Расчет турбины к-50-90

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4.1 – Радиусы участков последней ступени

 

 

      (4.1)

 

Средний радиус второго участка, м:

 

      (4.2)

 

Средний радиус первого участка, м:

 

    (4.3)

 

Средний радиус третьего участка, м:

 

    (4.4)

 

Таблица 4.1

 

Определяемые величины и формулы	Номер струйки тока
	1	2	3
Средний радиус участка, м:	0,8903	1,1	1,3096
Эффективный угол, град:		28,7
Степень реактивности участков: , где – степень реактивности прикорневого участка;  – коэффициент скорости  сопловой решетки	0.234710157	0.468720207	0.606849773
Теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг:	116.03761574	80.55567579	59.611682322
Теплоперепад рабочей решетки, кДж/кг:	35.58809426	71.07003421	92.014027678
Абсолютная теоретическая скорость за сопловой решеткой, м/с:	481.741872251	401.386785509	345.287365311
Параметры пара за сопловой решеткой:  бар;  м3/кг	0.059 21.48443	0.077 16.91792	0.09 14.72788
Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с:	377.775830412	382.868407644	386.036718898
Число Маха сопловой решетки:	1.275205647	1.048367474	0.894441768

Продолжение таблицы 4.1

 

Определяемые величины и формулы	Номер струйки тока
	1	2	3
Расход пара по участкам, кг/с: – при  , где – коэффициент расхода сопловой решетки; – при	8.436230239	11.028438332	12.974972754
Суммарный расход пара, кг/с:	32.439641326
Отклонение  от известного расхода на ступень, %:	0.603632582
Действительная скорость выхода из сопловой решетки, м/с:	470.806331751	392.275305478	337.449342119
Окружная скорость по сечениям, м/с:	279.706465925	345.575191895	411.443917865
Угол выхода потока из сопловой решетки, град: – при  – при	28,7	28,7	28,7
Относительная скорость входа в  рабочую решетку, м/с:	222.602977311	124.8884958	138.622276241
Угол входа в рабочую решетку, град:	41	77,38	-49,14
Теоретическая скорость выхода из рабочей  решетки, м/с:	347.459744472	397.161434183	450.826120391

 

Продолжение таблицы 4.1

 

Определяемые величины и формулы	Номер струйки тока
	1	2	3
Скорость звука в рабочей  решетке, м/с:	375.223634515	375.223634515	375.223634515
Число Маха рабочей решетки:	0.926007086	1.058465932	1.201486471
Эффективный угол выхода из рабочей  решетки, град: , где – коэффициент расхода рабочей решетки	33,5	30,73	26,38
Угол выхода потока из рабочей решетки, град:	33,5	30,73	26,38
Действительная скорость выхода из ступени, м/с:	331.983887453	379.471863904	430.746324988
Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с:	183.256658106	194.874237021	193.088506922
Угол выхода потока из ступени, град:	-86,6838	-81,9	-77
Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг:	5.208314732	3.615718147	2.675653074
Потеря энергии в рабочей  решетке, кДж/кг:	5.25748625	6.869154654	8.850897168
Потери энергии с выходной скоростью, кДж/кг:	16.79150137	18.987984127	18.641585753

 

 

Продолжение таблицы 4.1

 

Определяемые величины и формулы	Номер струйки тока
	1	2	3
Относительный лопаточный КПД участков ступени:	0.82	0.805	0.801
Мощность сечений на ободе колеса, кВт:	1049,6683	1347,145	1575,9328
Суммарный относительный КПД ступени:	0,81

 

 

Рисунок 4.2 – Треугольники скоростей первого  участка

 

 

Рисунок 4.3 – Треугольники скоростей второго  участка

 

 

Рисунок 4.4 – Треугольники скоростей третьего участка

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Расчеты на прочность

 

5.1 Определение осевого усилия  на ротор

 

Выполняется упрощенно  в пределах первой нерегулируемой ступени, полученное значение умножается на число  ступеней.

Осевое усилие на рабочие лопатки определяется по следующему выражению, Н:

 

,  (5.1)

 

Где   и - давление после сопловой и рабочей лопатки;

- расход пара на турбину,  кг/с;

- действительная абсолютная  скорость выхода из сопловой  решетки; 

- абсолютная скорость выхода  из ступени;

- высота рабочей лопатки;

- средний диаметр ступени.

 

Осевое усилие, действующее на поверхность рабочего колеса с учетом разгрузочных отверстий, Н:

 

,    (5.2)

 

где   – корневой диаметр ступени, м;

 – диаметр ротора под  диафрагменным уплотнением, м, принимается по прототипу;

 – перепад давлений на  диске, бар:

 

,     (5.3)

 

 – перепад давлений на  рабочей решетке, бар, (определяется  в расчете ступени);

 – определяется по [1],

где

,      (5.4)

 

 – коэффициент расхода  разгрузочных отверстий, принимаем  0,5 [1];

 – площадь разгрузочных  отверстий, м²;

 

,      (5.5)

 

 – диаметр разгрузочных  отверстий, м, принимаем 0,04 [1];

 – количество разгрузочных  отверстий, принимаем 4 [1];

 – коэффициент расхода  корневого зазора, принимаем 0,4 [1];

 – площадь корневого зазора  между диском и диафрагмой, м²;

 

,      (5.6)

 

 – корневой зазор в уплотнении  диафрагмы, м, принимаем 0,004 [1];

 

,    (5.7)

 

 – площадь зазора в уплотнении  диафрагмы, м²;

 

,      (5.8)

 

 – радиальный зазор в  уплотнении диафрагмы, м, принимаем 0,0006 [1];

 – коэффициент расхода  уплотнения [1];

 – количество гребней уплотнения [1];

 – степень реактивности  ступени.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Суммарное осевое усилие на ротор в пределах одной  ступени, Н:

 

  (5.9)

 

Суммарное осевое усилие на ротор всей турбины, Н:

 

,      (5.10)

 

где – число ступеней турбины.

 

Так как суммарное осевое усилие меньше 30 тонн, разгрузочный поршень здесь не используется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2 Расчет лопатки последней  ступени

 

Рабочие лопатки  испытывают напряжение изгиба от воздействия  потока пара и напряжение растяжения от центробежной силы собственной массы  и массы бандажа. В длинных  лопатках последней ступени ЧНД  напряжения особенно велики и порой  достигают придельных значений.

 

Выбранный профиль  в корневом сечении:

 

Р-35-25Б

 

Для данного  профиля:

 – хорда рабочей лопатки,  м [1];

 – площадь сечения рабочей  лопатки, м² [1];

 – момент сопротивления  профиля изгибу, м³ [1];

 

Хорда рабочей  лопатки в корневом сечении, м:

 

 

Масштабный коэффициент:

 

    (5.11)

 

Истинное значение площади профиля в корневом сечении, м²:

 

   (5.12)

 

Истинное значение минимального момента сопротивления  корневого профиля изгибу, м³:

 

  (5.13)

 

Центробежная  сила профильной части лопатки переменного  сечения, Н:

 

,   (5.14)

 

где   – плотность материала лопатки (титан), кг/м³ [1];

 – окружная скорость по  среднему диаметру, м/с;

 – верность ступени:

 – для турбин малой мощности [1];

 

 

 

Напряжение растяжения в корневом сечении лопатки, МПа:

 

   (5.15)

 

Окружное усилие, Н:

 

,   (5.16)

 

где   – степень парциальности;

 – количество рабочих лопаток;

 

 

Осевое усилие, Н:

 

, (5.17)

 

где – шаг рабочих лопаток, м;

 

 

Изгибающее усилие, Н:

 

  (5.18)

 

Максимальное  напряжение изгиба, МПа:

 

  (5.19)

 

Суммарное напряжение в корневом сечении, МПа:

 

  (5.20)

 

По суммарному напряжению выбираем материал лопаток, обеспечивающий необходимый коэффициент  запаса прочности:

 

    (5.21)

 

Выбираем сталь 1Х13(Ж1) с пределом текучести МПа

 

 

5.3 Расчет диафрагмы первой нерегулируемой  ступени

 

Диафрагмы паровых  турбин испытывают действие разности давлений , вызывающей их изгиб. Оценка надежности сварной диафрагмы выполняется расчетом ее прогиба и максимального напряжения от разности давлений по упрощенной методике А.М. Валя.

 

По прототипу  определяется:

 

 – внешний диаметр, м;

 – внутренний диаметр,  м;

 – толщина, м.

 

Максимальное  напряжение в диафрагме, МПа:

 

,     (5.22)

где – разность давлений, МПа:

 

 

 – определяется по [1]:

 

 

 

 

 

Прогиб диафрагмы, м:

 

,    (5.23)

 

где   – определяется по [1];

 – модуль упругости материала  диафрагмы, МПа

 

 

По максимальному  напряжению выбираем марку стали, обеспечивающую необходимый коэффициент запаса прочности:

 

     (5.24)

 

Выбираем сталь  Х14Н18В2БР1(ЭИ726):

 – предел текучести выбранного  материала, МПа [1]

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Заключение

 

В курсовом проекте была спроектирована проточная  часть турбины           К–18–80. В предварительном расчете были определены экономическая мощность и расход острого пара на турбину. Далее был выбран тип регулирующей ступени. Затем, после определения предельной мощности, был произведен предварительный расчет нерегулируемых ступеней. В результате расчетов были определены основные размеры и теплоперепады ступеней, а также их общее количество.

Далее был  произведен детальный расчет регулирующей ступени, первой нерегулируемой и трех последних ступеней ЧНД. Были выбраны  профили сопловых и рабочих лопаток, нарисованы треугольники скоростей  для всех рассчитываемых ступеней. Также построены процессы расширения пара.

Далее выполнялся расчет закрутки последней ступени  ЧНД. Длинная лопатка была разбита  на 3 участка одинаковой высоты, каждый из которых рассчитывался по одномерной методике. Для участков были выбраны  профили сопловых и рабочих лопаток , начерчены треугольники скоростей.

В прочностных  расчетах были определены составляющие осевого усилия на ротор и рассматривалась необходимость установки разгрузочного поршня. Для лопатки и диафрагмы были выбраны марки стали, которые обеспечивали бы необходимый коэффициент запаса прочности.