ВВЕДЕНИЕ
Курсовая работа включает в себя расчет основных процессов, устройств и их элементов, изучаемых в курсе «Нагнетатели и тепловые двигатели» – расчет активной части одновальной паровой турбины, четырехтактного дизельного двигателя внутреннего сгорания, и термодинамического цикла одновального газотурбинного двигателя с регенерацией тепла.
Паровые турбины, также как газовые турбины и поршневые ДВС, являются основными тепловыми машинами для преобразования тепловой энергии в механическую работу. Паровая турбина – основной тип двигателя, который применяется на современной тепловой электростанции. Паровые турбины получили также широкое применение в качестве двигателя для кораблей военного и гражданского флота, а также используется для привода различных машин. Паровые турбины обладают рядом преимуществ: большой быстроходностью, могут быть спроектированы на большую мощность, имеют высокие технико-экономические показатели.
Двигатель внутреннего сгорания – тепловой двигатель, рабочим телом которого являются продукты сгорания топлива.
В теплоэнергетике и в других отраслях промышленности находят широкое применение различного типа компрессоры, вентиляторы и насосы как вспомогательное и даже как основное оборудование.
При выполнении расчетов необходимо более детально изучить процессы, происходящие в двигателях, а также выяснить, какое влияние может оказать тот или иной фактор на процесс; выяснить какие параметры существенно влияют на КПД и эффективность установки с тепловым двигателем.
Задание по разделу «Паровые турбины»
В активной ступени пар с начальным давлением р о, и температурой t орасширяется до давления р 1. Скоростной коэффициент сопла j, скоростной коэффициент лопаток y, угол наклона сопла к плоскости диска a 1, угол выхода пара из рабочей лопатки b 2= b 1, средний диаметр ступени d, частота вращения вала турбины n, расход пара М, коэффициент расхода сопла m 1, потери тепловой энергии на трение и вентиляцию hт.в, расход пара на утечки Мут. Начальную скорость пара перед соплом с о считать равной нулю.
|
Определить:
1. рассчитать и изобразить в выбранном масштабе треугольники входных и выходных скоростей;
2. определить работу 1 кг пара на лопатках ступени, l, кДж / кг;
3. найти площадь выходного сечения суживающего сопла f 1, м 2;
4. определить относительный коэффициент полезного действия на лопатках ступени ηо.л.;
5. определить относительный внутренний коэффициент полезного действия ступени турбины ηo.i.
6. выполнить график теплового процесса в h – s диаграмме в выбранном масштабе.
Значения параметров, необходимых для расчёта выбрать из таблиц 1 и 2.
Значения нижеприведенных параметров выбираются по последней цифре номера зачётной книжки.
Таблица 1
Цифра | ||||||||||
р о, МПа | 2,6 | 2,8 | 3,0 | 3,2 | 3,4 | 3,6 | 3,8 | 4,0 | 4,2 | 4,4 |
t о, ° С | ||||||||||
р 1, МПа | 1,7 | 1,8 | 1,9 | 1,9 | 1,8 | 2,0 | 2,2 | 2,4 | 2,6 | 2,8 |
j | 0,93 | 0,94 | 0,95 | 0,96 | 0,97 | 0,98 | 0,95 | 0,96 | 0,97 | 0,98 |
y | 0,86 | 0,87 | 0,88 | 0,89 | 0,90 | 0,91 | 0,92 | 0,93 | 0,94 | 0,95 |
m 1 | 0,92 | 0,93 | 0,94 | 0,95 | 0,92 | 0,96 | 0,97 | 0,94 | 0,95 | 0,96 |
Значения нижеприведенных параметров выбираются по предпоследней цифре номера зачётной книжки.
Таблица 2
|
Цифра | ||||||||||
a 1, ° | ||||||||||
d, м | 1,0 | 0,95 | 0,9 | 1,1 | 1,0 | 0,9 | 0,95 | 1,0 | 1,2 | 1,25 |
n, об/мин | ||||||||||
М, кг/с | 1,7 | 1,8 | 1,9 | 2,0 | 2,1 | 2,2 | 1,8 | 1,9 | 1,7 | 2,0 |
hт.в., кДж/кг | 1,0 | 1,35 | 0,91 | 1,13 | 0,98 | 1,5 | 1,21 | 1,75 | 1,1 | 0,95 |
Мут, кг/с | 0,21 | 0,33 | 0,5 | 0,11 | 0,38 | 0,4 | 0,18 | 0,28 | 0,45 | 0,13 |
Тепловой расчет паровой турбины
Производим расчет ступени паровой турбины в соответствии с индивидуальным заданием (вариант 00).
1. На диаграмме h-s водяного пара (приложение 1) определяем начальную энтальпию пара h о и энтальпию пара в конце изоинтропного (адиабатного) расширения h 1. Для этого на диаграмме отмечаем точку 0, соответствующую состоянию пара перед ступенью (по параметрам пара с начальным давлением р о, и температурой t о) и определяем энтальпию h о. Из точки 0 проводим изоэнтропу теоретического процесса расширения пара (линию параллельную оси ординат на диаграмме) до пересечения с изобарой Р 1 (точка 1 t). Определяем энтальпию h 1 t и удельный объем пара v 1 t в точке 1. Процесс расширения пара в канале соплового аппарата на диаграмме h - s представлен на рисунке 1.
Рис. 1 – Процесс расширения пара в канале соплового аппарата
Начальная энтальпия пара h о =3170,61 кДж/кг, энтальпия пара в конце расширения h 1 t =3055,36 кДж/кг, удельный объем пара v 1 t =0,145 м3/кг.
В межлопаточных каналах соплового аппарата турбинной ступени происходит преобразование потенциальной энергии пара в кинетическую, т.е. расширение пара с уменьшением давления, увеличением объема и абсолютной скорости потока с 1 t. Канал соплового аппарата имеет суживающуюся форму, ширина канала во входном сечении больше, чем в выходном (рисунок 2).
|
Рис. 2 – Профиль соплового аппарата с отображением скоростей
– давление пара на входе в канал; Р 1 – давление пара за каналом; Ркр – давление пара в узком сечении канала АВ;
– эффективный угол выхода потока пара из канала;
– угол выхода потока пара из канала;
– угол отклонения потока пара в косом срезе; tс – шаг решетки.
Определяем действительную скорость истечения пара из соплового аппарата по формуле
, (1)
где φ – скоростной коэффициент сопла, учитывающий потери кинетической энергии пара в сопловом аппарате.
Находим окружную скорость по среднему диаметру рабочего колеса турбинной ступени из соотношения (2)
(2)
Относительную скорость входа пара на лопатки находим по формуле
, (3)
где α 1 – угол выхода потока пара из соплового канала (по условию задания: угол наклона сопла к плоскости диска).
Находим относительную скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками по формуле
w 2= ψw 1 , (4)
где ψ – скоростной коэффициент рабочих лопаток ротора, учитывает потерю кинетической энергии пара при прохождении его через каналы, образованные рабочими лопатками (принимаем из условия задания).
w 2=0,86∙298=256 м/с.
Угол входа пара на рабочую лопатку ротора – из соотношения
(5)
Угол выхода пара из рабочей лопатки β 2= β 1=240 (по условию задания).
Абсолютную скорость выхода пара из канала между рабочими лопатками
. (6)
Угол наклона абсолютной скорости выхода пара из канала между рабочими лопатками – из соотношения
. (7)
Треугольники скоростей, построенные на основании проведенных расчетов, приведены на рисунке 3. Треугольники скоростей строим в предварительно выбранном масштабе (например, 1 см = 50 м / с). Построение производим следующим образом. Проводим линию, соответствующую плоскости вращения рабочего диска турбины. От точки 0 под углом α 1 проводим, в выбранном масштабе, вектор абсолютной скорости С 1. Строим вектор окружной скорости по среднему диаметру рабочего колеса u параллельно плоскости вращения. Произведя геометрическое вычитание окружной скорости u из абсолютной С 1получим относительную скорость w 1, которая должна соответствовать, в выбранном масштабе, расчетному значению. Замыкающая сторона входного треугольника определит величину угла β 1, которая также должна соответствовать расчетному значению. По правилам геометрического вычитания скорость С 1 является диагональю параллелограмма, а скорость u одной из его сторон. Величина и направление скорости w 1 определяется второй стороной параллелограмма. Аналогично строим выходной треугольник скоростей.
Рис. 3 – Общий вид треугольников скоростей пара
2. Работу 1 кг пара на лопатках определяем по формуле
(8)
3. Площадь выходного сечения суживающего сопла до критического режима истечения находим по формуле
, (9)
где m 1 – коэффициент расхода сопла (по условию задания);
М – расход пара, кг / с (по условию задания).
4. Значение относительного коэффициента полезного действия на лопатках ηо.л. зависит от отношения окружной скорости на середине лопатки к действительной скорости истечения пара из сопл и может быть определено, для активной ступени, по формуле
(10)
Потери тепловой энергии в соплах, лопатках и с выходной абсолютной скоростью в ступени турбины также оценивается относительным коэффициентом полезного действия на лопатках
(11)
где Н 0 – располагаемый теплоперепад ступени, кДж / кг, Н 0= h 0 – h 1;
hс – потеря кинетической энергии в сопловых и направляющих лопатках, кДж / кг;
hл – потеря кинетической энергии на рабочих лопатках ступени, кДж / кг;
hвс – потеря с выходной скоростью, кДж / кг.
Потеря кинетической энергии в соплах учитывается скоростным коэффициентом сопла и определяется по формуле
(12)
Потерю кинетической энергии на рабочих лопатках находим по формуле
(13)
Потеря энергии с выходной скоростью,
(14)
5. Относительный внутренний коэффициент полезного действия определяем по формуле
, (15)
где – относительные потери тепловой энергии на трение и вентиляцию;
– относительные потери тепловой энергии от утечек.
(16)
где hт.в – потери тепловой энергии на трение и вентиляцию, кДж / кг (принимаем из условия задания).
(17)
где hут – потери тепловой энергии от утечек через зазоры в уплотнениях и в обход сопл и лопаток, кДж / кг
(18)
где Мут – расход пара на утечки, кг / с (принимаем по условию);
М – расход пара, кг / с (принимаем по условию).
Тогда
6. Выполнение графика теплового процесса в h – s диаграмме.
График не обходимо построить в масштабе. Процесс адиабатного расширения пара представлен на рисунке 4. Процесс 1 - 2 адиабатное расширение пара в сопле; 1 - 3 процесс политропного расширения пара в сопле (учитываются потери кинетической энергии пара на трение, вызывающие повышение энтальпии пара); точка 4 характеризует параметры пара при выходе из рабочего колеса турбины.
Влажный водяной пар определяется давлением Р или температурой t и степенью сухости х. которая в котлах достигает значения 0,9…0,96. Удельный объем пара vх, м 3/ кг, можно рассчитать по формуле
vх = v ''· x, (19)
где v '' – удельный объем сухого насыщенного пара, м 3/ кг. Принимаем по таблицам теплофизических свойств воды и водяного пара.
Потери от влажности пара находим по формуле (20)
(20)
где hi – использованный теплоперепад ступени с учетом всех потерь кроме потерь от влажности пара, кДж / кг.
Рис. 4 – График теплового процесса расширения пара в h-s – диаграмме