Курсовая работа: Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью
Название: Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа |
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 -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 в – 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). 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). |