Паровая турбина для привода электрогенератора К-160–130
Паровая турбина для привода
электрогенератора К-160-130
I.
Исходные данные к курсовому проекту
.Мощность на клеммах электрогенератора Nэ= 170 МВт
.Начальные параметры пара перед стопорным клапаном: P0= 14 МПа, t0= 565 C0
. Давление пара за турбоагрегатом: Pк= 4 КПа
. Принципиальная схема регенеративного подогрева:
Рис.1
II.
Данные по прототипу данного турбинного агрегата
Технические данные турбины К-160-130
Таблица №1
|
1. Завод изготовитель
|
ХТГЗ
|
-
|
|
2. Номинальная мощность
|
160000
|
кВт
|
|
3. Давление свежего пара
|
130
|
кгс/см2
|
|
4. Температура свежего пара
|
565
|
0С
|
|
5. Давление пара, идущего
на промперегрев
|
32,5
|
кгс/см2
|
|
6. Температура
промперегрева
|
565
|
0С
|
|
7. Температура питательной
воды
|
228
|
0С
|
|
8. Давление отработавшего
пара
|
0,035
|
кгс/см2
|
|
9. Расход свежего пара при
номинальной нагрузке
|
436
|
т/ч
|
|
10. Удельный расход пара
при номинальной мощности
|
2,9
|
кг/кВт*ч
|
|
11. Число цилиндров
|
2
|
шт
|
|
12. Полная длина турбины
|
14,44
|
м
|
|
13. Полная длина
турбоагрегата
|
27,805
|
м
|
|
14. Общая масса турбины
|
365
|
т
|
Характеристика регенеративных отборов пара при номинальных параметрах
пара и мощности турбины К-160-130
Таблица №2
|
№ отбора
|
Отбор за ступенью №
|
Давление, кгс/см2
|
Температура, 0С
|
Количество, т/ч
|
|
1-й отбор ПВД №7
|
7
|
32,5
|
375
|
45,685
|
|
2-й отбор ПВД №6 и
деаэратор
|
11
|
12,5/6
|
451
|
20,98/4,63
|
|
3-й отбор ПНД №5
|
13
|
6,05
|
354
|
7,27
|
|
4-й отбор ПНД №4
|
15
|
3,5
|
292
|
23,065
|
|
5-й отбор ПНД №3
|
17
|
1,45
|
200
|
12,604
|
|
6-й отбор ПНД №2
|
18
|
0,73
|
138
|
13,708
|
|
7-й отбор ПНД №1
|
19
|
0,343
|
80
|
20,087
|
III.
Расчет регенеративной схемы
. Построение процесса расширения пара в турбине на H-s диаграмме
.1 Давление перед соплами первой ступени Pс. Потери в стопорном и регулирующих (сопловых) клапанах
составляет 3-6 % от P0
Pc=
0,97 ·P0
Pc=
0,97 ·14 = 13,58 МПа
.2 Давление
пара за последней ступенью
Pz=
1,1 ·Pk
Pz=1,1
· 4 = 4,4 кПа
.3 Давление после промперегревателя
Рпп1 = 0,9 · Рпп = 2,925 МПа
Перед соплами первой ступени после ПП Рс1 = 0,98 · Рпп1 = 2,866 МПа
1.4
Внутренний располагаемые располагаемый теплоперепад 
оставшегося участка турбины
DHВoi = 0,7×397=277,9
кДж/кг
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.
.1.1 Для определения температуры питательного воды перед первым
регенеративным подогревателем низкого давления находим температуру конденсата,
уходящего из конденсатора с учетом переохлаждения конденсата:
9 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 ПЭ составляет:
0С
Кроме ПЭ в схему включен охладитель пара из уплотнений турбины (ОУ)
Повышение температуры в охладителе пара из уплотнений составляет около 2 0С
2.1.2 Температура питательной воды после вспомогательных теплообменников
при выходе в первый регенеративный подогреватель составит.
2.1.3 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. По термодинамическим таблицам
находятся температуры насыщения греющего пара на подогревателях, а затем и
температуру питательной воды на выходе из подогревателя:
Таблица №3
|
Pотб=0,95  tпв вых = tн
отб - 5 0С
|
|
|
|
1-й отбор
|
Pотб1=0,95×3,185 =
3,026 МПа
|
tн1= 234,33 0C
|
tпв вых1 = 234,33 - 5 = 229,33 0С
|
|
2-й отбор
|
Pотб2=0,95×1,225 =
1,163 МПа
|
tн2= 186,56 0C
|
tпв вых2 = 186,56 - 5 = 181,56 0С
|
|
3-й отбор
|
Pотб3=0,95×0,593 =
0,563 МПа
|
tн3= 156,37 0C
|
tпв вых3 = 156,37 - 5 = 151,37 0С
|
|
4-й отбор
|
Pотб4=0,95×0,343=0,326
МПа
|
tн4= 136,39 0C
|
tпв вых4 = 136,39 - 5 = 131,39 0С
|
|
5-й отбор
|
Pотб5=0,95×0,142 =
0,135 МПа
|
tн5= 108,24 0C
|
tпв вых5 = 108,24 - 5 = 103,24 0С
|
|
6-й отбор
|
Pотб6=0,95×0,0715 =
0,0679 МПа
|
tн6= 89,21 0C
|
tпв вых6 = 89,21 - 5 = 84,21 0С
|
|
7-й отбор
|
Pотб7=0,95×0,0336 =
0,0319 МПа
|
tн7= 70,62 0C
|
tпв вых7 = 70,62 - 5 = 65,62 0С
|
.1.4 Температура питательной воды на выходе из деаэратора определяется в
зависимости от давления в деаэраторе:
tпв д
= tнд = 158,84 0С
tнд = f(Рд)
Рд = 0,6 МПа
.1.5 Определяется давление питательной воды в подогревателях ПНД:
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
Рпв
ПВД = 1,35×14 =18,9 МПа
2.1.6 По таблицам термодинамических свойств воды и водяного пара
находятся энтальпия питательной воды перед и после каждого подогревателя
hпв=f(tпв;Рпв) кДж/кг
Таблица №4
|
Рпв ПВД =18,9 МПа
|
tпв вых7 = 229,33 0С
|
hпв7= 1011,9 кДж/кг
|
|
tпв вых6 = 181,56 0С
|
hпв6= 800,45 кДж/кг
|
|
Рд = 0,6 МПа
|
tпв д = 158,84 0С
|
hпвд= 670,4 кДж/кг
|
|
Рпв ПНД = 0,99 МПа
|
tпв вых5 = 151,37 0С
|
hпв5= 638,54 кДж/кг
|
|
tпв вых4 = 131,39 0С
|
hпв4= 552,82 кДж/кг
|
|
tпв вых3 = 103,24 0С
|
hпв3= 433,39 кДж/кг
|
|
tпв вых2 = 84,21 0С
|
hпв2= 353,33 кДж/кг
|
|
tпв вых1 = 65,62 0С
|
hпв1= 275,46 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)
Таблица №5
|
Pотб1 = 3,026 МПа
|
tотб1 = 375 0С
|
hотб1=3172,7 кДж/кг
|
|
Pотб2 = 1,163 МПа
|
tотб2 = 451 0С
|
hотб2= 3370,7 кДж/кг
|
|
Pотб3 = 0,563 МПа
|
tотб3 = 354 0С
|
hотб3= 3174,5 кДж/кг
|
|
Pотб4 = 0,326 МПа
|
tотб4 = 292 0С
|
hотб4= 3051,8 кДж/кг
|
|
Pотб5 = 0,135 МПа
|
tотб5
=
200
0С
|
hотб5= 2873,1 кДж/кг
|
|
Pотб6 = 0,0679 МПа
|
tотб6
=
138
0С
|
hотб6= 2754,8 кДж/кг
|
|
Pотб7 = 0,0319 МПа
|
tотб7
=
80
0С
|
hотб7= 2645,5 кДж/кг
|
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))×0,0011×1000/0,95 = 21,07 кДж/кг
v=f(18,9;158,8)=
0,0011 м3/кг.
.1.7 Определяется значение энтальпии и температуры 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. 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) 0С
ПВД при
наличии охладителей конденсата: tк
отб=tпв входа+7 0С
Затем, по таблицам находятся энтальпии конденсата греющего пара на выходе
из подогревателя:
hк
отб=f(tк отб;Pотб)
Таблица №6
|
Pотб1 = 3,026 МПа
|
tн1 = 234,33 0С
|
hк отб1= 1010,2 кДж/кг
|
|
Pотб2 = 1,163 МПа
|
tн 2 = 186,56 0С
|
hк отб2= 792,03 кДж/кг
|
|
Pотб3 = 0,563 МПа
|
tн 3 = 156,37 0С
|
hк отб3= 659,6 кДж/кг
|
|
Pотб4 = 0,326 МПа
|
tн 4 = 136,39 0С
|
hк отб4= 573,6 кДж/кг
|
|
Pотб5 = 0,135 МПа
|
tн 5
=
108,24 0С
|
hк отб5= 453,7 кДж/кг
|
|
Pотб6 = 0,0679 МПа
|
tн 6
=
89,2
0С
|
hк отб6= 373,5 кДж/кг
|
|
Pотб7 = 0,0319 МПа
|
tн 7
=
70,62 0С
|
hк отб7= 293,01 кДж/кг
|
Результаты расчета заносятся в таблицу №7.
.1.8 Сводная таблица. Исходные данные для решения уравнений теплового
баланса
Таблица №7
|
Параметр
|
Способ определения
|
Подогреватели
|
|
|
П7
|
П6
|
Деаэратор
|
П5
|
П4
|
П3
|
П2
|
П1
|
ПУ
|
ПЭ
|
|
1. Давление, МПа - пара в
отборе турбины
|
По данным прототипа  3,25
|
1,25
|
1,25
|
0,605
|
0,35
|
0,145
|
0,073
|
0,0343
|
-
|
-
|
|
|
- пара в подогревателе
|
 3,026
|
1,163
|
0,6
|
0,563
|
0,326
|
0,135
|
0,0679
|
0,0319
|
-
|
-
|
|
-
питательной воды Для ПВД 
|
Для ПНД  18,918,90,60,990,990,990,990,990,990,99
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2. Температура 0С - насыщ.
греющего пара
|
tн=f(Pотб)
|
234,33
|
186,56
|
158,84
|
156,37
|
136,39
|
108,24
|
89,2
|
70,62
|
-
|
-
|
|
- питательной воды на
выходе из подогревателя
|
tпв вых=tн - 5 С0
|
229,33
|
181,56
|
158,84
|
151,37
|
131,39
|
103,24
|
84,21
|
65,62
|
33,09
|
31,09
|
|
- то же на входе
|
tпв вх
|
181,56
|
158,84
|
151,37
|
131,39
|
103,24
|
84,21
|
65,62
|
33,09
|
31,09
|
28,59
|
|
- конденсата греющего пара
на выходе из подогревателя
|
Для ПНД tк
отб = f(Pотб) Для ПВД tк отб = tпв
вх + 7
|
241,33
|
193,56
|
158,84
|
156,37
|
136,39
|
108,24
|
84,21
|
65,62
|
-
|
-
|
|
3. Энтальпия кДж/кг -
отбираемого пара
|
По тепловой диаграмме h-S hотб
|
3172,7
|
3370,7
|
3370,7
|
3174,5
|
3051,8
|
2873,1
|
2754,8
|
2645,5
|
-
|
-
|
|
- пит. воды на выходе из
подогревателя
|
hпв вых = f(tпв вых;Pпв)
|
1011,9
|
800,45
|
670,4
|
638,54
|
552,82
|
433,39
|
353,33
|
139,5
|
131,1
|
|
- то же на входе
|
hпв вх
|
800,45
|
691,47
|
638,54
|
552,82
|
433,39
|
353,33
|
275,5
|
139,5
|
131,1
|
120,7
|
|
- конденсата греющего пара
на выходе из подогревателя
|
hк отб = f(tк отб;Pотб)
|
1010,2
|
792,03
|
792,03
|
659,6
|
573,6
|
453,7
|
373,5
|
293,01
|
-
|
-
|
.2 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:
aПВ = 1,02 - (0,1007+0,035+0,012+0,02)=0,8523
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
|
|
0-1
|
1
|
|
1-2
|
|
|
2-3
|
|
|
3-4
|
|
|
4-5
|
|
|
5-6
|
|
|
6-7
|
|
|
7-8
|
|
Для
каждого отсека на линии процесса в тепловой диаграмме снимается теплоперепад 
.
Внутренний
теплоперепад для каждого отсека:
∆НOi1=326
∆НOi2=224
∆НOi3=196
∆НOi4=124
∆НOi5=184
∆НOi6=118
∆НOi7=106
∆НOi8=258
Часовой расход пара на турбоагрегат:
-
где К - коэффициент утечки пара через наружное уплотнение на переднем конце
ЦВД.
-
механический КПД и КПД электрогенератора.
Секундный
расход пара на турбоагрегат:
Проверяем мощность турбины по соотношению:
Удельный
расход пара:
Таблица для определения расхода пара и мощности.
|
№
|
Расчетная величина
|
Отсеки турбины между
точками отборов
|
Сумма по отсекам
|
|
|
0-1
|
1-2
|
2-3
|
3-4
|
4-5
|
5-6
|
6-7
|
7-8
|
|
|
1
|
Относительное количество
пара, протекающего через отсек  ,
кг/кг10,89930,85230,82330,78080,75580,73090,6853-
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2
|
Внутренний теплоперепад по
отсекам  , кДж/кг3262241961241841181062581536
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3
|
 ,
кДж/кг326201,44167,05102,09143,6789,1877,47176,811283,7
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4
|
Расход по отсекам  ,
кг/с134,57121,02114,69110,79105,07101,7198,3592,22-
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5
|
Внутренняя мощность по
отсекам  , кВт4387127109224801373919334120031042623794172756
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Удельный расход тепла брутто для турбин с промперегревом:
Мощность,
потребляемая электроприводами насосов (питательного и конденсатного):
где
- производительность насоса, кг/с;
-
повышение давления в насосе, МПа;
=
0,93-0,95 - гидравлический КПД насоса;
= 0,95 -
механический КПД насоса;
= 0,98 -
КПД электромотора;
= 0,96 -
объемный КПД насоса.
Суммарная
мощность, потребляемая электродвигателями двух насосов:
Удельный
расход тепла нетто:
Абсолютный
электрический КПД турбоагрегата:
3. Предварительный расчет паровой турбины
|
Наименование
|
Обознач.
|
Размер.
|
Обоснование
|
Расчет
|
|
Регулирующая ступень:
одновенечная ступень давления.
|
|
Средний диаметр
облопатывания
|
 мпо прототипу1
|
|
|
|
|
Оптимальный
характеристический коэффициент
|
 -принимается0,525
|
|
|
|
|
Окружная скорость на Dср
|
и
|
м/с
|
 
