Проектування поворотно-лопатевої гідротурбіни ПЛ20

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

РЕФЕРАТ

Звіт про ДР: 69 с., 8 рис., 11 табл., 23 джерела.

Поворотно-лопатева гідротурбіна ПЛ20 спроектована на розрахунковий напір м і потужність МВт. На задані параметри визначено діаметр робочого колеса, синхронну частоту обертання, коефіцієнт корисної дії, допустиму висоту відсмоктування. Побудована експлуатаційна характеристика. Вибрана спіральна камера. Cпрофільована лопатева система робочого колеса, із ГСТів вибрана відсмоктуюча труба. Виконано розрахунок на міцність валу гідротурбіни. Представлено опис конструкції гідротурбіни.

Наведено економічний розрахунок і заходи щодо охорони праці і навколишнього середовища.

  • ПЕРЕЛІК ПОЗНАЧЕНЬ ТА СКОРОЧЕНЬ
    • ГЕС — гідроелектростанція
    • ГАЕС — гідроакумулюючі станції
    • ГСТ — галузеві стандарти
    • ККД — коефіцієнт корисної дії
    • МНУ — маслонапірна установка
    • ПЛ — поворотно-лопатева гідротурбіна
    • СНіП — санітарні норми і правила
    • ВСТУП
    • Сучасні потужні енергосистеми представляють собою комплекс теплових, атомних і гідравлічних електростанцій, кожна з яких несе навантаження таким чином, щоб техніко-економічні показники енергосистеми були оптимальними.
    • Внаслідок паливно-енергетичної кризи і інших проблем сучасної енергетики експлуатація й будівництво ГЕС і ГАЕС має незаперечні переваги перед тепловими і атомними електростанціями [1]:
    • — високий коефіцієнт корисної дії;
    • — дешевше собівартість енергії;
    • — автоматизоване керування та регулювання агрегатами;
    • — надійність в експлуатації й постачанні споживачів електроенергії;
    • — високі маневрові властивості гідравлічних турбін.
    • У цей час встановлена потужність всіх електростанцій України 60 млн. кВт, при цьому потужність ТЕС (ТЕЦ, ГРЕС) становить 65% від всієї потужності (39 млн. кВт), 26% виробляють АЕС (16 млн. кВт) і лише 9% доводиться на частку ГЕС і ГАЕС.
    • ГЕС і ГАЕС є основними джерелами покриття пікових навантажень і регулювання частоти в об'єднаної енергетичної системі. Для забезпечення мобільного резерву енергосистеми, для її надійної стабільної роботи регулюючі потужності за даними світової практики повинні становити не менш 15%. Цей показник є основним для уведення нових потужностей для ГЕС і ГАЕС.
    • Основними напрямками розвитку гідроенергетики в Україні є:
    • · Модернізація і заміна устаткування на діючих ГЕС, що дозволить підвищити одиничні потужності й збільшити виробіток електроенергії.
    • · Будівництво нових ГАЕС.
    • · Будівництво малих ГЕС, які можуть додатково забезпечити потужність приблизно 2000 Мвт.
    • В Україні налічується 8 регіональних енергосистем. Самою потужною є Дніпроенерго. Дніпровський каскад включає 7 великих ГЕС і одну ГАЕС.
    • ВИХІДНІ ДАНІ
    • Тип гідротурбіни — поворотно-лопатева ПЛ-20.
    • Розрахункова потужність =700 MBт.

Напори:

мінімальний = 28 м.

розрахунковий = 40 м.

максимальний = 54,5 м.

1. ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ

1.1 Визначення діаметра робочого колеса

Для обраного типу гідротурбіни по наявній універсальній характеристиці ПЛ 60/3160−46 (рис. 1. 1) обираємо розрахункову точку. Вибір значень () для режиму розрахункової потужності має бути обґрунтованим техніко-економічними розрахунками. З одного боку, завдання більших значень забезпечує одержання меншого діаметра робочого колеса й більшої синхронної частоти обертання (зменшення габаритів і ваги гідроагрегата). З іншого боку, при збільшенні витрати одержуємо більшу величину кавітаційного коефіцієнта й заглиблення турбіни. Економічно обґрунтовані значення, при яких ще забезпечується прийняте заглиблення = - (6−8) м.

Приймаємо, хв. Діаметр робочого колеса гідротурбіни визначаємо при заданих вихідних параметрах і, прийнявши значення = і ККД натури =0,89

Потужність турбіни визначається, кВт:

,

де наведена розрахункова витрата,;

— розрахунковий напір, м;

— натурний ККД.

Рисунок 1.1 — Універсальна характеристика ПЛ 20/811-В-50

Визначаємо діаметр робочого колеса:

;

м

Полученное значение диаметра округляем к ближайшему нормализованому. D1=6м

1.2 Визначення синхронної частоти обертання гідротурбіни/гідроагрегата

По відомих величинах розрахункового напору, діаметру робочого колеса і прийнятому значенню, визначаємо частоту обертання гідротурбіни

хв.

Отримана частота обертання є синхронною, тобто хв.

1.3 Визначення ККД натурної гідротурбіни

Для визначення ККД натурної гідротурбіни на заданих режимах роботи зі значень ККД () геометрично подібної моделі на ізогональних режимах роботи в практиці використовується наступна універсальна формула:

,

де — частка перелічуваних гідравлічних втрат, що залежать від числа Рейнольдса

— число Рейнольдса для моделі,

— число Рейнольдса для натури

,

де — кінематична в’язкість робочої рідини, (тому приймаємо однаковою для моделі і натури);

= 0,46 м — діаметр робочого колеса моделі;

= 6,0 м — діаметр робочого колеса натури;

= 10 м — розрахунковий напір натури;

= 40 м — напір моделі, зазначений на універсальній характеристиці.

;

Знайдемо виправлення на оберти:

хв.

Виправлення на хв:

,

що складає менш 3%, у подальшому розрахунку не враховуємо.

Перераховуємо підставивши ККД у розрахункову формулу:

л/с.

Визначимо значення, , по відомих параметрах натурної турбіни, і заданим напорам:

хв.

хв; хв.

Остаточно розрахункова точка має слідуючи координати: л/с; хв.

1.4 Розрахунок допустимої висоти відсмоктування

Встановлення гідротурбіни в будівлі ГЕС та її розташування стосовно рівня води в нижньому б'єфі (за будівлею ГЕС) визначається, як правило, величиною припустимої висоти відсмоктування, що розраховується для номінальної (розрахункової) потужності турбіни при розрахунковому напорі [2]. Для вертикальних осьових гідротурбін значення відраховується від позначки нижнього б'єфа до вісі повороту лопатей робочого колеса.

Для прийнятої розрахункової точки на універсальній характеристиці моделі знаходимо значення, за допомогою якого обчислюємо висоту відсмоктування турбіни на даному режимі:

=0 — відмітка розташування осі гідромашини над рівнем моря;

— тиск паротворення (насичених парів) при заданій температурі води;

1,5 — запас на висоту відсмоктування, що враховує похибки кавітаційних випробувань моделі, можливі відхилення в геометрії проточної частини при виготовленні натурної гідротурбіни, вплив масштабного ефекту.

Найбільше значення висоти відсмоктування одержують, як правило, при розрахунковому напорі, коли витрата й швидкості потоку в проточній частині найбільші:

м

1.5 Оцінка правильності вибору діаметра робочого колеса і синхронної частоти обертання

Правильність вибору діаметра турбіни і її синхронної частоти обертання оцінюють величиною середньоексплуатаційного ККД у заданому діапазоні напорів і навантаження потужності.

