1425

Судовые турбинные установки

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определяем давление пара Р0' перед сопловым аппаратом турбины. Определение теоретической и действительной скорости истечения пара из сопел. Определение оптимального отношения (U/C1)опт одноступенчатой турбины графоаналитическим путем. Определение утечки пара через переднее лабиринтовое уплотнение турбины.

Русский

2013-01-06

229 KB

23 чел.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ

КИЕВСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АКАДЕМИЯ ВОДНОГО ТРАНСПОРТА ИМЕНИ ГЕТЬМАНА ПЕТРА-КОНОШЕВИЧА САГАЙДАЧНОГО

КУРСОВАЯ  РАБОТА

                            по дисциплине: «Судовые турбинные установки»

                                                                                     Выполнена студентом:

                                                                             Бондаренко А. В.

                                                                                Группы 0717

                                                                         Шифр: 088317

                                                                   Вариант: 3

                                                                         Руководитель:

                                                                      Сардак А.И.

Киев 2011

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Электрическая мощность турбины:   Nэ =220 кВт;

Начальное давление пара перед турбиной:   Р0= 1,2МПа = 12 бар;

Начальная температура перед турбиной:   t0 = 480°С;

Давление пара на выходе из турбины:   P2= 0,45МПа = 4,5 бар;

Частота вращения ротора турбины: n= 7000мин-1;

ТОПЛИВНЫЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ

1. Определяем давление пара Р0' перед сопловым аппаратом турбины:

Р0' = 0,95Р0 = 0,95·12 = 11,4 бар

По HS – диаграмме процесса расширения пара, ссылаясь на исходные данные, определяем H1 и H2, а также V1 и V2:

H1 = 3460 кДж/кг         V1 =  3 м³/кг

H2 = 3175 кДж/кг         V2 = 6 м³/кг

Определим располагаемый тепловой перепад в турбине:

H0 = H1 H2=  3460 – 3175= 285 кДж/кг

2. Определение расхода пара на турбину:

= 220 / 285·0,65·0,95·0,95·0,96 = 1,37 кг/с

где:

oi– относительно внутренний кпд турбины:   oi = 0,65;

m– механический кпд турбины:   m = 0,95;

Г– кпд электрического генератора:   Г = 0,95;

р–кпд редуктора:   р= 0,96.

3. Определение теоретической и действительной скорости истечения пара из сопел:

=44,72·2850,5= 755 м/с

Соответственно, действительная скорость определится из выражения :

 = 0,955·755 = 721 м/с

где: = 0,955 – коэффициент потери скорости пара в сопловом аппарате турбины.

4. Определение оптимального отношения (U/C1)опт одноступенчатой турбины графоаналитическим путем

1) U = 0,1·721 = 72,1 м/с;

2) U = 0,2·721 = 144,2 м/с;

3) U = 0,3·721 = 216,3 м/с;

4) U = 0,4·721 = 288,4 м/с;

5) U = 0,5·721 = 360,5 м/с;

6) U = 0,6·721 = 432,6 м/с;

Угол выхода потока пара из лопаток соплового аппарата: 1 = 15°.

Строим входной треугольник скоростей.

Для построения графической зависимости u= f(U/C1)опт  необходимо задаться рядом значений U/C1  в рекомендуемом интервале от 0,1 до 0,6 с шагом 0,1.

Для каждого значения U/C1определимуглы1 и 2:

1) 1 = 17°;   2 = 1 – 5° = 17°- 5° = 12°

2) 1 = 19°;                 2 = 19° – 5° = 14°

3) 1 = 22°;                 2 = 22° – 5° = 17°

4) 1 = 25°;                 2 = 25° – 5° = 20°

5) 1 = 29°;                 2 = 29° – 5° = 24°

6) 1 = 35°;                 2 = 35° – 5° = 30°

Затем находим сумму углов1 и 2, и по графику рис.4[2] определяем коэффициент потери скорости пара в каналах рабочих лопаток турбины:

1) 1+ 2 = 29°                          = 0,765;

2) 1 + 2 = 33°                         = 0,78;

3) 1 + 2 = 39°                         = 0,81;

4) 1 + 2 = 45°                         = 0,83;

5)1 + 2 = 53°                          = 0,85;

6) 1 + 2 = 65°                         = 0,87;

Результаты расчета можно привести в таблице 1.

Таблица 1.

U/C1

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

u

0,2815

0,5031

0,6689

0,7683

0,8022

0,7689

На основании полученных результатов на рис. 6  построена зависимость u= f(U/C1), которая имеет вид параболы.

Однако оптимальное отношение (U/C1)опт определяется не по максимальному значению u, а по максимальному значению кривойoi= f(U/C1), с учетом потерь на трение и вентиляцию. Связь между oi и u  может быть представлена следующей зависимостью


oi=0,2815+0,0001=0,2816

oi=0,5031-0,0001=0,5030

oi=0,6689-0,0031=0,6657

oi=0,7683-0,0157=0,7526

oi=0,8022-0,0505=0,7517

oi=0,7689-0,1279=0,6409

где TB - потеря на трение и вентиляцию в относительных единицах, определяемая по формуле

;

TB=((2000*(-0,0221))/(1,37*755²)= -0,0001

TB=((2000*0,0465)/(1,37*755²)= 0,0001

TB=(2000*1,2178)/(1,37*755²)=0,0031

TB=(2000*6,1297)/(1,37*755²)=0,0157

TB=(2000*19,729)/(1,37*755²)=0,0505

TB=(2000*49,95)/(1,37*755²)=0,1279

где:  NTB - мощность турбины, затрачиваемая на преодоление потерь трения и вентиляции, кВт; C0 - расход пара на турбину, кг/с; С1t- теоретическая скорость выхода пара из соплового аппарата, м/с.

Значения C0 и С1t были определены выше. NTB можно определить по формуле:

(при наличии защитного кожуха, который уменьшает потерю на трение и вентиляцию):

,кВт

где - коэффициент, принимаемый для перегретого пара равным 1,1-1,2, для насыщенного пара 1,3; d - диаметр диска турбины, измеренный посередине рабочих лопаток, м: - степень парциальности впуска пара в турбину; K - длина дуги, занятая кожухом; le - высота рабочей лопатки турбины, см; U - окружная скорость турбины, м/с; - плотность среды, в которой вращается диск, кг/м3.  

Эти характеристики определяются по следующим формулам

, м

где n - частота вращения ротора турбины, мин-1

d1=60∙72,1/3,14∙7000=0,197 м;

d2=60∙144,2/3,14∙7000=0,393 м;

d3=60∙216,3/3,14∙7000=0,59 м;

d4=60∙288,4/3,14∙7000=0,787 м;

d5=60∙360,5/3,14∙7000=0,984 м;

d6=60∙432,6/3,14∙7000=1,18 м;

;

где, кроме известных и определенных ранее величин (Go;d;C1;1) следует определить V1 - удельный объем пара на выходе из сопел при действительном процессе расширения. Для определения V1 необходимо определить потерю в сопловом аппарате турбины по формуле:

Анализируя величины, входящие в формулу для определения , можно видеть, что все они за исключением d (для принятых выше значений U/C1) постоянны; поэтому формула для  может быть записана в более удобном для расчета виде:

, где

А=1,37∙3/3,14∙0,01∙721∙sin15=0,701

ε1=0,701/0,197=3,56;

ε2 =0, 701/0,393=1,78;

ε3=0, 701/0,59=1,19;

ε4=0, 701/0,787=0,89;

ε5=0, 701/0,984=0,71;

ε6=0, 701/1,18=0,59;

В случае наличия в турбине защитного кожуха для уменьшения потерь на трение и вентиляцию, длину дуги, занятую кожухом, можно определить по формуле:

;

εк1=1-3,56=-2,56;

εк2=1-1,78=-0,78;

εк3=1-1,19=-0,19;

εк4=1-0,89=0,11;

εк5=1-0,71=0,29;

εк6=1-0,59=0,41;

Высоту рабочей лопатки l2 можно ориентировочно определить как:

l2=l1+2 , мм

l2=10+2=12 мм=1,2 см

Плотность среды, в которой вращается диск турбины, определяется из соотношения:

=1/V1, кг/м3,

=1/3=0,333 кг/м3

где V1- удельный объем пара на выходе из сопел, определенный ранее.

,кВт

NTB1=1,1(1,07∙0,1972+0,61(1-3,56-0,5∙(-2,56))∙0,197∙1,23/2)72,13∙0,333/106=-0,0221

NTB2=1,1(1,07∙0,3932+0,61(1-1,78-0,5∙(-0,78))∙0,393∙1,23/2)144,23∙0,333/106=0,0465

NTB3=1,1(1,07∙0,592+0,61(1-1,19-0,5∙(-0,19))∙0,59∙1,23/2)216,33∙0,333/106=1,219

NTB4=1,1(1,07∙0,7872+0,61(1-0,89-0,5∙0,11)∙0,787∙1,23/2)288,43∙0,333/106=6,13

NTB5=1,1(1,07∙0,9842+0,61(1-0,71-0,5∙0,29)∙0,984∙1,23/2)360,53∙0,333/106=19,3

NTB6=1,1(1,07∙1,182+0,61(1-0,59-0,5∙0,41)∙1,18∙1,23/2)432,63∙0,333/106=50

Определив и  NTB для принятых значений U/C1 определяют . Результаты данных расчетов можно привести в таблице 2.

Таблица 2

Результаты расчетов по выбору оптимального отношения U/C1

U/C1

U=(U/C1)C1,

d=60U/n,

м

NTB

TB

oi

0,1

72,1

0,197

3,564

-0,0221

-0,0001

0,2816

0,2

144,2

0,393

1,782

0,0465

0,0001

0,503

0,3

216,3

0,59

1,188

1,2178

0,0031

0,6657

0,4

288,4

0,787

0,891

6,13

0,0157

0,7526

0,5

360,5

0,964

0,713

19,73

0,0505

0,7517

0,6

432,6

1,18

0,594

50

0,1279

0,6409

На основании данных таблицы 2 строят графическую зависимостьTB=f(U/C1). Затем, вычитая ординаты кривой TBиз ординат кривой u, получаем ординаты для построения графической зависимости относительно-внутреннего кпд турбины oi (рис. 6). Данные для ее построения можно определить и как:

oi=u -TB,

полученные значенияoi, вносят в таблицу 2.

По максимальному значению oi=f(U/C1) находят оптимальное значение (U/C1)опт, для которого по вышеприведенной методике определяют окончательные величины, характеризующие конструктивные и экономические характеристики турбины (U; d; NTB; TB; oi; u; и др.)

Из графика находим:

(U/C1)опт=0,45

U=0,45∙C1=0,45∙721=324,45 м/с

Из выходного треугольника определяем:

W1=415м/с

β1=27º

α2=93º

С2=130 м/с

Для полученного значения (U/C1)опт  строим входной и выходной треугольники скоростей. При построении выходного треугольника скоростей относительная скорость выхода пара из рабочих лопаток определится как

,м/с

β1+ β2=27º+22º=49º

 =0,84

W2=0,84∙415=349 м/с

Из треугольников скоростей определяем также величины С1U и  С2U проекции абсолютных скоростей пара на направление окружной скорости вращения диска турбины.

C1U=696                                   C2U=7,2

Зная С1U и С2U можно определить относительно-лопаточный кпд турбины по формуле:

,

U=2∙324,5/7552(696-7,2)=0,784

где, знак “+” принимается при 2<90 , а знак “-” при 2> 90.

Для взаимного контроля и проверки правильности выполненных ранее расчетов, полученное значение  U сравнивают с максимальным значением кпд U на графике рис. 6. Расхождение в величинах не должно превышать 2-4%. Дальнейший расчет турбины ведется для оптимального отношения (U/C1)опт.

4.5. Определение внутренних потерь в турбине

Внутренние потери в турбине определяются следующим образом:

Потеря в сопловом аппарате:

, кДж/кг

hc=(755²-721²)/2000=25,1 кДж/кг

Потеря на рабочих лопатках:

, кДж/кг

hл=(4152-3492)/2000=25,2  кДж/кг

Потеря на трение и вентиляцию:

, кДж/кг

d=60∙U/πn=60∙324,5/3,14∙7000=0,885 м

ε=0,701/0,885=0,792

εк=1-ε=1-0,792=0,208

NTB=1,1(1,07∙0,8852+0,61(1-0,792-0,5∙0,208)∙0,885∙1,23/2)324,53∙0,333/106=11,43

hтв=11,43/1,37=8,34 кДж/кг

Потеря с выходной скорости

, кДж/кг

hв=1302/2000=8,45кДж/кг

Зная внутренние потери, строим реальный процесс расширения пара в турбине  и определяем действительный тепловой перепад в турбине:

, кДж/кг

Ні=285-(25,1+25,2+8,34+8,45)=217,91 кДж/кг

и относительно-внутренний кпд:

оі=217,91/285=0,765

величина расхождения которого по сравнению с максимальным значением, взятой по кривой рис. 6 , не должна превышать 2-4%.

Определив кпдoi (по потерям), уточняем расход пара на турбину:

, кг/с

Go=220/(285∙0,765∙0,95∙0,95∙0,96)=1,165 кг/с

и сравниваем его с ранее определенным (в начале расчета турбины) значением расхода пара. При расхождении его, не превышающем 3%, полученный расход пара можно считать окончательным и использовать его в дальнейших расчетах турбины.

4.6. Определение утечки пара через переднее лабиринтовое уплотнение турбины

Часть пара, поступающая в турбину, после соплового аппарата выходит наружу через лабиринтовые уплотнения, расположенные между корпусом и валом турбины. С целью ознакомления студентов с вопросом определения утечек пара, можно рекомендовать им определить утечку пара через переднее лабиринтовое уплотнение турбины.

При определении утечки пара через лабиринтовое уплотнение возможны два случая: первый, когда скорость потока пара в зазоре последнего лабиринта меньше критической и второй - когда эта скорость равна критической.

Для первого случая формула для определения утечки пара может быть представлена в следующем виде

, кг/с

для второго случая

, кг/с

где у - коэффициент расхода пара в лабиринтовом уплотнении в среднем значение у составляет 0,7-0,9;

Fу=d - площадь кольцевого зазора лабиринтового уплотнения, м2 (здесь dу - (0,12-0,15) м; - величина радиального зазора в уплотнении, может быть принята равной 0,0003-0,0005 м);

P1, V1 - давление и удельный объем пара перед первой щелью лабиринтового уплотнения, МПа и м3/кг, ориентировочно могут быть приняты равными параметрам пара за сопловым аппаратом турбины;

Р2a - давление пара за лабиринтовым уплотнением, МПа (Р2a можно принять равным 0,102-0,103 МП:); Z - число гребней лабиринтового уплотнения (Z-ориентировочно можно задаться равным 20-30); - коэффициент, принимаемый равным 0-,649. Для решения вопроса в каких случаях для определения утечки пара через лабиринтовое уплотнение следует применять уравнение (I), а в каких - уравнение (2) нужно найти критическое давление пара в последнем лабиринте. Это давление можно определить по формуле:

, МПа

FY=πdδ=3.14*0.15*0.0005=0.00024

PKP=0,85∙1,2/(30+1,375)0,5=0,182 мПа

Если Pkp<P2a, то GУТ  определяется по уравнению (1); Если же  Pkp>P2a - то по уравнению (2).

GУТ= 10·³0,649·0,8·0,00024·(1,2²/0.333²*((30-1)+1)·1,2·3))½=0,038 кг/с

Следует отметить также, что при критических скоростях потока в последнем лабиринте (Pkp>P2a) утечки пара через зазоры увеличиваются, что приводит к снижению экономичности турбины. Поэтому при выборе числа гребней лабиринтового уплотнения (Z), нужно выбрать такое их количество, которое понизило бы скорость пара в последнем

лабиринте до значений ниже критической и тем самым снизило бы величину утечки пара.

4.7. Определение размеров проточной части турбины

Тип сопла (суживающееся или расширяющееся) определяют по отношению давления пара за соплом к давлению пара перед соплом, т.е. по отношению Р2/Po', которое сравнивают с критическим отношением давлений кркр/Po' (для перегретого пара кр=0,546; для сухого насыщенного кр= 0.577). Если Р2/Po'крто применяют суживающиеся сопла; если Р2/Po'кр- то расширяющиеся сопла.

кр=PKP0=0,182/1,14=0,16

Р2/ Р0=0,45/1,14=0,395

Так какР2/Po'>кр– то применяют суживающиеся сопла

При суживающемся сопловом аппарате определяют:

- выходное сечение сопел (с учетом утечки пара через переднее концевое лабиринтовое уплотнение)

, м2

F1=(1,165+0,038)∙3/721=0,00501 м2

в этой формуле все величины ранее были определены;

Степень парциальности которая ранее была получена в п. 4 при оптимальном отношении (U/C1)опт  может быть уточнена с учетом утечки пара через лабиринтовое уплотнение

=(0,696+0,038)∙3/3,14∙0,885∙0,01∙721∙sin15=0,696

Зная степень парциальности и средний диаметр ступени, можно определить длину дуги занятую соплами:

m=0,696∙3,14∙0,885=1,935

Шаг сопел может быть принят:

t1=30-60 мм

Число сопел:

Z1=1,935/0,06=32,3

Полученное значение Z1=32 округляем до ближайшего целого числа.

Выходное сечение одного сопла:

, м2

F1=0,00501/32=0,000157м2

При прямоугольном сечении сопел ширина сопла в выходном сечении:

, м

b1=0,000157/0,01=0,016

Ширина входного сечения сопла

, м

bвх=0,016+0,006=0,022 м

Площадь входного сечения сопла

, м2

Fвх=0,022∙0,01=0,000217 м2

Размеры рабочих лопаток определяются следующим образом:

      входная высота рабочих лопаток принимается несколько больше высоты сопловой лопатки

мм

l2=10+2=12 мм

выходная высота рабочих лопаток определяется по формуле

, м

l2=1,165∙6/3,14∙0,885∙0,696∙349∙sin22º=0,024 м

где  Go - расход пара через турбину, кг/с;  V2 - удельный объем пара на выходе из рабочих лопаток при действительном процессе расширения, определяется поiS -диаграмме в т. 5;

d - средний диаметр ступени турбины, м; - степень парциальности;

W2 - относительная скорость выхода пара из рабочих лопаток, м/с;

2- угол направления относительной скорости выхода пара израбочих лопаток.

С целью получения плавной проточной части турбины не следует допускать большой разницы между высотами l1 и l2.

Число рабочих лопаток можно определить как

,

t2=0,0147

Z2=3,14∙0,885/0,0147=189,2

Z2=189

где t2- шаг между рабочими лопатками. Методика его определения дана в п. 4.8.

Полученное значение Z2 округляем до ближайшего целого числа.

4.8. Профилирование рабочей лопатки активной ступени турбины

Профиль рабочей лопатки является очень важной характеристикой, определяющей эффективность преобразования кинетической энергии пара в механическую работу,

Профиль рабочей лопатки должен удовлетворять аэродинамическим условиям обтекания решетки всоответствий с выполненным тепловым расчетом, а также условиям прочности лопатки.

С целью получения формы канала рабочей решетки турбины, тепловой расчет которой выполнен студентом, целесообразно построить профили двух смежных лопаток.

Существует ряд способов профилирования рабочих лопаток. Ниже налагается один из применяемых в практике турбостроения способ построения профиля рабочей лопатки активной ступени.

Исходными данными для построения профиля лопатки являются; углы входа и выхода пара из рабочих лопаток 1 и 2, определяемые из треугольников скоростей и ширина лопатки B осевом направлении. Для одноступенчатых турбин можно принять B=15-20 мм.

Построение профиля лопатки, как правило, ведется по геометрическим углам и , которые определяются из следующих соотношений:

=27-3=24º

=22-3=19º

Порядок построения профиля лопатки может быть принят следующий [4]:

1. Выбирается масштаб построения профиля лопатки (обычно. 6:1).

2. Проводятся (рис. 6) на расстоянии ширины лопатки B две параллельное линии Х-Х и Y-Y.

3. От линии Х-Х на расстоянии равном Rcos или от линии Y-Y и на расстоянии  Rcos  проводим линию центров Z-Z (при симметричных рабочих лопатках линия Z-Z пройдет посередине между линиями Х-Х и Y-Y). В вышеприведенных соотношениях R - радиус вогнутой части рабочей лопатки, определяемый по формуле

,

R=20/(cos24+cos19)=10,76

Rcos2Г=10,64∙cos19=10,17

4. На линии центров X-X берем точкуО и радиусом R описываем вогнутую часть профиля до пересечения c линиями Х-Х иY-Y в точках a и b.

5. Из точек а и b откладываем отрезки t1 и t2 соответствующие толщине входной и выходной кромки лопатки в окружном направлений и получаем точки m и n.

Толщины входной и выходной кромок лопаток в окружном направлении определяем по формулам

t1=0,5/sin24=1,23

t2=0,8/sin19=2,46

где S1 и S2- толщина входной и выходной кромок могут быть приняты равными

S1= 0,3-0,7 мм; S2=0,5-1,0 мм;

6. Из точек m и n проводим прямые линии под углом и к фронту решетки (к линиям Х-Х и Y-Y ) до их пересечения, например, в точке Р.

7. Из точки Р проводим биссектрису угла mpn.

8. Из точки b откладываем величину шага  лопаточной решетки по заднему фронту (линия Y-Y) до точки К.

Оптимальный шаг рабочей решетки может быть определен по формуле;

(для симметричных рабочих лопаток);

(для несимметричных рабочих лопаток),

t2=10,758/(2·sin(24+19/2)=14.677

9. Из точкиК проводим перпендикуляр к линии np до пересечения с биссектрисой угла mpn в точке O1.

10. Из точки  O1 радиусом R1=O1C проводим сопряженную дугу окружности, соответствую спинке лопатки.

По аналогичной методике строится профиль второй соседней лопатки, расположенной от первой на расстоянии шага.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

49679. Изучение ассортимента и оценка качества колбас вареных, поступающих на реализацию в магазин «Дикси» 17.62 MB
  Рядовой потребитель может обнаружить на прилавке 3-5 видов той же «Докторской», причем иногда даже одного и того же производителя. Дело в том, что по нашим нынешним законам каждый производитель имеет право разрабатывать свои ТУ (технические условия)
49680. ПРИМЕНЕНИЕ НЕЙРОСЕТЕВЫХ ТЕХНОЛОГИЙ ДЛЯ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ РЫНОЧНОЙ ОЦЕНКИ АКЦИЙИЕ НЕЙРОСЕТЕВЫХ ТЕХНОЛОГИЙ ДЛЯ ПРОГНОЗИРОВАНИЯ РЫНОЧНОЙ ОЦЕНКИ АКЦИЙ 1.26 MB
  Рынок ценных бумаг играет важнейшую роль в экономике любой страны. Целью его развития является обеспечение стабильного экономического роста в стране и, как следствие этого, повышение уровня благосостояния граждан. Следует подчеркнуть, что рынок ценных бумаг - это важнейший компонент экономического роста на современном этапе развития экономики России.
49681. Малоэтажный жилой дом 140.32 KB
  Цель проектных поисков — создание более гуманной жилой среды за счет уменьшения этажности, сооружения интимных дворовых пространств, разнообразия квартирного фонда и внешнего облика застройки, сближения масштабов человека с масштабами застройки и дворовых пространств, что способствует гармонизации соотношения человека с внешней средой.
49685. Сборка отсека фюзеляжа Ф-4 среднемагистралного пассажирского самолета 309.5 KB
  В настоящее время одним из главных элементов производственного процесса изготовления авиационной техники следует считать сборочное производство. Сборочное производство характеризуется постоянно возрастающей сложностью сборочных работ, сравнительно невысоким уровнем механизации и автоматизации технологических процессов и, как следствия, большими затратами на производство, невысоким уровнем производительности и большой трудоемкостью изготовления продукции.