Тепловой расчёт рабочей решётки турбины, страница 3

β1=35,49 о      и       β2=29,16 о     

Δβ=180-( β1+ β2)= 180-( 35,49+ 29,16)=115,3 о

Коэффициент потерь энергии в решётки без учёта поправок:

по Δβ=115,3 о   и    отношению   =0,703  находим [1]    ζ0=0,1.

Поправки к ζ0, учитывающие влияние различных параметров на потери [1]:

kM=1.2 – поправка, учитывающая влияние числа Маха на потери;

kα=1 – поправка, учитывающая влияние эффективного угла выхода из рабочей решётки на потери;

kRe=1 – поправка, учитывающая влияние числа Рейнольдса на потери;

Суммарный коэффициент потерь энергии в рабочей решётке для перегретого пара:

ζ пп2= ζ0×kМ×kα×kRe

                                                   ζ вп2= ζ2+ ζ пп2                                    (2.32)

где:

λ=0,075 – доля крупнодисперсной влаги в решётке без учёта влияния давления;

kр=0,6 – поправка, учитывающая влияние давления на долю крупнодисперсной влаги;

λ= λ×kр=0,075×0,6=0,045 – доля крупнодисперсной влаги в решётке с учётом влияния давления;

ζ2=0,002 – приращение коэффициента потерь от наличия крупнодисперсной влаги.

ζ пп2= 0,1×1,2×1×1

ζ вп2= 0,002+ 0,12=0,122

принимаем  ζ 2= ζ вп2.

Коэффициент скорости рабочей решётки:

                                                  Ψ=,                                         (2.33)

Ψ==0,937.

Действительная  скорость выхода потока из рабочей решётки:

                                                   W2= Ψ×W2t ,                                       (2.34)

W2= 0,937×156,3=146,5 м/с.

Угол направления абсолютной скорости выхода пара из рабочей решётки:

                                       α2=artan,                                   (2.35)

где

U=181,898 м/с – окружная скорость ступени.

Α2=artan= -52,89 о.

Абсолютная скорость выхода пара из рабочей решётки:

                                       C2=W2×=89.5 м/с.                               (2.36)

Кинетическая энергия пара на выходе из рабочей решётки (ступени):

                                              ΔНвс22×(2×10-3),                                     (2.37)

ΔНвс=89,52×(2×10-3)=4 кДж/кг.

Потеря энергии в рабочей решётке:

                                                  ΔН2= ζ 2×Нт02,                                        (2.38)

ΔН2= 0,122×12,2=1,491 кДж/кг.

Теплосодержание пара в действительном процессе за рабочей решёткой:

                                                   h2=h2t+ΔН2 ,                                       (2.39)

h2=2753,5+1,491 кДж/кг.

Параметры пара за рабочей решёткой:

по  Р2=3,25 МПа   и    h2=2755 кДж/кг  определяем [4]:

t2=238.2 oC – температура за рабочей решёткой;

ύ2=0,05987 м3/кг – удельный объём за рабочей решёткой;

y2=0.032 – cтепень влажности за рабочей решёткой;

s2=6,0405 кДж/(кг×К) – энтропия за рабочей решёткой.

2.1.6  Расчёт КПД ступени

Располагаемая энергия первой ступени:

                                            Е00-(sin α2)2×ΔНвс ,                               (2.40)

Е0=50,208-0,636×4=47,662 кДж/кг,

обозначим  χ=(sin α2)2=0,636.

Относительный лопаточный КПД:

                             ηол=,                  (2.41)

ηол==0,861.

Относительный лопаточный КПД по проекциям скоростей:

                                ηол=,                      (2.42)

ηол==0,861.

Погрешность теплового расчёта ступени:

×100% = 1,289×10-14.

2.2  Проверка рабочих лопаток на прочность

             Рабочие лопатки паровых турбин  работают в очень тяжелых условиях. Как правило, они сильно напряжены и нагреты.

            Напряжения в рабочих лопатках возникают как в результате вращения ротора, так и вследствие воздействия аэродинамической нагрузки. В связи с достаточно жесткими условиями эксплуатации, лопатки быстро выходят из строя.  

             В данном разделе рассматривается расчёт на прочность при воздействии изгибающих нагрузок, в результате которых лопатка меняет свою геометрию ( Рис. 2.2 ).

                                                   

Рис. 2.2 – Изгиб лопатки (упрощённая модель) .

     2.2.1  Допускаемое изгибающее напряжение на рабочих лопатках [8]:

Для сопловых и рабочих лопаток из стали 15Х11МФ:

  σ02=670 МПа – предел текучести ( коэффициент запаса ks=1,65 );

  σв=815 МПа – предел прочности ( коэффициент запаса kв=3 ).

За минимальное допускаемое изгибающее напряжение в рабочих лопатках принимаем минимальное соотношение:

σн.доп= σв/ kв=271,7 МПа.

Окружное усилие, действующее на рабочие лопатки:

                              Ru=D×(W1×cos β1+ W2×cos β2),                            (2.43)

Ru=365,565×(120×cos 35,49+ 146,5×cos 29,16)=82470,642 Н.

Изгибающее напряжение на лопатках:

                                           σн=,                                (2.44)

σн==23,457 МПа.

Вывод: изгибающее напряжение меньше минимально допустимого (σн< σн.доп), следовательно лопатка пригодна для эксплуатации в данных условиях.