Щоб перевірити, наскільки обрані параметри даної турбіни відповідають експлуатаційним режимам, треба на універсальну характеристику нанести зону роботи з напорів для (); і (). Отримані значення й наносять у вигляді смуги на поле універсальної характеристики, що повинна охопити центральну зону максимальних ККД характеристики. Якщо цього немає, варто вибрати іншу частоту обертання або діаметр робочого колеса.

У нашому випадку нанесені смуги повною мірою охопили зону максимальних ККД характеристики. Отже, обрані діаметр робочого колеса й синхронна частота обертання були обрані правильно.

2. ПОБУДОВА ЕКСПЛУАТАЦІЙНОЇ ХАРАКТЕРИСТИКИ ГІДРОТУРБІНИ

2.1 Побудова робочих характеристик гідротурбіни

Енергетичні і кавітаційні якості натурної турбіни на різних режимах роботи представляють у вигляді експлуатаційної характеристики. Експлуатаційну характеристику турбіни будуємо, користуючись універсальною характеристикою геометрично подібної моделі (рис. 1. 1),[3]. Вона є важливим документом, за допомогою якого здійснюється контроль за правильною експлуатацією турбіни на ГЕС.

Внаслідок того що на ГЕС одночасно змінюються навантаження (потужність) і напір гідроагрегатів, необхідно представити енергетичні й кавітаційні показники обраної гідротурбіни у вигляді напірно-потужної (експлуатаційної) характеристики Н-N) і (Н-N). Вихідними даними для побудови є криві, (N), побудовані для заданих напорів і частоти обертання турбіни даного типорозміру

Робочі характеристики та залежності будуємо для заданих напорів, розрахованого діаметра і синхронної частоти обертання. Для цього на універсальну характеристику моделі наносимо горизонтальні лінії. У точках перетинання ліній =const із кривими =const і const визначаємо значення, , які використовують для розрахунку та на ЕОМ.

Вихідні дані наведені нижче. Розрахунок виконаний за допомогою програми, яку розроблено на кафедрі гідромашин. Результати розрахунку також наведені нижче.

Исходные данные «к построению эксплуатационной характеристики»

Диаметр модели D1m =. 46 000 м

Напор при модельных испытаниях Hm =10. 00 м

Температура воды при модельных испытаниях tm = 20. 00 град

Максимальный К.П.Д. модели Km =. 9324

Диаметр натурной турбины D1 = 6. 0 м

Напоры на станции:

максимальный Hmax = 54. 50 м

расчетный Hp = 40. 00 м

минимальный Hmin = 28. 00 м

Cреднегодовая температура воды на станции tn = 20. 00 град

Приведенный расход в расчетной точке Q11P = 1. 3323 м3/c

Оптимальный приведенный расход Q11opt = 1. 5000 м3

Оптимальные приведенные обороты nmopt = 120. 00 об/мин

Синхронные обороты nc = 130. 40 об/мин

Высота направляющего аппарата B0 = 2. 10 м

Отметка расположения оси турбины

над уровнем моря C =. 00 м

! Значения Km, Q11 и S для напоров: Hmin, Hp и Hmax !

Hmax = 54. 50

Q11(I)=. 9500 1. 1450 1. 7500

Km (I)=. 8600. 8700. 8700

S (I)=. 2200. 3200. 7000

Hp = 40. 00

Q11(I)=. 7750. 9100 1. 0100 1. 4000 1. 5500 1. 6800 1. 7500

Km (I)=. 8800. 8900. 8950. 8950. 8900. 8800. 8700

S (I)=. 1600. 1900. 2300. 4400. 5500. 6300. 7000

Hmin = 28. 00

Q11(I)=. 6600. 7500 1. 3200 1. 5000

Km (I)=. 8700. 8800. 8800. 8700

S (I)=. 0000. 1300. 3700. 4700

Результаты расчета эксплуатационной характеристики

Пpимечание:

Размерность: Q11(I) [м3/c]

Nn (I) [МВт]

n11(P) [об/мин]

H (I) [м]

Hs (I) [м]

Knmax =. 95 669

H = 54. 50 n11 = 105. 98

Q11(I)=. 9500 1. 1450 1. 7500

Kn (I)=. 9103. 9167. 9167

Nn (I)= 122. 88 149. 14 227. 95

Hs (I)= -3. 41 -8. 86 -29. 57

H = 40. 00 n11 = 123. 71

Q11(I)=. 7750. 9100 1. 0100 1. 4000 1. 5500 1. 6800 1. 7500

Kn (I)=. 9231. 9295. 9327. 9327. 9295. 9231. 9167

Nn (I)= 63. 92 75. 57 84. 17 116. 67 128. 72 138. 56 143. 33

Hs (I)= 2. 18. 98 -. 62 -9. 02 -13. 42 -16. 62 -19. 42

H = 28. 00 n11 = 147. 86

Q11(I)=. 6600. 7500 1. 3200 1. 5000

Kn (I)=. 9167. 9231. 9231. 9167

Nn (I)= 31. 66 36. 23 63. 76 71. 95

Hs (I)=. 00 4. 94 -1. 78 -4. 58

Kn (I)=. 8962. 9092. 9157. 9222. 9287. 9352. 9384. 9384. 9352. 9287. 9222. 9157. 9092

Nn (I)= 15. 04 17. 28 18. 63 19. 99 22. 61 28. 88 34. 56 37. 90 44. 29 49. 09 51. 90 54. 11 55. 35

Hs (I)=. 00. 00. 00. 00 4. 89 4. 19 3. 30 2. 69 1. 36. 16 -. 78 -1. 45 -1. 98

По даним цього розрахунку будуємо залежності і (Рис. 2. 1; 2. 2) (для турбіни обраного типорозміру і синхронної частоти обертання)

2.2 Побудова експлуатаційної характеристики гідротурбіни

Експлуатаційну характеристику (рис. 2. 3) будують на міліметровому папері в координатах N-Н. Уздовж осі Н через задані значення напорів проводять горизонтальні лінії, на які послідовно наносять точки рівних ККД й отриманих значень потужності N (МВт), які переносяться з робочих характеристик. Для цього криві послідовно розсікають (через 0,5%) горизонтальними лініями. Отримані на полі Н-N точки з рівними ККД з'єднують плавними кривими й надписують над ними величини ККД у відсотках.

Аналогічно виконують розрізи (через 1м) кривих і точки рівних значень з'єднують плавними кривими із вказівкою знака + або -.

Побудова лінії обмеження потужності гідротурбіни виконуємо, щоб указати зону робочих режимів гідротурбіни (робота за лінією обмеження потужності заборонена). У діапазоні напорів потужність турбіни обмежена розрахунковою потужністю гідрогенератора, тому лінія обмеження являє собою вертикальну пряму, що проходить через точку.

Похилий відрізок — від розрахункового до мінімального напору — це обмеження потужності самої турбіни.

Для побудови ділянки лінії обмеження в діапазоні напорів необхідно обчислити потужність натурної турбіни при мінімальному напорі.

Але, по-перше: необхідно визначити приведену витрату та ККД турбіни при мінімальному напорі. Для цього через розрахункову точку на універсальній характеристиці проводимо лінію повного відкриття мм до перетинання з горизонтальною лінією.У точці перетинання визначаємо значення ,. та підставимо їх у формулу для находження:

,

де ,

де ,

де

МВт

З'єднуємо точки й прямою та отримуємо повну лінію обмеження потужності.

