Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

1. построение рабочего процесса расширения пара в турбине

2. тепловой расчет регулирующей ступени

2.1 определение среднего диаметра регулирующей ступени

2.2 расчет сопловой решетки

2.3 расчет суживающихся сопел

2.4 расчет рабочей решетки регулирующей ступени

3. расчет рабочих лопаток на прочность

3.1 расчет профильной части лопатки на растяжение

3.2 расчет лопатки на изгиб

список используемой литературы

1. Построение рабочего процесса расширения пара в турбине

Исходные данные:

- давление свежего пара Р_о= 12,8 Мпа

- температура свежего пара Т₀ = 555 ^о С;

- номинальная электрическая мощность N_н=80 МВт;

- давление пара в конденсаторе Р_к=0,0058 МПа;

- теплоперепад регулирующей ступени h₀^РС= 390 кДж/кг

- ступень двухвенечная.

По параметрам пара определяется точка состояния пара перед стопорным клапаном в is-диаграмме.

Давление пара перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорном, регулирующих клапанах и перепускных паропроводах составляет:

,

где р₀ - давление свежего пара перед стопорным клапаном, МПа.

Точка определяет состояние пара перед соплами регулирующей ступени. В is-диаграмме точку строим на пересечении изобары и энтальпии .

Давление за последней ступенью турбины с учетом потерь в выхлопном патрубке определяется:

где - давление в конденсаторе или на выхлопе турбины с противодавлением, МПа;

- средняя скорость потока в выхлопном патрубке, =50 м/с;

опытный коэффициент, учитывающий аэродинамические качества выхлопного патрубка: ;

Из точки (рисунок 1) проводится вертикальная линия изоэнтропного расширения пара в турбине до давления и находится точка В. Длина отрезка В является, располагаемым теплоперепадом турбины . Из точки опуская вниз прямую до пересечения с изобарой находим точку F. Длина отрезка представляет собой располагаемый тепловой перепад проточной части турбины .

i₀=3485 кДж/кг;i_2z=2075 кДж/кг;i_k=2045 кДж/кг;

H₀=i₀-i_k=3485-2045=1440 кДж/кг;

H₀^/=i₀-i_2z=3485-2075=1410 кДж/кг.

Расход пара на турбину по предварительно заданному КПД (без учета утечек через кольцевые уплотнители):

где - расчетная электрическая мощность турбины, кВт;

- располагаемый тепловой перепад проточной части турбины, кДж/кг;

- относительный электрический КПД турбоагрегата, определяется

,

где - механический КПД турбины (по таблице 2 [1]);

- КПД электрического генератора (по таблице 1 [1]);

- относительный внутренний КПД турбины,

где - это относительный эффективный КПД турбины (по таблице 2 [1]).

Определяем полезно используемый теплоперепад турбины, кДж/кг:

где Н₀ - располагаемый теплоперепад турбины, представляющий собой расстояние между точками А₀ и В согласно рисунку 1, кДж/кг.

Определяем энтальпию пара за выхлопным патрубком, кДж/кг,

где - энтальпия пара перед стопорным клапаном, кДж/кг.

Определяем потерю тепла ДН_вс, кДж/кг, выходной скоростью и энтальпию пара за последней ступенью турбины. Потери тепла с выходной скоростью:

ДН_вс = (0,01 0,016) • Н₀

Энтальпия пара за последней ступенью турбины, кДж/кг:

На пересечении линии с изобарой Р_2z получаем точку D, а при пересечении с изобарами Р_2z и Р_к строим точки Е и К, используя Н_i и ДН_вс согласно рисунку 1.

Нанесение линии состояния пара в рабочем процессе турбины в is-диаграмме осуществляется следующим образом.

От точки по изоэнтропе откладывается выбранный тепловой перепад на регулирующую ступень h₀^рс и строится точка С. Изобара, пересекающая точку С, соответствует давлению пара за регулирующей ступенью Р согласно [1, рисунок 1].

