Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Республики Казахстан

Евразийский Национальный университет им.Л.Н.Гумилева

Транспортно-энергетический факультет

Кафедра «Теплоэнергетика»

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

к практическим занятиям по дисциплине «Теория, конструкция нагнетателей и тепловых двигателей» для студентов специальности 5В0717 «Теплоэнергетика»

Астана, 2012

Введение

Данные методические указания составлены в соответствии с рабочей программой по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели» для студентов специальности 050717 - «Теплоэнергетика» и предназначены для закрепления теоретических знаний по лекционным занятиям.

Методические указания содержат вопросы, на которые уделяется внимание при изучении и рассмотрении указанных тем, а также литературу с указанием страниц.

Данные методические указания рассматривают темы, указанные ниже.

нагнетатель турбина энергия

Тема 2. Основы теории нагнетателей

Занятие 1,2.

Определение основных параметров нагнетателей динамического действия. Расчет высоты всасывания

Режим работы насоса в установке при данной частоте вращения характеризуется подачей , м³/с, напором , м, и потребляемой насосом мощностью двигателя , Вт.

Теоретический напор, создаваемый центробежным насосом с бесконечно большим числом лопаток , равен

,

где и - окружные скорости рабочего колеса на выходе и на входе, м/с;

и - окружные составляющие абсолютных скоростей на выходе и входе в колесо, м/с.

При отсутствии предварительной закрутки потока на входе в колесо напор определяют по формуле

.

Через подачу напор можно определить по формуле

,

где и - радиус и ширина колеса на выходе, м;

- угол между касательной к лопатке на выходе колеса и касательной к окружности колеса.

Действительный напор центробежного насоса

,

где - коэффициент влияния числа лопаток.

Напор, развиваемый насосом, можно определить по формуле

или

,

где и или и - давления в пространстве нагнетания и в пространстве всасывания, Па;

- плотность перекачиваемой жидкости, кг/м³;

- ускорение свободного падения, м/с²;

- геометрическая высота подъема жидкости, м;

- напор, затрачиваемый на создание скорости , на преодоление трения и всех местных сопротивлений во всасывающей и нагнетательной линиях, м;

- вертикальное расстояние между точками измерения давлений , м;

- скорость жидкости в нагнетательном и во всасывающем трубопроводе, м/с.

Мощность, кВт, потребляемая двигателем насоса

,

где - подача насоса, м³/с;

- полный напор, развиваемый насосом, в метрах столба перекачиваемой жидкости, м;

- общий КПД насосной установки, равный

,

где - КПД насоса;

- КПД передачи;

- КПД двигателя.

С запасом на возможные перегрузки двигатель к насосу устанавливается несколько большей мощности , кВт, чем потребляемая мощность

,

где - коэффициент запаса мощности, находится в пределах в зависимости от .

Каждому режиму работы насоса в данной установке соответствует некоторая допускаемая величина вакуума, так называемая допускаемая вакуумметрическая высота всасывания, которая обеспечивает отсутствие кавитационных явлений в насосе.

Высота всасывания центробежного насоса , м, рассчитывается по формуле

,

где - атмосферное давление, м;

- давление насыщенного пара всасываемой жидкости, м, определяется ее температурой;

- гидравлическое сопротивление всасывающей линии, м;

- кавитационная поправка, м, определяющаяся по формуле

.

Дополнительно на данном практическом занятии можно рассмотреть работу питательных насосов.

Также желательно на примере разобрать расчет центробежного насоса [4].

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 5.1, 5.2, 5.3, 5.9 [1]; 2.115-2.118 [3].

Примерный перечень литературы по данному разделу: [3, с. 101-103], [4, с. 60-63], [1, с.88-94].

Занятие 3.

Пересчет характеристик центробежных нагнетателей при изменении частоты вращения, начальных условий всасывания

КПД центробежного насоса меняется при изменении напора и производительности.

При изменении в небольших пределах частоты вращения центробежного насоса изменения его подачи , напора и потребляемой мощности определяются следующими соотношениями

; ; .

где - диаметры рабочих колес.

Приведенные формулы позволяют производить пересчет характеристик центробежных насосов с одной частоты и диаметра на другую частоту и диаметр. Для одного и того же насоса и формулы упрощаются.

Гидравлический и объемный КПД насоса при сохранении подобия режимов его работы остаются приблизительно постоянными в силу автомодельности. Полный КПД насоса при этом в первом приближении можно считать также постоянным.

