Противодавленческие турбины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

турбина скорость диск колесо

Введение

1. Выбор и описание проектируемой турбины

2. Выбор тепловой схемы. Построение процесса в H-S диаграмме

3. Расчет турбинной ступени с построением треугольников скоростей

3.1 Расчёт основных параметров регулирующей ступени

3.2 Площадь проходного сечения и высота лопаток соплового аппарата

3.3 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени

3.4 Треугольники скоростей и потери энергии в лопаточных решетках регулирующей ступени

3.5 Окружной и внутренний КПД и мощность

4. Предварительный тепловой расчет ступени

5. Детальный тепловой расчет проточной турбины и технико-экономические показатели

5.1 Расчёт параметров направляющих и рабочих лопаток

5.2 Расчёт потерь энергии, КПД и мощности ступени

5.3 Расчёт осевого усилия на диск рабочего колеса и технико-экономические показатели турбины

6. Описание схемы регулирования

7. Сводная таблица результатов всех расчетов

Заключение

Список использованных источников



Введение

Противодавленческие турбины имеют маркировку -- Р. Отличительной особенностью таких турбин является отсутствие конденсатора, так как весь пар из последней ступени направляется непосредственно к производственному или тепловому потребителю. Турбины с противодавлением имеют в своем составе один цилиндр. Такие турбины находят применение, как правило, в промышленной энергетике и осуществляют работу по тепловому графику. Основным назначением турбины типа Р является генерация пара определенного давления.



1. Выбор и описание проектируемой турбины

Согласно заданным параметрам, представленным в таблице 1.1, выбираем паровую турбину.

Таблица 1.1

Номинальные значения основных параметров турбины

P-12-35/5M
1. Мощность, МВт	12
2. Начальные параметры пара: давление, Мпа температура. °С	3,5 435
3. Температура воды, °С: питательной: охлаждающей:	249 20
4. Расход отбираемого пара на производственные нужды, т/ч Номинальный максимальный	111,24 132,4
5. Давление пара за турбиной, МПа	0,6

Итак, согласно источнику [1, с.16, таблица 2] определяем для дальнейшего расчёта противодавленческую турбину типа P-12-35/5M, предназначенную для превращения максимально возможной части теплоты пара в механическую работу. Они работают с выпуском (выхлопом) отработавшего пара в конденсатор, в котором поддерживается вакуум, мощностью N_о = 12 МВт, начальным давлением пара Р_о = 3,5МПа, начальной температурой пара t_о = 435 ^оC, с одним цилиндром среднего давления (ЦСД).



2. Выбор тепловой схемы. Построение процесса в H-S диаграмме

Паровая турбина типа P-12-35/5M. Данная турбина является противодавленческой.

Пар поступает к турбине через два стопорных клапана, которые установлены на верхнем корпусе турбины. Выпуск пара в турбину осуществляется механизмом клапанного парораспределения, получающем движение через рычаги и тяги от сервомотора блока регулирования. Парораспределение выполнено в виде восьми регулирующих клапанов, свободно подвешенных хвостовиками к общей траверсе, перемещаемой в вертикальном направлении при помощи двух штоков. В следствие разной длины хвостовиков клапаны открываются последовательно, по мере перемещения траверсы.

Турбина имеет номинальную мощность 12 МВт при начальных параметрах 3,5 МПа и 435С. Частота вращения 1600 об/мин.

Рисунок 2.1 Тепловая схема

Расширение пара в турбине представлена на рисунке 2.2.

Рисунок 2.2 Процесс расширения пара в турбине H-S



3. Расчет турбинной ступени с построением треугольников скоростей

3.1 Расчёт основных параметров регулирующей ступени

Расчёт окружной скорости м/с:

(3.1)

где - средний диаметр рабочего колеса, d = 0,9 м [1, с.38];

- частота вращения ротора, 50 с^-1.

3,14 ? 0,9 ? 50 = 141,3 м/с.

Расчет изоэнтропийного теплоперепада , кДж/кг:

3.2)

где - характеристический коэффициент, 0,25.

3.2 Площадь проходного сечения и высота лопаток соплового аппарата

Площадь сопловых каналов () находится из следующих соотношений:

а) при

б) при

где - площадь сопловых каналов, м²;

- расход пара через регулирующую ступень, кг/с;

- удельный объем пара в камере регулирующей ступени, м³/кг;

- удельный объем пара в критическом сечении, м³/кг;

- опытный коэффициент расхода;

- условная изоэнтропийная скорость ступени, м/с;

- скорость пара в критическом сечении сопла, м/с;

Скорость критическую найдем по формуле:

(3.3)

где - давление в критическом сечении сопла,

= ? 0,95 ? Р₁ = (2/ ? 0,95 ? Р₁

- удельный объем в критическом сечении сопла, 1 кг/м³ [1];

= 1,3 - для перегретого пара [1, с.40].

Высоту (длину) сопловой лопатки найдем из следующей формулы:

(3.4)

где произведение находим из формулы 3.5:

где - средний диаметр соплового аппарата, м;

- угол выхода потока из сопел, [1, с. 34, таблица 3];

- степень парциальности впуска пара регулирующей ступени, 12,5.

Итак, = 1,3/(0,95 ? Р₁) = 1,3/(0,95 ? 3,4) = 0,4 следовательно, применим формулу:

1000/(i-i₃)).

Подставив числовые значения в формулу (3.5) длину сопловой лопатки:

3.3 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени

Давление в камере регулирующей ступени при номинальной мощности рассчитывается по формуле Стодола-Флюгеля (3.9):

(3.9)

где - давление в камере регулирующей ступени;

- номинальная мощность турбины;

- расчетная мощность турбины;

Степень парциальности в конструкциях паровых турбин можно пронять равным , тогда число сопел регулирующей турбины можно найти:

(3.10)

где - шаг сопловой решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени;

3.4 Треугольники скоростей и потери энергии в лопаточных решетках регулирующей ступени

Для одновенечной ступени скорости вычисляют:

- абсолютную скорость истечения пара из сопел:

(3.11)

- относительную скорость входа пара в рабочие каналы первого венца:

(3.12)

- относительную скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца:

(3.13)

- абсолютную скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца:

(3.14)

- абсолютную скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата:

(3.15)

- относительную скорость входа пара в рабочие каналы второго венца:

(3.16)

- относительную скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца:

(3.17)

- абсолютную скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени:

(3.18)

По полученным значениям скоростей строятся треугольники скоростей. Для двухвенечной ступени скорости определяют потери энергии в лопаточных решетках:

- в сопловом аппарате:

(3.19)

- в первом венце рабочих лопаток:

(3.20)

- в направляющем аппарате:

(3.21)

- во втором венце рабочих лопаток:

(3.22)

- потери энергии с выходной скоростью:

(3.23)

Окружной тепловой перепад ступени:

(3.24)

Окружной КПД ступени:

(3.25)

В формулах для расчета скоростей потока и потерь энергии обозначено:

,,, - коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов, первого и второго венцов рабочих лопаток, которые определяют по опытным данным, [1, рис. 16,17];

- степень реактивности соответственно ступени, направляющего аппарата, первого и второго венцов рабочих лопаток; для двухвенечных ступеней скорости рекомендуется принимать следующие значения степени реактивности:

,,, - эффективные углы выхода пара соответственно из соплового и направляющего аппарата, из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа ступени [1,табл.3].

Треугольник скоростей представлен на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1 Треугольник скоростей



3.5 Окружной и внутренний КПД и мощность

Окружной КПД с учетом всех поправок найдем из следующей формулы:

(3.6)

где - окружной КПД исходной ступени;

- поправочный коэффициент на средний диаметр ступени d

- поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки;

- поправочный коэффициент на высоту сопловой лопатки.

