Расчет выходного треугольника скоростей второй рабочей решетки

Коэффициент скорости второй рабочей решетки:

принимаем равным

 

Теоретическая относительная скорость потока на выходе из рабочих лопаток второго венца:

м/с.

Действительная относительная скорость:

w₂₂= ψ_р2∙w_2п2.

м/с

Потеря энергии во второй рабочей решетке

H_л2=(w ²_2п2– w ²₂₂)/2000.

кДж/кг.

кДж/кг

Зная р_{22 и} с помощью программы «WaterSteamPro» найдем объем в точке которая характеризует состояние пара на выходе их рабочих лопаток второго венца.

v₂₂=0.232, м³/кг

Элементы выходного треугольника скоростей второго венца рабочих лопаток:

w_2а2 = w_1а2∙ l₁₂ ∙ v₂₂/ ( l₂₂∙ v₁₂),

м/с

β₂₂ = arcsin∙(w_2a2/ w₂₂).

Сравниваем β₂₂ и β'₂₂

w_2u2 = ;

м/с

c_2u2 = w_2u2 +u;

м/с

c₂₂ = ;

α₂₂=arccos(– c_2u2/ c₂₂).

 

Потеря с выходной скоростью ступени:

кДж/кг

Удельная механическая энергия, полученная рабочими лопатками первого и второго венцов, определяется по уравнению Эйлера:

L=u∙[(c_1u1–c_2u1)+(c_1u2–c_2u2)]∙10^-3.

кДж/кг

Полный располагаемый теплоперепад ступени (подвод энергии):

H'₀=H₀+c²₀/2000

где c₀– скорость потока на входе в ступени (в данном случае принимаем с₀ = 0);

H'₀=H₀ = 312,7 кДж/кг

 

Расход энергии ступени:

 

H''₀ = L + H_c1+H_л1 +H_н +H_л2 + H_в

Проверка баланса энергии

H''₀ =247,188+20,9+18,2+10,5+4.3+11,6= 312,68 кДж/кг

 

Определяем погрешность:

Относительный лопаточный КПД ступени:

η_oл = L /(H₀ +c²₀ /2000) .

η_ол=L/H₀=247,188/312,7=0,7905.

Потери на трение и вентиляцию:

H_тв = N_тв/G,

где

N_тв = λ[A∙d² +B∙(1–ε–0,5∙ε_k)∙d∙(l^1.5₂₁ + l^1.5₂₂)]∙(u/100)³/v₁.

d=1,007- средний диаметр ступени, м;

l₂₁=2,41, l₂₂ =2,91– выходные длины рабочих лопаток 1-й и 2-й рабочей решетки, см;

u=158,2 – окружная скорость, м/с;

v₁ – средний удельный объем пара в камере диска, м³/кг,

v₁ =( v₁₁ + v₂₂)/ 2=(0.208+0.232)/2=0.22м³/кг;

ε_k– доля окружности рабочего колеса, на который установлены прикрывающие гребни (для снижения вентиляционных потерь).

Коэффициенты А = 1,0; B=0,4; λ = 1,0.

Так как степень парциальности составляет , то не задействованной остается доля окружности рабочего колеса равная:

1-0,195=0,805

кВт

кДж

Потери на выколачивании (сегментные потери):

H_вк = ξ_вк∙H₀,

где

ξ_вк = 0,11∙[(b_p1∙l₂₁)+( b_p2∙l₂₂)] ∙η_0л∙m∙(u/c_из) /F₁,

 

здесь l₂₁=2.41, l₂₂ =2,91 - длины рабочих лопаток первого и второго венцов, см;

b_p1 =2.5 ,b_p2 =3 - ширины рабочих лопаток первого и второго венцов, см;

F₁ – площадь выходного сечения сопел, см²,

F₁= (G∙v₁₁/c₁)∙10⁴;

см²

m – число групп сопел (регулирующих клапанов), принимаем m=4

H_вк = ξ_вк∙H₀=0.035∙312,7 = 11,12 кДж

 

Потери от влажности пара H_вл =0 ступень работает на перегретом паре.

Относительный внутренний КПД двухвенечной ступени

η^ст_оi = η_ол – [(H_тв +H_вк+H_вл)/ H₀].

Внутренний теплоперепад ступени:

H_i = H₀∙ η^ст_оi.

H_i =310,7 ∙0,741=231,8 кДж

Энтальпия пара за регулирующей ступенью в этом варианте

h_к^рс=h₀- H_i^рс= 3222 – 231,8 = 2990,2 кДж/кг.

Эта энтальпия соответствует состоянию пара в точкеа_к^рс на изобаре р_к^рс =1,0239 МПа h,s-диаграммы (см. рис. 2) и учитывает все лопаточные и дополнительные потери регулирующей ступени. Из этой точки начинается процесс расширения пара в нерегулируемых ступенях турбины.