Доклад: Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования
« Санкт-Петербургский государственный технологический университет растительных полимеров »
Факультет промышленной энергетики
Кафедра теплосиловых установок и тепловых двигателей
Курсовая работа
по дисциплине:
Тепловые двигатели и нагнетатели
Тема: «Расчет противодавленческой турбины
с двухвенечной регулирующей ступенью»
Вариант 33
Выполнила: Калиновская Анна, 444 группа.
Проверил: Коновалов Пётр Николаевич
Санкт-Петербург
2009
Введение
В настоящее время и в ближайшей перспективе большая часть электроэнергии будет вырабатываться тепловыми (ТЭС) и атомными (АЭС) электростанциями, основным из которых, преобразующими тепловую энергию в электрическую, является паровая турбина, связанная с электрическим генератором.
Паровые турбины, как наиболее экономичные тепловые двигатели, широко применяются как в большой энергетике, так и в энергетике многих отраслей промышленности.
Современная мощная энергетическая турбина-это сложнейшая машина, состоящая из десятков тысяч деталей. Многие из них работают в очень сложных условиях, подвергаясь воздействию разных, в том числе динамических, неустановившихся сил
Турбина вместе с электрогенератором — турбоагрегат-это только часть турбоустановки, включающей много различных аппаратов и машин. Сама же турбоустановка тесно связана с паропроизводящей частью электростанции – с котлом, парогенератором, ядерным реактором. Все эти аппараты и машины взаимозависимы.
Только правильная эксплуатация паровой турбины, всей турбоустановки, которая включает пуск, и нормальное обслуживание, и остановку, позволяет электростанции бесперебойно, согласно графику и указаниям диспетчерской службы энергосистемы вырабатывать электрическую и тепловую энергию, делать это надёжно для всех элементов электростанции и с наименьшим расходом топлива.
При выполнении курсового проекта преследуются следующие цели:
1) закрепление и углубление знаний, полученных при изучении теоретического курса;
2) приобретение навыков практического применения теоретических знаний при выполнении конкретной инженерной задачи — разработке эскизного проекта многоступенчатой паровой турбины;
3) привитие инженерных навыков при пользовании справочной литературы, атласами профилей решёток турбин, заводскими расчётами и чертежами;
4) использование вычислительной техники в практической работе.
Исходные данные:
— Номинальная электрическая мощность Nэн =18 МВт;
— Параметры острого пара: Ро =3,2 МПа, to =460°С;
— Абсолютная скорость пара на входе в турбину Со =70 м/с;
— Давление пара за турбиной Рк =1,15 МПа.
— Частота вращения ротора n0=3000 об/мин.
Предварительный расчет теплового процесса турбины :
1. Определяем располагаемый теплоперепад без учета потерь давления в стопорном и регулирующем клапанах, для чего строим адиабатный процесс расширения в h-s диаграмме и определяем конечные и начальные значения энтальпий:
Ho =io -iкt =3364-3064=300 кДж/кг.
2. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах принимаем: ΔРк =0,04Ро =0,128 МПа.
3. Давление пара перед сопловыми решетками регулирующей ступени:
МПа, °С.
4. Потери давления в выхлопном патрубке:
;
где Сп – скорость пара за выходным патрубком;
λ – опытный коэффициент.
5. Давление пара за последней ступенью:
МПа.
6. Потери энергии в стопорном и регулирующем клапанах:
7. Потери энергии в выходном патрубке:
8. Располагаемый теплоперепад на проточную часть:
9. Располагаемый теплоперепад по затарможеным параметрам:
или
где-располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;
-располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.
10. Относительный внутренний КПД:
;
где ηое -относительный эффективный КПД;
ηм -механический КПД.
11. Использованный (внутренний) теплоперепад:
.
12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:
.
13. Откладываем величину Нi от точки на изоэнтропе , и при энтальпии на пересечении с изобарами Рк и Рz, получаем точки Aк и Az, характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;
iz =io -Hi =3364-228,3=3135,7 кДж/кг; υz =0,2354 м3 /кг.
14. Секундный расход пара:
;
где ηг – КПД генератора.
15. Предварительный тепловой процесс турбины:
Расчет регулирующей ступени :
1. Примем hонс =50 кДж/кг, тогда:
.
2. Фиктивная скорость в регулирующей ступени:
м/с.
3. Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени:
где m=2, число венцов регулирующей ступени;
α1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, предварительно принимаем 14°; φ=0,96 — коэффициент скорости, зависит от скорости и характеристик сопла, принимаем; ρ = 0,1- степень реактивности ступени, принимаем;
4. Окружная скорость:
м/с.
5. Средний диаметр регулирующей ступени:
м.
6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени:
м/с.
7. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:
где α1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, принимаем 17°;
φ=0,96 — коэффициент скорости, принимаем;
ρ = 0,05 — степень реактивности ступени, принимаем;
.
8. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:
м/с.
9. Средний диаметр нерегулируемой ступени:
м.
10. Степень реактивности регулирующей ступени состоит:
где степень реактивности первой рабочей решетки;
степень реактивности направляющей решетки;
степень реактивности второй рабочей решетки.
11. Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке:
кДж/кг.
12. Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке:
кДж/кг.
13. Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке:
кДж/кг.
14. Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке:
кДж/кг.
15. Энтальпия пара по заторможеным параметрам на входе в сопловый аппарат:
кДж/кг.
16. Параметры заторможенного потока из i-s диаграммы:
.
17. Откладываем на изоэнтропе теплоперепады: ;;;(рис.2) и определяем давления:
–за сопловой решеткой: Р1 =1,805 МПа, υ1t =0,1615 м3 /кг,
при h1t = h0*- = 3366,45– 166,905 = 3199,5 кДж/кг;
–за первой рабочей решеткой: Р2 =1,762 МПа,
при h = h0*- — hо1р ´ = 3366,45– 166,905 – 3,709 =3195,836кДж/кг;
–за направляющей решеткой: ,
при h = h0*- — hо1р ´ — hнр ´ = 3366,45–166,905–3,709– 5,56=3190,276 кДж/кг;
–за второй рабочей решеткой: ,
при h = h0*- — hо1р ´ — hнр ´ — hо2р ´ = 3366,45–166,905–3,709 -5,56-9,27=
=3181 кДж/кг.
18. Отношение давлений в сопловой решетке:
19. Теоретические скорости потока пара и звука на выходе из сопловой решетки:
;
.
20. Число Маха за сопловой решеткой:
.
21. Утечки пара через переднее концевое уплотнение:
где μy =0,8 — коэффициент расхода, зависящий от толщины и конструкции гребня уплотнения и величины радиального зазора;
ky =1,83 -коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δу /s;
δу /s=0,05 — принимаем;
δу =0,3мм — радиальный зазор;
s – расстояние между гребнями;
dу =0,3·dрс =0,3·0,95=0,285 м — диаметр вала на участке уплотнения;
Fу =π·dу ·δу =3,14·0,285·0,0003=0,000268 м2 — кольцевая площадь радиального зазора;
ε =Р2у /Р1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;
Р1у =Р1 =1,79 МПа, Р2у =0,1 МПа (атмосферному);
υ0= υ1t =0,1628 м3 /кг;
z=50, число гребней уплотнения, принимаем;
.
22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:
где ky =1,8 — коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δу /s;
δу /s=0,05 (принимаем);
ε=Р2у /Р1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;
Р1у =Рz =1,178 МПа, Р2у =0,1 МПа (атмосферному);
υ1 = υz =0,2354 м3 /кг;
z=32 — число гребней уплотнения, принимаем;
При заданных геометрических соотношениях длины проточных частей
уплотнений будут равны: переднего ;
заднего
23. Количество пара проходящего через сопло с учетом утечки пара через переднее концевое уплотнение:
=83,33+0,1852=83,515 кг/с.
24. Выходная площадь сопловой решетки:
, м2 ;
где μ1 =0,974 – коэффициент расхода, принимаем;
-постоянная величина, для перегретого пара равна 0,667при к=1,3;
25. Находим произведение:
м=3,32 см.
26.Оптимальная степень парциальности:
.
27. Длина сопловой лопатки:
.
28. С учетом ранее принятого α1э =14° и полученного числавыбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,78; хорда табличного значения bт =5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,03см; f=3,21см2; Wмин =0,413см3; хорда bс =5см; Iмин =0,326см4; угол установки αу =36°; к1 =bс /bт =0,962; толщина выходной кромки δ1кр =2·r2 ·к1 =0,6мм.
29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки:
принимаем =46.
30. Пересчитываем хорду:
.
31. Относительная толщина выходной кромки:
.
32. Относительная длина лопатки:
; по отношению =0,903 в соответствии с графиком зависимости μ1 =f(bс /l1 ), коэффициент μ1 =0,978.
уточняем выходную площадь сопловой решётки:
;
уточняем произведение:
м=3,3см;
уточняем оптимальную степень парциальности:
уточняем длину сопловой лопатки:
33. Критическое давление:
.
34. Откладываем Ркр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: iкрt =3180 кДж/кг; υкрt =0,1701 м3 /кг.
35. Критическая скорость:
.
36. Поскольку решетка выбрана суживающаяся то при сверхзвуковом обтекании ее необходимо найти угол отклонения потока в косом срезе:
;
=14,11°; =0,11°.
37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: φ=0,97.
38. Число Рейнольдса:
где =24·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13
по Р1 =1,805 МПа, t1t =376,8°C, υ1t =0,1616 м3 /кг);
. В связи с тем, что , режимы работы решётки находятся в области автомодельности, в которой профильные потери и, следовательно, КПД решётки практически не изменяются.
39. Коэффициент потерь энергии:
.
40. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:
.
41. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: , где =U/C1 =149,2/560,429=0,266– отношение скоростей.
42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:
; .
43. Потеря энергии в сопловой решетке
Δhc = ξc *= 0,0591*166,905 = 9,864 кДж/кг.
Параметры пара перед первой рабочей решеткой
h1 = h1t + Δhc = 3199,5+9,864= 3209,364 кДж/кг,
p1 =1,79 МПа,
υ1 = 0,1641м3 /кг,
t1 = 380,8 0С.
Расчет первой рабочей решетки.
44. Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки и число Маха:
;
где υ2t =0,1611 м3 /кг (h2t =3185 кДж/кг, t2t =369,9 °C)по h-s диаграмме точка 2t (рис.2).
45. Выходная площадь первой рабочей решетки:
;
где μ2 =0,95 – принятый коэффициент расхода.
46. Выбираем величину перекрыши:
Δlp =Δlп +Δlв =l2 –l1 =4мм;
где Δlв =2мм – перекрыша у втулки;
Δlп =2мм – перекрыша на периферии.
47. Считая, что рабочая лопатка первого венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l2 =l1 +Δlp =55,7+4=59,7 мм.
48. Эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:
;
=18,04°.
49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-26-17А и размерами: относительный шаг решетки=0,6; хорда табличного значения bт =2,57см; Вт =2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=2,07см2; Wмин =0,225см3; хорда bр =60мм; Iмин =0,215см4; угол установки αу =80°; толщина выходной кромки δкр =0,8мм.
50. Число рабочих лопаток первого венца:
.
51. Относительная толщина выходной кромки профиля:
.
52. Угол поворота потока:
Δβр =180°-(β1 +β2э )=180°-(19,08°+18,04°)=143,28°.
53. По отношению bp /l2 =1,005 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,945, и уточняем
выходную площадь первой рабочей решетки:
;
эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:
;=18,2°.
54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψр =0,936.
55. Коэффициент потерь энергии:
.
56. Число Рейнольдса:
где =22,6·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2 =1,762 МПа, t2t =373,2°C);
.Поправка на него не вносится.
57. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки первого венца:
.
58. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:
где .
59. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:
.
60. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:
.
61. Потери энергии в первой рабочей решетке:
.
62. Состояние пара за первым рабочим венцом ступени.
h2 = h2t + Δhр = 3185 + 11,248= 3196,24 кДж/кг,
р2 = 1,745 МПа,
υ2 = 0,1664 м3 /кг,
t2 = 374,4 0C.
63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:
.
64. Угол характеризующий направление С2 :
;
=28,5°.
Поворотная решетка
65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки:
.
66. Число Маха:
,
где υ1t ’=0,1657 м3 /кг (h1t ’=3181 кДж/кг, t1t ’=367,7 °C)по h-s диаграмме точка
1t ‘(рис.2).
67. Выходная площадь поворотной решетки:
где μ1 ’=0,94 –принятый коэффициент расхода.
68. Принимаем перекрышу для поворотной лопатки: Δlп =4мм.
69. Длина поворотной лопатки:.
70. Эффективный угол поворотной решетки:
;
=27,08°.
71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,55; хорда табличного значения bm =25,4мм; Вп =2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,015см; f=1,62см2; Wмин =0,168см3; хорда bп =40,3мм; Iмин =0,131см4; угол установки αу =80°; толщина выходной кромки δ1кр =0,472мм и отношением 1,581.
Число рабочих лопаток поворотной решётки:
.
72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:
.
73. Угол поворота потока в поворотной решетке:
Δαп =180°-(α2 +α'1э )=180°-(28,5°+27,08°)=124,42°.
74. По отношениюи Δαп по рис.9 находим коэффициент расхода μ'1 =0,958 и уточняем
выходную площадь поворотной решетки:
;
эффективный угол поворотной решетки:
;
=26,55°.
75. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости поворотной решетки ψп =0,94.
76. Коэффициент потерь энергии в поворотной решетке:
.
77. Число Рейнольдса:
.
78. Потери энергии в поворотной решетке:
.
79. Состояние пара за поворотной решеткой
h1´ = h1t´ + Δhп = 3181+ 4,6194 = 3185,61 кДж/кг,
р1´ = 1,725 МПа,
υ´1 = 0,1671 м3 /кг,
t'1 =369,2°C.
80. Действительная скорость выхода пара из поворотной решетки:
0,94·281,729=264,82 м/с.
81. Относительная скорость пара на входе во вторую рабочую решетку: , где =U/C'1 =149,5/264,82=0,5645 – отношение скоростей;
и ее направление: ,
Вторая рабочая решетка
82. Теоретическая относительная скорость на выходе из второй рабочей решетки и число Маха:
;
,
где υ'2t =0,1694 м3 /кг ( h'2t =3180кДж/кг)по h-s диаграмме точка 2't (рис.2).
83. Выходная площадь второй рабочей решетки:
;
где μ'2 =0,95 – принятый коэффициент расхода.
84. Выбираем величину перекрыши:
Δl'p =l'2 –lп =4,3мм.
85. Считая, что рабочая лопатка второго венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l'2 =lп +Δl'p =63,7+4,3=68 мм.
86. Эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:
;
=37,15°.
87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки=0,5; хорда табличного значения bт '=2,61см; Вр '=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=0,76см2; W'мин =0,035 см3; хорда bр '=85мм; Iмин =0,018см4; угол установки αу =75°; толщина выходной кромки δ'2кр =1,3мм и отношением .
Число рабочих лопаток второго венца:
.
88. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:
.
89. Угол поворота потока:
Δβ'2р =180°-(β'1 +β'2э )=180°-(54,4°+37,15°)=88,45°.
90. По отношению b'p /l'2 =1,25 и Δβ'2р по рис.9 находим коэффициент расхода μ'2 =0,954 и уточняем
выходную площадь второй рабочей решетки:
;
эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:
; =37,01°.
91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ψ'р =0,962.
92. Коэффициент потерь энергии:
.
93. Число Рейнольдса:
где =23·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р'2 =1,695 МПа, t'2t =366,6°C);
.
94. Потери энергии во второй рабочей решетке:
.
95. Параметры пара за регулирующей ступенью
h´2 = h2t ´ + Δhр´ = 3180+1,5123= 3181,51 кДж/кг;
p2 ´= 1,515 МПа;
υ2 ´= 0,1897 м3 /кг;
t2 ´=365,5 °C.
96. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца:
.
97. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:
где .
98. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:
.
99. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:
.
100. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:
101. Угол характеризующий направление С'2 :
102. Потери энергии с выходной скоростью:
.
103. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:
.
104. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:
Проверка:
105. Проточная часть рассчитанной регулирующей ступени:
106. Ширина профиля лопатки:
— сопловой:
— первой рабочей:
— поворотной:
— второй рабочей:
где Вт – ширина табличного профиля.
107. Осевой зазор между направляющими лопатками и рабочими лопатками принимаем равным δа =4мм.
108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:
где =(l1 +l2 +lп +l'2 )/4=(55,24+59,7+63,7+68)/4=61,66 мм.
109. Относительные потери на трение пара в дисках:
а) о торцевые поверхности:
где d – средний диаметр ступени;
F1 – выходная площадь сопловой решетки;
Ктр.д =f(Re,S/r) – коэффициент трения;
S/r=0,05, принимаем; Ктр.д =0,56·10-3
б) на трение свободных цилиндрических и конических поверхностей на ободе диска:
.
;
где =10-3, принимаем;
=а+в+с=0,022+0,0477+0,022=0,0917 м.
в=2·δа +Вп =2·4+39,7=47,7мм;
.
в) о поверхности лопаточного бандажа:
где =2·10-3, принимаем;
=d+e=0,0584+0,0814=0,1398м;
dб =d+lcp =0,95218 +0,0638=1,0159 м;
lср =(l2 +l'2 )/2=0,0638 м
;
общие потери на трение:
.
110. Потери от парциального подвода пара, складываются из потерь:
— на вентиляцию:
где Кв =0,065 – коэффициент, зависящий от геометрии ступени;
екож =0,5 – доля окружности, занимаемая кожухом и устанавливаемого на нерабочей дуге диска для уменьшения вентиляционных потерь при парциальном подводе пара;
z=2 – число венцов ступени скорости;
— потери на концах дуг сопловых сегментов (потери на выколачивание)
где Ксегм =0,25 – опытный коэффициент;
i=2 – число пар концов сопловых сегментов;
Общие:
.
111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:
ηoi =ηол – (ζтр +ζпарц )=0,8163 – (0,5432+30,566)*10-3 =0,7851908.
112. Потери энергии на трение диска:
.
113. Потери энергии от парциального впуска пара:
.
114. Откладываем потери Δhв.с, Δhтр.д, Δhпарц от точки 2' и получаем точку 2'' с параметрами:
i2 ''=i2 '+Δhв.с +Δhтр +Δhпарц =3208+6,826+0,10073+5,668=3220,84 кДж/кг
t''2 =360,1°С, υ''2 =0,1906 м3 /кг.
115. Использованный теплоперепад:
.
116. Внутренняя мощность ступени:
Ni =Go ·hi =83,33·145,609=12133,68 кВт.
117. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:
.
Проверка:
Расчет первой нерегулируемой ступени:
1. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени между изобарами Р'2 =1,695 МПа и Рz =1,178 МПа по изоэнтропе 2'' – zt ( рис.3):
Ho ''=i2'' -izt =3220,84-3091=102,58 кДж/кг.
2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени ho1нс =50 кДж/кг.
3. Фиктивная скорость в ступени:
м/с.
4. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:
.
5. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:
м/с.
6. Средний диаметр не регулируемой ступени:
м.
7. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:
.
8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:
hоc =(1 – ρ)hо1нс =(1 – 0,05)·50=47,5 кДж/кг.
9. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:
i1t =i2'' –hос =3220,84–47,5=3173,34кДж/кг, Р1 =1,582 МПа,υ1t =0,1807 м3 /кг, t1t =362,2 °С.
10. Выходная площадь сопловой решетки:
;
где μ1 =0,97 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.
11. Длина сопловой лопатки:
.
12. Число Маха:
.
13. Оставляя угол α1 =17° и принимая αо ≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-15А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения bт =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,032см; f=4,09см2; Wмин =0,575см3; хорда профиля bс =49,6мм; Iмин =0,591см4; угол установки αу =34°; толщина выходной кромки δ1кр =0,51мм.
14. Число лопаток:
.
15. Относительная толщина выходной кромки:
.
16. Относительная длина лопатки:
; по отношению =0,8 в соответствии с графиком зависимости μ1 (bс /l1 ) (рис.9), коэффициент μ1 =0,982 уточняем
выходную площадь сопловой решетки:
;
длину сопловой лопатки:
.
17. Число Рейнольдса
где =21,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по
Р1 =1,435 МПа, t1t =348,4°C);
.
18. Коэффициент скорости φ=0,976 (рис.12).
19. Коэффициент потерь энергии:
.
20. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:
.
21. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ;
где =U/C1 =148,88/300,824=0,4949 – отношение скоростей.
22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:
β1 = 32,350.
23. Потери энергии в сопловой решетке:
; откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед первой рабочей решеткой имеющей следующие параметры: Р1 =1,435 МПа; i1 =3175,99 кДж/кг;υ1 =0,1996 м3 /кг; t1 =362,6°С.
24. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:
hop =ρ·hо1нс =0,05·50=2,5 кДж/кг, откладываем его из точки 1 и получаем точку 2t с параметрами i2t =3173,49 кДж/кг, Р2 =1,42 МПа; υ2t =0,2013 м3 /кг; t2t =361,3°С.
25. Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки и число Маха:
;
.
26. Выходная площадь рабочей решетки:
;
где μ1 =0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.
27. Принимаем перекрышу Δlр =l2 – l1 =3,6мм.
28. Длина рабочей лопатки l2 =l1 +Δlр =61,6+3,6=65,2 мм.
29. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:
;
=27,59°.
30. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения bт =2,54см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=1,62см2; Wмин =0,168 см3; хорда bр =45 мм; Iмин =0,131см4; толщина выходной кромки δкр =0,5мм и углами =80°, 2,309.
31. Число лопаток:
.
32. Относительная толщина выходной кромки:
.
33. Угол поворота потока:
Δβ2р =180°-(β1 +β2э )=180°-(32,35°+27,59°)=120,06°.
34. По отношению =0,69 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,956 и уточняем
выходную площадь рабочей решетки:
;
эффективный угол выхода из рабочей решетки:
;
=27,23°.
35. Число Рейнольдса
где =21,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по
Р2 =1,42 МПа, t2t =361,3°C);
.
36. Коэффициент скорости ψ=0,948 (рис.12).
37. Коэффициент потерь энергии:
.
38. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:
W2 =ψ·W2t =0,948·182,995=173,479 м/с.
39 Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:
.
40. Угол характеризующий направление С2 :
α2 =-87,68º.
41. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:
.
42. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:
.
43. Изгибающее напряжение:
.
44. Потери энергии в рабочей решетке:
.
45. Потери энергии с выходной скоростью:
.
46. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:
.
47. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:
.
48. Число Рейнольдса:
.
59. Принимаем S/r=0,05.
50. Потери на трение в дисках:
— коэффициент потерь
где Ктр.д – определяется по рис.17
— потери энергии:
51. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:
.
52. Откладываем на рис.3 потери Δhр ,Δhтр.д ,Δhв.с получаем т.2' с параметрами:
i'2 =i2t + Δhр +Δhтр.д +Δhв.с =3173,49+1,696+0,045+3,1688=3178,39 кДж/кг, Р2 =1,42 МПа; υ'2 =0,2021 м3 /кг; t'2 =363,5°С.
53. Использованный теплоперепад:
.
54. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:
.
55. Внутренняя мощность ступени:
.
Проверка:
Расчет второй нерегулируемой ступени:
1. Состояние пара перед сопловой решеткой определяется точкой 2 (рис.3)
i2 =3082 кДж/кг, Р2 =1,42 МПа; υ2 =0,1865 м3 /кг; t2 =319,1 °С.
2. Располагаемый теплоперепад второй нерегулируемой ступени между изобарами Р2 =1,42 МПа и Рz =1,178 МПа по изоэнтропе 2 – z't ( рис.3):
hо2нс =i2 -izt '=3175,99–3123,59 =52,4 кДж/кг.
3. Располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам с учетом использования кинетической энергии от выходной скорости из предыдущей ступени:
.
4. Параметры заторможеного потока: ,
Р2* =1,615 МПа,; υ2* =0,1777 м3 /кг; t2* =365,4 °С.
5. Фиктивная скорость в ступени:
м/с.
6. Средний диаметр ступени принимаем: d=0,948 м.
7. Окружная скорость: U=148,88м/с.
8. Отношение скоростей в нерегулируемой ступени:
.
9. Угол выхода потока пара из сопловой решетки принимаем =14°.
10. Степень реактивности ступени принимаем ρ=0,05.
11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:
.
12. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:
h*оc =(1– ρ)h*о2нс =(1– 0,05)·55,56=52,782 кДж/кг.
13. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:
i1t =i*2' –h*оc =3178,24–52,782=3125,462 кДж/кг, Р1 =1,33 МПа, υ1t =0,2065м3 /кг, t1t =337,6°С.
14. Выходная площадь сопловой решетки:
,
где μ1 =0,97 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.
15. Длина сопловой лопатки:
.
16. Число Маха:
.
17. Оставляя угол α1 =14° и принимая αо ≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-12А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения bт =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,032см; f=4,09см2; Wмин =0,575см3; хорда профиля bс =49,6мм; Iмин =0,591см4; угол установки αу =34°; толщина выходной кромки δ1кр =0,51мм.
18. Число лопаток:
.
19. Относительная толщина выходной кромки:
.
20. Относительная длина лопатки:
; по отношению =0,654 в соответствии с графиком зависимости μ1 (bс /l1 ) (рис.9), коэффициент μ1 =0,982 уточняем
выходную площадь сопловой решетки:
;
длину сопловой лопатки:
.
21. Число Рейнольдса
где =20,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по
Р1 =1,33 МПа, t1t =337,6 °C);
; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.
22. Коэффициент скорости φ=0,976 (рис.12).
23. Коэффициент потерь энергии:
.
24. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:
.
25. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку:
где =U/C1 =148,88/317,107=0,469 – отношение скоростей.
26. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:
β1 = 260.
27. Потери энергии в сопловой решетке:
; откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед первой рабочей решеткой имеющей следующие параметры:
Р1 =1,33 МПа;i1 =3127,963 кДж/кг;υ1 =0,2071 м3 /кг; t1 =339,4 °С.
28. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:
откладываем адиабату из точки 1 до давления Рz =Р2 =1,178 МПа и получаем точку 2t с параметрами izt ''=3125,188 кДж/кг, υzt ''=0,2334м3 /кг; tzt ''=336,5°С;
.
29. Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки и число Маха:
;
.
30. Выходная площадь рабочей решетки:
,
где μ2 =0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.
31. Принимаем перекрышу Δlр =l2 – l1 =3,7 мм.
32. Длина рабочей лопатки l2 =l1 +Δlр =74,8+3,7=78,5 мм.
33. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:
;
=26,59°.
34. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения bт =2,56см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=1,85см2; Wмин =0,234см3; хорда bр =40 мм; Iмин =0,205см4; толщина выходной кромки δкр =0,5мм и угол =80°,2,675.
35. Число лопаток:
.
36. Относительная толщина выходной кромки:
.
37. Угол поворота потока:
Δβ2р =180°-(β1 +β2э )=180°-(26°+26,59°)=127,41°.
38. По отношению =0,509 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,958 и уточняем
выходную площадь рабочей решетки:
;
эффективный угол выхода из рабочей решетки:
;
=25°.
39. Число Рейнольдса
=20,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2 =1,178 МПа, t''zt =336,5 °C);
; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.
40. Коэффициент скорости ψ=0,951 (рис.12).
41. Коэффициент потерь энергии:
.
42. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:
W2 =ψ·W2t =0,951·191,6944=182,30 м/с.
43. Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:
44. Угол характеризующий направление С2 :
45. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:
,
где
46. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:
.
47. Изгибающее напряжение:
.
48. Потери энергии в рабочей решетке:
.
49. Потери энергии с выходной скоростью:
.
50. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:
.
51. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:
.
52. Число Рейнольдса:
.
53. S/r=0,05, принимаем.
54. Потери на трение в дисках:
— коэффициент потерь
где Ктр.д – определяется по рис.17
— потери энергии:
.
55. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:
.
56. Откладываем на рис.3 потери Δhр ,Δhтр.д ,Δhв.с получаем т.z с параметрами:
iz =izt ''+ Δhр +Δhтр.д +Δhв.с =3120+1,7564+0,0501+3,108=3125,87 кДж/кг, Рz =1,178 МПа; υz =0,2335м3 /кг; tz =336,9 °С.
57. Использованный теплоперепад:
58. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:
.
59. Внутренняя мощность ступени:
.
Проверка:
60. Геометрические характеристики нерегулируемой ступени:
1. Коэффициент возврата тепла:
.
где — сумма располагаемых теплоперепадов ступеней;
2. Относительный внутренний КПД проточной части:
.
3. Относительный внутренний КПД турбины:
.
4. Развиваемая внутренняя мощность:
.
5. Расчетный относительный эффективный КПД турбины:
6.Расчетная номинальная электрическая мощность
Nэн = ηг * ηoе *H0 * G0 = 0,96*0,7768055*300*83,33= 18642,586 кВт.
Nэн ’= ηм * ηг * Ni =0,985*0,96*19715,16=18642,655кВт.
Невязка мощности: .
Вывод
На основе задания на курсовой проект, мною были рассчитаны: регулирующая и две нерегулируемых ступени противодавленческой турбины.
В результате расчета были получены следующие геометрические характеристики ступеней:
— dрег = 952,18 мм;
— dнр1 = 948 мм;
— dнр2 = 948 мм.
Также были расчитаны КПД.
Относительный лопаточный КПД:
— ηoлрег = 0,8163;
— ηoлнр1 = 0,8576;
— ηoлнр2 = 0,8674.
Относительный внутренний КПД:
— ηoi = 0,7851901;
— ηoi = 0,8567;
— ηoi = 0,86653.
Расчитал внутренние мощности ступеней
— Niрс = 12133,68 кВт;
— Niнр1 = 4011,88 кВт;
— Niнр2 = 4025,247кВт.
Расчетная номинальная электрическая мощность турбины
Nэн = 18642,586 кВт, что в пределах допустимого значения совпадает с исходной Nэн = 18642,655 кВт.
Список используемой литературы:
1. Никольский Н.И., Луканин П.В. Тепловые двигатели для ЦБП (Теория паровых турбин). Учебное пособие: СПбТИЦБП. СПб., 1992, 108 с.
2. Луканин П.В., Короткова Т.Ю. Тепловые двигатели для ЦБП ( Конструкция и эксплуатация паровых турбин): Учебное пособие/СПбГТУ РП. СПб., 2003, 100 с.
3.Методические указания к курсовому проекту(20-12,20-13).