Курсовой проект
По дисциплине «Энергетические машины. Часть II»
Пояснительная записка
Преподаватель
к.т.н. Жуков С.В.
Студент: Кошкин А.С.
Группа Т-428а
Содержание
ПЕРЕЧЕНЬ ЛИСТОВ ГРАФИЧЕСКИХ ДОКУМЕНТОВ
ВВЕДЕНИЕ
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ
ЧАСТЬ I. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ
1. Построение предполагаемого процесса паровой
турбины в h,s-диаграмме
2. Тепловой расчет регулирующей ступени
3. Определение числа нерегулируемых ступеней. Распределение теплопере-
пада между ступенями
4. Детальный расчет ступеней давления
5. Выбор схемы и расчет концевых уплотнений
ЧАСТЬ II. РАСЧЕТЫНА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ ТУРБИНЫ
6. Расчет рабочих лопаток на прочность
6.1. Расчет шипа и ленточной бандажной связи
6.2. Расчет пера лопатки на растяжение
6.3. Расчет лопатки на изгиб от парового усилия
6.4. Расчет Т- образного хвостовика
7. Расчет первой критической частоты вращения вала
Краткое описание спроектированного цилиндра
Заключение
Библиографический список
Перечень листов графических документов
| № чертежа | Название чертежа | Формат |
| 101400.411420.428а.ХХ.01 | Продольный разрез ЦВД турбины Т-185-12,8 | А1 |
| 101400.411420.428а.ХХ.02 | Поперечный разрез турбины Т-185-12,8 по паровпуску и переднему подшипнику | А1 |
| 101400.411420.428а.ХХ.03 | Проточная часть регулирующей и первой нерегулируемой ступени ЦВД турбины Т-185-12,8 | А1 |
Введение
Целью данного курсового проекта является проектирование ЦВД турбины большой мощности на сверхкритические параметры пара.
Объем тепловых расчетов состоит: расчета и построения предполагаемого процесса в тепловой диаграмме; выбор типа регулирующей ступени; Определения числа ступеней давления и распределение теплоперепада между ними; детальный расчет проточной части ЦВД; выбор схемы и расчет концевых лабиринтных уплотнений.
Объем прочностных расчетов включает: поверочные расчеты на статическую прочность рабочих лопаток, бандажа, шипа под бандаж; Т – образного хвостовика рабочих лопаток; оценку первой критической частоты вращения ротора.
Исходные данные
Прототип: ЦВД турбины Т-175/210-130 ТМЗ;
Давление пара перед стопорным клапаном Р0=12,8 МПа;
Температура пара перед стопорным клапаном t0=540 С;
Давление пара на выходе из ЦВД Рк=2,0 МПа;
Расход свежего пара Gо=250 кг/с=900 т/ч;
Частота вращения n=50 с-1;
Тип регулирующей ступени: одновенечная.
Часть 1. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ
Построение предполагаемого процесса паровой турбины в h,s- диаграмме
Для определения мощности ЦВД турбины и определения числа ступеней необходимо построить предполагаемый тепловой процесс цилиндра.
1.1. По заданным величинам p0, t по таблицам свойств водяного пара [2] определяем V0 и h0.
v0=0,0266 м3/кг,
h0=3443 кДж/кг.
Располагаемый (изоэнтропийный) теплоперепад турбины при расширении до давления Pk определяем по формуле
514,1 кДж/кг.
1.2. Вследствие потерь в стопорном и регулирующих клапанах, а также потерь в выхлопном патрубке, располагаемый теплоперепад проточной части будет меньше располагаемого теплоперепада цилиндра. Приняв потери давления в клапанах 5%, давление пара перед соплами регулирующей ступени р0’ определится по уравнению
р0’=0,95 р0.
р0’=0,95∙12,8=12,2 МПа.
Потери давления в выхлопном патрубке приводят к тому, что давление за последней ступенью рk’ будет выше заданного давления за турбиной. Давление пара на выходе из последней ступени рk’ определяем по уравнению
,
где l-коэффициент потерь в патрубке, который зависит от конструкции выхлопного патрубка; для ЦВД l=0,1; СВ.П.- скорость пара в выхлопном патрубке; принимаем СВ.П.=50 м/с.
=2,05 МПа.
С учетом указанных потерь, располагаемый теплоперепад ступеней:
497,7 кДж/кг.
1.3 При изоэнтропийном процессе расширения в турбине энтальпия пара при давлении, равном давлению на выходе из турбины (в точке Kt) и энтальпия пара при давлении, равном давлению за последней ступенью (в точке Kt), определяется соответственно:
hKt=h0-H0=3443-514,1=2928,9 кДж/кг.
hKt’=h0-H’0=3443-497,7=2945,3 кДж/кг.
1.4. Использованный теплоперепад цилиндра и его эффективную мощность можно определить по уравнениям:
HI= H0 hTOI ,
Nе = G∙Hi hМ ,
где hToi – относительный внутренний КПД турбины, принимаем hToi=0,84; hМ- механический КПД, учитывающий механические потери в турбине, прежде всего потери на трение в подшипниках, hМ=0,99.
HI= H0 hTOI=514,1∙0,84=431,8 кДж/кг.
Nе=GHihМ=250,0∙431,8∙0,99=106,9 МВт.
1.5. При сопловом парораспределении первая ступень, работающая с переменной степенью парциальности, называется регулирующей.
Определяем теплоперепад регулирующей ступени для построения предполагаемого процесса. Так как регулирующая ступень- одновенечная (определяется прототипом), то она должна может сработать теплоперепад, равный 80-120 кДж/кг.
Оптимальный располагаемый теплоперепад турбинной ступени, при котором обеспечивается наивысшая экономичность, достигается при оптимальном значении XФ=u/cФ, где u-окружная скорость в расчетном сечении, м/с; сФ- фиктивная (условная) скорость, м/с, определяется из соотношения
,
где 
- располагаемый теплоперепад на ступень (кДж/кг), подсчитанный от параметров торможения. Тогда
Оптимальное значение XФопт зависит от типа ступени, степени реактивности, потерь в лопатках и так далее. Принимаем в первом приближении для одновенечной ступени XФопт=0,48.
Окружная скорость находится из уравнения:
u=pdn,
где d- диаметр регулирующей ступени (в целях унификации роторов принимаем d=1,1 м); n-частота вращения, с-1,
Подставив в формулы принятые значения dР,n, XФопт, определяем оптимальный располагаемый теплоперепад регулирующей ступени.
u=3,14*1,1*50=172,8 м/с.
64,8 кДж/кг.
360 м/с.
Принимаем срабатываемый располагаемый теплоперепад 
превышающим 
:
=1,3*64,8 =84,2 кДж/кг.
Скоростью входа в сопловой аппарат пренебрегаем, тогда
= 
.
1.6. Определяем использованный теплоперепад регулирующей ступени, задавшись КПД ступени. Принимаем для одновенечной ступени hрoi=0,80:
Hрi=Hр0 hрoi =84,2 *0,80=67,4 кДж/кг.
1.7. Давление пара в конце процесса расширения в регулирующей ступени:
.
9,46 МПа.
1.8. Энтальпия пара за регулирующей ступенью определится по уравнению
hР=h0-HРi=3443-67,4=3375,6 кДж/кг.
а удельный объем:
vР=2,2(hP-1907)10-4/(pP-0.079)=2,2(3375,6-1907)10-4/ (9,46-0,079)=
=0,0344 м3/кг.
1.9. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемых ступенях находим из уравнения:
=419,4 кДж/кг.
1.10. Использованный теплоперепад нерегулируемых ступеней определяем, задавшись КПД отсека этих ступеней. Принимаем hcтoi=0,880, тогда:
Hстi= Hст0 hcтoi=419,4*0,880=369,1 кДж/кг.
1.11. Энтальпия пара за турбиной определяется по уравнению
hК=hP-Hстi=3375,6-369,1=3006,5 кДж/кг,
а удельный объем за рабочими лопатками последней ступени:
v’К=2,2(hК-1907)10-4/(p’К-0.079)=2,2(3006,5-1907)10-4/ /(2,05-0,079)=0,123 м3/кг.
1.12. Определив все значения теплоперепадов, энтальпий, давлений и удельных объемов, строим предполагаемый тепловой процесс турбины в тепловой диаграмме (рис. 1.1).