Главная База знаний "Allbest" Производство и технологии Проектування парової турбіни

Проектування парової турбіни

Оцінка економічності й теплової потужності турбіни, визначення ступенів тиску і параметрів робочого тіла за регулюючим рівнем на номінальному режимі. Витрати у регенеративні відбори та розрахунок лопатки постійного профілю на згин від парового зусилля.

Рубрика Производство и технологии
Вид дипломная работа
Язык русский
Дата добавления 19.05.2011
Размер файла 1,5 M

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Страница:

Размещено на http://www.allbest.ru/

ЗМІСТ

  • Вступ
  • 1. Теплові розрахунки
    • 1.1 Орієнтовний розрахунок проточної частини
      • 1.1.1 Попередня оцінка економічності й теплової потужності турбіни
      • 1.1.2 Визначення параметрів робочого тіла за регулюючим ступенем на номінальному режимі роботи турбіни
      • 1.1.3 Розрахунок ступенів тиску
      • 1.1.4 Визначення витрат у регенеративні відбори й витрати пари на турбіну
      • 1.1.5 Визначення висот соплових і робочих лопаток
      • 1.2 Уточнення процесу розширення в ступенях
      • 1.2.1 Визначення геометричних характеристик і ККД двохвінцевого регулюючого ступеня на його розрахунковому режимі
      • 1.2.2 Розрахунок ступенів тиску
      • 2. Розрахунок на міцність лопатки 7-го ступеня
      • 2.1 Вибір профілю робочих лопаток
      • 2.2 Розрахунок профільної частини лопатки з постійною площею поперечних перерізів на розтяг від відцентрованих сил
      • 2.3 Розрахунок лопатки постійного профілю на згин від парового зусилля
  • 3. Економічний розділ
    • 3.1 Теоретична частина
    • 3.2 Економічний розрахунок
    • 3.3 Висновки і аналіз отриманих результатів
  • 4. Охорона праці та навколишнього середовища
    • 4.1 Загальні питання охорони праці
    • 4.2 Промислова санітарія
      • 4.2.1 Метеорологічні умови
      • 4.2.2 Вентиляція і опалення
      • 4.2.3 Виробниче освітлення
      • 4.2.4 Шум і вібрація
    • 4.3 Вимоги безпеки
    • 4.4 Пожежна безпека
    • 4.5 Охорона навколишнього середовища
  • Висновок
  • Список джерел інформації
  • ВСТУП
  • Парова турбіна є двигуном, у якому потенційна енергія пари перетворюється в кінетичну енергію, а остання у свою чергу перетвориться в механічну енергію обертання вала. Вал турбіни безпосередньо, або за допомогою зубчастої передачі з'єднується з робочою машиною, у ролі якої можуть виступати генератор, компресор, повітродувка, насос, і інше промислове устаткування. У цей час парові турбіни успішно працюють на теплових електричних станціях, промислових підприємствах і на інших об'єктах. Вони є основою сучасної енергетичної промисловості, тому основним завданням, що стоїть перед проектувальниками турбін, є підвищення їхньої економічності.
  • При розробці нової турбіни основним об'єктом проектування є проточна частина турбіни. Проточна частина визначає конструкцію всього турбоагрегату. Вибір характеристик проточної частини залежить від призначення й потужності турбіни, умов її роботи при часткових навантаженнях, а також від прийнятої на заводі-виготовлювачі технології виробництва.
  • Крім теплового розрахунку проточної частини й розрахунку її геометрії як спеціальне завдання виконаю розрахунок на мiцнiсть робочої лопатки 7-го ступеня.
  • В економічній частині проекту виконаю розрахунок собівартості відпущеного 1кВтг електроенергії відпускаємої на спроектованій установці.
  • У розділі охорони праці й навколишнього середовища розглянуті вимоги до організації безпечної й найменш шкідливої для людини й навколишнього середовища експлуатації турбоагрегату, що особливо важливо для сучасного суспільства.
  • 1. ТЕПЛОВІ РОЗРАХУНКИ

1.1 Орієнтовний розрахунок проточної частини

1.1.1 Попередня оцінка економічності й теплової потужності турбіни

Ефективна потужність турбіни може бути визначена по електричній потужності генератора, якщо відомі ККД генератора й ККД редуктора :

,

де - ККД електрогенератора, 0,981,

- ККД редуктора, 1.

22,426 .

Знаючи ефективну потужність, можна знайти ефективний ККД [1] і відносний внутрішній ККД турбіни :

,

де - механічний ККД, 0,993,

0,805,

0,8107.

Приймаючи втрати в клапанах рівними приблизно 3 %, визначаємо параметри робочого тіла на вході в турбіну :

;

8,536 ;

;

528,86,

де 3464 ,

0,0408; 6,781 .

Визначаємо ізоэнтропний перепад на турбіну ,:

,

де 2121,1 ,

1343,5 .

Визначаємо дійсний перепад на турбіну , :

,

1089,1 .

Будуємо процес розширення в турбіні в I-S діаграмі (рис. 2.1) і визначаємо параметри пари за турбіною:

2375,5 ;

;

6,951 , 0,92, 16,65, 41,51 .

Рисунок 2.1 - Визначення пари за регулюючим ступенем (на вході в ступінь тиску) на номінальному режимі роботи турбіни

1.1.2 Визначення параметрів робочого тіла за регулюючим ступенем на номінальному режимі роботи турбіни

Розрахунковий режим регулюючого ступеня вибирають із умови роботи турбіни в змінному режимі. Як правило, це режим часткового навантаження, що становить приблизно , де - ефективна потужність на валу в розрахунковому режимі . У режимах часткових навантажень перепад на регулюючий ступінь збільшується, а на ступені тиску зменшується. Тому намагаються спрацювати цей перепад з максимально можливим ККД і всі основні характеристики цього ступеня (кути решітки, площі прохідних перетинів, висоти лопаток і відношення ) повинні відповідати режиму часткового навантаження турбіни.

Тоді в номінальному режимі роботи турбіни регулюючий ступінь буде працювати при підвищених відносинах і при інших параметрах за нею.

Прийнявши середній діаметр ступеня, як у прототипу, знайдемо окружну швидкість на середньому діаметрі ,:

,

де - середній діаметр ступеня, 0,87 ;

- частота обертання ротора.

163,908 .

Швидкість ,, і теплоперепад , , знаходять за формулами:

,

де для двохвінцевого ступеня можна прийняти рівним 0,25

910,600;

,

414,596 .

По розташовуваному перепаду на регулюючий ступінь можна визначити тиск за ним на його розрахунковому режимі й всі параметри ізоентропійного розширення:

,

3049,9096 ;

2,151 .

Задавшись орієнтовно відносним внутрішнім ККД регулюючого ступеня на його розрахунковому режимі, можна визначити його використаний теплоперепад ,:

,

де 0.75

310,947 .

І тоді дійсний стан пари за регулюючим ступенем у режимі часткових навантажень турбіни:

,

3153,645 ;

,

6,951 , 0,131 , 344,064 .

Всі наступні ступені тиску повинні бути спроектовані й розраховані так, щоб їх максимальний ККД був реалізований у режимі номінального навантаження . Для цього необхідно визначити параметри за регулюючим ступенем на номінальному режимі роботи турбіни. При зміні навантаження на турбіну відбувається зміна витрати через проточну частину, яку можна вважати пропорційним зміні навантаження:

Тиск у камері регулюючого ступеня на номінальному режимі роботи турбіни розраховуємо по формулі Флюгеля, записаної для відсіку проточної частини, що складається із ступенів тиску:

,

де й - витрати відповідно на частковому й номінальному режимах роботи турбіни, ,

і - тиск за регулюючим ступенем відповідно на

цих режимах, ,

і - температура за регулюючим ступенем, ,

і - тиск за турбіною на цих режимах, .

Для конденсаційних турбін тиск за турбіною значно менше тиску в голові машини й тому відношенням у формулі Флюгеля можна зневажити:

Оскільки разом з тиском за регулюючим ступенем у змінному режимі міняється й температура, то в рівнянні два невідомих; у першому розрахунку можна прийняти:

У цьому випадку

,

і по знайденому тиску визначаємо температуру в камері регулюючого ступеня на номінальному режимі (рис. 2.1):

.

