МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

ФТБОУ ВПО «Брянский государственный технический университет»

Кафедра «Тепловые двигатели»

РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ типа К – 19 – 3,74

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине

«Динамика и прочность турбомашин»

Документы текстовые

ДП 06. 106. РР. ПЗ.

Всего 41 листов

Руководитель: профессор, к.т.н.

______________ Дроконов А. М.

«__»__________________2025г.

Студент группы 13-ЭМ1

______________ Ромасюков В.А.

«__»__________________2025г.

Брянск 2025

Аннотация

В данном курсовом проекте производится расчёт всех важных элементов паровой турбины типа К–7–4, а также определяется критическая частота вращения ротора. Выполняется гидродинамический расчёт подшипников и оценивается вибрационная надёжность рабочей лопатки второй ступени давления турбомашины.

Содержание

ВВЕДЕНИЕ 5

3 Расчёт на прочность диска последней ступени 19

Вывод: корпус и фланец удовлетворяют критериям надёжности. 38

7. Специальная часть. Соединительные муфты в турбинах. 39

Рис. 12. Жёсткая муфта 39

Подвижные муфты разделяются на кулачковые и зубчатые. Такие муфты допускают некоторое относительное осевое и ради­альное смещение соединяемых концов ротора турбины и вала ше­стерни в результате тепловых деформаций и прогиба фундаментов под действием переменной нагрузки судна. 39

Рис. 13. Кулачковая муфта 40

Рис. 15. Пружинная муфта 41

Список использованной литературы 42

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

1.1 Расчет т-образного хвостовика

На рис. 1 показаны все заданные параметры хвостовика:

Материал лопатки –сталь 20х13,

у которого =7750 кг/м³.

В_к = 0,0215 м, R_к = 0,4641 м,

h_т =0,003 м, h₁ = 0,007 м,

h₂ = 0,004 м, D = 0,014 м,

d = 0,008 м, В = 0,01075 м,

b = 0,00775 м, z = 219.

Рис. 1 Т-образный хвостовик

Центробежная сила пера лопатки :

Центробежная сила бандажа :

=0,4869 - 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:

_p  _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:

С_II = С_об + Р_о =322,900 + 1495,355 = 1818,256 Н.

Площадь II-II, на одну лопатку:

= =0,0001001 м².

Напряжение растяжения:

σ_р = С_II / F_II = 1818,256/0,0001001 = 18,168 МПа.

Каждая из сил Р, изгибающих обод, представляет собой следующую

сумму (приходящуюся на одну лопатку):

Р = Р_о + 2/3 · С′_об / z ,

С′_об – центробежная сила части обода диска, расположенная левее сечения;

С′_об = ρω²2π(R_к –h_т –h₁/2)²·h₁·(B – b) =

= 7750·314²·2·3,14·(0,4641 - 0,003 - 0,007 / 2)² ·0,007·(0,01075-0,00775) =

= 21112,137 Н

Р =1495,355+2/3·21112,137/219 = 1559,624 Н.

Изгибающие момент в сечении:

М_II = Р·а = 1559,624 · 0,005 = 8,383 Н·м.

где а = 0,5b + 0,5(B – b) = 0,5·0,00775+0,5(0,01075-0,00775) = 0,005 м.

Момент сопротивления сечения в расчёте на одну лопатку:

W_II = 2π · (R_k –h_т-h₁-h₂)/z · b²/6 =

= 2· 3,14· (0,4641-0,003-0,007-0,004)/219·(0,00775² / 6) = 1,29 ·10^-8 м³.

σ_из = М_II / W_II = 8,383/ 1,29 ·10^-8 = 64,849 МПа.

Суммарное напряжение в сечении:

σ = σ_р + σ_из = 18,168 + 64,849 = 83,017 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=219; h=0,002 м; b=0,024; y=0,008 м; с=0,005 м; a=0,005; высота лопатки l=0,0218 м; R_б=0,4869 м; t_б=0,0140 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.