Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное государственное автономное

образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«СИБИРСКИЙ ФЕДЕРАЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Политехнический институт

Кафедра ТЭС

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Проект конденсационной паровой турбины К-13-35

Руководитель доцент к.т.н. Л. Н. Подборский

Студент ФЭ12-01Б № 071200393

Ю.В. Никульшина

Красноярск 2015



Содержание

• Задание на курсовой проект
• 1. Предварительный расчет
• 1.1 Определение экономической мощности и оценка расхода пара
• 1.2 Выбор типа регулирующей ступени и ее теплоперепада
• 1.3 Построение процесса расширения турбины. Уточнение расхода пара
• 1.4 Определение предельной мощности и числа выхлопов
• 1.5 Предварительный расчет нерегулируемых ступеней. Определение числа нерегулируемых ступеней и их теплоперепадов. Оценка эффективных углов последних ступеней отсеков
• 1.5.1 Предварительный расчет ЧВД
• 1.5.2 Предварительный расчет ЧСД
• 1.5.3 Предварительный расчет ЧНД
• 2. Детальный расчет проточной части турбины
• 2.1 Детальный расчет регулирующей ступени
• 2.2 Расчет первой нерегулируемой ступени
• 2.3 Детальный расчет последних 3 нерегулируемых ступеней
• 3. Расчет закрутки последней ступени
• 4. Расчеты на прочность
• 4.1 Определение осевого усилия на ротор
• 4.2 Расчет лопатки последней ступени
• 4.3 Расчет диафрагмы первой нерегулируемой ступени
• 5. Индивидуальное задание. Организация нерегулируемого отбора
• Заключение
• Список использованных источников


Задание на курсовой проект

В данном курсовом проекте производится расчет проточной части одноцилиндровой турбины. Основные части курсового проекта включают следующее: предварительное построение процесса расширения турбины и определение расхода пара; выбор типа регулирующей ступени; предварительный расчет нерегулируемых ступеней, в ходе которого определяются размеры лопаток ступеней и их срабатываемые теплоперепады; детальный расчет проточной части; расчет закрутки последней ступени; расчет на прочность в ходе которого определяются основные усилия, действующие на лопатку, диафрагму и осевое усилие на всю турбину. По окончании расчета выполняется индивидуальное задание по организации нерегулируемого отопительного отбора.

Для выполнения расчетов потребуются исходные данные, которые приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Исходные данные

Номинальная электрическая мощность , МВт	Давление острого пара перед стопорными клапанами , бар	Температура острого пара , оС	Конечное давление пара , бар	Прототип турбины
13	27	420	0,04	К-12-35



1. Предварительный расчет

1.1 Определение экономической мощности и оценка расхода пара

Проточная часть проектируется на экономическую мощность, которая определяется в зависимости от назначения турбины. Для турбин малой и средней мощности экономическая мощность определяется по следующей формуле, МВт:

(1)

Давление перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорных и регулирующих клапанах, бар:

(2)

Давление за последней ступенью с учетом потерь в выхлопном патрубке, бар:

, (3)

где =;

- скорость потока в выхлопном патрубке, м/с.

(4)

Найдем начальную энтальпию по давлению и температуре острого пара, кДж/кг [2]:

(5)

Располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг [2]:

(6)

Располагаемый теплоперепад проточной части, кДж/кг:

(7)

Для определения КПД отсеков турбины оценивается в первом приближении расход пара (без учета регенеративных и регулируемых отборов), кг/с:

, (8)

где - относительный электрический КПД, в первом приближении принимается по :

=0,8

1.2 Выбор типа регулирующей ступени и ее теплоперепада

В турбинах с сопловым парораспределением применяют одно- и двухвенечные регулирующие ступени. Двухвенечная ступень способна перерабатывать значительно более высокие теплоперепады, чем одновенечные, что позволяет уменьшить число нерегулируемых ступеней турбины и упростить ее конструкцию. С другой стороны, высокий теплоперепад, назначаемый на двухвенечную ступень с пониженным КПД, приводит к снижению КПД всей турбины.

Выбираем одновенечную регулирующую ступень. Задаем теплоперепад, срабатываемый в регулирующей ступени, кДж/кг:

Фиктивная скорость для регулирующей ступени определяется по следующему выражению, м/с:

(9)

Окружная скорость, м/с:

, (10)

где - оптимальное отношение скоростей, принимаем 0,43.

Средней диаметр ступени, м:

, (11)

где - число оборотов, об/мин.

Теплоперепад, срабатываемый в сопловой решетке определяется из следующего выражения, кДж/кг:

, (12)

где

- суммарная степень реактивности для одновенечных ступеней, принимаем 0,05.

Абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел, м/с:

(13)

Проходная площадь сопловой решетки, м²:

, (14)

где- удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг [2];

- коэффициент расхода сопловой решетки.

Произведение степени парциальности и высоты сопловых лопаток, м:

, (15)

где - эффективный угол сопловой решетки.

Степень парциальности:

, (16)

где - для одновенечной ступени.

Высота сопловых лопаток, м:

1.3 Построение процесса расширения турбины. Уточнение расхода пара

КПД регулирующей ступени подсчитывается по формуле:

(17)

где - удельный объем пара перед соплами регулирующей ступени, м³/кг.

.

Полезно использованный теплоперепад, кДж/кг:

(18)



Средний удельный объем для ЧВД, м³/кг:

(19)

Определим КПД ЧВД:

(20)

Полезно использованный теплоперепад ЧВД, кДж/кг:

(21)

Средний удельный объем для ЧСД, м³/кг:

(22)

Рисунок 1 - Процесс расширения пара в проточной части турбины, предварительный

Определим КПД ЧСД:

, (23)

Здесь k_вл - коэффициент, учитывающий снижение КПД от влажности (если процесс расширения ЧСД опускается в область влажного пара),

, (24)

где y₁, y₂ - степень влажности в начале и конце процесса расширения ЧСД; - часть располагаемого теплоперепада ЧСД, расположенная в области влажного пара (ниже пограничной кривой Х = 1)

.

Полезно использованный теплоперепад ЧСД, кДж/кг:

(25)

Определим КПД ЧНД:

(26)

где - коэффициент, учитывающий влияние влажности:

, (27)

где - степень влажности в начале процесса расширения ЧНД;

- степень влажности в конце процесса расширения ЧНД;

-часть располагаемого теплоперепада ЧНД, расположенная в области влажного пара, кДж/кг.

где - относительная потеря с выходной скоростью ЧНД:

, (28)

где - для турбин малой и средней мощности, кДж/кг, принимаем 16.

Полезно использованный теплоперепад ЧНД, кДж/кг:

(29)

Полезно использованный теплоперепад турбины, кДж/кг:

, (30)

где - полезно использованный теплоперепад регулирующей ступени, кДж/кг.

Уточняем расход пара на турбину, кг/с:

, (31)

где - КПД механический;

- КПД генератора.

1.4 Определение предельной мощности и числа выхлопов

Предельная мощность - это та наибольшая мощность однопоточной турбины, на которую она может быть спроектирована при заданных начальных и конечных параметрах пара и предельно допустимых размерах последней ступени. Предельная мощность, МВт:

, (32)

где - коэффициент, учитывающий влияние отборов пара на регенерацию;

- учитывает снижение напряжений растяжения в лопатке за счет уменьшения её сечения от корня до периферии, принимаем 2;

- допустимое напряжение в лопатках, МПа, для титановых сплавов;

- плотность материала лопаток, кг/м³, для стальных сплавов;

=0,859 - КПД турбины:

- скорость выхода из последней ступени, м/с:

(33)

- располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг;

- частота вращения ротора, 1/с;

- удельный объем за последней ступенью турбины, м³/кг.

Так как - турбина однопоточная, с одним выхлопом.

1.5 Предварительный расчет нерегулируемых ступеней. Определение числа нерегулируемых ступеней и их теплоперепадов. Оценка эффективных углов последних ступеней отсеков

Предварительный расчет сводится к выбору закона изменения корневого диаметра цилиндров турбины, определению числа ступеней, их среднего диаметра и теплоперепадов.

Одно из главных требований к проточной части - обеспечение плавности корневого и периферийного обводов во избежание неоправданных потерь. Как правило, турбины проектируются по выбранному закону изменения корневых диаметров ступеней, а не средних. Обычно в ЧВД и ЧСД , а в ЧНД может изменяться по любому закону. Постоянство корневого диаметра позволяет унифицировать хвостовое крепление лопаток и обточку дисков ротора. Поэтому я выбираю постоянство корневого диаметра в ЧВД и ЧСД.



1.5.1 Предварительный расчет ЧВД

Проектирование ЧВД начинается с определения средних диаметров первой и последней нерегулируемых ступеней. Диаметр первой ступени принимаем несколько меньше диаметра регулирующей ступени, м:

, (34)

где , м, принимаем 0,05.

.

;

;

;

.

Оптимальное отношение скоростей:

(35)

Теплоперепад первой ступени, кДж/кг:

(36)

Теоретическая скорость истечения из сопловой решетки, м/с:

, (37)

где - теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг:

(38)

.

Площадь проходного сечения сопловой решетки, м²:

, (39)

где - удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг.

Высота сопловой решетки, м:

, (40)

.

Высота рабочей решетки, м:

, (41)

где

- суммарная перекрыша, м, принимаем 0,003.

.

Корневой диаметр первой ступени, м:

, (42)

Корневой диаметр принимается постоянным во всех ступенях ЧВД. Средний диаметр последней ступени ЧВД определяется по упрощенному уравнению неразрывности:

, (43)

где - средний диаметр последней ступени ЧВД, определяется из выражения, м:

, (44)

- высота рабочих лопаток последней ступени, м;

- удельный объем за первой ступенью, м³/кг;

- удельный объем за последней ступенью, м³/кг;

- степень парциальности первой и последней ступени соответственно.

Решая квадратное уравнение, находим:

;

.

Степень реактивности последней ступени:

, (45)

где

- степень реактивности в корневом сечении, принимаем 0.03.

.

Принимаем эффективный угол выхода потока из сопловой решетки последней ступени .

Отношение скоростей:

(46)

Определим изменение параметров и характеристик по ступеням.

Для этого необходимо разбить ЧВД на 5 ступеней (таблица 2.1), и найти теплоперепады каждой ступени по формуле, кДж/кг:

Таблица 2.1 - Теплоперепады ступеней

Теплоперепад	Номер ступени
	1	2	3	4	5
, кДж/кг	57,646	57,889	58,311	58,512	58,983

Среднеарифметический теплоперепад одной ступени, кДж/кг:

(47)

Число ступеней:

, (48)

где - коэффициент возврата тепла.

Округляем количество ступеней до ближайшего целого числа.

После первоначального определения числа ступеней коэффициент возврата тепла уточняется по формуле:

где

k_t = 4,8·10-⁴ - для перегретого пара

Уточняем число ступеней:

Далее пересчитываем теплоперепады, по формуле:

, (49)

где - для первой нерегулируемой ступени;

- для промежуточных ступеней, принимаем 0,92.

Таблица 2.2 - Характеристики ступеней

Характеристики	Номер ступени
	1	2	3	4	5	6
, м	1,045	1,0492	1,0534	1,0576	1,0618	1,066
	0,483	0,4838	0,4846	0,4854	0,4862	0,487
, кДж/кг	57,646	53,22	53,47	53,72	53,97	54,264

Сумма теплоперепадов всех ступеней, кДж/кг:

Сумма теплоперепадов всех ступеней должна равняться известному располагаемому теплоперепаду нерегулируемых ступеней с учетом возврата тепла, кДж/кг:

Так как равенство не соблюдается, откорректируем значение теплоперепадов ступеней ЧВД прибавив к каждому теплоперепаду величину невязки, кДж/кг:

(50)



Таблица 2.3 - Уточненные теплоперепады

	Номер ступени
	1	2	3	4	5	6
, кДж/кг	65,106	60,68	60,93	61,18	61,43	61,72

1.5.2 Предварительный расчет ЧСД

Во избежание неоправданных потерь при движении пара проточная часть турбины должна расширяться плавно, без уступов (конечно, при отсутствии камер для отборов пара на регенерацию и др.). В этом случае первая ступень ЧСД конденсационной турбины должна плавно сопрягаться с предыдущей, т.е. последней ступенью ЧВД. Тем более что отборы пара на регенерацию в данном проекте не учитываются. Поскольку высота лопаток последней ступени ЧВД уже определена, высоту лопатки первой ступени ЧСД можно определить так, м:

, (51)

где - межступенчатая перекрыша, м, принимаем 0,01.

Корневой диаметр ЧСД равен корневому диаметру ЧВД, м:

Средний диаметр первой ступени, м:

(52)

Степень реактивности для первой ступени ЧСД принимаем чуть выше , чем в последней ступени ЧВД:

Задаем эффективный угол, коэффициент скорости и расхода для первой ступени ЧСД:

;

;

.

Оптимальное отношение скоростей (см. формулу 35):

Теплоперепад первой ступени, кДж/кг, (см. формулу 36):

Теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг, (см. формулу 38):

Теоретическая скорость истечения из сопловой решетки, м/с, (см. формулу 37):

Площадь проходного сечения сопловой решетки, м², (см. формулу 39),

где - удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг.

Высота сопловой решетки, м:

, (54)

где - суммарная перекрыша, м, принимаем 0,003.

Средний диаметр последней ступени ЧСД определяется по упрощенному уравнению неразрывности, (см. формулу 43),

где - средний диаметр последней ступени ЧСД, м, (см. формулу 44);

- высота рабочих лопаток последней ступени, м;

- удельный объем за первой ступенью, м³/кг;

- удельный объем за последней ступенью, м³/кг;

- степень парциальности первой и последней ступени соответственно.

Решая квадратное уравнение, находим:

;

.

Степень реактивности последней ступени, (см. формулу 45):

Принимаем эффективный угол выхода потока из сопловой решетки последней ступени .

Отношение скоростей, (см. формулу 46):

Определим изменение параметров и характеристик по ступеням.

Для этого необходимо разбить ЧСД на 5 ступеней (таблица 2.4), и найти теплоперепады каждой ступени по формуле, кДж/кг:



Таблица 2.4 - Теплоперепады ступеней

Теплоперепад	Номер ступени
	1	2	3	4	5
, кДж/кг	59,963	59,928	59,818	59,713	59,577

Среднеарифметический теплоперепад одной ступени, кДж/кг, (см. формулу 47):

Число ступеней, (см. формулу 48):

Округляем количество ступеней до ближайшего целого.

После первоначального определения числа ступеней коэффициент возврата тепла уточняется по формуле:

где

k_t = 3,2·10-⁴ - для насыщенного и влажного пара

Уточняем число ступеней:

Определяем их характеристики:

Таблица 2.5 - Характеристики ступеней

Характеристики	Номер ступени
	1	2	3	4	5	6
, м	1,076	1,0968	1,1176	1,1384	1,1692	1,18
	0,487	0,4968	0,5066	0,5164	0,5262	0,536
, кДж/кг	55,166	55,155	55,073	54,993	54,917	54,811

Сумма теплоперепадов всех ступеней, кДж/кг:

Сумма теплоперепадов всех ступеней должна равняться известному располагаемому теплоперепаду нерегулируемых ступеней с учетом возврата тепла, кДж/кг:

Так как равенство не соблюдается, откорректируем значение теплоперепадов ступеней ЧСД прибавив к каждому теплоперепаду величину невязки, кДж/кг, (см. формулу 50):

Таблица 2.6 - Уточненные теплоперепады

	Номер ступени
	1	2	3	4	5	6
, кДж/кг	60,516	60,505	60,423	60,343	60,267	60,161

1.5.3 Предварительный расчет ЧНД

Высоту лопатки первой ступени ЧНД, средний диаметр, степень реактивности и др, в простейшем случае можно определить так же, как и в ЧСД.

Высота лопатки первой ступени, м:

Тогда высота сопловых лопаток, м:

= - ?=0,163-0,008=0,155

Корневой диаметр первой ступени ЧНД равен корневому диаметру ЧСД, м:

Средний диаметр первой ступени, м, (см. формулу 52):

Степень реактивности для первой ступени ЧНД принимаем равной последней ступени ЧСД:

Задаем эффективный угол, коэффициент скорости и расхода для первой ступени ЧНД:

;

;

.

Оптимальное отношение скоростей (см. формулу 35):

Средний диаметр последней ступени, м:

, (55)

где - расход пара, (см. формулу 31);

- удельный объем пара за последней ступенью;

- веерность ступени, принимаем 4 [1];

- скорость выхода из последней ступени, м/с;

- угол выхода из ступени, принимаем [1].

Примем равным 1,7

Высота рабочих лопаток последней ступени, м:

(56)

Корневой диаметр последней ступени, м:

Степень реактивности последней ступени, (см. формулу 45):

Отношение скоростей, (см. формулу 46):

После определения среднего диаметра и отношения (U/Ca)_opt последней ступени ЧНД целесообразно произвести для нее предварительную проверку ожидаемых углов в следующем порядке:

Определим изменение параметров и характеристик по ступеням.

Для этого необходимо разбить ЧНД на 5 ступеней (таблица 2.7), и найти теплоперепады каждой ступени по формуле, кДж/кг:

Таблица 2.7 - Теплоперепады ступеней

Теплоперепад	Номер ступени
	1	2	3	4	5
, кДж/кг	62,367	69,835	77,141	84,199	90,91

Среднеарифметический теплоперепад одной ступени, кДж/кг, (см. формулу 47):

Число ступеней, (см. формулу 48):

Округляем количество ступеней до ближайшего целого.

После первоначального определения числа ступеней коэффициент возврата тепла уточняется по формуле:

где k_t = 2,8·10-⁴ - для влажного пара

Уточняем число ступеней:

Далее определяем их характеристики:

Таблица 2.8 - Характеристики ступеней

Характеристики	Номер ступени
	1	2	3	4	5
, м	1,195	1,321	1,4475	1,574	1,7
	0,531	0,5545	0,578	0,6015	0,625
, кДж/кг	62,367	69,835	77,141	84,199	90,91

Сумма теплоперепадов всех ступеней, кДж/кг:

Откорректируем значение теплоперепадов ступеней ЧСД прибавив к каждому теплоперепаду величину невязки, кДж/кг, (см. формулу 50):

Таблица 2.9 - Уточненные теплоперепады

Теплоперепад	Номер ступени
	1	2	3	4	5
, кДж/кг	67,374	74,842	82,148	89,206	95,917



2. Детальный расчет проточной части турбины

2.1 Детальный расчет регулирующей ступени

Располагаемый теплоперепад одновенечной регулирующей ступени принимается из предварительных расчетов проточной части, кДж/кг:

Располагаемые теплоперепады в сопловой решетке регулирующей ступени, кДж/кг:

Определяем параметры пара за решеткой:

бар;

м³/кг;

бар;

м³/кг;

бар;

м³/кг;

Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки, м/с:

Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с:

, (56)

где - показатель изоэнтропы, для перегретого пара 1,3;

- давление пара за сопловой решеткой, бар;

- удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг.

Число Маха сопловой решетки:

, (57)

По значениям числа Маха , углов и выбираем профиль сопловой решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:

С - 90 - 12А

;

Так как число Маха для сопловой решетки меньше единицы, выходная площадь решетки, м², определяется по следующему выражению:

, (58)

где - расход пара на турбину, кг/с;

- коэффициент расхода сопловой решетки, принимаем 0,97.

По прототипу определяем хорду сопловых лопаток, м, и определяем отношение :

;

.

По отношению уточняем коэффициент расхода сопловой решетки:

(59)

Найдем угол, град:

(60)

Коэффициент скорости сопловой решетки:

(61)

Действительная абсолютная скорость выхода из сопел, м/с:

(62)

Так как число Маха меньше единицы, то отклонение потока в косом срезе не происходит:

Шаг сопловых лопаток, м:

(63)

Число сопловых лопаток (округляем до ближайшего целого):

(64)

Уточняем шаг сопловых лопаток, м:

(65)

Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг:

(66)

Окружная скорость на среднем диаметре ступени, м/с:

, (67)

где - средний диаметр регулирующей ступени, м.

Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку, м/с:

(68)

Угол входа в рабочую решетку, град:

(69)

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(70)

Скорость звука рабочей решетки первого венца, м/с, (см. формулу 56):

Число Маха рабочей решетки первого венца, (см. формулу 57):

Высота рабочих лопаток, м:

, (71)

где - высота сопловых лопаток, м;

- суммарная перекрыша, м, принимаем 0,003.

По прототипу определяем хорду рабочих лопаток, м, и определяем отношение :

;

.

Коэффициент расхода рабочей решетки:

(72)

Выходная площадь рабочей решетки, м²:

, (73)

где - удельный объем пара за рабочей решеткой, м³/кг;

- коэффициент расхода рабочей решетки;

- теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с.

Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки, град:

(74)

По значениям числа Маха , углов и

выбираем профиль рабочей решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:

Р - 23-14А

Коэффициент скорости рабочей решетки:

(75)

Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(76)

Абсолютная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(77)



Угол выхода потока из рабочей решетки, град:

(78)

Шаг рабочих лопаток, м:

(79)

Число рабочих лопаток (округляем до ближайшего целого):

(80)

Уточняем шаг рабочих лопаток, м:

(81)

Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг:

(82)

Потеря энергии с выходной скоростью, кДж/кг:

(83)

Располагаемая энергия регулирующей ступени, кДж/кг:

где ч₂ = 0. В последней ступени турбины или цилиндра, а также для регулирующей ступени ч₂ = 0.

Относительный лопаточный КПД ступени:

(84)

(85)

Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде:

, (86)

где k_тр ? (0,45-0,8) • 10-³, принимаем 0,45• 10-³ .

Потери от трения, кДж/кг:

(87)



Коэффициент потерь от парциального подвода пара:

, (88)

где ;

;

Потери от парциального подвода, кДж/кг:

(89)

Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих лопаток:

, (90)

где- периферийный диаметр ступени, м.

; (91)

- осевой зазор, м, принимаем ;

- радиальный зазор, м, принимаем 0,7 • 10-³;

- число гребней бандажного уплотнения, принимаем 2.

Потери от утечек, кДж/кг:

(92)

Использованный теплоперепад регулирующей ступени, кДж/кг:

(93)

Внутренний относительный КПД регулирующей ступени:

(94)

Внутренняя мощность регулирующей ступени, кВт:

(95)

По результатам расчета строим треугольники скоростей ступени и реальный процесс расширения пара.

По результатам расчета строим треугольники скоростей ступени и реальный процесс расширения пара.



Рисунок 2 - Треугольники скоростей сопловой и рабочей решеток

Рисунок 3.2 - Процесс расширения пара в регулирующей ступени

2.2 Расчет первой нерегулируемой ступени

Располагаемый теплоперепад ступени принимается из предварительного расчета ЧВД, кДж/кг,

Располагаемые теплоперепады в сопловой решетке первой нерегулирующей ступени, кДж/кг:

Определяем параметры пара за решеткой:

бар;

м³/кг;

бар;

м³/кг;

Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки, м/с:

Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с:

,

где - показатель изоэнтропы, для перегретого пара 1,3;

- давление пара за сопловой решеткой, бар;

- удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг.

Число Маха сопловой решетки:

,

Высота рабочих лопаток, м:

,

Высота сопловых лопаток, м;



- суммарная перекрыша, м, принимаем 0,003.

По значениям числа Маха , углов и выбираем профиль сопловой решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:

С - 90 - 09А

По прототипу определяем хорду сопловых лопаток, м, и определяем отношение :

;

.

По отношению уточняем коэффициент расхода сопловой решетки:

Найдем угол, град:

Коэффициент скорости сопловой решетки:

Действительная абсолютная скорость выхода из сопел, м/с:

Так как число Маха меньше единицы, то отклонение потока в косом срезе не происходит:

Шаг сопловых лопаток, м:

Число сопловых лопаток (округляем до ближайшего целого):

Уточняем шаг сопловых лопаток, м:

Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг:

Окружная скорость на среднем диаметре ступени, м/с:

,

где - средний диаметр ступени, м.

Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку, м/с:



Угол входа в рабочую решетку, град:

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

Скорость звука рабочей решетки первого венца, м/с, (см. формулу 56):

Число Маха рабочей решетки первого венца, (см. формулу 57):

По прототипу определяем хорду рабочих лопаток, м, и определяем отношение :

.

Коэффициент расхода рабочей решетки:

Выходная площадь рабочей решетки, м²:

,

где - удельный объем пара за рабочей решеткой, м³/кг;

- коэффициент расхода рабочей решетки;

- теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с.

Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки, град:

По значениям числа Маха , углов и выбираем профиль рабочей решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:

Р -23 - 14А

;

Коэффициент скорости рабочей решетки:

Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

Абсолютная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

Угол выхода потока из рабочей решетки, град:



Шаг рабочих лопаток, м:

Число рабочих лопаток (округляем до ближайшего целого):

Уточняем шаг рабочих лопаток, м:

Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг:

Потеря энергии с выходной скоростью, кДж/кг:

Располагаемая энергия регулирующей ступени, кДж/кг:



где

ч₂ = 1,0. В последней ступени турбины и ступенях перед отборами пара ч₂ = 0.

Относительный лопаточный КПД ступени:

Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде:

,

где k_тр ? (0,45-0,8) • 10-³, принимаем 0.45 • 10-³ .

Потери от трения, кДж/кг:

Коэффициент потерь от протечек через диафрагменное уплотнение:



, (96)

где - коэффициент расхода уплотнения, принимаем 0,7;

- площадь зазора в уплотнении, м²;

, (97)

- диаметр уплотнения, м;

- радиальный зазор в уплотнении, м, принимаем ;

- число гребней уплотнения, принимаем 5.

Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих лопаток:

,

где- периферийный диаметр ступени, м.

;



- осевой зазор, м, принимаем ;

- радиальный зазор, м, принимаем 0,7 • 10-³;

- число гребней бандажного уплотнения, принимаем 2.

Суммарный коэффициент от протечек:

(98)

Суммарная потеря от утечек, кДж/кг:

Использованный теплоперепад регулирующей ступени, кДж/кг:

Внутренний относительный КПД регулирующей ступени:

Внутренняя мощность регулирующей ступени, кВт:



По результатам расчета строим треугольники скоростей ступени и реальный процесс расширения пара.

Рисунок 2 - Треугольники скоростей сопловой и рабочей решеток

Рисунок 3.4 - Реальный процесс расширения пара в ступени



1.6 Детальный расчет последних 3 нерегулируемых ступеней

Таблица 2.1 - детальный расчет 16,17,18 ступеней

Формула	Номер ступени
	16	17	18
Параметры пара перед ступенью
Располагаемый теплоперепад ступени от параметров торможения, кДж/кг: , где .	84,708	91,969	100,753
Средний диаметр, м:	1,4475	1,574	1,7
Окружная скорость на среднем диаметре, м/с:	227,373	247,204	267,035
Степень реактивности:	0,34	0,387	0,434
Теплоперепад в сопловой решетке, кДж/кг:	55,907	56,377	57,026
Теплоперепад в рабочей решетке, кДж/кг:	28,801	35,592	43,727
Параметры за решетками
Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки, м/с:	334,387	335,788	337,716
Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с:	404,261	392,344	380,116
Число Маха сопловой решетки:	0,827	0,856	0,888
Высота рабочих лопаток, м:	0,293	0,359	0,425
Высота сопловых лопаток, м:	0,287	0,347	0,411
По прототипу определяем хорду сопловой решетки, м:	0,109	0,132	0,157
Коэффициент расхода сопловой решетки: , где	0,979	0,98	0,98
Выходная площадь сопловой решетки, м2:	0,249	0,42	0,764
Угол выхода потока из сопловой решетки, град:	11,008	14,147	20,403
По значениям числа Маха , углов и выбираем профиль сопловой решетки [1]	С-90-12А	С-90-12А	С-90-18А
Относительный шаг сопловых лопаток [1]:	0,75	0,75	0,75
Коэффициент скорости сопловой решетки:	0,979	0,979	0,979
Действительная абсолютная скорость выхода из сопел, м/с:	327,221	328,593	330,472
Шаг сопловых лопаток, м:	0,082	0,099	0,118
Число сопловых лопаток:	56	50	45
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку, м/с:	112,729	107,477	122,869
Угол входа в рабочую решетку, град:	33,661	48,353	69,662
Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг:	2,37	2,39	2,42
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:	265,059	287,637	320,234
Скорость звука рабочей решетки, м/с:	498,059	387,517	369,912
Число Маха рабочей решетки:	0,666	0,742	0,882
Коэффициент расхода рабочей решетки: , где ;	0,962	0,962	0,962
Выходная площадь рабочей решетки, м2:	0,382	0,632	1,122
Угол выхода из рабочей решетки, град:	16,707	20,882	32,545
По значениям числа Маха , углов и выбираем профиль рабочей решетки	Р-30-21А	Р-35-25А	Р-60-38А
Коэффициент скорости рабочей решетки:	0,955	0,955	0,955
Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:	253,174	274,636	305,814
Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с:	74,335	98,342	164,777
Угол выхода потока из ступени, град:	78,269	84,519	-86,784
Шаг рабочих лопаток, м:	0,035	0,043	0,039
Число рабочих лопаток :	130	115	137
Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг:	3,106	3,655	4,514
Потеря с выходной скоростью, кДж/кг:	2,763	4,836	13,576
Располагаемая энергия ступени, кДж/кг: , где ; для 21 ступени	81,945	87,133	87,177
Относительный лопаточный КПД ступени: ;	0,933	0,931	0,92
Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде: , где
Потери от трения, кДж/кг:	0,06	0,05	0,036
Коэффициент потерь от протечек через диафрагменное уплотнение: , где - коэффициент расхода уплотнения [1]; - число гребней уплотнения [1]
Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих колес:
Потеря от утечек, кДж/кг:	0,631	0,463	0,288
Коэффициент потерь от влажности: , где - степень влажности перед ступенью; - степень влажности за ступенью	0,049	0,074	0,102
Потери от влажности, кДж/кг:	4,046	6,41	8,868
Полезно использованный теплоперепад ступени, кДж/кг:	71,731	74,165	71,05
Внутренний относительный КПД:	0,875	0,851	0,815
Внутренняя мощность ступени, кВт:	847,88	876,646	839,832

Рисунок 3.5 - Реальный процесс расширения пара в последних трех ступенях ЧНД



Рисунок 3.6 - Треугольники скоростей 16 ступени

Рисунок 3.6 - Треугольники скоростей 17 ступени



Рисунок 3.6 - Треугольники скоростей 18 ступени



3. Расчет закрутки последней ступени

В любой ступени параметры потока изменяются вдоль радиуса. При профилировании лопатки приходится учитывать эти изменения и закручивать лопатки, изменяя их профиль по высоте. Среди различных законов закрутки выбираем закон постоянства угла выхода потока из сопловой решетки . При его использовании закрутки подвергаются только рабочие лопатки, а сопловые выполняются с постоянным по высоте профилем.

Расчет будем производить по элементарным участкам. Проточную часть ступени, предварительно рассчитанную по параметрам на среднем диаметре, разбиваем по высоте на три участка, каждый из которых будем рассчитывать как ступень с короткими лопатками, результаты расчета сводим в таблицу 3.1.

Рисунок 3.1 - Радиусы участков последней ступени

(99)

Средний радиус второго участка, м:

(100)

Средний радиус первого участка, м:

(101)

Средний радиус третьего участка, м:

(102)

Таблица 3.1

Определяемые величины и формулы	Номер струйки тока
	1	2	3
Средний радиус участка, м:	0,708	0,85	0,992
Эффективный угол, град:	19,68
Степень реактивности участков: , где - степень реактивности прикорневого участка; - коэффициент скорости сопловой решетки	0,206	0,417	0,552
Теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг:	80,024	58,702	45,173
Теплоперепад рабочей решетки, кДж/кг:	20,729	42,051	55,58
Абсолютная теоретическая скорость за сопловой решеткой, м/с:	400,059	342,642	300,575
Параметры пара за сопловой решеткой: бар; м3/кг	0,0506 24,999	0,0568 21,503	0,0664 19,5696
Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с:	377,184	370,733	382,464
Число Маха сопловой решетки:	1,061	0,924	0,786
Расход пара по участкам, кг/с: - при , - при где - коэффициент расхода сопловой решетки;	3,344	3,979	4,475
Суммарный расход пара, кг/с:	11,797
Отклонение от известного расхода на ступень, %:	0,193
Действительная скорость выхода из сопловой решетки, м/с:	391,658	335,447	294,263
Окружная скорость по сечениям, м/с:	222,529	267,035	311,541
Угол выхода потока из сопловой решетки, град: - при - при	19,761	19,68	19,68
Относительная скорость входа в рабочую решетку, м/с:	197,152	123,066	104,923
Угол входа в рабочую решетку, град:	42,194	66,63	-70,822
Теоретическая скорость выхода из рабочей решетки, м/с:	283,421	315,036	349,527
Скорость звука в рабочей решетке, м/с:	361,231	361,231	361,231
Число Маха рабочей решетки:	0.785	0,872	0,968
Эффективный угол выхода из рабочей решетки, град: где 62 - коэффициент расхода рабочей решетки	34,361	30,235	25,943
Угол выхода потока из рабочей решетки, град: При При	34,361	30,235	25,943
Действительная скорость выхода из ступени, м/с:	270,667	300,859	333,799
Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с:	152,768	151,663	146,469
Угол выхода потока из ступени, град:	89,66	-87,316	-85,544
Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг:	3,326	2,44	1,877
Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг:	3,533	4,366	5,374
Потери энергии с выходной скоростью, кДж/кг:	11,669	11,501	10,727
Относительный лопаточный КПД участков ступени:	0,816	0,818	0,822
Суммарная мощность ступени на ободе колеса, кВт:	1069000
Суммарный относительный КПД ступени:	0,898

Рисунок 4.2 - Треугольники скоростей первого участка

Рисунок 4.3 - Треугольники скоростей второго участка

Рисунок 4.4 - Треугольники скоростей третьего участка



4. Расчеты на прочность

4.1 Определение осевого усилия на ротор

Выполняется упрощенно в пределах первой нерегулируемой ступени, полученное значение умножается на число ступеней.

Осевое усилие на рабочие лопатки о199270,22пределяется по следующему выражению, Н:

, (103)

где и - давление после сопловой и рабочей лопатки;

- расход пара на турбину, кг/с;

- действительная абсолютная скорость выхода из сопловой решетки;

- абсолютная скорость выхода из ступени;

- высота рабочей лопатки;

- средний диаметр ступени.

Осевое усилие, действующее на поверхность рабочего колеса с учетом разгрузочных отверстий, Н:

, (104)

где - корневой диаметр ступени, м;

- диаметр ротора под диафрагменным уплотнением, м, принимается по прототипу;

- перепад давлений на диске, бар:

, (105)

где - перепад давлений на рабочей решетке, бар, (определяется в расчете ступени);

- определяется по [1],

, (106)

где - коэффициент расхода разгрузочных отверстий, принимаем 0,5;

- площадь разгрузочных отверстий, м²;

, (107)

где - диаметр разгрузочных отверстий, м, принимаем 0,05;

- количество разгрузочных отверстий, принимаем 4 [1];

- коэффициент расхода корневого зазора, принимаем 0,4;

- площадь корневого зазора между диском и диафрагмой, м²;

, (108)

- корневой зазор в уплотнении диафрагмы, м, принимаем 0,005;

, (109)

- площадь зазора в уплотнении диафрагмы, м²;

, (110)

- радиальный зазор в уплотнении диафрагмы, м, принимаем 0,0005;

- коэффициент расхода уплотнения;

- количество гребней уплотнения;

- степень реактивности ступени.

Суммарное осевое усилие на ротор в пределах одной ступени, Н:

(111)

Суммарное осевое усилие на ротор всей турбины, Н:

, (112)

где - число ступеней турбины.

Так как суммарное осевое усилие менее 30 тонн, то установка разгрузочного поршня требуется.

где - диаметр вала под поршнем, принимается по прототипу, м.

4.2 Расчет лопатки последней ступени

Рабочие лопатки испытывают напряжение изгиба от воздействия потока пара и напряжение растяжения от центробежной силы собственной массы и массы бандажа. В длинных лопатках последней ступени ЧНД напряжения особенно велики и порой достигают предельных значений.

Выбранный профиль в корневом сечении:

Р-60-38А

Для данного профиля:

- хорда рабочей лопатки, м [1];

- площадь сечения рабочей лопатки, м² [1];

- момент сопротивления профиля изгибу, м³ [1];

Хорда рабочей лопатки в корневом сечении, м:

.

Масштабный коэффициент:

, (113)

Истинное значение площади профиля в корневом сечении, м²:

(114)

Истинное значение минимального момента сопротивления корневого профиля изгибу, м³:

(115

Центробежная сила профильной части лопатки переменного сечения, Н:

, (116)

где

- плотность материала лопатки (сталь), кг/м³ [1];

- окружная скорость по среднему диаметру, м/с;

- веерность ступени:

- для турбин малой мощности [1];

Напряжение растяжения в корневом сечении лопатки, МПа:

(117)

Окружное усилие, Н:

, (118)

где - степень парциальности;

- количество рабочих лопаток;

Осевое усилие, Н:

, (119)

где - шаг рабочих лопаток, м;

Изгибающее усилие, Н:

(120)

Максимальное напряжение изгиба, МПа:

(121)

Суммарное напряжение в корневом сечении, МПа:



(122)

По суммарному напряжению выбираем материал лопаток, обеспечивающий необходимый коэффициент запаса прочности:

(123)

Выбираем сталь 2X13(Ж1) с пределом текучести .

4.3 Расчет диафрагмы первой нерегулируемой ступени

Диафрагмы паровых турбин испытывают действие разности давлений , вызывающей их изгиб. Оценка надежности сварной диафрагмы выполняется расчетом ее прогиба и максимального напряжения от разности давлений по упрощенной методике А.М. Валя.

Внешний диаметр, м:

По прототипу определяется:

- внутренний диаметр, м;

- средняя толщина диафрагмы, м

Максимальное напряжение в диафрагме, МПа:

, (124)

где - разность давлений, МПа:

- определяется по [1]:

Прогиб диафрагмы, м:

, (125)

где - определяется по [1];

- модуль упругости материала диафрагмы, МПа

По максимальному напряжению выбираем марку стали, обеспечивающую необходимый коэффициент запаса прочности:

(126)

Выбираем Сталь 20ХМФЛ:

- предел текучести выбранного материала, МПа [1].



5. Индивидуальное задание. Организация нерегулируемого отбора

Индивидуальное задание заключается в организации одного нерегулируемого отбора. Расход пара в отбор составляет 70% от расхода острого пара. Схема организации одного отбора представлена на рисунке 6.1.

Рисунок 5.1 - Схема турбоустановки с организацией нерегулируемого теплофикационного отбора

Для определения давления после организации отбора запишем формулу Флюгеля - Стодолы:

, (127)

где - расход пара после организации отбора, кг/с:

, (128)

- расход пара на отбор, кг/с:

(129)

Из формулы Флюгеля - Стодолы выражаем и получаем:

, (130)

Новое давление в камере отбора, бар:

Поскольку давление в камере отбора упадет, это приведет к некоторому падению давления и перед предотборной ступенью, что также можно оценить по Флюгеля - Стодолы:

, (131)

Давление перед предотборной ступенью, бар:

где для 8 ступени остается равным расходу до организации отбора, кг/с;

Определяем фиктивную скорость ступени после организации отбора, м/с:

где - новый располагаемый теплоперепад преотборной ступени;

Определяем окружную скорость ступени:

U₀ = р·d_ср·n/60

Отношение скоростей после организации отбора:

Определяем новый КПД 8 ступени:

, (132)

где - КПД ступени до организации отбора;

, (133)

- отношение скоростей до организации отбора:

Веерность ступени:

Отсюда:

Откуда КПД 8 ступени после организации отбора:

, (134)

Степень реактивности 8 ступени после организации отбора:

, (135)

где - разница степеней реактивности после и до организации отбора;

, (136)

- разница отношений скоростей после и до организации отбора;

, (137)

принимаем равной нулю.

По найденной степени реактивности определяем теплоперепады сопловой и рабочей решетки 8 ступени:

(138)

По теплоперепаду находим давление за сопловой решеткой, бар:

Находим изменения напряжений в рабочих лопатках и диафрагме 8 ступени:

, (139)

, (140)

Давление за 16 ступенью, бар:

Давление за 17 ступенью, бар:

Давление за 18 ступенью остается постоянным и равны...