Расчет диска последней ступени на прочность

 

 

Целью расчета на прочность дисков паровых и газовых турбин является определение радиальных и тангенциальных напряжений в различных сечениях диска при заданных геометрических размерах и условиях работы (частоты вращения, внешней нагрузки, неравномерности температур по радиусу).

Произведем расчет диска произвольного профиля с ободом, на котором закреплены рабочие лопатки и со ступицей постоянной ширины . Диск насажен на вал с натягом (рис.8)

Находим радиальное напряжение на внешнем сечении диска (радиус r_а) и оцениваем радиальное напряжение на внутренней расточке ступицы (на радиусе r_i), вызванное натягом. Тангенциальные напряжения неизвестны.

Для расчета действительный профиль полотна диска заменим ступенчатым профилем, состоящим из ряда участков (колец) постоянной толщины.

Геометрические размеры диска:

– – средний радиус обода, 0,992 м;

– – площадь сечения обода совместно с хвостовиками лопаток, 0,0095 м²;

– – ширина обода, м;

– – толщина обода, м;

– – площадь корневого сечения лопаток, 4,64·10^–4 м²;

– – напряжение на внутренней расточке ступицы, МПа;

– – растягивающее напряжение в корневом сечении лопатки, 127,396 МПа;

– – число лопаток в решетке, 182;

– – угловая скорость вращения диска, 314,159 рад/с.

Для расчета заменили реальный диск ступенчатым, состоящим из 5 участков (колец) постоянной толщины. Границами участков являются цилиндрические сечения радиусов:

0,580 м; 0,070 м;

0,483 м; 0,075 м;

0,387 м; 0,080 м;

0,291 м; 0,085 м;

0,195 м; 0,200 м;

0,127 м; 0,200 м.

Толщину периферийного участка а-1 примем равной толщине на внешней образующей диска. Толщину участка 3-4, прилегающего к ступице, примем равной толщине полотна диска в сечении сопряжения со ступицей. Ступицу постоянной толщины будем считать одним из участков диска (участок 4-i).

Радиальные напряжения на внешней образующей диска (в сечении "а" сопряжения полотна диска и обода)

,

= 80,006 МПа.

Применим метод 2-х расчетов:

– для первого расчета при с^–1 напряжение на внешней образующей диска 80,006 МПа; МПа (принимаем);

– для второго расчета при с^–1, МПа; МПа (принимаем).

Расчет производим на ЭВМ.

Для обеспечения надежной работы диска выбираем сталь марки 18ХГ с допустимым напряжением МПа, что удовлетворяет условиям прочности. На рис.8 схематично показаны диск с ободом и со ступицей, а также графики изменения действительных напряжений и по радиусу.

Расчет вала на прочность.

 

Ротор многоступенчатой одноцилиндровой паровой турбины состоит из вала и укрепленных на нем дисков с рабочими лопатками. На вал действуют:

– крутящий момент, соответствующий передаваемой валом мощности;

– изгибающий момент от собственного веса ротора;

– осевое усилие от неуравновешенного давления пара на ротор.

Величина крутящего момента турбины увеличивается по длине турбины вала от первых ступеней к последним и достигает максимального значения () у муфты, соединяющей валы турбины и генератора.

Минимальный момент сопротивления полого вала

м³,

где – наружный диаметр вала в данном сечении, 0,1375 м;

– внутренний диаметр вала, м;

Вал изображен на рис.9.

 

Рис. 9. Схема вала.

 

Наибольший крутящий момент, соответствующий номинальной электрической мощности турбины,

МН·м

Наибольшее касательное напряжение от скручивания будет в сечении с минимальным диаметром и минимальным моментом сопротивления () вала между последним диском ротора и муфтой, соединяющей валы турбины и генератора,

МПа.

Величина крутящего момента при коротком замыкании

МН·м.

Наибольшее касательное напряжение от скручивания при коротком замыкании

МПа.

Сила тяжести ротора

,

где – сила тяжести вала

кН,

здесь – средний диаметр вала, 0,209 м;

– расстояние между опорами, 2,7 м;

– сила тяжести всех дисков

43,52,

здесь – средняя толщина i-го диска, м;

– внешний радиус i-го диска, м;

– внутренний радиус i-го диска, м,

кН

Для оценки прочности вала определяем критическую частоту вращения ротора

с^-1,

где – максимальный диаметр вала, 280 мм;

В данном случае ротор является гибким. Критическая частота вращения вала меньше рабочей частоты более чем на 30%.

