Типовая паровая турбина ЛМЗ типа ПТ-25-90/10

Размещено на http://www.allbest.ru/

Аннотация

Типовая паровая турбина ЛМЗ типа ПТ-25-90/10 имеет номинальную мощность 25 000 кВт, 3000 об/мин с двумя регулируемыми отборами пара, рассчитана на работу с параметрами свежего пара Р₀=90 ата и t₀=500 С⁰ и предназначена для привода генератора переменного тока завода “ Электросила “ типа ТВ2-30-2 или генератора завода ХТГЗ типа ТГВ-25.

Турбина условно по расположению регулируемых отборов делится на три части: высокого, среднего и низкого давления.

Расход пара: пар турбина решетка

через ЧВД - 200 т/ч

через ЧСД - 115120 т/ч

через ЧНД - 90100 т/ч

Турбина состоит из 19 ступеней и имеет регулирующую двухвенечную ступень скорости и 18 ступеней давления.

Ротор турбины гибкий. Первые 9 дисков ротора откованы заодно с валом, последние 10 дисков насадные.

ЧВД турбины имеет регулирующую двухвенечную ступень скорости (колесо Кертиса) и 8 ступеней давления, ЧСД состоит из регулирующей одновенечной ступени скорости и 5 ступеней давления, ЧНД - из регулирующей одновенечной ступени скорости и 3 ступеней давления.

Диафрагмы 212 ступеней стальные сварные из стали 12ХМ, а 1319 ступеней чугунные литые.

Производственный отбор давлением 813 ата расположен за 9 ступенью ЧВД, теплофикационный отбор давлением 1,22,5 ата - за 15 ступенью ЧСД.

Регулируемые отборы предназначены, как для внешнего теплового потребления, так и для регенеративного подогрева питательной воды.

При сохранении номинальной мощности турбины производственный отбор давлением Р_п=10 ата составляет 72 т/ч, а для целей теплофикации может быть отобран пар давлением 1,2 ата в количестве 54 т/ч.

Турбина допускает перегрузку до 30 000 кВт, но при этом указанные величины отборов изменяются.

Турбина имеет три нерегулируемых отбора пара для целей регенерации, расположенных за 5, 12 и 17 ступенями.

Парораспределение турбины соловое. Регулирование ЧВД осуществляется четыремя регулирующими клапанами. Пар к регулирующим клапанам подводится от клапана автоматического затвора турбины по четырем параперепускным трубам.

Регулирование пропуска пара в ЧСД осуществляется с помощью разгруженной поворотной диафрагмы с парораспределением клапанного типа, а в ЧВД - с помощью неразгруженной от осевых усилий поворотной диафрагмой дроссельного типа.

Ротор турбины соединен с ротором генератора при помощи полугибкой муфты.

Осевое давление турбины воспринимается комбинированным односторонним опорно-упорным подшипником.

Уплотнение диафрагм 210 ступени и концевые уплотнения турбины елочного типа.

Рабочие лопатки регулирующей ступени выполнены постоянной ширины из стали 15Х11МФ. Для уменьшения утечек пара и повышения экономичности степени лопатки имеют осевые и радиальные уплотнения у корня и бандажей.



Глава I. Ориентировочные тепловой расчет турбины

1.1 Определение ориентировочного расхода пара на турбину

Целью курсовой работы является расчитать ЦВД паровой турбины типа ПТ-25-90/10 по заданным рабочим параметрам:

Номинальная мощность N

Частота вращения - n=50 Гц

Давление пара перед турбиной - Р₀=8,8 Мпа

Температура пара перед турбиной - t₀=535 С⁰

Давление пара за ЦВД - Р_к=1 Мпа

По существу нам необходимо расчитать противодавленческую турбину, так как рассматривается цилиндр высокого давления. Следовательно, все расчеты будем вести для турбины с противодавлением.

Ориентировочный расход пара(без учёта утечек через концевые уплотнения и штоки регулирующих клапанов):

кг/с; (1)

(2)

Мвт

По начальным параметрам Р₀, t₀ находим энтальпию пара перед турбиной i₀=3476 кДж/кг, ₀^рс = 0,0398 м³/кг, а также по Р_к и s₀=const - энтальпию пара за цилиндром i_kt=2872 кДж/кг.

Тогда располагаемый тепловой перепад равен:



H₀ = i₀ i_kt , (кДж/кг) (3)

H₀ = i₀ i_kt = 3476 2872 = 604 кДж/кг

1.2 Построение ориентировочного рабочего процесса турбины

Давление пара перед соплами регулирующей ступени из-за потерь в стопорном клапане, перепускных трубопроводах, полностью открытых регулирующих клапанах с учетом восстановления части давления в диффузорах клапанов равно:

₀ = (0,94 0,97) Р₀ , (бар) (4)

₀ = 0,97 88 = 85,4 бар , i₀ = i₀^рс = 3476 кДж/кг

Давление за последней ступенью цилиндра с учетом потерь давления в выхлопном патрубке:

Р_к = Р_к 1 + (С_в / 100)² , (бар) (5)

где С_в - скорость потока в выхлопном патрубке, м/с; - коэффициент местного сопротивления патрубка. Для турбин с противодавлением принимаем С_в = 60 м/с и = 0,05.

Получаем:

Р_к = 10 1+ 0,05 (60 / 100) 10,3 бар,

i_kt = 2878 кДж/кг

Определим теплоперепад проточной части:

H₀ = i₀ i_kt, (кДж/кг) (6)



H₀ = i₀ i_kt = 3476 2878 = 594 кДж/кг

По чертежу задана двухвенечная регулирующая ступень скорости располагаемый тепловой перепад регулирующей степени равен h₀^рс = 120 кДж/кг, принимаем h₀^рс = 220 кДж/кг . Откладывая от точки 2 данный располагаемый теплоперепад регулирующей ступени, находим изобару Р₂^рс, определяющую давление пара в камере регулирующей ступени.

Р₂^рс = 44 бар, i_2t^рс = 3256 кДж/кг

Предварительно оценим КПД регулирующей ступени.

