Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью

14. Выходная  площадь сопловой решетки:

     ,

где μ₁=0,97 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

15. Длина  сопловой лопатки:

     .

16. Число  Маха:

     .

17. Оставляя  угол α₁=14° и принимая α_о≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-12А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки =0,76; хорда табличного значения b_т=6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,032см; f=4,09см²; W_мин=0,575см³; хорда профиля b_с=49,6мм; I_мин=0,591см⁴; угол установки α_у=34°; толщина выходной кромки δ_1кр=0,51мм.

18. Число  лопаток:

          .

19. Относительная  толщина выходной кромки:

      .

20. Относительная  длина лопатки:

      ; по отношению =0,654 в соответствии с графиком зависимости μ₁(b_с/l₁) (рис.9), коэффициент μ₁=0,982 уточняем

выходную  площадь сопловой решетки:

     ;

 длину сопловой лопатки:

     .

21.  Число Рейнольдса

    

где =20,8·10^-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р₁=1,33 МПа, t_1t=337,6 °C);

     ; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.

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

23. Коэффициент  потерь энергии:

      .

24. Абсолютная  скорость выхода пара из сопловой решетки:

      .

25. Относительная  скорость на входе в первую  рабочую решетку:     

где =U/C₁=148,88/317,107=0,469 – отношение скоростей.

26. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

       β₁ = 26 ⁰.

27. 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:

Р₁=1,33 МПа;i₁=3127,963 кДж/кг;υ₁=0,2071 м³/кг; t₁=339,4 °С.

28. Располагаемый  теплоперепад рабочей решетки:    

откладываем адиабату из точки 1 до давления Р_z=Р₂=1,178 МПа и получаем точку 2t с параметрами i_zt''=3125,188 кДж/кг, υ_zt''=0,2334м³/кг; t_zt''=336,5°С;

  .

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

      ;

      .

30. Выходная  площадь рабочей решетки:

     ,

где μ₂=0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

31. Принимаем  перекрышу Δl_р=l₂ – l₁=3,7 мм.

32. Длина рабочей  лопатки l₂= l₁+ Δl_р=74,8+3,7=78,5 мм.

33. Эффективный  угол выхода из рабочей решетки:

      ;

      =26,59°.

34. По  числу Маха и  выбираем вторую рабочую решетку с профилем           Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки =0,61; хорда табличного значения b_т=2,56см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,02см; f=1,85см²; W_мин=0,234см³; хорда b_р=40 мм; I_мин=0,205см⁴; толщина выходной кромки δ_кр=0,5мм и угол =80°, 2,675.

35. Число лопаток:

     .

36. Относительная  толщина выходной кромки:

     .

37. Угол  поворота потока:

    Δβ_2р=180°-(β₁+β_2э)=180°-(26°+26,59°)=127,41°.

38. По  отношению  =0,509 и Δβ_р по рис.9 находим коэффициент расхода μ₂=0,958 и уточняем 

выходную  площадь рабочей решетки:

     ;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

      ;

      =25°.

39. Число  Рейнольдса

     =20,8·10^-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р₂=1,178  МПа, t''_zt=336,5 °C);

     ; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.

40. Коэффициент  скорости ψ=0,951 (рис.12).

41. Коэффициент  потерь энергии:

      .

42. Относительная  скорость пара за рабочей решеткой:

      W₂=ψ·W_2t=0,951·191,6944=182,30 м/с.

43. Абсолютная  скорость пара за рабочей решеткой:

44. Угол характеризующий направление  С₂:

  

45. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:

  ,

   

где

   

46. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:

    .

47. Изгибающее напряжение:

   .

48. Потери энергии в рабочей решетке:

    . 

49. Потери  энергии с выходной скоростью:

    .

50. Относительный  лопаточный КПД выраженный через  потери:

    .

51. Относительный  лопаточный КПД выраженный через  скорости:

    .

52. Число  Рейнольдса:

    .

53. S/r=0,05, принимаем.

54. Потери  на трение в дисках:

• коэффициент потерь

     

где К_тр.д – определяется по рис.17

• потери энергии:

           .

55. Относительный  внутренний КПД выраженный через  потери:

     .  

56. Откладываем  на рис.3 потери Δh_р,Δh_тр.д,Δh_в.с получаем т.z с параметрами:

     i_z=i_zt''+ Δh_р+Δh_тр.д+Δh_в.с=3120+1,7564+0,0501+3,108=3125,87 кДж/кг, Р_z=1,178 МПа;  υ_z=0,2335м³/кг; t_z=336,9 °С.

57. Использованный  теплоперепад:

    

58. Относительный  внутренний КПД выраженный через  теплоперепады:

    .

59. Внутренняя  мощность ступени:

    .

_{Проверка:}

 
 
 
 

 
 
 
 
 
 
 

60. Геометрические  характеристики нерегулируемой  ступени:

 

1. Коэффициент  возврата тепла:

     .

где - сумма располагаемых теплоперепадов  ступеней;

2. Относительный  внутренний КПД проточной части:

     .

3. Относительный  внутренний КПД турбины:

     .

4. Развиваемая  внутренняя мощность:

     .

5. Расчетный  относительный эффективный КПД  турбины:

      
 
 
 
 

6.Расчетная номинальная  электрическая мощность

N_эн = η_г * η_oе *H₀ * G₀ = 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_oл^рег = 0,8163;

- η_oл^нр1 = 0,8576;

- η_oл^нр2 = 0,8674.

Относительный внутренний КПД:

- η_oi = 0,7851901;

- η_oi = 0,8567;

- η_oi = 0,86653.

Расчитал внутренние мощности ступеней

- N_iрс = 12133,68 кВт;

- N_iнр1 = 4011,88 кВт;

- N_iнр2 = 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).