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 =Р2у
/Р1у
– отношение давлений пара за и перед уплотнением;
Р1у
=Р1
=1,79 МПа, Р2у
=0,1 МПа (атмосферному);
υ0
= υ1
t
=0,1628 м3
/кг;
z=50, число гребней уплотнения, принимаем;
 .
22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:
где ky
=1,8 - коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δу
/s;
δу
/s=0,05 (принимаем);
ε=Р2у
/Р1у
– отношение давлений пара за и перед уплотнением;
Р1у
=Рz
=1,178 МПа, Р2у
=0,1 МПа (атмосферному);
υ1
= υz
=0,2354 м3
/кг;
z=32 - число гребней уплотнения, принимаем;
При заданных геометрических соотношениях длины проточных частей
уплотнений будут равны: переднего  ;
заднего 
23. Количество пара проходящего через сопло с учетом утечки пара через переднее концевое уплотнение:
 =83,33+0,1852=83,515 кг/с.
24. Выходная площадь сопловой решетки:
 ,м2
;
где μ1
=0,974 – коэффициент расхода, принимаем;
 -постоянная величина, для перегретого пара равна 0,667при к=1,3;
25. Находим произведение:
 м=3,32 см.
26.Оптимальная степень парциальности:
 .
27. Длина сопловой лопатки:
 .
28. С учетом ранее принятого α1э
=14° и полученного 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
+β2э
)=180°-(19,08°+18,04°)=143,28°.
53. По отношению bp
/l2
=1,005 и Δβр
по рис.9 находим коэффициент расхода μ2
=0,945, и уточняем
выходную площадь первой рабочей решетки:
 ;
эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:
 ; =18,2°.
54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψр
=0,936.
55. Коэффициент потерь энергии:
 .
56. Число Рейнольдса:
где  =22,6·10-6
кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2
=1,762 МПа, 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'1э
)=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'2р
=180°-(β'1
+β'2э
)=180°-(54,4°+37,15°)=88,45°.
90. По отношению b'p
/l'2
=1,25 и Δβ'2р
по рис.9 находим коэффициент расхода μ'2
=0,954 и уточняем
выходную площадь второй рабочей решетки:
 ;
эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:
 ; =37,01°.
91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ψ'р
=0,962.
92. Коэффициент потерь энергии:
 .
93. Число Рейнольдса:
где  =23·10-6
кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р'2
=1,695 МПа, t'2
t
=366,6°C);
 .
94. Потери энергии во второй рабочей решетке:
 .
95. Параметры пара за регулирующей ступенью
h´2
= h2
t
´ + Δhр
´
= 3180+1,5123= 3181,51 кДж/кг;
p2
´= 1,515 МПа;
υ2
´= 0,1897 м3
/кг;
t2
´=365,5 °C.
96. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца:
 .
97. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:
 
где  .
98. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:
 .
99. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:
 .
100. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:
101. Угол характеризующий направление С'2
:
102. Потери энергии с выходной скоростью:
 .
103. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:
 .
104. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости: 
Проверка:
105. Проточная часть рассчитанной регулирующей ступени:
 106. Ширина профиля лопатки:
- сопловой:
- первой рабочей:
- поворотной:
- второй рабочей:
где Вт
– ширина табличного профиля.
107. Осевой зазор между направляющими лопатками и рабочими лопатками принимаем равным δа
=4мм.
108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:
где  =(l1
+l2
+lп
+l'2
)/4=(55,24+59,7+63,7+68)/4=61,66 мм.
109. Относительные потери на трение пара в дисках:
а) о торцевые поверхности:
где d – средний диаметр ступени;
F1
– выходная площадь сопловой решетки;
Ктр.д
=f(Re,S/r) – коэффициент трения;
S/r=0,05, принимаем; Ктр.д
=0,56·10-3
б) на трение свободных цилиндрических и конических поверхностей на ободе диска:
 .
 ;
где  =10-3
, принимаем;
 =а+в+с=0,022+0,0477+0,022=0,0917 м.
в=2·δа
+Вп
=2·4+39,7=47,7мм;
 .
в) о поверхности лопаточного бандажа:
где  =2·10-3
, принимаем;
 =d+e=0,0584+0,0814=0,1398м;
dб
=d+lcp
=0,95218 +0,0638=1,0159 м;
lср
=(l2
+l'2
)/2=0,0638 м
 ;
общие потери на трение:
 .
110. Потери от парциального подвода пара, складываются из потерь:
- на вентиляцию:
где Кв
=0,065 – коэффициент, зависящий от геометрии ступени;
екож
=0,5 – доля окружности, занимаемая кожухом и устанавливаемого на нерабочей дуге диска для уменьшения вентиляционных потерь при парциальном подводе пара;
z=2 – число венцов ступени скорости;
- потери на концах дуг сопловых сегментов (потери на выколачивание)
где Ксегм
=0,25 – опытный коэффициент;
i=2 – число пар концов сопловых сегментов;
Общие:
 .
111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:
ηoi
=ηол
– (ζтр
+ζпарц
)=0,8163 – (0,5432+30,566)*10-3
=0,7851908.
112. Потери энергии на трение диска:
 .
113. Потери энергии от парциального впуска пара:
 .
114. Откладываем потери Δhв.с
, Δhтр.д
, Δhпарц
от точки 2' и получаем точку 2'' с параметрами:
i2
''=i2
'+Δhв.с
+Δhтр
+Δhпарц
=3208+6,826+0,10073+5,668=3220,84 кДж/кг
t''2
=360,1°С, υ''2
=0,1906 м3
/кг.
115. Использованный теплоперепад:
 .
116. Внутренняя мощность ступени:
Ni
=Go
·hi
=83,33·145,609=12133,68 кВт.
117. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:
 .
Проверка:
Расчет первой нерегулируемой ступени:
1. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени между изобарами Р'2
=1,695 МПа и Рz
=1,178 МПа по изоэнтропе 2'' – zt
( рис.3):
Ho
''=i2''
-izt
=3220,84-3091=102,58 кДж/кг.
2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени 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:
Δβ2р
=180°-(β1
+β2э
)=180°-(32,35°+27,59°)=120,06°.
34. По отношению  =0,69 и Δβр
по рис.9 находим коэффициент расхода μ2
=0,956 и уточняем
выходную площадь рабочей решетки:
 ;
эффективный угол выхода из рабочей решетки:
 ;
=27,23°.
35. Число Рейнольдса
где  =21,8·10-6
кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по
Р2
=1,42 МПа, 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 Рz
=Р2
=1,178 МПа и получаем точку 2t с параметрами izt
''=3125,188 кДж/кг, υzt
''=0,2334м3
/кг; tzt
''=336,5°С;
 .
29. Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки и число Маха:
 ;
 .
30. Выходная площадь рабочей решетки:
 ,
где μ2
=0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.
31. Принимаем перекрышу Δlр
=l2
– l1
=3,7 мм.
32. Длина рабочей лопатки l2
=l1
+Δlр
=74,8+3,7=78,5 мм.
33. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:
 ;
=26,59°.
34. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения bт
=2,56см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2
=0,02см; f=1,85см2
; Wмин
=0,234см3
; хорда bр
=40 мм; Iмин
=0,205см4
; толщина выходной кромки δкр
=0,5мм и угол  =80°, 2,675.
35. Число лопаток:
 .
36. Относительная толщина выходной кромки:
 .
37. Угол поворота потока:
Δβ2р
=180°-(β1
+β2э
)=180°-(26°+26,59°)=127,41°.
38. По отношению  =0,509 и Δβр
по рис.9 находим коэффициент расхода μ2
=0,958 и уточняем
выходную площадь рабочей решетки:
 ;
эффективный угол выхода из рабочей решетки:
 ;
=25°.
39. Число Рейнольдса
=20,8·10-6
кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2
=1,178 МПа, t''zt
=336,5 °C);
 ; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.
40. Коэффициент скорости ψ=0,951 (рис.12).
41. Коэффициент потерь энергии:
 .
42. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:
W2
=ψ·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).
|
