Расчёт турбины К-2000-300
Тепловая схема энергоблока, алгоритм расчета регулирующей ступени турбины К-2000-300; Сводная таблица теплового расчета турбины; расход пара на подогреватели. Расчет на прочность; переменные режимы работы турбины, коэффициент потерь энергии в решетке.
| Рубрика | Физика и энергетика |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 13.03.2012 |
| Размер файла | 574,5 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 Республики Беларусь
Белорусский национальный технический университет
Энергетический факультет
Кафедра «Тепловые электрические станции»
Курсовой проект
По дисциплине: «Турбины ТЭС и АЭС»
Тема: «Расчёт турбины К-2000-300»
Исполнитель: студент гр. 106413
Трояновский П.В.
Руководитель: Нерезько А.В.
Минск 2007
Содержание:
Введение
1. Расчёт тепловой схемы энергоблока
2. Последовательность и алгоритм расчета турбинной ступени
3. Расчёт регулирующей ступени
4. Определение числа ступеней ЦВД турбины за регулирующей ступенью
5. Расчет ступеней ЦВД на ЭВМ
6. Сводная таблица теплового расчета ЦВД турбины К-2000-300
7. Расчет на прочность
8. Спецзадание. Переменные режимы работы турбины
Заключение
Литература
Приложение
Спецификация
Введение
Современная энергетика основывается на централизованной выработке электроэнергии. Установленные на электростанциях генераторы в подавляющем большинстве имеют привод от паровых турбин.
Таким образом, паровая турбина является основным типом двигателя на современной тепловой электростанции, в том числе на атомной.
Обладая большой быстроходностью, паровая турбина отличается малыми размерами и массой и может быть построена на большую единичную мощность. Вместе с тем у данного типа турбин достигнута высокая экономичность работы. Это главным образом и определило широкое распространение паровых турбин в современной энергетике.
К недостаткам её стоит отнести невысокую маневренность, долгий пуск и набор мощности, что стоит препятствием для эффективного и экономичного использования паровых турбин для покрытия пиковой части графика потребления электроэнергии.
1. Расчёт тепловой схемы энергоблока
Таблица параметров пара в отборах турбины [Согласно 1]
|
Точки процесса |
Давление, ата |
Температура, (Х) |
Энтальпия, кДж/кг |
|
|
0 |
300 |
600 |
3456,3 |
|
|
0` |
291 |
597 |
3456,3 |
|
|
1 |
90 |
415 |
3162,0 |
|
|
1` |
81 |
600 |
3641,6 |
|
|
2 |
47 |
408 |
3225,4 |
|
|
2` |
40,3 |
600 |
3679,4 |
|
|
3 |
18,6 |
400 |
3250,5 |
|
|
4 |
9,2 |
355 |
3170,3 |
|
|
5 |
5 |
280 |
3023,3 |
|
|
6 |
2,64 |
218 |
2904,3 |
|
|
7 |
1,29 |
150 |
2774,5 |
|
|
8 |
0,58 |
90 |
2661,4 |
|
|
9 |
0,205 |
65 |
2618,5 |
|
|
К |
0,033 |
(94,1) |
2403,8 |
Схема расширения пара в турбине К-2000-300
Турбина К-2000-300 имеет 9 регенеративных отборов пара. Конденсат турбины подогревается в 5 ПНД. После деаэратора питательная вода питательным насосом, приводимым в движение турбоприводом, прокачивается через 3 линии ПВД по 2 подогревателя в каждой линии.
Все ПВД и ПНД имеют встроенные пароохладители и охладители дренажа греющего пара.
Питательная установка имеет конденсационный турбопривод, питаемый паром из линии СПП (после промперегрева). Пар, отработавший в турбоприводе, конденсационным насосом направляется в конденсатор, а затем в основной конденсатор.
Дренажи ПВД каскадно сливаются в деаэратор.
Определение доли расхода пара на подогреватели:
а) температурный напор в ПВД равен 0
б) дренаж в состоянии насыщения
в) температурный напор в ПНД равен 0
ПВД-8
Составим тепловой баланс:
Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1]
ата; ;
ата; ;
;
ПВД-7
Составим тепловой баланс:
Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1]
ата; ;
ата; ;
;
ПВД-6
Составим тепловой баланс:
Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1]
ата; ;
ата; ;
;
Деаэратор
; ;
Принимаем Р=50 ата, тогда . [4]
ПНД5-ПНД4
; ; ; ;
; ;
ПНД3-ПНД2
; ; ; ;
; ;
ПНД-1
Составим тепловой баланс:
Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1]
ата; ; ;
ата; ; ;
Турбопривод питательного насоса
ата; ;;
ата; ;;
[4]
Определение расхода пара на турбину.