(7)

Внутренний тепловой перепад регулирующей ступени:

(8)

(кДж)

Энтальпия пара на выходе из регулирующей ступени:

i₂^рс = i₀ h_i^рс , (кДж) (9)

i₂^рс = 3476 167.86 = 3308 кДж/кг

Пересечение Р₂^рс и i₂^рс дает точку, определяющую состояние пара перед соплами первой нерегулируемой ступени.

Р₂^рс = 44 бар, i₂^рс = 3308 кДж/кг, ₂^рс = 0,071 м³/кг

Определим по i-s диаграмме теплоперепад на нерегулируемые ступени. Он будет равен H₀^x = 388 кДж/кг.

Внутренний относительный КПД нерегулируемых ступеней равен _oi^x = 0,75 (руководствуясь 1 ).

Внутренний относительный КПД нерегулируемых ступеней для турбины с противодавлением или ЦВД мощной турбины определяется

_oi^x = (0,925 - (0,5/(G*х_ср)) * (1 + (Н₀^х-600)/20000)) (10)

где х_ср = (х₁ * х₂)^0,5 = (0,076 * 0,22)^0,5 = 0,13

_oi^x = (0,925-(0,5/(44,21*0,13)) * (1+(388-600)/20000)) = 0,827

Внутренний теплоперепад нерегулируемых ступеней :

H_i^x = H₀^x _oi^x , (кДж/кг) (11)

H_i^x = 388 0,827 = 320.87 кДж/кг

Энтальпия пара за последней ступенью по i-s диаграмме равна

Р_к = 10,3 бар, i_к = 2980 кДж/кг, _2k = 0,24 м³/кг

Уточним расход пара на турбину. Использованный теплоперепад всей турбины

Н_i = i₀ - i_k , (кДж/кг) (12)

H_i = 3476 - 2980 = 496 кДж/кг

Внутренний относительный КПД турбины

_oi^т = H_i / Н₀ , (13)

_oi^т = 496 / 610 = 0,813

Уточним расход пара по формуле (1) на который в дальнейшем ведем расчет турбины

Рисунок 1 Процесс расширения пара в турбине в h-s диарамме

1.3 Ориентировочный расчет регулирующей ступени

Основной характеристикой регулирующей ступени, от которой зависят ее стоимость и экономичность, является отношение скоростей U/С₀. По чертежу определяем диаметр регулирующей ступени d^рс=0,915м. Тогда при существующем теплоперепаде на регулирующую ступень, имеем:

х₀ = (U/С₀) = d^рс n / (2000 h₀^рс)^0,5 , (14)



х₀ = (U/С₀) = 3,14 0,915 50 / (2000 220)^0,5 = 0,22

Полученное значение попадает в диапазон допустимых значений для двухвенечной регулирующей ступени - 0,18 0,26.

Найдем окружную скорость на среднем диаметре:

U = d^рс n, (м/с) (15)

U = 3,14 0,915 50 = 144 м/с

Данная окружная скорость не превышает 180 м/с, что отвечает условиям прочности .

Выберем степень реакции регулирующей ступени и угол направления потока за соплами:

₁ = 0,02 - реакция на первом венце рабочих лопаток;

_н = 0,03 - реакция на направляющей решетки;

₂ = 0,035 - реакция на втором венце рабочих лопаток.

_1э = 18⁰

Условная теоретическая скорость, подсчитанная по всему располагаемому теплоперепаду:

С₀ = (2000 h₀^рс) ^0,5 , (м/с) (16)

С₀ = (2000 220) ^0,5 = 663 м/с

Располагаемый тепловой перепад в соплах:

h₀₁^рс = h₀^рс (1 ), (кДж/кг) (17)

h₀₁^рс = 220 (1 0,085) = 201 кДж/кг

По полученному тепловому перепаду определим по i-s диаграмме параметры пара за соплами:

Р₁^рс = 46 бар, _1t^рс = 0,07 м³/кг.

Теоретическая скорость истечения из сопел:

С_1t = (2000 h₀₁^рс) ^0,5 , (м/с) (18)

С_1t = (2000 201) ^0,5 = 634 м/с

Определим степень парциальности на высоту сопловой решетки, при этом принимая коэффициент расхода для сопл равный ₁ = 0,97:

е^рс l₁^рс = G _1t^рс / ( d^рс ₁ С_1t sin _1э) , (м) (19)

е^рс l₁^рс = 53,84 0,07 / (3,14 0,915 0,97 634 sin 18⁰) = 0,007 м

Оптимальная степень парциальности для двухвенечной ступени определяется как:

е_opt = 0,33 (е^рс l₁^рс) ^0,5 (20)

е_opt = 0,33 (0,007 100) ^0,5 0,3

Полученное значение удовлетворяет интервалу

е_min^рс = 0,2 е^рс е_opt^рс = 0,3 е_max^рс = 0,45 (21)

Высота сопловой решетки у двухвенечной регулирующей ступени должна удовлетворять уловию:

l₁^рс_min = 15 мм l₁^рс l₁^рс_max = 60 мм (22)

В нашем случае, высота сопловой решетки равна:



l₁^рс = е^рс l₁^рс 1000 / е^рс , (мм) (23)

l₁^рс = 0,007 1000 / 0,3 = 23 мм

Полученное значение входит в интервал (22).

1.4 Определение размеров первой нерегулируемой ступени

Первую ступень группы нерегулируемых ступеней стремятся выполнить с полным подводом. Поэтому приходится обычно выполнять ее средний диаметр меньшим, чем диаметр регулирующей ступени.

Однако уменьшение диаметра первой ступени приводит к увеличению числа ступеней турбины. С целью выбора оптимума расчет первой ступени ведут вариантным расчетом. Весь расчет сведен в таблицу 1.

Примем предварительно для активных ступеней:

отношение скоростей - х₀^I = 0,45;

эффективный угол сопловой решетки - _1эф^I = 15⁰;

степень реакции - ^I = 0,05;

коэфициент расхода - ₁ = 0,97;

коэффициент возврата тепла - = 0,035;

коэффициент - k = 1,35

По результатам таблицы 1 строим графики (рис.1). Из них выбираем соотношение расчитываемых параметров таким образом, чтобы:

ступень была выполнена с полным подводом (е^I = 1);

высота сопловой решетки была не менее 15 мм;

число ступеней было не более 15 для турбин с противодавлением.

После окончательного выбора имеем:

средний диаметр ступени - d^I = 0,85 м;

произведение - е^I l₁^I = 23 мм;

парциальность принимаем - е^I = 1;

высота сопловой решетки - l₁^I = 23 мм;

число ступеней - z¹ = 7 штук;

располагаемый теплоперепад на сопла - h₀^I = 43,5 кДж/кг

№	Определяемая	Способ	Размер-	В а р и а н т ы
п/п	величина	определения	ность	1	2	3	4	5	6
1.	Располагаемый теплоперепад	Принимается	кДж/кг	10	20	30	40	50	60
2.	Фиктивная ско- рость истечения	С0= (2000 h0I) 0.5	м/с	141	200	245	283	316	346
3.	Отношение скоростей	х0I = (U/ С0)I , принимается	-	0,45	0,45	0,45	0,45	0,45	0,45
4.	Окружная ско- рость на dср	UI = x0I C0	м/с	63	90	110	127	142	156
5.	Средний диа- метр ступени	dI = UI / ( n)	м	0,4	0,6	0,7	0,8	0,9	1
6.	Эф.угол сопло- вой решетки	I1эф, принимается	град	15	15	15	15	15	15
7.	Степ. реакц. I	Принимается	-	0,05	0,05	0,05	0,05	0,05	0,05
8.	Распол. теплопе- репад на сопла	h01I = (1 I) h0I	кДж/кг	9,5	19	28,5	38	47,5	57
9.	Теорет. скорость истечен. из сопл	С1t= (2000 h01I) 0.5	м/с	138	195	239	276	308	338
10.	Теор. уд. объем пара за соплами	1tI , принимается по i-s диаграмме	м3/кг	0,078	0,08	0,082	0,083	0,086	0,088
11.	Коэфф. расхода	1 , принимается	-	0,97	0,97	0,97	0,97	0,97	0,97
12.	Произведение еI l1I	еI l1I=GI1tI103/(dI 1С1tsin I1эф)	мм	96	47	34	26	21	18
13.	Коэфф. возврата тепла	, принимается	-	0,035	0,035	0,035	0,035	0,035	0,35
14.	Коэффициент	k, принимается	-	1,35	1,35	1,35	1,35	1,35	1,35
15.	Распол.теплоп. на гр. нерег. ст.	Н0x, принимается по i-s диаграмме	кДж/кг	388	388	388	388	388	388
16.	Прибл.число ст.	z1 = H0x (1 + ) / k h0I	шт.	31	16	10	8	6	5

Рисунок 2

1.5 Определение размеров последней ступени

Так как мы считаем, что расчет ведем для турбины с противодавлением, то и определять размер последней ступени турбины (цилиндра) будем по методике для противодавленческих турбин.

Особенностью турбин с противодавлением является то, что стремятся выполнить проточную часть с постоянным корневым диаметром (из условия технологии). Поэтому корневой диаметр последней ступени

d_k^z = d_k^I = d_kⁱ , (м) (24)

где d_kⁱ - корневой диаметр промежуточной ступени.

Задача выбора размеров последней ступени, удовлетворяющих условию (23), легче решать аналогичным способом как и для первой нерегулированной - вариантным расчетом, сведенным в таблицу 2. По данным из таблицы строится график (рис. 2).

Корневой диаметр первой ступени:

d_k2^I = d^I l₁^I 2₁^I , (м) (25)

где ₁^I - перекрыша, выбирается на основании табличных значений

№	Определяемая	Способ	Размер-	В а р и а н т ы
п/п	величина	определения	ность	1	2	3	4	5	6	7
1.	Средний диаметр	dz ,принимается	м	0,85	0,89	0,935	0,977	1,02	1,065	1,105
2.	Окружная скорость на среднем диаметре	Uz = dz n	м/с	133	140	147	153	160	167	173
3.	Степень реакции	z = I	-	0,05	0,05	0,05	0,05	0,05	0,05	0,05
4.	Располагаемый тепло- перепад на ступень	h0z = 0,5 10-3 (Uz / х0z)2	кДж/кг	44	48	53	58	63	69	74
5.	Отношение скоростей	х0z = х0	-	0,45	0,45	0,45	0,45	0,45	0,45	0,45
6.	Распологаемый тепло- перепад сопла	h01z = (1 z) h0z	кДж/кг	42	46	50	55	60	65	70
7.	Теоретическая скорос. истечения из сопел	С1t z = (2000 h01z) 0.5	м/с	290	303	316	332	346	361	374
8.	Эффективный угол сопловой решетки	1эфz = 1эфI	град	15	15	15	15	15	15	15
9.	Располагаемый тепло-перепад на раб.решетк	h02z = h0z h01z	кДж/кг	2	2	3	3	3	4	4
10.	Удельный объем пара за соплами	2z , по i-s диаграмме	м3/кг	0,24	0,24	0,24	0,24	0,24	0,24	0,24
11.	Коэффициент расхода сопловой решетки	1z = 1I	-	0,97	0,97	0,97	0,97	0,97	0,97	0,97
12.	Высота сопловой решетки	l1z=G2z / dz1z C1tsin 1эфz	м	0,066	0,061	0,055	0,051	0,046	0,043	0,04
13.	Перекрыша рабочей решетки	1	м	0,0015	0,0015	0,0015	0,001	0,001	0,001	0,001
15.	Корневой диаметр рабочей решетки	dk2z = dz l1z 21	м	0,781	0,826	0,877	0,925	0,972	1,02	1,063

Рисунок 3

Корневой диаметр первой нерегулирующей ступени равен:

d_k2^I = 0,85 0,023 0,003 = 0,82 м

На основании этого и пользуясь построенным графиком получаем значения для последней нерегулируемой ступени:

средний диаметр - d_z = 0,88 м;

высота сопловой решетки - l₁^z = 0,062 м

располагаемый теплоперепад на ступень - h₀^z = 47 кДж/кг.

1.6 Определение числа нерегулируемых ступеней

Оценка характеристик промежуточных ступеней

Число нерегулируемых ступеней определим графическим методом. Для этого в начале и в конце отрезка горизонтальной прямой на ординатах в масштабе откладывается ранее определенные средние диаметры первой и последней ступеней (рис. 3). Для турбины с противодавлением изменение среднего диаметра и отношения скоростей от первой до последней ступени можно выполнить прямыми линиями. База делится на 6 равных частей точками, значения, при которых пересекаются вертикали, проведенные из этих точек до линий среднего диаметра и прямой отношения скоростей, заносятся в таблицу 3.

Таблица 3

№	Опрдел.	Способ	Раз	Р а с ч е т н а я т о ч к а
п/п	величина	определения	мер	I	II	III	IV	V	VI	VII
1.	Средний диаметр ступени	di, Из рис.4	мм	850	855	860	865	870	875	880
2.	Отношенскорост.	х0i, Из рис. 4	-	0,45	0,45	0,45	0,45	0,45	0,45	0,45
3.	Окружн. скорость на dср	Ui=din	м/с	133	134	135	135,8	136	137	138
4.	Располаг. теплопер.	h0i=0,510-5 (Ui / х0i)2	кДж кг	43,7	44,3	45	45,5	45,6	46.3	47

Рисунок 4

По результатам из таблицы 3 на график (рис. 4) наносится линия располагаемого теплоперепада. Среднеарифметическое значение располагаемого теплоперепада одной ступени:

h₀^ср = h_oi / 7 , (кДж/кг) (26)

h₀^ср = 317,4 / 7 = 45,3 кДж/кг

Уточним число нерегулиреумых ступеней и найдем новый коэффициент возврата тепла по формуле Флюгеля:

z = H₀^x (1 + ) / h₀^ср , (шт.) (27)



= k (1 _0i^x) H₀^x (z 1)/ z (28)

= 4,8 10⁴ (1 0,813) 388 (7 1)/7=0,03

z = 388 (1+ 0,03) / 45,3 = 8.82, округлим z = 9

Уточним коэффициент возврата теплоты:

= 4,8 10⁴ (1 0,813) 388 (9 1)/9=0,031

В результате округления числа ступеней возникает неравенство:

h_0i (1 + ) H₀^x , (кДж/кг) (29)

Разница правой и левой части неравенства называется невязкой теплоперепада:

H = (1 + ) H₀^х h_0i , (кДж/кг) (30)

H = (1 + 0,031) 388 408,2 = 8.17 кДж/кг

Коррекция теплоперепада произвольной ступени осуществляется пропорционально располагаемому теплоперепаду ступени:

h_0i = H h_0i / h_0i , (кДж/кг) (31)

Скорректированный теплоперепад произвольной ступени:

h_0i^ск = h_0i h_0i , (кДж/кг) (32)

Разобъем теплоперепады по нерегулируемым ступеням в кДж/кг и эти значения занесем в таблицу 4.



Таблица 4

№ ступ.	Расп. теплоперепад из графика , h0i	Коррекция теплоперепада, h0i	Скорректированный теплопрепад , h0iск
1	43,7	0,875	44,575
2	44,1	0,883	44,983
3	44,5	0,981	45,481
4	45	0,901	45,901
5	45,4	0,909	46,309
6	45,7	0,915	46,615
7	46,2	0,925	47,125
8	46,6	0,933	47,533
9	47	0,941	47,941
Сумма	408,2	8,263	416,463

№ ступе-ни	Средний диаметр ступени, d,(м)	Располагаемый тепл оперепад, h0(кДж/кг)	Отноше ние, x0	Эффект угол СР, 1эф, 0	Степень реакции
Рег. ст	0,915	220	0,22	18	0,085
1	0,85	44,575	0,45	15	0,05
2	0,854	44,983	0,45	15	0,05
3	0,858	45,481	0,45	15	0,05
4	0,861	45,901	0,45	15	0,05
5	0,865	46,309	0,45	15	0,05
6	0,869	46,615	0,45	15	0,05
7	0,872	47,125	0,45	15	0,05
8	0,876	47,533	0,45	15	0,05
9	0,880	47,941	0,45	15	0,05



Глава II. Подробный тепловой расчет турбины

2.1 Расчет регулирующей ступени

2.1.1 Расчет сопл регулирующей ступени

В регулирующих ступенях в зависимости от величины теплового перепада могут иметь место случаи докритического и критического режима истечения.

Рассмотрим нашу регулирующую ступень. Найдем отношение давлений и число Маха:

_с = Р₁^рс / Р₀^рс = 46 / 85,4 = 0,538 (36)

М_1t = С_1t / (k P₁^рс _1t)^0,5 (37)

М_1t = 634 / (1,3 4,6 10⁶ 0,07)^0,5 = 0,98

Из условий _{с кр} = 0,546 и М_1t 1 видно, что режим истечения критический, следует проверить возможность использования суживающихся сопл для срабатывания сверхкритических перепадов.

Для этого необходимо определить угол отклонения потока в косом срезе суживающегося сопла. Он не должен быть более1,5 Такую проверку следует производить при режимах, когда М_1t <1,3, так как при больших значениях числа Маха угол отклонения потока будет заведомо больше допустимого.

Проверка производится по приближенной формуле Баре



=

Для перегретого пара А=1,064; К=1,3.

<1,5, то площадь выходного сечения сопл определиться по формуле:

(38)

0,006 м²

Высоту сопловой решетки, парциальность и угол _1э возьмем из предварительного расчета регулирующей ступени.

Профиль сопловых лопаток выбираем по _1э и числу Маха по каталогам профиля.

В нашем случае выбираем профиль типа С 9018Б со следующими параметрами, которые мы принимаем:

оптимальный относительный шаг (табличный)- t_опт = 0,7;

хорда профиля (табличная) - b_т = 47,1 мм;

толщина выходной кромки (табличная) - (_кр)_т = 0,5 мм;

угол установки - _у = 43⁰

Определим предварительно ширину решетки:

В_т = b_т sin _у = 47,1 sin 43⁰ = 32,1 мм (39)

Так как полученная ширина решетки не удовлетворяет условию:

В 35 60 при Р₀ 40 бар

то примем новую ширину профиля В = 60 мм, с помощью которой найдем хорду профиля из выражения:

b = b_т B/ В_т = 47,1 60 / 32,1 = 88 мм (40)

Определим число сопловых лопаток по формуле:

z₁ = d^рс е / (b t_опт) ,(шт.) (41)

z₁ = 3,14 915 0,3 / (88 0,7) = 13,9, округлим z = 14 шт.

Определяется шаг решетки:

t₁ = b t_опт, (мм) (42)

t₁ = 88 0,7 61,6 мм

Выходная ширина сопловых каналов:

а₁ = t₁ sin _1э = 61,6 sin 18.12⁰ = 19 мм

Определим потери в сопловой решетке на основании ряда экспериментальных графиков. Формула для определения относительных потерь выглядит так:

₁ = _прк₁^прк_вх^прк_кр^пр + (_концl/b)(b/l) к₁^концк_вх^концк_кр^конц + 0,02=

= 0,022110,98 + 0,013,80,9511+0,02 = 0,078

Тепловая потеря в сопловой решетке:

h₁ = ₁ h₀₁^рс = 0,078 201 = 15,7 кДж/кг (43)

Скоростной коэффициент:



= (1 ₁₎^0,5 = (1 0,078) ^0,5 = 0,96 (44)

Действительная скорость истечения из сопл:

С₁ = С_1t = 0,96 634 = 609 м/с (45)

Определим угол направления скорости входа пара на рабочие лопатки:

tg ₁ = sin _1э / cos _1э (U / C₁) (46)

tg ₁ = sin 18.12 / cos 18.12 (144 / 609) = 0,435

₁ = 23,5⁰

Относительная скорость входа пара на рабочие лопатки определяется по следующему выражению:

w₁ = C₁ sin _1э / sin ₁ = 609 sin 18.12⁰ / sin 23,5⁰ = 475 м/с (47)

2.1.2 Расчет рабочих лопаток первого венца

Тепловой перепад рабочей решетки первого венца:

h_oI = ₁ h₀^рс = 0,02 220 = 4,4 кДж/кг (50)

Теоретическая скорость на выходе из решетки равна:

w_2t = (2000 h_0I + w₁²)^0,5 = (2000*4,4 + 475²)^0,5 484 м/с (51)

Определим отношение давлений и число Маха по параметрам пара перед решеткой - Р_I = 45 бар, _It = 0,072 м³ / кг



_л = Р_I / Р₁^рс = 45 / 46 = 0,978 _кр (52)

М_1t = w_2t / (k P_{I It})^0,5 = 484 / (1,3 4,5 10⁶ 0,072)^0,5= 0,746 (53)

И в этом случае мы видим, что имеем докритическое истечение пара из решетки дозвукового типа.

Примем, что рабочие и направляющие лопатки выполнены с цилиндрическим меридиональным обводом. Тогда высоты рабочих и направляющих лопаток будут отличаться друг от друга на величину верхней и нижней перекрыши. Следовательно, можно записать для рабочих лопаток первого венца:

l₁^” = l_с + _1в + _1н = 23 + 1 + 1 = 25 мм (54)

Тогда , определим эффективный угол выхода решетки (допуская, что коэффициент расхода _I = 0,93):

sin _2э = G _It / ( d_рс e _I w_2t l₁) (55)

sin _2э = 53,84 0,073/(3,140,9150,30,934840,025) = 0,4

_2э = 23,5⁰

Выберем тип профиля - Р-3525А со следующими параметрами:

оптимальный относительный шаг (табличный)- t_опт = 0,6;

хорда профиля (табличная) - b_т = 25,4 мм;

толщина выходной кромки (табличная) - (_кр)_т = 0,4 мм;

минимальный момент сопротивления профиля - W_minт = 0,168 см²;

угол установки - _у = 78,7⁰

Определим предварительно ширину решетки:



В_т = b_т sin _у = 25,4 sin 78,7⁰ = 24,9 мм (56)

Так как полученная ширина решетки не удовлетворяет условию:

В = 35 60 при Р₀ 40 бар

то примем новую ширину профиля В = 40 мм, с помощью которой найдем хорду профиля из выражения:

b = b_т B/ В_т = 25,4 40 / 24,9 = 40,8 мм (57)

Определим число сопловых лопаток по формуле:

z₁ = d^рс е / (b t_опт) ,(шт.) (58)

z₁ = 3,14 915 / (40,8 0,6) = 117,4, округлим z = 120 шт.

Определяется шаг решетки:

t₁ = d^рс е / z , (мм) (59)

t₁ = 3,14 915 / 120 23,9 мм

Выходная ширина сопловых каналов:

а₂ = t₁ sin _1э = 23,9 sin 23,5⁰ = 9,5 мм (60)

Угол поворота потока в каналах:

= 180⁰ (₁ + _2э) = 180⁰ (23,5⁰ + 23,5⁰)=133⁰ (61)

Определим потери в рабочей решетке на основании экспериментальных графиков. Формула для определения относительных потерь выглядит так:

₂ = _прк^прк_вх^прк_кр^пр + (_концl/b)(b/l) к^концк_вх^концк_кр^конц + 0,04=

= 0,055 1 1 1+0,04 1,632 1 1 1 + 0,04 = 0,16

Коэффициент скорости определится как:

_I = (1 ₂)^0,5 = (1 0,16)^0,5 = 0,92

Действительная скорость:

w₂ = _I w_2t = 0,92 484 = 445 м/с (62)

Потери энергии в рабочих лопатках первого венца:

h_I = (1 _I²) w_2t² / 2000 = (1 0,92²) 484² / 2000 = 18 кДж/кг (63)

Найдем угол направления абсолютной скорости выхода пара из рабочих лопаток:

tg ₂ = sin _2э / cos _2э (U/w₂) = sin 23,5⁰ / cos 23,5⁰

- (144/445) =0,664

₂ = 34⁰ (64)

Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток:

С₂ = w₂ sin _2э / sin ₂ = 445 sin 23,5⁰ / sin 34⁰ = 317 м/с (65)

2.1.3 Расчет рабочих лопаток в направляющей решетке

Тепловой перепад решетки:

h_0н = _н h₀^рс = 0,03 220 = 6,6 кДж/кг (66)



Теоретическая скорость на выходе из решетки

С_1t = (2000 h_0н + C₂²)^0,5 = (2000 6,6 + 317²) ^0,5 337 м/с (67)

Принимаем высоту направляющих лопаток и коэффициент скорости _н = 0,94:

l_н = l₁ + _нв + _нн = 25 + 1 + 1 = 27 мм (68)

Эффективный угол выхода решетки:

sin _1э=G_нt /(d_рсe_нC_1tl_н)=53,840,075/(3,140,9150,30,94

3370,027) = 0,548

_1э = 33⁰ (68)

Определим отношение давлений и число Маха по параметрам пара перед решеткой - Р_н = 44 бар, _нt = 0,075 м³ / кг

_л = Р_н / Р_I = 44 / 45 = 0,98 _кр (69)

М_1t = С_1t / (k P_{н нt})^0,5 = 337 / (1,3 4,4 10⁶ 0,075)^0,5= 0,515 (70)

И в этом случае мы видим, что имеем докритическое истечение пара из решетки дозвукового типа.

Выберем тип профиля - С9033 А со следующими параметрами:

оптимальный относительный шаг (табличный)- t_опт = 0,7;

хорда профиля (табличная) - b_т = 45 мм;

толщина выходной кромки (табличная) - (_кр)_т = 0,6 мм;

минимальный момент сопротивления профиля - W_minт = 0,141 см²;

угол установки - _у = 60,7⁰

Определим предварительно ширину решетки:

В_т = b_т sin _у = 45 sin 60,7⁰ = 39 мм (71)

Так как полученная ширина решетки удовлетворяет условию:

В 35 60 при Р₀ 40 бар

то ширину профиля В= В_т = 39 мм, следовательно b = b_т =45 мм

Определим число сопловых лопаток по формуле:

z_н = d^рс * e / (b t_опт) ,(шт.) (72)

z_н = 3,14 915 * 0,3 / (45 0,7) = 27,4, округлим z = 28 шт.

Определяется шаг решетки:

t₁ = d^рс е / z , (мм) (73)

t₁ = 3,14 915 0,3/ 28 30,8 мм

Выходная ширина сопловых каналов:

а₂ = t_н sin _1э = 30,8 sin 33⁰ = 17 мм (74)

Угол поворота потока в каналах:

= 180⁰ (₂ + _1э) = 180⁰ (34⁰ + 33⁰) = 113⁰ (75)

Определим потери в сопловой решетке на основании экспериментальных графиков. Формула для определения относительных потерь выглядит так:



_н = _прк₁^прк_вх^прк_кр^пр + (_концl/b)(b/l) к₁^концк_вх^концк_кр^конц + 0,02=

= 0,02 1,5 1 0,5 + 0,02 1,66 0,7 1 1,2 + 0,02 = 0,063 (76)

Определяем коэффициент скорости:

_н = (1 _н)^0,5 = (1 0,063)^0,5 = 0,97 (77)

Действительная скорость истечения пара:

С₁ = _н С_1t = 0,97 337 = 327 м/с (78)

Угол направления относительной скорости входа пара на рабочие лопатки:

tg₁ = sin_1э/ cos _1э(U/C₁)=sin33⁰/(cos33⁰(144/327)=1,367

₁ = 54⁰ (79)

Относительная скорость входа пара на рабочие лопатки:

w₁=C₁sin_1э/sin₁=327sin33⁰/sin54⁰220 м/с (80)

2.1.4 Расчет рабочих лопаток второго венца

Тепловой перепад рабочей решетки второго венца:

h_oII = ₃ h₀^рс = 0,035 220 = 7,7 кДж/кг (81)

Теоретическая скорость на выходе из решетки равна:

w_2t= (2000 h_0II + w₁²)^0,5 =(2000 7,7 + 220²)^0,5253 м/с (82)



Определим отношение давлений и число Маха по параметрам пара перед решеткой - Р_II = 44 бар, _IIt = 0,076 м³ / кг

_II = Р_II / Р_I = 44 / 45 = 0,98 _кр (83)

М_IIt = w_2t/(k P_{II IIt})^0,5 = 253 / (1,3 4,4 10⁶ 0,076)^0,5= 0,384 (84)

И в этом случае мы видим, что имеем докритическое истечение пара из решетки дозвукового типа.

Примем, что рабочие и направляющие лопатки выполнены с цилиндрическим меридиональным обводом. Тогда высоты рабочих и направляющих лопаток будут отличаться друг от друга на величину верхней и нижней перекрыши. Следовательно, можно записать для рабочих лопаток первого венца:

l_II = l_н+ _IIв + _IIн = 27 + 1 + 1 = 29 мм (85)

Тогда , определим эффективный угол выхода решетки (допуская, что коэффициент расхода _II = 0,945):

sin _2э = G _IIt / ( d_рс e _II w_2t l_II) (86)

sin _2э = 53,84 0,076/(3,140,9150,30,9452530,029) = 0,685

_2э = 43⁰ (87)

Угол поворота потока в каналах:

= 180⁰ (₁ + _2э) = 180⁰ (54⁰ + 43⁰)=93⁰ (88)



Примем коэффициент скорости равный:

_II = 0,88

Действительная скорость:

w₂ = _II w_2t = 0,88 238 222 м/с (89)

Потери энергии в рабочих лопатках второго венца:

h_II = (1 _II²) w_2t²/ 2000 = (1 0,88²) 253² / 2000 = 7,2 кДж/кг (90)

Найдем угол направления абсолютной скорости выхода пара из рабочих лопаток:

tg ₂=sin_2э/ cos_2э(U/w₂)=sin43⁰ / cos43⁰(144/222)= 8,246(91)

₂ = 83⁰ (92)

Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток:

С₂ = w₂ sin _2э / sin ₂ =222 sin43⁰ / sin83⁰ = 152 м/с (93)

Потери энергии с выходной скоростью:

h_в = (С₂)² / 2000 = (152)² / 2000 =11.6 кДж/кг (94)

Относительный лопаточный КПД:

_ол = (h₀^рс h₁ h_I h_н h_II h_в) / h₀^рс =

= (220 15,7-18-3,3-7,2-11,6) / 220 = 0,75 (95)



2.1.5 Определение внутреннего относительного КПД

Потери на трение и вентиляцию

N_тв= d²+0,4(1е0,5l_к)dl_л^1,5(U/100)³(1/₂), (кВт) (96)

где - коэффициент,зависящий от состояния пара и для перегретого пара = 1; d - диаметр ступени в метрах; l_л ^1,5 = (l₁)^1,5 + (l₂)^1,5 то есть высота первой лопатки на входе и высота второй на выходе соответственно,см; е - степень парциальности ступени; l_к - относительная длина дуги, занятая кожухом, в нашем случае при расположении сопловых коробок в верхней и нижней части корпуса l_к = 0; U - окружная скорость,м/с; - удельны объем пара в камере регулирующей ступени, принимается по состоянию пара за регулирующей ступенью.

Таким образом, имеем:

N_тв= 0,915² + 0,4(10,3)0,9158,43(144/100)³(1/0,076)=118 кВт

Тепловая потеря на трение и вентиляцию

h_тв = N_тв / G = 118 / 53,84 =2,2 (97)

Относительная потеря на трение и вентиляцию

_тв = h_тв / h₀^рс = 2,2 / 220 = 0,01 (98)

Потея на выколачивание застойного пара из лопаточных каналов, находится по формуле:

_к=0,25 (В₂l₁ + 0,6В₂ l₂)/F₁mx_0ол (99)



где В₂ и В₂ - ширина первого и второго ряда рабочих колес;

l₁ и l₂ высота первого и второго ряда рабочих лопаток;

F₁ - площадь сопл; m - число групп сопл регулирующей ступени.

_к = 0,25 (0,040,025 + 0,040,029)/0,006 4 0,220,77=0,05

Потеря тепла на выколачивание

h_к = _к h₀^рс = 0,05 220 = 11 кДж/кг (100)

Внутренний относительный КПД ступени

_oi = _{ол тв к} = 0,75 0,012 0,05 = 0,688 (101)

Использованный тепловой перепад

h_i^рс = h₀^рс _oi = 220 0,688 = 151 кДж/кг (102)

Внутренняя мощность (в киловаттах)

N_i^рс = G h_i^рс = 53,84 151 = 8149 кВт (102)

По результатам расчета строим треугольники скоростей ступени, процесс расширения пара в i-s диаграмме.



Рисунок 5 Треугольники скоростей в двухвенечной регулирующей ступени

Рисунок 6 Процесс расширения пара в двухвенечной регулирующей ступени в h-s диаграмме



2.2 Детальный расчет нерегулируемых ступеней

Составим итоговую таблицу расчетов по нерегулируемым ступеням.

Таблица

№	Наименование	Расчетная формула,	Размер	Номер ступени
п/п	величины	порядок определения	ность	I	II	III
1.	Расход пара	Ориентировочн. расчет	кг/с	53,571	53,304	53.04
2.	Давлениие пара перед ступенью	По i-s диаграмме, Р0	МПа	4,339	3.745	3.22
3.	Температура пара перед ступенью	По i-s диаграмме, t0	0С	449.61	431.35	411.88
4.	Энтальпия пара перед ступенью	По i-s диаграмме, i0	кДж/кг	3325.3	3291.17	3254,78
5.	Изоэнтропийны теплоперепад	Ориентировочный расчет , h0	кДж/кг	44,575	44,983	45,481
6.	Фиктивная скорость	С0=(2000h0)0,5	м/с	298.6	299.9	301.6
7.	Давление за ступ	По i-s диаграмме, Р2	МПа	3.765	3,0	2,76
8.	Ср. диаметр ступ.	d,из ориентир рсчет	м	0.85	0,854	0,858
9.	Окруж.скорость	u=nd	м/с	133.5	134,1	134,8
10.	Отношен. скорость	х0 = u / C0	-	0.45	0,45	0,45
11.	Степень реакции		-	0.05	0,05	0,05
12.	Т/п сопловой реш.	h01 = (1 ) h0	кДж/кг	42.3	42,73	43.2
13.	Давление за сопл.	По i-s диаграмме, Р1	МПа	3.92	3,257	2,78
14.	Теор.уд.объем	По i-s диаграмме, 1t	м3/кг	0.0815	0,093	0,106
15.	Отнош. давлений	1 = Р1 / Р0	-	0.903	0,87	0,86
16.	Абсол.теор.скорос.за СР	С1t= (2000h01)0,5	м/с	290.9	292.3	293,9
17.	Скор.звука за СР	а1t=(kP11t)0,5	м/с	644.5	627.5	618,9
18.	Число Маха	М1t	-	0.45	0,466	0,475
19.	Вых.сеч.СР	F1	мм2	15470	17480	19720
20.	Число гребешков диафр.уплотнения	zу	шт	4	4	4
21.	Диаметр вала под уплотнением	dу1	мм	525	525	525

Подобные документы

• Тепловой расчет промежуточной ступени

  Описание процесса расширения пара в турбинной ступени. Построение треугольника скоростей на входе и выходе из рабочих лопаток. Определение числа и размера сопловых и рабочих решеток. Расчет относительного лопаточного коэффициента полезного действия.
  
  практическая работа [213,1 K], добавлен 04.12.2010
  

• Тепловой расчет паровых турбин

  Задачи ориентировочного расчета паровой турбины. Определение числа ступеней, их диаметров и распределения тепловых перепадов по ступеням. Вычисление газодинамических характеристик турбины, выбор профиля сопловой лопатки, определение расхода пара.
  
  курсовая работа [840,0 K], добавлен 11.11.2013
  

• Расчет регулирующей ступени турбины

  Краткое описание конденсационной турбины К-50-90 (ВК-50-3) и ее принципиальной тепловой схемы. Тепловой расчет одновенечной регулирующей ступени турбины К-50-90(ВК-50-3). Построение h-S диаграммы всей турбины. Выбор профилей сопловых и рабочих лопаток.
  
  курсовая работа [418,3 K], добавлен 11.09.2011
  

• Турбина паровая типа К–14–3,5

  Определение размеров патрубков отбора пара из турбины. Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними. Детальный тепловой расчет двухвенечной ступени скорости. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины.
  
  курсовая работа [1,6 M], добавлен 13.01.2016
  

• Расчет тепловой схемы и тепловой расчет проточной части газотурбинной установки

  Состав продуктов сгорания топливного газа. Расчет осевого компрессора и газовой турбины, цикла, мощности и количества рабочего тела. Определение диаметров рабочих лопаток, числа ступеней. Технические характеристики агрегатов ГТНР-16 и ГПА "Надежда".
  
  курсовая работа [3,1 M], добавлен 16.04.2014
  

• Расчет турбоагрегата К-160-130

  Построение процесса расширения пара в турбине в H-S диаграмме. Предварительный расчет паровой турбины. Определение прочности деталей турбин: бандажной ленты, шипов лопатки и связной проволоки, фланцевых соединений. Расчет рабочих лопаток на вибрацию.
  
  курсовая работа [492,7 K], добавлен 08.12.2011
  

• Конденсационная паровая турбина типа К-6-4

  Расчётный режим работы турбины. Частота вращения ротора. Расчет проточной части многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием. Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени. Определение размеров патрубков отбора пара.
  
  курсовая работа [2,2 M], добавлен 13.01.2016
  

• Техническая эксплуатация судовых турбинных установок

  Построение рабочего процесса турбины и определение расхода пара, выбор типа регулирующей ступени. Расчет топливной системы ПТУ и изменения параметров рабочего процесса. Особенности эксплуатации систем СЭУ и порядок обслуживания турбинных установок.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 03.07.2012
  

• Проектирование тепловой схемы ТЭЦ для промышленного предприятия и жилого района

  Расчетная тепловая нагрузка на горячее водоснабжение. Определение расхода пара внешними потребителями. Определение мощности турбины, расхода пара на турбину, выбор типа и числа турбин. Расход пара на подогреватель высокого давления. Выбор паровых котлов.
  
  курсовая работа [1,3 M], добавлен 26.01.2016
  

• Расчет цилиндра конденсационной турбины

  Проект цилиндра паровой конденсационной турбины турбогенератора, краткое описание конструкции. Тепловой расчет турбины: определение расхода пара; построение процесса расширения. Определение числа ступеней цилиндра; расчет на прочность рабочей лопатки.
  
  курсовая работа [161,6 K], добавлен 01.04.2012
  

• Расчет тепловой схемы турбины К-800-240

  Построение процесса расширения пара в турбине в H-S диаграмме. Определение параметров и расходов пара и воды на электростанции. Составление основных тепловых балансов для узлов и аппаратов тепловой схемы. Предварительная оценка расхода пара на турбину.
  
  курсовая работа [93,6 K], добавлен 05.12.2012
  

• Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа

  Определение рабочих параметров центробежного дутьевого вентилятора консольного типа, его краткая характеристика и аэродинамический расчет. Проверочный расчет на прочность лопаток и основного диска рабочего колеса. Выбор привода вентиляторной установки.
  
  курсовая работа [1,2 M], добавлен 07.08.2013
  

• Расчет цилиндра высокого давления турбины К-1100-5,9/50 ЛМЗ

  Технические характеристики и системы регулирования турбины. Расчет расхода пара на нее. Разбивка теплоперепада цилиндра высокого давления по ступеням. Технико-экономические показатели турбоустановки. Прочностной расчет лопаток и диска последней ступени.
  
  курсовая работа [632,9 K], добавлен 01.03.2013
  

• Расчет принципиальной тепловой схемы блока 300 МВт

  Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме. Расчет установки сетевых подогревателей. Процесс расширения пара в приводной турбине питательного насоса. Определение расходов пара на турбину. Расчет тепловой экономичности ТЭС и выбор трубопроводов.
  
  курсовая работа [362,8 K], добавлен 10.06.2010
  

• Расчет принципиальной тепловой схемы и технико-экономических показателей работы энергоблока

  Процесс расширения пара в турбине в h,s-диаграмме. Баланс основных потоков пара и воды. Определение расхода пара на приводную турбину. Расчет сетевой подогревательной установки, деаэратора повышенного давления. Определение тепловой мощности энергоблоков.
  
  курсовая работа [146,5 K], добавлен 09.08.2012
  

• Паровая турбина типа К-30-4,2

  Конструкция турбины и ее технико-экономические показатели. Выбор оптимального значения степени парциальности. Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины.
  
  курсовая работа [831,4 K], добавлен 13.01.2016
  

• Расчет принципиальной тепловой схемы и технико-экономических показателей энергоустановки (энергоблок с турбиной ПТ-135/165-130/15)

  Тепловая схема энергоблока. Построение процесса расширения пара, определение его расхода на турбину. Расчет сетевой подогревательной установки. Составление теплового баланса. Вычисление КПД турбоустановки и энергоблока. Выбор насосов и деаэраторов.
  
  курсовая работа [181,0 K], добавлен 11.03.2013
  

• Тепловой расчет паровой турбины ПТ-25/30-90/10

  Предварительное построение общего теплового процесса турбины в h-S диаграмме. Расчет системы регенеративного подогрева питательной воды турбоустановки. Определение основных диаметров нерегулируемых ступеней с распределением теплоперепадов по ступеням.
  
  курсовая работа [219,8 K], добавлен 27.02.2015
  

• Тепловые двигатели

  Определение тепловых двигателей как машин, преобразующих теплоту в механическую работу. Рассмотрение рабочего процесса паровых и газовых турбин. Изучение потерь в ступенях, коэффициентов полезного действия, мощности, размеров лопаток и расхода газа.
  
  контрольная работа [225,1 K], добавлен 17.10.2014
  

• Энергоблок с турбиной Т-180/210-130

  Расчет тепловой схемы первого энергоблока КТЭЦ-3. Определения расхода электроэнергии на собственные нужды турбоустановке. Экономический расчет затрат на модернизацию питательного насоса ПЭ-580-185-3. Определение предварительного расхода пара на турбину.
  
  дипломная работа [3,5 M], добавлен 15.09.2012
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам