Расчет проточной части турбины

7.2Центробежную силу профильной части лопатки (рис. 7.2) с постоянным по высоте профилем определяют по формуле

СР=Fлlr2,Где - плотность материала лопатки;Fлплощадь поперечного сечения лопатки; lдлина лопатки; rсредний радиус облопачивания, на котором лежит центр тяжести лопатки; -угловая скорость вращения. Напряжение растяжения от центробежной силы, развиваемой массой лопатки в корневом сечении равно:p=Cp/Fл=lr2Как 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:

Сб=Fбtбrб2,Тогда суммарное напряжение растяжения в корневом сечении лопатки равно:p=(Cл+Сб)/Fл.Расчет лопатки на изгиб от парового усилия

Действие пара на лопатку обуславливает возникновение силы, которая может быть разложена на окружную составляющую Pu и осевую Pa. Обе силы относятся к массе, проходящей через лопаточный канал. Pu может быть определена из уравнения количества движения: Pu=G (c1u-c2u)/z2,где Gмассовый расход пара через ступень, кг/сек; - степень парциальности; z2-число рабочих лопаток; с1uпроекция абсолютной скорости выхода пара из сопел на направление окружной скорости, м/сек; с2uпроекция абсолютной скорости выхода пара из рабочих лопаток на направление окружной скорости, м/сек.Осевая составляющая парового усилия обуславливается как динамическим действием рабочей среды при обтекании лопатки, так и разностью статических давлений по обе стороны лопатки: Pa=G (c1a-c2a)/(z2)+(p1-p2)t2l, где с1а и с2аосевые составляющие скоростей (см. рис. 7.3), м/сек; p1 и p2-давление перед и за рабочей решеткой, Па; t2-шаг лопаток, м; l-высота лопатки, м. Треугольники скоростей турбинной ступени

Рис. 7.3При подсчете сил по приведенным выше формулам необходимо выбирать режим работы турбины, при котором окружное усилие достигает максимальной величины. Для большинства ступеней турбины, и в особенности для последней ступени, таким режимом является максимальная нагрузка турбины: для первой ступени паровой турбины с сопловым парораспределением опасным режимом служит нагрузка, соответствующая полному открытию первого регулирующего клапана (остальные клапаны закрыты), когда ступень работает с большим тепловым перепадом и малой парциальностью. Равнодействующая сил Puи Pa (рис. 7.4) равна их геометрической сумме:.Силы, изгибающие лопатку. Рис. 7.4Для определения напряжений изгиба необходимо найти положение главных центральных осей инерции сечения - и , проходящих через центр тяжести профиля 0. Силы, действующие в плоскостях наименьшей (ось -) и наибольшей (ось ) жесткости профиля, обозначенные соответственно P1 и P2, находятся следующим образом, где -угол между направлением силы Р и перпендикуляром оси минимального момента инерции. Данная методика довольна сложна, поэтому для расчетов применяются следующие упрощения:

ось  минимального момента инерции без большой погрешности может быть принята параллельной хорде профиля mn (рис.

7.4); направление силы Р может быть принято совпадающим с осью -, так как угол  между ними обычно невелик и cos1.Таким образом, определив по формуле Mк=Рl/2 изгибающий момент от газовых сил, можно найти максимальное напряжение изгиба в обеих кромках корневого сечения:(u)кр=Mкe1/Imin=Mк/Wкр, и в спинке (u)сп=Mкe3/Imin=Mк/Wсп.В формулах через Imin обозначен момент инерции сечения профиля относительно оси , а через Wкр и Wсп -минимальные моменты сопротивления соответственно кромки и спинки сечения лопатки относительнотой же оси. Напряжениями в кромках, вызванными моментом от проекции силы Р на ось , т. е. силой Р2, можно пренебречь. На лопатку, изогнутую силами пара, действует центробежная сила ее массы, которая стремится выпрямить лопатку и поэтому создает момент, обратный моменту сил пара. С учетом этого влияния центробежной силы результирующий изгибающий момент равен не величине М, а М, где  - так называемый коэффициент разгрузки, меньший единицы. В данной работе расчет коэффициента разгрузки отсутствует. Расчет пера лопатки на растяжение от центробежных сил и на изгиб от паровых сил сведен в табл. 7.

