Типовая паровая турбина ЛМЗ типа ПТ-25-90/10
Определение ориентировочного расхода пара на турбину, построение ориентировочного рабочего процесса и расчет регулирующей ступени. Определение числа нерегулируемых ступеней. Расчет рабочих лопаток первого венца и рабочих лопаток в направляющей решетке.
Рубрика | Физика и энергетика |
Вид | курсовая работа |
Язык | русский |
Дата добавления | 12.03.2015 |
Размер файла | 744,9 K |
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/
Аннотация
Типовая паровая турбина ЛМЗ типа ПТ-25-90/10 имеет номинальную мощность 25 000 кВт, 3000 об/мин с двумя регулируемыми отборами пара, рассчитана на работу с параметрами свежего пара Р0=90 ата и t0=500 С0 и предназначена для привода генератора переменного тока завода “ Электросила “ типа ТВ2-30-2 или генератора завода ХТГЗ типа ТГВ-25.
Турбина условно по расположению регулируемых отборов делится на три части: высокого, среднего и низкого давления.
Расход пара: пар турбина решетка
через ЧВД - 200 т/ч
через ЧСД - 115120 т/ч
через ЧНД - 90100 т/ч
Турбина состоит из 19 ступеней и имеет регулирующую двухвенечную ступень скорости и 18 ступеней давления.
Ротор турбины гибкий. Первые 9 дисков ротора откованы заодно с валом, последние 10 дисков насадные.
ЧВД турбины имеет регулирующую двухвенечную ступень скорости (колесо Кертиса) и 8 ступеней давления, ЧСД состоит из регулирующей одновенечной ступени скорости и 5 ступеней давления, ЧНД - из регулирующей одновенечной ступени скорости и 3 ступеней давления.
Диафрагмы 212 ступеней стальные сварные из стали 12ХМ, а 1319 ступеней чугунные литые.
Производственный отбор давлением 813 ата расположен за 9 ступенью ЧВД, теплофикационный отбор давлением 1,22,5 ата - за 15 ступенью ЧСД.
Регулируемые отборы предназначены, как для внешнего теплового потребления, так и для регенеративного подогрева питательной воды.
При сохранении номинальной мощности турбины производственный отбор давлением Рп=10 ата составляет 72 т/ч, а для целей теплофикации может быть отобран пар давлением 1,2 ата в количестве 54 т/ч.
Турбина допускает перегрузку до 30 000 кВт, но при этом указанные величины отборов изменяются.
Турбина имеет три нерегулируемых отбора пара для целей регенерации, расположенных за 5, 12 и 17 ступенями.
Парораспределение турбины соловое. Регулирование ЧВД осуществляется четыремя регулирующими клапанами. Пар к регулирующим клапанам подводится от клапана автоматического затвора турбины по четырем параперепускным трубам.
Регулирование пропуска пара в ЧСД осуществляется с помощью разгруженной поворотной диафрагмы с парораспределением клапанного типа, а в ЧВД - с помощью неразгруженной от осевых усилий поворотной диафрагмой дроссельного типа.
Ротор турбины соединен с ротором генератора при помощи полугибкой муфты.
Осевое давление турбины воспринимается комбинированным односторонним опорно-упорным подшипником.
Уплотнение диафрагм 210 ступени и концевые уплотнения турбины елочного типа.
Рабочие лопатки регулирующей ступени выполнены постоянной ширины из стали 15Х11МФ. Для уменьшения утечек пара и повышения экономичности степени лопатки имеют осевые и радиальные уплотнения у корня и бандажей.
Глава I. Ориентировочные тепловой расчет турбины
1.1 Определение ориентировочного расхода пара на турбину
Целью курсовой работы является расчитать ЦВД паровой турбины типа ПТ-25-90/10 по заданным рабочим параметрам:
Номинальная мощность N
Частота вращения - n=50 Гц
Давление пара перед турбиной - Р0=8,8 Мпа
Температура пара перед турбиной - t0=535 С0
Давление пара за ЦВД - Рк=1 Мпа
По существу нам необходимо расчитать противодавленческую турбину, так как рассматривается цилиндр высокого давления. Следовательно, все расчеты будем вести для турбины с противодавлением.
Ориентировочный расход пара(без учёта утечек через концевые уплотнения и штоки регулирующих клапанов):
кг/с; (1)
(2)
Мвт
По начальным параметрам Р0, t0 находим энтальпию пара перед турбиной i0=3476 кДж/кг, 0рс = 0,0398 м3/кг, а также по Рк и s0=const - энтальпию пара за цилиндром ikt=2872 кДж/кг.
Тогда располагаемый тепловой перепад равен:
H0 = i0 ikt , (кДж/кг) (3)
H0 = i0 ikt = 3476 2872 = 604 кДж/кг
1.2 Построение ориентировочного рабочего процесса турбины
Давление пара перед соплами регулирующей ступени из-за потерь в стопорном клапане, перепускных трубопроводах, полностью открытых регулирующих клапанах с учетом восстановления части давления в диффузорах клапанов равно:
0 = (0,94 0,97) Р0 , (бар) (4)
0 = 0,97 88 = 85,4 бар , i0 = i0рс = 3476 кДж/кг
Давление за последней ступенью цилиндра с учетом потерь давления в выхлопном патрубке:
Рк = Рк 1 + (Св / 100)2 , (бар) (5)
где Св - скорость потока в выхлопном патрубке, м/с; - коэффициент местного сопротивления патрубка. Для турбин с противодавлением принимаем Св = 60 м/с и = 0,05.
Получаем:
Рк = 10 1+ 0,05 (60 / 100) 10,3 бар,
ikt = 2878 кДж/кг
Определим теплоперепад проточной части:
H0 = i0 ikt, (кДж/кг) (6)
H0 = i0 ikt = 3476 2878 = 594 кДж/кг
По чертежу задана двухвенечная регулирующая ступень скорости располагаемый тепловой перепад регулирующей степени равен h0рс = 120 кДж/кг, принимаем h0рс = 220 кДж/кг . Откладывая от точки 2 данный располагаемый теплоперепад регулирующей ступени, находим изобару Р2рс, определяющую давление пара в камере регулирующей ступени.
Р2рс = 44 бар, i2tрс = 3256 кДж/кг
Предварительно оценим КПД регулирующей ступени.
(7)
Внутренний тепловой перепад регулирующей ступени:
(8)
(кДж)
Энтальпия пара на выходе из регулирующей ступени:
i2рс = i0 hiрс , (кДж) (9)
i2рс = 3476 167.86 = 3308 кДж/кг
Пересечение Р2рс и i2рс дает точку, определяющую состояние пара перед соплами первой нерегулируемой ступени.
Р2рс = 44 бар, i2рс = 3308 кДж/кг, 2рс = 0,071 м3/кг
Определим по i-s диаграмме теплоперепад на нерегулируемые ступени. Он будет равен H0x = 388 кДж/кг.
Внутренний относительный КПД нерегулируемых ступеней равен oix = 0,75 (руководствуясь 1 ).
Внутренний относительный КПД нерегулируемых ступеней для турбины с противодавлением или ЦВД мощной турбины определяется
oix = (0,925 - (0,5/(G*хср)) * (1 + (Н0х-600)/20000)) (10)
где хср = (х1 * х2)0,5 = (0,076 * 0,22)0,5 = 0,13
oix = (0,925-(0,5/(44,21*0,13)) * (1+(388-600)/20000)) = 0,827
Внутренний теплоперепад нерегулируемых ступеней :
Hix = H0x oix , (кДж/кг) (11)
Hix = 388 0,827 = 320.87 кДж/кг
Энтальпия пара за последней ступенью по i-s диаграмме равна
Рк = 10,3 бар, iк = 2980 кДж/кг, 2k = 0,24 м3/кг
Уточним расход пара на турбину. Использованный теплоперепад всей турбины
Нi = i0 - ik , (кДж/кг) (12)
Hi = 3476 - 2980 = 496 кДж/кг
Внутренний относительный КПД турбины
oiт = Hi / Н0 , (13)
oiт = 496 / 610 = 0,813
Уточним расход пара по формуле (1) на который в дальнейшем ведем расчет турбины
Рисунок 1 Процесс расширения пара в турбине в h-s диарамме
1.3 Ориентировочный расчет регулирующей ступени
Основной характеристикой регулирующей ступени, от которой зависят ее стоимость и экономичность, является отношение скоростей U/С0. По чертежу определяем диаметр регулирующей ступени dрс=0,915м. Тогда при существующем теплоперепаде на регулирующую ступень, имеем:
х0 = (U/С0) = dрс n / (2000 h0рс)0,5 , (14)
х0 = (U/С0) = 3,14 0,915 50 / (2000 220)0,5 = 0,22
Полученное значение попадает в диапазон допустимых значений для двухвенечной регулирующей ступени - 0,18 0,26.
Найдем окружную скорость на среднем диаметре:
U = dрс n, (м/с) (15)
U = 3,14 0,915 50 = 144 м/с
Данная окружная скорость не превышает 180 м/с, что отвечает условиям прочности .
Выберем степень реакции регулирующей ступени и угол направления потока за соплами:
1 = 0,02 - реакция на первом венце рабочих лопаток;
н = 0,03 - реакция на направляющей решетки;
2 = 0,035 - реакция на втором венце рабочих лопаток.
1э = 180
Условная теоретическая скорость, подсчитанная по всему располагаемому теплоперепаду:
С0 = (2000 h0рс) 0,5 , (м/с) (16)
С0 = (2000 220) 0,5 = 663 м/с
Располагаемый тепловой перепад в соплах:
h01рс = h0рс (1 ), (кДж/кг) (17)
h01рс = 220 (1 0,085) = 201 кДж/кг
По полученному тепловому перепаду определим по i-s диаграмме параметры пара за соплами:
Р1рс = 46 бар, 1tрс = 0,07 м3/кг.
Теоретическая скорость истечения из сопел:
С1t = (2000 h01рс) 0,5 , (м/с) (18)
С1t = (2000 201) 0,5 = 634 м/с
Определим степень парциальности на высоту сопловой решетки, при этом принимая коэффициент расхода для сопл равный 1 = 0,97:
ерс l1рс = G 1tрс / ( dрс 1 С1t sin 1э) , (м) (19)
ерс l1рс = 53,84 0,07 / (3,14 0,915 0,97 634 sin 180) = 0,007 м
Оптимальная степень парциальности для двухвенечной ступени определяется как:
еopt = 0,33 (ерс l1рс) 0,5 (20)
еopt = 0,33 (0,007 100) 0,5 0,3
Полученное значение удовлетворяет интервалу
еminрс = 0,2 ерс еoptрс = 0,3 еmaxрс = 0,45 (21)
Высота сопловой решетки у двухвенечной регулирующей ступени должна удовлетворять уловию:
l1рсmin = 15 мм l1рс l1рсmax = 60 мм (22)
В нашем случае, высота сопловой решетки равна:
l1рс = ерс l1рс 1000 / ерс , (мм) (23)
l1рс = 0,007 1000 / 0,3 = 23 мм
Полученное значение входит в интервал (22).
1.4 Определение размеров первой нерегулируемой ступени
Первую ступень группы нерегулируемых ступеней стремятся выполнить с полным подводом. Поэтому приходится обычно выполнять ее средний диаметр меньшим, чем диаметр регулирующей ступени.
Однако уменьшение диаметра первой ступени приводит к увеличению числа ступеней турбины. С целью выбора оптимума расчет первой ступени ведут вариантным расчетом. Весь расчет сведен в таблицу 1.
Примем предварительно для активных ступеней:
отношение скоростей - х0I = 0,45;
эффективный угол сопловой решетки - 1эфI = 150;
степень реакции - I = 0,05;
коэфициент расхода - 1 = 0,97;
коэффициент возврата тепла - = 0,035;
коэффициент - k = 1,35
По результатам таблицы 1 строим графики (рис.1). Из них выбираем соотношение расчитываемых параметров таким образом, чтобы:
ступень была выполнена с полным подводом (еI = 1);
высота сопловой решетки была не менее 15 мм;
число ступеней было не более 15 для турбин с противодавлением.
После окончательного выбора имеем:
средний диаметр ступени - dI = 0,85 м;
произведение - еI l1I = 23 мм;
парциальность принимаем - еI = 1;
высота сопловой решетки - l1I = 23 мм;
число ступеней - z1 = 7 штук;
располагаемый теплоперепад на сопла - h0I = 43,5 кДж/кг
№ |
Определяемая |
Способ |
Размер- |
В а р и а н т ы |
||||||
п/п |
величина |
определения |
ность |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
1. |
Располагаемый теплоперепад |
Принимается |
кДж/кг |
10 |
20 |
30 |
40 |
50 |
60 |
|
2. |
Фиктивная ско- рость истечения |
С0= (2000 h0I) 0.5 |
м/с |
141 |
200 |
245 |
283 |
316 |
346 |
|
3. |
Отношение скоростей |
х0I = (U/ С0)I , принимается |
- |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
|
4. |
Окружная ско- рость на dср |
UI = x0I C0 |
м/с |
63 |
90 |
110 |
127 |
142 |
156 |
|
5. |
Средний диа- метр ступени |
dI = UI / ( n) |
м |
0,4 |
0,6 |
0,7 |
0,8 |
0,9 |
1 |
|
6. |
Эф.угол сопло- вой решетки |
I1эф, принимается |
град |
15 |
15 |
15 |
15 |
15 |
15 |
|
7. |
Степ. реакц. I |
Принимается |
- |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
|
8. |
Распол. теплопе- репад на сопла |
h01I = (1 I) h0I |
кДж/кг |
9,5 |
19 |
28,5 |
38 |
47,5 |
57 |
|
9. |
Теорет. скорость истечен. из сопл |
С1t= (2000 h01I) 0.5 |
м/с |
138 |
195 |
239 |
276 |
308 |
338 |
|
10. |
Теор. уд. объем пара за соплами |
1tI , принимается по i-s диаграмме |
м3/кг |
0,078 |
0,08 |
0,082 |
0,083 |
0,086 |
0,088 |
|
11. |
Коэфф. расхода |
1 , принимается |
- |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
|
12. |
Произведение еI l1I |
еI l1I=GI1tI103/(dI 1С1tsin I1эф) |
мм |
96 |
47 |
34 |
26 |
21 |
18 |
|
13. |
Коэфф. возврата тепла |
, принимается |
- |
0,035 |
0,035 |
0,035 |
0,035 |
0,035 |
0,35 |
|
14. |
Коэффициент |
k, принимается |
- |
1,35 |
1,35 |
1,35 |
1,35 |
1,35 |
1,35 |
|
15. |
Распол.теплоп. на гр. нерег. ст. |
Н0x, принимается по i-s диаграмме |
кДж/кг |
388 |
388 |
388 |
388 |
388 |
388 |
|
16. |
Прибл.число ст. |
z1 = H0x (1 + ) / k h0I |
шт. |
31 |
16 |
10 |
8 |
6 |
5 |
Рисунок 2
1.5 Определение размеров последней ступени
Так как мы считаем, что расчет ведем для турбины с противодавлением, то и определять размер последней ступени турбины (цилиндра) будем по методике для противодавленческих турбин.
Особенностью турбин с противодавлением является то, что стремятся выполнить проточную часть с постоянным корневым диаметром (из условия технологии). Поэтому корневой диаметр последней ступени
dkz = dkI = dki , (м) (24)
где dki - корневой диаметр промежуточной ступени.
Задача выбора размеров последней ступени, удовлетворяющих условию (23), легче решать аналогичным способом как и для первой нерегулированной - вариантным расчетом, сведенным в таблицу 2. По данным из таблицы строится график (рис. 2).
Корневой диаметр первой ступени:
dk2I = dI l1I 21I , (м) (25)
где 1I - перекрыша, выбирается на основании табличных значений
№ |
Определяемая |
Способ |
Размер- |
В а р и а н т ы |
|||||||
п/п |
величина |
определения |
ность |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
1. |
Средний диаметр |
dz ,принимается |
м |
0,85 |
0,89 |
0,935 |
0,977 |
1,02 |
1,065 |
1,105 |
|
2. |
Окружная скорость на среднем диаметре |
Uz = dz n |
м/с |
133 |
140 |
147 |
153 |
160 |
167 |
173 |
|
3. |
Степень реакции |
z = I |
- |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
0,05 |
|
4. |
Располагаемый тепло- перепад на ступень |
h0z = 0,5 10-3 (Uz / х0z)2 |
кДж/кг |
44 |
48 |
53 |
58 |
63 |
69 |
74 |
|
5. |
Отношение скоростей |
х0z = х0 |
- |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
|
6. |
Распологаемый тепло- перепад сопла |
h01z = (1 z) h0z |
кДж/кг |
42 |
46 |
50 |
55 |
60 |
65 |
70 |
|
7. |
Теоретическая скорос. истечения из сопел |
С1t z = (2000 h01z) 0.5 |
м/с |
290 |
303 |
316 |
332 |
346 |
361 |
374 |
|
8. |
Эффективный угол сопловой решетки |
1эфz = 1эфI |
град |
15 |
15 |
15 |
15 |
15 |
15 |
15 |
|
9. |
Располагаемый тепло-перепад на раб.решетк |
h02z = h0z h01z |
кДж/кг |
2 |
2 |
3 |
3 |
3 |
4 |
4 |
|
10. |
Удельный объем пара за соплами |
2z , по i-s диаграмме |
м3/кг |
0,24 |
0,24 |
0,24 |
0,24 |
0,24 |
0,24 |
0,24 |
|
11. |
Коэффициент расхода сопловой решетки |
1z = 1I |
- |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
0,97 |
|
12. |
Высота сопловой решетки |
l1z=G2z / dz1z C1tsin 1эфz |
м |
0,066 |
0,061 |
0,055 |
0,051 |
0,046 |
0,043 |
0,04 |
|
13. |
Перекрыша рабочей решетки |
1 |
м |
0,0015 |
0,0015 |
0,0015 |
0,001 |
0,001 |
0,001 |
0,001 |
|
15. |
Корневой диаметр рабочей решетки |
dk2z = dz l1z 21 |
м |
0,781 |
0,826 |
0,877 |
0,925 |
0,972 |
1,02 |
1,063 |
Рисунок 3
Корневой диаметр первой нерегулирующей ступени равен:
dk2I = 0,85 0,023 0,003 = 0,82 м
На основании этого и пользуясь построенным графиком получаем значения для последней нерегулируемой ступени:
средний диаметр - dz = 0,88 м;
высота сопловой решетки - l1z = 0,062 м
располагаемый теплоперепад на ступень - h0z = 47 кДж/кг.
1.6 Определение числа нерегулируемых ступеней
Оценка характеристик промежуточных ступеней
Число нерегулируемых ступеней определим графическим методом. Для этого в начале и в конце отрезка горизонтальной прямой на ординатах в масштабе откладывается ранее определенные средние диаметры первой и последней ступеней (рис. 3). Для турбины с противодавлением изменение среднего диаметра и отношения скоростей от первой до последней ступени можно выполнить прямыми линиями. База делится на 6 равных частей точками, значения, при которых пересекаются вертикали, проведенные из этих точек до линий среднего диаметра и прямой отношения скоростей, заносятся в таблицу 3.
Таблица 3
№ |
Опрдел. |
Способ |
Раз |
Р а с ч е т н а я т о ч к а |
|||||||
п/п |
величина |
определения |
мер |
I |
II |
III |
IV |
V |
VI |
VII |
|
1. |
Средний диаметр ступени |
di, Из рис.4 |
мм |
850 |
855 |
860 |
865 |
870 |
875 |
880 |
|
2. |
Отношенскорост. |
х0i, Из рис. 4 |
- |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
0,45 |
|
3. |
Окружн. скорость на dср |
Ui=din |
м/с |
133 |
134 |
135 |
135,8 |
136 |
137 |
138 |
|
4. |
Располаг. теплопер. |
h0i=0,510-5 (Ui / х0i)2 |
кДж кг |
43,7 |
44,3 |
45 |
45,5 |
45,6 |
46.3 |
47 |
Рисунок 4
По результатам из таблицы 3 на график (рис. 4) наносится линия располагаемого теплоперепада. Среднеарифметическое значение располагаемого теплоперепада одной ступени:
h0ср = hoi / 7 , (кДж/кг) (26)
h0ср = 317,4 / 7 = 45,3 кДж/кг
Уточним число нерегулиреумых ступеней и найдем новый коэффициент возврата тепла по формуле Флюгеля:
z = H0x (1 + ) / h0ср , (шт.) (27)
= k (1 0ix) H0x (z 1)/ z (28)
= 4,8 104 (1 0,813) 388 (7 1)/7=0,03
z = 388 (1+ 0,03) / 45,3 = 8.82, округлим z = 9
Уточним коэффициент возврата теплоты:
= 4,8 104 (1 0,813) 388 (9 1)/9=0,031
В результате округления числа ступеней возникает неравенство:
h0i (1 + ) H0x , (кДж/кг) (29)
Разница правой и левой части неравенства называется невязкой теплоперепада:
H = (1 + ) H0х h0i , (кДж/кг) (30)
H = (1 + 0,031) 388 408,2 = 8.17 кДж/кг
Коррекция теплоперепада произвольной ступени осуществляется пропорционально располагаемому теплоперепаду ступени:
h0i = H h0i / h0i , (кДж/кг) (31)
Скорректированный теплоперепад произвольной ступени:
h0iск = h0i h0i , (кДж/кг) (32)
Разобъем теплоперепады по нерегулируемым ступеням в кДж/кг и эти значения занесем в таблицу 4.
Таблица 4
№ ступ. |
Расп. теплоперепад из графика , h0i |
Коррекция теплоперепада, h0i |
Скорректированный теплопрепад , h0iск |
|
1 |
43,7 |
0,875 |
44,575 |
|
2 |
44,1 |
0,883 |
44,983 |
|
3 |
44,5 |
0,981 |
45,481 |
|
4 |
45 |
0,901 |
45,901 |
|
5 |
45,4 |
0,909 |
46,309 |
|
6 |
45,7 |
0,915 |
46,615 |
|
7 |
46,2 |
0,925 |
47,125 |
|
8 |
46,6 |
0,933 |
47,533 |
|
9 |
47 |
0,941 |
47,941 |
|
Сумма |
408,2 |
8,263 |
416,463 |
№ ступе-ни |
Средний диаметр ступени, d,(м) |
Располагаемый тепл оперепад, h0(кДж/кг) |
Отноше ние, x0 |
Эффект угол СР, 1эф, 0 |
Степень реакции |
|
Рег. ст |
0,915 |
220 |
0,22 |
18 |
0,085 |
|
1 |
0,85 |
44,575 |
0,45 |
15 |
0,05 |
|
2 |
0,854 |
44,983 |
0,45 |
15 |
0,05 |
|
3 |
0,858 |
45,481 |
0,45 |
15 |
0,05 |
|
4 |
0,861 |
45,901 |
0,45 |
15 |
0,05 |
|
5 |
0,865 |
46,309 |
0,45 |
15 |
0,05 |
|
6 |
0,869 |
46,615 |
0,45 |
15 |
0,05 |
|
7 |
0,872 |
47,125 |
0,45 |
15 |
0,05 |
|
8 |
0,876 |
47,533 |
0,45 |
15 |
0,05 |
|
9 |
0,880 |
47,941 |
0,45 |
15 |
0,05 |
Глава II. Подробный тепловой расчет турбины
2.1 Расчет регулирующей ступени
2.1.1 Расчет сопл регулирующей ступени
В регулирующих ступенях в зависимости от величины теплового перепада могут иметь место случаи докритического и критического режима истечения.
Рассмотрим нашу регулирующую ступень. Найдем отношение давлений и число Маха:
с = Р1рс / Р0рс = 46 / 85,4 = 0,538 (36)
М1t = С1t / (k P1рс 1t)0,5 (37)
М1t = 634 / (1,3 4,6 106 0,07)0,5 = 0,98
Из условий с кр = 0,546 и М1t 1 видно, что режим истечения критический, следует проверить возможность использования суживающихся сопл для срабатывания сверхкритических перепадов.
Для этого необходимо определить угол отклонения потока в косом срезе суживающегося сопла. Он не должен быть более1,5 Такую проверку следует производить при режимах, когда М1t <1,3, так как при больших значениях числа Маха угол отклонения потока будет заведомо больше допустимого.
Проверка производится по приближенной формуле Баре
=
Для перегретого пара А=1,064; К=1,3.
<1,5, то площадь выходного сечения сопл определиться по формуле:
(38)
0,006 м2
Высоту сопловой решетки, парциальность и угол 1э возьмем из предварительного расчета регулирующей ступени.
Профиль сопловых лопаток выбираем по 1э и числу Маха по каталогам профиля.
В нашем случае выбираем профиль типа С 9018Б со следующими параметрами, которые мы принимаем:
оптимальный относительный шаг (табличный)- tопт = 0,7;
хорда профиля (табличная) - bт = 47,1 мм;
толщина выходной кромки (табличная) - (кр)т = 0,5 мм;
угол установки - у = 430
Определим предварительно ширину решетки:
Вт = bт sin у = 47,1 sin 430 = 32,1 мм (39)
Так как полученная ширина решетки не удовлетворяет условию:
В 35 60 при Р0 40 бар
то примем новую ширину профиля В = 60 мм, с помощью которой найдем хорду профиля из выражения:
b = bт B/ Вт = 47,1 60 / 32,1 = 88 мм (40)
Определим число сопловых лопаток по формуле:
z1 = dрс е / (b tопт) ,(шт.) (41)
z1 = 3,14 915 0,3 / (88 0,7) = 13,9, округлим z = 14 шт.
Определяется шаг решетки:
t1 = b tопт, (мм) (42)
t1 = 88 0,7 61,6 мм
Выходная ширина сопловых каналов:
а1 = t1 sin 1э = 61,6 sin 18.120 = 19 мм
Определим потери в сопловой решетке на основании ряда экспериментальных графиков. Формула для определения относительных потерь выглядит так:
1 = прк1прквхпрккрпр + (концl/b)(b/l) к1концквхконцккрконц + 0,02=
= 0,022110,98 + 0,013,80,9511+0,02 = 0,078
Тепловая потеря в сопловой решетке:
h1 = 1 h01рс = 0,078 201 = 15,7 кДж/кг (43)
Скоростной коэффициент:
= (1 1)0,5 = (1 0,078) 0,5 = 0,96 (44)
Действительная скорость истечения из сопл:
С1 = С1t = 0,96 634 = 609 м/с (45)
Определим угол направления скорости входа пара на рабочие лопатки:
tg 1 = sin 1э / cos 1э (U / C1) (46)
tg 1 = sin 18.12 / cos 18.12 (144 / 609) = 0,435
1 = 23,50
Относительная скорость входа пара на рабочие лопатки определяется по следующему выражению:
w1 = C1 sin 1э / sin 1 = 609 sin 18.120 / sin 23,50 = 475 м/с (47)
2.1.2 Расчет рабочих лопаток первого венца
Тепловой перепад рабочей решетки первого венца:
hoI = 1 h0рс = 0,02 220 = 4,4 кДж/кг (50)
Теоретическая скорость на выходе из решетки равна:
w2t = (2000 h0I + w12)0,5 = (2000*4,4 + 4752)0,5 484 м/с (51)
Определим отношение давлений и число Маха по параметрам пара перед решеткой - РI = 45 бар, It = 0,072 м3 / кг
л = РI / Р1рс = 45 / 46 = 0,978 кр (52)
М1t = w2t / (k PI It)0,5 = 484 / (1,3 4,5 106 0,072)0,5= 0,746 (53)
И в этом случае мы видим, что имеем докритическое истечение пара из решетки дозвукового типа.
Примем, что рабочие и направляющие лопатки выполнены с цилиндрическим меридиональным обводом. Тогда высоты рабочих и направляющих лопаток будут отличаться друг от друга на величину верхней и нижней перекрыши. Следовательно, можно записать для рабочих лопаток первого венца:
l1” = lс + 1в + 1н = 23 + 1 + 1 = 25 мм (54)
Тогда , определим эффективный угол выхода решетки (допуская, что коэффициент расхода I = 0,93):
sin 2э = G It / ( dрс e I w2t l1) (55)
sin 2э = 53,84 0,073/(3,140,9150,30,934840,025) = 0,4
2э = 23,50
Выберем тип профиля - Р-3525А со следующими параметрами:
оптимальный относительный шаг (табличный)- tопт = 0,6;
хорда профиля (табличная) - bт = 25,4 мм;
толщина выходной кромки (табличная) - (кр)т = 0,4 мм;
минимальный момент сопротивления профиля - Wminт = 0,168 см2;
угол установки - у = 78,70
Определим предварительно ширину решетки:
Вт = bт sin у = 25,4 sin 78,70 = 24,9 мм (56)
Так как полученная ширина решетки не удовлетворяет условию:
В = 35 60 при Р0 40 бар
то примем новую ширину профиля В = 40 мм, с помощью которой найдем хорду профиля из выражения:
b = bт B/ Вт = 25,4 40 / 24,9 = 40,8 мм (57)
Определим число сопловых лопаток по формуле:
z1 = dрс е / (b tопт) ,(шт.) (58)
z1 = 3,14 915 / (40,8 0,6) = 117,4, округлим z = 120 шт.
Определяется шаг решетки:
t1 = dрс е / z , (мм) (59)
t1 = 3,14 915 / 120 23,9 мм
Выходная ширина сопловых каналов:
а2 = t1 sin 1э = 23,9 sin 23,50 = 9,5 мм (60)
Угол поворота потока в каналах:
= 1800 (1 + 2э) = 1800 (23,50 + 23,50)=1330 (61)
Определим потери в рабочей решетке на основании экспериментальных графиков. Формула для определения относительных потерь выглядит так:
2 = пркпрквхпрккрпр + (концl/b)(b/l) кконцквхконцккрконц + 0,04=
= 0,055 1 1 1+0,04 1,632 1 1 1 + 0,04 = 0,16
Коэффициент скорости определится как:
I = (1 2)0,5 = (1 0,16)0,5 = 0,92
Действительная скорость:
w2 = I w2t = 0,92 484 = 445 м/с (62)
Потери энергии в рабочих лопатках первого венца:
hI = (1 I2) w2t2 / 2000 = (1 0,922) 4842 / 2000 = 18 кДж/кг (63)
Найдем угол направления абсолютной скорости выхода пара из рабочих лопаток:
tg 2 = sin 2э / cos 2э (U/w2) = sin 23,50 / cos 23,50
- (144/445) =0,664
2 = 340 (64)
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток:
С2 = w2 sin 2э / sin 2 = 445 sin 23,50 / sin 340 = 317 м/с (65)
2.1.3 Расчет рабочих лопаток в направляющей решетке
Тепловой перепад решетки:
h0н = н h0рс = 0,03 220 = 6,6 кДж/кг (66)
Теоретическая скорость на выходе из решетки
С1t = (2000 h0н + C22)0,5 = (2000 6,6 + 3172) 0,5 337 м/с (67)
Принимаем высоту направляющих лопаток и коэффициент скорости н = 0,94:
lн = l1 + нв + нн = 25 + 1 + 1 = 27 мм (68)
Эффективный угол выхода решетки:
sin 1э=Gнt /(dрсeнC1tlн)=53,840,075/(3,140,9150,30,94
3370,027) = 0,548
1э = 330 (68)
Определим отношение давлений и число Маха по параметрам пара перед решеткой - Рн = 44 бар, нt = 0,075 м3 / кг
л = Рн / РI = 44 / 45 = 0,98 кр (69)
М1t = С1t / (k Pн нt)0,5 = 337 / (1,3 4,4 106 0,075)0,5= 0,515 (70)
И в этом случае мы видим, что имеем докритическое истечение пара из решетки дозвукового типа.
Выберем тип профиля - С9033 А со следующими параметрами:
оптимальный относительный шаг (табличный)- tопт = 0,7;
хорда профиля (табличная) - bт = 45 мм;
толщина выходной кромки (табличная) - (кр)т = 0,6 мм;
минимальный момент сопротивления профиля - Wminт = 0,141 см2;
угол установки - у = 60,70
Определим предварительно ширину решетки:
Вт = bт sin у = 45 sin 60,70 = 39 мм (71)
Так как полученная ширина решетки удовлетворяет условию:
В 35 60 при Р0 40 бар
то ширину профиля В= Вт = 39 мм, следовательно b = bт =45 мм
Определим число сопловых лопаток по формуле:
zн = dрс * e / (b tопт) ,(шт.) (72)
zн = 3,14 915 * 0,3 / (45 0,7) = 27,4, округлим z = 28 шт.
Определяется шаг решетки:
t1 = dрс е / z , (мм) (73)
t1 = 3,14 915 0,3/ 28 30,8 мм
Выходная ширина сопловых каналов:
а2 = tн sin 1э = 30,8 sin 330 = 17 мм (74)
Угол поворота потока в каналах:
= 1800 (2 + 1э) = 1800 (340 + 330) = 1130 (75)
Определим потери в сопловой решетке на основании экспериментальных графиков. Формула для определения относительных потерь выглядит так:
н = прк1прквхпрккрпр + (концl/b)(b/l) к1концквхконцккрконц + 0,02=
= 0,02 1,5 1 0,5 + 0,02 1,66 0,7 1 1,2 + 0,02 = 0,063 (76)
Определяем коэффициент скорости:
н = (1 н)0,5 = (1 0,063)0,5 = 0,97 (77)
Действительная скорость истечения пара:
С1 = н С1t = 0,97 337 = 327 м/с (78)
Угол направления относительной скорости входа пара на рабочие лопатки:
tg1 = sin1э/ cos 1э(U/C1)=sin330/(cos330(144/327)=1,367
1 = 540 (79)
Относительная скорость входа пара на рабочие лопатки:
w1=C1sin1э/sin1=327sin330/sin540220 м/с (80)
2.1.4 Расчет рабочих лопаток второго венца
Тепловой перепад рабочей решетки второго венца:
hoII = 3 h0рс = 0,035 220 = 7,7 кДж/кг (81)
Теоретическая скорость на выходе из решетки равна:
w2t= (2000 h0II + w12)0,5 =(2000 7,7 + 2202)0,5253 м/с (82)
Определим отношение давлений и число Маха по параметрам пара перед решеткой - РII = 44 бар, IIt = 0,076 м3 / кг
II = РII / РI = 44 / 45 = 0,98 кр (83)
МIIt = w2t/(k PII IIt)0,5 = 253 / (1,3 4,4 106 0,076)0,5= 0,384 (84)
И в этом случае мы видим, что имеем докритическое истечение пара из решетки дозвукового типа.
Примем, что рабочие и направляющие лопатки выполнены с цилиндрическим меридиональным обводом. Тогда высоты рабочих и направляющих лопаток будут отличаться друг от друга на величину верхней и нижней перекрыши. Следовательно, можно записать для рабочих лопаток первого венца:
lII = lн+ IIв + IIн = 27 + 1 + 1 = 29 мм (85)
Тогда , определим эффективный угол выхода решетки (допуская, что коэффициент расхода II = 0,945):
sin 2э = G IIt / ( dрс e II w2t lII) (86)
sin 2э = 53,84 0,076/(3,140,9150,30,9452530,029) = 0,685
2э = 430 (87)
Угол поворота потока в каналах:
= 1800 (1 + 2э) = 1800 (540 + 430)=930 (88)
Примем коэффициент скорости равный:
II = 0,88
Действительная скорость:
w2 = II w2t = 0,88 238 222 м/с (89)
Потери энергии в рабочих лопатках второго венца:
hII = (1 II2) w2t2/ 2000 = (1 0,882) 2532 / 2000 = 7,2 кДж/кг (90)
Найдем угол направления абсолютной скорости выхода пара из рабочих лопаток:
tg 2=sin2э/ cos2э(U/w2)=sin430 / cos430(144/222)= 8,246(91)
2 = 830 (92)
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток:
С2 = w2 sin 2э / sin 2 =222 sin430 / sin830 = 152 м/с (93)
Потери энергии с выходной скоростью:
hв = (С2)2 / 2000 = (152)2 / 2000 =11.6 кДж/кг (94)
Относительный лопаточный КПД:
ол = (h0рс h1 hI hн hII hв) / h0рс =
= (220 15,7-18-3,3-7,2-11,6) / 220 = 0,75 (95)
2.1.5 Определение внутреннего относительного КПД
Потери на трение и вентиляцию
Nтв= d2+0,4(1е0,5lк)dlл1,5(U/100)3(1/2), (кВт) (96)
где - коэффициент,зависящий от состояния пара и для перегретого пара = 1; d - диаметр ступени в метрах; lл 1,5 = (l1)1,5 + (l2)1,5 то есть высота первой лопатки на входе и высота второй на выходе соответственно,см; е - степень парциальности ступени; lк - относительная длина дуги, занятая кожухом, в нашем случае при расположении сопловых коробок в верхней и нижней части корпуса lк = 0; U - окружная скорость,м/с; - удельны объем пара в камере регулирующей ступени, принимается по состоянию пара за регулирующей ступенью.
Таким образом, имеем:
Nтв= 0,9152 + 0,4(10,3)0,9158,43(144/100)3(1/0,076)=118 кВт
Тепловая потеря на трение и вентиляцию
hтв = Nтв / G = 118 / 53,84 =2,2 (97)
Относительная потеря на трение и вентиляцию
тв = hтв / h0рс = 2,2 / 220 = 0,01 (98)
Потея на выколачивание застойного пара из лопаточных каналов, находится по формуле:
к=0,25 (В2l1 + 0,6В2 l2)/F1mx0ол (99)
где В2 и В2 - ширина первого и второго ряда рабочих колес;
l1 и l2 высота первого и второго ряда рабочих лопаток;
F1 - площадь сопл; m - число групп сопл регулирующей ступени.
к = 0,25 (0,040,025 + 0,040,029)/0,006 4 0,220,77=0,05
Потеря тепла на выколачивание
hк = к h0рс = 0,05 220 = 11 кДж/кг (100)
Внутренний относительный КПД ступени
oi = ол тв к = 0,75 0,012 0,05 = 0,688 (101)
Использованный тепловой перепад
hiрс = h0рс oi = 220 0,688 = 151 кДж/кг (102)
Внутренняя мощность (в киловаттах)
Niрс = G hiрс = 53,84 151 = 8149 кВт (102)
По результатам расчета строим треугольники скоростей ступени, процесс расширения пара в i-s диаграмме.
Рисунок 5 Треугольники скоростей в двухвенечной регулирующей ступени
Рисунок 6 Процесс расширения пара в двухвенечной регулирующей ступени в h-s диаграмме
2.2 Детальный расчет нерегулируемых ступеней
Составим итоговую таблицу расчетов по нерегулируемым ступеням.
Таблица
№ |
Наименование |
Расчетная формула, |
Размер |
Номер ступени |
|||
п/п |
величины |
порядок определения |
ность |
I |
II |
III |
|
1. |
Расход пара |
Ориентировочн. расчет |
кг/с |
53,571 |
53,304 |
53.04 |
|
2. |
Давлениие пара перед ступенью |
По i-s диаграмме, Р0 |
МПа |
4,339 |
3.745 |
3.22 |
|
3. |
Температура пара перед ступенью |
По i-s диаграмме, t0 |
0С |
449.61 |
431.35 |
411.88 |
|
4. |
Энтальпия пара перед ступенью |
По i-s диаграмме, i0 |
кДж/кг |
3325.3 |
3291.17 |
3254,78 |
|
5. |
Изоэнтропийны теплоперепад |
Ориентировочный расчет , h0 |
кДж/кг |
44,575 |
44,983 |
45,481 |
|
6. |
Фиктивная скорость |
С0=(2000h0)0,5 |
м/с |
298.6 |
299.9 |
301.6 |
|
7. |
Давление за ступ |
По i-s диаграмме, Р2 |
МПа |
3.765 |
3,0 |
2,76 |
|
8. |
Ср. диаметр ступ. |
d,из ориентир рсчет |
м |
0.85 |
0,854 |
0,858 |
|
9. |
Окруж.скорость |
u=nd |
м/с |
133.5 |
134,1 |
134,8 |
|
10. |
Отношен. скорость |
х0 = u / C0 |
- |
0.45 |
0,45 |
0,45 |
|
11. |
Степень реакции |
- |
0.05 |
0,05 |
0,05 |
||
12. |
Т/п сопловой реш. |
h01 = (1 ) h0 |
кДж/кг |
42.3 |
42,73 |
43.2 |
|
13. |
Давление за сопл. |
По i-s диаграмме, Р1 |
МПа |
3.92 |
3,257 |
2,78 |
|
14. |
Теор.уд.объем |
По i-s диаграмме, 1t |
м3/кг |
0.0815 |
0,093 |
0,106 |
|
15. |
Отнош. давлений |
1 = Р1 / Р0 |
- |
0.903 |
0,87 |
0,86 |
|
16. |
Абсол.теор.скорос.за СР |
С1t= (2000h01)0,5 |
м/с |
290.9 |
292.3 |
293,9 |
|
17. |
Скор.звука за СР |
а1t=(kP11t)0,5 |
м/с |
644.5 |
627.5 |
618,9 |
|
18. |
Число Маха |
М1t |
- |
0.45 |
0,466 |
0,475 |
|
19. |
Вых.сеч.СР |
F1 |
мм2 |
15470 |
17480 |
19720 |
|
20. |
Число гребешков диафр.уплотнения |
zу |
шт |
4 |
4 |
4 |
|
21. |
Диаметр вала под уплотнением |
dу1 |
мм |
525 |
525 |
525 |
|
22. |
Радиальный зазор |
1=0,001dу1 |
мм |
0.525 |
0,525 |
0,525 |
|
23. |
Площадь кольцев. зазора в уплотнен |
F1у=dу11 |
мм2 |
865.9 |
865,9 |
865,9 |
|
24. |
Утечка через ДУ |
G1у |
кг/с |
1.237 |
1,089 |
0,96 |
|
25. |
Расход пара на СР |
G1= GG1у |
кг/с |
52.334 |
52.2 |
52,08 |
|
26. |
Площадь вых.сеч сопл реш |
F1=G11t106/1C1t |
мм2 |
15120 |
17120 |
19360 |
|
27. |
Эфф. угол |
1эф |
град |
15 |
15 |
15 |
|
28. |
Степ. парциал. |
е |
- |
1 |
1 |
1 |
|
29. |
Высота СР на вых |
l1=F1103/desin1эф |
мм |
21.879 |
24,7 |
27,75 |
|
30. |
Профиль СР |
тип С9015-А |
|||||
31. |
Угол установки |
у |
38 |
||||
32. |
Осевая ширина |
В1 |
мм |
75 |
75 |
75 |
|
33. |
Хорда прфиля |
b1=B1/sinу |
мм |
122 |
122 |
122 |
|
34. |
Шаг СР |
t1 |
мм |
92 |
92 |
92 |
|
35. |
Кол-во сопл канал |
z=*d*e/t1 |
шт |
30 |
30 |
30 |
|
36. |
Шир сопл канал в вых сечении |
а1=t1*sin1э |
мм |
24 |
24 |
24 |
|
37. |
Коэффиц.потерь |
1 |
- |
0,148 |
0,14 |
0,124 |
|
38. |
Коэфф.скорости |
- |
0,923 |
0,927 |
0,936 |
||
39. |
Скор.потока за СР |
С1 |
м/с |
268.5 |
269,7 |
275,1 |
|
40. |
Отношен скоросте |
Х1 |
- |
0,5 |
0,497 |
0,49 |
|
41. |
Угол направления относит скорост за СР |
1=arctgA |
град |
29 |
28,9 |
28,7 |
|
42. |
Относит. скорость |
w1 |
м/c |
143 |
144 |
148 |
|
43. |
Потеря энергии СР |
h1 |
кДж/кг |
6.3 |
6.53 |
5,57 |
|
44. |
Т/п раб. реш (рр) |
h02 |
кДж/кг |
2,2 |
2.24 |
2,27 |
|
45. |
Распологаем энергия РР |
=h02 + w12 / 2000 |
кДж/кг |
12,4 |
12,61 |
13,2 |
|
46. |
Теор.относ.скор.за РР |
w2t |
м/с |
157,5 |
158,8 |
162,5 |
|
47. |
Давл.и уд.объем за раб.реш |
Р2, 2t |
МПа м3/кг |
3,76 0,0825 |
3,233 0,0936 |
2,76 0,107 |
|
48. |
Скор.звук за РР |
а2t |
м/с |
635 |
627 |
619,6 |
|
49. |
Число Маха |
М2t |
- |
0,248 |
0,25 |
0,262 |
|
50. |
Отношение давлен |
2 |
- |
0.96 |
0,958 |
0,956 |
|
51. |
Угол потока за РР |
2э |
град |
25 |
25 |
25 |
|
52. |
Выс. РР по полному расходу |
l2 |
мм |
26 |
29.3 |
31,6 |
|
53. |
Диам.надбандаж. уплотнения |
dп |
мм |
876 |
883.3 |
889,6 |
|
54. |
Веерность |
- |
32.7 |
29.2 |
27,2 |
||
55. |
Реакция на переферии ступени |
п |
- |
0.106 |
0,112 |
0,116 |
|
56. |
Утечки через верх зазор РЛ |
G2у |
кг/с |
0.814 |
0,741 |
0,669 |
|
57. |
Расход пара чер РР |
G2 |
кг/с |
51.52 |
51,47 |
51,41 |
|
58. |
Вых.сечен РР |
F2 |
мм2 |
27780 |
30970 |
34900 |
|
59. |
Вых высот РР |
l2 |
мм |
24.62 |
27.3 |
30,638 |
|
60. |
Выбор прфиля |
Профиль типа Р 3525А |
|||||
61. |
Угол установки |
у |
град |
80.2 |
80,2 |
80,2 |
|
62. |
Осевая ширина |
В2 |
мм |
25 |
25 |
25 |
|
63. |
Хорда профиля |
b2 |
мм |
25.4 |
25,4 |
25,4 |
|
64. |
Шаг РР |
t2 |
мм |
15.24 |
15,24 |
15,24 |
|
65. |
Кол-во канал РР |
z |
шт |
106 |
106 |
106 |
|
66. |
Шир.канал в вых |
а2 |
мм |
6.4 |
6,4 |
6,4 |
|
67. |
Коэфф. потерь РР |
2 |
- |
0.171 |
0,167 |
0,16 |
|
68. |
Коэфф.скорос РР |
- |
0.911 |
0,913 |
0,917 |
||
69. |
Угол направ. абс. скорос. за РР |
arctg 2 |
град |
86.3 |
87,5 |
89,4 |
|
70. |
Относ скор.за РР |
w2 |
м/с |
143.5 |
145 |
149 |
|
71. |
Абсол. скор за РР |
С2 |
м/с |
60.77 |
61,3 |
62,97 |
|
72. |
Потеря энергии РР |
h2 |
кДж/кг |
2.12 |
2,1 |
2,112 |
|
73. |
Потеря с вых.скор |
hв |
кДж/кг |
1.85 |
1,88 |
1,98 |
|
74. |
Располаг.энергступ |
Е0 |
кДж/кг |
42.7 |
44.983 |
45,481 |
|
75. |
Относ лопат КПД |
ол |
- |
0.803 |
0,81 |
0,83 |
|
76. |
Отн.потеря энерг от утеч.через диаф |
у1 |
- |
0.018 |
0,017 |
0,015 |
|
77. |
Отн.потери энерг от утеч поверх РЛ |
у2 |
- |
0.012 |
0,011 |
0,012 |
|
78. |
Потеря энергии от утечек |
hу |
кДж/кг |
1.28 |
1,26 |
1,23 |
|
79. |
Мощ. трен. и вент |
Nтв |
кВт |
19 |
18 |
16 |
|
80. |
Тепл.потеря от трен. и вентиль |
hтв |
кДж/кг |
0.35 |
0,34 |
0,3 |
|
81. |
Относ. потеря от трен . и вент |
тв |
- |
0.0083 |
0,0076 |
0,0066 |
|
82. |
Относ потеря от выколачивания |
к |
- |
0.0038 |
0,0038 |
0,004 |
|
83. |
Теплов.потеря от выколачивания |
hк |
кДж/кг |
0.162 |
0,171 |
0,182 |
|
84. |
Внутр.теплопадение ступени |
hi |
кДж/кг |
30.638 |
34.394 |
35,9 |
|
85. |
Внутр. относит КПД ступени |
oi |
- |
0.7175 |
0,765 |
0,79 |
|
86. |
Внутр. мощность ступени |
Ni |
кВт |
1641.31 |
1833.34 |
1904,14 |
На основании полученных результатов построим треугольники скоростей для каждой нерегулируемой ступени.
Рисунок 7 Рабочий процесс в первой ступени в hs - диаграмме.
Рисунок 8 Треугольник скорости первой ступениРисунок 9 Треугольник скорости 2-й ступени.
Рисунок 10 Рабочий процесс во 2-й ступени в h-s диаграмме
Рисунок 11 Треугольник скорости первой ступени Рисунок 12 Рабочий процесс во 2-й ступени в h-sдиаграмме
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Жирицкий Г.С.Конструкция и расчет на прочность деталей паровых турбин.-М,Л.:Госэнергоиздат,1960-311с.
2. Капелович Б.Э. Тепловой расчет паровых турбин: Учеб. пособие/Иванов. гос. ун-т, Иванов.энергин-т.-Иваново:ИвГУ,1986.-80с.
3. Капелович Б.Э.Рабочая программа, методические указания и контрольные задания по курсу “Паровые и газовые турбины” для студентов-заочников по спец. 0305.- Иваново, ИЭИ,каф.ПГТ,1980.-36с.
4. Работаев В.Г., Шошин В.Г.
Методические указания по “Расчету двухвенечной ступени” для студентов- заочников спец. 0305,0308.-Иваново, ИЭИ,каф.ПГТ, 1982.-36с.
5. Щегляев А.В. Паровые турбины.-М.:Энергия,1976,-367с.
6. Яблоков Л.Д., Логинов И.Г.
Паровые и газовые турбоустановки:Уч.пособ. для техникумов.-М.: Энергоатомиздат,1988.-352с.:ил.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Описание процесса расширения пара в турбинной ступени. Построение треугольника скоростей на входе и выходе из рабочих лопаток. Определение числа и размера сопловых и рабочих решеток. Расчет относительного лопаточного коэффициента полезного действия.
практическая работа [213,1 K], добавлен 04.12.2010Задачи 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 11.09.2011Определение 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 13.01.2016Состав продуктов сгорания топливного газа. Расчет осевого компрессора и газовой турбины, цикла, мощности и количества рабочего тела. Определение диаметров рабочих лопаток, числа ступеней. Технические характеристики агрегатов ГТНР-16 и ГПА "Надежда".
курсовая работа [3,1 M], добавлен 16.04.2014Построение процесса расширения пара в турбине в H-S диаграмме. Предварительный расчет паровой турбины. Определение прочности деталей турбин: бандажной ленты, шипов лопатки и связной проволоки, фланцевых соединений. Расчет рабочих лопаток на вибрацию.
курсовая работа [492,7 K], добавлен 08.12.2011Расчётный режим работы турбины. Частота вращения ротора. Расчет проточной части многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием. Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени. Определение размеров патрубков отбора пара.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 13.01.2016Построение рабочего процесса турбины и определение расхода пара, выбор типа регулирующей ступени. Расчет топливной системы ПТУ и изменения параметров рабочего процесса. Особенности эксплуатации систем СЭУ и порядок обслуживания турбинных установок.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 03.07.2012Расчетная тепловая нагрузка на горячее водоснабжение. Определение расхода пара внешними потребителями. Определение мощности турбины, расхода пара на турбину, выбор типа и числа турбин. Расход пара на подогреватель высокого давления. Выбор паровых котлов.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 26.01.2016Проект 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 01.04.2012