Проектирование конденсационной турбины К-500-240, страница 21

При относительном давлении перед соплами (пользуясь сеткой расходов Щегляева) находим относительный расход .

Определяем критический расход пара через сопла регулирующей ступени:

                        кг/с.

Относительное давление за соплами на новом режиме:

                        ,

где МПа – давление за соплами на новом режиме.

Критический расход на новом режиме при полностью открытых клапанах:

                        кг/с.

Относительный расход при новом режиме .

Зная  и , по сетке расходов определяем : .

Давление за регулирующими клапанами на новом режиме:

                        МПа.

Располагаемый теплоперепад ступени: кДж/кг.

Определяем степень парциальности при l₁=const и F₁/2:

                         м,

                          .

Определяем проекции скоростей С₁ и С₂ на окружное и осевое направления:

                               

                                   

Усилия, создаваемые паром:

            Р₁=8.54 МПа; /2/

            Р₂=8.44 МПа; /2/

            t₂=0.63; /1/

            l₂=0.0269; /1/

            окружное усилие:Н,

            осевое усилие:Н.

Равнодействующая окружного и осевого усилий:

Н.

Максимальный изгибающий момент для профильной части лопатки:

                         Н*м.

Максимальное изгибающее напряжение:

                         МПа, /5/

                         МПа. /5/ 

                         /1/

Заключение.

В ходе выполнения расчёта ЦВД паровой турбины К-500-240-4 получили:

– расход пар 441 кг/с;

– внутренний относительный КПД цилиндра h_оi^ЦСД = 0,921;

– мощность ЦВД N_i=186218.6 кВт.       

 При  расчете цилиндра на переменный режим при снижении расхода в два раза  получили внутреннюю мощность Ni=104939.5 кВт.

При профилировании ступеней большой веерности, методом «постоянной циркуляции», получили отличия в относительных лопаточных КПД для ступени № 11 h_ОЛ = 0,878, а с учётом изменения профиля по высоте лопаток h_ОЛ = 0,898. Это явление можно объяснить сильной турбулезацией потока, т.е. увеличение числа Рейнольдса вследствие чего снижаются профильные потери, и соответственно увеличивается относительный лопаточный КПД ступени.

При расчете последней лопатки на изгиб максимальная изгибающая напряженность составила 27,8 и 21,4 МПа, что не превышает допустимого предела 30 МПа.

Приложение А.

Приложение В.

Список литературы.

1.  А. Г. Костюк, В. В. Фролов Паровые и газовые турбины. – М.: Энергоатомиздат, 1985. – 325 с.: ил.

2.  Ривкин. Таблицы водяного пара .I-s диаграмма.

3.  А. Н. Леонков Паровые и газовые турбины. Курсовое проектирование. – Минск. Высшая школа, 1966. – 212 с.

4.  А. Д. Трухний   Стационарные паровые турбины. – М.: Энергоатомиздат, 1990. – 646 с.: ил.

5.  Зуб М.М. Паровые турбины. Курсовое проектирование. - "Вища школа".1974. - 88с