Паровая турбина типа К-30-4,2

в)удельный объем V1t=V0*( p0*/ p1)1/k=0,178*(1,754/1,417)1/1,3=0,21 м3/кг;

г) сухость пара х1t=1.

21. Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата

С1t= м/с.

22. Показатель в уравнении изоэнтропы к=1,3 - для сухого пара, или к=1,035+0,1х - для влажного пара м=(к-1)/к=(1,3-1)/1,3=0,231.

23. Скорость звука на выходе из направляющего аппарата

а1= м/с.

24. Число Маха

М=С1t/а1=360,289/621,614=0,580.

25. Отношение давлений

П=р1/р0*=1,417/1,754=0,808.

26. Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимаем) б1=11 град.

27. Хорда профиля направляющей лопатки

b1=B1/sinбy=0,05/sin34,50=0,088 м (принимается по прототипу).

28. Отношение b1/l1=0,088/0,025=3,393.

29. Коэффициент скорости ц (или коэффициент потерь ж1)(по опытным данным) ц=0,932.

30. Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата

C1= ц*C1t=0,932*360,289=335,789 м/с.

31. Потеря энергии в направляющей решетке

?h1=(1-ц2)h1*=ж1h1*= =(1-0,9322)*64,904=8,527 кДж/кг.

32. Параметры пара за направляющим аппаратом:

а) энтальпия

i1=i1t+Дh1=3017,076+8,527=3025,603 кДж/кг;

б) удельный объем V1 = 0,211 м3/кг (по р1 и i1 в is - диаграмме).

33. Критическое отношение

Пкр1=(2/(к+1))К/(К-1)=(2/(1,3+1))1,3/(1,3-1)=0,5457.

34. Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:

а) давление Ркр1=Пкр1Р0* ;

б) удельный объем .

Не определяем, так как .

35. Скорость пара в критическом сечении С1кр= не вычисляем, так как .

36. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла б1*=arcsin(sinб1CkpV1t/C1tVkp1) не вычисляем, так как сечение не критическое.

37. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла д1к.с.=б1*-б1?4…5?.

38. Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):

а) диаметр d_y=0,34 м;

б) зазор ду=0,0005 м;

в) число гребней zy=8 шт.;

г) коэффициент расхода му=0,68;

д) поправочный коэффициент ку=1,35;

39. Расход пара через диафрагменное уплотнение

?Gy=мykyрdyдy=0,68*1,35*р*0,34*0,0005* *0,320 кг/с.

40. Расход пара через направляющую решетку G1=Gi-?G'y=28,152- -0,320=27,832 кг/с.

41. Коэффициент расхода направляющей решетки м1 (по опытным данным) м1=0,985-0,0058*b1/l1 =0,985-0,0058*3,393=0,965.

42. Поправочный коэффициент км=м(вл)/м(пл)=1 (по опытным данным).

43. Площадь проходных сечений направляющей решетки при

П>Пкр-f1=G1V1t/м1C1tkм=27,832*0,210/0,965*360,289*1=0,01678м2.

44. Площадь проходных сечений направляющей решетки при П?Пкр - f1=G1Vкр1/м1Cкрkм не вычисляем, так как сечение не критическое.

45. Произведение

еl1=f1/рd1sinб1=0,01678/р*1,1*sin11є= 0,025 м.

46. Степень порциальности е=1.

47. Высота направляющей лопатки l1=(еl1)/е=(0,025*103)/1=25 мм.

48. Диаметр корневого обвода d1'=d1-l1=1,1-0,025=1,075 м.

49. Относительный шаг направляющей решетки =0,807 (по опытным данным).

50. Шаг направляющей решетки

t=b1=0,807*0,088=0,0712 м.

51. Число направляющих лопаток

z1=рd1е/t=р*1,1*1/0,0712=49 шт.

3.6.2 Расчет рабочих лопаток 1-ой ступени

52. Относительная скорость входа пара в рабочую решетку

W1=

=169,415 м/с.

53. Отношение скоростей U1/C1=172,788/335,789=0,515.

54. Угол входа пара в рабочую решетку

в1=arctg(sinб1/(cosб1- -U1/C1))=arctg(sin11?/(cos11?-0,515))=22,222?.

55. Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом:

а) энтальпия

i1*=i1+(W12/2)=3025,603+(169,4152/2*103)=3039,954 кДж/кг;

б) давление p*1w=1,487 МПа (по i2t в is - диаграмме).

56. Тепловой перепад, срабатываемый в рабочем колесе

h2=сh0=0,066*69,474=4,570 кДж/кг.

57. Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:

а) энтальпия i_2t=i₁-h₂=3025,603-4,570=3021,033 кДж/кг;

б) давление p2=1,396 МПа ( по i2t в is - диаграмме);

в) удельный объем V2t=0,214 ( по i2t в is - диаграмме).

58. Скорость звука за рабочей решеткой

а2=622,561 м/с.

59. Отношение давлений

П2=Р2/Р*1w=1,396/1,487=0,939.

60. Критическое отношение давлений

Пкр2=(2/(к+1))к/(к-1)= =(2/(1,3+1))1,3/(1,3-1)=0,5457.

61. Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки :

а) давление ркр2=Пкр2*р*1w;

б) удельный объём.

Так как , то указанные параметры пара не определяем.

62. Относительная скорость пара в критическом сечении:

. Не вычисляем, так как .

63. Относительная теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки

W2t== =194,529 м/с.

64. Число Маха

М2t=W2t/a2=194,529/622,561=0,312.

65. Параметры периферийных зазоров проточной части ступени:

а) диаметр d1''=d1+l1=1,1+0,025=1,125 м;

б) осевой зазор(принимается) д1=0,0015;

в) коэффициент расхода открытого осевого зазора (принимается) м0=0,5;

г) радиальный зазор надбандажного уплотнения (принимается) д=0,00165;

д) число гребней радиального надбандажного уплотнения (принимается) zру1=2;

е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения (по опытным данным) му=0,69;

ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) Ку'=1,3;

з)эквивалентный зазор

0,00061 м.

66. Степень реактивности в периферийном сечении ступени

с''=1-(1- с)(d1/d1'')2=1-(1-0,064)(1,1/1,125)2=0,108.

67. Утечка пара через периферийные зазоры ступени с бандажом

?Gy''=рd''дэкв=р*1,125*0,61*10-3*

*/0,210=1,256 кг/с.

68. Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа - не считается.

69. Расход пара через рабочую решетку

G2=G-?Gy''=27,832-1,256=26,576 кг/с.

70. Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный) =1800-2*22,222о=135,556 о.

71. Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) в2=0,02 м (по прототипу).

72. Отношение в2/l1=0,02/0,025=0,786.

73. Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным) м2=0,945.

74. Поправочный коэффициент Км=1 (по опытным данным).

75. Выходная площадь рабочей решетки при

М2t<1 f2=G2V2t/м2kмWt=26,576*0,214/0,945*1*194,529=0,0309 м2.

76. Выходная площадь рабочей решетки при М2t>=1- не считается.

77. Перекрыша лопаток ступени (принимается):

?l =?l'+?l''=0,001+0,002=0,003 м.

78. Высота рабочей лопатки по входной кромке:

l2=l1+?l=0,025+0,003=0,028 м.

79. Высота рабочей лопатки по выходной кромке l2 (выбирается по условию плавности проточной части) l2=0,028 м.

80. Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d2=1,099 м.

81. Эффективный угол выхода рабочей решетки

в2=arcsin(f2/рd2l2е)=arcsin(0,0309/р*1,099*0,028*1)=18,318є.

82. Учитывая этот угол (в2)принимаем профиль рабочей лопатки из табл. 6.4 [4] Р-26-17-А.

83. Угол установки профиля в рабочей решетке ву=76,546?.

84. Относительный шаг рабочей решетки =0,6643.

85. Хорда профиля рабочей лопатки b2=0,02056 м.

86. Шаг рабочей решетки

t2= b2 =0,02056*0,6643=0,01366 м.

87. Число лопаток

z2=рd2/t2=р*1,099/0,01366=253 шт.

88. Отношение в2/l2=0,02056/0,028=0,723.

89. Угол поворота потока в рабочей решетке

?в =180?-(в1+в2)=180?- -(22,222°+18,318°)=139,461?.

90. Коэффициент скорости рабочей решетки ш= 0,935.

91. Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса

W2=шW2t=0,935*194,529=181,922 м/с.

92. Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М2t>1) - не считается.

93. Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М2t>1) - не считается.

94. Потеря энергии в рабочей решетке

?h2=(1-ш2)W22t/2=(1-0,9352) 181,9222/2=2,373 кДж/кг.

95. Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери

i2=i2t+?h2=3021,033+2,373=3023,406 кДж/кг.

96. Окружная скорость на средней окружности

U2=рd2n=р*1,099*50=172,631 м/с.

97. Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени

С2==

=57,175 м/с.

98. Угол выхода пара из рабочего колеса

б2=arctg(sinв2/(cosв2-U2/W2))=arctg(sin18,318?/(cos18,318?-

-172,631/181,922))= 89,926?.

99. Условная изоэнтропийная скорость ступени

С0== =372,757 м/с.

100. Характеристическое отношение ступени

х=U2/C0=172,631/372,757=0,463.

3.6.3 Определение потерь энергии, к.п.д. и внутренней мощности

101. Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень

?hc2=C22/2=57,1752/2*103=1,634 кДж/кг.

102. Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени мi=0,94.

103. Доля выходной кинетической энергии, используемая в следующей ступени мi?hc2=0,94*1,634=1,536 кДж/кг.

104. Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени

hu=h0-?h1-?h2-?hc2=69,474-8,527-2,373-1,634=56,940 кДж/кг.

105. Располагаемый тепловой перепад в ступени

hр=h0- мi?hc2=69,474-1,536=67,938 кДж/кг.

106. Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени

зu=hu/hp=56,940/67,938=0,838.

107. Окружная составляющая скорости

С1u=C1cosб1=335,789 *cos11?=329,620 м/с.

108. Окружная составляющая скорости

С2u=C2cosб2=57,175*cos(89,926)0 = -0,074 м/с.

108а. К. П. Д. Ступени по треугольникам скоростей:

зu=(2u1*(C1u-C2u))/(C02-м2C22)=.

109. Относительный зазор между диском и диафрагмой

=2S/(d2-l2)=2*0,0105/(1,099-0,028)=0,0196, при S=0,0105.

110. Коэффициент трения kтр=0,0006.

111. Относительные потери энергии на трение диска

отр=ктрd22x8/f1=0,0006*1,0992*0,4638/0,01678=0,0000914.

112. Часть неактивной дуги, занятая противовентиляционным кожухом - не рассчитывается.

113. Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени - не рассчитывается.

114. Число групп сопел Zcc=1 (принимаем).

115. Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел -не рассчитывается, т.к. нет парциальности.

116. Коэффициент Ку'=1,3 (по опытным данным).

117. Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через корневые зазоры

оу'=kyзu?G'y/G=1,3*0,839*0,320/28,152=0,0124.

118. Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через периферийные зазоры ступени с бандажом

оу'=зu?G''y/G=0,839*1,256/28,152=0,03739.

119. Коэффициент б1=0.

120. Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток оy''=б1(д/l2)0,7=0.

121. Коэффициент а2=0,4…0,9=0,6.

122. Влажность пара перед ступенью y0=0.

123. Влажность пара за ступенью y2=0.

124. Относительная потеря энергии от влажности ?вл=а2(y0-y2)/2=0.

125. Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени

?одоп=отр+ое+оу''+ оу'+овл=0,0000914+0+0,03739+0,0124+0=0,04988

126. Сумма дополнительных потерь энергии в ступени

??hдоп= =h0?одоп=69,474*0,04988=3,465 кДж/кг.

127. Относительный внутренний к.п.д. ступени

з0i=зu-??hдоп/hp=0,839-3,465/67,938=0,787.

128. Потеря энергии с выходной скоростью

hc2(1-мi)=1,634*(1-0,94)=0,098 кДж/кг.

129. Энтальпия пара перед следующей ступенью

i*0(i+1)=i2+ hc2(1-мi)+??hдоп=3023,406+0,098+3,465=3026,969 кДж/кг.

130. Внутренний перепад энтальпий в ступени

hi=i*0(i)-i*0(i+1)= 3081,980-3026,969 =55,011 кДж/кг.

131. Внутренняя мощность ступени

Ni=Ghi=28,152*55,011=1548,693 кВт.

Детальный расчёт остальных ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 4.

Таблица 4

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/



Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/



3.8 Треугольники скоростей ступеней давления

Масштаб: в 1 мм 5 м/с.



3.9 Тепловой процесс в i,s - диаграмме промежуточной нерегулироемой ступени

Тепловой процесс строим для шестой нерегулируемой ступени.

1. Энтальпия пара перед ступенью кДж/кг;

кДж/кг.

2. Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

кДж/кг.

3. Перепад в направляющем аппарате

кДж/кг.

4. Энтальпия пара за направляющим аппаратом при изоэнтропийном расширении

кДж/кг.

5. Потеря энергии в направляющем аппарате

кДж/кг.

6. Энтальпия пара за направляющим аппаратом с учётом потерь

кДж/кг.

7. Энтальпия пара в относительном движении перед рабочим колесом

кДж/кг.

8. Теплоперепад, срабатываемый в рабочем колесе, без учета потерь

кДж/кг.

9. Энтальпия пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении

кДж/кг.

10. Потери энергии в рабочем колесе

кДж/кг.

11. Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потерь

кДж/кг.

12. Сумма дополнительных потерь энергии кДж/кг.

13. Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень

кДж/кг.

14. Потеря энергии с выходной скоростью кДж/кг.

15. Внутренний перепад энтальпий в ступени

По результатам расчета строим тепловой процесс в i,s - диаграмме (рис. 3.1).

Рис. 3.1. Тепловой процесс турбинной ступени давления в i-s диаграмме

4. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины

Исходные данные:

Средний диаметр на выходе рабочей решетки d2=1,254 м.

Длина рабочей лопатки l2=0,126 м.

Осевой открытый зазор у корня 1'=0,0030 м.

Диаметр разгрузочного отверстия dр.о.=0,040 м.

Число разгрузочных отверстий zр.о.=7 шт.

Диаметр окружности расположения разгрузочных отверстий Др.о.=0,7м.

Диаметр диафрагменных уплотнения dу=0,46 м.

Радиальный зазор диафрагменного уплотнения у=0,0005 м.

Число гребней диафрагменного уплотнения zу=2.

Радиус скругления разгрузочных отверстий rр.о.=0,009 м..

Параметры пара: p*0=0,2003 МПа - давление пара перед ступенью; Po=0,2003- статическое давление пара перед ступенью; давление за направляющим аппаратом Р1=0,1567 МПа; удельный объем пара перед ступентью V0=0,989 м3/кг; давление за рабочим колесом Р2=0,1369 МПа. Вычислим давление за направляющим аппаратом у корня:

МПа

Решение:

1. Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения

f1=dyу=р*0,46*0,0005=0,0007226 м2.

2. Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий

fp.o.=zp.o.d2p.o./4=7*р*0,0402/4=0,008796 м2.

3. Площадь проходного сечения корневого зазора

f'=d'1'1=р*(1,134)*0,003=0,0107 м2.

4. Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения у=0,688 (по опытным данным табл. 6.7 [4]).

5. Окружная скорость разгрузочных отверстий

Up.o.=Др.о.nc=р*0,7*50=109,956 м/с.

6. Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях

С0р.о.= м/с.

В первом приближении Px=P1'=0,1382 МПа..

7. Характеристическое отношение разгрузочных отверстий (U/C0)p.o.=109,956/50,101=2,195.

8. Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия р.о.=0,30 (по опытным данным [6, c. 363]).

9. Решаем уравнения для определения Рх

Определим y1 и у2 при нескольких значениях х и результаты заносим в табл. 6.

Таблица 6

x	0,0180	0,0190	0,0200
y1	0,3484	0,34818	0,3480
y2	0,2106	0,26235	0,3732

По результатам расчета построим графики зависимости у₁=f(x) и у₂=f(x).

При условии у1=у2 , х=0,019941=сд.

10. Определяем

Рх=Р2+х(Р*0-Р2)=0,1369+0,019941(0,2003-0,1369)=0,1382 МПа.

11. Уточняем

С0р.о.= (U/C0)p.o.=109,956/50,027=2,198.

Рис. 4.1. График зависимости у1=f(x) и y2=f(x).

Осевое усилие, действующее на полотно диска

Осевое усилие, действующее на венец рабочей лопатки

Осевое усилие, действующее на диафрагменное уплотнение

Осевое усилие, действующее на ротор

H.

5. Требования к материалам

Анализ температурно-напряженного состояния деталей и условий их эксплуатации позволяет выявить комплекс необходимых требований к материалам этих деталей.

Известно, что эксплуатационная работоспособность (надежность материалов рассмотренных наиболее ответственных деталей турбин в условиях сложного температурно-напряженного состояния определяется их статической и усталостной прочностью при обычных и высоких температурах, термической усталостью, коррозийной (жаро-) стойкостью и стабильностью этих свойств во времени. Неизменность и уровень свойств материала при длительной эксплуатации обеспечивается стабильностью структуры во всем интервале рабочих температур, высокой однородностью химического состава и строения материала по сечению (объему) деталей. Из всех возможных материалов должны применяться прежде всего материалы не только с соответствующим уровнем прочности, но и с большим коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, чтобы обеспечить более низкие температурные напряжения, возникающие в деталях из-за неравномерного температурного поля по длине и сечению деталей. В этом отношении, например, стали перлитного класса и 12% - ные хромистые стали предпочтительней сталей аустенитного класса (имеют существенные преимущества).

Применяемые материалы должны вместе с тем обладать малой чувствительностью к концентраторам напряжений, т.е. достаточно высокой пластичностью и вязкостью, необходимыми для равномерного распределения (уравнивая) напряжений по всей площади поперечного сечения деталей. Низкая длительная пластичность свидетельствует (при прочих равных условиях) о низкой конструктивной прочности материала.

Не менее важное значение имеет и демфирующая способность материалов, т.е. декремент затухания колебаний (вибраций), обеспечиваемый самим материалом. Материалы с высоким декрементом затухания колебаний обладают большей долговечностью работы и меньшей чувствительностью к концентраторам напряжений. Наихудшей способностью гасить колебания (вибрацию) отличаются стали аустенитного класса. По этому, например, для роторов паровых турбин они применяются в исключительных случаях (для роторов газовых турбин с ограниченным ресурсом используются высоколегированные аустенитные стали).

Технологические свойства (литейные свойства, деформируемость при горячей пластической деформации и др.) материалов должны обеспечивать получение деталей наиболее простыми, дешевыми методами изготовления заготовок и последующей обработки, с минимальными внутренними остаточными напряжениями и с полным исключением внутренних дефектов (пороков) в деталях.

Материалы цельнокованных, сварных роторов и валов сборных роторов.

Материалы таких деталей должны обладать высокими показателями прочности в сочетании с достаточно высокой пластичностью и вязкостью, хорошей способностью гасить вибрацию (колебания). Требуемый уровень свойств необходимо обеспечивать по всей площади сечения валов (роторов). Химический состав материала не только должен гарантировать требуемые уровни свойств, но и соответствующую прокаливаемость валу (ротору), минимальный уровень внутренних остаточных напряжений в деталях после всех видов обработок.

Материалы роторов ступеней высокого и среднего давления должны обладать высоким сопротивлением ползучести и высокой длительной прочностью. Материалы роторов ступени низкого давления - высокой вязкостью. Для материалов рассматриваемых деталей необходимы и достаточны упругие свойства, т.к. сдаточные испытания при комнатной температуре проводятся с большими перегрузками, а допускаемые деформации роторов чрезвычайно малы.

Материалы дисков - материалы, применяемые для изготовления дисков должны обладать: высоким пределом текучести, ползучести и длительной прочности, пределом выносливости, вибрационной и термической усталости; достаточно высокой длительной пластичностью и вязкостью, позволяющей предупредить хрупкое разрушение и снизить чувствительность к концентрации напряжений; большим коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, высоким декрементом затухания колебаний; хорошей коррозионной стойкостью.

Материалы рабочих лопаток - материалы рабочих лопаток высокотемпературных ступеней турбины, находящиеся под действием высокого давления должны характеризоваться высоким сопротивлением динамической ползучести, длительной прочности, высокотемпературной (многоцикловой) и термической усталостью; достаточно высокой пластичностью, необходимой для равномерного распределения напряжений по всей площади сечения лопаток. Материалы лопаток газовых турбин должны обладать еще и высоким сопротивлением высокотемпературной коррозии и эрозионному износу, вызванного продуктами сгорания топлива.

К материалам рабочих лопаток турбин для ступеней низкого давления предъявляют высокие требования к прочности при растяжении, сопротивлению усталости и к уровню демпфирующей способности.

Материалы для направляющих(сопловых) лопаток в условиях изменения температуры должны отличатся достаточным сопротивлением ползучести и длительной прочностью, термической усталости, стойкостью в условиях газовой коррозии, достаточной длительной пластичностью и вязкостью.

Материалы корпусов (цилиндров) - для корпусов необходимы прежде всего материалы с хорошими литейными свойствами и свариваемостью.

Вместе с тем они должны обладать достаточным сопротивлением термической усталости, ползучести, малой чувствительностью к концентраторам напряжений, хорошей демпфирующей способностью.

Материалы крепежных деталей - материал крепежных деталей должен в первую очередь обладать высокой релаксационной стойкостью (для сохранения необходимого натяга в соединении) и структурной стабильностью при достаточном уровне длительной прочности. Кроме того, иметь высокую длительную пластичность, снижающую его чувствительность к надрезам и предупреждающую разрушения по резьбе, соответствующее сопротивление вибрационным нагрузкам, малую способность к схватыванию с материалом сопряженной детали. Чем больше разница в твердости материалов сопрягаемых деталей, тем меньше склонность к заеданию резьбы. В таких случаях целесообразнее обеспечивать долговечность более дорогих деталей (шпильки, болта), а заменять при необходимости более дешевые (гайки).

Температурные коэффициенты линейного расширения сопрягаемых (соединяемых) деталей не должны значительно различаться.

6. Технико-экономические показатели турбины

Суммарная внутренняя мощность группы нерегулируемых ступеней:

Niсд=?Ni=22,765 МВт

Внутренняя мощность всей турбины:

NiТ=Ni1+ Niсд=4,727+22,765=27,492 МВт.

Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях:

Hicд=?hi=927,056 кДж/кг.

Внутренний перепад энтальпий в турбине

HiT=hiI+ Hicд=164,551+927,056=1091,607 кДж/кг.

Относительный к.п.д. группы нерегулируемых ступеней

_oiсд= Hicд/ H0cд=927,056/1113,271=0,833.

Относительный внутренний к.п.д. турбины

_ioТ= HiТ/ H0=1091,607/1263,63=0,864.

Удельные расходы:

- пара

d=G/NiTмэт=28,727/27,492*103*0,994*0,973=0,00108 кг/кДж или 3600*0,00114=3,889 кг/кВтч ;

- тепла

q=d(i0-qп.в.)=0,00108*(3320,580 - 677,940)=2,855 кДж/кДж

или= 2453,078 ккал /кВт·ч ;

- топлива

b=q/Qp''=2,855/29330=0,973·10-4 кг/кДж или

2453,078/7000=0,350 кг / кВт·ч,

где Qp'' - тепловая способность топлива.

7. Определение размеров патрубков отбора пара из турбины

Таблица 7

Отборы параметр	п4	п3	п2(д)	п1	к
G, кг/с	1,676	1,691	1,597	1,351	21,837
V, м3/кг	0,311	0,584	1,333	2,678	24,360
С, м/с	50	50	50	50	100
F=G*V/C, м	0,010423	0,019741	0,042587	0,072360	5,319682
d1=, м	0,115	0,1585	0,233	0,304	-
d (принятый), м	0,12	0,16	0,24	0,31	-
l- длина патрубка, м	-	-	-	-	2
В=f/l -ширина патр., м	-	-	-	-	2,660

8. Техника безопасности

Для предотвращения несчастных случаев трубопроводы свежего пара, отборы турбины, маслопроводы, имеющие температуру поверхности более 50С, необходимо покрыть теплоизоляцией.

В роторе турбины установлены два дополнительных бойковых автомата безопасности, срабатывающих при повышении рабочего числа оборотов на 12% по сравнению с номинальным.

Во избежание чрезмерных напряжений, передний подшипник выполняется подвижным в осевом направлении. В турбине предусмотрена установка датчиков давления масла в подшипниках автоматически включается валоповоротное устройство. Операторы ежечасно снимают показания приборов и следят за недопущением аварийных ситуаций.

турбина парциальность ротор тепловой

Список использованной литературы

Осипов А.В., Бирюков А.В. Расчет проточной части паровых турбин.- Брянск, БГТУ 2012 - 126 с.

Вукалович М.П. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - Машиностроение 1967 -160 c.

Гоголев И.Г. Расчёт и проектирование проточной части паровых турбин с использованием ЭВМ. - Брянск, БИТМ 1988 - 80 с.

Гоголев И.Г. Расчёт регулирующеё двухвенечной ступени скорости паровой турбины. - Брянск, БГТУ 1999 - 32 с.

Гоголев И. Г. Формирование проточной части паровых турбин. - Брянск, БИТМ 1996 - 93 с.

Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. - Энергия 1976 - 446 с.

Щегляев А.В. Паровые турбины. - Энергия 1976 - 368 с.

Размещено на Allbest.ru