Главная База знаний "Allbest" Производство и технологии Паровая турбина для привода электрогенератора К-160–130

Паровая турбина для привода электрогенератора К-160–130

Построение процесса расширения пара в турбине на H-s диаграмме. Расчет регенеративной схемы. Предварительный и детальный расчет паровой турбины. Расчеты деталей на прочность. Диаграмма резонансных чисел оборотов. Эскиз узла лопатки и Т-образного хвоста.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 01.08.2012
Размер файла 1,1 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.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Паровая турбина для привода электрогенератора К-160-130

I. Исходные данные к курсовому проекту

1.Мощность на клеммах электрогенератора Nэ= 170 МВт

2.Начальные параметры пара перед стопорным клапаном: P0= 14 МПа, t0= 565 C0

3. Давление пара за турбоагрегатом: Pк= 4 КПа

4. Принципиальная схема регенеративного подогрева:

Рис.1

II. Данные по прототипу данного турбинного агрегата

Технические данные турбины К-160-130

Таблица №1

1. Завод изготовитель

ХТГЗ

-

2. Номинальная мощность

160000

кВт

3. Давление свежего пара

130

кгс/см2

4. Температура свежего пара

565

0С

5. Давление пара, идущего на промперегрев

32,5

кгс/см2

6. Температура промперегрева

565

0С

7. Температура питательной воды

228

0С

8. Давление отработавшего пара

0,035

кгс/см2

9. Расход свежего пара при номинальной нагрузке

436

т/ч

10. Удельный расход пара при номинальной мощности

2,9

кг/кВт*ч

11. Число цилиндров

2

шт

12. Полная длина турбины

14,44

м

13. Полная длина турбоагрегата

27,805

м

14. Общая масса турбины

365

т

Характеристика регенеративных отборов пара при номинальных параметрах пара и мощности турбины К-160-130

Таблица №2

№ отбора

Отбор за

ступенью

№

Давление,

кгс/см2

Температура,

0С

Количество,

т/ч

1-й отбор ПВД №7

7

32,5

375

45,685

2-й отбор ПВД №6 и деаэратор

11

12,5/6

451

20,98/4,63

3-й отбор ПНД №5

13

6,05

354

7,27

4-й отбор ПНД №4

15

3,5

292

23,065

5-й отбор ПНД №3

17

1,45

200

12,604

6-й отбор ПНД №2

18

0,73

138

13,708

7-й отбор ПНД №1

19

0,343

80

20,087

III. Расчет регенеративной схемы

1. Построение процесса расширения пара в турбине на H-s диаграмме

1.1 Давление перед соплами первой ступени Pс. Потери в стопорном и регулирующих (сопловых) клапанах составляет 3-6 % от P0

Pc= 0,97 ·P0

Pc= 0,97 ·14 = 13,58 МПа

1.2 Давление пара за последней ступенью

Pz= 1,1 ·Pk

Pz=1,1 · 4 = 4,4 кПа

1.3 Давление после промперегревателя

Рпп1 = 0,9 · Рпп = 2,925 МПа

Перед соплами первой ступени после ПП Рс1 = 0,98 · Рпп1 = 2,866 МПа

1.4 Внутренний располагаемые располагаемый теплоперепад ? оставшегося участка турбины

HВoi = 0,7397=277,9 кДж/кг

2. Расчет регенеративной схемы

Все поверхностные подогреватели питательной воды делятся на две группы: низкого давления, включенные до питательного насоса (по ходу конденсата), и высокого давления - после питательного насоса.

2.1.1 Для определения температуры питательного воды перед первым регенеративным подогревателем низкого давления находим температуру конденсата, уходящего из конденсатора с учетом переохлаждения конденсата:

9 0С

где tн-температура насыщения пара при давлении в конденсаторе. Она находится по таблицам свойств воды и водяного пара - tн=f(Pk).

Первой ступенью подогрева питательной воды конденсационных турбоагрегатах является подогреватель эжектора (ПЭ).

Повышение температуры питательной воды в ПЭ составляет:

0С

Кроме ПЭ в схему включен охладитель пара из уплотнений турбины (ОУ) Повышение температуры в охладителе пара из уплотнений составляет около 2 0С

2.1.2 Температура питательной воды после вспомогательных теплообменников при выходе в первый регенеративный подогреватель составит.

2.1.3 Температура питательной воды после каждого поверхностного подогревателя как ПНД, так и ПВД определяется следующим образом:

По принятому прототипу давления пара в каждом отборе находятся давление греющего пара на соответствующем подогревателе. По термодинамическим таблицам находятся температуры насыщения греющего пара на подогревателях, а затем и температуру питательной воды на выходе из подогревателя:

Таблица №3

Pотб=0,95

tпв вых = tн отб - 5 0С

1-й отбор

Pотб1=0,953,185 = 3,026 МПа

tн1= 234,33 0C

tпв вых1 = 234,33 - 5 = 229,33 0С

2-й отбор

Pотб2=0,951,225 = 1,163 МПа

tн2= 186,56 0C

tпв вых2 = 186,56 - 5 = 181,56 0С

3-й отбор

Pотб3=0,950,593 = 0,563 МПа

tн3= 156,37 0C

tпв вых3 = 156,37 - 5 = 151,37 0С

4-й отбор

Pотб4=0,950,343=0,326 МПа

tн4= 136,39 0C

tпв вых4 = 136,39 - 5 = 131,39 0С

5-й отбор

Pотб5=0,950,142 = 0,135 МПа

tн5= 108,24 0C

tпв вых5 = 108,24 - 5 = 103,24 0С

6-й отбор

Pотб6=0,950,0715 = 0,0679 МПа

tн6= 89,21 0C

tпв вых6 = 89,21 - 5 = 84,21 0С

7-й отбор

Pотб7=0,950,0336 = 0,0319 МПа

tн7= 70,62 0C

tпв вых7 = 70,62 - 5 = 65,62 0С

2.1.4 Температура питательной воды на выходе из деаэратора определяется в зависимости от давления в деаэраторе:

tпв д = tнд = 158,84 0С

tнд = f(Рд)

Рд = 0,6 МПа

2.1.5 Определяется давление питательной воды в подогревателях ПНД:

Рпв ПНД = Ркн = 1,65Рд

Рпв ПНД=1,650,6 = 0,99 МПа

В ПВД после питательного насоса для установок с барабанным парогенератором

Рпв ПВД = Рпн = 1,35

Рпв ПВД = 1,3514 =18,9 МПа

2.1.6 По таблицам термодинамических свойств воды и водяного пара находятся энтальпия питательной воды перед и после каждого подогревателя

hпв=f(tпв;Рпв) кДж/кг

Таблица №4

Рпв ПВД =18,9 МПа

tпв вых7 = 229,33 0С

hпв7= 1011,9 кДж/кг

tпв вых6 = 181,56 0С

hпв6= 800,45 кДж/кг

Рд = 0,6 МПа

tпв д = 158,84 0С

hпвд= 670,4 кДж/кг

Рпв ПНД = 0,99 МПа

tпв вых5 = 151,37 0С

hпв5= 638,54 кДж/кг

tпв вых4 = 131,39 0С

hпв4= 552,82 кДж/кг

tпв вых3 = 103,24 0С

hпв3= 433,39 кДж/кг

tпв вых2 = 84,21 0С

hпв2= 353,33 кДж/кг

tпв вых1 = 65,62 0С

hпв1= 275,46 кДж/кг

Энтальпия питательной воды после деаэратора и, соответственно, перед питательным насосом определяется по таблицам в зависимости от принятого давления в деаэраторе

hпвд=f(Рд)

Таблица №5

Pотб1 = 3,026 МПа

tотб1 = 375 0С

hотб1=3172,7 кДж/кг

Pотб2 = 1,163 МПа

tотб2 = 451 0С

hотб2= 3370,7 кДж/кг

Pотб3 = 0,563 МПа

tотб3 = 354 0С

hотб3= 3174,5 кДж/кг

Pотб4 = 0,326 МПа

tотб4 = 292 0С

hотб4= 3051,8 кДж/кг

Pотб5 = 0,135 МПа

tотб5 = 200 0С

hотб5= 2873,1 кДж/кг

Pотб6 = 0,0679 МПа

tотб6 = 138 0С

hотб6= 2754,8 кДж/кг

Pотб7 = 0,0319 МПа

tотб7 = 80 0С

hотб7= 2645,5 кДж/кг

Энтальпия питательной воды на входе в ПВД , находящийся после питательного насоса, определяется с учетом ее возрастания в результате повышения, давления в насосе, т.е. энтальпия воды после питательного насоса:hпн=hпвд+ кдж/кг

где -повышение энтальпии воды в питательном насосе,

v=-удельный объем воды в питательном насосе , м3/кг.

-0,95 - гидравлический КПД насоса.

hпн= (18,9 - ( 0,6+0,1))0,00111000/0,95 = 21,07 кДж/кг

v=f(18,9;158,8)= 0,0011 м3/кг.

2.1.7 Определяется значение энтальпии и температуры греющего пара и уходящего конденсата на каждом подогревателе.

Энтальпия греющего пара hотб для каждого подогревателя определяется в диаграмме h-s на линии процесса расширения пара в соответствующей точке отбора. Для уходящего конденсата предварительно оценивают его температуру, а затем и энтальпию. В ПНД, где охладители конденсата не ставятся и конденсат уходит без переохлаждения при температуре конденсации:

tк отб=tн отб=f(Pотб) 0С

ПВД при наличии охладителей конденсата: tк отб=tпв входа+7 0С

Затем, по таблицам находятся энтальпии конденсата греющего пара на выходе из подогревателя:

hк отб=f(tк отб;Pотб)

Таблица №6

Pотб1 = 3,026 МПа

tн1 = 234,33 0С

hк отб1= 1010,2 кДж/кг

Pотб2 = 1,163 МПа

tн 2 = 186,56 0С

hк отб2= 792,03 кДж/кг

Pотб3 = 0,563 МПа

tн 3 = 156,37 0С

hк отб3= 659,6 кДж/кг

Pотб4 = 0,326 МПа

tн 4 = 136,39 0С

hк отб4= 573,6 кДж/кг

Pотб5 = 0,135 МПа

tн 5 = 108,24 0С

hк отб5= 453,7 кДж/кг

Pотб6 = 0,0679 МПа

tн 6 = 89,2 0С

hк отб6= 373,5 кДж/кг

Pотб7 = 0,0319 МПа

tн 7 = 70,62 0С

hк отб7= 293,01 кДж/кг

Результаты расчета заносятся в таблицу №7.

2.1.8 Сводная таблица. Исходные данные для решения уравнений теплового баланса

Таблица №7

Параметр

Способ определения

Подогреватели

П7

П6

Деаэратор

П5

П4

П3

П2

П1

ПУ

ПЭ

1. Давление, МПа

- пара в отборе турбины

По данным прототипа

3,25

1,25

1,25

0,605

0,35

0,145

0,073

0,0343

-

-

- пара в подогревателе

3,026

1,163

0,6

0,563

0,326

0,135

0,0679

0,0319

-

-

- питательной воды

Для ПВД

Для ПНД

18,9

18,9

0,6

0,99

0,99

0,99

0,99

0,99

0,99

0,99

2. Температура 0С

- насыщ. греющего пара

tн=f(Pотб)

234,33

186,56

158,84

156,37

136,39

108,24

89,2

70,62

-

-

- питательной воды на выходе из подогревателя

tпв вых=tн - 5 С0

229,33

181,56

158,84

151,37

131,39

103,24

84,21

65,62

33,09

31,09

- то же на входе

tпв вх

181,56

158,84

151,37

131,39

103,24

84,21

65,62

33,09

31,09

28,59

- конденсата греющего пара на выходе из подогревателя

Для ПНД tк отб = f(Pотб)

Для ПВД tк отб = tпв вх + 7

241,33

193,56

158,84

156,37

136,39

108,24

84,21

65,62

-

-

3. Энтальпия кДж/кг

- отбираемого пара

По тепловой диаграмме h-S hотб

3172,7

3370,7

3370,7

3174,5

3051,8

2873,1

2754,8

2645,5

-

-

- пит. воды на выходе из подогревателя

hпв вых = f(tпв вых;Pпв)

1011,9

800,45

670,4

638,54

552,82

433,39

353,33

275,5

139,5

131,1

- то же на входе

hпв вх

800,45

691,47

638,54

552,82

433,39

353,33

275,5

139,5

131,1

120,7

- конденсата греющего пара на выходе из подогревателя

hк отб = f(tк отб;Pотб)

1010,2

792,03

792,03

659,6

573,6

453,7

373,5

293,01

-

-

2.2 Расчет подогревателей

Подогреватель №7

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №6

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Деаэратор

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №5

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

ПВ = 1,02 - (0,1007+0,035+0,012+0,02)=0,8523

Подогреватель №4

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №3

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №2

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

Подогреватель №1

Уравнение теплового баланса в конечной форме:

ОТСЕК

ОТНОСИТЕЛЬНЫЙ РАСХОД ПАРА ЧЕРЕЗ ОТСЕК

0-1

1

1-2

2-3

3-4

4-5

5-6

6-7

7-8

Для каждого отсека на линии процесса в тепловой диаграмме снимается теплоперепад .

Внутренний теплоперепад для каждого отсека:

?НOi1=326

?НOi2=224

?НOi3=196

?НOi4=124

?НOi5=184

?НOi6=118

?НOi7=106

?НOi8=258

Часовой расход пара на турбоагрегат:

- где К - коэффициент утечки пара через наружное уплотнение на переднем конце ЦВД.

- механический КПД и КПД электрогенератора.

Секундный расход пара на турбоагрегат:

Проверяем мощность турбины по соотношению:

Удельный расход пара:

Таблица для определения расхода пара и мощности.

№

Расчетная величина

Отсеки турбины между точками отборов

Сумма по отсекам

0-1

1-2

2-3

3-4

4-5

5-6

6-7

7-8

1

Относительное количество пара, протекающего через отсек

, кг/кг

1

0,8993

0,8523

0,8233

0,7808

0,7558

0,7309

0,6853

-

2

Внутренний теплоперепад по отсекам

, кДж/кг

326

224

196

124

184

118

106

258

1536

3

, кДж/кг

326

201,44

167,05

102,09

143,67

89,18

77,47

176,81

1283,7

4

Расход по отсекам

, кг/с

134,57

121,02

114,69

110,79

105,07

101,71

98,35

92,22

-

5

Внутренняя мощность по отсекам

, кВт

43871

27109

22480

13739

19334

12003

10426

23794

172756

Удельный расход тепла брутто для турбин с промперегревом:

Мощность, потребляемая электроприводами насосов (питательного и конденсатного):

где - производительность насоса, кг/с;

- повышение давления в насосе, МПа;

= 0,93-0,95 - гидравлический КПД насоса;

= 0,95 - механический КПД насоса;

= 0,98 - КПД электромотора;

= 0,96 - объемный КПД насоса.

Суммарная мощность, потребляемая электродвигателями двух насосов:

Удельный расход тепла нетто:

Абсолютный электрический КПД турбоагрегата:

3. Предварительный расчет паровой турбины

Наименование

Обознач.

Размер.

Обоснование

Расчет

Регулирующая ступень: одновенечная ступень давления.

Средний диаметр облопатывания

м

по прототипу

1

Оптимальный характеристический коэффициент

-

принимается

0,525

Окружная скорость на Dср

и

м/с

Абсолютная скорость истечения пара из сопел

с1

м/с

Располагаемый теплоперепад на соплах

кДж/кг

Полный располагаемый теплоперепад на регулирующей ступени

кДж/кг

Последняя ступень турбины

Средний диаметр облопатыван.

м

Окружная скорость

и

м/с

Оптимальный располагаемый теплоперепад ступени

кДж/кг

4. Детальный тепловой расчет 12 турбинной ступени

Наименование

Обознач.

Размер.

Обоснование

Расчет

Расход пара через ступень

G

кг/с

из расчета регенеративной схемы

135,51

Число оборотов ротора

n

об/мин

Принимаем

3000

Средний диаметр облопатывания

Dср

м

по прототипу

1,276

Располагаемый теплоперепад

кДж/кг

по h-S диаграмме

104

Располагаемый теплоперепад с учетом выходной энергии

кДж/кг

(=0)

104

Окружная скорость на Dср

u

м/с

Степень реакции на Dср

-

Принимается

0,1

Располагаемый теплоперепад в соплах

кДж/кг

93,6

Располагаемый теплоперепад на рабочей решетке

кДж/кг

10,4

Давление пара за сопловой решеткой

МПа

по h-S диаграмме

1,01

Начальное давление пара перед ступенью

МПа

по h-S диаграмме

1,325

Начальная температура пара перед ступенью

0С

по h-S диаграмме

463

Отношение давлений

-

-

0,76

Критическое отношение давлений

-

0,545

Давление пара за рабочей решеткой

МПа

по h-S диаграмме

0,91

Теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решетки

м/с

Скорость звука на выходе из сопловой решетки

а

м/с

Число Маха

Выходной угол сопловой решетки

Принимается

180

Профиль сопла

С-9015А

по "Атласу профилей"

С-9015А

Эффективный угол выхода потока из сопла

180

Расчет сопловой решетки (первое приближение)

Коэффициент потери скорости в сопловых каналах

принимается

0,97

Действительная скорость потока на выходе из сопла

м/с

Потеря в соплах

кДж/кг

5,53

Удельный объем пара на выходе из сопла

м3/кг

по h-S диаграмме

0,35

Высота выходных кромок сопла

м

Хорда профиля

мм

по Атласу

51,46

Шаг сопловой решетки

мм

Отношение хорды к высоте выходных кромок.

-

-

Расчет сопловой решетки (второе приближение)

Коэффициент профильных потерь

%

1,8

Коэффициент концевых потерь

%

2,8

Коэффициент потери энергии на сопловой решетке

%

4,6

Коэффициент потери скорости в сопловых каналах

-

Действительная скорость потока на выходе из соплового канала

м/с

Уточненная потеря в соплах

кДж/кг

Уточненное значение удельного объема пара на выходе из сопловой решетки.

м3/кг

по h-S диаграмме

0,34

Уточненное значение высоты выходных кромок сопловых каналов

м

Число сопловых каналов

z1

Расчет рабочей решетки (первое приближение)

Относительная скорость входа потока на рабочую решетку

м/с

с треугольника скоростей

225,1

Относительный угол входа потока на рабочую решетку

-

с треугольника скоростей

280

Коэффициент потери скорости на рабочей решетке

-

принимается

0,97

Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки

м/с

Теоретическая относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки

м/с

Скорость звука на выходе из рабочей решетки

м/с

Число Маха

-

Оптимальный относительный угол выхода потока с рабочей решетки

-

Профиль рабочей решетки

Р-3525А

-

по атласу

Р-3525А

Относительный шаг

-

по атласу

0,56

Угол установки профиля

-

по атласу

820

Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки

-

260

Выходной угол установки профиля после поворота

-

240

Входной угол установки профиля

-

280

Угол установки профиля

-

820

Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки

-

260

Потеря на рабочих лопатках

кДж/кг

Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки

м3/кг

по h-S диаграмме

0,32

Высота выходных кромок рабочих лопаток

м

Соотношение высот

-

мм

6 (перекрыш)

Величина

-

Степень реакции у корня рабочей лопатки

-

Хорда профиля

мм

по Атласу

25,41

Шаг рабочей решетки

мм

Отношение хорды к высоте выходных кромок

Расчет рабочей решетки (второе приближение)

Коэффициент профильных потерь

%

6,5

Коэффициент концевых потерь

%

5,5

Поправочный коэффициент профильных потерь, учитывающий удар

-

1,25

Коэффициент профильных потерь с учетом потери на удар

-

8,125

Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий удар

-

1,25

Коэффициент концевых потерь с учетом потери на удар

-

6,875

Ширина решетки рабочих лопаток

мм

по Атласу

25

Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий перекрыш

-

1,01

Коэффициент концевых потерь с учетом влияния перекрыши

-

Коэффициент потери энергии на рабочей решетке

-

Поправочный коэффициент, учитывающий наличие бандажа

-

по графику

1,025

Поправочный коэффициент, учитывающий наличие угла скоса бандажа

-

по графику

1,05

Коэффициент потери энергии на рабочей решетке

-

Потеря на рабочей решетке

кДж/кг

Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки

м3/кг

по h-S диаграмме

0,325

Коэффициент потери скорости на рабочей решетке

Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки

м/с

Высота выходных кромок рабочих лопаток

м

Число рабочих лопаток в решетке

Разность окружных составляющих абсолютных скоростей

м/с

по треугольнику скоростей

451,2

Разность осевых составляющих абсолютных скоростей

м/с

по треугольнику скоростей

106,8-95,2 = 11,6

Окружная сила, действующая на рабочую лопатку

Н

Осевая сила от динамического воздействия потока

Н

Осевая сила от статической разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции

Н

Полная осевая сила

Н

Полная сила, действующая на рабочую лопатку

Р

Н

Момент сопротивления профиля корневого сечения

см3

по атласу

0,168

Напряжение изгиба в корневом сечении

Н/см2

Пересчет хорды профиля

cм

39,74

Шаг рабочей решетки

мм

22,25

Отношение хорды к высоте выходных кромок

-

-

0,36

Число рабочих лопаток в решетке

-

180

Окружная сила, действующая на рабочую лопатку

Н

339,68

Осевая сила от динамического воздействия потока

Н

8,73

Осевая сила от статической разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции

Н

24,47

Полная осевая сила

Н

33,2

Полная сила, действующая на рабочую лопатку

Р

Н

341,3

Момент сопротивления профиля корневого сечения

см3

0,64

Напряжение изгиба в корневом сечении

Н/см2

3850

2933

Потеря с выходной скоростью

кДж/кг

4,3

Окружной теплоперепад

кДж/кг

90,6

90,42

Окружной КПД

-

0,87

Потеря от парциальности впуска

кДж/кг

т. к. =1 то =0

0

Мощность теряемая на трение и вентиляцию

кВт

47,65

Потеря на трение и вентиляцию

кДж/кг

0,35

Зазор в уплотнениях

м

Принимается по рекомендациям [1].

0,0003

Диаметр вала в месте его прохода через диафрагму

d

м

Оценивается ориентировочно по прототипу

0,42

Число уплотняющих ножей

Z

шт

Принимается по рекомендациям [1].

7

Потеря пара от утечки пара через уплотнение диафрагмы

кДж/кг

0,206

Внутренний теплоперепад без учёта потери влажности

кДж/кг

89,04

Внутренний КПД ступени

-

0,856

5. Детальный тепловой расчет 13, 14, 15 турбинных ступеней

Наименование

Обознач.

Размер.

Обоснование

Номера ступеней

13

14

15

Расход пара через ступень

G

кг/с

из расчета регенеративной схемы

135,51

Число оборотов ротора

n

об/мин

Принимаем

3000

Средний диаметр облопатывания

Dср

м

по прототипу

1,284

1,292

1,3

Располагаемый теплоперепад

кДж/кг

по h-S диаграмме

98

77

62

Располагаемый теплоперепад с учетом выходной энергии

кДж/кг

101,3

79,56

64,6

Окружная скорость на Dср

u

м/с

201,7

202,9

204,2

Степень реакции на Dср

-

Принимается

0,2

0,25

0,3

Располагаемый теплоперепад в соплах

кДж/кг

81,04

59,67

45,22

Располагаемый теплоперепад на рабочей решетке

кДж/кг

20,26

19,89

19,38

Давление пара за сопловой решеткой

МПа

по h-S диаграмме

0,68

0,5

0,375

Начальное давление пара перед ступенью

МПа

по h-S диаграмме

0,92

0,6

0,465

Начальная температура пара перед ступенью

0С

по h-S диаграмме

414

362

328

Отношение давлений

-

-

0,74

0,78

0,81

Критическое отношение давлений

-

0,546

Давление пара за рабочей решеткой

МПа

по h-S диаграмме

0,6

0,465

0,35

Теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решетки

м/с

402,4

345,2

300,6

Удельный объем пара на выходе из ступени

V1t

м3/кг

по h-S диаграмме

0,475

0,518

0,55

Скорость звука на выходе из сопловой решетки

а

м/с

647,9

580,2

517,8

Число Маха

-

0,62

0,58

0,57

Выходной угол сопловой решетки

-

принимается

150

150

170

Профиль сопла

-

-

по "Атласу профилей"

С - 9015А

С - 9015А

С - 9015А

Эффективный угол выхода потока из сопла

-

150

150

170

Расчет сопловой решетки (первое приближение)

Коэффициент потери скорости в сопловых каналах

принимается

0,97

0,97

0,97

Действительная скорость потока на выходе из сопла

м/с

390,33

334,84

291,58

Потеря в соплах

кДж/кг

4,79

3,52

2,67

Удельный объем пара на выходе из сопла

м3/кг

по h-S диаграмме

0,425

0,51

0,54

Высота выходных кромок сопла

м

0,141

0,196

0,205

Хорда профиля

мм

по атласу

51,46

51,46

51,46

Шаг сопловой решетки

мм

38,59

38,59

39,1

Отношение хорды к высоте выходных кромок.

-

-

0,27

0,252

0,191

Расчет сопловой решетки (второе приближение)

Коэффициент профильных потерь

%

2,6

2,45

2,3

Коэффициент концевых потерь

%

2

2

2

Коэффициент потери энергии на сопловой решетке

%

4,6

4,45

4,3

Коэффициент потери скорости в сопловых каналах

-

0,977

0,977

0,978

Действительная скорость потока на выходе из соплового канала

м/с

393,14

337,26

293,98

Уточненная потеря в соплах

кДж/кг

3,73

2,65

1,94

Уточненное значение удельного объема пара на выходе из сопловой решетки.

м3/кг

по h-S диаграмме

0,418

0,5

0,53

Уточненное значение высоты выходных кромок сопловых каналов

м

0,138

0,191

0,204

Число сопловых каналов

z1

104

105

106

Расчет рабочей решетки (первое приближение)

Относительная скорость входа потока на рабочую решетку

м/с

с треугольника скоростей

204,5

150

108,9

Относительный угол входа потока на рабочую решетку

-

с треугольника скоростей

29

34

43

Коэффициент потери скорости на рабочей решетке

-

принимается

0,97

0,97

0,97

Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки

м/с

278,27

242

218,16

Теоретическая относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки

м/с

286,88

249,5

224,9

Скорость звука на выходе из рабочей решетки

м/с

608,7

559,6

500,25

Число Маха

-

0,47

0,45

0,45

Оптим. относительный угол выхода потока с рабочей решетки

-

200

200

200

Профиль рабочей решетки

-

-

по атласу

Р - 3021А

Р - 3525А

Р - 3525А

Относительный шаг

-

по атласу

0,6

0,6

0,61

Угол установки профиля

-

по атласу

780

770

770

Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки

-

19,70

21,80

220

Выходной угол установки профиля после поворота

-

200

200

200

Входной угол установки профиля

-

300

340

430

Угол установки профиля

-

780

770

770

Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки

-

19,70

21,80

220

Потеря на рабочих лопатках

кДж/кг

2,43

1,84

1,49

Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки

м3/кг

по h-S диаграмме

0,465

0,53

0,54

Высота выходных кромок рабочих лопаток

м

0,166

0,198

0,219

Соотношение высот

-

мм

28

7

15

Величина

-

7,73

6,52

5,94

Степень реакции у корня рабочей лопатки

-

- 0,057

- 0,048

- 0,012

Хорда профиля

мм

по атласу

25,63

25,41

25,41

Шаг рабочей решетки

мм

15,38

15,25

15,5

Отношение хорды к высоте выходных кромок

-

-

0,154

0,123

0,116

Расчет рабочей решетки (второе приближение)

Коэффициент профильных потерь

%

5,8

4,2

4

Коэффициент концевых потерь

%

5

4,5

4

Поправочный коэффициент профильных потерь, учитывающий удар

-

-

-

1,3

Коэффициент профильных потерь с учетом потери на удар

-

-

-

5,2

Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий удар

-

-

-

1,8

Коэффициент концевых потерь с учетом потери на удар

-

-

-

7,2

Ширина решетки рабочих лопаток

мм

по Атласу

25

25

25

Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий перекрыш

-

1,05

1,01

1,01

Коэффициент концевых потерь с учетом влияния перекрыши

-

5,25

4,545

7,27

Коэффициент потери энергии на рабочей решетке

-

11,05

8,745

12,47

Поправочный коэффициент, учитывающий наличие бандажа

-

по графику

1,02

1,03

1,035

Поправочный коэффициент, учитывающий наличие угла скоса бандажа

-

по графику

-

-

-

Коэффициент потери энергии на рабочей решетке

-

11,27

9,01

12,9

Потеря на рабочей решетке

кДж/кг

4,64

2,8

3,26

Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки

м3/кг

по h-S диаграмме

0,46

0,52

0,535

Коэффициент потери скорости на рабочей решетке

0,994

0,954

0,992

Относительная скорость потока на выходе с рабочей решетки

м/с

268,6

238

208,24

Высота выходных кромок рабочих лопаток

м

0,171

0,196

0,227

Число рабочих лопаток в решетке

-

262

266

264

Разность окружных составляющих абсолютных скоростей

м/с

по треугольнику скоростей

432,7

349,7

301,2

Разность осевых составляющих абсолютных скоростей

м/с

по треугольнику скоростей

13,8

12,4

3,2

Окружная сила, действующая на рабочую лопатку

Н

223,8

178,15

154,6

Осевая сила от динамического воздействия потока

Н

7,14

6,32

1,64

Осевая сила от статической разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции

Н

210,4

104,6

87,9

Полная осевая сила

Н

217,54

110,92

89,54

Полная сила, действующая на рабочую лопатку

Р

Н

312,1

209,86

178,65

Момент сопротивления профиля корневого сечения

см3

по атласу

0,234

0,168

0,168

Напряжение изгиба в корневом сечении

Н/см2

3850

11403

12242

12069

Пересчет хорды профиля

cм

41,11

45,31

45

Шаг рабочей решетки

мм

24,7

27,2

27

Отношение хорды к высоте выходных кромок

-

-

0,24

0,231

0,198

Число рабочих лопаток в решетке

-

163

149

151

Окружная сила, действующая на рабочую лопатку

Н

359,7

318

270,3

Осевая сила от динамического воздействия потока

Н

11,5

11,27

2,87

Осевая сила от статической разности давлений на рабочей решетке при наличии реакции

Н

135,16

71,97

70,48

Полная осевая сила

Н

146,7

83,24

73,35

Полная сила, действующая на рабочую лопатку

Р

Н

388,5

328,7

280,1

Момент сопротивления профиля корневого сечения

см3

0,96

0,95

0,93

Напряжение изгиба в корневом сечении

Н/см2

3850

3460

3391

12069

Потеря с выходной скоростью

кДж/кг

5,1

2,9

2,6

Окружной теплоперепад

кДж/кг

87,35

70,01

58,8

87,27

70,95

59,8

Окружной КПД

-

0,86

0,87

0,91

Потеря от парциальности впуска

кДж/кг

т. к. =1 то =0

0

0

0

Мощность теряемая на трение и вентиляцию

кВт

36,98

32,81

32,43

Потеря на трение и вентиляцию

кДж/кг

0,27

0,24

0,24

Зазор в уплотнениях

м

Принимается по рекомендациям [1].

0,0003

0,0003

0,0003

Диаметр вала в месте его прохода через диафрагму

d

м

Оценивается ориентировочно по прототипу

0,42

0,42

0,42

Число уплотняющих ножей

Z

шт

Принимается по рекомендациям [1].

7

7

7

Потеря пара от утечки пара через уплотнение диафрагмы

кДж/кг

0,154

0,087

0,061

Внутренний теплоперепад без учёта потери влажности

кДж/кг

87,41

70,88

56,5

Внутренний КПД ступени

-

0,86

0,89

0,87

Расчеты на прочность деталей турбины

Наименование величины

Обозначение

Размерность

Формула или обоснование

Расчет.

Расчет на прочность пера рабочей лопатки 12 ступени

Напряжение изгиба в корневом сечении

(из детального теплового расчета турбинной ступени)

2933

Допустимое значение изгибного напряжения в корневом сечении лопатки

По рекомендациям [3] при степени парциальности впуска

3850

Площадь профиля в любом сечении (табличное значение)

Fтабл

м2

Из «Атласа турбинных профилей»

0,000162

Плотность материала, принятого для изготовления лопаток

Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ.

7850

Предел текучести данной марки стали

МПа

Из справочника при t = 5500С

450

Высота выходных кромок рабочих лопаток

м

Из детального теплового расчета 12 ступени

0,11

Угловая скорость вращения лопатки

1/сек

Радиус центра тяжести массы пера лопатки (для рабочей лопатки с постоянным по высоте профилем)

r

м

Центробежная сила собственной массы пера лопатки

С

н

Расчет бандажной ленты, шипов лопатки и связной проволоки

Плотность материала бандажной ленты

Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ.

7850

Предел текучести данной марки стали

МПа

Из справочника при t = 5500С

450

Ширина бандажной ленты

Вб

м

Соответствует ширине рабочей лопатки

0,025

Толщина бандажной ленты

м

Принимается

0,004

Линейные размеры шипа рабочей лопатки

а

м

Принимается

0,020

d

м

Принимается

0,010

Радиус, на котором находится центр тяжести массы расчетного участка (соответствует положению средней линии по толщине бандажной ленты)

rб

м

Длина дуги рассматриваемого участка бандажной ленты

tб

м

Угловая скорость вращения участка бандажа

1/сек

Центробежная сила расчетного участка бандажной ленты

Сб

н

Изгибающий момент от центробежной силы в местах заделки, то есть в сечении MN

Мб

н*м

Момент сопротивления в этом сечении

Wб

м3

Напряжение изгиба

МПа

Напряжение разрыва, возник. на шипе под действием центробежной силы массы бандажной ленты, приходящееся на один шип

МПа

Напряжение растяжения в расчетном сечении

МПа

Напряжение изгиба в корневом сечении

МПа

Из детального теплового расчета 12 ступени

29,33

Запас прочности

n

-

Принимается

1,7

Условие прочности пера лопатки: : 29,33 + 22,6 = 51,96 МПаМПа - условие выполняется

Оценка прочности производится по соотношениям:

Соответственно ; - условия выполняются;

Расчет хвоста рабочей лопатки (Т - образный хвост)

На эскизе принимаем следующие обозначения и соотношения:

RH=KG=d=0,65b=0,01625; AB=DC=С=0,35b=0,00875; LQ=b=0,025; AD=BC=h3=0,35b=0,00875; FB=h2=0,3b=0,0075; NQ=ML=h1= 0,3b=0,0075.

Определим радиус, на котором находится центр тяжести массы каждого из расчетных сечений: MNOL, АВ, КА и BG, AD и BC - для каждого участка принимаем условие, что центр тяжести расчетного сечения лежит на его среднем радиусе

r1ср

-

м

По прототипу

0,943

r2ср

-

м

По прототипу

0,939

r3ср

-

м

По прототипу

0,934

Размер каждого участка по окружности равен шагу рабочих лопаток на данном радиусе.

t1

-

м

t2

-

м

t3

-

м

Плотность материала хвоста лопатки

Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ.

7850

Угловая скорость вращения хвоста лопатки

1/сек

Центробежная сила участка MNOL

С1х

н

0,025*0,0075*0,0329*7850*3142*0,934 = 4459,4

Центробежная сила участка EFBA

СII х

м2

0,00875*0,0075*0,0328*7850*3142*0,939 = 1564,36

Центробежная сила участка ABCD

СIII х

м2

0,00875*0,00875*0,0326*7850*3142*0,935= 1813,96

Центробежная сила участка KGHR

СIV х

м2

0,01625*0,00875*0,0326*7850*3142*0,935 = 3354,4

Площадь сечения АВ

f1

м2

Напряжение растяжения в сечении АВ

МПа

Площадь сечениях АD и ВС

f2

м2

АD =ВС = h3*t3

Напряжение среза в сечении АD и ВС

МПа

Площадь сечениях KA и ВG

f3

м2

KA =ВG = (d - c)*t2 /2

(0,01625 - 0,00875)*0,0328/2 = 1,23*10-4

Напряжение смятия в сечении АВ

МПа

Допустимые напряжения:

На растяжение

МПа

, где n = 1,7

- выполняется;

На срез

МПа

- выполняется;

На смятие

МПа

- выполняется

Расчет рабочих лопаток на вибрацию

Высота выходной кромки рабочей лопатки

м

Из детального теплового расчета 12 ступени

0,11

Площадь профиля в любом сечении (при перерасчете профиля)

F

м2

Из «Атласа турбинных профилей»

0,000162

Момент инерции сечения лопатки (табличное значение)

Iххт

м4

Из «Атласа турбинных решеток»

0,00000000131

Модуль упругости металла хвоста рабочей лопатки

Е

МПа

Из справочника

190000

Плотность материала хвоста лопатки

Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ.

7850

Статическая частота собственных колебаний для пакета, скрепленного бандажной лентой

Гц

Параметр

В

-

Дин. частота собств. колебаний с учетом влияния центробежных сил, возникающих в пере лопатки при вращении ротора

Гц

Условие резонанса: , где К = 1, 2, 3, 4… - любое целое число;

Динамическая частота собственных колебаний

Гц

Динамическая частота собственных колебаний

Гц

Динамическая частота собственных колебаний

Гц

Динамическая частота собственных колебаний

Гц

Динамическая частота собственных колебаний

Гц

Динамическая частота собственных колебаний

Гц

Динамическая частота собственных колебаний

Гц

По данным расчетным значениям строится диаграмма резонансных чисел оборотов и находятся точки пересечения резонансных лучей (при К = 1, 2, 3 и т. д.) и кривой = f (nc)

Проверка надежности работы лопаточного венца с лопатками постоянного профиля:

Условие - данная дробь не должна находится в пределах, ограниченных данным двойным неравенством - условие выполняется

Расчет на прочность обода диска с Т - образным хвостом

Действующие силы

Половина суммарной центробежной силы, развиваемой массой лопатки с бандажной лентой

Св

н

0,5*(С + СБ + СIx + CIIx + CIVx)

0,5*(2802 + 860,7 + 4459,4 + 1564,36 + 3354,4) = 6520,43

Окружной размер

t1

м

Окружной размер (сечение GK)

t2

м

Плотность стали обода диска

Принимается легированная сталь марки 20Х3МВФ.

7790

Предел текучести данной марки стали

МПа

Из справочника при t = 5000С

610

Угловая скорость вращения обода диска

1/сек

Центробежная сила массы участка обода ABDE

С1

н

АЕ*АВ* t1*,

где сечение АЕ = сечению BG, АВ = h2 (из расчета хвоста);

0,00375*0,0075*0,0329*7790*3142*0,943 = 670,19

Центробежная сила массы участка обода GDFK

СII

н

GK*GD*t2*,

где GK == 2,7*АЕ = 2,7*BG = 2,7*0,00375 = 0,01012

0,01012*0,01625*0,0328*7790*3142*0,939 = 3890,18

Момент сопротивления расчетного сечения GK

W

м3

Напряжение изгиба в расчетном сечении GK

МПа

Напряжение растяжения в том же сечении

МПа

Суммарное напряжение в наиболее опасной точке G

МПа

+

48,15+33,4 = 81,53

Допустимое значение напряжения для выбранной 20Х3МВФ марки стали

МПа

, при n = 2,2

Условие прочности обода диска: - условие выполняется;

Расчет на прочность корпуса турбины

Внутренний диаметр корпуса ЦСД в районе расчитанных ступеней (12, 13, 14, 15 ступени)

Dв

м

Принимается ориентировочно по чертежу

2,1

Толщина стенки корпуса

м

Принимается ориентировочно

0,2

Коэффициент

-

Поскольку , то относительная толщина стенки мала, тогда:

Избыточное давление в корпусе в районе расчитанных ступеней (12, 13, 14, 15 ступени)

МПа

Рср - Рбар, где:

Рср = усредненное давление на данном участке проточной части: (9+4,15)/2 = 6,75 МПа; Рбар = 0,1 МПа;

0,8375 - 0,1 = 0,7375

Напряжение в стенке

МПа

Плотность стали расчетного участка ЦВД

Принимается легированная сталь марки 20ХМЛ

7820

Предел текучести данной марки стали

МПа

Из справочника при tср = 3700С

300

Допустимое напряжение материала корпуса

МПа

Условие прочности расчетного участка корпуса ЦВД: - условие выполняется;

Расчет на прочность фланцевых соединений

Рекомендуемые основные отношения: t = (1,5-1,7)*d = 0,32м; m = (1-1,5)*d = 0,25м;

Наружный диаметр болта или шпильки

dб

м

d - 5 мм

0,2 - 0,005 = 0,195

Сила, стремящаяся отделить одну полку фланца от другой на длине шага фланцевого соединения t

F

Мн

Положение линии действия силы Q

z/

м

, где Y = 0,18 - выбирается из условия, что Y должна лежать между точками а и g

Условие равновесия сил, действующих на расчетном участке: Q + F - P = 0;

Сила затяга болта

Р

Мн

Q + F =

Изгибающий момент в сечении О - О

Мизг

Мн*м

F*n

0,248*0,27 = 0,067

Площадь поперечного сечения болта (шпильки)

Fб

м2

, где Rб - внутренний радиус резьбы болта

3,14*0,0942 = 0,028

Напряжение в металле болта (шпильки)

МПа

Р/Fб

3,53/0,028 = 126,1

Напряжение изгиба при раскрытии фланца

МПа

Плотность стали болта (шпильки)

Принимается легированная сталь марки Ст. 45

7850

Предел текучести данной марки стали

МПа

Из справочника

250

Для литых стальных деталей корпусов турбин при (t = 3700С - внутри корпуса ЦСД, а поскольку сам корпус имеет значительную толщину, а так же шпилька фланцевого соединения находится на некотором расстоянии от корпуса, то принимаем ) рекомендуется: - условие прочности выполняется;

Поскольку болт (шпилька) работает при относительно невысокой температуре металла , то явление релаксации напряжений в расчете можно не учитывать.

Эскиз узла лопатки

Эскиз Т образного хвоста

Диаграмма резонансных чисел оборотов

Вывод: резонанс в данном пакете лопаток отсутствует т.к. отсутствуют пересечения кривой динамической частоты собственных колебаний V=f(n) с резонансными лучами.

К расчету на прочность фланцевого соединения

паровая турбина привод электрогенератор

Список использованной литературы:

Марочек В.И., Башаров Ю.Д., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных агрегатов. Тепловые расчеты: Учеб. пособие /ДВГТУ. - Владивосток, 1994.-100 с.

Марочек В.И., Попов Н.Н. Проектирование паротурбинных. Расчет на прочность деталей паровых турбин: Учеб. пособие /ДВГТУ. - Владивосток, 1999.-30 с.

Таблицы термодинамических свойств воды и водяного пара.

Атлас профилей решеток осевых турбин.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Паровая турбина

    Паровая турбина как один из видов тепловых двигателей, использующих энергию водяного пара: знакомство с конструкцией, рассмотрение основных преимуществ работы. Общая характеристика путей повышения КПД паровой турбины. Особенности турбины Парсонса.

    презентация [1,1 M], добавлен 11.02.2015

  • Расчет и проектирование турбины приводного газотурбинного двигателя

    Определение работы расширения (располагаемый теплоперепад в турбине). Расчет процесса в сопловом аппарате, относительная скорость при входе в РЛ. Расчет на прочность хвостовика, изгиб зуба. Описание турбины приводного ГТД, выбор материала деталей.

    курсовая работа [382,6 K], добавлен 19.07.2010

  • Расчет паровой турбины К-50-8,8 для привода электрогенератора

    Разработка конструкции и построение одноцилиндровой однопоточной турбины высокого давления типа ВК-50-1. Расчет двухвенечной регулирующей ступени и располагаемые теплоперепады в ее решетках. Каталог профилей лопаток и вычисление опорного подшипника.

    курсовая работа [3,6 M], добавлен 28.04.2011

  • Расчет отсека ЦВД турбины К-500-240-4 ЛМЗ

    Расчет тепловой схемы турбоагрегата, величины расхода пара на турбину, регулирующей ступени, диска и лопаток последней ступени. Построение треугольников скоростей ступеней ЦВД. Изучение процесса расширения пара, технических показателей турбоустановки.

    курсовая работа [2,7 M], добавлен 04.04.2012

  • Расчет на прочность деталей газовых турбин

    Расчет закрутки последней ступени. Профилирование рабочей лопатки по результатам расчета закрутки. Геометрические характеристики профиля турбинной лопатки. Проектирование и расчет елочного хвостовика. Расчет критического числа оборотов ротора турбины.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 22.11.2009

  • Расчет турбины турбореактивного двухконтурного двигателя на базе АЛ–31Ф

    Термогазодинамический расчет двигателя, выбор и обоснование параметров. Согласование параметров компрессора и турбины. Газодинамический расчет турбины и профилирование лопаток РК первой ступени турбины на ЭВМ. Расчет замка лопатки турбины на прочность.

    дипломная работа [1,7 M], добавлен 12.03.2012

  • Расчет турбины утилизационного турбогенератора

    Понятие и характеристика паровой турбины. Особенности конструкции и предназначение паровой турбины. Анализ расчета внутренних потерь и схемы работы теплофикационной турбины и последовательность расчета ступеней давления. Эксплуатация турбинной установки.

    курсовая работа [696,1 K], добавлен 25.03.2012

  • Расчет проточной части одноцилиндровой турбины

    Построение процесса расширения турбины. Определение экономической мощности и оценка расхода пара. Расчет нерегулируемых ступеней и их теплоперепадов. Нахождение предельной мощности и числа выхлопов. Оценка эффективных углов последних ступеней отсеков.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 13.02.2015

  • Современные конденсационные паровые турбины

    Паровая турбина как один из элементов паротурбинной установки. Типы паровых турбин, их предназначение для обеспечения потребителей тепла тепловой энергией. Паровая турбина и электрогенератор как составляющие турбоагрегата. Турбины конденсационного типа.

    реферат [2,4 M], добавлен 03.06.2010

  • Многоступенчатые турбины

    Исследование принципа действия активной многоступенчатой турбины с двумя степенями скорости. Анализ целесообразности создания многоступенчатых турбин. Тепловой расчет паровой турбины с одной активной ступенью. Определение скорости пара в горловине сопла.

    контрольная работа [431,1 K], добавлен 09.04.2016

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