Для определения полезного использования теплового перепада в регулирующей ступени подсчитывают внутренний относительный КПД регулирующей ступени:

- для одновенечной ступени

где G - расход пара на турбину, кг/с;

Р₀ґ - давление пара перед соплами регулирующей ступени, Па;

Vґ₀ - удельный объем пара перед соплами регулирующей ступени (соответствует изохоре, проходящей через точку согласно рисунку 1), м³/кг.

Полезно используемый тепловой перепад:

h_i^pc = h₀^pc• з_оi^pc

Отложенный от точки А₀ до точки Сґ, определяет в этой точке на is-диаграмме энтальпию пара за регулирующей ступенью с учетом потерь. Проводим из точки С линию параллельную до пересечения с изобарой и получаем точку М, которая соответствует концу процесса в регулирующей ступени.

Последовательно соединяя точки А₀, А₀ґ, М, Д, Е, К получаем линию соответствующую процессу расширения пара в турбине.

2. Тепловой расчет регулирующей ступени

В качестве регулирующей ступени в современных паровых турбинах с сопловым (количественным) парораспределением применяют двухвенечную ступень скорости.

В большинстве современных паровых турбин применяют сопловое парораспределение, при котором первая ступень является регулирующей.

Применение одновенечной или двухвенечной регулирующей ступени обуславливается экономическими и конструктивными соображениями.

Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД, чем двухвенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее изменяется более резко. турбина решетка лопатка пар

Выбор типа регулирующей ступени во многом зависит от объемного расхода пара на турбину.

Применение турбин только с многовенечными ступенями скорости оправдано при необходимости использования больших перепадов тепла при минимальном числе ступеней (это приводы вспомогательных механизмов, резервных, когда вопросы минимальной стоимости, компактности и простоты конструкции являются более важными, чем повышение КПД - это например, механизмы периодического действия).

Регулирующая ступень, как правило, выполняется по активному принципу и позволяет осуществлять в них парциальный подвод пара, что позволяет, в свою очередь осуществлять сопловое парораспределение, дающее во всех условиях лучшие эксплуатационные показатели, чем другие типы парораспределения.

2.1 Определение среднего диаметра регулирующей ступени

Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада h₀^pc и отношением U/C_ф. Отношение окружной скорости к фиктивной (установленной) изоэнтропийной скорости C_ф, вычисляемой по располагаемому теплоперепаду (определить по графикам рисунка 2.1 [1]) и уточняемой по формуле:

Фиктивная изоэнтропийная скорость пара, подсчитывается по располагаемому теплоперепаду ступени:

Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени:

U₁ = (U/C_ф) •С_ф

U =0,22•782,3 = 172,1 м/с

где - отношение скоростей, выбирается соответственно для одновенеч-ной регулирующей ступени целесообразно принять =0,4.

Средний диаметр ступени:

d^pc = (60•U₁)/(р • n)

dpc =(60•172,1)/(3,14 • 3000)=1,096

где n - число оборотов ротора турбины, n=3000 об/мин.



2.2 Расчет сопловой решетки

Определение типа сопловой решетки

Располагаемый тепловой перепад сопловой решетки:

h_o1^pc = h₀^pc • (1 - с)

где h₀^pc - располагаемый тепловой перепад в регулирующей ступени, кДж/кг;

с - степень реакции ступени, выбирается в пределах 8-12 %, принимаем с=12 % =0,12.

h_o1^pc = 390 • (1 - 0,12)=275,4

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки, м/с, при изоэнтропийном расширении:

С_1t =

С_1t =

Число Маха для теоретического процесса в соплах

М_1t = C_1t/а_1t

где а_1t - скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном истечении:

а_1t =

k - показатель изоэнтропы, k = 1,3 для перегретого пара;

Р₁^рс - давление за соплами, cогласно рисунку 2, Р₁^рс = 9 МПа;

V_1t - теоретический удельный объем пара за соплами согласно рис.2 (изохора, проходящая через точку а), V_1t =0,0375 м³/кг.

а_1t =

М_1t = 742,16 / 625,4 = 1,19

Форма профиля и канала в первую очередь определяется безразмерной скоростью потока М_1t (число Маха). По величине М_1t выбирается тип решетки: так как М_1t<1,4 применяются профили решеток с суживающимися каналами.

2.3 Расчет суживающихся сопел

Определяем выходное сечение суживающихся сопел, мм²:

где G=123,84 кг/с - расход пара на турбину;

G_ут - количество пара, утекающее через переднее концевое уплотнение турбины , кг/с:

V_1t - теоретический удельный объем пара за соплами, м³/кг;

м₁ - коэффициент расхода сопловой решетки, принимается равным 0,97 (для пара практически с любым перегревом);

С_1т - теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном расширении, м/с.

мм²

Произведение степени парциальности ступени на высоту cопловой решетки определяется по формуле, мм,

,

где е - степень парциальности ступени, представляет собой долю рабочих лопаток от общего числа, которые в данный момент времени находятся против сопл подачи пара на рабочее колесо;

l₁ - высота сопловой решетки, мм;

d^pc - средний диаметр регулирующей ступени, м;

б₁ - выходной угол сопл () выбирается из таблицы 2.1 [1].

Оптимальная степень парциальности для двухвенечной ступени:

где значение е?l₁ должно подставляться в сантиметрах.

Высота сопловой решетки, мм:

По известным М_1t и б_1э согласно приложения Г [1] для сопловой решетки выбираются: обозначение профиля - С-90-15Б; угол выхода потока ; оптимальный относительный шаг ; хорда профиля b₁=5,2 см._.

По характеристике выбранной решетки принимается оптимальный относительный шаг t_опт. Шаг решетки, мм:

Потери тепла в соплах, кДж/кг:

где - располагаемый тепловой перепад сопловой решетки, кДж/кг;

- скоростной коэффициент сопловой решетки, принимается в зависимости от согласно рисунку 2.4 [1]. , тогда

Выходная ширина канала сопловой решетки, мм:

Число сопел:

,

принимаем равным .

В соответствии с принятым значением числа лопаток z₁ корректируют шаг профилей в решетке:

мм

2.4 Расчет рабочей решетки регулирующей ступени

Расчет двухвенечной регулирующей ступени

Степень реакции распределяем по венцам:

с = с¹+ с^н + с²

с = 2 + 5 + 3 = 10

где с¹ - степень реакции первого венца рабочих лопаток;

с^н - степень реакции направляющей решетки;

с² - степень реакции второго венца рабочих лопаток.

Отношение между степенью реакции на лопатках можно рекомендовать:

с^н = (2 2,5)• с¹; с² = 1,5 • с¹,

с^н = 2,5 • 2=5 % с² = 1,5 • 2=3 %

где с¹ принято за единицу, например с¹ = 2 %,соответственно в долях с¹ = 0,02.

Тепловой перепад, используемый в соплах (h₀₁^рс), откладывается от точки согласно рисунку 2.

Тепловой перепад, используемый на лопатках, откладывается согласно распределению степени реакции по лопаточному аппарату ступени

h₀₂^pc = с¹• h₀^pc + с^н• h₀^pc + с²• h₀^pc = h₀₂¹ + h₀₂^н + h₀₂²

h₀₂^pc = 0,02• 390 + 0,05• 390 + 0,03• 390 = 30,6

Для построения процесса расширения пара в is-диаграмме через концы отрезков h₀₂¹, h₀₂^н, h₀₂² проводят изобары P=6 МПа, P=5,6 МПа, P=5,2 МПа.

Чтобы выбрать типы лопаточных решеток необходимо построить треугольники скоростей для потока пара регулирующей ступени и определить все их элементы. Это построение позволит также определить потери в лопаточном аппарате, относительный лопаточный КПД, шаг и количество лопаток.

Входной треугольник скоростей первого венца строится по углу б₁, скоростям С₁ и U согласно рисунку 2.7 [1] в масштабе 1 мм = 5 м/с.

