Файл: Содержание Введение 1 Исходные данные 2 Определение расхода пара 4 Предварительный расчёт последней ступени 5 Расчет регулирующей ступени 7 Определение числа .docx

Содержание

Введение

Большая часть энергии вырабатывается тепловыми и атомными электростанциями. Для преобразования тепловой энергии в электрическую, служит турбина, работающая на пару, подключенная к электрическому генератору.

Турбоустановка состоит из множества элементов, которые обеспечивают её нормальную эксплуатацию. Так как турбоустановка связана с непосредственным источником пара, от ее нормальной эксплуатации зависит устойчивая работа всей электростанции.

В данном курсовом проекте произведен тепловой расчет противодавленческой турбины Р-25-90/31. В составе такой турбины отсутствует конденсатор, а весь отработавший пар идёт с каким-либо небольшим давлением стороннему потребителю.

Тепловой расчет турбины выполняется с целью определения основных размеров и характеристик проточной части: числа и диаметров ступеней, высот их сопловых и рабочих решеток и типов профилей, КПД ступеней, отдельных цилиндров и турбины в целом.

Курсовой проект включает в себя проведение большого объёма расчётных работ, поэтому при его выполнении нужно максимально использовать ЭВМ, что значительно повысит качество расчета.

Цели, поставленные при выполнении курсового проекта:

1. 
   закрепление теоретического материала;
   
2. 
   получение навыков при решении задач по проектированию и разработке паровых турбин;
   
3. 
   применение теоретических знаний на практике.
   

Для достижения этих целей были использованы программыMicrosoftOffice, MicrosoftExcel.

Исходные данные

Для выполнения расчёта, целью которого является определение основных размеров и характеристик проточной части противодавленческой турбины Р 25-90/31, даны исходные данные, указанные в таблице 1.

Также используем аэродинамические характеристики турбинных решёток, которые позволяют учесть потери при проектировании с учетом конструктивных соотношений в ступени. При расчете использовались приближенные значения по коэффициентам скорости φ и Ψ, данных в учебниках и методических указаниях.

---

Таблица №1 – Исходные данные
Номинальная электрическая мощность, кВт	Nэ	25000
частота вращения, с-1	n	50
частота вращения, об/мин	n	3000
давление пара перед турбиной, кгс/см2	p0	90
температура пара перед турбиной	t0	535
давление отработавшего пара, кгс/см2	p'2	31

Определение расхода пара

Для определения внутреннего КПД регулирующей ступени и отдельных частей турбины используются данные, полученные аналитическим или опытным путем. Для турбин с n=50сек^-1 КПД регулирующей ступени зависит, в основном, от площади сопловой решётки, пропорциональной объёмному расходу пара.

Так как у меня турбина типа Р, то регулирующая ступень устанавливается до 40 МВт включительно, двувенечная.

Для определения располагаемого теплоперепада буду использовать формулу:H₀ = h₀ – h_к.

Снижение температуры свежего пара приводит к уменьшению теплоперепада, а также увеличению удельного расхода пара на турбину. При постоянной нагрузке в камере регулирующей ступени давление пара будет увеличиваться, а перепад тепла уменьшаться. В остальных ступенях перепады тепла увеличатся, но не сильно. В этом случае лопатки и диафрагмы ступеней давления будут работать с перегрузкой.

---

Таблица 2
Экономическая мощность, кВт	Nэк=0,9Nэ	22500
Скорость пара в выходном сечении выхлопного патрубка турбины, м/с	cвп	50
Коэффициент сопротивления выхлопного патрубка	λ	0,07
Давление перед соплами регулирующей ступени при расчетном режиме, МПа	p'0=0,95p0	8,55
Потеря давления в выхлопном патрубке, МПа	Δp=p'2*λ*(cвп/100)2	0,02231

Продолжение таблицы 2

Давление за рабочими лопатками последней ступени, Мпа	p2=p'2+Δp	3,12231
Энтальпия, кДж/кг	h0=f(p0;t0)	3542
Энтропия, кДж/(кг*К)	s0=f(p0;t0)	6,712
Энтальпия, кДж/кг	h'2=f(p'2;s0)	2824
Энтропия, кДж/(кг*К)	s2=f(p'0;h0)	6,925
Энтальпия, кДж/кг	h2=f(p2;s2)	2855
Располагаемый теплоперепад идеальной турбины, кДж/кг	Hт0ид=h0-h'2	753
Располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг	Hт0=h0-h2	722
Коэффициент дросселирования	ηдр=Hт0/Hт0ид	0,9588
Внутренний относительный КПД	η'0i (принимаем)	0,78
Коэффициент выхода внутренней работы	ηввр (принимаем)	1
Механический КПД турбины	ηм (принимаем)	0,98
КПД турбогенератора	ηг (принимаем)	0,97
Относительный электрический КПД	ηоэ=ηдр*η'0i*ηввр*ηм*ηг	0,7109
Предварительный расчетный расход пара на турбину, кг/с	G=Nэк/(Hт0ид*ηоэ)	52,4

---

---

Предварительный расчёт последней ступени

Если в решетках последней ступени не возникает критической скорости, то изменение давления за ступенью будет отражаться также и па давлении перед ступенью. Начиная с режима, когда при понижении давления в одной из решеток последней ступени будет достигнута скорость звука, дальнейшее понижение давления отработавшего пара не будет влиять па давления и скорости во всех решетках, расположенных вверх по потоку от этого критического сечения.

Если при изменении давления критическая скорость сначала возникает в выходном сечении сопловой решетки, то здесь расширение будет также происходить в косом срезе и сопровождаться отклонением струи пара. После достижения критической скорости в выходном сечении рабочей решетки дальнейшее понижение давления за ступенью не вызовет изменения давления в зазоре между сопловой и рабочей решетками и не будет влиять на скорость выхода из рабочей решетки.

Таблица 3

Внутренний теплоперепад турбины, кДж/кг	Hтi=Hт0*η'0i	563,3
Коэффициент выходной потери последней ступени	ξидa (принимаем)	0,01
Потеря с выходной скоростью, кДж/кг	HBZ=Hт0ид*ξидa	7,53
Энтальпия пара за турбиной, кДж/кг	hk=h0-Hтi	3013,84
Энтальпия пара в точке akz, кДж/кг	hkz=hk-HBZ	3006,31
Удельный объем пара в точке akz, м3/кг	vkz=f(p2;hkz)	0,448951
Скорость пара на выходе из рабочей решетки последней ступени, м/с	c2=(2000*HBZ)1/2	122,7192
Отношение среднего диаметра последней ступени (d) к выходной длине лопатки последней ступени (l2)	v=d/l2 (принимаем)	50
Диаметр последней ступени, м	d=(G*vkz*v/(π*c2))1/2	1,0841
Длина рабочих лопаток, м	l2=d/v	0,0217
Окружная скорость на среднем диаметре ступени, м/с	u=π*d*n	170,2002
Окружная скорость на конце лопатки, м/с	uв=u*(d+l2)*d	204,0240021
Не требуется проверка ступени на прочность, т.к. Uв<300м/с
Диаметр корневого сечения, м	dк=d-l2	1,0624
Окружная скорость лопаток в корневом сечении, м/с	uк=π*dк*n	166,7962213
Коэффициент скорости	ϕ (принимаем)	0,95
Угол, град	α1 (принимаем)	15
Располагаемый теплоперепад, перерабатываемый в турбинной ступени с наибольшей экономичностью, кДж/кг	H0= (2*uк2) ϕ2*(cosα1)2*1000	66,07493779
Оптимальный диаметр корневого сечения ступени, м	dк=ϕ*cosα1*(500H0)1/2/(π*n)	1,062396314

---