Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью

Название: Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 07:41:49 20 июня 2011 Похожие работы
Просмотров: 825 Комментариев: 2 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

« Санкт-Петербургский государственный технологический университет растительных полимеров »


Факультет промышленной энергетики

Кафедра теплосиловых установок и тепловых двигателей

Курсовая работа

по дисциплине:

Тепловые двигатели и нагнетатели

Тема: «Расчет противодавленческой турбины

с двухвенечной регулирующей ступенью»

Вариант 33

Выполнила: Калиновская Анна, 444 группа.

Проверил: Коновалов Пётр Николаевич

Санкт-Петербург

2009

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 :

- Номинальная электрическая мощность Nэн =18 МВт;

- Параметры острого пара: Ро =3,2 МПа, to =460°С;

- Абсолютная скорость пара на входе в турбину Со =70 м/с;

- Давление пара за турбиной Рк =1,15 МПа.

- Частота вращения ротора n0 =3000 об/мин.

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:

Ho =io -iк t =3364-3064=300 кДж/кг.

2. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах принимаем: ΔРк =0,04Ро =0,128 МПа.

3. Давление пара перед сопловыми решетками регулирующей ступени:

МПа, °С.

4. Потери давления в выхлопном патрубке:

;

где Сп – 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 затарможеным параметрам:

или

где-располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;

-располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.

10. Относительный внутренний КПД:

;

где ηое -относительный эффективный КПД;

ηм -механический КПД.

11. Использованный (внутренний) теплоперепад:

.

12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:

.

13. Откладываем величину Нi от точки на изоэнтропе , и при энтальпии на пересечении с изобарами Рк и Рz , получаем точки Aк и Az , характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;

iz =io -Hi =3364-228,3=3135,7 кДж/кг; υz =0,2354 м3 /кг.

14. Секундный расход пара:

;

где ηг – КПД генератора.

15. Предварительный тепловой процесс турбины:

Расчет регулирующей ступени :

1. Примем hонс =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 14°; φ=0,96 - 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 17°;

φ=0,96 - коэффициент скорости, принимаем;

ρ = 0,05 - 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 заторможеным 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 =1,805 МПа, υ1 t =0,1615 м3 /кг,

при h1 t = h0 *- = 3366,45– 166,905 = 3199,5 кДж/кг;

–за первой рабочей решеткой: Р2 =1,762 МПа,

при h = h0 *- - hо1р ´ = 3366,45– 166,905 – 3,709 =3195,836кДж/кг;

–за направляющей решеткой: ,

при h = h0 *- - hо1р ´ - hнр ´ = 3366,45–166,905–3,709– 5,56=3190,276 кДж/кг;

–за второй рабочей решеткой: ,

при h = h0 *- - hо1р ´ - hнр ´ - hо2р ´ = 3366,45–166,905–3,709 -5,56-9,27=

=3181 кДж/кг.

18. Отношение давлений в сопловой решетке:

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

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

δу /s=0,05 - принимаем;

δу =0,3мм - радиальный зазор;

s – расстояние между гребнями;

dу =0,3·dрс =0,3·0,95=0,285 м - диаметр вала на участке уплотнения;

Fу =π·dу ·δу =3,14·0,285·0,0003=0,000268 м2 - кольцевая площадь радиального зазора;

ε =Р – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р1 =1,79 МПа, Р =0,1 МПа (атмосферному);

υ0 = υ1 t =0,1628 м3 /кг;

z=50, число гребней уплотнения, принимаем;

.

22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:

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

δу /s=0,05 (принимаем);

ε=Р – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Рz =1,178 МПа, Р =0,1 МПа (атмосферному);

υ1 = υz =0,2354 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:

=83,33+0,1852=83,515 кг/с.

24. Выходная площадь сопловой решетки:

2 ;

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

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

25. Находим произведение:

м=3,32 см.

26.Оптимальная степень парциальности:

.

27. Длина сопловой лопатки:

.

28. С учетом ранее принятого α =14° и полученного числа выбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,78; хорда табличного значения bт =5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,03см; f=3,21см2 ; Wмин =0,413см3 ; хорда bс =5см; Iмин =0,326см4 ; угол установки αу =36°; к1 =bс /bт =0,962; толщина выходной кромки δ1кр =2·r2 ·к1 =0,6мм.

29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки:

принимаем =46.

30. Пересчитываем хорду:

.

31. Относительная толщина выходной кромки:

.

32. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,903 в соответствии с графиком зависимости μ1 =f(bс /l1 ), коэффициент μ1 =0,978.

уточняем выходную площадь сопловой решётки:

;

уточняем произведение:

м=3,3см;

уточняем оптимальную степень парциальности:

уточняем длину сопловой лопатки:

33. Критическое давление:

.

34. Откладываем Ркр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: iкр t =3180 кДж/кг ; υкр t =0,1701 м3 /кг.

35. Критическая скорость:

.

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

;

=14,11° ; =0,11°.

37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: φ=0,97.

38. Число Рейнольдса:

где =24·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13

по Р1 =1,805 МПа, t1 t =376,8°C, υ1 t =0,1616 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 =149,2/560,429=0,266– отношение скоростей.

42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

; .

43. Потеря энергии в сопловой решетке

Δhc = ξc *= 0,0591*166,905 = 9,864 кДж/кг.

Параметры пара перед первой рабочей решеткой

h1 = h1 t + Δhc = 3199,5+9,864= 3209,364 кДж/кг,

p1 =1,79 МПа,

υ1 = 0,1641м3 /кг,

t1 = 380,8 0 С.

Расчет первой рабочей решетки.

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

;

где υ2 t =0,1611 м3 /кг (h2 t =3185 кДж/кг, t2 t =369,9 °C)по h-s диаграмме точка 2t (рис.2).

45. Выходная площадь первой рабочей решетки:

;

где μ2 =0,95 – принятый коэффициент расхода.

46. Выбираем величину перекрыши:

Δlp =Δlп +Δlв =l2 –l1 =4мм;

где Δlв =2мм – перекрыша у втулки;

Δlп =2мм – перекрыша на периферии.

47. Считая, что рабочая лопатка первого венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l2 =l1 +Δlp =55,7+4=59,7 мм.

48. Эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

;

=18,04°.

49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-26-17А и размерами: относительный шаг решетки=0,6; хорда табличного значения bт =2,57см; Вт =2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=2,07см2 ; Wмин =0,225см3 ; хорда bр =60мм; Iмин =0,215см4 ; угол установки αу =80°; толщина выходной кромки δкр =0,8мм.

50. Число рабочих лопаток первого венца:

.

51. Относительная толщина выходной кромки профиля:

.

52. Угол поворота потока:

Δβр =180°-(β1 )=180°-(19,08°+18,04°)=143,28°.

53. По отношению bp /l2 =1,005 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,945, и уточняем

выходную площадь первой рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

;=18,2°.

54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψр =0,936.

55. Коэффициент потерь энергии:

.

56. Число Рейнольдса:

где =22,6·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2 =1,762 МПа, t2 t =373,2°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 + Δhр = 3185 + 11,248= 3196,24 кДж/кг,

р2 = 1,745 МПа,

υ2 = 0,1664 м3 /кг,

t2 = 374,4 0 C.

63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

.

64. Угол характеризующий направление С2 :

;

=28,5°.

Поворотная решетка

65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки:

.

66. Число Маха:

,

где υ1 t ’=0,1657 м3 /кг (h1 t ’=3181 кДж/кг, t1 t ’=367,7 °C)по h-s диаграмме точка

1t ‘(рис.2).

67. Выходная площадь поворотной решетки:

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

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

69. Длина поворотной лопатки:.

70. Эффективный угол поворотной решетки:

;

=27,08°.

71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,55; хорда табличного значения bm =25,4мм; Вп =2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,015см; f=1,62см2 ; Wмин =0,168см3 ; хорда bп =40,3мм; Iмин =0,131см4 ; угол установки αу =80°; толщина выходной кромки δ1кр =0,472мм и отношением 1,581.

Число рабочих лопаток поворотной решётки:

.

72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

.

73. Угол поворота потока в поворотной решетке:

Δαп =180°-(α2 +α' )=180°-(28,5°+27,08°)=124,42°.

74. По отношению и Δαп по рис.9 находим коэффициент расхода μ'1 =0,958 и уточняем

выходную площадь поворотной решетки:

;

эффективный угол поворотной решетки:

;

=26,55°.

75. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости поворотной решетки ψп =0,94.

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 ´ + Δhп = 3181+ 4,6194 = 3185,61 кДж/кг,

р1 ´ = 1,725 МПа,

υ´ 1 = 0,1671 м3 /кг,

t'1 =369,2°C.

80. Действительная скорость выхода пара из поворотной решетки:

0,94·281,729=264,82 м/с.

81. Относительная скорость пара на входе во вторую рабочую решетку: ,где =U/C'1 =149,5/264,82=0,5645 – 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 =0,1694 м3 /кг ( h'2 t =3180кДж/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 –lп =4,3мм.

85. Считая, что рабочая лопатка второго венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l'2 =lп +Δl'p =63,7+4,3=68 мм.

86. Эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

;

=37,15°.

87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки=0,5; хорда табличного значения bт '=2,61см; Вр '=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=0,76см2 ; W'мин =0,035 см3 ; хорда bр '=85мм; Iмин =0,018см4 ; угол установки αу =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' =180°-(β'1 +β' )=180°-(54,4°+37,15°)=88,45°.

90. По отношению b'p /l'2 =1,25 и Δβ' по рис.9 находим коэффициент расхода μ'2 =0,954 и уточняем

выходную площадь второй рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

; =37,01°.

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

92. Коэффициент потерь энергии:

.

93. Число Рейнольдса:

где =23·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р'2 =1,695 МПа, t'2 t =366,6°C);

.

94. Потери энергии во второй рабочей решетке:

.

95. Параметры пара за регулирующей ступенью

2 = h2 t ´ + Δhр ´ = 3180+1,5123= 3181,51 кДж/кг;

p2 ´= 1,515 МПа;

υ2 ´= 0,1897 м3 /кг;

t2 ´=365,5 °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 Вт – ширина табличного профиля.

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

108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:

где =(l1 +l2 +lп +l'2 )/4=(55,24+59,7+63,7+68)/4=61,66 мм.

109. Относительные потери на трение пара в дисках:

а) о торцевые поверхности:

где d – средний диаметр ступени;

F1 – выходная площадь сопловой решетки;

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

S/r=0,05, принимаем; Ктр.д =0,56·10-3

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

.

;

где =10-3 , принимаем;

=а+в+с=0,022+0,0477+0,022=0,0917 м.

в=2·δап =2·4+39,7=47,7мм;

.

в) о поверхности лопаточного бандажа:

где =2·10-3 , принимаем;

=d+e=0,0584+0,0814=0,1398м;

dб =d+lcp =0,95218 +0,0638=1,0159 м;

lср =(l2 +l'2 )/2=0,0638 м

;

общие потери на трение:

.

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

- на вентиляцию:

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

екож =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 Ксегм =0,25 – опытный коэффициент;

i=2 – число пар концов сопловых сегментов;

Общие:

.

111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:

ηoiол – (ζтрпарц )=0,8163 – (0,5432+30,566)*10-3 =0,7851908.

112. Потери энергии на трение диска:

.

113. Потери энергии от парциального впуска пара:

.

114. Откладываем потери Δhв.с , Δhтр.д , Δhпарц от точки 2' и получаем точку 2'' с параметрами:

i2 ''=i2 '+Δhв.с +Δhтр +Δhпарц =3208+6,826+0,10073+5,668=3220,84 кДж/кг

t''2 =360,1°С, υ''2 =0,1906 м3 /кг.

115. Использованный теплоперепад:

.

116. Внутренняя мощность ступени:

Ni =Go ·hi =83,33·145,609=12133,68 кВт.

117. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

Проверка:

Расчет первой нерегулируемой ступени:

1. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени между изобарами Р'2 =1,695 МПа и Рz =1,178 МПа по изоэнтропе 2'' – zt ( рис.3):

Ho ''=i2'' -izt =3220,84-3091=102,58 кДж/кг.

2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени ho 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:

hо c =(1 – ρ)hо1нс =(1 – 0,05)·50=47,5 кДж/кг.

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

i1 t =i2'' –hос =3220,84–47,5=3173,34кДж/кг,Р1 =1,582 МПа,υ1 t =0,1807 м3 /кг, t1 t =362,2 °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 =17° и принимая αо ≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-15А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения bт =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,032см; f=4,09см2 ; Wмин =0,575см3 ; хорда профиля bс =49,6мм; Iмин =0,591см4 ; угол установки αу =34°; толщина выходной кромки δ1кр =0,51мм.

14. Число лопаток:

.

15. Относительная толщина выходной кромки:

.

16. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,8 в соответствии с графиком зависимости μ1 (bс /l1 ) (рис.9), коэффициент μ1 =0,982 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

.

17. Число Рейнольдса

где =21,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р1 =1,435 МПа, t1 t =348,4°C);

.

18. Коэффициент скорости φ=0,976 (рис.12).

19. Коэффициент потерь энергии:

.

20. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

21. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ;

где =U/C1 =148,88/300,824=0,4949 – отношение скоростей.

22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

β1 = 32,35 0 .

23. Потери энергии в сопловой решетке:

; откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед первой рабочей решеткой имеющей следующие параметры: Р1 =1,435 МПа; i1 =3175,99 кДж/кг;υ1 =0,1996 м3 /кг; t1 =362,6°С.

24. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

hop =ρ·hо1нс =0,05·50=2,5 кДж/кг, откладываем его из точки 1 и получаем точку 2t с параметрами i2 t =3173,49 кДж/кг, Р2 =1,42 МПа; υ2 t =0,2013 м3 /кг; t2 t =361,3°С.

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

;

.

26. Выходная площадь рабочей решетки:

;

где μ1 =0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

27. Принимаем перекрышу Δlр =l2 – l1 =3,6мм.

28. Длина рабочей лопатки l2 =l1 +Δlр =61,6+3,6=65,2 мм.

29. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=27,59°.

30. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения bт =2,54см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=1,62см2 ; Wмин =0,168 см3 ; хорда bр =45 мм; Iмин =0,131см4 ; толщина выходной кромки δкр =0,5мм и углами =80°, 2,309.

31. Число лопаток:

.

32. Относительная толщина выходной кромки:

.

33. Угол поворота потока:

Δβ =180°-(β1 )=180°-(32,35°+27,59°)=120,06°.

34. По отношению =0,69 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,956 и уточняем

выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=27,23°.

35. Число Рейнольдса

где =21,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р2 =1,42 МПа, t2 t =361,3°C);

.

36. Коэффициент скорости ψ=0,948 (рис.12).

37. Коэффициент потерь энергии:

.

38. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:

W2 =ψ·W2 t =0,948·182,995=173,479 м/с.

39 Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:

.

40. Угол характеризующий направление С2 :

α2 =-87,68º.

41. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:

.

42. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:

.

43. Изгибающее напряжение:

.

44. Потери энергии в рабочей решетке:

.

45. Потери энергии с выходной скоростью:

.

46. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

.

47. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

.

48. Число Рейнольдса:

.

59. Принимаем S/r=0,05.

50. Потери на трение в дисках:

- коэффициент потерь

где Ктр.д – определяется по рис.17

- потери энергии:

51. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:

.

52. Откладываем на рис.3 потери Δhр ,Δhтр.д ,Δhв.с получаем т.2' с параметрами:

i'2 =i2 t + Δhр +Δhтр.д +Δhв.с =3173,49+1,696+0,045+3,1688=3178,39 кДж/кг, Р2 =1,42 МПа; υ'2 =0,2021 м3 /кг; t'2 =363,5°С.

53. Использованный теплоперепад:

.

54. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

55. Внутренняя мощность ступени:

.

Проверка:

Расчет второй нерегулируемой ступени:

1. Состояние пара перед сопловой решеткой определяется точкой 2 (рис.3)

i2 =3082 кДж/кг, Р2 =1,42 МПа; υ2 =0,1865 м3 /кг; t2 =319,1 °С.

2. Располагаемый теплоперепад второй нерегулируемой ступени между изобарами Р2 =1,42 МПа и Рz =1,178 МПа по изоэнтропе 2 – z't ( рис.3):

hо 2 нс =i2 -izt '=3175,99–3123,59 =52,4 кДж/кг.

3. Располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам с учетом использования кинетической энергии от выходной скорости из предыдущей ступени:

.

4. Параметры заторможеного потока: ,

Р2 * =1,615 МПа, ; υ2 * =0,1777 м3 /кг; t2 * =365,4 °С.

5. Фиктивная скорость в ступени:

м/с.

6. Средний диаметр ступени принимаем: d=0,948 м.

7. Окружная скорость: U=148,88м/с.

8. Отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

.

9. Угол выхода потока пара из сопловой решетки принимаем =14°.

10. Степень реактивности ступени принимаем ρ=0,05.

11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

12. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h* о c =(1– ρ)h* о2нс =(1– 0,05)·55,56=52,782 кДж/кг.

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

i1 t =i* 2' –h* о c =3178,24–52,782=3125,462 кДж/кг,Р1 =1,33 МПа, υ1 t =0,2065м3 /кг, t1 t =337,6°С.

14. Выходная площадь сопловой решетки:

,

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

15. Длина сопловой лопатки:

.

16. Число Маха:

.

17. Оставляя угол α1 =14° и принимая αо ≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-12А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения bт =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,032см; f=4,09см2 ; Wмин =0,575см3 ; хорда профиля bс =49,6мм; Iмин =0,591см4 ; угол установки αу =34°; толщина выходной кромки δ1кр =0,51мм.

18. Число лопаток:

.

19. Относительная толщина выходной кромки:

.

20. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,654 в соответствии с графиком зависимости μ1 (bс /l1 ) (рис.9), коэффициент μ1 =0,982 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

.

21. Число Рейнольдса

где =20,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р1 =1,33 МПа, t1 t =337,6 °C);

; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.

22. Коэффициент скорости φ=0,976 (рис.12).

23. Коэффициент потерь энергии:

.

24. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

.

25. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку:

где =U/C1 =148,88/317,107=0,469 – отношение скоростей.

26. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

β1 = 26 0 .

27. Потери энергии в сопловой решетке:

; откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед первой рабочей решеткой имеющей следующие параметры:

Р1 =1,33 МПа;i1 =3127,963 кДж/кг;υ1 =0,2071 м3 /кг; t1 =339,4 °С.

28. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

откладываем адиабату из точки 1 до давления Рz2 =1,178 МПа и получаем точку 2t с параметрами izt ''=3125,188 кДж/кг, υzt ''=0,2334м3 /кг; tzt ''=336,5°С;

.

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

;

.

30. Выходная площадь рабочей решетки:

,

где μ2 =0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

31. Принимаем перекрышу Δlр =l2 – l1 =3,7 мм.

32. Длина рабочей лопатки l2 =l1 +Δlр =74,8+3,7=78,5 мм.

33. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=26,59°.

34. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-30-21А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения bт =2,56см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r2 =0,02см; f=1,85см2 ; Wмин =0,234см3 ; хорда bр =40 мм; Iмин =0,205см4 ; толщина выходной кромки δкр =0,5мм и угол =80°,2,675.

35. Число лопаток:

.

36. Относительная толщина выходной кромки:

.

37. Угол поворота потока:

Δβ =180°-(β1 )=180°-(26°+26,59°)=127,41°.

38. По отношению =0,509 и Δβр по рис.9 находим коэффициент расхода μ2 =0,958 и уточняем

выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

;

=25°.

39. Число Рейнольдса

=20,8·10-6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р2 =1,178 МПа, t''zt =336,5 °C);

; режим работы решетки в автомодельной зоне и поправка на Re не вносится.

40. Коэффициент скорости ψ=0,951 (рис.12).

41. Коэффициент потерь энергии:

.

42. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:

W2 =ψ·W2 t =0,951·191,6944=182,30 м/с.

43. Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:

44. Угол характеризующий направление С2 :

45. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:

,

где

46. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:

.

47. Изгибающее напряжение:

.

48. Потери энергии в рабочей решетке:

.

49. Потери энергии с выходной скоростью:

.

50. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

.

51. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

.

52. Число Рейнольдса:

.

53. S/r=0,05, принимаем.

54. Потери на трение в дисках:

- коэффициент потерь

где Ктр.д – определяется по рис.17

- потери энергии:

.

55. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:

.

56. Откладываем на рис.3 потери Δhр ,Δhтр.д ,Δhв.с получаем т.z с параметрами:

iz =izt ''+ Δhр +Δhтр.д +Δhв.с =3120+1,7564+0,0501+3,108=3125,87 кДж/кг, Рz =1,178 МПа; υz =0,2335м3 /кг; tz =336,9 °С.

57. Использованный теплоперепад:

58. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

59. Внутренняя мощность ступени:

.

Проверка:

60. Геометрические характеристики нерегулируемой ступени:

1. Коэффициент возврата тепла:

.

где - сумма располагаемых теплоперепадов ступеней;

2. Относительный внутренний КПД проточной части:

.

3. Относительный внутренний КПД турбины:

.

4. Развиваемая внутренняя мощность:

.

5. Расчетный относительный эффективный КПД турбины:

6.Расчетная номинальная электрическая мощность

Nэн = ηг * ηo е *H0 * G0 = 0,96*0,7768055*300*83,33= 18642,586 кВт.

Nэн ’= ηм * ηг * Ni =0,985*0,96*19715,16=18642,655кВт.

Невязка мощности: .

Вывод

На основе задания на курсовой проект, мною были рассчитаны: регулирующая и две нерегулируемых ступени противодавленческой турбины.

В результате расчета были получены следующие геометрические характеристики ступеней:

- dрег = 952,18 мм;

- dнр1 = 948 мм;

- dнр2 = 948 мм.

Также были расчитаны КПД.

Относительный лопаточный КПД:

- ηo л рег = 0,8163;

- ηo л нр1 = 0,8576;

- ηo л нр2 = 0,8674.

Относительный внутренний КПД:

- ηoi = 0,7851901;

- ηoi = 0,8567;

- ηoi = 0,86653.

Расчитал внутренние мощности ступеней

- Ni рс = 12133,68 кВт;

- Ni нр1 = 4011,88 кВт;

- Ni нр2 = 4025,247кВт.

Расчетная номинальная электрическая мощность турбины

Nэн = 18642,586 кВт, что в пределах допустимого значения совпадает с исходной Nэн = 18642,655 кВт.

Список используемой литературы:

1. Никольский Н.И., Луканин П.В. Тепловые двигатели для ЦБП (Теория паровых турбин). Учебное пособие:СПбТИЦБП. СПб. , 1992, 108 с.

2. Луканин П.В., Короткова Т.Ю. Тепловые двигатели для ЦБП ( Конструкция и эксплуатация паровых турбин): Учебное пособие/СПбГТУ РП. СПб., 2003 , 100 с.

3.Методические указания к курсовому проекту(20-12,20-13).

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений08:20:22 19 марта 2016
Кто еще хочет зарабатывать от 9000 рублей в день "Чистых Денег"? Узнайте как: business1777.blogspot.com ! Cпециально для студентов!
11:13:08 29 ноября 2015

Работы, похожие на Курсовая работа: Расчет противодавленческой турбины с двухвенечной регулирующей ступенью

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(151190)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru