Курсовая работа: Тепловой расчет паровой турбины

(15)

Уточняем коэффициент расхода  и находим скоростной коэффициент  рабочей решетки:

 (16)

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

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

 (17)

0

Потери энергии в рабочей решетке и с выходной скоростью равны:

;(18)

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

Относительный лопаточный КПД  определим двумя способами:

 (19)

%

 (20)

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

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

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

 (21)

В этом случае:

 (22)

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

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

Мощность на лопатках ступени равна:

 (23)

МВт

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

 (24)

где :μу – коэффициент расхода уплотнения, μ у = 0,9;

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

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

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

 м

dб – диаметр бандажного уплотнения,

δэкв – эквивалентный зазор уплотнения

 - осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;

 - число гребней в надбандажном уплотнении.

При проектировании ступени можно принять  = 0,005м;

 м ,  = 2.

Относительные потери энергии, вызванные парциальным подводом пара:

(25)

где:  - ширина рабочей решётки, ;

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

Потери энергии от трения диска о пар определяем по формуле:

(26)

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

Относительный внутренний КПД ступени определяем по формуле:

 (27)

=81,5%

=1,7%

=0,54%

%

Использованный теплоперепад ступени определяем по формуле:

 (28)

Внутренняя мощность ступени определим по формуле:

(29)

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

1.3  Предварительный расчёт нерегулируемых ступеней

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

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

(30)

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

u/сф = 0,432; ρ = 0,03; ε =1;  = 140.

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

 (31)

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

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

Страницы: 1, 2, 3, 4