Проект цилиндра низкого давления турбины К-290-12,7/50 с сепаратором и одноступенчатым пароперегревом

ГОТОВЫЙ ПРОДОЛЬНЫЙ.cdw

Технические характеристики турбины:
Электрическая мощность: 290 МВт
Частота вращения ротора: 3000 обмин
Давление на входе в ЧНД: 1
Диафрагменное уплотнение
Установка диафрагмы в обойме
Цилиндр низкого давление
Узел подвески обоймы в корпусе
Вид на верхнюю половину диафрагмы

ПОПЕРЕЧНЫЙ.cdw

Пояснительная записка.docx

Министерство образования и науки Российской Федерации
федеральное государственное автономное образовательное учреждение
«НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ
ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Направление подготовки: Атомные станции: проектирование эксплуатации и инжиниринг
Кафедра: Атомных и электрических станций
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Проект цилиндра низкого давления турбины К-290-12750 с сепаратором и одноступенчатым пароперегревателем
Ученая степень звание
старший преподаватель
- электрическая мощность энергоблока NЭ
- начальные параметры пара:
- число регенеративных отборов
- система осушки пара
- место установки осушителей
- коэффициенты сепарации сепаратора
- из сепаратора дренаж сливается
- из пароперегревателя дренаж
сливается в 1-й подогреватель
- конечное давление в ЧВД
совпадает с 2 отбором
- тип подогревателей (по номерам отборов)
в группе ПВД до См1;
в группе ПНД до См2;
- внутренние относительные КПД турбины на
- место установки питательного насоса
пред третьей ступенью РППВ
ЗАДАНИЕ на специальную проработку
Автомат безопасности с золотником привода стопорного клапана
ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА
Первый лист: Продольный разрез турбины. Узлы подвески диафрагм в обоймах и обоймы в корпусе. Конструкция диафрагменного уплотнения (в меридиональной и поперечной плоскостях). Крепление лопаток на диске.
Второй лист. Поперечный разрез турбины (по паровпуску и по одному из регенеративных отборов). Чертежи по спецзаданию.
Курсовой проект 63с. 10 рисунков 16 таблиц 13 источников 2 л. графического материала.
Ключевые слова: турбина цилиндр вал мощность энтальпия.
Объектом курсового проектирования является паровая конденсационная турбина для выработки электроэнергии.
Цель работы – спроектировать турбину (цилиндр) на заданные параметры проведя конструкторский тепловой расчет проточной части и механический расчет элементов турбины и определив конструктивное выполнение узлов турбины.
В результате выполнения работы был спроектирован цилиндр низкого давления конденсационной турбины.
Достигнуты технико-эксплуатационные показатели: высокие КПД электрическая мощность.
Изделие может применяться для выработки электрической энергии на тепловых электрических станциях.
Курсовой проект выполнен в текстовом редакторе Microsoft Word 2013 и представлен в твердой копии.
I. Проект принципиальной тепловой схемы турбинной установки. Приближенная оценка процесса расширения пара в турбине. Определение предварительного расчетного расхода пара на турбину6
II. Определение предельной мощности турбины. Структурная схема турбины15
III. Распределение теплоперепада турбины по ступеням давления. Определение числа ступеней17
IV. Тепловой расчет первой ступени по среднему диаметру22
V. Определение геометрических размеров промежуточных ступеней давления и построение эскиза раскрытия проточной части цилиндра.27
VI. Уточнение расхода пара на турбину и геометрических размеров ступеней27
VII.Расчет диафрагменного уплотнения третьей стуени. 30
VIII. Определение показателей тепловой экономичности турбины и турбинной установки34
IX. Расчет осевого усилия на роторную часть на примере четвертой ступени35
X. Расчет спецзадания37
XI. Механический расчет элементов турбины41
Список используемой литературы и программного обеспечения57
Графический материал:на отдельных листах
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 народного хозяйства: в энергетике в металлургии для привода насосов компрессоров на водном транспорте и др.
Паровая турбина обладающая достаточной быстроходностью (3000 обмин) имеет сравнительно большие размеры и массу. Вместе с тем у паровой турбины исключительно хорошие технико-экономические характеристики: относительно небольшая удельная стоимость высокие экономичность надёжность 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.
I. Проект принципиальной тепловой схемы турбинной установки. Приближенная оценка процесса расширения пара в турбине. Определение предварительного расчетного расхода пара на турбину
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 1 – температуры питательной воды на выходе из подогревателей
Пример расчета параметров подогревателей
Зная температуру питательной воды на выходе из подогревателей найдем их параметры по следующему алгоритму (рассмотрим на примере первого подогревателя поверхностного типа):
Температура в подогревателе (с учетом недогрева):
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 пара в характерных точках процесса
Для того чтобы найти энтальпию пара в отборах найдем параметры в характерных точках при процессе прохождения пара через ПТУ (рис. 2).
Начальные параметры:
Действительное давление будет меньше начального из-за гидравлических сопротивлений в стопорных и регулирующих клапанах:
Необходимые параметры при получившемся давлении:
Параметры соответствуют второму регенеративному отбору.
– энтальпия пара в 1 отборе;
– энтальпия пара в 4 отборе;
Степень сухости на выходе из ЧСД:
Параметры сепаратора:
Параметры пароперегревателя:
так как процесс происходит в области перегретого пара то
энтальпия пара в 5 отборе;
энтальпия пара в 6 отборе;
– энтальпия в 7 отборе;
–энтальпия пара в 8 отборе.
Рисунок 1 – Принципиальная тепловая схема турбинной установки
Составление системы уравнений теплового и материального балансов
Составим систему уравнений теплового и материального балансов для каждого подогревателя и еще трех уравнений материального баланса для сепаратора пароперегревателя и турбины:
Сведем систему к 11 уравнениям подставив энтальпии найденные ранее:
При помощи программы MathCAD решаем данную систему преобразую к алгебраическому виду. В итоге получен следующий результат:
Таблица 2 – доли пара в отборах
Подсчитаем коэффициенты недовыработки мощности для каждого из подогревателей и сепаратора до промежуточного перегрева:
где располагаемый теплоперепад в турбине
Следовательно коэффициент недовыработки мощности для первого подогревателя до промежуточного перегрева:
Подсчитаем коэффициенты недовыработки мощности для каждого из подогревателей после промежуточного перегрева:
Находим оставшиеся коэффициенты недовыработки мощности которые сведены в таблицу вместе со всеми найденными параметрами подогревателей сепаратора и пароперегревателя.
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 3 – расход пара в отборах
Расход дренажа в сепараторе и пароперегревателе:
Мощность ППУ вычисляется следующим образом:
Абсолютный электрический КПД ПТУ:
Удельный расход пара на выработку 1 кВтч:
II. Определение предельной мощность турбины. Структурная схема турбины
А) Нахождение числа потоков в турбине и составление конструктивной схемы
Для определения числа потоков идущих в конденсатор воспользуемся следующей формулой :
где КПД механический КПД электрический принимаем ; электрическая мощность энергоблока; предельно допустимая мощность цилиндров низкого давления зависящая от прочности лопаток.
Вычислим предельную мощность:
– коэффициент учитывающий выработку мощности потоками пара направляемыми в регенеративные отборы принимаем m=12;
- действительно срабатываемый теплоперепад.
В качестве материала для лопаток используем титан имеющий следующие характеристики: максимальное растягивающее напряжение массовая плотность.
коэффициент разгрузки зависящий от отношений периферийного и корневого поперечных сечений лопатки принимаем равным 24.
Выходная скорость высчитывается из потерь выходной скорости:
которые принимаем равными 32 кДжкг отсюда:
удельный объем пара на входе в конденсатор
Зная расход можем найти предельную мощность:
Далее находим число потоков в конденсатор
Округляем число потоков в большую сторону до ближайшего целого четного числа так как число потоков не может быть дробным если округлить в меньшую сторону – лопатки не выдержат нагрузки а нечетное число потоков создает слишком большую нагрузку на опоры установки.
Получаем z=2 то есть часть низкого давления будет состоять из одного двухпоточного цилиндра.
Составим конструктивную схему турбины с тем замечанием что и цилиндр среднего давления сделаем двухпоточным чтобы суммарное число потоков в ПТУ было четным с целью снижения нагрузки на опоры.
Рисунок 2 – Структурная схема турбины
III. Распределение теплоперепада турбины по ступеням давления. Определение числа ступеней
Расчет ведем для ЧНД поэтому сперва рассчитываем последнюю ступень турбины учитываем так же то что каждая ЧНД двухпоточная поэтому расчет ведем для одной проточной части другая проточная часть будет аналогична.
– обратная величина веерности. задается для турбин большой мощности в пределах . Принимаем и
Определим высоту рабочей лопатки последней ступени:
- средний диаметр последней ступени ЧНД.
Зададим средний диаметр на входе в ЧНД. Высоту лопаток на входе в турбину в первом приближении примем равными
Определим высоту лопаток первой ступени ЧНД воспользовавшись формулой:
– расход пара через ЧНД. Т. к. турбина имеет 2 потока то:
– средний объем пара на первой ступени;
– скорость пара на выходе из первой ступени;
– коэффициент расхода принимаем равным ;
– угол выхода из сопловой решетки принимаем равным
Для дальнейших расчетов определим средние степени реактивности на входе и выходе а также отношение скоростей . Считаем реактивность у корня постоянной. .
Определим энтальпию пара на выходе из первой ступени:
Энтальпия на входе в ЧНД известна
По h-s диаграмме определим удельный объем пара на первой ступени и рассчитаем скорость пара на выходе:
Определим высоту лопаток первой ступени ЧНД:
Теперь используем полученное значение высоты лопаток чтобы уточнить их:
Последнее полученное значение отличается от ранее рассчитанного менее чем на 3% поэтому принимаем его в качестве действительного.
Определим реактивность и оптимальное отношение скоростей на первой ступени:
Определим оптимальные теплоперепады на первой и на последней ступени:
Построим график зависимости изменения располагаемого теплоперепада по статическим параметрам для этого:
Выбираем произвольный отрезок а на оси абсцисс. На графике проведем линии изменения среднего диаметра отношения скоростей и
располагаемого теплоперепада. Располагаемый теплоперепад по статическим параметрам составляет:
Для первой ступени .
Разделим график на 6 участков и определим средние значения теплоперепада на каждом участке:
Рисунок 3 – Диаграмма определения числа ступеней и средних теплоперепадов
Таблица 4 – средние значения теплоперепадов для участков:
Определим среднее значение теплоперепада на ступени:
Число ступеней определяется следующим образом:
– располагаемый теплоперепад в части низкого давления
– коэффициент возврата теплоты.
– для влажного пара так как в ЧНД преобладает процесс в области влажного пара; z – предварительное число ступеней примем z=5:
округляем до целого по арифметическим правилам округления:
Далее вычислим окончательные теплоперепады.
Результаты расчетов сведены в таблицу 5:
Таблица 5 – результаты расчетов
IV. Тепловой расчет первой ступени по среднему диаметру
Определим теплоперепад на сопловых лопатках:
Далее определим теплоперепад на рабочих лопатках:
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:
Корневая реактивность:
Зная коэффициент потерь сопловой решетки можем найти действительную скорость потока на ее выходе:
Окружная скорость турбины:
Рассчитаем относительную скорость и угол входа в рабочую решетку (Рисунок 4):
Рисунок 4 – Треугольник скоростей на выходе из сопловой решетки
Вычислим теоретическую скорость выхода пара из рабочей решетки:
Высота рабочих лопаток:
где - корневая и периферийная перекрыши ступени.
Хорда профиля рабочей решетки:
Уточним коэффициент расхода рабочей решетки:
Выходная площадь 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):
Рисунок 5 – Треугольник скоростей на выходе из рабочей решетки
Потери в рабочей решетке:
Энергия выходной скорости:
Относительный лопаточный КПД:
V. Определение геометрических размеров промежуточных ступеней давления
Результаты расчета представлены в Приложении 3.
VI. 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 5 регенеративному отбору.
– энтальпия пара в 7 отборе;
– энтальпия пара во 7 отборе.
– энтальпия пара в 8 отборе;
Степень сухости на выходе из ЧНД:
– энтальпия пара на выходе из ЧНД.
Расчет расхода по новым параметрам
Таблица 6 – Доли пара в отборах
Пересчитаем коэффициенты недовыработки мощности для каждого из подогревателей и сепараторов
Таблица 7 – Коэффициенты недовыработки после пересчета
Располагаемыйтеплоперепад в турбине:
'- срабатываемый в ПТУ теплоперепад;
Таблица 8 – Расход пара в отборах
Пересчитаем длины лопаток для полученного расхода:
Таблица 9 – Результат пересчета высот лопаток
VII. РАСЧЕТ ДИАФРАГМЕННОГО УПЛОТНЕНИЯ ТРЕТЬЕЙ СТУПЕНИ
Таблица 10 - Исходные данные для расчета диафрагменного уплотнения
Окружная скорость на среднем диаметре:
Степень реактивности на среднем диаметре:
Изоэнтропийный теплоперепад в сопловой решетке:
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке:
Удельный объем за сопловой решеткой (теоретический):
Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток:
Коэффициент расхода сопловой решетки:
Выходная площадь сопловой решетки:
где z=5 – число гребней; =07 – коэффициент расхода щели уплотнения который определяется из графика в зависимости от геометрической формы гребня выбираем прямоугольный
Располагаемая энергия:
Рисунок 6 - Процесс изменения состояния пара в h-s диаграмме в прямоточном диафрагменном уплотнении
Для определения давлений в камерах между гребнями и теплоперепадов в щелях уплотнений составим для каждой камеры уравнения сохранения энергии и уравнение неразрывности. Так например для первого процесса расширения в щели под первым гребнем уплотнения уравнения запишутся следующим образом:
Составив систему уравнений и приведя число уравнений к числу неизвестных таким образом можем определить все необходимые параметры:
Таблица 11 - Давления в камерах между гребнями и располагаемые теплоперепады в щелях:
VIII. Определение показателей тепловой экономичности турбины и турбинной установки
Внутренняя мощность турбины:
Внутренняя мощность ЦВД:
Внутренняя мощность ЧНД складывается из суммы внутренних мощностей его ступеней:
Эффективная и электрическая мощность турбины:
Удельный расход пара:
IX. 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 12 – исходные данные для расчета осевого усилия
Осевое усилие действующее на ротор зависит от распределения давления пара по поверхности ротора и находится как сумма всех осевых усилий:
где - это осевое усилие действующее на профильную часть рабочих лопаток которое возникает за счет разницы осевых проекций скоростей и разности давлений и определяется по формуле:
- осевое усилие передающееся на ротор от кольцевой части полотна диска расположенной между корневым диаметром и диаметром ротора под диафрагменным уплотнением равно:
Давление между диском рабочих лопаток и телом диафрагмы:
Так как диски выполнены без разгрузочных отверстий то:
Вторая составляющая осевого усилия:
Суммарное осевое усилие равно:
X. Расчет спецзадания
В данной курсовой работе специальным заданием выданным преподавателем является расчет автомата безопасности стопорного клапана турбины и изображение его в чертеже вместе с золотником.
Время разгона современной турбины примерно равно 030-035 с. За такое время. При сбросе нагрузки частота вращения ротора изменяется на . Следует также учесть что в емкостях между клапанами и первым рядом сопл заключено сравнительно большое количество пара истечение которого даже при мгновенном прекращении доступа пара в турбину приводит к дополнительному увеличению угловой скорости. Большие единичные мощности турбин ограничивают возможность создания столь прочных особенно последних ступеней турбины чтобы имелась возможность допускать значительное увеличение частоты вращения при сбросе полной нагрузки. Поэтому необходимо очень большое быстродействие системы регулирования чтобы предотвратить увеличение частоты вращения на 10-11% номинального значения
Разрушение турбины при разгоне после сброса большой нагрузки и отказе защиты настолько значительны что предотвращению такой аварии заводы придают первостепенное значение. Задача усложняется и тем что вмешательство оператора не может предотвратить аварию так быстро происходит повышение угловой скорости ротора до опасного предела. Поэтому турбины оснащаются двумя обязательно независимыми линиями защиты.
Первая линия – система регулирования вторая- специальная система защиты. В специальной системе обязательно наличие регулятора скорости или как его принято называть автомата безопасности и независимого клапана- стопорного прекращающего подвода пара в турбину по команде автомата безопасности. Действие защиты в отличие от действия системы регулирования не должно быть пропорциональным. Как только угловая скорость ротора достигает опасного предела система защиты должна моментально прекратить доступ пара в турбину. Для такого условия целесообразно применение статически неустойчивого регулятора скорости для которого действительно неравенство:
При этом пружина должна уравновешивать центробежную силу возникающую при вращении автомата безопасности:
Массу найдем благодаря знанию площади полукольца и его средней толщине. В системе КОМПАС найдем площадь поверхности:
Найдем его объем и массу исходя из плотности его материала:
Так как у нас 2 полукольца то:
Так как автомат безопасности должен срабатывать при достижении угловой скорости ротора свыше 10 % номинального значения.
Следовательно нам надо подобрать пружину жесткость которой будет противодействовать этому значению центробежной силы.
Муфта такого регулятора переходит от одного упора к другому как только угловая скорость достигнет значения .
Рис.№ 7 Поперечный разрез автомата безопасности
В данном курсовом проекте будет применяться так называемый кольцевой автомат безопасности в котором относительно массивное кольцо 1 насаживают на вал 2. Кольцо имеет направляющий палец 3 входящий в специальное отверстие в валу. Кольцо удерживается прижатой к валу пружиной 4 натяг которой осуществляется гайкой 5 в которое при проверках наливается масло. Размер пазух рассчитан так чтобы центробежная сила масла в них уравновешивала прижимную силу пружины и автомат срабатывал при номинальной угловой скорости. Это дает возможность проверять работу автомата безопасности даже на работающей турбине если специальным переключателем отсоединить воздействие проверяемого автомата на стопорный клапан. Налив масла в пазухи 6 производится дистанционно включением специальных сопел.
Надежность действия автомата безопасности в значительной степени определяется надежностью механизма передающего сигнал от автомата к стопорному клапану. В качестве такого передающего механизма широко используется цилиндрический золотник. В передающем механизме обязательно должно быть выполнено требование специальной блокировки. После срабатывания автомата безопасности снижение угловой скорости ротора турбины не должно приводить к повторному открытию стопорного клапана. Линия передачи импульса от автомата к отключающему клапану должна разрываться и восстановление связи возможно только по воле оператора иначе открытие стопорного клапана может привести к развитию аварии.
Рис.№8 Схема работы системы автомата безопасности – золотник
Один из вариантов подобного управляющего золотника изображен схематично на Рис. № 6. При достижении предельной угловой скорости ротора срабатывает автомат безопасности 1 и ударят по рычагу 2 который поворачиваясь вокруг оси 3 перемещает вниз золотник 4. К золотнику 4 подводится жидкость под давлением в полости ab и c. Площадь действия жидкости в полости a станет больше аналогичной площади в полости b и золотник переместится вниз до упора. При этом в полости c золотник отсечет подвод жидкости к сервомотору стопорного клапана и откроет слив из этого сервомотора что приведёт к закрытию стопорного клапана. Когда угловая скорость уменьшится настолько что пружина автомата вернет его в исходное положение золотник останется в нижнем положении. Специальным краном 5 жидкость подводится под давлением в полость d и золотник 4 переместится вверх до упора и будет прижат к нему разностью усилий в полостях b и a. После этого краном 5 жидкость стравливаться из полости d и золотник находящийся в верхнее положение вновь готов к действию.
XI. Механический расчет элементов турбины
Механический расчет элементов турбины
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 №13 Параметры профиля Р-30-21А из МЭИ.
Центробежные силы пера лопатки
Центробежная сила участка бандажа
Суммарная величина центробежной силы:
Напряжение растяжения от действия центробежных сил:
Допускаемое напряжение:
Так как: – это означает что перо лопатки выдержит напряжение растяжения.
Расчет рабочей лопатки на изгиб
Исходные данные для расчета:
Таблица № 14 Исходные параметры четвертой ступени
Изгибающая сила действующая на лопатку определяется по формуле:
Осевая составляющая усилия определяется по формуле:
Окружная составляющая равна:
Изгибающая сила действующая на лопатку равна:
Изгибающий момент равен:
Момент сопротивления равен:
Максимальное изгибающее напряжение равно
Допустимое напряжение на изгиб для титанового сплава ВТ6:
Так как следовательно лопатка удолетворяет условием прочности при изгибе.
Расчет хвостовика на прочность
Т-образный хвостовик является достаточно простым по конструкции и технологии изготовления. Однако при необходимости частичной замены поврежденных лопаток при ремонте ротора предстоит перелопачивание всего диска.
Рис.№ 9. Т-образный хвостовик рабочей лопатки
Таблица 15 – Исходные данные для расчета хвостовика
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:
Расчет напряжений в лопатке:
Продольная сила в сечении I-I
Шаг в сечении I-I и его площадь:
Напряжение растяжения:
Так как то хвостовик удовлетворяет требованию.
Шаг в сечении 4-4 и его площадь:
Рассчитываем на смятие поверхность на которую действует сила :
Расчет напряжений в ободе диска
Центробежная сила части обода расположенного выше сечения приходящаяся на одну лопатку
Продольная сила в сечении 2-2 приходящаяся на одну лопатку
Площадь сечения 2-2 на одну лопатку
Каждая из сил P изгибающий обод представляет собой следующую сумму (приходящуюся на одну лопатку):
Изгибающий момент в сечении 2-2
Момент сопротивления сечения 2-2 в расчете на одну лопатку
Суммарное напряжение в сечении:
Рассчитываем на срез
Таким образом хвостовое соединение удовлетворяет критериям прочности.
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.
Таблица 16 – исходные данные для расчета диафрагмы:
Выбираем марку материала диафрагмы – сталь 15Х12ВМФ
Модуль упругости равен:
Напряжение тела диафрагмы:
Разность давлений по обе стороны диафрагмы равна:
Коэффициент и принимается в зависимости от и по графику.
Рис. № 10 . График зависимости :
Максимальный прогиб диафрагмы равен:
Зазор между диафрагмой и диском конструктивно был принят 12 мм.
следовательно геометрические размеры диафрагмы приняты верно.
Расчет ротора на критическое число оборотов
Ротор цилиндра низкого давления выполнен сварным. Все размеры ротора берутся с чертежа.
Выбираем марку стали: 34ХМА
Критическое число оборотов ротора при непостоянном диаметре определяется по формуле:
Массу ротора определяем как сумму масс каждого диска. Для удобство разделим ротор на участки по переменному диаметру вала.
Определим массу участка I:
Определим массу участка II:
Определим массу участка III:
Определим массу участка IV:
Определим массу участка V:
Определим критическое число оборотов:
Критическое число оборотов меньше рабочего числа на 185% следовательно вал гибкий. Такая величина отклонения приемлема.
В данной работе произведен расчет цилиндра низкого давления турбины К-290-12750. Спроектирована тепловая схема турбинной установки выполнен конструкторский расчет проточной части а также механический расчет отдельных элементов цилиндра (расчеты на прочность пера и хвостовика лопатки 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
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.
Беспалов В.И. Беспалова С.У. Турбины тепловых и атомных электростанций. Проект многоступенчатой паровой турбины: Учебное пособие Томск изд-во ТПУ 2006. – 100с.
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.
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.иангл.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 2016.
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
Приложение 3. Определение геометрических размеров промежуточных ступеней давления
Данные для расчета ступеней
Располагаемый теплоперепад
Угол выхода из сопловых решеток
Реактивность на среднем диаметре
Хорда профиля сопловой решетки
Хорда профиля рабочей решетки
Число гребней диафрагменного уплотнения
Диаметр втулки диафрагменного уплотнения
Параметры пара перед первой ступенью
Расход пара на входе в цилиндр
Расход пара на входе в первую ступень
Общие характеристики турбины
Угловая скорость вращения ротора
Конечное давления в цилиндре
Результаты расчета ступеней
Расход пара в ступени
Параметры перед ступенью
Доля крупнодисперсной влаги
Располагаемй теплоперепад
1 По статическим параметрам
2 По параметрам торможения
Средний диаметр ступени
Степень реактивности
1 за сопловой решеткой
2 за рабочей решеткой
Отклонение в косом срезе
1 для сопловых решеток (1000000)
2 для рабочих лопаток (1000000)
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 Dср
Коэффициенты скорости
1 на перегретом паре
1.1 сопловых решеток
1.2 рабочих решеток
2.1 сопловых решеток
2.3 рабочих решеток
2 на рабочих лопатках
3 с выходной скоростью
Относительный лопаточный КПД
Относительный внутренний КПД
Внутренняя мощность ступени
Треугольники скоростей

Автомат безопасности.cdw