Регулирующая ступень. Группы ступеней в многоступенчатой турбине

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет регулирующей ступени турбины

1. Регулирующая ступень турбомашин

При разработке проектов турбомашин стремятся получить высокие значения КПД. Известно, что КПД турбины зависит от КПД ее ступеней.

Для расчета оптимальной работы турбины, цилиндра (работы с максимальным КПД) необходимо рассчитать регулирующую ступень, т.к. она определяет экономичность работы всей турбины в целом. Регулирующая ступень воспринимает на себя меняющиеся располагаемые теплоперепады при изменений пропуска пара от нуля до максимума.

Регулирующая ступень конструктивно размещена первой по ходу пара через проточную часть турбины.

Теоретический процесс расширения пара в турбине

По среднему диаметру ступени: , прнимаю для расчета:

Для отношения скоростей одновенечных дисков: (расчет произведен на, которые ниже сведены в таблицу №1);

Реактивность ступени рабочих лопаток и средняя реактивность:

принимаю для расчета:

Ниже приведен расчет на одно из значении, а именно на.

Определение теоретического теплоперепада на регулирующую ступень можно произвести по формуле:

U-окружная скорость на окружности диска, проходящей через середину диска (путь, который проходят лопатки в течении одной секунды);

Xa-относительная скорость.

Найдем окружную скорость:

где -частота вращения ротора, тогда

Энтальпия точки входа потока в регулирующую ступень определена из h-S диаграммы и равна:

Располагаемый теплоперепад на сопловые и рабочие решетки регулирующей ступени определятся с учетом степени реактивности. Степень реактивности- это отношение теплоперепада на рабочие решетки к теплоперепаду ступени. Когда степень реактивности невелика (до 0,2-0,25), тогда ступень называется активной, причем иногда указывается, что это активная ступень с небольшой степенью реактивности. Если степень реактивности значительна (0,4-0,6), то такая ступень называется реактивной. Небольшая реактивность обеспечивает лучшее обтекание профиля лопаток и влияет на величину потерь энергии от утечек пара через уплотнения (радиальные). С учетом принятой реактивности в 10% теплоперепады определяться по формулам:

2. Расчет соплового аппарата регулирующей ступени

Теоретическую скорость на выходе из соплового аппарата регулирующей ступени определим:

Скорость пара в паропроводах (входная скорость в сопловые решетки). Для перегретого пара значение по рекомендациям принимается 50 , тогда

Площадь выходного сечения сопловой решетки определяем из уравнения сплошности потока:

G-уточненный расход пара через турбину (в нашем случае G=388);

V1t-удельный объем пара, в теоретической точке выхода потока пара из сопловых решеток который определяется из h-S диаграммы:

Процесс расширения пара в сопловом аппарате

Коэффициент расхода пара через сопловые каналы (зависит от реактивности и состояния пара - в данном случае перегретый пар) определяется из графика:

Коэффициент расхода представляет собой отношение действительного расхода пара через решетку к теоретическому.

Принимаю для расчета, тогда

Задаваясь высотой сопловых решеток и степенью парциальности -длина дуги, занятой сопловой решеткой, отнесенная ко всей окружности (принимаю по рекомендации для турбины К-500-240 из лекций) можно найти угол выхода потока из сопловых решеток по формуле (рекомендуемые пределы угла, т.к. при уменьшении угла увеличивается рассеивание потока на пути: выход из сопловых и вход в рабочие решетки):

Для определения действительной скорости потока на выходе из сопловых решеток необходимо из графика найти значение скоростного коэффициента:

Принимаю для расчет.

Скорость определяем по формуле:

Так как процесс течения пара в проточной части турбины реальный (действительный) т.е. имеет место трение пара о поверхность решеток, тогда необходимо найти потери энергии в сопловых каналах:

Относительную скорость потока на выходе из сопловых каналов можно определить из треугольника скоростей и из аналитической зависимости:

Из аналитической зависимости:

Из треугольника скоростей:

3. Расчет рабочего аппарата регулирующей ступени

Реальное течение в сопловых решетках определяется изменением энтропии от точки «1t» до точки «1». Вследствие этого теоретический процесс в рабочих решетках будет начинаться не из точки «1t» а из точки «1».

Отложив от точки «1» теоретический теплоперепад на рабочие решетки, мы определим параметры пара () на выходе из рабочих решеток, что позволит произвести расчет рабочего аппарата:

Процесс действительного расширения пара в сопловых решетках и теоретического в рабочем аппарате

Определяю относительную теоретическую скорость на выходе из рабочих решеток:

отношение

Есть входная кинетическая энергия потока, тогда

Выходная площадь рабочих решеток:

G-уточненный расход пара через турбину: G=388 ;

Коэффициент расхода пара через рабочие решетки определяется для перегретого пара с учетом степени реактивности:

Для расчета принимаю, тогда

Высоту рабочей решетки (лопаток) можно определить с учетом «перекрыши»- (перекрыша-разность высот сопловых и рабочих решеток) между сопловыми и рабочими решетками:

Согласно перекрыши определим угол выхода потока из рабочей решетки регулирующей ступени:

Для определения действительной скорости потока на выходе из рабочих решеток необходимо из графика найти значение скоростного коэффициента для рабочих решеток (представляет собой отношение действительной скорости выхода пара из решетки к теоретической), который учитывает потери энергии:

Высота рабочей решетки с учетом перекрыши;

Принимаю для расчет.

Относительную действительную скорость выхода потока из рабочих решеток определяем по формуле:

Потери энергий в рабочих решетках найдем из формулы:

Абсолютная скорость потока пара покидающего рабочую решетку можно определить из треугольника скоростей и из аналитической зависимости:

1. Из аналитической зависимости:

2. Из треугольника скоростей:

Потери энергии с выходной скорости:

Потери энергии с выходной скорости регулирующей ступени могут быть полезно использованы в первой ступени давления (ступени находящейся за регулирующей)

В оценке относительного лопаточного КПД т.е. в оценке технического совершенства проточной части регулирующей ступени рассматривается располагаемая энергия ступени:

Входная энергия ступени.

Относительный лопаточный КПД можно оценить (рассчитать) согласно формулы:

Относительный лопаточный КПД определяет степень совершенства ступени. Расчет на другие значения Ха сведем в таблицу №1.

Таблица №1.

Название и формула	Обозначение	Размерность	Значение


Диаметр регулирующей ступени
Начальная энтальпия (энтальпия точки «0»)
Начальная температура (температура точки «0»)
Степень реактивности (ср=1012%)- для одновенечных дисков
Степень реактивности для рабочих лопаток одновенечных дисков
Располагаемый теплоперепад на рабочие аппарат (решетки):
Располагаемый теплоперепад на сопловые решетки:
Теоретическая скорость для адиабатического процесса:
Определяем давление в точке 1t (на выходе из сопловых каналов)
Определяем теоретическую скорость на выходе из сопловых каналов:
Входная скорость в сопловые каналы:
Коэффициент расхода пара через сопловые каналы
Уточненный расход пара
Площадь сопловых каналов:
Степень парциальности регулирующей ступени (e=0,60,65)
Высота сопловых каналов (lc=3045)
Угол выхода потока из сопловых каналов:		Градусы ()
Принимаем скоростной коэффициент для сопловых каналов ()
Определяем действительную скорость пара на выходе из сопловых каналов:

Определение относительной скорости из аналитической зависимости:
Окружная скорость: , где
Отложив от точки 1t потери в сопловых каналах и проведя линию постоянной энтальпий, получим точку 1, в которой определим параметры.
Определяем параметры пара в точке 2t
Определяем относительную теоретическую скорость на выходе из рабочих решеток:
Площадь рабочих каналов:
Коэффициент расхода для рабочих решеток лежит в пределах (;
Относительный угол выхода потока из рабочих решеток можно определить с учетом перекрыши в П=3 мм:		Градусы ()
Принимаем скоростной коэффициент для рабочих каналов
Действительная относительная скорость:
Определяем потери (тепловые) энергии в сопловых каналах:
Определяю абсолютную скорость потока на выходе из рабочих решеток:
Отложив от точки 2t потери в сопловых каналах и проведя линию постоянной энтальпий, получим точку 2, в которой определим параметры рабочего тела.
Входная кинетическая энергия для точки «2»
Располагаемая энергия:
КПД относительный лопаточный:

По данным таблицы №1 строим график, зависимости:

Из графика видно что наибольшее значение КПД соответствует значению Ха=0,475-оптимальное, а это значит, что дальнейший расчет (расчет нерегулируемых ступеней) необходимо производить на оптимальное значение КПД.

4. Расчет относительного внутреннего КПД регулирующей ступени

Относительный внутренний КПД определяем:

Относительный лопаточный КПД регулирующей ступени;

Относительные потери энергии на трение диска регулирующей ступени о пар и потери на вентиляцию;

Относительные потери энергии от утечек пара из проточной части.

Потери на трение и вентиляцию определяем из отношения мощностей:

Мощность, затрачиваемая на преодоление силы трения и вентиляционных сопротивлении связанных с режимом течения пара в проточной части;

Теоретическая мощность регулирующей ступени:

Расход пара прошедшего через регулирующую ступень (уточненный расход пара на турбину G=388);

Располагаемый теоретический теплоперепад на регулирующую ступень (), тогда

Мощность затрачиваемую на трение и вентиляцию определяю:

Коэффициент зависящий от состояния пара (для перегретого);

А- опытный коэффициент, зависящий от формы камеры, для дисков, расположенных в тесной камере А=1;

d- средний диаметр регулирующей ступени (м);

z- число рабочих венцов диска (одновенечный диск) z=1;

B- опытный коэффициент для одновенечного диска принимаю по рекомендации [лекции] В=0,027;

е- степень парциальности (в данном случае е=0,63);

ек- доля рабочей решетки защищенной кожухом: ;

lл- высота рабочей решетки (lл=0,045 м);

U- окружная скорость (U=154);

Плотность пара: , где -удельный объем пара на выходе из регулирующей ступени

турбина сопловой пар ступень регулирующий

Найдем коэффициент утечек:

Для нахождения коэффициента потерь энергии от утечек необходимо найти расход пара, который пройдет через уплотнения турбины вследствие большой разности давлений (давление в турбине и давление атмосферы):

Расход пара через уплотнения (протечки):

Давление пара на входе в регулирующую ступень ();

Объем пара на входе в регулирующую ступень ();

Число гребней уплотнения (, где l-длинна уплотнений снимаемая с прототипа);

Степень падения давления (для отверстий с острой кромкой)

Коэффициент расхода пара зависящий от вида уплотнения (от вида гребней уплотнения): для гребня с острой кромкой:

Кольцевая площадь, через которую протекает пара:

Диаметр вала (снимаем с прототипа турбины) ;

Зазор между валом и гребнем уплотнения принимаю;

Найдем КПД относительный внутренний:

Через коэффициенты относительных потерь () найдем потери энергии:

Потери энергии с выходной скорости.

Суммарные потери энергии регулирующей ступени:

Суммарные потери будут определять действительную точку выхода из регулирующей ступени (точка входа в первую ступень давления) обозначим эту точку буквой «А».

В следствие реального течения пара через регулирующую ступень (то, есть имеют место потери) процесс в h-S диаграмме будет иметь вид:

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

Расчет тепловой схемы турбоагрегата, величины расхода пара на турбину, регулирующей ступени, диска и лопаток последней ступени. Построение треугольников скоростей ступеней ЦВД. Изучение процесса расширения пара, технических показателей турбоустановки.

курсовая работа , добавлен 04.04.2012

Принцип работы и технические характеристики газотурбинной установки ГТК-25ИР. Демонтаж верхней и нижней половины соплового аппарата ступени турбины высокого давления. Разборка подшипников ротора и соплового аппарата. Разлопачивание диска турбины.

курсовая работа , добавлен 24.07.2015

Определение основных геометрических размеров меридионального сечения ступени турбины. Расчет параметров потока в сопловом аппарате ступени на среднем диаметре. Установление параметров потока по радиусу проточной части при профилировании лопаток.

курсовая работа , добавлен 14.11.2017

Разработка конструкции и построение одноцилиндровой однопоточной турбины высокого давления типа ВК-50-1. Расчет двухвенечной регулирующей ступени и располагаемые теплоперепады в ее решетках. Каталог профилей лопаток и вычисление опорного подшипника.

курсовая работа , добавлен 28.04.2011

Расчет ступени центробежного насоса с осевым входом жидкости, с назад загнутыми лопатками. Построение треугольников скоростей на входе и выходе из рабочего колеса, параметры и основные размеры ступени. Переход на другую частоту вращения ротора насоса.

контрольная работа , добавлен 15.02.2012

Расчет параметров потока и построение решеток профилей для компрессора и турбины. Профилирование рабочей лопатки компрессора, газодинамический и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе. Кинематические параметры ступени турбины.

практическая работа , добавлен 01.12.2011

Расчет вала винта. Проектирование оси сателлитов планетарной ступени. Расчет специальных опор качения, роликов ступени перебора. Проверка подшипников качения по динамической грузоподъемности. Расчет болтового соединения и шлицевых соединений на прочность.

курсовая работа , добавлен 17.02.2012

Проектирование и кинематический расчет электродвигателя редуктора двухступенчатого соосного двухпоточного с внутренним зацеплением тихоходной ступени. Расчет быстроходной ступени привода, валов редуктора, подбор и проверочный расчет шпонок, подшипников.

курсовая работа , добавлен 22.05.2009

Расчет жидкостного ракетного двигателя (ЖРД), используемого на второй ступени баллистической ракеты. Технологический процесс сборки фермы полезной нагрузки. Оценка предполагаемых затрат на проект. Основные моменты безопасности и экологичности проекта.

дипломная работа , добавлен 23.11.2009

Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет тихоходной ступени привода. Проверочный расчет по контактным напряжениям. Проверочный расчет зубьев на изгиб и быстроходной ступени привода.

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

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 N эн =18 МВт;

Параметры острого пара: Р о =3,2 МПа, t o =460°С;

Абсолютная скорость пара на входе в турбину С о =70 м/с;

Давление пара за турбиной Р к =1,15 МПа.

Частота вращения ротора n 0 =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:

H o =i o -i к t =3364-3064=300 кДж/кг.

2. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах принимаем: ΔР к =0,04Р о =0,128 МПа.

3. Давление пара перед сопловыми решетками регулирующей ступени:

4. Потери давления в выхлопном патрубке:

где С п – 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:

где-располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;

Располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.

10. Относительный внутренний КПД:

;

где η ое -относительный эффективный КПД;

η м -механический КПД.

11. Использованный (внутренний) теплоперепад:

12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:

13. Откладываем величину Н i от точки на изоэнтропе , и при энтальпии на пересечении с изобарами Р к и Р z , получаем точки A к и A z , характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;

i z =i o -H i =3364-228,3=3135,7 кДж/кг; υ z =0,2354 м 3 /кг.

14. Секундный расход пара:

где η г – КПД генератора.

15. Предварительный тепловой процесс турбины:

Расчет регулирующей ступени :

1. Примем h онс =50 кДж/кг, тогда:

2. Фиктивная скорость в регулирующей ступени:

3. Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени:

где m=2,число венцов регулирующей ступени;

α 1 – 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:

м.

6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени:

7. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

где α 1 – 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:

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:

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 теплоперепады: ;;;(рис.2) и определяем давления:

–за сопловой решеткой: Р 1 =1,805 МПа, υ 1 t =0,1615 м 3 /кг,

при h 1 t = h 0 *- = 3366,45– 166,905 = 3199,5 кДж/кг;

–за первой рабочей решеткой: Р 2 =1,762 МПа,

при h = h 0 *- - h о1р ´ = 3366,45– 166,905 – 3,709 =3195,836кДж/кг;

–за направляющей решеткой: ,

при h = h 0 *- - h о1р ´ - h нр ´ = 3366,45–166,905–3,709– 5,56=3190,276 кДж/кг;

–за второй рабочей решеткой: ,

при h = h 0 *- - h о1р ´ - h нр ´ - h о2р ´ = 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 μ y =0,8 - коэффициент расхода, зависящий от толщины и конструкции гребня уплотнения и величины радиального зазора;

k y =1,83 -коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δ у /s;

δ у /s=0,05 - принимаем;

δ у =0,3мм - радиальный зазор;

s – расстояние между гребнями;

d у =0,3·d рс =0,3·0,95=0,285 м - диаметр вала на участке уплотнения;

F у =π·d у ·δ у =3,14·0,285·0,0003=0,000268 м 2 - кольцевая площадь радиального зазора;

ε =Р 2у /Р 1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р 1у =Р 1 =1,79 МПа, Р 2у =0,1 МПа (атмосферному);

υ 0 = υ 1 t =0,1628 м 3 /кг;

z=50, число гребней уплотнения, принимаем;

22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:

где k y =1,8 - коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δ у /s;

δ у /s=0,05 (принимаем);

ε=Р 2у /Р 1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р 1у =Р z =1,178 МПа, Р 2у =0,1 МПа (атмосферному);

υ 1 = υ z =0,2354 м 3 /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:

,м 2 ;

где μ 1 =0,974 – коэффициент расхода, принимаем;

-постоянная величина, для перегретого пара равна 0,667при к=1,3;

25. Находим произведение:

26.Оптимальная степень парциальности:

27. Длина сопловой лопатки:

28. С учетом ранее принятого α 1э =14° и полученного числа выбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,78; хорда табличного значения b т =5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,03см; f=3,21см 2 ; W мин =0,413см 3 ; хорда b с =5см; I мин =0,326см 4 ; угол установки α у =36°; к 1 =b с /b т =0,962; толщина выходной кромки δ 1кр =2·r 2 ·к 1 =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 μ 1 =f(b с /l 1), коэффициент μ 1 =0,978.

уточняем выходную площадь сопловой решётки:

уточняем произведение:

уточняем оптимальную степень парциальности:

уточняем длину сопловой лопатки:

33. Критическое давление:

34. Откладываем Р кр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: i кр t =3180 кДж/кг; υ кр t =0,1701 м 3 /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 Р 1 =1,805 МПа, t 1 t =376,8°C, υ 1 t =0,1616 м 3 /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/C 1 =149,2/560,429=0,266– отношение скоростей.

42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

43. Потеря энергии в сопловой решетке

Δh c = ξ c *= 0,0591*166,905 = 9,864 кДж/кг.

Параметры пара перед первой рабочей решеткой

h 1 = h 1 t + Δh c = 3199,5+9,864= 3209,364 кДж/кг,

p 1 =1,79 МПа,

υ 1 = 0,1641м 3 /кг,

t 1 = 380,8 0 С.

Расчет первой рабочей решетки.

44. Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки и число Маха:

где υ 2 t =0,1611 м 3 /кг (h 2 t =3185 кДж/кг, t 2 t =369,9 °C)по h-s диаграмме точка 2 t (рис.2).

45. Выходная площадь первой рабочей решетки:

;

где μ 2 =0,95 – принятый коэффициент расхода.

46. Выбираем величину перекрыши:

Δl p =Δl п +Δl в =l 2 –l 1 =4мм;

где Δl в =2мм – перекрыша у втулки;

Δl п =2мм – перекрыша на периферии.

47. Считая, что рабочая лопатка первого венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l 2 =l 1 +Δl p =55,7+4=59,7 мм.

48. Эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-26-17А и размерами: относительный шаг решетки=0,6; хорда табличного значения b т =2,57см; В т =2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=2,07см 2 ; W мин =0,225см 3 ; хорда b р =60мм; I мин =0,215см 4 ; угол установки α у =80°; толщина выходной кромки δ кр =0,8мм.

50. Число рабочих лопаток первого венца:

51. Относительная толщина выходной кромки профиля:

52. Угол поворота потока:

Δβ р =180°-(β 1 +β 2э)=180°-(19,08°+18,04°)=143,28°.

53. По отношению b p /l 2 =1,005 и Δβ р по рис.9 находим коэффициент расхода μ 2 =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 ψ р =0,936.

55. Коэффициент потерь энергии:

56. Число Рейнольдса:

где =22,6·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р 2 =1,762 МПа, t 2 t =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:

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.

h 2 = h 2 t + Δh р = 3185 + 11,248= 3196,24 кДж/кг,

р 2 = 1,745 МПа,

υ 2 = 0,1664 м 3 /кг,

t 2 = 374,4 0 C.

63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

64. Угол характеризующий направление С 2:

Поворотная решетка

65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки:

66. Число Маха:

где υ 1 t ’=0,1657 м 3 /кг (h 1 t ’=3181 кДж/кг, t 1 t ’=367,7 °C)по h-s диаграмме точка

1 t ‘(рис.2).

67. Выходная площадь поворотной решетки:

где μ 1 ’=0,94 –принятый коэффициент расхода.

68. Принимаем перекрышу для поворотной лопатки: Δl п =4мм.

69. Длина поворотной лопатки:.

70. Эффективный угол поворотной решетки:

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 b m =25,4мм; В п =2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,015см; f=1,62см 2 ; W мин =0,168см 3 ; хорда b п =40,3мм; I мин =0,131см 4 ; угол установки α у =80°; толщина выходной кромки δ 1кр =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:

Δα п =180°-(α 2 +α" 1э)=180°-(28,5°+27,08°)=124,42°.

74. По отношению и Δα п по рис.9 находим коэффициент расхода μ" 1 =0,958 и уточняем

выходную площадь поворотной решетки:

;

эффективный угол поворотной решетки:

75. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости поворотной решетки ψ п =0,94.

76. Коэффициент потерь энергии в поворотной решетке:

77. Число Рейнольдса:

78. Потери энергии в поворотной решетке:

79. Состояние пара за поворотной решеткой

h 1 ´ = h 1 t ´ + Δh п = 3181+ 4,6194 = 3185,61 кДж/кг,

р 1 ´ = 1,725 МПа,

υ ´ 1 = 0,1671 м 3 /кг,

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" 2 t =0,1694 м 3 /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 –l п =4,3мм.

85. Считая, что рабочая лопатка второго венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l" 2 =l п +Δl" p =63,7+4,3=68 мм.

86. Эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки=0,5; хорда табличного значения b т "=2,61см; В р "=2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=0,76см 2 ; W" мин =0,035 см 3 ; хорда b р "=85мм; I мин =0,018см 4 ; угол установки α у =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:

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" 2 t =366,6°C);

94. Потери энергии во второй рабочей решетке:

95. Параметры пара за регулирующей ступенью

h´ 2 = h 2 t ´ + Δh р ´ = 3180+1,5123= 3181,51 кДж/кг;

p 2 ´= 1,515 МПа;

υ 2 ´= 0,1897 м 3 /кг;

t 2 ´=365,5 °C.

96. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца:

97. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

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 В т – ширина табличного профиля.

107. Осевой зазор между направляющими лопатками и рабочими лопатками принимаем равным δ а =4мм.

108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:

где =(l 1 +l 2 +l п +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;

F 1 – выходная площадь сопловой решетки;

К тр.д =f(Re,S/r) – коэффициент трения;

S/r=0,05, принимаем; К тр.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·δ а +В п =2·4+39,7=47,7мм;

в) о поверхности лопаточного бандажа:

где =2·10 -3 , принимаем;

D+e=0,0584+0,0814=0,1398м;

d б =d+l cp =0,95218 +0,0638=1,0159 м;

l ср =(l 2 +l" 2)/2=0,0638 м

общие потери на трение:

110. Потери от парциального подвода пара, складываются из потерь:

На вентиляцию:

где К в =0,065 – коэффициент, зависящий от геометрии ступени;

е кож =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 К сегм =0,25 – опытный коэффициент;

i=2 – число пар концов сопловых сегментов;

111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:

η oi =η ол – (ζ тр +ζ парц)=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 Δh в.с, Δh тр.д, Δh парц от точки 2" и получаем точку 2"" с параметрами:

i 2 ""=i 2 "+Δh в.с +Δh тр +Δh парц =3208+6,826+0,10073+5,668=3220,84 кДж/кг

t"" 2 =360,1°С, υ"" 2 =0,1906 м 3 /кг.

115. Использованный теплоперепад:

116. Внутренняя мощность ступени:

N i =G o ·h i =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 Р z =1,178 МПа по изоэнтропе 2"" – z t (рис.3):

H o ""=i 2"" -i zt =3220,84-3091=102,58 кДж/кг.

2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени h o 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:

h о c =(1 – ρ)h о1нс =(1 – 0,05)·50=47,5 кДж/кг.

9. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:

i 1 t =i 2"" –h ос =3220,84–47,5=3173,34кДж/кг,Р 1 =1,582 МПа,υ 1 t =0,1807 м 3 /кг, t 1 t =362,2 °С.

10. Выходная площадь сопловой решетки:

;

11. Длина сопловой лопатки:

12. Число Маха:

13. Оставляя угол α 1 =17° и принимая α о ≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-15А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения b т =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,032см; f=4,09см 2 ; W мин =0,575см 3 ; хорда профиля b с =49,6мм; I мин =0,591см 4 ; угол установки α у =34°; толщина выходной кромки δ 1кр =0,51мм.

14. Число лопаток:

15. Относительная толщина выходной кромки:

16. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,8 в соответствии с графиком зависимости μ 1 (b с /l 1) (рис.9), коэффициент μ 1 =0,982 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

17. Число Рейнольдса

Р 1 =1,435 МПа, t 1 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 =U/C 1 =148,88/300,824=0,4949 – отношение скоростей.

22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

β 1 = 32,35 0 .

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: Р 1 =1,435 МПа; i 1 =3175,99 кДж/кг;υ 1 =0,1996 м 3 /кг; t 1 =362,6°С.

24. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

h op =ρ·h о1нс =0,05·50=2,5 кДж/кг, откладываем его из точки 1 и получаем точку 2 t с параметрами i 2 t =3173,49 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ 2 t =0,2013 м 3 /кг; t 2 t =361,3°С.

25. Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки и число Маха:

26. Выходная площадь рабочей решетки:

;

где μ 1 =0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

27. Принимаем перекрышу Δl р =l 2 – l 1 =3,6мм.

28. Длина рабочей лопатки l 2 =l 1 +Δl р =61,6+3,6=65,2 мм.

29. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:

30. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения b т =2,54см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=1,62см 2 ; W мин =0,168 см 3 ; хорда b р =45 мм; I мин =0,131см 4 ; толщина выходной кромки δ кр =0,5мм и углами =80°, 2,309.

31. Число лопаток:

32. Относительная толщина выходной кромки:

33. Угол поворота потока:

Δβ 2р =180°-(β 1 +β 2э)=180°-(32,35°+27,59°)=120,06°.

34. По отношению =0,69 и Δβ р по рис.9 находим коэффициент расхода μ 2 =0,956 и уточняем

выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

35. Число Рейнольдса

где =21,8·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р 2 =1,42 МПа, t 2 t =361,3°C);

36. Коэффициент скорости ψ=0,948 (рис.12).

37. Коэффициент потерь энергии:

38. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:

W 2 =ψ·W 2 t =0,948·182,995=173,479 м/с.

39 Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:

40. Угол характеризующий направление С 2:

α 2 =-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 К тр.д – определяется по рис.17

Потери энергии:

51. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:

52. Откладываем на рис.3 потери Δh р,Δh тр.д,Δh в.с получаем т.2" с параметрами:

i" 2 =i 2 t + Δh р +Δh тр.д +Δh в.с =3173,49+1,696+0,045+3,1688=3178,39 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ" 2 =0,2021 м 3 /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)

i 2 =3082 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ 2 =0,1865 м 3 /кг; t 2 =319,1 °С.

2. Располагаемый теплоперепад второй нерегулируемой ступени между изобарами Р 2 =1,42 МПа и Р z =1,178 МПа по изоэнтропе 2 – z" t (рис.3):

h о 2 нс =i 2 -i zt "=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: ,

Р 2 * =1,615 МПа, ; υ 2 * =0,1777 м 3 /кг; t 2 * =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 =14°.

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:

i 1 t =i * 2" –h * о c =3178,24–52,782=3125,462 кДж/кг,Р 1 =1,33 МПа, υ 1 t =0,2065м 3 /кг, t 1 t =337,6°С.

14. Выходная площадь сопловой решетки:

где μ 1 =0,97 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

N эн = η г * η o е *H 0 * G 0 = 0,96*0,7768055*300*83,33= 18642,586 кВт.

N эн ’= η м * η г * N i =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:

D рег = 952,18 мм;

D нр1 = 948 мм;

D нр2 = 948 мм.

Также были расчитаны КПД.

Относительный лопаточный КПД:

- η o л рег = 0,8163;

- η o л нр1 = 0,8576;

- η o л нр2 = 0,8674.

Относительный внутренний КПД:

- η oi = 0,7851901;

- η oi = 0,8567;

- η oi = 0,86653.

Расчитал внутренние мощности ступеней

N i рс = 12133,68 кВт;

N i нр1 = 4011,88 кВт;

N i нр2 = 4025,247кВт.

Расчетная номинальная электрическая мощность турбины

N эн = 18642,586 кВт, что в пределах допустимого значения совпадает с исходной N эн = 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).

В турбинах с сопловым парораспределением первая ступень, работающая с изменяющейся степенью парциальности при изменении расхода пара, называется регулирующей. Сопла регулирующей ступени объединены в группы, расположенные в сопловых коробках. Каждая сопловая коробка сообщается со своим регулирующим клапаном. Обычно турбина имеет четыре регулирующих клапана, следовательно, четыре сопловых коробки, четыре группы сопел. При сопловом парораспреде-лении регулирующие клапаны работают последовательно, поэтому по мере открытия или прикрытия клапанов изменяется число активных сопел, следовательно, изменяется степень парциальности ступени. И даже при всех полностью открытых клапанах степень парциальности регулирующей ступени меньше единицы за счет промежутков между сопловыми коробками. Регулирующая ступень конструктивно отделена от последующих ступеней. Это обеспечивает интенсивное перемешивание пара и относительно равномерное распределение его по окружности последующих ступеней, что способствует их нормальной работе. На регулирующую ступень назначается повышенный теплоперепад. Регулирующие ступени могут иметь один или два ряда рабочих лопаток. Отсюда их название: одно- или двухвенечные. Каждый тип имеет свои достоинства и недостатки. Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД (η oi = 0,78–0,82), чем двухвенечная, но при частичных нагрузках её КПД падает более интенсивно. КПД двухвенечной ступени ниже (η oi = 0,75–0,78), но устойчивее при частичных нагрузках. Двухвенечная ступень способна переработать значительно более высокий теплоперепад, чем одновенечная, что позволяет снизить число нерегули-руемых ступеней турбины, упростить её конструкцию, а также снизить утечку пара через переднее концевое уплотнение. Высокий теплоперепад двухвенечной ступени способствует увеличению удельного объема пара в первых нерегулируемых ступенях, что обеспечивает увеличение высоты лопаток и степени парциальности. А это, в свою очередь, повышает КПД этих ступеней. Кроме того, высокий теплоперепад двухвенечной ступени обеспечивает снижение температуры пара, что позволяет применять более дешевые стали для головной части турбины. С другой стороны, высокий теплоперепад, назначаемый на двухвенечную ступень с пониженным КПД, приводит к некоторому снижению КПД всей турбины. Для одновенечных ступеней со средним диаметром 1,0–1,1 м оптимальное значение тепло-перепада составляет 80–120 кДж/кг, а для двухвенечных – 150–250 кДж/кг.

Тип регулирующей ступени, а, следовательно, и теплоперепад, выби-раются в зависимости от типа и назначения проектируемой турбины. Турбина большой мощности, которую целесообразно использовать как базовую, должна иметь максимальный КПД на расчетном режиме. Для неё следует выбирать одновенечную регулирующую ступень, хотя это приве-дет к некоторому усложнению и удорожанию конструкции. Турбина малой мощности может проектироваться как полупиковая, или пиковая. Здесь большое значение имеет устойчивость её КПД при нерасчетных режимах и более низкая стоимость. Поэтому для такой турбины следует выбирать двухвенечную ступень . На практике двухвенечные ступени приме-няются в турбинах малой мощности, в турбинах с противодавлением и с регулируемыми отборами пара.

Для выбранного типа регулирующей ступени задаются характерис-тическим отношением скоростей U /C a (отношением окружной скорости к фиктивной), которое определяет уровень КПД проектируемой ступени. Для одновенечных ступеней его оптимальное значение обычно составляет (U /C a ) opt = 0,4–0,43, а для двухвенечных – (U /C a ) opt = 0,26–0,33 (бóльшие значения – для мéньших теплоперепадов ). Парциальный подвод, а также малая высота лопаток несколько снижают (U /C a ) opt .

Выбранный теплоперепад регулирующей ступени откладывается на диаграмме H –S от точки (рис. 2, 3), после чего оцениваются размеры ступени в следующем порядке:

фиктивная скорость, м/с:

;

окружная скорость, м/с:

;

средний диаметр ступени, м:

где n = 3000 об/мин.

Минимальное значение d рс = 0,8 м, максимальное – 1,1 м; если диаметр выходит из этого интервала, следует перезадаться теплоперепадом или значением (U /C a ) opt ;

теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг:

где ρ Т – суммарная степень реактивности; для одновенечных ступеней ρ Т = 0,03–0,07, для двухвенечных – ρ Т = 0,06–0,12;

абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел, м/с:

проходная площадь сопловой решетки, м 2:

где – удельный объем за сопловой решеткой регулирующей ступени, м 3 /кг, рис. 3; μ 1 – коэффициент расхода сопловой решетки, первоначально принимается μ 1 = 0,97;

1. Расчет проточной части регулирующей ступени производим на секундный расход пара с учетом утечки через переднее концевое уплотнение:

где D ут - часовой расход пара через переднее концевое уплотнение, причем

D ут = 3600∙G ут

2. Изоэнтропийным теплоперепадом h 0 , перерабатываемым на регулирующей ступени, задаёмся, руководствуясь следующими соображениями. Высокое значение теплоперепада приводит к упрощению конструкции турбины, т. е. к уменьшению числа ступеней и удешевлению турбины; но при этом снижается к. п. д. Выбор малого теплоперепада приводит к увеличению числа ступеней, т. е. удорожает турбину, но к. п. д. повышается.

В отечественных турбинах малой и средней мощности h 0 выбирают в пределах

210 - 290 кДж/кг (50-70 ккал/кг).

Для вновь проектируемых мощных турбин принимают h 0 = 85¸105 кДж/кг (20-25 ккал/кг).

Выбор относительно большого теплоперепада (h 0 = 210¸290 кДж/кг) в турбинах малой и средней мощности вызван тем, что:

а) большое влияние на к. п. д. турбины оказывает утечка пара через переднее концевое уплотнение, а чем ниже давление пара в камере регулирующей ступени, тем меньше утечка;

б) при пониженном давлении в камере регулирующей ступени с большей степенью парциальности можно выполнить последующие ступени при достаточно высоких соплах и лопатках, что приведет к снижению потерь на вентиляцию.

Выбор относительно малого теплоперепада (h 0 = 85¸105 кДж/кг)

турбинах большой мощности объясняется тем, что при больших объемных расходах пара через турбину утечка через переднее концевое уплотнение незначительна и мало влияет на к. п. д. турбины, а последующие ступени давления всегда можно осуществить с полным впуском пара при достаточно высоких соплах и рабочих лопатках. Выбираем

3. В качестве регулирующей ступени для многоступенчатых турбин применяют как одновенечный диск Рато, так и двухвенечный диск Кертиса. Первый используется при переработке небольших теплоперепадов на регулирующей ступени и обладает относительно высоким; к. п. д. при работе турбины в расчетном режиме. Второй применяется: при переработке больших теплоперепадов и характеризуется более постоянным к. п. д. при различных режимах работы турбины. Последнее обстоятельство объясняется тем, что при эксплуатации турбины отклонение от расчетного режима в диске Кертиса меньше сказывается на изменении отношения u/c 1 , чем в диске Рато.

4. Для уменьшения подсоса пара и увеличения к. п. д. регулирующей ступени на рабочих и направляющих лопатках диска Кертиса вводят реактивность, что целесообразно при полном впуске пара. При парциальном впуске пара и малой высоте лопаток введение реактивности не всегда полезно, так как при этом могут возрасти потери анергии от утечки пара через зазор между лопатками и корпусом турбины, что вызовет понижение к. п. д. турбины. При малом расходе, высоких и средних начальных параметрах принимают, что степень реакции ρ к = 0.

5. Теоретическую скорость истечения пара из сопла для диска Кертиса рассчитываем по формулам:

6. Действительная скорость истечения пара из сопла c 1 = j∙c 1 t , где j - скоростной коэффициент сопла. Последний определяют по формуле:

в которой z с - коэффициент потери энергии в сопловой решетке.

При известных режимных и геометрических параметрах сопла коэффициент z с находят из книги Дейча М. Е. и др. «Атлас профилей решеток осевых турбин» (М., «Машиностроение», 1965). Если же атласа нет или необходимые для расчета данные в нем отсутствуют, то скоростной коэффициент j выбирают в зависимости от степени обработки поверхностей сопла:

при грубо отлитых соплах j = 0,93 ¸ 0,94;

при тщательно отлитых и обработанных соплах j = 0,95 ¸ 0,96;

при тщательно фрезерованных соплах j = 0,96 ¸ 0,97.

7. Чтобы найти оптимальное значение отношения окружной скорости u к действительной скорости истечения пара из сопла с 1 , задаёмся рядом отношений u/c 1: для двухвенечного диска Кертиса эти отношения берут в пределах 0,20¸0,26 для чисто активных ступеней и 0,23¸0,32 для ступеней с небольшой степенью реакции; для одновенечных дисков с небольшой степенью реакции - в пределах 0,42¸0,58.

Задаёмся рядом отношений u/c 1 для ступеней с небольшой степенью реакции:. Пример расчёта проведём для u/c 1 .

8. Задаёмся углами наклона сопел a 1:

для одновенечных ступеней в пределах 11-16°;

для двухвенечных » » » 16-22°;

для трехвенечных » » » 20-24°.

Задаём угол наклона сопел для двухвенечных ступеней

9. По выбранным отношениям u/c 1 строим треугольники скоростей для диска Кертиса. Из точки 0 под углом a 1 + w (w - угол отклонения струи пара косым срезом) к оси 0u откладываем вектор c 1 .

Найдём угол отклонения струи пара косым срезом w из соотношения:

P K = 0,546∙P 0 ;

Перепад критический действительный. По i-S диаграмме:

Из конца вектора c 1 в сторону, противоположную направлению оси 0u, откладываем вектор окружной скорости u = (u/c 1)∙c 1 = 176,78 м/с.

Соединив начало вектора u с точкой 0, получаем вектор относительной скорости пара на входе первого ряда рабочих лопаток w 1 м/с, и входной угол b 1

Чтобы построить выходной треугольник скоростей для первого ряда рабочих лопаток (он же-входной треугольник для направляющих лопаток), определяем выходной угол b 2 и относительную скорость на выходе первого ряда рабочих лопаток w 2:

b 2 = 0 ; w 2 = y∙w 1 ,

где y - скоростной коэффициент на рабочих лопатках. Коэффициент y рассчитывают по формуле ,

в которой z л - коэффициент потерь энергии в рабочей решетке. При известных режимных и геометрических параметрах лопаток коэффициент z л находят из атласа Дейча М. Е. Если же атласа нет или необходимые для расчета данные в нем отсутствуют, то скоростной коэффициент y определяют из графика для определения скоростного коэффициента y в зависимости от угла поворота струи, который используют при относительной скорости пара около 500 м/с как для активных (y акт), так и для реактивных (y реакт) ступеней. При других скоростях найденное значение нужно умножить на коэффициент k, определяемый из графика для определения поправочного коэффициента, учитывающего скорость пара.

Отложив вектор w 2 из точки 0 под углом b 2 к оси 0u, из конца этого вектора в направлении, противоположном направлению оси 0u, откладываем вектор u. Соединив точку 0 с началом вектора u, получаем вектор с 2 - абсолютную скорость пара на выходе из первого ряда рабочих лопаток, направленную под углом a 2 к оси 0u. с 2 м/с. Скорость с 2 является одновременно абсолютной скоростью пара на входе направляющих лопаток.

Абсолютную скорость пара на выходе из направляющих лопаток с учетом степени реакции r н рассчитываем по формулам: в единицах СИ

a" 1 = °

Величину скоростного коэффициента пара на направляющих лопатках y н находим с помощью графиков, полагая y н = f∙(a 2 + a" 1). y н

Относительную скорость пара на входе второго ряда рабочих лопаток w" 1 определяем путем построения треугольника скоростей. Для этого из точки 0 проводим вектор скорости c 1 под углом a" 1 к оси 0u. Из конца этого вектора в направлении, противоположном направлению оси 0u, откладываем вектор u. Соединив точку 0 с началом вектора u, получаем вектор w" 1 =180 м/с, направленный под углом b" 1 = 78,5˚к оси 0u. Чтобы построить выходной треугольник скоростей, определяем относительную скорость на выходе второго ряда рабочих лопаток w" 2 . В единицах СИ:

Здесь r р - степень реакции на втором ряду рабочих лопаток;

h 0 - теплоперепад, приходящийся на регулирующую ступень турбины y р - скоростной коэффициент на рабочих лопатках, определяемый из графиков, причем

y р = f (b" 1 + b" 2), ,

а угол b" 2 = °

Из точки 0 под углом b" 2 откладываем вектор w" 2 . Из конца этого вектора в направлении, противоположном оси 0u, откладываем вектор u. Соединив начало вектора u с точкой 0, получаем вектор с" 2 - абсолютную скорость пара на выходе из второго ряда рабочих лопаток, направленную под углом a" 2 к оси 0u.. Затем проектируем абсолютные скорости на ось 0u. Аналогично строим треугольники скоростей для остальных выбранных отношений u/c 1 . При этом угол a 1 , для всех отношений u/c 1 остается неизменным.

10. Результаты построения треугольников скоростей, значения относительного к. п. д. на лопатках h o .л; высоту сопел l; степень парциальности e; среднюю арифметическую высоту рабочих лопаток 1 1 cp , потери на трение и вентиляцию N" т.в; поправку x т.в, а также внутренний относительный к. п. д. ступени h oi ; для всех выбранных отношений u/c 1 записываем в таблицу 1.

11. На основании таблицы 1 строим кривую зависимости h o .л = f(u/c 1).

Для определения оптимального отношения u/c 1 нужно установить зависимость h oi = f(u/c 1). Для этого необходимо учесть потери на трение и вентиляцию, поскольку потери через внутренние уплотнения не зависят от u/c 1 .

12. Потери на трение и вентиляцию определяем по формуле Стодола, которую Бауэр для дисков Кертиса представил в следующем виде:

Здесь l - коэффициент, принимающий значения:

1 - для высоко перегретого пара,

1,1-1,2 - для перегретого пара,

1,3 -для насыщенного пара;

принимаем l;

d - диаметр ступени, м;

z - число венцов;

Средняя высота рабочих лопаток:

g=1/u кг/м 3 - удельный вес пара, в среде которого вращается диск.

Степень парциальности:

где m 1 - коэффициент расхода, определяемый из графика для определения коэффициента расхода для сопловых и рабочих решеток высота рабочих лопаток (1, рис 12);

G 0 кг/с - секундный расход пара;

u 1 = м 3 /кг - удельный объем пара в выходном сечении сопла;

l=см - высота сопел (выбираемая величина, которая должна быть больше 10 мм).

Потери на трение и вентиляцию для 1 кг пара, прошедшего через регулирующую ступень, определяем по формулам: в единицах СИ

Коэффициент, учитывающий эти потери, рассчитываем по формуле:

а внутренний относительный к. п. д. регулирующей ступени - по формуле:

Определив значения x т.в для выбранных отношений u/c 1 , заносим их в табл. 1 и строят кривую зависимость x т.в = f(u/c 1).

Вычтя на графике зависимости коэффициентов h о.л, h 0 i и поправки x т.в от отношения u/c 1 из ординат кривой h о.л = f(u/c 1) ординаты кривой x т.в = f(u/c 1), получают кривую зависимости h 0 i = f(u/c 1). По этой кривой находим наивыгоднейшее (оптимальное) значение отношения u/c 1 , соответствующее максимальному значению h 0 i . Наивыгоднейшее отношение в нашем случае u/c 1 = 0,27.

13. По наивыгоднейшему отношению u/c 1 производим окончательный расчет, занося все данные в таблицу 1.

14. Пользуясь данными, полученными для наивыгоднейшего отношения u/c 1 , переходим к определению основных размеров проточной части регулирующей ступени. Для этого строим вначале тепловой процесс на диаграмме i-s, вычислив предварительно потери энергии в ступени.

С учетом реакции потери определяем по формулам:

потери в соплах

потери в первом ряду рабочих лопаток

потери в направляющих лопатках

потери во втором ряду рабочих лопаток

потери на выходе регулирующей ступени

Относительный к. п. д. на лопатках рассчитываем по формуле:

Отложив на диаграмме i-s последовательно от точки a 1 t значения всех потерь, строим тепловой процесс. Точка а 1 определяет состояние пара на выходе из сопла, линия А" 0 а 1 характеризует процесс расширения пара в сопле, а точка f 1 - состояние пара на выходе из регулирующей ступени.

15. На основании проведенных расчетов и полученных данных, занесенных в таблицу 1 для наивыгоднейшего отношения u/c 1 , а также на основании построенного теплового процесса на диаграмме i-s, определяем основные размеры проточной части регулирующей ступени. В первую очередь выбираем тип сопла.

Если отношение (p 1 / p" 0) ³ n k ,то применяют суживающиеся сопла; если

(p 1 / p" 0) < n k , берут расширяющиеся сопла при условии, что косой срез не обеспечивает расширения пара до давления р 1 (в противном случае также применяют суживающиеся сопла). Для перегретого пара n k = 0,546. (p 1 / p" 0)

Суммарную площадь сопел в узком сечении определяем по формулам:

в единицах СИ

Здесь G кг/с - секундный расход пара;

p" 0 бар -давление пара перед соплом;

u" 0 м 3 /кг - удельный объем пара перед соплом.

Суммарное выходное сечение сопел находим из уравнения неразрывности струи:

где u 1 =м 3 /кг - удельный объем пара на выходе из сопла в точке а 1 на диаграмме

Высоту рабочих лопаток первого ряда на входе l" 1 берём на 2 мм больше высоты сопла, т. е.

l" 1 = (l + 2 мм,

где l - высота сопла.

Высоту рабочих лопаток первого ряда на выходе определяем по формуле:

где c 1 a и c 2 a - проекции векторов абсолютных скоростей с 1 и с 2 на осевое направление, полученные из треугольников скоростей, построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1 ,

u 1 и u 2 - удельные объемы пара в точках а 1 и b 1 , взятые из диаграммы i-s,

Высоту направляющих лопаток на входе берём на 2 мм больше высоты рабочих лопаток на выходе: l" н = (l 1 + 2) мм.

Высоту направляющих лопаток на выходе определяем по формуле:

где c" 1 a - проекция вектора скорости c" 1 на осевое направление, полученная из построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1 треугольников скоростей,

u" 1 - удельный объем пара в точке с 1 , взятый из диаграммы i-s, u" 1 = 0,0795 м 3 /кг.

Высоту рабочих лопаток на входе второго ряда l" 2 берём на 3 мм больше высоты направляющих лопаток на выходе: l" 2 = (l н + 3) мм.

а высоту рабочих лопаток на выходе определяем по формуле:

где c" 2 a м/с - проекция вектора скорости c" 2 на осевое направление, полученная из треугольников скоростей, построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1

u" 2 - удельный объем пара в точке d 1 , взятый из диаграммы i-s,

u" 2 = 0,07951 м 3 /кг.

Профиль получается неконструктивным в том смысле, что выходные кромки лопаток чрезмерно увеличены вследствие малых значений c" 2 a . Это может привести к тому, что струя пара перестанет заполнять «живое» сечение каналов рабочих лопаток, образуются завихрения и увеличатся потери. Для предупреждения завихрений необходимо, чтобы угол g не превышал 15-20°. Добиться этого можно путем выбора определенной ширины рабочих лопаток B 2 .

Мощность, развиваемую регулирующей ступенью турбины, рассчитывают по формулам:

в единицах СИ

h 0 - изоэнтропийный теплоперепад, приходящийся на регулирующую ступень;

0 i - внутренний относительный к. п. д. регулирующей ступени.

Ступени современных конденсационных турбин можно разделить на следующие четыре группы:

а) регулирующая ступень, применяемая в турбинах с сопловым парораспределением;

б) ступени, работающие в области малых объемных рас ходов пара (в области повышенных давлений);

в) промежуточные ступени, в которых объемы пара до статочно велики;

г) ступени низкого давления, работающие под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.

В случае дроссельного парораспределения регулирующая ступень отсутствует. Что касается остальных групп, то приведенная разбивка является довольно условной. Тем не менее при расчетах и конструировании этих ступеней имеется ряд особенностей, которые оправдывают такую их классификацию.

Выбор типа регулирующей ступени (одновенечная ступень или двухвенечная ступень скорости) определяется величиной расчетного тенлоперенада при экономической мощности турбины. Теплоперепады до 80 -120 кДж/кг обычно перерабатываются одновенечной регулирующей ступенью. При больших теплоперепадах ставится двухвенечная ступень скорости. В свою очередь следует выбрать теплоперепад регулирующей ступени с учетом особенностей работы этой ступени при переменном режиме турбины (см. § 7.2 и 7.5). Однако основные соображения, которые следует иметь в виду при назначении расчетного теилоперепада, должны быть отмечены сейчас, поскольку от этого в большой степени зависит вся конструкция турбины.

Коэффициент полезного действия регулирующей ступени ниже КПД последующих ступеней, поэтому увеличение теплоперепада регулирующей ступени приводит к понижению КПД турбины при ее номинальной нагрузке. Правда, потери в регулирующей ступени частично возвращаются при последующем расширении пара, особенно в установках с промежуточным перегревом.

Если, например, допустить, что мощность регулирующей ступени составляет 0,1 мощности турбины, то при понижении КОД регулирующей ступени на 1% снижение КПД турбо-установки с промперегревом составит всего лишь около 0,06%.

Если допустить, что двухвенечная ступень скорости имеет КПД на 6% ниже, чем рассчитанные на тот же теплоперепад одновенечная регулирующая и две последующие нерегулируемые ступени, то общий КПД окажется ниже на 0,3-0,4%. В то же время ЧВД турбины при двухвенечной ступени, рассчитанной на большой теплоперепад, окажется проще и дешевле, главным образом, из-за снижения температуры и давления пара внутри турбины.

Кроме того, у турбин с малым объемным расходом пара заметное влияние на экономичность имеют утечки пара через переднее концевое уплотнение. Чем ниже давление в камере регулирующей ступени, тем меньше эти утечки. Поэтому для таких турбин увеличение теплоперепада регулирующей ступени может оказаться оправданным сокращением потерь от утечек через переднее концевое уплотнение. Наконец, в турбинах с малым объемным пропуском пара при понижении давления в камере регулирующей ступени легче обеспечить полный подвод пара в последующих ступенях при достаточной высоте сопловых и рабочих решеток.

современных турбин почти всегда выполняются за одно целое с валом. Максимальный диаметр регулирующей ступени, а следовательно, и располагаемый теплоперепад, который целесообразно выбрать для этой ступени, зависят от максимального диаметра поковки ротора. При значительных объемных пропусках пара, т. е. для турбин большой мощности, упрощение конструкции, достигаемое за счет увеличения теплоперепада на регулирующую ступень, не может быть оправдано, так как потери через переднее концевое уплотнение перестают играть существенную роль, а в последующих ступенях нетрудно обеспечить полный подвод пара при достаточных высотах сопловых и рабочих лопаток. Поэтому в турбинах большой мощности применяется одновенечная регулирующая ступень.

При дроссельном парораспределении регулирующая ступень отсутствует. Турбина большой мощности с большим пропуском пара при дроссельном парораспределении может иметь более высокий КПД при номинальной нагрузке, чем турбина с сопловым парораспределением. Однако это преимущество дроссельного парораспределения, которое имеет место только при полном открытии дроссельного клапана, для турбин ТЭС, работающих с неременной нагрузкой, обычно не оправдывается, так как при изменении мощности экономичность турбины с дроссельным парораспределением падает быстрее, чем экономичность турбины с сопловым парораспределением.

В последнее время выявилась тенденция к проектированию ряда мощных турбин с дроссельным парораспределением и регулированием мощности котлом, когда давление на входе в турбину меняется при неизменном положении открытых регулирующих клапанов турбины - гак называемое регулирование скользящим давлением (см. § 8.7). Для турбин очень большой мощности, кроме того, возникают трудности с обеспечением надежности лопаток регулирующей ступени, присущей сопловому парораспределению. Эти трудности характерны и для турбин насыщенного пара АЭС. Последние, как правило (кроме энергосистем с превалирующей долей ядерной энергетики), будут работать в базовом режиме, т. е. при нагрузке, близкой к номинальной. Поэтому турбины атомных электростанций проектируются с дроссельным парораспределением.

В первых нерегулируемых ступенях основной задачей является обеспечение достаточной высоты сопловых и рабочих решеток. Если воспользоваться формулами (3.35) и (3.37) и заменить в них абсолютную скорость пара

то произведение степени парциалыюсти на высоту сопловой решетки запишется так:

То, выразив окружную скорость и через диаметр и частоту вращения, получим формулу

Последнее, однако, связано с уменьшением перерабатываемого ступенью теплоперепада, что приводит к увеличению числа ступеней и к усложнению конструкции турбины. Поэтому в турбинах малой мощности иногда оказывается необходимым все же выполнять парциальный подвод пара и в первых нерегулируемых ступенях. Очевидно, что такое решение возможно лишь в турбинах активной конструкции.

Как было отмечено выше, значительное число ступеней приводит к необходимости выполнять турбину двух- или многоцилиндровой, что вызывает ее усложнение, удорожание и для турбин средней и малой мощности не может быть признано целесообразным; кроме того, при увеличении числа цилиндров возрастают механические потери в подшипниках, а также возникает дополнительная потеря давления в паропе-репускных трубах.

В турбинах с дисковой конструкцией ротора, как правило, вал получается гибким, причем допустимая критическая частота ротора не должна быть ниже 0,55-0,6 рабочей. При соблюдении этого условия в одноцилиндровой турбине с дисковой конструкцией ротора удается расположить до 15-20 ступеней.

Перестают зависеть от высоты решеток.

Также еще незначительна, что упрощает их

проектирование.

Для влажнопаровых турбин АЭС проектирование первых и промежуточных ступеней должно проводиться с учетом работы большинства этих ступеней влажным паром (см. § 4.4, 5.2, 10.3).

рабочие лопатки часто выполняют переменного профиля по высоте.