Для обеспечения надежной работы вала турбины выбираем сталь марки 30ХМА с пределом текучести МПа, что удовлетворяет требованиям прочности, т.к. 720,9 МПа .

 

 

2.4 Расчет на прочность диафрагмы второй (первой нерегулируемой)
ступени

 

 

Диафрагмы паровых турбин представляют собой перегородки, закрепленные в корпусе турбины и служащие для установки в них сопловых лопаток. Диафрагмы делают разъемными по горизонтальному диаметру (состоят из двух полуколец) и вставляют в пазы верхней и нижней половины цилиндра турбины.

В данном случае диафрагма рассматривается как сплошное (без сопловых лопаток) полукольцо, нагруженное равномерно распределенной нагрузкой, опирающееся по наружной полуокружности и свободное по всему остальному контуру.

Перепад давлений, действующий на диафрагму,

МПа,

где – давление перед соплами ступени, 1,238 МПа;

– давление за соплами данной ступени, 0,8768 МПа.

 

Максимальное напряжение в теле диафрагмы

МПа,

где – наружный диаметр диафрагмы, 1,35 м;

– средняя толщина диафрагмы, 0,031 м;

– коэффициент, зависящий от и (где d – внутренний диаметр диафрагмы) и определяется по номограмме [3, стр. 25], 570.

 

Максимальный прогиб диафрагмы под действием перепада давлений

м,

где E – модуль упругости, 22·10^–4 МПа;

– коэффициент, зависящий от и и определяется по номограмме [3, стр. 25], 1020.

Осевой зазор должен быть на 2 мм больше прогиба диафрагмы.

м.

Для обеспечения надежной работы диафрагмы выбираем сталь марки 15Х12ВМФ, допустимым напряжением МПа, напряжение в теле диафрагмы 390,451 МПа , что удовлетворяет требованиям прочности, а также можно увеличить толщину диафрагмы чтобы уменьшить прогиб.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

В данном курсовом проекте был произведен тепловой и механический расчет паровой турбины мощностью 11000 кВт, с начальными параметрами пара перед стопорными клапанами 5,0 МПа и 480 °С, частотой вращения 50 Гц.

На основании теплового расчета было установлено, что:

– турбина включает одну ступень скорости и 10 ступеней давления, при этом ступень скорости выполнена в виде двухвенечного диска Кертиса для уменьшения габаритов турбины;

– при расчете тепловой схемы было предусмотрено три регенеративных отбора пара для подогрева питательной воды до 150°С;

– первый нерегулируемый отбор осуществляется для ПВД после третей ступени и совпадает с регулируемым отбором при давлении 0,6 МПа в количестве 1,3603 кг/с, второй для деаэратора после 5 ступени при давлении 0,1295 МПа в количестве 0,1229 кг/с, третий для ПНД после 7 ступени при давлении 0,0384 МПа в количестве 0,4116 кг/с, после 10 ступени оставшееся количество пара 8,5503 кг/с направляется в конденсатор при давлении 0,004 МПа;

– расход пара составил 15,751 кг/с;

– внутренний относительный КПД проточной части турбины 86,18%;

– невязка энергетического баланса удовлетворительная;

В результате механического расчета на прочность рабочей лопатки 10 ступени, вала и диафрагмы сопловой решетки второй ступени, было выяснено, что создаваемые при работе турбины напряжения не превышают допустимых значений и, следовательно, детали и узлы выдержат нагрузку.

На основании проведенных расчетов были выполнены:

– продольный разрез проточной части на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1;

– продольный разрез турбины на ватмане формата А1 в масштабе 1:5;

– поперечный разрез турбины по опорному подшипнику на ватмане формата А2 в масштабе 1:5.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

 

1. Паровые и газовые турбины. Под редакцией А.Г Костюка и В.В. Фролова. М.: Энергоиздат, 1985 г, 352с

2. Атлас профилей решеток осевых. Фейч М.Е. М.: Машиностроение, 1965 г. 96 с.

3. Методические указания к практическим занятиям по расчету паровых турбин. Сост: И.Я. Шестаченко, В.В. Зуева НПИ Новочеркасск, 1988, 28с