|
|
|
Абсолютная скорость
истечения пара из сопел
|
с1
|
м/с
|
 
|
|
|
Располагаемый теплоперепад
на соплах
|
 кДж/кг 
|
|
|
|
|
Полный располагаемый
теплоперепад на регулирующей ступени
|
 кДж/кг 
|
|
|
|
|
Последняя ступень турбины
|
|
Средний диаметр
облопатыван.
|
 м 
|
|
|
|
|
Окружная скорость
|
и
|
м/с
|
 
|
|
|
Оптимальный располагаемый
теплоперепад ступени
|
 кДж/кг 
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
4. Детальный тепловой расчет 12 турбинной ступени
|
Наименование
|
Обознач.
|
Размер.
|
Обоснование
|
Расчет
|
|
Расход пара через ступень
|
G
|
кг/с
|
из расчета регенеративной
схемы
|
135,51
|
|
Число оборотов ротора
|
n
|
об/мин
|
Принимаем
|
3000
|
|
Средний диаметр
облопатывания
|
Dср
|
м
|
по прототипу
|
1,276
|
|
Располагаемый теплоперепад
|
 кДж/кгпо h-S диаграмме104
|
|
|
|
|
Располагаемый теплоперепад
с учетом выходной энергии
|
 кДж/кг ( =0)104
|
|
|
|
|
Окружная скорость на Dср
|
u
|
м/с
|
 
|
|
|
Степень реакции на Dср
|
 -Принимается0,1
|
|
|
|
|
Располагаемый теплоперепад
в соплах
|
 кДж/кг 93,6
|
|
|
|
|
Располагаемый теплоперепад
на рабочей решетке
|
 кДж/кг 10,4
|
|
|
|
|
Давление пара за сопловой
решеткой
|
 МПапо h-S диаграмме1,01
|
|
|
|
|
Начальное давление пара
перед ступенью
|
 МПапо h-S диаграмме1,325
|
|
|
|
|
Начальная температура пара
перед ступенью
|
 0Спо h-S диаграмме463
|
|
|
|
|
Отношение давлений
|
-
|
-
|
 0,76
|
|
|
Критическое отношение
давлений
|
 - 0,545
|
|
|
|
|
Давление пара за рабочей
решеткой
|
 МПапо h-S диаграмме0,91
|
|
|
|
|
Теоретическая скорость
потока на выходе из сопловой решетки
|
 м/с 
|
|
|
|
|
Скорость звука на выходе из
сопловой решетки
|
а
|
м/с
|
 
|
|
|
Число Маха
|
  
|
|
|
|
|
Выходной угол сопловой
решетки
|
 Принимается180
|
|
|
|
|
Профиль сопла
|
С-9015А
|
|
по "Атласу
профилей"
|
С-9015А
|
|
Эффективный угол выхода
потока из сопла
|
  180
|
|
|
|
|
Расчет сопловой решетки
(первое приближение)
|
|
Коэффициент потери скорости
в сопловых каналах
|
 принимается0,97
|
|
|
|
|
Действительная скорость
потока на выходе из сопла
|
 м/с 
|
|
|
|
|
Потеря в соплах
|
 кДж/кг 5,53
|
|
|
|
|
Удельный объем пара на
выходе из сопла
|
 м3/кгпо h-S
диаграмме0,35
|
|
|
|
|
Высота выходных кромок
сопла
|
 м 
|
|
|
|
|
Хорда профиля
|
 ммпо Атласу51,46
|
|
|
|
|
Шаг сопловой решетки
|
 мм 
|
|
|
|
|
Отношение хорды к высоте
выходных кромок.
|
-
|
-
|
 
|
|
|
Расчет сопловой решетки
(второе приближение)
|
|
Коэффициент профильных
потерь
|
 % 1,8
|
|
|
|
|
Коэффициент концевых потерь
|
 % 2,8
|
|
|
|
|
Коэффициент потери энергии
на сопловой решетке
|
 % 4,6
|
|
|
|
|
Коэффициент потери скорости
в сопловых каналах
|
 - 
|
|
|
|
|
Действительная скорость
потока на выходе из соплового канала
|
 м/с 
|
|
|
|
|
Уточненная потеря в соплах
|
кДж/кг 
|
|
|
|
|
Уточненное значение
удельного объема пара на выходе из сопловой решетки.
|
 м3/кгпо h-S
диаграмме0,34
|
|
|
|
|
Уточненное значение высоты
выходных кромок сопловых каналов
|
 м 
|
|
|
|
|
Число сопловых каналов
|
z1
|
|
 
|
|
|
Расчет рабочей решетки
(первое приближение)
|
|
Относительная скорость
входа потока на рабочую решетку
|
 м/сс треугольника скоростей225,1
|
|
|
|
|
Относительный угол входа
потока на рабочую решетку
|
 -с треугольника скоростей280
|
|
|
|
|
Коэффициент потери скорости
на рабочей решетке
|
 -принимается0,97
|
|
|
|
|
Относительная скорость
потока на выходе с рабочей решетки
|
 м/с 
|
|
|
|
|
Теоретическая относительная
скорость потока на выходе с рабочей решетки
|
 м/с 
|
|
|
|
|
Скорость звука на выходе из
рабочей решетки
|
 м/с 
|
|
|
|
|
Число Маха
|
 - 
|
|
|
|
|
Оптимальный относительный
угол выхода потока с рабочей решетки
|
 - 
|
|
|
|
|
Профиль рабочей решетки
|
Р-3525А
|
-
|
по атласу
|
Р-3525А
|
|
Относительный шаг
|
 -по атласу0,56
|
|
|
|
|
Угол установки профиля
|
 -по атласу820
|
|
|
|
|
Эффективный угол выхода
потока из рабочей решетки
|
 - 260
|
|
|
|
|
Выходной угол установки
профиля после поворота
|
 - 240
|
|
|
|
|
Входной угол установки
профиля
|
 - 280
|
|
|
|
|
Угол установки профиля
|
 - 820
|
|
|
|
|
Эффективный угол выхода
потока из рабочей решетки
|
 -260
|
|
|
|
|
Потеря на рабочих лопатках
|
 кДж/кг 
|
|
|
|
|
Удельный объем пара на выходе
из рабочей решетки
|
 м3/кгпо h-S
диаграмме0,32
|
|
|
|
|
Высота выходных кромок
рабочих лопаток
|
 м 
|
|
|
|
|
Соотношение высот
|
-
|
мм
|
  > 6 (перекрыш)
|
|
|
Величина u
|
 - 
|
|
|
|
|
Степень реакции у корня
рабочей лопатки
|
 - 
|
|
|
|
|
Хорда профиля
|
 ммпо Атласу25,41
|
|
|
|
|
Шаг рабочей решетки
|
 мм 
|
|
|
|
|
Отношение хорды к высоте
выходных кромок
|
|
|
 
|
|
|
Расчет рабочей решетки
(второе приближение)
|
|
Коэффициент профильных
потерь
|
% 6,5
|
|
|
|
|
Коэффициент концевых потерь
|
% 5,5
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент
профильных потерь, учитывающий удар
|
 - 1,25
|
|
|
|
|
Коэффициент профильных
потерь с учетом потери на удар
|
 - 8,125
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент
концевых потерь, учитывающий удар
|
 - 1,25
|
|
|
|
|
Коэффициент концевых потерь
с учетом потери на удар
|
 - 6,875
|
|
|
|
|
Ширина решетки рабочих
лопаток
|
 ммпо Атласу25
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент
концевых потерь, учитывающий перекрыш
|
 - 1,01
|
|
|
|
|
Коэффициент концевых потерь
с учетом влияния перекрыши
|
 - 
|
|
|
|
|
Коэффициент потери энергии
на рабочей решетке
|
 - 
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент,
учитывающий наличие бандажа
|
 -по графику1,025
|
 -по графику1,05
|
|
|
|
|
Коэффициент потери энергии
на рабочей решетке
|
 - 
|
|
|
|
|
Потеря на рабочей решетке
|
 кДж/кг 
|
|
|
|
|
Удельный объем пара на
выходе из рабочей решетки
|
 м3/кгпо h-S
диаграмме0,325
|
|
|
|
|
Коэффициент потери скорости
на рабочей решетке
|
  
|
|
|
|
|
Относительная скорость
потока на выходе с рабочей решетки
|
 м/с 
|
|
|
|
|
Высота выходных кромок
рабочих лопаток
|
 м 
|
|
|
|
|
Число рабочих лопаток в
решетке
|
  
|
|
|
|
|
Разность окружных
составляющих абсолютных скоростей
|
 м/спо треугольнику скоростей451,2
|
|
|
|
|
Разность осевых
составляющих абсолютных скоростей
|
 м/спо треугольнику скоростей106,8-95,2 = 11,6
|
|
|
|
|
Окружная сила, действующая
на рабочую лопатку
|
 Н 
|
|
|
|
|
Осевая сила от
динамического воздействия потока
|
 Н 
|
|
|
|
|
Осевая сила от статической
разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции
|
 Н 
|
|
|
|
|
Полная осевая сила
|
 Н 
|
|
|
|
|
Полная сила, действующая на
рабочую лопатку
|
Р
|
Н
|
 
