У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.net

Номинальная электрическая мощность Nэ 86000 кВт Частота вращен

Работа добавлена на сайт samzan.net: 2016-03-13

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 8.3.2025

1 Тепловой расчет многоступенчатой конденсационной паровой

турбины

Исходные данные

-Номинальная электрическая мощность Nэ =86000 кВт

-Частота вращения ротора n =50 c-1

-Давление свежего пара перед регулирующими клапанами р0 =12,2 МПа

-Температура пара перед регулирующими клапанами

-Потери давления в регулирующих клапанах:

МПа

-Давление отработавшего пара кПа.

-Температура питательной воды перед котлом

-Относительный внутренний КПД ЦВД

-Относительный внутренний КПД ЦНД с учетом влажности пара

-Механический КПД турбины

-КПД электрогенератора

-Абсолютный внутренний КПД установки без регенерации:

-Абсолютный внутренний КПД установки с регенерацией:

-Потери давления в паропроводе между ЦВД и ЦНД

МПа

1.2 Расчет параметров, необходимых для построения процесса расширения пара в hs-диаграмме без отборов и с отборами пара

1. Давление за регулирующими клапанами перед ЦВД:

(1)

МПа

2. Давление пара за ЦВД на входе в пароперегреватель:

МПа

3. Давление пара за пароперегревателем:

МПа

4. Энтальпия пара перед турбиной определяется по p0 и t0 из hs-диаграммы она равна кДж/кг

5. Располагаемый теплоперепад для ЦВД определяется по формуле для перегретого пара:

(2)

кДж/кг

где k=1,3; v0 =2,83*10-2 м3/кг -удельный объем свежего пара (по p0 и t0 )

6. Действительный теплоперепад в ЦВД определится как:

(3)

кДж/кг

7. Энтальпия пара за ЦВД:

(4)

кДж/кг

8. Давление пара на входе в ЦНД:

МПа

9. Располагаемый теплоперепад для ЦСД определяется по формуле:

кДж/кг

10. Действительный теплоперепад в ЦСД определится как:

кДж/кг

11. Располагаемый теплоперепад для ЦНД определяется по отрезку изоэнтропы в интервале изобар от уровня

; (5)

кДж/кг;

кДж/кг – определяется по кПа;

12. Действительный теплоперепад определится как:

(6)

кДж/кг

13. Энтальпия пара за турбиной на входе в конденсатор:

(7)

кДж/кг

14. Энтальпия питательной воды при tпв=270 0С на входе в котел из hs-диаграммы равен:

кДж/кг

15. Приведенный используемый теплоперепад в турбине:

(9)

кДж/кг

16. Расход пара в первую ступень турбины:

(10)

кг/с

Поскольку турбина конденсационная, то G=Gк

В приложении А приведена H,S диаграмма.
1.3 Расчет диаметров, числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням цилиндра турбины

После построения процесса в -диаграмме проводят детальный расчет тепловой схемы паротурбинной установки последовательно по цилиндрам. Сначала определяются размеры рабочей решетки последней (z-ой) ступени цилиндра - средний диаметр и высота рабочих лопаток на основе уравнения неразрывности записанного для выходного сечения рабочих лопаток, перпендикулярного оси ротора:

(12)

где - угол выхода пара из рабочей решетки;

- расход пара в конденсатор;

- удельный объем пара, выбираемый из предварительного построения h-s диаграммы; м3/кг по Pк и hk.

c2 – выходная скорость из последней ступени. Обычно принимают потери с выходной скоростью в пределах: , откуда находят c2 =245м/с.

м2

Определив выходную площадь , сравнивают ее с предельно допустимым пред = 11 м2. Так как  существенно меньше 11 м2 , то выполняют турбину с одним цилиндром ЦНД.

Средний диаметр последней ступени турбины определится по формуле:

(13)

где i – число цилиндров (потоков) ЦНД, а =5,25.

Высота рабочих лопаток последней ступени определится после выбора dz как:

(14)

Размеры первой не регулируемой активной ступени, следующей за регулирующей, определяются так же, как и для последней, на основании уравнения неразрывности, записанного для сечений на выходе из сопловой решетки (горло О1)

, (15)

где

G - расход пара в первую ступень турбины;

n - частота вращения ротора;

v1t=0,102 м3/кг - удельный объем пара на выходе из сопловой решетки первой нерегулируемой ступени, который определяется по ориентировочному теплоперепаду , откладываемому от точки, характеризующей состояние пара перед этой, рассчитываемой, нерегулируемой ступенью; - отношение окружной скорости и к фиктивной скорости адиабатного истечения .

Для активных ступеней лежит в пределах 0,400,52.

Высота лопаток l1 должна быть не менее 1214 мм.

Угол выхода из сопловой решетки выбирают небольшим, равным 11о12о;

- степень реактивности для активной ступени выбирают в пределах 0,030,07;

- коэффициент расхода сопловой решётки.

Рассчитанное по формуле (15) значение должно лежать в пределах 0,81 м.

После определения размеров последней и первой ступеней турбины определяется число ступеней турбины и осуществляется разбивка располагаемого теплоперепада по ступеням. Для этого строят специальную диаграмму, выбирая отрезок на оси абсцисс. В начале этого отрезка по оси ординат откладывают диаметр первой нерегулируемой ступени, а в конце отрезка – диаметр последней ступени турбины (или отсека проточной части турбины) . В приложении В ан рисунке 3 приведена специальная диаграмма кривой диаметров, располагаемого теплоперепада и критерия Парсенса по ступеням турбины.

Проводится кривая диаметров между и . В части высокого давления кривая диаметров близка к прямой с небольшим наклоном, так как диаметры от ступени к ступени здесь увеличиваются незначительно. В части низкого давления конденсационных турбин кривая диаметров имеет крутой подъем, обусловленный ростом удельных объемов пара и увеличением степеней реактивности.

На этой же диаграмме проводят кривую отношений скоростей для всех ступеней. Значения назначают близкими к оптимальным из условия максимума относительного внутреннего КПД в пределах .

Далее по значению выбранного среднего диаметра ступени и отношению скоростей оценивают располагаемый теплоперепад ступени

(16)

Для формула (16) для располагаемого теплоперепада ступени по параметрам торможения преобразуется к виду

(17)

Для разбивки общего располагаемого теплоперепада всех нерегулируемых ступеней по отдельным ступеням необходимо определить располагаемый теплоперепад по статическим параметрам

, (18)

где энергия предыдущей ступени обычно составляет 4 - 8 % от теплоперепада .

Поэтому

, (19)

причем коэффициенты перед соответствуют: 0,92 – углу выхода из сопловой решетки , а 0,96 – углу .

Так как в первой нерегулируемой ступени энергия выходной скорости в полости за регулирующей ступенью не используется, т.е. , то для этой ступени .

Располагаемые теплоперепады в m сечениях по отрезку

кДж/кг

Таким образом, по значениям d и можно определить располагаемые теплоперепады вдоль отрезка для m сечений и нанести их линиями для и . Затем определяется среднеинтегральное значение (площадь прямоугольника по лишней равна площади под кривой ) по формуле

(20)

кДж/кг

Число ступеней определится по формуле

(21)

где - располагаемый теплоперепад всех нерегулируемых ступеней, определяемый по состоянию пара в камере регулирующей ступени (перед соплами первой нерегулируемой ступени) и давлению из выхлопного патрубка;

- коэффициент возврата теплоты, который изменяется в пределах 0,020,1 в зависимости от турбины, числа ее ступеней и ее КПД .

Его можно определить по формуле

(22)

Значение kt равно 4,810-4 для группы ступеней, работающих в области перегретого пара, 2,810-4 - для группы ступеней работающих в области влажного пара, (3,24,8)10-4 – для группы ступеней, часть которых работает в области перегретого пара, а часть – в области влажного ( здесь в кДж/кг).

кДж/кг

После округления числа ступеней z до целого находят теплоперепад, приходящийся на каждую ступень для чего отрезок а делят на z-1 частей и в точках деления по кривой находят предварительное значение для каждой ступени.

кДж/кг

Затем уточняют значения теплоперепадов, для чего сумму сравнивают со значением . Разность их

(23)

кДж/кг

делят на число ступеней и отношение добавляют к теплоперепаду .

кДж/кг м

Таким образом найдены значения теплоперепадов для всех z ступеней турбины.

Построение проточной части цилиндра турбины начинается с определения корневого диаметра для первой ступени

(24)

Периферийный диаметр первой ступени

(25)

Для последней (z-ой) ступени

(26)

(27)

Задаем , плавно меняя от 23,75 до 5,24.

В приложении Б приведена проточная часть турбины.

2. Определение аэродинамических характеристик ступени турбины

2.1 Исходные данные для расчета аэродинамических характеристик ступени турбины

№	Название	Обозначение	Значение
1.	Расход пара	G	66,3 кг/с
2.	Частота вращения ротора	n	50 c-1
3.	Давление пара на входе в ступень	р0	0,08 МПа
4.	Температура пара на входе в ступень	t0	106 o C
5.	Энтальпия (из h – s диаграммы )	h0	2757 кДж/кг
6.	Скорость входа пара в ступень	c0	2,8 м/с
7.	Угол входа в сопло		90о
8.	Средний диаметр сопловых лопаток	d1	2 м
9.	Средний диаметр рабочих лопаток	d2	2 м
10.	Степень реактивности		0,5
11.	Коэффициент скорости сопловой решетки		0,97
12.	Эффективный угол выхода из сопловой решетки	1э	16о
13.	Угол раскрытия проточной части соплового аппарата	vnc	10о
14.	Угол раскрытия проточной части рабочих решеток	vпр	10о
15.	Отношение изменения высоты проточной части к высоте лопатки на входе для соплового аппарата		0,01

16.	Отношение изменения высоты проточной части к высоте лопатки на входе для рабочих решеток		0,01
17.	Коэффициент расхода сопловой решетки	1	0,965
18.	Коэффициент расхода рабочей решетки	2	0,93

2.2 Расчет аэродинамических характеристик сопловой и рабочей решеток

1) Определяется окружная скорость на среднем диаметре рабочих лопаток турбины

3,141,150=314,2 м/с

2) Отношение окружной скорости к фиктивной скорости адиабатного истечения

Учитывая возможные дополнительные потери в решетках, принимается

(снижение ~ на 3% )

3) Фиктивная скорость

м/с

4) Располагаемый теплоперепад в ступени

кДж/кг

5) Энтальпия торможения на входе в ступень

кДж/кг

6) Теоретическая энтальпия пара на выходе из ступени

кДж/кг

7) Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке

кДж/кг

8) Теоретическая энтальпия пара на выходе из сопловой решетки

кДж/кг

9) Располагаемый теплоперепад в рабочей решетке

кДж/кг

10) Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки

м/с

По hs-диаграмме, приведенной в приложении В , определяются параметры пара в ступени.

11) Откладывается вверх от уровня ho из точки с to и po величина со2/2 и определяются параметры заторможенного пара и , соответствующие ( в данном примере со=0 ), где энтропия so=7,502 кДж/кг*К (по ро и to ).

12) Отложив от , найдём точку, через которую проходит изобара р2 давления за рабочими лопатками ступени: р2=0,078 МПа.

Удельный объём в этой точке =2,186 м3/кг, температура t2=104,7°C, энтропия S2=S0=7,502 кДж/кг*К

(энтальпия =2688,14 кДж/кг)

13) Отложив от , найдём точку, через которую проходит изобара р1 давления за сопловыми лопатками ступени: р1=0,058 МПа. Удельный объём в этой точке v1t=2,8 м3/кг, температура t1=85оС, энтропия s1=so=7,506 кДж/кг*К (энтальпия h1t=2638,4 кДж/кг)

Коэффициент использования скорости с2 выхода из ступени  принят равным 1, то есть рассчитанная в дальнейшем скорость выхода из ступени с2 и энергия HВ.С полностью используются в следующей ступени турбины. (1- ) определяет лишь подогрев пара.

14) Оценивается отношение давлений на сопловой решетке и сопоставляется с критическим кр0,545

Следовательно, режим истечения пара из сопловой решетки докритический (дозвуковой) и площадь выхода пара из сопловой решетки определяется (предварительно принять коэффициент расхода µ1=0,97 ) по формуле:

м2

15)По принятому углу выхода пара из сопловой решетки определяется высота лопатки для степени парциальности е=1

16) Число Маха на выходе из сопловой решетки

= (дозвуковое)

17) по , ,

выбран профиль С-90-18А по таблице П2 в качестве прототипа. Параметры его:

- хорда b1=47,1 мм

оптимальный относительный шаг = =0,75, а мм
толщина выходной кромки мм

Тогда в относительной форме толщина кромки

и высота лопатки

18) Число сопловых лопаток

, принимается лопатки.

По давлению МПа и температуре определяется по ЭВМ коэффициент кинематической вязкости м2/с и рассчитывается число Рейнольдса

20) Для уточнения коэффициента расхода найдем:

=0,01M1t2-0,005 M1t3=0,010,682-0,0050,683=0,003

= -8Re-0.5 = -0,0012,

тогда

Поскольку таким же, как мы предварительно приняли при подсчете и , пересчет производить не надо

21)Для определения коэффициента потерь найдем:

к13;

;

(βопт=β1, так как лопатка будет профилироваться)

;

тогда коэффициент потерь определится в виде

22) Коэффициент скорости сопловой решетки

Скорость действительная выхода пара из сопловой решетки

С1 = ×c1t = 0,97×336,58 =326,5 м/с.

Угол α1направления скорости с1

=arcsin((0,97/0,97)sin16°) =16 °.

По строится входной треугольник скоростей, из которого графически определяется значение относительной скорости w1 входа потока в рабочую решетку и угол 1 ее направления (приложение Е рисунок 6) Возможно рассчитать w1 теоретически

w1=

а так же и угол возможно теоретически определить по формуле

26)Теоретическая относительная скорость выхода потока из решетки

м/с

27)Скорость звука на выходе из рабочей решетки

м/с.

30)Число Маха

31)Задавшись предварительно коэффициентом расхода рабочей решетки 2=0,93, определим площадь выхода из рабочей решетки

м2 .

32)Выбрав перекрышу l=l2-l1=3мм, определим высоту рабочей решетки l2=l1+3=596+3=599мм.

33)Эффективный угол выхода из рабочей решетки

34)Поворот потока в рабочей решетке

Близок к полученным расчётом параметрам профиль рабочей решетки

Р-23-14А (табл.П.2)

Параметры профиля:

b2=25,9мм — хорда;

=0,6 — оптимальный относительный шаг,

а мм;

мм — толщина выходной кромки.

Тогда в относительной форме толщина кромки

, и высота лопатки

35)Число рабочих лопаток

. Принимается лопаток.

36)По давлению МПа и температуре С определяется коэффициент кинематической вязкости м2/с и рассчитывается число Рейнольдса

37)Для уточнения коэффициента расхода найдём:

;

Тогда

Уточнённое не совпало с ранее принятым 0,93, значит, необходимо пересчитать.

=м2.

Это значение 2 оказалось меньшим , что неприемлемо.

Следует пересчитать угол с новым F2 , сохранив 2=0,8 м > 1.

38)Для определения коэффициента потерь найдём:

;

(, так как лопатка будет профилироваться); ;

Тогда коэффициент потерь рабочей решетки

39)Коэффициент скорости рабочей решетки

40)Действительная скорость выхода пара из рабочей решетки в относительном движении

м/с.

41)Угол направления скорости

42) По строится выходной треугольник скоростей, и определяются и .

43)Возможно определить и аналитически, из формул

м/с.

44) м/с.

45) .

Угол близок к 90, следовательно, выбрано близким к оптимальному. Строятся совмещённые треугольники скоростей .

46)Потери энергии в сопловой решетке

кДж/кг.

47)Потери энергии в рабочей решетке

кДж/кг.

48) Потери с выходной скоростью с( входная для следующей ступени)

49) Относительный лопаточный К.П.Д. ступени

;

или по иной формуле

50) Использованный теплоперепад в ступени

51) Мощность на лопатках ступени

2.3. Построение профилей решеток и проточной части ступени

(реактивной)

2.3.1. Построение кромок и узкого сечения сопловой решетки

1) Из треугольника абсолютных скоростей (рис. 3.2) определяется угол т направления вектора осредненной скорости . Конец вектора находится в середине отрезка между концами векторов и . Угол установки соплового профиля у на 8÷10о больше угла т:

am = 31, ay = 31+9 = 40.

2)Ширина сопловой решетки

B1 = = 47,1sin40о=30,27 мм.

3) Шаг лопаток сопловой решетки t1= = 0,7547,1=35,3 мм.

4)Выбирается относительная толщина профиля

= = (0,10,2), принято =0,17,

Сmax = = 0,1747,1 = 8 мм.

5)Радиус скругления выходной кромки (полутолщина /2)

r2 = (0,050,1)Cmax, принято: r2 = 0,058 = 0,4 мм.

6) Определяется размер горла решетки

o1 = = 35,3sin16 = 9,73 мм.

7)Радиус входной кромки

r1=(0,12…0,25)Cmax,

принято r1=0,12 Cmax =0,12·8=0,96 мм.

8)Размер , необходимый для построения спинки профиля, равен r2+o1=0,4+9,73=10,13 мм.

9) Выбирается угол отгиба выходного участка спинки профиля , но не более . Принят

10) Оптимальный угол входа .

11) Угол заострения входной кромки . Принят

12) Угол заострения выходной кромки .

13) Выбирается расстояние от центра радиуса до центра окружности по направлению линии установки профиля (под углом )

, принят мм.

Выбирается масштаб для построения решетки профилей. Выбран М=5:1. Проводятся две горизонтальные линии (AB и CD) на расстоянии ширины решетки в выбранном масштабе.

14) Под углом к линиям AB и CD проводится линия установки профиля.

15) На расстоянии шага проводится вторая линия установки профиля под углом .

16) Наносятся радиусом две окружности, касающиеся линии AB и линий установки профиля, с центрами и

17)Наносятся радиусом две окружности, касающиеся линии СD и линий установки профиля с центрами и

18) Через центры и проводят линии m-n под углом к AB (осевые линии выходных кромок – касательные к скелетной линии профиля).

19)Под углом к прямым m-n проводят касательные к окружности, очерчивающий выходную кромку, mf и mh. Точки f и h являются конечными точками выпуклой и вогнутой поверхностей профиля.

20) Радиусом ( – размер горла) из точки проводится дуга окружности, ограничивающая величину выходного сечения межлопаточного канала.

21) Проводится касательная к окружности радиуса под углом к линии f-m. (эта касательная будет под углом к линии AB). Касание дуги в точке Р, дуга спинки профиля должна пройти через точку Р.

22) Через центры и окружностей входной кромки проводят под углом к линии CD линии .

23) К окружности радиуса проводят касательные под углом к линиям . Касательные пересекаются в точке К. Точки касания g и l с окружностью радиуса являются начальными точками контуров выпуклой и вогнутой поверхностей профиля.

Таким образом, скругления входной кромки, выходной кромки и геометрии узкого сечения определены.

2.3.2. Построение профиля сопловой решетки

Продолжаются до взаимного пересечения в точках z и d касательная в точке p и линии kg и mf.
Отрезок gz и отрезок zp делятся на одинаковое число (равных в своем отрезке) частей и точки деления соединяются последовательно друг с другом. Огибающая проведенных соединяющих линий и является искомой параболической дужкой между точками g и p выпуклой части профиля.
Аналогично, отрезки pd и df делятся на одинаковое число равных частей и соответственные точки деления соединяются последовательно друг с другом. Огибающая этих соединяющих линий является искомой параболой между точками p и f выпуклой части профиля.
Для получения линии вогнутой части профиля предварительно проводится окружность на расстоянии от центра радиуса в направлении линии установки профиля и касающаяся линии выпуклой поверхности. Затем проводится касательная к окружности , параллельная линии установки профиля и касающаяся этой окружности в точке М. Пересечение этой касательной с продолжением линии kl дает точку q. Линии lq и Mq делятся на равное число отрезков и точки деления соответственно соединяются. Огибающая соединяющих линий есть парабола между точками l и M. Пересечение касательной к точке М с продолжением линии mh дает точку W. Линии MW и hW делятся на равное число отрезков, аналогично предыдущим, соответственные точки деления соединяются линиями друг с другом. Огибающая линий соединения является параболой между точками М и h. Профиль одной лопатки построен, а соседние получатся нанесением соответственных точек линий профиля на расстоянии шага сопловых лопаток с последующим обводом этих точек.

2.3.3. Построение кромок и узкого сечения профиля

рабочей решетки

1) Из треугольника относительных скоростей (рис. 3.2) определяется угол , определяющий направление вектора осредненной скорости . Конец вектора находится в середине отрезка между концами векторов и . Угол установки профиля рабочей лопатки :

2) Ширина рабочей решетки

В2= =25,7·sin30o=25,7·0,5=12,85 мм.

3) Шаг лопаток рабочей решетки

мм.

Выбирается относительная толщина профиля предварительно

, принято ,

тогда максимальная толщина профиля (предварительная для выбора радиусов и )

Cmax= =0,15·25,7=3,8 мм.

5) Радиус скругления выходной кромки (полутолщина )

, принято мм,

(что соответствует принятому ).

6) Определяется размер горла решетки

Радиус входной кромки ,

принято мм.

Размер , необходимый для построения спинки профиля, равен мм.
Выбирается угол отгиба выходного участка спинки профиля , но не более . Принят .
Оптимальный угол входа .
Угол заострения входной кромки . Принят .
Угол заострения выходной кромки .
Выбирается расстояние от центра радиуса до центра окружности по направлению линии установки профиля (под углом )

, обычно для активных решеток .

При этом желательно, чтобы соответствовало касанию окружности линии спинки лопатки на максимальном удалении от линии установки профиля. Т.е., определится после нанесения линии спинки профиля.

В выбранном для построения сопловой решетки масштабе проводятся две горизонтальные линии (AB и CD) на расстоянии ширины рабочей решетки .
Под углом к линиям AB и CD проводятся две линии установки профиля на расстоянии шага .
Наносятся радиусом две окружности, касающиеся линии AB и линии установки профиля, с центрами и .
Наносятся радиусом две окружности, касающиеся линии CD и линии установки профиля с центрами и .
Через центры и проводят под углом линии m-n (осевые линии выходных кромок – касательные к скелетной линии профиля).
Под углом к прямым m-n проводят касательные к окружности, очерчивающей входную кромку mf и mh. Точки f и h являются конечными точками выпуклой и вогнутой поверхностей профиля.
Радиусом ( – размер горла) из точки проводится дуга окружности, ограничивающая величину выходного сечения межлопаточного канала.
Проводится касательная к окружности радиуса под углом к линии fm (эта касательная будет под углом к линии АВ). Касание дуги и касательной в точке p, т.е. линия спинки профиля должна пройти через точку p.
Через центры и окружностей входной кромки проводят под углом к линии CD линии и .
К окружностям радиуса проводят касательные под углом к линиям и . Касательные пересекаются в точке . Точки касания g и l с окружностью радиуса являются начальными точками контуров выпуклой и вогнутой поверхностей профиля.

Таким образом, скругления входной и выходной кромок и геометрия узкого сечения определены.

2.3.4. Построение профиля рабочей лопатки дугами парабол

Продолжаются до взаимного пересечения в точках Z и d касательная к окружности в точке р и линии кg и mf.
Отрезки gZ и Zp делятся на одинаковое число (равных в своем отрезке) частей и точки деления соединяются последовательно друг с другом. Огибающая проведенных соединяющих линий и является искомой параболической дужкой между точками g и р выпуклой части профиля.
Аналогично отрезки pd и df делятся на одинаковое число равных частей и соответственные точки деления соединяются последовательно друг с другом. Огибающая этих соединяющих линий является искомой параболой между точками p и f выпуклой части профиля.
Из центра радиуса r1 соседней лопатки проводится дуга окружности, касающаяся спинки профиля, из которой определится радиус r1+о1 и проходное сечение о1 входа в рабочую решетку, которое должно быть больше выходного сечения о2 во избежание диффузорности в межлопаточном канале.
Наносится ряд дуг радиусом о2 с центрами на построенной дуге выпуклой части профиля.
Выстраивается выпуклая часть профиля соседней лопатки на расстоянии шага t2 от уже построенной дуги по точкам.
Уточняется размер cmax на расстоянии xc , принимаемый как расстояние от максимального удаления выпуклости новой дуги соседней лопатки до огибающей ряда дуг радиуса о2 за вычетом расстояния, примерно равного 0,5(о – о2). Такой выбор cmax обеспечит конфузорность межлопаточного канала от входа, где сечение о1, до выхода, где сечение о2, а внутри канала размеры сечений промежуточные между о1 и о2. Для реактивных решеток такого уточнения cmax не требуется.
Для получения вогнутой части профиля проводится окружность cmax, касающаяся выпуклой линии спинки лопатки на максимальном удалении от линии установки профиля.
Параллельно линии установки профиля проводится касательная к окружности cmax с касанием в точке s, через которую должна пройти линия вогнутой части профиля. Пересечение этой касательной с продлением линий kl и mh дает точки t и i. Отрезки tl и ts делят на равные части и соответственные точки деления соединяют линиями. Аналогично отрезки is и ih делятся на равные части и соответственные точки деления соединяются линиями. Огибающая этих линий есть кривая вогнутой части профиля. Профиль одной рабочей лопатки построен, а соседние получаются нанесением соответственных точек линий профиля на расстоянии шага рабочих лопаток t2.

Строится геометрия проточной части ступени турбины по высотам лопаток l1, l2 и ширине решеток B1, B2 с наложением профилей на соответствующую ширину решетки (рис. П3, см. Приложение). Расстояние между сопловой и рабочей решетками принимается примерно равным полуширине рабочей решетки (В2).

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕУРАВНОВЕШЕННОЙ ЦЕНТРОБЕЖНОЙ СИЛЫ ПРИ ОБРЫВЕ ПЕРА ЛОПАТКИ МАССОЙ 0,1 КГ.

Неуравновешенная центробежная сила определяется как:

где m – масса пера лопатки, кг,

ω – угловая скорость, рад/с

r – радиус ступени, м (r=0,1м).

4. РАСЧЕТ СНИЖЕНИЯ СРОКА СЛУЖБЫ СОПЛОВЫХ ЛОПАТОК ПРИ ПОВЫШЕНИИ ИХ ТЕМПЕРАТУРЫ.

Исходные данные:

повышение температуры, °С 5

расчетная температура, °С 510

срок службы, ч 5•105

Из формулы связи температуры детали с ее сроком службы

определим срока службы лопаток:

τ2=287602 часа.

Отсюда снижение расчетного срока службы лопаток:

5. ВАЛОПОВОРОТНОЕ УСТРОЙСТВО, СОСТАВЛЯЮЩИЕ ЕГО ЭЛЕМЕНТЫ.

Валоповоротные устройства служат для медленного вращения валопровода турбины, исключающие его изгиб из-за температурной неравномерности по сечению, появление вибрации и задеваний вращающих деталей о неподвижные. Необходимость в работе валоповоротного устройства возникает при пуске и останове.

При пуске турбины с конденсацией для создания внутри нее и в конденсаторе разряжения на концевые уплотнения подается пар и включается отсос воздуха. Если уплотняющий пар подать в турбину с неподвижным ротором, то температура его поверхности по окружности станет различной. Соответствующим образом будет изменяться температурное удлинение его отдельных волокон, и в результате ротор изогнется. Это может привести к вибрации, выборке радиальных зазоров и задеваниям с тяжелой аварией.

Остановленный горячий ротор снизу будет остывать быстрее, чем сверху, и в результате возникнет изгиб ротора.

Для исключения этих явлений используется валоповоротное устройство, представляющее собой электродвигатель мощностью в несколько десятков киловатт и понижающий редуктор, приводящий ротор с частотой вращения 4-30 об/мин. Все валоповоротные устройства выполняют полуавтоматическими: всключаются они машинистами, а выключаются автоматически при достижении турбиной частоты вращения большей, чем чстота вращения валоповоротного устройства.

На рисунке 2.3 показано валоповортоное устройство, применяемое на турбинах ТМЗ и ЛМЗ. Вал турбины приводится во вращение электродвигателем 5 последовательно через червяк 7, червячное колесо 8, вал 3 и шестерни 4 и 2 с косыми зубьями. Шестерня 2 напрессована на полумуфту 1, что и обеспечивает вращение вала паровой турбины.

Рис. 2.3 Валоповоротное устройство турбин ТМЗ

Шестерня 4 может перемещаться по валу 3 по винтовой нарезке. В крайнем правом положении она находится в сцеплении с шестерней 2, обеспечивая вращение валопровода турбины. В крайнем левом положении (штриховые линии) шестерни 4и 2 расцеплены, и валопровод турбины не вращается даже при работающем электродвигателе 5.

Для включения валоповоротного устройства освобождают специальную защелку, удерживающую шестерню 4 в крайнем левом положении, и, поворачивая рычагом 9 вал 10, с помощью вилки 11 подают шестерню 4 вправо по винтовой нарезке, вращая одновременно червяк 7 маховиком 6. При этом шестерня 4 будет перемещаться вправо, входя в зацепление с шестерней 2. При полном зацеплении (в крайнем правом положении) рычаг 9 нажмет на концевой выключатель и включит электродвигатель 5, который начнет вращать валопровод турбины. В дальнейшее зацепление шестерен будет обеспечиваться до тех пор, пока электродвигатель будет вращать валопровод турбины, так как осевое усилие, действующее на косые зубья шестерни 4, будет направлено слева направо.

При необходимости отключить валоповоротное устройство, когда оно приводит валопровод турбины, операции выполняют в обратном порядке.

При подаче пара в турбину ее валопровод начинает вращаться за счет энергии расширяющегося пара. При превышении частоты вращения, обеспечиваемой валоповоротным устройством, осевое усилие на шестерне 4 изменяет направление и она автоматически перемещается в крайнее левое положение, выводя из работы валоповоротное устройство.

6. РАСЧЕТ КОНДЕНСАТОРА ТУРБИНЫ

1. Тепловой баланс поверхностного конденсатора определится формулой (рис. 4.1)

где – это теплота фазового превращения воды ( – энтальпия пара на входе в конденсатор; – энтальпия конденсата при его температуре tk на выходе из конденсатора). Температура tk определяется по температуре tп насыщенного пара на входе в конденсатор при давлении смеси воздуха и пара и его переохлаждении из-за уменьшения парциального давления пара в паровоздушной смеси от входа, где , до давления на выходе

, – теплоемкость воды;

– подогрев охлаждающей воды от температуры на входе в конденсатор до температуры на выходе.

Для одноходовых конденсаторов ;

Рис. 4.1. К расчету конденсатора

Температура охлаждающей воды при входе в конденсатор принимается равной в зависимости от географического местонахождения и системы водоснабжения электростанции.

В зависимости от температуры охлаждающей воды принимают расчетное абсолютное давление отработавшего пара pk :

для .

Расход охлаждающей воды W определяется из предварительно задаваемой кратности охлаждения в зависимости от числа ходов воды в трубках.

Оптимальная кратность охлаждения находится в следующих пределах:

для одноходовых конденсаторов ;

Тогда

кг/с

Теплота, передаваемая от пара воде, определит площадь теплообменной поверхности

кВт

как

м2

где среднелогарифмический температурный напор определяется по формуле

в которой – температурный напор на выходе из теплообменника охлаждающей воды (обычно )

Коэффициент теплопередачи возможно определить по формуле Бермана Л.Д.

где а – коэффициент чистоты, учитывающий влияние загрязнения поверхности (а=0,7; х=0,12а(1+0,15t1в=0,336)); в – скорость охлаждающей воды в трубках (в=2м/с; d2 – внутренний диаметр трубок=28 мм; t1в – температура охлаждающей воды при входе в конденсатор=20, оС; Фz – коэффициент, учитывающий влияние числа ходов воды z в конденсаторе; Фz =1,325; Фd – коэффициент, учитывающий влияние паровой нагрузки конденсатора =1

Количество трубок в конденсаторе

Длина конденсаторных трубок (рис. 4.3) равна расстоянию между трубными досками

Условный диаметр трубной доски (рис. 4.4)

Отношение L/Dу должно находиться в пределах 1,5-2,5. В формулах (4.11)-(4.13) приняты следующие обозначения: d1 и d2 – наружный и внутренний диаметр конденсаторных трубок, м (наиболее часто применяют трубки диаметром d1 / d2 мм; 16/14, 19/17, 24/22, 25/23, 28/26, 30/28); W – расход охлаждающей воды, м3/с; в – скорость охлаждающей воды в трубках, м/с (принимается в пределах 1,5-2,5 м/с); z – число ходов охлаждающей воды (принимается в зависимости от конструктивных и экономических соображений, условий водоснабжения, мощности установки, кратности охлаждения и других факторов); uтр – коэффициент использования трубной доски, принимаемый для конденсаторов современных турбин равным 0,22-0,32.

Рис. 4.2. Конденсатор типа К2-3000-2 турбины Т-50-12,8

1 – горловина конденсатора; 2 – основной трубный пучок; 3 – воздухоохладитель;4 – встроенный теплофикационный пучок; 5 – конденсатосборник

Гидравлическое сопротивление конденсатора Нк,Па (разность давлений охлаждающей воды на входе и выходе из конденсатора) состоит из сопротивлений течения воды в трубках h1 , на входе и выходе из трубок h2 и водяных камер h3;

где  – коэффициент трения при движении воды в трубках (=0,25) ;  – коэффициент, учитывающий способ крепления конденсаторных трубок в трубной доске (=1,0)в – плотность охлаждающей воды,1000 кг/м3; в.в – скорость воды в входных и выходных патрубках, примерно равная 0,3 м/с.

Рис. 4.3. К расчету конденсатора

Рис. 4.4. К расчету конденсатора

7. РАСЧЕТ ПЕРЕОХЛАЖДЕНИЯ КОНДЕНСАТА

Парциальное давление пара в смеси:

где Р – давление пара в конденсаторе,

ε – относительное содержание воздуха (ε=0,6),

Температура насыщения, соответствующая давлению пара в конденсаторе и парциальному давлению пара соответственно равны: Тнас=36°С, Тп=30,2°С.

Переохлаждение конденсата: Δ=36-30,2=5,8°С.

ПРИЛОЖЕНИЕ Е

Таблица П1.1. Характеристики профилей МЭИ

Тип профиля	1Э, β2Э , град	0расч , β1расч , град		,	b1, см	f1, см2
С-90-09А	8-11	70-120	0,72-0,85	До 0,90	6,06	3,45
С-90-12А	10-14	70-120	0,72-0,87	До 0,85	5,25	4,09
С-90-15А	13-17	70-120	0,70-0,85	До 0,85	5,15	3,30
С-90-18А	16-20	70-120	0,70-0,80	До 0,85	4,71	2,72
С-90-22А	20-24	70-120	0,70-0,80	До 0,90	4,50	2,35
С-90-27А	24-30	70-120	0,65-0,75	До 0,90	4,50	2,03
С-90-33А	30-36	70-120	0,62-0,75	До 0,90	4,50	1,84
С-90-38А	35-42	70-120	0,60-0,73	До 0,90	4,50	1,75
С-55-15А	12-18	45-75	0,72-0,87	До 0,90	4,50	4,41
С-55-20А	17-23	45-75	0,70-0,85	До 0,90	4,15	2,15
С-45-25А	21-28	35-65	0,60-0,75	До 0,90	4,58	3,30
С-60-30А	27-34	45-85	0,52-0,70	До 0,90	3,46	1,49
С-65-20А	17-23	45-85	0,60-0,70	До 0,90	4,50	2,26
С-70-25А	22-28	55-90	0,50-0,67	До 0,90	4,50	1,89
С-90-12Б	10-14	70-120	0,72-0,87	0,85-1,15	5,66	3,31
С-90-15Б	13-17	70-120	0,70-0,85	0,85-1,15	5,20	3,21
С-90-12Р	10-14	70-120	0,58-0,68	1,4-1,8	4,09	2,30
С-90-15Р	13-17	70-120	0,55-0,65	1,4-1,7	4,20	2,00
Р-23-14А	12-16	20-30	0,60-0,75	До 0,95	2,59	2,44
Р-26-17А	15-19	23-35	0,60-0,70	До 0,95	2,57	2,07
Р-30-21А	19-24	25-40	0,58-0,68	До 0,90	2,56	1,85
Р-35-25А	22-28	30-50	0,55-0,65	До 0,85	2,54	1,62
Р-46-29А	25-32	44-60	0,45-0,58	До 0,85	2,56	1,22
Р-60-33А	30-36	47-65	0,43-0,55	До 0,85	2,56	1,02
Р-60-38А	35-42	55-75	0,41-0,51	До 0,85	2,61	0,76
Р-23-14Ак	12-16	20-30	0,60-0,75	До 0,95	2,59	2,35
Р-26-17Ак	15-19	23-45	0,60-0,70	До 0,95	2,57	1,81
Р-27-17Б	15-19	23-45	0,57-0,65	0,80-1,15	2,54	2,06
Р-27-17Бк	15-19	23-45	0,57-0,68	0,85-1,15	2,54	1,79
Р-30-21Б	19-24	23-40	0,55-0,65	0,85-1,10	2,01	1,11
Р-35-25Б	22-28	30-50	0,72-0,85	0,85-1,10	2,52	1,51
Р-21-18Р	16-20	19-24	0,60-0,70	1,3-1,6	2,00	1,16
Р-25-22Р	20-24	23-27	0,54-0,67	1,35-1,60	2,00	0,99

Примечания. 1. В столбце для , указан диапазон чисел М на выходе из решетки, для которого рассчитаны профили. 2. Здесь f1 – площадь сечения профиля.

1. государственная политика занятости и ее эффективность
2. это- ведущая отрасль национального права представляющая собой систему правовых норм регулирующих устро
3. групп. Анкета ~ структурированная форма сбора данных состоящая из серии вопросов письменных или устных н
4. Сибирский прополис
5. Музеи и зрители Проблемы восприятия
6. Правила и процедуры маркетинговых исследований
7. На тему Образ Божий и Его подобие в человеке Дисциплина- Религиозная антропология Преподаватель- Че
8. Лабораторная работа 11 решение системы уравнений Инвертирующий сумматор Инвертирующий сумматор с
9. Малина предлагает Вам ответить на вопросы анкеты Какие мероприятия нам нужны в День села Ошлань 3 август
10. Правовой статус главы государства в зарубежных странах.html

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе