,

где ш - скоростной коэффициент рабочих лопаток; определяется в зависимости от высоты лопатки, или принимается 0,93-0,94 для активной ступени, w = 0,95-0,96 - для реактивной.

Абсолютная скорость с₂ выхода пара с рабочих лопаток и угол ее направления б2 могут быть определены построением второго (выходного) треугольника скоростей.

Для этого строим вектор w₂ под углом в2 и от конца его откладываем вектор окружной скорости и. Соединив начало вектора w₂ прямой с концом вектора u , получим вектор с₂ , представляющий собой геометрическую сумму векторов относительной и окружной скорости (рисунок 6).

Абсолютная скорость с₂ представляет собой скорость, не использованную на лопатках. Поэтому интересно рассмотреть, при каких условиях с₂ будет иметь наименьшую величину.

Допустим, пренебрегая потерями, что относительные скорости w₁ и w₂ равны. Тогда при равенстве углов в1 и в2 мы можем повернуть выходной треугольник и совместить его вершину с вершиной входного треугольника так, чтобы стороны w₁ и w₂ совпали (рисунок 7, сверху). Рассматривая полученную фигуру, мы увидим, что при данных с₁ и б2 величину с₂ можно изменять увеличивая или уменьшая и. Наименьшее значение с₂ получит при б2 =90° (рисунок 7, снизу); этому значению будет соответствовать некоторая окружная скорость, величину которой можно определить из полученного прямоугольного треугольника:

,

откуда

.

Очевидно, что это равенство справедливо для любого угла наклона сопла.

Полное использование кинетической энергии на лопатках имеет место при с₂ =0 ( теоретический случай); это условие будет соблюдено при б1 =0, т.е. при cosб = 1. Следовательно, при этом

Практически, в паровой турбине обычного типа нет возможности, да и невыгодно подводить пар к лопаткам под слишком малым углом б1.

Обычно б1 берут от 12 до 20° и наивыгоднейшее u / с₁ получается равным от 0,42 до 0,55. Наличие трения и утечек в ступени приводит к некоторому снижению наивыгоднейшего значения отношения u / с₁. В одноступенчатых турбинах это отношение нередко принимают равным 0,35-0,3, что позволяет при данном тепловом перепаде применять диски меньших диаметров.

Нужно отметить, что правильный выбор u / с1 при расчете турбины является одним из решающих факторов экономичности.

При расчете активной турбины с несколькими ступенями давления для профилирования и изготовления турбинных лопаток с экономически выгодными и надежными показателями треугольники скоростей строят указанным выше методом отдельно для каждой ступени, причем они имеют в общем такой же вид, как изображенные на рисунке 6. Несколько иначе производится построение треугольников скоростей для турбины со ступенями скорости, так как в этом случае кинетическая энергия струи пара используется не в одном, а в двух (или нескольких) рядах рабочих лопаток, движущихся с одинаковой окружной скоростью.

Треугольники скоростей для двухвенечного диска показаны на рисунке 8. Пар поступает из сопла на лопатки первого ряда с абсолютной скоростью с₁, направленной под углом б1; относительная скорость при входе на рабочие лопатки первого ряда будет w₁ , а при выходе с них - w₂. Абсолютная скорость с₂ при выходе с первого ряда рабочих лопаток имеет значительную величину (так как окружная скорость в этом случае мала по сравнению с с₁, отношение u / с1 берется равным приблизительно 1 / 4).

Рисунок 8 - Треугольники скоростей для двухвенечного активного диска.

Со скоростью с₂ пар вступает в направляющие лопатки. Так как направляющие лопатки неподвижны, то работы в них пар не совершает, а лишь изменяет свое направление; при этом скорость пара несколько падает и при построении треугольника входных скоростей для второго ряда лопаток нужно исходить из абсолютной скорости с₁, которая только немного меньше с₂. Построение треугольников скоростей для второго ряда рабочих лопаток производится так же, как и для первого ряда, учитывая, что оба ряда лопаток имеют одинаковую окружность.

При построении треугольников скоростей для реактивной турбины нужно учитывать, что в каналах, образованных рабочими лопатками, происходит расширение пара, а следовательно, и возрастание его скорости. Пар подводится к направляющим лопаткам, образующим сопла, со скоростью с₀, расширяется и со скоростью с₁ подходит под углом б1 к рабочим лопаткам (рисунок 9). Обычным образом строится входной треугольник скоростей и определяется относительная скорость, с которой пар входит на рабочие лопатки, а также угол в1.

В связи с тем, что между рабочими лопатками также происходит расширение пара, относительная скорость w₂ выхода пара из каналов, образованных рабочими лопатками, будет больше w₁. Величину w₂ определяют вычислением. Если принять, как это обычно бывает, что к направляющим лопаткам пар подходит со скоростью с₀ = w₁ и что теплоперепады на направляющих и рабочих лопатках одинаковы, то скорость w₂ будет равна скорости с₁. Зная относительную скорость w₂, нетрудно построением обычного треугольника скоростей определить абсолютную скорость с₂ выхода пара из рабочих лопаток. При одинаковых профилях рабочих и направляющих лопаток углы в2 и б1 равны и оба треугольника получаются совершенно одинаковыми, что позволяет обходиться построением только одного из них.



Рисунок 9 - Треугольники скоростей реактивной турбины.

паротурбинный ротор турбина

Удар лопатки о частицы воды. Познакомившись с построением треугольников скоростей, мы можем графически изобразить схему явлений, происходящих при работе ступени турбины влажным паром. По выходе из сопел или направляющих лопаток капельки влаги, содержащиеся в паровой струе, будут иметь абсолютную скорость с₁ в меньшую, чем абсолютная скорость с₁ потока пара. Построив треугольники скоростей для влаги и пара (рисунок 10), мы увидим, что направления относительных скоростей w_1в - капелек воды и w₁- потока пара - не совпадут.

Безударное вступление на кромку лопатки будет обеспечено при -работе турбины только для потока пара; что же касается капелек влаги, то направление их относительной скорости таково, что капельки будут вступать на лопатки с ударом в верхнюю часть спинки лопатки.



Рисунок 10 - Действие капель воды на спинки лопаток.

4. СИСТЕМА СМАЗКИ, РЕГУЛИРОВАНИЯ И ЗАЩИТЫ ПАРОВЫХ ТУРБИН

Так как системы маслоснабжения различных турбин имеют свои особенности, прежде чем приступить к их обслуживанию, необходимо тщательно изучить схему, принцип действия, ознакомиться с инструкциями по эксплуатации и приобрести необходимые практические навыки. Несмотря на отличия и особенности систем маслоснабжения различных турбин, существуют общие требования, оговоренные «Правилами технической эксплуатации», которые необходимо соблюдать. Во время работы турбоагрегата следует постоянно контролировать давление и температуру масла в определенных точках маслосистемы. Особенно тщательно следят за температурой масла после подшипников. При обходе турбоагрегата обращают внимание на состояние насосов; проверяют температуру подшипников, устраняют протечки масла через уплотнения, следят за уровнем вибрации, не допускают перегрузки электродвигателя. Не допускается подтекание масла, а также его работа в местах соединений маслопровода при появлении на отдельных участках трещин из-за повышенной вибрации, которые при быстром развитии могут привести к разрушению.

Надежная работа маслосистемы обеспечивается включением в схему резервных масляных электро- или турбонасосов, которые при недопустимом снижении давления масла автоматически включаются в работу. Устройство автоматического включения и сами насосы должны опробоваться не реже 2 раз в месяц (без останова турбины). Для нормальной работы насосов необходимо постоянно отводить воздух из верхних точек их камер и трубопроводов, чтобы предупредить образование воздушных подушек. Попадание воздуха на рабочее колесо может привести к срыву работы насоса.

Для опробования насосов машинист турбины по указанию начальника смены или старшего машиниста поочередно включает их.

При пуске давление на линии нагнетания поднимается на 5- 10 кгс/см² (0,05-0,1 МПа) и поток масла через подшипники увеличивается (что можно видеть через смотровые стекла на сливных маслопроводах после подшипников турбоагрегата); после подшипников температура масла уменьшается. Резервные масляные насосы подключают к маслосистеме так, чтобы их можно было опробовать в режиме автоматического запуска, для чего на том участке маслопровода, где подключено реле пуска маслонасоса, давление намеренно снижают до срабатывания реле. Результаты опробования устройств автоматического запуска и самих насосов заносят в журнал.

Надежность работы маслосистемы зависит также от качества и чистоты масла. В турбинном цехе качество масла контролируют 1 раз в сутки (в дневную смену). Кроме того, выполняют сокращенный анализ 1 раз в два месяца, если кислотное число не больше 0,5 мг КОН и масло полностью прозрачно, и 1 раз в две недели, если кислотное число больше 0,5 мг КОН и в масле содержатся шлам и вода. Если ежедневный контроль свидетельствует о резком ухудшении качества масла, проводят внеочередной анализ. Очищают и восстанавливают загрязненные масла в центральных масляных хозяйствах и на мощных тепловых электрических станциях.

Чистота масла обеспечивается фильтрами, установленными в масляном баке турбины. Загрязнение фильтров снижает давление в системе смазки из-за уменьшения производительности насоса. В результате к подшипникам поступает меньше масла, которое отводит меньше теплоты, что увеличивает нагрев подшипников.

Очищают фильтры по графику. После монтажа или ремонта это делают чаще, чем при обычной эксплуатации. Фильтры поочередно извлекают из масляного бака 1 раз в неделю и продувают сжатым воздухом. Машинист турбины во время замены фильтра и в течение 1 ч после ее должен наблюдать за давлением масла в системе смазки и температурой подшипников. Конструкция фильтров современных турбоустановок такова, что их очищают, не останавливая турбину. Поддержание необходимого качества и своевременное восполнение утечек масла из системы смазки, а также меры, предотвращающие его попадание на обмотки турбогенератора, входят в обязанности персонала турбинного цеха.

Обычно на маслопроводах и трубопроводах охлаждающей воды возле маслоохладителей устанавливают запорную арматуру, позволяющую отключить любой маслоохладитель от маслосистемы, что бывает необходимо, например, при обнаружении утечки масла через маслоохладитель. Ошибочное отключение маслоохладителей приводит к подплавлению подшипников турбины, поэтому маховики всех задвижек, которыми можно перекрыть доступ масла к турбине, пломбируют, о чем начальник смены или старший машинист делает запись в оперативном журнале. Целостность пломб на маховиках машинист проверяет при приемке смены. Необходимые отключения или переключения маслоохладителей производит дежурный персонал турбинного цеха с ведома дежурного инженера станции под руководством начальника смены или старшего машиниста, о чем делается запись в оперативном журнале.

Все турбинные установки имеют системы автоматического регулирования, сигнализации и защиты, которые освобождают обслуживающий персонал от необходимости управлять различными процессами. Системы регулирования и парораспределения и связи между ними имеют большое количество трущихся соединений. Силы трения в них и люфты снижают чувствительность системы регулирования, что вызывает неустойчивость работы турбины либо более серьезные последствия. Так, если силы трения велики, возможно заклинивание штоков регулирующих клапанов и сервомоторов. Это случается, если они длительное время находились в неизменном положении, а также при отложении между штоком и корпусом солей, которые выделялись из просачивающегося вдоль штока пара. При таком заклинивании в случае аварийного отключения электрогенератора от сети доступ пара в турбину не прекращается, что может привести к аварии турбоагрегата.

«Правилами технической эксплуатации» предусмотрено ежедневное «расхаживание» клапанов на часть хода, для чего их перемещают вверх-вниз на небольшое расстояние. Шток при этом перемещается относительно корпуса и разрушает постоянно возникающие солевые отложения. На стопорных клапанах предусматривают специальные устройства. Для расхаживания регулирующих клапанов изменяют нагрузку турбины. Эту операцию выполняют не реже 1 раза в две недели, наблюдая, насколько плавно изменяется нагрузка турбины при изменении положения синхронизатора.

Надежность обратных (невозвратных) клапанов отборов проверяют 1 раз в месяц. Свободу движения клапана контролируют механическим перемещением его тарелки. Плотность закрытия обратных клапанов обычно проверяют паром от постороннего источника на холостом ходу турбины. Если клапан садится неплотно, часть пара через неплотность посадки будет проникать в турбину и «разгонять» ротор.

Защита от повышения частоты вращения - одна из важнейших защит, которая предотвращает разрушение турбины даже в том случае, если не срабатывает система регулирования. Автомат безопасности срабатывает только в аварийной ситуации. Во время длительной эксплуатации турбины при нормальных режимах, несмотря на специально принимаемые меры, на автомате оседают влага, отложения из турбинного масла и др., в результате чего детали загрязняются, возникает коррозия на их поверхности и возможно несрабатывание автомата при недопустимой частоте вращения.

