Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
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
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
-iк
t
=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: 4. Потери давления в выхлопном патрубке: где Сп
– скорость пара за выходным патрубком; λ – опытный коэффициент. 5. Давление пара за последней ступенью: 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 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 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: 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: 5. Средний диаметр регулирующей ступени: 6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени: 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: 9. Средний диаметр нерегулируемой ступени: 10. Степень реактивности регулирующей ступени состоит: где 11. Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке: 12. Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке: 13. Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке: 14. Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке: 15. Энтальпия пара по заторможеным параметрам на входе в сопловый аппарат: 16. Параметры заторможенного потока из i-s диаграммы: 17. Откладываем на изоэнтропе –за сопловой решеткой: Р1
=1,805 МПа, υ1
t
=0,1615 м3
/кг, при h1
t
= h0
*- –за первой рабочей решеткой: Р2
=1,762 МПа, при h = h0
*- –за направляющей решеткой: при h = h0
*- –за второй рабочей решеткой: при h = h0
*- =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
= υ1
t
=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: 24. Выходная площадь сопловой решетки: где μ1
=0,974 – коэффициент расхода, принимаем; 25. Находим произведение: 26.Оптимальная степень парциальности: 27. Длина сопловой лопатки: 28. С учетом ранее принятого α1э
=14° и полученного числа 29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки: 30. Пересчитываем хорду: 31. Относительная толщина выходной кромки: 32. Относительная длина лопатки: уточняем выходную площадь сопловой решётки: уточняем произведение: уточняем оптимальную степень парциальности: уточняем длину сопловой лопатки: 33. Критическое давление: 34. Откладываем Ркр
на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: iкр
t
=3180 кДж/кг ; υкр
t
=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: 37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: φ=0,97. 38. Число Рейнольдса: где по Р1
=1,805 МПа, t1
t
=376,8°C, υ1
t
=0,1616 м3
/кг); 39. Коэффициент потерь энергии: 40. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки: 41. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: 42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку: 43. Потеря энергии в сопловой решетке Δhc
= ξc
* Параметры пара перед первой рабочей решеткой h1
= h1
t
+ Δhc
= 3199,5+9,864= 3209,364 кДж/кг, p1
=1,79 МПа, υ1
= 0,1641м3
/кг, t1
= 380,8 0
С. Расчет первой рабочей решетки.
44. Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки и число Маха: где υ2
t
=0,1611 м3
/кг (h2
t
=3185 кДж/кг, t2
t
=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: 49. По числу Маха и 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: 54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψр
=0,936. 55. Коэффициент потерь энергии: 56. Число Рейнольдса: где 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
= h2
t
+ Δhр
= 3185 + 11,248= 3196,24 кДж/кг, р2
= 1,745 МПа, υ2
= 0,1664 м3
/кг, t2
= 374,4 0
C. 63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой: 64. Угол характеризующий направление С2
: Поворотная решетка
65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки: 66. Число Маха: где υ1
t
’=0,1657 м3
/кг (h1
t
’=3181 кДж/кг, t1
t
’=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: 71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и 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 отношению выходную площадь поворотной решетки: эффективный угол поворотной решетки: 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
´
= h1
t
´
+ 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: 81. Относительная скорость пара на входе во вторую рабочую решетку: и ее направление: Вторая рабочая решетка
82. Теоретическая относительная скорость на выходе из второй рабочей решетки и число Маха: где υ'2
t
=0,1694 м3
/кг ( h'2
t
=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: 87. По числу Маха и 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: 91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ψ'р
=0,962. 92. Коэффициент потерь энергии: 93. Число Рейнольдса: где 94. Потери энергии во второй рабочей решетке: 95. Параметры пара за регулирующей ступенью h´2
= h2
t
´ + 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: - 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 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 в=2·δа
+Вп
=2·4+39,7=47,7мм; в) о поверхности лопаточного бандажа: где 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 ho
1нс
=50 кДж/кг. 3. Фиктивная скорость в ступени: 4. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени: 5. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени: 6. Средний диаметр не регулируемой ступени: 7. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки: 8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки: hо
c
=(1 – ρ)hо1нс
=(1 – 0,05)·50=47,5 кДж/кг. 9. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t: i1
t
=i2''
–hос
=3220,84–47,5=3173,34кДж/кг,Р1
=1,582 МПа,υ1
t
=0,1807 м3
/кг, t1
t
=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 14. Число лопаток: 15. Относительная толщина выходной кромки: 16. Относительная длина лопатки: выходную площадь сопловой решетки: длину сопловой лопатки: 17. Число Рейнольдса где Р1
=1,435 МПа, t1
t
=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 22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку: 23. Потери энергии в сопловой решетке: 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 i2
t
=3173,49 кДж/кг, Р2
=1,42 МПа; υ2
t
=0,2013 м3
/кг; t2
t
=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: 30. По числу Маха и 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 выходную площадь рабочей решетки: эффективный угол выхода из рабочей решетки: 35. Число Рейнольдса где Р2
=1,42 МПа, t2
t
=361,3°C); 36. Коэффициент скорости ψ=0,948 (рис.12). 37. Коэффициент потерь энергии: 38. Относительная скорость пара за рабочей решеткой: W2
=ψ·W2
t
=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
=i2
t
+ 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): hо
2
нс
=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: 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 10. Степень реактивности ступени принимаем ρ=0,05. 11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки: 12. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки: h*
о
c
=(1– ρ)h*
о2нс
=(1– 0,05)·55,56=52,782 кДж/кг. 13. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t: i1
t
=i*
2'
–h*
о
c
=3178,24–52,782=3125,462 кДж/кг,Р1
=1,33 МПа, υ1
t
=0,2065м3
/кг, t1
t
=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 18. Число лопаток: 19. Относительная толщина выходной кромки: 20. Относительная длина лопатки: выходную площадь сопловой решетки: длину сопловой лопатки: 21. Число Рейнольдса где Р1
=1,33 МПа, t1
t
=337,6 °C); 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 26. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку: 27. Потери энергии в сопловой решетке: 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: 34. По числу Маха и 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 выходную площадь рабочей решетки: эффективный угол выхода из рабочей решетки: 39. Число Рейнольдса 40. Коэффициент скорости ψ=0,951 (рис.12). 41. Коэффициент потерь энергии: 42. Относительная скорость пара за рабочей решеткой: W2
=ψ·W2
t
=0,951·191,6944=182,30 м/с. 43. Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой: 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 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
* ηo
е
*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: - ηo
л
рег
= 0,8163; - ηo
л
нр1
= 0,8576; - ηo
л
нр2
= 0,8674. Относительный внутренний КПД: - ηoi
= 0,7851901; - ηoi
= 0,8567; - ηoi
= 0,86653. Расчитал внутренние мощности ступеней - Ni
рс
= 12133,68 кВт; - Ni
нр1
= 4011,88 кВт; - Ni
нр2
= 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). 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).
|