1.2 Предварительный расчет последней ступени
Скорость на выходе из рабочей решетки последней ступени
м/с
Для определения
диаметра последней ступени задаемся
соотношением
где d – диаметр последней ступени, м
l2 – выходная длина лопатки последней ступени, м
Пусть
6, тогда, предполагая в последней ступени
осевой выход пара (
°,
),
получим
м.
Таким образом,
длина лопаток последней ступени
1,37/3=0,46 м.
Окружная скорость на среднем диаметре ступени
м/с.
Окружная скорость на конце лопатки
м/с.
Диаметр корневого
сечения
м.
Окружная скорость в корневом сечении
м/с.
Окружной силовой
коэффициент в корневом сечении
.
Принимаем
относительный лопаточный КПД
.
Теплоперепад, переработанный в последней ступени
кДж/кг.
1.3. Расчет регулирующей ступени.
Теплоперепад, перерабатываемый в регулирующей ступени
кДж/кг.
Принимаем степень
реактивности
,
,
.
Теплоперепад, перерабатываемый в сопловой и в направляющей решетках
кДж/кг.
Д
Рис.2. Процесс расширения пара в
регулирующей ступени на h,s
–диаграмме
вниз по изоэнтропе из точки А0
(рис. 2)
1,341
МПа.
Давление за
направляющей решеткой найдем по
h,s-диаграмме,
отложив теплоперепад
вниз по изоэнтропе из точки А2t1
(рис. 2)
1,241
МПа.
Условная скорость истечения пара из сопел (изоэнтропийная скорость)
м/с.
Проведем вариантные
расчеты для отношения скоростей
0,2;
0,22; 0,24; 0,26.
Принимаем отношение
скоростей
.
Отсюда находим окружную скорость
м/с.
Принимаем угол
выхода пара из сопловой решетки
12,5.
Средний диаметр рабочего колеса
м.
Предварительно
принимаем коэффициент скорости сопловой
решетки
0,95.
Определяем потери в сопловой решетке
кДж/кг.
Удельный объем
пара за сопловой решеткой определяется
по h,s-диаграмме
в точке А1I,
которую найдем на изобаре
,
если из точки А1tI,
характеризующей состояние пара за
соплами при изоэнтропийном истечении,
отложим вверх потерю в соплах
0,19189
м3/кг.
Теоретическая скорость выхода потока пара из сопловой решетки
м/с.
Скорость выхода пара из сопловой решётки
м/с.
Найдем произведение
,
используя уравнение сплошности
м.
Оптимальное значение степени парциальности
.
Длина сопловых лопаток
м.
Примем ширину
сопловых лопаток
мм.
После определения
уточняем коэффициент скорости
0,964
(рис. 5 а, [3]). Уточненное значение этого
коэффициента не отличается от ранее
принятого больше чем на 3%.
Элементы входного треугольника скоростей первой рабочей решетки.
м/с
м/с
168,05
м/с
м/с
м/с
Выходную длину
рабочих лопаток решетки и выходные
длины направляющих лопаток назначают
такими, чтобы была обеспечена плавность
раскрытия проточной части. Принимаем
угол раскрытия проточной части
.
Исходным размером при построении
проточной части является длина сопла
.
Длина рабочих
лопаток первого венца
24,9 мм.
Принимаем ширину
рабочих лопаток первого венца
25 мм.
Коэффициент
скорости для первой рабочей решетки
выбираем из [рис 5 б, 3]:
0,946.
Потери в первой рабочей решётке
кДж/кг.
Откладывая в
h,s-диаграмме
от точки
вверх потерю
,
найдем на изобаре
точку
– состояние пара за рабочими лопатками.
Удельный объем в этой точке
0,19575
м3/кг.
Элементы выходного сечения скоростей первой рабочей решетки.
,
м/с
м/с
161,8
м/с
м/с
м/с
.
Длина направляющих
лопаток
27,4 мм.
Принимаем
направляющих лопаток
30 мм.
Для определения
коэффициента скорости в направляющей
решетке
воспользуемся графиком для рабочих
решеток (рис. 5, [3]). При этом вместо углов
и
берем
и
.
Потери в направляющей решетке
,
кДж/кг.
Откладывая в
h,s-диаграмме
величину
вверх от точки
,
найдем на изобаре
точку
,
которая характеризует состояние пара
за направляющей решеткой. В этой точке
находим удельный объем пара
0,21024 м3/кг.
Элементы входного треугольника скоростей второй рабочей решетки.
м/с
161,64
м/с
м/с
м/с
.
Длина рабочих
лопаток второго венца
29,9 мм.
Принимаем ширину
рабочих лопаток второго венца
30 мм.
Определяем
коэффициент скорости второй рабочей
решетки (по рис. 5 [3])
0,946.
Теоретическая скорость на выходе из второй рабочей решетки
305,55 м/с.
Действительная скорость в выходном сечении второй рабочей решетки
м/с.
Потери во второй рабочей решетке
кДж/кг.
Откладывая в
h,s-диаграмме
величину
вверх от точки
найдем на изобаре
точку
,
которая характеризует состояние пара
за направляющей решеткой. Удельный
объем пара в этой точке
0,21115 м3/кг.
Элементы выходного треугольника скорость второй рабочей решетки.
,
м/с
м/с
м/с
Проверка сходимости энергетического баланса ступени
1. Приход энергии:
Располагаемый
теплоперепад
386,1 кДж/кг.
2. Расход энергии:
Полезная работа
кДж/кг.
Потеря в соплах
28,757 кДж/кг.
Потери в рабочих
лопатках первого венца
22,345 кДж/кг.
Потери в направляющих
лопатках
12,887
кДж/кг.
Потери в рабочих
лопатках второго венца
4,88 кДж/кг.
Выходная потеря
кДж/кг.
Итого: приход 386,1 кДж/кг,
расход 
кДж/кг.
Относительный КПД на лопатках
.
Потеря мощности на трение и вентиляцию
,
,
43,366 кВт,
где
0,20345 м3/кг
– удельный объем пара в камере диска.
; 
; 
(для перегретого пара) – коэффициенты.
Потери на трение и вентиляцию
кДж/кг.
Потери на «выколачивание»
кДж/кг,
здесь
0,0306.
Внутренний теплоперепад ступени
кДж/кг.
Расчет варианта
при
окончен. Аналогично ведется расчет
остальных вариантов. Результаты расчетов
сводятся в табл. и определяется оптимальное
соотношение
,
при котором КПД ступени будет максимальным.
Дальнейший расчет проточной части
турбины ведется для этого варианта.
Таблица 1.