Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью

Число рабочих лопаток поворотной решётки:

      .

72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

    .

73. Угол  поворота потока в поворотной  решетке:

    Δα_п=180°-(α₂+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:

      ;

      =26,55°.

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

h₁^´ = h_1t^´ + Δh_п = 3181+ 4,6194 = 3185,61 кДж/кг,

р₁^´ = 1,725 МПа,

υ^´₁ = 0,1671 м³/кг,

t'₁=369,2°C.

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'_2t=0,1694 м³/кг ( h'_2t=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: 

      ;

      =37,15°.

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 r₂=0,02см; f=0,76см²; W'_мин=0,035 см³; хорда b_р'=85мм; I_мин=0,018см⁴; 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:

      ; =37,01°.

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^-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р'₂=1,695 МПа, t'_2t=366,6°C);

     .

94. Потери  энергии во второй рабочей  решетке:

       .

95. Параметры пара за регулирующей ступенью

h´₂ = h_2t´ + Δh_р^´= 3180+1,5123= 3181,51 кДж/кг;

p₂ ´= 1,515 МПа;

υ₂´= 0,1897 м³/кг;

t₂´=365,5 °C.

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

     .

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

где .

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 =(l₁+l₂+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;

     F₁ – 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=(l₂+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;

Общие:

.

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:

     i₂''=i₂'+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 м³/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: