Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью

Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Санкт-Петербургский государственный технологический университет растительных полимеров

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:

МПа, °С.

4. Потери давления в выхлопном патрубке:

;

где Сп – скорость пара за выходным патрубком;

λ – опытный коэффициент.

5. Давление пара за последней ступенью:

МПа.

6. Потери энергии в стопорном и регулирующем клапанах:

7. Потери энергии в выходном патрубке:

8. Располагаемый теплоперепад на проточную часть:

9. Располагаемый теплоперепад по затарможеным параметрам:

или

где-располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;

-располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.

10. Относительный внутренний КПД:

;

где ηое -относительный эффективный КПД;

ηм -механический КПД.

11. Использованный (внутренний) теплоперепад:

.

12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:

.

13. Откладываем величину Нi от точки на изоэнтропе , и при энтальпии на пересечении с изобарами Рк и Рz , получаем точки Aк и Az , характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;

iz =io -Hi =3364-228,3=3135,7 кДж/кг; υz =0,2354 м3 /кг.

14. Секундный расход пара:

;

где ηг – КПД генератора.

15. Предварительный тепловой процесс турбины:

Расчет регулирующей ступени :

1. Примем hонс =50 кДж/кг, тогда:

.

2. Фиктивная скорость в регулирующей ступени:

м/с.

3. Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени:

где m=2,число венцов регулирующей ступени;

α1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, предварительно принимаем 14°; φ=0,96 - коэффициент скорости, зависит от скорости и характеристик сопла, принимаем; ρ = 0,1- степень реактивности ступени, принимаем;

4. Окружная скорость:

м/с.

5. Средний диаметр регулирующей ступени:

м.

6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени:

м/с.

7. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

где α1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, принимаем 17°;

φ=0,96 - коэффициент скорости, принимаем;

ρ = 0,05 - степень реактивности ступени, принимаем;

.

8. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

м/с.

9. Средний диаметр нерегулируемой ступени:

м.

10. Степень реактивности регулирующей ступени состоит:

где степень реактивности первой рабочей решетки;

степень реактивности направляющей решетки;

степень реактивности второй рабочей решетки.

11. Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке:

кДж/кг.

12. Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке:

кДж/кг.

13. Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке:

кДж/кг.

14. Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке:

кДж/кг.

15. Энтальпия пара по заторможеным параметрам на входе в сопловый аппарат:

кДж/кг.

16. Параметры заторможенного потока из i-s диаграммы:

.

17. Откладываем на изоэнтропе теплоперепады: ;;;(рис.2) и определяем давления:

–за сопловой решеткой: Р1 =1,805 МПа, υ1 t =0,1615 м3 /кг,

при h1 t = h0 *- = 3366,45– 166,905 = 3199,5 кДж/кг;

–за первой рабочей решеткой: Р2 =1,762 МПа,

при h = h0 *- - hо1р ´ = 3366,45– 166,905 – 3,709 =3195,836кДж/кг;

–за направляющей решеткой: ,

при h = h0 *- - hо1р ´ - hнр ´ = 3366,45–166,905–3,709– 5,56=3190,276 кДж/кг;

–за второй рабочей решеткой: ,

при h = h0 *- - hо1р ´ - hнр ´ - hо2р ´ = 3366,45–166,905–3,709 -5,56-9,27=

=3181 кДж/кг.

18. Отношение давлений в сопловой решетке:

19. Теоретические скорости потока пара и звука на выходе из сопловой решетки:

;

.

20. Число Маха за сопловой решеткой:

.

21. Утечки пара через переднее концевое уплотнение:

где μy =0,8 - коэффициент расхода, зависящий от толщины и конструкции гребня уплотнения и величины радиального зазора;

ky =1,83 -коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δу /s;

δу /s=0,05 - принимаем;

δу =0,3мм - радиальный зазор;

s – расстояние между гребнями;

dу =0,3·dрс =0,3·0,95=0,285 м - диаметр вала на участке уплотнения;

Fу =π·dу ·δу =3,14·0,285·0,0003=0,000268 м2 - кольцевая площадь радиального зазора;

ε =Р – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р1 =1,79 МПа, Р =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=Р – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Рz =1,178 МПа, Р =0,1 МПа (атмосферному);

υ1 = υz =0,2354 м3 /кг;

z=32 - число гребней уплотнения, принимаем;

При заданных геометрических соотношениях длины проточных частей

уплотнений будут равны: переднего ;

заднего

23. Количество пара проходящего через сопло с учетом утечки пара через переднее концевое уплотнение:

=83,33+0,1852=83,515 кг/с.

24. Выходная площадь сопловой решетки:

2 ;

где μ1 =0,974 – коэффициент расхода, принимаем;

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

25. Находим произведение:

м=3,32 см.

26.Оптимальная степень парциальности:

.

27. Длина сопловой лопатки:

.

28. С учетом ранее принятого α =14° и полученного числа выбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,78; хорда табличного значения bт =5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,03см; f=3,21см2 ; Wмин =0,413см3 ; хорда bс =5см; Iмин =0,326см4 ; угол установки αу =36°; к1 =bс /bт =0,962; толщина выходной кромки δ1кр =2·r2 ·к1 =0,6мм.

29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки:

принимаем =46.

30. Пересчитываем хорду:

.

31. Относительная толщина выходной кромки:

.

32. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,903 в соответствии с графиком зависимости μ1 =f(bс /l1 ), коэффициент μ1 =0,978.

уточняем выходную площадь сопловой решётки:

;

уточняем произведение:

м=3,3см;

уточняем оптимальную степень парциальности:

уточняем длину сопловой лопатки:

33. Критическое давление:

.

34. Откладываем Ркр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: 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:

;

=14,11° ; =0,11°.

37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: φ=0,97.

38. Число Рейнольдса:

где =24·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13

по Р1 =1,805 МПа, t1 t =376,8°C, υ1 t =0,1616 м3 /кг);

. В связи с тем, что ,режимы работы решётки находятся в области автомодельности, в которой профильные потери и, следовательно, КПД решётки практически не изменяются.

39. Коэффициент потерь энергии:

.

40. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

41. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ,где =U/C1 =149,2/560,429=0,266– отношение скоростей.

42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

; .

43. Потеря энергии в сопловой решетке

Δhc = ξc *= 0,0591*166,905 = 9,864 кДж/кг.

Параметры пара перед первой рабочей решеткой

h1 = 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:

;

=18,04°.

49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-26-17А и размерами: относительный шаг решетки=0,6; хорда табличного значения bт =2,57см; Вт =2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=2,07см2 ; Wмин =0,225см3 ; хорда bр =60мм; Iмин =0,215см4 ; угол установки αу =80°; толщина выходной кромки δкр =0,8мм.

50. Число рабочих лопаток первого венца:

.

51. Относительная толщина выходной кромки профиля:

.

52. Угол поворота потока:

Δβр =180°-(β1 )=180°-(19,08°+18,04°)=143,28°.

53. По отношению bp /l2 =1,005 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,945, и уточняем

выходную площадь первой рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

;=18,2°.

54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψр =0,936.

55. Коэффициент потерь энергии:

.

56. Число Рейнольдса:

где =22,6·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2 =1,762 МПа, t2 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:

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 :

;

=28,5°.

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:

;

=27,08°.

71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,55; хорда табличного значения bm =25,4мм; Вп =2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,015см; f=1,62см2 ; Wмин =0,168см3 ; хорда bп =40,3мм; Iмин =0,131см4 ; угол установки αу =80°; толщина выходной кромки δ1кр =0,472мм и отношением 1,581.

Число рабочих лопаток поворотной решётки:

.

72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

.

73. Угол поворота потока в поворотной решетке:

Δαп =180°-(α2 +α' )=180°-(28,5°+27,08°)=124,42°.

74. По отношению и Δαп по рис.9 находим коэффициент расхода μ'1 =0,958 и уточняем

выходную площадь поворотной решетки:

;

эффективный угол поворотной решетки:

;

=26,55°.

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

76. Коэффициент потерь энергии в поворотной решетке:

.

77. Число Рейнольдса:

.

78. Потери энергии в поворотной решетке:

.

79. Состояние пара за поворотной решеткой

h1 ´ = 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:

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 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:

;

=37,15°.

87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки=0,5; хорда табличного значения bт '=2,61см; Вр '=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=0,76см2 ; W'мин =0,035 см3 ; хорда bр '=85мм; Iмин =0,018см4 ; угол установки αу =75°; толщина выходной кромки δ'2кр =1,3мм и отношением .

Число рабочих лопаток второго венца:

.

88. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

.

89. Угол поворота потока:

Δβ' =180°-(β'1 +β' )=180°-(54,4°+37,15°)=88,45°.

90. По отношению b'p /l'2 =1,25 и Δβ' по рис.9 находим коэффициент расхода μ'2 =0,954 и уточняем

выходную площадь второй рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

; =37,01°.

91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ψ'р =0,962.

92. Коэффициент потерь энергии:

.

93. Число Рейнольдса:

где =23·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р'2 =1,695 МПа, t'2 t =366,6°C);

.

94. Потери энергии во второй рабочей решетке:

.

95. Параметры пара за регулирующей ступенью

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:

106. Ширина профиля лопатки:

- сопловой:

- первой рабочей:

- поворотной:

- второй рабочей:

где Вт – ширина табличного профиля.

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

108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:

где =(l1 +l2 +lп +l'2 )/4=(55,24+59,7+63,7+68)/4=61,66 мм.

109. Относительные потери на трение пара в дисках:

а) о торцевые поверхности:

где d – средний диаметр ступени;

F1 – выходная площадь сопловой решетки;

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

S/r=0,05, принимаем; Ктр.д =0,56·10-3

б) на трение свободных цилиндрических и конических поверхностей на ободе диска:

.

;

где =10-3 , принимаем;

=а+в+с=0,022+0,0477+0,022=0,0917 м.

в=2·δап =2·4+39,7=47,7мм;

.

в) о поверхности лопаточного бандажа:

где =2·10-3 , принимаем;

=d+e=0,0584+0,0814=0,1398м;

dб =d+lcp =0,95218 +0,0638=1,0159 м;

lср =(l2 +l'2 )/2=0,0638 м

;

общие потери на трение:

.

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

- на вентиляцию:

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

екож =0,5 – доля окружности, занимаемая кожухом и устанавливаемого на нерабочей дуге диска для уменьшения вентиляционных потерь при парциальном подводе пара;

z=2 – число венцов ступени скорости;

- потери на концах дуг сопловых сегментов (потери на выколачивание)

где Ксегм =0,25 – опытный коэффициент;

i=2 – число пар концов сопловых сегментов;

Общие:

.

111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:

ηoiол – (ζтрпарц )=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:

м/с.

4. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

.

5. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

м/с.

6. Средний диаметр не регулируемой ступени:

м.

7. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

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=0,76; хорда табличного значения bт =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,032см; f=4,09см2 ; Wмин =0,575см3 ; хорда профиля bс =49,6мм; Iмин =0,591см4 ; угол установки αу =34°; толщина выходной кромки δ1кр =0,51мм.

14. Число лопаток:

.

15. Относительная толщина выходной кромки:

.

16. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,8 в соответствии с графиком зависимости μ1 (bс /l1 ) (рис.9), коэффициент μ1 =0,982 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

.

17. Число Рейнольдса

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

Р1 =1,435 МПа, 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 =U/C1 =148,88/300,824=0,4949 – отношение скоростей.

22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

β1 = 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: Р1 =1,435 МПа; i1 =3175,99 кДж/кг;υ1 =0,1996 м3 /кг; t1 =362,6°С.

24. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

hop =ρ·hо1нс =0,05·50=2,5 кДж/кг, откладываем его из точки 1 и получаем точку 2t с параметрами 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:

;

=27,59°.

30. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения bт =2,54см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=1,62см2 ; Wмин =0,168 см3 ; хорда bр =45 мм; Iмин =0,131см4 ; толщина выходной кромки δкр =0,5мм и углами =80°, 2,309.

31. Число лопаток:

.

32. Относительная толщина выходной кромки:

.

33. Угол поворота потока:

Δβ =180°-(β1 )=180°-(32,35°+27,59°)=120,06°.

34. По отношению =0,69 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,956 и уточняем

выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=27,23°.

35. Число Рейнольдса

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

Р2 =1,42 МПа, 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:

м/с.

6. Средний диаметр ступени принимаем: d=0,948 м.

7. Окружная скорость: U=148,88м/с.

8. Отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

.

9. Угол выхода потока пара из сопловой решетки принимаем =14°.

10. Степень реактивности ступени принимаем ρ=0,05.

11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

12. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h* 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=0,76; хорда табличного значения bт =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,032см; f=4,09см2 ; Wмин =0,575см3 ; хорда профиля bс =49,6мм; Iмин =0,591см4 ; угол установки αу =34°; толщина выходной кромки δ1кр =0,51мм.

18. Число лопаток:

.

19. Относительная толщина выходной кромки:

.

20. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,654 в соответствии с графиком зависимости μ1 (bс /l1 ) (рис.9), коэффициент μ1 =0,982 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

.

21. Число Рейнольдса

где =20,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р1 =1,33 МПа, t1 t =337,6 °C);

; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.

22. Коэффициент скорости φ=0,976 (рис.12).

23. Коэффициент потерь энергии:

.

24. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

25. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку:

где =U/C1 =148,88/317,107=0,469 – отношение скоростей.

26. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

β1 = 26 0 .

27. Потери энергии в сопловой решетке:

; откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед первой рабочей решеткой имеющей следующие параметры:

Р1 =1,33 МПа;i1 =3127,963 кДж/кг;υ1 =0,2071 м3 /кг; t1 =339,4 °С.

28. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

откладываем адиабату из точки 1 до давления Рz2 =1,178 МПа и получаем точку 2t с параметрами izt ''=3125,188 кДж/кг, υzt ''=0,2334м3 /кг; tzt ''=336,5°С;

.

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

;

.

30. Выходная площадь рабочей решетки:

,

где μ2 =0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

31. Принимаем перекрышу Δlр =l2 – l1 =3,7 мм.

32. Длина рабочей лопатки l2 =l1 +Δlр =74,8+3,7=78,5 мм.

33. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=26,59°.

34. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения bт =2,56см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=1,85см2 ; Wмин =0,234см3 ; хорда bр =40 мм; Iмин =0,205см4 ; толщина выходной кромки δкр =0,5мм и угол =80°,2,675.

35. Число лопаток:

.

36. Относительная толщина выходной кромки:

.

37. Угол поворота потока:

Δβ =180°-(β1 )=180°-(26°+26,59°)=127,41°.

38. По отношению =0,509 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,958 и уточняем

выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=25°.

39. Число Рейнольдса

=20,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2 =1,178 МПа, t''zt =336,5 °C);

; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.

40. Коэффициент скорости ψ=0,951 (рис.12).

41. Коэффициент потерь энергии:

.

42. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:

W2 =ψ·W2 t =0,951·191,6944=182,30 м/с.

43. Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:

44. Угол характеризующий направление С2 :

45. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:

,

где

46. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:

.

47. Изгибающее напряжение:

.

48. Потери энергии в рабочей решетке:

.

49. Потери энергии с выходной скоростью:

.

50. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

.

51. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

.

52. Число Рейнольдса:

.

53. S/r=0,05, принимаем.

54. Потери на трение в дисках:

- коэффициент потерь

где Ктр.д – определяется по рис.17

- потери энергии:

.

55. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:

.

56. Откладываем на рис.3 потери Δhр ,Δhтр.д ,Δhв.с получаем т.z с параметрами:

iz =izt ''+ Δhр +Δhтр.д +Δhв.с =3120+1,7564+0,0501+3,108=3125,87 кДж/кг, Рz =1,178 МПа; υz =0,2335м3 /кг; tz =336,9 °С.

57. Использованный теплоперепад:

58. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

59. Внутренняя мощность ступени:

.

Проверка:

60. Геометрические характеристики нерегулируемой ступени:

1. Коэффициент возврата тепла:

.

где - сумма располагаемых теплоперепадов ступеней;

2. Относительный внутренний КПД проточной части:

.

3. Относительный внутренний КПД турбины:

.

4. Развиваемая внутренняя мощность:

.

5. Расчетный относительный эффективный КПД турбины:

6.Расчетная номинальная электрическая мощность

Nэн = ηг * 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).