125735 (690669), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

(13)

Выбрав суммарную перекрышу определяем высоту рабочей решетки

м

Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки находят из выражения

(14)

=0,38

По геометрическим характеристикам профелей лопаток выбираем профиль рабочей решётки таблице 1.

По углам и числу выбираем профиль рабочей решетки ее основные геометрические характеристики и определяют число лопаток

(15)

Уточняем коэффициент расхода и находим скоростной коэффициент рабочей решетки:

(16)

Производим построение выходного треугольника скоростей по и углу , найденному по формуле

Из выходного треугольника находят абсолютную скорость выхода пара из ступени , угол ее направления α², выбирают профили рабочих лопаток, по формуле:

(17)

⁰

Потери энергии в рабочей решетке и с выходной скоростью равны:

; (18)

Откладывая значение в i-s - диаграмме, строят действительный процесс расширения пара в рабочих лопатках.

Относительный лопаточный КПД определим двумя способами:

(19)

%

(20)

где : Е₀ – располагаемая энергия ступени, кДж/кг;

χ_вс – коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени = 0.

Для оценки прочностных характеристик рабочих лопаток находим изгибающие напряжения и сравнивают их с допустимыми значениями. Поскольку степень реактивности в регулирующей ступени не велика, можно ограничиться окружным усилием:

(21)

В этом случае:

(22)

где: – минимальный момент сопротивления, определяемый по характеристике профиля. В ступенях с парциальным подводом =25 МПа.

Значения КПД, найденные по формулам (19) и (20) должны совпадать в пределах точности расчетов.

Мощность на лопатках ступени равна:

(23)

МВт

Определяют потери энергии от утечек пара, парциальности и на трение. Относительная величина потерь энергии от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения определяем по формуле:

(24)

где :μ_у – коэффициент расхода уплотнения, μ _у = 0,9;

d_у – диаметр диафрагменного уплотнения, принимаемый по аналогу турбины, d_у = 0,5 м;

δ – радиальный зазор в уплотнении, δ ≈ 0,001d _у;

z – число гребней уплотнения, в области низкого давлений будет z = 4;

м

d_б – диаметр бандажного уплотнения,

δ_экв – эквивалентный зазор уплотнения

- осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;

- число гребней в надбандажном уплотнении.

При проектировании ступени можно принять = 0,005м;

м , = 2.

Относительные потери энергии, вызванные парциальным подводом пара:

(25)

где: - ширина рабочей решётки, ;

j - число пар концов сопловых сегментов, чаще всего j = 2.

Потери энергии от трения диска о пар определяем по формуле:

(26)

где: - коэффициент трения, равный (0,8)10^-3.

Относительный внутренний КПД ступени определяем по формуле:

(27)

=81,5%

=1,7%

=0,54%

%

Использованный теплоперепад ступени определяем по формуле:

(28)

Внутренняя мощность ступени определим по формуле:

(29)

Откладывая последовательно потери энергии , , в i-s-диаграмме находят состояние пара за регулирующей ступенью.

1. Предварительный расчёт нерегулируемых ступеней

Расчёты нерегулируемых ступеней проводят в два этапа. На первом этапе проектирования определяют число ступеней, основные их размеры, теплоперепады и другие характеристики, по которым в целом оценивается будущая конструкция турбины. Она удовлетворяет поставленным требованиям, то выполняют детальный расчёт ступеней, в результате которого определяем окончательные характеристики турбины.

Прежде всего, оценивают размеры первой и последней нерегулируемых ступеней для каждого цилиндра турбины. Диаметр первой ступени ЦНД и ЦСД принимают с учётом конструктивных и технологических соображений, используя размеры изготовленных турбин. Высоту сопловых лопаток находим по формуле:

(30)

где: - удельный объём в конце адиабатного расширения в сопловой решётке;

u/с_ф = 0,432; ρ = 0,03; ε =1; = 14⁰.

Высота лопаток не должна быть меньше 15…20 мм. Диаметр последней ступени турбины находят из уравнения неразрывности для выходного сечения рабочей решётки определим по формуле:

(31)

где: - расход пара через последнюю ступень турбины с количеством выхлопов в конденсатор z_выхл будет равна 1.

- отношение среднего диаметра к высоте рабочих лопаток, для турбин малой мощности, который равен Θ = 7;

v_z - удельный объём пара на выходе из последней ступени;

h_вс - потери энергии с выходной скоростью, принимаемые для конденсационных турбин равен 20 кДж/кг.

В цилиндрах высокого, а иногда и среднего давления, часто принимают постоянным корневой диаметр d_к. Это позволяет обеспечить унификацию хвостовых креплений лопаток, постоянство диаметров обточки дисков, а также размеров канавок в дисках, протачиваемых для крепления лопаток. Эти ступени имеют приблизительно одинаковые профили, u/с_ф, ρ, что удешевляет их изготовление. В этом случае диаметр ступени равен d₁ = d_к + l₁, а последней d_z = d_к + l_z . Высота лопаток последней ступени определим по формуле:

d₁ =0,85м

l_z = d _z -d_к =1,4-0,816=0,584м

d_z = d_к + l_z=0,816+0,584=1,4м

d_к = d₁- l₁=0,85-0,034=0,816м

Размеры первой и последней ступеней характеризует степень раскрытия проточной части турбины, то есть изменение её диаметров. Нужно стремиться обеспечить плавность изменения диаметров вдоль проточной части, что особенно трудно выполнить при проектировании ЦНД конденсационных турбин. Определение числа ступеней турбины и разбивку теплоперепадов по ступеням производят графоаналитическим методом. В ЧНД это отношение увеличиваем от ступени к ступени, достигая в последних ступенях х_ф = 0,7.

Рисунок 5 - Диаграмма для определения числа ступеней

Располагаемый теплоперепад ступени по параметрам торможения определяем по формуле

(32)

кДж/кг

Поэтому:

. (33)

кДж/кг

Далее отрезок а разбивают на 8 равных участков и в каждом из них определяют теплоперепад. Находим средний теплоперепад и число ступеней:

, (34)

кДж/кг

, (35)

где: m – число участков. равно 7;

Н_0н – располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней;

α – коэффициент возврата тепла, определяемый из соотношения.

(36)

k_т = 4,8·10^-4 – коэффициент, учитывающий состояние пара.

Полученное число ступеней z округляем до целого числа, делят отрезок а диаграммы на число ступеней и определяем теплоперепады каждой ступени. Сумма теплоперепадов должна быть равна величине . Это равенство в курсовом проекте соблюдается. Полученные теплоперепады наносим на процесс расширения в i-s-диаграмме (графический рисунок -1).

1.4 Полный расчет ступеней турбины

Детальный расчет промежуточных ступеней необходимо выполнять на ЭВМ, программе TermCalc of the Turbine 1.6. И рассчитаем эти параметры: расход пара D, параметры пара перед ступенью: давление Р₀ , МПа; температура (сухость) t₀(x₀), энтальпия i₀ , кинетическая энергия на входе в ступень , давление торможения перед ступенью , располагаемый теплоперепад от параметров торможения , располагаемый теплоперепад от статических параметров , средний диаметр d₁, d₂, окружная скорость u₁, u₂, отношение скоростей u/с_ф, средняя степень реактивности ρ, располагаемый теплоперепад в решетке h_0с, h_0р, параметры пара за решетками, числа Маха М_1t, M_2t, коэффициент расхода μ₁, μ₂, площадь решетки F₁, F₂, 10^-4 м², эффективный угол выхода α_1Э, β_2Э, высота решетки l₁, l₂, 10^-3 м, относительная высота решетки l₁/b₁, l₂/b₂, относительный диаметр d₂/l₂, коэффициент скорости φ, ψ, скорость выхода потока из решетки с₁, w₂, м/с, относительная скорость на входе в рабочую решетку и абсолютная скорость на выходе из нее w₁, с₂, углы направления скоростей β₁, α₂, потери энергии в решетке , потери энергии с выходной скоростью , располагаемая энергия ступени , относительный лопаточный КПД η_ол, использованный теплоперепад hⁱ, внутренняя мощность N_i,энтальпия пара за отсеком i_2z, кДж/кг.

Далее приведены результаты расчета ступеней:

Характеристики

Список файлов курсовой работы