Проектирование турбины для привода генератора мощностью 15 МВт и с частотой вращения 3000 об/мин, страница 4

Задавшись хордой профиля рабочих лопаток первого венца b₂=40мм, находим скоростной коэффициент рабочей решетки первого венца: y=0,945. Тогда действительная скорость на выходе из лопаток первого венца:

390,2м/с

Выходной угол из рабочих лопаток первого венца

21,2°

Строим треугольник скоростей на выходе из рабочей решетки первого венца (рис. 2.2) и из треугольника определяем:

угол выхода абсолютной скорости из рабочей решетки первого венца a₂=32,8°

абсолютная скорость на выходе из рабочей решетки первого венца с₂=261,04м/с

2.1.7.2 Теоретическая скорость на выходе из направляющих лопаток.

280,97м/с

Приняв величину перекрыши Dl_нл=1,5мм, определяем высоту направляющих лопаток:

l_нл= l_л1+ Dl_нл=19+1,5=20,5мм.

Задавшись хордой профиля направляющих лопаток b_нл=40мм, находим скоростной коэффициент направляющей решетки: y_нл=0,96. Тогда действительная скорость на выходе из направляющих лопаток:

269,7м/с

Выходной угол из направляющих лопаток

29,1°

Строим выходной треугольник скоростей из направляющих лопаток (рис. 2.2) и из треугольника определяем:

входной угол в рабочую решетку второго венца b′₁=55,1°

входная скорость в рабочую решетку второго венца w′₁=159,9м/с

2.1.7.4 Теоретическая скорость на выходе из лопаток второго венца.

208,7м/с

Приняв величину перекрыши Dl_л2=2мм, определяем высоту рабочей лопатки второго венца: l_л2= l_нл+ Dl_л2=20,5+2=22,5мм.

Задавшись хордой профиля рабочих лопаток второго венца b′₂=40мм, находим скоростной коэффициент рабочей решетки второго венца: y′=0,96. Тогда действительная скорость на выходе из лопаток второго венца:

200,4м/с

Выходной угол из рабочих лопаток второго венца

36,7°

Строим треугольник скоростей на выходе из рабочей решетки второго венца (рис. 2.2) и из треугольника определяем:

угол выхода абсолютной скорости из рабочей решетки второго венца a′₂=82,1°

абсолютная скорость на выходе из рабочей решетки второго венца с′₂=120,8м/с

2.1.8 Определение КПД и внутренней мощности регулирующей ступени.

2.1.8.1 Относительный лопаточный КПД регулирующей ступени.

где:   ; ; ; ;  – потери энергии соответственно в соплах, в рабочих лопатках первого венца, в направляющих лопатках, в рабочих лопатках второго венца, с выходной скоростью.

Потери энергии в соплах:

15,8кДж/кг

Потери энергии в рабочих лопатках первого венца:

9,12кДж/кг

Потери энергии в направляющих лопатках:

3,095кДж/кг

Потери энергии в рабочих лопатках второго венца:

1,708кДж/кг

Потери энергии с выходной скоростью:

7,298кДж/кг

Относительный лопаточный КПД регулирующей ступени.

0,794

2.1.8.2 Внутренний относительный КПД регулирующей ступени.

Кроме потерь на облопачивание в ступени имеются дополнительные потери:

Потери на трение

где:   К_тр – коэффициент трения, принимаем =0,6·10^–3

0,0017

Потери от парциального подвода пара

где:

потеря от вентиляции

е_кож – доля окружности занимающая защитным кожухом, принимаем е_кож=0,6

m – число венцов в регулирующей ступени.

потеря на краях сегментов сопел

i – число пар концов сопловых сегментов, принимаем i=2

0,0398

Внутренний относительный КПД регулирующей ступени

0,753

2.1.8.3 Внутренняя мощность регулирующей ступени

где используемый теплоперепад ступени

135,51кДж/кг

2634,99кВт

2.2.РАСЧЕТ ПЕРВОЙ НЕРЕГУЛИРУЕМОЙ СТУПЕНИ

2.2.1 Определение параметров пара в ступени.

Принимаем согласно прототипу количество нерегулируемых ступеней 11ступеней.

Распределим располагаемый теплоперепад турбины по ступеням (рис. 2.3).

Суммарный располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней:

825кДж/кг

Рис. 2.3. Распределение теплоперепадов по ступеням

Задаемся степенью реакции первой нерегулируемой ступени r=0,05.

Расход пара через ступень G_п=Ошибка! Ошибка связи.кг/с т.е. принимаем равный расходу пара на турбину.