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 2.9, 2.11, 2.15 [4]; 5.11-5.13 [1]; 7.5, 7.6[8].

Примерный перечень литературы по данному разделу: [4, с.47]; [1, c.91-95]; [8, c.203].

Занятие 4, 5.

Работа насосов на сеть. Расчет характеристик сети при последовательном и параллельном включении центробежных нагнетателей

Напор и производительность центробежного насоса при данной частоте вращения зависят друг от друга. Если на график этой зависимости, называемый характеристикой насоса, нанести кривую характеристики сети, то пересечение обеих кривых даст так называемую рабочую точку, определяющую напор и производительность насоса при работе его на данную сеть.

Исходным соотношением при решении задач о работе насосов на сеть является баланс напоров потока в трубопроводе с включенным в него насосом. При установившемся движении жидкости в трубопроводе

,

где и - полные напоры потока в начальном и конечном сечениях трубопровода, м;

- напор насоса, то есть энергия, сообщаемая насосом единице веса перекачиваемой им жидкости, м;

- сумма потерь напора в трубопроводе, м.

Таким образом напор насоса затрачивается на увеличение напора потока и преодоление гидравлических сопротивлений в трубопроводе.

Задачи о работе насосов на сеть можно разделить на две основные группы:

подбор насоса для данной установки при требуемой подаче;

определение режима работы данного насоса в установке.

Решение таких задач основано на совместном рассмотрении характеристик насоса и установки. Для решения задач в координатах строят в одинаковом масштабе рабочую характеристику насоса и характеристику установки , представляющую зависимость потребного напора установки от расхода при заданном статическом напоре . Характеристика установки выражается

,

где - статический напор, м.

В этом выражении - характеристика трубопровода (зависимость суммарных потерь напора в трубопроводе от расхода). При турбулентном режиме (s - сопротивление трубопровода).

При стационарном режиме работы установки подача насоса и развиваемый им напор определяются на графике точкой пересечения характеристик насоса и установки, в которой выполняется условие равенства напоров насоса и установки

.

При параллельной и последовательной работе нескольких насосов для определения режима работы системы необходимо построить суммарную характеристику насосов и найти рабочую точку системы. Для построения суммарной характеристики насосов при параллельном их соединении необходимо сложить характеристики насосов по абсциссам (подачам), а при последовательном соединении - по ординатам (напорам).

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 5.15, 5.16 [1]; 14.25, 14.34, 14.30, 14.40, 14.41, 14.43, 14.44 [9].

Примерный перечень литературы по данному разделу: [1, c.96]; [9, c.437-451].

Занятие 6.

Выбор и определение основных параметров дымососов и дутьевых вентиляторов

Дутьевые устройства предназначены для подачи воздуха в топки котлов с целью организации сжигания топлива. Они состоят из дутьевых вентиляторов и воздуховодов с регулирующими задвижками.

Основными характеристиками являются: подача, давление и частота вращения рабочего колеса.

Теоретическое давление, Па, создаваемое вентилятором, определяется по формуле

,

где - средняя плотность перемещаемого газа, кг/м³;

и - окружные скорости газа на входе и выходе с рабочей лопатки, м/с;

и - абсолютные скорости газа на входе и выходе рабочего колеса, м/с;

и - углы между абсолютной и окружной скоростями на входе и выходе газа с рабочей лопатки.

Окружная скорость, м/с, газа при входе на рабочую лопатку

,

где - внутренний диаметр рабочего колеса, м;

- частота вращения рабочего колеса, об/мин.

Окружная скорость, м/с, газа на выходе с рабочей лопатки

,

где - наружный диаметр рабочего колеса, .

Действительное давление, Па, создаваемое вентилятором

,

где - гидравлический КПД вентилятора.

Мощность, кВт, потребляемая вентилятором,

,

где - действительное давление, создаваемое вентилятором, кПа;

- подача вентилятора, м³/с;

- общий КПД вентилятора, %.

Мощность двигателя, кВт, для привода вентилятора находится по формуле

,

где - коэффициент запаса мощности двигателя. Для центробежных вентиляторов , для осевых .

Если рассчитаны или заданы подача или давление, то с учетом возможных потерь давления в системе вентиляторы общего назначения выбирают с запасом, то есть подача - , давление - . Дутьевые вентиляторы и дымососы выбирают на подачу и давление . Для выбора вентиляторов необходимо учитывать, что каталоги составлены для нормальных условий. Поэтому выбор по каталогу следует вести на подачу

и давление

,

где - фактическая плотность при рабочих условиях, кг/м³;

- плотность воздуха при нормальных условиях, кг/м³.

Тяговые устройства обеспечивают определенную скорость перемещения дымовых газов по газоходам котлоагрегатов и последующее удаление их в атмосферу. Тяговые устройства состоят из газоходов, дымовых труб и дымососов.

На занятии можно рассмотреть методику расчета при выборе дымососа.

Необходимая расчетная производительность дымососа определяется следующим образом, м³/ч,

,

где - барометрическое давление, Па;

- действительный расход продуктов сгорания, м³/с, определяемый по формуле

,

где - расчетный расход топлива, кг/с или м³/с;

- объем продуктов сгорания за котлом, м³/кг или м³/м³;

- присос воздуха в газоходах;

- температура уходящих газов перед дымососом, ⁰С;

- коэффициент запаса по производительности, принимается согласно таблицы 1.

Таблица 1 - Коэффициенты запаса дымососа

Мощность парового или водогрейного котла, МВт	Коэффициент запаса
	по производительности	по напору
До 17,4	1,05	1,1
Более 17,4	1,1	1,2

Расчетное полное давление, которое должен создавать дымосос, Па,

,

где - коэффициент запаса по напору, принимается согласно таблицы 1;

- перепад полных давлений в газовом тракте, Па, определяется из соотношения

,

где - разряжение в верхней части топочной камеры, принимается равным 20 Па;

- суммарное сопротивление газового тракта, Па,

,

где - сумма сопротивлений газового тракта до золоуловителя, Па;

- массовая концентрация золы в продуктах сгорания, кг/кг;

- суммарное сопротивление золоуловителя и тракта после золоуловителя, Па;

- поправка на разницу плотностей продуктов сгорания и сухого воздуха

,

где - плотность газов, кг/м³;

- самотяга дымовой трубы, Па;

,

где - высота дымовой трубы, м;

- температура уходящих газов в дымовой трубе, ⁰С;

1,21- плотность наружного воздуха при нормальных условиях, кг/м³.

В связи с тем, что напорные характеристики дымососов, привод Па, необходимо полное расчетное давление привести к условиям эксплуатации

,

где - температура, для которой составлена приведенная в каталоге или паспорте напорная характеристика.

Выбор дымососа следует производить так, чтобы точка с параметрами располагалась на напорной характеристике в зоне КПД не меньше 90% максимального значения.

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 6.23- 6.29, 2.88, 2.89, 2.91-2.96, 2.98-2.100 [3].

Примерный перечень литературы по заданному разделу: [3, c. 85-92], [3, c. 190-192].

Занятие 7.

Определение основных параметров поршневого нагнетателя

Теоретическая высота всасывания поршневого насоса , м, определяется выражением

,

где - атмосферное давление, м;

-давление насыщенного пара всасываемой жидкости при температуре перекачивания t, м, [4, таблица 2.1];

- потери высоты всасывания, м, включающие затрату энергии на сообщение скорости потоку жидкости и преодоление инерции столба жидкости во всасывающем трубопроводе, а также на преодоление трения и местных сопротивлений во всасывающей линии; в увеличением частоты вращения насоса возрастает.

Практически для определения допускаемой высоты всасывания ,м, при перекачивании воды поршневыми насосами рекомендуется пользоваться данными [4, таблица ХV].

Производительность поршневого насоса , м³/с:

простого действия и дифференциального

;

двойного действия

,

где - коэффициент подачи, величина которого в среднем составляет 0,80,9;

- рабочая площадь (площадь поперечного сечения) поршня (плунжера), м²;

- площадь поперечного сечения штока, м²;

- ход поршня, м;

- частота вращения, то есть число двойных ходов поршня в 1 минуту.

Занятие по данному разделу можно начать с рассмотрения примеров расчета поршневого насоса [4, c.51].

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 2.5, 2.6 [4]; 5.19, 5.27 [1].

Примерный перечень литературы по данному разделу: [4, c.45-47]; [1, c. 97-101].

Тема 3. Теоретические основы турбинной ступени

Занятие 8,9.

Рабочий процесс в турбинной ступени

Ступени турбины по действию пара на рабочие лопатки подразделяются на активные и реактивные. Ступени турбины, у которых расширение пара происходит только на подвижных соплах до вступления его на рабочие лопатки, называются активными. Ступени турбины, у которых расширение пара совершается не только в неподвижных соплах, но и каналах между рабочими лопатками, называются реактивными.

Действительная скорость, м/с, истечение пара из сопл определяется по формуле

где - скоростной коэффициент сопла;

- энтальпия пара на входе и выходе из сопла;

- начальная скорость пара перед соплом, м/с.

Если начальная скорость пара перед соплом невелика, то ею пренебрегают.

Степень реактивности ступени называется отношение располагаемого теплоперепада на рабочих лопатках к располагаемому теплоперепаду ступени ( - располагаемый теплоперепад в соплах), т.е.

,

Окружная скорость, м/с, рабочих лопаток определяется по формуле

,

где - средний диаметр ступени, м/с;

- частота вращения ротора, об/мин.

Относительная скорость, м/с, входа пара на лопатки

,

где - угол наклона сопла к плоскости диска или между вектором скорости и плоскостью диска.

Относительная скорость, м/с, выхода пара из канала между рабочими лопатками в активной ступени при определяется по формуле

,

где - скоростной коэффициент лопаток.

Абсолютная скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками

,

где - угол выхода из рабочей лопатки, значение его выбирают обычно пользуясь соотношением .

Угол входа пара на рабочую лопатку находится по соотношению, которое выводится из треугольника скоростей

.

Угол наклона абсолютной скорости выхода пара из канала между рабочими лопатками определяется по соотношению, которое выводится из треугольника скоростей.

.

Работа 1 кг. пара на лопатках ступени, кДж/кг

.

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 3.2, 3.8, 3.13, 3.16, 3.21, 3.24 [3] и 2.2, 2.3 [5].

Примерный перечень литературы по данному разделу: [3, c.105-116], [5, c. 10].

Занятие 10.

Потери в ступенях турбины. КПД ступеней турбины

Коэффициенты полезного действия ступеней турбины

Рабочий процесс в турбинной ступени сопровождается потерями тепловой энергии пара. К ним относятся:

- потери энергии при обтекании сопловой решетки, кДж/кг

;

- потери тепловой энергии, кДж/кг, на лопатках активной ступени

;

- потери тепловой энергии, кДж/кг, на лопатках реактивной ступени

;

- потери тепловой энергии, кДж/кг, с выходной абсолютной скоростью

;

- потери тепловой энергии, кДж/кг, на трение и вентиляцию при вращении диска турбины в паре

,

где - Коэффициент, равный - для перегретого пара, - для

- средний диаметр ступени, м;

- число ступеней скорости;

- степень парциальности впуска пара;

- выходная высота рабочих лопаток, см;

- удельный объем пара в камере ступени, м³/кг;

- расход пара в ступени, кг/с.

- потери тепловой энергии, кДж/кг, от утечек через зазоры в уплотнениях и в обход сопл и лопаток

,

где - расход пара на утечки, кг/с.

Относительный лопаточный КПД ступени представляет собой отношение работы ступени L, развиваемой 1кг пара, к ее располагаемой энергии

.

Так как наивыгоднейшее значение относительного КПД на лопатках зависит от отношения окружной скорости на средние лопатки и действительной скорости истечения пара из сопл, т.е., то для активной ступени относительный КПД на лопатках

.

Для реактивной ступени с

.

Потери теплоты в ступени оцениваются относительным внутренним КПД ступени , который представляет собой отношение использованного теплоперепада к располагаемому теплоперепаду

.

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 3.27-3.29, 3.31, 3.32, 3.34, 3.36, 3.37, 3.40 [3] и 3.3, 3.7, 3.9, 3.10 [5].

В задаче 3.9 при определении выходной скорости пара из сопловой решетки используют фиктивную скорость

,

где - фиктивная скорость, м/с.

Примерный перечень литературы по заданному разделу: [3, c. 116-126], [5, c.14-15].

Занятие 11.

Определение размеров сопловых и рабочих лопаток

Площадь, м, выходного сечения расширяющегося сопла определяется по формуле

,

где - расход пара через сопло, кг/с;

- удельный объем пара в рассчитываемом сечении, м³/кг;

- коэффициент расхода сопла.

Площадь, м², минимального сечения расширяющегося сопла

,

где - удельный объем пара в минимальном сечении сопла при критическом давлении ;

- критическая скорость истечения пара из сопла, м/с.

Критическое давление, Па, пара при истечении его из сопла

,

где - критическое отношение давления;

- давление пара перед соплом, Па.

Площадь, м², выходного сечения рабочих лопаток определяется по формуле

,

где - удельный объем на выходе из рабочих лопаток, м³/кг.

Выходная высота, м, рабочих лопаток находится по формуле

.

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 3.43, 3.45, 3.47, 3.48 [3] и 2.5, 2.7, 2.9, 2.10 [5].

При решении задач в первом приближении коэффициенты расхода для сопловых решеток при течении перегретого пара можно принять, а для активных рабочих решеток .

Критическое отношение давлений для перегретого пара , для сухого насыщенного пара . Число сопловых решеток в задаче 2.9 определяется по формуле

.

Тип решетки подбирается по атласу профилей [6].

Примерный перечень литературы по заданному разделу: [3, c.127-130], [5, c. 11].

Занятие 12.

Коэффициенты полезного действия, мощности и расход пара на турбины

Потери тепловой энергии внутри паровой турбины оцениваются относительным внутренним КПД турбины, который представляет собой отношение использованного теплоперепада к располагаемому теплоперепаду в турбине , т.е.

.

Значения относительного внутреннего КПД паровых турбин находятся в пределах

Механический КПД представляет собой отношение эффективной мощности к внутренней .

.

Значения его находят в пределах .

Относительный эффективный КПД равен произведению относительного внутреннего КПД турбины на механический КПД

.

Значения его находят в пределах .

КПД электрического генератора

.

Значения его находят в пределах .

Относительный электрический КПД турбогенератора

.

Эффективной мощностью называют мощность, снимаемую с веса турбины

.

Эффективная мощность меньше внутренней на величину мощности механических потерь

.

Удельный эффективный расход пара, кг/(кВт*ч), представляет собой отношение секундного расхода пара D и эффективной мощности

.

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 3.49, 3.55, 3.57, 3.60 [3] и 1.1, 1.4, 1.7 [5].

Для решения задачи 1.4 используется формула теоретического КПД

,

где - энтальпия пара, вышедшего из перегревателя;

- энтальпия отработавшего в турбине пара при изоэнтропийном процессе;

- энтальпия конденсата.

При решении задачи 1.7 используется формула для определения экономии теплоты, достигнутой в результате комбинированной выработки энергии

.

Экономия теплоты при комбинированной выработки энергии в долях количества теплоты, отдаваемой тепловому потребителю

,

где - абсолютный внутренний КПД

.

Примерный перечень литературы по данному разделу: [3, c. 131-136], [5, c.6].

Тема 4. Турбины для комбинированной выработки тепловой и электрической энергии

Занятие 13.

Определение параметров турбины для комбинированной выработки тепловой и электрической энергии

Расход пара на турбину с отбором при той же электрической мощности находится по формуле

,

где - электрическая мощность турбогенератора, кВт;

- расход пара на турбину при работе без отборов, кг/с;

- энтальпия пара соответственно в начальной точке (перед турбиной) и в конце изоэнтропного расширения (в конденсаторе), кДж/кг;

- внутренний относительный КПД турбины;

- электромеханический КПД ;

- расход пара из отбора турбины, кг/с; обычно выражают в долях расхода пара на турбину

,

где - доля отбора;

- коэффициент недовыработки отборным паром

,

где - действительные энтальпии пара в отборе и в конденсаторе с учетом внутреннего относительного КПД турбины.

Перерасход пара при переходе от комбинированного к раздельному способу производства электроэнергии на ТЭЦ в случае отпуска одного и того же количества пара определяется как разность в расходах пара из котла

,

где - конденсационный расход пара турбиной, кг/с;

- расход пара из котла для получения того же количества тепловой энергии, что и из отбора в турбине, кг/с.

Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении определяется по формуле

,

где - выработка электроэнергии отборным паром турбины, кВт*ч;

- количество отпущенной с отборным паром теплоты, ГДж;

- доля возвращаемого конденсата;

- энтальпия возвращаемого конденсата, кДж/кг.

Как следует из приведенной зависимости, удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении представлена в безразмерном виде. В размерном виде, кВт*ч/ГДж,

,

где 278=10⁶/3600.

При изучении данной темы студентов желательно ознакомить с задачами, в которых при решении используются диаграммы режимов турбин [5, c.47].

Рекомендуемые задачи для решения по данному разделу: 7.1, 7.4, 7.7, 7.12, 7.15, 7.16 [5] и 2.1, 2.2, 2.5, 2.6 [7].

Примерный перечень литературы по данной теме: [5, c.16-19], [7, c. 41-49].

Тема 5. Конструкции и расчет на прочность деталей паровых турбин

Занятие 14, 15.

Расчет на прочность рабочих лопаток турбин

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, Н

,

где - плотность материала(по характеристике профиля), кг/м³, ( для стали 15х11 МФ = 7750 кг/м³);

f₂ - площадь поперечного сечения профиля лопатки, м²;

- длина рабочей лопатки, м;

r, r_б - радиусы (средние) ступени и бандажа, м,

,

;

-диаметр ступени, м;

- угловая скорость вращения, сек^-1,

;

V_б - объем лопаточного бандажа, отнесенного к одной лопатке,м³.Значение объема определяется по формуле

,

где , м;

- установочный угол профиля;

-хорда профиля , м;

- шаг бандажа , м,

.

Напряжение от растяжения, МПа,

.

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,

 .

где - степень парциональности ступени;

- располагаемый теплоперепад рабочей лопатки, кДж/кг;

- количество рабочих лопаток;

-относительный лопаточный КПД ступени;

-расход пара через ступень, кг/с;

- окружная скорость, м/с,

.

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

,

где - шаг ступени, м,

;

- перепад давлений на лопаточной решетке, Па ;

- проекции абсолютных скоростей входа и выхода пара, м/с,

, .

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 ?= 90? - ?_y = 90 - 84 = 6?,

где ? - 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

,

,

угол ;

Значение угла .

Изгибающие моменты в корневом сечении лопатки, Н*м,

,

.

Напряжение относительно осей ХХ и YY, 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.

Допустимые напряжения на растяжение соответственно будут

, , ,

где, , - могут быть взяты из таблиц [6] при соответствующих температурах.

При соблюдении условий прочностные характеристики рассчитываемой лопатки считаются допустимыми.

Данные к расчету выдаются преподавателем.

Примерный перечень литературы по данной теме: [10, c. 95]; [6, c.303].

Тема 6. Переменные режимы и регулирование турбомашин

Занятие 16, 17, 18.

Определение параметров турбоустановки на переменных режимах

Изменение расхода пара через турбину вызывает перераспределение давлений и теплоперепадов в ее ступенях. Зависимость между расходом и давлением в ступенях турбины для скоростей пара в соплах ниже критических выражается уравнением

,

где и - расходы пара через турбину соответственно при расчетном и рассматриваемом режимах, кг/с;

и - давления пара перед соплами первой или любой ступени соответственно при расчетном и рассматриваемом режимах, Па;

и - давления пара за рабочими лопатками последней или любой ступени соответственно при расчетном и рассматриваемом режимах, Па.

Изменение давления в ступени конденсационной турбины в зависимости от расхода пара

.

Изменение давления в ступени турбины с противодавлением в зависимости от расхода пара

.

Для закрепления теоретического материала по данной теме рекомендуются для решения на выбор по усмотрению преподавателя задачи: 3.57-3.70 [3] и 6.1, 6.3, 6.10, 6.11, 6.12, 6.15, 6.16, 6.23, 6.24 [5].

Примерный перечень литературы по данной теме: [3, c. 134-140], [5, c.32-37].

Литература

1. Некрасов Б.Б. Задачник по гидравлике, гидромашинам и гидроприводу.- М.: Высшая школа, 1989.

2. Примеры расчетов по гидравлике./Под ред. А.Д.Альтшуля.- М.: Стройиздат, 1977.

3. Панкратов Г.П. Сборник задач по теплотехнике.- М.: Высшая школа, 1986.

4. Романков П.Г., Курочкина М.И. Примеры и задачи по курсу «Процессы и аппараты химической промышленности».- Л.: Химия, 1984.

5. Паровые и газовые турбины. Сборник задач./Под ред. Б.М. Трояновского.- М.: Энергоатомиздат, 1987.

6. Костюк

7. Баженов М.И. Сборник задач по курсу «Промышленные тепловые электростанции».- М.: Энергоатомиздат , 1990.

8. Жабо В.В. Гидравлика и насосы.- М.: Энергоатомиздат, 1984.

9. Бутаев Д.А., Калмыкова З.А. Сборник задач по машиностроительной гидравлике.- М.: Машиностроение, 1981.

10. Жирицкий Т.С. Конструкция и расчет на прочность деталей турбомашин.- М.: Энергоатомиздат, 1984.

Размещено на Allbest.ru

...