Расчет регулирующей ступени.

 

Теплоперепад, перерабатываемый в регулирующей ступени

кДж/кг.

Принимаем степень реактивности , , .

Теплоперепад, перерабатываемый в сопловой и в направляющей решетках

кДж/кг.

Рис.2. Процесс расширения пара в регулирующей ступени на h,s –диаграмме

Давление за сопловой решеткой найдем по h,s-диаграмме, отложив теплоперепад вниз по изоэнтропе из точки А₀ (рис. 2)

1,341 МПа.

Давление за направляющей решеткой найдем по h,s-диаграмме, отложив теплоперепад вниз по изоэнтропе из точки А_2t1 (рис. 2)

1,241 МПа.

 

Условная скорость истечения пара из сопел (изоэнтропийная скорость)

м/с.

Проведем вариантные расчеты для отношения скоростей 0,2; 0,22; 0,24; 0,26.

Принимаем отношение скоростей .

Отсюда находим окружную скорость

м/с.

Принимаем угол выхода пара из сопловой решетки 12,5°.

Средний диаметр рабочего колеса

м.

Предварительно принимаем коэффициент скорости сопловой решетки 0,95.

Определяем потери в сопловой решетке

кДж/кг.

Удельный объем пара за сопловой решеткой определяется по h,s-диаг­рамме в точке А_1I, которую найдем на изобаре , если из точки А_1tI, характеризующей состояние пара за соплами при изоэнтропийном истечении, отложим вверх потерю в соплах

0,19189 м³/кг.

Теоретическая скорость выхода потока пара из сопловой решетки

м/с.

Скорость выхода пара из сопловой решётки

м/с.

Найдем произведение , используя уравнение сплошности

м.

Оптимальное значение степени парциальности

.

Длина сопловых лопаток

м.

Примем ширину сопловых лопаток мм.

После определения уточняем коэффициент скорости 0,964 (рис. 5 а, [3]). Уточненное значение этого коэффициента не отличается от ранее принятого больше чем на 3%.

Элементы входного треугольника скоростей первой рабочей решетки.

м/с

м/с

168,05 м/с

м/с

м/с

Выходную длину рабочих лопаток решетки и выходные длины направляющих лопаток назначают такими, чтобы была обеспечена плавность раскрытия проточной части. Принимаем угол раскрытия проточной части . Исходным размером при построении проточной части является длина сопла .

Длина рабочих лопаток первого венца 24,9 мм.

Принимаем ширину рабочих лопаток первого венца 25 мм.

Коэффициент скорости для первой рабочей решетки выбираем из [рис 5 б, 3]: 0,946.

Потери в первой рабочей решётке

кДж/кг.

Откладывая в h,s-диаграмме от точки вверх потерю , найдем на изобаре точку – состояние пара за рабочими лопатками. Удельный объем в этой точке 0,19575 м³/кг.

Элементы выходного сечения скоростей первой рабочей решетки.

,

м/с

м/с

161,8 м/с

м/с

м/с

.

Длина направляющих лопаток 27,4 мм.

Принимаем направляющих лопаток 30 мм.

Для определения коэффициента скорости в направляющей решетке воспользуемся графиком для рабочих решеток (рис. 5, [3]). При этом вместо углов и берем и .

Потери в направляющей решетке

,

кДж/кг.

Откладывая в h,s-диаграмме величину вверх от точки , найдем на изобаре точку , которая характеризует состояние пара за направляющей решеткой. В этой точке находим удельный объем пара 0,21024 м³/кг.

Элементы входного треугольника скоростей второй рабочей решетки.

м/с

161,64 м/с

м/с

м/с

.

Длина рабочих лопаток второго венца 29,9 мм.

Принимаем ширину рабочих лопаток второго венца 30 мм.

Определяем коэффициент скорости второй рабочей решетки (по рис. 5 [3]) 0,946.

Теоретическая скорость на выходе из второй рабочей решетки

305,55 м/с.

Действительная скорость в выходном сечении второй рабочей решетки

м/с.

Потери во второй рабочей решетке

кДж/кг.

Откладывая в h,s-диаграмме величину вверх от точки найдем на изобаре точку , которая характеризует состояние пара за направляющей решеткой. Удельный объем пара в этой точке 0,21115 м³/кг.

Элементы выходного треугольника скорость второй рабочей решетки.

,

м/с

м/с

м/с

 

Проверка сходимости энергетического баланса ступени

1. Приход энергии:

Располагаемый теплоперепад 386,1 кДж/кг.

2. Расход энергии:

Полезная работа

кДж/кг.

Потеря в соплах 28,757 кДж/кг.

Потери в рабочих лопатках первого венца 22,345 кДж/кг.

Потери в направляющих лопатках 12,887 кДж/кг.

Потери в рабочих лопатках второго венца 4,88 кДж/кг.

Выходная потеря

кДж/кг.

Итого: приход 386,1 кДж/кг,

расход

кДж/кг.

 

Относительный КПД на лопатках

.

Потеря мощности на трение и вентиляцию

,

,

43,366 кВт,

где 0,20345 м³/кг – удельный объем пара в камере диска.

; ; (для перегретого пара) – коэффициенты.

Потери на трение и вентиляцию

кДж/кг.

Потери на «выколачивание»

кДж/кг,

здесь

0,0306.

Внутренний теплоперепад ступени

кДж/кг.

Расчет варианта при окончен. Аналогично ведется расчет остальных вариантов. Результаты расчетов сводятся в табл. и определяется оптимальное соотношение , при котором КПД ступени будет максимальным. Дальнейший расчет проточной части турбины ведется для этого варианта.

Таблица 1.

 

 

1.4 Определение числа нерегулируемых ступеней и распределение
теплоперепада на первый отсек турбины (до регулируемого отбора)

 

Обычно регулирующая ступень бывает вынесена в отдельную камеру. Поэтому кинетическую энергию, соответствующую ее выходной потере, считают превращенной целиком в тепло.

Принимаем корневой диаметр 2-ой ступени такой же как и для последней ступени 1,21 м.

Принимаем длину рабочих лопаток первой нерегулируемой ступени (10-30 мм) 0,015 м.

Средний диаметр первой нерегулируемой ступени

м.

Окружная скорость на среднем диаметре

м/с.

Относительный лопаточный КПД 0,85.

Внутренний относительный КПД 0,80.

 

 

Теплоперепад на 2-ую ступень

кДж/кг.

Такая величина теплоперепада может быть назначена для всех остальных ступеней при равенстве у них диаметров корневых сечений.

Рассчитываем число ступеней до отбора:

,

где - теплоперепад, приходящийся на группу ступеней: вторая – до промышленного отбора (рис.3.),

- коэффициент возврата теплоты

кДж/кг.

Теплоперепады по ступеням:

кДж/кг.

кДж/кг.

Уточняем окружную скорость на корневом диаметре

м/с.

Уточнение корневого диаметра последней ступени

м.