Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

хорошую работу на сайт">

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет регулирующей ступени турбины

1. Регулирующая ступень турбомашин

При разработке проектов турбомашин стремятся получить высокие значения КПД. Известно, что КПД турбины зависит от КПД ее ступеней.

Для расчета оптимальной работы турбины, цилиндра (работы с максимальным КПД) необходимо рассчитать регулирующую ступень, т.к. она определяет экономичность работы всей турбины в целом. Регулирующая ступень воспринимает на себя меняющиеся располагаемые теплоперепады при изменений пропуска пара от нуля до максимума.

Регулирующая ступень конструктивно размещена первой по ходу пара через проточную часть турбины.

Теоретический процесс расширения пара в турбине

По среднему диаметру ступени: , прнимаю для расчета:

Для отношения скоростей одновенечных дисков: (расчет произведен на, которые ниже сведены в таблицу №1);

Реактивность ступени рабочих лопаток и средняя реактивность:

принимаю для расчета:

Ниже приведен расчет на одно из значении, а именно на.

Определение теоретического теплоперепада на регулирующую ступень можно произвести по формуле:

U-окружная скорость на окружности диска, проходящей через середину диска (путь, который проходят лопатки в течении одной секунды);

Xa-относительная скорость.

Найдем окружную скорость:

где -частота вращения ротора, тогда

Энтальпия точки входа потока в регулирующую ступень определена из h-S диаграммы и равна:

Располагаемый теплоперепад на сопловые и рабочие решетки регулирующей ступени определятся с учетом степени реактивности. Степень реактивности- это отношение теплоперепада на рабочие решетки к теплоперепаду ступени. Когда степень реактивности невелика (до 0,2-0,25), тогда ступень называется активной, причем иногда указывается, что это активная ступень с небольшой степенью реактивности. Если степень реактивности значительна (0,4-0,6), то такая ступень называется реактивной. Небольшая реактивность обеспечивает лучшее обтекание профиля лопаток и влияет на величину потерь энергии от утечек пара через уплотнения (радиальные). С учетом принятой реактивности в 10% теплоперепады определяться по формулам:

2. Расчет соплового аппарата регулирующей ступени

Теоретическую скорость на выходе из соплового аппарата регулирующей ступени определим:

Скорость пара в паропроводах (входная скорость в сопловые решетки). Для перегретого пара значение по рекомендациям принимается 50 , тогда

Площадь выходного сечения сопловой решетки определяем из уравнения сплошности потока:

G-уточненный расход пара через турбину (в нашем случае G=388);

V1t-удельный объем пара, в теоретической точке выхода потока пара из сопловых решеток который определяется из h-S диаграммы:

Процесс расширения пара в сопловом аппарате

Коэффициент расхода пара через сопловые каналы (зависит от реактивности и состояния пара - в данном случае перегретый пар) определяется из графика:

Коэффициент расхода представляет собой отношение действительного расхода пара через решетку к теоретическому.

Принимаю для расчета, тогда

Задаваясь высотой сопловых решеток и степенью парциальности -длина дуги, занятой сопловой решеткой, отнесенная ко всей окружности (принимаю по рекомендации для турбины К-500-240 из лекций) можно найти угол выхода потока из сопловых решеток по формуле (рекомендуемые пределы угла, т.к. при уменьшении угла увеличивается рассеивание потока на пути: выход из сопловых и вход в рабочие решетки):

Для определения действительной скорости потока на выходе из сопловых решеток необходимо из графика найти значение скоростного коэффициента:

Принимаю для расчет.

Скорость определяем по формуле:

Так как процесс течения пара в проточной части турбины реальный (действительный) т.е. имеет место трение пара о поверхность решеток, тогда необходимо найти потери энергии в сопловых каналах:

Относительную скорость потока на выходе из сопловых каналов можно определить из треугольника скоростей и из аналитической зависимости:

Из аналитической зависимости:

Из треугольника скоростей:

3. Расчет рабочего аппарата регулирующей ступени

Реальное течение в сопловых решетках определяется изменением энтропии от точки «1t» до точки «1». Вследствие этого теоретический процесс в рабочих решетках будет начинаться не из точки «1t» а из точки «1».

Отложив от точки «1» теоретический теплоперепад на рабочие решетки, мы определим параметры пара () на выходе из рабочих решеток, что позволит произвести расчет рабочего аппарата:

Процесс действительного расширения пара в сопловых решетках и теоретического в рабочем аппарате

Определяю относительную теоретическую скорость на выходе из рабочих решеток:

отношение

Есть входная кинетическая энергия потока, тогда

Выходная площадь рабочих решеток:

G-уточненный расход пара через турбину: G=388 ;

Коэффициент расхода пара через рабочие решетки определяется для перегретого пара с учетом степени реактивности:

Для расчета принимаю, тогда

Высоту рабочей решетки (лопаток) можно определить с учетом «перекрыши»- (перекрыша-разность высот сопловых и рабочих решеток) между сопловыми и рабочими решетками:

Согласно перекрыши определим угол выхода потока из рабочей решетки регулирующей ступени:

Для определения действительной скорости потока на выходе из рабочих решеток необходимо из графика найти значение скоростного коэффициента для рабочих решеток (представляет собой отношение действительной скорости выхода пара из решетки к теоретической), который учитывает потери энергии:

Высота рабочей решетки с учетом перекрыши;

Принимаю для расчет.

Относительную действительную скорость выхода потока из рабочих решеток определяем по формуле:

Потери энергий в рабочих решетках найдем из формулы:

Абсолютная скорость потока пара покидающего рабочую решетку можно определить из треугольника скоростей и из аналитической зависимости:

1. Из аналитической зависимости:

2. Из треугольника скоростей:

Потери энергии с выходной скорости:

Потери энергии с выходной скорости регулирующей ступени могут быть полезно использованы в первой ступени давления (ступени находящейся за регулирующей)

В оценке относительного лопаточного КПД т.е. в оценке технического совершенства проточной части регулирующей ступени рассматривается располагаемая энергия ступени:

Входная энергия ступени.

Относительный лопаточный КПД можно оценить (рассчитать) согласно формулы:

Относительный лопаточный КПД определяет степень совершенства ступени. Расчет на другие значения Ха сведем в таблицу №1.

Таблица №1.

	Название и формула	Обозначение	Размерность	Значение
	Диаметр регулирующей ступени
	Начальная энтальпия (энтальпия точки «0»)
	Начальная температура (температура точки «0»)
	Степень реактивности (ср=1012%)- для одновенечных дисков
	Степень реактивности для рабочих лопаток одновенечных дисков
	Располагаемый теплоперепад на рабочие аппарат (решетки):
	Располагаемый теплоперепад на сопловые решетки:
	Теоретическая скорость для адиабатического процесса:
	Определяем давление в точке 1t (на выходе из сопловых каналов)
	Определяем теоретическую скорость на выходе из сопловых каналов:
	Входная скорость в сопловые каналы:
	Коэффициент расхода пара через сопловые каналы
	Уточненный расход пара
	Площадь сопловых каналов:
	Степень парциальности регулирующей ступени (e=0,60,65)
	Высота сопловых каналов (lc=3045)
	Угол выхода потока из сопловых каналов:		Градусы ()
	Принимаем скоростной коэффициент для сопловых каналов ()
	Определяем действительную скорость пара на выходе из сопловых каналов:
	Определение относительной скорости из аналитической зависимости:
	Окружная скорость: , где
	Отложив от точки 1t потери в сопловых каналах и проведя линию постоянной энтальпий, получим точку 1, в которой определим параметры.
	Определяем параметры пара в точке 2t
	Определяем относительную теоретическую скорость на выходе из рабочих решеток:
	Площадь рабочих каналов:
	Коэффициент расхода для рабочих решеток лежит в пределах (;
	Относительный угол выхода потока из рабочих решеток можно определить с учетом перекрыши в П=3 мм:		Градусы ()
	Принимаем скоростной коэффициент для рабочих каналов
	Действительная относительная скорость:
	Определяем потери (тепловые) энергии в сопловых каналах:
	Определяю абсолютную скорость потока на выходе из рабочих решеток:
	Отложив от точки 2t потери в сопловых каналах и проведя линию постоянной энтальпий, получим точку 2, в которой определим параметры рабочего тела.
	Входная кинетическая энергия для точки «2»
	Располагаемая энергия:
	КПД относительный лопаточный:

По данным таблицы №1 строим график, зависимости:

Из графика видно что наибольшее значение КПД соответствует значению Ха=0,475-оптимальное, а это значит, что дальнейший расчет (расчет нерегулируемых ступеней) необходимо производить на оптимальное значение КПД.

4. Расчет относительного внутреннего КПД регулирующей ступени

Относительный внутренний КПД определяем:

Относительный лопаточный КПД регулирующей ступени;

Относительные потери энергии на трение диска регулирующей ступени о пар и потери на вентиляцию;

Относительные потери энергии от утечек пара из проточной части.

Потери на трение и вентиляцию определяем из отношения мощностей:

Мощность, затрачиваемая на преодоление силы трения и вентиляционных сопротивлении связанных с режимом течения пара в проточной части;

Теоретическая мощность регулирующей ступени:

Расход пара прошедшего через регулирующую ступень (уточненный расход пара на турбину G=388);

Располагаемый теоретический теплоперепад на регулирующую ступень (), тогда

Мощность затрачиваемую на трение и вентиляцию определяю:

Коэффициент зависящий от состояния пара (для перегретого);

А- опытный коэффициент, зависящий от формы камеры, для дисков, расположенных в тесной камере А=1;

d- средний диаметр регулирующей ступени (м);

z- число рабочих венцов диска (одновенечный диск) z=1;

B- опытный коэффициент для одновенечного диска принимаю по рекомендации [лекции] В=0,027;

е- степень парциальности (в данном случае е=0,63);

ек- доля рабочей решетки защищенной кожухом: ;

lл- высота рабочей решетки (lл=0,045 м);

U- окружная скорость (U=154);

Плотность пара: , где -удельный объем пара на выходе из регулирующей ступени

турбина сопловой пар ступень регулирующий

Найдем коэффициент утечек:

Для нахождения коэффициента потерь энергии от утечек необходимо найти расход пара, который пройдет через уплотнения турбины вследствие большой разности давлений (давление в турбине и давление атмосферы):

Расход пара через уплотнения (протечки):

Давление пара на входе в регулирующую ступень ();

Объем пара на входе в регулирующую ступень ();

Число гребней уплотнения (, где l-длинна уплотнений снимаемая с прототипа);

Степень падения давления (для отверстий с острой кромкой)

Коэффициент расхода пара зависящий от вида уплотнения (от вида гребней уплотнения): для гребня с острой кромкой:

Кольцевая площадь, через которую протекает пара:

Диаметр вала (снимаем с прототипа турбины) ;

Зазор между валом и гребнем уплотнения принимаю;

Найдем КПД относительный внутренний:

Через коэффициенты относительных потерь () найдем потери энергии:

Потери энергии с выходной скорости.

Суммарные потери энергии регулирующей ступени:

Суммарные потери будут определять действительную точку выхода из регулирующей ступени (точка входа в первую ступень давления) обозначим эту точку буквой «А».

В следствие реального течения пара через регулирующую ступень (то, есть имеют место потери) процесс в h-S диаграмме будет иметь вид:

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

Расчет тепловой схемы турбоагрегата, величины расхода пара на турбину, регулирующей ступени, диска и лопаток последней ступени. Построение треугольников скоростей ступеней ЦВД. Изучение процесса расширения пара, технических показателей турбоустановки.

курсовая работа , добавлен 04.04.2012


Принцип работы и технические характеристики газотурбинной установки ГТК-25ИР. Демонтаж верхней и нижней половины соплового аппарата ступени турбины высокого давления. Разборка подшипников ротора и соплового аппарата. Разлопачивание диска турбины.

курсовая работа , добавлен 24.07.2015


Определение основных геометрических размеров меридионального сечения ступени турбины. Расчет параметров потока в сопловом аппарате ступени на среднем диаметре. Установление параметров потока по радиусу проточной части при профилировании лопаток.

курсовая работа , добавлен 14.11.2017


Разработка конструкции и построение одноцилиндровой однопоточной турбины высокого давления типа ВК-50-1. Расчет двухвенечной регулирующей ступени и располагаемые теплоперепады в ее решетках. Каталог профилей лопаток и вычисление опорного подшипника.

курсовая работа , добавлен 28.04.2011


Расчет ступени центробежного насоса с осевым входом жидкости, с назад загнутыми лопатками. Построение треугольников скоростей на входе и выходе из рабочего колеса, параметры и основные размеры ступени. Переход на другую частоту вращения ротора насоса.

контрольная работа , добавлен 15.02.2012


Расчет параметров потока и построение решеток профилей для компрессора и турбины. Профилирование рабочей лопатки компрессора, газодинамический и кинематические параметры профилируемой ступени на среднем радиусе. Кинематические параметры ступени турбины.

практическая работа , добавлен 01.12.2011


Расчет вала винта. Проектирование оси сателлитов планетарной ступени. Расчет специальных опор качения, роликов ступени перебора. Проверка подшипников качения по динамической грузоподъемности. Расчет болтового соединения и шлицевых соединений на прочность.

курсовая работа , добавлен 17.02.2012


Проектирование и кинематический расчет электродвигателя редуктора двухступенчатого соосного двухпоточного с внутренним зацеплением тихоходной ступени. Расчет быстроходной ступени привода, валов редуктора, подбор и проверочный расчет шпонок, подшипников.

курсовая работа , добавлен 22.05.2009


Расчет жидкостного ракетного двигателя (ЖРД), используемого на второй ступени баллистической ракеты. Технологический процесс сборки фермы полезной нагрузки. Оценка предполагаемых затрат на проект. Основные моменты безопасности и экологичности проекта.

дипломная работа , добавлен 23.11.2009


Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет тихоходной ступени привода. Проверочный расчет по контактным напряжениям. Проверочный расчет зубьев на изгиб и быстроходной ступени привода.

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

« Санкт-Петербургский государственный технологический университет растительных полимеров »

Факультет промышленной энергетики

Кафедра теплосиловых установок и тепловых двигателей

Курсовая работа

по дисциплине:

Тепловые двигатели и нагнетатели

Тема: «Расчет противодавленческой турбины

с двухвенечной регулирующей ступенью»

Вариант 33

Выполнила: Калиновская Анна, 444 группа.

Проверил: Коновалов Пётр Николаевич

Санкт-Петербург

Введение

В настоящее время и в ближайшей перспективе большая часть электроэнергии будет вырабатываться тепловыми (ТЭС) и атомными (АЭС) электростанциями, основным из которых, преобразующими тепловую энергию в электрическую, является паровая турбина, связанная с электрическим генератором.

Паровые турбины, как наиболее экономичные тепловые двигатели, широко применяются как в большой энергетике, так и в энергетике многих отраслей промышленности.

Современная мощная энергетическая турбина-это сложнейшая машина, состоящая из десятков тысяч деталей. Многие из них работают в очень сложных условиях, подвергаясь воздействию разных, в том числе динамических, неустановившихся сил

Турбина вместе с электрогенератором - турбоагрегат-это только часть турбоустановки, включающей много различных аппаратов и машин. Сама же турбоустановка тесно связана с паропроизводящей частью электростанции – с котлом, парогенератором, ядерным реактором. Все эти аппараты и машины взаимозависимы.

Только правильная эксплуатация паровой турбины, всей турбоустановки, которая включает пуск, и нормальное обслуживание, и остановку, позволяет электростанции бесперебойно, согласно графику и указаниям диспетчерской службы энергосистемы вырабатывать электрическую и тепловую энергию, делать это надёжно для всех элементов электростанции и с наименьшим расходом топлива.

При выполнении курсового проекта преследуются следующие цели:

1) закрепление и углубление знаний, полученных при изучении теоретического курса;

2) приобретение навыков практического применения теоретических знаний при выполнении конкретной инженерной задачи - разработке эскизного проекта многоступенчатой паровой турбины;

3) привитие инженерных навыков при пользовании справочной литературы, атласами профилей решёток турбин, заводскими расчётами и чертежами;

4) использование вычислительной техники в практической работе.

Исходные данные :

Номинальная электрическая мощность N эн =18 МВт;

Параметры острого пара: Р о =3,2 МПа, t o =460°С;

Абсолютная скорость пара на входе в турбину С о =70 м/с;

Давление пара за турбиной Р к =1,15 МПа.

Частота вращения ротора n 0 =3000 об/мин.

Предварительный расчет теплового процесса турбины :

1. Определяем располагаемый теплоперепад без учета потерь давления в стопорном и регулирующем клапанах, для чего строим адиабатный процесс расширения в h-s диаграмме и определяем конечные и начальные значения энтальпий:

H o =i o -i к t =3364-3064=300 кДж/кг.

2. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах принимаем: ΔР к =0,04Р о =0,128 МПа.

3. Давление пара перед сопловыми решетками регулирующей ступени:

4. Потери давления в выхлопном патрубке:

где С п – скорость пара за выходным патрубком;

λ – опытный коэффициент.

5. Давление пара за последней ступенью:

6. Потери энергии в стопорном и регулирующем клапанах:

7. Потери энергии в выходном патрубке:

8. Располагаемый теплоперепад на проточную часть:

9. Располагаемый теплоперепад по затарможеным параметрам:

где-располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;

Располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.

10. Относительный внутренний КПД:

;

где η ое -относительный эффективный КПД;

η м -механический КПД.

11. Использованный (внутренний) теплоперепад:

12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:

13. Откладываем величину Н i от точки на изоэнтропе , и при энтальпии на пересечении с изобарами Р к и Р z , получаем точки A к и A z , характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;

i z =i o -H i =3364-228,3=3135,7 кДж/кг; υ z =0,2354 м 3 /кг.

14. Секундный расход пара:

где η г – КПД генератора.

15. Предварительный тепловой процесс турбины:

Расчет регулирующей ступени :

1. Примем h онс =50 кДж/кг, тогда:

2. Фиктивная скорость в регулирующей ступени:

3. Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени:

где m=2,число венцов регулирующей ступени;

α 1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, предварительно принимаем 14°; φ=0,96 - коэффициент скорости, зависит от скорости и характеристик сопла, принимаем; ρ = 0,1- степень реактивности ступени, принимаем;

4. Окружная скорость:

5. Средний диаметр регулирующей ступени:

м.

6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени:

7. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

где α 1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, принимаем 17°;

φ=0,96 - коэффициент скорости, принимаем;

ρ = 0,05 - степень реактивности ступени, принимаем;

.

8. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

9. Средний диаметр нерегулируемой ступени:

м.

10. Степень реактивности регулирующей ступени состоит:

где степень реактивности первой рабочей решетки;

степень реактивности направляющей решетки;

степень реактивности второй рабочей решетки.

11. Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке:

12. Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке:

13. Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке:

14. Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке:

15. Энтальпия пара по заторможеным параметрам на входе в сопловый аппарат:

16. Параметры заторможенного потока из i-s диаграммы:

.

17. Откладываем на изоэнтропе теплоперепады: ;;;(рис.2) и определяем давления:

–за сопловой решеткой: Р 1 =1,805 МПа, υ 1 t =0,1615 м 3 /кг,

при h 1 t = h 0 *- = 3366,45– 166,905 = 3199,5 кДж/кг;

–за первой рабочей решеткой: Р 2 =1,762 МПа,

при h = h 0 *- - h о1р ´ = 3366,45– 166,905 – 3,709 =3195,836кДж/кг;

–за направляющей решеткой: ,

при h = h 0 *- - h о1р ´ - h нр ´ = 3366,45–166,905–3,709– 5,56=3190,276 кДж/кг;

–за второй рабочей решеткой: ,

при h = h 0 *- - h о1р ´ - h нр ´ - h о2р ´ = 3366,45–166,905–3,709 -5,56-9,27=

3181 кДж/кг.

18. Отношение давлений в сопловой решетке:

19. Теоретические скорости потока пара и звука на выходе из сопловой решетки:

20. Число Маха за сопловой решеткой:

.

21. Утечки пара через переднее концевое уплотнение:

где μ y =0,8 - коэффициент расхода, зависящий от толщины и конструкции гребня уплотнения и величины радиального зазора;

k y =1,83 -коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δ у /s;

δ у /s=0,05 - принимаем;

δ у =0,3мм - радиальный зазор;

s – расстояние между гребнями;

d у =0,3·d рс =0,3·0,95=0,285 м - диаметр вала на участке уплотнения;

F у =π·d у ·δ у =3,14·0,285·0,0003=0,000268 м 2 - кольцевая площадь радиального зазора;

ε =Р 2у /Р 1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р 1у =Р 1 =1,79 МПа, Р 2у =0,1 МПа (атмосферному);

υ 0 = υ 1 t =0,1628 м 3 /кг;

z=50, число гребней уплотнения, принимаем;

22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:

где k y =1,8 - коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δ у /s;

δ у /s=0,05 (принимаем);

ε=Р 2у /Р 1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р 1у =Р z =1,178 МПа, Р 2у =0,1 МПа (атмосферному);

υ 1 = υ z =0,2354 м 3 /кг;

z=32 - число гребней уплотнения, принимаем;

При заданных геометрических соотношениях длины проточных частей

уплотнений будут равны: переднего ;

заднего

23. Количество пара проходящего через сопло с учетом утечки пара через переднее концевое уплотнение:

=83,33+0,1852=83,515 кг/с.

24. Выходная площадь сопловой решетки:

,м 2 ;

где μ 1 =0,974 – коэффициент расхода, принимаем;

-постоянная величина, для перегретого пара равна 0,667при к=1,3;

25. Находим произведение:

26.Оптимальная степень парциальности:

27. Длина сопловой лопатки:

.

28. С учетом ранее принятого α 1э =14° и полученного числа выбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,78; хорда табличного значения b т =5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,03см; f=3,21см 2 ; W мин =0,413см 3 ; хорда b с =5см; I мин =0,326см 4 ; угол установки α у =36°; к 1 =b с /b т =0,962; толщина выходной кромки δ 1кр =2·r 2 ·к 1 =0,6мм.

29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки:

принимаем =46.

30. Пересчитываем хорду:

31. Относительная толщина выходной кромки:

32. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,903 в соответствии с графиком зависимости μ 1 =f(b с /l 1), коэффициент μ 1 =0,978.

уточняем выходную площадь сопловой решётки:

уточняем произведение:

уточняем оптимальную степень парциальности:

уточняем длину сопловой лопатки:

33. Критическое давление:

34. Откладываем Р кр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: i кр t =3180 кДж/кг; υ кр t =0,1701 м 3 /кг.

35. Критическая скорость:

36. Поскольку решетка выбрана суживающаяся то при сверхзвуковом обтекании ее необходимо найти угол отклонения потока в косом срезе:

14,11° ; =0,11°.

37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: φ=0,97.

38. Число Рейнольдса:

где =24·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13

по Р 1 =1,805 МПа, t 1 t =376,8°C, υ 1 t =0,1616 м 3 /кг);

. В связи с тем, что ,режимы работы решётки находятся в области автомодельности, в которой профильные потери и, следовательно, КПД решётки практически не изменяются.

39. Коэффициент потерь энергии:

40. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

41. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ,где =U/C 1 =149,2/560,429=0,266– отношение скоростей.

42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

43. Потеря энергии в сопловой решетке

Δh c = ξ c *= 0,0591*166,905 = 9,864 кДж/кг.

Параметры пара перед первой рабочей решеткой

h 1 = h 1 t + Δh c = 3199,5+9,864= 3209,364 кДж/кг,

p 1 =1,79 МПа,

υ 1 = 0,1641м 3 /кг,

t 1 = 380,8 0 С.

Расчет первой рабочей решетки.

44. Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки и число Маха:

где υ 2 t =0,1611 м 3 /кг (h 2 t =3185 кДж/кг, t 2 t =369,9 °C)по h-s диаграмме точка 2 t (рис.2).

45. Выходная площадь первой рабочей решетки:

;

где μ 2 =0,95 – принятый коэффициент расхода.

46. Выбираем величину перекрыши:

Δl p =Δl п +Δl в =l 2 –l 1 =4мм;

где Δl в =2мм – перекрыша у втулки;

Δl п =2мм – перекрыша на периферии.

47. Считая, что рабочая лопатка первого венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l 2 =l 1 +Δl p =55,7+4=59,7 мм.

48. Эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-26-17А и размерами: относительный шаг решетки=0,6; хорда табличного значения b т =2,57см; В т =2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=2,07см 2 ; W мин =0,225см 3 ; хорда b р =60мм; I мин =0,215см 4 ; угол установки α у =80°; толщина выходной кромки δ кр =0,8мм.

50. Число рабочих лопаток первого венца:

.

51. Относительная толщина выходной кромки профиля:

52. Угол поворота потока:

Δβ р =180°-(β 1 +β 2э)=180°-(19,08°+18,04°)=143,28°.

53. По отношению b p /l 2 =1,005 и Δβ р по рис.9 находим коэффициент расхода μ 2 =0,945, и уточняем

выходную площадь первой рабочей решетки:

эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψ р =0,936.

55. Коэффициент потерь энергии:

56. Число Рейнольдса:

где =22,6·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р 2 =1,762 МПа, t 2 t =373,2°C);

Поправка на него не вносится.

57. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки первого венца:

58. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

59. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:

60. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:

.

61. Потери энергии в первой рабочей решетке:

62. Состояние пара за первым рабочим венцом ступени.

h 2 = h 2 t + Δh р = 3185 + 11,248= 3196,24 кДж/кг,

р 2 = 1,745 МПа,

υ 2 = 0,1664 м 3 /кг,

t 2 = 374,4 0 C.

63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

64. Угол характеризующий направление С 2:

Поворотная решетка

65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки:

66. Число Маха:

где υ 1 t ’=0,1657 м 3 /кг (h 1 t ’=3181 кДж/кг, t 1 t ’=367,7 °C)по h-s диаграмме точка

1 t ‘(рис.2).

67. Выходная площадь поворотной решетки:

где μ 1 ’=0,94 –принятый коэффициент расхода.

68. Принимаем перекрышу для поворотной лопатки: Δl п =4мм.

69. Длина поворотной лопатки:.

70. Эффективный угол поворотной решетки:

71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,55; хорда табличного значения b m =25,4мм; В п =2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,015см; f=1,62см 2 ; W мин =0,168см 3 ; хорда b п =40,3мм; I мин =0,131см 4 ; угол установки α у =80°; толщина выходной кромки δ 1кр =0,472мм и отношением 1,581.

Число рабочих лопаток поворотной решётки:

.

72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

73. Угол поворота потока в поворотной решетке:

Δα п =180°-(α 2 +α" 1э)=180°-(28,5°+27,08°)=124,42°.

74. По отношению и Δα п по рис.9 находим коэффициент расхода μ" 1 =0,958 и уточняем

выходную площадь поворотной решетки:

;

эффективный угол поворотной решетки:

75. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости поворотной решетки ψ п =0,94.

76. Коэффициент потерь энергии в поворотной решетке:

77. Число Рейнольдса:

78. Потери энергии в поворотной решетке:

79. Состояние пара за поворотной решеткой

h 1 ´ = h 1 t ´ + Δh п = 3181+ 4,6194 = 3185,61 кДж/кг,

р 1 ´ = 1,725 МПа,

υ ´ 1 = 0,1671 м 3 /кг,

80. Действительная скорость выхода пара из поворотной решетки:

0,94·281,729=264,82 м/с.

81. Относительная скорость пара на входе во вторую рабочую решетку: ,где =U/C" 1 =149,5/264,82=0,5645 – отношение скоростей;

и ее направление: ,

Вторая рабочая решетка

82. Теоретическая относительная скорость на выходе из второй рабочей решетки и число Маха:

где υ" 2 t =0,1694 м 3 /кг (h" 2 t =3180кДж/кг)по h-s диаграмме точка 2" t (рис.2).

83. Выходная площадь второй рабочей решетки:

;

где μ" 2 =0,95 – принятый коэффициент расхода.

84. Выбираем величину перекрыши:

Δl" p =l" 2 –l п =4,3мм.

85. Считая, что рабочая лопатка второго венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l" 2 =l п +Δl" p =63,7+4,3=68 мм.

86. Эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки=0,5; хорда табличного значения b т "=2,61см; В р "=2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=0,76см 2 ; W" мин =0,035 см 3 ; хорда b р "=85мм; I мин =0,018см 4 ; угол установки α у =75°; толщина выходной кромки δ" 2кр =1,3мм и отношением .

Число рабочих лопаток второго венца:

.

88. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

89. Угол поворота потока:

Δβ" 2р =180°-(β" 1 +β" 2э)=180°-(54,4°+37,15°)=88,45°.

90. По отношению b" p /l" 2 =1,25 и Δβ" 2р по рис.9 находим коэффициент расхода μ" 2 =0,954 и уточняем

выходную площадь второй рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ψ" р =0,962.

92. Коэффициент потерь энергии:

93. Число Рейнольдса:

где =23·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р" 2 =1,695 МПа, t" 2 t =366,6°C);

94. Потери энергии во второй рабочей решетке:

95. Параметры пара за регулирующей ступенью

h´ 2 = h 2 t ´ + Δh р ´ = 3180+1,5123= 3181,51 кДж/кг;

p 2 ´= 1,515 МПа;

υ 2 ´= 0,1897 м 3 /кг;

t 2 ´=365,5 °C.

96. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца:

97. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

98. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:

99. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:

.

100. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

101. Угол характеризующий направление С" 2:

102. Потери энергии с выходной скоростью:

103. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

104. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

Проверка:

105. Проточная часть рассчитанной регулирующей ступени:

106. Ширина профиля лопатки:

Сопловой:

Первой рабочей:

Поворотной:

Второй рабочей:

где В т – ширина табличного профиля.

107. Осевой зазор между направляющими лопатками и рабочими лопатками принимаем равным δ а =4мм.

108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:

где =(l 1 +l 2 +l п +l" 2)/4=(55,24+59,7+63,7+68)/4=61,66 мм.

109. Относительные потери на трение пара в дисках:

а) о торцевые поверхности:

где d – средний диаметр ступени;

F 1 – выходная площадь сопловой решетки;

К тр.д =f(Re,S/r) – коэффициент трения;

S/r=0,05, принимаем; К тр.д =0,56·10 -3

б) на трение свободных цилиндрических и конических поверхностей на ободе диска:

;

где =10 -3 , принимаем;

А+в+с=0,022+0,0477+0,022=0,0917 м.

в=2·δ а +В п =2·4+39,7=47,7мм;

в) о поверхности лопаточного бандажа:

где =2·10 -3 , принимаем;

D+e=0,0584+0,0814=0,1398м;

d б =d+l cp =0,95218 +0,0638=1,0159 м;

l ср =(l 2 +l" 2)/2=0,0638 м

общие потери на трение:

110. Потери от парциального подвода пара, складываются из потерь:

На вентиляцию:

где К в =0,065 – коэффициент, зависящий от геометрии ступени;

е кож =0,5 – доля окружности, занимаемая кожухом и устанавливаемого на нерабочей дуге диска для уменьшения вентиляционных потерь при парциальном подводе пара;

z=2 – число венцов ступени скорости;

Потери на концах дуг сопловых сегментов (потери на выколачивание)

где К сегм =0,25 – опытный коэффициент;

i=2 – число пар концов сопловых сегментов;

111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:

η oi =η ол – (ζ тр +ζ парц)=0,8163 – (0,5432+30,566)*10 -3 =0,7851908.

