Читайте также: |
|
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ЖЕЛЕЗНОДОРОЖНОГО ТРАНСПОРТА
Федеральное Государственное Бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
«МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ»
(МИИТ)
НАГНЕТАТЕЛИ И ТЕПЛОВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
Курсовая работа
Выполнил: Принял:
Андрюнин С.Ю. проф. Мальцев А.И.
1110-ЭНб-0466
Москва 2013/14
СОДЕРЖАНИЕ
Задание на курсовую работу 3
Пояснительная записка 4
Расчет 5
i-s диаграмма для водяного пара 10
Сопло 11
Список литературы 12
ЗАДАНИЕ НА КУРСОВУЮ РАБОТУ
Контрольные вопросы:
1. Поясните последовательность построения треугольников векторов скоростей: абсолютной – С1, относительной W1 (потока) и окружной скорости лопаток U на входе и соответственно C2, W2 и U на выходе из сопла?
2. Поясните сущность относительного внутреннего КПД ступени турбины ηoi. Как определяются потери на трение и вентиляцию и от утечек пара (газа) через зазоры между подвижными и неподвижными элементами турбины?
Задание для теплового расчета:
На основании приведенных ниже исходных данных выполнить поверочный тепловой расчет паровой турбины с одной активной ступенью.
1. Номинальная эффективная мощность турбины Ne=250 кВт.
2. Частота вращения ротора турбины п=17000 об/мин.
3. Абсолютное давление пара перед турбиной Р1= 1,2МПа.
4. Температура пара перед турбиной t1=290 ºС.
5. Абсолютное давление пара при выпуске Рк=0,14 МПа.
6. Отношение окружной скорости (U) рабочих лопаток к абсолютной скорости пара на входе (с1), т.е. U/С1= 0,34
7. Средняя высота скорость рабочих лопаток ℓл=14 мм.
Относительный эффективный КПД турбины принять ηоℓ =0,35 (с уточнением в процессе расчета).
Механический КПД турбины ηм =0,98.
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Поясните последовательность построения треугольников векторов скоростей: абсолютной – С1, относительной W1 (потока) и окружной скорости лопаток U на входе и соответственно C2, W2 и U на выходе из сопла?
Ипвривап
Поясните сущность относительного внутреннего КПД ступени турбины ηoi. Как определяются потери на трение и вентиляцию и от утечек пара (газа) через зазоры между подвижными и неподвижными элементами турбины?
Паравпра
РАСЧЕТ
Термодинамический расчет истечения пара из сопел:
1. По заданным Р и Т нахожу точку на i-s диаграмме для водяного пара (стр. 10).
Тянем вниз линию процесса расширения пара на турбине 1-2.
По этим точкам находим энтальпию.
i1=3025 кДж/кг - энтальпия пара перед соплами.
i2t =2600 кДж/кг - энтальпия пара в конце адиабатного (изоэнтропийного) процесса расширения от давления Р1 до Р2=Рк.
h0=i1-i2t
h0=3050-2600=425 кДж/кг
2. Нахожу теоретическую скорость истечения пара из сопел, м/с
С1t = 2000 ∙ h0
С1t = 2000 ∙ 425=922 м/с.
3. Нахожу действительную скорость пара на выходе из сопел, м/с
С1=φ∙С1t,
где φ ≈0,95 – коэффициент, учитывающий снижение скорости в результате трения, завихрения и других необратимых потерь.
С1=0,95∙922=876м/с.
4. Находим потерю энергии в соплах, кДж/кг.
hс=(1-φ2)h0
hс=(1-(0,95)2)∙425=41 кДж/кг.
Расчет сопел:
Полученная скорость С1− большая сверхзвуковая скорость, она может быть получена в сопле Лаваля.
Сверхзвуковая скорость при разгоне достигается при давлении Ркр=βкр∙Р1
(для перегретого пара βкр=0,546)
Ркр=0,546 ∙Р1
Ркр=0,546 ∙1200= 655 кПа
По значению Ркр= 655 кПа нахожу на диаграмме эту точку. По положению этой точки нахожу iкр =2900 кДж/кг.
5. Нахожу критическую скорость пара в горловине сопла, м/с
Скр=φ 2000 ∙ (i 1 - iкр),
Скр = 0,9 2000 ∙ (3025-2900) = 475 м/с
6. По положению точки iкр нахожу удельный объём пара в этом сечении по диаграмме, м3/кг
υ кр = 0,35 м3/кг.
7. Нахожу расход пара через турбину, кг/с.
М сек =
М сек = = 1,59 кг/с.
8. Нахожу площадь минимального сечения (горловины) сопел, м2
fmin=
fmin= = 0,00117 м2
fmin=
d=
d= = 3,8 см
9. Нахожу площадь выходного сечения сопла в плоскости, перпендикулярной направления потока, м2
Fmax= ,
где = 1,3 м3/кг (по диаграмме)
fmax= = 0,00236 м2
fmax=
d=
d= = 5,5 см
Построение треугольников скоростей:
10. Нахожу окружную скорость лопаток, м/с
U=х∙С1
U=0,34 ∙ 876=297,84 м/с
11. Нахожу расчетный диаметр диска ротора.
п |
U |
d
d = = 0,33 м
12. Нахожу относительная скорость пара на лопатках.
Строю выходной треугольник скоростей (стр. 11).
α1 = 17о
β1 = 25 ̊
W1= C1 – U1
W1 = 600 м/с.
13. Аналогично строю выходной треугольник скоростей.
C2 = W2 – U1
C = 600 – 340 = 260
β2=β1 -(2÷4о).
β2= 25-3=22 ̊
α2 = 50о
14. Нахожу значение относительной скорости пара на выходе.
W2= ψ ∙ W1
Ψ=0,663+0,25∙sin[0,9 (β1 + β2)]
Ψ=0,663+0,25∙sin[0,9 (25+22)]
Ψ=0,83
W2= 0,83 ∙ 600=499
15. Нахожу КПД на окружности колеса.
η =
Y=C1 ∙ сosα1+C2 ∙ сosα2.
Y= 1004,85
η = = 0,78
16. Нахожу потери в соплах, кДж/кг
hc = (1 -φ2) h0.
hс = (1 – 0,952) ∙ 425 = 41 кДж/кг
17. Нахожу потери в лопастях, кДж/кг
h л = (1-ψ2) ∙
h л = (1 – 0,832) ∙ = 55,998 кДж/кг
18. Нахожу потери с выходной скоростью, кДж/кг
h вс =
h вс = = 33,8 кДж/кг
19. Нахожу КПД на окружности колеса по балансу потерь.
η и =
η и = = 0,69
20. Нахожу потери на трение и вентиляцию, кДж/кг
h тв =
Nтв = к ∙ ρ 2 ∙ ℓл ∙ d 4 ∙ , кВт
где,
ρ 2 = - плотность пара около диска, кг/м3;
ℓл – средняя высота рабочих лопаток, см;
d – диаметр диска, м;
п – частота вращения ротора, об/мин;
К= 1,76 (для диска с одним рядом рабочих лопаток).
Nтв = 1,76 ∙ 0,14 ∙ 0,334 ∙ ∙ = 11,04 кВт
h тв = = 6,95 кДж/кг
21. Нахожу внутренний относительный КПД турбины.
η oi = η u -
hут ≈ hтв, кДж/кг.
η oi = 0,69 - = 0.657 (65.7%)
22. Нахожу относительный эффективный КПД турбины:
м |
оi |
о |
l |
η o ℓ = 0,657∙ 0,98 =0,644 (64%)
23. Нахожу реализуемую мощность на валу турбины, кВт.
Nℓ = М сек ∙ hут ∙ η o ℓ
Nℓ = 1,59 ∙ 425 ∙ 0,644 = 435,28 кВт.
Из-за большой величины расхождения расчет повторяем при новом значении относительного КПД турбины. ηоℓ =0,62
Расчет повторяем с пункта № 7 и № 20.
7.1. М сек =
М сек = = 0,95 кг/с.
20.1. h тв =
h тв = = 11,62 кДж/кг
21.1. η oi = η u -
η oi = 0,69 – = 0.635 (63.5%)
22.1.
м |
оi |
о |
l |
η o ℓ = 0,635∙ 0,98 =0,62 (62%)
23.1. Nℓ = М сек ∙ hут ∙ η o ℓ
Nℓ = 0,95 ∙ 425 ∙ 0,62 = 251,38 кВт.
24.
∙ 100% = 0,55%
Вывод: Поверочный тепловой расчет при относительном КПД турбины подтверждает установленную мощность турбины.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
Основная
1. Двигатели внутреннего сгорания. Учебник. – М.: Высшая школа, 2005.
2. Лепешкин А.В. Гидравлические и пневматические системы. Учебник. – М.: Академия, 2005.
Дата добавления: 2015-07-11; просмотров: 83 | Нарушение авторских прав
<== предыдущая страница | | | следующая страница ==> |
ГЛАВА XII. СОЦИАЛЬНЫЕ АСПЕКТЫ НЕОПРЕДЕЛЕННОСТИ И ПРИБЫЛИ | | | Обязательный минимум по математике 10 класс 1 полугодие |