Расчет диска последней ступени

 

Диски турбинных роторов испытывают высокие напряжения от центробежной силы собственной массы и массы рабочих лопаток. Эти нап-ряжения определяются частотой вращения ротора, массой рабочих лопа-ток, размерами и конфигурацией диска и др. В зависимости от типа ротора диск может выполняться с центральной расточкой для вала (ротор с на-садными дисками), с центральным свободным отверстием (цельнокованый ротор) или без отверстия (сварной или сболченный ротор ЦНД). Диаметр расточки насадного диска составляет 430–450 мм в ЦСД и 450–550 мм        в ЦНД. Диаметр свободного отверстия цельнокованого ротора 120–150 мм.

У дисков обычно различают обод, втулку и полотно. В некоторых случаях отсутствует обод, а у дисков цельнокованого ротора без цент-ральной расточки – втулка. Полотно выполняют коническим, постоянной толщины, гиперболическим и др. Конфигурацию и основные размеры дис-ка выбирают по прототипу или по аналогии с подобными конструкциями. Внешний диаметр диска и ширину обода определяют в соответствии с кор-невым диаметром ступени, шириной лопаток и типом хвостовиков. Затем вычерчивают эскиз диска в масштабе, рис. VII.1. Диск разбивают не менее, чем на четыре характерных участка. Например, обод – один участок, втулка – еще один участок, полотно – два участка. Если полотно имеет ко-ническую или гиперболическую конфигурацию, его представляют в виде двух участков постоянной толщины. По эскизу определяют размеры внутреннего и наружного сечений каждого участка (толщину «y» и радиус «r»), рис. VII.1. Толщина «y» каждого сечения в расчете принимается постоянной. Напряжения в заданных сечениях диска определяют методом «двух расчетов» от внутреннего радиуса к внешнему [6, 7].

Первый расчет выполняется для вращающегося диска.

Второй расчет – для невращающегося (n = 0 об/мин).

Для расчетов задают граничные условия на внешнем и внутреннем радиусах диска (иначе говоря, заранее определяемые, уже известные или произвольно задаваемые напряжения). Например, граничное условие на внешнем радиусе – это заранее определяемое радиальное напряжение в диске от центробежной силы рабочих лопаток. Граничное условие на внутреннем радиусе – это известное радиальное напряжение от натяга (σ₀ = –10 МПа, если диск насадной), или отсутствие напряжений (σ₀ = 0 при цельнокованом роторе с центральным отверстием), или др. По результатам двух расчетов определяют истинные напряжения во всех сечениях диска и строят эпюру напряжений. Найдя максимальное тангенциальное напряжение, выбирают марку стали с таким пределом текучести, который обеспечивает необходимый коэффициент запаса прочности:

 

где [σ_0,2]– предел текучести выбранной марки стали (Приложение XII); τ_max– максимальное тангенциальное напряжение в диске.

Методика расчета диска приведена в Приложении VII.

 

Расчет подшипников

В паровых турбинах применяются подшипники скольжения, обла-дающие высокой несущей способностью и стойкостью против динами-ческих нагрузок. При расчете опорного подшипника его размеры (длина и диаметр шейки вала) принимаются по прототипу. Нагрузка подшипника P = G /2, где G – вес ротора, определяемый умножением его объема на плотность сталиρ= 7800–8050 кг/м³. Объем ротора находят по его разме-рам, снятым с чертежа. В результате расчета опорного подшипника опре-деляются удельное давление на вкладыш, коэффициент грузоподъемности, радиальный зазор между вкладышем подшипника и шейкой вала, расход масла и его нагрев.

Упорный подшипник воспринимает осевое усилие, приложенное к ротору. Осевое усилие  определяет нагрузку подшипника и вычис-ляется в разделе 5.1. Необходимо учитывать, что максимальная несущая способность подшипника составляет 30 т (300000 н). Если осевое усилие выше, следует предусмотреть разгрузочные отверстия в дисках или  разгрузочный поршень в зоне переднего концевого уплотнения. Диаметр упорного диска подшипника, его толщина, диаметр вала принимается по прототипу. В расчете определяется площадь рабочей поверхности подушки, удельное давление на неё, расход масла и его нагрев. Методика расчета подшипников приведена в [6, 7].

 

ИНДИВИДУАЛЬНОЕ  ЗАДАНИЕ

Известную долю в установленной мощности небольших электро-станций составляют морально устаревшие, низкоэкономичные конденса-ционные турбоагрегаты среднего и низкого давления. Для их полной замены необходимы значительные средства, которыми генерирующие компании часто не располагают. Однако в некоторых случаях кардинально повысить экономичность этого еще вполне надежного оборудования и сохранить его в работе возможно с помощью несложных реконструкций силами персонала электростанции. Речь идет о снижении основной потери в конденсационной турбоустановке, определяющей ее низкий абсолютный КПД – потери тепла в конденсаторе с охлаждающей водой, которая составляет около 60 %. Полное или частичное использование этого тепла (как, например, в турбинах типа Р, Т и ПТ) резко повышает абсолютный КПД турбоагрегата. Небольшие низкоэкономичные конденсационные турбоагрегаты могут быть достаточно просто реконструированы для обеспечения растущих потребностей в тепле и горячем водоснабжении. Реконструкция состоит в переводе на ухудшенный вакуум или в органи-зации нерегулируемого теплофикационного отбора пара из промежуточ-ной ступени для подогрева сетевой или подпиточной воды. Конечно, это приводит к снижению электрической мощности и относительного внутрен-него КПД турбины, так как последние ступени попадают в глубоко нерасчетный режим. Но абсолютный КПД турбоустановки резко возрастает за счет уменьшения потерь тепла в конденсаторе. При подобных реконструкциях наиболее серьезной проблемой является значительное увеличение напряжений в рабочих лопатках и диафрагмах некоторых ступеней из-за увеличения теплоперепада. Это заставляет усиливать их, снижать расход пара и т. д., поскольку обеспечение безусловной надежности – это главное требование к любой реконструкции.

В рамках индивидуального задания предлагается по заданию преподавателя проработать один из двух вариантов реконструкции:

организация нерегулируемого теплофикационного отбора пара;

перевод турбины на ухудшенный теплофикационный вакуум или противодавление.

 

Организация нерегулируемого

Теплофикационного отбора

 

Исходные данные задаются индивидуально. Это могут быть расход отбираемого пара G _от и давление в отборе Р _от, или тепловая нагрузка Q _от  и температурный график теплосети t _под/ t _обр.

Для организации нерегулируемого отбора подбирается ступень, где давление примерно соответствует заданному или найденному давлению в отборе Р _от. По-возможности, организуемый отбор целесообразно совме-щать с ближайшим патрубком регенеративного отбора. Естественно, это приведет к некоторой коррекции давления Р _от. Фрагмент тепловой схемы  с отбором приведен на рис. VIII.1. Давление в камере значительно снижа-ется, что сопровождается увеличением теплоперепада предотборной ступе-ни и уменьшением теплоперепадов послеотборных ступеней. Изменение теплоперепадов, естественно, сопровождается снижением КПД. В послед-них ступенях турбины, где теплоперепады снижаются очень сильно, КПД может стать отрицательным. Это значит, что ступени не только не будут вырабатывать полезной мощности, но будут отнимать часть мощности от вала турбины, т. е. от предыдущих ступеней. В предотборной же ступени помимо снижения КПД сильно возрастают напряжения в рабочих лопатках и диафрагме. Методика расчетов при организации отбора приведена в Приложении VIII.