с регулирующей двухвенечной ступенью скорости»

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Санкт-Петербургский государственный технологический

Университет растительных полимеров»

Кафедра: «Теплосиловые установки и тепловые двигатели»

Дисциплина: «Тепловые двигатели и нагнетатели»

Курсовая работа

Тема: «Расчет многоступенчатой противодавленческой паровой турбины

с регулирующей двухвенечной ступенью скорости»

Вариант № 4

Выполнил: студент Исаков Д. О., учебная группа 442

Проверил: доцент Коновалов П. Н.

Санкт-Петербург

2012 г.

Введение

В настоящее время и в ближайшей перспективе большая часть электроэнергии будет вырабатываться тепловыми (ТЭС) и атомными (АЭС) электростанциями, основным из которых, преобразующими тепловую энергию в электрическую, является паровая турбина, связанная с электрическим генератором.

Паровые турбины, как наиболее экономичные тепловые двигатели, широко применяются как в большой энергетике, так и в энергетике многих отраслей промышленности.

Современная мощная энергетическая турбина-это сложнейшая машина, состоящая из десятков тысяч деталей. Многие из них работают в очень сложных условиях, подвергаясь воздействию разных, в том числе динамических, неустановившихся сил

Турбина вместе с электрогенератором - турбоагрегат-это только часть турбоустановки, включающей много различных аппаратов и машин. Сама же турбоустановка тесно связана с паропроизводящей частью электростанции – с котлом, парогенератором, ядерным реактором. Все эти аппараты и машины взаимозависимы.

Только правильная эксплуатация паровой турбины, всей турбоустановки, которая включает пуск, и нормальное обслуживание, и остановку, позволяет электростанции бесперебойно, согласно графику и указаниям диспетчерской службы энергосистемы вырабатывать электрическую и тепловую энергию, делать это надёжно для всех элементов электростанции и с наименьшим расходом топлива.

При выполнении курсового проекта преследуются следующие цели:

1) закрепление и углубление знаний, полученных при изучении теоретического курса;

2) приобретение навыков практического применения теоретических знаний при выполнении конкретной инженерной задачи - разработке эскизного проекта многоступенчатой паровой турбины;

3) привитие инженерных навыков при пользовании справочной литературы, атласами профилей решёток турбин, заводскими расчётами и чертежами;

4) использование вычислительной техники в практической работе.

Исходные данные:

1. Номинальная электрическая мощность: N_эн = 27 МВт.

2. Давление пара перед турбиной: P₀ = 4,25 МПа.

3. Температура пара перед турбиной: t₀ = 450 ˚C.

4. Давление пара за турбиной: P_к = 1,25 МПа.

5. Скорость потока пара перед соплами регулирующей ступени: C₀ = 39 м/с.

6. Частота вращения вала: n = 3000 мин^-1.

Предварительный расчет теплового процесса турбины:

1. Определяем располагаемый теплоперепад без учета потерь давления в стопорном и регулирующем клапанах, для чего строим адиабатный процесс расширения в h-s диаграмме и определяем конечные и начальные значения энтальпий:

H_o=i_o-i_к_t=3327,5-2985,6=341,9 кДж/кг.

2. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах принимаем: ΔР_к=0,04Р_о=0,17 МПа.

3. Давление пара перед сопловыми решетками регулирующей ступени:

МПа, °С.

4. Потери давления в выхлопном патрубке:

;

где С_п – скорость пара за выходным патрубком;

λ – опытный коэффициент.

5. Давление пара за последней ступенью:

МПа.

6. Потери энергии в стопорном и регулирующем клапанах:

7. Потери энергии в выходном патрубке:

8. Располагаемый теплоперепад на проточную часть:

9. Располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам:

или

где -располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;

-располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.

10. Относительный внутренний КПД:

;

где η_ое-относительный эффективный КПД;

η_м-механический КПД.

11. Использованный (внутренний) теплоперепад:

12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:

13. Откладываем величину Н_i от точки на изоэнтропе , и при энтальпии на пересечении с изобарами Р_к и Р_z, получаем точки A_к и A_z, характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;

i_z=i_o-H_i=3327,5-276,25=3051,25 кДж/кг; υ_z=0,19929 м³/кг.

14. Секундный расход пара:

;

где η_г – КПД генератора.

15. Предварительный тепловой процесс турбины:

Расчет регулирующей ступени:

1. Примем h_онс=50 кДж/кг, тогда:

2. Фиктивная скорость в регулирующей ступени:

м/с.

3. Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени:

где m=2,число венцов регулирующей ступени;

α₁ – угол выхода потока пара из сопловой решетки, предварительно принимаем 15°; φ=0,95 - коэффициент скорости, зависит от скорости и характеристик сопла, принимаем; ρ = 0,1- степень реактивности ступени, принимаем;

4. Окружная скорость:

м/с.

5. Средний диаметр регулирующей ступени:

м.

6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени:

м/с.

7. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

где α₁ – угол выхода потока пара из сопловой решетки, принимаем 18°;

φ=0,94 - коэффициент скорости, принимаем;

ρ = 0,07 - степень реактивности ступени, принимаем;

8. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

м/с.

9. Средний диаметр нерегулируемой ступени:

м.

10. Степень реактивности регулирующей ступени состоит:

где степень реактивности первой рабочей решетки;

степень реактивности направляющей решетки;

степень реактивности второй рабочей решетки.

11. Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке:

кДж/кг.

12. Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке:

кДж/кг.

13. Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке:

кДж/кг.

14. Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке:

кДж/кг.

15. Энтальпия пара по заторможенным параметрам на входе в сопловый аппарат:

кДж/кг.

16. Параметры заторможенного потока из i-s диаграммы:

17. Откладываем на изоэнтропе теплоперепады: ; ; ; (рис.2) и определяем давления:

–за сопловой решеткой: Р₁=2,153 МПа, υ₁_t=0,12747 м³/кг,

при h₁_t = h₀*- = 3328,1– 202,2 = 3125,9 кДж/кг;

–за первой рабочей решеткой: Р₂=2,117 МПа,

при h = h₀*- - h_о1р´ = 3328,1– 202,2 – 4,49 =3121,41 кДж/кг;

–за направляющей решеткой: ,

при h = h₀*- - h_о1р´ - h_нр´ = 3328,1– 202,2 – 4,49 – 6,74=3114,67 кДж/кг;

–за второй рабочей решеткой: ,

при h = h₀*- - h_о1р´ - h_нр´ - h_о2р´ = 3328,1– 202,2 – 4,49 – 6,74 -11,2=

=3103,47 кДж/кг.

18. Отношение давлений в сопловой решетке:

<ε_кр=0,546, следовательно за сопловой решеткой сверхзвуковой поток и α₁>α_1э.

19. Теоретические скорости потока пара и звука на выходе из сопловой решетки:

;

20. Число Маха за сопловой решеткой:

21. Утечки пара через переднее концевое уплотнение:

где μ_y=0,8 - коэффициент расхода, зависящий от толщины и конструкции гребня уплотнения и величины радиального зазора;

k_y=1,83 -коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δ_у/s;

δ_у/s=0,05 - принимаем;

δ_у=0,3мм - радиальный зазор;

s – расстояние между гребнями;

d_у=0,3·d_рс=0,3·1,033=0,3099 м - диаметр вала на участке уплотнения;

F_у=π·d_у·δ_у=3,14·0,3099·0,0003=0,000292 м²- кольцевая площадь радиального зазора;

ε =Р_2у/Р_1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р_1у =Р₁=2,153 МПа, Р_2у=0,1 МПа (атмосферному);

υ_1у = υ₁_t=0,12747 м³/кг;

z=50, число гребней уплотнения, принимаем;

22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:

где k_y=1,8 - коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δ_у/s;

δ_у/s=0,05 (принимаем);

ε=Р_2у/Р_1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р_1у =Р_z=1,293 МПа, Р_2у=0,1 МПа (атмосферному);

υ_{1 у} = υ_z=0,19929 м³/кг;

z=32 - число гребней уплотнения, принимаем;

При заданных геометрических соотношениях длины проточных частей

уплотнений будут равны: переднего ;

заднего

23. Количество пара проходящего через сопло с учетом утечки пара через переднее концевое уплотнение:

=102,83+0,248=103,08 кг/с.

24. Выходная площадь сопловой решетки:

,м²;

где μ₁=0,974 – коэффициент расхода, принимаем;

-постоянная величина, для перегретого пара равна 0,667при к=1,3;

25. Находим произведение:

см.

26.Оптимальная степень парциальности:

27. Длина сопловой лопатки:

28. С учетом ранее принятого α_1э=15° и полученного числа выбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки =0,78; хорда табличного значения b_т=5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,03см; f=3,21см²; W_мин=0,413см³; хорда b_с=5см; I_мин=0,326см⁴; угол установки α_у=36°; к₁=b_с/b_т=0,962; толщина выходной кромки δ_1кр=2·r₂·к₁=0,6мм.

29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки:

принимаем =45.

30. Пересчитываем хорду:

31. Относительная толщина выходной кромки:

32. Относительная длина лопатки:

; по отношению =1,006 в соответствии с графиком зависимости μ₁=f(b_с/l₁), коэффициент μ₁=0,978.

уточняем выходную площадь сопловой решётки:

;

уточняем произведение:

м = 2,59 см;

уточняем оптимальную степень парциальности:

уточняем длину сопловой лопатки:

33. Критическое давление:

34. Откладываем Р_кр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: i_кр_t=3135,6 кДж/кг; υ_кр_t=0,12403 м³/кг.

35. Критическая скорость:

36. Поскольку решетка выбрана суживающаяся то при сверхзвуковом обтекании ее необходимо найти угол отклонения потока в косом срезе:

;

=15,13°; = 0,13°.

37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: φ=0,968.

38. Число Рейнольдса:

где =22,5·10^-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13

по Р₁=2,153 МПа, t₁_t=346,2°C, υ₁_t=0,12747 м³/кг);

. В связи с тем, что ,режимы работы решётки находятся в области автомодельности, в которой профильные потери и, следовательно, КПД решётки практически не изменяются.

39. Коэффициент потерь энергии:

40. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

41. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ,где =U/C₁=162,2/615,5=0,2635 – отношение скоростей.

42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

; .

43. Потеря энергии в сопловой решетке

Δh_c = ξ_c* = 0,063*202,2 = 12,7 кДж/кг.

Параметры пара перед первой рабочей решеткой

h₁ = h₁_t + Δh_c = 3125,9+12,7= 3138,6 кДж/кг,

p₁ =2,153 МПа,

υ₁= 0,12881 м³/кг,

t₁ = 351,9 ⁰С.

Расчет первой рабочей решетки.

44. Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки и число Маха:

;

где υ₂_t=0,1305 м³/кг (h₂_t=3133,9 кДж/кг, t₂_t=349,4 °C)по h-s диаграмме точка 2_t (рис.2).

45. Выходная площадь первой рабочей решетки:

;

где μ₂=0,95 – принятый коэффициент расхода.

46. Выбираем величину перекрыши:

Δl_p=Δl_п+Δl_в=l₂–l₁=4мм;

где Δl_в=2мм – перекрыша у втулки;

Δl_п=2мм – перекрыша на периферии.

47. Считая, что рабочая лопатка первого венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l₂=l₁+Δl_p=48,8+4=52,8 мм.

48. Эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

;

=19,33°.

49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки =0,6; хорда табличного значения b_т=2,56см; В_т=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,02см; f=1,85см²; W_мин=0,234см³; хорда b_р=60мм; I_мин=0,205см⁴; угол установки α_у=80°; толщина выходной кромки δ_кр=0,94 мм.

50. Число рабочих лопаток первого венца:

51. Относительная толщина выходной кромки профиля:

52. Угол поворота потока:

Δβ_р=180°-(β₁+β_2э)=180°-(19,59°+19,33°)=141,08°.

53. По отношению b_p/l₂=1,14 и Δβ_р по рис.9 находим коэффициент расхода μ₂=0,94, и уточняем

выходную площадь первой рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

; =19,51°.

54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψ_р=0,935.

55. Коэффициент потерь энергии:

56. Число Рейнольдса:

где =22,6·10^-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р₂=2,117 МПа, t₂_t=349,4°C);

Поправка на него не вносится.

57. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки первого венца:

58. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

где .

59. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:

60. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:

61. Потери энергии в первой рабочей решетке:

62. Состояние пара за первым рабочим венцом ступени.

h₂ = h₂_t + Δh_р = 3121,41+ 13,89= 3135,3 кДж/кг,

р₂ = 2,117 МПа,

υ₂ = 0,13065 м³/кг,

t₂= 350,1 ⁰C.

63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

64. Угол характеризующий направление С₂:

;

=30,22°.

Поворотная решетка

65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки:

66. Число Маха:

где υ₁_t’=0,1316 м³/кг (h₁_t’=3114,67 кДж/кг, t₁_t’=340,4 °C)по h-s диаграмме точка

1_t ‘(рис.2).

67. Выходная площадь поворотной решетки:

где μ₁’=0,94 –принятый коэффициент расхода.

68. Принимаем перекрышу для поворотной лопатки: Δl_п=4мм.

69. Длина поворотной лопатки: .

70. Эффективный угол поворотной решетки:

;

=27,98°.

71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-46-29А и размерами: относительный шаг решетки =0,5; хорда табличного значения b_m=25,6мм; В_п=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,015см; f=1,62см²; W_мин=0,112см³; хорда b_п=60мм; I_мин=0,071см⁴; угол установки α_у=78°; толщина выходной кромки δ_1кр=0,702мм и отношением 0,947.

Число рабочих лопаток поворотной решётки:

72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

73. Угол поворота потока в поворотной решетке:

Δα_п=180°-(α₂+α'_1э)=180°-(30,22°+27,98°)=121,8°.

74. По отношению и Δα_п по рис.9 находим коэффициент расхода μ'₁=0,952 и уточняем

выходную площадь поворотной решетки:

;

эффективный угол поворотной решетки:

;

=27,65°.

75. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости поворотной решетки ψ_п=0,945.

76. Коэффициент потерь энергии в поворотной решетке:

77. Число Рейнольдса:

78. Потери энергии в поворотной решетке:

79. Состояние пара за поворотной решеткой

h₁^´ = h₁_t^´ + Δh_п = 3114,67+ 5,26 = 3119,93 кДж/кг,

р₁^´ = 2,066 МПа,

υ^´₁ = 0,13218 м³/кг,

t'₁=342,7°C.

80. Действительная скорость выхода пара из поворотной решетки:

0,945·313,8=296,5 м/с.

81. Относительная скорость пара на входе во вторую рабочую решетку: ,где =U/C'₁=162,2/296,5=0,547 – отношение скоростей;

и ее направление: ,

Вторая рабочая решетка

82. Теоретическая относительная скорость на выходе из второй рабочей решетки и число Маха:

;

где υ'₂_t=0,13649 м³/кг (h'₂_t=3108,6 кДж/кг)по h-s диаграмме точка 2'_t (рис.2).

83. Выходная площадь второй рабочей решетки:

;

где μ'₂=0,95 – принятый коэффициент расхода.

84. Выбираем величину перекрыши:

Δl'_p=l'₂–l_п=4,3мм.

85. Считая, что рабочая лопатка второго венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l'₂=l_п+Δl'_p=56,8+4,3=61,1 мм.

86. Эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

;

=37,44°.

87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки =0,45; хорда табличного значения b_т'=2,61см; В_р'=2,5см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,02см; f=0,76см²; W'_мин=0,035 см³; хорда b_р'=85мм; I_мин=0,018см⁴; угол установки α_у=75°; толщина выходной кромки δ'_2кр=1,3мм и отношением .

Число рабочих лопаток второго венца:

88. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

89. Угол поворота потока:

Δβ'_2р=180°-(β'₁+β'_2э)=180°-(53,85°+37,44°)=88,71°.

90. По отношению b'_p/l'₂=1,39 и Δβ'_2р по рис.9 находим коэффициент расхода μ'₂=0,955 и уточняем

выходную площадь второй рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

; =37,52°.

91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ψ'_р=0,962.

92. Коэффициент потерь энергии:

93. Число Рейнольдса:

где =20·10^-6кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р'₂=1,982 МПа, t'₂_t=334,5°C);

94. Потери энергии во второй рабочей решетке:

95. Параметры пара за регулирующей ступенью

h´₂ = h₂_t´ + Δh_р^´= 3103,47+1,97= 3105,44 кДж/кг;

p₂ ´= 1,982 МПа;

υ₂´= 0,13612 м³/кг;

t₂´=335,4 °C.

96. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца:

97. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

где .

98. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:

99. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:

100. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

101. Угол характеризующий направление С'₂:

102. Потери энергии с выходной скоростью:

103. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

104. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

Проверка:

105. Проточная часть рассчитанной регулирующей ступени:

106. Ширина профиля лопатки:

- сопловой:

- первой рабочей:

- поворотной:

- второй рабочей:

где В_т – ширина табличного профиля.

107. Осевой зазор между направляющими лопатками и рабочими лопатками принимаем равным δ_а=4мм.

108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:

где =(l₁+l₂+l_п+l'₂)/4=(48,8+52,8+56,8+61,1)/4=54,875 мм.

109. Относительные потери на трение пара в дисках:

а) о торцевые поверхности:

где d – средний диаметр ступени;

F₁ – выходная площадь сопловой решетки;

К_тр.д=f(Re,S/r) – коэффициент трения;

S/r=0,05, принимаем; К_тр.д=0,5·10^-3

б) на трение свободных цилиндрических и конических поверхностей на ободе диска:

;

где =10^-3, принимаем;

=а+в+с=0,022+0,0666+0,022=0,1106 м.

в=2·δ_а+В_п=2·4+58,6=66,6мм;

в) о поверхности лопаточного бандажа:

где =2·10^-3, принимаем;

=d+e=0,0586+0,0814=0,14 м;

d_б=d+l_cp=1,033+0,05695=1,08995 м;

l_ср=(l₂+l'₂)/2=0,05695 м

;

общие потери на трение:

110. Потери от парциального подвода пара, складываются из потерь:

- на вентиляцию:

где К_в=0,065 – коэффициент, зависящий от геометрии ступени;

е_кож=0,5 – доля окружности, занимаемая кожухом и устанавливаемого на нерабочей дуге диска для уменьшения вентиляционных потерь при парциальном подводе пара;

z=2 – число венцов ступени скорости;

- потери на концах дуг сопловых сегментов (потери на выколачивание)

где К_сегм=0,25 – опытный коэффициент;

i=2 – число пар концов сопловых сегментов;

Общие:

111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:

η_oi=η_ол – (ζ_тр+ζ_парц)=0,8086 – (0,619+30,214)*10^-3=0,7777.

112. Потери энергии на трение диска:

113. Потери энергии от парциального впуска пара:

114. Откладываем потери Δh_в.с, Δh_тр.д, Δh_парц от точки 2' и получаем точку 2'' с параметрами:

i₂''=i₂'+Δh_в.с+Δh_тр+Δh_парц=3105,44+9,17+0,139+6,79=3121,54 кДж/кг

t''₂=342,6°С, υ''₂=0,13799 м³/кг.

115. Использованный теплоперепад:

116. Внутренняя мощность ступени:

N_i=G_o·h_i=103,08·206,56=20982 кВт.

117. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

Проверка:

Расчет первой нерегулируемой ступени:

1. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени между изобарами Р'₂=1,982 МПа и Р_z=1,293 МПа по изоэнтропе 2'' – z_t(рис.3):

H_o''=i_2''-i_zt=3121,54-2993,8=127,74 кДж/кг.

2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени h_o_1нс=50 кДж/кг.

3. Фиктивная скорость в ступени:

м/с.

4. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

5. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

м/с.

6. Средний диаметр не регулируемой ступени:

м.

7. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h_о_c=(1 – ρ)h_о1нс=(1 – 0,07)·50=46,5 кДж/кг.

9. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:

i₁_t=i_2''–h_ос=3121,54–46,5=3075 кДж/кг, Р₁=1,666 МПа,υ₁_t=0,15782 м³/кг, t₁_t=318,4 °С.

10. Выходная площадь сопловой решетки:

;

где μ₁=0,97 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

11. Длина сопловой лопатки:

12. Число Маха:

13. Оставляя угол α₁=13° и принимая α_о≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-12А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки =0,76; хорда табличного значения b_т=6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r₂=0,032см; f=4,09см²; W_мин=0,575см³; хорда профиля b_с=49,6мм; I_мин=0,591см⁴; угол установки α_у=34°; толщина выходной кромки δ_1кр=0,51мм.