Расчет проточной части одноцилиндровой турбины

Расчет проточной части одноцилиндровой турбины

Расчет проточной части одноцилиндровой турбины

Расчет проточной части одноцилиндровой турбины

Похожие работы на - Расчет проточной части одноцилиндровой турбины

Вид работы:

Курсовая работа (т)
Предмет:

Другое
Язык:

Русский
,
Формат файла:
MS Word

492,78 Кб
Опубликовано:

2015-03-18

Все курсовые работы по другим направлениям

Скачать курсовую работу Читать текст online Заказать курсовую
*Помощь в написании! Посмотреть все курсовые работы

Вы можете узнать стоимость помощи в написании студенческой работы.

1. Задание и исходные данные на курсовой проект

В данном курсовом проекте производится расчет проточной части одноцилиндровой турбины. Основные части курсового проекта включают следующее: предварительное построение процесса расширения турбины и определение расхода пара; выбор типа регулирующей ступени; предварительный расчет нерегулируемых ступеней, в ходе которого определяются размеры лопаток ступеней и их срабатываемые теплоперепады; детальный расчет проточной части; расчет закрутки последней ступени; расчет на прочность, в ходе которого определяются основные усилия, действующие на лопатку, диафрагму и осевое усилие на всю турбину. По окончании расчета выполняется индивидуальное задание по организации нерегулируемого отопительного отбора.

Для выполнения расчетов потребуются исходные данные, которые приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 - Исходные данные (вариант № 39)

Номинальная электрическая мощность , МВтДавление острого пара перед стопорными клапанами , барТемпература острого пара , Конечное давление пара , барПрототип турбины

24	24	430	0,04	К-12-35 (АКВ-12)

2. Предварительный расчет

.1 Определение экономической мощности и оценка расхода пара

Проточная часть проектируется на экономическую мощность, которая определяется в зависимости от назначения турбины. Для турбин малой и средней мощности экономическая мощность определяется по следующей формуле, кВт:

(2.1)

Давление перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорных и регулирующих клапанах, бар:

(2.2)

Давление за последней ступенью с учетом потерь в выхлопном патрубке, бар:

, (2.3)

где ;

- скорость потока в выхлопном патрубке, м/с.

Найдем начальную энтальпию по давлению и температуре острого пара, кДж/кг [2]:

(2.4)

Располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг [2]:

(2.5)

Начальная энтальпия перед соплами регулирующей ступени, кДж/кг [2]:

(2.6)

Располагаемый теплоперепад проточной части, кДж/кг [2]:

(2.7)

Для определения КПД отсеков турбины оценивается в первом приближении расход пара (без учета регенеративных и регулируемых отборов), кг/с:

, (2.8)

где - относительный электрический КПД, в первом приближении принимается по [1]:

= 0,8

.2 Выбор типа регулирующей ступени и ее теплоперепада

В турбинах с сопловым парораспределением применяют одно- и двухвенечные регулирующие ступени. Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД (з_oi= 0,78-0,82), чем двухвенечная, но при частичных нагрузках её КПД падает более интенсивно. Для одновенечных ступеней со средним диаметром 1,0-1,1 м оптимальное значение тепло-перепада составляет 80-120 кДж/кг .

Выбираем одновенечную регулирующую ступень. Задаем теплоперепад, срабатываемый в регулирующей ступени, кДж/кг:

Фиктивная скорость для регулирующей ступени определяется по следующему выражению, м/с:

(2.9)

Окружная скорость, м/с:

, (2.10)

где - оптимальное отношение скоростей, принимаем 0,26.

Средней диаметр ступени, м:

, (2.11)

где - число оборотов, об/мин.

Теплоперепад, срабатываемый в сопловой решетке определяется из следующего выражения, кДж/кг:

, (2.12)

где - суммарная степень реактивности для одновенечных ступеней, принимаем 0,05.

Абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел, м/с:

(2.13)

Проходная площадь сопловой решетки, м²:

, (2.14)

где - удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг [2];

- коэффициент расхода сопловой решетки.

Произведение степени парциальности и высоты сопловых лопаток, м:

, (2.15)

где - эффективный угол сопловой решетки.

Степень парциальности:

, (2.16)

где - для одновенечной ступени.

Высота сопловых лопаток, м:

2.3 Построение процесса расширения турбины. Уточнение расхода пара

КПД регулирующей ступени подсчитывается по формуле:

, (2.17)

где - удельный объем пара перед соплами регулирующей ступени, м³/кг [2].

Полезно использованный теплоперепад, кДж/кг:

(2.18)

Рисунок 2.1 - Процесс расширения пара в проточной части турбины, предварительный

Средний удельный объем для ЧВД, м³/кг:

(2.19)

Определим КПД ЧВД:

, (2.20)

Полезно использованный теплоперепад ЧВД, кДж/кг:

(2.21)

Средний удельный объем для ЧСД, м³/кг:

(2.22)

Определим КПД ЧСД:

, (2.23)

где - коэффициент, учитывающий влияние влажности:

(2.24)

где - степень влажности в начале процесса расширения ЧСД [2];

- степень влажности в конце процесса расширения ЧСД [2];

- часть располагаемого теплоперепада ЧСД, расположенная в области влажного пара, кДж/кг [2].

Полезно использованный теплоперепад ЧСД, кДж/кг:

(2.25)

Средний удельный объем для ЧНД, м³/кг:

(2.26)

Определим КПД ЧНД:

, (2.27)

где - относительная потеря с выходной скоростью ЧНД:

, (2.28)

где - для турбин малой и средней мощности, кДж/кг, принимаем 20.

Полезно использованный теплоперепад ЧНД, кДж/кг:

(2.29)

Полезно использованный теплоперепад турбины, кДж/кг:

, (2.30)

где - полезно использованный теплоперепад регулирующей ступени, кДж/кг.

Уточняем расход пара на турбину, кг/с:

, (2.31)

где - КПД механический;

- КПД генератора.

.4 Определение предельной мощности и числа выхлопов

Предельная мощность - это та наибольшая мощность однопоточной турбины, на которую она может быть спроектирована при заданных начальных и конечных параметрах пара и предельно допустимых размерах последней ступени. Предельная мощность, МВт:

, (2.32)

где - коэффициент, учитывающий влияние отборов пара на регенерацию;

- учитывает снижение напряжений растяжения в лопатке за счет уменьшения её сечения от корня до периферии, принимаем 2;

- допустимое напряжение в лопатках, МПа, для легированной стали;

- плотность материала лопаток, кг/м³, для легированной стали;

- КПД турбины:

(2.33)

- скорость выхода из последней ступени, м/с:

(2.34)

- располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг;

- частота вращения ротора, 1/с;

- удельный объем за последней ступенью турбины, м³/кг [2].

Так как - турбина однопоточная, с одним выхлопом.

2.5 Предварительный расчет нерегулируемых ступеней. Определение числа нерегулируемых ступеней и их теплоперепадов. Оценка эффективных углов последних ступеней отсеков

Предварительный расчет сводится к выбору закона изменения корневого диаметра цилиндров турбины, определению числа ступеней, их среднего диаметра и теплоперепадов.

Одно из главных требований к проточной части - обеспечение плавности корневого и периферийного обводов во избежание неоправданных потерь. Как правило, турбины проектируются по выбранному закону изменения корневых диаметров ступеней, а не средних. Обычно в ЧВД и ЧСД , а в ЧНД может изменяться по любому закону. Постоянство корневого диаметра позволяет унифицировать хвостовое крепление лопаток и обточку дисков ротора.

2.5.1 Предварительный расчет ЧВД

Проектирование ЧВД начинается с определения средних диаметров первой и последней нерегулируемых ступеней. Диаметр первой ступени принимаем несколько меньше диаметра регулирующей ступени, м:

, (2.36)

где , м, принимаем 0,02.

Задаем степень реактивности, эффективный угол, коэффициент скорости и расхода для первой ступени ЧВД:

;

Оптимальное отношение скоростей:

(2.37)

Теплоперепад первой ступени, кДж/кг:

(2.38)

Теоретическая скорость истечения из сопловой решетки, м/с:

, (2.39)

где - теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг:

(2.40)

Площадь проходного сечения сопловой решетки, м²:

, (2.41)

где - удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг [2].

Высота сопловой решетки, м:

(2.42)

Высота рабочей решетки, м:

, (2.43)

где - суммарная перекрыша, м, принимаем 0,003 [1].

Корневой диаметр первой ступени, м:

(2.44)

Корневой диаметр принимается постоянным во всех ступенях ЧВД. Средний диаметр последней ступени ЧВД определяется по упрощенному уравнению неразрывности:

, (2.45)

где - средний диаметр последней ступени ЧВД, определяется из выражения, м:

, (2.46)

- высота рабочих лопаток последней ступени, м;

- удельный объем за первой ступенью, м³/кг [2];

- удельный объем за последней ступенью, м³/кг [2];

- степень парциальности первой и последней ступени соответственно.

Решая квадратное уравнение, находим:

;

Степень реактивности последней ступени:

, (2.47)

где - степень реактивности в корневом сечении, принимаем 0,03.

Принимаем эффективный угол выхода потока из сопловой решетки последней ступени .

Отношение скоростей:

(2.48)

Определим изменение параметров и характеристик по ступеням.

Для этого необходимо разбить ЧВД на 5 ступеней (таблица 2.1), и найти теплоперепады каждой ступени по формуле, кДж/кг:

Таблица 2.1 - Характеристики ступеней

Характеристики	Номер ступени
	1	2	3	4	5

0,480,4850,490,4950,5
, м11,011,021,028751,0375
, кДж/кг53,38553,341453,353,12752,96

Среднеарифметический теплоперепад одной ступени, кДж/кг:

(2.49)

Число ступеней:

, (2.50)

где - коэффициент возврата тепла.

Округляем количество ступеней до ближайшего целого. Так как число ступеней 6, то делаем пересчет числа ступеней. Для этого необходимо разбить ЧВД на 6 ступеней (таблица 2.2), и найти теплоперепады каждой ступени.

Таблица 2.2 - Характеристики ступеней

Далее пересчитываем их теплоперепады, по формуле:

, (2.51)

где - для первой нерегулируемой ступени;

- для промежуточных ступеней, принимаем 0,94.

Таблица 2.3 - Теплоперепад с учетом коэффициента

Сумма теплоперепадов всех ступеней, кДж/кг:

Сумма теплоперепадов всех ступеней должна равняться известному располагаемому теплоперепаду нерегулируемых ступеней с учетом возврата тепла, кДж/кг:

Так как равенство не соблюдается, откорректируем значение теплоперепадов ступеней ЧВД прибавив к каждому теплоперепаду величину невязки, кДж/кг:

(2.52)

Таблица 2.4 - Уточненные теплоперепады

.5.2 Предварительный расчет ЧСД

Во избежание неоправданных потерь при движении пара проточная часть турбины должна расширяться плавно, без уступов (конечно, при отсутствии камер для отборов пара на регенерацию и др.). В этом случае первая ступень ЧСД конденсационной турбины должна плавно сопрягаться с предыдущей, т.е. последней ступенью ЧВД. Тем более что отборы пара на регенерацию в данном проекте не учитываются. Поскольку высота лопаток последней ступени ЧВД уже определена, высоту лопатки первой ступени ЧСД можно определить так, м:

, (2.53)

где - межступенчатая перекрыша, м, принимаем 0,01 [1].

Корневой диаметр ЧСД равен корневому диаметру ЧВД, м:

Средний диаметр первой ступени, м:

(2.54)

Степень реактивности для первой ступени ЧСД принимаем такой же как в последней ступени ЧВД:

Задаем эффективный угол, коэффициент скорости и расхода для первой ступени ЧСД:

;

Оптимальное отношение скоростей (см. формулу 2.37):

Теплоперепад первой ступени, кДж/кг, (см. формулу 2.38):

Теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг, (см. формулу 2.40):

Теоретическая скорость истечения из сопловой решетки, м/с, (см. формулу 2.39):

Площадь проходного сечения сопловой решетки, м², (см. формулу 2.41),

где - удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг [2].

Высота сопловой решетки, м:

, (2.55)

где - суммарная перекрыша, м, принимаем 0,0045 [1].

Средний диаметр последней ступени ЧСД определяется по упрощенному уравнению неразрывности, (см. формулу 2.45),

где - средний диаметр последней ступени ЧСД, м, (см. формулу 2.46);

- высота рабочих лопаток последней ступени, м;

- удельный объем за первой ступенью, м³/кг [2];

- удельный объем за последней ступенью, м³/кг [2];

- степень парциальности первой и последней ступени соответственно.

Решая квадратное уравнение, находим:

;

Степень реактивности последней ступени, (см. формулу 2.47):

Принимаем эффективный угол выхода потока из сопловой решетки последней ступени .

Отношение скоростей, (см. формулу 2.48):

Определим изменение параметров и характеристик по ступеням.

Для этого необходимо разбить ЧСД на 5 ступеней (таблица 2.5), и найти теплоперепады каждой ступени по формуле, кДж/кг:

Таблица 2.5 - Характеристики ступеней

Характеристики	Номер ступени
	1	2	3	4	5

0,50,518250,53650,554750,573
, м1,04751,08721,12691,16661,2063
, кДж/кг53,98554,13154,26754,454,5138

Среднеарифметический теплоперепад одной ступени, кДж/кг, (см. формулу 2.49):

Число ступеней, (см. формулу 2.50):

Округляем количество ступеней до ближайшего целого. Так как число ступеней 6, то осуществляем пересчет числа ступеней.

Таблица 2.6 - Характеристики ступеней

Сумма теплоперепадов всех ступеней, кДж/кг:

Так как равенство не соблюдается, откорректируем значение теплоперепадов ступеней ЧСД прибавив к каждому теплоперепаду величину невязки, кДж/кг, (см. формулу 2.52):

Таблица 2.7 - Уточненные теплоперепады

2.5.3 Предварительный расчет ЧНД

Высоту лопатки первой ступени ЧНД, средний диаметр, степень реактивности и др., в простейшем случае можно определить так же, как и в ЧСД.

Высота лопатки первой ступени, м, (см. формулу 2.43):

Корневой диаметр первой ступени ЧНД равен корневому диаметру ЧСД, м:

Средний диаметр первой ступени, м, (см. формулу 2.36):

Средний диаметр последней ступени, м:

, (2.56)

где - расход пара, (см. формулу 2.31);

- удельный объем пара за последней ступенью;

- верность ступени, принимаем [1];

- скорость выхода из последней ступени, м/с, (см. формулу 2.33);

- угол выхода из ступени, принимаем [1].

Высота рабочих лопаток последней ступени, м:

(2.57)

Корневой диаметр последней ступени, м, (см. формулу 2.44):

Степень реактивности последней ступени, (см. формулу 2.47):

Принимаем эффективный угол выхода потока из сопловой решетки последней ступени .

Отношение скоростей, (см. формулу 2.48):

Определим изменение параметров и характеристик по ступеням.

Таблица 2.8 - Характеристики ступеней

Характеристики	Номер ступени
	1	2	3	4

0,5730,586430,599860,6133
, м1,21631,477531,738762
, кДж/кг52,173,497,1432122,955

Среднеарифметический теплоперепад одной ступени, кДж/кг, (см. формулу 2.49):

Число ступеней, (см. формулу 2.50):

Округляем количество ступеней до ближайшего целого. Так как число ступеней 4, то пересчет числа ступеней не требуется.

Сумма теплоперепадов всех ступеней, кДж/кг:

Таблица 2.9 - Уточненные теплоперепады

	Номер ступени
	1	2	3	4

, кДж/кг65,508586,8085110,5517136,3635

3. Детальный расчет проточной части турбины

.1 Детальный расчет регулирующей ступени

Располагаемый теплоперепад одновенечной регулирующей ступени принимается из предварительных расчетов проточной части, кДж/кг:

Располагаемые теплоперепады в сопловой решетке регулирующей ступени, кДж/кг:

Определяем параметры пара за решеткой [2]:

бар;

м³/кг;

бар;

м³/кг;

бар;

м³/кг;

Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки, м/с, (см. формулу 2.39):

Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с:

, (3.1)

где - показатель изоэнтропы, для перегретого пара 1,3;

- давление пара за сопловой решеткой, бар;

- удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг.

Число Маха сопловой решетки:

, (3.2)

По значениям числа Маха , углов и выбираем профиль сопловой решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:

С - 90 - 12Б

Так как число Маха для сопловой решетки меньше единицы, выходная площадь решетки, м², определяется по следующему выражению:

, (3.3)

где - расход пара на турбину, кг/с, (см. формулу 2.31);

- коэффициент расхода сопловой решетки, принимаем 0,97 [1].

Найдем угол, грд:

(3.4)

По прототипу определяем хорду сопловых лопаток, м, и определяем отношение :

;

По отношению уточняем коэффициент расхода сопловой решетки:

(3.5)

Коэффициент скорости сопловой решетки:

(3.6)

Действительная абсолютная скорость выхода из сопел, м/с:

(3.7)

Так как число Маха меньше единицы, то отклонение потока в косом срезе не происходит:

Шаг сопловых лопаток, м:

(3.8)

Число сопловых лопаток (округляем до ближайшего целого):

(3.9)

Уточняем шаг сопловых лопаток, м:

(3.10)

Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг:

(3.11)

Окружная скорость на среднем диаметре ступени, м/с:

, (3.12)

где - средний диаметр регулирующей ступени, м, (см. формулу 2.11).

Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку, м/с:

(3.13)

Угол входа в рабочую решетку, град:

(3.14)

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(3.15)

Скорость звука рабочей решетки первого венца, м/с, (см. формулу 3.1):

Число Маха рабочей решетки первого венца, (см. формулу 3.2):

Высота рабочих лопаток, м:

, (3.16)

где - высота сопловых лопаток, м;

- суммарная перекрыша, м, принимаем 0,003 [1].

По прототипу определяем хорду рабочих лопаток, м, и определяем отношение :

;

Коэффициент расхода рабочей решетки :

(3.17)

Выходная площадь рабочей решетки, м²:

, (3.18)

где - удельный объем пара за рабочей решеткой, м³/кг;

- коэффициент расхода рабочей решетки;

- теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с.

Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки, град:

(3.19)

По значениям числа Маха , углов и выбираем профиль рабочей решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:

Р - 21 - 18Р

Коэффициент скорости рабочей решетки :

(3.20)

Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(3.21)

Абсолютная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

(3.22)

Угол выхода потока из рабочей решетки, град:

(3.23)

Шаг рабочих лопаток, м:

(3.24)

Число рабочих лопаток (округляем до ближайшего целого):

(3.25)

Уточняем шаг рабочих лопаток, м:

(3.26)

Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг:

(3.27)

Потеря энергии с выходной скоростью, кДж/кг:

(3.28)

Располагаемая энергия регулирующей ступени, кДж/кг:

Относительный лопаточный КПД ступени:

(3.29)

(3.30)

Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде:

, (3.31)

где , принимаем .

Потери от трения, кДж/кг:

(3.32)

Коэффициент потерь от парциального подвода пара:

, (3.33)

где ;

Потери от парциального подвода, кДж/кг:

(3.34)

Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих лопаток:

, (3.35)

где - периферийный диаметр ступени, м.

; (3.36)

- осевой зазор, м, принимаем [1];

- радиальный зазор, м, принимаем [1];

- число гребней бандажного уплотнения, принимаем 2 [1].

Потери от утечек, кДж/кг:

(3.37)

Использованный теплоперепад регулирующей ступени, кДж/кг:

(3.38)

Внутренний относительный КПД регулирующей ступени:

(3.39)

Внутренняя мощность регулирующей ступени, кВт:

(3.40)

(3.41)

По результатам расчета строим треугольники скоростей ступени и реальный процесс расширения пара.

Рисунок 3.1 - Треугольники скоростей сопловой и рабочей решеток

Рисунок 3.2 - Процесс расширения пара в регулирующей ступени

.2 Расчет первой нерегулируемой ступени

Располагаемый теплоперепад ступени принимается из предварительного расчета ЧВД, кДж/кг, (см. таблицу 2.4):

Фиктивная скорость для ступени, м/с, (см. формулу 2.9):

Окружная скорость на среднем диаметре, м/с:

, (3.42)

где - средний диаметр ступени, м, (см. формулу 2.36);

- число оборотов, об/мин.

Располагаемые теплоперепады в сопловой и рабочей решетках, кДж/кг:

Определим параметры пара за решетками [2]:

бар;

м³/кг;

бар;

м³/кг.

Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки, м/с, (см. формулу 2.39):

Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с, (см .формулу 3.1):

Число Маха сопловой решетки, (см .формулу 3.2):

С - 90 - 09А

Так как число Маха для сопловой решетки меньше единицы, выходная площадь решетки, м², предварительная, определяется по следующему выражению:

, (3.43)

где - расход пара на турбину, кг/с, (см. формулу 2.31);

- коэффициент расхода сопловой решетки, предварительно принимается 0,97, с последующим уточнением [1];

- удельный объем пара за сопловой решеткой, м³/кг.

Степень парциальности ступени, найденная в предварительном расчете равняется:

Высота сопловых лопаток, м, предварительная:

(3.44)

По прототипу определяем хорду сопловых лопаток, м, и определяем отношение :

;

По отношению уточняем коэффициент расхода сопловой решетки, (см. формулу 3.5):

Коэффициент скорости сопловой решетки, (см. формулу 3.6):

Действительная абсолютная скорость выхода из сопел, м/с, (см. формулу 3.7):

Так как число Маха меньше единицы, то отклонение потока в косом срезе не происходит:

Шаг сопловых лопаток, м, (см. формулу 3.8):

Число сопловых лопаток (округляем до ближайшего целого):

, (3.45)

где - средний диаметр ступени, м, (см. формулу 2.36);

Уточняем шаг сопловых лопаток, м:

(3.46)

Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку, м/с, (см. формулу 3.13):

Угол входа в рабочую решетку, град, (см. формулу 3.14):

Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг, (см. формулу 3.11):

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с, (см. формулу 3.15):

Скорость звука рабочей решетки, м/с, (см. формулу 3.1):

Число Маха рабочей решетки, (см. формулу 3.2):

Высота рабочих лопаток, м, (см. формулу 3.16):

По прототипу определяем хорду рабочих лопаток, м, и определяем отношение :

;

Коэффициент расхода рабочей решетки, (см. формулу 3.17):

Выходная площадь рабочей решетки, м², (см. формулу 3.18):

Угол выхода из рабочей решетки, град, (см. формулу 3.19):

Р - 23 - 17А

Коэффициент скорости рабочей решетки, (см. формулу 3.20):

Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с, (см. формулу 3.21):

Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с, (см. формулу 3.22):

Угол выхода потока из ступени, град, (см. формулу 3.23):

Шаг рабочих лопаток, м, (см. формулу 3.24):

Число рабочих лопаток (округляем до ближайшего целого), (см. формулу 3.25):

Уточняем шаг рабочих лопаток, м, (см. формулу 3.26):

Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг, (см. формулу 3.27):

Потеря энергии с выходной скоростью, кДж/кг, (см. формулу 3.28):

Располагаемая энергия ступени, кДж/кг:

, (3.47)

где , принимаем 0,1.

Относительный лопаточный КПД ступени:

(3.48)

(3.49)

Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде, (см. формулу 3.31):

Потери от трения, кДж/кг, (см. формулу 3.32):

Коэффициент потерь от протечек через диафрагменное уплотнение:

, (3.50)

где - коэффициент расхода уплотнения, принимаем 0,7;

- площадь зазора в уплотнении, м²;

, (3.51)

- диаметр уплотнения, м;

- радиальный зазор в уплотнении, м, принимаем [1];

- число гребней уплотнения, принимаем 5 [1].

Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих лопаток, (см. формулу 3.35):

Суммарный коэффициент от протечек:

, (3.52)

Потери от утечек, кДж/кг, (см. формулу 3.37):

Коэффициент потерь от влажности:

Потери от влажности, кДж/кг:

Полезно использованный теплоперепад ступени, кДж/кг:

(3.53)

Внутренний относительный КПД ступени, (см. формулу 3.39):

Внутренняя мощность ступени, кВт, (см. формулу 3.40, 3.41):

По результатам расчета строим треугольники скоростей ступени и реальный процесс расширения пара.

Рисунок 3.3 - Треугольники скоростей ступени

Рисунок 3.4 - Реальный процесс расширения пара в ступени

.3 Детальный расчет последних 3 нерегулируемых ступеней

Таблица 3.1 - Детальный расчет 15, 16,17 ступеней

Формула	Номер ступени
	15	16	17

Параметры пара перед ступенью

Располагаемый теплоперепад ступени от параметров торможения, кДж/кг: ,

где .90,8113146,12
Средний диаметр, м: 1,47753	1,73876	2
Окружная скорость на среднем диаметре, м/с: 231,75	273	314
Степень реактивности: 0,4	0,41	0,422
Теплоперепад в сопловой решетке, кДж/кг: 54,48	66,67	84,46
Теплоперепад в рабочей решетке, кДж/кг: 36,32	46,33
Параметры за решетками
Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки, м/с: 330	365,16	411
Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с: 413,63	405,448	394,348
Число Маха сопловой решетки: 0,7978	0,9	1,042
Высота рабочих лопаток, м: 0,32663	0,41326	0,5
Высота сопловых лопаток, м: 0,31513	0,39876	0,484
По прототипу определяем хорду сопловой решетки, м: 0,18	0,177	0,1844

Коэффициент расхода сопловой решетки: ,

где 0,9790,99890,99
Выходная площадь сопловой решетки, м²: 0,25	0,42	0,81
Угол выхода потока из сопловой решетки, град: 9,892	11,123	15,46

Число Маха рабочей решетки: 0,706	0,8	0,97

Коэффициент расхода рабочей решетки: ,

где ;

0,960,960,9
Выходная площадь рабочей решетки, м²: 0,364	0,663	1,57
Угол выхода из рабочей решетки, град: 14	17	30
По значениям числа Маха , углов и выбираем профиль рабочей решетки [1]Р-23-14Ак	Р-27-17Б	Р-46-29А
Коэффициент скорости рабочей решетки: 0,95	0,95	0,955
Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с: 275	305,3	357,43
Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с: 75,1	91,25	178,77
Угол выхода потока из ступени, град: 62,345	78	-88,57
Шаг рабочих лопаток, м: 0,05	0,059	0,0587
Число рабочих лопаток:	92	92	107
Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг: 1,8657	5,034	6,16
Потеря с выходной скоростью, кДж/кг: 2,82	4,1633	16

Располагаемая энергия ступени, кДж/кг: ,

где ;

для 17 ступени 88,262109,253146,12

Относительный лопаточный КПД ступени: ;

0,92 0,9250,921 0,920,82 0,82

Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде: ,

где 0,000880,00090,000684
Потери от трения, кДж/кг: 0,0777	0,09833	0,1

Коэффициент потерь от протечек через диафрагменное уплотнение: ,

где - коэффициент расхода уплотнения [1];

- число гребней уплотнения [1]0,001120,00060,000317
Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих колес: 0,005452	0,0044	0,0022
Потеря от утечек, кДж/кг: 0,58	0,5244	0,367

Коэффициент потерь от влажности: ,

где - степень влажности перед ступенью;

- степень влажности за ступенью0,03650,0330,031
Потери от влажности, кДж/кг: 3,22	3,6	4,53
Полезно использованный теплоперепад ступени, кДж/кг: 79,83	96,418	115,063
Внутренний относительный КПД: 0,9	0,88	0,787

Рисунок 3.5 - Реальный процесс расширения пара в последних трех ступенях ЧНД

Рисунок 3.6 - Треугольники скоростей 15 ступени

Рисунок 3.7 - Треугольники скоростей 16 ступени

Рисунок 3.8 - Треугольники скоростей 17 ступени

4. Расчет закрутки последней ступени

В любой ступени параметры потока изменяются вдоль радиуса. При профилировании лопатки приходится учитывать эти изменения и закручивать лопатки, изменяя их профиль по высоте. Среди различных законов закрутки выбираем закон постоянства угла выхода потока из сопловой решетки . При его использовании закрутки подвергаются только рабочие лопатки, а сопловые выполняются с постоянным по высоте профилем.

Расчет будем производить по элементарным участкам. Проточную часть ступени, предварительно рассчитанную по параметрам на среднем диаметре, разбиваем по высоте на три участка, каждый из которых будем рассчитывать как ступень с короткими лопатками, результаты расчета сводим в таблицу 4.1.

Рисунок 4.1 - Радиусы участков последней ступени

(4.1)

Средний радиус второго участка, м:

(4.2)

Средний радиус первого участка, м:

(4.3)

Средний радиус третьего участка, м:

(4.4)

Таблица 4.1

Определяемые величины и формулы	Номер струйки тока
	1	2	3

Средний радиус участка, м: 0,84	1	1,166
Эффективный угол, град: 16,67

Степень реактивности участков: ,

где - степень реактивности прикорневого участка;

- коэффициент скорости сопловой решетки0,2130,420,56
Теплоперепад сопловой решетки, кДж/кг: 115	84,75	64,3
Теплоперепад рабочей решетки, кДж/кг: 31,12	61,37	81,82
Абсолютная теоретическая скорость за сопловой решеткой, м/с: 479,58	411,7	358,6

Параметры пара за сопловой решеткой: бар;

м3/кг 0,056 54,253 0,07 19,883 0,081 17,43
Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с: 391,82	396,8	399,763
Число Маха сопловой решетки: 1,224	1,04	0,897

Расход пара по участкам, кг/с: - при

при

где - коэффициент расхода сопловой решетки;4,8266,96
Суммарный расход пара, кг/с: 17,78

Отклонение от известного расхода на ступень, %:

0,452
Действительная скорость выхода из сопловой решетки, м/с: 468,36	402	350,2
Окружная скорость по сечениям, м/с: 263,76	314	366,124

Угол выхода потока из сопловой решетки, град: - при

при

16,6716,6716,67
Относительная скорость входа в рабочую решетку, м/с: 228,57135,477	105
Угол входа в рабочую решетку, град: 36	58,342	-73
Теоретическая скорость выхода из рабочей решетки, м/с: 338,355375,625	417,93
Скорость звука в рабочей решетке, м/с: 386,12
Число Маха рабочей решетки: 0,8763	0,973	1,08

Эффективный угол выхода из рабочей решетки, град:

где - коэффициент расхода рабочей решетки32,8424,22418,4374
Угол выхода потока из рабочей решетки, град: 32,84	24,224	18,4374
Действительная скорость выхода из ступени, м/с: 323,13	358,72	399,123
Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с: 175,4	147,77	126,85
Угол выхода потока из ступени, град: 87,47	84,9	84,34
Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг: 5,32	3,92	2,974
Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг: 5,046,2	7,683
Потери энергии с выходной скоростью, кДж/кг: 15,3810,928,05

Рисунок 4.2 - Треугольники скоростей первого участка

Рисунок 4.3 - Треугольники скоростей второго участка

Рисунок 4.4 - Треугольники скоростей третьего участка

5. Расчеты на прочность

.1 Определение осевого усилия на ротор

Выполняется упрощенно в пределах первой нерегулируемой ступени, полученное значение умножается на число ступеней. Осевое усилие на рабочие лопатки определяется по следующему выражению, Н:

, (5.1)

где и - давление после сопловой и рабочей лопатки;

- расход пара на турбину, кг/с;

- действительная абсолютная скорость выхода из сопловой решетки;

- абсолютная скорость выхода из ступени;

- высота рабочей лопатки;

- средний диаметр ступени.

Осевое усилие, действующее на поверхность рабочего колеса с учетом разгрузочных отверстий, Н:

, (5.2)

где - корневой диаметр ступени, м;

- диаметр ротора под диафрагменным уплотнением, м, принимается по прототипу;

- перепад давлений на диске, бар:

, (5.3)

- перепад давлений на рабочей решетке, бар, (определяется в расчете ступени);

- определяется по [1],

, (5.4)

- коэффициент расхода разгрузочных отверстий, принимаем 0,5 [1];

- площадь разгрузочных отверстий, м²;

, (5.5)

- диаметр разгрузочных отверстий, м, принимаем 0,04 [1];

- количество разгрузочных отверстий, принимаем 5 [1];

- коэффициент расхода корневого зазора, принимаем 0,4 [1];

- площадь корневого зазора между диском и диафрагмой, м²;

, (5.6)

- корневой зазор в уплотнении диафрагмы, м, принимаем 0,005 [1];

, (5.7)

- площадь зазора в уплотнении диафрагмы, м²;

, (5.8)

- радиальный зазор в уплотнении диафрагмы, м, принимаем 0,0006 [1];

- коэффициент расхода уплотнения [1];

- количество гребней уплотнения [1];

- степень реактивности ступени.

Суммарное осевое усилие на ротор в пределах одной ступени, Н:

(5.9)

Суммарное осевое усилие на ротор всей турбины, Н:

, (5.10)

где - число ступеней турбины.

Так как суммарное осевое усилие ниже 30 тонн, то установка разгрузочного поршня не требуется.

5.2 Расчет лопатки последней ступени

Рабочие лопатки испытывают напряжение изгиба от воздействия потока пара и напряжение растяжения от центробежной силы собственной массы и массы бандажа. В длинных лопатках последней ступени ЧНД напряжения особенно велики и порой достигают предельных значений.

Выбранный профиль в корневом сечении:

Р -23-14A

Для данного профиля:

- хорда рабочей лопатки, м [1];

- площадь сечения рабочей лопатки, м² [1];

- момент сопротивления профиля изгибу, м³ [1];

- момент инерции, м⁴ [1].

Хорда рабочей лопатки в корневом сечении, м:

Масштабный коэффициент:

(5.11)

Истинное значение площади профиля в корневом сечении, м²:

(5.12)

Истинное значение минимального момента сопротивления корневого профиля изгибу, м³:

(5.13)

Центробежная сила профильной части лопатки переменного сечения, Н:

, (5.14)

где - плотность материала лопатки (сталь), кг/м³ [1];

- окружная скорость по среднему диаметру, м/с;

- веерность ступени:

- для турбин малой мощности [1];

Напряжение растяжения в корневом сечении лопатки, МПа:

(5.15)

Окружное усилие, Н:

, (5.16)

где - степень парциальности;

- количество рабочих лопаток;

Осевое усилие, Н:

, (5.17)

где - шаг рабочих лопаток, м;

Изгибающее усилие, Н:

(5.18)

Максимальное напряжение изгиба, МПа:

(5.19)

Суммарное напряжение в корневом сечении, МПа:

(5.20)

По суммарному напряжению выбираем материал лопаток, обеспечивающий необходимый коэффициент запаса прочности:

(5.21)

Выбираем сталь Х14Н18В2БР1 (ЭИ726) с пределом текучести

.3 Расчет диафрагмы первой нерегулируемой ступени

Диафрагмы паровых турбин испытывают действие разности давлений , вызывающей их изгиб. Оценка надежности сварной диафрагмы выполняется расчетом ее прогиба и максимального напряжения от разности давлений по упрощенной методике А.М. Валя.

По прототипу определяется:

- внешний диаметр, м;

- внутренний диаметр, м;

- толщина, м.

Максимальное напряжение в диафрагме, МПа:

, (5.22)

где - разность давлений, МПа:

- определяется по [1]:

Прогиб диафрагмы, м:

, (5.23)

где - определяется по [1];

- модуль упругости материала диафрагмы, МПа

По максимальному напряжению выбираем марку стали, обеспечивающую необходимый коэффициент запаса прочности:

(5.24)

Выбираем сталь Х14Н18В2БР1 (ЭИ726):

- предел текучести выбранного материала, МПа [1]

Заключение

В курсовом проекте была спроектирована проточная часть турбины К-24-24. В предварительном расчете были определены экономическая мощность и расход острого пара на турбину. Далее был выбран тип регулирующей ступени. Затем, после определения предельной мощности, был произведен предварительный расчет нерегулируемых ступеней. В результате расчетов были определены основные размеры и теплоперепады ступеней, а также их общее количество.

Далее был произведен детальный расчет регулирующей ступени, первой нерегулируемой и трех последних ступеней ЧНД. Были выбраны профили сопловых и рабочих лопаток, нарисованы треугольники скоростей для всех рассчитываемых ступеней. Также построены процессы расширения пара.

Далее выполнялся расчет закрутки последней ступени ЧНД. Длинная лопатка была разбита на 3 участка одинаковой высоты, каждый из которых рассчитывался по одномерной методике. Для участков были выбраны профили сопловых и рабочих лопаток, начерчены треугольники скоростей.

В прочностных расчетах были определены составляющие осевого усилия на ротор и рассматривалась необходимость установки разгрузочного поршня. Для лопатки и диафрагмы были выбраны марки стали, которые обеспечивали бы необходимый коэффициент запаса прочности.

турбина пар экономический отсек

Список использованных источников

1. Турбины ТЭС и АЭС. Турбины тепловых и атомных электростанций: Методическое пособие к курсовому проектированию / сост. Л.Н. Подборский. - Красноярск: ИПК СФУ, 2011. - 150 с.

2. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара: Справочно-нормативные данные/ Энергия., - Москва, 1980. - 270 с.

. Костюкова А.Г., Трухний А.Д. Турбины тепловых и атомных электрических станций. - 2-ое изд., перераб. и доп. - М.: Издательство МЭИ, 2001. - 488 с.

Характеристики

Номер ступени

0,480,4840,4880,4920,4960,5

, м11,00751,0151,02251,031,0375