2.Расчет пера лопатки на растяжение от центробежных сил и на изгиб от паровых сил

Таблица 7.2рег ст1 ст2 ст3 ст4 ст5 ст6 ст7 ст8 стn303030303030303030301wрад/сек10,710,710,110,110,110,110,710,710,710,7 Плотность7 850 785 078 507 850 208 314 183 567 410 167 021 568 sдоп80 100 154 185 212 231 345 260 986 3682Fлм28,338,333,001,21,21,25,333,004,085,333rм0,0050,0050,0030,0060,0060,0060,0040,0050,0060,0044lм3,44 213,44213,44 213,44213,44 213,44213,44 213,4423,4423,4425CрН0,800,700,800,100,700,900,600,800,600,706CбН1,121,351,841,471,561,781,671,771,711,677sрПа2,302,468,801,311,882,234,268,575,664,448Gкг/сек138,9138,9137,5137,5137,5137,5137,5137,50 137,50137,509zшт.88 888 888 8810PuН1589,51 333,7795,8506,4488,3886,2741,5658,10 681,10741,30 с1u=0,30,40,650,980,870,740,800,810,860,71 c2u=1,121,081,091,261,141,231,211,241,231,25 e=0,800,800,800,800,800,800,800,800,800,8011PaН3105,91 780,17584,61 394,01776,73 689,96605,25 581,106041,105 813,10 с1а=1,201,261,281,321,301,251,411,451,511,53 с2а=1,541,281,361,481,321,651,481,371,301,41 p1=8,208,208,208,208,208,208,208,208,208,20 p2=8,308,308,308,308,308,308,308,308,308,30 t2=330,58 330,58198,35 396,69396,69 396,69264,46 331,10345,60 374,10 l=3,443,443,443,443,443,443,443,443,443,4412PН3488,982 224,337626,191 483,151842,543 794,806646,695 619,776079,375 860,1813MкН/м600,48 382,82131,25 255,26317,12 653,11114,39 967,20104,63 100,8614sкр

МПа1,913,386,963,502,501,734,555,133,502,2615sсп

МПа1,802,201,902,302,401,801,701,230,980,7216sМПа4,225,8415,764,814,384,038,8113,709,156,70К18,9817,119,7738,4948,3757,5225,7717,0826,2238,05Расчет Тобразного хвостовика

При расчете хвостовиков обычно определяют лишь центробежную силу лопатки, которая может вызвать в хвостовике растягивающие, изгибающие, сминающие и срезывающие напряжения. Для расчета на прочность задаемся в зависимости от ширины лопатки размерами хвостовика (см. рис. 7.5):Тобразный хвостовик лопатки

Рис.

7.5T=0.4Bм;h1=0.4B м;Ф=0,7 В м;h2=0.3Bм.Наибольшие растягивающие напряжения возникают в сечении АВ хвостовика. Сумму центробежных сил пера лопатки и бандажа, т. е. сил, развиваемых массами, лежащими над сечением MN, обозначим С; центробежную силу части хвостовика, ограниченную линиями MN и АВ, -через С’х.Площадь поперечного сечения хвостовика по АВ определяется площадью фигуры befd, обозначим ееf1. В таком случае растягивающее напряжение. Напряжения среза в сечениях AD и BC хвостовика, где С"Хцентробежная сила участка ABCD; 2- площадь среза. По площадкам abdc и eghf в хвостовике возникает напряжение смятия, где СХполная центробежная сила хвостовика (между сечениями MN и хх); площадь abdc или eghf (действительная площадь прилегания хвостовика за вычетом фасок и галтелей).Результаты расчетов сведены в табл. 7.

4.Из расчета на прочность видно, что элементы рабочих лопаток проходят на прочность с необходимым запасом. Расчет Т-образного хвостовика

Таблица 7.4рег ст1 ст2 ст3 ст4 ст5 ст6 ст7 ст8 стn303030303030303030301wрад/сек10,725 310,72529710,1 124 210,1124210,1 124 210,1124210,725 310,725310,725 310,7253

Плотность7 850 785 078 507 850 208 314 183 567 410 167 021 568 σдоп80 100 154 185 212 231 345 260 986 3682Zшт.8 888 888 888

Основные размеры3h1м0,6 000,08000,1 200,08000,6 000,08000,8 000,08000,8 000,08004h2м0,1 800,01900,2 000,02200,1 800,02100,2 100,02100,2 300,02105hнм0,800,00900,900,00800,700,00900,700,00800,700,00906

Тм0,2 300,02400,2 400,02200,1 800,02000,2 100,02400,2 300,02207

Фм0,4 500,04500,4 500,04800,5 200,05000,4 700,04200,4 400,04008r1м0,48 000,48000,37 000,39000,37 000,34000,34 000,36000,36 000,36009r2м0,4050,3810,3800,3070,3180,3600,3600,3100,3090,31010rнм0,7050,7050,7880,8540,8410,8710,8440,9540,9540,95511Bм1,70 700,00500,300,00600,600,00600,400,00300,350,004012lм3,44 213,44213,44 213,44213,44 213,44213,44 213,4421453,4 421 453,44214513tм0,60 320,60320,46 500,49010,46 500,42730,42 730,23810,23 810,238114CпН0,800,700,800,100,700,900,600,80,60,715СвН1,121,351,841,471,561,781,671,81,71,716С*xН1,231,381,321,281,291,321,311,291,271,2317sрМПа2,272,373,552,644,244,683,996,756,546,87 К35,2342,2143,4070,0449,9849,5656,8934,6436,7137,1018С**xН1,891,871,851,751,841,961,871,891,921,8419tср

