить число ЦНД. Условия работы ЦНД на ТЭС и АЭС различаются мало, поэтому их роторы не имеют принципиальных различий.

Роторы всех крупных современных турбин выполняют симметричными и двухпоточными.

Сборный ротор, или ротор с насадными дисками (рис. 1), состоит из ступенчатого вала, на который с двух сторон симметрично насаживаются диски, втулки концевых уплотнений, а также втулки масляных уплотнений корпусов подшипников. На валу выполняются шейки под вкладыши подшипников и для насадки полумуфт.

Рисунок 2 - Сборный ротор двухпоточного ЦНД: 1 - шейка для посадки полумуфты; 2 - шейка вала под вкладыш подшипника; 3 - торцевая шпонка; 4 - балансировочные грузы; 5 - насадные диски; 6 - осевые шпонки [3]

Каждый диск обычно состоит из обода, в котором выполняют профильные пазы для размещения хвостовиков лопаток, полотна (профильной части) и ступицы или втулки, внутренняя расточка которой сопрягается с посадочной поверхностью вала; Полотно диска профилируют так, чтобы обеспечить прочность диска при максимально возможной частоте вращения. Из этих же соображений выбирают ширину ступицы.

Перед посадкой диска на вал размер его внутренней расточки несколько меньше, чем диаметр поверхности посадки вала. Разность радиусов вала и диска до посадки называется натягом. Перед насадкой диск разогревают, с тем чтобы его внутренний диаметр стал больше диаметра вала. Вал ставят вертикально и надевают на него диск. После охлаждения диаметр расточки диска уменьшается, диск плотно садится на вал и в месте их сопряжения возникает контактное давление, препятствующее провороту диска на валу.

Передача крутящего момента с диска на вал осуществляется за счет контактного давления между диском и валом. Ясно, что величина контактного давления зависит от частоты вращения. При нсвращающемся роторе оно максимально. При увеличении частоты вращения диск расширяется в радиальном направлении сильнее, чем вал, и в результате при некоторой частоте вращения, называемой освобождающей, контактное давление исчезает и крутящий момент не может передаться на вал через посадку. Поэтому освобождающая частота вращения должна быть больше, чем любая возможная частота вращения.

Чем больше натяг посадки, тем выше освобождающая частота вращения. Поэтому па первый взгляд кажется, что обеспечить необходимую освобождающую частоту не представляет труда; для этого следует посадить диск на вал с доета- точным натягом. Однако ясно, что в диске, насаженном на вал, кроме контактного давления возникают напряжения, стремящиеся разорвать диск. Такие же напряжения возникают в диске от центробежных сил, вызываемых вращением. Таким образом, натяг создает дополнительную напряженность в диске, и поэтому чрезмерный натяг вреден.

Натяг при проектировании рассчитывается очень точно, с тем чтобы обеспечить достаточный запас по освобождающей частоте вращения по отношению к рабочей, но не создать без необходимости излишние напряжения от посадки.

Вместе с тем в условиях эксплуатации возможно временное ослабление посадки диска на валу, например при быстром увеличении температуры в проточной части, когда диск может прогреться быстрее вала. Для того чтобы гарантировать передачу крутящего момента в таких условиях, между диском и валом устанавливают осевые шпонки (рис. 2). [3]

Материалы роторов. Для роторов и валов турбин используют высокопрочные стали, легированные хромом, молибденом, ванадием и никелем, присадки обычно составляют 1--3,5 %.

К материалу высокотемпературных цельнокованых роторов ЦВД и ЦСД ТЭС предъявляются два основных требования: они должны иметь высокое сопротивление ползучести и термической усталости. Наиболее употребительными для них являются стали Р2МА и ЭИ-415, обладающие высоким сопротивлением ползучести.

Материал роторов ЦНД должен обладать другими качествами: высокой статической прочностью, обеспечивающей надежную работу при высоких напряжениях, создаваемых центробежными силами лопаток н самого ротора, высокой вязкостью разрушения, препятствующей хрупкому разрушению при наличии дефектов, и высоким сопротивлением коррозионному растрескиванию.

Для дисков сборных роторов используют легированные стали с введением нескольких процентов никеля. Повышенное содержание никеля (до 3,5 %) повышает качество термообработки и обеспечивает однородность структуры и механических свойств. Типичной для использования является сталь 34XH3M Никель -- дорогой и дефицитный материал. Поэтому в ряде случаев используют сталь 35Х1Н2Ф, содержащую меньше никеля, но имеющую добавки молибдена и ванадия.

Для больших дисков с шириной ступицы более 450 мм получить качественную поковку с термообработкой на весь объем затруднительно. В этом случае используется сталь 30ХН3М2Ф, позволяющая выполнять диски с шириной более 0,5 м [3].



2. Решение задач

2.1 Задача 1

В корневом сечении рабочей лопатки действует центробежная сила, R, равная 0,8 МН. Площадь корневого сечения лопатки, b = 20 см². Определить коэффициент запаса по пределу текучести К_s, для лопаток, выполненных из 2Х13 и ЭИ-802.

Найдем предел текучести для заданных марок стали: у_s^2Х13 = 520 МПа; у_s^ЭИ-802 = 750 МПа; [3, стр. 64, табл. 3.3]

Решение: Напряжение на лопатке:

=>

Коэффициент запаса находится по формуле:

Коэффициент запаса по пределу текучести для стали 2Х13:

Коэффициент запаса по пределу текучести для стали ЭИ-802:

2.2 Задача 2

При прогреве турбины во фланце корпуса, изготовленного из стали 20ХМФЛ, возникла разность температур Дt = 70?C. Определить возникшие напряжения во фланце. Показатель параболы q = 3. Коэффициент Пуассона м = 0,3. Модуль упругости Е и коэффициент линейного расширения б_т принять по таблицам при t = 550?C.

Решение: Напряжение возникшее во фланце:

[2, стр. 348];

Модуль упругости E= МПа [2, стр. 64, табл. 3.3];

Коэффициент линейного расширения для t=550: 1/K [2, стр. 64, табл. 3.3];

МПа.

2.3 Задача 3

При пуске турбины из горячего состояния из трубопровода отбора пара на ротор попала вода. В результате чего по сечению ротора возникла разность температур Дt = 120?С.

Определить возникнут ли задевания в диафрагменных уплотнениях из-за теплового прогиба ротора.

Ротор изготовлен из стали Э-415. Пролёт ротора l = 3,8 м.

Средний диаметр вала ротора 0,4 м. Зазор в диафрагменном уплотнении д = 0,6 мм. Коэффициент линейного расширения б_т принять по таблицам при t = 500?C.

Решение: Максимальный прогиб ротора:

[2, стр. 511];

Коэффициент линейного расширения для t=500: 1/K [2, стр. 64, табл. 3.3];

> 0,6 мм

Отсюда можем сделать вывод, что задевание произойдет.

2.4 Задача 4

При пуске турбины из горячего состояния в цилиндр турбины попал холодный пар. В результате быстрого охлаждения стенки корпуса возникла разность температур Дt = 140?C. Определить возникшие напряжения в стенке. Оценить возможность коробления корпуса. Корпус выполнен из стали 20ХМФЛ. Показатель параболы q = 2. Коэффициент Пуассона м = 0,3. Модуль упругости Е и коэффициент линейного расширения б_т принять по таблицам при t = 550?C.

Решение: Напряжения возникшие на стенке:

[2, стр. 348].

Формула приведена для обогреваемой поверхности, а согласно условию задачи происходит охлаждение стенки корпуса, следовательно напряжения будут “+”-знака, что учтено в дальнейшем решении.

Модуль упругости E=МПа [2, стр. 64, табл. 3.3];

Коэффициент линейного расширения для t=550:

1/K [2, стр. 64, табл. 3.3];

Предел текучести стали 20ХМФЛ при t=550: [2, стр. 64, табл. 3.3];

;

Отсюда делаем заключение, что коробление корпуса произойдет.



2.5 Задача 5

На роторе, выполненном из стали марки Р2М имеется тепловая канавка глубиной д = 7 мм, и радиусом скругления с = 3,5 мм. Определить температурные напряжения в ней при разности температур по радиусу ротора Дt = 90?C. Показатель параболы q = 3. Коэффициент Пуассона м = 0,3. Модуль упругости Е и коэффициент линейного расширения б_т принять по таблицам при t = 500?C.

Решение: Увеличение напряжений находится из отношения

[2, стр. 423],

где [2, стр. 348]- температурные напряжения на поверхности ротора при отсутствии канавки (при номинальных напряжениях)

Модуль упругости для t=500: E=МПа [5];

Коэффициент линейного расширения для стали t=500: 1/K [2, стр. 64, табл. 3.3];

Предел текучести стали Р2М при t=500:

[2, стр. 64, табл. 3.3];

МПа;

;

>;

Таким образом, температурные напряжения будут значительно превышать предел текучести.



2.6 Задача 6

При пуске турбины фланец перегрелся по отношению к шпильке на Дt = 65?С. Определить дополнительные растягивающие напряжения, возникающие в шпильке. Модуль упругости материала шпильки Е = 2·10⁵ МПа. Коэффициент линейного расширения материала фланца б_т = 13·10^-6 1/К.

Решение: Так как фланец не может расшириться, в нем возникают напряжения сжатия, а в шпильке появляются растягивающие напряжения:

[2, стр. 347];

;

2.7 Задача 7

При пуске из холодного состояния в пароперепускные трубы турбины подаётся пар и создаётся давление p = 0,1 ; 0,5 ; 0,7 МПа. Определить напряжения, возникающие на внутренней поверхности паропровода при различных давлениях. Оценить безопасное для начала прогрева давление пара. Температура ,,холодных" труб 30?С, Трубы выполнены из стали 12Х1МФ, Модуль упругости Е = 2*10⁵ МПа, Коэффициент линейного расширения б_т = 13*10^-6 1/К, Коэффициент Пуассона м = 0,3.

Решение: По заданным давлениям находим температуры насыщения из WSP[1]:

;

[2, стр. 379];



Предел текучести марки стали 12Х1МФ: ;

;

;

;

Безопасному давлению не соответствует ни одно давление. При каждом давлении возникающие напряжения превышают предел текучести.

2.8 Задача 8

На роторе, выполненном из стали марки Р2М имеется тепловая канавка глубиной д = 7 мм, и радиусом скругления с = 3,5 мм.

Определить допустимую разность температур по радиусу ротора.

Показатель параболы q = 3,

Коэффициент Пуассона м = 0,3,

Модуль упругости Е = 1,96*10⁵ МПа,

Коэффициент линейного расширения б_т = 13,7*10^-6 1/К, Предел текучести у_s = 540 МПа.

Решение: Увеличение напряжений находится из отношения:

[2, стр. 423],

где - температурные напряжения на поверхности ротора при отсутствии канавки (при номинальных напряжениях)

, отсюда следует, что должно быть не более

;



Из уравнения для температурных напряжений

[2, стр. 345],

найдем: .

2.9 Задача 9

При прогреве турбины в роторе, по сечению, возникает разность температур, приводящая к тепловому прогибу. Определить допустимую разность температур по сечению ротора. Ротор турбины выполнен из стали марки Р2М. Расстояние между подшипниками l = 4,0 м. Средний диаметр вала ротора d_в = 0,35 м. Зазор в диафрагменных уплотнениях д = 0,6 мм. Коэффициент линейного расширения б_т = 12,6*10^-6 1/К.

Решение: При условии - задевания в диафрагменных уплотнениях отсутствуют;

Разность температур по сечению ротора, приводит к тепловому прогибу: ротор турбина паровой теплоэлектостанция

[2, стр. 511];

Отсюда найдем допустимую разность температур по сечению ротора:



Заключение

В данной расчётно графической работе были рассмотрены конструкции роторов и статоров, условия работы конструкции и материалы. Так же были решены 9 задач.



Список литературы

1. WSP - программа для параметров воды и водяного пара

2. Трухний А Д., Ломакин Б.В. "Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки", М.:Издательство МЭИ, 2002

3. Трухний А.Д. "Стационарные паровые турбины", М.:Энергоатомиздат, 1990

4. Биргер И. А., Мавлютов Р. Р. Сопротивление материалов: Учебное пособие - М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1986.-- 560 с.

5. Современные технологии производства в машиностроении extxe.com [сайт]: https://webcache.googleusercontent.com/search?q=cache:4nWkZNHEoHMJ:https://extxe.com/20979/modul-normalnoj-uprugosti-dlja-razlichnyh-marok-stali/+&cd=1&hl=ru&ct=clnk&gl=ru (дата обращения: 08.03.2023)

6. https://metallicheckiy-portal.ru/marki_metallov/stj/12X1MF (дата обращения 08.03.2023)

Размещено на Allbest.ru

...