3. ВИБІР СПІРАЛЬНОЇ КАМЕРИ

Спіральна камера є елементом проточної частини, виконаним у вигляді спірального каналу, призначеного для рівномірного підведення води до напрямного апарату за умови забезпечення мінімальних габаритів і припустимих гідравлічних втрат енергії.

Спіральна камера обрана за галузевим стандартом [3]. Стандарт мiстить камери, що розраховані за законом.

В залежності від напору (м) вибираємо камеру типу. Далі перераховуємо всі величини, помножуючи їх на свій діаметр (м), тому що в таблиці в ГСТ наведені величини, розраховані для діаметра м

Основнi геометричнi параметри спіральної камери наведені нижче:

У даному випадку спіральна камера бетонна із тавровим перетином і неповним кутом охвату, який складає 2100. Вибір даної конструкції зумовлений напорами, з якими буде експлуатуватися гідротурбіна, тобто 10,7−18 м.

Бетонна спіральна камера складається iз спірального каналу, що характеризується кутом охвату. В місці з'єднання спірального каналу з правою за напрямом потоку стінкою неспіральної частини розташований зуб спіралі.

Ширина спіральної камери в плані складає 24,73 м, тобто. Це значення є рекомендованим і обране з урахуванням діаметру робочого колеса турбіни, її типу, кута охвату і форми вхідного перетину спіральної частини. Внаслідок значної ширини вхідного каналу, в ньому встановлено два опорних бичка замість одного — це зумовлено вимогами до міцності конструкції.

Визначимо швидкість потоку у першому (вхідному) перетині за формулою:

,

де

м/с.

4. ПРОФІЛЮВАННЯ ЛОПАТІ РОБОЧОГО КОЛЕСА

4.1 Вихідні дані для профілювання лопаті робочого колеса

Профілювання лопаті робочого колеса — це зворотня задача теорії решіток — вихровий метод розрахунку нескінченно тонких профілів (метод Лесохіна), який полягає у визначенні форми профілів у плоскій прямій решітці. За цим методом тонкі слабо загнуті профілі у решітках заміняються вихровими шарами, які мають закон розподілу вихорів уздовж скелета.

Розрахунок проводимо для робочого колеса діаметром м при напорі =1 м. Величина осьової (меридіональної) складової швидкості потоку припускається однаковою у всіх циліндричних перетинах [1]:

,

де — діаметр втулки робочого колеса.

Окружна швидкість кожного циліндричного перетину:

,

де — радіус циліндричного перетину;

— кутова швидкість колеса;

— наведена частота обертання.

Циркуляцію потоку навколо лопаті для завдання окружних складаючи швидкостей визначаємо як:

,

де — гідравлічний ККД гідротурбіни;

z — число лопатей.

Закрутку потоку за робочим колесом можна задати за допомогою коефіцієнту, який рекомендується змінювати від нуля біля втулочних перетинів до 0,2 на периферійних за лінійним законом [1].

,

Тоді на вході у робоче колесо окружна складова визначається як:

,

Із трикутників швидкостей (рис. 4. 1) на вході та виході з решіток профілів у всіх циліндричних перетинах можна визначити кути входу і виходу відносного потоку:

Рисунок 4.1 — Трикутники швидкостей на вході та виході з решіток

У таблиці 4.1 представлені вихідні дані для розрахунку лопаті.

Таблиця 4. 1- Вихідні дані для розрахунку лопаті

№ перетину

1

2

3

4

5

м

0,49

0,431

0,3725

0,3138

0,255

, с-1

12,56

12,56

12,56

12,56

12,56

м/с

6,1544

5,417

4,6786

3,9407

3,2028

м

0,5131

0,452

0,3901

0,3286

0,267 035

1,53

1,61

1,69

1,765

1,84

м

0,7851

0,727

0,6592

0,5799

0,491 345

м/с

1,9863

1,986

1,9863

1,9863

1,9863

м/с

1,8375

1,991

2,194

2,4725

2,879 168

м/с

0,3391

0,289

0,2231

0,1324

0

0,7685

0,768

0,7685

0,7685

0,76 845

, м2

0,2

0,275

0,35

0,425

0,5

, м2

0,1537

0,211

0,269

0,3266

0,384 225

Гідродинамічний розрахунок решітки профілів здійснено на ЕОМ за допомогою програми, розробленої на кафедрі гідравлічних машин і наведено нижче:

Гидродинамический расчет прямой решетки бесконечно тонких профилей

Расчет 1-го сечения:

Длина хорды профиля 0. 785

Шаг решетки 0. 513

Меридиональная скорость 1. 986

Окружная скорость 6. 154

Гамма альфа 0. 154

Скорость Vu1 1. 837

Скорость Vu2 0. 339

Циркуляция Г 0. 768

Число Координата Координата

точек по Х по Y

1 -0. 37 047 -0. 12 949

2 -0. 24 598 -0. 8 922

3 -0. 12 248 -0. 4 603

4 0. 0 0. 0

5 0. 12 180 0. 4 780

6 0. 24 257 0. 9 813

7 0. 36 190 0. 15 177

Расчет 2-го сечения:

Длина хорды профиля 0. 727

Шаг решетки 0. 452

Меридиональная скорость 1. 986

Окружная скорость 5. 416

Гамма альфа 0. 211

Скорость Vu1 1. 992

Скорость Vu2 0. 289

Циркуляция Г 0. 769

Число Координата Координата

точек по Х по Y

1 -0. 33 737 -0. 13 510

2 -0. 22 366 -0. 9 324

3 -0. 11 118 -0. 4 820

4 0. 0 0. 0

5 0. 11 003 0. 5 077

6 0. 21 867 0. 10 442

7 0. 32 536 0. 16 184

Расчет 3-го сечения:

Длина хорды профиля 0. 659

Шаг решетки 0. 390

Меридиональная скорость 1. 986

Окружная скорость 4. 679

Гамма альфа 0. 269

Скорость Vu1 2. 194

Скорость Vu2 0. 223

Циркуляция Г 0. 768

Число Координата Координата

точек по Х по Y

1 -0. 29 850 -0. 13 934

2 -0. 19 735 -0. 9 650

3 -0. 9 782 -0. 4 999

4 0. 0 0. 0

5 0. 9 588 0. 5 361

6 0. 18 962 0. 11 088

7 0. 28 030 0. 17 284

Расчет 4-го сечения:

Длина хорды профиля 0. 580

Шаг решетки 0. 329

Меридиональная скорость 1. 986

Окружная скорость 3. 941

Гамма альфа 0. 327

Скорость Vu1 2. 472

Скорость Vu2 0. 132

Циркуляция Г 0. 768

Число Координата Координата

точек по Х по Y

1 -0. 25 311 -0. 14 079

2 -0. 16 647 -0. 9 804

3 -0. 8 206 -0. 5 100

4 0. 0 0. 0

5 0. 7 888 0. 5 577

6 0. 15 385 0. 11 667

7 0. 22 327 0. 18 374

Расчет 5-го сечения:

Длина хорды профиля 0. 491

Шаг решетки 0. 267

Меридиональная скорость 1. 986

Окружная скорость 3. 203

Гамма альфа 0. 384

Скорость Vu1 2. 879

Скорость Vu2 0. 000

Циркуляция Г 0. 768

Число Координата Координата

точек по Х по Y

1 -0. 20 256 -0. 13 801

2 -0. 13 189 -0. 9 675

3 -0. 6 421 -0. 5 071

4 0. 0 0. 0

5 0. 5 895 0. 5 666

6 0. 11 017 0. 12 029

7 0. 14 981 0. 19 149

Конец расчета

4.2 Побудова профілів кінцевої товщини

Побудова профілів кінцевої товщини виконується нерозрахунковим шляхом, використовуючи обраною максимальною товщиною та законом розподілу товщини одного з гідродинамічних профілів, що володіють високими енергетичними і кавітаційними характеристиками. У даному випадку використовуємо симетричний профіль ВИГМ-15 (рис. 4. 2) Обчислюємо координати профілю:

Рисунок 4.2 — Симетричний профіль ВИГМ-15

,

де — довжина профілю, що заміряна вздовж його скелету, м;

, — табличні координати прийнятого профілю, %;

— прийнята максимальна товщина розрахункового профілю, %;

— прийнята максимальна товщина обраного профілю,.

