Расчёт числа уплотняющих гребешков

Таблица 1.6.1

Показатель	Обозна-чение	Размер-ность	Формула и обоснование	Отсек промежуточ-ного уплотнения	Отсеки переднего уплотнения			Отсеки заднего уплотнения
					1	2	3	4	5
1	2	4	5	6	7	8	9	10	11
Расход пара в отсек уплотнений		кг/с	принимается по рекомендациям	1,599	1,142	0,571	0,286	1,142	0,571
Эмпирический коэффициент расхода		–	принимается 0,70 ÷ 0,75	0,75	0,75	0,75	0,75	0,75	0,75
Радиальный зазор	δ	мм	принимается 0,5 ÷ 0,8	0,0005	0,0008	0,0008	0,0008	0,0008	0,0008
Диаметр вала в уплотнении		мм	принимается по турбине-прототипу	564,0	564,0	564,0	564,0	564,0	395,0
Площадь радиального зазора		мм2		885,9	1417,5	1417,5	1417,5	1417,5	992,7
Давление пара перед отсеком		МПа	по схеме рис. 1.6.1	10,09	4,52	1,60	0,50	1,54	0,50
Удельный объём пара перед отсеком		м³/кг		0,0326	0,0638	0,1864	0,6735	0,1581	0,5483
Давление пара за отсеком		МПа	по схеме рис. 1.6.1	4,52	1,60	0,50	0,05	0,50	0,05
Отношение давлений пара за и перед отсеком	ε	–		0,448	0,354	0,313	0,100	0,325	0,100
Энтальпия пара перед отсеком	h	кДж/кг		3387,9	3195,8	3195,8	3195,8	2956,3	2956,3
Расчётное число гребешков	z	шт.		43	54	27	10	8	6

2. Расчет на прочность деталей турбины

При тепловом расчете проточной части паровой турбины некоторые величины, такие как ширина рабочей решетки, толщина диска и др., предварительно принимаются с последующей проверкой возникающих при их работе напряжений и сравнением их с допускаемыми напряжениями для выбранного материала. В данной части приводится упрощенный расчет на прочность основных деталей паровой турбины.

Лопатки подвергаются действию центробежной силы собственной массы и массы бандажа, а также давлению пара, протекающего через лопаточные каналы.

Перо лопатки должно быть рассчитано на растяжение центробежной силой и на изгиб силами давления пара. Если центры тяжести всех сечений лопатки не лежат на одной прямой, проходящей через ось вращения, то необходимо определить возникающие в этом случае напряжения изгиба от центробежных сил. Напряжениями кручения, которые могут возникнуть в лопатке, обычно пренебрегают.

На те же усилия, что и перо, должен быть рассчитан хвостовик лопатки, причем в зависимости от конструкции хвостовика в нем могут появиться, кроме растягивающих и изгибающих напряжений, также напряжения смятия.

Бандаж лопаток рассчитывается на изгиб центробежной силой собственной массы и на отрыв его от лопатки.

Лопатки, температура которых свыше 350-500 ⁰С, должны быть рассчитаны на длительную прочность и ползучесть. В последнем случае определяется величина пластической деформации, возникающей в результате усилий, приложенных к лопатке.

Допускаемые напряжения и плотность упрочненной хромистой (нержавеющей) стали марки 20Х12ВНМФШ, изготовленной способом электрошлакового переплава (при изготовлении стали данным способом обеспечивается высокая чистота металла и отсутствие характерных для сталей этого типа дефектов-волосовин) при рабочей температуре t = 509,7 ⁰С (первая ступень), при

t = 291,6 ⁰С (последняя ступень) и при t = 542,3 ⁰С (регулирующая ступень) равны соответственно:

= 280 МПа, = 321 МПа, = 247 МПа;

кг / м³, кг / м³ и кг / м³.