Расчет турбоагрегата К-160-130

 

Курсовая работа

Расчет турбоагрегата К-160-130

1. Исходные данные для расчета турбоагрегата (задание)

Мощность на клеммах электрогенератора Nэ=165 Мвт

Начальные параметры пара перед стопорным клапаном:

P0=14 МПа

t0=560 0C

Давление пара за турбоагрегатом

Pк=3,5 КПа

За прототип принят турбоагрегат К - 160 - 130

Технические данные турбины К - 160 - 130

Завод изготовительХТГЗНоминальная мощность160 МВтДавление пара перед турбиной13 МПаТемпература свежего пара565 0CТемпература питательной воды228 0CДавление пара в конденсаторе3,5 КПаРасход пара при номинальной мощности436 т/чЧисло цилиндров2Полная длина турбины14,44 мПолная длина турбоагрегата27,805 мОбщая масса турбины365 т

Характеристика регенеративных отборов пара при номинальных параметрах пара и мощности турбины К - 160 - 130

Отбор за ступенью №Давление, МПаТемпература, 0C1-й отбор ПВД №773,253752-й отбор ПВД №6 и деаэратор111,25/64513-й отбор ПНД №5130,63544-й отбор ПНД №4150,352925-й отбор ПНД №3170,1452006-й отбор ПНД №2180,0731387-й отбор ПНД №1190,0343802. Расчет регенеративной схемы

.1 Построение процесса расширения пара в турбине на H-s диаграмме

Определим давление перед соплами первой ступени Pс. Потери в стопорном и регулирующих (сопловых) клапанах составляет 3-6% от P0:

Pc=0,95 · P0

Pc = 0,95 · 14 = 13,3 МПа

Давление промежуточного перегрева

Pпп =P1

Pпп =3,25 МПа

Давление пара после промперегревателя

Pпп1=0,9 PПП

Pпп1=0,9*3,25=2,925 МПа

Давление перед соплами первой ступени после промперегрева

PC1=0,98 Pпп1

PC1=0,98*2,925=2,8665 МПа

Давление пара за последней ступенью

Pz = 1,1 ·Pk

Pz=1,1 · 3,5 = 3,85 кПа

Для построение процесса расширения в области влажного пара производим дополнительные расчеты. От последней точки, соответствующей последнему отбору в моей турбине, проводится вертикальная линия до Pz. Получившийся теплоперепад характеризует располагаемый теплоперепад ?оставшегося участка турбины.

DH Вoi = 0,7 × 312 = 218,4 кДж/кг

После построения диаграммы расширения пара в турбине снимаются энтальпии и теплоперепады по отсекам в дальнейшем, которые понадобятся в расчете.

.2 Расчет регенеративной схемы

Все поверхностные подогреватели питательной воды делятся на две группы: низкого давления, включенные до питательного насоса. (по ходу конденсата), и высокого давления - после питательного насоса.

Для определения температуры питательного воды перед первым регенеративным подогревателем низкого давления находим температуру конденсата, уходящего из конденсатора с учетом переохлаждения конденсата:

0С

где tн-температура насыщения пара при давлении в конденсаторе. Она находится по таблицам свойств воды и водяного пара - tн=f(Pk).

Первой ступенью подогрева питательной воды конденсационных турбоагрегатах является подогреватель эжектора (ПЭ).

Повышение температуры питательной воды в нем обычно составляет:

0С

Кроме ПЭ в схему включен охладитель пара из уплотнений турбины (ОУ)

Повышение температуры в охладителе пара из уплотнений составляет около 2 0С

Таким образом, температура питательной воды после вспомогательных теплообменником при входе в первый регенеративный подогреватель составит.

tПВ1ВХ = 26,673 - 0,7 + 2 + 2 = 29,973 0С

Температура питательной воды после каждого поверхностного подогревателя как ПНД, так и ПВД определяется следующим образом:

По принятому прототипу давления пара в каждом отборе находятся давление греющего пара на соответствующем подогревателе

Pотб=0,95

Pотб1 = 0,95 × 3,25= 3,0875 МПа

Pотб2 = 0,95 × 1,25= 1,1875 МПа

Pотб3 = 0,95 × 0,6= 0,57 МПа

Pотб4 = 0,95 × 0,35= 0,3325 МПа

Pотб5 = 0,95 × 0,145= 0,1378 МПа

Pотб6 = 0,95 × 0,073 = 0,0694 МПа

Pотб7 = 0,95 × 0,0343= 0,0326МПа

По термодинамическим таблицам находятся температуры насыщения греющего пара на подогревателях:

tн1 = 235,46 0C

tн2 = 187,49 0C

tн3 = 156,84 0C

tн4 = 137,07 0C

tн5 = 108,82 0C

tн6 = 89,705 0C

tн7 = 71,018 0C

а затем и температуру питательной воды на выходе из подогревателя:

tпв вых = tн отб - 5

tпв вых7 = 235,46 - 5 = 230,460C

tпв вых 6 = 187,49 - 5 = 182,49 0C

tпв деаэр = 158,830C

tпв вых 5 = 156,84 - 5 = 151,84 0C

tпв вых 4 = 137,07 - 5 = 132,07 0C

tпв вых 3 = 108,82 - 5 = 103,82 0C

tпв вых2 = 89,705 - 5 = 84,705 0C

tпв вых1 = 71,018 - 5 = 66,018 0C

температура питательной воды на выходе из деаэратора определяется в зависимости от давления в деаэраторе

tПВД = tнд

tнд = f(Рд)

Рд = 0,6МПа

Определяется давление питательной воды в подогревателях.

В ПНД после конденсатного насоса

Рпв ПНД = Ркн = 1,65 × Рд

Рпв ПНД = 1,65 × 0,6= 0,99 МПа

В ПВД после питательного насоса для установок с барабанным парогенератором

Рпв ПВД = Рпн = 1,35 × Р0

Рпв ПВД = 1,35 × 14 = 18,9 МПа

Далее по таблицам термодинамических свойств воды и водяного пара находятся энтальпия питательной воды перед и после каждого подогревателя

hпв = f(tпв; Рпв) кДж/кг

hпв7 =996,16 кДж/кг

hпв6 = 783,36 кДж/кг

hпвд = 670,49 кДж/кг

hпв5 = 640,5 кДж/кг

hпв4 = 555,7 кДж/кг

hпв3 = 435,88 кДж/кг

hпв2 = 355,44 кДж/кг

hпв1 = 277,14 кДж/кг

Энтальпия питательной воды после деаэратора и, соответственно, перед питательным насосом определяется по таблицам в зависимости от принятого давления в деаэраторе

hпвд=f(Рд)

Энтальпия питательной воды на входе в ПВД, находящийся после питательного насоса, определяется с учетом ее возрастания в результате повышения, давления в насосе, т.е. энтальпия воды после питательного насоса:

hпн=hпвд+ кДж/кг

где -повышение энтальпии воды в питательном насосе,

v =-удельный объем воды в питательном насосе, м3/кг.

- 0,95 - гидравлический КПД насоса.

Dhпн = (18,9 - (0,6+0,1))×0,001×1000/0,95 = 19,16 кДж/кг

v = f (18,9; 230,46) = 0,001 м3/кг.

Далее определяется значение энтальпии греющего пара и уходящего конденсата на каждом подогревателе.

Энтальпия греющего пара hотб для каждого подогревателя определяется в диаграмме h-s на линии процесса расширения пара в соответствующей точке отбора.

hотб1 = 3168,0 кДж/кг

hотб2 = 3368,0 кДж/кг

hотб3 = 3172,0 кДж/кг

hотб4 = 3056,0 кДж/кг

hотб5 = 2872,0 кДж/кг

hотб6 = 2756,0 кДж/кг

hотб7 = 2676,0 кДж/кг

Для уходящего конденсата предварительно оценивают его температуру, а затем и энтальпию.

