Расчет многоступенчатой противодавленческой паровой турбины с регулирующей двухвенечной ступенью скорости

Размещено на http://www.allbest.ru/

В настоящее время и в ближайшей перспективе большая часть электроэнергии будет вырабатываться тепловыми (ТЭС) и атомными (АЭС) электростанциями, основным из которых, преобразующими тепловую энергию в электрическую, является паровая турбина, связанная с электрическим генератором.

Паровые турбины, как наиболее экономичные тепловые двигатели, широко применяются как в большой энергетике, так и в энергетике многих отраслей промышленности.

Современная мощная энергетическая турбина-это сложнейшая машина, состоящая из десятков тысяч деталей. Многие из них работают в очень сложных условиях, подвергаясь воздействию разных, в том числе динамических, неустановившихся сил

Турбина вместе с электрогенератором - турбоагрегат-это только часть турбоустановки, включающей много различных аппаратов и машин. Сама же турбоустановка тесно связана с паропроизводящей частью электростанции - с котлом, парогенератором, ядерным реактором. Все эти аппараты и машины взаимозависимы. Только правильная эксплуатация паровой турбины, всей турбоустановки, которая включает пуск, и нормальное обслуживание, и остановку, позволяет электростанции бесперебойно, согласно графику и указаниям диспетчерской службы энергосистемы вырабатывать электрическую и тепловую энергию, делать это надёжно для всех элементов электростанции и с наименьшим расходом топлива.

При выполнении курсового проекта преследуются следующие цели:

1) закрепление и углубление знаний, полученных при изучении теоретического курса;

2) приобретение навыков практического применения теоретических знаний при выполнении конкретной инженерной задачи - разработке эскизного проекта многоступенчатой паровой турбины;

3) привитие инженерных навыков при пользовании справочной литературы, атласами профилей решёток турбин, заводскими расчётами и чертежами;

4) использование вычислительной техники в практической работе.

Исходные данные:

1. Номинальная электрическая мощность: N_эн = 27 МВт.

2. Давление пара перед турбиной: P₀ = 4,25 МПа.

3. Температура пара перед турбиной: t₀ = 450 ?C.

4. Давление пара за турбиной: P_к = 1,25 МПа.

5. Скорость потока пара перед соплами регулирующей ступени: C₀ = 39 м/с.

6. Частота вращения вала: n = 3000 мин^-1.

Предварительный расчет теплового процесса турбины:

1. Определяем располагаемый теплоперепад без учета потерь давления в стопорном и регулирующем клапанах, для чего строим адиабатный процесс расширения в h-s диаграмме и определяем конечные и начальные значения энтальпий:

H_o=i_oi_кt=3327,52985,6=341,9 кДж/кг.

2. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах принимаем: ДР_к=0,04Р_о=0,17 МПа.

3. Давление пара перед сопловыми решетками регулирующей ступени:

МПа, °С.

4. Потери давления в выхлопном патрубке:

;

где С_п - скорость пара за выходным патрубком;

л - опытный коэффициент.

5. Давление пара за последней ступенью:

МПа.

6. Потери энергии в стопорном и регулирующем клапанах:

7. Потери энергии в выходном патрубке:

8. Располагаемый теплоперепад на проточную часть:

9. Располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам:

гдерасполагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;

располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.

10. Относительный внутренний КПД:

;

где з_оеотносительный эффективный КПД;

з_ммеханический КПД.

11. Использованный (внутренний) теплоперепад:

.

12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:

.

13. Откладываем величину Н_i от точки на изоэнтропе , и при энтальпии на пересечении с изобарами Р_к и Р_z, получаем точки A_к и A_z, характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;

i_z=i_oH_i=3327,5-276,25=3051,25 кДж/кг; х_z=0,19929 м³/кг.

14. Секундный расход пара:

;

где з_г - КПД генератора.

15. Предварительный тепловой процесс турбины:



Расчет регулирующей ступени:

1. Примем h_онс=50 кДж/кг, тогда:

.

2. Фиктивная скорость в регулирующей ступени:

м/с.

3. Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени:

где m=2,число венцов регулирующей ступени;

б₁ - угол выхода потока пара из сопловой решетки, предварительно принимаем 15°; ц=0,95 - коэффициент скорости, зависит от скорости и характеристик сопла, принимаем; с = 0,1- степень реактивности ступени, принимаем;

4. Окружная скорость:

м/с.

5. Средний диаметр регулирующей ступени:

м.

6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени:

м/с.

7. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

где б₁ - угол выхода потока пара из сопловой решетки, принимаем 18°;

ц=0,94 - коэффициент скорости, принимаем;

с = 0,07 - степень реактивности ступени, принимаем;

.

8. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

м/с.

9. Средний диаметр нерегулируемой ступени:

м.

10. Степень реактивности регулирующей ступени состоит:

где степень реактивности первой рабочей решетки;

степень реактивности направляющей решетки;

степень реактивности второй рабочей решетки.

11. Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке:

кДж/кг.

12. Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке:

кДж/кг.

13. Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке:

кДж/кг.

14. Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке:

кДж/кг.

15. Энтальпия пара по заторможенным параметрам на входе в сопловый аппарат:

кДж/кг.

16. Параметры заторможенного потока из i-s диаграммы:

.

17. Откладываем на изоэнтропе теплоперепады: ;;;(рис.2) и определяем давления:

-за сопловой решеткой: Р₁=2,153 МПа, х_1t=0,12747 м³/кг,

при h_1t = h₀*- = 3328,1- 202,2 = 3125,9 кДж/кг;

-за первой рабочей решеткой: Р₂=2,117 МПа,

при h = h₀*- - h_о1р? = 3328,1- 202,2 - 4,49 =3121,41 кДж/кг;

-за направляющей решеткой: ,

при h = h₀*- - h_о1р? - h_нр? = 3328,1- 202,2 - 4,49 - 6,74=3114,67 кДж/кг;

-за второй рабочей решеткой: ,

при h = h₀*- - h_о1р? - h_нр? - h_о2р? = 3328,1- 202,2 - 4,49 - 6,74 -11,2=

=3103,47 кДж/кг.

18. Отношение давлений в сопловой решетке:

е_кр=0,546, следовательно за сопловой решеткой сверхзвуковой поток и б₁б_1э.

19. Теоретические скорости потока пара и звука на выходе из сопловой решетки:

;

.

20. Число Маха за сопловой решеткой:

.

21. Утечки пара через переднее концевое уплотнение:

где м_y=0,8 - коэффициент расхода, зависящий от толщины и конструкции гребня уплотнения и величины радиального зазора;

k_y=1,83 -коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения д_у/s;

д_у/s=0,05 - принимаем;

д_у=0,3мм - радиальный зазор;

s - расстояние между гребнями;

d_у=0,3·d_рс=0,3·1,033=0,3099 м - диаметр вала на участке уплотнения;

F_у=р·d_у·д_у=3,14·0,3099·0,0003=0,000292 м² - кольцевая площадь радиального зазора;

е =Р_2у/Р_1у - отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р_1у =Р₁=2,153 МПа, Р_2у=0,1 МПа (атмосферному);

х_1у = х_1t=0,12747 м³/кг;

z=50, число гребней уплотнения, принимаем;

.

22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:

где k_y=1,8 - коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения д_у/s;

д_у/s=0,05 (принимаем);

е=Р_2у/Р_1у - отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р_1у =Р_z=1,293 МПа, Р_2у=0,1 МПа (атмосферному);

х_{1 у} = х_z=0,19929 м³/кг;

z=32 - число гребней уплотнения, принимаем;

При заданных геометрических соотношениях длины проточных частей

уплотнений будут равны: переднего ;

заднего

23. Количество пара проходящего через сопло с учетом утечки пара через переднее концевое уплотнение:

=102,83+0,248=103,08 кг/с.

24. Выходная площадь сопловой решетки:

,м²;

где м₁=0,974 - коэффициент расхода, принимаем;

постоянная величина, для перегретого пара равна 0,667при к=1,3;

25. Находим произведение:

см.

26.Оптимальная степень парциальности:

.

27. Длина сопловой лопатки:

.

28. С учетом ранее принятого б_1э=15° и полученного числа выбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,78; хорда табличного значения b_т=5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,03см; f=3,21см²; W_мин=0,413см³; хорда b_с=5см; I_мин=0,326см⁴; угол установки б_у=36°; к₁=b_с/b_т=0,962; толщина выходной кромки д_1кр=2·r₂·к₁=0,6мм.

29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки:

принимаем =45.

30. Пересчитываем хорду:

.

31. Относительная толщина выходной кромки:

.

32. Относительная длина лопатки: ; по отношению =1,006 в соответствии с графиком зависимости м₁=f(b_с/l₁), коэффициент м₁=0,978.

уточняем выходную площадь сопловой решётки:

;

уточняем произведение:

м = 2,59 см;

уточняем оптимальную степень парциальности:

уточняем длину сопловой лопатки:

33. Критическое давление:

.

34. Откладываем Р_кр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: i_крt=3135,6 кДж/кг ; х_крt=0,12403 м³/кг.

35. Критическая скорость:

.

36. Поскольку решетка выбрана суживающаяся то при сверхзвуковом обтекании ее необходимо найти угол отклонения потока в косом срезе:

;

=15,13° ; = 0,13°.

37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: ц=0,968.

38. Число Рейнольдса:

где =22,5·10^-6кг/м·с-коэффициент динамической вязкости (рис.13

по Р₁=2,153 МПа, t_1t=346,2°C, х_1t=0,12747 м³/кг);

.

В связи с тем, что ,режимы работы решётки находятся в области автомодельности, в которой профильные потери и, следовательно, КПД решётки практически не изменяются.

39. Коэффициент потерь энергии:

.

40. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

41. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку:

,

где =U/C₁=162,2/615,5=0,2635 - отношение скоростей.

42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

; .

43. Потеря энергии в сопловой решетке

Дh_c = о_c*= 0,063*202,2 = 12,7 кДж/кг.

Параметры пара перед первой рабочей решеткой

h₁ = h_1t + Дh_c = 3125,9+12,7= 3138,6 кДж/кг,

p₁ =2,153 МПа,

х₁ = 0,12881 м³/кг,

t₁ = 351,9 ⁰С.

Расчет первой рабочей решетки.

44. Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки и число Маха:

;

где х_2t=0,1305 м³/кг (h_2t=3133,9 кДж/кг, t_2t=349,4 °C)по h-s диаграмме точка 2_t (рис.2).

45. Выходная площадь первой рабочей решетки:

;

где м₂=0,95 - принятый коэффициент расхода.

46. Выбираем величину перекрыши:

Дl_p=Дl_п+Дl_в=l₂-l₁=4мм;

где Дl_в=2мм - перекрыша у втулки;

Дl_п=2мм - перекрыша на периферии.

47. Считая, что рабочая лопатка первого венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем:

l₂=l₁+Дl_p=48,8+4=52,8 мм.

48. Эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

;

=19,33°.

49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки=0,6; хорда табличного значения b_т=2,56см; В_т=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,02см; f=1,85см²; W_мин=0,234см³; хорда b_р=60мм; I_мин=0,205см⁴; угол установки б_у=80°; толщина выходной кромки д_кр=0,94 мм.

50. Число рабочих лопаток первого венца:

.

51. Относительная толщина выходной кромки профиля:

.

52. Угол поворота потока:

Дв_р=180°-(в₁+в_2э)=180°-(19,59°+19,33°)=141,08°.

53. По отношению b_p/l₂=1,14 и Дв_р по рис.9 находим коэффициент расхода м₂=0,94, и уточняем

выходную площадь первой рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

;=19,51°.

54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ш_р=0,935.

55. Коэффициент потерь энергии:

.

56. Число Рейнольдса:

где =22,6·10^-6кг/м·с-коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р₂=2,117 МПа, t_2t=349,4°C);

Поправка на него не вносится.

57. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки первого венца:

.

58. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

где .

59. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:

.

60. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:

.

61. Потери энергии в первой рабочей решетке:

.

62. Состояние пара за первым рабочим венцом ступени.

h₂ = h_2t + Дh_р = 3121,41+ 13,89= 3135,3 кДж/кг,

р₂ = 2,117 МПа,

х₂ = 0,13065 м³/кг,

t₂ = 350,1 ⁰C.

63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

.

64. Угол характеризующий направление С₂:

;

=30,22°.

Поворотная решетка

65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки:

.

66. Число Маха:

,

где х_1t'=0,1316 м³/кг (h_1t'=3114,67 кДж/кг, t_1t'=340,4 °C)по h-s диаграмме точка 1_t `(рис.2).

67. Выходная площадь поворотной решетки:

где м₁'=0,94 -принятый коэффициент расхода.

68. Принимаем перекрышу для поворотной лопатки: Дl_п=4мм.

69. Длина поворотной лопатки:.

70. Эффективный угол поворотной решетки:

;

=27,98°.

71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-46-29А и размерами: относительный шаг решетки=0,5; хорда табличного значения b_m=25,6мм; В_п=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,015см; f=1,62см²; W_мин=0,112см³; хорда b_п=60мм; I_мин=0,071см⁴; угол установки б_у=78°; толщина выходной кромки д_1кр=0,702мм и отношением 0,947.

Число рабочих лопаток поворотной решётки:

.

72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

.

73. Угол поворота потока в поворотной решетке:

Дб_п=180°-(б₂+б'_1э)=180°-(30,22°+27,98°)=121,8°.

74. По отношению и Дб_п по рис.9 находим коэффициент расхода м'₁=0,952 и уточняем выходную площадь поворотной решетки:

;

эффективный угол поворотной решетки:

;

=27,65°.

75. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости поворотной решетки ш_п=0,945.

76. Коэффициент потерь энергии в поворотной решетке:

.

77. Число Рейнольдса:

.

78. Потери энергии в поворотной решетке:

.

79. Состояние пара за поворотной решеткой

h₁^? = h_1t^? + Дh_п = 3114,67+ 5,26 = 3119,93 кДж/кг,

р₁^? = 2,066 МПа,

х^?₁ = 0,13218 м³/кг,

t'₁=342,7°C.

80. Действительная скорость выхода пара из поворотной решетки:

0,945·313,8=296,5 м/с.

81. Относительная скорость пара на входе во вторую рабочую решетку:

,

где =U/C'₁=162,2/296,5=0,547 - отношение скоростей;

и ее направление:

,

Вторая рабочая решетка

82. Теоретическая относительная скорость на выходе из второй рабочей решетки и число Маха:

;

,

где х'_2t=0,13649 м³/кг ( h'_2t=3108,6 кДж/кг)по h-s диаграмме точка 2'_t (рис.2).

83. Выходная площадь второй рабочей решетки:

;

где м'₂=0,95 - принятый коэффициент расхода.

84. Выбираем величину перекрыши:

Дl'_p=l'₂-l_п=4,3мм.

85. Считая, что рабочая лопатка второго венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем:

l'₂=l_п+Дl'_p=56,8+4,3=61,1 мм.

86. Эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

;

=37,44°.

87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки=0,45; хорда табличного значения b_т'=2,61см; В_р'=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,02см; f=0,76см²; W'_мин=0,035 см³; хорда b_р'=85мм; I_мин=0,018см⁴; угол установки б_у=75°; толщина выходной кромки д'_2кр=1,3мм и отношением .

Число рабочих лопаток второго венца:

.

88. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

.

89. Угол поворота потока:

Дв'_2р=180°-(в'₁+в'_2э)=180°-(53,85°+37,44°)=88,71°.

90. По отношению b'_p/l'₂=1,39 и Дв'_2р по рис.9 находим коэффициент расхода м'₂=0,955 и уточняем выходную площадь второй рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

; =37,52°.

91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ш'_р=0,962.

92. Коэффициент потерь энергии:

.

93. Число Рейнольдса:

где =20·10^-6кг/м·с-коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р'₂=1,982 МПа, t'_2t=334,5°C);

.

94. Потери энергии во второй рабочей решетке:

.

95. Параметры пара за регулирующей ступенью

h?₂ = h_2t? + Дh_р^?= 3103,47+1,97= 3105,44 кДж/кг;

p₂ ?= 1,982 МПа;

х₂?= 0,13612 м³/кг;

t₂?=335,4 °C.

96. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца:

.

97. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

где .

98. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:

 .

99. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:

.

100. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

101. Угол характеризующий направление С'₂:

102. Потери энергии с выходной скоростью:

.

103. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

.

104. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

Проверка:

105. Проточная часть рассчитанной регулирующей ступени:

106. Ширина профиля лопатки:

- сопловой:

- первой рабочей:

- поворотной:

- второй рабочей:

где В_т - ширина табличного профиля.

107. Осевой зазор между направляющими лопатками и рабочими лопатками принимаем равным д_а=4мм.

108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:

где =(l₁+l₂+l_п+l'₂)/4=(48,8+52,8+56,8+61,1)/4=54,875 мм.

109. Относительные потери на трение пара в дисках:

а) о торцевые поверхности:

где d - средний диаметр ступени; F₁ - выходная площадь сопловой решетки; К_тр.д=f(Re,S/r) - коэффициент трения;



S/r=0,05, принимаем; К_тр.д=0,5·10^-3

.

б) на трение свободных цилиндрических и конических поверхностей на ободе диска:

;

где =10^-3, принимаем;

=а+в+с=0,022+0,0666+0,022=0,1106 м.

в=2·д_а+В_п=2·4+58,6=66,6мм;

.

в) о поверхности лопаточного бандажа:

где =2·10^-3, принимаем;

=d+e=0,0586+0,0814=0,14 м;

d_б=d+l_cp=1,033+0,05695=1,08995 м;

l_ср=(l₂+l'₂)/2=0,05695 м

;

общие потери на трение:

.

110. Потери от парциального подвода пара, складываются из потерь:

- на вентиляцию:

где К_в=0,065 - коэффициент, зависящий от геометрии ступени;

е_кож=0,5 - доля окружности, занимаемая кожухом и устанавливаемого на нерабочей дуге диска для уменьшения вентиляционных потерь при парциальном подводе пара;

z=2 - число венцов ступени скорости;

- потери на концах дуг сопловых сегментов (потери на выколачивание)

где К_сегм=0,25 - опытный коэффициент;

i=2 - число пар концов сопловых сегментов;

Общие:

.

111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:

з_oi=з_ол - (ж_тр+ж_парц)=0,8086 - (0,619+30,214)*10^-3=0,7777.

112. Потери энергии на трение диска:

.

113. Потери энергии от парциального впуска пара:

.

114. Откладываем потери Дh_в.с, Дh_тр.д, Дh_парц от точки 2' и получаем точку 2'' с параметрами:

i₂''=i₂'+Дh_в.с+Дh_тр+Дh_парц=3105,44+9,17+0,139+6,79=3121,54 кДж/кг

t''₂=342,6°С, х''₂=0,13799 м³/кг.

115. Использованный теплоперепад:

.

116. Внутренняя мощность ступени:

N_i=G_o·h_i=103,08·206,56=20982 кВт.

117. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

Проверка:

Расчет первой нерегулируемой ступени:

1. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени между изобарами Р'₂=1,982 МПа и Р_z=1,293 МПа по изоэнтропе 2'' - z_t( рис.3):

H_o''=i_2''-i_zt=3121,54-2993,8=127,74 кДж/кг.

2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени h_o1нс=50 кДж/кг.

3. Фиктивная скорость в ступени: м/с.

4. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени: .

5. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени: м/с.

6. Средний диаметр не регулируемой ступени: м.

7. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h_оc=(1 - с)h_о1нс=(1 - 0,07)·50=46,5 кДж/кг.

9. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:

i_1t=i_2''-h_ос=3121,54-46,5=3075 кДж/кг, Р₁=1,666 МПа,х_1t=0,15782 м³/кг, t_1t=318,4 °С.

10. Выходная площадь сопловой решетки:

;

где м₁=0,97 - коэффициент расхода, предварительно принимаем.

11. Длина сопловой лопатки:

.

12. Число Маха:

.

13. Оставляя угол б₁=13° и принимая б_о?90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-12А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения b_т=6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,032см; f=4,09см²; W_мин=0,575см³; хорда профиля b_с=49,6мм; I_мин=0,591см⁴; угол установки б_у=34°; толщина выходной кромки д_1кр=0,51мм.

14. Число лопаток:

.

15. Относительная толщина выходной кромки:

.

16. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,593 в соответствии с графиком зависимости м₁(b_с/l₁) (рис.9), коэффициент м₁=0,98 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

.

17. Число Рейнольдса

где =21,5·10^-6кг/м·с-коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р₁=1,666 МПа, t_1t=318,4°C);

.

18. Коэффициент скорости ц=0,97 (рис.12).

19. Коэффициент потерь энергии:

.

20. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

21. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку:

;

где =U/C₁=146,7/295,7=0,496 - отношение скоростей.

22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

в₁ = 25,22 ⁰.

23. Потери энергии в сопловой решетке:

;

откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед рабочей решеткой, имеющей следующие параметры: Р₁=1,666 МПа; i₁=3077,75 кДж/кг;х₁=0,15821 м³/кг; t₁=319,7°С.

24. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

h_op=с·h_о1нс=0,07·50=3,5 кДж/кг, откладываем его из точки 1 и получаем точку 2_t с параметрами i_2t=3074,25 кДж/кг, Р₂=1,644 МПа; х_2t=0,15986 м³/кг; t_2t=317,9°С.

25. Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки и число Маха:

;

.

26. Выходная площадь рабочей решетки:

;

где м₁=0,94 - коэффициент расхода, предварительно принимаем.

27. Принимаем перекрышу Дl_р=l₂ - l₁=3,6мм.

28. Длина рабочей лопатки l₂= l₁+ Дl_р=82,8+3,6=86,4 мм.

29. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=23,05°.

30. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения b_т=2,54см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,02см; f=1,62см²; W_мин=0,168 см³; хорда b_р=45 мм; I_мин=0,131см⁴; толщина выходной кромки д_кр=0,5мм и углами =80°, 1,92.

31. Число лопаток:

.

32. Относительная толщина выходной кромки:

.

33. Угол поворота потока:

Дв_2р=180°-(в₁+в_2э)=180°-(25,22°+23,05°)=131,73°.

34. По отношению =0,521 и Дв_р по рис.9 находим коэффициент расхода м₂=0,952 и уточняем выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=22,77°.

35. Число Рейнольдса

где =21,5·10^-6кг/м·с-коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р₂=1,644 МПа, t_2t=317,9°C);

.

36. Коэффициент скорости ш=0,945 (рис.12).

37. Коэффициент потерь энергии:

.

38. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:

W₂=ш·W_2t=0,945·177,4=167,6 м/с.

39 Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:

.

40. Угол характеризующий направление С₂:

б₂ =83,1?.

41. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:

.

42. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:

.

43. Изгибающее напряжение:

.

44. Потери энергии в рабочей решетке:

.

45. Потери энергии с выходной скоростью:

.

46. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

.

47. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

.

48. Число Рейнольдса:

.

59. Принимаем S/r=0,05.

50. Потери на трение в дисках:

- коэффициент потерь

где К_тр.д - определяется по рис.17

- потери энергии:

51. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:

.

52. Откладываем на рис.3 потери Дh_р,Дh_тр.д,Дh_в.с получаем т.2' с параметрами:

i'₂=i_2t+ Дh_р+Дh_тр.д+Дh_в.с=3074,25+1,68+0,0425+2,14=3078,1 кДж/кг, Р₂=1,644 МПа; х'₂=0,16039 м³/кг; t'₂=319,6°С.

53. Использованный теплоперепад:

.

54. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

55. Внутренняя мощность ступени:

.

Проверка:

Расчет второй нерегулируемой ступени:

1. Состояние пара перед сопловой решеткой определяется точкой 2 (рис.3)

i₂=3057 кДж/кг, Р₂=1,644 МПа; х₂=0,15742 м³/кг; t₂=310,1 °С.

2. Располагаемый теплоперепад второй нерегулируемой ступени между изобарами Р₂=1,644 МПа и Р_z=1,293 МПа по изоэнтропе 2 - z'_t( рис.3):

h_о2нс=i₂-i_zt'=3057-3003,6 =53,4 кДж/кг.

3. Располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам с учетом использования кинетической энергии от выходной скорости из предыдущей ступени:

.

4. Параметры заторможеного потока:

,

Р₂^*=1,657 МПа, ; х₂^*=0,15644 м³/кг; t₂^*=311,2 °С.

5. Фиктивная скорость в ступени:

м/с.

6. Средний диаметр ступени принимаем: d=0,93 м.

7. Окружная скорость: U=146,7 м/с.

8. Отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

.

9. Угол выхода потока пара из сопловой решетки принимаем =14°.

10. Степень реактивности ступени принимаем с=0,07.

11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

12. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h^*_оc=(1- с)h^*_о2нс=(1- 0,07)·55,54=51,65 кДж/кг.

13. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:

i_1t=i^*_2'-h^*_оc=3059,1-51,65=3007,45 кДж/кг,Р₁=1,35 МПа, х_1t=0,1831 м³/кг, t_1t=284,2°С.

14. Выходная площадь сопловой решетки:

,

где м₁=0,97 - коэффициент расхода, предварительно принимаем.

15. Длина сопловой лопатки:

.

16. Число Маха:

.

17. Оставляя угол б₁=14° и принимая б_о?90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-12А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения b_т=6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,032см; f=4,09см²; W_мин=0,575см³; хорда профиля b_с=49,6мм; I_мин=0,591см⁴; угол установки б_у=34°; толщина выходной кромки д_1кр=0,51мм.

18. Число лопаток:

.

19. Относительная толщина выходной кромки:

.

20. Относительная длина лопатки:

;

по отношению =0,579 в соответствии с графиком зависимости м₁(b_с/l₁) (рис.9), коэффициент м₁=0,98 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

.

21. Число Рейнольдса

где =19,3·10^-6кг/м·с-коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р₁=1,35 МПа, t_1t=282,9 °C);

;

режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.

22. Коэффициент скорости ц=0,975 (рис.12).

23. Коэффициент потерь энергии:

.

24. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

25. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку:

где =U/C₁=146,7/313,4=0,468 - отношение скоростей.

26. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

 в₁ = 25,73 ⁰.

27. Потери энергии в сопловой решетке:

;

откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед первой рабочей решеткой имеющей следующие параметры:

Р₁=1,35 МПа;i₁=3010 кДж/кг;х₁=0,18376 м³/кг; t₁=285,4 °С.

28. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

откладываем адиабату из точки 1 до давления Р_z=Р₂=1,293 МПа и получаем точку 2t с параметрами i_zt''=2999,3 кДж/кг, х_zt''=0,18997 м³/кг; t_zt''=279,8°С;

.

29. Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки и число Маха:

;

.

30. Выходная площадь рабочей решетки:

,

где м₂=0,94 - коэффициент расхода, предварительно принимаем.

31. Принимаем перекрышу Дl_р=l₂ - l₁=3,7 мм.

32. Длина рабочей лопатки l₂= l₁+ Дl_р=84,8+3,7=88,5 мм.

33. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=24,33°.

34. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения b_т=2,56см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,02см; f=1,85см²; W_мин=0,234см³; хорда b_р=40 мм; I_мин=0,205см⁴; толщина выходной кромки д_кр=0,5мм и угол =80°,2,21.

35. Число лопаток:

.

36. Относительная толщина выходной кромки:

.

37. Угол поворота потока:

Дв_2р=180°-(в₁+в_2э)=180°-(25,73°+24,33°)=129,94°.

38. По отношению =0,452 и Дв_р по рис.9 находим коэффициент расхода м₂=0,951 и уточняем

выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=24,02°.

39. Число Рейнольдса

=19,3·10^-6кг/м·с-коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р₂=1,293 МПа, t''_zt=279,8 °C);

;

режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.

40. Коэффициент скорости ш=0,942 (рис.12).

41. Коэффициент потерь энергии:

.

42. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:

W₂=ш·W_2t=0,942·195,8=184,4 м/с.

43. Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:

44.

Угол характеризующий направление С₂:

45. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:

,

где

46. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:

.

47. Изгибающее напряжение:

.

48. Потери энергии в рабочей решетке:

.

49. Потери энергии с выходной скоростью:

.

50. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

.

51. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

.

52. Число Рейнольдса:

.

53. S/r=0,05, принимаем.

54. Потери на трение в дисках:

- коэффициент потерь

где К_тр.д - определяется по рис.17

- потери энергии:

.

55. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:

.

56. Откладываем на рис.3 потери Дh_р,Дh_тр.д,Дh_в.с получаем т.z с параметрами:

i_z=i_zt''+ Дh_р+Дh_тр.д+Дh_в.с=2999,3+2,16+0,039+3,06=3004,56 кДж/кг, Р_z=1,293 МПа; х_z=0,19091м³/кг; t_z=282,1 °С.

57. Использованный теплоперепад:

58. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

59. Внутренняя мощность ступени:

.

Проверка:

60. Геометрические характеристики нерегулируемой ступени:

1. Коэффициент возврата тепла:

.

где - сумма располагаемых теплоперепадов ступеней;

2. Относительный внутренний КПД проточной части:

.

3. Относительный внутренний КПД турбины:

.

4. Развиваемая внутренняя мощность:

.

5. Расчетный относительный эффективный КПД турбины:

6.Расчетная номинальная электрическая мощность

N_эн = з_г * з_oе *H₀ * G₀ = 0,956*0,81*341,9*103,08= 27290,8 кВт.

N_эн'= з_м * з_г * N_i =0,985*0,956*29274=27517,6 кВт.

Невязка мощности:

.

Вывод

тепловой противодавленческий турбина решетка

На основе задания на курсовой проект, мною были рассчитаны: регулирующая и две нерегулируемых ступени противодавленческой турбины.

В результате расчета были получены следующие геометрические характеристики ступеней:

- d_рег = 1033 мм;

- d_нр1 = 930 мм;

- d_нр2 = 930 мм.

Также были расчитаны КПД.

Относительный лопаточный КПД:

- з_oл^рег = 0,8086;

- з_oл^нр1 = 0,8686;

- з_oл^нр2 = 0,8601.

Относительный внутренний КПД:

- з_oi = 0,7777;

- з_oi = 0,86775;

- з_oi = 0,8594.

Рассчитал внутренние мощности ступеней

- N_iрс = 20982 кВт;

- N_iнр1 = 4072 кВт;

- N_iнр2 = 4220 кВт.

Расчетная номинальная электрическая мощность турбины

N_эн = 27517,6 кВт, что в пределах допустимого значения совпадает с исходной N_эн = 27000 кВт.

Список используемой литературы

1. Никольский Н.И., Луканин П.В. Тепловые двигатели для ЦБП (Теория паровых турбин). Учебное пособие:СПбТИЦБП. СПб. , 1992, 108 с.

2. Луканин П.В., Короткова Т.Ю. Тепловые двигатели для ЦБП ( Конструкция и эксплуатация паровых турбин): Учебное пособие/СПбГТУ РП. СПб., 2003 , 100 с.

3.Методические указания к курсовому проекту(20-12,20-13).

Размещено на Allbest.ru

...