Расчет рабочей решетки

21. Высота рабочей лопатки: =21.6+2.9=24.5 мм,

где Δ – суммарная перекрыша, взятая из таблицы 3 по высоте.

Таблица 3

Высота рабочих лопаток, мм	Перекрыша, мм
	у корня	у периферии
до 35	1,0	l,5—2,0
35—55	1,0	2,0—2,5
55—75	1,5-2,0	2,5—3,0
75—150	2,0—2,5	3,0—3,5
150—300	2,5—3,0	3,5—4,0
300-400	5,0-6,0	6,5—7,5
400—625	7,0—8,0	7,0—8,0
625 и выше	9,0—10,0	9,0—10,0

22. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки

.=0.05*100=5 кДж/кг.

23. Теоретическая относительная скорость потока за рабочей решеткой

.=270.4 м/с.

24. Расход пара через рабочую решетку с учетом относительных утечек через переднее концевое уплотнение (0.982), взятых из диапазона 1…2%

*0.982=286*0.982=281 кг/c.

25. Удельный объем (теоретический) за рабочей решеткой по is-диаграмме процесса расширения (рис.1) = 0.02 /кг.

26. Хорда профиля рабочих лопаток принимается из диапазона 2535 мм для маломощных турбин и из диапазона 5070 мм — для мощных турбин с высокими начальными параметрами пapa: =50 мм.

27. Эффективный угол потока за решеткой

,=0.263; =15.5º,

где коэффициент расхода рабочей решетки μ₂=0.95 определен по графикам рис. 3 или рис.3.4. из [1].

28. Число Маха потока в относительном движении

.=0.41.

29. По числу Маха М_2t, углам β₁ и β_2Э, пользуясь данными [4] или табл. 2 выбирается профиль рабочей решетки Р-23-14А и конструктивные размеры этой решетки: b₂, =50 мм; =0.7 из рекомендуемого диапазона 0.6…0.75;

установочный угол =77°;

ширина рабочей решетки =50*0.9744=48.7 мм.

30. Шаг рабочей решетки =0.7*50=35 мм.

31. Число рабочих лопаток

,=3.14*1081/35=97.

32. Минимальная ширина лопаточных каналов

.=35*0.263=9.2 мм.

33. Коэффициент потерь энергии ξ_Р определяется по материалам экспериментальных исследований, приведенным в работе [4] или приближенно по коэффициенту скорости ψ=0.83, определенному по рис. 4:

.=1-0.83²=0.31.

34. Потери энергии в решетке

.=0.31*270.4²/2000=11.33 кДж/кг.

35. Действительная относительная скорость потока за решеткой

.=0.83*270.4=224.4 м/с.

36. Угол выхода абсолютной скорости из решетки

.=0.263/(0.9636-170/224.4)=1.279; =52°.

37. Абсолютная скорость выхода потока

.=224.4*0.263/0.788=74.89 м/с.

38. Проекции абсолютной скорости

=74.89*0.788=59 м/с;

=74.89*0.6157=46.11 м/с.

39. Потеря энергии с выходной скоростью

=5608.5/2000=2.8 кДж/кг.

40. Построить треугольники скоростей регулирующей ступени ( рис.5а) и проверить разницу между входными и выходными углами потока рабочей решетки, которая обычно лежит в пределах: 2…5 градусов;

41. Относительный лопаточный КПД определяется двумя способами:

по проекциям скоростей

=0.769;

по потерям энергии в проточной части

=0.775.

Совпадение этих величин до долей процента служит критерием правильности теплового расчета ступени.

42. Относительная величина потери на трение диска

= ,

где берется из диапазона (0.5…0.8)* или по кривым, изображенным на рис. 3.13 в работе [1]. Потерями трения на ободе диска ξ΄_ТР и лопаточного бандажа ξ_ТР.Б ввиду их относительной малости можно пренебречь.

43. Потери, вызванные парциальным подводом пара складываются из вентиляционных ξ_В и потерь на концах дуг сопловых сечений ξ_сегм:

Потери на вентиляцию

0.0043,

где т — число венцов регулирующей ступени; е_КОЖ-- доля окружности, занимаемая защитным кожухом.

Потери на концах дуг подвода пара

=0.0275,

где B₂, и l₂, — соответственно ширина и высота рабочих решеток; i—число пар концов сопловых сегментов (число групп сопл).

44. Относительный внутренний КПД ступени

=0.77-0.0025-0.0043-0.0275=0.736.

45. Использованный теплоперепад ступени

=100*0.736=73.6 кДж/кг.

46. Внутренняя мощность ступени

=281*73.6=20681.6 кВт.

По результатам расчета на рис. 5б вычерчивается проточная часть ступени.