Информация о турбоагрегате

• Название: Информация о турбоагрегате
• Дата: 12.10.2022
• Размер: 0.6 Mb.
• Имя файла: Kursovoy_Turbiny.docx
• Тип: Документы; #728934
• страница: 5 из 5

Далее строится диаграмма резонансных чисел оборотов рис. 12

Далее производится проверка на отсутствие внутрипакетных резонансных колебаний

Работу лопаточного венца с лопатками постоянного профиля считают надежной если:
19050/6868=1,32

то есть, для обеспечения надежной работы эта величина НЕ ДОЛЖНА лежать в пределах от 4 до 8.


Диаграмма резонансных чисел оборотов
5.5 Расчет обода диска
Порядок расчета следующий: составляется эскиз обода (рис. 13) и назначаются основные размеры.

Обе щеки обода работают практически в одинаковых условиях, поэтому производится расчет на прочность только одной из них.
Рис. 13. Эскиз обода диска



Действующие силы:

Половина суммарной силы, развиваемой массой лопатки с бандажной лентой и связной проволокой:



Приложив в точке O¹ две силы, равные по величине сумме сил С_в+С¹ и противоположные по знаку, получаем, что для определения напряжений в расчетном сечении GK должны учитываться два фактора: изгиб под влиянием момента (С_в+С¹)*l и растяжение от действия суммы сил С_в+С¹+С¹¹

Напряжение изгиба в расчетном сечении

где

t-шаг рабочих лопаток участка 1 t₁ = 0,015; t₂ = 0,0148; l₁ = 0,01; l₂ = 0,01; ширина выступа  = 0,02

где l = (+₁)/2= (0,02+0,004)/2 = 0,012; F₁=₁ *t₁ =0,004*0,015=0,00006;
F₂=* t₂=0,02*0,0148=0,000297
Момент сопротивления

Напряжение растяжения в том же сечении (без учета влияния сил сцепления с боковыми участками по окружности обода).

Суммарное напряжение в наиболее опасной точке G
135,1+52,05 = 187,1 МПа
Допустимое значение напряжения

где n=2,2

5.6 Расчет на прочность корпуса
Корпус турбины представляет собой весьма сложную конструкцию с переменными диаметрами, переменной толщины стенок, фланцами горизонтального, а иногда и вертикального разъемов, ребрами жесткости, патрубками отборов пара и т.д. Эта конструкция в части высокого и среднего давления нагружена за счет внутреннего избыточного давления, а также подвержена действию усилий от диафрагм и разности температур по длине корпуса.

Сложность конфигурации корпуса позволяет вести расчет его прочности лишь весьма приближенно: задача расчета сводится к оценке порядка величины напряжений в стенках корпуса. При этом главным фактором является внутреннее избыточное давление.

Порядок расчета принимается следующий. Ориентируясь на геометрические размеры, полученные в ходе теплового расчета, а также на конструктивное оформление корпуса подходящего прототипа назначается внутренний диаметр корпуса D_в и толщина стенки .

Оценивается коэффициент .

Если <1,3 то есть относительная толщина стенки мала



для стали 20ХМФЛ

5.7 Расчет на прочность фланцевых соединений
При конструировании фланцевого соединения горизонтального разъема необходимо обеспечить плотность соединения в течении межремонтного срока работы турбины, а также прочность основных его элементов.

Составляется эскиз фланцевого соединения и принимаются его размеры (рис. 13)
d =  = 0,18; h = (24)*; t = (1.51,7)*d; m = (1,51,7)* d; m = (11,5)* d nd+0,5*d
Из соотношений имеем:

d = 0,18 м; h = 0,72 м; m =0,27 м; n =0,27 м;

Наружный диаметр болта или шпильки:

d_Б = d-5 мм = 0,18–0,005 = 0,175 м

В месте расчета на фланце выделяется участок, длина которого по полке фланца равна шагу фланцевого соединения t (рис. 13 а)

Сила, стремящаяся отделить одну полку фланца от другой (рис. 13 б) на длине шага равна

где - избыточное давление в корпусе в месте расчета, МПа

D_в=1,5 – внутренний диаметр корпуса, м

t=0,306 м – шаг болтового соединения

На расчетном участке действуют три силы: сила отрыва F, сила затяга болта (шпильки) P и равнодействующая неравномерно распределенной нагрузки bek давления нижней полки фланца на верхнюю Q.

Сила затяга F считается приложенной на расстоянии 0,5 от внутренней кромки корпуса. Сила затяга болта P принимается действующей по оси болта. Положение линии действия силы Q определяется из выражения (в соответствии с рис. 13)

Расстояние от внутренней кромки корпуса до точки e-начала взаимного поджатия фланцев, именуется раскрытием фланца.

Расстояние У принимается так, чтобы точка e находилась между а и g.

Сила затяга болта:

Изгибающий момент в сечении 0–0.

Напряжение в металле болта (шпильки)

где F_Б - площадь поперечного сечения болта (шпильки), вычисленная по внутреннему диаметру резьбы с учетом центрального отверстия.

Напряжение изгиба при раскрытии фланца:

Для литых стальных деталей корпусов турбин рекомендуется
490; ₀=250 МПа при t=565C и при _Б=218,08 срок службы до перезатяжки 10000 ч

Список использованной литературы

1. 
   Паровая турбина К-160-130 ХТГЗ / Под ред. С.П. Соболева.- М.Энергия, 1980 - 192 с.
   
2. 
   Марочек В.И. Краткий справочник по современным мощным паротурбинным агрегатам. – Владивосток: ДВПИ, 1990.
   
3. 
   Марочек В.И., Башаров Ю.Д., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных агрегатов. Тепловые расчеты: Учебное пособие /ДВГТУ. – Владивосток, 1994.-100 с.
   
4. 
   Марочек В.И., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных. Расчет на прочность деталей паровых турбин: Учебное пособие /ДВГТУ. – Владивосток, 1999.-30 с.
   
5. 
   Ривкин М.Е., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. – М.: Энергия, 1980.