Курсовая работа (т): Турбина паровая типа К–14–3,5, страницы 6-10

Таблица 3

Варианты		1	2	3	4	5	6	7	8	9
Степени парциальности -00,33700,19800,17800,16900,14700,13500,09600,06700,056
Высота лопаток:
а) сопел l11=εl11103/ε	мм	10,000	17,000	19,000	20,000	23,000	25,000	35,000	50,000	60,000
б) I рабочего венца l21=аl11 (а=1,19)	мм	11,90	20,23	22,61	23,80	27,37	29,75	41,65	59,50	71,40
в) направляющего аппарата l12=вl21 (в=1,29)	мм	15,35	26,10	29,17	30,70	35,31	38,38	53,73	76,76	92,11
г) II рабочего венца l22=сl12 (с=1,29)	мм	19,80	33,66	37,63	39,61	45,55	49,51	69,31	99,01	118,82
Окружной КПД ступени ηu	-	0,73	0,73	0,73	0,73	0,73	0,73	0,73	0,73	0,73
Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd	-	1,009	1,009	1,009	1,009	1,009	1,009	1,009	1,009	1,009
Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs	-	0,978	0,978	0,978	0,978	0,978	0,978	0,978	0,978	0,978
Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl	-	0,940	0,976	0,981	0,983	0,990	0,993	1	1,006	1,009
Окружной КПД ступени с учётом поправок ηu' = ηuКdКsКl	-	0,677	0,703	0,707	0,708	0,713	0,715	0,720	0,725	0,727
Окружной тепловой перепад в ступени hu' = ηu'hoI	кДж/кг	161,19	167,36	168,22	168,56	169,77	170,28	171,48	172,51	173,02
Осевая ширина профиля лопаток:
а) сопел В11	мм	50	50	50	50	50	50	50	50	50
б) I рабочего венца В21	мм	40	40	40	40	40	40	40	40
в) направляющего аппарата В12	мм	33	33	33	33	33	33	33	33	33
г) II рабочего венца В22	мм	40	40	40	40	40	40	40	40	40
В=(В21+В22)/2	м	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04
l=(l21+l22)/2	м	0,02	0,03	0,03	0,03	0,04	0,04	0,06	0,08	0,10
Коэффициент С = (750В-2,5)102	-	2750,00	2750,00	2750,00	2750,00	2750,00	2750,00	2750,00	2750,00	2750,00
Неактивная дуга, закрытая кожухом εк = 0,9(1-ε)	-	0,60	0,72	0,74	0,75	0,77	0,78	0,81	0,84	0,85
Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию ∆ Nтв	кВт	108,78	134,03	142,69	147,23	161,66	171,93	230,14	336,13	417,53
Потеря энергии на трение и вентиляцию ∆ hтв= ∆ Nтв/Gо	кДж/кг	8,20	10,11	10,76	11,10	12,19	12,96	17,35	25,35	31,49
Потеря энергии на концах сегментов сопел ∆hсегм = 0,11(В21l21+ +В22l22)х(hu' - -∆hтв)zсс/f11 (zсс=1)	кДж/кг	1,54	2,69	3,01	3,17	3,65	3,96	5,43	7,41	8,55
Использованный внутренний теплоперепад в ступени hil = hu'- ∆hтв- ∆hсегм	кДж/кг	151,45	154,57	154,45	154,29	153,92	153,35	148,69	139,75	132,99
Относительный внутренний КПД ступени ηoi l= hil/hol	-	0,636	0,6493	0,6488	0,648	0,647	0,644	0,625	0,587	0,559
Внутренняя мощность ступени Nil = Gohil	кВт	2008,35	2049,69	2048,15	2046,05	2041,20	2033,64	1971,82	1853,25	1763,53

Рисунок 1 - График зависимости регулирующей ступени

) Высота лопаток:

а) сопел

б) I рабочего венца

в) направляющего аппарата

г) II рабочего венца

где коэффициенты a, b и c берутся из таблицы 1.

) Окружной КПД ступени по опытным данным hu = 0,735 [1, cтр. 44, рис. 11].

) Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd = 1,009 [1, cтр. 45, рис. 12].

) Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs = 0,978 [1, cтр. 45, рис. 13].

) Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl =0,976 [1, cтр. 46, рис. 14].

) Окружной КПД ступени с учетом поправок

) Окружной тепловой перепад в ступени

) Осевая ширина профиля лопаток:

а) сопел В11 = 50мм;

б) I рабочего венца В21 = 40 мм;

в) направляющего аппарата В12 = 33 мм;

г) II рабочего венца В22 = 40 мм.

) Коэффициент

) Неактивная дуга, закрытая кожухом

30) Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию

) Потери энергии на трение и вентиляцию

) Потеря энергии на концах сегментов сопел

) Использованный внутренний тепловой перепад в ступени

) Относительный внутренний КПД ступени

) Внутренняя мощность

.7 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени

Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара:

где Nэ и Nном - мощность турбины соответственно расчетная и номинальная;

u2t и u2tном - удельный объем пара в конце процесса расширения на изоэнтропе и давлении в камере регулирующей ступени соответственно p2I и p21ном при расчетной номинальной мощности турбины.

Давление в камере регулирующей ступени:

где h0i и h0iном - изоэнтропийный перепад энтальпий от p'0 соответственно до p2I и p2Iном.

Определяем число сопел регулирующей ступени

где t11 - шаг сопловой решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени;

Zсmax - округляется до ближайшего большего целого числа.

Число регулирующих клапанов с экономической точки зрения целесообразно брать возможно больше, хотя это усложняет конструкцию турбины. Принимаем для проектируемой турбины число регулирующих клапанов zрк = 4.

2.8 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени

Для двухвенечной ступени скорости вычисляются:

) абсолютная скорость истечения пара из сопел

где = 0,98 - коэффициент скорости соплового аппарата [1, cтр. 53, рис. 16].

r - степень реактивности ступени

где rн, r1, r2 - степень реактивности соответственно направляющего аппарата, первого и второго венцов рабочих лопаток.

) Относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца

a11 - эффективный угол выхода пара из соплового аппарата из первого венца рабочих лопаток для принятого типа ступени.

) Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

где y1 = 0,849 - коэффициент скорости направляющего аппарата первого венца рабочих лопаток [1, cтр. 53, рис. 17];

r1 - степень реактивности первого венца рабочих лопаток.

) Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

b21 - эффективный угол выхода пара из направляющего аппарата из первого венца рабочих лопаток для принятого типа ступени.

) Абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата

yн = 0,87 - коэффициент скорости направляющего аппарата первого венца рабочих лопаток [1, cтр. 53, рис. 17];

rн - степень реактивности ступени.

) Относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца

a12 - эффективный угол выхода пара из соплового аппарата, из второго венца рабочих лопаток для принятого типа ступени.

) Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца

y2 = 0,869 - коэффициент скорости направляющего аппарата второго венца рабочих лопаток [1, cтр. 53, рис. 17];

r2 - степень реактивности второго венца рабочих лопаток.

) Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени

b22 - эффективный угол выхода пара из направляющего аппарата, из второго венца рабочих лопаток для принятого типа ступени.

Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решетках:

) в сопловом аппарате

) В первом венце рабочих лопаток

) В направляющем аппарате

) Во втором венце рабочих лопаток

5) Потеря энергии с выходной скоростью

) Окружной тепловой перепад ступени

Окружной КПД ступени

Сравним huD с h`u:

По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рисунок 2) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рисунок 3).

Рисунок 3 - Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости

Рисунок 4 - Тепловой процесс регулирующей ступени

3. Нерегулируемые ступени

.1Типы нерегулируемых ступеней

Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы:

а) ступени высокого давления, работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления);

б) ступени среднего давления или промежуточные ступени, в которых объемы пара достаточно велики;

в) ступени низкого давления, работающие, как правило, под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.

Это деление ступеней на группы является довольно условным, тем не менее, при расчетах и конструировании этих ступеней имеются особенности, которые надо учитывать, и это оправдывает такую их классификацию.

В современном паротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях, когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления, реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших турбин, как с точки зрения эксплуатации, так и в отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если, с одной стороны, в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно лучше, чем в активных, то, с другой стороны, КПД реактивной ступени сильно зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того, в реактивной турбине обычно разгрузочный диск (поршень или думмис) большого диаметра, являющийся частью переднего уплотнения, и КПД турбины снижается из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности обоих турбин. Технология изготовления каждого из этих типов имеет свои особенности. В соответствии с типом турбин, которые получили распространение на том или ином заводе, применяется специализированное оборудование, оснастка, приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или другой конструкции.

Если отвлечься от этих практических соображений, то следует иметь ввиду, что выполнение активных ступеней целесообразно в области малых расходов, то есть в ступенях высокого давления, где существенно сказываются потери от утечек. Наоборот, в области низких давлений, где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны, преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных паровых турбин выполняются со значительной реакцией, которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 0,6 и более.