Главная страница
Навигация по странице:

турбина моя к-300-23.5. турбина моя к-300-23. Федеральное агентство по образованию
Скачать 443.68 Kb.
Название Федеральное агентство по образованию
Анкор турбина моя к-300-23.5.docx
Дата 24.04.2017
Размер 443.68 Kb.
Формат файла docx
Имя файла турбина моя к-300-23.5.docx
Тип Документы
#2877

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Ивановский государственный энергетический

университет имени Ленина
Расчёт паровой турбины

К-300-25,5


Выполнила:

студентка III-8х

Александрова О. В.

Проверил:

к.т.н. доц.

Панков С. А.

Иваново 2010

Тепловой расчет паровой турбины



Тепловой расчет турбины выполняется в два этапа:

1-й этап — предварительный (ориентировочный) расчет

2-й этап — подробный расчет

Задачей ориентировочного расчета является определение числа ступеней, их диаметров и распределения тепловых перепадов по ступеням.

В подробном расчете рассчитываются треугольники скоростей, потери, КПД ступеней, размеры проточной части, выбираются профили облопачивания, подсчитываются мощность и КПД турбины в целом.

  1. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ





    1. Определение номинального расхода пара на турбину


Точка А Р0=23,5 МПа, t0=5450C →v0=0,01357 м3/кг, h0=3340,75 кДж/кг, s0=6,20745 кДж/кг∙К

Точка В Рkt=3,6МПа, skt= s0=6,20745кДж/кг∙К→vkt=0,05866 м3/кг, hkt=2851,711 кДж/кг, tkt=258,1760C
H0= h0- hkt=3340,75 -2851,711 =489,039 кДж/кг

Произведение КПД принимается



МВт
1.2 Построение рабочего ориентировочного процесса турбины с противодавлением
1.2.1 Определяем давление перед соплами первой ступени

Потери давления на впуске оцениваются в 34%. Следовательно, давление перед соплами первой ступени

МПа


      1. Давление за последней ступенью турбины с противодавлением с учетом потери давления в выходном патрубке

МПа

св — скорость потока в выходном патрубке, св=50 м/с

 — коэффициент местного сопротивления патрубка, =0,03




Точка А’0 Р’0=22,795 МПа, h’0= h0=3340,75 кДж/кг →v’0=0,013987 м3/кг, t’0=542,360C , s’0=6,2193 кДж/кг∙К

Точка В’ Р’k=3,627 МПа, s’k= s’0=6,2193кДж/кг∙К→v’k=0,0587м3/кг, h’k=2859,51 кДж/кг, t’k=2260,980C

H’0= h’0- h’k=3340,75-2859,51=481,24 кДж/кг

      1. Так как тепловой перепад регулирующей ступени кДж/кг, то применяется одновенечная регулирующая ступень




      1. Оценка экономичности регулирующей ступени

Внутренний относительный КПД для одновенечной регулирующей ступени




      1. Построение ориентировочного процесса регулирующей ступени в i-s диаграмме.

Внутренний тепловой перепад регулирующей ступени

кДж/кг

Энтальпия пара на выходе из регулирующей ступени

кДж/кг


      1. Оценка экономичности нерегулируемых ступеней турбины с противодавлением

Точка b hb= h0- h0pc=3340,75-90=3250,75 кДж/кг, sb= s’0=6,2193 кДж/кг∙К →vb=0,01749 м3/кг, Рb=17,06 МПа, tb=489,620C

Точка a Р2pc= Рb=17,06 МПа, h2pc =i2pc =3269,56 кДж/кг →v2pc =0,017743 м3/кг, s2pc = 6,2431 кДж/кг∙К , t2pc =495,71

Точка c s2tz= s2pc =6,2431 кДж/кг∙К, Р2tz =P’k=3,627 МПа→v2tz =v2=0,0595 м3/кг, t2tz =264,94 0C, h2tz =2872,3304 кДж/кг
Располагаемый тепловой перепад, приходящийся на нерегулируемые ступени

кДж/кг

1=0,017743 м3/кг; 2=0,0595 м3/кг

кДж/кг




      1. Определение состояния пара за турбиной



Точка C Р2z= Р’k=3,627 МПа, hk =ik =2933,78 кДж/кг →v2z =0,06344 м3/кг, s2z = 6,35549 кДж/кг∙К , t2z =285,50C
1.2.9. Использованный тепловой перепад всей турбины с противодавлением кДж/кг

Внутренний относительный КПД турбины с противодавлением


    1. Ориентировочный расчет регулирующей ступени

Для одновенечных ступеней задаемся:

  • Степенью реакции регулирующей ступени, =0,08

  • Углом направления потока пара соплами, 1Э=13

  • Отношением скоростей, u/c0=0,4


Условная теоретическая скорость по всему располагаемому тепловому перепаду

м/с

Располагаемый тепловой перепад в соплах

кДж/кг

Теоретическая скорость истечения из сопл

м/с

Окружная скорость на среднем диаметре регулирующей ступени

м/с

Средний диаметр ступени

м

Произведение степени парциальности на высоту сопловой решетки

м

μ1=0,97

Точка b’ h1t= h’0- h01pc=3340,75-82,8=3257,95 кДж/кг, s1t= s’0=6,20745 кДж/кг∙К →v1t=0,0167 м3/кг, Р1t= Ррс1=18,007МПа, t1t=496,30C
Оптимальная степень парциальности



Высота сопловой решетки

мм


    1. Определение размеров первой нерегулируемой ступени


Для активных турбин задаемся:

  • Следующими значениями теплоперепадов, h0I=35;40;45;50;55;60 кДж/кг

  • Степенью реакции ступени, I=0,12

  • Величиной

  • Углом потока за сопловой решеткой, 1Э=13


Таблица 1.1

Величина
Размер-ность
1
2
3
4
5
6



кДж/кг
35
40
45
50
55
60



—
0,52
0,52
0,52
0,52
0,52
0,52



м/с
264,575
282,843
300,000
316,228
331,662
346,410



м/с
137,566
147,078
156,000
164,438
172,464
180,133



М
0,876
0,937
0,994
1,047
1,098
1,147



—
0,12
0,12
0,12
0,12
0,12
0,12



кДж/кг
30,8
35,2
39,6
44
48,4
52,8



м/с
248,193
265,33
281,425
296,648
311,127
324,961



м3/кг
0,01858
0,01877
0,01899
0,01922
0,01945
0,01966



Мм
35,954
31,791
28,581
26,035
23,956
22,192



—
9,983
8,735
7,764
6,988
6,353
5,823


Для v1t: s=6,2274 кДж/кг∙К, h=i2pc-h011

k=1,2, α=0,032

dI=dpc-100=1081-100=981 мм→интервал h0I=(35-40) кДж/кг →Z=9шт.

Выбираем диаметр первой нерегулируемой ступени, число ступеней и высоту сопла:

Средний диаметр — dI = 0,923м

Число ступеней — z = 9 шт

Высота сопла — мм

Теплоперепад — H01=38,7 кДж/кг



    1. Определение размеров и теплового перепада последней ступени турбины с противодавлением


Для проектирования проточной части с постоянным внутренним диаметром достаточно спроектировать последнюю ступень турбины с таким расчетом, чтобы внутренний диаметр ее был равен внутреннему диаметру первой ступени, т.е. из условия dkI=dkZ. Для этого нужно выбрать соответствующий тепловой перепад на последнюю ступень. Эту задачу решают графическим способом. Задаются рядом значений dZ (от dI до 1,3dI), и для каждого варианта находится внутренний диаметр. Последовательность расчета приводится в таблице 1.2. По данным таблицы строится график по которому находятся искомые тепловой перепад и диаметр последней ступени.


Таблица 1.2

Величина
Размер-ность
1
2
3
4



м
0,923
1,0153
1,1076
1,1999



м/с
144,911
159,4021
173,8932
188,3843



—
0,52
0,52
0,52
0,52



кДж/кг
38,83
46,98
55,92
65,62



—
0,12
0,12
0,12
0,12



кДж/кг
34,17
41,35
49,21
57,75



м/с
261,42
287,56
313,7
339,85





13
13
13
13



м3/кг
0,062
0,062
0,062
0,062



м
0,0522
0,0431
0,0363
0,0309



м
0,871
0,972
1,071
1,169


По данным таблицы строим график. По нему находим:

Средний диаметр последней ступени — dZ = 0,94м

Корневой диаметр последней ступени — dkZ = 0,889 м

Высота сопл последней ступени — l1Z = 50,332 мм

Тепловой перепад последней ступени — h0Z = 40,2 кДж/кг


    1. Определение числа нерегулируемых ступеней и распределение теплового перепада


Для определения числа, размеров ступеней и их тепловых перепадов производится следующее графическое построение. Берется в качестве базы отрезок прямой 200300 мм. На концах этого отрезка в определенном масштабе откладываются диаметры первой и последней нерегулируемых ступеней. Соединяя концы этих отрезков проводим линию предполагаемого изменения диаметров. Для турбин с противодавлением значения х0, , 1Э выдерживаются постоянными, а линия диаметров может изображаться прямой линией. По графикам изменения диаметров и х0 можно построить кривую изменения тепловых перепадов.
dZ в м, h0 в кДж/кг


M
1
2
3
4
5
6
7
8
9

dz, м
0,923
0,925
0,927
0,929
0,932
0,934
0,936
0,938
0,94

h0z, кДж/кг
38,7
38,9
39,1
39,3
39,5
39,65
39,8
40
40,2


На основании этих зависимостей определяется средний тепловой перепад на одну ступень



Где m — число отрезков

Число нерегулируемых ступеней

, где

 — коэффициент возврата теплоты;

Т.к. весь процесс в области перегретого пара, то k=4,810-4
α=0,0281, h0ср=39,46 кДж/кг, z=10,58≈11 шт.

Таблица 1.3

№

ступени
Диаметр
h0 по

графику
h - поправка
Коррект. величина
Степень реакции, 
Угол. 1э

1
0,923
38,7
1,4269
37,2731
0,12
13

2
0,9247
38,85
1,4324
37,4176
0,12
13

3
0,9264
39
1,438
37,562
0,12
13

4
0,9281
39,15
1,4435
37,7065
0,12
13

5
0,9298
39,3
1,449
37,851
0,12
13

6
0,9315
39,45
1,4545
37,9955
0,12
13

7
0,9332
39,6
1,4601
38,1399
0,12
13

8
0,9349
39,75
1,4656
38,2844
0,12
13

9
0,9366
39,9
1,4711
38,4289
0,12
13

10
0,9383
40,05
1,4766678
38,5733
0,12
13

11
0,94
40,2
1,4821984
40,2
0,12
13

кДж/кг

кДж/кг

Уточняем α с учетом нового z:





  1. ПОДРОБНЫЙ РАСЧЕТ СТУПЕНЕЙ ТУРБИНЫ С ПРОТИВОДАВЛЕНИЕМ





    1. . Расчет регулирующей ступени


Задачей расчета является определение геометрических размеров ступени, определение КПД и мощности. А также выбор профилей сопл и рабочих лопаток

Из ориентировочного расчета неизменными остаются величины:

  • Располагаемый тепловой перепад регулирующей ступени кДж/кг

  • Диаметр регулирующей ступени м

  • Отношение скоростей

  • Степень реакции регулирующей ступени =0,08




      1. Расчет сопл регулирующей ступени


 Режим истечения докритический

Теоретическая скорость истечения из сопл

м/с

Площадь выходного сечения сопл


1t=0,01698 м3/кг ; коэффициент расхода 1=0,97

м2

Произведение степени парциальности на высоту сопловой решетки

мм

Высота сопловой решетки

мм


    1. Выбор профиля сопловой лопатки


Число Маха


k=1,3

Тип А, дозвуковая.

По 1э=12 и М1t=0,61 по каталогу профилей выбираем профиль С-90-12А

Относительный шаг — t = 0,8

Угол установки — у = 33

Ширина решетки —

Хорда профиля — b1=62,5 мм

Шаг решетки — t1 = b1t =62,50,8=50 мм
Число сопловых лопаток

шт

Уточняем шаг решетки

мм

Уточняем относительный шаг решетки



Уточняем угол установки

Поt1=0,81 и 1э=13 по атласу определяем у=32,28

Выходная ширина сопловых каналов

мм


    1. . Определение потерь сопловой решетки


Из атласа профилей:

ξ’пр =0,019; ξ’кон=0,019; kпрα1=1,1



Тепловая потеря в сопловой решетке

кДж/кг

Скоростной коэффициент



Действительная скорость истечения из сопл

м/с

    1. . Одновенечная ступень


К определению выходного угла лопаток рабочего венца



 1 = 22,75



м/с

м/с

кДж/кг
Точка d Ррс2=17,84МПа, hрс1= h0- h01pc +h1- h01 =3350,9-73,6+4,78-6,4=3275,68кДж/кг →v2t=0,017 м3/кг, t1t=501,220C , s1t =6,2335 кДж/кг∙К
Выбор профиля рабочих лопаток

Число Маха



Типа А, дозвуковая.

Профиль рабочих лопаток — Р-26-17А

Относительный шаг — t = 0,7

Угол установки — у = 80

Хорда профиля — b2 = 25,7 мм

Шаг решетки — t1 = b2t =25,70,7=17,99 мм

Число рабочих лопаток

шт

Уточняем шаг решетки

мм

Уточняем относительный шаг решетки



Уточняем угол установки

Поt1=0,7 и 2э=19 по атласу определяем у=80
Выходная величина рабочей решетки


μ=0,94

Потери в лопатках венца:

Из атласа профилей

ξ’пр =0,057; ξ’кон=0,069; kпрΔβ=1,15, Δβ=1800-(β1расч+β2э)=1800-(22,750+190)=138,250




Действительная скорость

м/с

Потеря энергии в рабочих лопатках

кДж/кг

 2 = 53,25



β2Э=190
Относительный лопаточный КПД



Где потери тепла с выходной скоростью: кДж/кг


    1. . Определение внутреннего относительного КПД


Потери на трение и вентиляцию



кВт

Тепловая потеря на трение и вентиляцию

кДж/кг

Относительная потеря на трение и вентиляцию



Потеря на выколачивание застойного пара



Где: m = 4; B2 = b2sinβy=25,7·sin800=25,3 мм — ширина ряда рабочих лопаток

Потери тепла на выколачивание

кДж/кг

Внутренний относительный КПД ступени



Использованный тепловой перепад ступени

кДж/кг
Внутренняя мощность

кВт


    1. . Определение расхода пара через нерегулируемые ступени

Расход пара на входе в нерегулируемые ступени будет меньше, чем расход через регулирующую ступень, на величину утечки через переднее концевое уплотнение т.е.:



Процесс расширения пара в турбине в i-s диаграмме




Эскиз проточной части




Треугольники скоростей одновенечной ступени скорости



Рабочий процесс одновенечной регулирующей ступени в i-s диаграмме
написать администратору сайта