Размещено на http://www.allbest.ru/

МЕТОДИЧЕСКИЕ УКАЗАНИЯ

к курсовому проекту

по дисциплине "Нагнетатели и тепловые двигатели"



Содержание

1. Построение рабочего процесса расширения пара в турбине

2. Тепловой расчет регулирующей ступени

2.1 Определение среднего диаметра регулирующей ступени

2.2 Расчет сопловой решетки

2.2.1 Определение типа сопловой решетки

2.2.2 Расчет суживающихся сопл

2.2.3 Расчет расширяющихся сопл

2.3 Расчет рабочей решетки

2.3.1 Расчет двухвенечной регулирующей ступени

2.3.2 Расчет одновенечной регулирующей ступени

3. Расчет рабочих лопаток на прочность

3.1 Расчет профильной части лопатки на растяжение

3.2 Расчет лопатки на изгиб

Литература

Приложения

1. Построение рабочего процесса расширения пара в турбине

1.1 По параметрам пара определяется точка состояния пара перед стопорным клапаном согласно рисунку 1.1 в is-диаграмме.

1.2 Давление пара перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорном, регулирующих клапанах и перепускных паропроводах составляет, Па,

,

где р₀ - давление свежего пара перед стопорным клапаном, Па.

Точка согласно рисунку 1.1, определяет состояние пара перед соплами регулирующей ступени. В is-диаграмме точку строим на пересечении изобары и энтальпии .

1.3 Давление за последней ступенью турбины с учетом потерь в выхлопном патрубке определяется, Па,

,

где - давление в конденсаторе или на выхлопе турбины с противодавлением, Па;

- средняя скорость потока в выхлопном патрубке, м/с:

а) для конденсационных турбин =100120 м/с;

б) для турбин с противодавлением =5080 м/с;

опытный коэффициент, учитывающий аэродинамические качества выхлопного патрубка: турбина расширение пар

а) для конденсационных турбин ;

б) для турбин с противодавлением .

1.3 Из точки проводится вертикальная линия изоэнтропного расширения пара в турбине до давления и находится точка В. Длина отрезка В является, располагаемым теплоперепадом турбины . Из точки опуская вниз прямую до пересечения с изобарой находим точку F. Длина отрезка представляет собой распологаемый тепловой перепад проточной части турбины согласно рисунку 1.1.

Рисунок 1.1 - Процесс расширения пара в турбине

1.5 Расход пара на турбину по предварительно заданному КПД (без учета утечек через кольцевые уплотнители), кг/с ,

,

где - расчетная электрическая мощность турбины, кВт;

- располагаемый тепловой перепад проточной части турбины, кДж/кг;

- относительный электрический КПД турбоагрегата, определяется

,

где - механический КПД турбины (по таблице 2);

- КПД электрического генератора (по таблице 1);

- относительный внутренний КПД турбины,

,

где - это относительный эффективный КПД турбины (по таблице 2).

Таблица 1 - Ориентировочные значения КПД электрического генератора

Среднее значение КПД, %	Мощность турбины, МВт
	12	25	50	100	150	200	300 и более
зг	96-96,5	96,5-97	97,5-98,5	98-99	98,9-99,1	98,8	98,75

Таблица 2 - Ориентировочные значения КПД

Среднее значение КПД,%	Мощность турбины, МВт

1.6 Определяем полезно используемый теплоперепад турбины, кДж/кг,

где Н₀ - располагаемый теплоперепад турбины, представляющий собой расстояние между точками А₀ и В согласно рисунку 1.1, кДж/кг.

1.7 Определяем энтальпию пара за выхлопным патрубком, кДж/кг,

,

где - энтальпия пара перед стопорным клапаном (рисунок 1.1), кДж/кг.

1.8 Определяем потерю тепла ДН_вс, Дж/кг, выходной скоростью и энтальпию пара за последней ступенью турбины. Потери тепла с выходной скоростью:

- у турбин малой и средней мощности при неглубоких вакуумах

ДН_вс = (0,01 0,016) • Н₀;

- турбинах с большой мощностью и в турбинах работающих с глубоким вакуумом

ДН_вс = (0,02 0,025) • Н_0.

1.9 Энтальпия пара за последней ступенью турбины, кДж/кг,

.

На пересечении линии с изобарой Р_2z получаем точку D, а при пересечении с изобарами Р_2z и Р_к строим точки Е и К, используя Н_i и ДН_вс согласно рисунку 1.1.

1.10 Выбираются тип регулирующей ступени и тепловой перепад на нее.

Существует несколько методик выбора типа регулирующей ступени и определения теплового перепада на нее:

1.10.1 Задаваясь теплоперепадом h₀^рс, учитывая следующие рекомендации:

- для одновенечных регулирующих ступеней величина оптимального теплоперепада на расчетном режиме не превышает 80125 кДж/кг (в конденсационных турбинах большой мощности 150 Мвт и выше);

- для двухвенечных регулирующих ступеней оптимальный теплоперепад находится в пределах 150420 кДж/кг, что составляет 2040 % общего изоэнтропийного теплоперепада, приходящегося на турбину. Относительно небольшие теплоперепады 15250 кДж/кг рекомендуется выбирать для двухвенечных регулирующих ступеней паровых турбин с большими объемными расходами пара, а повышенные теплоперепады 250420 кДж/кг для турбин с малыми объемными расходами пара.

Нанесение линии состояния пара в рабочем процессе турбины в is-диаграмме осуществляется следующим образом.

От точки по изоэнтропе откладывается выбранный тепловой перепад на регулирующую ступень h₀^рс и строится точка С. Изобара, пересекающая точку С, соответствует давлению пара за регулирующей ступенью Рсогласно рисунку 1.1.

Исходные данные для расчета берутся из приложения А.

1.10.2 По давлению за регулирующей ступенью Р:

- из точки опускаясь по изоэнтропе до пересечения с изобарой Р, получаем точку С. Длина отрезка является теплоперападом регулирующей ступени h₀^рс согласно рисунку 1.1;

- зная теплоперепад регулирующей ступени, выбираем ее тип, соответственно с пунктом 1.10.1 .

Исходные данные для расчета по этой методике берутся из приложения Б.

1.10.3 По диаметру регулирующей ступени:

а) определяется окружная скорость на среднем диаметре ступени, м/с,

,

где n- число оборотов турбины в минуту;

d- диаметр регулирующей ступени, м.

б) скорость пара на выходе из сопловых лопаток , м/с,

,

где - отношение скоростей, выбирается соответственно рекомендациям:

- для одновенечной ступени целесообразно принять отношение скоростей >0,3;

- для двухвенечной регулирующей ступени целесообразно принять =0,170,3, причем:

- =0,190,22 при активном облопачивании;

- =0,220,3 при работе ступени с реактивностью.

в) определяется величина теплового перепада регулирующей ступени , кДж/кг,

.

Зная величину теплового перепада регулирующей ступени нанесение линии состояния пара в рабочем процессе осуществляется по пункту 1.10.1.

Исходные данные берутся из приложения В.

1.11 Для определения полезного использования теплового перепада в регулирующей ступени подсчитывают внутренний относительный КПД регулирующей ступени по формулам:

- для одновенечной ступени

;

- для двухвенечной ступени

,

где G - расход пара на турбину, кг/с;

Р₀ґ - давление пара перед соплами регулирующей ступени, Па;

Vґ₀ - удельный объем пара перед соплами регулирующей ступени (соответствует изохоре, проходящей через точку согласно рисунку 1.1), м³/кг.

1.12 Полезно используемый тепловой перепад, кДж/кг,

h_i^pc = h₀^pc• з_оi^pc

отложенный от точки А₀ до точки Сґ, определяет в этой точке в is-диаграмме энтальпию пара за регулирующей ступенью с учетом потерь. Проводим из точки С линию параллельную до пересечения с изобарой и получаем точку М, которая соответствует концу процесса в регулирующей ступени.

Последовательно соединяя точки А₀, А₀ґ, М, Д, Е, К получаем линию соответствующую процессу расширения пара в турбине.



2. Тепловой расчет регулирующей ступени

В качестве регулирующей ступени в современных паровых турбинах с сопловым (количественным) парораспределением применяют двухвенечную ступень скорости или одновенечную ступень давления.

При дроссельном парораспределении регулирующая ступень в турбине отсутствует. Функции регулирующей ступени в этом случае как бы выполняет дроссельный регулирующий клапан. Турбины с дроссельным парораспределением при частичных нагрузках менее экономичны по сравнению с сопловым парораспределением и могут быть оправданы только при работе на номинальном режиме. Поэтому паровые турбины с дроссельным парораспределением целесообразно устанавливать на крупных станциях, несущих основную электрическую нагрузку.

В большинстве современных паровых турбин применяют сопловое парораспределение, при котором первая ступень является регулирующей.

Двухвенечная ступень представляет собой два ряда рабочих лопаток, которые размещены на одном рабочем колесе. Сопла же размещены только перед первым рядом рабочих лопаток, а между первым и вторым рядом рабочих лопаток размещаются направляющие лопатки, служащие только для изменения направления движения потока.

Применение одновенечной или двухвенечной регулирующей ступени обуславливается экономическими и конструктивными соображениями.

Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД, чем двухвенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее изменяется более резко.

Двухвенечная регулирующая ступень скорости на расчетном режиме имеет более низкий КПД, чем одновенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее более устойчив. Двухвенечная ступень перерабатывает значительно большие теплоперепады, чем одновенечная, что приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней, уменьшению длины и упрощению конструкции турбины в целом, позволяет уменьшить утечки пара через переднее концевое уплотнение.

С другой стороны большой тепловой перепад, приходящийся на двухвенечную ступень, приводит к снижению КПД всей турбины, так как КПД регулирующей ступени ниже чем регулируемых ступеней давления.

Выбор типа регулирующей ступени во многом зависит от объемного расхода пара на турбину.

Применение турбин только с многовенечными ступенями скорости оправдано при необходимости использования больших перепадов тепла при минимальном числе ступеней (это приводы вспомогательных механизмов, резервных, когда вопросы минимальной стоимости, компактности и простоты конструкции являются более важными, чем повышение КПД - это например, механизмы периодического действия).

Регулирующая ступень, как правило, выполняется по активному принципу и позволяет осуществлять в них парциальный подвод пара, что позволяет, в свою очередь осуществлять сопловое парораспределение, дающее во всех условиях лучшие эксплуатационные показатели, чем другие типы парораспределения.

2.1 Определение среднего диаметра регулирующей ступени

2.1.1 Данный расчет не выполняется, если определение теплового перепада регулирующей ступени осуществляется по методике согласно пункту 1.10.3.

2.1.2 Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада h₀^pc и отношением U/C_ф. Отношение окружной скорости к фиктивной (установленной) изоэнтропийной скорости C_ф, вычисляемой по располагаемому теплоперепаду определить по графикам рисунка 2.1 и уточняется по формуле

.

Рекомендации по выбору U/C_ф смотреть согласно пункту 1.10.3.

2.1.3 Фиктивная изоэнтропийная скорость пара, подсчитывается по располагаемому теплоперепаду ступени, м/с,

.

2.1.4 Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени, м/c,

U = (U/C_ф) •С_ф.

Средний диаметр ступени, м,

d^pc = (60•U)/(р • n),

где n - число оборотов ротора турбины, n=3000 об/мин.

2.2 Расчет сопловой решетки

2.2.1 Определение типа сопловой решетки

2.2.1.1 Располагаемый тепловой перепад сопловой решетки, кДж/кг,

h_o1^pc = h₀^pc(1 - с),

где h₀^pc - располагаемый тепловой перепад в регулирующей ступени, кДж/кг;

с - степень реакции ступени, выбирается в пределах 8 - 12 %. Для двухвенечной ступени

с = с¹+ с^н+ с²,

где с¹, с^н, с² - степень реакции соответственно, на рабочих лопатках первого венца, на направляющих лопатках, на рабочих лопатках второго венца.

2.2.1.2 Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки, м/с, при изоэнтропийном расширении

С_1t = .

2.2.1.3 Число Маха для теоретического процесса в соплах

М_1t = C_1t/а_1t,

где а_1t - скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном истечении, м/с,

а_1t = ;

k - показатель изоэнтропы, k = 1,3 для перегретого пара;

Р₁^рс - давление за соплами, cогласно рисунку 2.2, Па;

V_1t - теоретический удельный объем пара за соплами согласно рисунку 2.2 (изохора, проходящая через точку а), м³/кг.

Рисунок 2.1 - Зависимость отношения скоростей от располагаемого теплоперепада регулирующей ступени

Рисунок 2.2 - Процесс расширения пара в регулирующей ступени

Рисунок 2.3 - Зависимость числа Маха от относительного конечного давления за соплами

Число Маха, подсчитанное по формуле, может быть проверено по графику согласно рисунка 2.3, где оно дано в функции относительного конечного давления за соплами: Є₁ = Р₀/Р₀ґ (степени расширения).

2.2.1.4 Форма профиля и канала в первую очередь определяется безразмерной скоростью потока М_1t (число Маха). По величине М_1t выбирается тип решетки: если М_1t<1,4 применяются профили решеток с суживающимися каналами. При М_1t>1,4 применяются профили, образующие расширяющиеся каналы.

2.2.2 Расчет суживающихся сопел

2.2.2.1 Определяем выходное сечение суживающихся сопел, мм²,

,

где G - расход пара на турбину, кг/с;

G_ут - количество пара, утекающее через переднее концевое уплотнение турбины , кг/с,

;

V_1t - теоретический удельный объем пара за соплами, м³/кг;

м₁ - коэффициент расхода сопловой решетки, принимается равным 0,97 (для пара практически с любым перегревом);

С_1т - теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном расширении, м/с.

2.2.2.2 Произведение степени парциальности ступени на высоту cопловой решетки определяется по формуле, мм,

,

где е - степень парциальности ступени, представляет собой долю рабочих лопаток от общего числа, которые в данный момент времени находятся против сопл подачи пара на рабочее колесо;

l₁ - высота сопловой решетки, мм;

d^pc - средний диаметр регулирующей ступени, м;

б₁ - выходной угол сопл () выбирается из таблицы 2.1.

Таблица 2.1 - Выходной угол сопл в зависимости от мощности турбины

Nэ, МВт	10	10-25	25-50	50-100	100-300	300-500	500-800	более 800
б1, град	18	17	16	15	14	13	12	11

2.2.2.3Оптимальная степень парциальности для одновенечной ступени

;

для двухвенечной ступени

,

где значение е•l₁ должно подставляться в сантиметрах.

2.2.2.4 Высота сопловой решетки, мм ,

.

2.2.2.5 По известным М_1t и б₁ согласно приложения Г для сопловой решетки выбираются :обозначение профиля; угол выхода потока ; угол входа потока ; оптимальный относительный шаг ; число Маха М_1t ; хорда профиля b_1.

2.2.2.6 По характеристике выбранной решетки принимается оптимальный относительный шаг t_опт. Шаг решетки, мм,

где b₁ - хорда профиля согласно приложения Г, мм .

2.2.2.7 Потери тепла в соплах, кДж/кг,

,

где - располагаемый тепловой перепад сопловой решетки, кДж/кг;

- скоростной коэффициент сопловой решетки, принимается в зависимости от согласно рисунку 2.4.

2.2.2.8 Выходная ширина канала сопловой решетки, мм,

.

2.2.2.9 Число сопел

.

Полученное значение z₁ округляют до целого, а для решеток диафрагм, которые состоят из двух половин, z₁ принимают четным, чтобы в каждой половине диафрагмы располагалось целое число сопл.

2.2.2.10 В соответствии с принятым значением числа лопаток z₁ корректируют шаг профилей в решетке

.

2.2.3. Расчет расширяющихся сопл

2.2.3.1 Площадь минимального сечения, мм²,

,

где G - расход пара на турбину, кг/с;

G_ут - количество пара, утекающего через переднее концевое уплотнение турбины, кг/с,

;

- давление пара перед соплами согласно рисунку 1.1, Па;

- теоретический удельный объем пара перед соплами согласно рисунку 1.1, м³/кг.

2.2.3.2 Площадь выходного сечения сопел, мм²,

.

2.2.3.3 Относительная величина выходного сечения каналов сопловой решетки (степень расширения сопла)

.

2.2.3.4 Определение е_опт, l₁, Дh_c, t₁, а₁, z₁ производится по формулам для расчета суживающихся сопл. Выбор типа профиля сопловой решетки производится по приложению Г, в зависимости от значения М_1t и .

2.2.3.5 Ширина минимального сечения сопловой решетки, мм,

-d/l₁>10; --------- - d/l₁< 4

Рисунок 2.4 - Коэффициент скорости для сопловых решеток в зависимости от b/l и от угла

Рисунок 2.5 - Коэффициент расхода сопловых и рабочих решеток в зависимости от состояния пара и степени реакции

2.3 Расчет рабочей решетки регулирующей ступени

2.3.1. Расчет двухвенечной регулирующей ступени

2.3.1.1 Степень реакции, принятую ранее (2.2.1.1), следует распределить по венцам

с = с¹+ с^н + с²,

где с¹ - степень реакции первого венца рабочих лопаток;

с^н - степень реакции направляющей решетки;

с² - степень реакции второго венца рабочих лопаток.

Отношение между степенью реакции на лопатках можно рекомендовать

с^н = (2 2,5)• с¹; с² = 1,5 • с¹,

где с¹ принято за единицу, например с¹ = 2%,соответственно в долях с¹ = 0,02.

2.3.1.2 Тепловой перепад, используемый в соплах (h₀₁^рс), откладывается от точки согласно рисунку 2.6.

2.3.1.3 Тепловой перепад, используемый на лопатках, откладывается согласно распределению степени реакции по лопаточному аппарату ступени

h₀₂^pc = с¹• h₀^pc + с²• h₀^pc + с²• h₀^pc = h₀₂¹ + h₀₂^н + h₀₂².

Для построения процесса расширения пара в is-диаграмме через концы отрезков h₀₂¹, h₀₂^н , h₀₂²проводят изобары P, P, Pсогласно рисунку 2.6.

2.3.1.4 Чтобы выбрать типы лопаточных решеток необходимо построить треугольники скоростей для потока пара регулирующей ступени и определить все их элементы. Это построение позволит также определить потери в лопаточном аппарате, относительный лопаточный КПД , шаг и количество лопаток.

2.3.1.5 Входной треугольник скоростей первого венца строится по углу б₁, скоростям С₁ и U согласно рисунку 2.7 в масштабе 1 мм=5

м/с.

Абсолютная скорость пара на выходе из сопловой решетки, м/с,

С₁ = С_1t•ц,

где С_1t - теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с;

б₁ - выходной угол сопла;

ц - коэффициент скорости сопловой решетки.

2.3.1.6 Графически из входного треугольника скоростей определяем величину относительной скорости на входе в рабочую решетку первого венца щ₁ и угол в₁ согласно рисунку 2.7 и проверяем по формулам

,

,

Рисунок 2.6 - Процесс расширения пара на рабочих лопатках двухвенечной регулирующей ступени

2.3.1.7 Для выходного треугольника скоростей определяем угол в₂ на выходе из рабочей решетки первого венца

,

,

где выходная площадь первой рабочей решетки, м²,

,

где G - расход пара на турбину, кг/с;

V_2t¹ - удельный объем пара за рабочей решеткой первого венца, м³/кг. Определяется в результате построения процесса расширения пара в is- диаграмме, которое производится следующим образом: от конца теплового перепада в соплах согласно рисунку 2.6 (точка а) вверх откладывается величина потерь в соплах , через точку b проводится линия энтальпии - константа до пересечения с изобарой (точка c). Затем находим давление за рабочей решеткой первого венца, оно соответствует изобаре согласно пункту 2.3.1.3. Опуская изоэнтропу из точки с до пересечения с , получаем точку d. Значения берем по изохоре, проходящей через точку d;

l₂¹ - выходная высота рабочей решетки первого венца, мм.

Часто проточную часть регулирующей ступени скорости выполняют с отношениями высот лопаток

.

В турбинах Р-25-90 (ВР-25-18 и ВР-25-31) ХТГЗ отношения высот лопаток регулирующей ступени

.

В регулирующей двухвенечной ступени скорость турбины К-50-90 ЛМЗ и ей подобных высоты лопаток находятся в соотношении

.

где - высота сопловой решетки, мм;

- высота рабочей решетки второго венца, мм;

- высота рабочей решетки первого венца, мм;

- высота направляющей решетки, мм;

м₂¹ - коэффициент расхода в рабочей сопловой решетке первого венца определяется согласно рисунку 2.5 в зависимости от степени реакции и состояния пара;

- теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки первого венца, м/с,

.

2.3.1.8 Действительная относительная скорости на выходе из рабочей решетки первого венца, м/с,

щ₂ = ш₁•щ_2t ,

где ш₁ - скоростной коэффициент для активных решеток определяется в зависимости от и величины углов в₁ и в₂ по рисунку 2.8.

По определенным щ₂ и в₂ строится выходной треугольник скоростей для рабочей решетки первого венца.

2.3.1.9 Определяем число Маха для рабочей решетки первого венца

,

где - скорость звука при изоэнтропном процессе на выходе из рабочей решетки первого венца

,

где - показатель изоэнтропы =1,3 (для перегретого пара).

По полученным данным выбираем рабочую решетку первого венца по приложению Г.

2.3.1.10 Из выходного треугольника скоростей определяются абсолютная скорость выхода пара С₂ и угол выхода потока в абсолютном движении б₂ графически и проверяются по формулам

,

,

.

2.3.1.11 Определяем потери тепла в рабочей решетке первого венца, кДж/кг,

.

Рисунок 2.7 - Треугольник скоростей для потока пара в регулирующей ступени

2.3.1.12.Входной треугольник скоростей второго венца строится по углу , скоростям и окружной U согласно рисунку 2.7.

Теоретическая скорость на выходе из направляющей решетки, м/с,

.

Действительная скорость на выходе из направляющей решетки, м/с,

.

Скоростной коэффициент ш_н принимается по графику согласно рисунку 2.8 в зависимости от l₂^н и б₂/ б₁^/.

Угол выхода потока пара из направляющей решетки б₁^/ определяется

,

,

где - выходная высота направляющей решетки согласно пункту .

2.3.1.7. Выходная площадь поворотной решетки, м²,

,

где V_2t^н - удельный объем за направляющей решеткой в теоретическом процессе согласно рисунку 2.6. V_2t^н определяется после следующих операций по построению процесса расширения пара: отложение потерь в рабочей решетке первого венца Дh₂¹ от точки “d” до точки “f”, проведение через точку “f” линии энтальпии - константа до пересечения с изобарой Р в точке “n”. Из точки “n” по изоэнтропе строим линию до пересечения с изобарой (давлением за направляющей решеткой ) согласно пункта 2.3.1.3,получаем точку “m” . Изохора , проходящая через точку “m”, является V_2t^н - удельным объемом за направляющей решеткой;

- коэффициент расхода направляющей решетки, определяется по рисунку 2.5 в зависимости от степени реакции и состояния пара;

- выходная высота направляющей решетки, выбирается согласно пункту 2.3.1.7.

2.3.1.13 Найдем число Маха для направляющей решетки

,

где -скорость звука при изоэнтропийном процессе на выходе из направляющей решетки, м/с,

,

где k=1,3 (показатель изоэнтропы).

- d/l₁>10 ; ------- -d/l₁<4

Рисунок 2.8-Коэффициент скорости для рабочих решеток в зависимости от b/l и угла поворота потока в решетке

2.3.1.14 По найденным параметрам выбираем направляющую решетку.

2.3.1.15 Определяем величину потери тепла в направляющей решетке, кДж/кг ,

,

Величина потери откладывается по изоэнтропе от точки “m” вверх и через конец отрезка Дh₂^н - точку `k” проводится линия энтальпии в действительном процессе за направляющей решеткой до пересечения с изобарой, соответствующей давлению за направляющей решеткой Р. Точка пересечения - P , является точкой начала процесса в рабочей решетке второго венца. Отрезок PJ соответствует располагаемому перепаду на решетке второго венца h₀₂^н.

2.3.1.16 Из входного треугольника скоростей второго венца определяется относительная скорость и входной угол , графически и проверяются по формулам

,

.

2.3.1.17 Для входного треугольника скоростей второго венца определяется скорость пара на выходе из рабочей решетки и угол

Выходная площадь рабочей решетки второго венца, м²,

,

где G - расход пара на турбину, кг/с;

V_2t² - определяется по построению процесса в is - диаграмме (точка “J”) согласно рисунку 2.6;

- коэффициент расхода рабочей решетки второго венца,

определяется в зависимости от степени реакции с² и состояния пара согласно рисунку 2.5;

l₂² - выходная высота рабочей решетки второго венца (выбирается согласно пункту 2.3.1.7), мм;

_2t^/- теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки второго венца в относительном движении, м/с,

,

где с² - степень реакции второго венца рабочих лопаток;

h₀^рс - располагаемый тепловой перепад регулирующей ступени.

Действительная скорость пара на выходе из рабочей решетки второго венца, м/с,

,

где ш₂ - скоростной коэффициент, определяется по рисунку 2.8.

2.3.1.19 По определенным и строится выходной

треугольник скоростей второго венца. Найдем число Маха для рабочей решетки второго венца

_,

где - скорость звука при изоэнтропном процессе на выходе из рабочей решетки второго венца

.

2.3.1.20 По найденным параметрам выбираем тип рабочей решетки второго венца.

2.3.1.21 Потери тепла в рабочей решетке второго венца, кДж/кг,

.

Величина потери Дh₂² откладывается по изоэнтропе от точки `J' вверх и через конец отрезка Дh₂^{2 -} точку “q” проводится линия энтальпии в действительном процессе за рабочей решеткой второго венца до пересечения с изобарой Р₂^рс. Точка z - точка конца процесса во втором венце с учетом потерь согласно рисунку 2.6.

2.3.1.22 Из выходного треугольника скоростей второго венца определяются абсолютная выходная скорость С₂^/ и угол выхода б₂^/ графически, а затем проверяются по формулам

tgб₂^/ = ,

.

Для обеспечения высокой экономичности ступени желательно получить угол .

2.3.1.23 Определяем потери тепла с выходной скоростью, кДж/кг,

Дh_в.с. = .

2.3.1.24 Выбор профилей лопаточных решеток производен выше по известным углам в₁ и в₂, б₂ и б₁^/, в₁^/ и в₂^/ и числам Маха. Типовые ступени скорости приведены в приложении Г.

2.3.1.25 По относительным шагам решеток t_опт определяются действительные шаги t, мм ,

а/ сопловой решетки t_с = b_c•t^с_опт ;

б/ рабочей решетки первого венца t¹ = b₁•t¹_опт ;

в/ направляющей решетки t^н = b^н•t^н_опт;

г/ рабочей решетки второго венца t² = b₂•t²_опт .

где b_c, b₁, b^н, b₂ - хорды выбранного профиля соответствующей решетки, мм .

2.3.1.26 Количество лопаток для решеток турбины

а) сопловой решетки

,

б) рабочей решетки первого венца

,

в) направляющей решетки

,

г) рабочей решетки второго венца

.

Полученные значения количества лопаток округляем до ближайшего целого числа.

2.3.1.27 Относительный лопаточный КПД ступени:

а/ по потерям тепла

,

б/ по проекциям скоростей



.

Если тепловой расчет ступени выполнен правильно, то величины КПД, вычисленные по данным формулам, должны иметь расхождение не более 1-2 % (0,01 - 0,02).

2.3.1.28 Определяем потери тепла на трение и вентиляцию, кДж/кг,

,

где N - мощность, затраченная на трение и вентиляцию, кВт.

,

где - коэффициент, зависящий от состояния пара (для насыщенного и влажного пара =1,2 1,3 ; для перегретого пара = 1,1 1,2);

V_1t - удельный объем пара на выходе из сопла, м/кг;

_опт - степень парциальности при впуске пара;

G - расход пара на турбину, кг/с.

В is - диаграмме, откладывая потери тепла на трение и вентиляцию h и потери с выходной скоростью находим использованный теплоперепад на регулирующую ступень. Согласно рисунку 2.6. равны отрезку zх , - отрезку уz ;точка "0" - точка конца процесса в ступени.

Расчет двухвенечной ступени сводится в таблицу 2.2.



Талица 2.2 - Сводная таблица расчета двухвенечной ступени скорости

Наиме нование	единицы измерения	решетки	Примечание
		сопловые	1-го венца	направляющие	2-го венца
2	3	4	5	6	7	8

2.3.2 Расчет одновенечной регулирующей ступени.

2.3.2.1 Одновенечная ступень рассчитывается в том же порядке, что и двухвенечная. Процесс расширения пара в is-диаграмме показан на рисунке 2.9.

2.3.2.2 При расчете одновенечной ступени.

а) Выходной угол следует задать в пределах

.

б) Входную высоту и выходную высоту рабочей решетки принять равным: .

Выходная высота рабочей решетки, мм,

,

где F - выходная площадь рабочей решетки, м²,

.

в) Значение должно быть больше , в пределах принимаемой для этой высоты рабочей решетки перекрытия (приложение Д).

Относительный лопаточный КПД ступени

- по потерям энергии в проточной части

,

- по проекциям скоростей

В остальном тепловой расчет одновенечной ступени отличается от расчета двухвенечной только объемом вычислений.

Рисунок 2.9 - Процесс расширения пара в одновенечной ступени

3. Расчет рабочих лопаток на прочность

Расчет рабочих лопаток на прочность рассмотрим на примере.

Из теплового расчета имеем следующие характеристики промежуточной ступени турбины:

Давление пара перед ступенью Р^/₀ 8,2 МПа

Температура пара t₀ 511⁰С

Расход пара через ступень G 118,5кг/сек

Располагаемый теплоперепад ступени h^рс₀ 37кДж/кг

Средний диаметр ступени d ^рс 840 мм

Частота вращения n 50 сек-¹

Профиль лопатки Р-23-14А

Число лопаток z₂ 164

Установочный угол профиля 84⁰

Рабочая длина лопатки l₂ 42 мм

Толщина ленточного бандажа Д 3 мм

Материал лопаток бандажа сталь 15х11 мф

Перепад давлений на лопаточной

решетке ДР=Р^рс₁-Р^рс₂ 0,09МПа

Абсолютная скорость

- входа С₁ 240,5м/сек

- выхода пара С₂ 50 м/сек

Углы

- входа пара в абсолютном движении б₁ 12⁰

- выхода пара в абсолютном движении б₂ 90⁰

Относительный лопаточный КПД

ступени 0,845



3.1 Расчет профильной части лопатки на растяжение

В ступенях при 10 лопатки выполнены с постоянным профилем на высоте.

Растягивающие усилия вызываются центробежными силами собственной массы лопатки и массы бандажа, Н,

_,

где С_л - центробежная сила массы лопатки, Н;

С_б - центробежная сила бандажа

,

где - плотность материала(по характеристике профиля),кг/м³;

f₂ - площадь поперечного сечения профиля лопатки, м²;

r, r_б - радиусы (средние) ступени и бандажа, м²;

w - угловая скорость вращения, сек^-1;

V_б - объем лопаточного бандажа, отнесенного к одной лопатке,м³.

Для стали 15х11 МФ = 7750 кг/м³; f₂ = 2,44 см² (по характеристике профиля).

м

м

сек -¹.

Значение объема определяется по формуле

,

где см ;

- шаг бандажа , м,

м

м³,

тогда

Н.

Напряжение от растяжения

МПа.

3.2 Расчет лопатки на изгиб

Действующее на рабочую лопатку паровое усилие раскладывается на две составляющие: окружную Р_u и осевую Р_а

Окружная составляющая может быть определена из уравнения работы, развиваемой одной лопаткой, кН,

кН.

где - степень парциональности ступени;

U - окружная скорость, м/с;

м/с.

Осевая составляющая парового усилия складывается из динамического давления пара, проходящего через каналы лопаточной решетки, и статической разности давлений

Н,

где - шаг ступени, м,

,

, .

Вектор равнодействующей изгибающих усилий Р₀ равен геометрической сумме составляющих Р_u и Р_а, Н

Начало осей Х, Y расположена в геометрическом центре сечения рабочей лопатки.

В расчете рабочих лопаток на прочность считают, что одна из главных центральных осей сечения ХХ параллельна хорде профиля.

Поэтому в= 90? - в_y = 90 - 84 = 6?,

где в - угол между осями YY и ZZ. Ось ХХ определяет плоскость наибольшей жесткости лопатки, перпендикулярная ей YY - наименьшей. Напряжения изгиба от парового усилия определяют относительно этих осей. Для определения действующих на лопатку изгибающих моментов находятся проекции силы Р₀ на оси сечения лопаток ХХ и YY, Н

Н,

Н,

угол ;

Значение угла .

Изгибающие моменты в корневом сечении лопатки, Н*м,

,

.

Напряжение относительно осей ХХ и YY, Мпа ,

,

,

,

,

где - моменты сопротивления относительно оси ХХ для спинки и для кромок;

- моменты сопротивления относительно оси YY для входной и выходной кромок (определяется по геометрическим характеристикам профилей рабочих лопаток, из альбомов профилей).

Момент М₁ вызывает напряжение растяжения на кромках, сжатия на спинке лопатки.

Момент М₂ (Р₂ направлена по движению потока пара) вызывает растяжение на входной кромке и сжатия на выходной.

Напряжения изгиба

- на выходной кромке, МПа ,

,

-на входной кромке, МПа ,

,

-на спинке, МПа,

.

Суммарное напряжение в корневом сечении лопатки от растяжения, изгиба имеют, МПа,

где - принимается наибольшим из напряжений на кромках.

Напряжение не должно превышать допустимого на растяжение.

При выборе допустимых напряжений в качестве критерия прочности лопаток могут быть выбраны: предел текучести , предел ползучести , предел длительности прочности , предел усталости . При рабочей температуре лопаток до 430?С для жаропрочных перлитных сталей в качестве критерия прочности следует брать предел длительной прочности

Коэффициент запаса прочности r рекомендуется принимать в зависимости от принятого критерия прочности

r_Т=2; r_пл=1,3; r_дл=2.

Допустимые напряжения на растяжение соответственно будут

, , ,

где, , - могут быть взяты из таблиц при соответствующих температурах.

При соблюдении условий прочностные характеристики рассчитываемой лопатки считаются допустимыми.

Литература

1 Трухний А.Д., Лосев С.М. Стационарные паровые турбины - М. : Энергоатомиздат, 1981. - 456 б.

2 Вукалович М.П. Термодинамические свойства воды и водяного пара. -- М. : Машгиз, 1958. - 156 б.

3 Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. -- М. : Машиностроение, 1965. - 96 б.

4 М.А. Трубилов, Г.В. Арсеньев, В.В. Фролов и др.: под редакцией А.Г. Костюка, В.В. Фролова. Паровые и газовые турбины. -- М. : Энергоатомиздат, 1985. - 352 б.

5 Семенов А.С., Шевченко А.М. Тепловой расчет паровой турбины. -- Киев. : Вища школа, 1975. - 208 б.

6 Тепловые и атомные электрические станции. Справочник /под редакцией В.А. Григорьева и В.М. Зорина/. -- М. : Энергия, 1982. - 625 б.

7 Шляхин П.Н. Паровые и газовые турбины. Изд. 2-е, переработано дополненное. -- М. : Энергия, 1974. - 224 б.

8 Щегляев А.В. Паровые турбины. - М.: Энергия, 1993. - 256 б.

Размещено на Allbest.ru

...