У другій спробі слід уточнити тиск із урахуванням отриманої температури .

У підсумку одержуємо:

2,688 , 344,064

Знаючи тиск за регулюючим ступенем на номінальному режимі , визначаємо тепломісткість за регулюючим ступенем при ізоентропному розширенні в ньому ,:

3115,771 .

і перепад на регулюючий ступінь у номінальному режимі роботи турбіни ,:

,

348,821 .

Відношення на номінальному режимі роботи турбіни, що є розрахунковим для ступенів тиску, знаходимо з виразу:

,

0,196.

Для визначення інших параметрів за регулюючим ступенем необхідно обчислити її ККД на номінальному режимі, що можна зробити за графіком [1].

0,743.

Використаний теплоперепад регулюючого ступеня на номінальному режимі , , буде таким:

,

259 ,

і тоді

,

3205,593 ;

6,901 .

Ця точка і є точкою початку процесу розширення в ступенях тиску на номінальному режимі роботи турбіни.

1.1.3 Розрахунок ступенів тиску

Оскільки проектування в бакалаврському проекті ведеться на базі турбіни-прототипу, то при розподілі теплоперепаду по ступенях середні діаметри й висоти лопаток на першому етапі розрахунку приймаються такими, як у турбіні-прототипі.

Спочатку визначаємо ступінь реактивності на середньому радіусі ступеня по залежності, отриманої для закону закручення соплового апарата

Коренева реактивність приймається в інтервалі , причому менші значення відповідають коротким лопаткам, а більші -- довгим. Значення кута приймається в діапазоні від 10 до 20° з аналогічною зміною по проточній частині.

Знаходимо значення залежно від :

,

тут 0,97.

По відношенню й окружній швидкості , обчислюємо швидкість , :

,

і розташовуваний теплоперепад ентальпії на ступінь по загальмованих параметрах , :

Значення адіабатичного перепаду ентальпій на ступінь менше, ніж розташовуваний на величину, еквівалентну енергії з вихідною швидкістю попереднього ступеня ,:

Коефіцієнт втрат з вихідною швидкістю для активних ступенів можна прийняти рівним .

У загальному випадку

Тут - коефіцієнт використання вихідної швидкості. Він залежить від конструктивних особливостей проточної частини. Для першого ступеня відсіку , для післявідбірних ступенів і тільки для ступенів, розташованих безпосередньо один за одним можна прийняти .

Тоді

,

де - розташовуваний теплоперепад попереднього ступеня.

Сума адіабатичних теплоперепадів становить теплоперепад у проточній частині ступенів тиску:

З іншого боку, розташовуваний теплоперепад на ступені тиску може бути визначений за допомогою коефіцієнта повернення теплоти :

,

,

де - ізоентропний теплоперепад ступенів тиску (див. рис. 2.1),,

- число ступенів тиску,

0.85,

в області перегрітої пари.

Якщо сума адіабатичних перепадів на ступені не дорівнює тепло перепаду, що мається у розпорядженні, визначеному за коефіцієнтом повернення тепла, то варто ввести корективи в проточну частину машини. Якщо різниця

порівняно з теплоперепадом на ступінь, то можна змінити число ступенів, якщо вона менше, те можна змінити або відношення , або діаметри ступенів (однієї або групи).

Домігшись дотримання рівності починаємо будувати процес розширення в ступенях тиску в діаграмі. Для цього спочатку будуємо наближену політропу розширення, з'єднуючи прямою точку із точкою яка визначає параметри пари за турбіною. Починаючи з першого ступеня, послідовно для кожного із ступенів знаходимо статичний тиск за ступенем й інші параметри стану пари. Для цього визначаємо ентальпію за ступенем як різницю ентальпії перед ступенем й її адіабатичним перепадом:

,

.

а в точці перетинання відповідної ізобари й політропи розширення в турбіні всі інші параметри за щаблем - (рис 2.2).

Результати розрахунку зводимо в таблицю 2.1.

Параметр

Номер ступеня

2

3

4

5

6

Середній діаметр Dср, м

873

876

880

884

890

Кореневий діаметр Dк, м

844

844

844

844

844

Коренева степінь реактивності ск

0,05

0,055

0,06

0,065

0,07

Коефіцієнт швидкості сопів ц

0,97

0,97

0,97

0,97

0,97

Кут виходу пари із сопел б1ср, град

10

10,5

11

11,5

12

Степінь реактивності на середньому діаметрі сср

0,107

0,117

0,129

0,140

0,155

Відношення U/Cф

0,486

0,488

0,491

0,494

0,497

Окружна швидкість U, м/с

164,47

165,03

165,79

166,546

167,67

Швидкість Сф, м/с

338,15

337,88

337,66

337,475

337,37

Перепад по загальмованих параметрах h0*,кДж/кг

57,175

57,082

57,008

56,945

56,911

Коеф. використання вихідної швидкості г

0

0

1

0

1

Адіабатичний перепад на ступінь h0, кДж/кг

57,175

57,082

53,012

56,945

52,924

Параметр

Номер ступеня

7

8

9

10

11

Середній діаметр Dср, м

922

930

936

950

988

Кореневий діаметр Dк, м

902

902

902

902

928

Коренева степінь реактивності ск

0,075

0,08

0,085

0,09

0,095

Коефіцієнт швидкості сопів ц

0,97

0,97

0,97

0,97

0,97

Кут виходу пари із сопел б1ср, град

12,5

13

13,5

14

14,5

Степінь реактивності на середньому діаметрі сср

0,111

0,129

0,143

0,170

0,190

Відношення U/Cф

0,483

0,487

0,491

0,498

0,503

Окружна швидкість U, м/с

173,705

175,212

176,34

178,98

186,139

Швидкість Сф, м/с

359,560

359,537

359,50

359,75

370,337

Перепад по загальмованих параметрах h0*,кДж/кг

64,642

64,633

64,621

64,713

68,575

Коеф. використання вихідної швидкості г

0

1

0

1

0

Адіабатичний перепад на ступінь h0, кДж/кг

64,642

60,108

64,621

60,189

68,575

Параметр

Номер ступеня

12

13

14

15

16

17

Середній діаметр Dср, м

1036

1102

1171

1258

1316

1374

Кореневий діаметр Dк, м

955

982

1013

1024

1024

1024

Коренева степінь реактивності ск

0,1

0,105

0,11

0,115

0,12

0,125

Коефіцієнт швидкості сопів ц

0,97

0,97

0,97

0,97

0,97

Кут виходу пари із сопел б1ср, град

15

15,5

16

16,5

17

17,5

Степінь реактивності на середньому діаметрі сср

0,220

0,268

0,308

0,380

0,429

0,471

Відношення U/Cф

0,511

0,527

0,542

0,572

0,595

0,617

Окружна швидкість U, м/с

195,18

207,61

220,61

237,007

247,93

258,86

Швидкість Сф, м/с

381,66

393,68

407,37

414,610

417,01

419,57

Перепад по загальмованих параметрах h0*,кДж/кг

72,834

77,493

82,978

85,951

86,949

88,020

Коеф. використання вихідної швидкості г

1

1

0

0

0

0

Адіабатичний перепад на ступінь h0, кДж/кг

68,033

72,395

82,978

85,951

86,949

88,020

Рисунок 2.2 - Визначення параметрів пари за ступенями тиску

1.1.4 Визначення витрат у регенеративні відбори й витрати пари на турбіну

При розрахунку заданими є число ступенів підігріву, температура живильної води на виході з останнього підігрівника й температура води на вході в перший підігрівач.

Для конденсаційної турбіни остання являє собою температуру конденсату.

Кількість відбираємої пари з турбіни визначається теплообміном у підігрівачу й залежить від витрати підігріває мого конденсату, його температури на вході й виході й від параметрів пари у відборі. Вода при цьому на виході з підігрівача нагрівається до температури, близької до температури конденсації пари:

,

де - температура насичення при прийнятому тиску у відборі, °С.

Розподіл підігріву приймається рівномірним:

,

і при , , (рис. 2.3).

Відповідно, і температура насичення у відборах з обліком недогріву буде такою:

і т.д.

По температурі насичення можна визначити тиск у відборі:

,

,

.

Рисунок 2.3 - Схема регенеративного підігріву води й зображення процесу в діаграмі

Якщо при цьому тиски у відборах не збігаються з тисками між ступенями, які вийшли в результаті розподілу теплоперепадів по ступенях, то їх варто змінити, прийнявши найближчий тиск за ступенями, віддаючи перевагу меншим значенням. Становимо рівняння теплового балансу для кожного з підігрівачів з умови рівності ентальпії води на виході з підігрівача сумі ентальпій води й гріючої пари на вході в нього (рис. 2.3):

,

,

,

де .

;

- витрата у відбір, ;

- витрата в голову машини, .

Температура води на вході в перший підігрівач може бути знайдена по

температурі насичення в конденсаторі: , .

Вирішуючи систему рівнянь, можна обчислити відносні витрати в підігрівач .

Результати розрахунку заносимо в таблицю 2.2.

Далі по заданій електричній потужності уточнюємо витрату пари на турбіну ,:

,

тут - використані перепади ентальпії відповідно в 1-му, 2-му, 3-му, 4-му відсіках проточної частини.

494,567,

54,945,

334,834,

292,344,

21,129 .

Витрата через першу ділянку проточної частини від камери регулюючого ступеня до першого відбору ,:

,

21,129.

Витрата через другу ділянку між першим і другим відбором ,:

,

19,907.

Витрата через третю ділянку між другим і третім відбором ,:

проточна турбіна лопатка турбоагрегат

,

19,103.

і витрата через останню ділянку між третім відбором і конденсатором ,:

,

15,889.

Результати розрахунку зводимо в таблицю2.2.

Таблиця 2.2 - До визначення витрат у відбори

Параметр

Відбори (по ходу пари)

1

2

3

Тиск відбору Pj, МПа

1,502

0,730

0,406

Ентальпія пари, що відбирається ij, кДж/кг

2970,025

2915,08

2580,246

Температура насичення tн, оС

198,3

166,6

144,15

Відносна витрата пари у відбір бj

0,058

0,038

0,152

Використовуваний перепад, що доводиться на відсік турбіни перед відбором (hi)j, кДж/кг

494,56

54,945

334,834

1.1.5 Визначення висот соплових і робочих лопаток

Для кожного ступеня, починаючи з першого, знаходимо перепад ентальпії в сопловому апараті на середньому діаметрі , :

,

де - степінь реактивності, яка обрана була раніше.

Обчислюємо:

,

,

і в точці перетинання політропи розширення й ізобари визначаємо параметри на виході із соплового апарату: , , . Якщо відношення тисків (0,546 - для перегрітої пари, 0,577 - для насиченого), то площу сопел , , розраховуємо за виразом

,

де - витрата через ступінь, ,

- питомий об'єм у горловому перерізі соплових решіток, ,

- коефіцієнт витрати сопла [1].

.

Якщо відношення тисків дорівнює або менше критичного, то площу сопел у горловому перерізі , , визначаємо з вираження:

,

де ;

- тиск перед ступенем, ,

- питомий об'єм перед ступенем, ,

якщо , , , ; у вологої пари .

Знаючи площу сопел, і зберігши прийняте раніше значення кутів можна обчислити, , :

.

Оптимальні з погляду ККД ступеня значення степені парціальності для одновінцевого ступеня , , може бути розраховане за виразом:

.

Знаючи оптимальну парціальність, знаходимо висоту сопел

.

При цьому обрану степінь парціальності зберігають у межах відсіку проточної частини (між відборами).

Висоти робочих лопаток у першому наближенні можна визначити шляхом додавання до висоти сопел значення передаху [1], що залежить від висоти соплових лопаток.

Прийнявши те або інше значення передаху, визначаємо висоту лопаток:

.

Розрахунок зводимо в таблицю 2.3.

Перш ніж перейти до докладного розрахунку, варто переконатися в плавності проточної частини, для чого необхідно побудувати так званий конус проточної частини. Побудова конуса, представлена на рис. 2.4.

Найменування величини

Номер ступеня

2

3

4

5

6

Секундна витрата пари G, кг/с

21,129

21,129

21,129

21,129

21,129

Тиск пари перед ступенем P0*, МПа

2,759

2,259

1,835

1,502

1,200

Тиск пари за соплами Pc, МПа

2,308

1,881

1,542

1,239

0,999

Удільний об'єм за соплом vc, м3/кг

0,122

0,144

0,169

0,202

0,240

Теплоперепад на сопловий апарат hc, кДж/кг

51,068

50,411

46,196

48,970

44,735

Швидкісний коефіцієнт сопла цс

0,97

0,97

0,97

0,97

0,97

Швидкість витікання пари із сопел C1t, м/с

319,58

317,52

315,209

312,952

310,174

Відношення тисків Pc/P0*

0,837

0,833

0,840

0,825

0,833

Коеф. витрати сопла мс

0,956

0,958

0,959

0,961

0,962

Площа горлового зрізу сопел Fc, м2

0,008

0,010

0,012

0,014

0,017

Середній діаметр соплового апарату Dc.cp

0,873

0,876

0,88

0,884

0,89

Кут виходу пари із сопел б1ср, град

10

10,5

11

11,5

12

Степінь парциальности е

0,666

0,706

0,749

0,800

0,855

Висота соплових решіток lc,мм

26,625

28,253

29,943

32,005

34,194

Величина передаху

Дк, мм

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

Дн, мм

2,000

2,000

2,000

2,000

2,000

Висота робочої лопатки lл, мм

29,625

31,253

32,943

35,005

37,194

Найменування величини

Номер ступеня

7

8

9

10

11

Секундна витрата пари G, кг/с

19,907

19,907

19,907

19,907

19,103

Тиск пари перед ступенем P0*, МПа

0,965

0,730

0,555

0,406

0,298

Тиск пари за соплами Pc, МПа

0,754

0,576

0,425

0,315

0,220

Удільний об'єм за соплом vc, м3/кг

0,300

0,373

0,475

0,605

0,809

Теплоперепад на сопловий апарат hc, кДж/кг

57,487

52,360

55,361

49,965

55,568

Швидкісний коефіцієнт сопла цс

0,97

0,97

0,97

0,97

0,97

Швидкість витікання пари із сопел C1t, м/с

339,07

335,56

332,750

327,782

333,369

Відношення тисків Pc/P0*

0,781

0,788

0,766

0,775

0,738

Коеф. витрати сопла мс

0,964

0,965

0,967

0,968

0,969

Площа горлового зрізу сопел Fc, м2

0,018

0,023

0,029

0,038

0,048

Середній діаметр соплового апарату Dc.cp

0,922

0,93

0,936

0,95

0,988

Кут виходу пари із сопел б1ср, град

12,5

13

13,5

14

14,5

Степінь парциальности е

0,855

0,934

1,000

1,000

1,000

Висота соплових решіток lc,мм

34,210

37,377

42,892

52,639

61,541

Величина передаху

Дк, мм

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

Дн, мм

2,000

2,000

2,000

2,000

2,000

Висота робочої лопатки lл, мм

37,210

40,377

45,892

55,639

64,541

Найменування величини

Номер ступеня

12

13

14

15

16

17

Секундна витрата пари G, кг/с

19,103

19,103

15,888

15,888

15,888

15,888

Тиск пари перед ступенем P0*, МПа

0,204

0,138

0,089

0,052

0,029

0,016

Тиск пари за соплами Pc, МПа

0,150

0,100

0,062

0,037

0,021

0,011

Удільний об'єм за соплом vc, м3/кг

1,134

1,630

2,511

4,015

6,753

11,862

Теплоперепад на сопловий апарат hc, кДж/кг

53,075

52,971

57,399

53,280

49,687

46,563

Швидкісний коефіцієнт сопла цс

0,97

0,97

0,97

0,97

0,97

0,97

Швидкість витікання пари із сопел C1t, м/с

337,10

336,75

338,81

326,43

315,23

305,16

Відношення тисків Pc/P0*

0,736

0,727

0,696

0,701

0,704

0,705

Коеф. витрати сопла мс

0,971

0,972

0,974

0,975

0,977

0,978

Площа горлового зрізу сопел Fc, м2

0,066

0,095

0,121

0,200

0,348

0,631

Середній діаметр соплового апарату Dc.cp

1,036

1,09

1,171

1,25

1,316

1,374

Кут виходу пари із сопел б1ср, град

15

15,5

16

16,5

17

17,5

Степінь парциальности е

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

Висота соплових решіток lc,мм

78,580

103,95

119,27

179,69

288,37

486,4

Величина передаху

Дк, мм

1,000

1,000

1,000

1,500

2,000

2,500

Дн, мм

2,000

2,000

2,000

2,500

3,000

3,500

Висота робочої лопатки lл, мм

81,580

106,95

122,27

183,69

293,37

492,4

1.2 Уточнення процесу розширення в ступенях

На першій стадії розрахунків проточної частини визначали геометрію ступенів при заданих значеннях коефіцієнтів швидкості, витрати й ККД. У наступних розрахунках ККД ступенів обчислюють по відомих геометричних характеристиках решітки і режимних характеристик ступенів, які були знайдені на попередньому етапі розрахунку з урахуванням коректування після побудови конуса проточної частини, якщо така була.

Таблиця 2. 4 - Вихідні дані для докладного розрахунку

Найменування величини

Номер ступеня

2

3

4

5

6

Середній діаметр соплового апарата Dc, м

0,873

0,876

0,88

0,884

0,89

Висота соплових лопаток lc, мм

26,625

28,253

29,943

32,005

34,194

Кореневий передах Дк, мм

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

Зовнішній передах Дн, мм

2,000

2,000

2,000

2,000

2,000

Висота робочих лопаток lр, мм

29,625

31,253

32,943

35,005

37,194

Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг

57,175

57,082

53,012

56,945

52,924

Тиск (статичний) перед ступенем Р0, МПа

2,759

2,259

1,835

1,502

1,200

Степінь реактивності на середньому діаметрі сср

0,107

0,117

0,129

0,140

0,155

Кут виходу із сопел на середньому діаметрі б1, град

10

10,5

11

11,5

12

Степінь парциальності е

0,666

0,706

0,749

0,800

0,855

Найменування величини

Номер ступеня

7

8

9

10

11

Середній діаметр соплового апарата Dc, м

0,922

0,93

0,936

0,95

0,988

Висота соплових лопаток lc, мм

34,210

37,377

42,892

52,639

61,541

Кореневий передах Дк, мм

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

Зовнішній передах Дн, мм

2,000

2,000

2,000

2,000

2,000

Висота робочих лопаток lр, мм

37,210

40,377

45,892

55,639

64,541

Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг

64,642

60,108

64,621

60,189

68,575

Тиск (статичний) перед ступенем Р0, МПа

0,965

0,730

0,555

0,406

0,298

Степінь реактивності на середньому діаметрі сср

0,111

0,129

0,143

0,170

0,190

Кут виходу із сопел на середньому діаметрі б1, град

12,5

13

13,5

14

14,5

Степінь парциальності е

0,855

0,934

1,000

1,000

1,000

Найменування величини

Номер ступеня

12

13

14

15

16

17

Середній діаметр соплового апарата Dc, м

1,036

1,09

1,171

1,25

1,316

1,374

Висота соплових лопаток lc, мм

78,580

103,958

119,275

179,696

288,373

486,497

Кореневий передах Дк, мм

1,000

1,000

1,000

1,500

2,000

2,500

Зовнішній передах Дн, мм

2,000

2,000

2,000

2,500

3,000

3,500

Висота робочих лопаток lр, мм

81,580

106,958

122,275

183,696

293,373

492,497

Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг

68,033

72,395

82,978

85,951

86,949

88,020

Тиск (статичний) перед ступенем Р0, МПа

0,204

0,138

0,089

0,052

0,029

0,016

Степінь реактивності на середньому діаметрі сср

0,220

0,268

0,308

0,380

0,429

0,471

Кут виходу із сопел на середньому діаметрі б1, град

15

15,5

16

16,5

17

17,5

Степінь парциальності е

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

1.2.1 Визначення геометричних характеристик і ККД двохвінцевого регулюючого ступеня на його розрахунковому режимі

Як уже говорилося, розрахунковим режимом регулюючого ступеня є режим часткового навантаження. У нашому випадку й, відповідно, , де - витрата через проточну частину на розрахунковому режимі регулюючого ступеня, a - витрата через проточну частину, визначена при розрахунку регенеративних підігрівачів. Витрата через регулюючий ступінь більше витрати через ступені тиску на значення втрати через переднє кінцеве ущільнення. При цьому схема втрат така, що пара, пройшовши регулюючий ступінь, з камери регулюючого ступеня через розвантажувальні отвори її диска підходить до переднього лабіринтового ущільнення, і параметри пари перед ним приймаються рівними параметрам у камері регулюючого ступеня. При розрахунку втрати через переднє ущільнення визначають витрату через групу гребінців до відбору пари з ущільнення. Тиск відбору залежить від того, куди направляється пара з ущільнення. Якщо він надходить на ущільнення лабіринту низького тиску, то тиск на перевищує барометричне. У турбінах з високими початковими параметрами ця пара направляється в регенеративний підігрівник або в проміжний ступінь.

Витік пари через переднє кінцеве ущільнення , , обчислюють по формулі:

,

якщо

Тут й - тиск і питомий об'єм перед ущільненням (тобто за регулюючим ступенем); - коефіцієнт витрати ущільнення, залежить від конструкції ущільнення й приймається рівним ; - площа зазору, ; і - діаметр і зазор в ущільненні, ; діаметр приймається по діаметру прототипу, а ; - число звужень на ділянці, визначається по прототипу.

При тиску перед турбіною до 3,5 число звужень можна прийняти рівним , при понад 3,5 - . Для діафрагменних ущільнень число звужень приймаємо з інтервалу .

Якщо , то

,

де й для перегрітої пари при , .

Розмірність тиску - , питомого об'єму - .

Таким чином, витрата на розрахунковому режимі регулюючого ступеня , , визначається співвідношенням

.

Зберігаємо на розрахунковому режимі регулюючого ступеня всі параметри ізоентропного розширення, знайдені в орієнтовному розрахунку:

; і т.д.

ККД на окружності колеса:

.

Тут

- втрати в соплах, ;

- втрати на робочих лопатках першого вінця, ;

втрати в напрямному апараті, ;

втрати на робочих лопатках другого вінця, ;

- втрати з вихідною швидкістю, .

Розмірність швидкостей - .

Швидкості виходу з лопаткових вінців:

;

;

,

де , і - швидкості на вході у вінці,, ,

а швидкість , де перепад на соплах .

Для першого робочого вінця

;

.

Приймаючи , , визначаємо:

;

;

.

Для напрямного вінця

;

Приймаючи , , знаходимо:

;

;

;

.

Вихідні кути решітки для забезпечення плавної зміни висот лопаток приймаємо такими:

,

,

,

.

Перепади ентальпії в решітці, :

;

;

,

де прийнято ; ; ;

Коефіцієнти швидкості , , і визначаємо по графіках [1], приймаючи відношення таким, як у турбіни-прототипу.

Тиск за сопловими решітками ,а

.

Якщо розширення в соплах ступеня надзвукове , то для трикутника швидкості необхідно врахувати відхилення потоку в косому зрізі решітки:

.

Тут швидкість і питомий об'єм визначають на виході із соплових решіток (рис. 2.5).

Рисунок 2.5 - Процес розширення пари в регулюючому ступені

Швидкість на виході із сопла розрахована раніше, параметри на виході із сопла:

,

3091,456;

2,520;

,

3122,141;

0,108.

Критична швидкість на виході із сопел , м/с:

,

де для перегрітої пари, для вологої пари, а

571,071.

Для визначення необхідно знайти критичний тиск ,:

,

1,747.

Критичні параметри в горлі сопла:

3110,000;

121,089;

,

9,958;

,

3004,865;

7,002;

3127,000;

0,157.

Далі для перерізу на виході з першого робочого вінця:

6,831;

3011,776;

2,426;

,

3131,800 ;

0,114;

6,863.

На виході з напрямного апарата:

,

3117,776;

2,301;

,

3134,473;

0,120;

6,891.

На виході із другого робочого вінця:

,

3117,889;

2,165;

,

3125,908;

0,1267.

При проектуванні двохвінцевих ступенів швидкості сверхкритичне витікання звичайно зустрічається тільки на першому сопловому апараті. Тому розрахунок наступних вінців ведуть по залежностях для докритичного витікання. Для розрахунків висоти лопаток необхідно знайти площу вихідних перетинів решіток , :

, при

Або

, при

На наступних вінцях витікання звичайно докритичне:

;

;

.

Розмірність витрати - , питомого объе'ма - , швидкостей - . Знаючи площу соплового апарата, можна визначити:

.

Оптимальне з погляду ККД ступеня значення парциальності для двохвінцевого ступеня може бути знайдене приблизно по формулі:

де в.

Знаючи оптимальну парциальність, можна уточнити прийняті в орієнтовному розрахунку висоти лопаток на виході із всіх вінців:

;

;

;

.

Відносні втрати на тертя диска робочого колеса й бандажа в паровому середовищі , розраховуються за виразом:

,

0,02005,

де розмірність й - .

Втрати на вентиляцію й вибивання, мають місце тільки в ступенях при наявності парциальності:

,

0,014;

,

0,009.

Тут - число вінців робочих лопаток у ступені, а - число сегментів соплового апарата.

Внутрішній ККД ступеня

,

Внутрішня потужність ступеня

0,730:

,

5187,695.

Відклавши в діаграмі суму внутрішніх втрат, визначаємо стан пари за регулюючим ступенем у його розрахунковому режимі:

, де , (рис. 2.6)

Результати розрахунку регулюючого ступеня зводимо в таблицю 2.5.

Таблиця 2.5 - Розрахунок регулюючого ступеня

Параметр

Сопловий апарат

Перший лопаточний вінець

Направляючий

апарат

Другий лопаточний вінець

Степінь реактивності сл, сн, с'л

-

0,024

0,023

0,0216

Теплоперепади hос, hл, hна, h'л, кДж/кг

414,596

10,365

14,511

16,584

Коефіцієнти швидкості ц, ш, шн, ш'

0,958

0,956

0,935

0,936

Швидкості виходу С1, W2, C'1, W'2, м/с

827,588

652,132

488,750

357,137

Кути виходу б1, в2, б'1, в'2, град

10

13,446

16,870

22,026

Втрати в решітках Дhc, Дhл, Дhна, Дh'л, кДж/кг

30,685

20,024

17,184

9,019

Удільні об'єми за решітками Vc, Vл, Vн, V'л,

0,108

0,114

0,120

0,126

Площі горлових відсіків Fс, Fл, Fн, F'л,

0,002

0,003

0,004

0,006

Висоти лопаток

lс, lл, lн, l'л, м

0,019312

0,022346

0,025253

0,028238

Рисунок 2.6 - Трикутники швидкостей ступеня швидкостей

1.2.2 Розрахунок ступенів тиску

Розрахунок проводиться послідовно від першого до останнього ступеня. Початкова точка розрахунку -- параметри в камері регулюючого ступеня на номінальному режимі роботи турбіни . Вихідні дані для розрахунку зводяться в таблицю 2.4, а розрахунок проточної частини в таблицю 2.6, трикутники швидкостей (рис. 2.11)

Порядок розрахунку для всіх ступенів однаковий.

Знаходимо перепад ентальпій у соплах , :

,

і швидкість витікання із сопел , :

.

Втрати в соплах

, :

Використаний теплоперепад у соплах

, :

Параметри пари за соплом (рис. 2.7).:

, де ;

;

;

;

.

.

Якщо в соплових решітках установлюється критична швидкість, то в розрахунку необхідно врахувати відхилення потоку в косому зрізі решіток і знайти площу горлового перетину решітки. Тут витрата через сопловий апарат виявляється менше витрати на вході в ступінь на значення втрат через діафрагменне ущільнення. Наприклад, для першого ступеня тиску

.

Витік через диафрагмене ущільнення рахується по тим самим формулам, що й витік через переднє кінцеве ущільнення.

Рисунок 2.7 - Процес розширення в ступені тиску

Уточнюємо висоту соплових лопаток , , зберігаючи прийняте в орієнтовному розрахунку значення й :

.

Кут входу на робочі лопатки у відносному русі , :

,

і швидкість входу потоку на робочі лопатки , :

.

Перепад тепломісткості на робочих лопатках , :

і відносна швидкість виходу з робочих лопаток , :

.

Втрати на робочих лопатках, , :

.

Далі обчислюємо параметри гальмування на вході в робочі решітки:

;

.

Параметри дійсного стану за робочою лопаткою (рис. 2.7):

;;

;

;

.

Далі можна розрахувати осьову складову швидкості виходу з робочих лопаток в абсолютному русі , :

.

Вважається, що весь витік через діафрагмове ущільнення іде в розвантажувальні отвори диска, витрату через робочі лопатки , , можна визначити як різницю витрати через сопло й периферійний витік:

.

Значення відносної витрати через периферійне ущільнення можна знайти з вираження

,

де ;

;

- число гребенів в ущільненні, можна прийняти з інтервалу ;

- коефіцієнт витрати сопла [1]

Рисунок 2.8 - До визначення втрат від витоку в периферійний зазор

Знаходимо кут виходу потоку у відносному русі , :

,

і кут виходу в абсолютному русі , :

,

швидкість виходу з робочих лопаток в абсолютному русі , :

.

При цьому необхідно виконати умову:

.

Втрати з вихідною швидкістю , :

.

ККД на окружності колеса (лопатковий ККД)

.

Далі для визначення відносного внутрішнього ККД ступеня необхідно обчислити внутрішні втрати:

втрати на тертя й вентиляцію ,

,

де , - потужність тертя й вентиляції, , визначається так само, як і при розрахунку регулюючого ступеня; втрати від витоку в периферійне ущільнення обандаженого ступеня , :

,

.

Втрати від витоків необандаженого ступеня можна знайти з вираження

,

де

.

Втрати від витоку через діафрагмове лабіринтове ущільнення вважається пропорційними витраті через них , :

.

Відносний внутрішній ККД ступеня:

Якщо ступінь працює в області вологої пари, то додаткові втрати від наявності вологи , , можна визначити з вираження

,

де й - початкова й кінцева вологість процесу розширення в ступені;

- перепад ентальпії, що спрацьовується в ступені в області вологої пари (рис. 2.9).

Рисунок 2.9 - До визначення втрат від вологості

Розраховуємо внутрішній ККД ступеня з урахуванням втрат від вологості:

.

Визначаємо потужність щабля N, квт:

.

Для більшої точності на діаграмі відкладаємо суму втрат від точки, що відповідає ізоентропійному розширенню на робочих лопатках, і знаходимо точку, що відповідає стану пари за ступенем без обліку втрати з вихідною швидкістю:

;

.

Точка початку процесу розширення в наступному ступені залежить від умов використання кінетичної енергії потоку на виході з попереднього ступеня:

,

де - коефіцієнт використання вихідної швидкості , що залежить від конструктивних особливостей проточної частини на ділянці ступенів, що розраховують. Якщо й кінетична енергія потоку використається повністю, то початок процесу в наступному ступені перебуває в точці

;

,

і розташовуваний теплоперепад наступного ступеня

.

Якщо швидкість виходу з попереднього ступеня губиться повністю, то параметри на вході в наступний ступінь , , . Якщо ж швидкість використається частково, то загублена енергія :

;

;

.

Після розрахунку всіх ступенів визначаємо сумарну внутрішню потужність турбіни , :

21838.047

і відносної внутрішній ККД турбіни

,

де -теоретична потужність турбіни, (рис. 2.10):

23643,618

0,924

Рисунок 2.10 - До визначення теоретичної потужності турбіни

Завдяки поверненню тепла ККД турбіни більше, ніж ККД окремих ступенів.

Найменування величини

Номер ступеня

2

3

4

5

6

7

Середній діаметр соплових решіток Dср, м

873

876

880

884

890

922

Ступінь парциальності е

0,666

0,706

0,749

0,800

0,855

0,855

Окружна швидкість U, м/с

164,47

165,03

165,792

166,546

167,67

173,705

Відношення U/Cф

0,521

0,521

0,567

0,534

0,583

0,533

Секундна витрата пари G, кг/с

21,128

20,704

20,324

19,903

19,569

19,907

Тиск на вході в ступінь

2,759

2,259

1,835

1,502

1,200

0,965

Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг

57,175

57,082

53,012

56,945

52,924

64,642

Перепад ентальпій по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг

57,175

57,082

57,008

56,945

56,911

64,642

Реактивність на сер діаметрі лопатки сср

0,203

0,200

0,325

0,240

0,360

0,235

Перепад у соплах hс*, кДж/кг

45,572

45,666

38,480

43,278

36,423

49,451

Коефіцієнт швидкості ц

0,945

0,947

0,949

0,951

0,953

0,955

Швидкість витікання пари із сопла C1

285,29

286,19

263,269

279,788

257,21

300,334

Втрати кінетичної енергії в соплах Дhс

4,875

4,712

3,825

4,137

3,343

4,350

Тиск пари за соплом Pc, МПа

2,354

1,920

1,593

1,271

1,037

0,782

Питомий об'єм за сопловим апаратом vc, м3/кг

0,120

0,142

0,165

0,198

0,233

0,292

Найменування величини

Номер ступеня

8

9

10

11

12

13

Середній діаметр соплових решіток Dср, м

0,930

0,936

0,950

0,988

1,036

1,090

Ступінь парциальності е

0,934

1,000

1,000

1,000

1,000

1,000

Окружна швидкість U, м/с

175,21

176,34

178,980

186,139

195,18

205,356

Відношення U/Cф

0,578

0,548

0,592

0,561

0,628

0,652

Секундна витрата пари G, кг/с

19,103

18,824

15,888

19,103

18,957

18,825

Тиск на вході в ступінь

0,730

0,555

0,406

0,298

0,204

0,138

Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг

60,108

64,621

60,189

68,575

68,033

72,395

Перепад ентальпій по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг

64,633

64,621

64,713

68,575

72,834

77,493

Реактивність на сер діаметрі лопатки сср

0,350

0,275

0,380

0,310

0,450

0,490

Перепад у соплах hс*, кДж/кг

42,012

46,850

40,122

47,317

40,058

39,522

Коефіцієнт швидкості ц

0,957

0,959

0,961

0,963

0,965

0,967

Швидкість витікання пари із сопла C1

277,40

293,55

272,226

296,243

273,14

271,868

Втрати кінетичної енергії в соплах Дhс

3,535

3,763

3,068

3,437

2,755

2,565

Тиск пари за соплом Pc, МПа

0,605

0,444

0,332

0,230

0,162

0,109

Питомий об'єм за сопловим апаратом vc, м3/кг

0,359

0,460

0,582

0,777

1,060

1,515

Найменування величини

Номер ступеня

14

15

16

17

Середній діаметр соплових решіток Dср, м

1,171

1,250

1,316

1,374

Ступінь парциальності е

1,000

1,000

1,000

1,000

Окружна швидкість U, м/с

220,61

235,50

247,934

258,862

Відношення U/Cф

0,640

0,658

0,703

0,735

Секундна витрата пари G, кг/с

15,889

15,818

15,768

15,734

Тиск на вході в ступінь

0,089

0,052

0,029

0,016

Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг

82,978

85,951

86,949

88,020

Перепад ентальпій по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг

82,978

85,951

86,949

88,020

Реактивність на середньому діаметрі лопатки сср

0,470

0,500

0,562

0,600

Перепад у соплах hс*, кДж/кг

43,979

42,975

38,084

35,208

Коефіцієнт швидкості ц

0,969

0,971

0,973

0,975

Швидкість витікання пари із сопла C1

287,38

284,67

268,533

258,726

Втрати кінетичної енергії в соплах Дhс

2,684

2,456

2,029

1,738

Тиск пари за соплом Pc, МПа

0,068

0,040

0,023

0,012

Питомий об'єм за сопловим апаратом vc, м3/кг

2,317

3,746

6,226

10,883

Найменування величини

Номер ступеня

2

3

4

5

6

7

Коеф. витрати ущільнень му

0,75

0,75

0,75

0,75

0,75

0,75

Діаметр ущільнення dу, м

0,624

0,624

0,624

0,624

0,624

0,624

Зазор ущільнення ду, мм

0,45

0,45

0,45

0,45

0,45

0,45

Площа зазору Fу, м2

0,001

0,001

0,001

0,001

0,001

0,001

Витрата пари через діафрагменне ущільнення Gду, кг/с

0,00070

0,00059

0,0004

0,0004

0,00032

0,0003

Секундна витрата пари через сопловий апарат з обліком витрати через діафрагменне ущільнення Gс, кг/с

21,128

20,704

20,324

19,903

19,569

19,907

Коеф.витрати сопел мс

0,956

0,958

0,959

0,961

0,962

0,964

Кут виходу пари із сопел ступеня б1, град

10

10,5

11

11,5

12

12,5

Площа сопел Fc, м2

0,009

0,010

0,013

0,014

0,018

0,019

Висота соплових лопаток lc, м

0,028

0,029

0,032

0,032

0,036

0,036

Кут входу пари в робочі решітки у відносному русі в1, град

23,040

24,142

28,469

27,397

32,508

28,543

Відносна шв входу пари в роб канали W1, м/с

126,585

127,516

105,38

121,22

99,509

136,04

Перепад ентальпій на роб лопатках hл, кДж/кг

11,649

12,256

15,341

14,368

17,045

15,604

Коефіцієнт швидкості ш

0,942

0,943

0,943

0,944

0,944

0,945

Найменування величини

Номер ступеня

8

9

10

11

12

13

Коеф. витрати ущільнень му

0,75

0,75

0,75

0,75

0,75

0,75

Діаметр ущільнення dу, м

0,624

0,624

0,624

0,654

0,654

0,654

Зазор ущільнення ду, мм

0,45

0,45

0,45

0,45

0,45

0,45

Площа зазору Fу, м2

0,001

0,001

0,001

0,001

0,001

0,001

Витрата пари через діафрагменне ущільнення Gду, кг/с

0,00023

0,00019

0,0001

0,0001

0,00008

0,00006

Секундна витрата пари через сопловий апарат з обліком витрати через діафрагменне ущільнення Gс, кг/с

19,103

18,824

15,888

19,103

18,957

18,825

Коеф.витрати сопел мс

0,965

0,967

0,968

0,969

0,971

0,972

Кут виходу пари із сопел ступеня б1, град

13

13,5

14

14,5

15

15,5

Площа сопел Fc, м2

0,025

0,030

0,034

0,050

0,074

0,105

Висота соплових лопаток lc, м

0,040

0,043

0,047

0,065

0,087

0,115

Кут входу пари в робочі решітки у відносному русі в1, град

33,277

32,134

37,716

36,383

45,839

52,068

Відн швидкість входу пари в роб канали W1, м/с

113,730

128,839

107,65

125,04

98,544

92,113

Перепад ентальпій на роб лопатках hл, кДж/кг

18,593

18,121

20,372

21,319

28,100

32,993

Коефіцієнт швидкості ш

0,945

0,946

0,946

0,947

0,947

0,948

Найменування величини

Номер ступеня

14

15

16

17

Коеф. витрати ущільнень му

0,75

0,75

0,75

0,75

Діаметр ущільнення dу, м

0,696

0,696

0,696

0,696

Зазор ущільнення ду, мм

0,45

0,45

0,45

0,45

Площа зазору Fу, м2

0,001

0,001

0,001

0,001

Витрата пари через діафрагменне ущільнення Gду, кг/с

0,00004

0,00003

0,00001

0,00001

Секундна витрата пари через сопловий апарат з обліком витрати через діафрагменне ущільнення Gс, кг/с

15,889

15,818

15,768

15,734

Коеф.витрати сопел мс

0,974

0,975

0,977

0,978

Кут виходу пари із сопел ступеня б1, град

16

16,5

17

17,5

Площа сопел Fc, м2

0,128

0,208

0,366

0,662

Висота соплових лопаток lc, м

0,126

0,187

0,303

0,510

Кут входу пари в робочі решітки у відносному русі в1, град

54,919

65,147

83,558

98,847

Відносна швидкість входу пари в робочі канали W1, м/с

96,797

89,103

79,010

78,737

Перепад ентальпій на робочих лопатках hл, кДж/кг

39,693

44,136

49,942

54,045

Коефіцієнт швидкості ш

0,948

0,949

0,949

0,950

Найменування величини

Номер ступеня

2

3

4

5

6

7

Відносна швидкість виходу пари з каналів робочих решіток W2, м/с

186,797

190,31

192,769

196,625

197,99

210,59

Втрати енергії на робочих лопатках Дhл, кДж/кг

2,215

2,277

2,314

2,384

2,395

2,683

Тиск за робочими лопатками Рл, МПа

2,259

1,835

1,502

1,200

0,965

0,730

Питомий об'єм за робочими лопатками vл, м3/кг

0,124

0,147

0,173

0,207

0,247

0,309

Витрата через робочі лопатки Gл, кг/с

20,705

20,325

19,904

19,570

19,211

19,640

Осьова складова швидкості виходу з робочих лопаток в абсолютному русі С2z, м/с

45,380

48,143

47,198

52,505

51,276

62,610

Кут виходу потоку з робочого колеса у відносному русі в2, град

14,060

14,653

14,172

15,488

15,009

17,296

Кут виходу із ступеняв абсолютному русі б2, град

69,766

68,376

65,903

66,400

65,318

66,389

Швидкість виходу із ступеняв абсолютному русі C2, м/с

48,365

51,787

51,703

57,298

56,431

68,330

Втрати з вихідною швидкістю Дhвс, кДж/кг

1,170

1,341

1,337

1,642

1,592

2,335

ККД на окружності робочого колеса зu

0,856

0,854

0,869

0,857

0,871

0,855

Втрати на тертя Дhт, кДж/кг

1,378

1,163

1,193

0,903

0,920

0,856

Найменування величини

Номер ступеня

8

9

10

11

12

13

Відносна швидкість виходу пари з каналів робочих решіток W2, м/с

211,565

217,346

216,412

228,484

243,123

258,566

Втрати енергії на робочих лопатках Дhл, кДж/кг

2,681

2,801

2,750

3,034

3,401

3,807

Тиск за робочими лопатками Рл, МПа

0,555

0,406

0,298

0,204

0,138

0,089

Питомий об'єм за роб лопатками vл, м3/кг

0,385

0,494

0,633

0,864

1,227

1,815

Витрата через робочі лопатки Gл, кг/с

18,825

18,610

15,694

18,957

18,825

18,722

Осьова складова швидкості виходу з роб лопаток в абсолютному русі С2z, м/с

61,330

68,048

66,587

78,164

78,581

84,343

Кут виходу потоку з робочого колеса у відносному русі в2, град

16,851

18,245

17,920

20,005

18,857

19,038

Кут виходу із ступеняв абсолютному русі б2, град

66,029

66,155

67,977

69,929

66,058

65,147

Швидкість виходу із ступеняв абсолютному русі C2, м/с

67,119

74,398

71,828

83,218

85,978

92,951

Втрати з вихідною швидкістю Дhвс, кДж/кг

2,252

2,768

2,580

3,463

3,696

4,320

ККД на окружності робочого колеса зu

0,869

0,856

0,870

0,855

0,865

0,862

Втрати на тертя Дhт, кДж/кг

0,826

0,595

0,559

0,466

0,516

0,473

Найменування величини

Номер ступеня

14

15

16

17

Відносна швидкість виходу пари з каналів робочих решіток W2, м/с

282,427

294,20

309,156

320,995

Втрати енергії на робочих лопатках Дhл, кДж/кг

4,495

4,827

5,274

5,626

Тиск за робочими лопатками Рл, МПа

0,052

0,029

0,016

0,008

Питомий об'єм за робочими лопатками vл, м3/кг

2,916

4,916

8,635

15,881

Витрата через робочі лопатки Gл, кг/с

15,818

15,768

15,734

15,711

Осьова складова швидкості виходу з робочих лопаток в абсолютному русі С2z, м/с

96,941

103,53

106,897

112,047

Кут виходу потоку з робочого колеса у відносному русі в2, град

20,075

20,605

20,229

20,430

Кут виходу із ступеняв абсолютному русі б2, град

65,269

68,932

68,480

69,478

Швидкість виходу із ступеняв абсолютному русі C2, м/с

106,730

110,95

114,908

119,640

Втрати з вихідною швидкістю Дhвс, кДж/кг

5,696

6,155

6,602

7,157

ККД на окружності робочого колеса зu

0,845

0,844

0,840

0,835

Втрати на тертя Дhт, кДж/кг

0,464

0,360

0,283

0,197

Найменування величини

Номер ступеня

2

3

4

5

6

7

Втрати на вентиляцію Дhвент, кДж/кг

1,8033

1,4143

1,3092

0,8389

0,6581

0,5920

Втрати від витоку в переферійне ущільнення обандаженого ступеня Дhпз, кДж/кг

0,999

0,910

1,047

0,831

0,924

0,749

Втрати від витоку необандаженого ступеня Дhпз, кДж/кг

-

-

-

-

-

-

Втрати на протечку в диафрагменне ущільнення Дhду, кДж/кг

0,002

0,001

0,001

0,001

0,001

0,001

Відносний внутрішній ККД ступеня зoi

0,835

0,836

0,848

0,840

0,854

0,842

Втрати від наявності вологи Дhвл, кДж/кг

-

-

-

-

-

Відносний внутрішній ККД із урахуванням втрат від вологості зoiвл

0,835

0,836

0,848

0,840

0,854

0,842

Потужність ступеня Ni, кВт

1009,134

987,903

982,870

952,591

950,572

1083,933

Найменування величини

8

9

10

11

12

13

Втрати на вентиляцію Дhвент, кДж/кг

0,2792

0,0000

0,0000

0,0000

0,0000

0,0000

0,0000

Втрати від витоку в переферійне ущільнення обандаженого ступеня Дhпз, кДж/кг

0,831

0,636

0,697

0,451

0,442

-

Втрати від витоку необандаженого ступеня Дhпз, кДж/кг

-

-

0,824

Втрати на протечку в диафрагменне ущільнення Дhду, кДж/кг

0,001

0,001

0,000

0,000

0,000

0,000

Відносний внутрішній ККД ступеня зoi

0,855

0,845

0,870

0,855

0,864

0,851

Втрати від наявності вологи Дhвл, кДж/кг

2,817

3,025

3,169

Відносний внутрішній ККД із урахуванням втрат від вологості зoiвл

0,855

0,845

0,870

0,814

0,823

0,810

Потужність ступеня Ni, кВт

1055,922

1028,220

894,191

1065,964

1136,095

1181,893

Найменування величини

14

15

16

17

Втрати на вентиляцію Дhвент, кДж/кг

0,0000

0,0000

0,0000

0,0000

Втрати від витоку в переферійне ущільнення обандаженого ступеня Дhпз, кДж/кг

-

-

-

-

Втрати від витоку необандаженого ступеня Дhпз, кДж/кг

0,702

0,510

0,355

0,240

Втрати на протечку в диафрагменне ущільнення Дhду, кДж/кг

0,000

0,000

0,000

0,000

Відносний внутрішній ККД ступеня зoi

0,836

0,837

0,836

0,832

Втрати від наявності вологи Дhвл, кДж/кг

3,333

3,459

3,492

3,519

Відносний внутрішній ККД із урахуванням втрат від вологості зoiвл

0,796

0,797

0,796

0,792

Потужність ступеня Ni, кВт

1049,26

1083,84

1090,84

1097,10

2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ РОБОЧИХ ЛОПАПОК

2.1 Вибір профілю робочих лопаток

Профілем робочих лопаток обираємо профіль PI-2-25, оскільки інші профілі не застосовуються з відповідними кутами входу та виходу потоку.

Малюнок 1.2

Мінімальні втрати т =0,04 відповідають відносному кроку =0,72.

Співвідношення геометричних характеристик профілів (Мал. 1.2):

.

Характеристики профілю:

f, см2

Координати центра мас

Вісь X

Вісь Y

Ix, см4

Wx, см3

сx,

см

Iy,

см4

Wy, см3

X0

Y0

кр

сп

вх

вих

1,1898

11,64

7,512

0,0934

0,12

0,166

0,28

0,299

0,3569

0,2570

ву = 77? 46? 17?

Вісь u

A, мм

B, мм

Iu, см4

Wu, см3

вх

вих

0,2937

0,2883

0,2995

15,4112

20

Крок профілю t = 0,02?0,72= 0,0144м.

Кількість робочих лопаток

.

Перерахований крок .

2.2 Розрахунок профільної частини лопатки з постійною площею поперечних перерізів на розтяг від відцентрованих сил

Вихідні данні:

Площа поперечного перерізу лопатки F = м2

Довжина лопатки l = 0,037 м

Середній радіус Rсер =0,461 м

Площа бандажної стрічки:

.

Крок встановлення лопаток на Rб:

.

Шипи робочих лопаток зазнають розтягування від відцентрованої сили Сб бандажної стрічки на довжині одного кроку:

Відцентрова сила частини пари лопатки, яка діє у кореневому перерізі з урахуванням бандажних зв'язків:

де с - густина матеріалу стрічки, ; щ - кутова швидкість обертання ротора, ; F - площа поперечного перерізу (профілю) лопатки, м2; l - висота лопатки, м; Rсер - середній радіус лопатки, м.

2.3 Розрахунок лопатки постійного профілю на згин від парового зусилля

Вихідні данні:

Втрата пари G=21,129 кг/с

Ступінь парціальності

Тиск у міжвенцовому зазорі P1=0,75 МПа

Тиск за лопаткою P2=0,698 МПа

Моменти опору робочої лопатки:

Wкр= м3

Wсп= м3

Wвх= м3

Wвих= м3

Робочу лопатку постійного профілю піл час розрахунку на згин розглядають як консольну балку з жорстко закріпленим кінцем та рівномірно розподіленим навантаженням за висотою. При цьому розподілене навантаження змінюють рівнодіючою силою, прикладеною посередині лопатки.

Парове зусилля P, що діє на лопатку, розкладається на дві складові: колову силу Pu та осьову Pа (Мал. 2.3).

Малюнок 2.3

Колову складову визначають з рівняння кількості руху:

,

де G - втрата пари через ступінь, ; Z2 - число робочих лопаток на колесі;

е - ступінь парціальності; C1u - колова складова абсолютної швидкості виходу пари з сопел, ; C2u - колова складова абсолютної швидкості виходу пари з робочих лопаток, .

Осьова складова парового зусилля залежить як від динамічної дії потоку, так і від різниці статичних тисків по обидва боки лопатки:

,

де C1a та C2а - осьові складові швидкостей, ; P1, P2 - тиски перед та за робочою лопаткою, Па; tсер, l2 - крок і висота лопатки відповідно, м.

Рівнодіюча сил Pu та Pа визначається такою рівністю:

.

Сила P, яка викликає згин робочої лопатки, проектується на головні осі інерції:

Кут b може бути прийнятий куту встановлення лопатки (?у). Згинальні моменти, що діють у площинах найменшої M? та найбільшої жорсткості M?, становитимуть:

Напруження згину від сили P1 в обох кромках і спинці розраховують за такими виразами:

де Wкр і Wсп - моменти опору кромок і спинки відносно осі ? - ?.

Напруження згину від сили P2 у вхідній і вихідній кромках:

де і - моменти опору вхідної і вихідної кромок перерізу лопатки відносно осі ? - ?.

Загальні напруження в робочій лопатці можуть бути позитивними (розтягуючими) та негативними (стискуючими). Якщо точка, в якій визначається напруження, лежить праворуч головної центральної осі інерції (коли дивишся уздовж її додатного напряму), то напруження вважається позитивним, якщо ліворуч - негативним. Визначають сумарні напруження:

Страница:


Подобные документы

  • Розрахунок авіаційного двигуна турбогвинтового типу

    Обчислення основних параметрів авіаційного двигуна турбогвинтового типу. Розрахунок і узгодження параметрів компресора і турбіни, на підставі яких будуть визначаться діаметри ступенів турбіни і компресора. Обчислення площі основних прохідних перерізів.

    курсовая работа [123,6 K], добавлен 03.12.2010

  • Розроблення системи автоматичного контролю та регулювання процесу очищення конденсату парової турбіни

    Основні параметри процесу очищення конденсату парової турбіни. Опис принципової електричної схеми імпульсної сигналізації. Визначення особливостей проекту згідно галузевих стандартів. Обґрунтування розміщення засобів автоматизації на щиті і пульті.

    курсовая работа [489,7 K], добавлен 26.12.2014

  • Проектування газотурбінної установки газоперекачувального агрегату

    Аналіз основних технічних даних двигуна-прототипу. Термодинамічний та газодинамічний розрахунок газотурбінної установки. Системи змащування, автоматичного керування і регулювання, запуску. Вибір матеріалів. Розрахунок на міцність лопатки і валу турбіни.

    курсовая работа [1,5 M], добавлен 09.04.2012

  • Малогабаритна вихорева турбіна як привід гідродинамічного очисника в’язких рідин

    Обґрунтування найбільш раціонального типу вихоревої турбіни, що відповідає умовам роботи приводу гідродинамічного очисника. Параметри силової взаємодії потоку робочої рідини з лопатками робочого колеса вихоревої турбіни, розробка практичних рекомендацій.

    автореферат [444,2 K], добавлен 26.07.2009

  • Методика розрахунку об'ємного гідроприводу зворотно-поступального руху (з гідроциліндром)

    Обґрунтування вибору типу гідроциліндру. Розрахунок робочого тиску в об'ємному гідроприводі та робочого об'єму насоса, коефіцієнту його корисної дії, споживання насосом потужності, діаметру трубопроводу. Оцінка стійкості та навантаження гідроциліндра.

    курсовая работа [282,9 K], добавлен 09.12.2010

  • Розрахунок паливного насосу високого тиску

    Тепловий розрахунок двигуна внутрішнього згорання. Вивчення параметрів процесу стиску, згорання та розширення. Визначення робочого об'єму циліндрів. Опис призначення та конструкції паливного насосу високого тиску. Обґрунтування вибору матеріалу деталей.

    курсовая работа [180,0 K], добавлен 10.04.2014

  • Розрахунок параметрів тепловозного двигуна

    Розрахунки ефективної потужності двигуна внутрішнього згоряння та його параметрів. Визначення витрат палива, повітря та газів, що відпрацювали. Основні показники системи наддування. Параметрів робочого процесу, побудова його індикаторної діаграми.

    курсовая работа [700,8 K], добавлен 19.09.2014

  • Розрахунок гідроприводу з дроселюючим розподільником

    Вибір номінального тиску із ряду встановлених стандартних значень. Аналіз функцій робочої рідини. Розрахунок діаметра гідроциліндра. Вибір насоса та розподільника. Способи визначення трубопроводів, втрат тиску у гідролініях, потужності гідроприводу.

    контрольная работа [77,1 K], добавлен 12.01.2011

  • Розрахунок гідросистеми одноковшового поворотного екскаватора

    Вибір робочого тиску. Розрахунок та вибір гідроциліндрів, гідромоторів поворотної платформи та пересування. Витрати гідродвигунів. Вибір трубопроводів та гідравлічної апаратури. Перевірочний розрахунок гідроприводу. Опис гідросхеми і принципів її роботи.

    курсовая работа [67,0 K], добавлен 26.02.2013

  • Проектування ріжучих металообробних інструментів

    Проектування фасонного різця. Апроксимація теоретичного профілю інструменту. Проектування гранної протяжки. Величина розбивання отвору. Розрахунок гранних та чистових зубців. Область застосування пальцевих модульних фрез. Вибір конструктивних параметрів.

    курсовая работа [1,5 M], добавлен 21.03.2013

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 — 2023, ООО «Олбест» Все права защищены