|
|
|
Момент сопротивления
профиля корневого сечения
|
 см3по атласу0,168
|
|
|
|
|
Напряжение изгиба в
корневом сечении
|
 Н/см2 
|
|
|
|
|
Пересчет хорды профиля
|
 cм 39,74
|
|
|
|
|
Шаг рабочей решетки
|
мм22,25
|
|
|
|
|
Отношение хорды к высоте
выходных кромок
|
-
|
-
|
0,36
|
|
|
Число рабочих лопаток в
решетке
|
-180
|
|
|
|
|
Окружная сила, действующая
на рабочую лопатку
|
Н339,68
|
|
|
|
|
Осевая сила от
динамического воздействия потока
|
Н8,73
|
|
|
|
|
Осевая сила от статической
разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции
|
Н24,47
|
|
|
|
|
Полная осевая сила
|
Н33,2
|
|
|
|
|
Полная сила, действующая на
рабочую лопатку
|
Р
|
Н
|
341,3
|
|
|
Момент сопротивления
профиля корневого сечения
|
 см3 0,64
|
|
|
|
|
Напряжение изгиба в
корневом сечении
|
Н/см2< 38502933
|
|
|
|
|
Потеря с выходной скоростью
|
 кДж/кг 4,3
|
|
|
|
|
Окружной теплоперепад
|
 кДж/кг 90,6
|
|
|
|
|
|
|
 90,42
|
|
|
Окружной КПД
|
 - 0,87
|
|
|
|
|
Потеря от парциальности
впуска
|
 кДж/кгт. к. e=1 то =00
|
|
|
|
|
Мощность теряемая на трение
и вентиляцию
|
 кВт 47,65
|
|
|
|
|
Потеря на трение и
вентиляцию
|
 кДж/кг 0,35
|
|
|
|
|
Зазор в уплотнениях
|
 мПринимается по рекомендациям [1].0,0003
|
|
|
|
|
Диаметр вала в месте его
прохода через диафрагму
|
d
|
м
|
Оценивается ориентировочно
по прототипу
|
0,42
|
|
Число уплотняющих ножей
|
Z
|
шт
|
Принимается по
рекомендациям [1].
|
7
|
|
Потеря пара от утечки пара
через уплотнение диафрагмы
|
 кДж/кг 0,206
|
|
|
|
|
Внутренний теплоперепад без
учёта потери влажности
|
 кДж/кг 89,04
|
|
|
|
|
Внутренний КПД ступени
|
 - 0,856
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5. Детальный тепловой расчет 13, 14, 15 турбинных ступеней
|
Наименование
|
Обознач.
|
Размер.
|
Обоснование
|
Номера ступеней
|
|
|
|
|
13
|
14
|
15
|
|
Расход пара через ступень
|
G
|
кг/с
|
из расчета регенеративной
схемы
|
135,51
|
|
Число оборотов ротора
|
n
|
об/мин
|
Принимаем
|
3000
|
|
Средний диаметр
облопатывания
|
Dср
|
м
|
по прототипу
|
1,284
|
1,292
|
1,3
|
|
Располагаемый теплоперепад
|
кДж/кгпо h-S
диаграмме987762
|
|
|
|
|
|
|
Располагаемый теплоперепад
с учетом выходной энергии
|
кДж/кг
101,379,5664,6
|
|
|
|
|
|
|
Окружная скорость на Dср
|
u
|
м/с
|
201,7202,9204,2
|
|
|
|
|
Степень реакции на Dср
|
-Принимается0,20,250,3
|
|
|
|
|
|
|
Располагаемый теплоперепад
в соплах
|
кДж/кг81,0459,6745,22
|
|
|
|
|
|
|
Располагаемый теплоперепад
на рабочей решетке
|
кДж/кг20,2619,8919,38
|
|
|
|
|
|
|
Давление пара за сопловой
решеткой
|
МПапо h-S диаграмме0,680,50,375
|
|
|
|
|
|
|
Начальное давление пара
перед ступенью
|
МПапо h-S диаграмме0,920,60,465
|
|
|
|
|
|
|
Начальная температура пара
перед ступенью
|
0Спо h-S диаграмме414362328
|
|
|
|
|
|
|
Отношение давлений
|
-
|
-
|
0,740,780,81
|
|
|
|
|
Критическое отношение
давлений
|
-0,546
|
|
|
|
|
Давление пара за рабочей
решеткой
|
МПапо h-S диаграмме0,60,4650,35
|
|
|
|
|
|
|
Теоретическая скорость
потока на выходе из сопловой решетки
|
м/с402,4345,2300,6
|
|
|
|
|
|
|
Удельный объем пара на
выходе из ступени
|
V1t
|
м3/кг
|
по h-S диаграмме
|
0,475
|
0,518
|
0,55
|
|
Скорость звука на выходе из
сопловой решетки
|
а
|
м/с
|
647,9580,2517,8
|
|
|
|
|
Число Маха
|
-0,620,580,57
|
|
|
|
|
|
|
Выходной угол сопловой
решетки
|
-принимается150150170
|
|
|
|
|
|
|
Профиль сопла
|
-
|
-
|
по "Атласу
профилей"
|
С - 9015А
|
С - 9015А
|
С - 9015А
|
|
Эффективный угол выхода
потока из сопла
|
- 150150170
|
|
|
|
|
|
|
Расчет сопловой решетки
(первое приближение)
|
|
Коэффициент потери скорости
в сопловых каналах
|
принимается0,970,970,97
|
|
|
|
|
|
|
|
Действительная скорость
потока на выходе из сопла
|
м/с390,33334,84291,58
|
|
|
|
|
|
|
|
Потеря в соплах
|
кДж/кг4,793,522,67
|
|
|
|
|
|
|
|
Удельный объем пара на
выходе из сопла
|
м3/кгпо h-S
диаграмме0,4250,510,54
|
|
|
|
|
|
|
|
Высота выходных кромок
сопла
|
м0,1410,1960,205
|
|
|
|
|
|
|
|
Хорда профиля
|
ммпо атласу51,4651,4651,46
|
|
|
|
|
|
|
|
Шаг сопловой решетки
|
мм38,5938,5939,1
|
|
|
|
|
|
|
|
Отношение хорды к высоте
выходных кромок.
|
-
|
-
|
0,270,2520,191
|
|
|
|
|
|
Расчет сопловой решетки
(второе приближение)
|
|
Коэффициент профильных
потерь
|
%2,62,452,3
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент концевых потерь
|
%222
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент потери энергии
на сопловой решетке
|
%4,64,454,3
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент потери скорости
в сопловых каналах
|
-0,9770,9770,978
|
|
|
|
|
|
|
|
Действительная скорость
потока на выходе из соплового канала
|
м/с393,14337,26293,98
|
|
|
|
|
|
|
|
Уточненная потеря в соплах
|
кДж/кг3,732,651,94
|
|
|
|
|
|
|
|
Уточненное значение
удельного объема пара на выходе из сопловой решетки.
|
м3/кгпо h-S
диаграмме0,4180,50,53
|
|
|
|
|
|
|
|
Уточненное значение высоты
выходных кромок сопловых каналов
|
м0,1380,1910,204
|
|
|
|
|
|
|
|
Число сопловых каналов
|
z1
|
|
104105106
|
|
|
|
|
|
Расчет рабочей решетки
(первое приближение)
|
|
Относительная скорость
входа потока на рабочую решетку
|
м/сс треугольника скоростей204,5150108,9
|
|
|
|
|
|
|
|
Относительный угол входа
потока на рабочую решетку
|
-с треугольника скоростей293443
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент потери скорости
на рабочей решетке
|
-принимается0,970,970,97
|
|
|
|
|
|
|
|
Относительная скорость
потока на выходе с рабочей решетки
|
м/с278,27242218,16
|
|
|
|
|
|
|
|
Теоретическая относительная
скорость потока на выходе с рабочей решетки
|
м/с286,88249,5224,9
|
|
|
|
|
|
|
|
Скорость звука на выходе из
рабочей решетки
|
м/с608,7559,6500,25
|
|
|
|
|
|
|
|
Число Маха
|
-0,470,450,45
|
|
|
|
|
|
|
|
Оптим. относительный угол
выхода потока с рабочей решетки
|
-200200200
|
|
|
|
|
|
|
|
Профиль рабочей решетки
|
-
|
-
|
по атласу
|
Р - 3021А
|
Р - 3525А
|
Р - 3525А
|
|
|
Относительный шаг
|
-по атласу0,60,60,61
|
|
|
|
|
|
|
|
Угол установки профиля
|
-по атласу780770770
|
|
|
|
|
|
|
|
Эффективный угол выхода
потока из рабочей решетки
|
-19,7021,80220
|
|
|
|
|
|
|
|
Выходной угол установки
профиля после поворота
|
-200200200
|
|
|
|
|
|
|
|
Входной угол установки
профиля
|
-300340430
|
|
|
|
|
|
|
|
Угол установки профиля
|
-780770770
|
|
|
|
|
|
|
|
Эффективный угол выхода
потока из рабочей решетки
|
-19,7021,80220
|
|
|
|
|
|
|
|
Потеря на рабочих лопатках
|
кДж/кг2,431,841,49
|
|
|
|
|
|
|
|
Удельный объем пара на
выходе из рабочей решетки
|
м3/кгпо h-S
диаграмме0,4650,530,54
|
|
|
|
|
|
|
|
Высота выходных кромок
рабочих лопаток
|
м0,1660,1980,219
|
|
|
|
|
|
|
|
Соотношение высот
|
-
|
мм
|
28715
|
|
|
|
|
|
Величина u
|
-7,736,525,94
|
|
|
|
|
|
|
|
Степень реакции у корня
рабочей лопатки
|
--
0,057- 0,048- 0,012
|
|
|
|
|
|
|
|
Хорда профиля
|
ммпо атласу25,6325,4125,41
|
|
|
|
|
|
|
|
Шаг рабочей решетки
|
мм15,3815,2515,5
|
|
|
|
|
|
|
|
Отношение хорды к высоте
выходных кромок
|
-
|
-
|
0,1540,1230,116
|
|
|
|
|
|
Расчет рабочей решетки
(второе приближение)
|
|
Коэффициент профильных
потерь
|
%5,84,24
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент концевых потерь
|
%54,54
|
|
|
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент
профильных потерь, учитывающий удар
|
---1,3
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент профильных
потерь с учетом потери на удар
|
---5,2
|
|
|
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент
концевых потерь, учитывающий удар
|
---1,8
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент концевых потерь
с учетом потери на удар
|
---7,2
|
|
|
|
|
|
|
|
Ширина решетки рабочих
лопаток
|
ммпо Атласу252525
|
|
|
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент
концевых потерь, учитывающий перекрыш
|
-1,051,011,01
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент концевых потерь
с учетом влияния перекрыши
|
-5,254,5457,27
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент потери энергии
на рабочей решетке
|
-11,058,74512,47
|
|
|
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент,
учитывающий наличие бандажа
|
-по графику1,021,031,035
|
|
|
|
|
|
|
|
Поправочный коэффициент,
учитывающий наличие угла скоса бандажа
|
-по графику---
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент потери энергии
на рабочей решетке
|
-11,279,0112,9
|
|
|
|
|
|
|
|
Потеря на рабочей решетке
|
кДж/кг4,642,83,26
|
|
|
|
|
|
|
|
Удельный объем пара на
выходе из рабочей решетки
|
м3/кгпо h-S
диаграмме0,460,520,535
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент потери скорости
на рабочей решетке
|
0,9940,9540,992
|
|
|
|
|
|
|
|
Относительная скорость
потока на выходе с рабочей решетки
|
м/с268,6238208,24
|
|
|
|
|
|
|
|
Высота выходных кромок
рабочих лопаток
|
м0,1710,1960,227
|
|
|
|
|
|
|
|
Число рабочих лопаток в
решетке
|
-262266264
|
|
|
|
|
|
|
|
Разность окружных
составляющих абсолютных скоростей
|
 м/спо треугольнику скоростей432,7349,7301,2
|
|
|
|
|
|
|
|
Разность осевых
составляющих абсолютных скоростей
|
 м/спо треугольнику скоростей13,812,43,2
|
|
|
|
|
|
|
|
Окружная сила, действующая
на рабочую лопатку
|
Н223,8178,15154,6
|
|
|
|
|
|
|
|
Осевая сила от
динамического воздействия потока
|
Н7,146,321,64
|
|
|
|
|
|
|
|
Осевая сила от статической
разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции
|
Н210,4104,687,9
|
|
|
|
|
|
|
|
Полная осевая сила
|
Н217,54110,9289,54
|
|
|
|
|
|
|
|
Полная сила, действующая на
рабочую лопатку
|
Р
|
Н
|
312,1209,86178,65
|
|
|
|
|
|
Момент сопротивления
профиля корневого сечения
|
см3по атласу0,2340,1680,168
|
|
|
|
|
|
|
|
Напряжение изгиба в
корневом сечении
|
Н/см2<
3850114031224212069
|
|
|
|
|
|
|
|
Пересчет хорды профиля
|
cм41,1145,3145
|
|
|
|
|
|
|
|
Шаг рабочей решетки
|
мм24,727,227
|
|
|
|
|
|
|
|
Отношение хорды к высоте
выходных кромок
|
-
|
-
|
0,240,2310,198
|
|
|
|
|
|
Число рабочих лопаток в
решетке
|
-163149151
|
|
|
|
|
|
|
|
Окружная сила, действующая
на рабочую лопатку
|
Н359,7318270,3
|
|
|
|
|
|
|
|
Осевая сила от
динамического воздействия потока
|
Н11,511,272,87
|
|
|
|
|
|
|
|
Осевая сила от статической
разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции
|
Н135,1671,9770,48
|
|
|
|
|
|
|
|
Полная осевая сила
|
Н146,783,2473,35
|
|
|
|
|
|
|
|
Полная сила, действующая на
рабочую лопатку
|
Р
|
388,5328,7280,1
|
|
|
|
|
|
Момент сопротивления
профиля корневого сечения
|
см30,960,950,93
|
|
|
|
|
|
|
|
Напряжение изгиба в
корневом сечении
|
Н/см2<
38503460339112069
|
|
|
|
|
|
|
|
Потеря с выходной скоростью
|
кДж/кг5,1
|
2,9
|
2,6
|
|
|
|
|
Окружной теплоперепад
|
кДж/кг87,35
|
70,01
|
58,8
|
|
|
|
|
|
|
87,27
|
70,95
|
59,8
|
|
|
Окружной КПД
|
-0,86
|
0,87
|
0,91
|
|
|
|
|
Потеря от парциальности
впуска
|
кДж/кгт. к. e=1 то =00
|
0
|
0
|
|
|
|
|
Мощность теряемая на трение
и вентиляцию
|
кВт36,98
|
32,81
|
32,43
|
|
|
|
|
Потеря на трение и
вентиляцию
|
кДж/кг0,27
|
0,24
|
0,24
|
|
|
|
|
Зазор в уплотнениях
|
мПринимается по рекомендациям [1].0,00030,00030,0003
|
|
|
|
|
|
|
Диаметр вала в месте его
прохода через диафрагму
|
d
|
м
|
Оценивается ориентировочно
по прототипу
|
0,42
|
0,42
|
0,42
|
|
Число уплотняющих ножей
|
Z
|
шт
|
Принимается по
рекомендациям [1].
|
7
|
7
|
7
|
|
Потеря пара от утечки пара
через уплотнение диафрагмы
|
кДж/кг0,154
|
0,087
|
0,061
|
|
|
|
|
Внутренний теплоперепад без
учёта потери влажности
|
кДж/кг87,41
|
70,88
|
56,5
|
|
|
|
|
Внутренний КПД ступени
|
-0,86
|
0,89
|
0,87
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Расчеты на прочность деталей турбины
|
Наименование величины
|
Обозначение
|
Размерность
|
Формула или обоснование
|
Расчет.
|
|
Расчет на прочность пера
рабочей лопатки 12 ступени
|
Напряжение изгиба в корневом сечении 
|
(из детального теплового
расчета турбинной ступени)2933
|
|
|
|
|
|
Допустимое значение
изгибного напряжения в корневом сечении лопатки
|
 По
рекомендациям [3] при степени парциальности впуска  3850
|
|
|
|
|
Площадь профиля в любом
сечении (табличное значение)
|
Fтабл
|
м2
|
Из «Атласа турбинных
профилей»
|
0,000162
|
|
Плотность материала,
принятого для изготовления лопаток
|
 Принимается
легированная сталь марки 15Х12ВМФ.7850
|
|
|
|
|
Предел текучести данной
марки стали
|
 МПаИз справочника при t = 5500С450
|
|
|
|
|
Высота выходных кромок
рабочих лопаток
|
 мИз детального теплового расчета 12 ступени0,11
|
|
|
|
|
Угловая скорость вращения
лопатки
|
 1/сек 
|
|
|
|
|
Радиус центра тяжести массы
пера лопатки (для рабочей лопатки с постоянным по высоте профилем)
|
r
|
м
|
 
