МИН. ВЫС. ОБР. РФ Курсовая работа. Методические указания для студентов специальности пт по дисциплине Тепловые двигатели и нагнетатели
 Скачать 2.49 Mb.
|
|
Характеристика последней ступени турбины в трех различных сечениях
С целью получения уточненных данных по параметрам последней ступени, могут быть проведены дополнительные расчеты, например, еще при двух промежуточных диаметрах последней ступени. Однако на стадии курсового проектирования достаточно ограничиться тремя сечениями (корневое сечение, средний диаметр, внешний диаметр). Результаты расчетов сведены в табл. 4. 25. На основании нолученных данных (табл. 4) строится график изменения параметров по высоте лопатки (рис. 4) и треугольники скоростей (рис.5).  Рис. 4. Характеристики последней ступени в различных сечениях по высоте лопатки. Параметры наносятся в функции от радиуса или диаметра, для которого выполнен расчет.  Рис. 5. Треугольники скоростей последней (третьей) ступени турбины к различных сечениях по высоте лопатки. 26. Как было отмечено выше (V1, а), в расчетах в объеме курсового проекта принимают проточную часть турбины выполненной из однотипных лопаток, поэтому результатами расчета последней ступени можно воспользоваться для определения размеров других ступеней. 27. Расчеты всех первых ступеней (кроме последней ступени) могут быть осуществлены по методике, принятой при расчете последней ступени. В соответствии с принятыми предпосылками (VI, а), характеристики промежуточных ступеней принимаются по закону линейного интерполирования по граничным опорным точкам, то есть по характеристикам первой и последней ступени при условии d'=const=872 мм. 28. Первая ступень характеризуется следующим» параметрами рабочего тела за рабочим колесом (определяем по диаграмме рис. 3.) Для полного перепада теплоты этой ступени Н= 134 кДж/кг, Р2 = 0,306 МПа, v2= 0,898 м3/кг, Т2=925°К. Ометаемая лопатками площадь первой ступени:  Индексом z здесь обозначены параметры рабочего колеса последней ступени турбины. Вне шний диаметр рабочего колеса первой ступени d" =  = 1,058 м = 1058 мм.Средний диаметр рабочего колеса первой ступени  .Высота рабочей лопатки первой ступени  По диаграмме параметров ступени (рис. 4) для среднего диаметра dcp=965 мм находим:  Получив значение степени реактивности, вычислим перепад теплоты в рабочем колесе первой ступени  На диаграмме состояния (рис. 3) от перпендикуляра, соответствующего параметрам газа за первой ступенью, отложим влево тепловой перепад h2=32,13 кДж/кг и восстановим перпендикуляр, который при пересечении с линиями на диаграмме состояния укажет параметры газа в осевом зазоре между рабочим колесом и направляющим аппаратом первой ступени: Р1 = 0,334 МПа; v1 = 0,81м3/кг; T1 = 950°К. Площадь кольца, образованная направляющим аппаратом первой ступени:  Индексом z обозначены параметры последнего рабочего колеса,  Внешний диаметр направляющего аппаратаСредний диаметр направляющего аппарата  Высота лопатки направляющего аппарата  Условная скорость  Окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса первой ступени d=0,984 м  Отношение  29. Размеры и параметры второй ступени определяются в такой последовательности: длина рабочей лопатки второй ступени  внешний диаметр рабочего колеса  средний диаметр рабочего колеса  условная скорость  окружная скорость на среднем диаметре рабочего колеса — d= 1,0135м  отношение  Аналогичные вычисления производятся для получения размеров направляющих аппаратов второй ступени: Высота направляющей лопатки второй ступени:  Внешний диаметр направляющего аппарата:  Средний диаметр направляющего аппарата:  По значению среднего диаметра второй ступени (1004мм) из диаграммы рис.4 определяются величины:  Получив значение степени реактивности, вычислим перепад в рабочем колесе второй ступени:  Тепловые перепады в рабочем колесе и в направляющем аппарате второй ступени откладываются на диаграмме параметров состояния (рис.3), после чего определяются параметры рабочего тела за второй ступенью: Р2=0,1945 кГ/см2 , v2=1,32м3/кг, Т2=830оК и параметры в зазоре между направляющим аппаратом и рабочим колесом второй ступени; Р1=0,209МПа , v1=1,2м3/кг, Т1=850оК . Результаты расчета всех ступеней сведены в табл. 5 Для удобства сопоставления характеристик ступеней скорости и углы определены в этом случае в функции среднего диаметра рабочего колеса каждой ступени , для третьей ступени (ранее эти данные не определялись) вычислим по рис. 4  30. Профильные потери принимаются по данным продувок решеток турбинных профилей. При профилировании закрученных лопаток приходится несколько отступить от наивыгоднейшей формы профилей; в связи с этим расчетные значения коэффициентов потерь энергии принимаем несколько завышенными сравнительно с опытными данными:  ;а) потери энергии в направляющем аппарате первой ступени  б) потери энергии в рабочем колесе первой ступени  Таблица 5. Характеристики ступеней турбины (итоговые результаты)
Аналогично рассчитаны профильные потери во второй и третьей ступенях. Результаты расчета сведены в таб. 6. Таблица 6 Потери энергии при различных радиальных зазорах
31. Концевые потери энергии определяются в предположении, что направляющие и рабочие лопатки выполнены без бандажей. Радиальный зазор выбирается из конструктивных соображений. При выполнении поверочного расчета проточной части турбины целесообразно расчет выполнить при двух-трех размерах радиальных зазорах:  Потери теплового перепада вычисляются по формуле:  Где  - величина радиального зазора, мм.l- средняя высота лопатки, мм.  l1- высота лопатки направляющего аппарата, мм l2- высота лопатки рабочего колеса  - перепад тепла, кДж/кга) Концевые потери энергии в первой ступени при величине радиального зазора  : б) Концевые потери энергии в первой ступени при величине радиального зазора  : в) Концевые потери энергии в первой ступени при величине радиального зазора   :Аналогично вычислим концевые потери энергии при трех значениях зазоров , для второй и третьей ступеней. Результаты расчетов сведены в табл. 6.32. Внутренний относительный К.П.Д. турбины определяется по формуле:  Где  - полный изоэнтропический (адиабатический) перепад тепла в турбине, см. п. 7; - суммарное значение потерь энергии при выбранном зазоре для трех ступеней;  -перепад на создание осевой скорости потока, см. п. 15.  -удельная работа в турбине (см. термодин-й расчет п. 17.)Внутренний к.п.д. турбины вычислим для трех значений зазоров :а) при   б) при   в) при   Следовательно, заданный внутренний адиабатический к.п.д. турбины(  ) может быть достигнут при величине зазора 2,5< <3,0 мм.Принимаем величину радиального зазора  СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ, РЕКОМЕНДУЕМОЙ ДЛЯ ДИПЛОМНОГО ПРОЕКТИРОВАНИЯ Бармин С. Ф. и др. Компрессорные станции с газотурбинными установками. Недра. 1968. 2. Белоконь Н. И. Термодинамические процессы газотурбинных дигагелей. Недра, 1969. 3. Белоконь Н. И., Поршаков Б.П. Газотурбинные установки компрессорных станций магистральных газопроводов, Недра, 1969. 4. 3альф Г.А. Тепловой расчет стационарных газовых турбин. Машиностроение, 1964. 5. Кириллов И. И. Теория турбомашин, Машгиз, 1964. 6. Кузнецов Л. А., Камеры сгорания стационарных газотурбинных установок. Машгиз,1958. 7. Лебедев-Цветков Ю. Д. Конструкция, оборудование и рабочие процессы газотурбинных установок компрессорных станций. Гостоптехиздат, 1963. 8. Предтеченский.Г. П. Газотурбинные установки. Госэнергоиздат, 1957. 9. Рис В.Ф. Центробежные компрессорные машины. Машиностроение, 1964. 10. Шерстюк А.Н. Компрессоры. Госэнергоиздат, 1959. 11. Шнеэ Я. И. Газовые турбины, Машгиз, 1960 12. Шубенко-Шубин Л.А. Особенности конструкций новейших паровых и газовых турбин большой мощности. Госэнергоиздат, 1962 ПРИЛОЖЕНИЯ | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