МПа0,500,780,680,620,740,840,780,740,780,81 Кt96,0076,92 135,88179,3 171,89165,71 174,62189,73 184,62188,8920СxН1,231,381,321,281,291,321,311,291,271,2321scмМПа2,372,714,062,242,253,123,223,133,183,30Ксм33,7036,9337,9782,7794,4074,3470,4474,7675,4777,27Расчет критической частоты вращения вала

При проектировании паровой турбины необходимо определить критическую частоту вращения вала и сравнить ее с рабочей частотой вращения. Работа турбины на критической частоте вращения или близких к ней частотах недопустима, так как при этом наблюдается резкое усиление вибрации турбины, возможны задевания деталей ротора за статорные элементы, выход из строя подшипников, уплотнений и даже разрушение вала. Данный расчет критической частоты вращения вала произведен по методу инженера В. В. Звягинцева.Для многоступенчатого ротора с дисками на двух опорах им рекомендована следующая формула, где d-максимальный диаметр вала, мм; l-расстояние между опорами, м; G-сила тяжести ротора, Н. При этом предположено, что вал имеет наибольший диаметр посредине, откуда по направлению к подшипникам диаметр вала постепенно уменьшается. Погрешность определения nкр по этой формуле составляет 3,5% по сравнению с энергетическим методом. По величине nкр определяют тип вала и опасную зону его работы. Валы паровых турбин могут иметь критическую частоту вращения как больше, так и меньше рабочей. В первом случае вал называют жестким. Обычно требуется, чтобы критическая частота вращения жесткого вала не менее чем на 20−25% превышала рабочую. Для гибких валов нормальная частота вращения должна быть на 30−40% выше критической. Так как вторая критическая частота вращения для распространенных конструкций дисковых роторов на двух опорах приблизительно в 2,8 раза больше первой критической частоты, то рабочее число оборотов гибкого вала должно быть сопоставлено с обеими критическими частотами. Найденная критическая частота ротора удовлетворяет условию:

0.7nКР2<1211<1697поэтому ротор может эксплуатироваться на частоте 50 Гц. Краткое описание турбины

Теплофикационная турбина мощностью 100 МВт спроектирована на начальные параметры 12,5 МПа и 5600С и на частоту вращения 30 Гц. Пар по двум паропроводам подводится к стопорному клапану, из которого по четырем паропроводам поступает к четырем регулирующим клапанам, установленным непосредственно на корпусе ЦВД турбины. Каждый из регулирующих клапанов подает пар непосредственно к одной из четырех сопловых коробок, две из которых вварены в верхнюю, а две — в нижнюю половину корпуса турбины. ЦВД турбины не имеет промежуточных нерегулируемых отборов пара. ЦВД турбины имеет развитую систему уплотнений, исключающую утечки пара в атмосферу. Проточная часть турбины состоит из двухвенечной и семи нерегулируемых ступеней. Ротор цельнокованый. В корпусе переднего подшипника расположен вкладыш опорного подшипника, а в корпусе заднего подшипника — вкладыш опорно — упорного подшипника. Отсутствие отборов пара и срабатывания большого теплоперепада в двухвенечной регулирующей ступени позволило все диафрагмы разместить непосредственно в корпус турбины. Все диафрагмы — сварные. Сегменты концевых уплотнений крепятся в обоймах, установленных в корпусе. Нижняя половина и крышка корпуса стянуты горизонтальными фланцами, имеющими паровой обогрев для улучшения маневренности турбины. Корпус ЦВД турбины опирается на корпуса подшипников с помощью лап, являющихся продолжением фланцев нижней половины корпуса. Лапы опираются на горизонтальные площадки, приваренные к корпусам подшипников на уровне горизонтального разъема. Между лапами и площадками имеются поперечные шпонки, препятствующие взаимному смещению корпусов турбины и подшипников в продольном направлении, но не препятствующие их взаимному смещению в поперечном направлении. Совмещение вертикальных плоскостей турбины и подшипников организовано с помощью вертикальных шпонок, установленных на фундаментной раме заднего подшипника. В корпусе переднего подшипника размещены ГМН и элементы системы регулирования и защиты. Заключение

В ходе данной курсовой работы была спроектирован ЦВД турбины типа Т-100−130 ТМЗ. Было определено количество ступеней, распределен теплоперепад между ними. Был произведен детальный расчет регулирующей и всех нерегулируемых ступеней, и расчет на прочность основных деталей турбины. Список используемой литературы

Проект паровой турбины: Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Энергетические машины» (Часть 2. Паровые турбины ТЭС и АЭС) / Е. В. Урьев, С. В. Жуков. 2-е изд., перераб. и доп. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2005

Таблицы термодинамических свойств воды и водяного пара / М. П. Вукалович. Москва: 1965. 401 с. Стационарные паровые турбины / А. Д. Трухний. Москва: 1990. 640 с. Паровые турбины / А. В. Щегляев. Москва: В 2 кн. 1993 г. 384 с.