[1]
=2000000/[3456,3-3162+(1-0,118)(3641,6-3221,4)+(0,882-
0,094)(3679,4-3250,5)+(0,788-0,015)(3250,5-3170,3)+(0,773-0,065-
0,062)(3170,3-3023,3)+(0,646-0,024)(3023,3-2904,3)+(0,622-
0,031)(2904,3-2774,5)+(0,591-0,031)(2774,5-2661,4)+(0,56-0,034)(2661,4-
2618,4)+(0,526-0,033)(2618,4-2403,8)]=1353 кг/с
кг/с
кг/с
кг/с
кг/с
кг/с
кг/с
кг/с
кг/с
кг/с
кг/с [1]
Мощность, полученная на всех потоках пара
=[(3456,3-3162)1353+(3641,6-3225,4)(1353-159,65)+(3679,4-
3250,5)(1193,35-127,18)+(3250,5-3170,3)(1066,17-20,3)+(3170,3-
3023,3)(1045,87-171,83)+(3023,3-2904,3)(874,04-32,47)+(2904,3-
2774,5)(841,57-41,94)+(2774,5-2661,4)(799,63-41,94)+(2661,4-
2618,4)(757,69-46)+(2618,4-2403,8)(711,69-44,65)]=2002,54 МВт
Таблица параметров пара в отборах турбины
|
Точки процесса |
Подогреватель |
Давление, ата |
Температура, (Х) |
Энтальпия, кДж/кг |
Количество отбираемого пара, кг/с |
|
|
0 |
300 |
600 |
3456,3 |
|||
|
0` |
291 |
597 |
3456,3 |
|||
|
1 |
ПВД-8 |
90 |
415 |
3162,0 |
159,65 |
|
|
1` |
81 |
600 |
3641,6 |
|||
|
2 |
ПВД-7 |
47 |
408 |
3225,4 |
127,18 |
|
|
2` |
40,3 |
600 |
3679,4 |
|||
|
3 |
ПВД-6 |
18,6 |
400 |
3250,5 |
20,30 |
|
|
4 |
Деаэратор |
9,2 |
355 |
3170,3 |
87,90 |
|
|
Турбопривод |
9,2 |
355 |
3170,3 |
83,90 |
||
|
5 |
ПНД-5 |
5 |
280 |
3023,3 |
32,47 |
|
|
6 |
ПНД-4 |
2,64 |
218 |
2904,3 |
41,94 |
|
|
7 |
ПНД-3 |
1,29 |
150 |
2774,5 |
41,94 |
|
|
8 |
ПНД-2 |
0,58 |
90 |
2661,4 |
46,00 |
|
|
9 |
ПНД-1 |
0,205 |
65 |
2618,5 |
44,65 |
|
|
К |
0,033 |
(94,1) |
2403,8 |
2. Последовательность и алгоритм расчета турбинной ступени
Исходные данные для проектирования ступени турбины следующие:
- расход пара G, кг/с;
- частота вращения ротора турбины n, ;
- давление пара на входе в сопловой аппарат , МПа;
- давление пара после рабочего колеса , МПа;
- температура пара на входе в сопловой аппарат
Эти исходные данные получены в результате выбора (предварительного) числа ступеней или разбивки теплового перепада по ступеням турбины. Приведем алгоритм расчета ступени турбины:
1.Параметры пара перед турбиной определяются по таблицам [5], определяются значения пара на входе в ступень: теплосодержание энтропию удельный объем и.т.д.
2.Энтальпия пара за ступенью на адиабате () определяются по давлению за ней () и энтропии на входе ().
3. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень (i 0) уточняется по величине входной скорости ( с0 ) в нее: для первой ступени цилиндра турбины или первой ступени за камерами регулирующей ступени и регулируемого отбора с0 = 0; для остальных (промежуточных) ступеней турбины с0 = с2 , где с2 - скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении; есть особенности со ступенями после регенеративных отборов, но они рассматриваются ниже.
4. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется от параметров торможения как:
5. Фиктивная скорость ступени рассчитывается как
6. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при оптимальном (расчетном) режиме определяется из условия
,
где для ступеней ЧВД паровых турбин = 0,48 - 0,50, а для ступеней ЧСД = 0,50 - 0,52
7. Средний диаметр ступени рассчитывается с помощью выражения
.
8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки определяется как
,
где степень реактивности ступени () выбирается из расчета более 10% для активной ступени (на среднем диаметре).
9. Энтальпия пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении (i1t) определяется из выражения
.
10. Параметры пара за сопловой решеткой могут быть определены с помощью hs- диаграммы или расчетным путем по величине энтропии s0 и энтальпии i1t . Находим давление и удельный объем пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении как:
.
11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки может быть определена из выражения:
.
12. Режим течения пара в сопловой решетке определяется значением числа Маха. Скорость звука при этом a1 , а число Маха . Если режим дозвуковой , то определяем выходную площадь сопловой решетки из выражения:
,
где - принимаем предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решетки.
13. Высота лопаток сопловой решетки определится из уравнения неразрывности:
.
14. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа (0) (обычно 0 = 900) и выхода потока пара (газа) из нее (1) (для активной ступени величина 1 = 9-140), а так же с учетом числа ().
15. Количество сопловых лопаток в решетке может быть определено с учетом принятой хорды решетки (b1) и величины оптимального относительного шага для нее (для реактивной решетки, которой является сопловая решетка ):
.
16. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой () рассчитывается из выражения с использованием определенной по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней - (Н с/м2), как:
.
17. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решетки рассчитываются как:
.
18. Коэффициент расхода для сопловой решетки уточняется по зависимости
.
Уточненное здесь значение коэффициента расхода () сравнивается с ранее принятым в расчетах . Если их значения близки, расчет продолжается дальше, если же нет, то необходимо вернуться в начало к п. 12 и уточнить приведенные выше расчеты с использованием рассчитанной величины .
Потери энергии в сопловой решетке определяются как сумма профильных потерь энергии, концевых и поправок к ним на числа Рейнольдса, Маха, веерность решетки, угол входа потока в нее и конусность проточной части. Причем профильные потери рассчитываются как сумма потерь на трение в пограничном слое, кромочных и волновых (при числе Маха больше единицы).
19. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля определяются из выражения:
,
где 1эф = 1 в первом приближении.
20. Коэффициент кромочных потерь энергии определяется толщиной выходной кромки (), приняв величину которой найдем ее относительную толщину из соотношения:
,
а затем определим величину этого коэффициента как
.
21. Коэффициент концевых потерь энергии в решетке определится по формуле Трояновского Б.М.
.
22. Поправка на дополнительные потери в решетке обусловленные конусностью () ее проточной части (ПЧ). Может быть оценена с помощью выражения:
,
где, в свою очередь, - наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.
23. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха (для сужающихся решеток) определится из выражения
,
а на число Рейнольдса как:
.
24. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на веерность (с = dср / l1) может быть определена как:
.
25. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решетку профилей от оптимального направления (для сопловой решетки обычно - 0опт = 900) может быть рассчитана по формуле:
вхсопл = 0,3(1 + b1/2l1)[sin 1эф sin (0 -0опт)/ sin0 sin0опт] 2.
26. Коэффициент потерь энергии для сопловой решетки с учетом всех поправок определится как:
+вх + .
27. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки (с1) определяется через рассчитанный коэффициент потерь энергии для нее. Достаточно воспользоваться соотношением для определения коэффициента скорости - :
с1 = с1t .
28. Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический) рассчитывается как:
Его величина, в свою очередь, позволяет рассчитать осевую и окружную составляющие абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:
и
29. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки может быть рассчитана с использованием теоремы для косоугольных треугольников
.
30. Угол входа потока в рабочую решетку турбинной ступени в относительном движении может быть определен так же с использованием соотношений тригонометрии как:
1 = аrсtq (с1a / (с1u - u))
31. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке определяется из соотношения:
.
Ее величина позволяет получить параметры потока рабочего тела за сопловой решеткой и уточнить величину располагаемого теплового перепада на рабочую решетку (h0р)
32. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки (фактически предваряет расчет рабочей решетки ступени) может быть определена из выражения:
.
33. Число Маха () рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней и преследует цель определить режим течения в рабочей решетке (до- или сверхзвуковой) и через это выбрать необходимый профиль этой решетки:
.
34. Высота рабочей решетки практически предопределена высотой сопловой решетки, так как связь между ними определяется соотношением:
,
35. Выходная площадь рабочей решетки определяется с использованием уравнения неразрывности для нее. Для чего в первом приближении принимаем коэффициент расхода [1]
.
36. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении определяется как:
37. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду ее профиля как b2 b1 / 2 :
.
38. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решетки -, для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решеткой. За критерий для рабочей решетки принимается угол поворота потока в ее канале . Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале вычисляется по формуле:
, на число Рейнольдса по формуле , где , а на число Маха по формуле , где Mw2t = w2t / a2t .
С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки рассчитывается как:
2 = 0,965 - 0,01 b2 / l2 + M - Re +
Если принятое в п. 36 значение и полученное при уточняющем расчете значения совпадают или близкие по значению, то расчет продолжается, если расхождение между ними значительное, то необходимо уточнить расчет начиная с п. 36.
39. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (1) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара (газа) из нее (2эф), а так же с учетом числа ().
40. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу что и сопловой, то есть на начальном этапе рассчитывается процесс истечения пара (газа) из нее. Потери в решетках турбинных ступеней определяются углом поворота потока в их канале. Этот угол - один из существенных факторов определяющих величину потерь в них. В “активных” решетках образующих слабо конфузорные каналы рабочих решеток он определяет величины обеих слагаемых основных потерь - профильных и концевых (практически все турбины активного типа). По этой причине аппроксимация формул для определения этих потерь выполнена по этому углу. Для рабочей решетки значение угла поворота потока в ее канале ( ) определено выше (п. 39).
41. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей могут быть рассчитаны как:
.
42. Кромочные потери энергии являются второй слагаемой профильных потерь. Приняв толщину выходных кромок решеток рабочих лопаток кр , по известной величине хорды b2 для значения оптимального относительного шага t2 рассчитывается относительная толщина выходной кромки из выражения
и определяется величина кромочных потерь как:
43. Волновые потери энергии - третья составляющая профильных потерь в турбинных решетках. Влияние скорости потока на дополнительные потери энергии в турбинных решетках (сжимаемость) начинает проявляться при значениях чисел Маха М 0,6. Резкий рост волновых потерь энергии в турбинных решетках начинает проявляться при М 1. С этой величины (М = 1) и следует учитывать увеличение потерь энергии в турбинных решетках по формуле:
где, для рабочей решетки, число Маха вычислялось выше (п.39).
44. Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей решетке определяется из выражения:
Затем определяются поправки к коэффициенту потерь на веерность решетки, на фактические числа Рейнольдса и Маха, а так же на отклонение угла входа потока в решетку от оптимального направления (на угол атаки).
45. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке может быть рассчитана с использованием выражения:
,
где 2 = l2 / dср.
46. Поправка к потерям на число Рейнольдса рассчитывается как:
47. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему (предельный вариант, так как при “дозвуке” волновые потери отсутствуют, при “сверхзвуке” их следует учитывать) определится как:
.
По определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке () рассчитывается коэффициент скорости для нее ( ) из выражения:
.
48. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
.
49. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки, соответственно, определится как:
.
50. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из косоугольного треугольника по теореме косинусов
.
51. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же с использованием тригонометрии:
.
52. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:
.
53. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:
,
54. Располагаемая энергия ступени рассчитывается по формуле:
,
где вс - коэффициент использования выходной скорости ступени
55. Удельная работа на лопатках турбины рассчитывается через соответствующие величины абсолютных потерь энергии в ступени:
-(1-вс )Hвс
56. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени осуществляется на основе соотношения:
57. Мощность на лопатках колеса турбины определяется из выражения:
.
58. Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается двумя методами: через потери и значения скоростей потока с привлечением зависимостей:
ол = 1 - с - р - вс
зол = u ( c1 cosб1 + с2 cosб2 ) / Е0
зол = u ( w1 cosв1 + w2 cos в2 ) / Е0 .
Это позволяет осуществить проверку правильности выполненных расчетов. Расхождение в значениях лопаточного КПД определенного двумя методами не должно превышать погрешность расчетов (5%).
59. Расчет потерь на трение диска, конических поверхностей и бандажа турбинной ступени сводится к расчету соответствующих коэффициентов потерь энергии. Первый в этом ряду коэффициент потерь энергии на трение диска колеса определяется из выражения:
,
Потери трения на свободных конических и цилиндрических поверхностях ротора определяется с учетом суммарной ширины таких поверхностей из выражения:
,
а потери трения от лопаточного бандажа могут быть оценены в зависимости от суммарной ширины бандажа в ступени с использованием выражения
,
где и - cоответственно, диаметр и ширина бандажа. Тогда суммарная величина коэффициента потерь трения в турбинной ступени составит:
60. Потери от утечек пара (газа) в свою очередь могут быть рассчитаны как:
ут = d упл экв ( п / 1 - ср )1/ 2 ол / F1 ,
где = 3,14; d упл - диаметр вала под уплотнениями; экв - величина эквивалентного зазора рассчитывается по отдельным формулам для конкретных типов уплотнений [2]; п и ср - значения степени реактивности у периферии и на среднем диаметре ступени; ол - величина лопаточного КПД ; F1 - сечение сопловой решетки.
61. Потери от парциальности учитываются в ступенях с неполным (по кольцу соплового аппарата) подводом пара. Ступени с парциальным подводом рабочего тела присущи турбинам малой мощности, у которых для увеличения длины лопаток, выполняют парциальный подвод пара (газа). Регулирующая ступень (РС) турбин с сопловым парораспределением так же имеет парциальность. Парциальность РС обусловлена конструкцией ее соплового аппарата (сопловые коробки со стенками по кольцу и технологические зазоры между коробками необходимые для приварки их к корпусу). Потери энергии от парциальности обусловлены двумя причинами. Вентиляционным эффектом в каналах вне зоны активного потока и нарушением характеристик рабочего потока на краях дуг его подвода. В общем случае принято первую слагаемую (вентиляционную) рассчитывать по формуле:
вент = 0,065(1 - е - 0,5 екож ) / е (sin 1эф ) xф3 m,
где е, екож, m, - соответственно, степень парциальности, часть окружности закрытая защитным кожухом и число венцов ступени,
xф = u / Cф , а вторую слагаемую (сегментную) принято определять как:
сегм = 0,25 xф ол i (Bj lj) / F1,
где Bj, lj, F1, ол - соответственно, ширина и высота рабочих лопаток j венца, площадь всех сопловых каналов через которые течет пар в ступени и лопаточный КПД ступени, а i - число групп сопел между которыми имеется разрыв.
Величина потерь от парциальности определяется как сумма обеих слагаемых, то есть:
парц = вент + сегм.
62. Потери от влажности пара учитываются в ступенях работающих на влажном паре. К таким ступеням относятся последние ступени конденсационных паровых турбин ТЭС и основная часть ступеней влажно паровых турбин АЭС. Расчет этих потерь может быть выполнен с использованием формулы МЭИ:
вл = 2 xф ( 0,9 у0 + 0,35 ( у2 - у0 )),
где у0 и у2 - соответственно, значение влажности пара на политропе перед и за ступенью.
Для последних ступеней мощных конденсационных паровых турбин, как показали исследования ВТИ, распределение влажности пара вдоль радиуса отличается от традиционно устоявшегося - с пиком значений влажности пара в периферийных сечениях ступени. Пик величины влажности для таких ступеней смещается от периферии на радиус примерно 0,75 l2 , где l2 - длина рабочей лопатки ступени. Потери от влажности в таких ступенях более надежно могут быть определены по формуле В.П. Лагуна:
вл = а(у0 + у2) / 2,
при этом - а = 0,35 - 0,40.
63. Относительный внутренний КПД турбинной ступени (оi) определяется на заключительной стадии ее расчета. По величине суммарных потерь в ступени (основных и дополнительных) рассчитывается ее относительный внутренний КПД ( оi):
,
64. Внутренняя мощность турбинной ступени (Ni) или мощность на валу определяется как:
Ni = h0 oi,
где h0- тепловой перепад ступени по полным параметрам (параметрам торможения).
65. Абсолютные величины потерь в ступени определяются через значения относительных их величин из выражения:
,
где Hj, j и h0 , соответственно, величина абсолютной и относительной j - й потери и тепловой перепад ступени от параметров торможения потока.
3. Расчёт регулирующей ступени
Параметры пара перед турбиной:
; ; ; ;
;
Принимаем:
; ; ; [1]
1. Располагаемый теплоперепад
2. Фиктивная скорость
3. Окружная скорость
4. Средний диаметр:
5. Располагаемый теплоперепад:
6. Энтальпия пара за сопловой решеткой:
7. Параметры пара за сопловой решеткой: р1t=209 ата
v1t=0,0152749
8. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:
9. Режим течения пара в сопловой решетке:
- дозвуковой режим
Площадь сопловой решетки:
10. Высота лопатки сопловой решетки:
11. Принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с b1=6,25 см [1]
12. Количество сопловых лопаток:
13. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой:
14. Поправки на числа Рейнольдса:
15. Коэффициент расхода для сопловой решетки:
16. Потери на трение в пограничном слое:
17. Коэффициент кромочных потерь:
18. Коэффициент концевых потерь:
19. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха:
20. Поправка к коэффициенту потерь энергии на верность:
,
21. Коэффициент потерь для сопловой решетки:
22. Фактическая величина скорости потока из сопловой решетки:
м/с
23. Угол выхода потока из сопел в абсолютном движении:
24. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки:
25. Угол входа потока в рабочую решетку в относительном движении:
Входной треугольник скоростей регулирующей ступени:
26. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:
27. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки:
28. Число Маха:
29. Высота рабочей решетки:
30. Выходная площадь рабочей решетки:
31. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
32. Хорда профиля:
Выбираем профиль Р-30-21А [1]
Количество лопаток:
33. Уточним значение величины коэффициента расхода рабочей решетки:
34. Потери на трение в пограничном слое:
35. Кромочные потери:
36. Концевые потери:
37. Поправка на веерность:
38. Поправка к потерям на число Рейнольдса:
39. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке:
40. Угол выхода из рабочей решетки в относительном движении:
м/с
41. Осевая и окружная составляющие относительной скорости:
42. Скорость выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:
43. Угол выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:
44. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:
45. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:
46. Располагаемая энергия ступени:
47. Относительный лопаточный КПД:
Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени:
энергоблок турбина регулирующий ступень
48. Потери на трение:
49. Потери с утечками:
Потери с утечками в диафрагмах:
[2]
50. Внутренний относительный КПД:
51. Мощность ступени:
4. Определение числа ступеней ЦВД турбины за регулирующей ступенью
Теплоперепад на оставшиеся ступени ЦВД после регулирующей ступени:
Принимаем теплоперепад на первую ступень отсека:
[1]
Степень реактивности:
Средний диаметр первой ступени:
[1]
Высота сопловой лопатки:
[1]
[1]
[1]
[1]
Отметаемая площадь первой ступени:
[1]
[1]
[1]
[1]
Коэффициент возврата теплоты:
[1]
Фактическое количество ступеней ЦВД:
[1]
Вспомогательная диаграмма:
5. Расчет ступеней ЦВД на ЭВМ
1-ая ступень:
Расход пара G,кг/с 1353.000
Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 97.516
Частота вращения n, с^-1 50.000
Средний диаметр dcp, м 1.048
Окружная скорость u, м/с 164.641
Фиктивная скорость Сф, м/с 336.002
Степень реактивности 0.100
Коэффициент использования выходной скорости 0.975
Отношение скоростей U/CФ 0.490
Параметры пара перед ступенью:
давление Ро, МПа 19.906
удельный объём Vo, м^3/кг 0.016
температура to, C 531.936
степень сухости Хо 1.00000
энтальпия io, кДж/кг 3342.000
энтропия so, кДж/(кг*К) 6.275
Параметры пара после ступени (адиабатические):
давление Р, МПа 16.618
удельный объём V, м^3/кг 0.018
температура t, C 499.117
степень сухости Х 1.00000
энтальпия i, кДж/кг 3285.600
энтропия s, кДж/(кг*К) 6.275
Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, кДж/кг 56.449
Изоинтропный теплоперепад в сопловой решётке Нос, кДж/кг 50.804
Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):
давление Р1t, МПа 16.926
удельный объём V1t, м^3/кг 0.018
температура t1t, C 502.403
степень сухости Х1t 1.00000
энтальпия i1t, кДж/кг 3291.245
энтропия s1t, кДж/(кг*К) 6.275
Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 318.760
Число Маха М1 0.540
Коэффициент расхода 0.980
Выходная площадь сопловой решётки F1, м^2 0.07862
Высота сопловых лопаток l1, м 0.099
Веерность сопловой решётки d/l1 10.620
Число лопаток Z1 104
Относительный шаг сопловой решётки t1 0.763
Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.042
Потери в сопловой решётке 0.044
трение 0.0434
кромочные -0.0052
концевые 0.0064
Маха -0.0038
Рейнольдса 0.0002
веерность 0.0026
Коэффициент скорости сопловой решётки 0.978
Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 311.735
Эффективный угол выхода a1эф, 14.000
Реальный угол выхода a1, 14.035
Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 157.165
Реальный угол выхода be1, 28.752
Абсолютные потери в сопловой решётке dHc, кДж/кг 2.215
Параметры пара после сопловой решётки (реальные):
давление Р1, МПа 16.926
удельный объём V1, м^3/кг 0.018
температура t1, C 503.143
степень сухости Х1 1.00000
энтальпия i1, кДж/кг 3293.459
энтропия s1, кДж/(кг*К) 6.278
Изоинтропный теплоперепад в рабоч решётке Нор, кДж/кг 5.721
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 190.112
Число Маха М2 0.322
Коэффициент расхода 0.951
Выходная площадь рабочий решётки F2, м^2 0.13807
Высота рабочих лопаток l2, м 0.101
Веерность рабочей решётки d/l2 10.409
Число лопаток Z2 264
Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600
Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.021
Потери в рабочей решётке 0.085
трение 0.0775
кромочные -0.0005
концевые 0.0051
Маха -0.0025
Рейнольдса 0.0005
веерность 0.0053
Коэффициент скорости рабочей решётки 0.956
Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки W1, м/с 157.165
Эффективный угол выхода be2эф, 24.610
Реальный угол выхода W1 be2, 24.461
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 75.289
Реальный угол выхода C2 a2, 89.351
Абсолютные потери в рабочей решётке dHp, кДж/кг 1.543
Параметры пара после рабочей решётки (реальные):
давление Р2, МПа 16.618
удельный объём V2, м^3/кг 0.018
температура t2, C 500.349
степень сухости Х2 1.00000
энтальпия i2, кДж/кг 3289.282
энтропия s2, кДж/(кг*К) 6.280
Располагаемая энергия ступени Ео, кДж/кг 53.685
Потери с выходной скоростью dНвс, кДж/кг 0.001
Относительный лопаточный КПД:
по формуле 1 0.934
по формуле 2 0.930
по формуле 3 0.930
по формуле 4 0.929
по формуле 5 0.929
Удельная работа ступени Lu, кДж/кг 49.933
Мощность ступени Nu, кВт 67559.094
2-ая ступень:
Расход пара G,кг/с 1353.000
Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 75.289
Частота вращения n, с^-1 50.000
Средний диаметр dcp, м 1.069
Окружная скорость u, м/с 167.985
Фиктивная скорость Сф, м/с 335.969
Степень реактивности 0.140
Коэффициент использования выходной скорости 0.975
Отношение скоростей U/CФ 0.500
Параметры пара перед ступенью:
давление Ро, МПа 16.608
удельный объём Vo, м^3/кг 0.018
температура to, C 500.304
степень сухости Хо 1.00000
энтальпия io, кДж/кг 3289.282
энтропия so, кДж/(кг*К) 6.280
Параметры пара после ступени (адиабатические):
давление Р, МПа 13.767
удельный объём V, м^3/кг 0.021
температура t, C 467.521
степень сухости Х 1.00000
энтальпия i, кДж/кг 3232.882
энтропия s, кДж/(кг*К) 6.280
Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, кДж/кг 56.438
Изоинтропный теплоперепад в сопловой решётке Нос, кДж/кг 48.536
Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):
давление Р1t, МПа 14.140
удельный объём V1t, м^3/кг 0.021
температура t1t, C 472.113
степень сухости Х1t 1.00000
энтальпия i1t, кДж/кг 3240.783
энтропия s1t, кДж/(кг*К) 6.280
Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 311.565
Число Маха М1 0.537
Коэффициент расхода 0.980
Выходная площадь сопловой решётки F1, м^2 0.09276
Высота сопловых лопаток l1, м 0.114
Веерность сопловой решётки d/l1 9.371
Число лопаток Z1 78
Относительный шаг сопловой решётки t1 0.756
Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.057
Потери в сопловой решётке 0.042
трение 0.0434
кромочные -0.0078
концевые 0.0076
Маха -0.0038
Рейнольдса 0.0002
веерность 0.0029
Коэффициент скорости сопловой решётки 0.979
Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 304.877
Эффективный угол выхода a1эф, 14.000
Реальный угол выхода a1, 14.028
Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 147.629
Реальный угол выхода be1, 30.039
Абсолютные потери в сопловой решётке dHc, кДж/кг 2.061
Параметры пара после сопловой решётки (реальные):
давление Р1, МПа 14.140
удельный объём V1, м^3/кг 0.021
температура t1, C 472.808
степень сухости Х1 1.00000
энтальпия i1, кДж/кг 3242.845
энтропия s1, кДж/(кг*К) 6.283
Изоинтропный теплоперепад в рабоч решётке Нор, кДж/кг 7.982
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 194.315
Число Маха М2 0.335
Коэффициент расхода 0.950
Выходная площадь рабочий решётки F2, м^2 0.15695
Высота рабочих лопаток l2, м 0.116
Веерность рабочей решётки d/l2 9.209
Число лопаток Z2 196
Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600
Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.029
Потери в рабочей решётке 0.083
трение 0.0773
кромочные -0.0041
концевые 0.0060
Маха -0.0026
Ренольдса 0.0004
веерность 0.0059
Коэффициент скорости рабочей решётки 0.958
Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки W1, м/с 147.629
Эффективный угол выхода be2эф, 23.721
Реальный угол выхода W1 be2, 23.525
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 74.321
Реальный угол выхода C2 a2, 87.971
Абсолютные потери в рабочей решётке dHp, кДж/кг 1.566
Параметры пара после рабочей решётки (реальные):
давление Р2, МПа 13.767
удельный объём V2, м^3/кг 0.021
температура t2, C 468.719
степень сухости Х2 1.00000
энтальпия i2, кДж/кг 3236.429
энтропия s2, кДж/(кг*К) 6.285
Располагаемая энергия ступени Ео, кДж/кг 53.745
Потери с выходной скоростью dНвс, кДж/кг 0.001
Относительный лопаточный КПД:
по формуле 1 0.938
по формуле 2 0.933
по формуле 3 0.933
по формуле 4 0.931
по формуле 5 0.931
Удельная работа ступени Lu, кДж/кг 50.129
Мощность ступени Nu, кВт 67824.995
3-я ступень:
Расход пара G,кг/с 1353.000
Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 74.321
Частота вращения n, с^-1 50.000
Средний диаметр dcp, м 1.228
Окружная скорость u, м/с 192.959
Фиктивная скорость Сф, м/с 385.918
Степень реактивности 0.150
Коэффициент использования выходной скорости 0.975
Отношение скоростей U/CФ 0.500
Параметры пара перед ступенью:
давление Ро, МПа 13.759
удельный объём Vo, м^3/кг 0.021
температура to, C 468.681
степень сухости Хо 1.00000
энтальпия io, кДж/кг 3236.429
энтропия so, кДж/(кг*К) 6.285
Параметры пара после ступени (адиабатические):
давление Р, МПа 10.615
удельный объём V, м^3/кг 0.026
температура t, C 425.505
степень сухости Х 1.00000
энтальпия i, кДж/кг 3162.000
энтропия s, кДж/(кг*К) 6.285
Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, кДж/кг 74.466
Изоинтропный теплоперепад в сопловой решётке Нос, кДж/кг 63.296
Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):
давление Р1t, МПа 11.047
удельный объём V1t, м^3/кг 0.025
температура t1t, C 431.981
степень сухости Х1t 1.00000
энтальпия i1t, кДж/кг 3173.170
энтропия s1t, кДж/(кг*К) 6.285
Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 355.798
Число Маха М1 0.630
Коэффициент расхода 0.981
Выходная площадь сопловой решётки F1, м^2 0.09870
Высота сопловых лопаток l1, м 0.106
Веерность сопловой решётки d/l1 11.620
Число лопаток Z1 96
Относительный шаг сопловой решётки t1 0.758
Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.053
Потери в сопловой решётке 0.043
трение 0.0434
кромочные -0.0073
концевые 0.0076
Маха -0.0034
Рейнольдса 0.0002
веерность 0.0024
Коэффициент скорости сопловой решётки 0.978
Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 348.076
Эффективный угол выхода a1эф, 14.000
Реальный угол выхода a1, 14.039
Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 167.552
Реальный угол выхода be1, 30.261
Абсолютные потери в сопловой решётке dHc, кДж/кг 2.718
Параметры пара после сопловой решётки (реальные):
давление Р1, МПа 11.047
удельный объём V1, м^3/кг 0.026
температура t1, C 432.908
степень сухости Х1 1.00000
энтальпия i1, кДж/кг 3175.888
энтропия s1, кДж/(кг*К) 6.289
Изоинтропный теплоперепад в рабоч решётке Нор, кДж/кг 11.257
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 224.917
Число Маха М2 0.398
Коэффициент расхода 0.951
Выходная площадь рабочий решётки F2, м^2 0.16654
Высота рабочих лопаток l2, м 0.108
Веерность рабочей решётки d/l2 11.404
Число лопаток Z2 242
Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600
Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.027
Потери в рабочей решётке 0.082
трение 0.0773
кромочные -0.0032
концевые 0.0060
Маха -0.0032
Ренольдса 0.0005
веерность 0.0048
Коэффициент скорости рабочей решётки 0.958
Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки W1, м/с 167.552
Эффективный угол выхода be2эф, 23.618
Реальный угол выхода W1 be2, 23.429
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 85.806
Реальный угол выхода C2 a2, 86.829
Абсолютные потери в рабочей решётке dHp, кДж/кг 2.080
Параметры пара после рабочей решётки (реальные):
давление Р2, МПа 10.615
удельный объём V2, м^3/кг 0.026
температура t2, C 427.115
степень сухости Х2 1.00000
энтальпия i2, кДж/кг 3166.711
энтропия s2, кДж/(кг*К) 6.292
Располагаемая энергия ступени Ео, кДж/кг 70.877
Потери с выходной скоростью dНвс, кДж/кг 0.001
Относительный лопаточный КПД:
по формуле 1 0.938
по формуле 2 0.932
по формуле 3 0.932
по формуле 4 0.931
по формуле 5 0.931
Удельная работа ступени Lu, кДж/кг 66.074
Мощность ступени Nu, кВт 89398.391
6. Сводная таблица теплового расчета ЦВД турбины К-2000-300
|
№ п/п |
Наименование основных параметров |
Обозначение |
Размерность |
Номера ступеней ЦВД |
||||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
|||||
|
1 |
Расход пара через ступень |
G |
кг/с |
1353 |
1353 |
1353 |
1353 |
|
|
2 |
Параметры пара перед ступенью |
P0 |
МПа |
29 |
19,906 |
16,608 |
13,76 |
|
|
3 |
t0 |
єС |
600 |
532 |
500,3 |
468,7 |
||
|
4 |
i0 |
кДж/кг |
3456,3 |
3342 |
3289,3 |
3236,4 |
||
|
5 |
S0 |
кДж/кгК |
6,2616 |
6,275 |
6,28 |
6,285 |
||
|
6 |
Степень реактивности |
- |
0 |
0,1 |
0,14 |
0,15 |
||
|
4 |
Располагаемый теплоперепад |
hад |
кДж кг |
125 |
56,4 |
56,5 |
74,5 |
|
|
5 |
Отношение скоростей |
u/C0 |
- |
0,48 |
0,49 |
0,5 |
0,5 |
|
|
6 |
Средний диаметр |
dср |
м |
1,53 |
1,048 |
1,069 |
1,228 |
|
|
7 |
Лопаточный КПД ступени |
зол |
- |
0,88 |
0,93 |
0,93 |
0,93 |
|
|
8 |
Мощность ступени |
Nu |
кВт |
145407 |
67559,1 |
67825 |
89398,4 |
|
|
9 |
Число сопловых лопаток |
Z1 |
шт. |
114 |
104 |
78 |
96 |
|
|
10 |
Высота сопловых лопаток |
l1 |
м |
0,044 |
0,099 |
0,114 |
0,106 |
|
|
11 |
Эффективный угол выхода |
б1э |
град. |
12 |
14 |
14 |
14 |
|
|
12 |
Выходная площадь сопловой решетки |
F1 |
м2 |
0,0442 |
0,07862 |
0,09276 |
0,0987 |
|
|
13 |
Число рабочих лопаток |
Z2 |
шт. |
298 |
264 |
196 |
242 |
|
|
14 |
Высота рабочих лопаток |
l2 |
м |
0,047 |
0,101 |
0,116 |
0,108 |
|
|
16 |
Выходная площадь рабочей решетки |
F2 |
м2 |
0,091 |
0,1381 |
0,157 |
0,16654 |
7. Расчет на прочность
1. Расчёт на прочность рабочей лопатки последней ступени
Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей лопатке записывается:
[2]
где
с - плотность материала лопатки 7850 кг/м3;
щ - угловая скорость,
k - показывает, во сколько раз напряжения в корневом сечении лопатки переменного профиля отличаются от напряжений в корневом сечении лопатки постоянного профиля. [2]
ч - отношение площади профилей лопатки в корневом и периферийном сечениях.
Коэффициент запаса прочности:
[2]
=760 МН/м2 для стали. [2]
2. Расчёт вала на прочность
На вал турбины действует крутящий момент и изгибающий (в виду небольшого значения им пренебрегают). Вследствие этого можно рассчитать максимальное касательное напряжение таким образом:
[2]
Момент сопротивления вала кручению:
[2]
Крутящий момент перед муфтой генератора (именно в этом месте момент будет максимальным):
[2]
8. Спецзадание. Переменные режимы работы турбины
Расчет переменного режима произведем для режима работы турбины при =0,7.
Примем допущение, что турбины по отсекам и в целом остается неизменным и равным расчетному, т.е. это значит, что политропа расчетного режима и заданного параллельны.
Расчет давлений выполняем по формуле Стодолы - Флюгеля снизу вверх от точки К.
Т.к. определяется , то примем что [6]
[6]
Определим , принимаем потери давления в промежуточном перегреве 10%, тогда [6]:
Определим , принимаем потери давления в промежуточном перегреве 10%, тогда [6]:
Определим , принимаем потери давления 10%, тогда [6]:
На частичной нагрузке по [6] получаем:
Таблица параметров пара в отборах турбины на переменном режиме работы турбины .
|
Точки процесса |
Подогреватель |
Давление, ата |
Температура, (Х) |
Энтальпия, кДж/кг |
Количество отбираемого пара, кг/с |
|
|
0 |
270,1 |
594 |
3456,3 |
|||
|
0` |
243,1 |
585 |
3456,3 |
|||
|
1 |
ПВД-8 |
74,1 |
395,8 |
3140,0 |
111,76 |
|
|
1` |
66,7 |
600 |
3653,3 |
|||
|
2 |
ПВД-7 |
37,4 |
390 |
3462,1 |
89,03 |
|
|
2` |
33,7 |
600 |
3679,9 |
|||
|
3 |
ПВД-6 |
15,6 |
370 |
3250,5 |
14,21 |
|
|
4 |
Деаэратор |
7,7 |
354 |
3170,6 |
61,53 |
|
|
Турбопривод |
7,7 |
354 |
3170,6 |
58,73 |
||
|
5 |
ПНД-5 |
4,18 |
279,5 |
3024,6 |
22,73 |
|
|
6 |
ПНД-4 |
2,21 |
210,1 |
2890,2 |
29,36 |
|
|
7 |
ПНД-3 |
1,08 |
141,7 |
2759,4 |
29,36 |
|
|
8 |
ПНД-2 |
0,485 |
80,6 |
2634,9 |
32,2 |
|
|
9 |
ПНД-1 |
0,172 |
56,8 |
2501,7 |
31,26 |
|
|
К |
0,033 |
(95) |
2426 |
Значение энтальпий и температур на новом переменном режиме были найдены параллельным смещением политропы на is - диаграмме вправо до новых значений давлений в отборах, при этом новая политропа будет параллельна первоначальной т.к. мы приняли допущение, что на переменном режиме будет равным расчетному на номинальном режиме работы турбины.
Заключение
В данном курсовом проекте была спроектирована и детально рассчитана турбина конденсационного типа К-2000-300 на начальные параметры пара р0=300 ата и t0=6000С с 2-мя пром. перегревами. В ходе расчета мной был рассчитан и начерчен разрез ЦВД данной турбины. Также была начерчена тепловая схема турбины К-2000-300. Мною был проведен расчет турбины на переменном режиме при =0,7, на данном режиме были рассчитаны все новые параметры отборов пара на регенерацию, а также новые расходы пара на регенерацию.
Литература
1. Балабанович В.К., Пантелей Н.В. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу “ Турбины ТЭС и АЭС”, Минск 2005 г
2. Паровые и газовые турбины: Учебник для вузов / Под ред. А.Г. Костюка, В.В. Фролова. - М.: Энергоатомиздат, 1985. - 352 с.
3. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. - М.: Энергоатомиздат, 1987. - 327 с.
4. Тепловые и атомные электрические станции: Справочник / Под общ. Ред. В.А. Григорьева, В.М. Зорина. - 2-е изд., перераб. - М.: Энергоатомиздат, 1989. - 608 с.
5. Ривкин С.Л. Теплофизические свойства воды и водяного пара - М.: Энергия, 1980. - 424 с.
6. Конспект лекций по курсу «Турбины ТЭС и АЭС»
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Тепловая схема энергоблока. Параметры пара в отборах турбины. Построение процесса в hs-диаграмме. Сводная таблица параметров пара и воды. Составление основных тепловых балансов для узлов и аппаратов тепловой схемы. Расчет дэаэратора и сетевой установки.
курсовая работа [767,6 K], добавлен 17.09.2012Краткое 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 11.09.2011Характеристика паровой турбины К-2000-300, ее преимущества и основные недостатки. Анализ расчета турбинных ступеней. Особенности технико-экономических показателей турбоустановки. Расчет площади сопловой решетки и турбопривода питательного насоса.
курсовая работа [361,5 K], добавлен 09.04.2012Значение 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 14.08.2012Предварительный расчет турбины. Потери давления в стопорном и регулирующем клапане от пара. Расчет регулирующей ступени. Скорость пара на выходе из рабочей решетки. Степень реактивности для периферийного сечения. Расчетная электрическая мощность.
курсовая работа [125,5 K], добавлен 01.04.2011Краткая характеристика общего конструктивного оформления спроектированной турбины, ее тепловой схемы и основных показателей. Выбор дополнительных данных для расчета турбины. Тепловой расчет нерегулируемых ступеней. Механические расчеты элементов турбины.
курсовая работа [3,7 M], добавлен 01.12.2014Расчёт газовой турбины на переменные режимы (на основе расчёта проекта проточной части и основных характеристик на номинальном режиме работы газовой турбины). Методика расчёта переменных режимов. Количественный способ регулирования мощности турбины.
курсовая работа [453,0 K], добавлен 11.11.2014Состав комплектующего оборудования турбоустановки. Мощности отсеков турбины. Предварительное построение теплового процесса турбины в h,s-диаграмме и оценка расхода пара. Тепловой расчет системы регенеративного подогрева питательной воды турбоустановки.
курсовая работа [375,7 K], добавлен 11.04.2012Расчет принципиальной тепловой схемы, построение процесса расширения пара в отсеках турбины. Расчет системы регенеративного подогрева питательной воды. Определение расхода конденсата, работы турбины и насосов. Суммарные потери на лопатку и внутренний КПД.
курсовая работа [1,9 M], добавлен 19.03.2012Изучение 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
