Тепловой расчет турбины К-300-240 ЛМЗ (ЦВД)

Размещено на http://www.allbest.ru/

Казахстанская республика

Алматинский институт энергетики и связи

Кафедра тепловых энергетических установок

КУРСОВАЯ РАБОТА

Выполнила: ст-ка гр. ТЭк-02-1

Далбаева Ж.

Проверил: Умирзаков Р.А. Р.

Алматы 2005

Содержание

• Введение
• 1. Описание турбины
• 2. Методика предварительного теплового расчета турбины
• 2.1 Задание на курсовое проектирование
• 2.2 Построение предварительной схемы теплового процесса в i-s диаграмме
• 2.3 Расчет расхода пара на турбину
• 2.4 Расчет регулирующей ступени
• 2.5 Расчет первой ступени давления
• 2.6 Расчет последней ступени давления
• 2.7 Определение числа ступеней давления и распределение между ними располагаемого теплового перепада
• 3. Методика окончательного теплового расчета турбины
• 3.1 Расчет утечек пара через переднее концевое лабиринтное уплотнение
• 3.2 Расчет регулирующей ступени
• 3.3 Расчет первой ступени давления
• 3.4 Коррекция проточной части
• Литература

Введение

Настоящая работа представлена по курсу "Нагнетатели и тепловые двигатели. Турбины ТЭС и АЭС". Задачей курсового проектирования паровой турбины являются.

Закрепление и углубление знаний, полученных на лекциях, практических занятиях, в лаборатории по теории, расчету, конструкциям и эксплуатации паровых турбин;

Развитие навыков использования справочных данных, стандартов, типовых инструкций;

В данной работе учитывается отсутствие конструктивного опыта у студента, ему для ориентировки указан прототип проектируемой турбины, но это не лишает меня возможности более глубинного изучения процесса преобразования кинетической энергии пара в механическую - вращение вала турбины.

Работа дает возможность так же изучить и понять процесс работы паровой турбины, ее конструкции и режима работы.

Приведенный ниже расчет заданной паровой турбины отражает приобретенные мною знания в процессе обучения по указанному выше курсу.

1. Описание турбины

Турбины Т-50-130 ТМЗ (ЦВД) мощностью 25МВт спроектирована на начальное параметры 130 бар и 750 °С, противодавление 1,5 МПа и частоту вращения 50 1/с. Схемы трубопроводов турбоустановки по двум паропроводом диаметром 250 мм пар проводится к стопорному клапану, из которого по четырем паропроводом постукает к регулирующим клапанам, установленным непосредственно на корпусе турбины. Каждый из регулируемых клапанов подает пар к одной из четырех сопловых коробок, две из которых вварены в верхнюю, а две в нижнюю половину корпуса турбины. Последовательное открытие клапанов турбины производит сервомотор, который с помощью зубчатой рейки вращает кулачковый вал.

Регенеративная система подогрева питательной воды содержит три ПВД питаемых из отборов турбины. Пар подводится от стопорного клапана по четырем паропроводам к регулирующим клапанам непосредственно на корпусе турбины. Регулирующие клапаны подают пар к четырем сопловым коробкам, откуда пар поступает на регулирующую ступень. Далее пар расширяется в шести ступенях, после чего направляется потребителю.

Ротор опирается на два опорных подшипника, расположенных в корпусах, установленных на фундаменте. Вкладыш заднего подшипника - комбинированный: его расточка служит для размещения шейки вала, а торцевые поверхности - для упорных колодок. Вал турбины имеет два упорных гребня. Размеры концевых уплотнений выбраны так, чтобы обеспечить малое осевое усилие на упорный подшипник на номинальном режиме работы.

Корпус турбины выполнен двойным: центровка внутреннего корпуса по отношению к наружному осуществляется подвесной внутреннего корпуса во внешнем на уровне горизонтального разъема и четырьмя продольными шпонками так, чтобы уменьшить усилие на подшипники.

Диафрагмы первых шести ступеней установлены во внутреннем корпусе, а остальных в обоймах, расположенных во внешнем корпусе. Отборы пара на регенерацию производятся из межкорпусного и межобойменных пространств, образованных гребнями трех обойм.

Системы масло снабжения, смазки, регулирования и защиты выполняются точно так же, как и для всей серии этого типа турбин.

2. Методика предварительного теплового расчета турбины

2.1 Задание на курсовое проектирование

При выполнении курсовое проектирования предложен по номеру 1-11 варианта расчет паровой турбины со следующими параметрами:

1. Давление пара перед турбиной: Р₀=240 бар;

2. Температура пара перед турбиной: t₀=560 ⁰С;

3. Давление пара после турбины: Р_к=43 бар;

4. Электрическая мощность: N_э=105 МВт;

Геометрические размеры:

1. Диаметр регулирующей ступени: d_рс=0,95 м;

2. Диаметр первой ступени давления: d₁=0,9 м;

3. Диаметр вала в уплотнениях: d_у=0,5 м;

4. Диаметр шейки вала в опорном подшипнике: d_ш=0,35 м;

5. Наружный радиус рабочей колодки; R=0,3 м;

6. Внутренний радиус колодки: r=0,15 м;

7. Толщина упорного диска: h=0,06 м;

8. Диаметр осевого сверления вала: d₀=0,1 м;

9. Прототип: К-300-240 ЛМЗ (ЦВД).

2.2 Построение предварительной схемы теплового процесса в i-s диаграмме

1. Из таблиц термодинамических свойств воды водяного пара по заданным Р₀ и t₀ находим энтальпию пара перед стопорным клапаном турбины i₀, на пересечении изобары Р₀ с изотермой t₀ в i-s диаграмме определяем точку 1 состояния пара перед стопорным клапаном (рис. 1). Контролируем значение энтальпии i₀, найденное по таблицам. i₀=3380 кДж/кг.

2. Подсчитаем давление свежего пара Р ₀^' перед соплами регулирующей ступени турбины, учитывая потери ?P_k в регулирующих клапанах.

Р₀^'=(0,95ч0,97)·P₀, бар (1)

Р₀^'=0,95*240=228 бар

3. Определяем параметры пара перед соплами регулирующей ступени:

Р₀^'=228 бар; t^'₀=555 ⁰С.

4. Определяем располагаемый тепловой перепад на турбину:

H₀=i₀-i_А, кДж/кг (2)

H₀=3380-2919=461 кДж/кг; i_А=2919 кДж/кг

5. Определяем давление пара за последней ступенью давления турбины, учитывая потери давления в выполненном патрубке:

Р_z=(1,02ч1,05)Р_к, бар (3)

Р_z=1,02*43=43,86 бар

6. Находим предполагаемый относительный КПД турбины по отношению

(Р ₀-Р_к)/N_э=(240-43)/105=1,87; з_0i^т=0,813

7. Использованный тепловой перепад турбины:

H_i= H₀* з_0i^т, кДж/кг (4) H_i=461*0,813=374,8 кДж/кг

8. Энтальпия пара за выхлопным патрубком:

i_к=i₀- H_i, кДж/кг (5)

i_к=3380-374,8=3005,2 кДж/кг

9. Определим характеристики пара за выхлопным патрубком:

i₇=i_к=3005,2 кДж/кг; Р ₇=Р_к=43 бар; t₇=320 ⁰С

10. Потеря тепла с выходной скоростью:

?Н_ВС=(0,01ч0,015)Н ₀ кДж/кг (6)

?Н_ВС=0,01*461=4,61 кДж/кг

11. Энтальпия пара за последней ступенью турбины:

i_z=i_к-?Н_ВС кДж/кг (7)

i_z=3005,2-4,61=3000,59 кДж/кг

12. Построение схемы процесса:

i₅=i_z=3000,59 кДж/кг; Р ₅=Р_z=43,86 бар; t₅=290 ⁰С; х₅= х_z=0,055 м ³/кг.

2.3 Расчет расхода пара на турбину

1. Принимаем механический КПД турбины: з_м=0,99.

2. Принимаем электрический КПД турбины - генератора: з_г=0,99.

3. Вычисляем расход пара на турбину:

G=N_Э/(Н_О*з_oi^т*з_м*з_г); кг/с. (8)

G=105*10³/(461*0,8*0,99*0,99)=290,5 кг/с

2.4 Расчет регулирующей ступени

1. Задаемся средним диаметром регулирующей ступени, взяв значение его из прототипа: d_pc=0,95 м

2. Задаемся отношения:

Х_о^рс=U/С_о; Х_о^рс=0,26ч0,32 (9)

Х_о^рс=0,3;

3. Определяем окружную скорость на среднем диаметре ступени:

U=рd_рсп/60, м/с; (10)

U=3,14*0,95*3000/60=149,15 м/с

4. Фиктивная скорость на выходе пара из сопел ступени:

С₀= U/Х ₀^рс, м/с (11)

С₀=149,15/0,3=497,16 м/с

5. Располагаемый тепловой перепад ступени:

h₀^рс= С₀²/2000, кДж/кг (12)

h₀^рс= 497,16²/2000=123,58 кДж/кг

Контроль при h₀^рс? (1/3)H₀ необходимо увеличить Х₀^рс и повторить расчет:

(1/3)H₀=153,6 кДж/кг; h₀^рс <153,6 кДж/кг; значит расчет верен. Оставляем эти значения.

6. Выбираем суммарную степень реакции ступени: (стр.11;1)

?с=0,12

7. Располагаемый тепловой перепад на сопловую решетку:

h_ос=(1-?с) h₀^рс, кДж/кг (13)

h_ос=(1-0,12)*123,58=108,75 кДж/кг

8. По i­s диаграмме находим состояние пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении:

а) Удельный объем: н^ґ₃= н_2t= н_1t=0,027 м³ /кг

б) Давление: Р₁^рс=160 бар

9. Вычисляем отношение е= Р₁^рс/Р ₀^? и сравниваем его с критическим е_кр=0,546; е=160/228=0,701. Следовательно е>е_кр и расчет можно продолжать.

10. Теоретическая скорость истечение пара из сопловой решетки:

C_1t= v2000*h_ос, м/с (14)

C_1t =v2000*108,75 =466,4 м/с

11. Определим комплекс e?_с:

e?_с =(G·х_1t)/(р?d_pc·C_1t·µ_c·sinб₁),м (15)

l_c-высота сопла, м;

где м_е?0,97 - коэффициент расхода сопла;

б₁ - эффективный выходной угол сопла, который выбирается по таблице [стр.11.1]. б₁=16⁰

e?_с=(290,5*0,027)/(3,14*0,95*466,4*0,97* sin(16⁰))=0,023 м

12. Выбираем оптимальное значение степени парциальности по таблице [стр.12.1]. e_опт=0,85

13. Высота сопловой решетки:

?_с=е?_с/ e_опт, м (16)

?_с=0,023/0,85=0,02705 м.

Это значение входит в интервал высот по условиям в сопловой решетке и условий прочности: ?_с=0,02ч0,06 м.

14. Скоростной коэффициент суживающихся сопел по рисунку 3 [стр.13.1]. ц=0,96.

15. Потеря тепла в сопловой решетке:

?h_с=(1-ц²)h_ос (17)

?h_с=(1-0,96²)*108,75=8,526 кДж/кг

16. По рис.4. [стр.14. 1]. Находим внутренний относительный КПД ступени: з_оi^рс=0,704

17. Использованный тепло перепад в регулирующей ступени:

h_i^pc= з_оi^рс*h₀^рс, кДж/кг (18)

h_i^pc=0,704*123,58=87 кДж/кг

18. Величину энтальпии пара за сопловой решеткой:

i₃=i₀-h_ос+?h_с, кДж/кг (19)

i₃=3380-108,75+8,526=3279,77 кДж/кг

19. Величина энтальпии пара за регулирующей ступенью:

i₄=i₀­h_i^рс, кДж/кг (20)

i₄=3380-87=3293 кДж/кг

20. Заканчиваем построение предварительной схемы теплового процесса турбины в i-s диаграмме:

Точка 4? : i₄?=3379,83 кДж/кг; Р?=82, бар.

Точка 3: i₃ =3279,77 кДж/кг; Р ₃=90, бар.

Точка 4: i₄=3293 кДж/кг; Р ₄=82, бар.

2.5 Расчет первой ступени давления

Задаемся средним диаметром первой ступени давления, взяв величину его из прототипа. d₁=0,9 м.

Выбираем величину отношения Х ₀=U/С₀ по таблице [стр.12.1]. Х₀=0,5

Величина располагаемого теплового перепада на ступень

h₀¹=12,3(d₁/Х ₀)², кДж/кг (21)

h₀¹=12,3*(0,9/0,5)²=39,852 кДж/кг

Задаемся степенью реакции на среднем диаметре: с=0,12

Располагаемого тепловой перепад сопловой решетки:

h_0с¹=(1- с) h₀¹,кДж/кг (22)

h_0с¹ =(1-0,12)*39,852=35,06 кДж/кг

Теоретическая скорость истечения пара из сопла:

C_1t¹= v2000*h_ос¹, м/с (23)

C_1t¹=v2000*35,06=264,8 м/с

По i-s диаграмме находим удельный объем пара за соплом при изоэнтропийном расширении: н_1t¹=0,030 м ³/кг

Высота сопловой лопатки ступени:

?^?_c=(G·х_1t¹)/(р?d₁·C_1t^?·sinб₁·eµ_c),м (24)

?^?_c =(290,5*0,030)/(3,14*0,9*264,8*0,25*1*0,97)=0,048 м

где µ?0,97 - коэффициент сопла;

б₁ - эффективный выходной угол сопл, который выбирается в зависимости от N_э (стр.11.1);

е=1 - степень парциальности.

Длина рабочей лопатки:

?_р^?=?^?_c +?_к+?_п, м (25)

где ?_к, ?_п - перекрыши по корневому, периферийному диаметру, м. Смотри таблицу [стр.15. 1].

?_р^? =0,048+1*10^-3+2*10^-3=0,051 м

Корневой диаметр диска:

d_k=d₁-?_р^?, м (26)

d_k =0,9-0,051=0,849 м

Величина, обратная верности:

и₁=d₁/?_c¹ (27)

и=0,9/0,048=18,75

2.6 Расчет последней ступени давления

1. По i-s диаграмме определяем удельный объем пара за последней ступенью турбины: х_z=0,055 м³/кг

2. Высота рабочей попытки при х₁?х_1t^?:

?_z=?_p¹(х_z/х₁), м (28)

?_z =0,051*(0,055/0,027)=0,104 м

3. Средний диаметр последней ступени:

d_z = d_k+?_z, м (29)

d_z = 0,849+0,104=0,953 м

4. Располагаемый тепловой перепад последнюю ступень:

h₀^z=12,3*(d_z/х₀)², кДж/кг (30)

Величину Х₀ берем из расчета первой ступени давления.

h₀^z =12,3*(0,953/0,5)²=44,7 кДж/кг

5. Величина и_z:

и_z= d_z/?_с^z (31)

и_z=0,953/0,104=9,16; ?_с^z ₌ ?_z

2.7 Определение числа ступеней давления и распределение между ними располагаемого теплового перепада

1. Определяем величину среднего располагаемого тепло перепада турбины ступеней давления:(см.рис.1)

h_0cp=(h₀^?+h₀^z)/2, кДж/кг (32)

h_0cp =(39,852+44,7)/2=42,27 кДж/кг

2. Располагаемый тепло перепад на всю группу ступеней давления:

Н^*₀ =i₄- i₈, кДж/кг (33)

Н^*₀ =3293-2985=308 кДж/кг

3. Использованный тепло перепад на всю группу ступеней давления:

Н^*_i=i₄-i_k, кДж/кг (34)

Н^*_i =3293-3005,2=287,8 кДж/кг

4. Относительный внутренний КПД группы ступеней давления:

з_0i^*= Н^*_i / Н^*₀ (35)

з_0i^*=287,8/308=0,93

5. Количество, ориентировочное ступеней давления (без учета коэффициента возврата тепла):

Z₀=H₀^*/h_0ср, штук (36)

Z₀ =308/42,27=7,3?7 штук.

6. Коэффициент возврата тепла:

б=К(1- з_0i^*)(Н^*₀/419)((Ж₀-1)/ Ж₀) (37)

где К=0,2 т.к. вся линия процесса лежит в области перегретого пара:

б =0,2*(1-0,93)*(308/419)*((7,3-1)/7,3)=0,0089

7. Число, уточненное ступеней давления:

Ж = Н^*₀ (1- б)/ h_0cp, штук (38)

Ж =308*(1+0,0089)/42,27=7,4?7 штук

8. Разбиваем на (z-1) равных частей. Из графика для каждой ступени отсчитываем диаметр, длину рабочей лопатки и тепловой перепад.

Результаты сводим в таблицу 1.

Таблица 1

№ ступени	di, м	?pЧ=di-dk, м	?сi=?р?-?к-?п, м	иi=di/lci	h0грi кДж/кг	?h0i кДж/кг	h0i кДж/кг
1	0,9	0,051	0,048	18,75	39,85	1,0319	36,3129
2	0,91	0,061	0,058	15,68	40,5	1,0397	36,5861
3	0,92	0,071	0,068	13,52	41,1	1,0892	38,3282
4	0,93	0,081	0,078	11,92	42	1,1399	40,1109
5	0,94	0,091	0,088	10,68	42,9	1,16567	41,0177
6	0,951	0,102	0,099	9,6	44,1	1,1917	41,9337
7	0,953	0,104	0,101	9,4	44,7	1,2313	43,327
					Уh0грi=295,15	У?h0i =11,82747	У h0i =416,1899

?=(1+б)H₀^*-Уh_0гр

Д=(1+0,02701)*453,876-431,041=35,094

?h₀ⁱ=(Д/ У h_0грⁱ) h_0грⁱ, кДж/кг (39)

?h₀ⁱ=(35,094/431,041)*452,888=452,896,кДж/кг

3. Методика окончательного теплового расчета турбины

3.1 Расчет утечек пара через переднее концевое лабиринтное уплотнение

1. Выбираем диаметр уплотнения из прототипа:

d_y=0,5, м

2. Число гребешков в уплотнении:

Z_k.y.=(Р ₁+Р ₂)/0,8, штук (40)

Z_k.y.=(90-16)/0,8=92,5?93, штук

3. Площадь зазора в уплотнении:

F_k..=р·d_y·д_y, м ² (41)

Где д_y =0,001 d_y и не менее 0,3·10^-3, м

F_k=3,14*0,5*(0,001*0,5)=7,85*10^-3, м ²

4. Величина утечки пара через концевые уплотнения:

G_ky=09·µ_kyF_ky·v(P₁·10^-3/х₁)*v(1-(P₂/P₁)²/Z_k), кг/с (42)

Где µ_ky -коэффициент расхода, принимается по графику. [стр.21. 1]; х₁ - удельный объем пара в камере перед уплотнением: х₁=0,0425, м³/кг

G_ky=0,99*0,7033*7,85*10^-4*v(90*10^-5/0,0425)*v(1-(16/90)²/93)=0,8116665, кг/с

5. Полный расход пара на турбину при расчетной мощности:

G₀=G+G_ky, кг/с (43)

G₀=218,044+0,8116=218,8556,кг/с

3.2 Расчет регулирующей ступени

1. Уточняем высоту сопловой ступени:

?_c^*=?_с·G₀/G, м (44)

?_c^*=0,03076*218,8556/218,044=0,03087, м

2. По заданной мощности выбираем тип колеса скорости: КС-1А; длину хорды профиля сопловой решетки из рис. 8 [стр.24. 1]: b_c=51,5*10^-4, м

3. Определяем соотношение: b_c /?_c^*=51,5*10^-3/30,87*10^-3=1,66804

4. Определяем соотношение sinб₀/sinб₁: где б₀ - угол входа пара в сопловую решетку: б₀=90⁰; б₁ - угол выхода пара из сопловой решетки: б₁=15⁰;

sinб₀/ sinб₁= sin(90)/ sin(15)=1/0,2588=3,8637

5. Коэффициент расхода из рис. 9 [стр.25. 1]: µ_c=0,9687

6. Площадь выходного сечения сопла:

F_c=(G₀·х_1t)/(µ_c·C_1t), м² (45)

F_c=(218,8556*0,037)/(0,9687*505,34)=0,016542, м ²

7. Степень парцианальной ступени:

e=F_c/(р?d_pc·?_c^*·sinб₁) (46)

е=0,016542/(3,14*0,95*0,03087*,0,2588)=0,69398

8. Относительный шаг решетки из рис.8 [стр.8.1] по известному б₁=15⁰, и установочному углу б_у=38⁰

Їt_c=0?7465

9. Шаг сопловой решетки:

t_С=b_СЇt_С, м (47)

t_с=51,5*10^-3*0,7485=0,03854, м

10. Осевая ширина сопловой решетки:

В_С= b_С sinб₁-2,5*10^-4, м (48)

В_С=51,5*10^-3*0,6156-2,5*10^-4=0,031456, м

11. Ширина сопловых каналов:

a_C= t_С sinб_1, м (49)

а_С=0,03854*0,2588=9,97488*10^-3, м

12. Число сопел в решетке:

Z_C=(р·d_pc·e)/t_C, штук (50)

Z_C=(3,14*0,95*0,69398)/0,03854=53,714=54 штук

13. Уточняем степень парциальности:

e^*=(Z_C·t_C)/(р·d_PC) (51)

e^*=(54*0,03854)/(3,14*0,95)=0,6976

14. Выходное сечение лопаточного аппарата:

(F_P1/F_C):(F_H/F_C):(F_P2/F_C)=1,5:2,5:3,8; (52)

а) Первой рабочей решетки:

F_p1=1,5·F_C, м ² (53)

F_p1=1,5*0,016542=0,0248129,м ²

б) Направляющей решетки:

F_Н=2,5·F_C, м² (54)

F_Н =2,5*0,016542=0,0413548, м ²

в) Второй рабочей решетки:

F_p2=3,8·F_C, м² (55)

F_p2=1,2*0,03087=0,037044, м ²

15. Высоты выходных сечений:

(?_p1/?_C^*):(?_H/?_C^*):(?_{Р 2}/?_C^*)=1,2:1,44:1,73 (56)

а) Первого рабочего венца:

?_p1=1,2·?_C^*, м (57)

F_p2=1,2*0,03087=0,037044, м ²

б) Направляющей решетки:

?_H=1,44·?_C^*, м (58)

?_H =1,44*0,03087=0,04445, м

в) Второго рабочего венца:

?_{Р 2}=1,73·?_C^*, м (59)

?_{Р 2}=1,73*0,03087=0,053405, м

16. Углы выходного потока:

а) Рабочих лопаток первого венца:

sin(в₂)=F_P1/(e^*·р·d_PC·?_P1) (60)

sin(в₂)=0,0248129/(0,6976*3,14*0,95*0,03744)=0,32188

следовательно в₂=18,7769⁰,

б) Направляющих лопаток:

sin(б₁^Ч)=F_Н/(e^*·р·d_PC·?_Н) (61)

sin(б₁^Ч)=0,0413548/(0,6976*3,14*0,95*0,04445)=0,447089

следовательно: б₁^Ч=26,557⁰,

в) Рабочих лопаток второго венца:

sin(в₂^Ч)=F_{Р 2}/(e^*·р·d_PC·?_{Р 2}) (62)

sin(в₂^Ч)=0,062859/(0,6976*3,14*0,95*0,053405)=0,565621

следовательно: в₂^Ч=34,445⁰

17. Из рис.10 [стр.27.1] определяем относительный шаг решеток и установочные углы:

а) Первой рабочей: Їt_{Р 1}=0,645, м; в_{у 1} =78⁰

б) Направляющей: Їt_РН=0,6, м; в_ун=82⁰

в) Второй рабочей: Їt_{Р 2}=0,54, м; в_{у 2} =79⁰

18. Шаги решеток:

а) Первого рабочего венца:

t_Р1=b_Р1Їt_Р1, м (63)

t_Р =25,72*10^-3*0,645=0,0165894, м

б) Направляющей:

t_Н=b_НЇt_Н, м (64)

t_Н =25,41*10^-3*0,6=0,015246, м

в) Второго рабочего венца:

t_{Р 2}=b_{Р 2}Їt_{Р 2}, м (65)

t_{Р 2}=25,01*10^-3*0,54=0,0135054, м

19. Число лопаток:

а) Первого рабочего венца:

Z_P1=р·d_PС/t_P1, штук (66)

Z_P1=3,14*0,95/0,0165894=179,813=180, штук

б) Направляющей:

Z_Н=р·d_PС/t_Н, штук (67)

Z_Н =3,14*0,95/0,015246=195,657=196, штук

в) Второго венца:

Z_P2=р·d_PС/t_P2, штук (68)

Z_P2=3,14*0,95/0,0135054=220,8746=221, штук

20. Осевая ширина решеток:

а) Первого рабочего венца:

B_P1=b_P1·sin(в_{у 1}),м (69)

B_P1=25,72*10^-3*0,97814-1,25*10^-3=0,0239, м

б) Направляющей:

B_PН=b_PН·sin(в_уН),м (70)

B_PН =0,0251627-0,00125=0,0239, м

в) Второго венца:

B_P2=b_P2·sin(в_{у 2}), м (71)

B_P2=25,01*10^-3*0,565621-1,25*10^-3=0,0239, м

21. Уточняем коэффициент скорости сопла по найденному значению высоты сопловой решетки: ц^*_С=0,9638 ; При Дц_C больше 1% (процента) необходимо уточнить потери в соплах.

Дц_C= ((ц_C- ц_C^*)/ ц_C)*100=0,083,%

Значит уточнение потерь не обязательно.

22. Действительная скорость пара за сопловой решеткой:

С₁= ц_C^*·С _1t, м/с (72)

С₁=0,9638*505,34=487,04669, м/с

23. По известным U₁, б₁, С ₁ строим выходной треугольник скоростей сопловой решетки. (См. приложение 2). Из него определим графически относительную скорость пара на входе в рабочие лопатки венца первого и выходной угол: W₁=346,55245, м/с; в₁=22,2⁰.

24. По значениям в₁; в₂; ?_{Р 2} из рис.12 [стр.30.1] находим величину коэффициента скорости рабочих лопаток первого венца: ш_{Р 1}=0,938.

25. Распределяем суммарную реактивность на регулирующей ступени взятую по рабочим и направляющим полотном в пропорции:

а) На первый рабочий венец:

с₁=0,2·Ус, (73)

с₁=0,2*0,1=0,02

б) Направляющие лопатки:

с_Н=0,5·Ус, (74)

с_Н =0,5*0,1=0,05

в) На второй рабочий венец:

с₂=0,3·Ус, (75)

с₂=0,3*0,1=0,03

26. Располагаемые тепловые перепады на лопатках:

а) Рабочих первого венца:

h₀₁=с₁·h₀^PC, кДж/кг (76)

h₀₁=0,02*141,873=2,838, кДж/кг

б) Направляющих:

h_0Н=с_Н·h₀^PC, кДж/кг (77)

h_0Н =0,05*141,873=7,094, кДж/кг

в) Рабочих второго венца:

h₀₂=с₂·h₀^PC, кДж/кг (78)

h₀₂=0,03*141,873=4,256, кДж/кг

Контроль:

h₀^PC =h_0С+h₀₁+ h_0Н+ h₀₂, кДж/кг (79)

h₀^PC =127,685+2,837+7,093+4,256=141,876, кДж/кг

27. Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочих лопаток первого венца:

W_2t=v2000·h₀₁+W₁², м/с (80)

W_2t = v2000*2,838+(346,55245)²=354,647, м/с

28. Тепловая на рабочих лопатках первого венца:

Дh_P1=(1-ш_P1²)·W_2t²/2000, кДж/кг (81)

Дh_P1=(1-(0,938)²)*(354,647)²/2000=7,556, кДЖ/кг

29. Действительная относительная скорость пара на выходе из рабочих лопаток первого венца:

W₂= ш_P1W_2t, м/с (82)

W₂=0,938*354,647=332,658, м/с

30. По известным значениям U₁,в₂,W₂ строим выходной треугольник скоростей (приложение 2) первой рабочей решетки, из которого графически находим величину абсолютной скорости пара на выходе из первого венца и выходной угол:

С₂=198,1905, м/с; б₂=32,5⁰

31. Теоретическая абсолютная скорость пара на выходе из направляющих лопаток:

C_1t^?=v2000·h_OH+C₂², м/с (83)

C_1t^?=v2000*7,094+(198,1905)² =231,2303, м/с

32. По известным значениям б₁^?,б₂,?_Н по рис.12 [стр.30.1] находим коэффициент скорости направляющих лопаток: ш_Н=0,9518

33. Тепловая потеря на направляющих лопаток:

?h_H=(1-ш_З²)·(C_1t^?)²/2000, кДж/кг (84)

?h_H =(1-(0,9518)²)*(231,2303)²/2000=2,515, кДж/кг

34. Действительная абсолютная скорость пара на выходе из направляющих лопаток:

С₁'= ш_З C_1t^?,м/с (85)

С₁'=0,9518*231,2303=220,084, м/с

35. По известным значениям U₁, б₁^?, С ₁^? строим выходном треугольник скоростей направляющей решетки (приложение 2), из которого графически определяем величину относительной скорости пара на входе в рабочие лопатки второго венца и угол входа: W₁^'=119,514, м/с, в₁^'=56,2⁰

36. Теоретическая относительная скорость пара в выходном сечении рабочих лопаток второго венца:

W_2t^?=v2000·h₀₂+(W₁^?)², м/с (86)

W_2t^?= v2000*4,256+(119,514)²=150,981, м/с

37. По найденным значениям в₁, в₂, ?_{Р 2} по рис 12 [стр.30.1] находим величину коэффициента скорости рабочих лопаток второго венца:

ш_P2=0,9636

38. Тепловая потеря на втором венце рабочих лопаток:

?h_P2=(1-ш_P2²)·(W_2t^?)/2000, кДж/кг (87)

?h_P2=(1-(0,9636)²)*(150,981)²/2000=0,814, кДж/кг

39. Действительная относительная скорость пара на выходе из рабочих лопаток второго венца:

W₂^?= ш_P2·W_2t^?, м/с (88)

W₂^?=0,9636*150,981=145,485, м/с

40. По известным значениям U, в₂^?,W₂^? строим выходной треугольник скоростей рабочей решетки второго венца (приложение 2), их которого графически находим абсолютную скорость выхода пара из регулирующей ступени и угол выхода:

С₂?=71,1837, м/с, б₂^?=95⁰.

41. Потеря тепла с выходной скоростью:

?h_ВС=(С ₂?)²/2000, кДж/кг (89)

?h_ВС =(71,1837)²/2000=2,533, кДж/кг

42. Относительный лопаточныйКПД регулирующей ступени по потерям:

(з_ол^рс)_п=(h₀^рс-(Дh_с+ Дh_{р 1} + Дh_н + Дh_{р 2} + Дh_вс))/ h₀^рс (90)

(з_ол^рс)_п =(141,873-(9,918+7,556+2,515*0,814+2,533))/141,873=0,84

43. Относительный лопаточный КПД регулирующей ступени по данным треугольников скоростей:

(з_ол^рс)_ТС=2·U·(C_1U+C_1U+C_1U^?-C_2U^?) (91)

(з_ол^рс)_ТС =2*149,15*(468,31+166,34+194,81-7,49)/(532,678)²=0,86

44. Энтальпия пара на выходе из:

а) Сопловой решетки:

i_C=i₀-h_0C+?h_C, кДж/кг (92)

i_C =3521,7-127,685+9,918=3403,933, кДж/кг

б) Рабочих лопаток первого венца:

i_Р1=i_С-h₀₁+?h_Р1, кДж/кг (93)

i_Р1=3403,933-2,838+7,556=3408,651, кДж/кг

в) Направляющих лопаток:

i_Н=i_Р1-h_0Н+?h_Н, кДж/кг (94)

i_Н =3408,651-7,094+2,515=3404,072, кДж/кг

г) Рабочих лопаток второго венца:

i_Р2=i_Н-h₀₂+?h_{Р 2}, кДж/кг (95)

i_Р2=3404,072-4,256+0,814=3400,63, кДж/кг

45. Строим схему действительного процесса расширения пара в регулирующей ступени (приложение 1,2) и находим удельные объемы:

а) За соплами: х_С=0,039, м³/кг

б) За вторыми рабочими лопатками: х_{р 2}=0,044, м⁴/кг

46. Средний объем пара в котором вращается диск ступени:

х_СР= (х_С+ х_Р2)/2, м ²/кг (96)

х_СР =(0,039+0,044)/2=0,0415, м ³/кг

47. Потеря мощности на трение и вентиляцию:

N_mв=(л/х_CP)(1,07·d_РС ²+0,61·(1-e*)·d_РС·(?_Р1^1,5+?_{Р 2}^1,5))(U³/10⁶), кВт (97)

где л =1, а величины ?_{Р 1}, ?_{Р 2} в сантиметрах, d_РС - в метрах;

N_mв = (1/0,0415) * (1,07 * (0,95)² + 0,61*(1-0,6976) * 0,95 * (3,7044^1,5 + +5,3405^1,5)) * (149,15³/10⁶)=348,963, кВт

48. Потеря тепла на трению и вентиляцию:

Дh_TB=N_TB/G,кДж/кг (98)

Дh_TB =348,963/218,8556=1,594, кДж/кг

49. Потеря тепла на выталкивание неподвижной, относительно рабочих решеток массы пара:

Дh_ВК=(0,11·(в_{Р 1}·?_{Р 1}+в_{Р 2}·?_{Р 2})/F_C)·X₀^рс·з_ол^рс·m·h₀^рс, кДж/кг (99)

где т-число разделенных промежутками сопловых групп т=4:

Дh_ВК=(0,11*(0,0239*0,037+0,0239*0,0534)/0,016542)*0,28*0,84*4*141,873=1,9408, кДж/кг

50. Относительный внутренний КПД ступени:

з_оi^рс= з_ол^рс-((Дh_TB + Дh_ВК)/ h₀^рс), кДж/кг (100)

з_оi^рс =0,84-(1,594+1,9408)/141,873=0,815

51. Энтальпия пара за ступенью:

i_РС=i_{Р 2}+?h_ВС+ Дh_TB+ Дh_ВК, кДж/кг (101)

i_РС =3400,63+2,533+1,594+1,9408=3406,697,кДж/кг

52. Использованный тепловой перепад регулирующей ступени:

h_i^PC=i₀-i_РС, кДж/кг (102)

h_i^PC =3521,7-3406,697=115,002, кДж/кг

53. Относительный внутренний КПД ступени:

з_оi^рс= h_i^PC/ h₀^рс, кДж/кг (103)

з_оi^рс =115,002/141,873=0,811

54. Внутренная мощность регулирующего колеса:

N_i^PC=G h_i^PC,кДж/кг (104)

N_i^PC =218,8556*115,002=25168,831, кВт

55. Находим состояние пара за регулирующей ступенью с учетом всех потерь:

а) Давление: Р..=82, бар;

б) Температуру: ..=512, ⁰С;

56. Заканчиваем построение теплового процесса двухвенечной регулирующей ступени. Тепловой процесс колеса скорости представляется ломаной 2-3-4-5-6-7-8-9.

3.3 Расчет первой ступени давления

1. Средняя степень реакции ступени:

с=(1,8(1,8+и))+0,02, (105)

с=(1,8*(1,8+14,9938))+0,02=0,127

2. Распологаемый тепловой перепад на сопловую решетку:

h_ос ¹=(1-с)·h₀¹, кДж/кг (106)

h_ос ¹=(1-0,127)*36,3129=31,995, кДж/кг

3. Теоретическая скорость навыходе пара из сопловой решетки при изоэнтропном расширении:

С_1t=v2000·h_oc¹, кДж/кг (107)

С_1t = v2000*31,995=251,769, м/с

4. Выбираем тип ступени давления для формирования проточной части турбины таблица 2 (стр.22.1). С 9015А. С целью унификации профилей проточной части принимаем для всех ступеней: б₁=15, в₂=19

5. Расчитываем отношение:

b_c/?^*_c1 и sinб₀/ sinб₁

b_c/?^*_c1 =51,5*10^-3/0,05669=0,908, и sinб₀/ sinб₁=3,86

6. По рис. 9 (стр.25.1) определяем коэффициент расходы для сопловой решетки: µ_c¹=0,979

7. Строим тепловой процесс ступени (приложение 3) и находим:

а) Удельный объем, соответствующий параметром пара на выходе из сопла при изоэнтропном расширении: х_1t=0,0436, м ³/кг

б) Давление за соплом: Р_С=75, бар;

в) Давление за ступенью: Р ₂¹=74, бар.

8. Расчетная площадь горловых сечений сопловой решетки:

F_с ¹=(G·х_1t)/(µ_c¹·C_1t), м ² (108)

F_с ¹=(218,8556*0,0436)/(0,979*251,769)=0,0387, м ²

9. высота сопловой решетки:

?_c¹=F_c¹/(р·d₁·e·sin(б₁)), м (109)

?_c¹=0,0387/(3,14*0,85*1*0,2588)=0,056, м

10. Высота рабочей лопатки:

?_р ¹=?_c¹+Д_к+Д_п, м (110)

где Д_к,Д_п -величины перекрыши (стр.15.1)

?_р ¹=0,056+10^-3+2,5*10^-3=0,0595, м

11. Площадь выходного сечения рабочей решетки:

F_р ¹=(р·d₁·?_р ¹·sin(в₂))е, м (111)

F_р ¹=(3,14*0,85*0,0595*0,325)*1=0,0516, м ²

12. Из рис.8 (стр.24.1) определяем относительный шаг решетки: Їt_c=0,745; б_y=38⁰.

...