• RU
  • icon На проверке: 10
Меню

Расчет проточной части одноцилиндровой турбины VK-18-80

  • Добавлен: 01.07.2014
  • Размер: 3 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Дипломный проект на тему: «Модернизация токарного станка с ЧПУ модели 16К20Ф3С32 с целью обеспечения возможности обработки поверхностей сложных форм». Чертежи, пояснительная записка

Состав проекта

icon
icon K-18-80.docx
icon VK-18-80.cdw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon K-18-80.docx

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 №19)
Номинальная электрическая мощность
Давление острого пара перед стопорными клапанами
Температура острого пара
Конечное давление пара
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:
Давление перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорных и регулирующих клапанах бар:
Давление за последней ступенью с учетом потерь в выхлопном патрубке бар:
– скорость потока в выхлопном патрубке мс.
Найдем начальную энтальпию по давлению и температуре острого пара кДжкг [2]:
Располагаемый теплоперепад турбины кДжкг [2]:
Начальная энтальпия перед соплами регулирующей ступени кДжкг [2]:
Располагаемый теплоперепад проточной части кДжкг [2]:
Для определения КПД отсеков турбины оценивается в первом приближении расход пара (без учета регенеративных и регулируемых отборов) кгс:
где – относительный электрический КПД в первом приближении принимается по [1]:
2 Выбор типа регулирующей ступени и ее теплоперепада
В турбинах с сопловым парораспределением применяют одно- и двухвенечные регулирующие ступени. Двухвенечная ступень способна перерабатывать значительно более высокие теплоперепады чем одновенечные что позволяет уменьшить число нерегулируемых ступеней турбины и упростить ее конструкцию. С другой стороны высокий теплоперепад назначаемый на двухвенечную ступень с пониженным КПД приводит к снижению КПД всей турбины.
Выбираем двухвенечную регулирующую ступень. Задаем теплоперепад срабатываемый в регулирующей ступени кДжкг:
Фиктивная скорость для регулирующей ступени определяется по следующему выражению мс:
Окружная скорость мс:
где – оптимальное отношение скоростей принимаем 026.
Средней диаметр ступени м:
где – число оборотов обмин.
Теплоперепад срабатываемый в сопловой решетке определяется из следующего выражения кДжкг:
где – суммарная степень реактивности для двухвенечных ступеней принимаем 01.
Абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел мс:
Проходная площадь сопловой решетки м2:
где – удельный объем пара за сопловой решеткой м3кг [2];
– коэффициент расхода сопловой решетки.
Произведение степени парциальности и высоты сопловых лопаток м:
где – эффективный угол сопловой решетки.
Степень парциальности:
где – для двухвенечной ступени.
Высота сопловых лопаток м:
3 Построение процесса расширения турбины. Уточнение расхода пара
КПД регулирующей ступени подсчитывается по формуле:
где – удельный объем пара перед соплами регулирующей ступени м3кг [2].
Полезно использованный теплоперепад кДжкг:
Рисунок 2.1 – Процесс расширения пара в проточной части турбины предварительный
Средний удельный объем для ЧВД м3кг:
Полезно использованный теплоперепад ЧВД кДжкг:
Средний удельный объем для ЧСД м3кг:
где – коэффициент учитывающий влияние влажности:
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 кДжкг [2].
Полезно использованный теплоперепад ЧСД кДжкг:
Средний удельный объем для ЧНД м3кг:
где – относительная потеря с выходной скоростью ЧНД:
где – для турбин малой и средней мощности кДжкг принимаем 18.
Полезно использованный теплоперепад ЧНД кДжкг:
Полезно использованный теплоперепад турбины кДжкг:
где – полезно использованный теплоперепад регулирующей ступени кДжкг.
Уточняем расход пара на турбину кгс:
где – КПД механический;
Рисунок 2.2 – Процесс расширения пара в проточной части турбины
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:
где – коэффициент учитывающий влияние отборов пара на регенерацию;
– учитывает снижение напряжений растяжения в лопатке за счет уменьшения её сечения от корня до периферии принимаем 22;
– допустимое напряжение в лопатках МПа для титановых сплавов;
– плотность материала лопаток кгм3 для титановых сплавов;
– скорость выхода из последней ступени мс:
– располагаемый теплоперепад турбины кДжкг;
– частота вращения ротора 1с;
– удельный объем за последней ступенью турбины м3кг [2].
Так как – турбина однопоточная с одним выхлопом.
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.
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:
где м принимаем 005.
Задаем степень реактивности эффективный угол коэффициент скорости и расхода для первой ступени ЧВД:
Оптимальное отношение скоростей:
для уменьшения числа ступеней принимаем .
Теплоперепад первой ступени кДжкг:
Теоретическая скорость истечения из сопловой решетки мс:
где – теплоперепад сопловой решетки кДжкг:
Площадь проходного сечения сопловой решетки м2:
где – удельный объем пара за сопловой решеткой м3кг [2].
Высота сопловой решетки м:
Высота рабочей решетки м:
где – суммарная перекрыша м принимаем 0003 [1].
Корневой диаметр первой ступени м:
Корневой диаметр принимается постоянным во всех ступенях ЧВД. Средний диаметр последней ступени ЧВД определяется по упрощенному уравнению неразрывности:
где – средний диаметр последней ступени ЧВД определяется из выражения м:
– высота рабочих лопаток последней ступени м;
– удельный объем за первой ступенью м3кг [2];
– удельный объем за последней ступенью м3кг [2];
– степень парциальности первой и последней ступени соответственно.
Решая квадратное уравнение находим:
Степень реактивности последней ступени:
где – степень реактивности в корневом сечении принимаем 004.
Принимаем эффективный угол выхода потока из сопловой решетки последней ступени .
Отношение скоростей:
для удобства расчёта принимаем .
После определения среднего диаметра и отношения (UCa)opt последней ступени ЧВД целесообразно произвести для нее предварительную проверку ожидаемых углов в следующем порядке:
Определим изменение параметров и характеристик по ступеням.
Для этого необходимо разбить ЧВД на 6 ступеней (таблица 2.1) и найти теплоперепады каждой ступени по формуле кДжкг:
Таблица 2.1 – Характеристики ступеней
Среднеарифметический теплоперепад одной ступени кДжкг:
где – коэффициент возврата тепла.
Округляем количество ступеней до ближайшего целого. Так как число ступеней 6 то пересчет числа ступеней не требуется. Далее пересчитываем их теплоперепады по формуле:
где – для первой нерегулируемой ступени;
– для промежуточных ступеней принимаем 094.
Таблица 2.2 – Теплоперепад с учетом коэффициента
Сумма теплоперепадов всех ступеней кДжкг:
Сумма теплоперепадов всех ступеней должна равняться известному располагаемому теплоперепаду нерегулируемых ступеней с учетом возврата тепла кДжкг:
Так как равенство не соблюдается откорректируем значение теплоперепадов ступеней ЧВД прибавив к каждому теплоперепаду величину невязки кДжкг:
Таблица 2.3 – 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:
где – межступенчатая перекрыша м принимаем 001 [1].
Корневой диаметр ЧСД равен корневому диаметру ЧВД м:
Средний диаметр первой ступени м:
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 2.40):
Теплоперепад первой ступени кДжкг (см. формулу 2.41):
Теплоперепад сопловой решетки кДжкг (см. формулу 2.43):
Теоретическая скорость истечения из сопловой решетки мс (см. формулу 2.42):
Площадь проходного сечения сопловой решетки м2 (см. формулу 2.45)
где – суммарная перекрыша м принимаем 00045 [1].
Средний диаметр последней ступени ЧСД определяется по упрощенному уравнению неразрывности (см. формулу 2.49)
где – средний диаметр последней ступени ЧСД м (см. формулу 2.50);
Степень реактивности последней ступени (см. формулу 2.51):
Отношение скоростей (см. формулу 2.52):
После определения среднего диаметра и отношения (UCa)opt последней ступени ЧСД целесообразно произвести для нее предварительную проверку ожидаемых углов в следующем порядке:
Для этого необходимо разбить ЧСД на 6 ступеней (таблица 2.4) и найти теплоперепады каждой ступени по формуле кДжкг:
Таблица 2.4 – Характеристики ступеней
Среднеарифметический теплоперепад одной ступени кДжкг (см. формулу 2.53):
Число ступеней (см. формулу 2.54):
Округляем количество ступеней до ближайшего целого. Так как число ступеней 6 то пересчет числа ступеней не требуется. Далее пересчитываем их теплоперепады (см. формулу 2.55):
Таблица 2.5 – Теплоперепад с учетом коэффициента
Так как равенство не соблюдается откорректируем значение теплоперепадов ступеней ЧСД прибавив к каждому теплоперепаду величину невязки кДжкг (см. формулу 2.56):
Таблица 2.6 – Уточненные теплоперепады
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 2.57):
Корневой диаметр первой ступени ЧНД равен корневому диаметру ЧСД м:
Средний диаметр первой ступени м (см. формулу 2.58):
Степень реактивности для первой ступени ЧНД принимаем такой же как в последней ступени ЧСД:
Задаем эффективный угол коэффициент скорости и расхода для первой ступени ЧНД:
Площадь проходного сечения сопловой решетки м2 (см. формулу 2.45):
Высота сопловой решетки м (см. формулу 2.59)
где – суммарная перекрыша м принимаем 0006 [1].
Средний диаметр последней ступени м:
где – расход пара (см. формулу 2.35);
– удельный объем пара за последней ступенью;
– верность ступени принимаем 35 [1];
– скорость выхода из последней ступени мс (см. формулу 2.38);
– угол выхода из ступени принимаем [1].
Высота рабочих лопаток последней ступени м:
Корневой диаметр последней ступени м (см. формулу 2.48):
После определения среднего диаметра и отношения (UCa)opt последней ступени ЧНД целесообразно произвести для нее предварительную проверку ожидаемых углов в следующем порядке:
Для этого необходимо разбить ЧНД на 4 ступени (таблица 2.7) и найти теплоперепады каждой ступени по формуле кДжкг:
Таблица 2.7 – Характеристики ступеней
Округляем количество ступеней до ближайшего целого. Так как число ступеней 4 то пересчет числа ступеней не требуется. Далее пересчитываем их теплоперепады (см. формулу 2.55):
Таблица 2.8 – Теплоперепад с учетом коэффициента
Таблица 2.9 – Уточненные теплоперепады
Детальный расчет проточной части турбины
1 Детальный расчет регулирующей ступени
Располагаемый теплоперепад двухвенечной регулирующей ступени принимается из предварительных расчетов проточной части кДжкг:
Степени реактивности рабочей решетки первого венца поворотной решетки рабочей решетки второго венца:
Располагаемые теплоперепады в сопловой решетке рабочей решетке первого венца поворотной решетке рабочей решетке второго венца кДжкг:
Определяем параметры пара за решетками [2]:
Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки мс (см. формулу 2.42):
Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой мс:
где – показатель изоэнтропы для перегретого пара 13;
– давление пара за сопловой решеткой бар;
– удельный объем пара за сопловой решеткой м3кг.
Число Маха сопловой решетки:
По значениям числа Маха углов и выбираем профиль сопловой решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:
Так как число Маха для сопловой решетки меньше единицы выходная площадь решетки м2 определяется по следующему выражению:
где – расход пара на турбину кгс (см. формулу 2.35);
– коэффициент расхода сопловой решетки принимаем 097 [1].
В регулирующих ступенях применяется парциальный подвод пара поэтому определяем произведение м:
Оптимальная степень парциальности:
По прототипу определяем хорду сопловых лопаток м и определяем отношение :
По отношению уточняем коэффициент расхода сопловой решетки:
Коэффициент скорости сопловой решетки:
Действительная абсолютная скорость выхода из сопел мс:
Так как число Маха меньше единицы то отклонение потока в косом срезе не происходит:
Шаг сопловых лопаток м:
Число сопловых лопаток (округляем до ближайшего целого):
Уточняем шаг сопловых лопаток м:
Потеря энергии в сопловой решетке кДжкг:
Окружная скорость на среднем диаметре ступени мс:
где – средний диаметр регулирующей ступени м (см. формулу 2.11).
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку первого венца мс:
Угол входа в рабочую решетку первого венца град:
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки первого венца мс:
Скорость звука рабочей решетки первого венца мс (см. формулу 3.1):
Число Маха рабочей решетки первого венца (см. формулу 3.12):
Высота рабочих лопаток первого венца м:
где – высота сопловых лопаток м;
– суммарная перекрыша м принимаем 0003 [1].
По прототипу определяем хорду рабочих лопаток первого венца м и определяем отношение :
Коэффициент расхода рабочей решетки первого венца:
Выходная площадь рабочей решетки первого венца м2:
где – удельный объем пара за рабочей решеткой первого венца м3кг;
– коэффициент расхода рабочей решетки первого венца;
– теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки первого венца мс.
Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки первого венца град:
По значениям числа Маха углов и выбираем профиль рабочей решетки первого венца и для выбранного профиля относительный шаг [1]:
Коэффициент скорости рабочей решетки первого венца:
Действительная скорость выхода из рабочей решетки первого венца мс:
Абсолютная скорость выхода из рабочей решетки первого венца мс:
Угол выхода потока из рабочей решетки первого венца в абсолютном движении (угол входа в поворотную решетку) град:
Шаг рабочих лопаток первого венца м:
Число рабочих лопаток первого венца (округляем до ближайшего целого):
Уточняем шаг рабочих лопаток первого венца м:
Потеря энергии в рабочей решетке первого венца кДжкг:
Теоретическая абсолютная скорость выхода из поворотной решетки мс:
Скорость звука в потоке пара за поворотной решеткой мс (см. формулу 3.1):
Число Маха поворотной решетки (см. формулу 3.12):
Выходная площадь поворотной решетки м2 предварительная:
где – удельный объем пара за поворотной решеткой м3кг;
– коэффициент расхода поворотной решетки принимаем 0948.
Высота лопаток поворотной решетки м:
где – высота рабочих лопаток первого венца м (см. формулу 3.18);
Угол выхода из поворотной решетки град:
По значениям числа Маха углов и выбираем профиль поворотной решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:
По прототипу определяем хорду лопаток поворотной решетки м и определяем отношение :
По отношению уточняем коэффициент расхода поворотной решетки (см. формулу 3.19):
Коэффициент скорости поворотной решетки (см. формулу 3.22):
Действительная абсолютная скорость выхода из поворотной решетки мс (см. формулу 3.23):
Шаг лопаток поворотной решетки м (см. формулу 3.26):
Число лопаток поворотной решетки (округляем до ближайшего целого) (см. формулу 3.27):
Уточняем шаг лопаток поворотной решетки м (см. формулу 3.28):
Потеря энергии в поворотной решетке кДжкг (см. формулу 3.13):
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку второго венца мс (см. формулу 3.15):
Угол входа в рабочую решетку второго венца град (см. формулу 3.16):
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки второго венца мс (см. формулу 3.17):
Скорость звука рабочей решетки второго венца мс (см. формулу 3.1):
Число Маха рабочей решетки второго венца (см. формулу 3.12):
Высота рабочих лопаток второго венца м (см. формулу 3.18):
По прототипу определяем хорду рабочих лопаток второго венца м и определяем отношение :
Коэффициент расхода рабочей решетки второго венца (см. формулу 3.19):
Выходная площадь рабочей решетки второго венца м2 (см. формулу 3.20):
Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки второго венца град (см. формулу 3.21):
По значениям числа Маха углов и выбираем профиль рабочей решетки второго венца и для выбранного профиля относительный шаг [1]:
Коэффициент скорости рабочей решетки второго венца (см. формулу 3.22):
Действительная относительная скорость выхода из рабочей решетки второго венца мс (см. формулу 3.23):
Абсолютная скорость выхода из рабочей решетки второго венца (из регулирующей ступени) мс (см. формулу 3.24):
Угол выхода потока из ступени град (см. формулу 3.25):
Шаг рабочих лопаток второго венца м (см. формулу 3.26):
Число рабочих лопаток второго венца (округляем до ближайшего целого) (см. формулу 3.27):
Уточняем шаг рабочих лопаток второго венца м (см. формулу 3.28):
Потеря энергии в рабочей решетке второго венца кДжкг (см. формулу 3.29):
Потеря энергии с выходной скоростью кДжкг:
Располагаемая энергия регулирующей ступени кДжкг:
Относительный лопаточный КПД ступени:
Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде:
Потери от трения кДжкг:
Коэффициент потерь от парциального подвода пара:
Потери от парциального подвода кДжкг:
Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих лопаток:
где – периферийный диаметр ступени м.
– осевой зазор м принимаем [1];
– радиальный зазор м принимаем [1];
– число гребней бандажного уплотнения принимаем 2 [1].
Потери от утечек кДжкг:
Использованный теплоперепад регулирующей ступени кДжкг:
Внутренний относительный КПД регулирующей ступени:
Внутренняя мощность регулирующей ступени кВт:
По результатам расчета строим треугольники скоростей ступени и реальный процесс расширения пара.
Рисунок 3.1 – Треугольники скоростей сопловой и рабочей решеток первого венца
Рисунок 3.2 – Треугольники скоростей поворотной и рабочей решеток второго венца
Рисунок 3.3 – Процесс расширения пара в регулирующей ступени
2 Расчет первой нерегулируемой ступени
Располагаемый теплоперепад ступени принимается из предварительного расчета ЧВД кДжкг (см. таблицу 2.3):
Фиктивная скорость для ступени мс (см. формулу 2.9):
Окружная скорость на среднем диаметре мс:
где – средний диаметр ступени м (см. формулу 2.39);
– число оборотов обмин.
Располагаемые теплоперепады в сопловой и рабочей решетках кДжкг:
Определим параметры пара за решетками [2]:
Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой мс (см .формулу 3.1):
Число Маха сопловой решетки (см .формулу 3.2):
Так как число Маха для сопловой решетки меньше единицы выходная площадь решетки м2 предварительная определяется по следующему выражению:
– коэффициент расхода сопловой решетки предварительно принимается 097 с последующим уточнением [1];
Степень парциальности ступени найденная в предварительном расчете равняется:
Высота сопловых лопаток м предварительная:
По отношению уточняем коэффициент расхода сопловой решетки (см. формулу 3.7):
Коэффициент скорости сопловой решетки (см. формулу 3.8):
Действительная абсолютная скорость выхода из сопел мс (см. формулу 3.9):
Шаг сопловых лопаток м (см. формулу 3.10):
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку мс (см. формулу 3.15):
Угол входа в рабочую решетку град (см. формулу 3.16):
Потеря энергии в сопловой решетке кДжкг (см. формулу 3.13):
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки мс (см. формулу 3.17):
Скорость звука рабочей решетки мс (см. формулу 3.1):
Число Маха рабочей решетки (см. формулу 3.12):
Высота рабочих лопаток м (см. формулу 3.18):
По прототипу определяем хорду рабочих лопаток м и определяем отношение :
Коэффициент расхода рабочей решетки (см. формулу 3.19):
Выходная площадь рабочей решетки м2 (см. формулу 3.20):
Угол выхода из рабочей решетки град (см. формулу 3.21):
По значениям числа Маха углов и выбираем профиль рабочей решетки и для выбранного профиля относительный шаг [1]:
Коэффициент скорости рабочей решетки (см. формулу 3.22):
Действительная скорость выхода из рабочей решетки мс (см. формулу 3.23):
Абсолютная скорость выхода из ступени мс (см. формулу 3.24):
Шаг рабочих лопаток м (см. формулу 3.26):
Число рабочих лопаток (округляем до ближайшего целого) (см. формулу 3.27):
Уточняем шаг рабочих лопаток м (см. формулу 3.28):
Потеря энергии в рабочей решетке кДжкг (см. формулу 3.29):
Потеря энергии с выходной скоростью кДжкг (см. формулу 3.33):
Располагаемая энергия ступени кДжкг:
Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде (см. формулу 3.36):
Потери от трения кДжкг (см. формулу 3.37):
Коэффициент потерь от протечек через диафрагменное уплотнение:
где – коэффициент расхода уплотнения принимаем 07 [1];
– площадь зазора в уплотнении м2;
– 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 3.39):
где – периферийный диаметр ступени м;
Суммарный коэффициент от протечек:
Потери от утечек кДжкг (см. формулу 3.41):
Коэффициент потерь от влажности:
Потери от влажности кДжкг:
Полезно использованный теплоперепад ступени кДжкг:
Внутренний относительный КПД ступени (см. формулу 3.43):
Внутренняя мощность ступени кВт (см. формулу 3.44):
Рисунок 3.4 – Треугольники скоростей ступени
Рисунок 3.5 – Реальный процесс расширения пара в ступени
3 Детальный расчет последних 3 нерегулируемых ступеней
Таблица 3.1 – детальный расчет 15 1617 ступеней
Параметры пара перед ступенью
Располагаемый теплоперепад ступени от параметров торможения кДжкг:
Степень реактивности:
Теплоперепад в сопловой решетке кДжкг:
Теплоперепад в рабочей решетке кДжкг:
Параметры за решетками
Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки мс:
Продолжение таблицы 3.1
Высота рабочих лопаток м:
По прототипу определяем хорду сопловой решетки м:
Коэффициент расхода сопловой решетки:
Выходная площадь сопловой решетки м2:
Угол выхода потока из сопловой решетки град:
По значениям числа Маха углов и выбираем профиль сопловой решетки [1]
Относительный шаг сопловых лопаток [1]:
Число сопловых лопаток:
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку мс:
Угол входа в рабочую решетку град:
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки мс:
Скорость звука рабочей решетки мс:
Число Маха рабочей решетки:
Коэффициент расхода рабочей решетки:
Выходная площадь рабочей решетки м2:
Угол выхода из рабочей решетки град:
По значениям числа Маха углов и выбираем профиль рабочей решетки [1]
Коэффициент скорости рабочей решетки:
Действительная скорость выхода из рабочей решетки мс:
Абсолютная скорость выхода из ступени мс:
Угол выхода потока из ступени град:
Шаг рабочих лопаток м:
Число рабочих лопаток:
Потеря энергии в рабочей решетке кДжкг:
Потеря с выходной скоростью кДжкг:
где – коэффициент расхода уплотнения [1];
– число гребней уплотнения [1]
Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих колес:
Потеря от утечек кДжкг:
где – степень влажности перед ступенью;
– степень влажности за ступенью
Внутренний относительный КПД:
Внутренняя мощность ступени кВт:
Рисунок 3.6 – Реальный процесс расширения пара в последних трех ступенях ЧНД
Рисунок 3.7 – треугольники скоростей 15 ступени
Рисунок 3.8 – треугольники скоростей 16 ступени
Рисунок 3.9 – треугольники скоростей 17 ступени
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
Средний радиус второго участка м:
Средний радиус первого участка м:
Средний радиус третьего участка м:
Определяемые величины и формулы
Средний радиус участка м:
Эффективный угол град:
Степень реактивности участков:
где – степень реактивности прикорневого участка;
– коэффициент скорости сопловой решетки
Теплоперепад сопловой решетки кДжкг:
Теплоперепад рабочей решетки кДжкг:
Абсолютная теоретическая скорость за сопловой решеткой мс:
Параметры пара за сопловой решеткой:
Продолжение таблицы 4.1
Расход пара по участкам кгс:
где – коэффициент расхода сопловой решетки;
Суммарный расход пара кгс:
Отклонение от известного расхода на ступень %:
Действительная скорость выхода из сопловой решетки мс:
Окружная скорость по сечениям мс:
Относительная скорость входа в рабочую решетку мс:
Теоретическая скорость выхода из рабочей решетки мс:
Скорость звука в рабочей решетке мс:
Эффективный угол выхода из рабочей решетки град:
где – коэффициент расхода рабочей решетки
Угол выхода потока из рабочей решетки град:
Действительная скорость выхода из ступени мс:
Потери энергии с выходной скоростью кДжкг:
Относительный лопаточный КПД участков ступени:
Мощность сечений на ободе колеса кВт:
Суммарный относительный КПД ступени:
Рисунок 4.2 – Треугольники скоростей первого участка
Рисунок 4.3 – Треугольники скоростей второго участка
Рисунок 4.4 – Треугольники скоростей третьего участка
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:
Где и - давление после сопловой и рабочей лопатки;
- расход пара на турбину кгс;
- 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:
где – корневой диаметр ступени м;
– диаметр ротора под диафрагменным уплотнением м принимается по прототипу;
– перепад давлений на диске бар:
– перепад давлений на рабочей решетке бар (определяется в расчете ступени);
– определяется по [1]
– коэффициент расхода разгрузочных отверстий принимаем 05 [1];
– площадь разгрузочных отверстий м2;
– диаметр разгрузочных отверстий м принимаем 05 [1];
– количество разгрузочных отверстий принимаем 5 [1];
– коэффициент расхода корневого зазора принимаем 04 [1];
– площадь корневого зазора между диском и диафрагмой м2;
– корневой зазор в уплотнении диафрагмы м принимаем 0005 [1];
– площадь зазора в уплотнении диафрагмы м2;
– радиальный зазор в уплотнении диафрагмы м принимаем 00005 [1];
– коэффициент расхода уплотнения [1];
– количество гребней уплотнения [1];
– степень реактивности ступени.
Суммарное осевое усилие на ротор в пределах одной ступени Н:
Суммарное осевое усилие на ротор всей турбины Н:
где – число ступеней турбины.
Так как суммарное осевое усилие выше 30 тонн его необходимо снизить с помощью установки разгрузочного поршня.
Диаметр разгрузочного поршня dх м
где - усилие разгрузочного ротора Н;
Р1 - давление перед поршнем (после сопел регулирующей ступени) бар;
Рх - давление за поршнем бар. Можно принять Рх = Рк;
d01 - диаметр вала в зоне переднего концевого уплотнения принимается по прототипу м;
dх - внешний диаметр поршня (диаметр выступа уплотнения) м.
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 придельных значений.
Выбранный профиль в корневом сечении:
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:
Истинное значение площади профиля в корневом сечении м2:
Истинное значение минимального момента сопротивления корневого профиля изгибу м3:
Центробежная сила профильной части лопатки переменного сечения Н:
где – плотность материала лопатки (титан) кгм3 [1];
– окружная скорость по среднему диаметру мс;
– для турбин малой мощности [1];
Напряжение растяжения в корневом сечении лопатки МПа:
где – степень парциальности;
– количество рабочих лопаток;
где – шаг рабочих лопаток м;
Изгибающее усилие Н:
Максимальное напряжение изгиба МПа:
Суммарное напряжение в корневом сечении МПа:
По суммарному напряжению выбираем материал лопаток обеспечивающий необходимый коэффициент запаса прочности:
Выбираем сталь 1Х13 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;
Максимальное напряжение в диафрагме МПа:
где – разность давлений МПа:
– определяется по [1]:
где – определяется по [1];
– модуль упругости материала диафрагмы МПа
По максимальному напряжению выбираем марку стали обеспечивающую необходимый коэффициент запаса прочности:
Выбираем сталь 1Х13:
– предел текучести выбранного материала МПа [1]
Индивидуальное задание. Организация нерегулируемого отбора между 15 и 16 ступенями
Спецзадание заключается в организации одного нерегулируемого отбора между 15 и предпоследней 16 ступенью с целью использования пара на производственные нужды либо теплофикацию. Расход пара в отбор составляет 90% (144кгс) от расхода острого пара. Схема организации одного отбора представлена на рисунке 6.1.
Рисунок 6.1 – Схема организации одного отбора
При любых режимах работы мы будем поддерживать расчетный вакуум т.е. .
Определим давление трех последних ступеней турбины запишем формулу Флюгеля – Стодолы:
где – расход пара после организации отбора кгс:
– расход пара на отбор кгс:
Из формулы Флюгеля – Стодолы выражаем и получаем:
Давление за 15 ступенью бар:
Давление за 16 ступенью бар:
Давление за 17 ступенью остается постоянным и равным давлению в конденсаторе бар:
где для 15 ступени остается равным расходу до организации отбора кгс;
Давление перед 15 ступенью бар:
Давление перед 16 ступенью бар:
Давление перед 17 ступенью бар:
Определим новые значения теплоперепадов этих ступеней кДжкг [2]:
Используя формулу Пономарева определяем границы предельного режима:
Находим отношение объемных расходов:
Так как то КПД ступени положительный.
Так как то КПД ступени отрицательный.
Потери мощности на трение и вентиляцию кВт:
где – средний диаметр ступени м;
– высота рабочей лопатки см.
Для 16 ступени потери равны кВт:
Для 17 ступени потери равны кВт:
Потери энергии на трение и вентиляцию кДжкг:
Для 16 ступени потери равны кДжкг:
Для 17 ступени потери равны кДжкг:
Определяем новый КПД 15 ступени:
где – КПД ступени до организации отбора;
– отношение скоростей после организации отбора;
– фиктивная скорость ступени после организации отбора мс;
Откуда КПД 15 ступени после организации отбора:
Степень реактивности 15 ступени после организации отбора:
где – разница степеней реактивности после и до организации отбора;
– разница отношений скоростей после и до организации отбора;
По найденной степени реактивности определяем теплоперепад сопловой решетки 15 ступени:
По теплоперепаду находим давление за сопловой решеткой бар [2]:
Находим изменения напряжений в рабочих лопатках и диафрагме 15 ступени:
Мощность турбины после организации отбора кВт:
где – мощность регулирующей ступени кВт (см. формулу 3.44);
– внутренняя мощность ступени ЧВД кВт;
– количество ступеней ЧВД;
– суммарный теплоперепад ЧСД кДжкг;
– мощность 14 ступени кВт;
– теплоперепад 14 ступени кДжкг;
– мощность 15 ступени кВт;
– теплоперепад 15 ступени кДжкг;
В курсовом проекте была спроектирована проточная часть турбины К–18–80. 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.
В индивидуальном задании рассматривалась возможность организации одного нерегулируемого отбора пара. Были найдены новые давления и КПД ступеней. Также была произведена оценка надежности предотборной ступени.
Список использованных источников
Турбины ТЭС и АЭС. Методические указания по курсовому проектированию для студентов специальности 1005-«Тепловые электрические станции»Сост. Л.Н. Подборский. КрПИ. Красноярск 1991. 62 с.
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. ил.

icon VK-18-80.cdw

VK-18-80.cdw

Свободное скачивание на сегодня

Обновление через: 11 часов 35 минут
up Наверх