Расчет турбоагрегата К-160-130

Курсовая работа

Расчет турбоагрегата К-160-130

1. Исходные данные для расчета турбоагрегата (задание)

Мощность на клеммах электрогенератора N_э=165 Мвт

Начальные параметры пара перед стопорным клапаном:

P₀=14 МПа

t₀=560 ⁰C

Давление пара за турбоагрегатом

P_к=3,5 КПа

За прототип принят турбоагрегат К - 160 - 130

Технические данные турбины К - 160 - 130

Характеристика регенеративных отборов пара при номинальных параметрах пара и мощности турбины К - 160 - 130

2. Расчет регенеративной схемы

.1 Построение процесса расширения пара в турбине на H-s диаграмме

Определим давление перед соплами первой ступени P_с. Потери в стопорном и регулирующих (сопловых) клапанах составляет 3-6% от P₀:

P_c=0,95 · P₀

P_c = 0,95 · 14 = 13,3 МПа

Давление промежуточного перегрева

P_пп =P₁

P_пп =3,25 МПа

Давление пара после промперегревателя

P_пп1=0,9 P_ПП

P_пп1=0,9*3,25=2,925 МПа

Давление перед соплами первой ступени после промперегрева

P_C1=0,98 P_пп1

P_C1=0,98*2,925=2,8665 МПа

Давление пара за последней ступенью

P_z = 1,1 ·P_k

P_z=1,1 · 3,5 = 3,85 кПа

Для построение процесса расширения в области влажного пара производим дополнительные расчеты. От последней точки, соответствующей последнему отбору в моей турбине, проводится вертикальная линия до P_z. Получившийся теплоперепад характеризует располагаемый теплоперепад Δоставшегося участка турбины.

_DH ^В_oi = 0,7 × 312 = 218,4 кДж/кг

После построения диаграммы расширения пара в турбине снимаются энтальпии и теплоперепады по отсекам в дальнейшем, которые понадобятся в расчете.

.2 Расчет регенеративной схемы

Все поверхностные подогреватели питательной воды делятся на две группы: низкого давления, включенные до питательного насоса. (по ходу конденсата), и высокого давления - после питательного насоса.

Для определения температуры питательного воды перед первым регенеративным подогревателем низкого давления находим температуру конденсата, уходящего из конденсатора с учетом переохлаждения конденсата:

 ⁰С

где t_н-температура насыщения пара при давлении в конденсаторе. Она находится по таблицам свойств воды и водяного пара - t_н=f(P_k).

Первой ступенью подогрева питательной воды конденсационных турбоагрегатах является подогреватель эжектора (ПЭ).

Повышение температуры питательной воды в нем обычно составляет:

 ⁰С

Кроме ПЭ в схему включен охладитель пара из уплотнений турбины (ОУ)

Повышение температуры в охладителе пара из уплотнений составляет около 2 ⁰С

Таким образом, температура питательной воды после вспомогательных теплообменником при входе в первый регенеративный подогреватель составит.

t_ПВ1ВХ = 26,673 - 0,7 + 2 + 2 = 29,973 ⁰С

Температура питательной воды после каждого поверхностного подогревателя как ПНД, так и ПВД определяется следующим образом:

По принятому прототипу давления пара в каждом отборе находятся давление греющего пара на соответствующем подогревателе

P_отб=0,95

P_отб1 = 0,95 × 3,25= 3,0875 МПа

P_отб2 = 0,95 × 1,25= 1,1875 МПа

P_отб3 = 0,95 × 0,6= 0,57 МПа

P_отб4 = 0,95 × 0,35= 0,3325 МПа

P_отб5 = 0,95 × 0,145= 0,1378 МПа

P_отб6 = 0,95 × 0,073 = 0,0694 МПа

P_отб7 = 0,95 × 0,0343= 0,0326МПа

По термодинамическим таблицам находятся температуры насыщения греющего пара на подогревателях:

t_н1 = 235,46 ⁰C

t_н2 = 187,49 ⁰C

t_н3 = 156,84 ⁰C

t_н4 = 137,07 ⁰C

t_н5 = 108,82 ⁰C

t_н6 = 89,705 ⁰C

t_н7 = 71,018 ⁰C

а затем и температуру питательной воды на выходе из подогревателя:

t_{пв вых} = t_{н отб} - 5

t_{пв вых7} = 235,46 - 5 = 230,46⁰C

t_{пв вых 6} = 187,49 - 5 = 182,49 ⁰C

t_{пв деаэр} = 158,83⁰C

t_{пв вых 5} = 156,84 - 5 = 151,84 ⁰C

t_{пв вых 4} = 137,07 - 5 = 132,07 ⁰C

t_{пв вых 3} = 108,82 - 5 = 103,82 ⁰C

t_{пв вых2} = 89,705 - 5 = 84,705 ⁰C

t_{пв вых1} = 71,018 - 5 = 66,018 ⁰C

температура питательной воды на выходе из деаэратора определяется в зависимости от давления в деаэраторе

t_ПВД = t_нд

t_нд = f(Р_д)

Р_д = 0,6МПа

Определяется давление питательной воды в подогревателях.

В ПНД после конденсатного насоса

Р_{пв ПНД} = Р_кн = 1,65 × Р_д

Р_{пв ПНД} = 1,65 × 0,6= 0,99 МПа

В ПВД после питательного насоса для установок с барабанным парогенератором

Р_{пв ПВД} = Р_пн = 1,35 × Р₀

Р_{пв ПВД} = 1,35 × 14 = 18,9 МПа

Далее по таблицам термодинамических свойств воды и водяного пара находятся энтальпия питательной воды перед и после каждого подогревателя

h_пв = f(t_пв; Р_пв) кДж/кг

h_пв7 =996,16 кДж/кг

h_пв6 = 783,36 кДж/кг

h_пвд = 670,49 кДж/кг

h_пв5 = 640,5 кДж/кг

h_пв4 = 555,7 кДж/кг

h_пв3 = 435,88 кДж/кг

h_пв2 = 355,44 кДж/кг

h_пв1 = 277,14 кДж/кг

Энтальпия питательной воды после деаэратора и, соответственно, перед питательным насосом определяется по таблицам в зависимости от принятого давления в деаэраторе

h_пвд=f(Р_д)

Энтальпия питательной воды на входе в ПВД, находящийся после питательного насоса, определяется с учетом ее возрастания в результате повышения, давления в насосе, т.е. энтальпия воды после питательного насоса:

h_пн=h_пвд+ кДж/кг

где -повышение энтальпии воды в питательном насосе,

v =-удельный объем воды в питательном насосе, м³/кг.

- 0,95 - гидравлический КПД насоса.

_Dh_пн = (18,9 - (0,6+0,1))×0,001×1000/0,95 = 19,16 кДж/кг

v = f (18,9; 230,46) = 0,001 м³/кг.

Далее определяется значение энтальпии греющего пара и уходящего конденсата на каждом подогревателе.

Энтальпия греющего пара h_отб для каждого подогревателя определяется в диаграмме h-s на линии процесса расширения пара в соответствующей точке отбора.

h_отб1 = 3168,0 кДж/кг

h_отб2 = 3368,0 кДж/кг

h_отб3 = 3172,0 кДж/кг

h_отб4 = 3056,0 кДж/кг

h_отб5 = 2872,0 кДж/кг

h_отб6 = 2756,0 кДж/кг

h_отб7 = 2676,0 кДж/кг

Для уходящего конденсата предварительно оценивают его температуру, а затем и энтальпию.

В ПНД, где охладители конденсата не ставятся и конденсат уходит без переохлаждения при температуре конденсации:

t_{к отб} = t_{н отб} = f(P_отб)

t_{к отб3} = 156,84 ⁰C

t_{к отб4} = 137,07 ⁰C

t_{к отб5} = 108,82 ⁰C

t_{к отб6} = 89,705 ⁰C

t_{к отб7} = 71,018 ⁰C

В ПВД при наличии охладителей конденсата:

t_{к отб} = t_{пв входа} + (5-8) ⁰C

t_{к отб1} = 182,49 ⁰C + 6,51 = 189,00 ⁰C

t_{к отб2} = 163,17 ⁰C + 6,83 = 170,00 ⁰C

Затем, по таблицам находятся энтальпии конденсата греющего пара на выходе из подогревателя:

h_{к отб}=f(t_{к отб}; P_отб)

h_{к отб1} = 804 кДж/кг

h_{к отб2} = 719,42 кДж/кг

h_{к отб3} = 670,5 кДж/кг

h_{к отб4} = 576,62 кДж/кг

h_{к отб5} = 456,38 кДж/кг

h_{к отб6} = 375,73 кДж/кг

h_{к отб7} = 297,28 кДж/кг

Результаты расчета заносятся в таблицу 1.

турбина лопатка паровой прочность

Таблица 1. Исходные расчетные данные для решения уравнений теплового баланса

Питательной воды               Для ПВД

2.3 Расчет подогревателей

Подогреватель №7

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №6

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Деаэратор

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №5

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №4

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №3

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №2

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №1

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Отсек          Относительный расход пара через отсек

-1               

-2               

-3               

-4               

-5               

-6               

-7               

-1 1

-2 1 - 0,0927 = 0,9073

-3 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 = 0,8601

-4 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 = 0,8308

-5 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 - 0,041 = 0,7898

-6 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 - 0,041 - 0,0326= 0,7572

-7 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 - 0,041 - 0,0326 - 0,0251 = 0,7321

-K 1 - 0,0927 - 0,0335 - 0,0137 - 0,0293 - 0,041 - 0,0326 - 0,0251 - 0,0562 = 0,6759

Далее заполняется таблица 2. определяется часовой расход пара на турбоагрегат:

 (кг/ч)

а также секундный расход:

 (кг/с)

Подсчитывается расход пара по отсекам:

В формулах К - коэффициент утечки пара (=1,007) через наружное уплотнение на переднем конце ЦВД:

 и  - механический КПД и КПД электрогенератора

=0,995

=0,989

Подсчитывается мощность каждого отсека  и суммарная внутренняя мощность

Таблица №2 Определение расхода пара и мощности

3           Произведение

Проверяем мощность турбины по соотношению

Далее определяются удельный расход пара:

удельный расход тепла Брутто:

Мощность потребленная электроприводами насосов (питательного и конденсатного)

Удельный расход тепла нетто:

Абсолютный электрический кпд турбогенератора:

3. Предварительный расчет паровой турбины

Такой расчет производится с целью определения исходных величин, необходимых для последующего детального теплового расчета ее проточной части: общего числа ступеней, располагаемого теплоперепада и среднего диаметра облопатывания каждой ступени.

Регулирующая ступень

При больших мощностях турбины выполняется в виде одновенечной ступени давления.

Выбираем средний диаметр облопатывания D_ср =1,1 м (берем из прототипа).

Принимаем оптимальный характеристический коэффициент X₁ для одновенечной ступени он составляет X₁=0,525.

Окружная скорость на среднем диаметре облопатывания:

Далее определяем абсолютную скорость истечения из сопел С₁

Определяем теплоперепад приходящийся на сопла:

Затем определяем полный располагаемый теплоперепад на регулирующую ступень

Последняя ступень турбоагрегата

Определение и взаимоувязка среднего диаметра облопатывания ступени D_{ср z} и располагаемого теплоперепада , приходящегося на нее.

Средний диаметр облопатывания:

где G - расход пара на турбоагрегат

-коэффициент утечки пара через наружные уплотнения

-сумма коэффициентов отбора пара (из регенеративной схемы)

V_2z - удельный объем пара на выходе с рабочих лопаток последней ступени в выхлопной патрубок (из построения диаграммы теплового процесса при расчете регенеративной схемы), м³/кг

-отношение среднего диаметра к длине лопатки, для турбоагрегатов средних и больших мощностей эта величина составляет 5-2,8

а - число протоков пара в части низкого давления турбины (в соответствии с прототипом)

-коэффициент потери энергии с выходной скоростью на последней ступени, для турбоагрегатов средней и большой мощности он составляет (0,015-0,04)

-общий располагаемый теплоперепад, приходящийся на турбоагрегат, кДж/кг

-угол вектора абсолютной скорости выхода пара с последней ступени, 70-90⁰

Теперь по уже известной формуле определим окружную скорость на среднем диаметре облопатывания:

Оптимальный располагаемый теплоперепад ступени:

где X₀-условная оптимальная характеристика ступени, зависящая от принимаемой степени реакции. Причем с увеличением степени реакции условная оптимальная характеристика X₀ возрастает.

3.1 Общее число ступеней

Общее число ступеней турбины, их средние диаметры облопатывания и располагаемые теплоперепады определяют по справочникам и данным выбранного прототипа.

После взаимоувязки располагаемых теплоперепадов, степеней реакции, строится тепловой процесс с распределением теплоперепадов по ступеням.

Откладывание располагаемых теплоперепадов производится последовательно, начиная от опорных точек.

От опорной точки вертикально вниз откладывается величина располагаемого теплоперепада соответствующей ступени.

Таким образом, по каждой ступени оказывается известно располагаемый теплоперепад, средний диаметр облопатывания, оптимальная степень реакции и место ступени в общем тепловом процессе турбины. Эти данные являются исходными для детального теплового расчета каждой ступени.

4. Детальный тепловой расчет ступеней

Таблица 4. Детальный тепловой расчет ступеней №2, №3, №4, №5

5. Расчеты на прочность деталей корпуса турбины

.1 Расчет на прочность пера рабочей лопатки №2 ступени

При расчете на прочность пера рабочей лопатки должны быть учтены следующие силы:

1. Изгибающая от динамического воздействия потока.

2. Изгибающая от статической разности давлений при наличии реакции на ступени.

3. Растягивающая от действия центробежной силы собственной массы

Наиболее простой вариант расчета - для рабочих лопаток с постоянным по высоте профилем.

Первым этапом расчета является определение полного напряжения от изгиба в наиболее опасных точках - на входной и выходной кромках профиля в корневом сечении пера лопатки.

В результате получаем:

 Н/см² или , МПа

В последней формуле:

P-изгибающая сила действующая на перо лопатки. Н

W_ххкр - момент сопротивления сечения профиля, м²

Далее должно быть определено растягивающее напряжение от действия центробежной силы собственной массы пера лопатки.

C=

l₂-высота рабочей лопатки, м; по данным теплового расчета = 0,024

Где F-площадь профиля в любом сечении, м²; по данным подбора профиля при тепловом расчете, из атласа профелей решеток осевых турбин

F = 1,853 см² = 0,01853 м²

r-плотность материала, принятого для изготовления лопаток, при принятом материале лопатки 15Х11МФ = 7750 кг/м³

r-радиус, на котором находится центр тяжести массы пера лопатки, м

Для рабочих лопаток с постоянным по высоте профилем

w-угловая скорость вращения,

здесь n-частота вращения ротора, об/мин;

=>

Напряжение растяжения в расчетном сечении

Условие прочности пера лопатки

где: Предел текучести этого материала =420 МПа

Запас прочности п = 1,7

5.2 Расчет бандажной ленты, шипов лопатки и связной проволоки и продолжение расчета пера рабочей лопатки

При расчете на прочность бандажной ленты и связной проволоки рассматривается их участок, длинной равный шагу, как балка которая подвержена равномерно распределенной нагрузке от действия центробежных сил собственной массы и жестко заделанная по концам.

Предварительно составляется эскиз узла (рис. 10) с принятием всех основных размеров.

Для бандажной ленты выбираем 15Х11МФ c плотностью материала, принятого для изготовления лопаток, r=7750 кг/м³

Предел текучести этого материала =420 МПа

Центробежная сила расчетного участка бандажной ленты

, Н

где t_б, В, а, d_б, d_б - линейные размеры бандажной ленты согласно эскиза, м;

Толщина бандажной ленты d_б=0,002 м;

Длина сектора

Ширина бандажной ленты

Ширина отверстия a=0,006 м;

Диаметр отверстия d=0,004 м;

Средний радиус бандажной ленты

Изгибающий момент от центробежной силы в местах заделки

Момент сопротивления в сечении:

Напряжение изгиба:

Напряжение разрыва, возникающее на шипе под действием центробежной силы массы бандажной ленты, приходящееся на один шип:

Оценка прочности производится по соотношению:

Напряжение растяжения в расчетном сечении равно:

берем из детального теплового расчета = 1322/100 = 13,22 МПа

Условие прочности пера лопатки:

где n запас прочности, обычно равен 1,7

Условие прочности бандажной ленты

Запас прочности бандажной ленты ==420/1,7=247,1 МПа

 ;

5.3 Расчет хвоста рабочей лопатки

При расчете хвоста рабочей лопатки обычно учитывается только суммарная центробежная сила пера лопатки, бандажной ленты, связной проволоки и частей самого хвоста, вызывающая напряжение растяжения, смятия и среза.

Перед расчетом составляется эскиз хвоста, закрепленного в ободе диска, с назначением всех основных размеров.

B₂-ширина рабочей решетки = 0,025; К₁-ширина шейки = 0,017; К₂-ширина хвоста = 0,025; H₁-высота корня = 0,006; H₂-высота шейки = 0,01; H₃-высота хвоста = 0,01;

Расчет Т образного хвоста:

Эскиз такого хвоста дан на рис. 11. Наибольшее напряжение растяжения возникает в сечении АВ, смятия - по площадкам КА и BG и среза - по сечениям AD и BC.

Обозначим центробежную силу участка MNOL C¹_x, участка EFBA - C^II_x, участка ABCD - C^III_x, и участка KGHR - C^IV_x, а площади расчетных сечений AB-f₁ (м²) AD=BC-f₂ и KA=BG-f₃

Размер каждого участка по окружности равен шагу рабочих лопаток на данном радиусе.

C=f*H₁*r*w²*r₁= 0,00038*0,006*7750*314,15²*0,4625=810 Н

C= f₁*H₂*r*w²*r₂= 0,00026*0,01*7750*314,15²*0,4545=887 Н

C= K₁*t₄*H₃*r*w²*r₄= 0,017*0,0147*0,01*7750*314,15²*0,4335=848 Н

C= K₂*t₄*H₃*r*w²*r₄= 0,025*0,0147*0,01*7750*314,15²*0,4335=1248 Н

Эскиз Т образного хвоста

Напряжение растяжения в сечении АВ

Напряжение в сечениях AD и BC

Напряжение смятия по площадкам КА и BG

Допустимые напряжения:

На растяжение:  420/1,7=247,1 МПа ³ 243,11

На срез:0,75×247,1=185,3 МПа ³ 178,05

На смятие: 1,75×247,1 = 432,4 МПа ³ 417,3

5.4 Расчет рабочих лопаток на вибрацию

При расчете рабочих лопаток на вибрацию, как правило, скрепленных бандажной лентой в пакеты, должна быть проверена возможность появления резонансных колебаний в двух случаях: при колебаниях всех лопаток в пакете в одной фазе и при колебаниях отдельных лопаток в пакете в разных фазах.

На первом этапе расчета определяется статическая частота собственных колебаний лопаток в пакете в одной фазе, зависящая от физических свойств, массы и конфигурации пера лопатки.

Для лопаток с постоянным профилем, скрепленных в пакеты бандажной лентой, статическая частота находится из выражения.

где E - модуль упругости с учетом температуры, при которой работает лопатка, 176000 МПа

-плотность материала, 7750 кг/м³

J - момент инерции сечения лопатки, 0,2046*10^-7 м⁴

f-площадь сечения пера лопатки, 0,01853 м²

l₂-длинна лопатки, 0,024 м

Далее определяется динамическая частота собственных колебаний с учетом влияния центробежных сил, возникающих в пере при вращении ротора:

где В=

n_c-частота вращения ротора, об/сек

Если частота собственных колебаний совпадет с частотой вынужденных колебаний, то наступает явление резонанса.

Условие резонанса выражается зависимостью:

v_g=K×n_c

где К - любое число, то есть, К=1,2,3,4,5…

Далее строится диаграмма резонансных чисел оборотов рис. 12

Далее производится проверка на отсутствие внутрипакетных резонансных колебаний

Работу лопаточного венца с лопатками постоянного профиля считают надежной если:

 190×50/6868=1,32

то есть, для обеспечения надежной работы эта величина НЕ ДОЛЖНА лежать в пределах от 4 до 8.

Диаграмма резонансных чисел оборотов

5.5 Расчет обода диска

Порядок расчета следующий: составляется эскиз обода (рис. 13) и назначаются основные размеры.

Обе щеки обода работают практически в одинаковых условиях, поэтому производится расчет на прочность только одной из них.

Рис. 13. Эскиз обода диска

Действующие силы:

Половина суммарной силы, развиваемой массой лопатки с бандажной лентой и связной проволокой:

Приложив в точке O¹ две силы, равные по величине сумме сил С_в+С¹ и противоположные по знаку, получаем, что для определения напряжений в расчетном сечении GK должны учитываться два фактора: изгиб под влиянием момента (С_в+С¹)*l и растяжение от действия суммы сил С_в+С¹+С¹¹

Напряжение изгиба в расчетном сечении

где

t-шаг рабочих лопаток участка 1 t₁ = 0,015; t₂ = 0,0148; l₁ = 0,01; l₂ = 0,01; ширина выступа d = 0,02

где l = (d+d₁)/2= (0,02+0,004)/2 = 0,012; F₁=d₁ *t₁ =0,004*0,015=0,00006;

F₂=d* t₂=0,02*0,0148=0,000297

Момент сопротивления

Напряжение растяжения в том же сечении (без учета влияния сил сцепления с боковыми участками по окружности обода).

Суммарное напряжение в наиболее опасной точке G

135,1+52,05 = 187,1 МПа

Допустимое значение напряжения

где n=2,2

.6 Расчет на прочность корпуса

Корпус турбины представляет собой весьма сложную конструкцию с переменными диаметрами, переменной толщины стенок, фланцами горизонтального, а иногда и вертикального разъемов, ребрами жесткости, патрубками отборов пара и т.д. Эта конструкция в части высокого и среднего давления нагружена за счет внутреннего избыточного давления, а также подвержена действию усилий от диафрагм и разности температур по длине корпуса.

Сложность конфигурации корпуса позволяет вести расчет его прочности лишь весьма приближенно: задача расчета сводится к оценке порядка величины напряжений в стенках корпуса. При этом главным фактором является внутреннее избыточное давление.

Порядок расчета принимается следующий. Ориентируясь на геометрические размеры, полученные в ходе теплового расчета, а также на конструктивное оформление корпуса подходящего прототипа назначается внутренний диаметр корпуса D_в и толщина стенки d.

Оценивается коэффициент b.

Если b<1,3 то есть относительная толщина стенки мала

для стали 20ХМФЛ

.7 Расчет на прочность фланцевых соединений

При конструировании фланцевого соединения горизонтального разъема необходимо обеспечить плотность соединения в течении межремонтного срока работы турбины, а также прочность основных его элементов.

Составляется эскиз фланцевого соединения и принимаются его размеры (рис. 13)

d = d = 0,18; h = (2¸4)*×d; t = (1.5¸1,7)*×d; m = (1,5¸1,7)* d; m = (1¸1,5)* d n³d+0,5*d

Из соотношений имеем:

d = 0,18 м; h = 0,72 м; m =0,27 м; n =0,27 м;

Наружный диаметр болта или шпильки:_Б = d-5 мм = 0,18-0,005 = 0,175 м

В месте расчета на фланце выделяется участок, длина которого по полке фланца равна шагу фланцевого соединения t (рис. 13 а)

Сила, стремящаяся отделить одну полку фланца от другой (рис. 13 б) на длине шага равна

где - избыточное давление в корпусе в месте расчета, МПа

D_в=1,5 - внутренний диаметр корпуса, м

t=0,306 м - шаг болтового соединения

На расчетном участке действуют три силы: сила отрыва F, сила затяга болта (шпильки) P и равнодействующая неравномерно распределенной нагрузки bek давления нижней полки фланца на верхнюю Q.

Сила затяга F считается приложенной на расстоянии 0,5d от внутренней кромки корпуса. Сила затяга болта P принимается действующей по оси болта. Положение линии действия силы Q определяется из выражения (в соответствии с рис. 13)

Расстояние от внутренней кромки корпуса до точки e-начала взаимного поджатия фланцев, именуется раскрытием фланца.

Расстояние У принимается так, чтобы точка e находилась между а и g.

Сила затяга болта:

Изгибающий момент в сечении 0-0.

Напряжение в металле болта (шпильки)

где F_Б - площадь поперечного сечения болта (шпильки), вычисленная по внутреннему диаметру резьбы с учетом центрального отверстия.

Напряжение изгиба при раскрытии фланца:

Для литых стальных деталей корпусов турбин рекомендуется

490; s₀=250 МПа при t=565C и при s_Б=218,08 срок службы до перезатяжки 10000 ч

Список использованной литературы

1. Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. - М.: Машиностроение, 1965.

2. Марочек В.И. Краткий справочник по современным мощным паротурбинным агрегатам. - Владивосток: ДВПИ, 1990.

3. Марочек В.И., Башаров Ю.Д., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных агрегатов. Тепловые расчеты: Учебное пособие /ДВГТУ. - Владивосток, 1994.-100 с.

4. Марочек В.И., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных. Расчет на прочность деталей паровых турбин: Учебное пособие /ДВГТУ. - Владивосток, 1999.-30 с.

5. Ривкин М.Е., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1980.