|
|
|
Центробежная сила
собственной массы пера лопатки
|
С
|
н
|
 
|
|
|
Расчет бандажной ленты,
шипов лопатки и связной проволоки
|
|
Плотность материала
бандажной ленты
|
Принимается
легированная сталь марки 15Х12ВМФ.7850
|
|
|
|
|
Предел текучести данной
марки стали
|
МПаИз справочника при t = 5500С450
|
|
|
|
|
Ширина бандажной ленты
|
Вб
|
м
|
Соответствует ширине
рабочей лопатки
|
0,025
|
|
Толщина бандажной ленты
|
 мПринимается0,004
|
|
|
|
|
Линейные размеры шипа
рабочей лопатки
|
а
|
м
|
Принимается
|
0,020
|
|
d
|
м
|
Принимается
|
0,010
|
|
Радиус, на котором
находится центр тяжести массы расчетного участка (соответствует положению средней
линии по толщине бандажной ленты)
|
rб
|
м
|
 
|
|
|
Длина дуги рассматриваемого
участка бандажной ленты
|
tб
|
м
|
 
|
|
|
Угловая скорость вращения
участка бандажа
|
1/сек
|
|
|
|
|
Центробежная сила
расчетного участка бандажной ленты
|
Сб
|
н
|
 
|
|
|
Изгибающий момент от
центробежной силы в местах заделки, то есть в сечении MN
|
Мб
|
н*м
|
 
|
|
|
Момент сопротивления в этом
сечении
|
Wб
|
м3
|
 
|
|
|
Напряжение изгиба
|
 МПа 
|
|
|
|
|
Напряжение разрыва, возник.
на шипе под действием центробежной силы массы бандажной ленты, приходящееся
на один шип
|
 МПа 
|
|
|
|
|
Напряжение растяжения в
расчетном сечении
|
 МПа 
|
|
|
|
|
Напряжение изгиба в
корневом сечении
|
МПаИз детального теплового расчета 12 ступени29,33
|
|
|
|
|
Запас прочности
|
n
|
-
|
Принимается
|
1,7
|
|
Условие прочности пера
лопатки:  : 29,33 + 22,6 = 51,96 МПа МПа - условие выполняется
|
|
|
|
|
|
|
|
Оценка прочности производится по соотношениям: 
|
Соответственно  ;  -
условия выполняются;
|
|
Расчет хвоста рабочей
лопатки (Т - образный хвост)
|
|
На эскизе принимаем
следующие обозначения и соотношения: RH=KG=d=0,65×b=0,01625; AB=DC=С=0,35×b=0,00875; LQ=b=0,025;
AD=BC=h3=0,35×b=0,00875; FB=h2=0,3×b=0,0075; NQ=ML=h1=
0,3×b=0,0075.
|
|
Определим радиус, на
котором находится центр тяжести массы каждого из расчетных сечений: MNOL,
АВ, КА и BG, AD и BC - для каждого участка принимаем условие, что центр
тяжести расчетного сечения лежит на его среднем радиусе
|
|
r1ср
|
-
|
м
|
По прототипу
|
0,943
|
|
r2ср
|
-
|
м
|
По прототипу
|
0,939
|
|
r3ср
|
-
|
м
|
По прототипу
|
0,934
|
|
Размер каждого участка по
окружности равен шагу рабочих лопаток на данном радиусе.
|
|
t1
|
-
|
м
|
 
|
|
|
t2
|
-
|
м
|
 
|
|
|
t3
|
-
|
м
|
 
|
|
|
Плотность материала хвоста
лопатки
|
Принимается
легированная сталь марки 15Х12ВМФ.7850
|
|
|
|
|
Угловая скорость вращения
хвоста лопатки
|
1/сек
|
|
|
|
|
Центробежная сила участка MNOL
|
С1х
|
н
|
 0,025*0,0075*0,0329*7850*3142*0,934
= 4459,4
|
|
|
Центробежная сила участка EFBA
|
СII х
|
м2
|
 0,00875*0,0075*0,0328*7850*3142*0,939 = 1564,36
|
|
|
Центробежная сила участка ABCD
|
СIII х
|
м2
|
 0,00875*0,00875*0,0326*7850*3142*0,935= 1813,96
|
|
|
Центробежная сила участка KGHR
|
СIV х
|
м2
|
 0,01625*0,00875*0,0326*7850*3142*0,935 = 3354,4
|
|
|
Площадь сечения АВ
|
f1
|
м2
|
 
|
|
|
Напряжение растяжения в
сечении АВ
|
МПа 
|
|
|
|
|
Площадь сечениях АD и
ВС
|
f2
|
м2
|
АD =ВС = h3*t3
|
|
|
Напряжение среза в сечении
АD и ВС
|
 МПа 
|
|
|
|
|
Площадь сечениях KA
и ВG
|
f3
|
м2
|
KA =ВG
= (d - c)*t2 /2
|
(0,01625 - 0,00875)*0,0328/2 = 1,23*10-4
|
|
Напряжение смятия в сечении
АВ
|
 МПа 
|
|
|
|
|
Допустимые напряжения:
|
|
На растяжение
|
 МПа , где n = 1,7 - выполняется;
|
|
|
|
|
На срез
|
 МПа  -
выполняется;
|
|
|
|
|
На смятие
|
 МПа  -
выполняется
|
|
|
|
|
Расчет рабочих лопаток на
вибрацию
|
|
Высота выходной кромки
рабочей лопатки
|
мИз детального теплового расчета 12 ступени0,11
|
|
|
|
|
Площадь профиля в любом
сечении (при перерасчете профиля)
|
F
|
м2
|
Из «Атласа турбинных
профилей»
|
0,000162
|
|
Момент инерции сечения
лопатки (табличное значение)
|
Iххт
|
м4
|
Из «Атласа турбинных
решеток»
|
0,00000000131
|
|
|
Модуль упругости металла
хвоста рабочей лопатки
|
Е
|
МПа
|
Из справочника
|
190000
|
|
|
Плотность материала хвоста
лопатки
|
Принимается
легированная сталь марки 15Х12ВМФ.7850
|
|
|
|
|
|
Статическая частота
собственных колебаний для пакета, скрепленного бандажной лентой
|
 Гц 
|
|
|
|
|
|
Параметр
|
В
|
-
|
 
|
|
|
|
Дин. частота собств.
колебаний с учетом влияния центробежных сил, возникающих в пере лопатки при
вращении ротора
|
 Гц 
|
|
|
|
|
|
Условие резонанса:  , где К = 1, 2, 3, 4… - любое целое число;
|
|
Динамическая частота
собственных колебаний
|
Гц
|
|
|
|
|
|
Динамическая частота
собственных колебаний
|
Гц
|
|
|
|
|
|
Динамическая частота
собственных колебаний
|
Гц
|
|
|
|
|
|
Динамическая частота
собственных колебаний
|
Гц
|
|
|
|
|
|
Динамическая частота
собственных колебаний
|
Гц
|
|
|
|
|
|
Динамическая частота
собственных колебаний
|
Гц
|
|
|
|
|
|
Динамическая частота
собственных колебаний
|
 Гц
|
|
|
|
|
|
По данным расчетным
значениям  строится диаграмма резонансных чисел оборотов и
находятся точки пересечения резонансных лучей (при К = 1, 2, 3 и т. д.) и
кривой = f (nc)
|
|
Проверка надежности работы
лопаточного венца с лопатками постоянного профиля: Условие  - данная дробь не должна находится в пределах,
ограниченных данным двойным неравенством - условие выполняется
|
|
Расчет на прочность обода
диска с Т - образным хвостом
|
|
Действующие силы
|
|
Половина суммарной
центробежной силы, развиваемой массой лопатки с бандажной лентой
|
Св
|
н
|
0,5*(С + СБ + СIx + CIIx +
CIVx)
|
0,5*(2802 + 860,7 + 4459,4
+ 1564,36 + 3354,4) = 6520,43
|
|
Окружной размер
|
t1
|
м
|
 
|
|
|
Окружной размер (сечение
GK)
|
t2
|
м
|
 
|
|
|
Плотность стали обода диска
|
Принимается
легированная сталь марки 20Х3МВФ.7790
|
|
|
|
|
Предел текучести данной
марки стали
|
МПаИз справочника при t = 5000С610
|
|
|
|
|
Угловая скорость вращения
обода диска
|
1/сек 
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Центробежная сила массы участка обода ABDE С1 н АЕ*АВ*
t1*
,
|
где сечение АЕ = сечению
BG, АВ = h2 (из расчета хвоста);0,00375*0,0075*0,0329*7790*3142*0,943 =
670,19
|
|
Центробежная сила массы участка обода GDFK СII н GK*GD*t2*
,
|
где GK == 2,7*АЕ = 2,7*BG = 2,7*0,00375 =
0,010120,01012*0,01625*0,0328*7790*3142*0,939 = 3890,18
|
|
|
|
Момент сопротивления
расчетного сечения GK
|
W
|
м3
|
 
|
|
|
Напряжение изгиба в
расчетном сечении GK
|
МПа 
|
|
|
|
|
Напряжение растяжения в том
же сечении
|
МПа 
|
|
|
|
|
Суммарное напряжение в
наиболее опасной точке G
|
 МПа+ 48,15+33,4 = 81,53
|
|
|
|
|
Допустимое значение
напряжения для выбранной 20Х3МВФ марки стали
|
 МПа , при n = 2,2
|
|
|
|
|
Условие прочности обода
диска:  - условие выполняется;
|
|
Расчет на прочность корпуса
турбины
|
|
Внутренний диаметр корпуса
ЦСД в районе расчитанных ступеней (12, 13, 14, 15 ступени)
|
Dв
|
м
|
Принимается ориентировочно
по чертежу
|
2,1
|
|
Толщина стенки корпуса
|
мПринимается ориентировочно0,2
|
|
|
|
|
Коэффициент
|
 - 
|
|
|
|
|
Поскольку  , то относительная толщина стенки мала, тогда:
|
|
|
|
|
|
|
|
Избыточное давление в корпусе в районе расчитанных
ступеней (12, 13, 14, 15 ступени) МПаРср -
Рбар, где:
|
Рср = усредненное давление
на данном участке проточной части: (9+4,15)/2 = 6,75 МПа; Рбар = 0,1
МПа;0,8375 - 0,1 = 0,7375
|
|
|
|
|
|
Напряжение в стенке
|
 МПа 
|
|
|
|
|
Плотность стали расчетного
участка ЦВД
|
Принимается
легированная сталь марки 20ХМЛ7820
|
|
|
|
|
Предел текучести данной
марки стали
|
МПаИз справочника при tср = 3700С300
|
|
|
|
|
Допустимое напряжение
материала корпуса
|
МПа 
|
|
|
|
|
Условие прочности
расчетного участка корпуса ЦВД:  -
условие выполняется;
|
|
Расчет на прочность
фланцевых соединений
|
Рекомендуемые основные отношения: 
t = (1,5-1,7)*d = 0,32м; m = (1-1,5)*d = 0,25м;
|
|
|
Наружный диаметр болта или
шпильки
|
dб
|
м
|
d - 5 мм
|
0,2 - 0,005 = 0,195
|
|
Сила, стремящаяся отделить
одну полку фланца от другой на длине шага фланцевого соединения t
|
F
|
Мн
|
 
|
|
|
Положение линии действия
силы Q
|
z/
|
м
|
 , где Y = 0,18 - выбирается из условия, что Y должна
лежать между точками а и g
|
|
Сила затяга болта
|
Р
|
Мн
|
Q + F =  
|
|
|
Изгибающий момент в сечении
О - О
|
Мизг
|
Мн*м
|
F*n
|
0,248*0,27 = 0,067
|
|
Площадь поперечного сечения
болта (шпильки)
|
Fб
|
м2
|
 , где Rб - внутренний радиус резьбы болта3,14*0,0942
= 0,028
|
|
|
Напряжение в металле болта
(шпильки)
|
МПаР/Fб3,53/0,028 = 126,1
|
|
|
|
|
Напряжение изгиба при
раскрытии фланца
|
МПа 
|
|
|
|
|
Плотность стали болта
(шпильки)
|
Принимается
легированная сталь марки Ст. 457850
|
|
|
|
|
Предел текучести данной
марки стали
|
МПаИз справочника250
|
|
|
|
|
Для литых стальных деталей
корпусов турбин при  (t = 3700С - внутри корпуса ЦСД, а поскольку сам
корпус имеет значительную толщину, а так же шпилька фланцевого соединения
находится на некотором расстоянии от корпуса, то принимаем  ) рекомендуется:  -
условие прочности выполняется;
|
|
Поскольку болт (шпилька)
работает при относительно невысокой температуре металла  , то явление релаксации напряжений в расчете можно
не учитывать.
|
Эскиз узла лопатки
Эскиз Т образного хвоста
Диаграмма резонансных чисел оборотов
Вывод: резонанс в данном пакете лопаток отсутствует т.к. отсутствуют
пересечения кривой динамической частоты собственных колебаний V=f(n) с резонансными
лучами.
К расчету на прочность фланцевого соединения
паровая турбина привод
электрогенератор
Список использованной литературы:
1.
Марочек В.И.,
Башаров Ю.Д., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных агрегатов. Тепловые
расчеты: Учеб. пособие /ДВГТУ. - Владивосток, 1994.-100 с.
2.
Марочек В.И.,
Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных. Расчет на прочность деталей паровых
турбин: Учеб. пособие /ДВГТУ. - Владивосток, 1999.-30 с.
3.
Таблицы
термодинамических свойств воды и водяного пара.
4.
Атлас профилей
решеток осевых турбин.