Алгоритм расчета одновенечной ступени турбины

Исходные данные для расчета

Таблица 3.1

Па-раме-тр
G
р0	5,95	5,75	6,05	5,75	6,15	5,9	6,25	7,25	6,15	5,9	6,2	4,95
t 0
р 2	5,42	5,25	5,55	5,.35	5,65	5,4	5,75	6,65	5,65	5,4	5,75	4,55
с0	60.8	59,5									63,5
d	0.895	0,95	0,85	0,86	0,96	0,94	0,85	0.87	0,75	0, 83	0,89	0,85
n
dу	0.4
δу	0.0008
δэ	0.0006
ρ	0.1	0,05	0,15	0,22	0,18	0,16	0,12	0,14	0,15	0,18	0,19	0,21
μ'1	0.97	0,975	0,98	0,98	0,97	0,98	0,97	0,99	0,98	0,985	0,975	0,97
Δ	3,5	3,0	3,2	3,5	3,6	3,0	3,3	3,5	3.0	3,5	3,4	3,6
χ	1,0

3.1. Параметры их обозначения и единицы измерения:

G - расход пара на входе в турбину, кг/с;

р₀ – давление на входе в сопловой аппарат, МПа

t ₀ - температура на входе в сопловой аппарат, ^о С; Т₀ = t ₀ + 273, К

р₂ - давление на выходе из ступени, МПа;

с₀ - скорость пара на входе, м/с;

d - средний диаметр ступени, м;

n - частота вращения ротора, 1/с;

d_у - диаметр диафрагменного уплотнения, м;

δ_у - зазор в диафрагменном уплотнении, м;

δ_э -эквивалентный зазор в уплотнении по бандажу, м;

ρ - степень реактивности;

μ^'₁ - коэффициент расхода соплового аппарата (предварительный);

Δ – перекрыша;

χ - коэффициент использования кинетической энергии уходящего потока пара из ступени

 

Расчетная часть

1. Окружная скорость на среднем диаметре:

u = π · d · n, м/с

2. Энтальпия пара перед ступенью:

h₀ - кДж/кг - из h – s диаграммы

3. Удельный объем пара перед ступенью:

υ₀ – кг/м³ - из h – s диаграммы

 

4. Давление торможения пара перед ступенью:

, МПа

5. Изоэнтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения:

, кДж/ кг

где - k = 1 3 - показатель адиабаты для водяного пара;

R = 426.5 Дж/ (кг·К) - газовая постоянная для водяного пара

6. Отношение окружной скорости к фиктивной:

u/с_ф = ,

с_ф = , м/с

7. Изоэнтропный теплоперепад в сопловой решетке:

= (1 - ρ)· , кДж/кг

= ρ · , кДж/кг

 

8. Изоэнтропный теплоперепад в рабочей решетке6

9. Давление за сопловой решеткой:

, МПа

10. Теоретический удельный объем на выходе из сопловой решетки:

, м³/кг

11. Теоретический объем на выходе из ступени:

, м³/кг

12. Теоретическая скорость выхода из соплового аппарата:

, м/с

13. Выходная площадь соплового аппарата (предварительная):

, м²

14. Угол выхода потока из соплового аппарата принимаем α ₁ = 12...13^о

15. Высота лопатки соплового аппарата:

, м

 

Рис. Коэффициенты расхода через коль-цевые турбинные решетки μ₁ и μ₂ в зави-симости от относительной высоты решеток и угла поворота потока Δβ = 180^о - (β₁ + β₂)

 

16. Хорду лопатки соплового аппарата принимаем b₁ = 0.08 м,

тогда:

¯h - удлинение или относительная высота лопатки ¯h = ¯ℓ = ℓ^'₁ / b₁;

μ₁ - коэффициент расхода соплового аппарата (уточненный определяется по графику рис. на стр. 18):

μ₁ = G/G_t,, где G_t,= F₁ с_1t /υ_1t

17. Действительная выходная площадь соплового аппарата:

, м²;

18. Действительная высота лопатки соплового аппарата:

, м;

19. Действительная абсолютная скорость пара на выходе из соплового аппарата:

с₁ = φ с_1t, м/с

φ - коэффициент скорости для соплового аппарата (определяется по рис.3);

 

Рис. 3. Коэффициент скорости для соп-лового аппарата в зависимости от b/ℓ₁ (где b = b₁ – хорда со-пловой лопатки) и θ = d/ℓ (при θ>10 – сплошные, при θ < 10 - пунктирные)

 

20. Действии-тельная относи-тельная скорость пара на выходе из соплового аппарата:

, м/с;

21. Угол входа потока в рабочее колесо:

, град.;

22. Теоретическая скорость за рабочим колесом:

, м/с;

Действительная скорость за рабочим колесом:

, м/с;

где ψ выбирается по рис.4

23. Высота лопаток рабочего колеса:

ℓ₂ = ℓ₁+ Δ ₁+ Δ _2,

где - Δ ₁ + Δ ₂ = Δ - перекрыша (см. рис. 1)

24. Хорда лопатки рабочего колеса:

принимаем b₂ = 0,06 м, тогда в соответствии с рис.4 принимаем ψ - коэффициент скорости рабочего колеса. Δβ = 180^о - (β₁ + β₂)

 

 

Рис.4. Коэффициенты скорости рабочих решеток в зависимости b/ℓ₂ и θ = d/ℓ (при θ>10 – сплошные, при θ < 10 - пунктирные)

 

μ ₂ = 0.93...0,98 - коэффициент расхода рабочего колеса (для перегретого пара, 0,94...1,04 для влажного) (выбирается по рис.стр.18)

25. Выходная площадь рабочего колеса:

, м²;

26. Угол выхода потока из рабочего колеса в относительном движении:

;

27. Абсолютная скорость потока на выходе из рабочего колеса:

, м/с;

28. Угол выхода потока из рабочего колеса в абсолютном движении:

.

В качестве проверки построим план скоростей

α₁ β₁ α₂ β₂

w₁ c₂ w₂

c₁ u u

c₁ = м/с w₁ = м/с

c₂ = м/с w₂ = м/с

u = м/с Масштаб: ____ (м/с)/мм

 

29. Определяем число М_1t (Маха) по с_1t, (Т₁):

29.1. ¯Н₁ = ¯Н_0сφ, кДж/кг;

29.2. h₁ = h ₀ - ¯H₁, кДж/кг;

29.3. По h₁ и р₁ из h – s диаграммы определяем t₁ ,^оС;

29.4. Т₁ = t₁+273, К

М_1t = ;

30. Число М_{2 t} по w_{2 t} , (Т₂):

30.1. ·10^-3, кДж/кг;

30.2. ·10^-3, кДж/кг;

30.3. По h_2w и р₂ из h – s диаграммы определяем t₂ ,^оС;

30.4. Т₂ = t₂+273, К

М_2t = ;

31. Потери в рабочей решетке:

·10^-3, кДж/кг;

32. Потери в сопловом аппарате:

·10^-3, кДж/кг;

33. Потери с выходной скоростью:

·10^-3, кДж/кг;

34. Располагаемая энергия ступени:

Е₀ = ¯Н₀ — χ ·ΔН_вс, кДж/кг;

35 Относительный лопаточный КПД:

- по кинематике

,

- по потерям

;

36. Относительные потери от утечек через диафрагменное уплотнение:

ξ_у ;

z - число камер лабиринтного уплотнения, μ_y – коэффициент расхода утечек

определяется по рис.5

 

Рис. 5. Коэффициент расхода μ_y для зазоров с гребнями различной формы

 

37. Относительные потери от утечек через бандажные уплотнения:

,

где d_n = d + ℓ₂ + 2δ_б , δ_б – зазор по бандажу (≈ 2 мм)

38. Абсолютные потери от утечек через уплотнения:

ΔН_у = ( + )Е₀, кДж/кг

39. Относительные потери дискового трения:

;

е = 1 - степень парциальности ступени

k_ТР - коэффициент трения (принять 7·10^-4)

40. Абсолютные потери дискового трения:

ΔН_Т = ξ_Т Е_0;

41. Используемый теплоперепад ступени:

Н_i = Е₀ – ΔН_с - ΔН_р – ΔН_вс - ΔН_у - ΔН_Т , кДж/кг;

42. Внутренний относительный КПД ступени:

η_оi = Н_i / Е₀ ;

43. Внутренняя мощность ступени:

N_i = G·Н_i , кДж (кВт)

N.B. 1 кВт·ч = 3,6 МДж

Список литературы

1. Дейч М. Е., Филиппов В. А., Лазарев Л. Я. Атлас профилей решеток осевых турбин, М.: «Машиностроение», 1965.

2. Дейч М. Е., Трояновский Б. М. Исследования и расчеты ступеней осевых турбин, М.: «Машиностроение», 1964.

3. Щегляев А. В. Паровые турбины. М.: Энергоатомиздат, 1993;

4. Трухний А. Д. Стационарные паровые турбины. М.: Энергоатом- издат, 1990