• RU
  • icon На проверке: 30
Меню

ЦВД паровой турбины К-300-12,75

  • Добавлен: 25.12.2022
  • Размер: 3 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА к курсовому проекту по теме: ЦВД паровой турбины К-300-12,75

Состав проекта

icon 3в Продольный разрез.frw
icon 3в Поперечный разрез.dwg
icon PZ_turbiny_33.docx
icon 3в Продольный разрез.dwg
icon 3в Поперечный разрез.frw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon 3в Продольный разрез.frw

3в Продольный разрез.frw

icon PZ_turbiny_33.docx

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина» (УрФУ)
Кафедра «Турбины и двигатели»
Руководитель курсового
проектирования Голошумова В. Н.
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по теме: ЦВД паровой турбины К-300-1275
ФГАОУ ВО «Уральский федеральный университет
имени первого Президента России Б. Н.Ельцина»
Кафедра Турбины и двигатели
на курсовой проектработу
Студент Степаненко Анастасия Александровна
специальностьнаправление подготовки Теплоэнергетика и теплотехника
Тема курсового проектаработы
ЦВД паровой турбины К-300-1275
Содержание проектаработы в том числе состав графических работ и расчетов
1 Графическая часть:
1.1 Продольный разрез ЦВД;
1.2 Поперечные разрезы по паровпуску и переднему подшипнику ЦВД;
2.1 Тепловой расчет регулирующей ступени ЦВД;
2.2 Тепловой расчет ступеней давления в проточной части ЦВД;
2.3 Расчет концевых уплотнений ЦВД;
2.4. Расчет на прочность деталей паровой турбины.
Дополнительные сведения
Номинальный расход свежего пара 20033 кгс; начальные параметры пара:
0 °С давление пара в конденсаторе 35 КПа частота вращения ротора 50 1с. Задан прототип К-200-130 ЛМЗ.
План выполнения курсового проектаработы
Наименование элементов
Сроки – (семестр учебная неделя)
Примечания (Максимальная оценка в баллах)
Отметка о выполнении и оценка в баллах
Предварительный расчет процесса расширения в ЦВД
Тепловой расчет регулирующей ступени ЦВД
Тепловой расчет ступеней давления в проточной части ЦВД
Расчет концевых уплотнений ЦВД
Расчет на прочность деталей паровой турбины.
Работа над графической частью проекта
Подготовка пояснительной записки проекта
Краткое описание турбины-прототипа К-200-1305
Предварительный расчет процесса расширения в ЦВД9
Термогазодинамический расчет регулирующей ступени на номинальный режим18
Определение числа нерегулируемых ступеней35
Тепловой расчёт нерегулируемых ступеней37
Расчет потерь относительного внутреннего КПД и мощности нерегулируемых ступеней42
Приложение1.Тепловой расчет одновеченой регулирующей ступени45
Выбор схемы и расчет концевых уплотнений47
Расчет на прочность деталей турбины49
Расчет пера лопатки на растяжение51
Расчет Т-образного хвостовика53
Турбина К-200-130 ЛМЗ задана в качестве прототипа и является паровой конденсационной турбиной работающей на докритических параметрах свежего пара. Представляет собой трехцилиндровую турбину состоящую из цилиндра высокого давления цилиндра среднего давления и цилиндров низкого давления работает с промежуточным перегревом пара и двумя выхлопами в два продольных конденсатора.
Данный курсовой проект заключает в себе расчет цилиндр высокого давления (ЦВД). Методика по которой рассчитывался данный курсовой проект предполагает использование метода последовательного приближения с применением формул идеального газа для изоэнтропного процесса.
В курсовом проекте требуется провести термодинамические расчеты регулируемой и нерегулируемых ступеней ЦВД турбины К-300-1275 рассчитать потери относительный внутренний КПД цилиндра мощности прочности пера лопатки а также определить действующие на вышеперечисленные детали напряжения изгиба.
Все расчеты сводятся в таблицы с указанными обозначениями параметров и расчетными формулами.
Краткое описание турбины-прототипа К-200-130
Турбина К-200-130 мощностью 200 МВт сконструированная на начальные параметры 128 МПа и 565оС с промежуточным перегревом пара до 565оС и давлением в конденсаторе 346 кПа при частоте вращения 50 Гц изготовлена в 1958 г. и в настоящее время после ряда модернизаций является одной из основных турбин на блочных электростанциях Российской Федерации.
Турбина имеет семь нерегулируемых отборов пара предназначенных для подогрева питательной воды в ПНД деаэраторе и ПВД до температуры 260°С при номинальной нагрузке турбины. Данные об отборах пара для нужд регенерации приведены в табл. Эти данные соответствуют номинальной мощности номинальным параметрам острого пара и температуре охлаждающей воды 10°С.
Турбина представляет собой одновальный агрегат состоящий из трех цилиндров. ЦВД имеет 12 ступеней первая из которых регулирующая. Промперегрев осуществляется между ЦВД и ЦСД имеющим 11 ступеней. ЦНД двухпоточный и имеет по четыре ступени в каждом потоке. Корпуса ЦВД и ЦСД изготовлены из жаропрочной стали марки 15Х1М1ФД. РВД цельнокованный изготовлен из стали Р2М. В РСД первые семь дисков (ступеней) откованы заодно с валом а четыре последних диска насадные. РНД состоит из вала на который насажены восемь дисков. Роторы турбины выполнены гибкими. РВД и РСД соединены между собой жесткой муфтой и имеют общий средний подшипник. РСД и РНД соединены полугибкой муфтой.
Турбина имеет сопловое парораспределение. Острый пар подводится к двум отдельно стоящим СК ЦВД диаметром 255 мм. До клапанов имеется перемычка диаметром 175 мм для выравнивания давления между паропроводами. В паровых коробках СК установлены металлические сита предохраняющие от попадания посторонних предметов в турбину. Пройдя СК пар поступает к четырем РК. За СК также имеется перемычка диаметром 175 мм позволяющая производить поочередную проверку работы СК на работающей турбине путем полного их закрытия. Корпус турбины и выступающие под полом части корпусов СК облицовываются поверх теплоизоляционного слоя специальной металлической обшивкой. Температура на поверхности изоляции не должна превышать 50°С. Каждый из четырех РК подает пар к одной из сопловых коробок вваренных в корпус. Сопловые сегменты первой (регулирующей) ступени ЦВД установлены в сопловых коробках. Паровпуск ЦВД находится со стороны второго подшипника соответственно РВД выполнен левого вращения. Встречное направление потоков пара в ЦВД и ЦСД выполнено с целью компенсации осевых усилий на упорном подшипнике. Пройдя регулирующую ступень и одиннадцать промежуточных ступеней давления ЦВД пар по двум паропроводам направляется в ПП модули ПГ откуда поступает к двум СК ЦСД. После СК ЦСД по четырем перепускным трубам пар поступает к четырем РК ЦСД которые в отличие от РК ЦВД регулируют расход пара только в диапозоне до 30% Nном. При больших нагрузках РК ЦСД полностью открыты и в регулировании мощности не участвуют. После РК ЦСД пар проходит 11 ступеней ЦСД и с параметрами Р=13 кгссм2 и Т=150°С по двум перепускным трубам диаметром 152 м направляется в двухпоточный ЦНД. Каждый поток ЦНД состоит из четырех ступеней. Особенность проточной части ЦНД - третья двухъярусная ступень (ступень Баумана). Из верхнего яруса пар направляется в ОК а из нижнего - в последнюю четвертую ступень ЦНД и через нее - в ОК. К выхлопным патрубкам ЦНД приварены конденсаторы соединенные между собой уравнительным патрубком. Для обеспаривания паропроводов ГПП после отключения турбины (закрытия СК ЦВД и ЦСД) выполнены сбросные линии электроприводной арматуры на паропроводах ГПП для сброса пара в приемное устройство конденсатора.
Фикс-пункт турбины расположен на средней раме передней части ЦНД и расширение турбины происходит в сторону переднего подшипника (до 30 мм) и незначительно (до 3 мм) - в сторону генератора. Для снижения температурных напряжений в корпусе (фактор ограничивающий скорость пуска) и улучшения условий пуска турбины предусмотрены паровой обогрев фланцев и шпилек ЦВД и ЦСД и подвод острого пара на передние уплотнения ЦВД. Для обеспечения правильного режима работы и дистанционного управления системой дренажей при пусках и остановах турбины предусмотрено групповое дренирование через расширитель дренажей в конденсатор.
Корпус турбины и выступающие под полом части корпусов СК облицовываются поверх теплоизоляционного слоя специальной металлической обшивкой. Температура на поверхности изоляции не должна превышать 50°С.
Общий вес турбины (без конденсатора эжекторов и другого вспомогательного оборудования) составляет 540т. Вес наиболее тяжелых частей турбины для монтажа (нижние части корпуса ЦНД) 70 т для эксплуатации (крышка ЦНД в сборе) - 70 т. Вес наиболее тяжелых частей генератора для монтажа (статор) 210 т и для эксплуатации (ротор) 50т. Для равномерного прогрева и остывания ротора турбина снабжена валоповоротным устройством вращающим ротор турбины с частотой вращения 34 обмин. Оно приводится во вращение от электродвигателя мощностью 30 кВт. Предусмотрено дистанционное управление валоповоротным устройством с местного щита.
Краткое описание конструкции цилиндра-прототипа высокого давления
Ротор ЦВД - цельнокованый из стали Р2М. В центре ротора для контроля качества поковки и осмотра во время капитальных ремонтов выполнено сверление. Для осевого уравновешивания в зоне паровпуска ЦВД имеется разгрузочный диск. Лопатки закреплены в дисках Т-образными хвостовиками и связаны в пакеты ленточными бандажами.
Концевые уплотнения ЦВД изготовлены без насадных втулок: на валу сделаны ступенчатые выточки а уплотнительные сегменты установлены в обоймах. Так же выполнены и все диафрагменные уплотнения. К диафрагмам приварены кольца в которые зачеканены усики образующие надбандажные уплотнения.
Нижняя половина и крышка корпуса ЦВД отлиты из стали 15Х1М1ФЛ. Корпус - одностенный с вваренными сопловыми коробками. Регулирующие клапаны ЦВД установлены в обоймах. Сегменты всех концевых уплотнений также установлены в обоймах.
Диафрагмы первых двух ступеней выполнены с несущими стойками и узкими сопловыми решетками остальные диафрагмы - сварной конструкции.
Корпус ЦВД опирается на приливы корпусов подшипников и фиксируется по отношению к ним в осевом направлении поперечными шпонками.
Построение предполагаемого процесса паровой турбины в
h-s диаграммме проводился по алгоритму:
)Точка А0. По заданным величинам р0 t0 с помощью калькулятора определяют v0 и h0.
v0 = f(р0; t0) = 2697 м3кг;
h0 = f(р0; t0) = 3448 кДжкг;
)Точка А0*. Затем определяют давление пара перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорном регулирующих клапанах и перепускных паропроводах:
Предполагая что при дросселировании рабочего тела h0* = h0 по калькулятору находят остальные параметры:
)Точка B. В точке В давление в выхлопном патрубке ЦВД равно давлению в промежуточном пароперегревателе (ПП) без учета потерь в тракте холодной нитке ПП (для упрощения расчетов) Рпп = 319 МПа Из точки А0* проводится вертикаль s = const изображая процесс теоретического изоэнтропного расширения пара в турбине до давления Pпп. Параметры вычисляются по калькулятору f(s0*).
k = 129 показатель адиабаты принят для перегретого пара
Его также можно вычислить по формуле если предварительно оценить значение показателя адиабаты k на этом участке
Располагаемый (изоэнтропийный) теплоперепад турбины при расширении до давления Pпп определяется по формуле:
1. Полезно используемый теплоперепад в ЦВД по формуле:
где: - к.п.д. относительно внутренний ЦВД. Принимаем: .
2. вычислить по формулам.
При определении КПД по отсекам т.е. и учитывают различные расходы через ЧВД и ЧНД где — расход пара через отсек; vср — средний удельный объем пара где — удельные объемы пара на входе в отсек и выходе из него; ΔH0 —располагаемый теплоперепад отсека. Коэффициент kвл учитывает возможную работу части или всего отсека в области влажного пара и определяется по соотношению: где коэффициент γву учитывает эффективность влагоудаления; y0 yк — влажности до отсека и после него; — часть располагаемого теплоперепада отсека расположенная в области влажного пара. Отметим что величины vz и ук рассчитываются с методом последовательных приближений.
Внутренний относительный КПД проточной части ЧНД вычисляется по формуле: где — потеря с выходной скоростью определяемая либо по характеристикам последней ступени либо расчетом.
3. В точке К энтальпия пара равна:
По калькулятору остальные параметры:
В этой точке определяются параметры пара за последней ступенью ЦВД без учета потерь с выходной скоростью. Потери с выходной скоростью определяют в пределах
Энтальпия пара за последней ступенью турбины (цилиндра):
Точка С строится на пересечении линии hc = const с изобарой p2.
Предполагаемый процесс расширения пара в ЦВД паровой турбины К-300-1275
Выбор типа регулирующей ступени
)Регулирующая ступень выполняется одновенечной. В современных мощных турбинах в качестве регулирующей ступени применяют одновенечную ступень так как cпреимущество повышенного теплоперепада технико-экономическими расчетами не оправдывается а экономичность одновенечной ступени выше экономичности двухвенечной.
Выбор типа РС определяется величиной намечаемого для этой ступени изоэнтропийного теплоперепада H0рс. Изоэнтропийный процесс для РС находится на изоэнтропе s0* = const. Отрезок A0*D является располагаемым теплоперепадом для РС ЦВД - он задается:
Энтальпия пара в точке D:
В этой точке определяются параметры пара за РС ЦВД по формуле:
где: – относительный внутренний КПД в одновенечной РС (принимается) =078 082=082.
1 можно принять= 078 082 применяем 0.82.
2 вычислить по формуле: где – расход свежего пара кгс; - давление торможения пара перед соплами РС Па; – удельный объем торможения пара перед соплами РС.
Для точки L энтальпия пара равна . В h-s диаграмме точку L строим на пересечении изобары и энтальпии .
Производим расчёты на рисунке 7.
Оптимальный угол выхода потока рабочего тела из сопел () для РС в зависимости от мощности проектируемой турбины выбирается из таблицы 1.
Таблица 1. Угол выхода из сопл РС в зависимости от мощности турбины
= 0.980-0.0090.5 = 0.962
Вычисляем минимальные потери с выходной скоростью по формуле энтальпию пара за РС ЦВД энтропию . Точка строится на пересечении энтальпии с изобарой .
Последовательно соединяя точки получаем линию соответствующую процессу расширения пара в ЦВД турбины (в первом приближении - без деления ступеней давления на отсеки).
В этой точке определяются параметры пара за РС ЦВД без учета потерь с выходной скоростью:
Предполагаемый процесс расширения пара в ЦВД паровой турбины К-300-1275 с учетом выбора регулирующей ступени
Термогазодинамический расчет регулирующей ступени на номинальный режим
В таблице 2 приведены результаты термогазодинамического расчета регулирующей ступени на номинальный режим.
Таблица 2. Результаты термогазодинамического расчета регулирующей ступени на номинальный режим
Формула или обоснование
Давление свежего пара
Температура свежего пара
Коэффициент изоэнтропы
Энтропия свежего пара
Эффективный угол выхода потока из сопл РС.
Угол выхода потока из рабочих лопаток РС
Оценка относительной хорды профиля сопловой решетки
Оценка относительной хорды профиля рабочей решетки
Минимально допустимая высота рабочей лопатки
минимально допустимое значение
максимально допустимое значение =11
Коэффициент скорости в сопловых лопатках
Коэффициент скорости в рабочих лопатках
Коэффициент расхода сопловой решетки
Коэффициент расхода рабочей решетки
Дополнительные потери в РС
Оптимальное отношение скоростей
Располагаемый теплоперепад в РС
Максимальный относительный внутренний КПД процесса РС
Максимальный относительный лопаточный КПД РС
Синус эквивалентного угла выхода потока из сопловых лопаток
Реактивность в корневом сечении для активной ступени
Реактивность в среднем сечении.
Давление перед РС с учетом потерь на дроселирование
Температура перед РС
Энтропия изоэнтропийного процесса РС
Удельный объем перед РС
Коэффициент изоэнтропы процесса РС
(по калькулятору) 1067
Энтальпия в конце изоэнтропийного процесса РС
Удельный объем в конце изоэнтропийного процесса РС
Энтальпия пара в КРС
Удельный объем пара в КРС
сравнить с Приближением 1 в п. 21
погрешность не более 5%
Максимальный относительный лопаточный КПД
Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру
Оптимальное значение
располагаемого теплоперепада в РС
сравнить с Приближением 1 п.20
относительная погрешность не более 5%
Относительная величина характеристики
Относительная величина
относительного внутреннего КПД
Относительный внутренний КПД процесса в РС
Критическое отношение давлений для РС
Сравнить с = если отношение давлений для сопловой решетки больше критического то необходимо в расчетах учесть эффект расширения потока в ее косом срезе.
Располагаемый (адиабатический) теплоперепад на РС
Расчет процесса в сопловой решетке
Использованный теплоперепад РС
Изоэнтропийный перепад в сопловой решетке
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел
Давление в теоретическом процессе
Энтальпия в теоретическом процессе
Уд. Объем в теоретическом процессе
Скорость звука на выходе из сопел
Если М1t07 применяются профили решеток с суживающимися каналами типа А.
Максимально степень парциальности
2 096 РС с сопловыми коробками отлитыми совместно с корпусом;
– РС с сопловым коробками ввариваемых в корпус цилиндра.
Приведенная высота лопаток сопловой решетки
Иначе определяют оптимальное значение степени парциальности опт.
Высота сопловой решетки РС
Должно выполняться условие:
Выбор профиля сопловой решетки РС
Выбирается по атласу профилей МЭИ
где a0 угол входа (обычно a0 = 90);
a1э- эффективный угол выхода потока пара;
угол установки профиля αус1
относительный шаг решетки
Табличная ширина решетки
Ширина сопловой решетки
Принимаем по прототипу цилиндра
из ряда: 30; 35; 40; 45;50; 60; 70; 80; 90; 100 110 115 125 145.
Коэффициент масштабирования
Табличный радиус закругления выходной кромки профиля
Оптимальный относительный шаг сопловых лопаток
Угол установки профиля
Хорда профиля сопловой решетки
Площадь сопловой решетки
Высота сопловой решетки
Средний диаметр сопловой решетки
Реактивность в среднем
Коэффициент расхода в сопловых решетках
Коэффициент скорости в соп-ловых решетках
Потери энергии в сопловой решетке
скорость выхода потока из сопловой решетки
Давление пара за соплами
Энтальпия пара за соплами
Уд. объем пара за соплами
Синус эквивалентного угла выхода потока из сопловых лопаток действительный
Относительная скорость на входе в рабочую решетку РС
в рабочую решетку (для относительной скорости)
Расчет процесса в рабочей решетке
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке РС
Теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток
Энтальпия пара на входе в рабочую решетку
Энтальпия пара на выходе из рабочей решетки
Уд. объем пара на входе в рабочей решетки
Уд. объем пара на выходе из рабочей решетки
Перекрыша в ступени
Высота рабочих лопаток
Средний диаметр рабочей решетки
Площадь рабочей решетки
Cинус эф. угла выхода потока из рабочих решеток в относительном движении
Синус угла выхода потока из рабочих решеток в относительном движении
Косинус угла выхода потока из рабочих решеток в относительном движении
Угол выхода потока из рабочих решеток в относительном движении (с учетом расширения в косом срезе)
Выбор профиля рабочей решетки РС
Ширина рабочей решетки
из ряда: 15 20 25 30; 35; 40; 45;50; 60; 70; 80; 90; 100.
Табличный минимальный момент сопротивления рабочих лопаток
Минимальный момент сопротивления рабочих лопаток
Оптимальный относительный шаг рабочих лопаток
Коэффициент расхода для рабочей решетки
Коэффициент скорости для рабочей решетки
Относительная скорость выхода потока из рабочих лопаток
Абсолютная скорость потока за ступенью
Угол выхода потока из ступени в абсолютном движении
Проверка треугольников скоростей
Потери в рабочих лопатках
Коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости РС
Располагаемая энергия ступени
Относительный внутренний КПД ступени
Относительный лопаточный КПД ступени
Окружное усилие на рабочих лопатках
Изгибающие напряжения рабочих лопаток
где для РС = 25 МПа.
Проверкой термогазодинамического расчета служит построение треугольников скоростей по результатам указанного расчета. На рисунке 9 приведены треугольники скоростей для РС.
Треугольники скоростей для регулирующей ступени при номинальном режиме
Расчёт потерь относительного внутреннего КПД и мощности регулирующей ступени
Таблица 2. Расчёт потерь относительного внутреннего КПД и мощности регулирующей ступени
Из таблицы теплового расчета регулирующей ступени
Потери в рабочей решетке
Потери с выходной скоростью
Относительный лопаточный КПД
Потери на трение диска
Потери от парциальности (сумма потерь от вентиляции и сегментных потерь)
Относительный внутренний КПД
Использованный теплоперепад ступени
Внутренняя мощность ступени
Параметры пара в камере регулирующего колеса
Определение числа нерегулируемых ступеней
Определим корневой диаметр первой и остальных нерегулируемых ступеней (принимаем меньшим чем корневой диаметр регулирующей ступени):
= 095·11 = 1045 105 м.
Определим реактивность в корневом сечении. Она выбирается минимальной – в пределах 003÷005. Это позволяет увеличить оптимальный теплоперепад на ступенях и уменьшить число ступеней. ρк = 005
Эффективный угол выхода примем α1эф = 14 град.
Определим оптимальное значение :
где φ– коэффициент скорости в соплах принимается φ = 098.
Определяем оптимальный располагаемый теплоперепад:
где φ– коэффициент скорости в соплах принимается φ = 097.
)Определяем оптимальный располагаемый теплоперепад:
Это значение теплоперепада может быть принято для первой ступени.
)Определяем ориентировочное число ступеней:
где – коэффициент возврата теплоты зависит от числа ступеней и их КПД принимается равным 003 - располагаемый теплоперепад всех нерегулируемых ступеней отсека здесь
Термогазодинамический расчёт ступеней давления
) Детальный расчет ступеней с цилиндрическими лопатками целесообразно выполнять по среднему диаметру. Для определения среднего диаметра первой нерегулируемой ступени воспользуемся формулой:
где - высота рабочей лопатки регулирующей ступени.
) Определим расход пара с учетом утечек в концевых и промежуточных уплотнениях:
G1ст = (099÷0995) ·G = 0995·20033 = 19932 кгс.
) Определяем реактивность на среднем диаметре первой ступени:
На Рисунке 3 представлен процесс расширения пара в ступени давления в
Процесс расширения пара в ступени давления в h s-диаграмме
Тепловой расчёт нерегулируемых ступеней
Таблица 3.Тепловой расчёт нерегулируемых ступеней
Принимается с учетом утечек в концевых и промежуточных уплотнениях
Параметры пара перед ступенью
Из расчета предыдущей ступени
f(p’0;h0) по таблицам
Скорость потока на входе в ступень
Изоэнтропийный теплоперепад ступени
Располагаемый теплоперепад ступени от параметров торможения
для первой ступени –
(= H0iст)для последующих ступеней
Степень реактивности
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел
Параметры пара за соплами при теоретическом процессе
Выходная площадь решетки
Эффективный угол выхода потока
Принимаем 12-16 град
Хорда профиля решетки
Профиль сопловой решетки
Выбирается в зависимости от М1t и 1эф
Относительный шаг сопловой решетки
По аэродинамическим характеристикам сопловой решетки
Угол установки профилей сопловой решетки
Шаг профилей сопловой решетки
Число сопловых лопаток
Уточненное число сопловых лопаток
Округляется z1~ до целого числа
Уточненное значение шага сопловой решетки
Коэффициент скорости
Скорость выхода потока из сопловой решетки
Относительная скорость на входе в рабочую решетку
Угол входа относительной скорости
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке
Параметры пара за рабочей решеткой
Угол выхода потока из рабочих лопаток
Хорда профиля рабочей решетки
Профиль рабочей решетки
Относительный шаг рабочей решетки
Угол установки профилей рабочей решетки
Шаг профилей рабочей решетки
Число рабочих лопаток
Уточненное число рабочих лопаток
Округляется z2~ до целого числа
Скорость выхода потока из рабочей решетки
Абсолютная скорость потока за ступенью
Угол выхода потока из ступени
Результаты теплового расчёта остальных нерегулируемых ступеней (2-9)
Таблица 4. Результаты теплового расчёта остальных нерегулируемых ступеней (2-9)
Расчет потерь относительного внутреннего КПД и мощности нерегулируемых ступеней
Таблица 5. Расчет потерь относительного внутреннего КПД и мощности нерегулируемых ступеней
Из таблицы теплового расчета нерегулируемой ступени
Потери от периферийной утечки (над бандажом)
Потери от утечки в диафрагменное уплотнение
Параметры пара за ступенью
Таблица 6.Результаты расчета относительного внутреннего КПД и нерегулируемых ступеней (2-9)
Приложение 1. Тепловой расчет одновеченой регулирующей ступени
Располагаемый теплоперепад ступени
Выходная площадь сопловой решетки
Степень парциальности
Относительная высота решетки
Теоретическая скорость на выходе из рабочей решетки
Угол выхода потока из рабочей решетки
Уточненное значение шага рабочей решетки
Относительная скорость выхода потока из рабочей решетки
Выбор схемы и расчет концевых уплотнений
Для сокращения потерь от утечки пара в местах выхода вала из корпуса цилиндра устанавливаются кольцевые обоймы с горизонтальным фланцевым разъемом лабиринтовых уплотнений. В цилиндрах с противотоком имеются также промежуточные уплотнения отделяющие друг от друга отсеки проточной части.
К уплотнениям предъявляется целый ряд требований. Главный из них является обеспечение минимальной утечки пара. Для этого зазоры в уплотнениях должны быть минимально допустимыми из соображений невозможности задеваний. Наиболее распространенной конструкцией уплотнений паровых турбин является конструкция ступенчатого типа с тепловыми канавками на валу ротора.
Процесс в уплотнениях может быть рассмотрен как процесс дросселирования с сохранением постоянной энтальпии. Расход пара в отсек уплотнений может быть определен по известной формуле:
где =07-075- эмпирический коэффициент расхода зависящий от формы гребешков и относительных размеров гребешка и радиального зазора между гребешками и валом; Fy=- площадь радиального зазора (dВ- диаметр вала в уплотнении - радиальный зазор принимаемый 05-08 мм); p0v0- давление и удельный объем пара перед отсеком; =p1p0- отношение давлений пара за и перед отсеком; z- число гребешков.
В таблице представлен расчет потерь в концевых уплотнениях.
Таблица 7. Расчёт числа потерь в концевых уплотнениях
Формула и обоснование
В соответствии со схемой КУ:
Принимаем по прототипу
Критическое отношение давлений для отсека уплотнений для пара
Давление пара перед отсеком уплотнения в камере
Энтальпия пара перед отсеком уплотнения
Температура пара в камере перед отсеком уплотнения
Удельный объем пара в камере пара перед отсеком уплотнения
Критическое давление в отсеке уплотнений перед последним гребнем
Давление пара за отсеком уплотнения
В соответствии со схемой КУ р0>р1
Диаметр вала в уплотнении
Площадь радиального зазора
Принимаем по рисунку
Расчетное отношение давлений для отсека
Критический расход пара через отсек уплотнений
Расход пара через отсек уплотнений
Расчет на прочность деталей турбины
А)Расчет шипа и ленточной бандажной связи
Рабочие лопатки на собранном колесе связываются бандажами в пакеты. Существуют следующие типы бандажей: ленточные проволочные и трубчатые. Ленточные бандажи служат не только для связывания лопаток в пакеты но и создают также условия для лучшей организации парового потока уменьшают протечки пара на рабочем колесе. Ленточный бандаж имеет вид полосы с отверстиями под шипы рабочих лопаток. Один бандаж связывает в пакет не менее шести лопаток.
На рисунке 5 представлена схема к расчету на прочность ленточного бандажа.
Схема к расчету на прочность ленточного бандажа
В таблице 8 представлен расчет шипа и ленточной бандажной связи.
Таблица 8. Расчет шипа и ленточной бандажной связи
Угловая частота вращения
Осевая ширина рабочей решетки
Из теплового расчета ступени
Ширина бандажной ленты
Толщина бандажной ленты
Средний радиус по бандажу
Площадь поперечного сечения бандажа
Площадь сечения шипа
Интенсивность распределенной нагрузки на пролет бандажа
Момент сопротивления
Напряжение растяжения
Расчет пера лопатки на растяжение
На Рисунке 12 представлена схема к расчету лопатки на растяжение.
Схема к расчету лопатки на растяжение
Центробежную силу профильной части лопатки с постоянным по высоте профилем определяют по формуле
где - плотность материала лопатки; – площадь поперечного сечения лопатки; – длина лопатки; – средний радиус облопачивания на котором лежит центр тяжести лопатки; - угловая скорость вращения.
Напряжение растяжения от центробежной силы развиваемой массой лопатки в корневом сечении равно:
Как видно из формулы напряжения растяжения лопатки постоянного профиля пропорциональны квадрату частоты вращения длине среднему радиусу и не зависят от площади сечения лопатки.
В том случае когда лопатки скреплены в пакеты ленточными бандажами в корневом сечении помимо центробежной силы собственной массы лопатки действуют центробежные силы бандажей.
Центробежная сила ленточного бандажа определяется следующим образом:
Тогда суммарное напряжение растяжения в корневом сечении лопатки равно:
В таблице 9 представлен расчет пера лопатки на растяжение и изгиб.
Таблица 9. Расчет пера лопатки на растяжение и изгиб
Площадь поперечного сечения лопатки
Fл=10-4*(F)таб*(В25)^2
Средний радиус облопачивания ступени
Центробежная сила профильной части лопатки
Центробежная сила ленточного бандажа
Напряжение растяжения в корне лопатки
Расход пара через ступень
Окружная составляющая парового усилия
Осевая составляющая парового усилия
Паровое усилие на лопатку
Изгибающий момент в корневом сечении
Напряжение изгиба в кромках
Напряжение изгиба в спинке
Суммарные напряжения на лопатку
где -максим. величина из и
Расчет Т-образного хвостовика
При расчете хвостовиков обычно определяют лишь центробежную силу лопатки которая может вызвать в хвостовике растягивающие изгибающие сминающие и срезывающие напряжения. Напряжения изгиба возникающие от усилий пара часто не учитываются так как при плотной пригонке хвостовиков соседних лопаток одного к другому эти напряжения не велики.
Для расчета на прочность необходимо в первом приближении задаться в зависимости от ширины лопатки размерами хвостовика:
Чертеж Т-образного хвостика
Таблица 10. Расчет Т-образного хвостовика
Ширина рабочей решетки
Центробежная сила пера лопатки
Центробежная сила бандажа
Центробежная сила части хвостовика
Напряжение растяжения в сечении АВ
Центробежная сила участка АВСD
Напряжение среза в сечении ВС или AD
Полная центробежная сила хвостовика
Во время выполнения курсового проекта рассчитан ЦВД конденсационной турбины К-300-1275 которая в свою очередь выполнена с постоянным корневым диаметром.
В курсовом проекте рассчитаны термодинамические параметры пара регулируемой ступени и нерегулируемых ступеней турбины. Произведен детальный расчет регулирующей ступени и 9 нерегулируемых ступеней ЦВД. Благодаря предыдущим расчетам были определены типы лопаток сопловых и рабочих решеток вычислены линейные размеры лопаток входные и выходные скорости потока каждой ступени цилиндра потери с выходной скоростью и лопаточный КПД.
Также произведен расчет концевых уплотнений турбины с опорой на конструктивные особенности ЦВД. Рассчитаны потери через концевые уплотнения передней и задней части турбины.
Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины. 1990 г М.:Энергоатомиздат
Щегляев А.В. Паровые турбины. Том 12. Учебник для вузов: в 2 кн. Кн. 12.
-е изд. переработанное дополненное проф. Б. М. Трояновским.
М.:Энергоатомиздат 1993 г.384 с.: ил.
Голошумова В.Н. ЦВД паровой турбины. Термодинамические параметры турбины. Расчет нерегулируемых ступеней.часть 1 Методическое пособие Рабочая тетрадь Стр.45 Екатеринбург: 2015
Голошумова В.Н. ЦВД паровой турбины. Рабочая тетрадь. Концевые уплотнения Методическое пособие Стр.31 Екатеринбург: 2015
Голошумова В.Н. ЦВД паровой турбины Детальной термогазодинамический расчет нерегулируемых ступеней. Расчеты на прочность деталей паровой турбины. Ч.3 Методическое пособие Рабочая тетрадь Стр.37 Екатеринбург: 2015

icon 3в Поперечный разрез.frw

3в Поперечный разрез.frw
up Наверх