Координату профілю відкладаємо вздовж скелетної лінії від вхідної кромки, а координату — у відповідних точках по обидві сторони (як радіус кола)(рис. 4. 3). У таблиці 3.2 наведено розраховану товщину профілів.

Рисунок 4.3 — Побудова профілю кінцевої товщини

Таблиця 4.2 — Товщини профілів у метрах

Профіль № 1

Профіль № 2

Профіль № 3

Профіль № 4

Профіль № 5

1

2

3

4

5

6

7

1,25

2,7

0,2 967

0,4 122

0,5 072

0,5 478

0,5 763

2,5

4

0,4 396

0,6 107

0,7 514

0,8 116

0,8 538

5

5,4

0,5 935

0,8 244

0,10 144

0,10 956

0,11 527

7,5

6,3

0,6 924

0,9 618

0,11 834

0,12 782

0,13 448

10

7,1

0,7 803

0,1 084

0,13 337

0,14 406

0,15 155

15

8,1

0,8 902

0,12 366

0,15 215

0,16 434

0,1 729

20

9

0,9 891

0,1 374

0,16 906

0,18 261

0,19 211

30

9,8

0,1 077

0,14 962

0,18 409

0,19 884

0,20 919

40

9,8

0,1 077

0,14 962

0,18 409

0,19 884

0,20 919

50

8,8

0,9 671

0,13 435

0,1 653

0,17 855

0,18 784

60

7,5

0,8 243

0,1 145

0,14 088

0,15 217

0,16 009

70

5,9

0,6 484

0,9 008

0,11 083

0,11 971

0,12 594

80

4

0,4 396

0,6 107

0,7 514

0,8 116

0,8 538

90

2

0,2 198

0,3 053

0,3 757

0,4 058

0,4 269

95

1,2

0,1 319

0,1 832

0,2 254

0,2 435

0,2 561

100

0

0

0

0

0

0

4.3 Компоновка решіток профілів у лопать

Розрахунок решіток профілів за допомогою двомірних методів виконується без урахування їх взаємного впливу. Тому компоновка профілів у лопать відбувається нерозрахунковим шляхом [1]. Як показують дослідні дані кращі енергокавітаційні показники мають робочі колеса, у яких кромка лопаті у меридіональній проекції горизонтальна або нахилена у напрямку до периферії, а у плані радіальна. Радіальна вихідна кромка має більше переваг також з технологічної точки зору. Задавшись формою вихідної кромки, збираємо розрахункові перетини лопаті.

Вісь повороту обираємо таким чином, щоб вона проходила недалеко від центру тиску лопаті. При такому положенні вісі повороту гідравлічний момент, що діє зі сторони потоку на лопать, при різних кутах установлення має мінімальну величину. Як показують дослідні дані центр тиску лопатей номенклатурних осьових робочих коліс на оптимальному режимі роботи знаходиться приблизно на відстані від вхідної кромки лопаті. Ураховуючи ці рекомендації, фіксуємо вісь повороту лопаті спочатку на кореневому перетині, а потім визначаємо її координати на профілях останніх розрахункових перетинів, прийнявши довжини профілю. (рис. 4. 3).

5. ВИБІР ВІДСМОКТУЮЧОЇ ТРУБИ

Відсмоктуюча труба гідротурбіни призначена для:

— відводу води від робочого колеса у нижній б'єф з мінімальними втратами енергії;

— перетворювання кінетичної енергії потоку, який виходить з робочого колеса, у енергію тиску.

Завдяки установці відсмоктуючої труби під робочим колесом створюється додаткове розрідження, наслідком чого, напір, який використовується турбіною, зростає.

Основним геометричним параметром гнутої відсмоктуючої труби, яка впливає на гідравлічні якості гідротурбіни, є відносна висота, яка приймається відповідно з ГСТів [5] (рис. 5. 1).

Для поворотно-лопатевих гідротурбін з напором 60 м. У даному випадку приймаємо:

Довжина відсмоктуючої труби. Приймаємо:

м.

Згідно ГСТів приймаємо коліно типу КУ-1ПЛ.

Повна висота відсмоктуючої труби дорівнює:

,(5. 1)

де — висота камери робочого колеса, м;

— висота конусу;

— висота коліна.

Рисунок 5.1 — Геометричні співвідношення відсмоктуючої труби

Приймаємо кут розширення вхідного конусу.

Виразимо і через:

Висота конусу:

, (5. 2)

де — діаметр горловини робочого колеса, м.

Висота коліна:

. (5. 3)

Підставимо значення і у вираз (5. 1) і знайдемо.

м.

Відносний діаметр ;. Ближче нормалізоване значення. Уточнюємо м.

Уточнюємо кут конусу:

,

,

.

Знаходимо висоти конуса і коліна:

,

м.

м.

Величина кута нахилу основи вихідного дифузору відсмоктуючої труби типу КУ — 1ПЛ не може бути більш ніж … Приймаємо.

З метою найкращого компонування відсмоктуючої труби з спіральною камерою приймаємо відносний ексцентриситет коліна рівним. Ексцентриситет визначаємо по формулі:; м.

При ширині відсмоктуючої труби більш ніж 10 м, (а у нас, м) встановлюється у вихідному дифузорі опірний бичок. Відстань від вісі гідротурбіни до вхідної кромки бичка приймається не менш ніж.

м.

Товщина бичка приймається:

м.

Радіуси вхідної кромки:: м; м.

Визначаємо швидкість на виході з відсмоктуючої труби:

,

де — площа поперечного перетину на виході з відсмоктуючої труби;

,

м2.

м/с.

Визначаємо вихідні втрати:

;

де коефіцієнт Кориоліса, який характеризує нерівномірність розподілу швидкості потоку у вихідному перетині труби; для даного типу відсмоктуючої труби [5].

.

6. РОЗРАХУНОК ДІАМЕТРА СЕРВОМОТОРІВ І ВИБІР МАСЛОНАПІРНОЇ УСТАНОВКИ

6.1 Вибір діаметра сервомотора напрямного апарату

Вихідні дані

Максимальний напір… м

Розрахунковий напір … м

Мінімальний напір … м

Потужність турбіни при … МВт

Діаметр робочого колеса… м

Діаметр розташування цапф лопаток напрямного апарату … м

Кількість лопаток напрямного апарату… шт.

