Конденсационная паровая турбина типа К-6-4. Описание конструкции турбины типа к6 Регулирующая ступень

• Название: Описание конструкции турбины типа к6 Регулирующая ступень
• Анкор: Конденсационная паровая турбина типа К-6-4
• Дата: 12.06.2021
• Размер: 0.88 Mb.
• Имя файла: bibliofond.ru_867327.rtf
• Тип: Реферат; #216886
• страница: 5 из 7

7.Давление пара p_0i = 1,920 МПа;

.Удельный объем пара перед ступенью v_0i = 0,147 м³/кг;

.Энтальпия пара перед ступенью i_0i = 3160,664 кДж/кг;

. Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую ступень, ∆h_c2(i-1) = 3,792 кДж/кг;

.Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени μ_i = 0;

.Доля кинетической энергии, используемая в ступени,

μ_i×∆h_c2(i-1) = 0×3,792=0 кДж/кг;

13.Полные параметры пара перед ступенью:

а) энтальпия i₀^*=i₀+μ_i×∆h_c2(i-1) = 3160,664+0 = 3160,664 кДж/кг;

б) давление p₀^* = 1,920 МПа;

в) температура t₀* = 359°С;

г) удельный объем v₀^* = 0,147 м³/кг.

.Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

₀ = h_0(i)+μ_i×∆h_c2(i-1) = 55,151+0 = 55,151 кДж/кг;
.Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:

а) давление p₂ = 1,573 МПа;

б) удельный объем v’_2t = 0,172 м³/кг.

.Высота направляющей лопатки (предварительное значение)_(i)≈l_(i-1) = 0,012 м;

. Степень реактивности у корня ступени ρ’ = 0,010;

.Степень реактивности на средней окружности
ρ = 1-(1-ρ’)(1-l₁/d₁)×2 = 1-(1-0,010)(1-0,012/0,95)² = 0,035;
.Тепловой перепад в направляющем аппарате

₁^* = (1-ρ)×h₀ = (1-0,035)× 55,151 = 53,229 кДж/кг;
20.Параметры за направляющим аппаратом:

а) энтальпия i_1t = i₀-h₁^* = 3160,664-53,229 = 3107,435 кДж/кг;

б) давление ;

в) удельный объем ;

г) сухость пара х_1t = 1.

. Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата

. Показатель в уравнении изоэнтропы:

а) для сухого пара к = 1,3;

б) для влажного пара к = 1,035+0,1×х.

.Скорость звука на выходе из направляющего аппарата

.Число Маха M = c_1t /а₁ = 326,279 /602,868 = 0,550;

.Отношение давлений П = р₁/р₀^* = 1,584/1,920 = 0,825;

.Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимаем) α₁ = 11 град;

.Хорда профиля направляющей лопатки ₁ = 0,0625 м;

.Отношение b₁/l₁ = 0,0625/0,012 = 5,208;

.Коэффициент скорости


30. Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата c₁ = φ×c_1t = 0,911×326,279 = 297,339 м/с;

.Потеря энергии в направляющей решетке
∆h₁ = (1-φ²)×h₁* = (1-0,911²)× 53,229 = 9,024 кДж/кг;
.Параметры пара за направляющим аппаратом

а) энтальпия i₁ = i_1t+Δh₁ = 3107,435+9,024 = 3116,459 кДж/кг;

б) удельный объем v₁ = 0,234 м³/кг.

.Критическое отношение
;
.Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:
а) давление p_кр1=П_кр1×p₀^*;

б) удельный объем ;
Не определяем, так как П>П_кр1;

.Скорость пара в критическом сечении не вычисляем, так как П>П_кр1;

. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла не вычисляем, так как сечение не критическое;

.Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла δ_1к.с.=α₁^*-α₁≤4…5˚;

.Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):

а) диаметр d_y = 0,370 м;

б) зазор δ_у = 0,00020 м;

в) число гребней z_y = 8 шт;

г) коэффициент расхода μ_у = 0,688;

д) поправочный коэффициент k_у = 1;

.Расход пара через диафрагменное уплотнение

40. Расход пара через направляющую решетку

₁ = G_i-∆G’_y = 6,025-0,115 = 5,910 кг/с;
.Коэффициент расхода направляющей решетки μ₁
μ₁ = 0,985-0,0058×b₁/l₁ = 0,985-0,0058×5,208 = 0,955;
.Поправочный коэффициент к_μ=μ^(вл)/μ^(пл)=1 (по опытным данным);

.Площадь проходных сечений направляющей решетки при П>П<sub>кр

1</sub> = G₁×v_1t /μ₁×c_1t×к_μ = 5,910×0,171/0,955×326,279×1 = 0,0032 м²;
.Площадь проходных сечений направляющей решетки при П≤П_кр f₁=G₁×v_кр1 /μ₁×c_кр×к_μ не вычисляем, так как сечение не критическое;

.Произведение ε×l₁ = f₁/π×d₁×sinα₁ = 0,0032/ π ×0,950×sin11º= 0,0057 м;

.Степень парциальности ε = 0,475;

.Высота направляющей лопатки l₁ = (ε×l₁)/ε = 0,012 м;

. Диаметр корневого обвода d₁’ = d₁-l₁ = 0,950-0,012 = 0,938 м;

.Относительный шаг направляющей решетки ( по опытным данным);

.Шаг направляющей решетки t= ×b₁ = 0,75×0,0625 = 0,0469 м;

.Числонаправляющихлопаток

₁=π×d₁×ε/t=π×0,950×0,475/0,0469 = 30 шт.
3.6.2 Расчёт рабочих лопаток 1-ой ступени

52. Относительная скорость входа пара в рабочую решетку

53.Отношение скоростей u₁/c₁ = 149,226/297,339 = 0,502;

.Угол входа пара в рабочую решетку
β₁ = arctg(sinα₁/(cosα₁-u₁/c₁)) = arctg(sin11˚/(cos11˚-0,502)) = 21,689˚;
. Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом:

а) энтальпия i₁^* = i₁+(W₁²/2) = 3116,459+(153,514²/2) = 3128,242 кДж/кг;

б) давление p_1w^* = 1,654 МПа.

.Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе

₂ = ρ×h₀ = 0,035×55,151 = 1,922 кДж/кг;
.Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:

а) энтальпия i_2t = i₁-h₂ = 3116,459-1,922 = 3114,537 кДж/кг;

б) давление p₂ = 1,573 МПа;

в) удельный объем v_2t = 0,173 .

.Скорость звука за рабочей решеткой

.Отношение давлений П₂ = p₂/p_1w^* = 1,573/1,654= 0,951;

.Критическое отношение давлений ;

.Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки:

а) давление р_кр2=П_кр2×р_1w^*;

б) удельный объём v_кр2 .

Так как П>П_кр, то указанные параметры пара не определяем;

.Относительная скорость пара в критическом сечении
;
Не вычисляем, так как П>П_кр;

. Относительная теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки

.Число Маха M_2t = w_2t /a₂ = 165,562/594,784 = 0,278;

.Параметры периферийных зазоров проточной части ступени:

а) диаметр d₁’’ = d₁+l₁ = 0,950+0,012 = 0,962 м;

б) осевой зазор (принимается) δ₁ = 0,002;

в) коэффициент расхода открытого осевого зазора (принимается) μ₀ =0,5;

г) радиальный зазор надбандажного уплотнения (принимается) δ = 0,00143;

д) число гребней радиального надбандажного уплотнения (принимается) z_ру = 2;

е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения (по опытным данным) μ_у = 0,679;

ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) К_у' = 1;

з) эквивалентный зазор

.Степень реактивности в периферийном сечении ступени
ρ’’ = 1-(1-ρ) × (d₁/d₁’’)² = 1-(1-0,035) × (0,950/0,962)² = 0,059;
.Утечка пара через периферийные зазоры ступени с бандажом

.Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа - не считается;

.Расход пара через рабочую решетку

₂ = G-∆G_y’’ = 5,910-0,727 = 5,182 кг/с;
.Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный)
;

71.Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) b₂ = 0,020 м (по прототипу);

.Отношение b₂/l₁ = 0,020/0,012 = 1,677;

.Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным)

74.Поправочный коэффициент К_μ = 1 (по опытным данным);

.Выходная площадь рабочей решетки при М_2t<1

.Выходная площадь рабочей решетки при - не считается;

.Перекрыша лопаток ступени (принимается):
∆l = ∆l’+∆l’’ = 0,001+0,0015 = 0,0025 м;
.Высота рабочей лопатки по входной кромке:

₂ = l₁+∆l = 0,012+0,0025 = 0,0145 м;
.Высота рабочей лопатки по выходной кромке l₂ (выбирается по условию плавности проточной части) l₂ = 0,0145 м;

.Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d₂ = 0,9505 м;

.Эффективный угол выхода рабочей решетки

β₂ = arcsin(f₂/π×d₂×l₂×ε) = arcsin(0,00582/ π ×0,9505×0,0145×0,475) = 16,429º;
.Учитывая этот угол (β₂), принимаем профиль рабочей лопатки из таблицы 6 [4] Р-26-17А;

.Угол установки профиля в рабочей решетке

.Относительный шаг рабочей решетки = 0,650;

.Хорда профиля рабочей лопатки b₂ = 0,0257 м;

.Шаг рабочей решетки t₂ = ×b₂ = 0,650×0,0257 = 0,0167 м;

.Число лопаток

.Отношение b₂/l₂ = 0,0257/0,0145 = 1,772;

.Угол поворота потока в рабочей решетке
∆β = 180˚-(β₁+β₂) = 180˚-(21,689˚+16,429˚) = 141,882˚;
.Коэффициент скорости рабочей решетки

91.Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса
w₂ = ψ×w_2t = 0,917×165,562 = 151,814 м/с;
.Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М_2t>1) - не считается;

.Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М_2t>1) - не считается;

.Потеря энергии в рабочей решетке
∆h₂ = (1-ψ²)×w_2t²/2 = (1-0,917²)× 165,562²/2 = 2,182 кДж/кг;
.Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери

₂ = i_2t+∆h₂ = 3114,537+2,182 = 3158,75 кДж/кг;
.Окружная скорость на средней окружности

₂ = π×d₂×n = π ×0,9505×50=149,304 м/с;
.Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени

98.Угол выхода пара из рабочего колеса
α₂=arctg(sinβ₂/(cosβ₂-u₂/w₂))=arctg(sin16,429˚/(cos16,429˚-149,304/151,814))= -85,090˚;
.Условная изоэнтропийная скорость ступени


.Характеристическое отношение ступени
х = u₂/C₀ = 149,304/332,117 = 0,450.
.6.3 Определение потерь энергии, к.п.д. и внутренней мощности

101.Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень
∆h_c2 = C₂²/2 = 43,073²/2 = 0,928 кДж/кг;
.Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени μ_i = 0,940;

.Доля выходной кинетической энергии, используемая в следующей ступени μ_i×∆h_c2 = 0,940× 0,928 = 0,872;

.Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени

_u = h₀-∆h₁-∆h₂-∆h_c2 = 55,151-9,024-2,182-0,872 = 43,018 кДж/кг;
.Располагаемый тепловой перепад в ступени

_р = h₀- μ_i×∆h_c2 = 55,151-0,872 = 54,279 кДж/кг;
.Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени
η_u = h_u/h_p = 43,018/54,279 = 0,793;
.Окружнаясоставляющаяскорости

c_1u = c₁×cosα₁ = 297,339×cos11˚ = 291,882 м/с;
.Окружная составляющая скорости

_2u = c₂×cosα₂ = 43,073×cos(-85,090°) = 3,719 м/с;
.Кинематическая вязкость пара ν₂ = 3,760×10^-6 м²/c;

.Число Рейнольдса:

_u = u₂×(d₂-l₂)/2×ν₂ = 149,304×(0,9505-0,0145)/2×3,760×10^-6 = 18583606,735;
.Относительный зазор между диском и диафрагмой

= 2×S/(d₂-l₂) = 2×0,008/(0,9505-0,0145) = 0,0171, при S = 0,008;
.Коэффициент трения k_тр = 0,0006;

.Относительные потери энергии на трение диска
ξ_тр = k_тр×d₂²×x³/f₁ = 0,0006×0,9505²×0,450³/0,0032 = 0,0338;
.Осевая длина свободных поверхностей диска ∑B - не вычисляем;

.Диаметр свободных поверхностей диска d - не вычисляем;

.Относительные потери энергии на трение свободных поверхностей диска
ξ_тр’ = а ×∑В ×х³/f₁ - не вычисляем;
.Часть неактивной дуги, занятая противовентиляционным кожухом

ε_к = 1- ε = 1-0,475 = 0,525;
.Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени
ξ_в = К_в× (1- ε-0,5× ε_к)× x³/ (ε×sinα₁)= 0,065×(1-0,475- -0,5×0,525)×0,450³/(0,475×sin11) = 0,0171;
119.Число групп сопел z_cc=1 (принимаем);

.Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел
ξ_сегм = 0,25×b₂×l₂×x×z_cc×η_u/f₁= 0,25×0,020×0,0145×0,450×1×0,793/0,0032 = 0,008;
. Коэффициент K_y’=1,300 (по опытным данным).

.Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через корневые зазоры
ξ_у’=k_y×η_u×∆G_у’×ε/G = 1,300×0,792×0,115×0,475/6,025= 0,0094;
.Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через периферийные зазоры ступени с бандажом
ξ_у’’ = η_u×∆G_у’’/G = 0,792×0,727/6,025 = 0,096;
.Коэффициент a₁=0;

.Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток ξ_y’’ = a₁× (δ/l₂)^0,7 = 0;

.Коэффициент а₂ = 0,4…0,9. Принимаем а₂ = 0,5;

.Влажность пара перед ступенью y₀ = 0;

.Влажность пара за ступенью y₂ = 0;

.Относительная потеря энергии от влажности x_вл = а₂× (y₀-y₂)/2 = 0;

.Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени
∑ξ_доп=ξ_тр+ξ_ε+ξ_сегм+ξ_у’’+ξ_у’+ξ_вл=0,00338+0,008+0,0171+0,0094+0,09=0,16;
.Сумма дополнительных потерь энергии в ступени
∑∆h_доп = h₀×∑ξ_доп = 51,151×0,164 = 9,042 кДж/кг;
.Относительный внутренний к.п.д. ступени
η_0i = η_u-∑∆h_доп/h_p = 0,792-9,042/54,279 = 0,626;
.Потеря энергии с выходной скоростью h_c2× (1-μ_i) = 0,928×(1-0,940) = 0,056 кДж/кг;

.Энтальпия пара перед следующей ступенью
i_0(i+1)^* = i₂+ h_c2× (1-μ_i)+∑∆h_доп = 3116,718+0,056+9,042 = 3125,815 кДж/кг;
135.Внутренний перепад энтальпий в ступени

_i = i_0(i)^*-i_0(i+1)^* = 3160,664-3125,815 = 34,849 кДж/кг;
.Внутренняя мощность ступени

= G×h_i = 6,025×34,849 = 209,963 кВт.
Детальный расчёт всех ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 5.

Таблица 5 - Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления


.7 Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней

Рисунок 12 - Треугольники скоростей первой ступени давления


Рисунок 13 - Треугольники скоростей второй ступени давления

Рисунок 14 - Треугольники скоростей третьей ступени давления

Рисунок 15 - Треугольники скоростей четвертой ступени давления

Рисунок 16 - Треугольники скоростей пятой ступени давления


Рисунок 17 - Треугольники скоростей шестой ступени давления

Рисунок 18 - Треугольники скоростей седьмой ступени давления

Рисунок 19 - Треугольники скоростей восьмой ступени давления

Рисунок 20 - Треугольники скоростей девятой ступени давления


Рисунок 21 - Треугольники скоростей десятой ступени давления

Рисунок 22 - Треугольники скоростей одиннадцатой ступени давления

Рисунок 23 - Треугольники скоростей двенадцатой ступени давления

Рисунок 24 - Треугольники скоростей тринадцатой ступени давления

Рисунок 25 - Треугольники скоростей четырнадцатой ступени давления

Рисунок 26 - Треугольники скоростей пятнадцатой ступени давления

Рисунок 27 - Треугольники скоростей шестнадцатой ступени давления

Рисунок 28 - Треугольники скоростей семнадцатой ступени давления
3.8 Тепловой процесс в i, s - диаграмме промежуточной нерегулируемой ступени
Тепловой процесс строим для восьмой нерегулируемой ступени.

) Энтальпия пара перед ступенью