стандартные параметры пара работа и мощность турбинной ступени

Выбор характеристик и расчет турбинной ступени

Характеристики турбинной ступени

При проектировании новых турбин, как говорилось, рекомендуется в максимальной степени использовать приведенные в атласах и нормалях профили, что позволяет наиболее уверенно рассчитать ступени, а также разумно ограничить число турбинных профилей и тем самым улучшить организацию производства турбинных лопаток.

В отдельных случаях приходится прибегать к построению совершенно новых профилей.

Расчет ступеней по среднему диаметру выполняется или как первое приближение для любых ступеней, или как окончательный для ступеней с лопатками постоянного по высоте профиля и малой веериости (обычно с 10-И5).

При расчете турбинной ступени следует считать заданными величины:

, а также

направление потока при входе в ступень (угол а0);

частоту вращения п.

Ряд величин должен быть выбран на основании предварительных соображений; сюда, например, относятся такие величины, как:

степень реактивности р;

отношение скоростей и/сф.

Кроме того, если рассчитывается одна из промежуточных ступеней многоступенчатой турбины, то ее размеры (диаметр, входные и выходные высоты лопаток) должны рационально вписываться в проточную часть всей турбины.

В результате расчета должны быть зафиксированы выбираемые для ступени профили и их расположение (установочные углы).

На основании уравнений неразрывности, а также с учетом надежности должны быть назначены размеры проточной части и выбраны ширина и шаг профилей в сопловой и рабочей решетках. Должен быть также построен процесс в /г, л-диаграмме и должны быть подсчитаны мощность и КПД ступени.

Рассмотрим последовательность расчета ступени.

Выбор степени реактивности

В настоящее время паровые турбины выпускаются со ступенями двух типов —активного (так называемые диафрагмен-ные) и реактивного. Конструкции этих ступеней представлены на рис. 3.1. Поскольку разный тип ступени требует своеобразного конструктивного исполнения всей турбины и особой технологии изготовления, совмещение этих типов в продукции одного завода (фирмы) обычно не встречается. В то же время так называемая регулирующая ступень (см. § 1.2) выполняется активной независимо от типа турбины, а последние ступени активных конденсационных турбин обычно проектируются реактивными.

Таким образом, проектирование ступени начинается с выбора типа ступени. Активные ступени проектируются с р = 0,05-г 0,25, причем, как будет объяснено ниже, в § 3.4 и 3.5, чем меньше отношение с///, тем большей выбирается величина р. Если по каким-либо причинам ступень проектируется с расположением сопловых лопаток не по всей окружности (так называемый парциальный подвод, см. § 4.2), то степень реактивности такой ступени должна выбираться небольшой: р = 0,02-0,12.

перерабатывается в сопловой решетке, располагаемой в диафрагме (см. рис. 3.1, а). Профили сопловых и рабочих лопаток такой ступени существенно отличаются друг от друга. В рабочей решетке происходит незначительное ускорение потока при большом угле его поворота.

В ступени реактивного типа при р%0,5 характер обтекания сопловых и рабочих решеток практически одинаков, и сами профили по своей форме геометрически подобны. Часто эти профили имеют одинаковые размеры (хорду, кромку и т. д.).

Выбирая степень реактивности, следует учитывать, что с увеличением р улучшается обтекание рабочей решетки, где поток становится более конфузорным. В связи с этим относительный лопаточный КПД возрастает. При этом за счет увеличения перепада на рабочую решетку большая доля пара проходит помимо нее, через зазоры, снижая тем самым эффективность ступени (см. § 4.3). Особенностью ступени с повышенной степенью реактивности является увеличение усилия, действующего на лопатки и диск в осевом направлении. Во многих турбинах это приводит к дополнительному усложнению конструкции ступени и даже всей турбины и может отрицательно сказаться на экономичности.

Следует подчеркнуть, что с повышением степени реактивности уменьшается оптимальная величина располагаемого теплоперепада [см. формулу (3.33)] и тем самым возрастают число ступеней и стоимость турбины. Таким образом, в конечном счете выбор степени реактивности р является технико-экономической задачей.

Выбор отношения скоростей г//сф

и потери с выходной

в ступени возникают дополнительные потери.

Чем больше дополнительные потери, тем ниже оптимальное отношение скоростей (см. гл. 4).

, позволяющее при той же окружной

скорости переработать больший теплоперепад в ступени, с одной стороны, снижает КПД, а с другой — уменьшает число ступеней или диаметр ступени и тем самым удешевляет изготовление турбины.

Для некоторых ступеней турбины важным фактором, определяющим выбор ы/сф, является работа в условиях переменного режима.

Источник

Тема 9. Паровые турбины Типы паровых турбин; стандартные параметры пара; виды потерь в проточной части турбины; баланс энергии и структура кпд турбинной ступени.

Анализ потерь в характерных сечениях турбины; работа турбинной ступени в переменном режиме; понятие о диаграмме переменных режимов паровой турбины.

Основы регулирования мощности паровых турбин; принципиальные схемы паротурбинных установок.

Паровые турбины

Паротурбинная установка обеспечивает преобразование тепловой энер­гии пара в механическую энергию и вклю­чает в общем случае паровую турбину, конденсационное устройство, регенератив­ные подогреватели питательной воды, деа­эратор, конденсатные и питательные насосы.

Паровая турбина применяется в качестве двигателя для различных машин: электрического генератора, воздуходувок, насосов, гребных винтов и т. д. Принци­пиальная схема паротурбинной установки для привода электрического генератора приведена на рис. 1-1.

Паровые турбины по способу использования отработавшего пара выполняются следующих типов:

конденсационные с одним или двумя регулируемыми отборами пара;

4) противодавленческие с регулируемым отбором пара.

Р — турбина противодавленческая;

П — турбина конденсационная с регу­лируемым производственным отбором пара [давление в отборе 4—1Б кгс/см 2 (0,39—1,47 МПа)];

Т—турбина конденсационная с регули­руемым отопительным (теплофика­ционным) отбором пара 0,7 — 2,5 кгс/см 2 (0,069 — 0,24 МПа).

В цифровой части обозначения вначале приводится значение номинальной и макси­мальной мощности в тысячах киловатт, затем давление свежего пара перед турбиной; в турбинах с противодавлением, а также в турбинах с регулируемым производствен­ным отбором пара приводится также вели­чина противодавления и давления в отборе. ГОСТ 3618-69 предусматривает выпуск в СССР стационарных паровых турбин для привода электрических генераторов, тип ко­торых указан в табл. 7-1—7-4.

ГОСТ 3618-69 распространяется на паро­вые турбины мощностью от 2,5 до 800 кВт на абсолютное давление пара от 35 до 240 кгс/см 3 (3,43—23,5 МПа) для привода электриче­ских генераторов с номинальной частотой вращения 3000 об/мин. Стандарт не распро­страняется на турбины для атомных элек­тростанций, а также на турбины с двумя промышленными отборами пара, на турбины с промежуточным вводом пара и турбины специального назначения. Для указанных турбин установленные названным стандар­том параметры следует рассматривать как рекомендуемые.

Номинальное давление пара, поступаю­щего из турбины на промежуточный пере­грев, а также пределы отклонения от его

номинального значения должны устанавли­ваться техническими условиями на поставку турбины.

Согласно ГОСТ 3618-69 под номи­нальной мощностью турбины понимается:

1) для конденсационных турбин и тур­бин с противодавлением без регулируемых отборов пара (типов К и Р) — наибольшая мощность, которую турбина должна дли­тельно развивать на зажимах генератора при номинальных значениях всех других основных параметров и при использовании нерегулируемых отборов пара для внешних потребителей тепла, предусмотренных тех­ническими требованиями;

Рис. 1-1. Схема паротурбинной установки.

/ — парогенератор; 2 — пароперегреватель основ­ной; 3 — промежуточный пароперегреватель; 4 — цилиндр высокого давления; 5 — цилиндр низко­го давления; 6 — электрический генератор; 7 — конденсатор; 8 — конденсатный насос; 9, 10 — по­догреватели низкого давления; // — дренажный насос; 12 — деаэратор; 13 — питательный насос; 14 — подогреватель высокого давления.

2) для конденсационных турбин и тур­бин с противодавлением с одним или двумя регулируемыми отборами пара (типов П, Т, ПТ и ПР)— наибольшая мощность, которую турбина должна длительно развивать на за­жимах генератора при номинальных значе­ниях всех других основных параметров, а также при отклонениях отдельных из них, допускаемых указанным стандартом.

Под максимальной мощностью турбины понимается:

для конденсационных турбин без ре­гулируемых отборов пара (типа К) — наи­большая мощность, которую турбина должна длительно развивать на зажимах генератора при номинальных значениях всех других основных параметров, при чистой проточной части и при отсутствии отбора пара для внешних потребителей тепла;

для конденсационных турбин с одним или двумя регулируемыми отборами (ти­пов П, Т и ПТ) и для всех

турбин с про­ тиводавлением (типов Р и ПР) — наиболь­шая мощность, которую турбина должна длительно развивать на зажимах генератора при изменениях количества отбираемого пара, а также при отклонениях от номи­нальных значений давлений пара в отборах или противодавления в пределах, допускае­мых названным стандартом, и при номиинальных значениях всех других основных параметров.

Начальными параметрами пара называются его давление и темпера­тура перед стопорным клапаном турбины.

Давлением регулируемого отбора называется давление пара в отбор­ном патрубке турбины перед запорной за­движкой.

Температурой пара после промежуточного перегрева на­зывается температура пара при входе в соот­ветствующий приемный патрубок турбины.

Величиной отбора называется количество пара, которое отдается турби­ной для внешнего теплового потребления, кроме расхода пара на регенеративный по­догрев питательной воды.

Под номинальными величи­нами отборов пара понимаются ве­личины отборов, которые должны обеспечи­ваться при номинальной мощности турбины, номинальных значениях всех остальных па­раметров и минимальном расходе пара в конденсатор (определяемом предельно до­пустимой температурой выхлопного патрубка турбины) для турбин типов Т и ПТ или при максимальном расходе пара для турбин типов П и ПР.

Классификация паровых турбин

В зависимости от характера теплового процесса паровые турбины обычно подразделяют на 3 основные группы: чисто конденсационные, теплофикационные и специального назначения.

Транспортные паровые турбины используются в качестве главных и вспомогательных двигателей на кораблях и судах. Неоднократно делались попытки применить паровые турбины на локомотивах, однако паротурбовозы распространения не получили. Для соединения быстроходных паровые турбины с гребными винтами, требующими невысокой (от 100 до 500 об/мин) частоты вращения, применяют зубчатые редукторы. В отличие от стационарных паровых турбин (кроме турбовоздуходувок), судовые паровые турбины работают с переменной частотой вращения, определяемой необходимой скоростью хода судна.

Паровые турбины специального назначения не строят сериями, как конденсационные и теплофикационные паровые турбины, а в большинстве случаев изготовляют по отдельным заказам.

.Конструкция паровых турбин

Неподвижную часть паровых турбин — корпус — выполняют разъёмной в горизонтальной плоскости для возможности монтажа ротора. В корпусе имеются выточки для установки диафрагм, разъём которых совпадает с плоскостью разъёма корпуса. По периферии диафрагм размещены сопловые каналы, образованные криволинейными лопатками, залитыми в тело диафрагм или приваренными к нему. В местах прохода вала сквозь стенки корпуса установлены концевые уплотнения лабиринтового типа для предупреждения утечек пара наружу (со стороны высокого давления) и засасывания воздуха в корпус (со стороны низкого). Лабиринтовые уплотнения устанавливают в местах прохода ротора сквозь диафрагмы во избежание перетечек пара из ступени в ступень в обход сопел. На переднем конце вала устанавливают предельный регулятор (регулятор безопасности), автоматически останавливающий паровую турбину при увеличении частоты вращения на 10—12% сверх номинальной. Задний конец ротора снабжают валоповоротным устройством с электрическим приводом для медленного (4—6 об/мин) проворачивания ротора после останова паровой турбины, что необходимо для равномерного его остывания.

Источник

Турбинная ступень

ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ В ОСЕВОЙ ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ

радиально-осевые, диагональные и др. Однако в крупных энергетических паровых турбинах за редким исключением используются ступени осевые или с небольшим отклонением от строго осевого направления. Поэтому в дальнейшем, за исключением § 3.7, рассматриваются только осевые ступени.

В ступени турбины работа расширения пара преобразуется в кинетическую энергию потока, а последняя — в механическую энергию. Рассмотрим это преобразование применительно к одной из ступеней осевой турбины (рис. 3.1).

Поток пара, вышедший со скоростью с, из сопловЬй решетки, проходит зазор 5а, отделяющий неподвижные сопловые лопатки от рабочих, и вступает в каналы рабочей решетки (рис. 3.2).

При обтекании рабочей решетки пар в общем случае дополнительно расширяется от давления р 1 в зазоре между

сопловой и рабочей решеткой до давления р2 за рабочими лопатками. Одновременно поток пара в рабочей решетке меняет направление. При этом происходит передача кинетической энергии потока рабочим лопаткам ступени.

располагаемых теплоперепадов сопловой и рабочей решеток, или, что почти то же самое1, располагаемый теплоперепад ступени может быть взят по изоэнтропе между давлениями р0 и р2. В действительном процессе из-за потерь расширение в рабочей решетке происходит при возрастающей энтропии, так что состояние пара при выходе из рабочей решетки может быть представлено точкой 2 в /г, ^-диаграмме на рис. 3.3.

Отношение теплового перепада Н0р к теплоперепаду ступени от параметров торможения

называется степенью реактивности. Если степень реактивности ступени равна нулю и в каналах рабочих лопаток

не происходит дополнительного расширения пара, то такая ступень называется чисто активной. Когда степень реактивности невелика (до 0,2— 0,25), то ступень принято также называть активной, причем иногда указывают, что это активная ступень с небольшой степенью реактивности. Если степень реактивности значительна (0,4—0,6), то ступень называется реактивной.

В некоторых случаях давление р] может оказаться несколько меньшим, чем р2- При этом в каналах рабочей решетки происходит повышение давления, теплоперепад Н0р и степень реактивности р оказываются отрицательными. Отрицательная степень реактивности означает диффузорное

течение в рабочей решетке, что приводит к увеличению потерь энергии ^р. Поэтому следует ее избегать. Чаще всего отрицательная реактивность возникает в корневых сечениях рабочей решетки, а также при некоторых режимах, отличающихся от расчетного.

(где Ь—диаметр ступени).

проходя путь,

равный дуге гсобт. В большинстве случаев угол собт невелик, так что с достаточной степенью приближения можно им пренебречь.

Направление относительной скорости и>2 пара при выходе из лопаточного канала определяется углом выхода из рабочей решетки р2.

Относительная скорость и>2 может быть меньше или больше скорости н^. Под влиянием расширения пара в рабочей решетке происходит ускорение парового потока в его относительном движении. С другой стороны, потери при обтекании рабочей решетки вызываТот уменьшение скорости н2. В чисто активной ступени при р = 0 скорость и?2 всегда меньше и,, поскольку пар не приобретает ускорения, а потери имеют место.

Абсолютная скорость выхода пара из каналов рабочих лопаток определяется как сумма векторов относительной скорости уу2 и окружной скорости и2 и обозначается с2* Графически с2 находится из выходного треугольника скоростей, показанного на рис. 3.2.

Поворот и ускорение струи пара в криволинейных каналах рабочей решетки происходят под влиянием следующих усилий, действующих на паровую струю: во-первых, струя пара испытывает реактивное усилие стенок канала, образованного рабочими лопатками; во-вторых, пар, заполняющий канал, испытывает разность давлений р1—р2 при входе в канал и выходе из него. Если обозначить через Кг равнодействующую тех усилий, с которыми лопатки действуют на паровую струю, то струя пара развивает на лопатках усилие Л, равное, но прямо противоположное усилию Я (рис. 3.2).

При расчетах турбины обычно определяют проекции этого усилия на направление окружной скорости Ки и на перпендикулярное к ней осевое направление Ка.

Для того чтобы найти окружное усилие 7?ц, развиваемое потоком пара на лопатках ступени в направлении их движения, определим сначала равное, но противоположно направленное усилие Ки, с которым лопатки действую! на струю протекающего пара.

Это усилие может быть найдено на основании уравнения количества движения, записанного для оси и при массовом расходе пара, равном С, кг/с:

Общее уравнение сохранения энергии (2.9), которое было использовано при выводе формулы (2.12), может быть применено также и к потоку пара в рабочей решетке. Однако в этом случае входящая в выражение (2.9) работа /,=#„, развиваемая потоком пара, не должна приниматься равной нулю, так как при протекании пара в рабочей решетке часть энергии пара преобразуется в механическую работу.

Применяя обозначения рис. 3.2 и 3.4 и предполагая, что в рабочей решетке пар расширяется от давления р^ до давления р2, напишем уравнение сохранения энергии при отсутствии теплообмена:

Отметим, что выражение (3.11) и другие, записанные на его основе, относятся к рассматриваемому частному случаю их=и2 = и. Если и^фиг, то вместо (3.11) следует написать

Из равенства (3.11) находим относительную скорость выхода пара:

Формулу (3.12) можно получить и другим путем, если ввести условные параметры торможения в относительном движении (см. /?1оти и Л1отн на рис. 3.3):

Если бы течение пара в рабочей решетке происходило без потерь, то расширение пара шло бы по изоэнтропе. Обозначая в этом случае относительную скорость выхода пара через и>2|, напишем для этого теоретического случая

В действительности из-за потерь в рабочей решетке относительная скорость выхода пара и>2 меньше, чем и>2г а к2 выше, чем к21. Вычитая из уравнения (3.14), записанного для изоэнтропийного течения, уравнение (3.11), находим разность

ранее выражение для работы, развиваемой потоком пара в рабочей решетке [см. формулы (3.7) и (3.8)], было выведено на основании закона количества движения, позволившего определить усилие, создаваемое паром на рабочих лопатках,

С другой стороны, работу парового потока можно подсчитать, вычитая из располагаемой энергии ступени потери, возникающие при протекании пара в отдельных элементах ступени. Располагаемой энергией ступени для С= 1 кг/с является ее располагаемый теплоперепад от параметров торможения (рис. 3.3)

а потерями — потери при обтекании сопловой Д#с и рабочей А Яр решеток, а также потери с выходной скоростью

Так как пар покидает ступень со скоростью с2 (рис. 3.2 и 3.4), которая в данной ступени не используется. Тогда

Следует подчеркнуть, что учитывались только те потери энергии в ступени, которые непосредственно связаны с течением пара в ее проточной части. Найденная ранее согласно (3.9) мощность ступени Nи, кВт, равная также

(где С—в кг/с, аЯ„ — в кДж/кг), называется мощностью на лопатках турбинной ступени (окружной мощностью). Кинетическая энергия, потерянная при обтекании паром сопловой и рабочей решеток, а также с выходной скоростью, древращается в теплоту и может быть учтена при построении процесса в Л, ^-диаграмме. На рис. 3.5, а детально изображен весь тепловой процесс в турбинной ступени в Л, ^—диаграмме.

Источник

Лабораторная работа: Тепловой расчет промежуточной ступени

Министерство образования и науки РФ

Федеральное агентство по образованию

Иркутский государственный технический университет

«Тепловой расчет промежуточной ступени»

1.Процесс расширения пара в турбинной ступени

2.Построение треугольники скоростей

3.Расчет потери теплоперепада

4.Выбортип профиля сопловой и рабочей решетек

5.Расчет размеров сопловых и рабочих решетек

6. Расчет относительный лопаточный КПД

Список использованной литературы

Большое развитие энергетики и в частности турбостроения требует широкого круга инженеров-конструкторов, монтажников, наладчиков и эксплуатационного персонала электростанций, глубокого понимания процессов, проходящих в турбине при различных режимах работы, хорошего знания конструкции ее деталей и узлов, безукоризненного знания и понимания существа правил и инструкций по эксплуатации.

1. Построить процесс расширения пара в сопловой и рабочей лопатках в ступени.

2. Построить треугольники скоростей на входе и выходе из рабочих лопаток.

3. Определить углы входа и выхода пара сопловых и рабочих лопаток.

4. По углам входа и выхода выбрать тип профиля сопловой и рабочей решетек.

5. В соответствий с выбранными профилями определить число рабочих и сопловых лопаток решетки.

6. Определить эффективность турбинной ступени из треугольники скоростей и по балансу потерь энергии.

Расход пара G₀ =65кг/с

Частота вращения ротора n= 50 об/с

Начальное давление пара Р₀ =4,0МПа

Давление за рабочей решетки P₂ =3,6МПа

Начальная температура пара t₀ =410 0 C

Начальная скорость потока С₀ =70м/с

Степень реактивности

Коэффициент скорости сопловой решетки

Коэффициент скорости рабочей решетки

Коэффициент расхода сопловой решетки μ₁ = 0,95

Коэффициент расхода рабочей решетки μ₂ = 0,93

1. Процесс расширения пара в турбинной ступени

Рис.1. Процесс расширение пара в сопловой решетке

Определяем начальные параметры пара перед сопловым аппаратом из h,s диаграмма:приP₀ =4,0МПа иt₀ =410°C, h₀ =3240кДж / кг

Напишем уравнение сохранения энергии для точки 0, :

Из уравнения сохранения энергии определяем энтальпия пара в точке торможения:

При известной энтальпии находим остальные параметры пара в точке торможенияпри ,

Чтобы определить параметры пара перед и после рабочей решетки построим процесс рашсширения в h,s диаграмме.

Рис.2. Процесс расширения пара в турбинной ступени

Определяем конечные параметры пара после рабочей решетки из h,s диаграмма:приP_2t’ =3,6МПа и t_2t’ =393°C, h_2t’ =3208кДж/кг

Теперь мы можем найти изоэнтропийный теплоперепад энтальпий:

Изоэнтропийный перепад энтальпий, срабатываемый в сопловой решетке

Тогда энтальпия в точке 1t составляет

Изоэнтропийный перепад энтальпий, срабатываемый в сопловой решетке

2. Построение треугольников скоростей

Принимаем средный диаметр регулирующей ступени равномуd_ср =0,8м

Тогда окружная скорость на среднем диаметру составляет

Отношение скорости U/C_у равняется

где — условная скорость, рассчитанная по изоэтропийному перепаду энтальпий на ступень.

Рассчитанное отношение скорости входит в диапазон , в котором находится максимальное значение η_oi для одновенечной ступени.

Теоретическая скорость истечения пара в сопловой решетке

Действительная скорость истечения пара в сопловой решетке

Построим треугольник скоростей для сопловой решетки. Принимаем угол выхода потока из сопловой решетки α₁ =14°.

Рис.2. Треугольник скоростей сопловой решетки.

По треугольнику скоростей определили относительную скорость сопловой решетки W ₁ =123,5м / с и угол входа потока в рабочую решетку β=28°С.

Проверим эти значения расчетным путем. Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку равна

Угол входа потока в рабочую решетку

Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки

Действительная относительная скорость потока на выходе из рабочей решетки

Угол выхода потока пара из рабочей решетки

Действительная скорость на выходе из рабочей решетки

Угол входа потока в сопловую решетку второй ступени

Достроим треугольник скоростей

Рис.3 Треугольники скоростей сопловой и рабочей решеток

Потеря теплоперепада в сопловой решетке составляет

Энтальпия пара после действительного расширения в сопловой решетке

Потеря теплоперепада в рабочей решетке составляет

Потеря с выходной скоростью в камере регулирующей ступени

Суммарная потеря составляет

4. Выбор тип профиля сопловой и рабочей решетки

Выбор профиля сопловой решетки

где -скорость звука в среде; k – показатель изоэнтропы (для перегретого пара k=1,3-1,34).

Выбираем профиль по /1/ С-90-15А

Хорда профиля

Шаг решетки

Площадь выходного сечения сопловой решетки

где — проекция на оси Z

Число сопловых лопаток

Выбор профиля рабочей решетки

Теоретический удельный объем отработавщего пара в рабочей решетке:

где -скорость звука в среде;

Выбираем профиль по /1/ Р-35-21А

Хорда профиля

Шаг решетки

Площадь выходного сечения рабочей решетки

Высота рабочих лопаток

где — проекция на оси Z

Число рабочих лопаток

5. Расчет относительный лопаточный КПД

Относительный лопаточный КПД по потерям энергии

Для проверки правильности расчета η_ол определим относительный лопаточный КПД по треугольникам скоростей

— работа 1кг пара с учетом потерь в сопловом аппарате, на рабочей лопатке и с выходной скоростью, кДж/кг; кДж / кг – распологаемая энергия ступени при промежуточной ступени равно распологаемому теплоперепаду.

Относительный лопаточный КПД η_ол равняется

Погрешность относительного лопаточного КПДсоставляет

Для определения эффективности турбинной ступени определим внутренний относительный КПД:

Потери от влажности составляет.

Потери от трения составляет

где — коэффициент трения; F ₁ =0,022м 2 – площадь выходного сечения сопловой решетки

Вентиляционные потери:

Внутренный относительный КПД равняется

Действительный теплоперепад ступени

Мощность регулируещей ступени

В данной курсовой работе был произведены расчет промежуточной (регулирующей) ступени турбоустановки. Определили углы входа и выхода турбинных решетек по треугольником скоростей. По полученными значениями углы выбирали профиль С-90-15А.

Были получены следующие результаты:

Относительный лопаточный КПД турбины

Внутренный относительный КПД турбины

Действительный теплоперепад ступени

Мощность регулирующей ступени

1. Тепловой расчет паровой турбины: учебное пособие для студентов теплоэнергетических специальностей / Под редакцией А.Н. Кудрящов, А.Г. Фролов. –Иркутск, – 2004. – 87с.

2. Паровые и газовые турбины / Под ред. А. Г. Костюка и В.В. Фролова, 4-е изд., стереотипное. М.: Энергоавтомиздат, 1985. – 351с.

3. ТрухныйА. Д. Стационарные паровые турбины: учебник для студентов технических вузов. Изд. 2-е, перераб. М.: Энергия, 1981. – 456 с.

4. Лекции по курсу «Тепловые двигатели», 2010г.

5. Диаграмма h,sдля водяного пара.

6. Александров А. А., Григорьев Б. А. Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара: Справочник. Рек. Гос. службой стандартных справочных данных. ГСССД Р-776-98. – 2-е изд., стереот. – М.: Издательский дом МЭИ, 2006. – 168 с.

Источник

• ← стандартные параметры модели девушки
• стандартные параметры пара это →