112. Потери энергии на трение диска:

113. Потери энергии от парциального впуска пара:

114. Откладываем потери Δh в.с, Δh тр.д, Δh парц от точки 2" и получаем точку 2"" с параметрами:

i 2 ""=i 2 "+Δh в.с +Δh тр +Δh парц =3208+6,826+0,10073+5,668=3220,84 кДж/кг

t"" 2 =360,1°С, υ"" 2 =0,1906 м 3 /кг.

115. Использованный теплоперепад:

116. Внутренняя мощность ступени:

N i =G o ·h i =83,33·145,609=12133,68 кВт.

117. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

Проверка:

Расчет первой нерегулируемой ступени:

1. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени между изобарами Р" 2 =1,695 МПа и Р z =1,178 МПа по изоэнтропе 2"" – z t (рис.3):

H o ""=i 2"" -i zt =3220,84-3091=102,58 кДж/кг.

2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени h o 1нс =50 кДж/кг.

3. Фиктивная скорость в ступени:

4. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

.

5. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

6. Средний диаметр не регулируемой ступени:

7. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h о c =(1 – ρ)h о1нс =(1 – 0,05)·50=47,5 кДж/кг.

9. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:

i 1 t =i 2"" –h ос =3220,84–47,5=3173,34кДж/кг,Р 1 =1,582 МПа,υ 1 t =0,1807 м 3 /кг, t 1 t =362,2 °С.

10. Выходная площадь сопловой решетки:

;

11. Длина сопловой лопатки:

12. Число Маха:

13. Оставляя угол α 1 =17° и принимая α о ≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-15А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения b т =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,032см; f=4,09см 2 ; W мин =0,575см 3 ; хорда профиля b с =49,6мм; I мин =0,591см 4 ; угол установки α у =34°; толщина выходной кромки δ 1кр =0,51мм.

14. Число лопаток:

.

15. Относительная толщина выходной кромки:

16. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,8 в соответствии с графиком зависимости μ 1 (b с /l 1) (рис.9), коэффициент μ 1 =0,982 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

17. Число Рейнольдса

Р 1 =1,435 МПа, t 1 t =348,4°C);

18. Коэффициент скорости φ=0,976 (рис.12).

19. Коэффициент потерь энергии:

20. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

21. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ;

где =U/C 1 =148,88/300,824=0,4949 – отношение скоростей.

22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

β 1 = 32,35 0 .

23. Потери энергии в сопловой решетке:

; откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед первой рабочей решеткой имеющей следующие параметры: Р 1 =1,435 МПа; i 1 =3175,99 кДж/кг;υ 1 =0,1996 м 3 /кг; t 1 =362,6°С.

24. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

h op =ρ·h о1нс =0,05·50=2,5 кДж/кг, откладываем его из точки 1 и получаем точку 2 t с параметрами i 2 t =3173,49 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ 2 t =0,2013 м 3 /кг; t 2 t =361,3°С.

25. Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки и число Маха:

26. Выходная площадь рабочей решетки:

;

где μ 1 =0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

27. Принимаем перекрышу Δl р =l 2 – l 1 =3,6мм.

28. Длина рабочей лопатки l 2 =l 1 +Δl р =61,6+3,6=65,2 мм.

29. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:

30. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения b т =2,54см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=1,62см 2 ; W мин =0,168 см 3 ; хорда b р =45 мм; I мин =0,131см 4 ; толщина выходной кромки δ кр =0,5мм и углами =80°, 2,309.

31. Число лопаток:

.

32. Относительная толщина выходной кромки:

33. Угол поворота потока:

Δβ 2р =180°-(β 1 +β 2э)=180°-(32,35°+27,59°)=120,06°.

34. По отношению =0,69 и Δβ р по рис.9 находим коэффициент расхода μ 2 =0,956 и уточняем

выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

35. Число Рейнольдса

где =21,8·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р 2 =1,42 МПа, t 2 t =361,3°C);

36. Коэффициент скорости ψ=0,948 (рис.12).

37. Коэффициент потерь энергии:

38. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:

W 2 =ψ·W 2 t =0,948·182,995=173,479 м/с.

39 Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:

40. Угол характеризующий направление С 2:

α 2 =-87,68º.

41. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:

42. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:

.

43. Изгибающее напряжение:

44. Потери энергии в рабочей решетке:

45. Потери энергии с выходной скоростью:

46. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

47. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

48. Число Рейнольдса:

59. Принимаем S/r=0,05.

50. Потери на трение в дисках:

Коэффициент потерь

где К тр.д – определяется по рис.17

Потери энергии:

51. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:

52. Откладываем на рис.3 потери Δh р,Δh тр.д,Δh в.с получаем т.2" с параметрами:

i" 2 =i 2 t + Δh р +Δh тр.д +Δh в.с =3173,49+1,696+0,045+3,1688=3178,39 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ" 2 =0,2021 м 3 /кг; t" 2 =363,5°С.

53. Использованный теплоперепад:

54. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

55. Внутренняя мощность ступени:

Проверка:

Расчет второй нерегулируемой ступени:

1. Состояние пара перед сопловой решеткой определяется точкой 2 (рис.3)

i 2 =3082 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ 2 =0,1865 м 3 /кг; t 2 =319,1 °С.

2. Располагаемый теплоперепад второй нерегулируемой ступени между изобарами Р 2 =1,42 МПа и Р z =1,178 МПа по изоэнтропе 2 – z" t (рис.3):

h о 2 нс =i 2 -i zt "=3175,99–3123,59 =52,4 кДж/кг.

3. Располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам с учетом использования кинетической энергии от выходной скорости из предыдущей ступени:

4. Параметры заторможеного потока: ,

Р 2 * =1,615 МПа, ; υ 2 * =0,1777 м 3 /кг; t 2 * =365,4 °С.

5. Фиктивная скорость в ступени:

6. Средний диаметр ступени принимаем: d=0,948 м.

7. Окружная скорость: U=148,88м/с.

8. Отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

.

9. Угол выхода потока пара из сопловой решетки принимаем =14°.

10. Степень реактивности ступени принимаем ρ=0,05.

11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

12. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h * о c =(1– ρ)h * о2нс =(1– 0,05)·55,56=52,782 кДж/кг.

13. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:

i 1 t =i * 2" –h * о c =3178,24–52,782=3125,462 кДж/кг,Р 1 =1,33 МПа, υ 1 t =0,2065м 3 /кг, t 1 t =337,6°С.

14. Выходная площадь сопловой решетки:

,

где μ 1 =0,97 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

N эн = η г * η o е *H 0 * G 0 = 0,96*0,7768055*300*83,33= 18642,586 кВт.

N эн ’= η м * η г * N i =0,985*0,96*19715,16=18642,655кВт.

Невязка мощности: .

Вывод

На основе задания на курсовой проект, мною были рассчитаны: регулирующая и две нерегулируемых ступени противодавленческой турбины.

В результате расчета были получены следующие геометрические характеристики ступеней:

D рег = 952,18 мм;

D нр1 = 948 мм;

D нр2 = 948 мм.

Также были расчитаны КПД.

Относительный лопаточный КПД:

- η o л рег = 0,8163;

- η o л нр1 = 0,8576;

- η o л нр2 = 0,8674.

Относительный внутренний КПД:

- η oi = 0,7851901;

- η oi = 0,8567;

- η oi = 0,86653.

Расчитал внутренние мощности ступеней

N i рс = 12133,68 кВт;

N i нр1 = 4011,88 кВт;

N i нр2 = 4025,247кВт.

Расчетная номинальная электрическая мощность турбины

N эн = 18642,586 кВт, что в пределах допустимого значения совпадает с исходной N эн = 18642,655 кВт.

Список используемой литературы:

1. Никольский Н.И., Луканин П.В. Тепловые двигатели для ЦБП (Теория паровых турбин). Учебное пособие:СПбТИЦБП. СПб. , 1992, 108 с.

2. Луканин П.В., Короткова Т.Ю. Тепловые двигатели для ЦБП (Конструкция и эксплуатация паровых турбин): Учебное пособие/СПбГТУ РП. СПб., 2003 , 100 с.

3.Методические указания к курсовому проекту(20-12,20-13).

Регулирующая ступень турбины

Ступень турбины с изменяемым проходным сечением соплового аппарата

Смотреть все термины ГОСТ 23269-78. ТУРБИНЫ СТАЦИОНАРНЫЕ ПАРОВЫЕ. ТЕРМИНЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ

Источник: ГОСТ 23269-78. ТУРБИНЫ СТАЦИОНАРНЫЕ ПАРОВЫЕ. ТЕРМИНЫ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ

• - одно из понятий всякой эволюционной теории, обозначающее отрезок в процессе развития, который характеризуется каким-то изменением, иным состоянием. Такие ступени имеются как в индивидуальном, так и в общем развитии...

  Начала современного Естествознания

• - Регулирующая арматура Промышленная трубопроводная арматура, предназначенная для регулирования параметров рабочей среды посредством изменения ее расхода. Смотреть все термины ГОСТ 24856-81. АРМАТУРА ТРУБОПРОВОДНАЯ...

  Словарь ГОСТированной лексики

• - Совокупность ряда расположенных по окружности каналов, образованных направляющими лопатками или соплами, и следующего за ним вращающегося ряда каналов, образованных рабочими лопатками, с элементами установки,...

  Словарь ГОСТированной лексики

• - Двухвенечная ступень турбины Ндп. Ступень скорости, Ступень Кертиса Ступень турбины, в которой пар в первом неподвижном ряду каналов расширяется до заданных параметров и образующаяся кинетическая энергия...

  Словарь ГОСТированной лексики

• - Осевая ступень турбины Ступень турбины, в которой поток пара, совершая работу, движется по поверхностям, близким к цилиндрическим Смотреть все термины ГОСТ 23269-78. ТУРБИНЫ СТАЦИОНАРНЫЕ ПАРОВЫЕ...

  Словарь ГОСТированной лексики

• - Радиальная ступень турбины Ступень турбины, в которой поток пара, совершая работу, движется в радиальном направлении по поверхностям, перпендикулярным оси вращения ротора турбины Смотреть все термины ГОСТ 23269-78...

  Словарь ГОСТированной лексики

• - Радиально-осевая ступень турбины Ступень турбины, в которой поток пара, совершая работу, изменяет направление движения от радиального к осевому Смотреть все термины ГОСТ 23269-78. ТУРБИНЫ СТАЦИОНАРНЫЕ ПАРОВЫЕ...

  Словарь ГОСТированной лексики

• - совокупность вращающегося и неподвижного лопаточных венцов...

  Энциклопедия техники

• - Британская саморегулирующая организация, созданная в соответствии с Законом о финансовых услугах для регулирования деятельности организаций, занимающихся куплей-продажей ценных бумаг и...

  Экономический словарь

• - Саморегулирующая организация в Великобритании, отвечающая за регулирование деятельности организаций, предлагающих услуги по страхованию жизни, и паевых доверительных инвестиционных фондов в...

  Экономический словарь

• Большой бухгалтерский словарь

• - трубопроводная арматура, предназначенная для регулирования расхода транспортируемых продуктов и поддержания заданного давления в трубопроводной сети - регулираща тръбопроводна арматура - regulační potrubní armatura -...

  Строительный словарь

• - часть оросительной или осушительной сети, предназначенная для регулирования влажности почвы - регулираща мрежа - meliorační síť - Wasserregulierungsnetz - szabályozó hálózat - тохируулга шугам сүлжээ - sieć regulująca - reţea de regularizare - mreža za...

  Строительный словарь

• - запись, совершаемая в конце отчетного периода для отражения операций, которые по определенным причинам не были записаны или были неправильно записаны в течение этого периода...

  Словарь бизнес терминов

• - См.: саморегулирующая организация...

  Словарь бизнес терминов

• - побудительная функция цены, способность изменений в ценах повлечь за собой изменение величины спроса на продукты и ресурсы, а также объема их предложения...

  Большой экономический словарь

"Ступень турбины регулирующая" в книгах

Турбины

Из книги Густав Лаваль автора Гумилевский Лев Иванович

Турбины В то время, как часть изобретателей всех стран и многих поколений работала над созданием двигателей с прямолинейно-возвратным движением, другая часть их, направляясь по иному пути, трудилась над созданием двигателей без цилиндра и поршня, двигателей с

Паровые турбины не для авиации

Из книги «Пламенные моторы» Архипа Люльки автора Кузьмина Лидия

Паровые турбины не для авиации Нельзя сказать, что над применением газовой турбины для самолетов в нашей стране до этого никто не думал. Теоретическое обоснование применения газовой турбины в авиации в 1935 году дано профессором Уваровым. Им же в Москве был разработан

VI. Религиозные акты и регулирующая сила закона

Из книги автора

VI. Религиозные акты и регулирующая сила закона До сих пор речь шла главным образом об экономических отношениях, так как гражданское право у дикарей, как и у нас, касается в основном собственности и богатства. Но и в любой другой сфере племенной жизни можно найти правовые

Запорно-регулирующая арматура

Из книги Отопление и водоснабжение загородного дома автора Смирнова Людмила Николаевна

Запорно-регулирующая арматура

НЕВОЗВРАТНЫЕ ТУРБИНЫ

Из книги НИКОЛА ТЕСЛА. ЛЕКЦИИ. СТАТЬИ. автора Тесла Никола

НЕВОЗВРАТНЫЕ ТУРБИНЫ Но их кардинальный недостаток - это их невозвратность, которая вынуждает для заднего хода использовать отдельные турбины. Все это, помимо высоких расходов и значительных потерь на трение, налагает узкие ограничения на температуру рабочего тела.

2. Турбины

автора Гумилевский Лев Иванович

2. Турбины ФурнейронБурден знал о работах своего ученика, хотя Фурнейрон держал их в секрете. Из опытных моделей Фурнейрона одна - мощностью в шесть лошадиных сил - казалось, отвечала всем требованиям конкурса. Оставалось только разрешить задачу о регулировании ее хода.

Глава шестая. Турбины

Из книги Создатели двигателей [илл. Е.Ванюков] автора Гумилевский Лев Иванович

Глава шестая. Турбины

3. Многоступенчатые турбины

Из книги Создатели двигателей [илл. Е.Ванюков] автора Гумилевский Лев Иванович

3. Многоступенчатые турбины Рато«Чтобы иметь успех и избежать ошибок в области прикладной механики, все ваши поиски должна сопровождать математика!»Молодой человек, неустанно повторявший эти слова своим ученикам, был самым юным профессором в мире. Ему шел двадцать

4. Газовые турбины

Из книги Создатели двигателей [илл. Е.Ванюков] автора Гумилевский Лев Иванович

4. Газовые турбины Общий трудКак только выяснились преимущества паровой турбины над паровой машиной, так тотчас же появились теоретические исследования о рабочем процессе газовой турбины и начались практические опыты ее осуществления. Проблема газовой турбины

Какова нормативная база, регулирующая вызывное производство?

Из книги Гражданский процесс в вопросах и ответах автора Власов Анатолий Александрович

Какова нормативная база, регулирующая вызывное производство? Восстановление прав по утраченным ценным бумагам в порядке особого производства характерно тем, что здесь учитываются и защищаются интересы всех предполагаемых субъектов как имущественных, так и

§ 1. Регулирующая роль государства США в сфере экономики и социальных отношений

Из книги История государства и права зарубежных стран. Часть2 автора Крашенинникова Нина Александровна

§ 1. Регулирующая роль государства США в сфере экономики и социальных отношений К концу XIX - началу XX в. Америка превращается в страну классического корпоративного капитализма, в которой без всяких ограничений действовали гигантские тресты, монополии, ограничивающие

Точка, регулирующая жировые отложения на животе

Из книги Точечный массаж для снижения веса автора Медведев Александр Николаевич

Точка, регулирующая жировые отложения на животе Для уменьшения объема живота в качестве дополнительной точки используется точка Да-чан-шу (рис. 20). Рис. 20Точка Да-чан-шу располагается на уровне промежутка между остистыми отростками четвертого и пятого поясничных

Разнос турбины

Из книги Катастрофы под водой автора Мормуль Николай Григорьевич

Разнос турбины 20 ноября 1965 года атомная ракетная подводная лодка «К-74» проекта 675 (по классификации НАТО - «Эхо-1») отрабатывала задачи в полигонах боевой подготовки Северного флота. Материальная часть исправна, замечаний нет. Уверенно выполнив все предусмотренные Курсом

Контролирующая и регулирующая функция стилей

Из книги Невротические стили автора Шапиро Дэвид

Контролирующая и регулирующая функция стилей Сначала психоанализ исследовал природу и развитие инстинктивных влечений, а затем обратился к вопросу о том, как сдерживается и контролируется напряженная потребность, требующая немедленного

Сила, регулирующая систему

Из книги Инки. Быт. Культура. Религия автора Боден Луи

Сила, регулирующая систему Теперь, когда мы достаточно подробно ознакомились со структурой государства инков, можно суммировать главные итоги. Основная масса населения была организована для производства продуктов либо в форме продовольствия, получаемого с

РАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ МНОГОСТУПЕНЧАТЫХ ТУРБИН

Главные конструктивные особенности тур­бины, ее проточной части определяются сле­дующими факторами;

1) параметрами пара перед турбиной и давлением за турбиной;

2) мощностью турбины;

3) частотой вращения ротора;

4) наличием или отсутствием промежуточ­ного перегрева пара;

5) наличием или отсутствием регулируе­мых отборов пара;

6) опытом и традициями турбинных заво­дов, имеющимся в их распоряжении парком станков по изготовлению деталей и узлов турбины;

7) требованиями эксплуатации: скоростью пуска и нагружения турбины, диапазоном из­менения нагрузки турбины и т. п.;

8) унификацией узлов и деталей турбины;

9) технологичностью конструктивных ре­шений и связанными с ней трудозатратами на изготовление турбины;

10) ремонтопригодностью конструкции турбины, ее узлов и деталей.

При конструировании турбины обычно являются затраты на выработку едини­цы электроэнергии.

При конструировании и расчете проточной части турбины обычно бывают заданы следу­ющие величины:

1) номинальная электрическая мощность турбогенератора N э ;

2) начальные параметры пара р о и t о ;

3) параметры пара после промежуточного пароперегревателя р пп и t пп (если имеется промежуточный перегрев пара);

4) давление отработавшего пара р 2 (р к ),

5) температура питательной воды на вы­ходе из системы регенерации t п.в ;

6) частота вращения ротора турбины п .

Номинальной мощностью турбины называ­ют ту наибольшую мощность, которая может развиваться на зажимах электрического гене­ратора в течение практически любого отрез­ка времени не только при номинальных пара­метрах пара, но и при их отклонениях от номинальных пара­метров, оговоренных в технических усло­виях на поставку турбины (при снижении начального давления, ухудшении вакуума и т. д.). Наряду с номинальной мощностью для паровых турбин используют также понятие максимальной мощности , которая превышает номинальную мощность при отклонениях па­раметров пара от номинальных значений (уг­лубление вакуума, повышение давления пе­ред турбиной в допустимых пределах и т. д.) и при отключении регенеративных подо­гревателей.

В качестве начальных параметров пара р о и t о понимают давление и температуру па­ра перед стопорным клапаном турбины. Дав­ление пара непосредственно за котлом выше давления перед стопорным клапаном за счет гидравлических потерь в паропроводе от кот­ла до турбины; температура пара за котлом также выше температуры перед стопорным клапаном из-за потерь теплоты паропрово­дом.

Параметры пара после промежуточного перегревателя р пп и t пп указывают обычно по состоянию перед отсечными клапанами ЧСД. Давление промежуточного перегрева р пп вы­бирают на основе экономических расчетов по минимуму затрат на выработку электрической энергии.

Давлением отработавшего пара р 2 (р к ) на­зывают давление в выходном сечении вы­хлопного патрубка турбины. Для конденсаци­онных турбин расчетное давление за турби­ной р к зависит от среднегодовой температуры охлаждающей воды, определяется оно также на основе технико-экономических расчетов по минимуму затрат на выработку электриче­ской энергии.

Расчетную температуру питательной воды t пп в выбирают по предварительной оценке экономичности всей станции. Если рассмат­ривать экономичность только паротурбинной установки, то целесообразной температурой питательной воды является температура на­сыщения при давлении на входе в котел. Од­нако в этом случае КПД котла снижается за счет повышения температуры уходящих га­зов. Температура t п.в в в зависимости от на­чального давления находится обычно в сле­дующих пределах: при р о =24,0 МПа t п.в =260-270 °С; при р о =13,0 МПа t п.в =230- 235°С; при р о =10,0 МПа t п.в =215-220°С.

Частота вращения ротора турбины опре­деляется чаще всего частотой вращения при­водимой машины. Для электрического гене­ратора с двухполюсным ротором и при ча­стоте переменного тока 50 Гц частота враще­ния роторов турбины и генератора равна 50 с- 1 . Если мощность турбины мала (N э ≤4000 кВт), частоту вращения ротора тур­бины целесообразно выполнять повышенной, а между турбиной и генератором устанавли­вать понижающий частоту вращения редук­тор.

Для турбиночень большой мощности(N э >>500-1000 МВт) для сокращения числа цилиндров низкого давления целесообразно использовать частоту вращения п =25 с- 1 при четырехполюсном роторе электрического генератора.

Приступая к расчету турбины, выбирают расчетную мощность, т. е. мощность, соот­ветствующую наибольшей экономичности тур­бины N э эк . Для турбин, работающих в доста­точно широком диапазоне изменения нагруз­ки, в качестве расчетной принимают мощ­ность, равную 0,8-0,9 номинальной. Круп­ные турбины, которые предполагается экс­плуатировать при полной их загрузке в тече­ние продолжительного времени, обычно име­ют расчетную мощность, близкую к номи­нальной, N э эк = (0,9-1,0) N э н . Турбины для АЭС проектируются, как правило, при усло­вии N э эк =N э н .

Далее выбирают тепловую схему паротур­бинной установки - число регенеративных по­догревателей, давление в деаэраторе, темпе­ратуру питательной воды на выходе из подо­гревателей, параметры пара приводной тур­бины питательного насоса, давление проме­жуточного перегрева, для турбин АЭС - дав­ление в промежуточном сепараторе и т. д. Для расчета тепловой схемы на основе ста­тистических данных по экономичности турбин предварительно оценивают протекание про­цесса в h,S -диаграмме.

В результате расчета тепловой схемы оп­ределяют расходы пара во всех ступенях, а также расходы пара в регенеративные подо­греватели. Кроме того, вычисляют другие тепловые характеристики паротурбинной установки - удельный расход пара, удель­ный расход теплоты, η э.

Конструкция ступеней турбины, размеры элементов проточной части в большой степе­ни зависят от объемного пропуска пара - произведения массового расхода пара на его удельный объем Gυ . От первых ступеней тур­бины к последним удельный объем пара значительно возрастает. Так, при параметрах пара р о =23,5 МПа и t о =540°С удельный объем υ в 2500 раз меньше удельного объема пара за последней ступенью турбины при р к =3,4 кПа. Поэтому объемный расход пара в первых ступенях существенно меньше, чем в последних ступенях турбины.

В связи с особенностями проектирования проточной части все ступени конденсационной турбины разделяют на четыре группы:

1) регулирующие ступени;

2) ступени малых объемных пропусков па­ра (первые нерегулируемые ступени турбин небольшой мощности);

3) промежуточные ступени с относитель­но большим объемным пропуском пара;

4) последние ступени, работающие в части низкого давления турбины при очень боль­шом объемном пропуске пара.

Регулирующая ступень - это первая сту­пень турбины при сопловом парораспределе­нии. При дроссельном парораспределении ре­гулирующая ступень в турбине отсутствует. Основной конструктивной особенностью регу­лирующей ступени является изменяющаяся степень парциальности при изменении расхо­да пара на турбину. В связи с этим сопла регулирующей ступени объеди­нены в группы. К каждой группе сопл пар подводится через самостоятельный регулиру­ющий клапан. При одном открытом клапане работает одна группа сопл и поэтому ступень работает при малой степени парциальности. По мере открытия следующих регулирующих клапанов степень парциальности растет. При всех открытых регулирующих клапанах сте­пень парциальности регулирующей ступени всегда меньше единицы. Регулирующая сту­пень конструктивно отделена емкой камерой от последующих нерегулируемых ступеней. Эта камера необходима для растекания пара в окружном направлении, чтобы обеспечить подвод пара к первой нерегулируемой ступе­ни по всей окружности без существенных аэ­родинамических потерь энергии.

По условиям экономичной работы турбины с сопловым парораспределением при перемен­ном расходе пара в регулирующей ступени необходимо срабатывать повышенный тепло­вой перепад H 0 рс .

Регулирующие ступени выполняют как од­новенечными, так и двухвенечными. Одновенечные активные регулирующие ступени обычно применяют для срабатывания сравни­тельно малых тепловых перепадов - до 80- 120 кДж/кг. Двухвенечные ступени применя­ют для перерабатывания сравнительно высо­ких тепловых перепадов-100-250 кДж/кг.

Теплоперепад и соответственно тип регу­лирующей ступени выбирают с учетом следу­ющих особенностей влияния регулирующей ступени на конструкцию и экономичность турбины.

1. Применение двухвенечной регулирую­щей ступени и, следовательно, большого теп-лоперепада H 0 рс приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней и снижению стоимости изготовления турбины. Однако в этом случае снижается КПД турбины при мощности, близкой к номинальной, так как экономичность двухвенечной регулирующей ступени существенно ниже, чем экономич­ность заменяемых нерегулируемых ступеней. Следует, однако, заметить, что потери энер­гии регулирующей ступени за счет явления возврата теплоты частично используются в последующих нерегулируемых ступенях. Поэтому при оценке снижения экономичности за счет регулирующей ступени необходимо учи­тывать явление возврата теплоты.

2. При большом тепловом перепаде регу­лирующей ступени снижаются утечки пара через переднее концевое уплотнение, так как уменьшается давление в камере регулирую­щей ступени и, следовательно, перед перед­ним концевым уплотнением. Этот эффект осо­бенно заметен для турбин малой мощности, где относительная величина утечки велика.

3. Повышенный тепловой перепад регули­рующей ступени обеспечивает снижение тем­пературы пара в камере регулирующей сту­пени и, следовательно, применение относи­тельно дешевых низколегированных сталей для ротора и корпуса турбины.

В современных мощных турбинах в каче­стве регулирующей ступени применяют одновенечную ступень, так как преимущества по­вышенного теплоперепада по технико-эконо­мическим расчетам не оправдываются.

В турбинах АЭС, работающих на насы­щенном паре, лопатки регулирующей ступени часто аварийно разрушаются в связи с боль­шими возмущающими усилиями при вибраци­ях лопаток. Эти усилия обусловлены специ­фикой течения влажного пара в клапанах и соплах регулирующей ступени. Поэтому сов­ременные мощные турбины АЭС, работаю­щие, как правило, при постоянной нагрузке, проектируют с дроссельным парораспределе­нием.

Двухвенечные ступени находят примене­ние в качестве регулирующих ступеней в тур­бинах малой мощности, а также в турбинах с противодавлением и в турбинах с регули­руемыми отборами пара.

Первые нерегулируемые ступени турбин небольшой мощности (ступени с малым объ­емным пропуском пара) отличаются неболь­шими высотами сопловых и рабочих лопаток. Для повышения КПД этих ступеней необхо­димо всеми возможными путями увеличивать высоту этих лопаток.

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования турбины 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 0,8...0,96 и изменяется в процессе эксплуатации. Вследствие этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени при работе турбины может изменяться, регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, не регулируется при изменении нагрузки турбины.

В качестве регулирующей ступени паровых турбин в зависимости от ряда факторов может применяться одновенечная ступень давления (ступень Рато) или двухвенечная ступень скорости (ступень Кертиса). Из теории турбомашин известно, что зависимости относительного внутреннего КПД - от характеристического отношения скоростей

х = u/c 0 этих ступеней имеют одинаковый характер (здесь u - окружная скорость на среднем диаметре ступени; c 0 - условная изоэнтропийная скорость). Однако они значительно различаются максимальными КПД и оптимальных отношений скоростей.

Вследствие дополнительных потерь во второй паре лопаточных решеток двухвенечной ступени . Тем не менее, на режимах работы с малыми отношениями х в диапазоне от х=0 до х=х в КПД двухвенечной ступени выше, чем одновенечной (рис.1, при . КПД ступеней скорости и давления равны).

Оптимальное отношение скоростей ступени определяется выражением

, (13)

где - коэффициент скорости соплового аппарата, - угол выхода потока из соплового аппарата, п - число венцов рабочих лопаток, - степень реактивности ступени.

Для двухвенечной ступени меньше, чем для одновенечной . Это означает, что при максимальных КПД и одинаковой окружной скорости на среднем диаметре и в ступени Кертиса сработается больше перепад энтальпий, чем в ступени Рато. Кроме того, КПД ступени скорости при переменных режимах работы изменяется меньше, чем КПД ступени давления, если .

При заданных начальных давлении и температуре Т о и конеч качестве регулирующей ступени в турбинах малой и средней мощности ступень Кертиса, в турбинах большой мощности- ступень Рато. В основе этой рекомендации лежат следующие соображения. Так как в ступени скорости срабатывается больше перепад энтальпий, чем в ступени давления, то в камере регулирующей ступени скорости (в камере, в которой вращается рабочее колесо регулирующей ступени) установятся ниже давление, плотность и температура пара. В связи с этим:

1. На нерегулируемые ступени останется меньше перепад энтальпий, для срабатывания которого потребуется меньшее число нерегулируемых ступеней.

2. Пониженное давление пара в камере регулирующей ступени способствует уменьшению утечки пара через переднее концевое уплотнение турбины и повышает КПД турбины.

3. Пониженная плотность пара в камере регулирующей ступени, перед первой нерегулируемой ступенью, позволяет выполнить даже первые нерегулируемые ступени с направляющими и рабочими лопатками приемлемой длины при полном впуске пара и тем самым уменьшить потери от конечной длины лопаток, а при парциальном подводе обеспечить повышенный КПД путем выбора варианта ступени с минимальными суммарными потерями от конечной длины лопаток и от парциальности.

4. Пониженные давление и температура пара в камере регулирующей ступени снижают рабочие напряжения и, следовательно, допускают применение более дешевых материалов для деталей, расположенных в окрестности камеры регулирующей ступени (так, для корпуса турбины- чугун вместо стали или нелегированные стали вместо легированных).

Таким образом, применение двухвенечной ступени скорости в качестве регу­лирующей в проточной части турбин малой и средней мощности позволяет создать турбину более простой конструкции, достаточно надежную, сравнительно дешевую, с малыми габаритами и вполне экономичную в широком диапазоне режимов работы. Отметим, что указанные преимущества использования ступени скорости при сопловом регулировании проявляются тем больше, чем выше начальные параметры пара.

В турбинах большой мощности эти достоинства регулирующей двухвенечной ступени становятся менее значительными, в них оказываются более рациональными регулирующие одновенечные ступени давления.

Конструкция регулирующей ступени должна быть тем проще, чем меньше мощность турбины.