gn="justify"> Обраний профіль в кореневому перерізі:
Р - 23-14A
Для даного профілю:
- хорда робочої лопатки, м [1];
- площа перерізу робочої лопатки, м2 [1];
- момент опору профілю вигину, м3 [1];
- момент інерції, м4 [1].
Хорда робочої лопатки в кореневому перетині, м:
Масштабний коефіцієнт:
(5.11)
Істинне значення площі профілю в кореневому перетині, м2:
(5.12)
Істинне значення мінімального моменту опору кореневого профілю вигину, м3:
(5.13)
Відцентрова сила профільної частини лопатки змінного перерізу, Н:
, (5.14)
де - щільність матеріалу лопатки (сталь), кг/м3 [1];
- окружна швидкість по середньому діаметру, м/с;
- веерность ступені:
- для турбін малої потужності [1];
Напруга розтягування в кореневому перерізі лопатки, МПа:
(5.15)
Окружне зусилля, Н:
, (5.16)
де - ступінь парциальности;
- кількість робочих лопаток;
Осьове зусилля, Н:
, (5.17)
де - крок робочих лопаток, м;
Изгибающее зусилля, Н:
(5.18)
Максимальна напруга вигину, МПа:
(5.19)
Сумарна напруга в кореневому перерізі, МПа:
(5.20)
За сумарним напрузі вибираємо матеріал лопаток, що забезпечує необхідний коефіцієнт запасу міцності:
(5.21)
Вибираємо сталь Х14Н18В2БР1 (ЕІ726) з межею текучості
. 3 Розрахунок діафрагми перших нерегульованої щаблі
Діафрагми парових турбін відчувають дію різниці тисків, що викликає їх вигин. Оцінка надійності зварної діафрагми виконується розрахунком її прогину і максимальної напруги від різниці тисків за спрощеною методикою А.М. Валя.
За прототипу визначається:
- зовнішній діаметр, м;
- внутрішній діаметр, м;
- товщина, м.
Максимальна напруга в діафрагмі, МПа:
, (5.22)
де - різниця тисків, МПа:
- визначається за [1]:
Прогин діафрагми, м:
, (5.23)
де - визначається по [1];
- модуль пружності матеріалу діафрагми, МПа
За максимального напруження вибираємо марку сталі, що забезпечує необхідний коефіцієнт запасу міцності:
(5.24)
Вибираємо сталь Х14Н18В2БР1 (ЕІ726):
- межа плинності обраного матеріалу, МПа [1]
Висновок
У курсовому проекті була спроектована проточна частина турбіни К - 24-24. У попередньому розрахунку були визначені економічна потужність і витрата гострої пари на турбіну. Далі був обраний тип регулюючого щабля. Потім, після визначення граничної потужності, був проведений попередній розрахунок нерегульованих щаблів. У результаті розрахунків були визначені основні розміри і теплоперепада ступенів, а також їх загальну кількість.
Далі був проведений детальний розрахунок регулюючого щабля, першою нерегульованої і трьох останніх ступенів ЧНД. Були обрані профілі соплових і робочих лопаток, намальовані трикутники швидкостей для всіх розраховуються ступенів. Також побудовано процеси розширення пара.
Далі виконувався розрахунок закрутки останнього ступеня ЧНД. Довга лопатка була розбита на 3 ділянки однакової висоти, кожен з яких розраховувався за одномірною методикою. Для ділянок були обрані профілі соплових і робочих лопаток, накреслені трикутники швидкостей.
У міцнісних розрахунках були визначені складові осьового зусилля на ротор і розглядалася необхідність установки розвантажувального поршня. Для лопатки і діафрагми були обрані марки сталі, які забезпечували б необхідний коефіцієнт запасу міцності.
турбіна пар економічний відсік
Список використаних джерел
1. Турбіни ТЕС і АЕС. Турбіни теплових і атомних електростанцій: Методичний посібник до курсового проектування/сост. Л.Н. Подборскій.- Красноярськ: ІПК СФУ, 2011. - 150 с.
2. Рівкін С.Л., Александров А.А. Теплофізичні властивості води і водяної пари: Довідково-нормативні дані/Енергія., - Москва, 1980. - 270 с.
. Костюкова А.Г., Трухнов А.Д. Турбіни теплових і атомних електричних станцій.- Другий вид., Перераб. і доп.- М .: Видавництво МЕІ, 2001. - 488 с.
