ТОП 10:

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 rа) и оцениваем радиальное напряжение на внутренней расточке ступицы (на радиусе ri), 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

 







Последнее изменение этой страницы: 2016-08-06; Нарушение авторского права страницы

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 34.237.76.91 (0.011 с.)