Расчёт числа гребешков в отсеках

 

№	Показатель	Обозначение	Размерность	Формула или обоснование	Первого отсека			Второго отсека		Промежуточное уплотнение
1	Расход пара в отсек уплотнений	Gy	кг/с	0,0 05 *G	0,873	0,437	0,218	0,873	0,291	0,875
2	Эмпирический коэффициент расхода	m y	-	mу = 0,7-0,75	0,73	0,73	0,73	0,73	0,73	0,73
3	Радиальный зазор	d	м	d=0,5-0,8мм	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5	0,5
4	Диаметр вала в уплотнении	dв	м	Принимается как для турбины прототипа	0,35	0,35	0,35	0,35	0,35	0,35
5	Площадь радиального зазора	Fy	м2	Fу = p dв d	0,00055	0,00055	0,00055	0,00055	0,00055	0,00055
6	Давление пара перед отсеком	p0	МПа	Принимается п.6.[ 1]	4,69	2,10	0,50	2,0	0,50	9,38
7	Давление пара за отсеком	p1	МПа	Принимается п.6..[ 1]	2,10	0,50	0,05	0,50	0,05	4,69
8	Энтальпия пара	h	кДж/кг	Принимается п.6..[ 1]	3207,37	3207,37	3207,37	3013,0	3013,0	3455
9	Удельный объём пара перед отсеком	v0	м3/ кг	См. п.6.[ 1]	0,06	0,14	0,68	0,13	0,58	0,04
10	Отношение давлений пара за и перед отсеком	e	-	e = p1/p0	0,45	0,24	0,10	0,25	0,10	0,5
11	Расчётное число гребешков	z	-	z = mу 2 Fу2106р0(1- - e2)/ Gу2	13	12	2	3	2	40

 

 

Расчёт критической частоты вращения вала

При проектировании паровой турбины необходимо определить критическую частоту вращения вала и сравнить ее с рабочей частотой вращения. Работа турбины на критической частоте вращения или близких к ней частотах недопустима, так как при этом наблюдается резкое усиление вибрации турбины, возможны задевания деталей ротора за статорные элементы, выход из строя подшипников, уплотнений и даже разрушение вала.

Данный расчет критической частоты вращения вала произведен по методу инженера В.В.Звягинцева.

Для многоступенчатого ротора с дисками на двух опорах им рекомендована следующая формула:

,

где d-максимальный диаметр вала, мм; l-расстояние между опорами, м; G-сила тяжести ротора, Н.

d=450 мм, l=4.69 м, G=70000 H.

c^-1

При этом предположено, что вал имеет наибольший диаметр посредине, откуда по направлению к подшипникам диаметр вала постепенно уменьшается.

Погрешность определения n_кр по этой формуле составляет 3,5% по сравнению с энергетическим методом.

По величине n_кр определяют тип вала и опасную зону его работы. Валы паровых турбин могут иметь критическую частоту вращения как больше, так и меньше рабочей. В первом случае вал называют жестким. Обычно требуется, чтобы критическая частота вращения жесткого вала не менее чем на 20-25% превышала рабочую. Для гибких валов нормальная частота вращения должна быть на 30-40% выше критической. Так как вторая критическая частота вращения для распространенных конструкций дисковых роторов на двух опорах приблизительно в 2,8 раза больше первой критической частоты, то рабочее число оборотов гибкого вала должно быть сопоставлено с обеими критическими частотами.

 с^-1. Требуется, чтобы , В данном курсовом проекте: . Из этого следует, что рабочая частота вращения не попадает в опасную зону работы.

                  

 

                                                            Заключение

В ходе данной курсовой работы был спроектирован ЦВД турбины типа К-200-13 ЛМЗ. Было определено количество ступеней, распределен теплоперепад между ними. Был произведен детальный расчет регулирующей и всех нерегулируемых ступеней, и расчет на прочность основных деталей турбины.

 

 

 

Библиографический список

 

1. Проект паровой турбины: методические указания к курсовому проектированию по дисциплине “Энергетические машины” (Часть 2. Паровые турбины ТЭС и АЭС) / Е.В. Урьев, С.В. Жуков. Екатеринбург: УГТУ – УПИ, 2000. 59с.

2. Термодинамические свойства воды и водяного пара: Справочник. / Ривкин С.Л., Александров А.А.

3. Стационарные паровые турбины / А.Д. Трухний. Москва: 1990. 640 с.

4. Паровые турбины / А.В. Щегляев. Москва: В 2 кн. 1993 г. 384 с.

5. Паровые и газовые турбины Атлас конструкций. Учебное пособие для вузов. Под ред. д-ра техн. наук проф. С.А. Кантора. Л., «Машиностроение», 1970 г.