Абсолютная скорость пара на выходе из сопловой решетки:

С₁ = С_1t•ц

С₁ = 742,16•0,96=712,5 м/с

где С_1t - теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с;

б₁ - выходной угол сопла;

ц - коэффициент скорости сопловой решетки.

Графически из входного треугольника скоростей определяем величину относительной скорости на входе в рабочую решетку первого венца щ₁ и угол в₁ согласно рисунку 3 и проверяем по формулам:

,

м/с

Для выходного треугольника скоростей определяем угол в₂ на выходе из рабочей решетки первого венца:

где выходная площадь первой рабочей решетки, м²:

где G - расход пара на турбину, кг/с;

V_2t¹ - удельный объем пара за рабочей решеткой первого венца, V_2t¹ = 0,06 м³/кг.

l₂¹ - выходная высота рабочей решетки первого венца, мм.

Часто проточную часть регулирующей ступени скорости выполняют с отношениями высот лопаток

.



где - высота сопловой решетки, мм;

- высота рабочей решетки второго венца, мм;

- высота рабочей решетки первого венца, мм;

- высота направляющей решетки, мм;

мм мм мм

м₂¹ - коэффициент расхода в рабочей сопловой решетке первого венца определяется согласно рисунку 2.5 [1] в зависимости от степени реакции и состояния пара, м₂¹ = 0,93;

- теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки первого венца:

м/с

м²

Действительная относительная скорости на выходе из рабочей решетки первого венца, м/с:

щ₂ = ш₁•щ_2t

где ш₁ - скоростной коэффициент для активных решеток определяется в зависимости от и величины углов в₁ и в₂ по рисунку 2.8 [1].

щ₂ = 0,93 • 561= 521,73 м/с

ш₁=0,93

По определенным щ₂ и в₂ строится выходной треугольник скоростей для рабочей решетки первого венца.

Определяем число Маха для рабочей решетки первого венца

где - скорость звука при изоэнтропном процессе на выходе из рабочей решетки первого венца:

где - показатель изоэнтропы =1,3 (для перегретого пара).

По полученным данным выбираем рабочую решетку первого венца по приложению Г [1], обозначение профиля - Р-23-14А.

.

Из выходного треугольника скоростей определяются абсолютная скорость выхода пара С₂=362,97 м/с и угол выхода потока в абсолютном движении б₂=11,5 ⁰ графически и проверяются по формулам:



Определяем потери тепла в рабочей решетке первого венца, кДж/кг:

кДж/кг

Входной треугольник скоростей второго венца строится по углу , скоростям и окружной U согласно рисунку 2.7 [1].

Теоретическая скорость на выходе из направляющей решетки, м/с:

м/с

Действительная скорость на выходе из направляющей решетки, м/с,

.

Скоростной коэффициент ш_н=0,94 принимается по графику согласно рисунку 2.8 [1] в зависимости от l₂^н и б₂/ б₁^/.

Угол выхода потока пара из направляющей решетки б₁^/ определяется:

где - выходная высота направляющей решетки согласно пункту .

Выходная площадь поворотной решетки, м²:

где V_2t^н - удельный объем за направляющей решеткой в теоретическом процессе. V_2t^н=0,065 м³/кг;

- коэффициент расхода направляющей решетки, ;

- выходная высота направляющей решетки.

Найдем число Маха для направляющей решетки

где - скорость звука при изоэнтропийном процессе на выходе из направляющей решетки, м/с,

где k=1,3 (показатель изоэнтропы).

По углам и числу выбирают профиль рабочей направляющей решетки по приложению Г [1], Р-23-14А и ее основные геометрические характеристики и определяют число лопаток

шт.

Определяем величину потери тепла в направляющей решетке, кДж/кг:

кДж/кг

Величина потери откладывается по изоэнтропе от точки «m» вверх и через конец отрезка Дh₂^н - точку «k» проводится линия энтальпии в действительном процессе за направляющей решеткой до пересечения с изобарой, соответствующей давлению за направляющей решеткой Р. Точка пересечения - P , является точкой начала процесса в рабочей решетке второго венца. Отрезок PJ соответствует располагаемому перепаду на решетке второго венца h₀₂^н.

Из входного треугольника скоростей второго венца определяется относительная скорость и входной угол , графически и проверяются по формулам:

м/с

Для входного треугольника скоростей второго венца определяется скорость пара на выходе из рабочей решетки и угол

Выходная площадь рабочей решетки второго венца, м²,

где G - расход пара на турбину, кг/с;

V_2t² - определяется по построению процесса в is - диаграмме;

- коэффициент расхода рабочей решетки второго венца;

l₂² - выходная высота рабочей решетки второго венца, мм;

_2t^/- теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки второго венца в относительном движении, м/с,

где с² - степень реакции второго венца рабочих лопаток;

h₀₂² - располагаемый тепловой перепад регулирующей ступени.

м/с

м²

Действительная скорость пара на выходе из рабочей решетки второго венца, м/с:

м/с

По определенным и строится выходной треугольник скоростей второго венца. Найдем число Маха для рабочей решетки второго венца

где - скорость звука при изоэнтропном процессе на выходе из рабочей решетки второго венца



м/с

Потери тепла в рабочей решетке второго венца, кДж/кг:

кДж/кг

Величина потери Дh₂² откладывается по изоэнтропе от точки «J» вверх и через конец отрезка Дh₂^{2 -} точку «q» проводится линия энтальпии в действительном процессе за рабочей решеткой второго венца до пересечения с изобарой Р₂^рс. Точка z - точка конца процесса во втором венце с учетом потерь согласно рисунку 2.6 [1].

Из выходного треугольника скоростей второго венца определяются абсолютная выходная скорость С₂^/ и угол выхода б₂^/ графически, а затем проверяются по формулам

Определяем потери тепла с выходной скоростью, кДж/кг:

Дh_в.с. =

Дh_в.с. = кДж/кг

По относительным шагам решеток t_опт определяются действительные шаги t, мм:

а) сопловой решетки t_с = b_c•t^с_опт =52?0,7=36,4 мм

б) рабочей решетки первого венца t¹ = b₁•t¹_опт =25,9?0,6=15,54 мм

в) направляющей решетки t^н = b^н•t^н_опт= 25,9?0,6=15,54 мм

г) рабочей решетки второго венца t² = b₂•t²_опт=25,9?0,6=15,54 мм

где b_c, b₁, b^н, b₂ - хорды выбранного профиля соответствующей решетки, мм .

Количество лопаток для решеток турбины

а) сопловой решетки

б) рабочей решетки первого венца



в) направляющей решетки

г) рабочей решетки второго венца

Полученные значения количества лопаток округляем до ближайшего целого числа.

Относительный лопаточный КПД ступени:

а) по потерям тепла

б/ по проекциям скоростей



Определяем потери тепла на трение и вентиляцию, кДж/кг,

где N - мощность, затраченная на трение и вентиляцию, кВт.

,

где - коэффициент, зависящий от состояния пара (для насыщенного и влажного пара =1,2 1,3 ; для перегретого пара = 1,1 1,2);

V_1t - удельный объем пара на выходе из сопла, м/кг;

_опт - степень парциальности при впуске пара;

G - расход пара на турбину, кг/с.

В is - диаграмме, откладывая потери тепла на трение и вентиляцию h и потери с выходной скоростью находим использованный теплоперепад на регулирующую ступень. Согласно рисунку 2.6. равны отрезку zх , - отрезку уz ;точка "0" - точка конца процесса в ступени.

кДж/кг

Расчет двухвенечной ступени сводится в таблицу 2.



Таблица 2 - Сводная таблица расчета двухвенечной ступени скорости

№	Наименование	Обозн.	Ед. изм.	решетки
				сопловые	1-го венца	направляющие	2-го венца
1	2		3	4	5	6	7
1	Степень реакции	с	-	1,096	1,096	1,096	1,096
2	Расход пара на турбину	G	кг/с	390	390	390	390
3	Окружная скорость вращения диска	U	м/с	1,19	0,88	0,636	0,42
4	Диаметр ступени	d	М	625,4	634,8	633,5	633
5	Располагаемый теплоперепад	hopc	кДж/кг	5463	7819,4	11351	0,01
6	Число Маха	М1t	-	1,096	1,096	1,096	1,096
7	Скорость звука на выходе из решетки	а1t	м/с	390	390	390	390
8	Выходная площадь	F	м2	1,19	0,88	0,636	0,42
9	Выходные углы	б	Град	15	26	20,7	68
10	Высота решетки	l	Мм	26,3	31,56	39,45	44,71
11	Оптимальная степень парциальности	еопт		0,236	0,236	0,236	0,236
12	Профиль решетки	-	-	С-90-15Б	Р-46-29А
13	Абсолютная скорость пара на выходе	С1	м/с	712,5	362,97	382	135
14	Относительная скорость пара	щ	м/с	550	521,73	230	255

3. Расчет рабочих лопаток на прочность

Расчет рабочих лопаток на прочность рассмотрим на примере.

Из теплового расчета имеем следующие характеристики промежуточной ступени турбины:

Давление пара перед ступенью Р^/₀ 12,8 МПа

Температура пара t₀ 555 ⁰С

Расход пара через ступеньG 65,8 кг/сек

Располагаемый теплоперепад ступениh^рс₀ 390 кДж/кг

Средний диаметр ступениd ^рс 1096 мм

Частота вращенияn 50 сек^-1

Профиль лопатки Р-26-17А

Число лопаток z₂ 224

Установочный угол профиля 84⁰

Рабочая длина лопатки l₂ 31,56 мм

Толщина ленточного бандажаД 1 мм

Перепад давлений на лопаточной

решетке ДР=Р^рс₁-Р^рс₂ 0,5 МПа

Абсолютная скорость

- входа С₁ 712,5 м/сек

- выхода пара С₂ 362,97 м/сек

Углы

- входа пара в абсолютном движенииб₁ 15⁰

- выхода пара в абсолютном движенииб₂ 26⁰

Относительный лопаточный КПД

ступени 0,8



3.1 Расчет профильной части лопатки на растяжение

В ступенях при 10 лопатки выполнены с постоянным профилем на высоте.

Растягивающие усилия вызываются центробежными силами собственной массы лопатки и массы бандажа, Н,

где С_л - центробежная сила массы лопатки, Н;

С_б - центробежная сила бандажа

где - плотность материала (по характеристике профиля),кг/м³;

f₂ - площадь поперечного сечения профиля лопатки, м²;

r, r_б - радиусы (средние) ступени и бандажа, м²;

w - угловая скорость вращения, сек^-1;

V_б - объем лопаточного бандажа, отнесенного к одной лопатке,м³.

Для стали 15х11 МФ = 7750 кг/м³; f₂ = 2,44 см² (по характеристике профиля).

м

м

сек -¹

Значение объема определяется по формуле

где см;

- шаг бандажа, м,

м

м³

тогда

Н

Напряжение от растяжения

МПа

3.2 Расчет лопатки на изгиб

Действующее на рабочую лопатку паровое усилие раскладывается на две составляющие: окружную Р_u и осевую Р_а

Окружная составляющая может быть определена из уравнения работы, развиваемой одной лопаткой, кН:

кН

где - степень парциональности ступени;

U - окружная скорость, м/с;

м/с

Осевая составляющая парового усилия складывается из динамического давления пара, проходящего через каналы лопаточной решетки, и статической разности давлений

Н

где - шаг ступени, м,

,

, .

Вектор равнодействующей изгибающих усилий Р₀ равен геометрической сумме составляющих Р_u и Р_а, Н

Начало осей Х, Y расположена в геометрическом центре сечения рабочей лопатки.

В расчете рабочих лопаток на прочность считают, что одна из главных центральных осей сечения ХХ параллельна хорде профиля.

Поэтому в= 90? - в_y = 90 - 84 = 6?,

где в - угол между осями YY и ZZ. Ось ХХ определяет плоскость наибольшей жесткости лопатки, перпендикулярная ей YY - наименьшей. Напряжения изгиба от парового усилия определяют относительно этих осей. Для определения действующих на лопатку изгибающих моментов находятся проекции силы Р₀ на оси сечения лопаток ХХ и YY, Н

Н

Н

Значение угла .

Изгибающие моменты в корневом сечении лопатки, Н*м,

Напряжение относительно осей ХХ и YY, Мпа

Мпа

Мпа

Мпа

Мпа

где - моменты сопротивления относительно оси ХХ для спинки и для кромок;

- моменты сопротивления относительно оси YY для входной и выходной кромок (определяется по геометрическим характеристикам профилей рабочих лопаток, из альбомов профилей).

Момент М₁ вызывает напряжение растяжения на кромках, сжатия на спинке лопатки.

Момент М₂ (Р₂ направлена по движению потока пара) вызывает растяжение на входной кромке и сжатия на выходной.

Напряжения изгиба

- на выходной кромке, МПа

-на входной кромке, МПа

-на спинке, МПа,

Суммарное напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения, изгиба имеют, МПа

где - принимается наибольшим из напряжений на кромках.

Напряжение не должно превышать допустимого на растяжение.

При выборе допустимых напряжений в качестве критерия прочности лопаток могут быть выбраны: предел текучести , предел ползучести , предел длительности прочности , предел усталости . При рабочей температуре лопаток до 430?С для жаропрочных перлитных сталей в качестве критерия прочности следует брать предел длительной прочности

Коэффициент запаса прочности r рекомендуется принимать в зависимости от принятого критерия прочности

r_Т=2; r_пл=1,3; r_дл=2

Допустимые напряжения на растяжение соответственно будут

, , ,

, ,

где, , - могут быть взяты из таблиц при соответствующих температурах.

При соблюдении условий прочностные характеристики рассчитываемой лопатки считаются допустимыми.

Заключение

В данной курсовой работе приведен расчет регулирующей ступени турбины ПР-80/100-130/13проведенный для заданных основных характеристик: N_ном = 80/100 p₀ = 12,8 МПа, р_к =5,8 кПа,температура свежего пара t₀ = 555 єС. Построены: принципиальная тепловая схема паротурбинной установки, ориентировочный процесс расширения пара в турбине и регулирующей ступени, треугольники скоростей регулирующей ступени.



Список используемой литературы

1 Методические указания к курсовому проекту по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели». Астана-ЕНУ, 2015 г

2 Трухний А.Д., Лосев С.М. Стационарные паровые турбины - М.: Энергоатомиздат, 1981. - 456 б.

3 Ривкин Термодинамические свойства воды и водяного пара. -- М. : Машгиз, 1958. - 156 б.

4 Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. -- М. : Машиностроение, 1965. - 96 б.

5 М.А. Трубилов, Г.В. Арсеньев, В.В. Фролов и др.: под редакцией А.Г. Костюка, В.В. Фролова. Паровые и газовые турбины. -- М. : Энергоатомиздат, 1985. - 352 б.

6 Семенов А.С., Шевченко А.М. Тепловой расчет паровой турбины. -- Киев. : Вища школа, 1975. - 208 б.

7 Тепловые и атомные электрические станции. Справочник /под редакцией В.А. Григорьева и В.М. Зорина/. -- М. : Энергия, 1982. - 625 б.

8 Шляхин П.Н. Паровые и газовые турбины. Изд. 2-е, переработано дополненное. -- М. : Энергия, 1974. - 224 б.

9 Щегляев А.В. Паровые турбины. - М.: Энергия, 1993. - 256 б.

Размещено на Allbest.ru

...