Методические указания к выполнению курсовой работы для студентов всех форм обучения
![]()
|
2.6. Расчет последней ступени давления В настоящей методике рассматривается тепловой расчет турбин с противодавлением. Разница в удельных объемах в начале и конце групп ступеней давления отличается значительно меньше, чем в конденсационных турбинах. Высоты лопаток вдоль проточной части при этом изменяются почти пропорционально объему пара. Это позволяет сохранить неизменным диаметр ободов дисков, а также размеры канавок для крепления хвостовиков лопаток. В результате для всех ступеней можно применять одинаковые профили сопловых и рабочих лопаток и их хвостовиков. Лопатки соседних ступеней будут отличаться только по высоте. 1. По i-s диаграмме определяем удельный объем пара νz,м3/кг за последней ступенью турбины (точка 5 на рисунке 2.1). 2. Вычисляем высоту рабочей лопатки ![]() где ν1 ν1t1, м3/кг. 3. Находим средний диаметр последней ступени dz dz = dк +lz , м. (2.30) 4. Определяем располагаемый тепловой перепад на последнюю ступень hoz ![]() Величину хо взять той же, что и для первой ступени давления. 5 Рассчитаем величину θz ![]() где lcz ≈ lz. 2.7 Определение числа ступеней давления и распределение между ними располагаемого теплового перепада 1. Для того, чтобы найти число ступеней и распределить теплопадение между ними, построим рисунок 2.5. Здесь на оси абсцисс взят произвольный отрезок а и на крайних ординатах отложены диаметры первой и последней ступеней d1 и dz в масштабе 1:10. Точки 1 и 2 соединяются прямой линией, что соответствует характеру проточной части противодавленческой турбины. На той же базе поводим прямую хо=const, поскольку отношение хопринималось постоянным для всей проточной части отсека ступеней давления. Наносим на график значение dк=const, чтобы получить длины лопаток на ступенях. Там же откладываем располагаемые теплоперепады ![]() Рисунок 2.5 первой и последней ступеней давления ho1 и hoz в масштабе 1:1. Точки 3 и 4 соединим прямой, поскольку диаметры изменяются по закону прямой, коэффициент хо=const, следовательно, промежуточные значения ho1 будут лежать на одной прямой. 2. Определяем величину среднего располагаемого теплоперепада ho ср группы ступеней давления ![]() 3. Находим величину располагаемого теплоперепада Но* на всю группу ступеней давления (см. рисунок 2.1) Но* = i4 – i8, кДж/кг. (2.34) 4. Вычисляем величину использованного теплопадения Нi* на всю группу ступеней давления Нi* = i4 – iк , кДж/кг. (2.35) 5. Определяем величину относительного внутреннего КПД ηоi* группы ступеней давления ![]() 6. Оценим ориентировочное количество ступеней давления Zo (без учета коэффициента возврата тепла) ![]() 7. Находим коэффициент возврата тепла α ![]() где К = 0,2 – если вся линия процесса лежит в области перегретого пара; К = 0,12 – если вся линия процесса лежит в области влажного пара; К = 0,140,18 – если процесс переходит из области перегретого в область влажного пара. 8. Уточняем число ступеней давления: ![]() 9. Разбивая базу а на (z-1) равных частей, на границах участков (от начала базы) наносим номера ступеней и непосредственно из графика для каждой ступени отсчитываем диаметр di, длину рабочей лопатки lpi и тепловые перепады ho грi. Результаты сводим в таблицу 2.1 (столбцы № 1, 2, 3, 4, 5, 6). Далее определяем Σhо гр (сумма величин столбца № 6). В том случае, если Σhо гр≠ (1+α)*Но*, то вычисляется суммарная невязка ∆ = (1+α)*Но*- Σhо гр, кДж/кг. (2.40) Данная невязка распределяется по ступеням пропорционально определенным тепловым перепадам (столбец № 7) ∆hoi= (∆/(Σho гр))* hо грi, кДж/кг. (2.41) В столбец № 8 таблицы 2.1 заносятся откорректированные значения hoi= ho грi± ∆hoi. кДж/кг . (2.42) Величины di, θi, hoiидут в основу подробного (окончательного) расчета ступеней турбины. Таблица 2.1 – Результаты расчетов по определению числа ступеней давления и распределение располагаемого теплового перепада между ними
3 Методика окончательного теплового расчета турбины 3.1 Расчет утечек пара через переднее концевое лабиринтное уплотнение В данном разделе курсовой работы производиться выбор типа уплотнений и схемы течения лабиринтового пара (см. рисунок 3.1). В паровых турбинах могут применяться ступенчатые лабиринтовые уплотнения с заделкой уплотнительных гребешков в специальных сегментах статора. Ступенчатые канавки выполняются на роторе (см. рисунок 3.2). Расчет лабиринтного уплотнения сводится к определению утечки пара при известных размерах уплотнения и параметрах пара перед уплотнением. 1. Выбираем диаметр уплотнения dу из прототипа (см. Приложение А). 2. Определяем число гребешков в уплотнении Zку = ![]() где Р1 – давление пара перед уплотнением, бар (Р1 = Р1рс, где Р1рс берется из предварительного расчета); Р2 – давление за первой группой уплотнительных гребешков, берется равным давлению в выхлопном патрубке турбины Р2 = Рк, бар; 0,8 бар/греб – приблизительный перепад давления, срабатываемый одним гребешком уплотнения. 3. Находим площадь зазора в уплотнении ![]() где ![]() ![]() Рисунок 3.1 ![]() Рисунок 3.2 ![]() 4. Вычисляем величину утечки пара через концевые уплотнения ![]() где μку – коэффициент расхода, принимается по графику для принятой формы гребешков (см. рисунок 3.2); Р1 – давление пара перед уплотнением, бар; Р2 – давление за первой группой уплотнительных гребешков, бар; ν1 – удельный объем пара в камере перед уплотнением, м3/кг. Данный объем равен удельному объему в точке 3 предварительного теплового процесса (см. рисунок 2.1). 5. Определяем полный расход пара Gо на турбину при расчетной мощности Nэ Go=G+Gку, кг/с (3.4) где G- расчетный расход пара на турбину (см. формулу (2.9)). 3.2 Расчет регулирующей ступени 1. Уточняем высоту сопл ступени ![]() где lc – высота сопла, взятая из предварительного расчета ступени. Расчет ведется для докритического истечения пара в сопловых и рабочих решетках с использованием моделей МЭИ, приведенных в таблице 3.1. Таблица 3.1 - Характеристики сопловых и рабочих решеток
Примечания 1 КС – колесо скорости (двухвенечная ступень), 2 КД – колесо давления (ступень давления). Комплект (КС-ОА) и (КД-1-2А) рекомендуется для формирования проточной части турбины мощностью до 50 МВт, а комплект (КС-1А) и (КД-2-3А) для турбин мощностью 50 МВт и выше. 2. По заданной мощности выбираем тип колеса скорости КС-0А или КС-1А, и из рисунка 3.3 – длину хорды профиля сопловой решетки bc. 3. Определяем отношение: bc/lc*, где lc*- уточненная высота сопловой решетки. 4. Находим отношение sinαo/sinα1,где αо = 90 о – угол входа пара в сопловую решетку; α1 – угол выхода пара из сопловой решетки, известный из предварительного расчета регулирующей ступени. 5. Из рисунка 3.4 определяем коэффициент расхода μспо вычисленным bc/lc* и sinαo/sinα1. 6. Вычисляем площадь выходного сечения сопла Fc ![]() где ν1t и С1t известны из предварительного расчета. 7. Находим степень парциальности ступени ![]() 8. Из рисунка 3.3 определяем относительный шаг решетки ![]() ![]() ![]() 9. Вычисляем шаг tс сопловой решетки ![]() 10. Определяем осевую ширину сопловой решетки ![]() ![]() 11. Находим ширину сопловых каналов ![]() 12. Вычисляем число сопл Zc в решетке ![]() 13. Уточняем величину степени парциальности ![]() 14. Задаемся по данным таблицы 3.1 отношениями горловых сечений венцов первой, направляющей и второй рабочей решеток в пропорции ![]() ![]() ![]() ![]() Рисунок 3.3 ![]() Рисунок 3.4 Тогда выходное сечение лопаточного аппарата: а) первой рабочей решетки Fp1 = 1,5*Fc, м2; (3.14) б) направляющей решетки Fн = 2,5*Fc, м2; (3.15) в) второй рабочей решетки Fp2 = 3,8*Fc, м2. (3.16) 15. Задаемся отношением венцов первой рабочей, направляющей и второй рабочей решетки к высоте сопловой ![]() Тогда высоты выходных сечений: а) первого рабочего венца lp1 = 1,2*lc*,м; (3.18) б) направляющей решетки lн = 1,44*lc*,м; (3.19) в) второго рабочего венца lр2 = 1,73*lc*,м. (3.20) 16. Определяем углы выхода потока пара из: а) рабочих лопаток первого венца ![]() б) направляющих лопаток ![]() в) рабочих лопаток второго венца ![]() 17. Из рисунка 3.5 определяем относительный шаг решеток и установочные углы: ![]() а) первой рабочей ![]() б) направляющей ![]() в) второй рабочей ![]() 18. Вычисляем шаги решеток: а) первого рабочего венца ![]() где bp1 –хорда профиля первой рабочей решетки (см. рисунок 3.5). б) направляющей ![]() где bн - хорда профиля Р-3021А или Р-3525А (см. рисунок 3.5). ![]() Рисунок 3.5 в) второго рабочего венца ![]() где bp2 –хорда профиля Р-4623А или Р-5033А (см. рисунок 3.5). 19. Определяем число лопаток: а) первого рабочего венца ![]() б) направляющих ![]() в) второго венца ![]() Полученные значения лопаток округляются до ближайшего целого числа. 20. Находим осевую ширину решеток: а) первого рабочего венца ![]() б) направляющей ![]() в) второго рабочего венца ![]() Поправку (0,001 ÷ 0,0015) следует выбирать с таким расчетом, чтобы обеспечить равенство ![]() 21. Уточняем величину коэффициента скорости сопла по найденному значению высоты сопловой решетки φ*сиз рисунка 2.3. При ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 22. Определяем действительную скорость пара за сопловой решеткой ![]() где ![]() 23. По известным U, α1, С1 строим выходной треугольник скоростей сопловой решетки (рисунок 3.6) в масштабе 1 мм – 5 м/с, из которого определяем графически относительную скорость пара на входе в рабочие лопатки первого венца W1 и входной угол β1. ![]() Рисунок 3.6 24. По полученным значениям β1, β2, lp1 из рисунка 3.7 находим величину коэффициента скорости ψр1 рабочих лопаток первого венца. 25. Распределяем суммарную реактивность на регулирующей ступени Σρ (п.6 § 2.4), по рабочим и направляющим лопаткам в пропорции: а) на первый рабочий венец ρ1 = 0,2 Σρ; (3.34) б) на направляющие лопатки ρн = 0,5 Σρ; (3.35) в) на второй рабочий венец ρ2 = 0,3 Σρ. (3.36) 26. Рассчитываем располагаемые тепловые перепады на лопатках: а) рабочих первого венца ![]() б) направляющих ![]() в) рабочих второго венца ![]() |