Окружной КПД исходной ступени найдем из зависимости

[1, стр.45, рис.10].

Относительный внутренний КПД регулирующей ступени находим по монограмме:



Внутренняя мощность регулирующей ступени:

(3.8)

Полученные в результате вычислений числовые значения будут представлены в дальнейшем в таблице 7.1.



4. Предварительный тепловой расчет ступени

Чтобы определить предварительные размеры последней ступени паровой турбины обычно используют приближенные зависимости по осредненным параметрам выходного сечения последней ступени, хотя эта ступень, как правило, имеет высокие лопатки. Так, после простых преобразований из упрощенного уравнения неразрывности получим выражение для определения среднего диаметра РК последней ступени.

(4.1)

где - расход пара через последнюю ступень;

- удельный объем пара за РК последней ступени;

- втулочное отношение последней ступени, >3…4;

- угол выхода потока из последней ступени (угол между
вектором абсолютной скорости и осью );

- коэффициент потери с выходной скоростью из
последней ступени. Рекомендуется принимать от 0,01 до 0,03;

- изоэнтропийный перепад энтальпий.

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени, определяется по формуле:

(4.2)

Значение отношения в этой формуле с учетом его изменения при переменных режимах работы турбины следует принимать несколько меньше , определенного по выражению:

(4.3)

Степень реактивности последней ступени найдем по формуле:

(4.4)

Для ориентировочных расчетов можно рекомендовать: =0,96…0,97; = 18…30⁰; = 0,02…0,3

Определим Параметры первой нерегулируемой ступени следующим образом. Из уравнения неразрывности для соплового аппарата первой ступени получим:

(4.5)

где - расход пара через НА первой ступени;

- удельный объем пара в конце изоэнтропийного процесса
расширения в направляющем аппарате;

- средний диаметр первой ступени;

Частота вращения ротора турбины n принимается по приведенным рекомендациям.

Изоэнтропийный перепад энтальпий в первой нерегулируемой ступени определим по формуле 4.2.

Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней с учетом коэффициента использований выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле (4.6):

(4.6)

где - коэффициент (для первой отупеет , для промежуточных
ступеней );

Подставляя значения d и x с графиков [1, рис. 2], по этой формуле можно рассчитать тепловой перепад.

При использовании графоаналитического метода определяется осредненный по проточной части нерегулируемых ступеней тепловой перепад . Для этого на вспомогательной диаграмме [1, рис.21] база L делится на m равных частей (m=10…12), на границах которых определяются значения , а затем значения определяется по формуле (4.7)

(4.7)

Число нерегулируемых ступеней определяется по формуле (4.8), не учитывающей явление возврата тепла:

(4.8)

где - изоэнтропийный перепад энтальпий в нерегулируемых ступенях;

- изоэнтропийный перепад энтальпий в регулирующей ступени (при дроссельном регулировании )

Полученный результат округляют до ближайшего целого числа нерегулируемых ступеней, и определяют коэффициент возврата тепла по формуле 4.9:

(4.9)

где - коэффициент (тепловой процесс только в области перегретого пара , только в области влажного пара , переходит из области перегретого в области влажного пара ;

- KПД турбины;

- общее число ступеней в проектируемой турбине;

С учетом коэффициента возврата тепла уточняется изоэнтропийный перепад энтальпий в нерегулируемых ступенях по формуле (4.10):

(4.10)

А также число ступеней:

(4.11)



5. Детальный тепловой расчет проточной турбины и технико-экономические показатели

5.1 Расчёт параметров направляющих и рабочих лопаток

Полные параметры (параметры торможения) перед НА определяются по статическим параметрам с учетом доли используемой входной кинетической энергии из предыдущей ступени. Полная энтальпия пара перед ступенью находится по формуле:

(5.1)

где - коэффициент использования выходной кинетической энергии ступени;

- начальное значение энтальпии

Полные давление и удельный объем пара рассчитываются по уравнению состояния:

(5.2)

(5.3)

Полный изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени с учетом использования части выходной кинетической энергии:

(5.4)

Построив входной треугольник скоростей, получим относительную скорость входа пара в рабочую решетку по формуле (5.5) и угол входа потока в РК по формуле (5.6):

(5.5)

(5.6)

Для определения утечек пара через периферийные зазоры ступени и расхода пара через РК необходимо определить следующие величины с учетом предыдущих расчетов и принятых ранее параметров:

- диаметр периферийного обвода ступени:

(5.7)

- степень реактивности в периферийном сечении ступени:

(5.8)

- эквивалентный зазор в ступени с бандажом РЛ:

(5.9)

Тогда в ступени с бандажом РЛ:

(5.10)

в ступени без бандажа РЛ:

(5.11)

а расход пара через рабочую решетку ступени:

. (5.12)

Предварительно оценив угол поворота потока в РК:

(5.13)

Высота РЛ:

(5.14)

Средний диаметр РК:

(5.15)

Относительная теоретическая скорость потока на выходе из РК по формуле (5.16):

(5.16)

Число Маха:

(5.17)

Окружная скорость на среднем диаметре:

(5.18)

Определим абсолютную скорость по формуле (5.18):



(5.18)

5.2 Расчёт потерь энергии, КПД и мощности ступени

Как уже отмечалось, эффективность процесса преобразования энергии определяется при расчете относительных окружного и внутреннего КПД ступени. С этой целью определяются:

- выходная кинетическая энергия:

(5.19)

-перепад энтальпий на средней окружности ступени:

(5.20)

- располагаемый перепад энтальпий в ступени:

(5.21)

-относительный окружной КПД ступени:

(5.22)

Для расчета относительного внутреннего КПД ступени требуется определить ряд дополнительных относительных потерь энергии:

Относительные потери энергии:

- на трение диска:

(5.23)

- на вентиляцию парциальной ступени:

(5.24)

-на концах сегментов сопел в парциальной ступени:

(5.25)

-от утечек через корневые зазоры:

(5.26)

5.3 Расчёт осевого усилия на диск рабочего колеса и технико-экономические показатели турбины

Исходными данными для расчета осевого усилия на диск рабочего колеса являются: средний диаметр на выходе рабочей решетки , м; длина рабочей лопатки , м; осевой открытый зазор у корня , м; диаметр разгрузочного отверстия , м; число разгрузочных отверстий ; диаметр окружности расположения разгрузочных отверстий , м; диаметр диафрагменного уплотнения , м; радиальный зазор диафрагменного уплотнения , м; число гребней диафрагменного уплотнения ; радиус скругления кромок разгрузочных отверстий , м. Параметры пара: , MПа - давление пара перед ступенью; , МПа - давление за направляющим аппаратом; , м³/кг - удельный объем пара перед ступенью; , МПа - давление за рабочим колесом.

Чтобы рассчитать осевое усилие на диск рабочего колеса необходимо определить следующие параметры:

-площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения:

(5.27)

- площадь проходного сечения разгрузочных отверстий:

(5.28)

- площадь проходного сечения корневого зазора:

(5.29)

-окружную скорость разгрузочных отверстий:

(5.30)

-условную изоэнтропийную скорость пара в разгрузочных отверстиях:

(5.31)

-осевое усилие на венец рабочих лопаток:

(5.32)

-осевое усилие на диафрагменное уплотнение:

(5.33)

Осевое усилие на диск рабочего колеса турбины, определяется как сума усилий, действующих на венец рабочих лопаток, полотно диска и диафрагменное уплотнение:



(5.34)

Технико-экономическим показатели турбины рассчитываются с использованием зависимостей:

- относительный внутренний КПД группы нерегулируемых ступеней:

(5.35)

- относительный внутренний КПД турбины:

(5.36)

Отметим, что относительный внутренний КПД турбины должен быть меньше, чем КПД группы нерегулируемых ступеней. Это связано с тем, что КПД турбины включает КПД ступеней давления и КПД регулирующей ступени.

Найдем удельный расход пара по формуле 5.37, тепла по формуле 5.38 и топлива по формуле 5.39:

(5.37)

(5.38)

(5.38)

где - теплотворная способность топлива, для условного топлива.



6. Описание схемы регулирования

Системы регулирования современных паровых турбин имеют ряд отличительных особенностей:

1. Элементы системы регулирования должны обладать высокой
чувствительностью. Выполнение этого требования обеспечивается сведением к минимуму сил трения в шарнирных соединениях и других звеньях системы. Средствами уменьшения сил трения и устранения износа являются: упрочнение трущихся поверхностей путем термической обработки или поверхностное упрочнение(азотирование, диффузионное хромирование и др.), правильный подбор трущихся пар, качественная сборка механизмов.

Степень нечувствительности системы регулирования выражается отношением изменения частоты вращения, необходимого для преодоления сил трения, при повышении и понижении частоты вращения ротора к номинальной частоте вращения.

Для современной системы регулирования (схема с пропорциональным регулятором) степень нечувствительности не должна превышать 0,3%. В последнее время как у нас в стране, так и за рубежом с целью улучшения регулировочного процесса создаются системы регулирования, степень нечувствительности которых находится в пределах 0,1--0,15%.

2. Система регулирования должна быть устойчивой на всех режимах работы турбоагрегата. Устойчивость системы определяется углом наклона статической характеристики, представляющей собой закон изменения частоты вращения в зависимости от мощности турбоагрегата. Система регулирования устойчива, если угол наклона статической характеристики обеспечивает неравномерность, минимальное значение которой составляет более 3%. Износ отдельных звеньев и большая нечувствительность системы регулирования могут также являться причиной ее неустойчивости. При переходе от одного режима работы к другому система регулирования динамически устойчива при условии, если колебания, возникающие после возмущения в системе, носят затухающий характер.

3. Система регулирования должна обладать высоким быстродействием. Это требование диктуется тем, что при сбросе полной нагрузки и отключении генератора от сети система регулирования должна удержать турбоагрегат от чрезмерного «заброса» частоты вращения.

При правильно работающей системе регулирования и достаточном ее быстродействии максимальный заброс частоты вращения при сбросе полной нагрузки должен быть примерно на 2--3% ниже частоты вращения, при которой срабатывает автомат безопасности.

Характерной особенностью турбины с промежуточном перегревом пара, значительно влияющим на ее схему регулирования, является наличие двух систем парораспределения: ЧВД и промежуточного перегрева пара.

При создании системы регулирования была принята за основу традиционная схема регулирования турбин ХТГЗ: система с двойным усилением, с прямыми и обратными гидравлическими связями, с гидродинамическим датчиком и поршневым измерителем частоты вращения.

В системе регулирования исключены рычажные связи, кроме органов парораспределения, что значительно повысило надежность системы регулирования и снизило ее нечувствительность.

Система регулирования выполнена с paздельным открытием клапанов свежего пара и промежуточного перегрева, что дает возможность добиться любой последовательности открытия обеих групп регулирующих клапанов.

Независимость работы клапанов достигается благодаря наличию двух отсечных золотников с общей линией первого (промежуточного) усиления и отдельными линиями обратной связи. Система выполнена с переменным давлением в линии первого усиления, что является необходимым условием для нормальной работы системы с двумя отсечными золотниками. Линия первого усиления при необходимости допускает включение в нее кроме измерителя скорости других командных органов. Умеренное повышение частоты вращения ротора при сбросе полной нагрузки и отключении турбогенератора от сети обеспечивается высоким быстродействием регулирующих органов в сторону закрытия как регулирующих клапанов свежего пара, так и клапанов промежуточного перегрева. Особенно важное значение имеет быстродействие регулирующих клапанов промежуточного перегрева так как они корректируют мощность, равную примерно 70% общей мощности агрегата.

Рисунок 6.1 Схема регулирования



7. Сводная таблица результатов всех расчетов

Все рассчитанные параметры и первоначальные данные приведены в таблице 7.1.

Таблица 7.1

Рассчитанные данные

Название	Обозначение	Значение	Размерность	Примечание
1	2	3	4	5
Номинальная мощность		12	МВт	Из задания
Начальное давление пара		3,5	МПа	Из задания
Начальная температура пара		435	0С	Из задания
Окружная скорость		157,7	м/с	Формула (3.1)
Средний диаметр рабочего колеса		1	м	[1, табл. 2.1]
Изоэнтропийный теплоперепад		197,7	кДж/кг	Формула (3.2)
Характеристический коэффициент		0,25	-	[1, рис. 7]
Критическая скорость		1,57	м/с	Формула (3.3)
Высоту (длину) сопловой лопатки		1,77	м	Формула (3.4)
Окружной КПД		79	%	Формула (3.6)
Поправочный коэффициент на средний диаметр ступени		0,98	-	[1, рис. 12]
Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки		0,95	-	[1, рис. 13]
Поправочный коэффициент на высоту сопловой лопатки		1,1	-	[1, рис. 14]
Относительный внутренний КПД регулирующей ступени		85	%	Формула (3.7)
Внутренняя мощность регулирующей ступени		28,6	кВт	Формула (3.8)
Давление в камере регулирующей ступени		0,17	МПа	Формула (3.9)
1	2	3	4	5
Число сопел регулирующей турбины		1	-	Формула (3.10)
Абсолютная скорость истечения пара из сопел		72,9	м/с	Формула (3.11)
Относительную скорость входа пара в рабочие каналы первого венца		74,9	м/с	Формула (3.12)
Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца		65,9	м/с	Формула (3.13)
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца		82,4	м/с	Формула (3.14)
Абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата		81	м/с	Формула (3.15)
Относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца		77,1	м/с	Формула (3.16)
Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца		68,5	м/с	Формула (3.17)
Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени		93,7	м/с	Формула (3.18)
Потери энергии в сопловом аппарате		0,22	кДж/кг	Формула (3.19)
Потери энергии в первом венце рабочих лопаток		0,83	кДж/кг	Формула (3.19)
Потери энергии в направляющем аппарате		41	кДж/кг	Формула (3.20)
Потери энергии во втором венце рабочих лопаток		33	кДж/кг	Формула (3.21)
Потери энергии с выходной скоростью		716	кДж/кг	Формула (3.22)
Окружной тепловой перепад ступени		2736	кДж/кг	Формула (3.23)
Окружной КПД ступени		85	%	Формула (3.24)
Средний диаметр РК последней ступени		0,53	м	Формула (4.1)
1	2	3	4	5
Тепловой перепад последний ступени		50	кДж/кг	Формула (4.2)
Окружная скорость	uz	82,6	м/с	Формула (3.14)
Степень реактивности		0.16	м/с	Формула (4.2)
Располагаемый теплоперепад промежуточной ступени	h0пром	93,8	кДж/кг	Формула (4.4)
Осредненный тепловой перепад	сред	686,5	кДж/кг	Формула (4.7)
Уточненный изоэнтропийный перепад		3131	кДж/кг	Формула (4.10)
Полная энтальпия пара перед ступенью	io'	3271	кДж/кг	Формула (3.19)
Полное давление пара		5	МПа	Формула (5.2)
Полное объём пара		0.037	м3	Формула (5.3)
Диаметр периферийного обвода ступени		2.99	м	Формула (3.21)
Степень реактивности в периферийном сечении ступени		0,99	-	Формула (5.8)
Эквивалентный зазор в ступени с бандажом		0.003	мм	Формула (5.9)
Расход пара через рабочую решетку ступени		45	кг/с	Формула (5.10)
Угол поворота потока в РК		182	град	Формула (5.13)
Высота РЛ		3,2	м	Формула (5.14)
Средний диаметр РК		590	мм	Формула (5.15)
Относительная теоретическая скорость на выходе		81	м/с	Формула (5.16)
Число Маха		20	б/з	Формула (5.17)
Площадь проходного сечения		0,069	м2	Формула (3.14)
Окружная скорость на выходе		92,6	м/с	Формула (5.18)
Абсолютная скорость на выходе		124	м/с	Формула (5.18)
Угол поворота потока в РК		73	град	Формула (3.17)
Давление пара перед соплами		3,23	МПа	[1, формула 14]
Расход пара		28,6	кг/с	[1, формула 15]
Давление пара в критическом сечении		1,76	МПа	[1. формула 16]
1	2	3	4	5
Высота первого ряда рабочих лопаток		2,24	м	[1. формула 17]
Высота лопаток направляющего аппарата		2,9	м	[1. формула 21]
Высота для второго ряда рабочих лопаток		3,73	м	[1. формула 19]
Потери энергии на трение и вентиляцию		1,32	кДж/кг	[1. формула 20]
Степень парциальной		11,1	б/3	[1. формула 18]
Выходная кинетическая энергия		10175	кДж/кг	Формула (5.19)
Перепад энтальпии на средней окружности ступени		326	кДж/кг	Формула (5.20)
Располагаемый перепад энтальпии в ступени		326	кДж/кг	Формула (5.21)
Относительный окружной КПД ступени		99	%	Формула (5.22)
Потери энергии на трение диска		0,34	%	Формула (5.23)
Потери на вентиляцию парциальной ступени		11	%	Формула (5.24)
Расход пара		28,6	кг/с	[1. формула 15]
Потери на концах сегментов сопел парциальной ступени		6,1	%	Формула (5.25)
Утечки через концевые зазоры		6,7	%	Формула (5.26)
Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения		3,14	м2	Формула (5.27)
Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий		0,785	м2	Формула (5.28)
Площадь прохождения корневого зазора		0,18	м2	Формула (5.29)
Окружная скорость разгрузочных отверстий		157	м/с	Формула (5.30)
Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях		3,66	м/с	Формула (5.31)
Площадь проходного сечения		1,3	м2	Формула (3.14)
Осевое усилие на венец рабочих лопаток		1,25	кН	Формула (5.32)
1	2	3	4	5
Осевое усилие на диафрагменное уплотнении		3,3	кН	Формула (5.33)
Осевое усилие на полотно диска		1,94	кН	Формула (3.32)
Осевое усилие на диск	Pос	1,9	кН	Формула (3.34)
Относительный внутренний КПД группы нерегулируемых ступеней		30	%	Формула (3.35)
Удельный расход пара		29,7	кг/с	Формула (3.37)
Удельный расход тепла		41,6	кДж/кг	Формула (3.38)
Удельный расход топлива		1,42	м3/ч	Формула (3.39)



Заключение

В ходе этого курсового проекта был выполнен тепловой расчёт конденсационной турбины. Был рассчитан ЦСД турбины Р-12-35/5М, а также были определены основные параметры ступеней цилиндра и параметры рабочего тела в процессе расширения в проточной части турбины.

· Удельный расход пара составил 2,06 кг/с;

· удельный расход тепла составил 6197 кДж/кг;

· удельный расход топлива составил 1,6 м³/ч.



Список использованных источников

1. Осипов, А. В. Тепловой расчет проточной части паровых турбин [Текст]+ [Электронный ресурс]/А.В. Осипов, А.В. Бирюков. Брянск: БГТУ, 2012. 120 с.

2. Трухний, А. Д. Стационарные паровые турбины / А.Д. Трухний. 2-е изд. Москва: Энергоатомиздат, 1990. 640 с.

3. Смоленский, А. Н. Паровые и газовые турбины / А. Н. Смоленский. 2-е изд. Москва: Машиностроение, 1977. 286 с.

Размещено на Allbest.ru

...