Главная Коллекция "Otherreferats" Физика и энергетика Проект турбины насыщенного пара К-1350-7,2

Проект турбины насыщенного пара К-1350-7,2

Расход пара на турбину. Число ее ступеней и разбивка теплоперепадов по ним. Механический расчёт на прочность пера и хвостовика лопатки, диафрагмы на прогиб. Определение внутренней мощности цилиндра. Расчет ротора на критическое число оборотов вала.

Рубрика Физика и энергетика
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 29.10.2017
Размер файла 399,4 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/

Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ

ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Институт Энергетический

Направление Теплоэнергетика и теплотехника

Кафедра АТЭС

Проект турбины насыщенного пара К-1350-7,2

по дисциплине: «Турбины тепловых и атомных станций»

Томск 2014

Реферат

Ключевые слова: турбоустановка, тепловая схема, теплоперепад, расширение пара, нерегулируемая ступень, показатели тепловой экономичности, перо и хвостовик лопатки, диафрагма, критическое число оборотов вала.

Объектом проектирования является паровая турбина большой мощности для атомных электростанций.

Цель работы - спроектировать паровую турбину для атомной электростанции номинальной мощностью 1350 МВт; кроме тепловой части проектирования произвести механический расчёт на прочность пера и хвостовика одной из лопаток, диафрагмы на прогиб, и определить критическое число оборотов вала. Предоставить чертежи проектируемой турбины.

Курсовой проект выполнен в текстовом редакторе Microsoft Word 2013.

Введение

Современная энергетика основывается на централизованной выработке электроэнергии. Генераторы электрического тока, устанавливаемые на электрических станциях, в подавляющем большинстве приводятся паровыми турбинами. Доля электроэнергии, производимой в нашей стране тепловыми и атомными электростанциями, где применяются паровые турбины, составляет 83 - 85%.

Таким образом, паровая турбина является основным типом двигателя на современной тепловой электростанции и в том числе на атомной. Паровая турбина получила также широкое распространение в качестве двигателя для кораблей военного и гражданского флота. Паровые турбины применяются, кроме того, для привода различных машин - насосов, газодувок и др.

Паровая турбина, обладающая средней быстроходностью (1500 об/мин), характеризуется сравнительно большими размерами и массой и может быть построена на очень большую мощность (миллион киловатт и более), превышающую мощность какой-либо иной машины. Вместе с тем у паровой турбины исключительно хорошие технико-экономические характеристики: относительно небольшая удельная стоимость, высокие экономичность, надёжность и ресурс работы, составляющие десятки лет.

пар турбина ротор вал

1. Краткая характеристика общего конструктивного оформления проектируемой турбины, её тепловой схемы и основных показателей

Турбина К-1350-7,2 имеет частоту вращения 1500 мин-1 и номинальную мощность 1350 МВт при работе на насыщенном паре с начальными параметрами 7,2 МПа и 287,7 °С (начальная влажность 0,5 %), с внешней сепарацией и одноступенчатым перегревом пара до температуры 260 °С при давлении 0,74 МПа и давлении в конденсаторе 5 кПа.

От парогенераторов реакторов по трубам пар подаётся к двум блокам комбинированных стопорно - регулирующих клапанов, расположенных по обе стороны турбины. Оба регулирующих клапана перемещаются одновременно, т.е. в турбине используется дроссельное парораспределение.

В двухпоточном ЦВД пар расширяется и при давлении 0,77 МПа и влажности 15,6% отводится в СПП. В сепараторе происходит отделение образовавшейся влаги. Затем пар перегревается свежим паром. После промежуточного перегрева пар направляется в два двухпоточных ЦНД.

Турбина состоит из ЦВД и двух ЦНД (при давлении в конденсаторе 5 кПа). Валопровод турбины состоит из трёх роторов цилиндров и ротора генератора. Каждый из роторов уложен в два опорных подшипника. Роторы соединены между собой жёсткими муфтами, полумуфты которых откованы заодно с валами. Упорный подшипник выполнен отдельно и размещён в корпусе между ЦВД и ЦНД.

ЦВД выполнен двухпоточным. Ротор ЦВД цельнокованый, жёсткий. Корпус ЦВД двухстенный. Тонкостенный внутренний корпус изготовлен из эрозионно стойкой стали. В нём размещаются пять пар диафрагм двух потоков. Первая и последняя обоймы содержат по две диафрагмы, вторая обойма содержит три диафрагмы. Диафрагмы ЦВД сварные. Перед установкой во внутренний корпус или обойму диафагмы соединяется болтами попарно в осевом направлении. Разъём диафрагм плотно затягивается болтами после их установки. Это уменьшает протечки пара поверх установленных гребней и снижает опасность щелевой эрозии. За внутренним корпусом и за обоймами выполнены патрубки отборов пара на регенирацию.

Проточная часть ЦНД выполнена двухпоточной. Корпус ЦНД выполнен одностенным ввиду сравнительно небольшого давления на выходе. Турбина снабжена боковыми конденсаторами.

2. Приближенная оценка процесса расширения пара в турбине. определение расчетного расхода пара на турбину

Турбина номинальной мощностью 1350 МВт спроектирована на начальные параметры Р0=7,2 МПа и х0=0,995, частотой вращения n=25 с-1.

Рисунок 1 - Процесс расширения пара в турбине

По заданным параметрам пара находим энтальпию пара перед стопорными клапанами

Давление пара перед соплами регулирующей ступени определяется с учетом потерь в стопорном и регулирующем клапанах

Энтропия идеального процесса в ЦВД

Расчёт ЦВД:

Расчёт ЦНД:

Коэффициент недовыработки мощности

где

Приведенный теплоперепад турбины с учётом отборов:

3. Определение расхода пара на турбину

Электромеханический КПД

Экономическая мощность

Расход пара на турбину

Расход пара в конденсатор

Определяем расходы пара в отборы с учетом полученного расхода по формуле:

;

кг/с;

кг/с;

кг/с;

кг/с;

кг/с;

кг/с;

кг/с;

кг/с;

Проверка:

4. Предельная мощность турбины и определение количества частей низкого давления

Удельный объем за последней ступенью

Площадь, ометаемая рабочими лопатками

Из условий работы , тогда ометаемая площадь может быть найдена по формуле:

Где длина лопатки последней ступени ЦНД;

Принимаем выходную скорость абсолютная скорость пара на выходе из последней ступени.

Предельная мощность

Где - коэффициент, учитывающий выработку мощности потоками пара, идущими в регенеративные отборы

- располагаемый теплоперепад на турбину

Число потоков в части низкого давления

Принимаем число потоков в части нижнего давления 6. ЦВД турбины выполнен двухпоточным.

5. Определение количества нерегулируемых ступеней

Последняя ступень

Диаметр последней нерегулируемой ступени

Оптимальное отношение скоростей

Примем

Задаюсь значением , чтобы реактивность у корня была положительной.

Оптимальный теплоперепад на первую ступень

Теплоперепад на сопловые лопатки

Теплоперепад на рабочие лопатки

Теоретическая скорость на выходе из сопловых лопаток

Действительный теплоперепад на ЦНД

Удельный объем в конце действительного процесса расширения

Потеря с выходной скоростью

Скорость потока на выходе из последней ступени

Площадь проходного сечения последней ступени

Первая ступень

Диаметр первой нерегулируемой ступени

Оптимальное отношение скоростей

Примем

Оптимальный теплоперепад на первую ступень

Теплоперепад на сопловые лопатки

Теплоперепад на рабочие лопатки

Теоретическая скорость на выходе из сопловых лопаток

Высота лопаток первой ступени

Примем

Средний диаметр первой ступени

Определение числа ступеней турбины и разбивку теплоперепадов по ним рационально производить с помощью специальной диаграммы (рис. 2).

Далее по значениям выбранного среднего диаметра ступени и отношения скоростей Хф, можно определить располагаемый теплоперепад ступени.

Располагаемый теплоперепад ступени

Рисунок 2 - Диаграмма для определения числа ступеней и распределения теплоперепадов по ступеням

Действительный теплоперепад ступени

Результаты расчетов располагаемых и действительных теплоперепадов приведены в таблице 1.

Таблица 1 Результаты расчётов

Номер

1

2

3

4

5

6

Теплоперепад

123,3

120,7

138,1

142,5

150,1

156,9

Действительный теплоперепад

117,16

114,65

131,21

135,35

142,63

150,61

Средний теплоперепад ступени

Число ступеней

Примем z=7.

располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней

коэффициент возврата теплоты

Уточняем значение теплоперепадов

Окончательные результаты расчётов с учётом поправок приведены в таблице 2.

Таблица 2

d, м

3,148

3,195

3,42

3,645

4,05

4,5

Hi

117,16

114,65

131,21

135,35

142,63

150,61

125,84

123,33

139,89

144,03

151,31

159,29

6. Тепловой расчет первой и последней ступени по среднему диаметру

Исходные данные для расчёта ступени

Исходными данными для расчёта ступени являются следующие величины: G0 - массовый расход пара через ступень, в кг/с; р0 - давление пара перед ступенью в МПа; t0 - температура пара перед ступенью в?С; располагаемый теплоперепад на ступень H0 (с учётом статистических параметров перед ступенью), в кДж/кг; скорость входа пара в сопла ступени C0, в м/с; средний диаметр ступени d0, в м; частота вращения ротора n, в 1/с.

Первая ступень

1. Скорость звука на выходе из сопел

2. Число Маха на выходе из сопел

- режим течения дозвуковой, выбираем для проектирования суживающие сопла.

3. Принимаем хорду соплового профиля

4. По отношению =1,1, а также =1, , определяем коэффициент расхода для сопловой решетки при течении через нее перегретого пара . - угол входа потока в сопловую решетку, для 1-й ступени .

,

; ; , тогда

.

5. Вычисляем б1эфф по формуле:

, м

- коэффициент расхода для сопловой решетки, =1,017;

- секундный массовый расход пара через первую ступень цилиндра, кг/с.

C1t - теоретическая скорость истечения пара из сопел; d1 - средний диаметр первой ступени ЦНД;

l1 - высота сопловой лопатки;

, б1эф=130.

6. Определяем коэффициент потерь энергии сопловой решетки :

,

где- коэффициенты учитывающие влияние соответственно , определяются по [1, с. 59, рис. 5.5].

- коэффициент потерь энергии сопловой решетки для перегретого пара, определяется по [1, с. 59, рис. 5.5] в зависимости от и

;

; .

.

Угол выхода потока из решетки (по отношению к направлению скорости U):

, при . 0.

Рассчитываем коэффициент скорости для сопловой решетки :

.

Рассчитываем действительную скорость истечения пара из сопел :

м/с.

Рассчитываем потерю в соплах :

кДж/кг.

Построение входного треугольника скоростей ступени.

При можно принять, что угол входа потока перегретого пара равен .

Из входного треугольника определяем действительную относительную

скорость пара на входе в рабочие лопатки =180 м/с и угол наклона её к окружной скорости U =32 град.

Построение выходного треугольника скоростей.

Рассчитываем теоретическую относительную скорость пара на выходе с рабочих лопаток :

, м/с

где - располагаемый теплоперепад на рабочие лопатки;

Входная высота решетки рабочих лопаток больше на величину корневой и периферийной перекрыш. Выходная высота решетки рабочих лопаток равна. Тогда эффективный угол решетки рабочих лопаток на выходе определяется (сначала при =1, а затем после уточнения окончательно):

.

.

.

.

.

.

Коэффициент скорости для решетки рабочих лопаток при течении перегретого пара:

.

Коэффициент потерь энергии для решетки рабочих лопаток при течении перегретого пара:

.

.

Коэффициент скорости для решетки рабочих лопаток при течении перегретого пара:

.

м/с.

.

, , , тогда

.

Уточняем :

.

.

Определяем потери в решетке рабочих лопаток :

кДж/кг.

Рассчитываем выходную кинетическую энергию :

кДж/кг.

Рассчитываем относительный лопаточный КПД по следующим формулам:

;

,

где - коэффициент, учитывающий, какая часть выходной кинетической энергии используется в следующей ступени; = ;

;

- фиктивная скорость ,м/с.

.

По другой формуле:

Определяем потерю от утечки над бандажом рабочих лопаток:

;

- степень реактивности у вершины;

;

;

;

,м.

мм - осевой зазор между бандажом и диафрагмой;

мм - радиальный зазор уплотнения над бандажом;

- число гребней на бандаже;

;

.

, кДж/кг.

Расход через зазоры по бандажу:

, кг/с.

Потери трения диска определяем так:

Сумма потерь:

.

Относительный внутренний к.п.д. ступени определяем по формуле:

.

Использованный теплоперепад ступени:

, кДж/кг.

Внутренняя мощность ступени:

, кВт.

7. Расчёт промежуточных ступеней цилинда на ЭВМ

Данные расчёта на ЭВМ приведём таблице 3:

Таблица 3 Тепловой расчёт

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Характеристики ступеней

№ ступени

1

2

3

4

5

6

7

1.Располагаемый теплоперепад

H0

кДж/кг

125,84

121,1

127,44

133,8

140,2

146,6

159,3

2.Средний диаметр

Dcp

м

3,3

3,4

3,55

3,75

4,1

4,5

5,04

3.Угол выхода из сопловых решеток

A1

град

13

13

13

13

13

15

19

4.Реактивность на среднем диаметре

Ro

0,13

0,17

0,2

0,23

0,3

0,4

0,58

5.Хорда профиля сопловой решетки

bc

м

0,12

0,15

0,15

0,16

0,18

0,25

0,25

6.Хорда профиля рабочей решетки

bl

м

0,06

0,07

0,08

0,09

0,15

0,2

0,23

7.Число гребней диафрагменного уплотнения

Zg

6

6

6

6

6

3

3

8.Диаметр втулки диафрагменного уплотнения

Dy

м

0,8

0,8

0,8

0,8

0,8

0,8

0,8

Количество ступеней

7

Параметры пара перед первой ступенью

1.Давление

P0

МПа

0,74

2.Температура

T0

град. Ц

272,7

3.Степень сухости

X0

доли

1

4.Скорость на входе

C0

м/с

0

5.Расход пара на входе в цилиндр

G0

кг/с

235,025

6.Расход пара на входе в первую ступень

кг/с

235,025

Общие характеристики турбины

1.Угловая скорость вращения ротора

1/c

25

2.Конечное давления в цилиндре

МПа

0,005

Количество отборов

3

Параметры в отборах

№ отбора

1

2

3

1.Расход пара в отбор

Got

кг/с

10,3688

13,825

12,0969

2.Давление в отборе

Pot

МПа

0,206

0,09

0,035

Количество отборов

3

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Расчет ступеней

№ ступени

1

2

3

4

5

6

7

1.Расход пара в ступени

G

кг/с

235

235

235

225

211

211

199

2.Параметры перед ступенью

2.1 Давление

Po

МПа

0,74

0,462

0,283

0,159

0,08

0,0361

0,0148

2.2 Температура

t

С

273

225

178

130

93

73

54

2.3 Степень сухости

x

2

2

2

2

0,983

0,95

0,923

2.4 Энтальпия

ho

кДж/кг

3001

2909,6

2821,6

2730,5

2626,9

2515,6

2415

3.Доля крупнодисперсной влаги

2

2

2

2

0,103

0,171

0,251

4.Располагаемй теплоперепад

4.1 По статическим параметрам

Ho

кДж/кг

110,1

105,3

111,7

118

124,4

130,8

143,5

4.2 По параметрам торможения

Hot

кДж/кг

110,1

110,8

117,7

119,6

126,2

138,7

146,3

5.Отношение скоростей

U/Сф

0,552

0,567

0,575

0,602

0,641

0,671

0,732

6.Средний диаметр ступени

Dср

м

3,3

3,4

3,55

3,75

4,1

4,5

5,04

7.Степень реактивности

7.1 корневая

Rok

0,077

0,098

0,1

0,082

0,082

0,099

0,227

7.2 средняя

Ro

0,13

0,17

0,2

0,23

0,3

0,4

0,58

8.Давления

8.1 за сопловой решеткой

p1

МПа

0,492

0,309

0,18

0,094

0,046

0,022

0,01

8.2 за рабочей решеткой

p2

МПа

0,462

0,283

0,159

0,08

0,036

0,015

0,005

9.Удельные обьемы

9.1 за сопловой решеткой

v1t

м3/кг

0,455

0,663

1,022

1,769

3,334

6,599

13,801

9.2 за рабочей решеткой

v2t

м3/кг

0,481

0,714

1,128

2,046

4,147

9,232

24,843

10. Числа Маха

M1t/M2t

10.1 за сопловой решеткой

M1t

0,81

0,83

0,89

0,92

1

1,01

0,9

10.2 за рабочей решеткой

M2t

0,46

0,49

0,59

0,64

0,72

0,86

1,14

11.Отклонение в косом срезе

11.1 сопловых решеток

dA1

гр.

0

0

0

0

0

0

0

11.2 рабочих решеток

dB2

гр.

0

0

0

0

0

0

0,53

12.Числа Рейнольдса

ReC/ReL

12.1 для сопловых решеток (/1000000)

ReC

6,78

6,35

4,74

3,18

1,96

1,41

0,61

12.2 для рабочих лопаток (/1000000)

ReL

1,83

1,65

1,45

1,01

0,95

0,69

0,39

13.Коэффициенты расхода

13.1.на перегретом паре

13.1.1 для сопловых решеток

Muc(пп)

0,982

0,983

0,987

0,989

0,991

0,992

1,001

13.1.2 для рабочих решеток

Mul(пп)

0,954

0,957

0,961

0,965

0,973

0,991

0,963

13.2 на влажном паре

13.2.1 для сопловых решеток

Muc(вл)/Mul(вл)

2

2

2

1,002

1,01

1,026

1,049

13.2.2 для рабочих решеток

Muc(вл)/Mul(вл)

2

2

2

0,977

0,991

1,029

1,021

14.Высоты

14.1 сопел

Lc

мм

107

154

224

349

573

910

1450

14.1 рабочих лопаток

Lp

мм

115

159

232

361

593

942

1501

15.Корневой диаметр

Dk

м

3,193

3,246

3,326

3,401

3,527

3,59

3,59

16.Хорда профиля на Dср

16.1 сопловых решеток

Bc

мм

120

150

150

160

180

250

250

16.2 рабочих решеток

Bl

мм

60

70

80

90

150

200

230

17.Коэффициенты скорости

17.1 на перегретом паре

17.1.1 сопловых решеток

Fic(пп)

0,966

0,969

0,973

0,976

0,978

0,981

0,985

17.1.2 рабочих решеток

Fil(пп)

0,948

0,953

0,96

0,966

0,971

0,982

0,992

17.2 на влажном паре

17.2.1 сопловых решеток

Fic(вл)

2

2

2

0,975

0,974

0,972

0,969

17.2.3 рабочих решеток

Fil(вл)

2

2

2

0,965

0,966

0,969

0,972

18.Потери

18.1 в соплах

DHc

кДж/кг

6,3

5,7

5

4,5

4,5

4,6

3,8

18.2 на рабочих лопатках

DHp

кДж/кг

3,1

2,9

2,8

2,6

3

3,5

5,2

18.3 с выходной скоростью

DHвс

кДж/кг

5,4

6

6,2

7

7,8

10,9

18,6

19.Относительный лопаточный КПД

ETol

0,865

0,869

0,881

0,882

0,879

0,863

0,812

20.Потери

20.1 от утечки

DHут

кДж/кг

2,4

1,9

1,5

1,1

0,8

0,6

0,4

20.2 от трения

DHтр

кДж/кг

0,5

0,4

0,3

0,2

0,2

0,2

0,1

20.3 от влажности

DHвл

кДж/кг

0

0

0

0,8

4,2

10,4

17,3

21.Относительный внутренний КПД

EToi

0,839

0,848

0,865

0,864

0,837

0,782

0,69

22.Внутренняя мощность ступени

Pi

кВт

21703

21005

22716

22911

21966

21582

19678

ТРЕУГОЛЬНИКИ СКОРОСТЕЙ

U

м/с

259,1

266,9

278,7

294,4

321,8

353,3

395,6

C1

м/с

422,7

415,1

422,1

418,4

409,4

396,2

339,3

A1+dA1

град

13

13

13

13

13

15

19

W1

м/с

180

166,3

163

147,2

120

106,6

133,3

B1

град

31,9

34,2

35,6

39,7

50,1

74

124,1

W2

м/с

234

240

256

265,8

288,1

330

416,9

B2+dB2

град

23,7

24,2

23,6

23,7

22,8

24,7

27,3

C2

м/с

104

109,2

111,7

118,2

125,1

147,8

192,8

A2

град

64,6

64

66,8

64,5

63,3

68,9

82,6

8. Детальный тепловой расчёт 8-й ступени

Исходные данные для расчёта ступени

Исходными данными для расчёта ступени являются следующие величины: G0 - массовый расход пара через ступень, в кг/с; р0 - давление пара перед ступенью в МПа; t0 - температура пара перед ступенью в?С; располагаемый теплоперепад на ступень H0 (с учётом статистических параметров перед ступенью), в кДж/кг; скорость входа пара в сопла ступени C0, в м/с; средний диаметр ступени d0, в м; частота вращения ротора n, в 1/с.

Расчёт ступени

H0=159,3 (кДж/кг).

h0=2415(кДж/кг).

Доля крупнодисперсной влаги на входе в данную ступень л:

,

где Zвл - номер ступени (данный), начиная с той, где образовалась влага;

Каэр - характеризует аэродинамическое совершенство проточной части;

.

Производится расчет 3-й ступени ЦНД, полностью работающей во влажном паре.

Выбираем степень реактивности на среднем диаметре: .

Корневой диаметр принимаем .

Ч0 = 0,8.

Уточняем окружную скорость движения рабочих лопаток U:

, м/с

Где d1 - средний диаметр 6-й ступени ЦНД, берется из машинного расчета, м;

n - частота вращения ротора цилиндра; n=25 1/с;

м/с;

Рассчитываем входную кинетическую энергию:

,кДж/кг

где - скорость входа потока пара в сопла ступени;

кДж/кг;

Рассчитываем располагаемый теплоперепад на ступень от параметров торможения :

, кДж/кг

где - коэффициент использования входной кинетической энергии;

принимаю =0,8;

- принимаем из машинного расчета, кДж/кг;

кДж/кг;

Рассчитываем располагаемый теплоперепад на сопловую решетку от параметров торможения :

кДж/кг.

Рассчитываем теоретическую скорость истечения пара из сопел :

м/с.

Определяем режим течения на выходе из сопел по числу Маха :

,

Где для влажного пара k=1,13;

.

Поскольку то режим течения пара в соплах дозвуковой.

При вычисляем б1эфф по формуле:

, м

Где - коэффициент расхода для сопловой решетки, в первом приближении =1;

- секундный массовый расход пара через седьмую ступень цилиндра, кг/с.

G0 = 199 кг/с.

C1t - теоретическая скорость истечения пара из сопел

d1- средний диаметр седьмой ступени ЦНД;

l1 - высота сопловой лопатки;

Выбираем хорду соплового профиля ; принимаю =250 мм.

По отношению =0,184, а также =1, по [1, с. 54, рис. 5.2] определяем коэффициент расхода для сопловой решетки при течении через нее перегретого пара . - угол входа потока в сопловую решетку .

,

; ; , тогда

.

По ts1 определяем коэффициент динамической вязкости м2/с.

Определяем коэффициент кинематической вязкости н1t:

.

, б1эф=18,967°.

Определяем число Рейнольдса :

,

где - коэффициент кинематической вязкости

.

Коэффициент расхода для сопловой решетки =1,005.

Используя полученное значение коэффициента расхода для сопловой решетки уточняем :

, б1эф=18,870.

Корневая степень реактивности :

; ;

;

Определяем коэффициент потерь энергии сопловой решетки :

,

где- коэффициенты учитывающие влияние соответственно , определяются по [1, с. 59, рис. 5.5].

- коэффициент потерь энергии сопловой решетки для перегретого пара, определяется по [1, с. 59, рис. 5.5] в зависимости от и

;

; .

.

Угол отклонения струи вследствие влажности определяется так:

,

y0 =0,077, ; , тогда

.

Угол выхода потока из решетки (по отношению к направлению скорости U):

, при .

0.

Рассчитываем коэффициент скорости для сопловой решетки :

.

Рассчитываем действительную скорость истечения пара из сопел :

м/с.

Рассчитываем потерю в соплах :

кДж/кг.

Построение входного треугольника скоростей ступени.

При можно принять, что угол входа потока перегретого пара равен .

Из входного треугольника определяем действительную относительную скорость пара на входе в рабочие лопатки =115 м/с и угол наклона её к окружной скорости U =105 град.

Построение выходного треугольника скоростей.

Рассчитываем теоретическую относительную скорость пара на выходе с рабочих лопаток

: , м/с

Где - располагаемый теплоперепад на рабочие лопатки;

м/с.

При числе Маха больше 1 эффективный угол решетки рабочих лопаток определится:

Определяем выходную площадь решетки рабочих лопаток:

.

.

.

.

Коэффициент скорости для решетки рабочих лопаток при течении влажного пара:

.

Коэффициент потерь энергии для решетки рабочих лопаток при течении влажного пара:

.

.

Увеличение угла выхода потока из решетки рабочих лопаток:

,

где - угол отклонения жидкой фазы;

- угол отклонения паровой фазы;

y1 - влажность пара перед решеткой рабочих лопаток.

.

м/с.

Тогда общий угол выхода потока из решетки рабочих лопаток с учетом влияния влажности:

0.

Коэффициент потерь энергии для решетки рабочих лопаток при течении перегретого пара:

.

Коэффициент скорости для решетки рабочих лопаток при течении перегретого пара:

.

; м/с.

.

, , , тогда

.

Определяем потери в решетке рабочих лопаток :

Рассчитываем выходную кинетическую энергию :

Рассчитываем относительный лопаточный КПД по следующим формулам:

;

,

где - коэффициент, учитывающий, какая часть выходной кинетической энергии используется в следующей ступени; =0;

;

.

- фиктивная скорость ,м/с.

.

По другой формуле:

.

Определяем :

;

y0 - влажность пара;

- увеличение влажности пара в процессе расширения в соплах и на рабочих лопатках;

;

; ; ; .

Относительная потеря от влажности пара:

.

Потеря от влажности в тепловых единицах :

Так как ,кДж/кг;

,кДж/кг.

Определяем потерю от утечки над бандажом рабочих лопаток:

;

- степень реактивности у вершины;

;

;

,м.

мм - осевой зазор между бандажом и диафрагмой;

мм - радиальный зазор уплотнения над бандажом;

- число гребней на бандаже;

м2;

.

, кДж/кг.

Расход через зазоры по бандажу:

, кг/с.

Потери трения диска определяем так:

Сумма потерь:

.

.

Относительный внутренний к.п.д. ступени определяем по формуле:

.

Использованный теплоперепад ступени:

, кДж/кг.

Внутренняя мощность ступени:

, кВт.

9. Расчёт «закрутки» лопаток последней ступени цилиндра методом постоянного удельного расхода пара по пяти сечениям

Таблица 4 Расчёт закрутки

Наименование

Формула

Сечение (от корня)

0

1/4l

1/2l

3/4l

l

1. Радиус сопловой решетки r1, м

-

1,795

2,1575

2,52

2,8825

3,245

2. Окружная скорость u1, м/с

282

339

396

453

509

3.Степень реактивности

0,227

0,445

0,58

0,67

0,734

4. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки, Нос, кДж/кг

113,09

81,21

61,41

48,21

38,95

5.Давление за сопловой решеткой р1, кПа

По H-S диаграмме

6,318

8,095

9,414

10,4

11,14

6.Удельный объем пара за сопловой решеткой,м3/кг

По H-S диаграмме

20,11

16,09

14,05

12,85

12,08

7.Сухость пара за сопловой решеткой х1t

По H-S диаграмме

88,96

89,89

90,47

90,86

91,13

8.Теоретическая скорость С1t, м/с

475,6

403

350,4

310,5

279,1

9.Число М1t

1,25

1,05

0,90

0,80

0,71

10.Коэффициент расхода перегретого пара

0,9870

0,9865

0,9861

0,9856

0,9852

11.Коэффициент расхода

0,9820

0,9815

0,9811

0,9806

0,9802

12. Отношение

-

23,65

25,05

24,94

24,17

23,11

13. Эффективный угол сопловой решетки , град

22,4

21

21,2

21,7

22,7

14. Удельный расход пара

8,6445

8,6445

8,6445

8,6445

8,6445

15. Коэффициент скорости

0,98

0,974

0,977

0,978

0,979

16. Скорость выхода

466,1

392,7

342,5

303,7

273,2

17. Угол выхода из сопловой решетки , град

22,5

21,2

21,3

21,8

22,8

18. Относительная скорость входа в рабочую решетку , м/с

Из треугольников скоростей

232,2

144,6

146,3

205

278,1

19. Угол входа в рабочую решетку , град

Из треугольников скоростей

50,2

79,1

121,4

146,4

157,4

20.Число

0,611

0,376

0,378

0,526

0,712

21. Теоретическая скорость , м/с

258,2

361,0

412,2

443,1

463,6

22. Число М2t

0,69

0,96

1,10

1,18

1,24

23. Давление торможения в относительном движении перед рабочей решеткой , кПа

По H-S диаграмме

7,795

8,769

10,2

12,15

14,79

24. Критическое давление в горле рабочей решетки

Определяется при .

4,50

5,06

5,89

7,01

8,53

25. Критический удельный объем

-

24,57

21,42

18,31

15,35

26. Сухость пара в горле рабочей решетки

-

88,15

88,7

89,34

90,09

27. Отношение или

-

10,40

17,95

17,63

20,84

25,01

28. .Коэффициент расхода перегретого пара

0,965

0,961

0,961

0,961

0,964

29. Коэффициент расхода

0,965

0,959

0,962

0,963

0,965

30. Радиус рабочей решетки r2,м

-

1,77

2,145

2,52

2,895

3,27

31. Окружная скорость u2, м/с

277,9

307,3

336,8

366,2

395,6

32. Эффективный угол рабочей решетки ,град

57,6

32,4

35,4

31

26,5

33. Коэффициент скорости

0,960

0,951

0,956

0,957

0,958

34. Угол выхода из рабочей решетки ,град

58

32,6

35,7

31,2

26,7

35. Относительная скорость выхода из рабочей решетки

247,8

343,5

394,0

424,2

444,1

36. Абсолютная скорость выхода из ступени с2, м/с

Из треугольников скоростей

256,2

186

231

220

199,5

37. Угол направления абсолютной скорости , град

Из треугольников скоростей

124,5

95,3

94

90,5

89,4

38.Потери с выходной скоростью

32,82

17,30

26,68

24,20

19,90

39.Работа, совершаемая 1кг/с пара,

84,03

112,44

101,63

92,95

79,00

40.Относительный лопаточный КПД

0,574

0,769

0,695

0,635

0,540

41.Относительный лопаточный КПД

0,740

0,872

0,850

0,761

0,625

10. Определение внутреннего относительного кпд и внутренней мощности цилиндра (турбины). определение показателей тепловой экономичности турбины и турбинной установки

Энтальпии отборов, кДж/кг:

Внутренняя мощность турбины:

.

Внутренняя мощность ЦНД складывается из суммы внутренних мощностей его ступеней:

Так как в турбоустановке три 2-х поточных ЦНД , то необходимо результат умножить на 6:

Внутренняя мощность ЦВД:

Внутренний относительный КПД цилиндра низкого давления:

Находим идеальную мощность турбины:

Новые значения коэффициента недовыработки мощности с учетом изменившегося кпд:

Относительный внутренний КПД турбины:

Расход пара в ПП:

Рисунок 3 Промежуточный пароперегреватель

,

Абсолютный внутренний КПД:

.

Эффективная и электрическая мощность турбины:

;

.

Электрический КПД:

.

Относительный эффективный КПД:

.

Относительный электрический КПД:

.

Удельный расход пара:

(кг/кВт*ч) .

Удельный расход тепла:

кДж/кВт*ч.

11. Расчёт осевого усилия на роторную часть на примере четвертой нерегулируемой ступени

Осевое усилие, действующее на ротор, зависит от распределения давления пара по поверхности ротора и находится как сумма всех осевых усилий:

;

Рассчитаем суммарное осевое усилие, действующее на четвертую нерегулируемую ступень.

Суммарное осевое усилие

Осевое усилие, передающееся от профильной части рабочих лопаток на ротор

,

,

,

,

,

Осевое усилие, передающееся на ротор от кольцевой части полотна диска, расположенной между корневым диаметром и диаметром ротора под диафрагменным уплотнением

,

где ,

,

-давление между диском рабочих лопаток и телом диафрагмы.

, где k=0,7-0,8. В дисках последних ступеней конденсационных турбин разгрузочные отверстия не выполняют, чтобы не создать концентраций напряжений.

Тогда,

;

;

12. Спецзадание. упорный подшипник ХТЗ

Упорный подшипник служит для восприятия осевого усилия, действующего на ротор во время работы турбины, и передачи его на детали статора.

Упорный подшипник фиксирует осевое положение вращающегося ротора турбины по отношению к ее неподвижным деталям; при этом положение ротора в упорном подшипнике и положение самого упорного подшипника в корпусе определяют величину осевых зазоров в проточной части турбины и уплотнениях.

На величину зазоров в проточной части турбины и в уплотнениях во время работы турбины влияет также разница температурных удлинений цилиндра и ротора. Это обстоятельство должно учитываться при первоначальной установке упорного подшипника, его пригонке, а также проверке осевых зазоров в турбине, особенно в тех уплотнениях, которые максимально удалены от упорного подшипника (диафрагмы последних ступеней, заднее концевое уплотнение).

В паровых турбинах применяются два типа упорных подшипников: гребенчатые и сегментные.

В современных паровых турбинах применяются только сегментные упорные гидродинамические подшипники скольжения.

В некоторых случаях для уплотнения горизонтального разъема корпусов подшипников, имеющих дефекты, применяют уплотняющие материалы: тонкий асбестовый шнур, "ленту фум" и другие. При этом необходимо учитывать, что эти материалы в разъеме будут прожиматься не полностью и будут влиять на фактический натяг по верхней колодке подшипника. Поэтому в случае установки в разъем прокладочных материалов при регулировке натяга на верхнюю колодку вкладыша надо вводить поправку на прокладочный материал.

Конструкциясегментных упорных подшипниковреализуется таким образом, чтобы подвижная и неподвижная поверхности образовывали между собой суживающийся в направлении вращения вала зазор. С этой целью вкладыш разделен на несколько отдельных сегментов, каждый из которых устанавливается под небольшим углом к поверхности движущейся части. Благодаря разделению упорной поверхности на сегменты и выделению их в отдельный узел с возможностью изменения положения относительно упорного диска для организации масляного клина подшипник работает в условиях жидкостного трения (на масляном клине). По способу установки сегментов различают два вида сегментных подшипников:

· подшипник с жесткой установкой сегментов, иногда называемый "подшипником Митчелла";.

· подшипник с самоустанавливающимися колодками "типа Кингсбери", называемый так же подшипником балансирного типа.

Упорный подшипник с жесткой установкой сегментов(чаще всего выполняется комбинированным опорно-упорным) применяется заводами ЛМЗ и ТМЗ во всех типах выпускаемых турбин. Обойма опорно-упорного подшипника с реглирующими колодками устанавливается в расточку корпуса подшипника, а в осевом направлении фиксируется установочными кольцами.

Сферический опорно-упорный вкладыш устанавливается в обойму с натягом 0,02...0,05 мм. Шаровая поверхность вкладыша обеспечивает его правильное пространственное положение (при сборке) относительно ротора и воспринимает осевые нагрузки во время работы. Для компенсации веса консольной части вкладыша под ней устанавливается пружинный амортизатор.

Сегменты (колодки), на которые опирается ротор при работе турбины, принято называтьрабочими колодками,а колодки, воспринимающие усилия при перемещении ротора в противоположную сторону, --установочными.

Сегменты упорных рабочих и установочных колодок опираются и фиксируются на опорных полукольцах. С помощью изменения толщины рабочих и установочных колец регулируется масляный зазор (разбег ротора) в упорной части подшипника.При нормальной работе упорного подшипника величина масляного разбега ротора в подшипнике должна составлять 0,5...0,7 мм.

На некоторых типах турбин, например К-300-240 ЛМЗ, Т-250/300-240 ТМЗ, Т-175-130 ТМЗ и других, применяется комбинированный двухсторонний опорно-упорный вкладыш с симметричной установкой упорных сегментов (по обе стороны опорной части).

Недостатком конструкции упорного подшипника с жестким опиранием сегментов с точки зрения ремонтопригодности можно считать необходимость точной пригонки толщины рабочих колодок, устанавливаемых на шлифованные полукольца (разнотолщинность сегментов не должна превышать 0,02 мм).

В турбинах производства ХТЗ применяются упорные подшипники "типа Кингсбери" с самоустанавливающимися колодками, опирающимися на выравнивающую систему.

Отличительной особенностью данного типа упорного подшипника является то, что при увеличении нагрузки на одну из колодок перемещение этой колодки передается на обе соседние колодки через опоры выравнивающей системы, отжимая их в сторону упорного гребня. Под этими колодками уменьшается толщина масляного клина, возрастает давление, а между ними происходит перераспределение нагрузки. Такая система установки упорных колодок позволяет равномерно распределить на них нагрузку и не требует повышенной точности пригонки толщины колодок.

Недостатком упорного подшипника балансирного типа можно считать сложность регулировки масляного разбега ротора в связи с наличием в системе дополнительных упругих элементов.

Вкладыши самоустанавливающихся комбинированных подшипников и обойм выполняются из поковок низкоуглеродистых сталей марок Ст. 10(15).

Сегменты упорных подшипников изготавливаются из бронзы ОФ-10-1, а в качестве антифрикционного материала для заливки сегментов применяется баббит марки Б-83.

Несущая способность упорного подшипника определяется:

· обеспечением равномерного распределения нагрузки между отдельными колодками;

· рациональной конструкцией упорных колодок;

· организацией надежного маслоснабжения, определяющего условия теплоотвода от колодок.

Для повышения несущей способности упорных подшипников мощных паровых турбин в последние годы были разработаны специальные конструкции. Одно из основных их отличий -- изменение конструкции упорной колодки. На стальное основание с помощью планок и штифтов крепится тонкая стальная накладка с наплавленным на рабочей стороне слоем баббита толщиной 1 мм. На основании выполнены радиальные канавки прямоугольного сечения, по которым движется масло, охлаждая накладку и основание, сделанные из стали В СТ-Зсп4.

Введение охлаждения обеспечивает выравнивание температурного поля в упорной колодке и повышение ее средней удельной нагрузки примерно на 30% по сравнению с колодкой без охлаждения.

13. Механический расчёт элементов турбины

Расчёт на прочность пера и хвостовика лопатки третьей ступени

1) Расчёт на прочность пера третьей лопатки:

На растяжение и изгиб рассчитывается рабочая лопатка 3-й ступени цилиндра.

Профиль лопатки подбирается в зависимости от углов и и от числа . Характеристика профилей дана в [1. табл. 5].

В табл.1 геометрические характеристики профиля даны для определённого значения хорды, их следует пересчитать на значение хорды, принятое при тепловом расчёте:

.

Индекс «а» имеют величины, указанные в табл. 5, без индекса «а» - величины, перечисленные на значение хорды b2, принятое в тепловом расчёте ступени, мм; b2a - хорда профиля в табл. 5, мм; F - площадь поперечного сечения рабочей лопатки, м2; J - момент инерции, м4.

Таблица 5 Характеристики профилей МЭИ [1]

Обозначение профилей

град

град

см

см2

см4

см3

Р-30-21А

19-24

25-40

0,58-0,68

до 0,9

2,56

1,85

0,205

0,234

Растягивающее усилие в корневом сечении лопатки от центробежной силы, действующей на лопатку, равно

(Н);

где - плотность материала лопатки кг/м3, для титанового сплава [4, стр. 162];

- высота рабочей лопатки, определена в тепловом расчёте, м;

- радиус первой ступени, , м;

- угловая скорость вращения, 1/с.

Из расчёта первой ступени : м

(м2);

(м3);

(м4);

Тогда

(Н).

Центробежная сила бандажа, отнесённая к одной лопатке (шагу):

,

где - плотность материала бандажа, кг/м3 (такая же, как и лопатки);

- площадь поперечного сечения ленты бандажа, м2;

- шаг по бандажу, м;

- радиус центра поперечного сечения ленты бандажа, м.

Растягивающее напряжение определяется по формуле:

(МПа),

(МПа).

Расчёт рабочей лопатки на изгиб ведётся в следующей последовательности.

Окружное (тангенциальное) усилие, действующее на одну лопатку со стороны потока пара, определится так:

где - расход пара через ступень, кг/с;

- степень парциальности ступени;

- число рабочих лопаток;

- определены в тепловом расчёте ступени.

Число рабочих лопаток определяем по формуле:

.

.

Осевая составляющая парового усилия:

,

где - давление перед и за рабочей лопаткой, Па;

- высота рабочей лопатки, м;

.

Равнодействующая:

(Н).

Изгибающий момент от силы Р в корневом сечении:

(Нм).

Максимальное напряжение изгиба в обеих кромках корневого сечения:

.

Допускаемое напряжение растяжения определяется:

,

где - предел текучести, который используется в качестве характеристики прочности рабочих лопаток турбин АЭС насыщенного пара, = 980 МН/м2 [1, стр. 162]; марка материала - титановый сплав;

- коэффициент запаса, ;

(МПа).

При оценке статической прочности допускаемые напряжения сравнивают с суммарным напряжением:

,

где МПа для ступеней активного типа с полным подводом пара;

(МПа).

2) Расчёт на прочность хвостовика третьей лопатки:

Расчёт хвостовика лопатки рассчитывается по методике изложенной в [4].

Сечение А-А нагружено также напряжением изгиба, так как радиус, проходящий через центр тяжести лопатки, не совпадает с центром тяжести сечения хвостовика, ослабленного заклепкой.

Рисунок 4 Вильчатый хвостовик лопатки

Так как хвостовики соседних лопаток плотно соприкасаются один с другим и препятствуют изгибу, то фактическое напряжение меньше. Поэтому в сечении А-А можно допустить повышенное расчетное напряжение :

Напряжение среза в заклепке:

фср==

Напряжение смятия между заклепкой и лопаткой:

Где b2-ширина одной вилки

d - диаметр заклепки

Напряжение между заклепкой и диском:

Растягивающее напряжение в сечении х-у обода диска:

Где Соб-центробежная сила части обода над сечением х-у [4];

i-число заклепок в одном ряду по окружности диска

ур< [ур ] - следовательно, лопатка удовлетворяет условиям прочности при растяжении.

Из расчётов видно, что напряжения возникающие в хвостовике лопатки, не превышают допустимых значений.

Расчёт диафрагмы третьей ступени на прогиб

Геометрические размеры диафрагмы приняты правильно, если максимальный прогиб диафрагмы, возникающий от разности давления, не превышает 1/3 осевого зазора между диафрагмой и диском следующей ступени.

1) Напряжение в теле диафрагмы:

, МН/м2;

где мм = 17,3 см;

см;

d = 3,496 м = 349,6см;

МПа;

[4, рис. 283, стр. 419];

Принимаю материал для изготовления диафрагмы СЧ 28-48 с [уи] = 24 МПа [4, стр. 421];

МПа;

, значит материал, выбранный ранее, подходит для изготовления диафрагмы.

2) Максимальный прогиб:

, см;

где МН/м2 - модуль упругости материала;

, [4, рис. 283, стр. 419];

Тогда мм.

Расстояние до гребня хвостовика рабочей лопатки д =16 мм, т.е. задевания не произойдёт.

Расчёт ротора на критическое число оборотов

Критическое число оборотов многоступенчатого ротора с дисками на двух опорах [4, стр. 344]:

,

где d - максимальный диаметр вала в мм;

l - расстояние между опорами в м;

G - сила тяжести ротора в Н.

Вал жесткий, т.к. критическое число оборотов больше номинального (1500об/мин);

Объём:

(м3),

где объём ротора:

Таблица 6 Объём ротора

Столбец1

1

2

3

4

5

6

r1

1007,93

1007,93

1007,93

1007,93

1007,93

1007,93

мм

105,00

117,80

299,96

124,75

183,65

365,85

мм

V1

0,335

0,376

0,957

0,398

0,586

1,167

м3

r2

1157,96

1157,96

1157,96

1157,96

1157,96

1157,96

мм

219,70

370,60

583,80

408,90

574,20

625,97

мм

V2

0,224

0,378

0,596

0,417

0,586

0,639

м3

r3

1596,50

1623,00

1663,00

1700,50

1763,50

1795,00

мм

87,80

87,80

87,74

109,75

153,65

334,83

мм

V3

0,333

0,357

0,392

0,534

0,854

1,978

м3

Сумма V

1,78

2,22

3,89

2,70

4,05

7,57

44,42

;

;

;

;

Остальные расчёты приведены в таблице 6.

Объём лопаток:

Таблица 7 Объем лопаток

1

2

3

4

5

6

7

D

3,63494705

3,7625471

4,00744705

4,343075

4,89851425

5,4725

6,66143115

d

3,193

3,246

3,326

3,401

3,527

3,59

3,59

0,06

0,0673131

0,06651515

0,0793449

0,09594635

0,0958784

0,17925

V

0,14212854

0,19129657

0,2609339

0,45440563

0,87035185

1,28402488

4,43051391

Сумма V

7,63365528

Тогда объём ротора равен:

(м3);

где кг/м3 - сталь 34ХМ3М [4, таб. 20 п. 60];

кг/м3 - титановый сплав [4, стр.162].

Заключение

В данной работе произведён расчёт цилиндра низкого давления турбины для атомной электростанции К - 1350 - 7,2, на начальные параметры Р0 = 7,2 МПа, Хo=0,995 номинальной мощностью 1350 МВт.

Произведен тепловой расчет проточной части цилиндра низкого давления, в частности это подробные тепловые расчёты первой и последней ступени. Так же произведён механический расчёт деталей и узлов цилиндра (лопатка четвертой ступени, диафрагма четвертой ступени, вал, хвостовик) и определены геометрические размеры сопловых и рабочих решеток. В результате проделанного расчета определено число ступеней, а также посчитаны показатели тепловой экономичности турбоагрегата.

Кроме того, в данной работе проработан упорный подшипник ХТЗ.

В графической части проекта по расчетным данным были выполнены чертежи: проточная часть ЦНД, продольный разрез, поперечный разрез и упорный подшипник.

Основная цель работы заключалась в получении навыков расчёта основных положений по дисциплине «Турбины тепловых и атомных электрических станций».

При работе над курсовым проектом использованы действующие стандарты и ГОСТы.

Список использованной литературы

1) Калугин Б.Ф. Турбомашины. Учебное пособие. Томск, изд. ТПУ, 1991. - 94с.;

2) Щегляев А. В. Паровые турбины: Учеб. для вузов: 6-е изд, перераб., доп. подгот. К передаче Б. М. Трояновским. - М.: Энергоатомиздат, 1993. - 384 с., ил.;

3) Трояновский Б. М. Паровые и газовые турбины атомных электростанций: Учеб. пособие для вузов, 1985. - 256 с., ил.;

4) Жирицкий Г.С, Стрункин В.А. Конструкция и расчёт на прочность деталей паровых и газовых турбин. - М.: Машиностроение, 1968. - 520с.;

5) Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Турбомашины АЭС» студентами направления 140400 “Техническая физика” специальности 140404 “Атомные электрические станции и установки” - Томск: Изд-во ТПУ, 2005. - 27 с.

6) Паровые и газовые турбины для электростанции: учебник для вузов. - 3-е изд., перераб. и доп. / А.Г. Костюк, В.В.Фролов, А.Е. Булкин, А.Д. Трухний; под ред. А.Г. Костюка. - М.: Издательский дом МЭИ, 2008. - 556 с., ил.;

7) Трояновский Б.М. Трубины для атомных электростанций. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергия, 1978. - 232 с., ил.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Тепловой расчёт ЦВД паровой турбины

    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 14.08.2012

  • Расчет цилиндра конденсационной турбины

    Проект 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

  • Тепловой расчет турбины К-500-240

    Изучение 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 17.10.2014

  • Проектирование тепловой схемы ТЭЦ для промышленного предприятия и жилого района

    Расчетная 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 26.01.2016

  • Турбина паровая типа К–14–3,5

    Определение 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 13.01.2016

  • Расчет электрических нагрузок турбины электростанции

    Оценка расширения пара в проточной части турбины, расчет энтальпий пара в регенеративных отборах и значений теплоперепадов в каждом отсеке паровой турбины. Оценка расхода питательной воды, суммарной расчетной электрической нагрузки, вырабатываемой ею.

    задача [103,5 K], добавлен 16.10.2013

  • Проект конденсационной электростанции 450 мВт в г. Назарово

    Принципиальная схема турбины К-150-130 для построения конденсационной электростанции. Расчёт параметров воды и пара в подогревателях, установки по подогреву воды, расхода пара на турбину. Расчёт регенеративной схемы и проектирование топливного хозяйства.

    курсовая работа [384,4 K], добавлен 31.01.2013

  • Расчет цилиндра высокого давления турбины К-1100-5,9/50 ЛМЗ

    Технические характеристики и системы регулирования турбины. Расчет расхода пара на нее. Разбивка теплоперепада цилиндра высокого давления по ступеням. Технико-экономические показатели турбоустановки. Прочностной расчет лопаток и диска последней ступени.

    курсовая работа [632,9 K], добавлен 01.03.2013

  • Проектирование тепловой электрической станции

    Определение предварительного расхода пара на турбину. Расчет установки по подогреву сетевой воды. Построение процесса расширения пара. Расчёт сепараторов непрерывной продувки. Проверка баланса пара. Расчёт технико-экономические показателей работы станции.

    курсовая работа [1,8 M], добавлен 16.10.2013

  • Тепловой расчет паровых турбин

    Задачи 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 11.11.2013

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

© 2000 — 2025, ООО «Олбест» Все наилучшее для вас