КП К 210. ПЗ Курсовой Проект 2023 (1) КАНАТ (2). 1 тепловой расчет проточной части турбины

• Название: 1 тепловой расчет проточной части турбины
• Анкор: КП К 210
• Дата: 26.03.2023
• Размер: 297.58 Kb.
• Имя файла: ПЗ Курсовой Проект 2023 (1) КАНАТ (2).docx
• Тип: Документы; #1016625
• страница: 2 из 4

Рисунок 1.3 - Зависимость внутреннего относительного КПД от u/С₁

Коэффициент, учитывающий эти потери, рассчитывают по формуле:

(1.15)

Внутренний относительный КПД регулирующей ступени определяется по формуле [2]:

(1.16)


Рисунок 1.4 - Зависимость относительного КПД на лопатках от u/С₁
Пользуясь данными, полученными для наивыгоднейшего отношения u/С₁, переходят к определению основных размеров проточной части регулирующей ступени. Для этого строят вначале тепловой процесс на is-диаграмме (вычислив предварительно потери энергии в ступени.)

При отсутствии реакции последние рассчитывают по формулам [2]:

Потери в соплах решаются по формуле, кДж/кг:

(1.17)



Потери в первом ряду рабочих лопаток рассчитываются по формуле, кДж/кг:

(1.18)


Для регулирующей ступени турбины находят по формуле, кДж/кг:

(1.19)




Рисунок 1.5 - Схематическое изображение тепло­вого процесса на hs-диаграмме с учетом потерь
Относительный КПД на лопатках рассчитывают по формуле [2]:

(1.20)


Отложив на hs - диаграмме последовательно от точки A_1t значения всех потерь, строят тепловой процесс. Точка α₁ определяет состояние пара на выходе из сопла, линия A′₀А_1t характеризует процесс расширения пара в сопле, а точка f₁ - состояние пара на выходе из регулирующей ступени.

На основании проведенных расчетов и полученных данных, занесенных в для наивыгоднейшего отношения u/c₁ , а также на основании построенного теплового процесса на hs - диаграмме, определяют основные размеры проточной части регулирующей ступени. В первую очередь выбирают тип сопла. Радиальный профиль проточной части диска Рато изображен на рисунке 1.6.


Рисунок 1.6 - Радиальный профиль проточной части диска Рато
Если отношение p₁/p’₀>v_k, то применяют суживающие сопла; если p₁/p’₀k берут расширяющие сопла, при условии, что косой срез не обеспечивает расширение пара до давления р₁(в противном случае применяют суживающие сопла). Для сухого насыщенного пара v_k =0,577, для перегретого v_k = 0,546. Если в атласе профили направляющих и рабочих лопаток удовлетворяют требованиям конструктивного выполнения радиального профиля, то на этих профилях можно остановиться.

Суммарную площадь сопел определяют по формулам, м²:

(1.21)
где G - секундный расход пара, кг/с;

p^/₀ - давление пара перед соплом, бар;

v^/₀ - удельный объем пара перед соплом, м³/кг.

Суммарное выходное сечение сопел находят из уравнения неразрывности струи [2], м:

(1.22)

где v₁ - удельный объем пара на выходе из сопла в точке а₁ на hs – диаграмме.



Высоту рабочих лопаток первого ряда на выходе определяют по формуле, мм:

(1.23)


где с_1а и с_2а - проекция вектора скорости на осевое направление.

Высоту направляющих лопаток на входе берут на 2 мм больше высоты рабочих лопаток на выходе, мм:

(1.24)



Задавшись относительным шагом сопловой решетки t₁ = (t₁/b₁) = 0,7÷0,8 (этим значениям t₁ соответствуют минимальные потери энергии), определяют величину шага t₁ - t₁b₁. Зная шаг сопловой решетки, находят число сопел [2]:

(1.25)


В том случае, когда число сопел получается дробным, его округляют до ближайшего большего целого числа.

Выбор профилей рабочих решеток регулирующей ступени в атласе также начинают с установления того, к какой группе решеток следует отнести рассчитываемую решетку: А, Б или В. Затем из выбран­ной группы, зная входной угол β₁, выбирают профиль (размер b₂,), удовлетворяющий условию прочности рабочей лопатки.

Задавшись относительным шагом рабочей решетки t₂ =t₂/b₂ таким, чтобы обеспечить минимальные потери энергии в решетке (для этого используют графики, помещенные в атласе; t₂=0,5 ÷ 0,75 для всех групп рабочих решеток) из графика β₂ = f(t₂) путем подбора установочного угла β_у находят выходной угол β_2эф. Вычислив, шаг рабочей решетки t₂ = t₂b₂, определяют число лопаток:

(1.26)



В том случае, когда число рабочих лопаток получается дробным, его округляют до ближайшего меньшего целого числа.

Мощность, развиваемую регулирующей ступенью турбины, рас­считывают по формулам [2], кВт:

(1.27)

где h₀ - изоэнтропийный теплоперепад;

h_0i - внутренний относительный КПД регулирующей ступени.



После определения всех потерь в ступени на hs-диаграмме откладывают сначала потери в соплах и определяют параметры пара на выходе из сопел р_с, v_с. Затем откладывают сумму остальных потерь и определяют параметры пара на выходе из рабочих лопаток р_р, v_p.

1.4 Расчет ступеней давления

Размеры первой ступени должны быть такими, чтобы высота сопел была не меньше 10 мм для фрезерованных и 15 мм для залитных лопаток. Диаметр первой ступени определяют по формуле [2], м:

(1.28)

где G — секундный расход пара, кг/с;

v_i — удельный объем пара на выходе из сопла, м³ /кг;

х =u/c1 (выбирается в пределах 0,42 — 0,48; большие значения берут для более экономичных турбин)

n — число оборотов турбины, об/мин;

l — высота сопла, м;

μ₁ — коэффициент расхода в сопловой решетке

е > 0,2 — степень парциальности (желательно, чтобы е = 1);

а1 — угол наклона сопел (выбирается в пределах 11—16° с последующим увеличением до 30—35° в последних ступенях).

= 1,29

Задавшись значениями х, д, ε и а₁, определяют величину d₁ как функцию v₁, поскольку v₁ неизвестно. Численное значение диаметра d₁ получают методом приближений. Для этого задаются каким-либо значением d₁ и определяют окружную скорость лопаток [2], м/c:

(1.29)



Зная u, рассчитывают действительную скорость пара на выходе из сопла, м/с:

(1.30)

= 482,1

По величине с₁ определяют изоэнтропийный теплоперепад, приходящийся на рассчитываемую ступень, используя формулы, кДж/кг:

(1.31)



Диаметр последней ступени определяют по формуле, м:

(1.32)


При числе оборотов турбины n=3000 об/мин формулы для определения изоэнтропийного теплоперепада в промежуточных ступенях принимают вид, кДж/кг:

(1.33)



(1.34)



Далее строят вспомогательную диаграмму. Для этого на концах произвольного отрезка прямой а восстанавливают перпендикуляры длиной d₁ и d_z в любом масштабе и их концы соединяют плавной вогнутой кривой, отображающей изменение диаметров ступеней турбины. В начале кривой рост диаметров незначительный, а затем они увеличиваются более интенсивно. Это объясняется тем, что в начальных ступенях турбины удельный объем пара увеличивается незначительно, а в последующих — растет более интенсивно.

Рисунок 1.10 – Диаграмма диаметров ступеней турбины в масштабе 1м = 2см

Отрезок, а делят на т произвольных равных частей. В точках деления восстанавливают перпендикуляры до пересечения с кривой диаметров и получают (m + 1) условных диаметров, для которых, используя последние формулы, определяют изоэнтропийные теплоперепады и строят кривую теплоперепадов h₀. Для середины каждого из т участков находят средние значения изоэнтропийных перепадов h^’₀,h² ₀,h₀ ^m-1 и т. д.



Рисунок 1.11 – Диаграмма теплоперепадов в масштабе 1см = 50 кДж/кг

Среднее значение теплоперепада для всей диаграммы рассчитывают по формуле [2], кДж/кг:

(1.35)

Определяемые величины	Номер ступени в турбине														Сумма тепло- перепадов, кДж/кг
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10		11	z
Диаметр ступени, м	1,29	1,33	1,36	1,44	1,5	1,58	1,65	1,73	1,8	1,87	1,95		2,01	-
Предварительный теплоперепад, кДж/кг	132,4	139,9	151,7	167,9	185	202,9	221,6	241,1	261,5	282,7	304,7		315,9	2607,3
Окончательный теплоперепад, кДж/кг	133,6	141,8	154,4	170,7	188	206	224,8	244,5	265	286,3	306,5		697,8	5086,7

Таблица 1.2 – Определение величин ступени турбины

Величину утечки пара рассчитывают по формуле [2], кг/c:

(1.36)

Здесь μ_ут - эмпирический коэффициент расхода;

F_yT — кольцевой минимальный зазор в лабиринтном уплотнении, м² ;

р₀, v₀ — параметры пара перед уплотнением, Н/м² и м³/кг соответственно;

z — число гребней уплотнения.

В случае лабиринтовых уплотнений с гладким валом утечка пара увеличивается и это учитывают поправочным коэффициентом.



Потерю от утечки рассчитывают по формуле:

(1.37)

где i₀ — энтальпия пара перед уплотнением;

i₂ — энтальпия пара после рабочего диска с учетом всех потерь, кроме потери на утечку;

G_yт — секундный расход пара с учетом утечки;



Скорость звука в среде пара за соплами рассчитывают по формуле, м/c:

(1.38)

где k — показатель изоэнтропы (для перегретого пара k— 1,3; для насыщенного — k = 1,035 + 0,1 х_ср, где x_сp –средняя степень сухости пара);

g = 9,81 м/с² ;

р_с, v_c — параметры пара, кг/м² и м³ /кг соответственно.