ЦВД турбины насыщенного пара К-530-7,2/50 с 2 сепараторами

Приложения.docx

Приложение 1 – Приближенная оценка процесса расширения пара в турбине.
Приложение 2 – Параметры пара и воды по тепловой схеме
Дренаж из подогревателя
Вода на выходе из подогревателя
Таблица 1 – Данные для расчета ступеней
Располагаемый теплоперепад кДжкг
Угол выхода из сопловых решеток
Реактивность на среднем диаметре
Хорда профиля сопловой решетки м
Хорда профиля рабочей решетки м
Число гребней диафрагменного уплотнения
Диаметр втулки диафрагменного уплотнения м
Параметры пара перед первой ступенью
Скорость на входе мс
Расход пара на входе в цилиндр кгс
Расход пара на входе в первую ступень кгс
Общие характеристики турбины
Угловая скорость вращения ротора 1c
Конечное давления в цилиндре МПа
Расход пара в отбор кгс
Давление в отборе МПа
Таблица 2– Результаты расчета ступеней
Расход пара в ступени кгс
Параметры перед ступенью
Доля крупнодисперсной влаги
Располагаемый теплоперепад
1 По статическим параметрам кДжкг
2 По параметрам торможения кДжкг
Отношение скоростей
Средний диаметр ступени м
Степень реактивности
1 за сопловой решеткой МПа
2 за рабочей решеткой МПа
1 за сопловой решеткой м3кг
2 за рабочей решеткой м3кг
1 за сопловой решеткой
2 за рабочей решеткой
Отклонение в косом срезе
Числа Рейнольдса (1000000)
1 для сопловых решеток
2 для рабочих лопаток
Коэффициенты расхода
1. на перегретом паре
1.1 для сопловых решеток
1.2 для рабочих решеток
2.1 для сопловых решеток
2.2 для рабочих решеток
Хорда профиля на среднем диаметре мм
Коэффициенты скорости
1 на перегретом паре
1.1 сопловых решеток
2.1 сопловых решеток
2 на рабочих лопатках кДжкг
3 с выходной скоростью кДжкг
Относительный лопаточный КПД
3 от влажности кДжкг
Относительный внутренний КПД
Внутренняя мощность ступени кВт
Таблица 3 – Треугольники скоростей

Чертеж Продольный.cdw

Пояснительная записка.docx

Министерство образования и науки Российской Федерации
федеральное государственное автономное образовательное учреждение
«НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Инженерная школа энергетики
Направление подготовки – Атомные станции: проектирование эксплуатация инжиниринг
Кафедра атомных и тепловых электрических станций
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Проект цилиндра высокого давления турбины насыщенного пара К-530-7250 с двумя вынесенными сепараторами
Коленционок Иван Андреевич
Старший преподаватель
Шевелев Сергей Анатольевич
Курсовой проект 55 страниц 12 рисунков 14 таблиц 3 приложения.
Объектом курсового проектирования является паровая конденсационная турбина для выработки электроэнергии.
Цель работы – спроектировать турбину (цилиндр) на заданные параметры проведя конструкторский и тепловой расчет проточной части и механический расчет элементов турбины и определив конструктивное выполнение узлов турбины.
В результате выполнения работы был спроектирован цилиндр высокого давления конденсационной турбины.
Достигнуты технико-эксплуатационные показатели: высокие КПД электрическая мощность.
Изделие может применяться для выработки электрической энергии на тепловых электрических станциях.
Проект принципиальной тепловой схемы ТУ. Приближенная оценка процесса расширения пара в турбине. Определение предварительного расчетного расхода пара на турбину.5
Определение предельной мощности турбины. Структурная схема турбины.13
Конструкторский расчет проточной части турбины.14
1 Распределение теплоперепада турбины по ступеням давления. Определение числа ступеней.14
2. Тепловой расчет первой ступени по среднему диаметру18
3. Геометрические размеры промежуточных ступеней22
4. Уточнение расхода пара на турбину и геометрических размеров ступеней.23
Расчет диафрагменного уплотнения третьей ступени цилиндра. Расход через уплотнение потеря располагаемой энергии давление в камерах между гребнями.25
Определение показателей тепловой экономичности турбины и турбинной установки.28
Расчет осевого усилия на роторную часть на примере шестой ступени.29
Расчет спецзадания.31
Механический расчет элементов турбины34
1. Расчет на прочность пера и хвостовика лопатки четвертой ступени.34
2. Расчет диафрагмы четвертой ступени на прогиб42
3. Расчет ротора на критическое число оборотов45
Список использованной литературы и программного обеспечения49
Паровая турбина является тепловым двигателем машиной которая преобразует тепловую энергию пара в механическую энергию вращения вала. ПТУ – основной тип двигателя на современных атомных и тепловых электростанциях на которых вырабатывается около 90% электроэнергии производимой во всем мире.
В зависимости от назначения рабочей машины паровая турбина может быть применена в самых различных областях: в энергетике в металлургии для привода насосов компрессоров на водном транспорте и др.
Паровые турбины обладают большой быстроходностью (3000 обмин) и сравнительно малыми габаритами и массой. Современная промышленность выпускает турбоагрегаты различных мощностей имеющие хорошие экономические и тепловые показатели а также длительный срок службы.
Данный курсовой проект по дисциплине "Турбомашины атомных электрических станций" ставит следующие задачи:
Спроектировать тепловую схему турбинной установки;
Выполнить конструкторский расчет проточной части и механический расчет отдельных элементов;
Разработать конструкцию и выполнить чертежи цилиндра в соответствии с тепловыми и механическими расчетами;
Определить показатели тепловой экономичности турбины и турбоустановки.
Таблица 1 – Исходные данные
- электрическая мощность энергоблока NЭ
- начальные параметры пара:
- число регенеративных отборов
- система осушки пара
- место установки осушителей: С1
- коэффициенты сепарации сепараторов
- из сепаратора С1 дренаж сливается
- из сепаратора С2 дренаж сливается
- тип подогревателей (по номерам отборов)
в группе ПВД до См1;
в группе ПНД до См2;
- внутренние относительные КПД турбины на
- тип привода питательного насоса
- место установки питательного насоса
пред третьей ступенью РППВ
Проект принципиальной тепловой схемы ТУ. Приближенная оценка процесса расширения пара в турбине. Определение предварительного расчетного расхода пара на турбину.
Параметры пара в характерных точках процесса
Для того чтобы найти энтальпию пара в отборах найдем параметры в характерных точках при процессе прохождения пара через ПТУ.
Начальные параметры:
Действительное давление будет меньше начального из-за гидравлических сопротивлений в стопорных и регулирующих клапанах:
Необходимые параметры при получившемся давлении:
Рисунок 1 – Принципиальная тепловая схема турбинной установки
Температуры на выходе из подогревателей
Примем значения температур питательной воды на выходе из каждого из восьми подогревателей.
Для этого найдем температуры насыщения воды на выходе из конденсатора и на входе в ППУ:
С учетом того что нагрев в подогревателях равномерный то температура на выходах из подогревателей рассчитывается по следующей формуле:
Нагрев воды в ступени регенеративного подогрева:
Температура воды на выходе из j-ой ступени регенеративного подогрева:
Таблица 2 – Температуры питательной воды на выходе из подогревателей
Пример расчета параметров подогревателей
Зная температуру питательной воды на выходе из подогревателей найдем их параметры (рассмотрим на примере первого подогревателя поверхностного типа):
Температура в подогревателе (с учетом недогрева в четыре градуса):
Давление в подогревателе:
Давление на выходе из подогревателя (в данном случае определяется напором питательного насоса)
Энтальпия питательной воды на выходе из подогревателя:
Давления пара в отборе:
Примечание: для смешивающих подогревателей ввиду их конструкции будет отсутствовать дренаж недогрев и давление на выходе равно давлению внутри подогревателя.
Параметры соответствуют третьему регенеративному отбору.
– энтальпия пара в 1 отборе;
– энтальпия пара во 2 отборе.
Параметры сепаратора:
Действительное давление пара на входе в ЧСД будет меньше из-за гидравлических сопротивлений:
– энтальпия пара в 5 отборе;
Степень сухости на выходе из ЧСД:
– энтальпия пара в 4 отборе.
Действительное давление пара на входе в ЧНД будет меньше из-за гидравлических сопротивлений:
– энтальпия пара в 8 отборе;
– энтальпия пара в 6 отборе;
– энтальпия пара в 7 отборе;
Давление на входе в насос после конденсатора будет меньше из-за гидравлических сопротивлений:
Энтальпия на выходе насоса:
Составление системы уравнений теплового и материального балансов
Составим систему уравнений теплового и материального балансов для каждого подогревателя и сепараторов:
Сведем систему к 10 уравнениям подставив энтальпии найденные ранее:
При помощи программы MathCAD15 решаем данную систему. В итоге получим:
Таблица 3 – Доли пара в отборах
Подсчитаем коэффициенты недовыработки мощности для каждого из подогревателей и сепараторов:
располагаемый теплоперепад в турбине
Следовательно коэффициент недовыработки мощности для первого подогревателя:
Аналогично находим оставшиеся коэффициенты недовыработки мощности. Сводная таблица параметров пара и воды по тепловой схеме представлена в Приложении 2.
Расход пара на всю турбину с учетом недовыработки мощности в подогревателях и сепараторах:
– электрическая мощность ПТУ;
– срабатываемый в ПТУ теплоперепад;
КПД электрогенератора;
Расход пара в отборах:
Таблица 4 – Расход пара в отборах
Расход дренажа в сепараторах:
Определение предельной мощности турбины. Структурная схема турбины.
Число потоков в определяется по формуле:
Предельная мощность:
где механического КПД и КПД электрогенератора;
=94526 – действительный срабатываемый теплоперепад в турбине;
– плотность стали деленная на допускаемое напряжение на растяжение;
– удельный объем из h-s диаграммы;
– учитывает влияние отборов диапазона изменения: 11-13;
– частота вращения ротора генератора;
потери с выходной скоростью;
– коэффициент разгрузки диапазон изменения: 23-268.
Рисунок 2 – Структурная схема турбины
Конструкторский расчет проточной части турбины.
1 Распределение теплоперепада турбины по ступеням давления. Определение числа ступеней.
Предварительный расчет первой ступени
средний диаметр первой ступени
Располагаемый теплоперепад на 1 ступень:
Для первой ступени принимаем .Тогда: .
Располагаемый теплоперепад на соплах первой ступени:
Определим удельный объем пара в конце теоретического процесса расширения пара в соплах:
Высота сопловой решетки первой ступени:
где – степень парциальности; – коэффициент расхода для сопловой решетки.
Секундный расход пара через первую ступень цилиндра взятый на 1 поток (ЧВД двухпоточная):
Предварительный расчет последней ступени
Диаметр последней ступени цилиндра можно определить по следующей формуле:
Решая данное кубическое уравнение получим .
Диаметр последней ступени:
Вычислим окружную скорость движения рабочих лопаток последней ступени:
Фиктивная скорость рабочих лопаток последней ступени:
Определение числа ступеней
Берем произвольный отрезок а. Для построения линии изменения теплоперепадов базу разбиваем на m=7 равных отрезков и для каждой точки определяем располагаемый теплоперепад по параметрам торможения.
Рисунок 3 – Диаграмма определения числа ступеней и распределения теплоперепадов по ступеням
Располагаемый теплоперепад по статическим параметрам:
Например для точки "а" берутся и вычисляется и откладывается в точке "а".
Таблица 5 – Данные полученные в результате построения диаграммы
Средний располагаемый теплоперепад:
Так как неизвестно то принимаем коэффициент возврата теплоты
Располагаемый теплоперепад на ЧВД:
Уточним коэффициент возврата теплоты:
где – процесс расширения пара в цилиндре лежит полностью во влажном паре; .
Уточним число ступеней:
Определяем диаметры и располагаемые теплоперепады для каждой ступени. Делим отрезок а на отрезков. По аналогии с расчетом представленным выше ищем располагаемые теплоперепады по параметрам торможения и по статическим параметрам.
Таблица 6 - Диаметры и теплоперепады ступеней
Окончательное значение располагаемого теплоперепада на каждую ступень:
2. Тепловой расчет первой ступени по среднему диаметру.
Определим теплоперепад на сопловых лопатках:
Далее определим теплоперепад на рабочих лопатках:
Согласно hs-диаграмме при и энтальпия и энтропия пара на входе в сопловую решетку по статистическим параметрам равны:
Энтальпия определенная по параметрам торможения:
Найдем теоретическую энтальпию на выходе из сопловой решетки:
А зная и найдем давление и удельный объем пара на выходе из сопловой решетки:
Определим отношение давлений на решетку:
(критическое отношение давления в области влажного пара) значит отклонения в косом срезе нет.
Вычислим теоретическую энтальпию на выходе из рабочей решетки:
Т.к. известны и то по hs-диаграмме найдем давление на выходе из рабочей решетки:
Найдем теоретическую скорость на выходе из сопловой решетки:
Т.к. известны и то по hs-диаграмме найдем энтропию .
Далее определяем энтальпию по hs-диаграмме с помощью и :
Определим удельный объем по hs-диаграмме с помощьюи
Зададим коэффициент расхода сопловой решетки и определим предварительную высоту сопловой решетки:
Хорда профиля сопловой решетки:
Проведем уточнение коэффициента расхода сопловой решетки:
C учетом нового значения коэффициента расхода высота сопловой решетки будет равна:
Зная коэффициент потерь сопловой решетки можем найти действительную скорость потока на ее выходе:
Рассчитаем относительную скорость и угол входа в рабочую решетку:
Рисунок 4 – Треугольник скоростей на выходе из сопловой решетки
Вычислим теоретическую скорость выхода пара из рабочей решетки:
Высота рабочих лопаток:
Хорда профиля рабочей решетки:
Уточним коэффициент расхода рабочей решетки:
Угол направления скорости :
Коэффициент скорости рабочей решетки:
Вычислим действительное значение относительной скорости на выходе из рабочей решетки:
Рассчитаем абсолютную скорость и угол выхода из рабочей решетки:
Рисунок 5 – Треугольник скоростей на выходе из рабочей решетки
Потери в рабочей решетке:
Энергия выходной скорости:
Относительный лопаточный КПД:
Для дальнейших расчетов примем среднее значение лопаточного КПД:
3. Геометрические размеры промежуточных ступеней
Геометрические размеры промежуточных ступеней определены с помощью кафедральной программы и представлены в Приложении 3.
4. Уточнение расхода пара на турбину и геометрических размеров ступеней.
В результате расчета проточной части параметры отборов меняются. Подставим полученные данные в тепловой расчет схемы и произведем перерасчет расхода на турбину.
Давление в отборах примем:
Пример расчета изменившихся параметров:
. Параметры соответствуют третьему регенеративному отбору.
Так как параметры и не изменились дальнейшие уточнения можно не проводить.
Расчет расхода по новым параметрам
Таблица 7 – Доли пара в отборах
Пересчитаем коэффициенты недовыработки мощности для каждого из подогревателей и сепараторов.
Таблица 8 – Коэффициенты недовыработки после пересчета
Располагаемый теплоперепад в турбине:
- электрическая мощность ПТУ;
- срабатываемый в ПТУ теплоперепад;
Таблица 9 – Расход пара в отборах
Пересчитаем длины лопаток для полученного расхода:
Таблица 10 – Результат пересчета высот лопаток
Расчет диафрагменного уплотнения третьей ступени цилиндра. Расход через уплотнение потеря располагаемой энергии давление в камерах между гребнями.
Расход через уплотнение найдем по формуле:
где – коэффициент расхода через уплотнение; – площадь уплотнения; и - давление и объем перед уплотнением; – отношение давления за уплотнением к давлению перед уплотнением; – число гребней (в ЧВД до 10 штук).
Потерю от утечек найдем по формуле:
поправочный коэффициент для ступенчатого уплотнения; относительный лопаточный КПД ступени; коэффициент расхода сопловой решетки; площадь выходного сечения сопловой решетки ступени средний диаметр ступени высота сопловой решетки
Для определения давления в камерах между ступенями нужно использовать уравнение неразрывности:
– коэффициент расхода через отверстие с острой кромкой; – энтальпия пара перед уплотнением; - параметры пара за j-м гребнем.
Рисунок 6 - Распределение теплоперепадов между гребнями лабиринтового уплотнения
При этом нужно подбирать такое давление чтобы расход оставался постоянным. Примем
В пример приведем уже подобранное давление
Энтальпия пара удельный объем . Подставим в формулу определения расхода:
Это значение равно найденному ранее расходу через уплотнение. Аналогичным образом определяются остальные давления в камерах между гребнями. Определяется энтропия и по новому ее значению подбирается новое значение давления и так далее.
Давление за восьмым гребнем что соответствует давлению за третьей сопловой решеткой. Следовательно подобранные давления верны.
Определение показателей тепловой экономичности турбины и турбинной установки.
Мощность ППУ вычисляется следующим образом:
Абсолютный электрический КПД ПТУ:
Удельный расход пара на выработку 1 кВтч:
Внутренняя мощность турбины:
Внутренняя мощность ЦВД складывается из суммы внутренних мощностей его ступеней:
Так как ЧВД - двухпоточная то
Теплоперепады отсеков турбины:
Эффективная и электрическая мощность турбины:
Удельный расход пара:
Расчет осевого усилия на роторную часть на примере шестой ступени.
Пар расширяясь в проточной части турбины передаёт на ротор не только вращающий момент определяемый окружными усилиями действующими на рабочие лопатки но и осевые усилия которые не создают полезной работы и воспринимаются упорным подшипником. Для расчета осевого усилия действующего на шестую ступень воспользуемся данными:
Таблица 11 – Данные к расчету осевых усилий
-расход пара на ступень
-скорость выхода из сопловой решетки
-скорость выхода из рабочей решетки
-давление перед рабочей решеткой
-давление за рабочей решеткой
-угол выхода из сопловой решетки
- угол выхода из рабочей решетки
диаметр вала под уплотнение
-высота рабочей лопатки
Осевое усилие действующее на ротор зависит от распределения давления пара по поверхности ротора и находится как сумма всех осевых усилий:
где - осевое усилие со стороны профильной части рабочих лопаток; - осевое усилие со стороны полотна диска - осевое усилие действующее на ротор от выступов ступенчатого уплотнения; - осевое усилие действующее на уступ ротора между диаметрами соседних диафрагменных уплотнений (отсутствует так как рассматриваем только одну ступень).
Осевое усилие передающееся от профильной части рабочих лопаток на ротор:
Осевое усилие передающееся на ротор от кольцевой части полотна диска расположенной между корневым диаметром и диаметром ротора под диафрагменным уплотнением равно:
- разность давлений по обе стороны полотна диска с учетом разгрузочных отверстий. . Примем
Тогда вторая составляющая осевого усилия:
Осевое усилие действующее на ротор от выступов ступенчатого уплотнения:
где - высота ступени диафрагменного уплотнения; давление за сопловой решеткой 6-ой ступени; давление перед сопловой решеткой 6-ой ступени.
Суммарное осевое усилие равно:
Надежность работы турбины в существенной степени зависит от конструктивного выполнения уплотнений.
В многоступенчатой турбине лабиринтовые уплотнения используются в качестве концевых и диафрагменных.
Концевые уплотнения служат для уплотнения концов валов выходящих из цилиндров и к ним предъявляется целый ряд требований.
Прежде всего они должны обеспечивать минимум утечки пара. Так как необходимо чтобы кинетическая энергия струи вытекающей из щели полностью гасилась в расширительной камере. Для этого зазоры в уплотнениях должны быть минимально допустимыми из соображений невозможности задеваний.
Если возникают задевания то в лучшем случае происходит срабатывание гребешков уплотнений с последующей потерей экономичности а в худшем — тяжелая авария вызванная тепловым остаточным прогибом ротора (в месте касания гребня выделяется теплота при этом разогреваются слои металла ротора). Для того чтобы исключить возможность тяжелых последствий задеваний в уплотнениях связанных с остаточным прогибом ротора в концевых уплотнениях применяют некоторые конструктивные особенности. Если гребни расположены на статоре то на роторе выполняются тепловые канавки (Рисунок 7) При задеваниях термические удлинения волокон ротора вдоль оси на участке между тепловыми канавками происходят относительно свободно не вызывая прогиба вала и остаточных деформаций. Другой способ – выполнение уплотнения с тонкими гребнями закатанными в ротор (Рисунок 8). В этом случае передача теплоты трения от места касания к ротору затруднена так как теплопроводность гребня относительно мала.
Рисунок 7 – Выполнение уплотнений при расположении гребней на статоре
- гребни 2 - тепловые канавки
Рисунок 8 – Выполнение уплотнений при расположении гребней в роторе
Утечка пара также определяется числом гребешков: она обратно пропорциональна квадратному корню из их числа. Поэтому число уплотняющих гребешков стремятся увеличить но так чтобы расширительная камера имела достаточные размеры для полного гашения кинетической энергии потока после щели.
Уплотнения должны быть надежными. Случайные задевания возникающие в частности при развороте турбины когда ее валопровод проходит критические частоты вращения не должны приводить к их сильному износу или сильному разогреву вала. Материал уплотнительных гребней – нержавеющая сталь Х18Н9Т. В турбинах АЭС работающих на влажном паре для уменьшения эрозионного износа детали уплотнений могут покрывать специальными эрозионно устойчивыми покрытиями.
Уплотнения должны быть ремонтопригодными и легко заменяться в условиях электростанции.
Уплотнения должны быть виброустойчивыми. При протекании через них пара не должны возникать аэродинамические силы возбуждающие колебания ротора.
Концевые уплотнения всех цилиндров разделены на отсеки между которыми образованы камеры для отвода и подвода пара к уплотнению. Наибольшее число отсеков имеет переднее концевое уплотнение ЦВД. После первого отсека этого уплотнения пар отводится в выхлопной трубопровод ЦВД что дает возможность использовать энергию пара в последующих ступенях турбины. В крайних камерах поддерживает разрежение (давление 0095-0098 МПа) для того чтобы исключить выход пара из уплотнений в помещение машинного зала и защитить близко расположенные корпуса подшипников от попадания в них пара. В предпоследние камеры также подается пар которые обеспечивает охлаждение ротора для снижения температуры шейки ротора и подшипника.
Механический расчет элементов турбины
1. Расчет на прочность пера и хвостовика лопатки четвертой ступени.
Растягивающие усилия в корневом сечении лопатки вызываются центробежными силами собственной массы пера лопатки шипа (шипов) и участка ленточного бандажа приходящегося на одну лопатку.
Таблица 12 – Характеристики профиля
число Маха для четвертой ступени; хорда профиля лопатки; F- площадь сечения профиля; момент инерции; момент сопротивления кромок; шаг профиля.
Центробежные силы пера лопатки:
Центробежная сила шипа и участка бандажа:
гдеустановочный угол;
Суммарная величина центробежной силы:
Напряжение растяжения от действия центробежных сил:
Допускаемое напряжение на растяжение для высоколегированных сталей:
Так как то перо лопатки выдержит напряжение растяжения.
Расчет рабочей лопатки на изгиб
Таблица 13 – Данные для расчета лопатки на изгиб
Изгибающая сила действующая на лопатку определяется по формуле:
Осевая составляющая усилия определяется по формуле:
Окружная составляющая равна:
Изгибающая сила действующая на лопатку:
Момент сопротивления:
Максимальное изгибающее напряжение:
Допустимое напряжение на изгиб равно:
Так как то лопатка удовлетворяет условию прочности на изгиб.
Расчет Т-образного хвостика на прочность
Рисунок 9 - Т-образный хвостовик
– ширина рабочей лопатки; количество лопаток рабочей решетки;
Центробежная сила создаваемая частью хвостовика на котором расположен корневой профиль:
Центробежная сила шейки хвоста:
Центробежная сила нижней части хвостовика:
Суммарная центробежная сила лопатки с хвостовиком:
Расчёт напряжений в лопатке
Продольная сила в сечении 1-1:
Шаг в сечении I-I и его площадь:
Напряжение растяжения:
– удовлетворяет условию.
где Схв – центробежная сила участка АСС1А1 приходящаяся на одну лопатку.
Шаг в сечении IV-IV и его площадь:
Рассчитываем на смятие поверхность на которую действует сила
Расчёт напряжений в ободе диска
Центробежная сила части обода расположенного выше сечения приходящаяся на одну лопатку:
Продольная сила в сечении II-II приходящаяся на одну лопатку:
Площадь сечения II-II на одну лопатку:
Каждая из сил Р изгибающих обод представляет собой следующую
сумму (приходящуюся на одну лопатку):
где Соб' – центробежная сила части обода диска расположенная левее сечения III-III.
Изгибающий момент в сечении II-II:
Момент сопротивления сечения II-II в расчёте на одну лопатку:
Суммарное напряжение в сечении:
Сечение III-IIIрассчитываем на срез:
В результате расчета приходим к выводу что хвостовое соединение удовлетворяет критериям прочности.
2. Расчет диафрагмы четвертой ступени на прогиб
Геометрические размеры диафрагмы приняты правильно если максимальный прогиб диафрагмы возникающий от разности давления не превышает 13 осевого зазора между диафрагмой и диском следующей ступени.
Метод А.М. Валя для расчета тела диафрагмы
Таблица 14 – Исходные данные для расчета
Выбираем марку материала диафрагмы – сталь 15Х12ВМФ
Модуль упругости равен:
Напряжение тела диафрагмы:
t-приведенная (средняя)толщина диафрагмы (принимается конструктивно);
Разность давлений по обе стороны диафрагмы равна:
Коэффициент и принимается в зависимости от и по графику
Рисунок 10 – График зависимости и от
Из графика получаем следующие значения коэффициентов:
Тогда напряжение в теле диафрагмы:
Максимальный прогиб диафрагмы:
Зазор между диафрагмой и диском конструктивно был принят 10 мм.
следовательно геометрические размеры диафрагмы приняты верно.
3. Расчет ротора на критическое число оборотов
Под критическим числом оборотов понимают такое число оборотов ротора турбины которое совпадает с частотой собственных колебаний. При этом числе оборотов возникает явление резонанса что может привести к разрушению элементов турбины.
В турбинах применяются роторы различных конструкций: цельнокованые с насадными дисками сварные комбинированные. Для определения критического числа оборотов необходимо выполнить эскиз ротора.
Рисунок 11 – Эскиз ротора
Ротор турбины-прототипа выполнен сварно-кованным и жестким. Его части откованы из стали 32ХМ1А.
Критическая частота вращения ротора:
L – расстояние между осями опорных подшипников м;
dв–диаметр вала мм;
ΣG – масса ротора кг;
– коэффициент учитывающий форму вала. Для вала примерно постоянной толщины принимается значение = 81
Так как ротор состоит из различных поковок то объем нужно считать разбивая ротор на несколько простых составляющих и рассчитывая объем каждой из них.
Рисунок 12 - Разбиение ротора на составляющие
Объем составляющих определяется по формуле:
Аналогично находятся остальные объемы. Причем места сложной нецилиндрической формы заменяются на эквивалентные цилиндрические.
Полный объем ротора . Зная плотность стали определим массу ротора:
Подставим в формулу для определения критического числа оборотов:
Критическое число оборотов больше рабочего 3000 обмин. Значит вал является жесткимдля такого вала должно быть не менее чем на 20-25% выше рабочего. В данном случае
В данной работе произведен расчет цилиндра высокого давления турбины К-530-723000. Спроектирована тепловая схема турбинной установки выполнен конструкторский расчет проточной части а также механический расчет отдельных элементов цилиндра (расчеты на прочность пера и хвостовика лопатки диафрагмы на прогиб вала на критическое число оборотов).
В графической части проекта по полученным данным были выполнены чертежи: продольный разрез цилиндра поперечный разрез по паровпуску и по одному из регенеративных отборов спецзадание.
В ходе курсовой работы были систематизированы приобретенные при изучении дисциплины "Турбомашины АЭС" знания и активно закреплены. Также приобретены навыки по конструированию и расчету паровой турбины что приобщает к практической инженерной деятельности.
Список использованной литературы и программного обеспечения
Беспалов В.И. Беспалова С.У. Турбины тепловых и атомных электростанций. Проект многоступенчатой паровой турбины: Учебное пособие Томск изд-во ТПУ 2006. – 100с.
Дейч М.Е. Филиппов Г.А Лазарев Л.Я. – атлас профилей решеток осевых турбин. Изд-во «Машиностроение» Москва 1965. – 96с.
Жирицкий Г.С Стрункин В.А. Конструкция и расчёт на прочность деталей паровых и газовых турбин. – М.: Машиностроение 1968. – 520с.
Калугин Б.Ф. Турбомашины. Учебное пособие. Томск изд. ТПУ 1991. - 94с.
Паровые и газовые турбины для электростанции: учебник для вузов. – 3-е изд. перераб. и доп. А.Г. Костюк В.В.Фролов А.Е. Булкин А.Д. Трухний; под ред. А.Г. Костюка. – М.: Издательский дом МЭИ 2008. – 556 с. ил.
Ривкин С.Л. Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. – М.: Энергия 1980. – 425с. ил.
Трояновский Б.М. Трубины для атомных электростанций. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Энергия 1978. – 232 с. ил.
Трухний А.Д. Крупенников Б.Н. Троицкий А.Н. атлас конструкций деталей турбин: Учебное пособие для вузов: в двух частях. – 3-е изд. перераб. и доп.; на рус. и англ.яз. – М.: Издательский дом МЭИ 2007. – 164с.
Щегляев А.В. Паровые турбины: Учеб. для вузов: 6-е изд перераб. доп. подгот. К передаче Б.М. Трояновским. – М.: Энергоатомиздат 1993. – 384 с. ил.
Microsoft Word 2010.