Тепловой расчет паровой многоступенчатой противодавленческой турбины

Название	Тепловой расчет паровой многоступенчатой противодавленческой турбины
Дата	27.12.2021
Размер	0.75 Mb.
Формат файла
Имя файла	kdv-3.docx
Тип	Курсовая #319441
страница	1 из 6

1 2 3 4 5 6

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации

федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ПРОМЫШЛЕННЫХ ТЕХНОЛОГИЙ И ДИЗАЙНА»

ВЫСШАЯ ШКОЛА ТЕХНОЛОГИИ И ЭНЕРГЕТИКИ

Институт энергетики и автоматизации

Кафедра теплосиловых установок и тепловых двигателей

Курсовая работа

по дисциплине «Нагнетатели и тепловые двигатели в промышленной теплоэнергетике»
на тему:
Тепловой расчет паровой многоступенчатой противодавленческой турбины

Выполнил	студент учебной группы № 441 Крылова Дарья Владимировна
	(фамилия, имя, отчество)
Проверил	Липатов Максим Сергеевич
(должность, фамилия, имя, отчество)

Санкт-Петербург

2020

Содержание
Исходные данные……………………………………………………...................3

Предварительный расчет паровой турбины…………………………………......3

Детальный тепловой расчет проточной расчет многоступенчатой паровой турбины……………………………………………………………………………5

Расчет нерегулируемых ступеней………………………………………………23

Расчет первой нерегулируемой ступени……………………………………….24

Расчет второй нерегулируемой ступени……………………………………….31

Расчет характеристик многоступенчатой противодавленческой турбины…..38

Исходные данные:

Электрическая номинальная мощность турбиныN_э=26 МВт

Давление пара перед клапанами турбины р₀=4 МПа

Температура пара перед клапанами турбины t₀=450 °С

Давление пара за выхлопным патрубком p_Т=1,2 МПа

Скорость потока пара на входе в сопловый аппарат регулирующей ступени С₀=40 м/с

Частота вращения ротора турбины n=3000 об/мин
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

Энтальпия и энтропия пара перед клапанами турбины (определяются по р₀и t₀в точке 0 (рис.1))

h₀=3331 кДж/кг ;s₀=6,9383 кДж/(кг·К)

Энтальпия пара в конце изоэнтропного процесса расширения в турбине (определяется по р_t и s₀в точке T_t (рис.1))

h_t=2992,9 кДж/кг

Располагаемый теплоперепад в турбине без учета потери давления в клапанах

H₀=h₀-h_t=3331-2992,9 =338,1 кДж/кг

Коэффициент потери давления в стопорном и регулирующих клапанах

k=0,045

Потеря давления в клапанах

Δp_k=k·p₀=0,045·4=0,18 МПа

Давление пара перед соплами регулирующей ступени

p₀’=p₀-Δp_k=4-0,18=3,82 МПа

Опытный коэффициент

λ=0,07

Скорость пара в выхлопном патрубке

С_n=70 м/с

Потеря давления в выхлопном патрубке

Δp_n=p_z-p_T=λ·

p_T=0,07·

·1,2=0,0412 МПа

Давление пара за последней ступенью

p_z=p_T+Δp_n=1,2+0,0412=1,2412 МПа

Энтальпия пара в конце изоэнтропного процесса расширения в турбине без
учета потерь энергии в выхлопном патрубке (определяется по p_zи s₀в точке Z_t (рис.1))

h_zt=3001,2 кДж/кг

Потеря энергии пара в выхлопном патрубке

ΔH_n=h_zt-h_t=3001,2 -2992,9 =8,3 кДж/кг

Энтропия, температура и удельный объем пара перед соплами регулирующей ступени (определяется по р₀’и h₀в точке 0’ (рис.1))

s₀’=6,9587 кДж/(кг·К) ;t₀’= 448,92°C; v₀’= 0,083833 м³/кг

Энтальпия пара в конце изоэнтропного процесса расширения в проточной части турбины без учета потерь энергии в клапанах и выхлопном патрубке (определяется по р_zи s₀’ в точке Z_t’ (рис.1))

h_zt’=3012,6 кДж\кг

Потеря энергии пара в клапанах турбины

ΔН_k= h_zt’- h_zt=3012,6 -3001,2 =11,4 кДж/кг

Располагаемый теплоперепад в проточной части

H₀’=h₀-h_zt’=3331-3012,6 =318,4 кДж/кг

Располагаемый теплоперепад в проточной части турбины по заторможенным параметрам

H₀*=H₀’+

=318,4 +

=319,2

Относительныйэ ффективный КПД турбины

η_ое=0,8

Механический КПД турбины

η_м=0,99

Относительный внутренний КПД турбины

η_о_i=

КПД электрогенератора

η_эг=0,97

Относительный электрический КПД турбины

η_оэ=η_ое·η_эг=0,8·0,97=0,776

Внутренний(использованный) теплоперепад

H_i=H₀·η_oi=338,1·0.80808=273,2121 кДж/кг

Относительный внутренний КПД проточной части турбины

η_oi’=

=0,8559

Энтальпия пара в конце действительного процесса расширения в проточной части турбины

h_z=h₀-H_i=3331-273,2121 =3057,7879 кДж/кг

Удельный объем пара в конце действительного процесса расширения в проточной части турбины (определяется по p_zи h_zв точке Z (рис.1))

v_z=0,20886 м³/кг

Секундный расход пара

G₀=

=99,0984 кг/с

ДЕТАЛЬНЫЙ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
Располагаемый теплоперепад в первой нерегулируемой ступени (принимается)

h₀_T₁=53 кДж/кг

Располагаемый теплоперепад во второй нерегулируемой ступени (принимается)

h₀_T₂=53 кДж/кг

Располагаемый теплоперепадв регулирующей ступени

h₀_Tp=H₀’- h₀_T₁- h₀_T₂=318,4 -53-53=212,4 кДж/кг

Полный располагаемый теплоперепад в регулирующей ступени

= 212,4 +

= 213,2 кДж/кг

Коэффициент скорости в сопловом аппарате (принимается)

φ=0,97

Угол выхода потока пара из каналов соплового аппарата (принимается)

α_1э=14 °С

Степень реактивности ступени (принимается)

ρ=0,1

Число рабочих венцов в ступени (принимается)

z=2

Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени

= 0,248

уменьшается засчет потерь от трениядиска и парциальногоподвода пара,поэтому принимается

= 0,23

Фиктивная скорость в регулирующей ступени

С_ф=

м/с

Окружная скорость на среднем диаметре регулирующей ступени

U_p=C_ф·x_фопр=

·0,23= 161,9583 м/с

Средний диаметр регулирующей ступени

d_p=

= 1,031 м

Коэффициент скорости в сопловом аппарате первой нерегулируемой ступени (принимается)

φ=0,97

Угол выхода потока пара из каналов соплового аппарата первой нерегулируемой ступени

α_1э=14 °С

Степень реактивности ступени (принимается)

ρ=0,05

Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени

=0,48

уменьшается засчет потерь от трениядиска,поэтому принимается

=0,47

Фиктивная скорость в регулирующей ступени

С_ф1=

м/с

Окружная скорость на среднем диаметре регулирующей ступени

U₁=C_ф1·x_фопр1=

·0,47=153,93 м/с

Средний диаметр первой нерегулируемой ступени

d₁=

= 0,98

Сравнение средних d₁ диаметров ступеней d_pи d₁

1,031 > 0,98

Степень реактивности впервой рабочей решетке регулирующей ступени (принимается)

ρ₁_p=0,02

Степень реактивности в направляющей решетке регулирующей ступени (принимается)

ρ_н=0,03

Степень реактивности во второй рабочей решетке регулирующей ступени (принимается)

ρ_2р=0,05

Полный располагаемый теплоперепад в сопловом аппарате

=(1-ρ)·

=(1-0,1)·213,2=191,88 кДж/кг

Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке

=0,02·191,88=4,264 кДж/кг

Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке

=ρ_н·

=0.03·191,88=6,396

Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке

=ρ₂_p·

=0.05·191,88=10,66 кДж/кг

Энтальпия пара на входе в сопловый аппарат по параметрам торможения

=h₀+

=3331+

3331,8 кДж/кг

Давление пара на входе в сопловый аппарат по параметрам торможения

=3,82 МПа

Температура пара на входе в сопловый аппарат по параметрам торможения

=449,33 °C

Энтальпия пара за сопловым аппаратом

h₁_t=

=3331,8 -191,88 =3139,92 кДж/кг

Давление пара за сопловым аппаратом

p₁=2,0144 МПа

Удельный объем пара за сопловым аппаратом

v₁_t=0,13786м³/кг

Температура пара за сопловым аппаратом

t₁_t=351,16 °C
Энтальпия пара за первой рабочей решеткой на изоэнтропе 0^*-2_tu^’

h₂_tu=h₁_t-

=3139,92 - 4,264 =3135,656 кДж/кг

Давление пара за первой рабочей решеткой

р₂=1,9837 МПа

Энтальпия пара за направляющей решеткой на изоэнтропе 0^*-2_tu^’

h^’₁_tu= h₂_tu-

=3135,656 - 6,396=3129,26 кДж/кг

Давление пара за направляющей решеткой

=1,9382 МПа

Энтальпия пара за второй рабочей решеткой на изоэнтропе 0^*-

=3129,26 -10,66=3118,6 кДж/кг

Давление пара за второй рабочей решеткой

=1,8643 МПа

Отношениеδ_y/s (принимается)

δ_y/s=0,05

Поправочный коэффициент для уплотнения с гладким валом

K_y=1,78

Коэффициент расхода (принимается)

μ_y=0,7

Радиальный зазор (принимается)

δ_y=0,3 мм

Диаметр вала на участке уплотнения

d_y=0.3·d_p=0.3·1,031 = 0,309 м

Кольцевая площадь радиального зазора в уплотнении

F_y=π·d_y·δ_y=π·0,309 ·0,0003= 0,000291 м²

Удельный объем пара перед передним концевым уплотнением

v₁_y=v₁_t= 0,1378 м³/кг

Давление пара перед передним концевым уплотнением

p₁_y=p₁= 2,0144 МПа

Давление пара за передним концевым уплотнением

p₂_y=p_a=0,1 МПа

Отношение давления пара за и перед уплотнением

Ɛ=

= 0,049

Число гребней переднего уплотнения (принимается)

z₁=50

Утечки пара через переднее концевое уплотнение

=0.8·1.78·0.000291·

= =0,196 кг/с

Отношениеδ_y/s (принимается)

δ_y/s=0,05

Поправочный коэффициент для уплотнения с гладким валом

K_y=1.76

Число гребней заднего уплотнения (принимается)

z₂=32

Давление пара перед задним концевым уплотнением

p₁_y=p_z=1,241 МПа

Давление пара за задним концевым уплотнением

p₂_y=p_a=0.1 МПа

Отношение давления пара за и перед уплотнением

Ɛ=

Удельный объем пара перед задним концевым уплотнением

v₁_y=v_z=0,20886 м³/кг

Утечки пара через заднее концевое уплотнение

=0.8·1.78·0.000291·

= =0,154 кг/с

Количество пара, проходящего через сопловый аппарат с учетом его утечки
через переднее концевое уплотнение

=99,0984+0,196 = 99,294 кг/с

Длина переднего концевого уплотнения

L₁_y=s·z₁=(

)·z₁=

·50=0.3 м

Длина заднего концевого уплотнения

L₂_y=s·z₂=(

)·z₂=

·32=0,192м

Теоретическая абсолютная скорость пара на выходе из соплового аппарата

C₁_T=

= 619,48 м/с

Скорость звука в выходных сечениях каналов соплового аппарата

a₁_t=

= 600,84 м/с

Число Маха в выходныхсечениях каналов соплового аппарата

М₁_t=

Постоянная величина, характеризующая свойства пара

α=

= 0,667

Коэффициент расхода всопловом аппарате

μ₁=0.97

Удельный объем пара на входе в сопловый аппарат по параметрам торможения (точка 0^*)

=0,08366 м³/кг

Выходная площадь межлопаточных каналов соплового аппарата

F₁=

= 0,02788 м²

Произведение степени парциальности на высоту сопловой лопатки

e·l₁=

= 0,0355 м

Оптимальная степень парциальности

е_опт=0,33

=0.33·

=0,622

Длина сопловой лопатки

l₁=

= 0,057 м

Профиль лопатки соплового аппаратаС-90-15Б выбирается по полученному значению числа Маха M₁_t=

и углу α_1э=14°.

В соответствии с табличными данными хорда профиля b₁_m=5.2·10^-2 м, ширина решетки B₁_m=4.0·10^-2м, радиус закругления выходной кромки профиля r₁_m=0.03·10^-2м, угол установки профиля α_y=36°, относительный
шаг решетки