- •Турбины тепловых и атомных электростанций
- •Введение
- •1. Задачи, содержание и объем курсового проекта
- •1.1. Расчетно-пояснительная записка
- •1.2. Графическая часть
- •2. Предварительные расчеты
- •2.1. Определение экономической мощности и предварительная оценка расхода пара
- •2.2. Выбор типа регулирующей ступени и её теплоперепада
- •2.3. Построение процесса расширения турбины. Уточнение расхода пара
- •2.4. Определение предельной мощности турбины и числа выхлопов
- •2.5. Определение числа нерегулируемых ступеней турбины и их теплоперепадов
- •2.5.1. Предварительный расчет чвд
- •2.5.2. Предварительный расчет чсд
- •2.5.3. Предварительный расчет чнд
- •3. Детальный расчет проточной части
- •4. Расчет закрутки последней ступени
- •5. Расчеты на прочность
- •5.1. Определение осевого усилия на ротор
- •5.2. Расчет лопатки последней ступени
- •5.3. Расчет диафрагмы первой нерегулируемой ступени
- •5.4. Расчет диска последней ступени
- •5.5. Расчет подшипников
- •6. Индивидуальное задание
- •6.1. Организация нерегулируемого теплофикационного отбора
- •6.2. Перевод конденсационной турбины на ухудшенный вакуум
- •Заключение
- •Библиографический список
- •Порядок расчета одновенечной ступени
- •Порядок расчета двухвенечной ступени
- •Порядок расчета закрутки
- •Расчет закрутки
- •Порядок расчета осевого усилия на ротор в промежуточной ступени
- •Порядок расчета на прочность рабочей лопатки
- •Приложение VI порядок расчета диафрагмы
- •Порядок расчета диска произвольного профиля
- •Первый расчет
- •Второй расчет
- •Суммирование двух расчетов
- •Порядок расчетов при организации нерегулируемого теплофикационного отбора пара
- •Порядок расчетов при переводе конденсационной турбины на ухудшенный вакуум
- •1. Первый вариант перевода на ухудшенный вакуум
- •Теплофикационный режим (зима).
- •2. Второй вариант перевода на ухудшенный вакуум
- •Теплофикационный режим (зима) при удалении последних ступеней.
- •Конденсационный режим с расчетным вакуумом (лето) после удаления последних ступеней.
- •Геометрические характеристики профилей мэи
- •Химический состав, механические и физические характеристики материалов, применяемых для изготовления деталей турбин и компрессоров
- •Оглавление
Приложение VI порядок расчета диафрагмы
Диафрагма испытывает воздействие перепада давлений ∆Р= Р0 – Р1,
в результате чего в ней возникает напряжение и прогиб .
Рис. VI.1. Эскиз диафрагмы
Максимальное напряжение в диафрагме, МПа:
Максимальный прогиб диафрагмы, м:
Рис. VI.2. Коэффициенты Kσ и K∆
Здесь Е ≈ 2,1.105 – модуль упругости материала диафрагмы, МПа; δср – средняя толщина диафрагмы, м, рис. VI.1; коэффициенты Кσ, К∆ определяются по рис. VI.2. Разность давлений по обе стороны диафрагмы ∆Р= Р0 – Р1, МПа, принимается из расчета ступени.
Для обеспечения надежной работы турбины без задеваний максимальный прогиб диафрагмы не должен превышать 1/3 осевого зазора между диафрагмой и диском. Если прогиб или напряжение в диафрагме чрезмерно велики, следует увеличить толщину диафрагмы δ и повторить расчет.
Металл для диафрагм выбирается с учетом рабочей температуры (Приложение XII). Для температур до 350 оС может применяться углеродистая сталь (сталь 20). До 480 оС применяется кованая хромомолибденовая сталь типа 15ХМ, 20ХМ. Для более высокой температуры используется хромомолибденованадиевая сталь типа 15Х1М1Ф и др.
По максимальному напряжению выбирается марка стали с пределом текучести, обеспечивающим необходимый коэффициент запаса прочности:
где [σ0,2] - предел текучести выбранной марки стали (Приложение XII); σmax - максимальное напряжение в диафрагме
ПРИЛОЖЕНИЕ VII
Порядок расчета диска произвольного профиля
Вычерченный в масштабе диск последней ступени разбивается на 4 участка постоянной толщины, рис. VII.1. Размеры каждого участка определяются по эскизу. Вычисляются или задаются граничные условия (иначе говоря, известные или задаваемые произвольно радиальные и тангенциальные напряжения) на внутреннем и внешнем радиусах диска r0 и ra.
Граничные условия на внутреннем радиусе диска r0 задаются по-разному для первого и второго расчетов.
Первый расчет. Для диска, насаженного на вал с натягом, истинное радиальное напряжение на внутреннем радиусе, создаваемое посадкой диска, составляет = - (5 – 10) МПа. Тангенциальное напряжение принимается произвольно (например, 50 МПа). Для диска цельнокованого ротора со свободным отверстием в центре истинное радиальное напряжение на внутреннем радиусе , а тангенциальное принимается произвольно. Для диска сварного ротора без отверстия в центре радиальное и тангенциальное напряжения принимаются произвольно, причем .
Второй расчет. Для диска, насаженного на вал с натягом и диска цельнокованого ротора со свободным отверстием в центре, радиальное напряжение на внутреннем радиусе принимается = 0, а тангенциальное - произвольным, не равным нулю (например, =25 МПа). Для диска без отверстия принимаются новые произвольные значения не равные нулю (например, = 25 МПа).
Граничное условие на внешнем радиусе диска ra – это радиальное напряжение, создаваемое центробежной силой рабочих лопаток, МПа:
где Ср – центробежная сила одиночной лопатки, Н (определена в расчете лопатки, Приложение V); Z2 – число рабочих лопаток; ra = dк/2 - внешний радиус диска (корневой радиус ступени), м; ya = y4 – толщина обода диска, м (рис. VII.1).