 |
Расчет рабочих лопаток на растяжение
|
|
|
|
РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ ТИПА К – 3 – 3,5
КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
по дисциплине
«Динамика и прочность турбомашин»
Документы текстовые
ДП 17. 112. РР. ПЗ.
Всего 43 листов
Руководитель: профессор, к.т.н.
______________Дроконов А. М.
«__»__________________2017г.
Студент группы 13-ЭМ1
______________ Морозов А.Н.
«__»__________________2017г.
Брянск 2017
Аннотация
В данном курсовом проекте производится расчёт всех важных элементов паровой турбины типа К–3–3,5, а также определяется критическая частота вращения ротора. Выполняется гидродинамический расчёт подшипников и оценивается вибрационная надёжность рабочей лопатки второй ступени давления турбомашины.
Содержание
ВВЕДЕНИЕ. 4
1. Расчёт лопатки второй ступени давления. 5
1.1 Расчет Т-образного хвостовика......................................................................5 1.2 Расчет бандажа и шипа лопатки...................................................................9 1.3 Расчет рабочей лопатки на растяжение……………………………….....10
1.4 Расчет рабочей лопатки на изгиб без бандажа……………………….......12
1.5 Расчёт на изгиб рабочей лопатки, связанной бандажом…......................12
1.6 Расчет вибрационной надежности облопачивания...................................15
2. Расчёт на прочность диска последней ступени………………………………….18
3. Расчёт диафрагмы второй ступени давления. 23
4. Определение критической частоты вращения энергетическим методом. 25
5. Гидродинамический расчёт опорного и упорного подшипников. 29
5.1 Расчёт опорного подшипника. 29
5.2 Расчёт упорного подшипника. 31
5.3 Расчёт упорного диска. 32
6. Определение напряжений в корпусе и фланцах турбины.. 33
6.1 Напряжение в корпусе. 33
6.2 Расчёт фланца. 37
7. Специальная часть. Опорный подшипник. ………………........…………………39
|
|
|
Список использованной литературы.. 43
ВВЕДЕНИЕ
Развитие энергомашиностроения характеризуется тенденциями повышения единичной мощности энергоблоков, ростом параметров теплоносителя, развитием комбинированных установок. В связи с этим разработка и конструктивное совершенствование основных элементов турбомашин составляют основные задачи развития энергетики.
Повышение мощности, моторесурса и усложнение конструкции турбин должно сочетаться с увеличением требований к их надёжности. Повышение ресурса турбомашин также является важной стороной развития энергетики.
При разработке и освоении паровых и газовых турбин применяются современные расчётные и экспериментальные методы определения характеристик прочности и надёжности. Расчёт на прочность является одним из важнейших этапов проектирования энергоустановок не только для определения долговечности и надёжности машин, но и с точки зрения её технико-экономических характеристик и усовершенствования конструкции.
1. 
Расчёт лопатки первой ступени давления
Расчет Т-образного хвостовика
На рис. 1 показаны все заданные параметры хвостовика:
Материал лопатки –сталь 20Х13,
у которого r=7750 кг/м3.
Вк = 0,0213 м, Rк = 0,4042 м,
hт =0,003 м, h1 = 0,007 м,
h2 = 0,004 м, D = 0,014 м,
d = 0,008 м, В = 0,01065 м,
b = 0,00765 м, z = 186.
Рис. 1 Т-образный хвостовик
Центробежная сила пера лопатки:
Центробежная сила бандажа:
=0,4186 - средний радиус по бандажу;
- объем бандажа;
Н;
Центробежная сила, создаваемая частью хвостовика, на котором расположен корневой профиль:
Центробежная сила шейки хвостовика:
Центробежная сила нижней части хвостовика:
Суммарная ЦБС лопатки и бандажа:
Значение силы 
Расчет лопатки
Сечений I – I.
Продольная сила в сечении I – I:
Шаг в сечении I – I и его площадь:
|
|
|
Напряжение растяжения:
sp < [s]p = 200 МПа – удовлетворяет требованию.
Сечений IV– IV.
Напряжение среза:
где 
- ЦБС участков хвостовика AC и A1C1.
Шаг в сечении IV– IV и его площадь:
Напряжение среза:
Рассчитаем на смятие поверхность, на которую действует сила Р0:
Площадь смятия 
Напряжение смятия 
Расчет обода диска
Сечение II-II
Рассчитываем на растяжение и изгиб.
ЦБС части обода, расположенного выше сечения II-II, приходящаяся на одну лопатку:
где коэффициент 
учитывает кольцевую замкнутость обода.
Продольная сила в сечении II-II, приходящаяся на одну лопатку:
СII = Соб + Ро =281,330 + 1045,498 = 1326,828 Н.
Площадь II-II, на одну лопатку:
= 
=0,000104 м².
Напряжение растяжения:
σр = СII / FII = 1326,828/0,000104 = 13,219 МПа.
Каждая из сил Р, изгибающих обод, представляет собой следующую
сумму (приходящуюся на одну лопатку):
Р = Ро + 2/3 · С′об / z,
С′об – центробежная сила части обода диска, расположенная левее сечения;
С′об = ρω²2π(Rк –hт –h1/2)²·h1·(B – b) =
= 7750·314²·2·3,14·(0,4024 - 0,003 - 0,007 / 2)² ·0,007·(0,01065-0,00765) =
= 15802,695 Н
Р =1045,428+2/3·15802,695/186 = 1102,139 Н.
Изгибающие момент в сечении:
МII = Р·а = 1102,139 · 0,005 = 5,869 Н·м.
где а = 0,5b + 0,5(B – b) = 0,5·0,00765+0,5(0,01065-0,00765) = 0,005 м.
Момент сопротивления сечения в расчёте на одну лопатку:
WII = 2π · (Rk –hт-h1-h2)/z · b²/6 =
= 2· 3,14· (0,4024-0,003-0,007-0,004)/186·(0,007652 / 6) = 1,28 ·10-8 м³.
σиз = МII / WII = 5,869/ 1,28 ·10-8 = 45,86 МПа.
Суммарное напряжение в сечении:
σ = σр + σиз = 13,219 + 45,86 = 59,08 МПа.
удовлетворяет требованию.
Сечение III-III
Рассчитываем на срез.
Вывод: хвостовое соединение удовлетворяет критериям прочности
1.2 Расчет бандажа и шипов лопатки
 |
Исходные данные: частота вращения n=50 c-1; число лопаток z=186; h =0,002 м; b =0,024; y =0,008 м; с =0,005 м; a =0,005; высота лопатки l =0,0152 м; Rб =0,4186 м; tб =0,0141 м.
1.Коэффициент ЦБС: 
;
ЦБС шага бандажа: 
Н;
2.Коэффициент разгрузки – уменьшение ЦБС за счет отверстий для шипов:
;
Сечение А-А (двухопорная балка):
;
Изгибающие напряжения в сечении А-А:
МПа;
Сечение Б-Б (консольная балка), ЦБС шага бандажа в сечении Б-Б:
Н;
м3;
МПа.
Расчет шипа
Высота расклепки x =2 мм;
м2;
Напряжение среза:
|
|
|
МПа
Учитывая, что в шипах лопаток с бандажом при расклепке бандажа возникает явление наклепа, повышающее жесткость металла, рекомендуется не допускать напряжение у основания шипа свыше 25МПа и среза 20МПа.
Вывод: напряжения в бандаже и шипе лопатки удовлетворяют требованиям прочности
Расчет рабочих лопаток на растяжение
Исходные данные: средний диаметр рабочего колеса dср = 0,820 м, высота рабочей лопатки l = 0,0152 м, частота вращения n = 3000 об/мин, угловая скорость вращения ω = 314 рад/с, материал лопатки сталь 20Х13, ρ= 7750 кг/м³, 
= 450 МПа.
Напряжения в любом сечении лопатки: 
,
где 
- координата, отсчитываемая от корневого сечения;
Напряжение у корня:
Таблица №1
| Параметр | Координата ζ | |||||
| ζ | 0,2 | 0,4 | 0,6 | 0,8 | ||
| 1 + ζ / ν | 1,0037 | 1,0074 | 1,0111 | 1,0148 | 1,0185 | |
| σ/σ0 | 0,8030 | 0,6044 | 0,4044 | 0,2030 | ||
| σ | 4,7668 | 3,8276 | 2,8813 | 1,9279 | 0,9675 | |
| σ+Δσб | 6,5119 | 5,5727 | 4,6264 | 3,6730 | 2,7126 | 1,7451 |
Наличие бандажа вызывает дополнительное напряжение:
;
где fб – площадь поперечного сечения бандажа, fб = 4,8·10-5 м2;
tб – шаг лопаток по окружности бандажа, tб = 2πRб/z = 0,0141 м;
F0 =0,000244 м2 - площадь поперечного сечения лопатки.
Построим график распределения растягивающих напряжений по высоте лопатки
(рис. 3.).
Рис. 3 График растягивающих напряжений в пере лопатки
1.4 Расчет рабочих лопаток на изгиб без бандажа (при обрыве бандажа)
Определим изгибающие напряжение, действующие на рабочую лопатку по всей длине. Действие рабочего тела на лопатку создает силу, которая может быть разложена на окружную Рu и осевую Рz составляющие:
где G =3,117 кг/с – массовый расход через ступень.
Равнодействующая этих сил: 
Изгибающий момент:
Изгибающее напряжение:
где Wx – момент сопротивления профиля лопатки, Wx =0,39∙10-6 м3;
< [σ]и = 35 МПа, т.е. лопатка на изгиб проходит.
|
|
|