Висота напрямного апарату… м

Діаметр вуха регулюючого кільця… м

Діаметр розташування пальців сережок на регулюючому кільці м

Профіль лопатки — позитивної кривизни

Відносний ексцентриситет …

Максимальне відкриття напрямного апарату … мм

Поправка на приведені оберти … хв. -1

Номінальна швидкість обертання (2 варіанти) … хв. -1

хв. -1

Поправка на ККД …

Кут повороту лопатей на відкриття…

на закриття …

6.1.1 Діаметр сервомотору визначаємо при повністю закритому апараті. Розрахунок діаметра сервомотора напрямного апарату проводимо при максимальному напорі та ведемо в такій послідовності:

1. Визначаємо параметри режиму роботи турбіни () при максимальному напорі м.

2. Визначаємо значення гідравлічного зусилля, гідравлічного моменту, що діє на лопатку напрямного апарату; моменту тертя в цапфах лопатки і механізму повороту; моменту ущільнення на кромках лопаток (при повністю закритому напрямному апараті).

Визначаємо сумарний момент опору і відповідне йому потрібне зусилля сервомотору, яке при заданій величині мінімального тиску у сервомоторі дає величину потрібного діаметра сервомотору. Отримане значення діаметра сервомотора округляємо до ближчого більшого діаметра нормалізованого ряду.

3. Обраний діаметр сервомотора перевіряємо у всьому діапазоні відкриття напрямного апарату.

6.1.2 Знаходимо параметри розрахункового режиму при м. Приведене число обертів турбіни:

,

хв-1.

Приведене число обертів моделі:

,

хв-1.

Приведені витрати турбіни:

,

м3/с.

Згідно універсальної характеристики робочого колеса ПЛ 60/18 при хв-1 и м3/с знаходимо відкриття напрямного апарату моделі мм. Далі перераховуємо це відкриття на натурну турбіну:

,

де — діаметр розташування напрямних лопаток моделі;

— кількість лопаток моделі.

6.1.3 Силові характеристики напрямного апарату у положенні повного закриття

Визначаємо гідравлічний момент при повністю закритому апараті:

,

де — густина води.

Нм

При Нм.

Визначаємо зусилля на напрямній лопатці:

,

Н.

6.1.4 Визначаємо момент тертя в цапфах напрямної лопатки:

,

де — коефіцієнт тертя в цапфах лопаток напрямного апарату (пара тертя — лопатка-втулка: сталь — полімерний матеріал),;

— діаметри відповідно нижньої, середньої і верхньої цапф:

м, м, м.

— реакції в опорах. За даними ВАТ «Турбоатом»:

;;

.

Н; Н;

Н.

Нм.

6.1.5 Визначаємо момент тертя в ущільненні напрямного апарату на 1 лопатку:

,

де — питомий тиск, між лопатками, який не менш ніж на 20% повинен перевищувати величину тиску перед напрямним апаратом:

— ширина ущільненої кромки. По даним ВАТ «Турбоатом» мм;

Сумарний момент опору на одну лопатку з урахуванням запасу на невраховане тертя у механізмі повороту при:

Нм

Визначаємо сумарний момент опору на лопатки напрямного апарату у закритому положенні:

,

Нм.

На невраховане тертя надаємо запас 20%.

,

Нм.

При: Нм.

Тяговий момент сервомоторів повинен бути не менш сумарного розрахункового моменту опору:

.

Для визначення тягового моменту сервомоторів на важелі лопатки від зусилля сервомоторів розглянемо кінематичну схему механізму повороту лопаток напрямного апарату. Зусилля обох сервомоторів, що приложене на діаметрі, трансформується для однієї лопатки на діаметрі в силу:

.

Зусилля, що діє вздовж мережки, дорівнює:

,

де — кут між віссю сережки і дотичною до діаметру в точці перетину його з віссю сережки,.

Визначаємо зусилля, що діє на кінці важеля:

де — кут між вісями накладки і сережки для закритого положення напрямного апарату,.

Визначаємо тяговий момент на лопатці:

.

Визначаємо при закритому напрямному апараті, тому що у цьому випадку сервомотори повинні розвивати максимальне зусилля:

,

Приймаємо, що ,

,

Н.

.

Знаючи необхідне зусилля двох сервомоторів і задавшись мінімальним тиском у котлі МНУ, визначаємо діаметр сервомотора [7]:

,

де МПа — мінімальний тиск у котлі МНУ;

— діаметр стакана.

м ().

м ().

Отримане значення діаметра сервомотора округляємо до нормалізованого у більший бік м. Тоді дійсний мінімальний тиск у сервомоторі дорівнює:

,

МПа ().

МПа ().

6.2 Вибір регулятора

По аналогії з поворотно-лопатевою гідротурбіною Дніпрогес-ІІ прийнято регулятор з діаметрами головних золотників 150 мм.

6.3 Вибір маслонапірної установки

Вихідні дані

І. Сервомотор напрямного апарату

Діаметр сервомотору … мм

Хід поршня сервомотору … … S=950 мм

Діаметр штока … мм

Площина 4-х сервомоторів … м2

Об`єм 4-х сервомоторів … м3

Номінальний тиск МНУ … МПа

Час закриття н.а. … с

ІІ. Сервомотор робочого колеса

Діаметр сервомотору на відкриття … мм

Діаметр сервомотору на закриття … … мм

Хід поршня сервомотору … S=300 мм

Діаметр штока на відкриття. … мм

Об`єм сервомотора на відкриття… м3

Об`єм сервомотора на відкриття… м3

Час закриття лопатей р. к… с

Час відкриття лопатей р. к… с

Протічки у системі регулювання … л/с

6.3.1 Визначаємо кількість масла, що витрачається у процесі регулювання. Розрахунковий цикл регулювання — скидання + набір + аварійне закриття

1. Витрати масла при скиданні навантаження:

— якщо набір навантаження почнеться, коли згорнуться лопаті

,

— якщо набір навантаження почнеться, зразу після закриття напрямного апарату

де — час закриття н.а., с;

— сумарна продуктивність 2-х насосів МНУ при скиданні.

Приймаємо продуктивність одного насосу л/с, а л/с.

Приймаємо

м3;

м3.

У подальшому розрахунку, як найбільш сприятливий, будемо приймати 1-й випадок, тобто м3.

2. Розглянемо випадок набору навантаження.

— якщо набір навантаження почнеться, коли згорнуться лопаті

,

м3;

— якщо набір навантаження почнеться, зразу після закриття напрямного апарату

,

м3.

3. Розглянемо випадок аварійного закриття і наступного розвороту лопатей на пусковий кут.

,

м3.

Визначимо сумарну витрату масла при обраному процесі регулювання:

,

м3.

Запасний об`єм масла у котлі знаходимо по формулі:

,

м3.

Загальний використаний об`єм масла у котлі складає:

,

м3.

Приймаємо співвідношення між об`ємами масла і повітря у котлі:

.

Тоді об`єм котла дорівнює:

,

м3.

Приймаємо МНУ 20/2−40.

4. Виконуємо перевірку обраної МНУ.

Об`єм масла у котлі м3, а повітря 13 м3. Об`єм повітря при нижній межі номінального тиску (МПа):

МПа; МПа

,

м3.

Об`єм повітря у котлі перед аварійним закриттям:

,

м3.

Тиск у котлі МНУ перед аварійним закриттям

,

МПа.

Приймаємо настройку реле аварійно-низького тиску МПа.

Об`єм повітря при

,

м3.

При цьому ц кінці залишається масла:

,

м3 м3.

Визначаємо тиск масла після аварійного закриття:

,

м3.

,

м3.

МПа,

а це значить, що обране МНУ забезпечить усі режими роботи.

гідротурбіна поворотна лопатева

7 РОЗРАХУНКИ НА МІЦНІСТЬ

7.1 Розрахунок на міцність вала

Вихідні дані:

Номінальна потужність… МВт;

Номінальна частота обертання: … хв-1;

Розгонна частота обертання … хв-1;

Зовнішній діаметр вала: …

Внутрішній діаметр вала: …

Вага вала: …

Вага робочого колеса: …

Матеріал: … Сталь 20ГС, [7,8];

Приведені допустимі напруження: … ;

Допустимі напруження кручення: ….

Максимальне осьове гідравлічне зусилля …

Крутячий момент на валу гідротурбіни:

.

Дотичне напруження у тілі вала:

де — ,

.

.

Напруження розтягування у тілі вала:

де.

.

Приведені напруження:

,

.

7.2 Розрахунок на міцність нижнього фланця вала

У фланці максимальне напруження викликається від осьового зусилля та від тиску масла у верхній порожнині сервомотора (рис. 7. 1):

,

де — напруження від осьового зусилля, визначається по спрощеній формулі Федос`єва для розрахунку пружин Бельвілля:

де — сумарне осьове зусилля;

,

.

— коефіцієнт Пуассона;;

— коефіцієнти, які вибираються по графіку у залежності від;; ;;.

м; м.

Рисунок 7.1 — Нижній фланець валу

— напруження від тиску масла у верхній порожнині сервомотору визначаємо по формулі:

,

де;

;

м;

м;

.

.

МПа.

МПа.

Максимальні сумарні напруження:

МПа.

7.3 Розрахунок на міцність кріплення з`єднання вала турбіни і робочого колеса

Вихідні дані:

Кількість болтів…

Болти … М100х4

Матеріал: … Сталь 25Х1МФ

Осьове зусилля …

Вага робочого колеса … Н

Вага масла … Н

Діаметр поршня сервомотора … м

Зовнішній діаметр зовнішньої штанги… м

Тиск масла у сервомоторі робочого колеса … МПа

Визначаємо зусилля від тиску масла у сервомоторі робочого колеса:

,

Н.

Визначаємо сумарне зусилля, що сприймають болти:

,

Н.

Знаходимо напруження від цього зусилля:

,

де — - площина перетину шийки болта, м2.

,

де — діаметр гладкої частини болта.

.

МПа.

Приймаємо напруження затяжки у болті МПа. Коефіцієнт затяжки болта при напруженні зім'яття:;.

Визначаємо напруження зім'яття у опорній поверхні болта:

,

де — зусилля затяжки у болті, Н.

,

Н.

Знаходимо подовження болта:

,

де — довжина гладкої частини болта; м;

— висота гайки; м.

м.

Визначимо кут повороту гайки при затяжці:

,

де — шаг різьби, мм.

.

7.4 Розрахунок напруження у шпонках фланцевого з`єднання вала з робочим колесом

Вихідні дані:

Крутячий момент … Нм

Матеріал шпонки … сталь 25Х1МФ

Кількість шпонок

Середній радіус розташування шпонок … м

Площина зрізу шпонки … м2

Шпонки розраховуються на зріз від дії крутячого моменту. Моментом тертя, який з`являється від затяжки болтів, зневажаємо.

Визначаємо напруження зрізу:

,

МПа.

Знаходимо напруження зім`яття:

,

де — площина зім`яття;

,

де — діаметр шпонки; м;

— робоча довжина шпонки; м.

м2.

7.5 Розрахунок на міцність лопатки напрямного апарату

З умов узгодження лопаток напрямного апарату з лопатями робочого колеса на розрахунковому режимі приймаємо профіль лопатки типу УІІ-24−1 (позитивної кривизни).

Лопатка напрямного апарату розглядається як трьохопорна балка змінної жорсткості (рис. 6. 2), що навантажена слідуючими зусиллями:

— рівномірно розподіленим гідравлічним навантаженням (тиском води), яке викликане згинальним моментом, який намагається повернути лопатку навколо вісі;

— зусилля, що прикладається від сервомотора до важеля напрямної лопатки навколо вісі, переборюючи гідравлічний момент і момент тертя цапф лопатки у втулках.

Для спрощення рахуємо, що зусилля від потоку і від приводу діють у одній площині.

Усі прольоти лопатки напрямного апарату схильні напруженням згину. Крім того, верхня цапфа С, що несе на собі важіль, і прилеглий до неї проліт, підлеглі напруження кручення, які підсумовуються з напруженнями згину згідно третьої теорії міцності.

На опорі С є зазор, який визначається за умовами найбільш раціонального розподілу напруження у пері лопатки і в її цапфах.

Мета розрахунку — знайти такий зазор, при якому напруження будуть розподілені між розрахунковими перетинами лопатки найбільш рівномірно, і питомі тиски цапф лопатки на відповідні втулки будуть приблизно рівними.

Метод розрахунку полягає у наступному: для кожної ділянки балки постійної жорсткості складається рівняння пружної лінії і виконується інтегрування:

,

де Е — модуль пружності матеріалу; Н/м2;

— момент інерції перетину балки, м4;

у — прогін пружної балки;

— згинальний момент від діючих сил.

Рисунок 7.2 — Розрахункова схема напрямної лопатки

При цьому прогин цапфи на опорі C визначається як сума прогинів: — от розподіленого гідравлічного тиску; - від сили, що приложена до важелю, і - від реакції опори

.

Розрахунок лопатки виконується за допомогою програми [7].

Исходные данные к расчету лопатки радиального направляющего аппарата

L1 =. 100 м L2 = 2. 520 м L3 =. 200 м L4 =. 780 м L5 = 1. 040 м

Положение опор принимается в середине каждой втулки

Диаметр нижней цапфы DA =. 220 м

Диаметр средней цапфы DB =. 280 м

Диаметр верхней цапфы DC =. 280 м

Момент инерции тела лопатки I2 =. 21770E-03 м4

Момент сопротивления тела лопатки W2 =. 22330E-02 м3

Модуль упругости материала E =. 21000E+12 H/м2

Диаметр расположения цапф направляющих лопаток D0 = 7. 500 м

Высота направляющего аппарата B0 = 2. 100 м

Число лопаток н.а. Z0 = 24.0 шт.

Длина нижней цапфы LA =. 200 м

Длина средней цапфы LB =. 400 м

Длина верхней цапфы LC =. 400 м

Длина накладки LN =. 870 м

Hапор H = 54.5 м

Коэффициент повышения напора при сбросе 100% нагрузки K1 =. 30 000

Нагрузка, действующая на одну лопатку PG = 1 432 939. 00 H

Усилие сервомоторов PC = 1 007 193.0 H

Диаметр расположения ушей регулирующего кольца DY = 5. 3600 м

Диаметр расположения пальцев серег на регулирующем кольце DP=5. 2000 м

Угол между осью серьги и касательной к окружности (при закрытом положении лопатки) BETA = 70. 00 град

Угол между осями серьги и рычага (при закрытом положении лопатки) GAMMA = 101. 00 град

Результати розрахунку

Реакции опор, напряжения и удельные давления

I 0 1 2 3 4 5

YC (I). 11233E-01. 89865E-02. 67399E-02. 44933E-02. 22466E-02. 00000E+00

RA (I). 78766E+06. 74426E+06. 70085E+06. 65745E+06. 61405E+06. 57064E+06

RB (I). 52112E+06. 72145E+06. 92178E+06. 11221E+07. 13224E+07. 15228E+07

RC (I). 00000E+00. 15692E+06. 31385E+06. 47077E+06. 62770E+06. 78462E+06

S1(I). 75348E+08. 71196E+08. 67044E+08. 62892E+08. 58740E+08. 54588E+08

S2(I). 27958E+09. 25145E+09. 22481E+09. 19965E+09. 17597E+09. 15378E+09

S3(I). 11980E+09. 67028E+08. 14261E+08 -. 38506E+08 -. 91273E+08 -. 14404E+09

S4(I). 59912E+08. 31173E+07-. 53678E+08-. 11047E+09-. 16727E+09 -. 22406E+09

SPR3(I). 12986E+09. 83694E+08. 52108E+08. 63203E+08. 10413E+09. 15251E+09

SPR4(I). 78111E+08. 50216E+08. 73438E+08. 12131E+09. 17462E+09. 22960E+09

AP (I). 17901E+08. 16915E+08. 15929E+08. 14942E+08. 13956E+08. 12969E+08

BP (I). 46529E+07. 64415E+07. 82302E+07. 10019E+08. 11807E+08. 13596E+08

CP (I). 00000E+00. 14011E+07. 28022E+07. 42033E+07. 56044E+07. 70055E+07

Напряжения, не зависящие от прогиба Yc

S5 =. 14978E+08 SPR5 =. 52309E+08

TAY3 = TAY4 =. 25059E+08 TAY5 =. 25059E+08

Минимальные значения приведенных напряжений

SPR3min =. 50119E+08 YC =. 61327E-02

SPR4min =. 50119E+08 YC =. 88632E-02

За результатами розрахунку отримуємо значення прогину в 6 точках в межах від до, и визначені реакції опір і знайдені значення напружень у перетинах лопатки напрямного апарата, і питомі тиски у цапфах.

За результатами розрахунку будуємо криві зміни напружень у різних перетинах лопатки у залежності від прогинів на опорі С. По графіку (рис. 7. 3) вибираємо найвигідніший прогин у опорі С, при якому буде найбільш рівномірний розподіл напружень у перетинах лопатки.

Рисунок 7.3 — Зміна напружень у перетинах напрямної лопатки при різних прогинах на опорі С

Приймаємо прогин на опорі С мм; МПа, МПа; МПа; МПа; МПа.

Допустиме напруження для матеріалу лопатки МПа.

.

8. ОПИС КОНСТРУКЦІЇ

8.1 Компоновка обладнання

Гідрогенератор зонтичного типу. Опора підп'ятника розташовується на кришці турбіни. Ротор агрегату має два напрямних підшипника на рідкій масляній змазці: один — турбінний, другий — генераторний. Вал турбіни приєднується безпосередньо до втулки ротору генератора.

8.2 Закладні частини

Закладні частини складають складені одиниці і деталі гідротурбіни, які закладаються у бетон фундаменту будівлі ГЕС. До них відносять: шахти турбіни, конус відсмоктуючої труби, закладні трубопроводи, установочні, кріпильні та інші деталі.

Шахта турбіни, конус відсмоктуючої труби, представляють собою зварювальні конструкції, виконані з частин з урахуванням транспортування. На їх зовнішніх поверхнях маються ребра жорсткості і анкерні планки для кращого зв’язку з бетоном. Закладні трубопроводи є часткою водяних і повітряних трубопроводів у межах турбіни

Статор зі спіральною камерою. Статор виконується з від`ємними колонами. Складається з зварного верхнього кільця і 12 профільованих литих колон, включаючи зуб спіральної камери. Колони верхніми фланцями кріпляться до верхнього кільця статора, а нижніми фланцями опираються на клиння, що встановлені на фундаментні плити. Кріплення шпильками. Після установки статора верхня торова частина закріпляється вальцювальними обичайками. Нижня торова частина також закривається вальцювальними обичайками, після установки і центровки нижнього кільця напрямного апарату.

Спіральна камера — трапецеїдального перетину з кутом обхвату у плані 2700, розрахована по закону постійності моменту швидкості. Камера — бетонна с металевим облицюванням конусів і стелі спіральної камери.

Шахта турбіни.

Зварне облицювання з вуглеводистої сталі, розділено на секції, що з`єднуються при монтажі.

У облицюванні передбачені ниші під лекажний агрегат, світильники, ро зетка живлення, переносні електролампи. Вирізи виконуються на монтажі. Для зручності обслуговування у шахті турбіни передбачено площадки і сходи.

Облицювання конусу відсмоктуючої труби. Воно розділено на дві частини. Конус верхній є зварна конструкція з нержавіючої сталі. Товщина листа 25 мм. З умов транспортування конус розділено на 4 частини.

Конус нижній є зварна конструкція з вуглецевої сталі. Він розділено на 4 частини, з`єднані на монтажі болтами. Конус має люк.

Трубопроводи закладні. Вони являються продовження водяних і повітряних трубопроводів, які розташовані у шахті турбіни. Включають також труби, які ідуть до вимірювальних пристроїв, труби для електропроводки та інші, що закладаються у бетон.

8.3 Напрямний апарат

До складу напрямного апарату входить: кришка турбіни, нижнє кільце, нерухомі ущільнені кільця, 24 лопаток з підшипниками і механізмом повороту, регулююче кільце і опора підп`ятника, та інші деталі. Управління лопатками здійснюється чотирма провісними сервомоторами, розташованими на кришці турбіни, через регулююче кільце і механізм повороту лопаток. Верхнє кільце напрямного апарату, кришка турбіни і корпус підшипника сполучені.

Кожна лопатка направляється трьома підшипниками. Нижній розташовується в нижньому кільці, середній і верхній — в корпусі підшипника, який встановлений у розточці кришки турбіни. Основним елементом кожного підшипника є бронзова втулка, що виготовлена з бронзи ОФ10−1, з внутрішнім покриттям з композитного матеріалу, що забезпечує роботу без мастила. Осьові зусилля від ваги лопатки і механізму повороту і зусилля «спливання» лопатки сприймається кільцем з полімерного матеріалу і чавунними сегментами, що охоплюють важіль і закріплений на корпусі підшипник.

Регулююче кільце має ручний стопор, який фіксує закрите положення напрямного апарату. Втулки регулюючого кільця, втулки механізму повороту, напрямні регулюючого кільця виконані з полімерного матеріалу, який не потребує мастила при роботі. Привод кожної лопатки має запобіжний зрізний палець, і фрикційний механізм. Останній складається з бронзових кілець, які встановлені на накладці. Зусилля притиску бронзових кілець до торцевих поверхонь на важелі і кришках ричала з`єднується за допомогою болтів. Зусилля притиску забезпечує стабільний момент тертя, що дозволяє зберегти зв`язок лопатки з механізмом повороту у випадку руйнування зрізного пальця. Ущільнення напрямного апарату у закритому положенню досягається за рахунок міцної пригонки суміжних лопаток друг до друга та установки профільного шнура по торцях лопаток.

Підшипник сегментний, самозмазувальний, на рідкій масляній змазці. Він складається з корпусу, розташованих у ньому сегментів, опорних вузлів, за допомогою яких радіальні зусилля передаються на корпус. Циркуляція і охолодження масла забезпечується системою мастил, яка має масляні ємкості, трубопроводи, циркуляційні насоси і маслоохолоджувачі.

Лопатка напрямного апарату. Лопатки виготовлені з матеріалу сталь 20 ГСЛ, цапфи облицьовані сталлю 12Х18Н10Т, на цапфах лопатки передбачені опорні поверхні для підшипників.

8.4 Ротор турбіни

Ротор складається з валу турбіни, робочого колеса, конуса обтікателя і кріпильних деталей, з`єднуючих вал з робочим колесом та втулкою ротора генератора.

Вал турбіни. Вал турбіни виконується сварно-ковано-литої конструкції з двома фланцями, нижній фланець розвитий, він є кришкою робочого колеса. У зоні установки сегментного направляючого підшипника вал розвинений у спеціальну «спідницю» матеріал — нижній фланець — сталь 08ГДНФ-Л, обичайка з верхнім — сталь 20 ГС.

Ущільнення вала складається з робочого і ремонтного. Робоче ущільнення — двокамерне, двохпелюсткове. В корпус ущільнення подається освітлена вода від технічного трубопроводу тиском на більш ніж 0,3 МПа. Нижній гумовий пелюсток притискається до верхнього або нижнього диску верхньої камери, в залежності від тиску над робочим колесом. Верхній пелюсток притискається тільки до верхнього диску першої камери.

Ремонтне ущільнення передбачено для запобігання попадання води у кришку турбіни при зупинці агрегату на довгий час, а також на час ремонту або огляду робочого ущільнення.

Ущільненим елементом являється профільний гумовий шланг. До шлангу підводиться стисле повітря (0,8 МПа), яке розширює і закриває радіальний зазор.

Робоче колесо. Робоче колесо діаметром 6 м. Кількість лопатей — 7, втулочне відношення 0,48. Механізм повороту лопатей хрестоподібного типу. Ущільнення лопатей змінні, без демонтажу лопатей.

Для запобігання попадання масла з робочого колеса передбачено пристрій для збору протічок, що розташований між манжетами ущільнення робочого колеса.

Лопаті виготовлені із сталі Х12Н3ДЛ, корпус робочого колеса — сталі 20ГСЛ, важелі - сталі 34ХН1М, сережки, цапфи, шток, пальці хрестовини — сталі 35ХМ, поршень — чавун СЧ21−40, втулки — бронзи 0Ф10−1.

8.5 Допоміжне обладнання

За його допомогою забезпечується нормальна робота турбіни і контроль робочого процесу. До складу допоміжного обладнання входить водяні і повітряні трубопроводи, лекажний агрегат, мала механізація, площадки та дробини та інше обладнання.

Допоміжне обладнання розташовується в кришці турбіни і в турбінному приміщенні.

Водяні і повітряні трубопроводи містять трубопроводи, клапани, вентилі, засувки і крани, які забезпечують підвід до вузлів турбіни технічної води та повітря, перевод агрегату в режим синхронного компенсатора. Трубопровід вміщує також комунікації вимірювальних пристроїв, устроїв контролю і управління.

Лекажний агрегат призначений для збору втрат з сервомоторів напрямного апарату і інших пристроїв системи регулювання.

9. ЕКОНОМІЧНА ОЦІНКА І ОБҐРУНТУВАННЯ

Згідно закону України «Про інвестиційну діяльність» інвестиції розглядаються як вкладення в об'єкти підприємницького й іншого видів діяльності з метою їхнього подальшого збільшення, одержання соціального ефекту й т.д. вкладення з метою створення ними модернізації основних фондів (будинків, споруджень, обладнання) називаються капітальними вкладеннями. Джерелом приросту й головним мотивом інвестування є отриманий прибуток (економія).

Загальним критерієм ефективності капіталовкладень є рівень отриманого прибутку на вкладений капітал. Під прибутковістю розуміють не просто приріст капіталу, а такий темп його приросту, що повністю компенсує зміну купівельної спроможності грошей (інфляцію) протягом усього періоду експлуатації об'єкта інвестування, забезпечує мінімальний рівень прибутковості (рентабельності) і компенсує всі ризики інвестора, пов’язані з розробкою проекту, ураховує процентну ставку по кредитах, виплату дивідендів і т.д.

9.1 Способи оцінки економічної ефективності

Існує два основних методи оцінки ефективності інвестицій:

— статичний (простій);

— динамічний (метод дисконтування).

До статичних методів належать розрахунки звичайного строку окупності капіталовкладень і простій норми прибутку.

Динамічні методи оцінки є більше точними й знаходять широке поширення у світовій практиці. Вони засновані на методах дисконтування й базуються на цілому ряді економічних принципів.

Перший принцип — оцінка відшкодування інвестованого капіталу за рахунок чистого грошового потоку (надходжень), суми чистого доходу, економії собівартості, одержуваної в процесі експлуатації (реалізації) об'єкта, а також суми амортизаційних відрахувань.

Другий принцип — обов’язкове дисконтування (наведене до поточної вартості) як інвестованого капіталу, так і сум грошового потоку.

Третій принцип — вибір диференційованої ставки відсотка (дисконтної ставки) у процесі дисконтування грошового потоку. Ставка дисконтування, а отже й сума доходів (грошового потоку) від капітальних вкладень формується з урахуванням таких факторів, як середня реальна депозитна ставка, ставка позичкового відсотка, так і інфляція (премія за інфляцію), премія за ризик, премія за низьку ліквідність. Більше висока процентна ставка, прийнята як ставка дисконтування, повинна бути використана у варіанті з більшим ризиком і тривалістю реалізації.

Четвертий принцип — варіація значень процентної ставки, використовуваної для дисконтування залежно від цілей оцінки. Як процентна ставка для дисконтування можна прийняти середню депозитну або кредитну ставку, ставку позичкового відсотка, індивідуальну норму рентабельності капіталовкладень із урахуванням рівня інфляції, рівня ризику й ліквідності інвестицій, альтернативну норму рентабельності по інших можливих видах інвестицій.

Таблиця 11. 1- Вихідні дані

Найменування показника

Роки розрахункового періоду

1

2

3

4

1. Інвестиції (И), тис грн

2000

2850

2. Собівартість виробу (Сповн), тис. грн

34 008

34 008

3. Планований обсяг продажів, шт

9

9

4. Ставка дисконтування

0,15

0,15

0,15

0,15

5. Рентабельність виробництва по роках ®, %

25

25

6. Податок на додану вартість (ПДВ), %

20

20

7. Податок на прибуток, %

25

25

9.2 Розрахунок показників економічної ефективності

1. Розрахунок ціни виробництва (Цпр-Ва) роблять по формулі:

Цпр-вапов+Прн= Сповн·(1+R/100), (11. 1)

де Цпр-ва — ціна виробництва, тис. грн;

Сповн — повна собівартість, тис. грн;

Прн — нормативний прибуток по виробі, обумовлений величиною рентабельності виробництва виробу, тис. грн.

Цпр-ва=34 008·(1+25/100)=42 510

2. Розрахунок прибутку одного виробу проводиться по формулі:

Пр=Сповн ·R, (11. 2)

де R — рентабельність виробництва, %.

Пр=34 008·25/100=8502

3. Розрахунок відпускної ціни виробу Цотп проводиться по формулі:

Цотппр-ва+НДС, (11. 3)

4. Розрахунок чистого прибутку по кожному році проводиться по формулі:

(11. 4)

де Агод — річний випуск, шт;

Нпр — податок на прибуток (25%, наведений у вихідних даних);

Прчист — чистий прибуток, тис. грн.

Прчист,=(42 510−34 008)·9·0,75=57 388,5

Прчист,=(42 510−34 008)·9·0,75=57 388,5

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой