Тепловой расчет турбины по заданным параметрам
Тепловой расчет паровой турбины по заданным параметрам. Число нерегулируемых ступеней. Распределение теплоперепадов между ступенями. Детальный расчет ступеней давления. Выбор схемы и расчет концевых уплотнений. Расчеты на прочность деталей турбины.
| Рубрика | Физика и энергетика |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 14.12.2012 |
| Размер файла | 3,4 M |
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/
Оглавление
- Введение
- 1. Тепловой расчет паровой турбины
- 2. Построение предполагаемого процесса паровой турбины в h, s-диаграмме
- 3. Тепловой расчет регулирующей ступени
- 4. Определение числа нерегулируемых ступеней. Распределение теплоперепадов между ступенями
- 5. Детальный расчет ступеней давления
- 6. Выбор схемы и расчет концевых уплотнений
- 7. Расчеты на прочность деталей турбины
- 8. Расчет шипа и ленточной бандажной связи
- 9. Расчет критической частоты вращения вала
- Литература
Введение
Паротурбинная установка К-160-130 ХТГЗ
Номинальные значения основных параметров турбины.
Мощность, МВт 160
Максимальная мощность, МВт 165
Начальные параметры пара:
давление, МПа абс 12,7
температура, 0С 565
Параметры пара после промежуточного перегрева:
давление, МПа абс 2,8
температура, 0С 565
Температура воды, 0С:
питательной 229
охлаждающей 12
Расход свежего пара при номинальной мощности, т/ч 436
Расход свежего пара при максимальной мощности, т/ч 516
Расход охлаждающей воды, т/ч 20812
Давление пара в конденсаторе, кПа абс 3,4
Частота вращения ротора, с-1 50
Число ступеней в ЧВД 7
Число ступеней в ЧСД 8
Число ступеней в ЦНД 6X2
Число нерегулируемых отборов 7
Паровая конденсационная турбина К-160-130 номинальной мощностью 160 МВт и частотой вращения ротора 50 с-1 предназначается для непосредственного привода генератора переменного тока. Турбина и генератор устанавливаются на железобетонном фундаменте.
Турбина не имеет регулируемых отборов пара, работает совместно с конденсационным устройством, снабжена регенеративной установкой для подогрева питательной воды и установкой сетевых подогревателей (бойлерами) для обеспечения нужд теплофикации.
Общая конструкция турбины
Свежий пар после котла, пройдя стопорный клапан и четыре регулирующих клапана, расположенных на ЦВД, попадает в сопловые коробки внутреннего корпуса ЦВД, в котором находятся пять ступеней давления активного типа. За первой, регулирующей ступенью, имеющей парциальный подвод пара, расположена камера, в которой происходит выравнивание потока пара по окружности.
Направляющие лопатки во всех ступенях, кроме 1-й, расположены в диафрагмах. Диафрагмы 6-й и 7-й ступеней находятся в обойме. Первые семь ступеней представляют собой ЧВД, после которой пар отводится в промежуточный перегреватель котла, откуда он возвращается в камеру между разделительной диафрагмой и обоймой 8-й ступени. Диафрагмы ЧСД расположены в четырех обоймах, которые образуют отсеки в цилиндре для отборов пара из проточной части на регенеративные подогреватели. Пройдя с 8-й по 15-ю ступень ЦВД пар по ресиверу проходит в ЦНД. Проточная часть ЦНД расположена в одной общей обойме и состоит из двух параллельных и одинаковых потоков. В каждом из них находится шесть ступеней. Пройдя через последние ступени турбины пар попадает в конденсатор, который своим переходным патрубком приварен к нижней части ЦНД. Все пространство между наружным корпусом ЦНД и внутренней обоймой находится под разрежением конденсатора. Ротор ЦНД опирается на подшипники, расположенные в картерах, которые вварены снаружи в корпус. Цилиндр низкого давления опирается по всему наружному периметру при помощи балкона на фундаментные плиты. Цилиндр высокого давления лежит опорными лапами с одной стороны на передней опоре, с другой стороны - на корпусе ЦНД. В осевом направлении ЦВД жестко связан поперечными шпонками опорных лап с корпусом ЦНД и передней опорой.
тепловой расчет турбина паровая
Для уплотнения мест выхода вала из цилиндров служат концевые уплотнения. Для ликвидации больших расходов пара мимо направляющих и рабочих лопаток в проточной части имеются диафрагменные и надбандажные уплотнения.
Во избежание теплового прогиба роторов на остановленной турбине из-за неравномерного теплообмена внутри цилиндров турбина снабжается валоповоротным устройством с приводом от электродвигателя. Валоповоротное устройство расположено на крышке картера ЦНД со стороны генератора.
Конденсационное устройство
Состоит из конденсатора, воздухоудаляющего устройства, конденсатных насосов и водяных фильтров.
Конденсатор типа К-9115 однокорпусный поверхностный, двухходовой по охлаждающей воде спроектирован на давление пара 3,43 кПа при температуре охлаждающей воды 12°С. Поверхность охлаждения 9115м2.
В турбине К-160-130 паровоздушная смесь отсасывается из конденсатора двумя параллельно включенными основными эжекторами. Установлены также два эжектора пусковой и циркуляционной смеси. Один из них предназначен для быстрого набора вакуума, другой служит для отсоса воздуха из циркуляционной системы при заполнении ее водой.
Водяные фильтры служат для очистки воды, поступающей в сервомоторы обратных клапанов.
Регенеративная установка
Предназначается для подогрева питательной воды, поступающей в котел, паром из промежуточных нерегулируемых отборов турбины. Основными элементами регенеративной установки являются: деаэратор, четыре подогревателя низкого давления (ПНД1-ПНД5), работающие под напором конденсатного насоса, и три подогревателя высокого давления (ПВД6-ПВД7-1,2), включенные по воде за питательным насосом после деаэратора.
1. Тепловой расчет паровой турбины
1. Определение термодинамических параметров пара при расчетах турбины
1.1 Располагаемый теплоперепад при расширении от давления до определяется по формуле
Где показатель адиабаты, приближенно может быть принят для перегретого пара равным 1,3.
1.2 Давление в конце процесса расширения от давления и при заданном располагаемом теплоперепаде:
1.3 Удельный объем пара V при заданных значениях энтальпии h и давлении p определяется по формуле
1.4 Температура пара при заданных значениях энтальпии h и давлении p определяется по таблицам.
1.5 Параметры торможения (давление и удельный объем заторможенного потока) и при заданных параметрах потока и и скорости потока , не превышающей 150 м/с, могут быть определены следующим образом:
Размерность входящих в формулы параметров: p - МПа; V -
h и H - кДж/кг; -м/с.
2. Построение предполагаемого процесса паровой турбины в h, s-диаграмме
2.1 Располагаемый (изоэнтропийный) теплоперепад турбины при расширении до давления определяется по формуле
2.2 Приняв потери давления в клапанах 5%, давление пара перед соплами регулирующей ступени определится по уравнению
,
Потери давления в выхлопном патрубке приводят к тому, что давление за последней ступенью будет выше заданного давления за турбиной. Давление пара на выходе из последней ступени равно:
Где коэффициент потерь в патрубке, который зависит от конструкции выхлопного патрубка; для цилиндров высокого давления и для противодавленческих турбин скорость пара в выхлопном патрубке (принимается 50-80 м/с).
С учетом указанных потерь, располагаемый теплоперепад ступеней:
2.3 При изоэнтропийном процессе расширения в турбине энтальпия пара при давлении, равном давлению на выходе из турбины (в точке ) и энтальпия пара при давлении, равном давлению за последней ступенью (в точке ), определятся соответственно:
кДж/кг
2.4 Использованный теплоперепад паровой турбины и расход пара через нее в первом приближении можно определить по уравнениям:
Где относительный внутренний КПД турбины, при ориентировочных расчетах может быть принят 0,78-0,8;
механический КПД, учитывающий механические потери в турбине, прежде всего потери на трение в подшипниках,
; КПД электрического генератора, может быть принят 0,97-0,985.
Эффективная мощность цилиндра (мощность на муфте) определиться из уравнения
2.5 Оптимальный располагаемый теплоперепад турбинной ступени, при котором обеспечивается наивысшая экономичность, достигается при оптимальном значении где окружная скорость в расчетном сечении, м/с; фиктивная (условная) скорость, м/с, определяемая из соотношения
Где располагаемый теплоперепад на ступень (кДж/кг), подсчитанный от параметров торможения.
Оптимальное значение зависит от типа ступени, степени реактивности, потерь в лопатках и так далее. В первом приближении можно принять для активной (степень реактивности ) одновенечной ступени .
Окружная скорость u зависит от диаметра ступени и частоты вращения
Где диаметр ступени (м); частота вращения в секунду.
С целью унификации роторов обычно принимается средний диаметр регулирующей одновенечной ступени
Подставив в формулы принятые значения определяем оптимальный располагаемый теплоперепад регулирующей ступени выбранного типа. Срабатываемый располагаемый теплоперепад может быть принят равным или несколько превышающим
Следует также иметь в виду, что скоростью входа в сопловой аппарат можно пренебречь и тогда
2.6 Использованный теплоперепад регулирующей ступени в первом приближении можно определить, задавшись КПД ступени. Для одновенечной ступени можно принять
2.7 Давление пара в конце процесса расширения в регулирующей ступени определиться как
2.8 Энтальпия пара за регулирующей ступенью определяется по уравнению
3456кДж/кг
а удельный объем:
2.9 Располагаемый теплоперепад на нерегулируемых степенях определяется уравнением
2.10 Использованный теплоперепад нерегулируемых ступеней можно определить, задавшись КПД отсека этих ступеней. Для расчетов в первом приближении допустимо принять
2.11 Энтальпия пара за турбиной определяется по уравнению
а удельный объем за рабочими лопатками последней ступени:
2.12 Определив все значения теплоперепадов, энтальпий, давлений и удельных объемов, можно построить предполагаемый тепловой процесс турбины в тепловой диаграмме.
3. Тепловой расчет регулирующей ступени
Тепловой расчет одновенечной регулирующей ступени №1.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Расход пара |
G |
кг/с |
Задано |
436 |
||
|
2 |
Частота вращения |
n |
с-1 |
Задано |
50 |
||
|
3 |
Параметры пара Перед ступенью |
Давление |
P'0 |
МПа |
Из предварительного расчета |
12,065 |
|
|
4 |
Энтальпия |
h0 |
кДж/кг |
f (p0, t0) по таблицам |
3513,44 |
||
|
5 |
Уд. объем |
v'0 |
м3/кг |
f () по таблицам |
0,02985 |
||
|
6 |
Температура |
t0' |
0С |
f ( по таблицам |
562,6 |
||
|
7 |
Располагаемый теплоперепад на ст. |
кДж/кг |
Из предварительного расчета |
73,64 |
|||
|
8 |
Средний диаметр |
м |
Принято, п.2.5 |
1,1 |
|||
|
9 |
Окружная скорость |
u |
м/с |
u=??dn |
172,7 |
||
|
10 |
Отношение скоростей |
- |
0,45 |
||||
|
11 |
Степень реактивности |
p |
- |
Принимаем |
0,03 |
||
|
12 |
Изоэнтропийный перепад в сопловой решетке |
кДж/кг |
71,43 |
||||
|
13 |
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел |
м/с |
377,98 |
||||
|
14 |
Параметры Пара за Соплами при Теор. процессе |
Давление |
МПа |
п.1.2 |
9,84 |
||
|
15 |
Энтальпия |
кДж/кг |
3442,01 |
||||
|
16 |
Уд. объем |
м3/кг |
п.1.3 |
0,03456 |
|||
|
17 |
Число маха |
- |
0,5681 |
||||
|
18 |
Коэффиц. расхода |
- |
По графику |
0,4 |
|||
|
19 |
Площадь решетки |
м2 |
0,09968 |
||||
|
20 |
Эффективный угол Выхода потока |
град. |
Принимаем 8-16 град. |
12 |
|||
|
21 |
Степень парциальности |
e |
- |
Выбирается на основе оптимизации |
0,95 |
||
|
22 |
Высота решетки |
м |
0,162 |
||||
|
23 |
Относительная высота решетки |
- |
1,91 |
||||
|
24 |
Коэффиц. скорости |
ц |
- |
По графику |
0,975 |
||
|
25 |
Потери в соплах |
Д |
кДж/кг |
3,527 |
|||
|
26 |
скорость выхода потока из сопловой решетки |
с1 |
м/с |
368,528 |
|||
|
27 |
Относительная скорость на входе в рабочую решетку |
w1 |
м/с |
201,5 |
|||
|
28 |
Угол входа относительной скорости |
в1 |
град. |
22, 198 |
|||
|
29 |
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке |
кДж/кг |
2,143 |
||||
|
30 |
Теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток |
м/с |
211,87 |
||||
|
31 |
параметры пара за рабочей решеткой |
Давление |
p2 |
МПа |
9,84 |
||
|
32 |
Энтальпия |
h2t |
кДж/кг |
3443,39 |
|||
|
33 |
Уд. объем |
v2t |
м3/кг |
0,03461 |
|||
|
34 |
Число маха |
M2t |
- |
0,3183 |
|||
|
35 |
Высота рабочих лопаток |
l2 |
м |
0,166 |
|||
|
36 |
Коэффиц. Расхода |
??2 |
- |
По графику |
0,8 |
||
|
37 |
Площадь рабочей решетки |
F2 |
м2 |
0,089 |
|||
|
38 |
Угол выхода потока из рабочих лопаток |
в2 |
град |
9,38 |
|||
|
39 |
Относительная высота решетки |
- |
4,1615 |
||||
|
40 |
Коэффициент скорости |
ш |
- |
По графику |
0,97 |
||
|
41 |
Относительная скорость выхода потока из рабочих лопаток |
w2 |
м/с |
202,33 |
|||
|
42 |
Потери в рабочих лопатках |
ДHрл |
кДж/кг |
1,97 |
|||
|
43 |
Абсолютная скорость потока за ступенью |
с2 |
м/с |
41,77 |
|||
|
44 |
Угол выхода потока из ступени |
б2 |
град. |
50,76 |
Расчет потерь, относительно внутреннего КПД и мощности регулирующей ступени.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Потери энергии в сопловой решетке |
ДHc |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
3,527 |
||
|
2 |
Потери в рабочей решетке (первого ряда) |
ДHсл |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
1,97 |
||
|
3 |
Потери с выходной скоростью |
ДНвс |
кДж/кг |
0,87 |
|||
|
4 |
Относительный лопаточный КПД |
зол |
- |
0,91 |
|||
|
5 |
Потери на трение диска |
от |
- |
0,00066 |
|||
|
6 |
Потери от утечек |
оу |
- |
0,138 |
|||
|
7 |
Потери от парциальности (сумма потерь от вентиляции и сегментных потерь) |
- |
0,00077 |
||||
|
8 |
Относительный внутренний КПД |
зoi |
- |
0,77 |
|||
|
9 |
Используемый теплоперепад ступени |
кДж/кг |
56,96 |
||||
|
10 |
Внутренняя мощность ступени |
Nt |
кВт |
24837,13 |
|||
|
11 |
Параметры пара в камере регулирующего колеса |
Давление |
Pp |
МПа |
9,84 |
||
|
12 |
Энтальпия |
hp |
кДж/кг |
3456,48 |
|||
|
13 |
Уд. объем |
vp |
м3/кг |
0,035 |
4. Определение числа нерегулируемых ступеней. Распределение теплоперепадов между ступенями
4.1 Корневой диаметр первой и остальных нерегулируемых ступеней:
dk = (0.85-0.95) =0,99
4.2 Реактивность в корневом сечении: рк = 0.04
4.3 Эффективный угол выхода:
4.4 Оптимальное значение :
, где ц= 0.97
4.5 Оптимальный располагаемый теплоперепад:
ориентировочный располагаемый теплоперепад по статическим параметрам:
, где с2 =70 м/с
4.6 Ориентировочное число ступеней:
, где q = 0.02
4.7 Уточняем располагаемые теплоперепады на ступенях:
Располагаемый теплоперепад первой ступени:
4.8 Располагаемые теплоперепады 1-го и 2-го отсеков:
5. Детальный расчет ступеней давления
5.1. Ступень №2.
Тепловой расчет нерегулируемой ступени.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Расход пара |
G |
кг/с |
Принимается с учетом утечек в концевых и промежуточных уплотнениях |
431,64 |
||
|
2 |
Частота вращения |
n |
с-1 |
Задано |
50 |
||
|
3 |
Параметры пара Перед ступенью |
Давление |
P'0 |
МПа |
Из расчета предыдущей ступени |
9,84 |
|
|
4 |
Энтальпия |
h0 |
кДж/кг |
Из расчета предыдущей ступени |
3443,39 |
||
|
5 |
Уд. объем |
v0 |
м3/кг |
f () по таблицам |
0,03461 |
||
|
6 |
Температура |
t0 |
0С |
f ( по таблицам |
526 |
||
|
7 |
Располагаемый теплоперепад на ст. |
H0 |
кДж/кг |
Из предварительного расчета |
51,42 |
||
|
8 |
Средний диаметр |
м |
Определен (п.1.1) |
1,1 |
|||
|
9 |
Окружная скорость |
u |
м/с |
u=??dn |
173,65 |
||
|
10 |
Отношение скоростей |
- |
0,5414 |
||||
|
11 |
Степень реактивности |
p |
- |
Принимается |
0,086 |
||
|
12 |
Изоэнтропийный перепад в сопловой решетке |
кДж/кг |
46,98 |
||||
|
13 |
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел |
м/с |
306,53 |
||||
|
14 |
Параметры Пара за Соплами при Теор. процессе |
Давление |
МПа |
9,77 |
|||
|
15 |
Энтальпия |
кДж/кг |
3396,34 |
||||
|
16 |
Уд. объем |
м3/кг |
по таблицам |
0,03385 |
|||
|
17 |
Число маха |
- |
0,4677 |
||||
|
18 |
Коэффиц. расхода |
- |
По графику |
0,96 |
|||
|
19 |
Площадь решетки |
м2 |
0,04958 |
||||
|
20 |
Эффективный угол Выхода потока |
град. |
Принимаем 12-16 град. |
14 |
|||
|
21 |
Высота решетки |
м |
0,059 |
||||
|
22 |
Относительная высота решетки |
- |
0,6942 |
||||
|
23 |
Коэффиц. скорости |
ц |
- |
По графику |
0,97 |
||
|
24 |
Потери в соплах |
Д |
кДж/кг |
2,77 |
|||
|
25 |
скорость выхода потока из сопловой решетки |
с1 |
м/с |
297,33 |
|||
|
26 |
Относительная скорость на входе в рабочую решетку |
w1 |
м/с |
135,51 |
|||
|
27 |
Угол входа относительной скорости |
в1 |
град. |
32,05 |
|||
|
28 |
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке |
кДж/кг |
4,44 |
||||
|
29 |
Теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток |
м/с |
165,06 |
||||
|
30 |
параметры пара за рабочей решеткой |
Давление |
p2 |
МПа |
9,64 |
||
|
31 |
Энтальпия |
h2t |
кДж/кг |
3394,68 |
|||
|
32 |
Уд. объем |
v2t |
м3/кг |
0,03422 |
|||
|
33 |
Число маха |
M2t |
- |
0,2520 |
|||
|
34 |
Высота рабочих лопаток |
l2 |
м |
0,06201 |
|||
|
35 |
Коэффиц. Расхода |
??2 |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
36 |
Площадь рабочей решетки |
F2 |
м2 |
0,09421 |
|||
|
37 |
Угол выхода потока из рабочих лопаток |
в2 |
град |
27,41 |
|||
|
38 |
Относительная высота решетки |
- |
1,55 |
||||
|
39 |
Коэффициент скорости |
ш |
- |
По графику |
0,94 |
||
|
40 |
Относительная скорость выхода потока из рабочих лопаток |
w2 |
м/с |
155,16 |
|||
|
41 |
Потери в рабочих лопатках |
ДHрл |
кДж/кг |
1,5857 |
|||
|
42 |
Абсолютная скорость потока за ступенью |
с2 |
м/с |
79,96 |
|||
|
43 |
Угол выхода потока из ступени |
б2 |
град. |
23,08 |
Расчет потерь, относительно внутреннего КПД и мощности нерегулируемых ступеней.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Потери энергии в сопловой решетке |
ДHc |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
2,77 |
||
|
2 |
Потери в рабочей решетке (первого ряда) |
ДHсл |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
1,58 |
||
|
3 |
Потери с выходной скоростью |
ДНвс |
кДж/кг |
3, 19 |
|||
|
4 |
Относительный лопаточный КПД |
зол |
- |
где |
0,909 |
||
|
5 |
Потери на трение диска |
от |
- |
0,02 |
|||
|
6 |
Потери от утечек |
оу |
- |
0,134 |
|||
|
7 |
Потери от утечки в диафрагменное уплотнение |
- |
0,005 |
||||
|
8 |
Относительный внутренний КПД |
зoi |
- |
0,7439 |
|||
|
9 |
Используемый теплоперепад ступени |
Ht |
кДж/кг |
35,87 |
|||
|
10 |
Внутренняя мощность ступени |
Nt |
кВт |
15485,21 |
|||
|
11 |
Параметры пара в камере регулирующего колеса |
Давление |
P2 |
МПа |
9,64 |
||
|
12 |
Энтальпия |
h2 |
кДж/кг |
3407,45 |
|||
|
13 |
Уд. объем |
v2 |
м3/кг |
0,03452 |
5.2. Ступень №3.
Тепловой расчет нерегулируемой ступени.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Расход пара |
G |
кг/с |
Принимается с учетом утечек в концевых и промежуточных уплотнениях |
427,32 |
||
|
2 |
Частота вращения |
n |
с-1 |
Задано |
50 |
||
|
3 |
Параметры пара Перед ступенью |
Давление |
p0 |
МПа |
Из расчета предыдущей ступени |
9,64 |
|
|
4 |
Энтальпия |
h0 |
кДж/кг |
Из расчета предыдущей ступени |
3407,45 |
||
|
5 |
Уд. объем |
v0 |
м3/кг |
f () по таблицам |
0,03452 |
||
|
6 |
Температура |
t0 |
0С |
f ( по таблицам |
510,95 |
||
|
7 |
Располагаемый теплоперепад на ст. |
H0 |
кДж/кг |
Из предварительного расчета |
48,973 |
||
|
8 |
Средний диаметр |
м |
Определен |
1,049 |
|||
|
9 |
Окружная скорость |
u |
м/с |
u=??dn |
164,74 |
||
|
10 |
Отношение скоростей |
- |
0,5264 |
||||
|
11 |
Степень реактивности |
p |
- |
Принимается |
0,092 |
||
|
12 |
Изоэнтропийный перепад в сопловой решетке |
кДж/кг |
44,476 |
||||
|
13 |
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел |
м/с |
298,24 |
||||
|
14 |
Параметры Пара за Соплами при Теор. процессе |
Давление |
МПа |
9,57 |
|||
|
15 |
Энтальпия |
кДж/кг |
3362,97 |
||||
|
16 |
Уд. объем |
м3/кг |
по таблицам |
0,03374 |
|||
|
17 |
Число маха |
- |
0,4551 |
||||
|
18 |
Коэффиц. расхода |
- |
По графику |
0,96 |
|||
|
19 |
Площадь решетки |
м2 |
0,05036 |
||||
|
20 |
Эффективный угол Выхода потока |
град. |
Принимаем 12-16 град. |
13 |
|||
|
21 |
Высота решетки |
м |
0,06794 |
||||
|
22 |
Относительная высота решетки |
- |
0,7993 |
||||
|
23 |
Коэффиц. скорости |
ц |
- |
По графику |
0,97 |
||
|
24 |
Потери в соплах |
Д |
кДж/кг |
2,6285 |
|||
|
25 |
скорость выхода потока из сопловой решетки |
с1 |
м/с |
289,2995 |
|||
|
26 |
Относительная скорость на входе в рабочую решетку |
w1 |
м/с |
134 |
|||
|
27 |
Угол входа относительной скорости |
в1 |
град. |
29,055 |
|||
|
28 |
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке |
кДж/кг |
4,497 |
||||
|
29 |
Теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток |
м/с |
164,166 |
||||
|
30 |
параметры пара за рабочей решеткой |
Давление |
p2 |
МПа |
9,44 |
||
|
31 |
Энтальпия |
h2t |
кДж/кг |
3361,11 |
|||
|
32 |
Уд. объем |
v2t |
м3/кг |
0,03416 |
|||
|
33 |
Число маха |
M2t |
- |
0,2506 |
|||
|
34 |
Высота рабочих лопаток |
l2 |
м |
0,0709 |
|||
|
35 |
Коэффиц. Расхода |
??2 |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
36 |
Площадь рабочей решетки |
F2 |
м2 |
0,09362 |
|||
|
37 |
Угол выхода потока из рабочих лопаток |
в2 |
град |
28,83 |
|||
|
38 |
Относительная высота решетки |
- |
1,77 |
||||
|
39 |
Коэффициент скорости |
ш |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
40 |
Относительная скорость выхода потока из рабочих лопаток |
w2 |
м/с |
155,95 |
|||
|
41 |
Потери в рабочих лопатках |
ДHрл |
кДж/кг |
1,31 |
|||
|
42 |
Абсолютная скорость потока за ступенью |
с2 |
м/с |
80,3 |
|||
|
43 |
Угол выхода потока из ступени |
б2 |
град. |
15,59 |
Расчет потерь, относительно внутреннего КПД и мощности нерегулируемых ступеней.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Потери энергии в сопловой решетке |
ДHc |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
2,62 |
||
|
2 |
Потери в рабочей решетке (первого ряда) |
ДHсл |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
1,31 |
||
|
3 |
Потери с выходной скоростью |
ДНвс |
кДж/кг |
3,22 |
|||
|
4 |
Относительный лопаточный КПД |
зол |
- |
где |
0,853 |
||
|
5 |
Потери на трение диска |
от |
- |
0,021 |
|||
|
6 |
Потери от утечек |
оу |
- |
0,1254 |
|||
|
7 |
Потери от утечки в диафрагменное уплотнение |
- |
0,005 |
||||
|
8 |
Относительный внутренний КПД |
зoi |
- |
0,7016 |
|||
|
9 |
Используемый теплоперепад ступени |
Ht |
кДж/кг |
32,099 |
|||
|
10 |
Внутренняя мощность ступени |
Nt |
кВт |
13716,66 |
|||
|
11 |
Параметры пара в камере регулирующего колеса |
Давление |
Pp |
МПа |
9,44 |
||
|
12 |
Энтальпия |
hp |
кДж/кг |
3375,356 |
|||
|
13 |
Уд. объем |
vp |
м3/кг |
0,0345 |
5.3. Ступень №4.
Тепловой расчет нерегулируемой ступени.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
Расход пара |
G |
кг/с |
Принимается с учетом утечек в концевых и промежуточных уплотнениях |
423,05 |
||
|
2 |
Частота вращения |
n |
с-1 |
Задано |
50 |
||
|
3 |
Параметры пара Перед ступенью |
Давление |
p0 |
МПа |
Из расчета предыдущей ступени |
9,44 |
|
|
4 |
Энтальпия |
h0 |
кДж/кг |
Из расчета предыдущей ступени |
3375,35 |
||
|
5 |
Уд. объем |
v0 |
м3/кг |
f () по таблицам |
0,0345 |
||
|
6 |
Температура |
t0 |
0С |
f ( по таблицам |
497,42 |
||
|
7 |
Располагаемый теплоперепад на ст. |
H0 |
кДж/кг |
Из предварительного расчета |
48,973 |
||
|
8 |
Средний диаметр |
м |
Определен |
1,048 |
|||
|
9 |
Окружная скорость |
u |
м/с |
u=??dn |
164,61 |
||
|
10 |
Отношение скоростей |
- |
0,5259 |
||||
|
11 |
Степень реактивности |
p |
- |
Принимается |
0,097 |
||
|
12 |
Изоэнтропийный перепад в сопловой решетке |
кДж/кг |
44,241 |
||||
|
13 |
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел |
м/с |
297,46 |
||||
|
14 |
Параметры Пара за Соплами при Теор. процессе |
Давление |
МПа |
9,37 |
|||
|
15 |
Энтальпия |
кДж/кг |
3331,11 |
||||
|
16 |
Уд. объем |
м3/кг |
по таблицам |
0,0337 |
|||
|
17 |
Число маха |
- |
0,4539 |
||||
|
18 |
Коэффиц. расхода |
- |
По графику |
0,96 |
|||
|
19 |
Площадь решетки |
м2 |
0,0499 |
||||
|
20 |
Эффективный угол Выхода потока |
град. |
Принимаем 12-16 град. |
12 |
|||
|
21 |
Высота решетки |
м |
0,0729 |
||||
|
22 |
Относительная высота решетки |
- |
0,8584 |
||||
|
23 |
Коэффиц. скорости |
ц |
- |
По графику |
0,97 |
||
|
24 |
Потери в соплах |
Д |
кДж/кг |
2,61 |
|||
|
25 |
скорость выхода потока из сопловой решетки |
с1 |
м/с |
288,537 |
|||
|
26 |
Относительная скорость на входе в рабочую решетку |
w1 |
м/с |
132,03 |
|||
|
27 |
Угол входа относительной скорости |
в1 |
град. |
27,022 |
|||
|
28 |
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке |
кДж/кг |
4,731 |
||||
|
29 |
Теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток |
м/с |
164 |
||||
|
30 |
параметры пара за рабочей решеткой |
Давление |
p2 |
МПа |
9,23 |
||
|
31 |
Энтальпия |
h2t |
кДж/кг |
3328,99 |
|||
|
32 |
Уд. объем |
v2t |
м3/кг |
0,0341 |
|||
|
33 |
Число маха |
M2t |
- |
0,2503 |
|||
|
34 |
Высота рабочих лопаток |
l2 |
м |
0,0759 |
|||
|
35 |
Коэффиц. Расхода |
??2 |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
36 |
Площадь рабочей решетки |
F2 |
м2 |
0,0927 |
|||
|
37 |
Угол выхода потока из рабочих лопаток |
в2 |
град |
28,56 |
|||
|
38 |
Относительная высота решетки |
- |
1,89 |
||||
|
39 |
Коэффициент скорости |
ш |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
40 |
Относительная скорость выхода потока из рабочих лопаток |
w2 |
м/с |
155,8 |
|||
|
41 |
Потери в рабочих лопатках |
ДHрл |
кДж/кг |
1,31 |
|||
|
42 |
Абсолютная скорость потока за ступенью |
с2 |
м/с |
79,49 |
|||
|
43 |
Угол выхода потока из ступени |
б2 |
град. |
8,02 |
Расчет потерь, относительно внутреннего КПД и мощности нерегулируемых ступеней.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Потери энергии в сопловой решетке |
ДHc |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
2,61 |
||
|
2 |
Потери в рабочей решетке (первого ряда) |
ДHсл |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
1,31 |
||
|
3 |
Потери с выходной скоростью |
ДНвс |
кДж/кг |
3,16 |
|||
|
4 |
Относительный лопаточный КПД |
зол |
- |
где |
0,855 |
||
|
5 |
Потери на трение диска |
от |
- |
0,0214 |
|||
|
6 |
Потери от утечек |
оу |
- |
0,1306 |
|||
|
7 |
Потери от утечки в диафрагменное уплотнение |
- |
0,005 |
||||
|
8 |
Относительный внутренний КПД |
зoi |
- |
0,6981 |
|||
|
9 |
Используемый теплоперепад ступени |
Ht |
кДж/кг |
31,98 |
|||
|
10 |
Внутренняя мощность ступени |
Nt |
кВт |
13530,79 |
|||
|
11 |
Параметры пара в камере регулирующего колеса |
Давление |
Pp |
МПа |
9,239 |
||
|
12 |
Энтальпия |
hp |
кДж/кг |
3343,37 |
|||
|
13 |
Уд. объем |
vp |
м3/кг |
0,0344 |
5.4. Ступень №5.
Тепловой расчет нерегулируемой ступени.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Расход пара |
G |
кг/с |
Принимается с учетом утечек в концевых и промежуточных уплотнениях |
418,81 |
||
|
2 |
Частота вращения |
n |
с-1 |
Задано |
50 |
||
|
3 |
Параметры пара Перед ступенью |
Давление |
p0 |
МПа |
Из расчета предыдущей ступени |
9,239 |
|
|
4 |
Энтальпия |
h0 |
кДж/кг |
Из расчета предыдущей ступени |
3343,37 |
||
|
5 |
Уд. объем |
v0 |
м3/кг |
f () по таблицам |
0,0344 |
||
|
6 |
Температура |
t0 |
0С |
f ( по таблицам |
483,96 |
||
|
7 |
Располагаемый теплоперепад на ст. |
H0 |
кДж/кг |
Из предварительного расчета |
48,973 |
||
|
8 |
Средний диаметр |
м |
Определен |
1,048 |
|||
|
9 |
Окружная скорость |
u |
м/с |
u=??dn |
164,6 |
||
|
10 |
Отношение скоростей |
- |
0,5259 |
||||
|
11 |
Степень реактивности |
p |
- |
Принимается |
0,10136 |
||
|
12 |
Изоэнтропийный перепад в сопловой решетке |
кДж/кг |
44,009 |
||||
|
13 |
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел |
м/с |
296,678 |
||||
|
14 |
Параметры Пара за соплами при Теор. процессе |
Давление |
МПа |
9,17 |
|||
|
15 |
Энтальпия |
кДж/кг |
3299,36 |
||||
|
16 |
Уд. объем |
м3/кг |
по таблицам |
0,03369 |
|||
|
17 |
Число маха |
- |
0,4527 |
||||
|
18 |
Коэффиц. расхода |
- |
По графику |
0,96 |
|||
|
19 |
Площадь решетки |
м2 |
0,0495 |
||||
|
20 |
Эффективный угол Выхода потока |
град. |
Принимаем 12-16 град. |
12 |
|||
|
21 |
Высота решетки |
м |
0,0723 |
||||
|
22 |
Относительная высота решетки |
- |
0,8516 |
||||
|
23 |
Коэффиц. скорости |
ц |
- |
По графику |
0,97 |
||
|
24 |
Потери в соплах |
Д |
кДж/кг |
2,601 |
|||
|
25 |
скорость выхода потока из сопловой решетки |
с1 |
м/с |
287,77 |
|||
|
26 |
Относительная скорость на входе в рабочую решетку |
w1 |
м/с |
131,30 |
|||
|
27 |
Угол входа относительной скорости |
в1 |
град. |
27,10 |
|||
|
28 |
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке |
кДж/кг |
4,963 |
||||
|
29 |
Теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток |
м/с |
164,82 |
||||
|
30 |
параметры пара за рабочей решеткой |
Давление |
p2 |
МПа |
9,033 |
||
|
31 |
Энтальпия |
h2t |
кДж/кг |
3297 |
|||
|
32 |
Уд. объем |
v2t |
м3/кг |
0,0341 |
|||
|
33 |
Число маха |
M2t |
- |
0,2516 |
|||
|
34 |
Высота рабочих лопаток |
l2 |
м |
0,0753 |
|||
|
35 |
Коэффиц. Расхода |
??2 |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
36 |
Площадь рабочей решетки |
F2 |
м2 |
0,09134 |
|||
|
37 |
Угол выхода потока из рабочих лопаток |
в2 |
град |
28,09 |
|||
|
38 |
Относительная высота решетки |
- |
1,88 |
||||
|
39 |
Коэффициент скорости |
ш |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
40 |
Относительная скорость выхода потока из рабочих лопаток |
w2 |
м/с |
156,58 |
|||
|
41 |
Потери в рабочих лопатках |
ДHрл |
кДж/кг |
1,324 |
|||
|
42 |
Абсолютная скорость потока за ступенью |
с2 |
м/с |
78,35 |
|||
|
43 |
Угол выхода потока из ступени |
б2 |
град. |
4,98 |
Расчет потерь, относительно внутреннего кпд и мощности нерегулируемых ступеней.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Потери энергии в сопловой решетке |
ДHc |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
2,601 |
||
|
2 |
Потери в рабочей решетке (первого ряда) |
ДHсл |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
1,324 |
||
|
3 |
Потери с выходной скоростью |
ДНвс |
кДж/кг |
3,06 |
|||
|
4 |
Относительный лопаточный КПД |
зол |
- |
где |
0,8571 |
||
|
5 |
Потери на трение диска |
от |
- |
0,0214 |
|||
|
6 |
Потери от утечек |
оу |
- |
0,1331 |
|||
|
7 |
Потери от утечки в диафрагменное уплотнение |
- |
0,005 |
||||
|
8 |
Относительный внутренний КПД |
зoi |
- |
0,6975 |
|||
|
9 |
Используемый теплоперепад ступени |
Ht |
кДж/кг |
32,01 |
|||
|
10 |
Внутренняя мощность ступени |
Nt |
кВт |
13409,75 |
|||
|
11 |
Параметры пара в камере регулирующего колеса |
Давление |
Pp |
МПа |
9,033 |
||
|
12 |
Энтальпия |
hp |
кДж/кг |
3311,35 |
|||
|
13 |
Уд. объем |
vp |
м3/кг |
0,0345 |
5.5. Ступень №6.
Тепловой расчет нерегулируемой ступени.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Расход пара |
G |
кг/с |
Принимается с учетом утечек в концевых и промежуточных уплотнениях |
414,63 |
||
|
2 |
Частота вращения |
n |
с-1 |
Задано |
50 |
||
|
3 |
Параметры пара Перед ступенью |
Давление |
p0 |
МПа |
Из расчета предыдущей ступени |
9,033 |
|
|
4 |
Энтальпия |
h0 |
кДж/кг |
Из расчета предыдущей ступени |
3311,35 |
||
|
5 |
Уд. объем |
v0 |
м3/кг |
f () по таблицам |
0,0345 |
||
|
6 |
Температура |
t0 |
0С |
f ( по таблицам |
470,5 |
||
|
7 |
Располагаемый теплоперепад на ст. |
H0 |
кДж/кг |
Из предварительного расчета |
48,973 |
||
|
8 |
Средний диаметр |
м |
Определен |
1,04 |
|||
|
9 |
Окружная скорость |
u |
м/с |
u=??dn |
164,65 |
||
|
10 |
Отношение скоростей |
- |
0,52 |
||||
|
11 |
Степень реактивности |
p |
- |
Принимается |
0,106 |
||
|
12 |
Изоэнтропийный перепад в сопловой решетке |
кДж/кг |
43,779 |
||||
|
13 |
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел |
м/с |
295,9 |
||||
|
14 |
Параметры Пара за Соплами при Теор. процессе |
Давление |
МПа |
8,96 |
|||
|
15 |
Энтальпия |
кДж/кг |
3267,57 |
||||
|
16 |
Уд. объем |
м3/кг |
по таблицам |
0,033 |
|||
|
17 |
Число маха |
- |
0,4515 |
||||
|
18 |
Коэффиц. расхода |
- |
По графику |
0,96 |
|||
|
19 |
Площадь решетки |
м2 |
0,04916 |
||||
|
20 |
Эффективный угол Выхода потока |
град. |
Принимаем 12-16 град. |
12 |
|||
|
21 |
Высота решетки |
м |
0,0718 |
||||
|
22 |
Относительная высота решетки |
- |
0,8448 |
||||
|
23 |
Коэффиц. скорости |
ц |
- |
По графику |
0,97 |
||
|
24 |
Потери в соплах |
Д |
кДж/кг |
2,587 |
|||
|
25 |
скорость выхода потока из сопловой решетки |
с1 |
м/с |
287,023 |
|||
|
26 |
Относительная скорость на входе в рабочую решетку |
w1 |
м/с |
130,53 |
|||
|
27 |
Угол входа относительной скорости |
в1 |
град. |
27,2 |
|||
|
28 |
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке |
кДж/кг |
5, 194 |
||||
|
29 |
Теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток |
м/с |
165,61 |
||||
|
30 |
параметры пара за рабочей решеткой |
Давление |
p2 |
МПа |
8,82 |
||
|
31 |
Энтальпия |
h2t |
кДж/кг |
3264,96 |
|||
|
32 |
Уд. объем |
v2t |
м3/кг |
0,0341 |
|||
|
33 |
Число маха |
M2t |
- |
0,2528 |
|||
|
34 |
Высота рабочих лопаток |
l2 |
м |
0,0748 |
|||
|
35 |
Коэффиц. Расхода |
??2 |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
36 |
Площадь рабочей решетки |
F2 |
м2 |
0,09 |
|||
|
37 |
Угол выхода потока из рабочих лопаток |
в2 |
град |
27,64 |
|||
|
38 |
Относительная высота решетки |
- |
1,87 |
||||
|
39 |
Коэффициент скорости |
ш |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
40 |
Относительная скорость выхода потока из рабочих лопаток |
w2 |
м/с |
157,33 |
|||
|
41 |
Потери в рабочих лопатках |
ДHрл |
кДж/кг |
1,337 |
|||
|
42 |
Абсолютная скорость потока за ступенью |
с2 |
м/с |
77,25 |
|||
|
43 |
Угол выхода потока из ступени |
б2 |
град. |
17,56 |
Расчет потерь, относительно внутреннего КПД и мощности нерегулируемых ступеней.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Потери энергии в сопловой решетке |
ДHc |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
2,587 |
||
|
2 |
Потери в рабочей решетке (первого ряда) |
ДHсл |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
1,337 |
||
|
3 |
Потери с выходной скоростью |
ДНвс |
кДж/кг |
2,984 |
|||
|
4 |
Относительный лопаточный КПД |
зол |
- |
где |
0,858 |
||
|
5 |
Потери на трение диска |
от |
- |
0,0214 |
|||
|
6 |
Потери от утечек |
оу |
- |
0,1356 |
|||
|
7 |
Потери от утечки в диафрагменное уплотнение |
- |
0,005 |
||||
|
8 |
Относительный внутренний КПД |
зoi |
- |
0,6967 |
|||
|
9 |
Используемый теплоперепад ступени |
Ht |
кДж/кг |
32,04 |
|||
|
10 |
Внутренняя мощность ступени |
Nt |
кВт |
13285,97 |
|||
|
11 |
Параметры пара в камере регулирующего колеса |
Давление |
Pp |
МПа |
8,82 |
||
|
12 |
Энтальпия |
hp |
кДж/кг |
3279,31 |
|||
|
13 |
Уд. объем |
vp |
м3/кг |
0,0345 |
5.6. Ступень №7.
Тепловой расчет нерегулируемой ступени.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Расход пара |
G |
кг/с |
Принимается с учетом утечек в концевых и промежуточных уплотнениях |
410,48 |
||
|
2 |
Частота вращения |
n |
с-1 |
Задано |
50 |
||
|
3 |
Параметры пара Перед ступенью |
Давление |
p0 |
МПа |
Из расчета предыдущей ступени |
8,824 |
|
|
4 |
Энтальпия |
h0 |
кДж/кг |
Из расчета предыдущей ступени |
3279,31 |
||
|
5 |
Уд. объем |
v0 |
м3/кг |
f () по таблицам |
0,03452 |
||
|
6 |
Температура |
t0 |
0С |
f ( по таблицам |
457,08 |
||
|
7 |
Располагаемый теплоперепад на ст. |
H0 |
кДж/кг |
Из предварительного расчета |
48,973 |
||
|
8 |
Средний диаметр |
м |
Определен |
1,04 |
|||
|
9 |
Окружная скорость |
u |
м/с |
u=??dn |
164,69 |
||
|
10 |
Отношение скоростей |
- |
0,5262 |
||||
|
11 |
Степень реактивности |
p |
- |
Принимается |
0,1107 |
||
|
12 |
Изоэнтропийный перепад в сопловой решетке |
кДж/кг |
43,55 |
||||
|
13 |
Теоретическая скорость пара на выходе из сопел |
м/с |
295,127 |
||||
|
14 |
Параметры Пара за Соплами при Теор. процессе |
Давление |
МПа |
8,75 |
|||
|
15 |
Энтальпия |
кДж/кг |
3235,76 |
||||
|
16 |
Уд. объем |
м3/кг |
по таблицам |
0,0336 |
|||
|
17 |
Число маха |
- |
0,4503 |
||||
|
18 |
Коэффиц. расхода |
- |
По графику |
0,96 |
|||
|
19 |
Площадь решетки |
м2 |
0,0488 |
||||
|
20 |
Эффективный угол Выхода потока |
град. |
Принимаем 12-16 град. |
12 |
|||
|
21 |
Высота решетки |
м |
0,0712 |
||||
|
22 |
Относительная высота решетки |
- |
0,8384 |
||||
|
23 |
Коэффиц. скорости |
ц |
- |
По графику |
0,97 |
||
|
24 |
Потери в соплах |
Д |
кДж/кг |
2,574 |
|||
|
25 |
скорость выхода потока из сопловой решетки |
с1 |
м/с |
286,273 |
|||
|
26 |
Относительная скорость на входе в рабочую решетку |
w1 |
м/с |
129,77 |
|||
|
27 |
Угол входа относительной скорости |
в1 |
град. |
27,29 |
|||
|
28 |
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке |
кДж/кг |
5,423 |
||||
|
29 |
Теоретическая скорость на выходе из рабочих лопаток |
м/с |
166,39 |
||||
|
30 |
параметры пара за рабочей решеткой |
Давление |
p2 |
МПа |
8,61 |
||
|
31 |
Энтальпия |
h2t |
кДж/кг |
3232,91 |
|||
|
32 |
Уд. объем |
v2t |
м3/кг |
0,0341 |
|||
|
33 |
Число маха |
M2t |
- |
0,2540 |
|||
|
34 |
Высота рабочих лопаток |
l2 |
м |
0,0742 |
|||
|
35 |
Коэффиц. Расхода |
??2 |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
36 |
Площадь рабочей решетки |
F2 |
м2 |
0,0887 |
|||
|
37 |
Угол выхода потока из рабочих лопаток |
в2 |
град |
27,21 |
|||
|
38 |
Относительная высота решетки |
- |
1,85 |
||||
|
39 |
Коэффициент скорости |
ш |
- |
По графику |
0,95 |
||
|
40 |
Относительная скорость выхода потока из рабочих лопаток |
w2 |
м/с |
158,07 |
|||
|
41 |
Потери в рабочих лопатках |
ДHрл |
кДж/кг |
1,349 |
|||
|
42 |
Абсолютная скорость потока за ступенью |
с2 |
м/с |
76,21 |
|||
|
43 |
Угол выхода потока из ступени |
б2 |
град. |
29,63 |
Расчет потерь, относительно внутреннего КПД и мощности нерегулируемых ступеней.
|
№ п/п |
Показатель |
Обозна- чение |
Размер- ность |
Формула или обоснование |
Значение |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
||
|
1 |
Потери энергии в сопловой решетке |
ДHc |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
2,57 |
||
|
2 |
Потери в рабочей решетке (первого ряда) |
ДHсл |
кДж/кг |
из предыдущей таблицы |
1,349 |
||
|
3 |
Потери с выходной скоростью |
ДНвс |
кДж/кг |
2,904 |
|||
|
4 |
Относительный лопаточный КПД |
зол |
- |
где |
0,86 |
||
|
5 |
Потери на трение диска |
от |
- |
0,0215 |
|||
|
6 |
Потери от утечек |
оу |
- |
0,1381 |
|||
|
7 |
Потери от утечки в диафрагменное уплотнение |
- |
0,005 |
||||
|
8 |
Относительный внутренний КПД |
зoi |
- |
0,6959 |
|||
|
9 |
Используемый теплоперепад ступени |
Ht |
кДж/кг |
32,06 |
|||
|
10 |
Внутренняя мощность ступени |
Nt |
кВт |
13160,63 |
|||
|
11 |
Параметры пара в камере регулирующего колеса |
Давление |
Pp |
МПа |
8,61 |
||
|
12 |
Энтальпия |
hp |
кДж/кг |
3247,25 |
|||
|
13 |
Уд. объем |
vp |
м3/кг |
0,0345 |
6. Выбор схемы и расчет концевых уплотнений
Для сокращения потерь с утечками пара в местах выхода вала из корпуса турбины устанавливаются концевые лабиринтовые уплотнения. В цилиндрах с противотоком имеются также промежуточные уплотнения, отделяющие друг от друга отсеки проточной части.
К уплотнениям предъявляют ряд требований. Главным из них является обеспечение минимальной утечки пара. Для этого зазоры в уплотнениях должны быть минимально допустимыми из соображений невозможности задеваний. Утечки пара также определяются конструкцией уплотнений и числом гребешков. Наиболее распространенной конструкцией уплотнений является конструкция ступенчатого типа с выточками по валу.
Концевые уплотнения распределяются на ряд отсеков камерами, из которых предусматривается отвод части пара в промежуточные ступени турбины или в подогреватели регенеративной схемы. В крайних камерах уплотнений поддерживается с помощью эжектора разрежение, за счет чего исключается попадание пара в помещение машинного зала. В камеры, соседние с крайними, подводится охлаждающий пар из деаэратора от общего коллектора, в котором поддерживается небольшое избыточное давление в 10 - 20 кПа.
На рисунках 6.1 и 6.2 приведены типовые схемы уплотнений.
Начальное состояние пара перед первым отсеком переднего уплотнения будет соответствовать состоянию пара за соплами регулирующей ступени, а перед первым отсеком заднего уплотнения - состоянию пара за последней ступенью. При использовании цилиндров с противотоком параметры пара за промежуточным уплотнением определяются параметрами параперед вторым отсеком проточной части.
Расчет лабиринтового уплотнения, как правило, производят для отсеков до отвода пара в сальниковый подогреватель СП. Для последующих отсеков число гребешков конструктивно принимают равным 6 - 10 для каждого отсека.
Процесс в уплотнениях может быть с достаточной точностью рассматриваться как процесс дросселирования с сохранением постоянной энтальпии. Поэтому удельный объем пара в камерах определяется по заданном в камере давлении и постоянной энтальпии, соответствующей энтальпии перед первым отсеком соответствующих уплотнений.
Расход пара в отсек уплотнений может быть определен по известной формуле
где = 0,7 - 0,75 - эмпирический коэффициент расхода, зависящий от формы гребешков и относительных размеров гребешка и радиального зазора между гребешками и валом;
площадь радиального зазора - диаметр вала в уплотнении,
радиальный зазор, принимаемый 0,5 - 0,8 мм;
давление и удельный объем пара перед отсеком;
отношение давлений пара за и перед отсеком;
число гребешков.
При заданных утечках пара в уплотнения из указанной выше формулы можно определить число гребешков. Для первых отсеков концевых уплотнений и промежуточных уплотнений рекомендуется принимать утечки 0,5 - 1% от расхода свежего пара. Для последующих отсеков расход принимается равным половине расхода предыдущих отсеков.
7. Расчеты на прочность деталей турбины
Материалы в турбостроении.
Многие детали паровых турбин изготавливают из сплавов на основе железа - сталей и чугунов. Они всегда содержат в себе следующие элементы: углерод, марганец, кремний, серу, фосфор, водород, кислород и азот. Стали и чугуны, содержащие кроме железа лишь те примеси, которые поступили в них при доменном или сталеплавильном процессах, называются углеродистыми. Стали, содержащие какую-либо из постоянных примесей в искусственно увеличенном количестве например, марганец или кремний, а также содержащие специальные добавки молибден, никель и др., называют легированными. В условных обозначениях материала указывается процентное содержание того или иного металла, входящего в сплав.
Например: сталь марки 20Х13 содержит 0, 20% углерода и 13% хрома. Если содержание металла в сплаве меньше 1,0%, то процентное содержание в маркировке стали не указывается, а проставляется условное обозначение металла. Существует условное общепринятое обозначение легирующих элементов буквами русского алфавита:
Г - марганец Н - никель
С - кремний П - фосфор
Х - хром Д - медь
М - молибден Ю - алюминий
Ф - ванадий Р - бор
В - вольфрам Б - ниобий
Т - титан К - кобальт
Материалы деталей паровых турбин могут длительно работать, если их температура в условиях эксплуатации не превышает допустимых предельных значений, величина которых указана в табл. Там же указаны области применения и значения допускаемых напряжений при различных температурах при эксплуатации.
8. Расчет шипа и ленточной бандажной связи
Лопатки подвергаются действию центробежной силы собственной массы и массы бандажа, а также давлению пара, протекающего через лопаточные каналы.
Перо лопатки должно быть рассчитано на растяжение центробежной силой и на изгиб силами давления пара. Если центры тяжести всех сечений лопатки не лежат на одной прямой, проходящей через ось вращения, то необходимо определить возникающие в этом случае напряжения изгиба от центробежных сил. Напряжениями кручения, которые могут возникнуть в лопатке, обычно пренебрегают.
На те же усилия, что и перо, должен быть рассчитан хвостовик лопатки, причем в зависимости от конструкции хвостовика в нем могут появиться, кроме растягивающих и изгибающих напряжений, также напряжения смятия.
Бандаж лопаток рассчитывается на изгиб центробежной силой собственной массы и на отрыв его от лопатки.
Лопатки, температура которых свыше 350-500°С, должны быть рассчитаны на длительную прочность и ползучесть. В последнем случае определяется величина пластической деформации, возникающей в результате усилий, приложенных к лопатке. Кроме этого, должна быть проверена частота собственных колебаний облопачивания. Чтобы избежать явления резонанса, частота собственных колебаний не должна совпадать с частотой внешних сил, возбуждающих колебания лопатки.
8.1 Расчет шипа и ленточной бандажной связи
Рабочие лопатки на собранном колесе связываются бандажами в пакеты. Существуют следующие типы бандажей: ленточные, проволочные и трубчатые. Ленточные бандажи служат не только для связывания лопаток в пакеты, но и создают также условия для лучшей организации парового потока, уменьшают протечки пара на рабочем колесе. Ленточный бандаж имеет вид полосы с отверстиями под шипы рабочих лопаток. Один бандаж связывает в пакет не менее шести лопаток. Между концами отдельных бандажей выдерживается зазор порядка одного миллиметра, для обеспечения возможности тепловых расширений. После установки бандажа на место шипы расклепываются. Отверстия для шипов пробиваются ручным штампом по подметке при сборке колеса. Это вызвано возможными колебаниями шагов лопаток. Отверстия должны быть скруглены в углах для предотвращения трещин.
Бандаж работает при следующих условиях: центробежная сила собственной массы нагружает на изгиб бандаж между лопатками, добавочные изгибающие напряжения возникают от изгиба лопаток.
Рис.8.1 Схема к расчету на прочность ленточного бандажа
Проверка прочности бандажа от действия центробежных сил производится в трех основных сечениях рис.8.1:
1) сечение MN.
При расчете часть бандажа между лопатками рассматривается как балка длиной tб шаг по бандажу с жестко заделанными концами и с равномерно распределенной нагрузкой интенсивностью
где - площадь поперечного сечения бандажа; - радиус его центра тяжести.
Изгибающий момент от центробежной силы в местах заделки, т.е. для ленточного бандажа в сечении MN,
2) сечение АВ.
Широкий бандаж, укрепленный лишь на одном ряде шипов, надо проверить на изгиб, рассматривая свешивающуюся часть бандажа как консоль длиной. Напряжения в сечении АВ можно снизить скосом бандажа на длине, как показано на рис.8.1
3) сечение M'N'.
Свешивающаяся часть бандажа должна быть рассчитана как консольная балка. При длине
свешивающейся части изгибающий момент в сечении M'N'
т.е. в 1,5 раза больше момента в сечении MN.
Шипы лопаток рассчитываются на растяжение от действия центробежных сил собственно шипа с заклепочной головкой и участка ленточной бандажной связи длиной, равной. Центробежная сила ленточного бандажа, приходящаяся на одну лопатку,
Растягивающее напряжение в шипе
где - площадь поперечного сечения шипа; -количество шипов на лопатке.
При выборе допускаемого напряжения необходимо учитывать явление наклепа, которому подвергаются шипы при расклепке и которое заставляет принимать пониженные цифры для допускаемого напряжения порядка 20-25 МПа.
8.2 Расчет пера лопатки на растяжение
Центробежную силу профильной части лопатки рис.8.2 с постоянным по высоте профилем определяют по формуле
где - плотность материала лопатки; - площадь поперечного сечения лопатки; l - длина лопатки; r - средний радиус облопачивания, на котором лежит центр тяжести лопатки; - угловая скорость вращения.
Напряжение растяжения от центробежной силы, развиваемой массой лопатки в корневом сечении равно:
Как видно из формулы, напряжения растяжения лопатки постоянного профиля пропорциональны квадрату частоты вращения, длине, среднему радиусу и не зависят от площади сечения лопатки.
В том случае, когда лопатки скреплены в пакеты ленточными бандажами, в корневом сечении, помимо центробежной силы собственной массы лопатки, действуют центробежные силы бандажей.
Центробежная сила ленточного бандажа определяется следующим образом:
Тогда суммарное напряжение растяжения в корневом сечении лопатки равно:
8.3 Расчет лопатки на изгиб от парового усилия
Действие пара на лопатку обуславливает возникновение силы, которая может быть разложена на окружную составляющую и осевую. Обе силы относятся к массе, проходящей через лопаточный канал. может быть определена из уравнения количества движения:
где
- массовый расход пара через ступень, кг/с; - степень парциальности; - число рабочих лопаток; - проекция абсолютной скорости выхода пара из сопел на направление окружной скорости, м/с; - проекция абсолютной скорости выхода пара из рабочих лопаток на направление окружной скорости, м/с.
Следует обратить особое внимание на то, что на рис.8.3 при угле скорость является отрицательной, и в этом случае в формуле 8.10 знак минус меняется на плюс.
Осевая составляющая парового усилия обуславливается как динамическим действием рабочей среды при обтекании лопатки, так и разностью статических давлений по обе стороны лопатки:
где - осевые составляющие скоростей см. рис.8.3, м/с; - давление перед и за рабочей решеткой, Па; - шаг лопаток, м; - высота лопатки, м.
При подсчете сил по приведенным выше формулам необходимо выбирать режим работы турбины, при котором окружное усилие достигает максимальной величины. Для большинства ступеней турбины, и в особенности для последней ступени, таким режимом является максимальная нагрузка турбины; для первой ступени паровой турбины с сопловым парораспределением опасным режимом служит нагрузка, соответствующая полному открытию первого регулирующего клапана остальные клапаны закрыты, когда ступень работает с большим тепловым перепадом и малой парциальностью.
Равнодействующая сил и рис.8.4 равна их геометрической сумме:
Для определения напряжений изгиба необходимо найти положение главных центральных осей инерции сечения и , проходящих через центр тяжести профиля. Силы, действующие в плоскостях наименьшей ось и наибольшей ось жесткости профиля, обозначенные соответственно и , находятся следующим образом:
где угол между направлением силы и перпендикуляром оси минимального момента инерции.
Относительно короткую лопатку обычно рассматривают как консольную балку с жестко заделанным концом и равномерно распределенной по длине нагрузкой, т.е. пренебрегают переменностью как давлений, так и скоростей по высоте лопатки. В этом случае изгибающие моменты в корневом сечении лопатки равны:
,
8.4 Расчет Т-образного хвостовика
При расчете хвостовиков обычно определяют лишь центробежную силу лопатки, которая может вызвать в хвостовике растягивающие, изгибающие, сминающие и срезывающие напряжения. Напряжения изгиба, возникающие от усилий пара, часто не учитываются, так как при плотной пригонке хвостовиков соседних лопаток одного к другому эти напряжения не велики.
Для расчета на прочность необходимо в первом приближении задаться в зависимости от ширины лопатки размерами хвостовика (см. рис.8.5):
Т=0.4 В =0.4 В Ф=0.7 В =0.3 В.
Окончательные значения размеров устанавливаются в ходе расчетов.
Наибольшие растягивающие напряжения возникают в сечении АВ хвостовика.
Сумму центробежных сил пера лопатки и бандажа, т.е. сил, развиваемых массами, лежащими над сечением MN, обозначим центробежную силу части хвостовика, ограниченную линиями MN и АВ, - через .
Площадь поперечного сечения хвостовика по АВ определяются площадью фигуры befd, обозначим ее . В таком случае растягивающее напряжение
Напряжения среза в сечениях AD и BC хвостовика
где центробежная сила участка ABCD; площадь среза.
По площадкам abdc и eghf в хвостовике возникает напряжение смятия
где - полная центробежная сила хвостовика между сечениями MN и xx; - площадь abdc или eghf действительная площадь прилегания хвостовика за вычетом фасок и галтелей.
9. Расчет критической частоты вращения вала
При проектировании паровой турбины необходимо определить критическую частоту вращения вала и сравнить ее с рабочей частотой вращения. Работа турбины на критической частоте вращения или близких к ней частотах недопустима, так как при этом наблюдается резкое усиление вибрации турбины, возможны задевания деталей ротора за статорные элементы, выход из строя подшипников, уплотнений и даже разрушение вала.
Существует несколько методов определения критических частот вращения, наиболее распространенным является энергетический метод. Эти методы требуют предварительного выполнения конструктивного чертежа вала; но если окажется, что найденное расчетом критическое число оборотов незначительно отличается от рабочего, то и чертеж, и трудоемкий расчет необходимо будет переделывать. Поэтому целесообразно в процессе проектирования производить оценку критической частоты вращения с помощью приближенных методов. Один из таких методов предложен инженером В.В. Звягинцевым.
Для многоступенчатого ротора с дисками на двух опорах им рекомендована следующая формула:
где d - максимальный диаметр вала, мм; - расстояние между опорами, м; G - сила тяжести ротора, Н.
При этом предположено, что вал имеет наибольший диаметр посредине, откуда по направлению к подшипникам диаметр вала постепенно уменьшается.
Погрешность определения по этой формуле составляет ±3,5% по сравнению с энергетическим методом.
По величине определяют тип вала и опасную зону его работы. Валы паровых турбин могут иметь критическую частоту вращения как больше, так и меньше рабочей. В первом случае вал называют жестким. Обычно требуется, чтобы критическая частота вращения жесткого ротора не менее чем на 20-25% превышала рабочую. Для гибких валов нормальная частота вращения должна быть на 30-40% выше критической. Так как вторая критическая частота вращения для распространенных конструкций дисковых роторов на двух опорах приблизительно в 2,8 раза больше первой критической частоты, то рабочее число оборотов гибкого вала должно быть сопоставлено с обеими критическими частотами.
Подобные документы
Значение тепловых электростанций. Определение расходов пара ступеней турбины, располагаемых теплоперепадов и параметров работы турбины. Расчет регулируемой и нерегулируемой ступеней и их теплоперепадов, действительной электрической мощности турбины.
курсовая работа [515,7 K], добавлен 14.08.2012Краткая характеристика общего конструктивного оформления спроектированной турбины, ее тепловой схемы и основных показателей. Выбор дополнительных данных для расчета турбины. Тепловой расчет нерегулируемых ступеней. Механические расчеты элементов турбины.
курсовая работа [3,7 M], добавлен 01.12.2014Предварительное построение общего теплового процесса турбины в h-S диаграмме. Расчет системы регенеративного подогрева питательной воды турбоустановки. Определение основных диаметров нерегулируемых ступеней с распределением теплоперепадов по ступеням.
курсовая работа [219,8 K], добавлен 27.02.2015Определение размеров патрубков отбора пара из турбины. Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними. Детальный тепловой расчет двухвенечной ступени скорости. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 13.01.2016Изучение конструкции турбины К-500-240 и тепловой расчет турбоустановки электростанции. Выбор числа ступеней цилиндра турбины и разбивка перепадов энтальпии пара по её ступеням. Определение мощности турбины и расчет рабочей лопатки на изгиб и растяжение.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 17.10.2014Конструкция турбины и ее технико-экономические показатели. Выбор оптимального значения степени парциальности. Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины.
курсовая работа [831,4 K], добавлен 13.01.2016Проект цилиндра паровой конденсационной турбины турбогенератора, краткое описание конструкции. Тепловой расчет турбины: определение расхода пара; построение процесса расширения. Определение числа ступеней цилиндра; расчет на прочность рабочей лопатки.
курсовая работа [161,6 K], добавлен 01.04.2012Анализ действительных теплоперепадов и внутренних мощностей отсеков турбины. Сущность тепловой системы регенеративного подогрева питательной воды турбоустановки. Понятие регенеративной и конденсационной установок. Конструкция и принципы работы турбины.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 09.09.2014Задачи ориентировочного расчета паровой турбины. Определение числа ступеней, их диаметров и распределения тепловых перепадов по ступеням. Вычисление газодинамических характеристик турбины, выбор профиля сопловой лопатки, определение расхода пара.
курсовая работа [840,0 K], добавлен 11.11.2013Краткое описание конденсационной турбины К-50-90 (ВК-50-3) и ее принципиальной тепловой схемы. Тепловой расчет одновенечной регулирующей ступени турбины К-50-90(ВК-50-3). Построение h-S диаграммы всей турбины. Выбор профилей сопловых и рабочих лопаток.
курсовая работа [418,3 K], добавлен 11.09.2011