В ПНД, где охладители конденсата не ставятся и конденсат уходит без переохлаждения при температуре конденсации:

tк отб = tн отб = f(Pотб)

tк отб3 = 156,84 0C

tк отб4 = 137,07 0C

tк отб5 = 108,82 0C

tк отб6 = 89,705 0C

tк отб7 = 71,018 0C

В ПВД при наличии охладителей конденсата:

tк отб = tпв входа + (5-8) 0C

tк отб1 = 182,49 0C + 6,51 = 189,00 0C

tк отб2 = 163,17 0C + 6,83 = 170,00 0C

Затем, по таблицам находятся энтальпии конденсата греющего пара на выходе из подогревателя:

hк отб=f(tк отб; Pотб)

hк отб1 = 804 кДж/кг

hк отб2 = 719,42 кДж/кг

hк отб3 = 670,5 кДж/кг

hк отб4 = 576,62 кДж/кг

hк отб5 = 456,38 кДж/кг

hк отб6 = 375,73 кДж/кг

hк отб7 = 297,28 кДж/кг

Результаты расчета заносятся в таблицу 1.

турбина лопатка паровой прочность

Таблица 1. Исходные расчетные данные для решения уравнений теплового баланса

ПараметрСпособ определенияПодогревателиПВД7ПВД6Деаэ-раторПНД5ПНД4ПНД3ПНД2ПНД11. Давление, МПа пара в отборе на турбинеПо данным прототипа 3,251,251,250,60,350,1450,0730,034пара в подогревателе3,0881,1880,60,570,3330,1380,0690,033Питательной водыДля ПВД

Для ПНД 18,918,90,990,990,990,990,990,992. Температура С0 насыщения греющего параtн=f(Pотб)235,46187,49158,83156,84137,07108,8289,7171,02питательной воды на выходе из подогревателяtпв вых=tн-5 С0230,46182,49158,83151,84132,07103,8284,7166,02То же на входеtпв вх182,49163,17151,84132,07103,8284,7166,0229,97Конденсата греющего пара на выходе из подог.Для ПНД tк отб=f(Pотб) Для ПВД tк отб=tпв вх+7 С0189170158,83156,84137,07108,8289,7171,023. Энтальпия кДж/кг отбираемого параПо тепловой диаграмме h-S; hотб31683368336831723056287227562676питательной воды на выходе из подогревателяhпв вых=f(tпв вых; Pпв)996,2783,4670,5640,5555,7435,9355,4277,1то же на входеhпв вх783,4689,7640,5555,7435,9355,4277,1111,8Конденсата греющего пара на выходе из подог.hк отб=f(tк отб; Pотб)804719,4670,5661,8576,6456,4375,7297,3

2.3 Расчет подогревателей

Подогреватель №7

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №6

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Деаэратор

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №5

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №4

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №3

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №2

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №1

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Отсек Относительный расход пара через отсек

-1

-2

-3

-4

-5

-6

-7

-1 1

-2 1 - 0,0927 = 0,9073

-3 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 = 0,8601

-4 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 = 0,8308

-5 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 - 0,041 = 0,7898

-6 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 - 0,041 - 0,0326= 0,7572

-7 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 - 0,041 - 0,0326 - 0,0251 = 0,7321

-K 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 - 0,041 - 0,0326 - 0,0251 - 0,0562 = 0,6759

Для каждого отсека на линии процесса в тепловой диаграмме снимается теплоперепад .

Далее заполняется таблица 2. определяется часовой расход пара на турбоагрегат:

(кг/ч)

а также секундный расход:

(кг/с)

Подсчитывается расход пара по отсекам:

В формулах К - коэффициент утечки пара (=1,007) через наружное уплотнение на переднем конце ЦВД:

и - механический КПД и КПД электрогенератора

=0,995

=0,989

Подсчитывается мощность каждого отсека и суммарная внутренняя мощность

Таблица №2 Определение расхода пара и мощности

№ п/пРасчетная величина, ед. СИОтсеки турбины между точками отборовпо всем отсекам0-11-22-33-44-55-66-77-K1Относительное количество пара, протекающего через отсек, 1-, кг/кг1,00,90730,86010,83080,78980,75720,73210,67592Внутренний теплоперепад по отсекам, кДж/кг3162201961161841168025014783Произведение

каждого отсека, кДж/кг316199,6168,696,37145,387,8458,571691241,284Расход пара по отсекам, , кг/с134,65122,56116,18112,23106,69102,2898,8991,35Внутренняя мощность по отсекам, , кВт42549,426963,222771,313018,71963111864,5791122825167534,1

Проверяем мощность турбины по соотношению

Далее определяются удельный расход пара:

удельный расход тепла Брутто:

Мощность потребленная электроприводами насосов (питательного и конденсатного)

Удельный расход тепла нетто:

Абсолютный электрический кпд турбогенератора:

3. Предварительный расчет паровой турбины

Такой расчет производится с целью определения исходных величин, необходимых для последующего детального теплового расчета ее проточной части: общего числа ступеней, располагаемого теплоперепада и среднего диаметра облопатывания каждой ступени.

Регулирующая ступень

При больших мощностях турбины выполняется в виде одновенечной ступени давления.

Выбираем средний диаметр облопатывания Dср =1,1 м (берем из прототипа).

Принимаем оптимальный характеристический коэффициент X1 для одновенечной ступени он составляет X1=0,525.

Окружная скорость на среднем диаметре облопатывания:

Далее определяем абсолютную скорость истечения из сопел С1

Определяем теплоперепад приходящийся на сопла:

Затем определяем полный располагаемый теплоперепад на регулирующую ступень

Последняя ступень турбоагрегата

Определение и взаимоувязка среднего диаметра облопатывания ступени Dср z и располагаемого теплоперепада , приходящегося на нее.

Средний диаметр облопатывания:

где G - расход пара на турбоагрегат

-коэффициент утечки пара через наружные уплотнения

-сумма коэффициентов отбора пара (из регенеративной схемы)

V2z - удельный объем пара на выходе с рабочих лопаток последней ступени в выхлопной патрубок (из построения диаграммы теплового процесса при расчете регенеративной схемы), м3/кг

-отношение среднего диаметра к длине лопатки, для турбоагрегатов средних и больших мощностей эта величина составляет 5-2,8

а - число протоков пара в части низкого давления турбины (в соответствии с прототипом)

-коэффициент потери энергии с выходной скоростью на последней ступени, для турбоагрегатов средней и большой мощности он составляет (0,015-0,04)

-общий располагаемый теплоперепад, приходящийся на турбоагрегат, кДж/кг

-угол вектора абсолютной скорости выхода пара с последней ступени, 70-900

Теперь по уже известной формуле определим окружную скорость на среднем диаметре облопатывания:

Оптимальный располагаемый теплоперепад ступени:

где X0-условная оптимальная характеристика ступени, зависящая от принимаемой степени реакции. Причем с увеличением степени реакции условная оптимальная характеристика X0 возрастает.

3.1 Общее число ступеней

Общее число ступеней турбины, их средние диаметры облопатывания и располагаемые теплоперепады определяют по справочникам и данным выбранного прототипа.

После взаимоувязки располагаемых теплоперепадов, степеней реакции, строится тепловой процесс с распределением теплоперепадов по ступеням.

Откладывание располагаемых теплоперепадов производится последовательно, начиная от опорных точек.

От опорной точки вертикально вниз откладывается величина располагаемого теплоперепада соответствующей ступени.

Таким образом, по каждой ступени оказывается известно располагаемый теплоперепад, средний диаметр облопатывания, оптимальная степень реакции и место ступени в общем тепловом процессе турбины. Эти данные являются исходными для детального теплового расчета каждой ступени.

4. Детальный тепловой расчет ступеней

Таблица 4. Детальный тепловой расчет ступеней №2, №3, №4, №5

НаименованиеНазв.РазмФормула или обоснованиерасчет2 ст3 ст4 ст5 ст1Расход пара через ступеньGкг/cиз расчета регенеративной схемы134,65134,65134,65134,652Число оборотов ротораnоб/минисходные данные30003000300030003Средний диаметр облопатыванияDсрмпрототип К - 100 - 900,9310,9350,9390,9444Располагаемый теплоперепадкДж/кгиз предварительного расчета турбины646666645Располагаемый теплоперепад приходящийся на ступень с учетом выходной энергии предыдущей ступеникДж/кг6467,868,066,06Окружная скорость на среднем диаметре облопатыванияUм/c146,2146,9147,5148,37Степень реакции-из предварительного расчета турбины0,1300,1380,1530,1558Теплоперепад на сопловую решеткукДж/кг55,6858,4457,6355,739Теплоперепад на рабочую лопаткукДж/кг8,329,3610,4110,2210Начальное давление пара перед ступеньюP0cтМПаснимаем с h-s диаграммы10,897,455611Начальная температура пара перед ступеньюt0стСснимаем с h-s диаграммы53050447845012Давление пара за сопловой решеткойP1стМПаснимаем с h-s диаграммы9,27,6676,231513Давление пара за рабочей решеткойP2стМПаснимаем с h-s диаграммы97,45564,83314Теоретическая скорость потока на входе из сопловой решеткиС1tм/c333,5341,7339,3333,715Скорость звука на выходе из сопловой решеткиaм/с665,2668,6655,2638,416Число Маха, соответствующее условиям истечения из каналов сопловой решеткиM1t-0,5010,5110,5180,52317Выходной угол сопловой решеткиградпринимается15151515Профиль сопловой решеткиопределяется по атласу профилей решеток турбинC-9012АC-9012АC-9012АC-9012АЭффективный угол выхода потока из сопловой решеткиград-15151515Расчет сопловой решеткипервое приближение19Коэффициент потери скорости1-принимается0,960,960,960,9620Действительная скорость на выходем/с320,2328,0325,8320,321Потеря в соплахкДж/кг4,3654,5814,5184,36922Удельный объем на выходе из соплаV1`м3/кгснимаем с h-s диаграммы0,03750,04530,05350,064323Высота выходных кромок сопловых каналовl1`м0,0210,0240,0290,03524Хорда профиляb1ммопределяется по атласу профилей решеток турбин51,4651,4651,4651,4625Шаг сопловой решеткиt1мм38,4838,1538,3138,5226Отношение-2,4702,1041,7771,462Расчет сопловой решеткивторое приближение27Коэффициент профильных потерь%определяется по атласу профилей решеток турбин2,0001,9791,9641,95428Коэффициент концевых потерь%определяется по атласу профилей решеток турбин7,006,215,554,9229Коэффициент потери энергии на сопловой решетке%9,0008,1877,5186,87830Коэффициент потери скорости в сопловых каналах-0,9540,9580,9610,96531Действительная скорость потока на выходе из соплового каналаС1м/с318,2327,4326,4322,132Уточненная потеря в соплахкДж/кг5,0114,7844,3343,83533Уточненное значение удельного объемаV1м3/кгснимаем с h-s диаграммы0,03770,045320,05340,06434Уточненное значение высоты выходных кромок сопловых каналовl1м0,0210,0250,0290,03535Число сопловых каналовZ1шт.76777777Расчет рабочей решеткипервое приближение36Относительная скорость входа потока на рабочую решеткуW1`м/сснимается с треугольника скоростей ступени181,0189,4187,8182,937Относительный угол входа потока на рабочую решеткуградснимается с треугольника скоростей ступени27,4026,5826,7327,1138Коэффициент потери скорости на рабочей решетке-принимается0,960,960,960,9639Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетким/с213,3224,2227,3222,940Теоретическая относительная скорость потока на выходе с рабочей решеткиW2tм/c222,2233,6236,8232,241Скорость звука на выходе из рабочей решеткиa2м/с668,5672,8654,1640,042Число Маха, соответствующее условиям истечения из каналов рабочей решеткиM2t-0,3320,3470,3620,36343Оптимальный относительный угол выхода потока из рабочей решеткиград22,9822,2021,8121,9644Эффективный угол выхода потокаградопределяется по атласу профилей решеток турбин21,421,320,318Выбранный профиль рабочей решеткиПрофильР-3021АР-3021АР-3021АР-3021А45Потеря на рабочих лопаткахкДж/кг1,942,142,202,1146Удельный объем на выходе из раб. Реш.V2`м3/кгснимаем с h-s диаграммы0,03790,0470,0550,066047Высота выходных кромок рабочих лопатокl2`м0,0220,0260,0320,04448Степень реакции у корня рабочей лопатки-0,0870,1130,1230,11449Хорда профиляb2ммопределяется по атласу профилей решеток турбин25,6325,6325,6325,6350Шаг рабочей решеткиt2мм15,3815,3815,3815,3851Отношение-1,1430,9730,8040,589

5. Расчеты на прочность деталей корпуса турбины

.1 Расчет на прочность пера рабочей лопатки №2 ступени

При расчете на прочность пера рабочей лопатки должны быть учтены следующие силы:

1. Изгибающая от динамического воздействия потока.
2. Изгибающая от статической разности давлений при наличии реакции на ступени.
3. Растягивающая от действия центробежной силы собственной массы

Наиболее простой вариант расчета - для рабочих лопаток с постоянным по высоте профилем.

Первым этапом расчета является определение полного напряжения от изгиба в наиболее опасных точках - на входной и выходной кромках профиля в корневом сечении пера лопатки.

В результате получаем:

Н/см2 или , МПа

В последней формуле:

P-изгибающая сила действующая на перо лопатки. Н

Wххкр - момент сопротивления сечения профиля, м2

Далее должно быть определено растягивающее напряжение от действия центробежной силы собственной массы пера лопатки.

C=

l2-высота рабочей лопатки, м; по данным теплового расчета = 0,024

Где F-площадь профиля в любом сечении, м2; по данным подбора профиля при тепловом расчете, из атласа профелей решеток осевых турбин

F = 1,853 см2 = 0,01853 м2

r-плотность материала, принятого для изготовления лопаток, при принятом материале лопатки 15Х11МФ = 7750 кг/м3

r-радиус, на котором находится центр тяжести массы пера лопатки, м

Для рабочих лопаток с постоянным по высоте профилем

w-угловая скорость вращения,

здесь n-частота вращения ротора, об/мин;

=>

Напряжение растяжения в расчетном сечении

Условие прочности пера лопатки

где: Предел текучести этого материала =420 МПа

Запас прочности п = 1,7

5.2 Расчет бандажной ленты, шипов лопатки и связной проволоки и продолжение расчета пера рабочей лопатки

При расчете на прочность бандажной ленты и связной проволоки рассматривается их участок, длинной равный шагу, как балка которая подвержена равномерно распределенной нагрузке от действия центробежных сил собственной массы и жестко заделанная по концам.

Предварительно составляется эскиз узла (рис. 10) с принятием всех основных размеров.

Для бандажной ленты выбираем 15Х11МФ c плотностью материала, принятого для изготовления лопаток, r=7750 кг/м3

Предел текучести этого материала =420 МПа

Центробежная сила расчетного участка бандажной ленты

, Н

где tб, В, а, dб, dб - линейные размеры бандажной ленты согласно эскиза, м;

Толщина бандажной ленты dб=0,002 м;

Длина сектора

Ширина бандажной ленты

Ширина отверстия a=0,006 м;

Диаметр отверстия d=0,004 м;

Средний радиус бандажной ленты

Изгибающий момент от центробежной силы в местах заделки

Момент сопротивления в сечении:

Напряжение изгиба:

Напряжение разрыва, возникающее на шипе под действием центробежной силы массы бандажной ленты, приходящееся на один шип:

Оценка прочности производится по соотношению:

Напряжение растяжения в расчетном сечении равно:

берем из детального теплового расчета = 1322/100 = 13,22 МПа

Условие прочности пера лопатки:

где n запас прочности, обычно равен 1,7

Условие прочности бандажной ленты

Запас прочности бандажной ленты ==420/1,7=247,1 МПа

;

5.3 Расчет хвоста рабочей лопатки

При расчете хвоста рабочей лопатки обычно учитывается только суммарная центробежная сила пера лопатки, бандажной ленты, связной проволоки и частей самого хвоста, вызывающая напряжение растяжения, смятия и среза.

Перед расчетом составляется эскиз хвоста, закрепленного в ободе диска, с назначением всех основных размеров.

B2-ширина рабочей решетки = 0,025; К1-ширина шейки = 0,017; К2-ширина хвоста = 0,025; H1-высота корня = 0,006; H2-высота шейки = 0,01; H3-высота хвоста = 0,01;

Расчет Т образного хвоста:

Эскиз такого хвоста дан на рис. 11. Наибольшее напряжение растяжения возникает в сечении АВ, смятия - по площадкам КА и BG и среза - по сечениям AD и BC.

Обозначим центробежную силу участка MNOL C1x, участка EFBA - CIIx, участка ABCD - CIIIx, и участка KGHR - CIVx, а площади расчетных сечений AB-f1 (м2) AD=BC-f2 и KA=BG-f3

Размер каждого участка по окружности равен шагу рабочих лопаток на данном радиусе.

C=f*H1*r*w2*r1= 0,00038*0,006*7750*314,152*0,4625=810 Н

C= f1*H2*r*w2*r2= 0,00026*0,01*7750*314,152*0,4545=887 Н

C= K1*t4*H3*r*w2*r4= 0,017*0,0147*0,01*7750*314,152*0,4335=848 Н

C= K2*t4*H3*r*w2*r4= 0,025*0,0147*0,01*7750*314,152*0,4335=1248 Н

Эскиз Т образного хвоста

Напряжение растяжения в сечении АВ

Напряжение в сечениях AD и BC

Напряжение смятия по площадкам КА и BG

Допустимые напряжения:

На растяжение: 420/1,7=247,1 МПа ³ 243,11

На срез:0,75×247,1=185,3 МПа ³ 178,05

На смятие: 1,75×247,1 = 432,4 МПа ³ 417,3

5.4 Расчет рабочих лопаток на вибрацию

При расчете рабочих лопаток на вибрацию, как правило, скрепленных бандажной лентой в пакеты, должна быть проверена возможность появления резонансных колебаний в двух случаях: при колебаниях всех лопаток в пакете в одной фазе и при колебаниях отдельных лопаток в пакете в разных фазах.

На первом этапе расчета определяется статическая частота собственных колебаний лопаток в пакете в одной фазе, зависящая от физических свойств, массы и конфигурации пера лопатки.

Для лопаток с постоянным профилем, скрепленных в пакеты бандажной лентой, статическая частота находится из выражения.

где E - модуль упругости с учетом температуры, при которой работает лопатка, 176000 МПа

-плотность материала, 7750 кг/м3

J - момент инерции сечения лопатки, 0,2046*10-7 м4

f-площадь сечения пера лопатки, 0,01853 м2

l2-длинна лопатки, 0,024 м

Далее определяется динамическая частота собственных колебаний с учетом влияния центробежных сил, возникающих в пере при вращении ротора:

где В=

nc-частота вращения ротора, об/сек

Если частота собственных колебаний совпадет с частотой вынужденных колебаний, то наступает явление резонанса.

Условие резонанса выражается зависимостью:

vg=K×nc

где К - любое число, то есть, К=1,2,3,4,5…

Далее строится диаграмма резонансных чисел оборотов рис. 12

Далее производится проверка на отсутствие внутрипакетных резонансных колебаний

Работу лопаточного венца с лопатками постоянного профиля считают надежной если:

190×50/6868=1,32

то есть, для обеспечения надежной работы эта величина НЕ ДОЛЖНА лежать в пределах от 4 до 8.

Диаграмма резонансных чисел оборотов

5.5 Расчет обода диска

Порядок расчета следующий: составляется эскиз обода (рис. 13) и назначаются основные размеры.

Обе щеки обода работают практически в одинаковых условиях, поэтому производится расчет на прочность только одной из них.

Рис. 13. Эскиз обода диска

Действующие силы:

Половина суммарной силы, развиваемой массой лопатки с бандажной лентой и связной проволокой:

Приложив в точке O1 две силы, равные по величине сумме сил Св+С1 и противоположные по знаку, получаем, что для определения напряжений в расчетном сечении GK должны учитываться два фактора: изгиб под влиянием момента (Св+С1)*l и растяжение от действия суммы сил Св+С1+С11

Напряжение изгиба в расчетном сечении

где

t-шаг рабочих лопаток участка 1 t1 = 0,015; t2 = 0,0148; l1 = 0,01; l2 = 0,01; ширина выступа d = 0,02

где l = (d+d1)/2= (0,02+0,004)/2 = 0,012; F1=d1 *t1 =0,004*0,015=0,00006;

F2=d* t2=0,02*0,0148=0,000297

Момент сопротивления

Напряжение растяжения в том же сечении (без учета влияния сил сцепления с боковыми участками по окружности обода).

Суммарное напряжение в наиболее опасной точке G

135,1+52,05 = 187,1 МПа

Допустимое значение напряжения

где n=2,2

.6 Расчет на прочность корпуса

Корпус турбины представляет собой весьма сложную конструкцию с переменными диаметрами, переменной толщины стенок, фланцами горизонтального, а иногда и вертикального разъемов, ребрами жесткости, патрубками отборов пара и т.д. Эта конструкция в части высокого и среднего давления нагружена за счет внутреннего избыточного давления, а также подвержена действию усилий от диафрагм и разности температур по длине корпуса.

Сложность конфигурации корпуса позволяет вести расчет его прочности лишь весьма приближенно: задача расчета сводится к оценке порядка величины напряжений в стенках корпуса. При этом главным фактором является внутреннее избыточное давление.

Порядок расчета принимается следующий. Ориентируясь на геометрические размеры, полученные в ходе теплового расчета, а также на конструктивное оформление корпуса подходящего прототипа назначается внутренний диаметр корпуса Dв и толщина стенки d.

Оценивается коэффициент b.

Если b<1,3 то есть относительная толщина стенки мала

для стали 20ХМФЛ

.7 Расчет на прочность фланцевых соединений

При конструировании фланцевого соединения горизонтального разъема необходимо обеспечить плотность соединения в течении межремонтного срока работы турбины, а также прочность основных его элементов.

Составляется эскиз фланцевого соединения и принимаются его размеры (рис. 13)

d = d = 0,18; h = (2¸4)*×d; t = (1.5¸1,7)*×d; m = (1,5¸1,7)* d; m = (1¸1,5)* d n³d+0,5*d

Из соотношений имеем:

d = 0,18 м; h = 0,72 м; m =0,27 м; n =0,27 м;

Наружный диаметр болта или шпильки:Б = d-5 мм = 0,18-0,005 = 0,175 м

В месте расчета на фланце выделяется участок, длина которого по полке фланца равна шагу фланцевого соединения t (рис. 13 а)

Сила, стремящаяся отделить одну полку фланца от другой (рис. 13 б) на длине шага равна

где - избыточное давление в корпусе в месте расчета, МПа

Dв=1,5 - внутренний диаметр корпуса, м

t=0,306 м - шаг болтового соединения

На расчетном участке действуют три силы: сила отрыва F, сила затяга болта (шпильки) P и равнодействующая неравномерно распределенной нагрузки bek давления нижней полки фланца на верхнюю Q.

Сила затяга F считается приложенной на расстоянии 0,5d от внутренней кромки корпуса. Сила затяга болта P принимается действующей по оси болта. Положение линии действия силы Q определяется из выражения (в соответствии с рис. 13)

Расстояние от внутренней кромки корпуса до точки e-начала взаимного поджатия фланцев, именуется раскрытием фланца.

Расстояние У принимается так, чтобы точка e находилась между а и g.

Сила затяга болта:

Изгибающий момент в сечении 0-0.

Напряжение в металле болта (шпильки)

где FБ - площадь поперечного сечения болта (шпильки), вычисленная по внутреннему диаметру резьбы с учетом центрального отверстия.

Напряжение изгиба при раскрытии фланца:

Для литых стальных деталей корпусов турбин рекомендуется

490; s0=250 МПа при t=565C и при sБ=218,08 срок службы до перезатяжки 10000 ч

Список использованной литературы

1. Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. - М.: Машиностроение, 1965.
2. Марочек В.И. Краткий справочник по современным мощным паротурбинным агрегатам. - Владивосток: ДВПИ, 1990.
3. Марочек В.И., Башаров Ю.Д., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных агрегатов. Тепловые расчеты: Учебное пособие /ДВГТУ. - Владивосток, 1994.-100 с.
4. Марочек В.И., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных. Расчет на прочность деталей паровых турбин: Учебное пособие /ДВГТУ. - Владивосток, 1999.-30 с.
5. Ривкин М.Е., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1980.

Курсовая работа Расчет турбоагрегата К-160-130 1. Исходные данные для расчета турбоагрегата (задание) Мощно

Больше работ по теме: