Паровые турбины ТЭС
Расчет тепловой схемы и проточной части для паровой турбины К-160-130. Определение расхода острого пара в голову турбины при заданной мощности, выдаваемой генератором турбины. Расчет вала цилиндра низкого давления на критическое число оборотов.
| Рубрика | Физика и энергетика |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 30.01.2017 |
| Размер файла | 441,4 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Министерство высшего образования РФ
Саратовский государственный технический университет
Кафедра тепловые электрические станции
Курсовой проект
“Паровые турбины ТЭС.”
САРАТОВ 20
Реферат
Курсовой проект содержит листов, таблиц , диаграмму, наименования источников.
ТУРБИНА, ОТБОР, ПОДОГРЕВАТЕЛЬ, ПАР, ВАЛ, ЛОПАТКА, КОНДЕНСАТОР, ДЕАЭРАТОР, ДРЕНАЖ.
Объектом разработки является паровая турбина К-160-130.
Цель работы: Расчет тепловой схемы, и проточной части паровой турбины К-160-130.
1. Введение
В 1958 г. Харьковский турбинный завод выпустил турбину К-150-130, рассчитанную на параметры свежего пара 12.75 МПа и температуру 565 град, при давлении в конденсаторе 3.0 кПа и частоте вращения 50Гц. Позже турбина была модернизирована, и в настоящее время ее мощность составляет 160 МВт.
Пар от котла по двум паропроводам подводится к стопорному клапану и за тем направляется к четырем регулирующим клапанам, каждый из которых соединен со своей сопловой коробкой. Две сопловые коробки установлены в нижней половине внутреннего корпуса ЦВД, а две другие - в верхней.
Турбина имеет сопловое парораспределение. Первые два регулирующих клапана диаметром 120 мм. открываются одновременно и подводят пар к сопловым коробкам, расположенным в нижней половине корпуса. Номинальная мощность обеспечивается при дополнительном открытии третьего клапана диаметром 135 мм.
С параметрами 3.7 МПа и 375 °С пар по четырем паропроводам направляется в промежуточный пароперегреватель котла и возвращается оттуда с параметрами 2.8 МПа и 565 °С к двум клапанам части среднего давления, от которых по четырем паропроводам пар поступает в часть среднего давления.
В турбоустановки используется двухпоточный конденсатор типа К-160-9115 с поверхностью охлаждения 9115 м2, расчетный вакуум в котором обеспечивается при расходе 21000 м3/ч охлаждающей воды с температурой 12 °С.
Задание курсовую работу.
1.1 Произвести расчет тепловой схемы на базе турбины К-160-130.
1.2 Определить расход острого пара в голову турбины при заданной мощности, выдаваемой генератором турбины.
1.3 Сравнить полученные данные с фактическими.
1.4 Технические характеристики турбины.
Тип турбины К-160-130
Номинальная мощность 160 МВт
Частота вращения 50 Гц
Начальное давление 12.8 МПа
Начальная температура 565 °С
Давление в конденсаторе К-160-9115 3.43 кПа
Температура охлаждающей воды 12 °С
Температура питательной воды при номинальной нагрузке 229 °С
Расход пара в голову турбины при максимальной нагрузке 129.6 кг/с
Температура пара перед пром. перегревом 375 °С
Давление пара перед пром.перегревом 3.7 МПа
Температура пара после пром. перегрева 565 °С
Давление пара после пром. перегрева 2.8 МПа
Давление в деаэраторе 0.6 МПа
Внутренний относительный КПД ЦВД 0.835
Внутренний относительный КПД ЦСД 0.832
Внутренний относительный КПД ЦНД 0.832
2. Расчет тепловой схемы установки
2.1 Схема установки
Размещено на http://www.allbest.ru/
2.2 Расчет процесса расширения в турбине и построение процесса на диаграмме
2.2.1 Расчет процесса расширения в ЦВД
1. В Н-S диаграмме строим начальную точку процесса расширения по давлению Р0=12.75 МПа и температуре Т0=565 °С. Находим начальную точку Н0=3515 кДж/кг. Строим процесс расширения до давления перед пром. перегревом Р=3.7 МПа.
2. Получаем теоретический процесс расширения в ЦВД, с энтальпией Н2т=3138 кДж/кг.
3. Рассчитаем энтальпию реального процесса расширения. Внутренний относительный КПД ЦВД равен зоi=0.835, зоi=(Н0- Н2)/(Н0-Н2t), получаем: Н2=Н0- зоi(Н0- Н2t), Н2=3515- 0.835(3515-3138)=3200 кДж/кг. Строим реальный процесс расширения в Н-S диаграмме.
паровой турбина цилиндр пар
2.2.2 Расчет процесса расширения в ЦСД и ЦНД
1. В Н-S диаграмме строим процесс пром. перегрева с параметрами Рпп=2.8 МПа и Тпп=565 °С. Находим точку Нпп=3610 кДж/кг.
2. Строим процесс расширения с параметров пром. перегрева до давления в конденсаторе турбины. Получаем точку Н9т=2225 кДж/кг.
3. Рассчитаем энтальпию реального процесса расширения.
Внутренний относительный КПД ЦСД и ЦНД равен зоi=0.83, зоi=(Нпп- Н9)/(Нпп-Н9t), получаем: Н9=Нпп- зоi(Нпп- Н2t), Н2=3610- 0.83(3610-2225)=2460.45 кДж/кг. Строим реальный процесс расширения в Н-S диаграмме.
2.3 Расчет параметров отборного пара и воды в системе регенерации
2.3.1 Расчет температуры воды после регенеративных подогревателей, питательного насоса и деаэратора
1. По (1) определим температуру воды после конденсатора, при давлении Рк=0.003 МПа, температура насыщения Тк=26 °С.
2. По (1) определим температуру воды в деаэраторе, при давлении Рд=0.6 МПа, температура Тд=159 °С.
3. Проведем разбиение температур по подогревателям (с учетом того, что Тпв=229 °С, питательный насос поднимает температуру воды на 4 °С и деаэратор нагревает воду на 10 °С) и занесем данные в таблицу.
|
Тв1, °С |
Тв2, °С |
Тв3, °С |
Тпн, °С |
Тд, °С |
Тв4, °С |
Тв5, °С |
Тв6, °С |
Тв7, °С |
Тв8, °С |
Тк, °С |
|
|
229 |
209 |
179 |
162 |
159 |
149 |
121 |
101 |
65 |
45 |
26 |
Тв1-8 - температура воды после соответствующего подогревателя.
Тпн - температура воды после питательного насоса.
Тд - температура воды после деаэратора.
Тк - температура воды после конденсатора.
2.3.2 Расчет энтальпий воды после регенеративных подогревателей, питательного насоса и деаэратора
1. Зададим давление воды после конденсатного насоса Ркн=0.7 МПа, с учетом падения давления на каждом ПНД, получаем на входе в деаэратор давление Рд=0.6 МПа.
2. Зададим давление воды после питательного насоса Рпн=18 МПа, с учетом падения давления на каждом ПВД, получаем на входе в котлоагрегат давление Рпв=17.4 МПа.
3. По (1) определим энтальпию воды после подогревателей, по давлению и температуре, занесем данные в таблицу.
|
Нв1, кДж /кг |
Нв2, кДж /кг |
Нв3, кДж /кг |
Нпн, кДж /кг |
Нд, кДж /кг |
Нв4, кДж /кг |
Нв5, кДж /кг |
Нв6, кДж /кг |
Нв7, кДж /кг |
Нв8, кДж /кг |
Нк, кДж /кг |
|
|
989 |
899 |
767.6 |
698 |
670.5 |
627.2 |
507,6 |
414,5 |
271,89 |
188.31 |
111 |
Нв1-8 - энтальпия воды.
Нпн - энтальпия воды после питательного насоса.
Нд - энтальпия воды после деаэратора.
Нк=Нв9 - энтальпия воды после конденсатора.
2.3.3 Определение параметров отборов пара
1. Определим параметры отборного пара по следующей методике:
- определим температуру tп= tпв + t, где tпв температура после соответствующего подогревателя, а t температура недогрева в подогревателе, выбирается равной от -2 до 10 °С.
- определим давление насыщения Рн по температуре tп.
- определим давление отбора Ротб= Рн ? 1.1, необходим также учесть заданные значения давления в отборах турбины.
- по H-S диаграмме определим энтальпии отборов.
- занесем полученные данные в таблицу.
|
№отбора |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
выхлоп |
|
|
Р,МПа |
3.7 |
2.4 |
1.1 |
0.85 |
0.47 |
0.18 |
0.09 |
0.04 |
0.003 |
|
|
Нр,кЖд/кг |
3138 |
3482.5 |
3281.4 |
3208.3 |
3045 |
2822 |
2697.8 |
2560.4 |
2455 |
Р1-8 - давление в отборах.
Нр1-9 - энтальпии отборов.
2.3.4 Определение параметров дренажей
1. Определим температуру дренажей как температуру насыщения при давлении отбора. Энтальпию дренажа определим по давлению и температуре, по (1). Полученные данные внесем в таблицу.
|
№дренажа |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
|
|
Тдр, °С |
245 |
222 |
184 |
173 |
150 |
117 |
96 |
76 |
|
|
Ндр,кДж/кг |
1061.4 |
952.8 |
780.8 |
732.3 |
632.2 |
491 |
402 |
318 |
Тдр1-8 - температура дренажей.
Ндр1-8 - энтальпия дренажей.
2.4 Сводная таблица параметров рабочей среды
|
В гол-ову турбины |
Пром. прегрев |
1 |
2 |
3 |
Питательный насос |
Деаэратор |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 (Выхлоп.) |
||
|
Тв,°С |
- |
- |
229 |
209 |
179 |
162 |
159 |
149 |
121 |
101 |
65 |
45 |
26 |
|
|
Рв,Мпа |
- |
- |
17.4 |
17.6 |
17.8 |
18.0 |
0.6 |
0.6 |
0.62 |
0.64 |
0.66 |
068 |
0.7 |
|
|
Нв,кДж/кг |
- |
- |
989 |
899 |
767.6 |
698 |
670.5 |
627 |
507 |
414 |
271 |
188 |
- |
|
|
Sв,кДж/кгК |
- |
- |
2.57 |
2.38 |
2.10 |
1.95 |
1.93 |
1.82 |
1.53 |
1.29 |
0.89 |
0.63 |
0.38 |
|
|
Vв,м3/кг10-3 |
- |
- |
1.2 |
1.15 |
1.11 |
1.1 |
1.09 |
1.89 |
106 |
1.04 |
1.01 |
1 |
1 |
|
|
Рр,Мпа |
12.75 |
2.8 |
3.7 |
2.4 |
1.1 |
- |
- |
0.85 |
0.47 |
0.18 |
0.09 |
0.04 |
0.003 |
|
|
Нр,кДж/кг |
3515 |
3610 |
3138 |
3482 |
3281.4 |
- |
- |
3208 |
3045 |
2822 |
2697.8 |
2560.4 |
2455 |
|
|
Sр,кДж/кгК |
6.66 |
7.44 |
6.72 |
6.71 |
7.56 |
- |
- |
7.62 |
7.69 |
7.75 |
7.77 |
7.78 |
8.55 |
|
|
Тдр,°С |
- |
- |
245 |
222 |
184 |
- |
- |
173 |
150 |
117 |
96 |
76 |
- |
|
|
Ндр,кДж/кг |
- |
- |
1061 |
952.8 |
780.8 |
- |
- |
732 |
632 |
491 |
402 |
318 |
- |
|
|
Sдр,кДж/кгК |
- |
- |
3.02 |
2.67 |
2.20 |
- |
- |
1.92 |
1.6 |
1.38 |
1.28 |
1.19 |
- |
|
|
Vдр,м3/кг10-3 |
- |
- |
1.3 |
1.22 |
1.13 |
- |
- |
1.09 |
1.06 |
1.04 |
1.04 |
1.035 |
- |
2.5 Расчет расхода пара на отборы
2.5.1 Тепловой баланс для первого подогревателя.
б1=== 0.043
б1-8 - доля пара на отбор.
2.5.2 Тепловой баланс для второго подогревателя
б2=== 0,05
2.5.3 Тепловой баланс для третьего подогревателя
б3=== =0,021
2.5.4 Тепловой баланс для деаэратора
бд=== 0, 00978
2.5.5 Тепловой баланс для четвертого подогревателя
б4=== =0,042
2.5.6 Тепловой баланс для пятого подогревателя
б5=== 0,032
2.5.7 Тепловой баланс для шестого подогревателя
б5=== 0,049
2.5.8 Расчет точки смешения, методом последовательного приближения
1. Примем следующие данные: б7=0.04
б8=0.04
Нсм=Нв7
2. Произведем расчет б7 и б8:
б7=;
3. Расчет энтальпии точки смешения.
Нсм=
4. Производим сравнение полученных величин с принятыми, с заданной точностью. Если погрешность превышает заданную, то продолжаем уточнения, подставляя новые данные, если погрешность не превышает заданную, то выводим ответ.
5. После многочисленных итераций получили следующие данные:
б7=0.017
б8=0.027
2.6 Расчет работы и расхода пара в голову турбины
2.6.1 Расчет работы пара в турбине
-работа пара в турбине.
2.6.2 Расчет расхода пара в голову турбины
- расход пара в голову турбины.
- максимальная электрическая мощность машины генератора.
- КПД машины генератора.
3. Заключение
В результате проведенных расчетов получили совпадение расчетных данных по расходу пара в голову турбины с заданными, погрешность составляет менее двух процентов.
расчетное= 124.801 (кг/с)
задан.= 126.9 (кг/с)
Погрешность:
По полученным данным делаем вывод о правильности проведенных расчетов.
3. Расчет проточной части турбины
3.1 Расчет ЦВД
3.1.1 Расчет регулируемой ступени
3.1.1.1 Расчет сопловой решетки
Зададим средний диаметр ступени по заводскому аналогу.
d=1.050 (м).
Частота вращения ротора турбины.
n=3000 (об/мин).
Окружная скорость.
Зададимся степенью реакции.
Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.
Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.
Определим значение характеристического коэффициента.
Определяем фиктивную скорость пара.
Располагаемый теплоперепад ступени.
Теплоперепад сопловой решетки.
Теплоперепад рабочей решетки.
Теоретическая скорость истечения пара из сопел.
Действительная скорость истечения пара из сопел.
Выходная площадь сопловой решетки.
- расход пара в голову турбины, кг/с.
= 0.036 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.
=0.94- коэффициент расхода.
Определим высоту лопаток сопловой решетки.
- степень парциальности подвода пара.
Определим скорость звука в данной среде.
= 1.35, показатель адиабаты.
= 11,8 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.
Определяем число маха.
Выберем профиль сопловой лопатки.
Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу маха.
Таблица стандартных профилей приведена в (10) таблица(4)
|
С - 90 - 12А |
|||||
|
10-14 |
70-120 |
0.72-0.87 |
31-35 |
0.6-0.85 |
Уточним, ранее принятые, значения коэффициента расхода и коэффициента сопла.
- коэффициент сопла.
- коэффициент профильных потерь.
- эквивалентный угол.
= 0.032 - хорда сопловой лопатки, м.
= 0.001 - коэффициент потерь.
Определим погрешность.
- коэффициент расхода.
Определим погрешность.
2.1.1.2 Расчет рабочей решетки
Относительная скорость входа пара.
Угол входа пара в рабочие решетки.
Определим число сопловых лопаток.
- оптимальный шаг.
Округляем полученное значение.
Потери теплоперепада в соплах.
Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.
Площадь кольцевой рабочей решетки.
- расход пара в голову турбины, кг/с.
= 0.0365 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.
=0.98- коэффициент расхода.
Определим угол выхода потока из рабочей решетки.
- величина перекрышки, м.
Определим скорость звука в данной среде.
= 11 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.
Определяем число маха.
Выберем профиль рабочей лопатки.
Профиль выбирается из стандартных.
Таблица стандартных профилей приведена в (10) таблица(4)
|
Р - 26 - 17А |
|||||
|
15-19 |
23-35 |
0.6-0.7 |
75-80 |
0.75-0.95 |
Определим число рабочих лопаток.
=0.662 - оптимальный шаг.
=0.03 - хорда рабочей лопатки.
Округляем полученное значение.
Потери теплоперепада в рабочих лопатках.
- коэффициент скорости, определяем по рис.5 (10).
Уточним значения коэффициента скорости и коэффициента расхода.
- коэффициент скорости.
- оцениваем по соотношению .
Определим погрешность.
- коэффициент расхода.
Определим погрешность.
Определим действительную относительную скорость потока на выходе из рабочей решетки.
Определим лопаточный КПД ступени.
- располагаемая энергия ступени.
- коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени =0.
- потери с выходной скоростью.
=49.128(м/с) - действительная скорость выхода пара из рабочей решетки, определяется из треугольника скоростей(см. приложение1).
Определяем внутренний относительный КПД ступени.
- потери на трение.
=1.4 - коэффициент трения.
- потери от утечек.
- потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.
Определим действительный теплоперепад ступени.
Определим мощность ступени.
3.2 Разбиение теплоперепада ЦВД
- по заводскому аналогу принимаем значения диаметров ступеней;
- принимаем значения степени реактивности ступени;
- принимаем ;
- принимаем значение скоростного коэффициента ;
- принимаем значение коэффициента ;
- определяем ;
- производим расчет теплоперепада
- полученные данные сведем в таблицу и построим график по полученным величинам по ступеням.
таблица 5
|
№ ступени |
|||||
|
2 |
0.968 |
0.02 |
0.47 |
50 |
|
|
3 |
0.979 |
0.03 |
0.473 |
50.6 |
|
|
4 |
0.995 |
0.035 |
0.474 |
52 |
|
|
5 |
1.012 |
0.04 |
0.475 |
53.5 |
|
|
6 |
1.03 |
0.045 |
0.477 |
55.2 |
|
|
7 |
1.044 |
0.05 |
0.478 |
56.4 |
График распределения теплоперепада, диаметра и характеристического коэффициента.
------- - теплоперепад ступени;
------- - диаметр ступени;
------- - значение характеристического коэффициента.
Исходя из полученных данных, определим количество ступеней ЦВД.
Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.
.
=377 (кДж/кг) - теплоперепад ЦВД.
= 0.0090869 - коэффициент возврата теплоты.
Округляя, полученные значение, получаем.
=7 шт.
3.1.2 Расчет первой нерегулируемой ступени (вторая ступень по ходу пара).
3.1.2.1 Расчет сопловой решетки
Уточним значение среднего диаметра ступени
Окружная скорость.
Степень реакции.
Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.
Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.
Определим значение характеристического коэффициента.
Определяем фиктивную скорость пара.
Располагаемый теплоперепад ступени.
Теплоперепад сопловой решетки.
Теплоперепад рабочей решетки.
Теоретическая скорость истечения пара из сопел.
Действительная скорость истечения пара из сопел.
Выходная площадь сопловой решетки.
- расход пара в голову турбины, кг/с.
= 0.042 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.
=0.945- коэффициент расхода.
Определим высоту лопаток сопловой решетки.
- степень парциальности подвода пара.
Определим скорость звука в данной среде.
= 1.35, показатель адиабаты.
= 9 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.
Определяем число маха.
Выберем профиль сопловой лопатки.
Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу маха.
Таблица стандартных профилей приведена в (1)
таблица(6)
|
С - 90 - 15А |
|||||
|
13-17 |
70-120 |
0.7-0.85 |
35-40 |
0.5-0.85 |
Уточним, ранее принятые, значения коэффициента расхода и коэффициента сопла.
- коэффициент сопла.
- коэффициент профильных потерь.
- эквивалентный угол.
= 0.07 - хорда сопловой лопатки, м.
= 0.001 - коэффициент потерь.
Определим погрешность.
- коэффициент расхода.
Определим погрешность.
3.1.1.2 Расчет рабочей решетки
Относительная скорость входа пара.
Угол входа пара в рабочие решетки.
Определим число сопловых лопаток.
- оптимальный шаг.
Округляем полученное значение.
Потери теплоперепада в соплах.
Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.
Площадь кольцевой рабочей решетки.
- расход пара в голову турбины, кг/с.
= 0.0424 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.
=0.97- коэффициент расхода.
Определим угол выхода потока из рабочей решетки.
- величина перекрышки, м.
Определим скорость звука в данной среде.
= 8.9 МПа, давление ступени, определяем по диаграмме.
Определяем число маха.
Выберем профиль рабочей лопатки.
Профиль выбирается из стандартных.
Таблица стандартных профилей приведена в (1) таблица(6)
|
Р - 35 - 25А |
|||||
|
22-28 |
30-50 |
0.55-0.65 |
78-82 |
0.75-0.95 |
Определим число рабочих лопаток.
=0.668 - оптимальный шаг.
=0.060 - хорда рабочей лопатки.
Округляем полученное значение.
Потери теплоперепада в рабочих лопатках.
- коэффициент скорости, определяем по рис.5 (10).
Уточним значения коэффициента скорости и коэффициента расхода.
- коэффициент скорости.
- оцениваем по соотношению .
Определим погрешность.
- коэффициент расхода.
Определим погрешность.
Определим действительную относительную скорость потока на выходе из рабочей решетки.
Определим лопаточный КПД ступени.
- располагаемая энергия ступени.
- коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени =0.5
- потери с выходной скоростью.
=63.915(м/с) - действительная скорость выхода пара из рабочей решетки, определяется из треугольника скоростей(см. приложение1).
Определяем внутренний относительный КПД ступени.
- потери на трение.
=1.4 - коэффициент трения.
- потери от утечек.
- потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.
Определим действительный теплоперепад ступени.
Определим мощность ступени.
3.2 Разбиение теплоперепада ЦCД - ЦНД.
- по заводскому аналогу принимаем значения диаметров ступеней;
- принимаем значения степени реактивности ступени;
- принимаем ;
- принимаем значение скоростного коэффициента ;
- принимаем значение коэффициента ;
- определяем ;
- производим расчет теплоперепада
- полученные данные сведем в таблицу и построим график по полученным величинам по ступеням.
таблица 7
|
№ ступени |
|||||
|
ЦСД |
|||||
|
8 |
1.132 |
0.05 |
0.483 |
63.6 |
|
|
9 |
1.135 |
0.05 |
0.483 |
63.9 |
|
|
10 |
1.15 |
0.055 |
0.484 |
65.2 |
|
|
11 |
1.16 |
0.055 |
0.484 |
66.4 |
|
|
12 |
1.19 |
0.06 |
0.485 |
69.5 |
|
|
13 |
1.22 |
0.06 |
0.485 |
73 |
|
|
14 |
1.260 |
0.06 |
0.485 |
77.9 |
|
|
15 |
1.32 |
0.06 |
0.485 |
85.5 |
|
|
ЦНД |
|||||
|
16 |
1.48 |
0.06 |
0.485 |
107.5 |
|
|
17 |
1.54 |
0.07 |
0.488 |
115.2 |
|
|
18 |
1.61 |
0.08 |
0.491 |
124.5 |
|
|
19 |
1.71 |
0.1 |
0.496 |
137.4 |
|
|
20 |
1.83 |
0.12 |
0.502 |
153.9 |
|
|
21 |
2 |
0.13 |
0.505 |
181.7 |
График распределения теплоперепада, диаметра и характеристического коэффициента.
------- - теплоперепад ступени;
------- - диаметр ступени;
------- - значение характеристического коэффициента.
Исходя из полученных данных, определим количество ступеней ЦCД.
Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.
.
=565 (кДж/кг) - теплоперепад ЦСД.
= 0.018 - коэффициент возврата теплоты.
Округляя, полученные значение, получаем.
=8 шт.
Определим количество ступеней ЦНД.
Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.
.
=565 (кДж/кг) - теплоперепад ЦНД.
= 0.03854 - коэффициент возврата теплоты.
Округляя, полученные значение, получаем.
=6 шт.
4. Расчет вала ЦНД на прочность
4.1 Расчет вала ЦНД на критическое число оборотов
Произведем расчет одной половины вала, т.к. вал симметричен относительно оси паровпуска.
- произведем расчет нагрузки вала, диска и лопатки;
- плотность материала, кг/м3.
- принимаем масштаб длины вала ;
- выбираем масштаб действительных нагрузок ;
- зададимся полюсным расстоянием ;
- строим силовой многоугольник ;
- определяем ординаты фиктивных изгибающих моментов;
- строим эпюру фиктивных моментов, определяем площади участков, строим фиктивные силы из точек центра тяжести, в масштабе ;
- выбираем масштаб фиктивных сил
- находим полюсное расстояние , из расчета, чтобы получить прогибы вала на чертеже в К раз больше действительных
- момент инерции твердого тела.
- модуль Юнга.
Таблица расчета вала на критическое число оборотов.
таблица№ 8
|
№ участка |
Диам етр. |
Вал |
Диски |
Лопатки |
Наг рузка. |
Длина участка. |
Отнош. диам. |
Фиктив. изгиб. |
Ординаты эпюры изгиб. моментов. |
Ординаты фикт. изг. моментов. |
Площадь эпюры моментов. |
Ординаты изогнутой оси вала. |
Площадь прогиба. |
Изгибающий момент. |
||
|
Обозначения |
d |
Qв |
Qд |
Qл |
Q |
l |
d0/d |
(d0/d)4 |
Z |
z?(d0/d)4 |
F |
Y |
Y2 |
Q?Y |
Q?Y2 |
|
|
Размерность |
см |
кг |
кг |
кг |
кг |
см |
- |
- |
см |
- |
см2 |
см |
см2 |
кг?см |
||
|
1 |
0.420 |
953 |
859 |
1612 |
3424 |
0.882 |
1.68 |
7.96 |
4 |
31.84 17.2 |
153.6 |
16.4 |
268.96 |
56153.6 |
920713 |
|
|
2 |
0.875 |
891 |
844 |
734 |
2469 |
0.235 |
1.44 |
4.3 |
5 |
21.5 21.5 |
44.5 |
26.4 |
696.9 |
65181.6 |
1718424 |
|
|
3 |
0.875 |
415 |
985 |
400 |
1800 |
0.198 |
1.44 |
4.3 |
5.4 |
23.22 8.04 |
42.27 |
28 |
784 |
50400 |
1411200 |
|
|
4 |
1.140 |
859 |
271 |
269 |
1400 |
0.165 |
1.105 |
1.49 |
5.6 |
8.34 6.77 |
13.51 |
28.8 |
829.4 |
40320 |
1160600 |
|
|
5 |
1.200 |
1332 |
270 |
166 |
1770 |
0.1485 |
1.05 |
1.21 |
5.8 |
7.018 5.8 |
10.2 |
29.2 |
852.6 |
51684 |
1509102 |
|
|
6 |
1.260 |
1225 |
267 |
124.7 |
1616 |
0.2805 |
1 |
1 |
5.9 |
5.9 |
16.38 |
29.6 |
876.1 |
47833.6 |
1415616 |
|
|
Суммарные значения |
12479 |
311571 |
8135655 |
Силовой многоугольник.
Графический расчет вала.
Силовой многоугольник фиктивных сил
- строим веревочный многоугольник, который представляет собой изогнутую ось вала, находим прогибы оси Yi, полученные данные заносим в таблицу;
- определяем критическое число оборота ротора
полученное критическое число оборотов больше рабочего, равного 3000 об/мин; значит, вал турбины является жестким;
- определим величину максимального прогиба оси вала;
- определим коэффициент запаса.
- критическое число оборотов отличается от рабочего на 22, следовательно на номинальных оборотах вал турбины будет работать устойчиво, с минимальными вибрациями.
|
Параметр/ступень |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
||||||
|
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
||
|
Расход пара D кг/с |
126.9 |
126.9 |
126.9 |
126.9 |
126.9 |
||||||
|
Диаметр средний,d0,м |
1.050 |
0.947 |
0.958 |
0.973 |
0.989 |
||||||
|
Выходной эффективный угол, б |
14 |
14 |
14 |
14 |
14 |
||||||
|
Степень реакции, с |
0.02 |
0.02 |
0.035 |
0.04 |
0.04 |
||||||
|
Окружная скорость U, м/с |
164.9 |
148.75 |
150.47 |
152.86 |
155.37 |
||||||
|
Характеристический коэффициент Xф |
0.475 |
0.47 |
0.474 |
0.475 |
0.475 |
||||||
|
Фиктивная скорость,cф м/с |
346.9 |
316.1 |
317.3 |
321.577 |
326.8 |
||||||
|
Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 кДж/кг |
60.19 |
49.9 |
50.63 |
51.7 |
53.42 |
||||||
|
Теплоперепад в решётке, кДж/кг |
58.9 |
1.2 |
48.9 |
1 |
48.6 |
1.76 |
49.6 |
2.06 |
51.2 |
2.1 |
|
|
Теоретическая скорость истечения м/с |
343.4 |
184.3 |
313 |
166 |
311.7 |
168.3 |
315 |
171 |
320.2 |
173.8 |
|
|
Реальная скорость истечения м/c |
333.1 |
175.4 |
300.4 |
156.3 |
299.2 |
158.4 |
302.4 |
161 |
307.4 |
163.9 |
|
|
Скорость входа пара |
177.6 |
160.2 |
157.5 |
158.5 |
161.1 |
||||||
|
Выходная площадь решётки м2 |
0.014 |
0.026 |
0.018 |
0.033 |
0.019 |
0.034 |
0.02 |
0.035 |
0.022 |
0.034 |
|
|
Длина лопатки, м |
0.025 |
0.028 |
0.025 |
0.028 |
0.026 |
0.029 |
0.027 |
0.029 |
0.029 |
0.031 |
|
|
Число Маха |
0.454 |
0.25 |
0.438 |
0.233 |
0.452 |
0.247 |
0.496 |
0.279 |
0.511 |
0.304 |
|
|
Количество лопаток, шт |
122 |
130 |
50 |
58 |
50 |
58 |
45 |
60 |
46 |
60 |
|
|
Угол входа пара в рабочие решётки 0 |
26.97 |
26.9 |
27.3 |
27.4 |
27.49 |
||||||
|
Угол выхода пара из рабочих решёток0 |
16.2 |
24 |
23.3 |
23.0 |
20.6 |
||||||
|
Хорда, см |
3.2 |
3 |
7 |
6 |
7 |
6 |
8 |
6 |
8 |
6 |
|
|
Потери в венце кДж/кг |
3.69 |
1.59 |
4.21 |
1.6 |
4.08 |
1.65 |
4.42 |
1.7 |
4.39 |
1.76 |
|
|
С2, м/с |
49.12 |
63.915 |
63.26 |
63.19 |
57.8 |
||||||
|
Потери с выходной скоростью, кДж/кг |
1.2 |
2.043 |
2.0 |
1.99 |
1.674 |
||||||
|
Относительный лопаточный КПД |
0.892 |
0.86 |
0.863 |
0.865 |
0.867 |
||||||
|
Внутренний oтносительный КПД |
0.868 |
0.844 |
0.848 |
0.849 |
0.853 |
||||||
|
Полезный теплоперепад, кДж/кг |
52.222 |
42.2 |
47.701 |
43.9 |
45.545 |
||||||
|
Мощность ступени |
6.627 |
5.335 |
5.419 |
5.571 |
5.78 |
|
Параметр/ступень |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
||||||
|
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
||
|
Расход пара D кг/с |
126.9 |
126.9 |
120.35 |
120.35 |
114.85 |
||||||
|
Диаметр средний,d0,м |
1.009 |
1.022 |
1.097 |
1.099 |
1.11 |
||||||
|
Выходной эффективный угол, б |
14 |
14 |
14 |
14 |
14 |
||||||
|
Степень реакции, с |
0.045 |
0.05 |
0.05 |
0.05 |
0.055 |
||||||
|
Окружная скорость U, м/с |
158.4 |
160.54 |
172.2 |
172.6 |
174.7 |
||||||
|
Характеристический коэффициент Xф |
0.477 |
0.478 |
0.482 |
0.483 |
0.485 |
||||||
|
Фиктивная скорость,cф м/с |
332.55 |
335.96 |
357.15 |
357.2 |
360.667 |
||||||
|
Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 кДж/кг |
55.295 |
56.43 |
63.77 |
63.8 |
65.04 |
||||||
|
Теплоперепад в решётке, кДж/кг |
52.8 |
2.48 |
53.6 |
2.8 |
60.5 |
3.18 |
60.6 |
3.2 |
61.4 |
3.57 |
|
|
Теоретическая скорость истечения м/с |
324.9 |
177.4 |
327.4 |
179.7 |
348.1 |
192.5 |
348.2 |
192.9 |
350.6 |
195.2 |
|
|
Реальная скорость истечения м/c |
311.9 |
167.5 |
314.3 |
170.1 |
337.3 |
183.7 |
338.1 |
184.3 |
340.4 |
186.6 |
|
|
Скорость входа пара |
162.7 |
163.2 |
175.2 |
175.6 |
176.0 |
||||||
|
Выходная площадь решётки м2 |
0.025 |
0.047 |
0.028 |
0.055 |
0.55 |
0.105 |
0.067 |
0.126 |
0.069 |
0.13 |
|
|
Длина лопатки, м |
0.032 |
0.034 |
0.036 |
0.039 |
0.07 |
0.073 |
0.08 |
0.083 |
0.081 |
0.084 |
|
|
Число Маха |
0.528 |
0.261 |
0.493 |
0.242 |
0.504 |
0.28 |
0.486 |
0.275 |
0.52 |
0.288 |
|
|
Количество лопаток, шт |
48 |
64 |
50 |
66 |
54 |
72 |
54 |
72 |
54 |
88 |
|
|
Угол входа пара в рабочие решётки 0 |
27.6 |
27.7 |
27.7 |
27.7 |
27.9 |
||||||
|
Угол выхода пара из рабочих решёток0 |
25.59 |
26.3 |
24.6 |
26.1 |
26.4 |
||||||
|
Хорда, см |
8 |
6 |
8 |
6 |
8 |
6 |
8 |
6 |
8 |
6 |
|
|
Потери в венце кДж/кг |
4.3 |
1.8 |
4.11 |
1.88 |
3.6 |
2.15 |
3.55 |
2.1 |
3.589 |
2.219 |
|
|
С2, м/с |
72.7 |
75.8 |
76.9 |
81.438 |
83.545 |
||||||
|
Потери с выходной скоростью, кДж/кг |
2.64 |
2.87 |
2.363 |
3.316 |
3.49 |
||||||
|
Относительный лопаточный КПД |
0.841 |
0.865 |
0.882 |
0.881 |
0.881 |
||||||
|
Внутренний oтносительный КПД |
0.828 |
0.853 |
0.876 |
0.876 |
0.875 |
||||||
|
Полезный теплоперепад, кДж/кг |
45.79 |
48.148 |
55.85 |
55.886 |
56.912 |
||||||
|
Мощность ступени |
5.81 |
6.11 |
6.7 |
6.726 |
6.536 |
|
Параметр/ступень |
11 |
12 |
13 |
14 |
15 |
||||||
|
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
С |
Р |
||
|
Расход пара D кг/с |
114.85 |
114.85 |
110.053 |
106.713 |
106.7 |
||||||
|
Диаметр средний,d0,м |
1.123 |
1.151 |
1.18 |
1.219 |
1.277 |
||||||
|
Выходной эффективный угол, б |
14 |
14 |
14 |
14 |
14 |
||||||
|
Степень реакции, с |
0.055 |
0.06 |
0.06 |
0.06 |
0.06 |
||||||
|
Окружная скорость U, м/с |
176.3 |
180.82 |
185.318 |
191.437 |
200.558 |
||||||
|
Характеристический коэффициент Xф |
0.485 |
0.486 |
0.487 |
0.487 |
0.487 |
||||||
|
Фиктивная скорость,cф м/с |
363.9 |
372.151 |
380.6 |
393.19 |
411.924 |
||||||
|
Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 кДж/кг |
66.237 |
69.2 |
72.4 |
77.299 |
84.841 |
||||||
|
Теплоперепад в решётке, кДж/кг |
62.5 |
3.6 |
65.1 |
4.15 |
68.0 |
4.34 |
72.6 |
4.6 |
79.75 |
5.09 |
|
|
Теоретическая скорость истечения м/с |
353.8 |
197.0 |
360.8 |
202.0 |
369.0 |
206.9 |
381.2 |
213.7 |
399.3 |
223.9 |
|
|
Реальная скорость истечения м/c |
343.5 |
188.5 |
350.3 |
193.3 |
359.0 |
198.2 |
370.9 |
204.8 |
388.5 |
214.819 |
|
|
Скорость входа пара |
177.6 |
180.2 |
184.7 |
190.8 |
199.967 |
||||||
|
Выходная площадь решётки м2 |
0.079 |
0.154 |
0.091 |
0.174 |
0.103 |
0.197 |
0.117 |
0.221 |
0.144 |
0.277 |
|
|
Длина лопатки, м |
0.079 |
0.096 |
0.104 |
0.106 |
0.115 |
0.118 |
0.126 |
0.129 |
0.149 |
0.151 |
|
|
Число Маха |
0.533 |
0.293 |
0.56 |
0.311 |
0.584 |
0.325 |
0.631 |
0.352 |
0.67 |
0.375 |
|
|
Количество лопаток, шт |
54 |
88 |
54 |
90 |
56 |
94 |
58 |
96 |
60 |
100 |
|
|
Угол входа пара в рабочие решётки 0 |
27.9 |
28.0 |
28.0 |
28 |
28.042 |
||||||
|
Угол выхода пара из рабочих решёток0 |
27.0 |
26.8 |
26.7 |
26.6 |
27.133 |
||||||
|
Хорда, см |
8 |
6 |
8 |
6 |
8 |
6 |
8 |
6 |
8 |
6 |
|
|
Потери в венце кДж/кг |
3.5 |
2.26 |
3.58 |
2.37 |
3.67 |
2.49 |
3.8 |
2.6 |
4.112 |
2.92 |
|
|
С2, м/с |
86.295 |
87.7 |
89.6 |
92.347 |
98.416 |
||||||
