Типовая паровая турбина ЛМЗ типа ПТ-25-90/10

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 Р_п=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 - Р_к=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, ₀^рс = 0,0398 м³/кг, а также по Р_к и s₀=const - энтальпию пара за цилиндром i_kt=2872 кДж/кг.

Тогда располагаемый тепловой перепад равен:



H₀ = i₀ i_kt , (кДж/кг) (3)

H₀ = i₀ i_kt = 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 = i₀^рс = 3476 кДж/кг

Давление за последней ступенью цилиндра с учетом потерь давления в выхлопном патрубке:

Р_к = Р_к 1 + (С_в / 100)² , (бар) (5)

где С_в - скорость потока в выхлопном патрубке, м/с; - коэффициент местного сопротивления патрубка. Для турбин с противодавлением принимаем С_в = 60 м/с и = 0,05.

Получаем:

Р_к = 10 1+ 0,05 (60 / 100) 10,3 бар,

i_kt = 2878 кДж/кг

Определим теплоперепад проточной части:

H₀ = i₀ i_kt, (кДж/кг) (6)



H₀ = i₀ i_kt = 3476 2878 = 594 кДж/кг

По чертежу задана двухвенечная регулирующая ступень скорости располагаемый тепловой перепад регулирующей степени равен h₀^рс = 120 кДж/кг, принимаем h₀^рс = 220 кДж/кг . Откладывая от точки 2 данный располагаемый теплоперепад регулирующей ступени, находим изобару Р₂^рс, определяющую давление пара в камере регулирующей ступени.

Р₂^рс = 44 бар, i_2t^рс = 3256 кДж/кг

Предварительно оценим КПД регулирующей ступени.

(7)

Внутренний тепловой перепад регулирующей ступени:

(8)

(кДж)

Энтальпия пара на выходе из регулирующей ступени:

i₂^рс = i₀ h_i^рс , (кДж) (9)

i₂^рс = 3476 167.86 = 3308 кДж/кг

Пересечение Р₂^рс и i₂^рс дает точку, определяющую состояние пара перед соплами первой нерегулируемой ступени.

Р₂^рс = 44 бар, i₂^рс = 3308 кДж/кг, ₂^рс = 0,071 м³/кг

Определим по i-s диаграмме теплоперепад на нерегулируемые ступени. Он будет равен H₀^x = 388 кДж/кг.

Внутренний относительный КПД нерегулируемых ступеней равен _oi^x = 0,75 (руководствуясь 1 ).

Внутренний относительный КПД нерегулируемых ступеней для турбины с противодавлением или ЦВД мощной турбины определяется

_oi^x = (0,925 - (0,5/(G*х_ср)) * (1 + (Н₀^х-600)/20000)) (10)

где х_ср = (х₁ * х₂)^0,5 = (0,076 * 0,22)^0,5 = 0,13

_oi^x = (0,925-(0,5/(44,21*0,13)) * (1+(388-600)/20000)) = 0,827

Внутренний теплоперепад нерегулируемых ступеней :

H_i^x = H₀^x _oi^x , (кДж/кг) (11)

H_i^x = 388 0,827 = 320.87 кДж/кг

Энтальпия пара за последней ступенью по i-s диаграмме равна

Р_к = 10,3 бар, i_к = 2980 кДж/кг, _2k = 0,24 м³/кг

Уточним расход пара на турбину. Использованный теплоперепад всей турбины

Н_i = i₀ - i_k , (кДж/кг) (12)

H_i = 3476 - 2980 = 496 кДж/кг

Внутренний относительный КПД турбины

_oi^т = H_i / Н₀ , (13)

_oi^т = 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 d^рс=0,915м. Тогда при существующем теплоперепаде на регулирующую ступень, имеем:

х₀ = (U/С₀) = d^рс n / (2000 h₀^рс)^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 = d^рс 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 h₀^рс) ^0,5 , (м/с) (16)

С₀ = (2000 220) ^0,5 = 663 м/с

Располагаемый тепловой перепад в соплах:

h₀₁^рс = h₀^рс (1 ), (кДж/кг) (17)

h₀₁^рс = 220 (1 0,085) = 201 кДж/кг

По полученному тепловому перепаду определим по i-s диаграмме параметры пара за соплами:

Р₁^рс = 46 бар, _1t^рс = 0,07 м³/кг.

Теоретическая скорость истечения из сопел:

С_1t = (2000 h₀₁^рс) ^0,5 , (м/с) (18)

С_1t = (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:

е^рс l₁^рс = G _1t^рс / ( d^рс ₁ С_1t sin _1э) , (м) (19)

е^рс l₁^рс = 53,84 0,07 / (3,14 0,915 0,97 634 sin 18⁰) = 0,007 м

Оптимальная степень парциальности для двухвенечной ступени определяется как:

е_opt = 0,33 (е^рс l₁^рс) ^0,5 (20)

е_opt = 0,33 (0,007 100) ^0,5 0,3

Полученное значение удовлетворяет интервалу

е_min^рс = 0,2 е^рс е_opt^рс = 0,3 е_max^рс = 0,45 (21)

Высота сопловой решетки у двухвенечной регулирующей ступени должна удовлетворять уловию:

l₁^рс_min = 15 мм l₁^рс l₁^рс_max = 60 мм (22)

В нашем случае, высота сопловой решетки равна:



l₁^рс = е^рс l₁^рс 1000 / е^рс , (мм) (23)

l₁^рс = 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 - х₀^I = 0,45;

эффективный угол сопловой решетки - _1эф^I = 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 (е^I = 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 - d^I = 0,85 м;

произведение - е^I l₁^I = 23 мм;

парциальность принимаем - е^I = 1;

высота сопловой решетки - l₁^I = 23 мм;

число ступеней - z¹ = 7 штук;

располагаемый теплоперепад на сопла - h₀^I = 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

d_k^z = d_k^I = d_kⁱ , (м) (24)

где d_kⁱ - 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:

d_k2^I = d^I l₁^I 2₁^I , (м) (25)

где ₁^I - 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:

d_k2^I = 0,85 0,023 0,003 = 0,82 м

На основании этого и пользуясь построенным графиком получаем значения для последней нерегулируемой ступени:

средний диаметр - d_z = 0,88 м;

высота сопловой решетки - l₁^z = 0,062 м

располагаемый теплоперепад на ступень - h₀^z = 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:

h₀^ср = h_oi / 7 , (кДж/кг) (26)

h₀^ср = 317,4 / 7 = 45,3 кДж/кг

Уточним число нерегулиреумых ступеней и найдем новый коэффициент возврата тепла по формуле Флюгеля:

z = H₀^x (1 + ) / h₀^ср , (шт.) (27)



= k (1 _0i^x) H₀^x (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:

h_0i (1 + ) H₀^x , (кДж/кг) (29)

Разница правой и левой части неравенства называется невязкой теплоперепада:

H = (1 + ) H₀^х h_0i , (кДж/кг) (30)

H = (1 + 0,031) 388 408,2 = 8.17 кДж/кг

Коррекция теплоперепада произвольной ступени осуществляется пропорционально располагаемому теплоперепаду ступени:

h_0i = H h_0i / h_0i , (кДж/кг) (31)

Скорректированный теплоперепад произвольной ступени:

h_0i^ск = h_0i h_0i , (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 = Р₁^рс / Р₀^рс = 46 / 85,4 = 0,538 (36)

М_1t = С_1t / (k P₁^рс _1t)^0,5 (37)

М_1t = 634 / (1,3 4,6 10⁶ 0,07)^0,5 = 0,98

Из условий _{с кр} = 0,546 и М_1t 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 М_1t <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)- t_опт = 0,7;

хорда профиля (табличная) - b_т = 47,1 мм;

толщина выходной кромки (табличная) - (_кр)_т = 0,5 мм;

угол установки - _у = 43⁰

Определим предварительно ширину решетки:

В_т = b_т 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 = b_т B/ В_т = 47,1 60 / 32,1 = 88 мм (40)

Определим число сопловых лопаток по формуле:

z₁ = d^рс е / (b t_опт) ,(шт.) (41)

z₁ = 3,14 915 0,3 / (88 0,7) = 13,9, округлим z = 14 шт.

Определяется шаг решетки:

t₁ = b t_опт, (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 = _прк₁^прк_вх^прк_кр^пр + (_концl/b)(b/l) к₁^концк_вх^концк_кр^конц + 0,02=

= 0,022110,98 + 0,013,80,9511+0,02 = 0,078

Тепловая потеря в сопловой решетке:

h₁ = ₁ h₀₁^рс = 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 = С_1t = 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:

h_oI = ₁ h₀^рс = 0,02 220 = 4,4 кДж/кг (50)

Теоретическая скорость на выходе из решетки равна:

w_2t = (2000 h_0I + w₁²)^0,5 = (2000*4,4 + 475²)^0,5 484 м/с (51)

Определим отношение давлений и число Маха по параметрам пара перед решеткой - Р_I = 45 бар, _It = 0,072 м³ / кг



_л = Р_I / Р₁^рс = 45 / 46 = 0,978 _кр (52)

М_1t = w_2t / (k P_{I 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^” = l_с + _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 / ( d_рс e _I w_2t 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)- t_опт = 0,6;

хорда профиля (табличная) - b_т = 25,4 мм;

толщина выходной кромки (табличная) - (_кр)_т = 0,4 мм;

минимальный момент сопротивления профиля - W_minт = 0,168 см²;

угол установки - _у = 78,7⁰

Определим предварительно ширину решетки:



В_т = b_т 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 = b_т B/ В_т = 25,4 40 / 24,9 = 40,8 мм (57)

Определим число сопловых лопаток по формуле:

z₁ = d^рс е / (b t_опт) ,(шт.) (58)

z₁ = 3,14 915 / (40,8 0,6) = 117,4, округлим z = 120 шт.

Определяется шаг решетки:

t₁ = d^рс 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 = _прк^прк_вх^прк_кр^пр + (_концl/b)(b/l) к^концк_вх^концк_кр^конц + 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 w_2t = 0,92 484 = 445 м/с (62)

Потери энергии в рабочих лопатках первого венца:

h_I = (1 _I²) w_2t² / 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:

h_0н = _н h₀^рс = 0,03 220 = 6,6 кДж/кг (66)



Теоретическая скорость на выходе из решетки

С_1t = (2000 h_0н + C₂²)^0,5 = (2000 6,6 + 317²) ^0,5 337 м/с (67)

Принимаем высоту направляющих лопаток и коэффициент скорости _н = 0,94:

l_н = l₁ + _нв + _нн = 25 + 1 + 1 = 27 мм (68)

Эффективный угол выхода решетки:

sin _1э=G_нt /(d_рсe_нC_1tl_н)=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 - Р_н = 44 бар, _нt = 0,075 м³ / кг

_л = Р_н / Р_I = 44 / 45 = 0,98 _кр (69)

М_1t = С_1t / (k P_{н 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)- t_опт = 0,7;

хорда профиля (табличная) - b_т = 45 мм;

толщина выходной кромки (табличная) - (_кр)_т = 0,6 мм;

минимальный момент сопротивления профиля - W_minт = 0,141 см²;

угол установки - _у = 60,7⁰

Определим предварительно ширину решетки:

В_т = b_т 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= В_т = 39 мм, следовательно b = b_т =45 мм

Определим число сопловых лопаток по формуле:

z_н = d^рс * e / (b t_опт) ,(шт.) (72)

z_н = 3,14 915 * 0,3 / (45 0,7) = 27,4, округлим z = 28 шт.

Определяется шаг решетки:

t₁ = d^рс е / z , (мм) (73)

t₁ = 3,14 915 0,3/ 28 30,8 мм

Выходная ширина сопловых каналов:

а₂ = t_н 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 = _прк₁^прк_вх^прк_кр^пр + (_концl/b)(b/l) к₁^концк_вх^концк_кр^конц + 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 С_1t = 0,97 337 = 327 м/с (78)

Угол направления относительной скорости входа пара на рабочие лопатки:

tg₁ = sin_1э/ cos _1э(U/C₁)=sin33⁰/(cos33⁰(144/327)=1,367

₁ = 54⁰ (79)

Относительная скорость входа пара на рабочие лопатки:

w₁=C₁sin_1э/sin₁=327sin33⁰/sin54⁰220 м/с (80)

2.1.4 Расчет рабочих лопаток второго венца

Тепловой перепад рабочей решетки второго венца:

h_oII = ₃ h₀^рс = 0,035 220 = 7,7 кДж/кг (81)

Теоретическая скорость на выходе из решетки равна:

w_2t= (2000 h_0II + w₁²)^0,5 =(2000 7,7 + 220²)^0,5253 м/с (82)



Определим отношение давлений и число Маха по параметрам пара перед решеткой - Р_II = 44 бар, _IIt = 0,076 м³ / кг

_II = Р_II / Р_I = 44 / 45 = 0,98 _кр (83)

М_IIt = w_2t/(k P_{II 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:

l_II = l_н+ _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 / ( d_рс e _II w_2t l_II) (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 w_2t = 0,88 238 222 м/с (89)

Потери энергии в рабочих лопатках второго венца:

h_II = (1 _II²) w_2t²/ 2000 = (1 0,88²) 253² / 2000 = 7,2 кДж/кг (90)

Найдем угол направления абсолютной скорости выхода пара из рабочих лопаток:

tg ₂=sin_2э/ cos_2э(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:

h_в = (С₂)² / 2000 = (152)² / 2000 =11.6 кДж/кг (94)

Относительный лопаточный КПД:

_ол = (h₀^рс h₁ h_I h_н h_II h_в) / h₀^рс =

= (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

N_тв= d²+0,4(1е0,5l_к)dl_л^1,5(U/100)³(1/₂), (кВт) (96)

где - коэффициент,зависящий от состояния пара и для перегретого пара = 1; d - диаметр ступени в метрах; l_л ^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; l_к - относительная длина дуги, занятая кожухом, в нашем случае при расположении сопловых коробок в верхней и нижней части корпуса l_к = 0; U - окружная скорость,м/с; - удельны объем пара в камере регулирующей ступени, принимается по состоянию пара за регулирующей ступенью.

Таким образом, имеем:

N_тв= 0,915² + 0,4(10,3)0,9158,43(144/100)³(1/0,076)=118 кВт

Тепловая потеря на трение и вентиляцию

h_тв = N_тв / G = 118 / 53,84 =2,2 (97)

Относительная потеря на трение и вентиляцию

_тв = h_тв / h₀^рс = 2,2 / 220 = 0,01 (98)

Потея на выколачивание застойного пара из лопаточных каналов, находится по формуле:

_к=0,25 (В₂l₁ + 0,6В₂ l₂)/F₁mx_0ол (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

h_к = _к h₀^рс = 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

h_i^рс = h₀^рс _oi = 220 0,688 = 151 кДж/кг (102)

Внутренняя мощность (в киловаттах)

N_i^рс = G h_i^рс = 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