Конденсационная паровая турбина типа К-6-4 - Физика и энергетика курсовая работа

Конденсационная паровая турбина типа К-6-4 - Физика и энергетика курсовая работа





































Главная

Физика и энергетика
Конденсационная паровая турбина типа К-6-4

Расчётный режим работы турбины. Частота вращения ротора. Расчет проточной части многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием. Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени. Определение размеров патрубков отбора пара.


посмотреть текст работы


скачать работу можно здесь


полная информация о работе


весь список подобных работ


Нужна помощь с учёбой? Наши эксперты готовы помочь!
Нажимая на кнопку, вы соглашаетесь с
политикой обработки персональных данных

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Размещено на http://www.allbest.ru/
1. Описание конструкции турбины типа К-6-4
2.2 Частота вращения ротора турбины
2.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени
2.6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости
2.7 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени
2.8 Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени
3.2 Ориентировочные параметры последней ступени
3.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени
3.4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней
3.5 Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними
3.6 Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления
3.6.1 Расчёт направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени
3.6.2 Расчёт рабочих лопаток 1-ой ступени
3.6.3 Определение потерь энергии, к.п.д. и внутренней мощности
3.7 Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней
3.8 Тепловой процесс в i, s - диаграмме промежуточной нерегулируемой ступени
4. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины
5.1 Материалы цельнокованных, сварных роторов и валов сборных роторов
6. Технико-экономические показатели турбины
7. Определение размеров патрубков отбора пара из турбины
Современная паротурбинная установка представляет собой сложный комплекс агрегатов, взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической энергии (или механической). Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара, частично отработавшими в турбине и отбираемыми из ее проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потерь тепла в конденсаторе (холодном источнике), но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход топлива на выработку электроэнергии существенно снижается. Экономия топлива от применения регенерации при определенных условиях достигает 10%. В силу этого все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды, хотя при этом они становятся сложнее и дороже.
Экономия от регенерации возрастает с увеличением числа подогревателей. Однако прирост экономии замедляется по мере увеличения числа подогревателей.
Как показывают исследования, при заданном числе подогревателей и равном количестве протекающей через них питательной воды наибольшая экономия получается в случае приблизительно одинаковой величины подогрева во всех основных подогревателях.
Формирование проточной части представляет собой один из основных этапов проектирования многоступенчатой паровой турбины и является сложной технико-экономической задачей. При проектировании проточной части требуется спроектировать ее так, чтобы располагаемый перепад энергий был преобразован в механическую работу с максимальным коэффициентом полезного действия; чтобы турбина была надежной и долговечной, конструкция ее простой и технологичной, дешевой и малогабаритной.
В данном курсовом проекте произведён тепловой расчёт проточной части турбины типа К-6-4, а также разработаны продольный и поперечный разрезы рассчитываемой турбины.
1 . Описание конструкции турбины типа К-6-4
Паровая турбина типа К-6-4 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 6,000 МВт. Частота вращения ротора совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 об/с.
Роторы турбины и генератора соединены между собой посредством упругой муфты.
Турбина одноцилиндровая и одновальная. Проточная часть включает двухвенечную ступень скорости, используемую в качестве регулирующей, а также ступеней давления.
Корпус турбины литой. В паровой турбине запрессованы седла клапанов, внутри коробки на поперечной траверсе подвешены четыре регулирующих клапана. Паровая и сопловая коробки составляют одно целое. Коробка крепится фланцем к верхней половине корпуса. Все диски насадные и набираются на роторе с двух сторон.
Концевые периферийные уплотнения выполнены в виде гребешков, закрепленных в корпусе.
Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части при помощи специального устройства, которое исключает возможность опрокидывания корпуса подшипника, так как оно располагается вблизи его опорной плоскости. Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем. На крышке заднего подшипника установлено валоповоротное устройство. Регулирование гидравлическое. Колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце вала турбины.
Отборы пара на РППВ предусмотрены за 7, 10, 13, 16 ступенями.
Все рабочие лопатки имеют бандаж, кроме последних двух. Каждые два рабочих диска фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами, вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.
Расчётный режим работы турбины имеет максимальным к.п.д. преобразования энергии и определяет размеры проточной части турбины. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ, то есть такой режим, при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.
На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме, которая называется расчетной, или экономической, принимается равной
2.2 Частота вращения ротора турбины
Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n = 3000 об/мин. (n c = 50 с -1 ).
Роторы турбины и генератора мощностью N ном > 4,000 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую же частоту вращения, что и ротор генератора.
В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных начальных и конечных параметрах пара или при изменяющемся начальном давлении пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом, чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.
Выбираем сопловое регулирование, так как весь поток пара отдельными частями протекает через последовательно включаемые регулирующие клапаны, каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел; применяется в турбинах, проектируемых для работы с большими колебаниями нагрузки (при малых расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании).
Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени.
Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара и изменяется в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не изменяется при регулировании нагрузки турбины.
2.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени
Применяем для нашей турбины регулирующую двухвенечную ступень скорости типа КС-А упрощенной конструкции, с цилиндрическими обводами межлопаточных каналов и без радиальных уплотнений. Это определило применение ступеней типа КС-А, в основном, для турбин сравнительно небольшой мощности (до 12000,000 кВт). Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-А представлены в таблице 1.
Таблица 1 -- Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-А
Угол выхода сопловых лопаток б 11 , град.
Угол входа рабочих лопаток I венца в 11 , град.
Угол выхода рабочих лопаток I венца в 21 , град.
Угол входа направляющих лопаток б 21 , град.
Угол выхода направляющих лопаток б 12 , град.
Угол входа рабочих лопаток II венца в 12 , град.
Угол выхода рабочих лопаток II венца в 22 , град.
Отношение площадей проходных сечений:
а) I рабочего венца и сопел f 21 /f 11 ;
б) направляющего аппарата и сопел f 12 /f 11 ;
в) II рабочего венца и сопел f 22 /f 11 .
а) I рабочего венца и сопел a = l 21 /l 11 ;
б) направляющего аппарата и I рабочего венца b = l 12 /l 21 ;
в) II рабочего венца и направляющего аппарата с = l 22 /l 12 .
в) направляющего аппарата В 12 , мм;
в) направляющего аппарата t 12 , мм;
2.6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости
1. Расход пара (из расчёта тепловой схемы) G I = 6,229 кг/c.
2. Частота вращения ротора n = 50,000 c -1 .
3. Параметры пара перед соплами: а) давление p' 0 = 3,800 МПа; б) температура T 0 = 706,000 K; в) энтальпия i 0 = 3291,285 кДж/кг.
4. Тип ступени -- двухвенечная КС-А.
5. Отношение скоростей x = u/C 0 = 0,25 [4, страница 20].
6. Средний диаметр d = 1 м (по прототипу АК-6).
9. Изоэнтропийный перепад энтальпий
10. Параметры пара за ступенью (по h 0I в i,s - диаграмме): а) давление p 2I = 1,920 МПа; б) удельный объём v 2t = 0,139 м 3 /кг.
12. Давление пара в критическом сечении
13. Критический тепловой перепад (по i,s - диаграмме).
14. Удельный объём пара в критическом сечении v крI = 0,131 м 3 /кг (по i,s - диаграмме).
15. Скорость пара в критическом сечении.
где р = 0,97 - коэффициент расхода ступени [4].
17. Синус угла sin 11 = sin11,5 = 0,199.
19. Путём подбора высот лопаток соплового аппарата l 11 = 10…60 мм выбираем оптимальную степень парциальности opt (см. таблицу 2, 3), откуда принимаем opt = 0,152.
Таблица 2 -- Расчёт двухвенечной ступени скорости
Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h о I =С о 2 /(2•10 3 )
Давление пара в критическом сечении p кр =П кр • p' о
Удельный объём пара в критическом сечении v кр1
Скорость пара в критическом сечении сопла с кр =(к• p кр • v кр1 ) 1/2
Площадь проходного сечения f 11 =G•v/(0,97•с)
Произведение •l 11 =f 11 /(р•d•sin•б 11 )
б) I рабочего венца l 21 =а•l 11 (а=1,21)
в) направляющего аппарата l 12 =b•l 21 (b=1,15)
г) II рабочего венца l 22 =с•l 12 (с=1,14)
Поправочный коэффициент на средний диаметр К d
Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки К s
Поправочный коэффициент на высоту лопатки К l
Окружной КПД ступени с учётом поправок з' u =з u •К d• К s• К l
Окружной тепловой перепад в ступени h' u =з? u '•h oI
Неактивная дуга, закрытая кожухом ек=0,9•(1-е)
Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию ? N тв
Потеря энергии на трение и вентиляцию ? h тв = ? N тв /G о
Потеря энергии на концах сегментов сопел ?h сегм =0,11•(В 21 •l 21 + +В 22 •l 22 )•х• (h' u -?h тв )•z сс /f 11 (z сс =1)
Использованный внутренний теплоперепад в ступени h il =h' u - ?h тв - ?h сегм
Относительный внутренний КПД ступени з oil =h il /h ol
Внутренняя мощность ступени N il =G o •h il
Рисунок 1 -- Зависимость относительного внутреннего КПД ступени oiI от парциальности регулирующей ступени
где коэффициенты a, b и c из таблицы 1.
21. Окружной КПД ступени по опытным данным u = 0,7432 (см. рисунок 2).
Рисунок 2 -- Зависимость окружного КПД u от отношения давлений p' 0 / p 2I
22. Поправочный коэффициент на средний диаметр K d =1,010 (см. рисунок 3).
Рисунок 3 -- Поправочный коэффициент K d двухвенечной ступени скорости
23. Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки K S = 0,998 (см. рисунок 4).
Рисунок 4 -- Поправочный коэффициент K S двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6 мм.
24. Поправочный коэффициент на высоту лопатки K l = 0,9785 (см. рисунок 5).
25. Окружной КПД ступени с учётом поправок
Рисунок 5 -- Поправочный коэффициент Kl двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6 мм
26. Окружной тепловой перепад в ступени
28. Неактивная дуга, закрытая кожухом,
29. Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию,
30. Потери энергии на трение и вентиляцию
31. Потеря энергии на концах сегментов сопел
32. Использованный внутренний тепловой перепад в ступени
33. Относительный внутренний КПД ступени
2.7 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени
Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара
где N Э и N ном -- мощность турбины, соответственно, расчетная и номинальная;
v 2t и v 2tном -- удельный объем пара в конце процесса расширения при давлениях в камере регулирующей ступени, соответственно, p 2I и p 2Iном ;
h 0i и h 0iном -- изоэнтропийный перепад энтальпий от p' 0 соответственно до p 2I и p 2Iном .
Номинальное давление в камере регулирующей ступени
Определяем число сопел регулирующей ступени
где t 11 -- шаг сопловой решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени;
Z сmax -- округляется до ближайшего большего целого числа.
Число регулирующих клапанов с экономической точки зрения целесообразно брать возможно больше, хотя это усложняет конструкцию турбины. Принимаем для проектируемой турбины число регулирующих клапанов z рк = 4.
2.8 Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени
, н , 1 , 2 -- коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов, первого и второго венцов рабочих лопаток, которые определяются по опытным данным, представленным на рис. 6 и 7;
Рисунок 6 -- Зависимость коэффициента от скорости истечения с 11 для двухвенечной ступени скорости
= 1 + н + 2 = 0,02+0,04+0,05 = 0,11;
1 , н , 2 -- степень реактивности соответственно ступени, направляющего аппарата, первого и второго венцов рабочих лопаток;
11 , 12 , 21 , 22 -- эффективные углы выхода пара соответственно из соплового и направляющего аппарата, из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа ступени (см. таблицу 1).
По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рисунок 8) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рисунок 9).
Рисунок 7 -- Зависимость коэффициентов скорости лопаточных решёток двухвенечных ступеней скорости типа КС-А и КС-Б: 1 - 1 =f(w 21 ); 2 - н =f(c 12 ); 3 - 2 =f(w 22 )
Рисунок 8 -- Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости
Скорости c 11 , w 21 , c 12 , w 22 сначала вычисляем при соответствующих коэффициентах , н , 1 , 2 , равных единице. Затем по полученным значениям скоростей определяем коэффициенты по графикам на рис. 6 и 7.
Рисунок 9 -- Тепловой процесс регулирующей ступени в i,s - диаграмме
Абсолютная скорость истечения пара из сопел определяется по рисунку 6 при
Относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца
Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца определяется по рисунку 7 при
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца
Абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата определяется по рисунку 7 при
Относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца
Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца определяется по рисунку 7 при
Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени
Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решётках:
- потеря энергии с выходной скоростью
Окружной тепловой перепад в ступени
Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы:
а) ступени высокого давления, работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления);
б) ступени среднего давления или промежуточные ступени, в которых объемы пара достаточно велики;
в) ступени низкого давления, работающие, как правило, под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.
В современном паротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях, когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления, реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших турбин, как с точки зрения эксплуатации, так и в отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если, с одной стороны, в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно лучше, чем в активных, то, с другой стороны, к.п.д. реактивной ступени сильно зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того, в реактивной турбине обычно разгрузочный диск (поршень или думисс) большого диаметра, являющийся частью переднего уплотнения, и к.п.д. турбины снижается из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности обоих турбин.
Технология изготовления каждого из этих типов имеет свои особенности. В соответствии с типом турбин, которые получили распространение на том или ином заводе, применяется специализированное оборудование, оснастка, приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или другой конструкции.
Выполнение активных ступеней целесообразно в области целых расходов, то есть в ступенях высокого давления, где существенно сказываются потери на утечках. Наоборот, в области низких давлений, где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны, преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных паровых турбин выполняются со значительной реакцией, которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 0,6 и более.
3.2 Ориентировочные параметры последней ступени
Площадь, ометаемая рабочими лопатками последней ступени f z =•d z •l z ; уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной форме G k •v k =f z •c 2z ; осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени c 2z =c 2 •sin 2 ; угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить 2 =90; тогда sin 2 =1 и c 2 =c 2z ; выходная кинетическая энергия соответствует скорости С 2 за последней ступенью турбины h c2 =0,5•c 2 2 , желательно h c2 (0,01…0,03)•H 0 . Следовательно, . Коэффициент в.с. принимаем равным 0,010.
После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени
где G к - расход пара через последнюю ступень;
v к - удельный объем пара за рабочим колесом последней ступени;
d z /l z = 6,450 - втулочное отношение, принимаем по конструктивным соображениям.
Окружная скорость u z = •d z •n c = 1,34750 = 211,586 м/с.
z = 1-(1- z ')(1-(l z /d z )) 2 = 1-(1-0,03)(1-1/6,450) 2 = 0,307,
где z ' = 0,03 - реактивность у корня последней ступени [1, страница 38].
Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем
Принимаем характеристический коэффициент x z,opt = 0,500, исходя из конструктивных соображений.
Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени, вычисляется по формуле
h 0z = 0,5u z 2 x z -2 = 0,5211,586 2 0,500 -2 = 89,537 кДж/кг.
3.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени
Основной задачей проектирования первой и последних ступеней высокого давления является обеспечение достаточной высоты направляющих лопаток, при которой достигается наибольшая экономичность.
Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени G 1 v 1 = f 1 с 1t .
Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается определять G 1 по формуле
G 1 = 0,98G 0 = 0,986,229 = 6,104 кг/с.
Площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени
где d 1 - средний диаметр ступени, м;
- степень парциальности впуска пара;
1 - угол выхода из сопел диафрагмы;
с 1t - абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы, м/с.
В этом выражении характеристический коэффициент х для первых ступеней целесообразно выбирать равным или меньше х opt , так как при изменении нагрузки турбины режимный коэффициент х первых ступеней конденсационных турбин практически не изменяется. Тогда
где - степень реактивности [1, страница 39].
Т.к. l 1 16 мм, то выполняем первую нерегулируемую ступень с парциальным впуском пара.
Известно, что с введением парциальности в ступени появляются специфичные потери энергии (на вентиляцию и на концах сегментов сопел), которые приводят к соответствующему снижению по сравнению с коэффициентом полноподводной ступени . Для учета этого влияния введем следующую эмпирическую зависимость, аппроксимирующую опытную функцию:
С учетом влияния парциальности на x
Т. к. мы не получили принятую высоту лопатки то подбираем нужную парциальность , при которой и
Тогда с учетом потерь от введения парциальности
По принятым значениям d 1 и n вычисляется окружная скорость на средней окружности первой ступени
u 1 = d 1 n c = 0,9550 = 149,226 м/с.
h 0 = C 0 2 /2 = 0,5u 2 x -2 = 0,5149,226 2 0,450 -2 = 54,984 кДж/кг.
3.4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней
Характерным для формирования проточной части является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней, при котором на 1/3 длины ротора, занятой ступенями высокого давления, они практически постоянные; на второй трети, занятой ступенями среднего давления, - увеличиваются примерно на (d (z) -d (1) )/3; в ступенях низкого давления диаметры увеличиваются приблизительно ещё на 2(d (z) -d (1) )/3. Для выполнения дальнейших предварительных расчётов ступеней давления принятый закон изменения средних диаметров ступеней вдоль проточной части проектируемой турбины наносится на отдельную диаграмму, где по оси абсцисс откладывается в некотором масштабе длина ротора между крайними нерегулируемыми ступенями.
Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров x и h 0 вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x 1 =const от первой ступени до L/2, а далее возрастание до x z последней ступени по плавной, практически прямой линии (см. рисунок 10).
Рисунок 10 -- Изменение конструктивных и режимных параметров нерегулируемых ступеней вдоль проточной части турбины
Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле
где К 0 - коэффициент (для первой ступени К 0 =1, для промежуточных ступеней К 0 = 0,92…0,96).
По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z, а также для 11 промежуточных точек, подставляя значения d и x с графиков, представленных на рисунке 10 (кривые x и d). Полученные теплоперепады наносим на диаграмму рисунка 10 и соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.
h 0(1) =0,51 2 50 2 0,950 2 /0,450 2 = 54,983 кДж/кг;
h 0(z) =0,50,96 2 50 2 1,347 2 /0,500 2 = 85,956 кДж/кг;
h 0(2) =0,50,96 2 50 2 0,950 2 /0,450 2 = 52,784 кДж/кг;
h 0(3) =0,50,96 2 50 2 0,950 2 /0,450 2 = 52,784 кДж/кг;
h 0(4) =0,50,96 2 50 2 0,950 2 /0,450 2 = 52,784 кДж/кг;
h 0(5) =0,50,96 2 50 2 0,950 2 /0,450 2 = 52,784 кДж/кг;
h 0(6) =0,50,96 2 50 2 0,983 2 /0,450 2 = 56,515 кДж/кг;
h 0(7) =0,50,96 2 50 2 1,016 2 /0,450 2 = 60,373 кДж/кг;
h 0(8) =0,50,96 2 50 2 1,049 2 /0,458 2 = 62,130 кДж/кг;
h 0(9) =0,50,96 2 50 2 1,082 2 /0,467 2 = 63,577 кДж/кг;
h 0(10) =0,50,96 2 50 2 1,148 2 /0,475 2 = 69,180 кДж/кг;
h 0(11) =0,50,96 2 50 2 1,215 2 /0,483 2 = 74,944 кДж/кг;
h 0(12) =0,50,96 2 50 2 1,281 2 /0,492 2 = 80,288 кДж/кг.
3. 5 Число нер егулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними
Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними проводится графо-аналитическим методом. При этом определяется осредненный по проточной части тепловой перепад h 0(ср) .
Для этого, используя ранее найденные h 0(i) , определяем h 0(ср)
Число нерегулируемых ступеней давления z зависит, главным образом, от величины срабатываемого в них общего теплового перепада
H о(сд) = H 0 (1+)-h о 1 =1189,928(1+0)-197,393 = 992,535 кДж/кг,
где - коэффициент возврата тепла (в первом приближении = 0).
Величина Н 0 зависит от начальных и конечных параметров пара, h оI - от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d и х.
z'= H о(сд) /h 0(ср) = 992,535/62,384 = 15,910.
Полученный результат z' округляется до ближайшего целого числа z = 16 ступеней и по нему определяется коэффициент возврата тепла
= K t (1- 0i ) H 0 (z-1)/z = 3,210 -4 (1-0,794)1189,928(16-1)/16 = 0,074.
С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H 0(сд)
H о(сд) = 1189,928(1+0,074) - 197,393 = 1080,590 кДж/кг.
z=H о(сд) /h 0(ср) =1080,590/62,384=17,322(до ближайшего целого числа), z = 17 ступеней.
Для определения влияния числа ступеней на к.п.д. турбины необходимо определить характеристический коэффициент X (аналог коэффициента x отдельной ступени) по формуле:
Для вычисления этого коэффициента на данной стадии проектирования базу L разделяем на (z-1) равных отрезков, получив на их границах соответственно точки 1, 2, 3, …, (z-1), z, отвечающие номерам нерегулируемых ступеней (см. рисунок 10).
Для каждой из ступеней в указанной точке на кривой d находим средние диаметры, а по ним и известной частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости.
u 1 = рd 1 n = р 0,95050 = 149,226 м/с;
u 2 = р d 2 n = р 0,95050 = 149,226 м/с;
u 3 = р d 3 n = р 0,95050 = 149,226 м/с;
u 4 = р d 4 n = р 0,95050 = 149,226 м/с;
u 5 = р d 5 n = р 0,95050 = 149,226 м/с;
u 6 = р d 6 n = р 0,96850 = 150,482 м/с;
u 7 = р d 7 n = р 0,98150 = 154,095 м/с;
u 8 = р d 8 n = р 1,00450 = 157,708 м/с;
u 9 = р d 9 n = р 1,027 50 = 161,321 м/с;
u 10 = р d 10 n = р 1,05150 = 165,091 м/с;
u 11 = р d 11 n = р 1,07450 = 168,704 м/с;
u 12 = р d 12 n = р 1,11350 = 174,830 м/с;
u 13 = р d 13 n = р 1,15950 = 182,055 м/с;
u 14 = р d 14 n = р 1,20650 = 189,438 м/с;
u 15 = р d 15 n = р 1,25350 = 196,821 м/с;
u 16 = р d 1 6 n = р 1,30050 = 204,204 м/с;
u 17 = р d 1 7 n = р 1,34750 = 211,586 м/с.
Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины б oe с помощью графика б oe = f(X) (рисунок 11). В результате получаем б oe = 0,865.
Рисунок 11 - Зависимость относительного эффективного КПД турбины от характеристического коэффициента x
Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной Н 0 (1+?), и определяем разность
Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней
Определяем окончательно теплоперепады по формуле
Полученные параметры занесены в таблицу 4.
Таблица 4 - Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины
Предварительный теплоперепад, кДж/кг
Окончательный теплоперепад , кДж/кг
3.6 Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления
Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней выполняется последовательно ступень за ступенью, начиная с первой. Он состоит из трех основных этапов для каждой нерегулируемой ступени: расчет направляющих лопаток, расчет рабочих лопаток и определение потерь энергии, относительного внутреннего к.п.д. и внутренней мощности ступени. Только после того, как определены все конструктивные и режимные параметры, установлена приемлемость их значений, построен эскиз проточной части первой ступени и найдены параметры пара за ней, можно приступить к расчету второй ступени и т.д.
3.6.1 Расчёт направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени
2.Тепловой перепад h i1 = 55,151 кДж/кг;
3.Характеристический коэффициент х = 0,45;
4.Частота вращения n c = 50 c -1 ;
5.Окружная скорость u = •d 1 •n с = •1,050•50 =149,226 м/с;
G i = G (i-1) - ?G пу - G отб = 6,229-0,204-0 = 6,025 кг/с,
где ?G пу - отбор пара через переднее уплотнение
8.Удельный объем пара перед ступенью v 0i = 0,147 м 3 /кг;
9.Энтальпия пара перед ступенью i 0i = 3160,664 кДж/кг;
10. Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую ступень, ?h c2(i-1) = 3,792 кДж/кг;
11.Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени м i = 0;
12.Доля кинетической энергии, используемая в ступени,
13.Полные параметры пара перед ступенью:
а) энтальпия i 0 * =i 0 +м i ?h c2(i-1) = 3160,664+0 = 3160,664 кДж/кг;
г) удельный объем v 0 * = 0,147 м 3 /кг.
14.Полный изоэнтропийный перепад энтальпий
h 0 = h 0(i) +м i ?h c2(i-1) = 55,151+0 = 55,151 кДж/кг;
15.Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:
б) удельный объем v' 2t = 0,172 м 3 /кг.
16.Высота направляющей лопатки (предварительное значение)
17. Степень реактивности у корня ступени с' = 0,010;
18.Степень реактивности на средней окружности
с = 1-(1-с')(1-l 1 /d 1 )2 = 1-(1-0,010)(1-0,012/0,95) 2 = 0,035;
19.Тепловой перепад в направляющем аппарате
h 1 * = (1-с)h 0 = (1-0,035) 55,151 = 53,229 кДж/кг;
20.Параметры за направляющим аппаратом:
а) энтальпия i 1t = i 0 -h 1 * = 3160,664-53,229 = 3107,435 кДж/кг;
21. Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата
22. Показатель в уравнении изоэнтропы:
б) для влажного пара к = 1,035+0,1х.
23.Скорость звука на выходе из направляющего аппарата
24.Число Маха M = c 1t /а 1 = 326,279 /602,868 = 0,550;
25.Отношение давлений П = р 1 /р 0 * = 1,584/1,920 = 0,825;
26.Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимаем) б 1 = 11 град;
27.Хорда профиля направляющей л
Конденсационная паровая турбина типа К-6-4 курсовая работа. Физика и энергетика.
Умскул Егэ Русский Язык Сочинение
Контрольная Работа На Тему Ценообразование И Организация Продаж Товаров
Сочинение Про Турецкие Сериалы И Любимой Актрисы
Курсовая работа по теме Организация творческой деятельности школьников в процессе изучения информатики
Сервис По Написанию Курсовых Работ
Реферат: Гетьман Павло Скоропадський
Сочинение Описание Классной Комнаты
Искусство Кино Реферат
Курсовая Работа На Тему Познавательная Активность
Курсовая работа по теме Кредитно-банковская система РБ
Содержание Права На Неприкосновенность Частной Жизни Диссертация
Реферат: The Westward Expansion Essay Research Paper The
Курсовая работа: Изучение лирики в старших классах на материале лирики С.А. Есенина
Контрольная работа по теме Учет табельного технического имущества в авиационных частях
Реферат: Symbolism And Imagery In William Blakes Poem
Международное сотрудничество в области охраны окружающей среды
Особенности Правления Александра 2 Эссе
Доклад: Ликсус
Структура Отраслевого Рынка Курсовая
Реферат по теме Флора урбанизированных экосистем
Управление прибылью торгового предприятия - Менеджмент и трудовые отношения курсовая работа
Организация французской кухни ресторана на 95 мест - Кулинария и продукты питания курсовая работа
Учет животных на выращивании и откорме - Сельское, лесное хозяйство и землепользование курсовая работа


Report Page