Автоматы безопасности современных турбин имеют специальную систему для проверки на номинальной частоте вращения «расхаживания» бойков. С помощью этой системы автомат опробуют не реже 1 раза в 4 месяца. Если турбина не имеет специальной системы для опробования автомата на номинальной частоте вращения, проверку проводят, повышая частоту вращения на холостом ходу выше номинальной до срабатывания автомата безопасности. Если частота вращения примерно на 12% превысила номинальную, а автомат безопасности не сработал, необходимо для останова турбины вручную выбить предохранительный выключатель и устранить неисправность.

Широкое распространение нашли системы регулирования, в которых в качестве рабочего тела используют конденсат после конденсатных насосов. Такие системы снабжаются фильтрами, требующими периодической очистки. На фильтре устанавливается дифференциальный манометр со световой сигнализацией, позволяющий измерять разницу давлений (перепад) до фильтра и после него. Если перепад давлений больше указанного заводом-изготовителем, это свидетельствует о загрязнении фильтра. Для очистки рабочего фильтра включается резервный. Рабочий фильтр промывается обратным потоком воды. После промывки этот фильтр переводят в резерв. Обычно пропускная способность фильтра восстанавливается через 10-15 мин.



5. ВОЗМОЖНЫЕ ПОВРЕЖДЕНИЯ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ ПАРОВЫХ ТУРБИН

При плановом останове турбины известны время и цель. Время и причины аварийного останова турбины, заранее неизвестны. Останов турбины производят в основном двумя способами: без расхолаживания и с расхолаживанием. «Правила технической эксплуатации» не предписывают единых жестких требований к режимам останова, так как каждая установка, имеет свои особенности. Общими требованиями являются проверка исправности и опробование резервных и аварийных масляных насосов, а также стонорного клапана.

При останове турбины без расхолаживания важно так подобрать режим, чтобы возможно дольше сохранить ее в горячем состоянии. Например, при останове блока мощностью 300 МВт сначала производят плавную разгрузку до 150 МВт. На этом режиме блок еще работает устойчиво (по условиям работы питательного турбонасоса). Затем котел гасят, в течение 1-2 мин турбину разгружают до 90-100 МВт и отключают. При этом давление в котле сохраняется близким к номинальному и блок находится в состоянии «горячего резерва».

При нулевом расходе пара цилиндры среднего и низкого давления быстро разогреваются до недопустимых температур, если электрогенератор не отключен от сети и ротор вращается на холостом ходу. Потери на вентиляцию преобразуются в теплоту, которая разогревает турбину. Поэтому работа на беспаровом режиме не должна превышать 10…20 мин. Из этого состояния можно наиболее быстро выйти на исходную нагрузку.

При останове турбины с расхолаживанием следует поддерживать температуру пара не менее чем на 50°С больше, чем температура насыщения при данном давлении. Это условие необходимо, чтобы в турбину не попал влажный пар. Начиная с определенного давления, система автоматики перестает работать и далее температуру свежего пара снижают с помощью ручного управления. Из-за трудности ручного управления на этом этапе допускается поочередное изменение паропроизводительности, температуры и давления свежего пара. Одновременное снижение паропроизводительности, давления и температуры свежего пара возможно в конце расхолаживания при сепараторном режиме. Расхолаживание можно вести без перевода котла на сепараторный режим, т. е. на прямоточном режиме, как это делается на блоках 300 МВт. При постоянных параметрах свежего пара блок разгружают примерно наполовину. Затем закрывают встроенные задвижки котла и полностью открывают регулирующие клапаны турбины при необходимом снижении температуры и давления пара. Далее при постоянных температуре и давлении паропроизводительность котла уменьшают до растопочной. На последнем этапе часть пара через БРОУ сбрасывают в конденсатор турбины, и расход пара через турбину уменьшается. Для прекращения подачи пара в турбину закрывают стопорный кран и отключают электрогенератор. При этом остается подача пара на уплотнения и запускается резервный масляный насос.

При выбеге ротора турбины ее необходимо «прослушивать». В это время ротор вращается по инерции, пар не шумит внутри турбины, поэтому и хорошо прослушиваются посторонние звуки. С момента прекращения подачи пара в проточную часть до полной остановки ротора проходит определенное для каждой турбины время. Согласно «Правилам технической эксплуатации» время выбега ротора определяют при всех остановах турбины. Через 200…300 ч эксплуатации на исправной турбине проводят специальные испытания, во время которых снимают график выбега ротора при ее останове с нормальным вакуумом в конденсаторе. Этот график показывает зависимость частоты вращения ротора от времени с момента закрытия стопорного клапана до момента полной остановки ротора. Такой график имеется у машиниста турбины. При изменении состояния турбины (увеличении трения в подшипниках или редукторах, задеваниях) время выбега заметно, уменьшается. Задевания легко определяют на слух во время выбега ротора. Появление неплотностей в стопорном или регулирующих клапанах и запорной арматуре отборов также увеличивает время выбега ротора. Об отклонении времени выбега более чем на 2-3 мин от контрольного ставят в известность дежурного инженера станции и руководство цеха. Для разных турбин время выбега колеблется от 20 до 30 мин.

После снижения частоты вращения ротора до 400-500 об/мин, уменьшая подачу .пара в конденсатор, чтобы к моменту остановки ротора в нем установилось атмосферное давление, одновременно уменьшают подачу пара на эжекторы: Сразу после остановки ротора включают валоповоротное устройство, время работы которого для каждой турбины оговорено инструкцией и обычно составляет несколько часов. В это время масло на смазывание подшипников подается от резервного масляного насоса.

Конденсатные насосы останавливают после прекращения подачи пара в турбину. Через 1 ч после полного останова турбины можно остановить циркуляционные насосы. Заключительной операцией является закрытие всех запорных органов паропровода. Паропровод, подводящий пар к турбине, отключают от паровой магистрали и соединяют с атмосферой. При останове турбины необходимо следить за разницей температур между верхом и низом ее корпуса, фланцами и шпильками, наружными и внутренними стенками стопорных клапанов и паропроводов.

К плановому относят также режим останова, близкий к аварийному, при испытаниях на мгновенный сброс нагрузки для проверки системы регулирования. Программа этих испытаний утверждается главным инженером станции, а подготовка и сами испытания ведутся в присутствии начальника цеха или его заместителя. Оброс нагрузки проводят, начиная с 50% от номинальной, а затем с 75 и со 100%. При этом температура и давление пара не должны отличаться от нормальных более чем на 5%. Есл;и после отключения генератора от сети срабатывает автомат безопасности, испытания прерывают для наладки системы регулирования. При нормальной работе системы регулирования турбогенератор удерживается на холостом ходу при сбросе любой нагрузки.

При возникновении аварийных ситуаций, если не сработала одна из защит, персонал обязан прекратить доступ пара в турбину командой с дистанционного щита управления или нажатием кнопки автомата безопасности на корпусе переднего подшипника. При. этом необходимо убедиться, что стопорный и регулирующий клапаны закрылись, и подать на главный щит управления сигнал «Машина в опасности». «Правилами технической эксплуатации» предусмотрены следующие основные причины останова:

? частота вращения ротора выше уровня, при котором срабатывает автомат безопасности;

? недопустимо большие осевой сдвиг или относительное перемещение ротора турбины;

? резкие отклонения температуры свежего пара и пара промежуточного перегрева от установленных верхних и нижних предельных значений;

? слышимые металлические звуки и необычные шумы внутри турбины;

? появление искр или дыма из подшипников и концевых уплотнений турбины или генератора;

? внезапная сильная вибрация турбоагрегата;

? появление признаков гидравлических ударов в паропроводахсвежего пара или турбине;

? разрыв или трещины в паропроводах свежего пара, пара промежуточного перегрева или отбора, трубопроводах основного конденсата и питательной воды, маслопроводах, коллекторах, тройниках, сварных и фланцевых соединениях, а также в корпусах клапанов и распределительных коробках;

? воспламенение масла на турбине и невозможность немедленной ликвидации пожара имеющимися средствами;

? уменьшение разности давлений между маслом и водородом ниже предельного значения;

? недопустимое снижение давления масла в системе смазки турбины или его уровня в масляном баке, а также недопустимое повышение температуры масла на сливе из любого подшипника или на любой из колодок упорного подшипника;

? снижение вакуума в конденсаторе до аварийного. После закрытия стопорного клапана отключают от сети генератор и перекрывают доступ пара к стопорному клапану и отборам турбины.

Для этого закрывают главные паровые задвижки на паропроводах регулируемых отборов. Время работы на беспаровом режиме ограничено.

В ряде случаев немедленный останов турбины не требуется. Решение о времени останова принимает главный инженер электростанции. «Правила технической эксплуатации» предусматривают необходимость разгружения или останова турбины в случаях заеданий стопорных клапанов свежего пара или пара промежуточного перегрева, регулирующих клапанов или обратных клапанов отборов; при ненормальной работе вспомогательного оборудования (невозможности устранения причин нарушения нормальной работы без останова турбины); обнаружении свищей в паропроводах свежего пара, пара промежуточного перегрева и отбора, трубопроводах основного конденсата и питательной воды, маслопроводах, коллекторах, тройниках, сварных и фланцевых соединениях, а также в клапанах и парораспределительных коробках.

6. УСТРОЙСТВО ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ ТА-12

Вал турбины связан с валом генератора жёсткой муфтой.

Проточная часть турбины состоит из регулирующей двухвенечной ступени и пятнадцати ступеней давления активного типа. Все диски посажены на вал в горячем состоянии. Калужский турбинный завод применяет при этом, так называемое, автофретирование дисков.

Перед посадкой на вал каждый диск на специальном стенде доводится до такой высокой скорости вращения, при которой материал наиболее напряжённой средней части диска приобретает пластическую деформацию растяжения. После снижения скорости вращения и уменьшения центробежных сил в диске возникают остаточные напряжения сжатия в центральной зоне диска и напряжения растяжения в периферийной части диска. В рабочих условиях эти остаточные напряжения суммируются с напряжениями от центробежных сил, что позволяет сократить наиболее опасные напряжения в центральной части и на расточке диска за счёт повышения напряжений в менее нагруженных периферийных частях диска. Такая автофретация позволяет, в частности, применять диски с умеренным утолщением втулочной части диска, а также понизить напряжения в шпоночной канавке, где они особенно опасны ввиду значительной их концентрации.

Корпус турбины имеет два вертикальных технологических разъёма, соединяющих стальную часть высокого давления с чугунной частью низкого давления, переходящей в выхлопной патрубок. В зоне выхлопного патрубка

корпус имеет две боковые лапы, опирающиеся на чугунные фундаментные плиты. Передняя часть турбины жёстко соединена с картером переднего подшипника. Сам корпус приблизительно на уровне горизонтального разъёма, опирается на две расположенные по бокам цилиндра вертикальные стойки малой жёсткости. Стойки имеют умеренную температуру нагрева во время работы турбины, что обеспечивает достаточно постоянный уровень разъёма турбины в зоне, примыкающей к переднему подшипнику. Вместе с тем благодаря малой жёсткости в осевом направлении стойки могут прогибаться при осевом перемещении передней части корпуса, которое возникает из-за тепловых расширений корпуса турбины.

Такая гибкая опора, перемещения которой лежат в пределах упругости материала стоек, хорошо зарекомендовала себя для одноцилиндровых турбин, имеющих сравнительно небольшие тепловые перемещения передней части турбины.

На выхлопном патрубке располагается вертикальная шпонка, центрирующая в корпус турбины относительно фундаментной плиты генератора. Эта шпонка наряду с упругими передними стойками, не допускающими поперечных перемещений передней части корпуса, фиксирует центральную вертикальную плоскость агрегата. Цилиндрические поперечные шпонки, расположенные под боковыми лапами по оси выхлопного патрубка, фиксируют вторую, поперечную неподвижную ось, пересечение которой с плоскостью симметрии турбины определяет так называемую «мёртвую точку» (неподвижную). Как и в большинстве конденсационных турбин, мёртвая точка турбины совпадает, или лежит близко к центру выхлопного патрубка.

Чертеж внешнего вида корпуса показывает общее расположение турбины на фундаменте. Стопорный клапан связан с пароподводящей коробкой, который составляет одно целое с верхней крышкой корпуса. Передний подшипник турбины непосредственно связан с упорным подшипником, который одновременно служит в качестве центробежного масляного насоса, подающего масло в систему регулирования и смазки турбины и генератора. Сервомотор турбины располагается на крышке переднего подшипника. Регулирующие клапаны перемещаются с помощью горизонтальной траверсы, через которую свободно проходят штоки клапанов. Штоки клапанов имеют различную длину, так что при подъёме траверсы клапаны начинают открываться последовательно друг за другом. Точно так же при опускании траверсы клапаны последовательно закрываются под влиянием паровых усилий и собственного веса. Сама траверса двумя штоками соединена с рычажной системой (балансиром), которая в свою очередь связана со штоком сервомотора. Перемещение штока сервомотора вызывает подъём траверсы.

7. МОДИФИКАЦИЯ ТУРБИН ТА-12

· ТА-12А - выпущена в 1979 г, для самолётов Ту-154М, Ту-160, Ил-76МД, А-40 и вертолёта Ми-26. От базовой версии отличается отсутствием воздухозаборника на входе в компрессор.

· ТА-12-60 - глубокая модификация двигателя, выпущена в 1986 г. для самолётов Ту-204, Ту-334, Бе-200. Оборудован электростартером СТ-117 и генератором переменного тока ГТ60ПЧ8Б.

· ТА-12 - ВСУ для транспортных самолётов Ан-74, Ан-124, Ан-225.

8.ЛЕТНАЯ ЭКСПЛУАТАЦИЯ ВСУ ТА-12-60

Вспомогательная силовая установка (далее по тексту ВСУ) расположена в

хвостовой части фюзеляжа и обеспечивает:

- воздушный запуск основных двигателей на земле и при необходимости в полете;

- питание сжатым воздухом системы кондиционирования на земле и в полете;

- питание бортовой сети электроэнергией переменного тока на земле и в отказных случаях в полете.

ВСУ состоит из вспомогательного газотурбинного двигателя (ВГТД)

ТА-12-60 и систем, обеспечивающих его крепление, подвод воздуха из-за борта к компрессору, отвод выхлопных газов в атмосферу, запуск и работу на эксплуатационных режимах. ВГТД представляет собой одновальный двигатель с отбором воздуха за компрессором.

Топливная и масляная системы ВГТД эксплуатируются на топливах и маслах, применяемых для основных двигателей.

Для обеспечения надежного запуска ВСУ в полете предусмотрена система обогрева агрегатов ВГТД (маслобака и свечей зажигания). Обогрев ВСУ го-рячим воздухом (с температурой примерно 200 °С), отбираемым от двигате-лей, автоматически включается в полете (при убранном положении опор шасси) после выключения ВСУ и отключается при запуске ВСУ.

ВСУ состоит из следующих конструктивных узлов:

- четырехступенчатого диагонально-осевого компрессора, обеспечиваю-щего сжатие воздуха. Первая ступень компрессора центробежная, остальные осевые;

- воздухосборника - для сбора воздуха после компрессора, подачи воз-духа в камеру сгорания и отвода части воздуха в систему перепуска и к самолетным потребителям;

- камеры сгорания - кольцевой, противоточной, испарительного типа с 8-ю пусковыми форсунками и 18-ю Г-образными испарительными трубками.

На двух пусковых форсунках установлены свечи зажигания;

- трехступенчатой, осевой турбины, обеспечивающей преобразование кинетической энергии газов в механическую работу вращения компрессора и всех приводных агрегатов двигателя ВСУ;

- выходного устройства, обеспечивающего сброс отработанных газов в атмосферу;

- редуктора - для передачи крутящего момента от вала турбокомпрессора к приводным агрегатам и креплениям агрегатов.

9.РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ТУРБОУСТАНОВКИ ТА-12-60/2.5

Для определения давления в отопительном отборе задаёмся тепловым графиком теплосети 150/70.

Для расчёта возьмём точку . В этом случае температура обратной сети . Рассчитываем температуру за сетевым подогревателем.

,

где - доля покрытия теплофикационной нагрузки турбоустановкой;

- температура прямой сети;

- температура обратной цепи.

Температура насыщения пара в подогревателе:

-температурный напор;

температура насыщения в сетевом подогревателе.

По таблице термодинамических свойств воды и водяного пара находим давление насыщения :

;

Давление в отборе определяем по формуле:

, где .

;

Уточним давление Р₅:



Давление пара в отборах турбины принимаем по справочным данным.

табл. 9.1.

Отбор	Р, МПа
I	4.41
II	2,55
III	1,27
IV	0,559
V	0,359
VI	0,176
VII	0,00588

Принимаем потери на дросселирование в регулирующих клапанах 4 %, потери на дросселирование в клапанах перед ЧСД 15 %; относительный внутренний КПД: ЧВД = 0,8; ЧСД = 0,82; ЧНД = 0 (т.к пар пар дросселируется).

По рассчитанным данным строим процесс расширения в hs-диаграмме .

Уточняем давление в подогревателях:

;

где: -- потери давления в паропроводах отборов.

Температура воды в подогревателях:

;

где:

- температурный напор, принимаем 4°С в ПВД, 2°С в ПНД.

Принимаем давление воды в ПНД 1,5 МПа, в ПВД:

.

Коэффициент недовыработки отборов:

табл.2.2.

N	Пар	Конденсат	Вода	ОТБ	YОТБ
	Р, МПа	t(x), С	h, кДж/кг	tН, °С	h, кДж/кг	tВ, °C	РВ, МПа	hВ, кДж/кг
0	12,75	555	3484	--	--	--	--	--	--	--
0'	12,24	554	3484	--	--	--	--	--	--	--
1	4,41	418	3241	--	--	--	--	--	0,0694	0,695
П1	4,10	418	3241	252	1096	248	15,94	1077	--	--
2	2,55	352	3119	--	--	--	--	--	0,0609	0,541
П2	2,37	352	3119	222	952	218	15,94	939
3	1,27	276	2981						0,39	0,368
П3	1,18	276	2981	188	794	184	15,94	789	--	--
Д	0,588	276	2981	159	670	159		670	--	--
3'	1.08	273	2981						--	--
4	0,559	213	2868	--	--	--	--	--	0,012	0,226
П4	0,520	213	2868	153	647	151	1,5	637	--	--
5	0,359	170	2780	--	--	--	--	--	0,098	0,116
П5	0,276	170	2780	138	580	136	1,5	572	--	--
6	0,176	0,998	2688	--	--	--	--	--	0,36	0
П6	0,164	0.998	2688	115	483	113	1,5	432	--	--
Д-1.2	0,118	0,998	2688	105	439	105	--	439
7	0,005888	110	2688						0	0
П7	0,00547	110	2688	35	145	33	1,5	139	--	--
К	0,004	110	2688	--	--	--	--	--	--	--

Принимаем расход пара на турбину G_т=1. Тогда подвод свежего пара к стопорным клапанам ЦВД G_o=G_т+G^пр_упл=1+0,02=1,02G_т. Паровая нагрузка парогенератора G_пе=G_o+G_ут=1,02+0,0151,02=1,0353G_т. Расход питательной воды G_пв=G_пе+G_пр=1,0353+0,0051,0353=1,0405G_т .

рис.9.2. Расчётная схема ПВД.

Из таблицы 2.2 находим:

h₁=3241 кДж/кг h₂₁^оп=1077 кДж/кг

h₂=3119 кДж/кг h₂₂^оп=939 кДж/кг

h₃=2981 кДж/кг h₂₃^оп=789 кДж/кг

h_j^ох = f (P_{под j}, t_{н j}+25)

h₁^ох=2879 кДж/кг

h₂^ох=2874 кДж/кг

h₃^ох=2848 кДж/кг

h_{др 1}= С_pt_др1=4,187228=954,6 кДж/кг _; t_др1=t^оп₂₂+10=218+10=228C

h_др2= С_pt_др2 =4,187194=812,3 кДж/кг _; t_др2= t^оп₂₃+10=184+10=194С

h_др3=h_п3=794 кДж/кг

Повышение энтальпии воды в питательных насосах:

кДж/кг.

Энтальпия воды перед ПВД 3 с учетом работы питательных насосов:

h₁₃=h^`_д+h_пн=670+19,87=689,9 кДж/кг.

Тепловой баланс для ПВД 1:

_пв(h^оп₂₁-h^оп₂₂)=₁(h^ох₁-h_др1)_п

кДж/кг,

Тепловой баланс для ПВД 2:

_др=1+2+1/3_упл=0,0761+0,0633+1/30,02=0,1461

Тепловой баланс для ПВД 3:



Определяем нагрев воды в ОПП:

кДж/кг,

кДж/кг,

кДж/кг.

Уточняем энтальпии воды за подогревателями.

кДж/кг.

кДж/кг.

кДж/кг.

Составляем уточненные тепловые балансы.

Для ПВД 1:

_пв(h₂₁-h₂₂)=₁(h₁-h_др1)_п

кДж/кг,



Для ПВД 2:

_др=1+2+1/3_упл=0,0694+0,0609+1/30,02=0,1370

Для ПВД 3:

Для турбин типа ПТ применяется 2х ступенчатая схема расширителей непрерывной продувки.

рис.9.3. Расширители непрерывной продувки.

Давление в расширителе:

МПа.

По Р_р находим: кДж/кг, кДж/кг.

По давлению в барабане котла Р_бар=14 МПа находим h_пр=h^`_бар=1572,8 кДж/кг.

Принимаем КПД расширителя _р=0,98.

Тепловой баланс расширителя:

Аналогично рассчитываем и второй расширитель:

По Р_р находим: кДж/кг, кДж/кг.

где давление в расширителе:

МПа.

Рис9.4. Расчётная схема атмосферного деаэратора.

Составим уравнение материального баланса:

G^В_1,2 +G_ВЫП =G_д^1,2 +G_ок +G_р2

Уравнение теплового баланса:

При давлении 1,2 ата h_д'^1,2=439 кДж/кг.

h_д''^1,2=2683 кДж/кг.

h_д^1,2=2688 кДж/кг.

h_ок=4,187t_ок=4,18780=334,96 кДж/кг.

h_р2''=2687 кДж/кг.

G_ок=0,5G_пр=0,5120=60 т/час.

G_ВЫП=0,002G_ок=0,00260=0,12 т/час.

G_р2=0,000355G_т

Получим:

G_д^1,2 =3,149-0,000355G_т т/час.

G^В_1,2=63,029 т/час.

.Расчёт деаэратора питательной воды.

рис. 9.5. Расчётная схема деаэратора питательной воды.

Составим уравнение материального баланса:

.

Уравнение теплового баланса:

Решив систему уравнений, получим :

_ок =0,852

_д=-0,0007(т.е. вода в деаэраторе практически не греется, поэтому уменьшим температуру воды на выходе из верхнего ПНД с 151С до 143С, тогда h₂₄=602,37).

Пересчитаем систему уравнений:

_ок =0,84

_д=0,013.

Для деаэрации подпиточной воды используется вакуумный деаэратор.

рис. 9.6. Расчётная схема вакуумного деаэратора .

Расход сетевой воды:

,

где Гкал/час;

ккал/(кг ^oС).

кг/час=1500 т/час.

Величина подпитки теплосети:

т/ч.

h_подп=4,18730=125,61 кДж/кг.

т/час.

Составим уравнение смешения :

,

где (температура насыщения при Р_ВД=0,2 ата ).

Определим расход пара в сетевой подогреватель:

,

где - определяем по давлению в подогревателе; .

т/ч.

h₄=2868 кДж/кг h₂₄=602,37 кДж/кг h_др4= 647 кДж/кг

h₅=2780 кДж/кг h₂₅=572 кДж/кг h_др5= 580 кДж/кг

h₆=2688 кДж/кг h₂₆=432 кДж/кг h_др6= 483 кДж/кг

h₇=2688 кДж/кг h₂₇=139 кДж/кг h_др7= 145 кДж/кг

h'_т = 483 кДж/кг

рис.9.7.Расчетная схема системы ПНД.

Составим систему уравнений из тепловых балансов ПНД:

ПНД-4:

Составим систему уравнений из тепловых балансов ПНД 5-6, связанных дренажными насосами.



Решив систему уравнений, получим:

G₆=(0,09G_т-5,63) кг/с

G₅=(0,104G_т-0,648) кг/с

Рассчитаем конденсатор ОУ+СП, ОЭ и ПНД-7 как один смешивающий подогреватель.

где

G_пс+G_оу=1/3_уплG_т

G_дв=(_ут+'_пр) G_т+ G_невозв=(0,015+0,005-0,00206-0,000355) G_т+ 120/(2•3,6)=0,0176 G_т+16,67 кг/с

кДж/кг

кДж/кг

Примем G₇=0, G_оэ=0,003 G_т

Отсюда находим G_к=(0,61G_т -580 кг/с ,тогда

Принимаем т/ч.=107,5 кг/с.

Отсюда кДж/кг, а ^оС, что больше 60 ^оС, значит линия рециркуляции работает.

Расход пара при теплофикационном режиме:

т/ч.

где - электрическая мощность на клеммах генератора; - электромеханический КПД турбогенератора; - коэффициент недовыработки для отбора;

Тогда:

104 кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

Мощность турбины:

Погрешность определения мощности составляет 1,0 %.

10. ГАЗОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ЦВД

а) усилие в направлении вращения (окружное усилие):

Найдём :

Тогда

б) усилие от разности давления по обе стороны лопаток, действующие в направлении оси турбины (осевое усилие):

= , давление пара перед и за рабочими лопатками (для чисто активной ступени =0).

в) усилие в направлении оси турбины от разности количества движения:

Общее усилие на лопатку определим по формуле:

Сила, действующая на лопатку, в направлении оси xx

Принимая усилия, действующие на лопатку, равномерно распределенными по высоте, определяем изгибающий момент

Минимальный момент сопротивления лопатки относительно оси yy:

Если в упрощенной постановке задачи принять линейный закон изменения площади профиля лопатки от корневого сечения к периферийному, то наиболее опасным сечением будет корневое. Тогда можно ограничиться определением напряжений только в этом сечении.

Для выбранного профиля рабочей лопатки К-6-35 по атласу находим табличные значения:

Определяем масштабный коэффициент:

2,34

с учетом, которого вычисляем истинные значения площади и минимального момента сопротивления профиля:

Напряжение от парового усилия

Следовательно, максимальное напряжение от парового усилия по расчетам удовлетворяет пределам и имеет приличный запас прочности. Допускаемое напряжение принимают: а) для ступеней с парциальным подводом пара 1900 Н/см² б) при подводе пара по всей окружности 3800/см²

Наибольшее касательное напряжение определим по формуле:

= (), где

= - момент сопротивления вала, см³

- диаметр вала, см (= 24,5 см), тогда

, - изгибающий и крутящий моменты в рассчитываемом сечении вала,

0

Касательное напряжение ф по расчетам удовлетворяет пределам и имеет приличный запас прочности. Величину ф для углеродистой стали можно допускать около 4000 Н/см², а для легированной стали 6000 - 8000 Н/см² и выше.

11.ПУСКОВАЯ СХЕМА ТУРБОУСТАНОВКИ

Пусковая система предназначена для пуска блочной установки по двухбайпасной пусковой схеме. Пусковая система содержит сбросной паропровод с РОУ между паропроводом свежего пара и холодной линией промперегрева для пропуска пара в обход ЦВД, его регулирующие клапаны с сервомоторами, управляемыми электрической системой, обратный клапан прямого действия на выходе ЦВД для предотвращения попадания пара из холодной линии промперегрева в ЦВД и гидравлическую систему управления. При этом обратный клапан связан с сервомотором одностороннего действия, на линии напорного давления которого установлена запорная арматура с электроприводом, который связан с электрической системой управления регулирующими клапанами ЦВД, обеспечивая открытие запорной арматуры синхронно с открытием регулирующих клапанов ЦВД. Это обеспечивает высокую надежность работы обратного клапана и устраняет его влияние на гидродинамику проходящего через него парового потока.

В пусковой системе обратный клапан работает как обычный клапан прямого действия, т.е. открывается под действием давления пара из ЦВД и закрывается при пуске пара через сбросной паропровод под действием давления пара из холодной линии промперегрева. В то же время, благодаря указанной сущности изобретения, одновременно с открытием регулирующих клапанов ЦВД происходит открытие запорной арматуры на линии напорного давления сервомотора обратного клапана, и тем самым сервомотор оказывает дополнительное воздействие на обратный клапан, удерживая его в полностью открытом положении. Таким образом, обратный клапан выводится из парового потока, в результате чего исключается возможность его пульсации и он не оказывает возбуждающего влияния на проходящий через него паровой поток.

Пуск турбоустановки с описанной пусковой схемой осуществляется следующим образом.

После достижения на выходе из котла определенных параметров пара осуществляют прогрев паропроводов и паропроводной арматуры, а также набор вакуума в конденсаторе. При достижении расчетных параметров пара на выходе из котла и вакуума в конденсаторе осуществляют пуск паровой турбины подачей пара в ЦСД 2 в обвод ЦВД 1. Для этого свежий пар через РОУ подается в холодную линию промперегрева при закрытых регулирующих клапанах ЦВД турбины и открытых стопорном и регулирующих клапанах ЦСД .

ЦВД 1 турбины на этом этапе пуска соединен линиями обеспаривания (на чертеже не показаны) с конденсатором и находится под давлением, значительно меньшим, чем в линиях промперегрева, в результате чего обратный клапан находится в закрытом положении под одновременным воздействием парового усилия от линии, направленного в сторону закрытия клапана, и усилия пружин сервомотора, направленного также в сторону закрытия клапана, т.к. вентиль с электроприводом закрыт по факту того, что регулирующие клапаны на этом этапе пуска находятся в закрытом положении.

При последующей подаче пара в ЦВД при открытых стопорных клапанах , повышая управляющее давление регулирующих клапанов ЦВД , приоткрывают регулирующие клапаны и закрывают арматуру на линиях обеспаривания ЦВД . В результате этого обратный клапан приоткрывается под действием возросшего давления пара на выходе из ЦВД и пропускает пар в холодную линию промперегрева.

После подачи командного сигнала на открытие регулирующих клапанов, соответствующий сигнал поступает также на электропривод вентиля. После открытия вентиля на линии напорного давления к сервомотору, под действием этого сервомотора обратный клапан переводится в полностью открытое положение, выводится из потока пара и в дальнейшем удерживается в этом положении.

Описанная пусковая система используется также и при глубокой разгрузке турбоустановки по электрической мощности.



12. СПЕЦТЕМА: ЗАМЕНА ДВУХВЕНЕЧНОЙ РЕГУЛИРУЮЩЕЙ СТУПЕНИ НА ОДНОВЕНЕЧНУЮ

В турбинах применяют одно- и двухвенечные регулирующие ступени. Двухвенечная ступень способна перерабатывать значительно более высокие теплоперепады, чем одновенечные, что позволяет уменьшить число нерегулируемых ступеней турбины и упростить ее конструкцию. С другой стороны, высокий теплоперепад, назначаемый на двухвенечную ступень с пониженным КПД, приводит к снижению КПД всей турбины.

Выбираем одновенечную регулирующую ступень. Задаем теплоперепад, срабатываемый в регулирующей ступени, кДж/кг:

Фиктивная скорость для регулирующей ступени определяется по следующему выражению, м/с:

Окружная скорость, м/с:

,

где - оптимальное отношение скоростей, принимаем 0,26.

Средней диаметр ступени, м:



,

где - число оборотов, об/мин.

Теплоперепад, срабатываемый в сопловой решетке определяется из следующего выражения, кДж/кг:

,

где - суммарная степень реактивности для двухвенечных ступеней, принимаем 0,1.

Абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел, м/с:

Проходная площадь сопловой решетки, м²:

,

где - удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг [2];

- коэффициент расхода сопловой решетки.

Произведение степени парциальности и высоты сопловых лопаток, м:

,



где - эффективный угол сопловой решетки.

Степень парциальности:

,

где - для двухвенечной ступени.

Высота сопловых лопаток, м:

13. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

Годовой отпуск тепла равен 300 тыс. Гкал/год. (из отчета по отпуску тепла за 2014 год).

Определение капитальных затрат.

К_псв = = 8200 тыс. руб. - стоимость турбоустановки.

К₁ = 20 тыс.руб. - доставка ж/д путями.

К₂ = 400 тыс.руб. - пусконаладочные и ликвидационные работы.

К₃ = 431 тыс.руб. - прочие расходы.

К₃ = 0,05(К_псв+К₁+К₂) = 0,05(8200+20+400) = 431 тыс.руб.

К₄ = 150 тыс.руб. - выручка от ликвидации оборудования.

К_сум = К_псв+К₁+К₂+К₃-К₄ = 8200+20+400+431-150=8901 тыс.руб.

К_сум - суммарные капиталовложения.

Затраты на воду:

S_воды = Ц_воды Ч G_воды

где Ц- цена воды за 1 м³,

Ц = 12 руб/м³

G-годовой расход воды

G= 1874Ч 7320 = 1,37 Ч 10⁵ м³/год.

S_воды= 12Ч1,37Ч10⁵ = 1644 тыс.руб/год.

Расходы на заработную плату для персонала котельной с отчислениями

S_з\пл = 1,3ЧnЧФЗПЧКрай

где n- количество персонала,

n=20 человек.

ФЗП - годовой фонд заработной платы одного работника

ФЗП= 60 тыс.руб/год чел

Край-районный коэффициент = 1,15

S_з\пл =1,26Ч20Ч60Ч1,15 = 17388 тыс.руб/год.

Издержки на электроэнергию

Годовой расход э/э. Э_год = 7466,4 тыс кВтЧч/год.

Тариф на э/э. Т_э/э = 2 руб/кВтЧч.

S_э/э = 7466,4 Ч2 = 14933 тыс руб/год.

Отчисления на ремонт, содержание, эксплуатацию оборудования.

Включают затраты на амортизацию оборудования, текущий ремонт:

S_рсэо=S_ам+S_рем руб/год;

S_ам=аЧК руб/год;

S_рем=аЧК руб/год;



Годовая норма амортизации а = 3,7%;;

Величина капиталовложений: К = 8901 тыс руб;

Годовая норма на ремонт а = 6%;

S_ам = 0,037Ч8901= 329 тыс руб/год;

S_рем = 0,06Ч8901 = 534 тыс руб/год;

S_рсэо =329+534 = 863 тыс руб/год.

Прочие издержки

S_проч = 0,1Ч( Sводы + Sэ/э + Sрсэо + Sз/пл) тыс руб/год.

S_проч = 0,1Ч(1644+14933+863+17388) = 3483 тыс. руб/год.

Себестоимость годового объема поизводства тепловой энергии

S = S_воды +S_з/пл +S_рсэо +S_э/э+S_проч.

S = 1644+ 14933+863+17388+3483 = 38311 тыс.руб./год.

Себестоимость 1 Гкал отпущенной тепловой энергии

S_т/эн =S/Q

где Q-отпущенная тепловая энергия,

Q =330 тыс. Гкал/ год

S_т/эн = 38311Ч10³/330Ч10³= 116 руб/Гкал.

Себестоимость 1 Гкал отпущенной тепловой энергии 116 руб / Гкал.

Годовая экономия затрат

Определяется исходя из тарифа на тепловую энергию и себестоимости единицы тепловой энергии:

по данным планово-экономического отдела БАЭС, средний тариф на тепловую энергию:

Т_т.э = 138 руб/Гкал

П = (Т_т.э.-S) ЧQвыр руб/год

П = (138-116 ) Ч330000= 7260 тыс. руб/год.

14.БЕЗОПАСНОСТЬ ЖИЗНЕДЕЯТЕЛЬНОСТИ

Анализ опасных и вредных факторов при производстве кольца уплотнения паровой турбины

Производственный процесс уплотнительного кольца обусловлен наличием источников опасных и вредных факторов, характеризуется следующими особенностями:

-основная обработка производится на расточных, фрезерных и шлифовальных станках, т.е. на оборудовании с повышенной механической опасностью;

- В ходе процесса резания материала возникает стружка;

- В процессе шлифования возникает мелкодисперсная пыль требующая удаления из рабочей зоны и нейтрализации с минимальным воздействием на окружающую среду.

- оборудование оснащено электроприводом, т.е. возможно повреждение изоляции и замыкание фазы на корпус.

Характеристика механических опасных факторов

Механическим опасные факторы создают движущиеся части машин и механизмов;

При работе на расточных станках источниками опасных факторов могут быть: резец, стружка, обрабатываемая деталь, приспособление.

При воздействии на человека они вызывают травмы как легкие так и тяжелые. во избежание травмирования, применяют следующие меры защиты:

- блокировочные устройства, препятствующие проникновению человека в опасную зону, или устраняющие опасный фактор на время пребывания человека в опасной зоне (защитные кожухи и т.д.);

- сигнализирующие устройства, информирующие о работе оборудования (световые и звуковые сигналы);

- дистанционное оборудование, с помощью которого осуществляют контроль и регулирование оборудования с участков, удаленных от опасной зоны.

- оградительные устройства (стационарные, подвижные и переносные);

- различные предохранительные средства, которые отключают оборудование при отклонении какого-либо параметра, характеризующего работу оборудования;

- для удаления металлической стружки применяют специальные инструменты.

Характеристика выделений паров, газов и пыли

Производственный процесс характеризуется повышенным содержанием пыли в воздушной среде рабочей зоны. Пыль, образующаяся в процессе абразивной обработки, состоит на 30-40% из материалов абразивного круга, на 60-70% из материала обрабатываемого изделия. При обработке резанием повышается температура поверхности оборудования и материала, и следует охлаждать зону резания с помощью подачи СОЖ, а это является источником выделения в воздухе аэрозолей и паров воды.