95,18
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
21
|
Окружной
КПД ступени hu
|
-
|
0,748
|
22
|
Поправочный
коэф. на диаметр Kd
|
-
|
1,002
|
23
|
Поп.
коэф. на толщ. вых. кромки проф. соп. лоп. KS
|
-
|
1
|
24
|
Поправочный
коэф. на высоту лопатки Kl
|
-
|
0,95
|
0,975
|
0,98
|
0,982
|
0,992
|
1
|
1,009
|
1,018
|
1,02
|
25
|
Окружной
КПД ступени с учётом поправок -0,7120,7310,7350,7360,7440,7490,7560,7630,764
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
26
|
Окружной
тепловой перепад в ступени 113,73116,72117,32117,50118,76119,71120,79121,87122,11
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
27
|
Коэффициент
-1625,0
|
|
|
28
|
Неак.
дуга, закрытая кожухом -0,69
|
0,75
|
0,76
|
0,77
|
0,79
|
0,83
|
0,85
|
0,86
|
0,86
|
|
|
29
|
Мощность,
затрач. на трение и вентиляцию DNтв
|
кВт
|
32,77
|
39,13
|
40,91
|
42,76
|
50,82
|
74,99
|
104,04
|
137,28
|
174,25
|
30
|
Потеря
энергии на трение и вент. Dhтв=DNтв/GI
|
6,61
|
7,89
|
8,25
|
8,62
|
10,25
|
15,13
|
20,98
|
27,69
|
35,14
|
|
31
|
Потеря
энергии на концах сегментов сопел Dhсегм
|
1,55
|
2,20
|
2,36
|
2,52
|
3,14
|
4,53
|
5,77
|
6,81
|
7,54
|
|
32
|
Использованный
внутренний теплоперепад в ступени hiI=hu’-Dhтв-Dhсегм
|
105,57
|
106,63
|
106,70
|
106,36
|
105,37
|
100,05
|
94,04
|
87,37
|
79,42
|
|
33
|
Относит.
внутренний КПД ступени h0iI= hiI/h0I
|
-
|
0,661
|
0,668
|
0,668
|
0,666
|
0,660
|
0,626
|
0,589
|
0,547
|
0,497
|
34
|
Внутренняя
мощность ступени NiI=GIhiI
|
|
523,42
|
528,65
|
529,04
|
527,32
|
522,42
|
496,07
|
466,23
|
433,20
|
393,78
|
Рис.2.1.График зависимости
внутреннего КПД степени парциальности ε регулирующей ступени
. Высота лопаток: а) сопел б) Iрабочего
венца в)
направляющего аппарата г) II рабочего
венца ;
где коэффициенты a,
bи cиз
табл.2.1.
. Окружной КПД ступени hu=0,748(по
опытным данным, см. рис.2.2).
. Поправочный коэффициент на средний
диаметр Kd=1,002(по
опытным данным, см. рис.2.3).
. Поправочный коэффициент на толщину
выходной кромки профиля сопловой лопатки KS=1,0(по
опытным данным, см. рис.2.5).
. Поправочный коэффициент на высоту
лопатки Kl=0,98(по
опытным данным, см. рис.2.5).
. Окружной КПД ступени с учётом поправок
.
22. Окружной тепловой перепад в ступени
23. Коэффициент ,
24. Неактивная дуга, закрытая кожухом
25. Мощность, затрачиваемая на трение и
вентиляцию
26. Потери энергии на трение и вентиляцию
27. Потеря энергии на концах сегментов сопел
28. Использованный внутренний тепловой
перепад в ступени
кДж/кг
29. Относительный внутренний КПД ступени
30. Внутренняя мощность
Рис.2.2.Зависимость окружного КПД hu от
отношения давлений p0’/p2I
Рис.2.3.Поправочный коэффициент Kd
двухвенечной ступени скорости
Рис.2.4.Поправочный коэффициент KS
двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6мм
Рис.2.5.Поправочный коэффициент Kl
двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6мм
2.6 Выбор расчётного варианта
регулирующей ступени
Определяем ориентировочную степень парциальности
при максимальном расходе пара
где NЭ и Nном - мощность
турбины, соответственно, расчетная и номинальная;
υ2t
и υ2tном
- удельный объем пара в конце процесса расширения на изоэнтропе и давлении в
камере регулирующей ступени, соответственно,p2I
и p2Iном
при расчетной номинальной мощности турбины;0Iи
h0Iном
- изоэнтропийный перепад энтальпий от p0', соответственно, до p2I
и p2Iном.
Номинальное давление в камере регулирующей
ступени
мПа.
Определяем число сопел регулирующей
ступени
сопел,
где t11 - шаг сопловой
решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени.
zсmax округляется
до ближайшего большего целого числа.
Число регулирующих клапанов с экономической
точки зрения целесообразно брать возможно больше, хотя это усложняет
конструкцию турбины. Принимаем для проектируемой турбины число регулирующих
клапанов zрк=4.
2.7 Треугольники скоростей и потери
в решётках регулирующей ступени
В формулах ниже обозначено:
j, jн,
y1,
y2
- коэффициенты скорости, соответственно, соплового и направляющего аппаратов,
первого и второго венцов рабочих лопаток, которые определяются по опытным
данным, представленным на рис.2.6 и 2.7;
r=r1+rн+r2=0,02+0,04+0,05=0,11;
r1,rн,
r2
- степень реактивности, соответственно, ступени, направляющего аппарата,
первого и второго венцов рабочих лопаток;
a11, a12,
b21,
b22
- эффективные углы выхода пара, соответственно, из соплового и направляющего
аппарата, из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа
ступени (см табл.2.1).
По результатам расчета строим треугольники
скоростей регулирующей ступени (рис.2.8) и тепловой процесс в i,s-диаграмме
(рис.2.9).
Рис.2.6.Зависимости коэффициента j от скорости истечения с11
для двухвенечной ступени скорости
Рис. 2.7.Зависимости коэффициентов
скорости лопаточных решёток двухвенечных ступеней скорости типа КС-А и КС-Б: 1
- y1=f(w21); 2 - jн=f(c12); 3 - y2=f(w22)
Скорости c11,
w21,
c12,
w22
сначала вычисляем при соответствующих коэффициентах j,
jн,
y1,
y2,
равных единице. Затем по полученным значениям скоростей определяем коэффициенты
по графикам на рис.2.6 и 2.7.
Для двухвенечной ступени скорости вычисляются:
. Абсолютная скорость истечения пара из
сопел
При определяем
По рис.2.6 определяем при , тогда
.
2. Относительная скорость входа пара в
рабочие каналы первого венца
3. Относительная скорость выхода пара из
рабочих каналов первого венца.
При определяем
По рис.2.7 определяем при
4. Абсолютная скорость выхода пара из
рабочих каналов первого венца
5. Абсолютная скорость выхода пара из
каналов направляющего аппарата.
При определяем
По рис.2.7 определяем при , тогда
6.
. Относительная скорость входа пара в
рабочие каналы второго венца
8. Относительная скорость выхода пара из
рабочих каналов второго венца.
При определяем
.
По рис. 2.7 определяем при , тогда
9. Абсолютная скорость выхода пара из
рабочего колеса регулирующей ступени
Для двухвенечной ступени скорости определяются
потери энергии в лопаточных решётках:
. В сопловом аппарате
2. В первом венце рабочих лопаток
3. В направляющем аппарате
4. Во втором венце рабочих лопаток
.
6. Потери энергии с выходной скоростью
Окружной тепловой перепад в ступени
Окружной КПД ступени
Сравним huD с h'u.
Рис. 2.8. Треугольники скоростей
двухвенечной ступени скорости (масштаб:1мм-6м/с)
Рис.2.9.Тепловой процесс в
регулирующей ступени в i,s-диаграмме
3.Нерегулируемые ступени
.1 Типы нерегулируемых ступеней
Нерегулируемые ступени современных
конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы: а) ступени
высокого давления, работающие в области малых объемных расходов пара (в области
повышенного давления); б) ступени среднего давления, или промежуточные ступени,
в которых объемы пара достаточно велики; в) ступени низкого давления,
работающие, как правило, под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой
величины.
Это деление ступеней на группы является
довольным условным, тем не менее, при расчетах и конструировании этих ступеней
имеются особенности, которые надо учитывать, и это оправдывает такую их
классификацию.
В современном паротурбостроении активные и
реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение.
Только при малых мощностях, когда приходится выполнять турбины с парциальным
подводом пара в ступенях высокого давления, реактивная конструкция оказалась
непригодной. Для больших турбин, как с точки зрения эксплуатации, так и в
отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если, с одной
стороны, в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно
лучше, чем в активных, то, с другой стороны, к.п.д. реактивной ступени сильно
зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того, в реактивной
турбине обычно применяется разгрузочный диск (поршень, или думмис) большого
диаметра, являющийся частью переднего уплотнения, и к.п.д. турбины снижается
из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном
итоге к примерно равной экономичности обеих турбин. Технология изготовления
каждого из этих типов турбин имеет свои особенности. В соответствии с типом
турбин, которые получили распространение на том или ином заводе, применяется
специализированное оборудование, оснастка, приспособления. Поэтому каждый завод
придерживается той или другой конструкции.
Если отвлечься от этих практических соображений,
то следует иметь ввиду, что выполнение активных ступеней целесообразно в
области малых расходов, то есть в ступенях высокого давления, где существенно
сказываются потери от утечек. Наоборот, в области низких давлений, где удельные
объемы пара велики и, соответственно, высота лопаток и веерность ступени
значительны, преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления
современных активных паровых турбин выполняются со значительной реактивностью,
которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 0,6 и
более.
3.2 Ориентировочные параметры
последней ступени
Площадь, ометаемая рабочими
лопатками последней ступени fz=pdzlz; уравнение
неразрывности для последней ступени в упрощенной форме Gkυk=fzс2z; осевая
составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени с2z=с2sina2; угол
выхода потока из последней ступени желательно обеспечить a2=90°; тогда sina2=1 и с2=с2z; выходная
кинетическая энергия соответствует скорости с2 за последней ступенью
турбины Dhc2=0,5с22,
желательно Dhc2£(0,01…0,03)H0.Следовательно,
Коэффициент
xв.с. принимаем
равным 0,01.
После простых преобразований получим
средний диаметр последней ступени
где Gк-расход
пара через последнюю ступень Gк,
υк-
удельный объем пара за рабочим колесом последней ступени, dz/lz=6
-втулочное отношение.
Отсюда получаем
.
Окружная скорость uz=pdznc=p×1,235×50=194,015
м/с.
Степень реактивности последней
ступени rz
rz=1-(1-rz')(1-(lz/dz))2=1-(1-0,02)(1-0,167)2=0,319,
где rz’=0,02 -
реактивность у корня последней ступени [4, стр.38].
Для ориентировочных расчетов
последней ступени принимаем:
,
где , - по рекомендации[4, стр.38]
Принимаем xz,opt=0,52.
Тепловой перепад, срабатываемый в
последней ступени, вычисляется по формуле
h0z=0,5uz2xz-2=0,5×194,0152×0,52-2=67,767кДж/кг.
3.3 Ориентировочные параметры первой
нерегулируемой ступени
Основной задачей проектирования первой и
последующих нерегулируемых ступеней высокого давления является обеспечение
достаточной высоты направляющих лопаток, при которых достигается наибольшая
экономичность.
Воспользуемся уравнением неразрывности для
соплового аппарата первой ступени G1×υ
1=f1×с1t.
Для предварительной оценки параметров первой
ступени допускается определять G1
по формуле
G1=0,98×GI=0,98×4,958=4,859
кг/с.
f1-
площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени
f1=p×d1×l
1×e×sina1.
Здесь d1
- средний диаметр ступени; l1-
высота сопловой лопатки;
e - степень парциальности впуска
пара; a1-
угол выхода из сопел диафрагмы; с1t
- абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы.
или .
Принимаем j/m1»1,, получим:
м.
Так как , то
необходимо ввести парциальность впуска пара.
Степень парциальности будет равна
Характеристический коэффициент х для
первых ступеней целесообразно выбирать равным хопт, так как при
изменении нагрузки турбины режимный коэффициент х первых ступеней конденсатных
турбин практически не изменяется. Как показал опыт БГТУ и других организаций,
коэффициент значительно
зависит от степени парциальности ступени. Известно, что с введением
парциальности в ступени появляются специфичные потери энергии (на вентиляцию и
на концах сегментов сопел), которые приводят к уменьшению по сравнению
с этим же коэффициентом для полноподводной ступени. Для учета
этого влияния рекомендуется эмпирическая зависимость, аппроксимирующая опытную
функцию
,
где опытный коэффициент;
.
;
.
.
По принятым значениям d1
и n вычисляется
окружная скорость на средней окружности первой ступени
u1=p×d1×nc=π×0,85×50=133,518
м/с.
Используя коэффициент xopt=0,421,
получаем перепад энтальпий
h0=C02/2=0,5×u2×x-2=0,5×133,5182×0,428-2×10-3=48,706
КДж/кг.
Полученное значение мало разнится с принятым
ранее перепадом, и это не повлияет на параметры ступени, следовательно,
пересчёт их не требуется.
3.4 Ориентировочные параметры
промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых
ступеней
Характерным для формирования проточной части
является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней, при этом на
1/3 длины ротора, занятой ступенями высокого давления, они практически
постоянные; на второй трети, занятой ступенями среднего давления , -
увеличиваются примерно на (d(z)-d(1))/3;
в ступенях низкого давления диаметры увеличиваются приблизительно ещё на 2(d(z)-d(1))/3.
Для выполнения дальнейших предварительных расчётов ступеней давления принятый
закон изменения средних диаметров ступеней вдоль проточной части проектируемой
турбины наносится на отдельной диаграмме, где по оси абсцисс откладываются в
некотором масштабе длина ротора между крайними нерегулируемыми ступенями.
Для определения числа нерегулируемых ступеней
необходимо также задать закон изменения режимных параметров x
и h0
вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x1=const
от первой ступени до L/2,
а далее возрастание до xz
последней ступени по плавной, практически прямой линии (см. рис. 10).
Рис. 10 (а).Изменение конструктивных
и режимных параметров нерегулируемых ступеней вдоль проточной части турбины
Располагаемый перепад энтальпий промежуточных
ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической
энергии можно вычислить по формуле
h0=0,5×К0×p2×n2×d2/x2,
где К0 - коэффициент (для первой
ступени К0=1, для промежуточных ступеней К0=0,92…0,96).
По этой формуле вычисляем тепловые перепады для
точек 1 и z, а также для 9
промежуточных точек, подставляя значения d
и x с графиков,
представленных на рис.10(а)(кривая x
и d). Полученные
теплоперепады наносим на диаграмму рис.10(а) и соединяем плавной линией,
иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых
ступенях вдоль проточной части.
h0(1)=0,5×1×π×502×0,852/0,4282=48,706
кДж/кг;
h0(z)=0,5×0,96×π2×502×1,2352/0,5272=69,604
кДж/кг;
h0(2)=0,5×0,96×π2×502×0,852/0,4282=45,739
кДж/кг;
h0(3)=0,5×0,96×π2×502×0,852/0,4282=45,739кДж/кг;
h0(4)=0,5×0,96×π2×502×0,8582/0,4282=45,739кДж/кг;
h0(5)=0,5×0,96×π2×502×0,852/0,4282=46,604кДж/кг;
h0(6)=0,5×0,96×π2×502×0,8922/0,4352=48,763
кДж/кг;
h0(7)=0,5×0,96×π2×502×0,9432/0,4482=51,381
кДж/кг;
h0(8)=0,5×0,96×π2×502×1,0002/0,4682=52,948
кДж/кг;
h0(9)=0,5×0,96×π2×502×1,0662/0,4872=55,564
кДж/кг;
h0(10)=0,5×0,96×π2×502×1,1442/0,5072=59,044кДж/кг;
3.5 Число нерегулируемых ступеней
давления и распределение теплового перепада между ними
Число нерегулируемых ступеней давления и
распределение теплового перепада между ними проводится графо-аналитическим
методом. При этом определяется осредненный по проточной части тепловой перепад h0(ср).
Для этого, используя ранее найденные h0(i),определяем
h0(ср)
Число нерегулируемых ступеней
давления z зависит
главным образом от величины срабатываемого в них общего теплового перепада
Hо(сд)=H0×(1+a)-hо=1227×(1+0)-159,89=1067,11КДж/кг.
a - коэффициент возврата тепла в
первом приближении a=0. Величина Н0
зависит от начальных и конечных параметров пара, hоI
- от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d
и х.
z’= Hо(сд)/h0(ср)=1067,11/50,98=20,9.
Полученный результат z’
округляем до ближайшего целого числа z=21
ступеней и по нему определяем коэффициент возврата тепла
a=Kt×(1-h0i)×H0×(Z-1)/Z=4×10-4×(1-0,8)×1227×(21-1)/21=0,094.
С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H0(сд)
Hо(сд)=1227×(1+0,094)-159,89=1182,448
КДж/кг.
Далее уточняем z
z= Hо(сд)/h0(ср)=1182,448/50,98=23,2
(округляем до ближайшего целого числа), z=23
ступеней.
Рис. 11 (б). Изменение
конструктивных и режимных параметров нерегулируемых ступеней вдоль проточной
части турбины(d-средний диаметр, x- характеристический коэффициент, h0
- изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени)
Для определения влияния числа ступеней на к.п.д.
турбины необходимо определить характеристический коэффициент X
(аналог коэффициента x
отдельной ступени) по формуле
.
Для вычисления этого коэффициента на
данной стадии проектирования базу L разделяем
на (z-1) равных
отрезков, получив на их границах соответственно точки 1, 2, 3, …, (z-1), z, отвечающие
номерам нерегулируемых ступеней (см. рис. 10(б) ).
Для каждой из ступеней в указанной
точке на кривой d находим средние диаметры, а по ним
и известной частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости
Следовательно
.
Полученное значение X позволяет
оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины hoe с помощью
графика hoe=f(X) (рис. 11).
В результате получаем hoe=0,825.
Рис. 12.Зависимость
Сумму предварительных тепловых перепадов,
включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной Н0(1+),
и определяем разность
Эту разность делим на число
нерегулируемых ступеней
кДж/кг.
Определяем окончательно
теплоперепады по формуле
.
Полученные параметры занесены в
табл. 3
Таблица 3. Предварительные параметры
нерегулируемых ступеней турбины
3.6 Детальный тепловой расчёт
нерегулируемых ступеней давления
Детальный тепловой расчет нерегулируемых
ступеней выполняется последовательно ступень за ступенью, начиная с первой. Он
состоит из трех основных этапов для каждой нерегулируемой ступени: расчет
направляющих лопаток, расчет рабочих лопаток и определение потерь энергии,
относительного внутреннего к.п.д. и внутренней мощности ступени. Только после
того, как определены все конструктивные и режимные параметры, установлена
приемлемость их значений, построен эскиз проточной части первой ступени и
найдены параметры пара за ней, можно приступить к расчету второй ступени и т.д.
3.6.1 Расчёт
направляющих лопаток 1-ой ступени
1.Средний диаметр d1=0,85 м.
2.Тепловой перепад hi1=47,106
кДж/кг.
.Характеристический коэффициент
х=0,428.
.Частота вращения nc=50 c-1.
.Окружная скорость u=pdn=p×0,85×50=133,518 м/с.
.Расход пара через ступень Gi=G(i-1)-∆Gпу-Gотб=4,958-0,099-0=
=4,859 кг/с.
.Давление пара p0i=1,983 МПа.
.Удельный объем пара перед ступенью v0i=0,171 м3/кг.
.Энтальпия пара перед ступенью i0i=3253,30
кДж/кг.
.Выходная кинетическая энергия пара,
покидающего предыдущую ступень, ∆hc2(i-1)=3,098 кДж/кг.
.Коэффициент использования выходной
кинетической энергии из предыдущей ступени μi=0.
.Доля кинетической энергии,
используемая в ступени, μi×∆hc2(i-1)=
=0×3,098=0
кДж/кг.
.Полные параметры пара перед
ступенью:
а) энтальпияi0*=i0+μi×∆hc2(i-1)=
3253,30+0=3253,30кДж/кг;
б) давление p0*
(по i,s - диаграмме), p0*=1,983МПа;
в) удельный объем v0*=0,171 м3/кг.
. Полный изоэнтропийный
перепад энтальпий h0=h0(i)+μi×∆hc2(i-1)=
=47,106+0=47,106кДж/кг.
. Параметры пара за ступенью
при изоэнтропийном расширении:
а) давление p2 (по h0
в i,s - диаграмме), p2=1,722 МПа;
б) удельный объем v’2t
(по h0 в i,s - диаграмме), v’2t=0,191
м3/кг.
. Высота направляющей лопатки
(предварительное значение)
. Степень реактивности у
корня ступени ρ’=0,01.
. Степень реактивности на
средней окружности ρ=1-(1-ρ’)(1-
l1/d1)×2=1-(1-0,01)(1-0,016/0,85)2=0,047.
. Тепловой перепад в
направляющем аппарате h1*=(1-ρ)×h0=
=(1-0,047)×47,106=44,896
кДж/кг.
. Параметры за направляющим
аппаратом:
а) энтальпия i1t=i0-h1*=3253,3-44,896=3208,404кДж/кг;
б) давление ;
в) удельный объем ;
г) сухость пара х1t=1.
. Абсолютная теоретическая
скорость пара при истечении из направляющего аппарата c1t=.
. Показатель в уравнении изоэнтропы
к=1,3 - для сухого пара, или к=1,035+0,1х - для влажного пара, m=(к-1)/к=(1,3-1)/1,3=0,231.
. Скорость звука на выходе из
направляющего аппарата а1= м/с.
. Число Маха M=c1t/а1=299,652/653,722=0,458.
. Отношение давлений П=р1/р0*=1,734/1,983=0,874.
. Эффективный угол выхода из
направляющего аппарата (принимаем) α1=11 град.
а) Тип профиля НА: С-90-12-А;
б) ширина профиля НА(принимается по прототипу):
В1 = 0,0354 м;
в) угол установки НА:
.
27. Хорда профиля направляющей лопатки b1=B1/sinαy=0,0354/sin34,5°=0,0625
м.
. Отношение b1/l1=0,0625/0,016=3,904.
. Коэффициент скорости φ
(или коэффициент потерь ζ1)(по
опытным данным)
. Абсолютная действительная
скорость пара при истечении из направляющего аппарата c1=φ×c1t=0,926×299,652=277,351м/с.
. Потеря энергии в
направляющей решетке ∆h1=(1-φ2)×h1*=ζ1×h1=
=(1-0,9262)×44,896=6,384кДж/кг.
. Параметры пара за
направляющим аппаратом:
а) энтальпия i1=i1t+Δh1=3208,404+6,384=3214,788
кДж/кг;
б) удельный объем м3/кг.
. Критическое отношение .
. Параметры пара в
критическом сечении направляющего аппарата:
а) давление pкр1=Пкр1×p0*;
б) удельный объем ;
Не определяем, так как П>Пкр1.
. Скорость пара в критическом
сечении не
вычисляем, так как П>Пкр1.
. Угол выхода пара из
направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла не
вычисляем, так как сечение не критическое.
. Угол выхода пара из
направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла δ1к.с.=α1*-α1≤4…5˚.
. Параметры диафрагменных
уплотнений (принимаются):
а) диаметр dy=0,375 м;
б) зазор δу=0,0003 м;
в) число гребней zy=8 шт;
г) коэффициент расхода μу=0,688;
д) поправочный коэффициент kу=1.
. Расход пара через
диафрагменное уплотнение
. Расход пара через
направляющую решетку G1=Gi-∆Gy=4,859-
-0,192=4,667 кг/с.
. Коэффициент расхода
направляющей решетки μ1 (по опытным
данным) μ1=0,985-0,0058×b1/l1
=0,985-0,0058×3,904=0,962.
. Поправочный коэффициент кμ=μ(вл)/μ(пл)=1 (по
опытным данным).
. Площадь проходных сечений
направляющей решетки при П>Пкр f1=G1v1t/μ1c1tkμ=4,667×0,1896/0,962×277,531×1=0,00307 м2.
. Площадь проходных сечений
направляющей решетки при П≤Пкр f1=G1vкр1/μ1cкрkμ не
вычисляем, так как сечение не критическое.
. Произведение ε×l1=f1/πd1sinα1=0,00301/π×0,85×sin11º=0,00602 м.
. Степень парциальностиε=0,376.
. Высота направляющей лопатки
l1=(ε×l1)/ε=0,00602/0,376=0,016м.
. Диаметр корневого обвода d1’=d1-l1=0,85-0,016=0,834
м.
. Относительный шаг
направляющей решетки (по опытным
данным).
. Шаг направляющей решетки t= b1=0,807×0,0625=0,0504
м.
. Число направляющих лопаток
z1=πd1ε/t=π×0,85×0,376/0,0504=20
3.6.2. Расчёт
рабочих лопаток 1-ой ступени
52. Относительная скорость входа пара в
рабочую решетку w1=
=
. Отношение скоростей u1/c1=133,518/277,531=0,481.
. Угол входа пара в рабочую
решетку β1=arctg(sinα1/(cosα1- -u1/c1))=arctg(sin11˚/(cos11˚-0,481))=20,867˚.
. Полные параметры пара в
относительном движении перед рабочим колесом:
а) энтальпия i1*=i1+(W12/2)=3214788+(148,6662/2)=3225,839
кДж/кг;
б) давление p1w*=1,792
МПа( по i1* в i,s - диаграмме).
. Тепловой перепад
срабатываемый в рабочем колесе h2=ρh0=0,047×47,106=2,210
кДж/кг.
. Параметры пара за рабочим
колесом при изоэнтропийном расширении:
а) энтальпия i2t=i1-h2=3214,788-2,210=3212,578кДж/кг;
б) давление p2= МПа;
в) удельный объем v2t=.
. Скорость звука за рабочей
решеткой а2= .
. Отношение давлений П2=p2/p1w*=1,722/1,792=0,961.
. Критическое отношение
давлений .
. Параметры пара в
критическом сечении рабочей решетки:
а) давление ркр2=Пкр2×р1w*;
б) удельный объём vкр2 (по pкр2 в i,s -
диаграмме);
Так как П>Пкр, то
указанные параметры пара не определяем.
. Относительная скорость пара
в критическом сечении
.
Не вычисляем, так как П>Пкр.
. Относительная теоретическая
скорость пара на выходе из рабочей решетки .
64. Число Маха M2t=w2t/a2=162,856/618,917=0,249.
. Параметры периферийных зазоров
проточной части ступени:
а) диаметр d1’’=d1+l1=0,85+0,016=0,866
м;
б) осевой зазор(принимается) δ1=0,0015
м;
в) коэффициент расхода открытого осевого зазора
(принимается) μ0=0,5;
г) радиальный зазор надбандажного
уплотнения (принимается) ;
д) число гребней радиального
надбандажного уплотнения (принимается) zру=2;
е) коэффициент расхода надбандажного
уплотнения (по опытным данным) μу=0,75;
ж) поправочный коэффициент (по
опытным данным) Ку'=1,3;
з)эквивалентный зазор м.
. Степень реактивности в
периферийном сечении ступени ρ’’=1-(1-ρ)(d1/d1’’)2=1-(1-0,047)(0,85/0,866)2=0,082.
. Утечка пара через
периферийные зазоры ступени с бандажом
. Утечка пара через
периферийные зазоры ступени без бандажа - не считается.
. Расход пара через рабочую
решетку
2=G-∆Gy’’=4,667-0,615=4,052
кг/с.
. Угол поворота потока в
рабочей решетке (предварительный)
.
. Ширина профиля рабочей
лопатки (предварительная) B2=0,02 м (по
прототипу).
. Отношение B2/l1=0,02/0,016=1,25.
. Коэффициент расхода рабочей
решетки (по опытным данным)
.
. Поправочный коэффициент Кμ=1 (по
опытным данным).
. Выходная площадь рабочей
решетки при М2t<1
2=G2v2t/μ2Kμw2t=4,052×0,191/0,937×1×162,856=0,00508
м2
76. Выходная площадь рабочей
решетки при - не
считается.
. Перекрыша лопаток ступени
(принимается):
∆l=∆l’+∆l’’=0,001+0,002=0,003м.
. Высота рабочей лопатки по
входной кромке:
2=l1+∆l=0,016+0,003=0,019
м.
. Высота рабочей лопатки по
выходной кромке l2 (выбирается по условию плавности проточной части)
l2=0,019 м.
. Средний диаметр на выходе
из рабочей решетки (принимается)
2=d1+∆l’’-∆l’=
0,85+0,002-0,001= 0,851 м
. Эффективный
угол выхода рабочей решетки
β2=arcsin(f2/πd2l2ε)=arcsin(0,00508/π×0,851×0,019×0,376)=15,421º
. Учитывая
этот угол (β2)принимаем
профиль рабочей лопатки Р-23-14А.
. Угол
установки профиля в рабочей решетке
.
. Относительный
шаг рабочей решетки =0,669.
. Хорда
профиля рабочей лопатки
. Шаг
рабочей решетки t2=×b2=0,71×0,0209=0,0149 м.
. Число
лопаток z2=πd2/t2=π×0,851/0,0149=180
шт.
. Отношение
b2/l2=0,0209/0,019=1,102.
. Угол
поворота потока в рабочей решетке ∆β=180˚-(β1+β2)=180˚-
-(20,867˚+15,421˚)=143,712˚.
Относительная
действительная скорость на выходе из рабочего колеса
w2=ψw2t=0,927×162,856=150,927
м/с.
.Угол
выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при
М2t>1) - не считается.
. Угол
отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М2t>1) - не
считается.
. Потеря
энергии в рабочей решетке
∆h2=(1-ψ2)w2t2/2=(1-0,9272)×162,8562/2=1,871
кДж/кг.
. Энтальпия
пара за рабочим колесом с учетом потери
2=i2t+∆h2=3212,578+1,871=3214,449
кДж/кг.
. Окружная
скорость на средней окружности
u2=πd2n=π×0,851×50=133,675
м/с.
95. Абсолютная скорость выхода пара из
рабочего колеса ступени
96. Угол выхода пара из рабочего колеса
α2=arctg(sinβ2/(cosβ2-u2/w2))=arctg(sin15,421˚/(cos15,421˚-133,675/150,927))=73,59˚.
. Условная изоэнтропийная скорость
ступени
м/с.
. Характеристическое
отношение ступени
х=u2/C0=133,675/306,940=0,4355.
3.6.2 Определение
потерь энергии, к.п.д. и внутренней мощности
101. Выходная кинетическая энергия потока,
покидающего ступень
∆hc2=C22/2=41,8362/2=0,875
кДж/кг
. Коэффициент использования выходной
кинетической энергии в следующей ступени μi=0,94.
. Доля выходной кинетической энергии,
используемая в следующей ступени
μi×∆hc2=0,875×0,94=0,823
кДж/кг
104. Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в
ступени
u=h0-∆h1-∆h2-∆hc2=47,106-6,384-1,871-0,875=37,975
кДж/кг
. Располагаемый тепловой перепад в
ступени
р=h0-
μi×∆hc2=47,106-0,823=46,283
кДж/кг
. Относительный окружной (лопаточный)
к.п.д. ступени
ηu=hu/hp=37,975/46,283=0,820
. Окружная составляющая скорости
c1u=c1cosα1=277,531×cos11˚=272,432
м/с
. Окружная составляющая скорости
c2u=c2cosα2=41,836×cos(73,590°)=11,819
м/с
а. К.П.Д. cтупени
по треугольникам скоростей
. Относительные потери
энергии на трение диска
ξтр=kтрd22x3/f1=0,0006×0,8512×0,43558/0,00307=0,0183
кДж/кг.
110. Осевая длина свободных поверхностей диска
∑B=B2+0,02=0,2+0,02=0,22
м
=d2+l2=0,851+0,019=0,87
м
. Относительные
потери энергии на трение свободных поверхностей диска
ξтр’=d∑Вх3/f1=0,87·0,22·0,43558/0,00307=0,00515
кДж/кг
. Относительная
потеря на вентиляцию в парциальной ступени
ξв=Кв(1-ε-0,45×(1-ε))×x3/(ε×sinα1)=0,065×(1-0,376-0,45×(1-0,376))×0,43553/(0,376×·sin11°)=0,026
кДж/кг
. Число
групп сопел zcc=1
(принимаем).
. Относительная
потеря энергии на концах сегментов сопел
ξсегм=0,25b2l2xzccηu/f1=0,25×0,02093×0,019×0,4355×1×0,820/0,00307=0,012
кДж/кг.
. Коэффициент
Ку’=1,3 (по опытным данным).
. Относительная
потеря энергии от утечек (подсоса) пара через корневые зазоры
ξу’=kyηu∆Gу’ε/G=1,3·0,820·0,192·0,376/4,859=0,01585
кДж/кг
118. Относительная потеря энергии от утечек
(подсоса) пара через периферийные зазоры ступени с бандажом
ξу’’=ηu∆Gу’’/G=0,82×0,615/4,859=0,1039
кДж/кг
. Коэффициент a1=0.
. Относительная потеря энергии от утечек
через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток ξy’’=a1(δ/l2)0,7=0
кДж/кг.
. Коэффициент а2=0,4…0,9=0,6.
. Влажность пара перед ступенью y0=0.
. Влажность пара за ступенью y2=0.
. Относительная потеря энергии от
влажности
xвл=а2(y0-y2)/2=0
кДж/кг.
. Сумма дополнительных относительных
потерь энергии в ступени
∑ξдоп=ξтр+ξтр’+ξв+ξсегм+ξу’’+ξу’+ξвл=0,0183+0,00515+0,026+0,0116+0,0159+0,1039+0=0,162
кДж/кг.
126. Сумма дополнительных потерь энергии в
ступени
∑∆hдоп=h0∑ξдоп=47,106×0,162=7,646
кДж/кг
. Относительный внутренний к.п.д. ступени
η0i=ηu-∑∆hдоп/hp=0,820-7,646/46,283=0,655
. Потеря энергии с выходной скоростью
hc2(1-μi)=0,875×(1-0,94)=0,0525
кДж/кг
. Энтальпия пара перед следующей ступенью
i0(i+1)*=i2+
hc2(1-μi)+∑∆hдоп=3214,449+0,0525+7,646=3222,148кДж/кг
130. Внутренний перепад энтальпий в ступени
hi=i0(i)*-i0(i+1)*=3253,300-3222,148
=31,152 кДж/кг
. Внутренняя мощность ступени
=Ghi=4,859×31,152=
=151,36 кВт.
Тепловой процесс в i,
s- диаграмме седьмой
ступени
Тепловой процесс строим для девятой
нерегулируемой ступени.
1. Энтальпия пара перед
ступенью ;
;
2. Полный изоэнтропийный перепад энтальпий
;
3. Перепад в направляющем аппарате
;
4. Энтальпия пара за
направляющим аппаратом при изоэнтропийном расширении;
. Потеря энергии в
направляющем аппарате
;
6. Энтальпия пара за направляющим аппаратом
с учётом потерь
;
7. Энтальпия пара в относительном движении
перед рабочим колесом
;
8. Теплоперепад, срабатываемый в рабочем
колесе, без учета потерь
;
. Энтальпия пара за рабочим
колесом при изоэнтропийном расширении ;
;
10. Энтальпия пара за рабочим колесом с
учетом потерь
;
. Сумма дополнительных потерь
энергии;
. Выходная кинетическая
энергия потока, покидающего ступень
;
13. Потеря энергии с выходной скоростью
;
14. Внутренний перепад энтальпий в ступени
По результатам расчета строим
тепловой процесс в i,s - диаграмме (рис. 12).
Рис. 13. Тепловой процесс турбинной
ступени давления в i-s диаграмме
3.9 Треугольники
скоростей нерегулируемых ступеней давления
Рис.
Рис.
Рис.
Рис. 14. Треугольники скоростей нерегулируемых
ступеней давления (масштаб: 1мм-5м/с)
4.Эскиз проточной части
.1 Расчёт осевого усилия,
действующего на 9-ое рабочее колесо турбины
Исходные данные:
Средний диаметр на выходе рабочей решетки d2=0,853
м.
Высота рабочей лопатки l2=0,020
м.
Осевой открытый зазор у корня d1’=0,003
м.
Диаметр разгрузочного отверстия dр.о.=0,040
м.
Число разгрузочных отверстий zр.о.=7
шт.
Диаметр окружности расположения разгрузочных
отверстий
Др.о=0,643м.
Диаметр диафрагменных уплотнения dу=0,4235
м.
Радиальный зазор диафрагменного уплотнения dу=0,0003
м.
Число гребней диафрагменного уплотнения zу=3.
Радиус скругления разгрузочных отверстий rр.о.=0,009м.
Параметры пара: p0=0,5833 МПа -
давление пара перед ступенью; давление за направляющим аппаратом Р1=0,5162
МПа; удельный объем пара перед ступентью V0=0,455
м3/кг; давление за рабочим колесом Р2=0,4895 МПа.
Вычислим давление за направляющим аппаратом у корня:
Решение:
1. Площадь проходного сечения
диафрагменного уплотнения
f1=pdydу=π×0,4235×0,0003=0,000399
м2.
2. Площадь проходного сечения разгрузочных
отверстий
fp.o.=zp.o.pd2p.o./4=7×π×0,0402/4=0,008796
м2.
. Площадь проходного сечения корневого
зазора
fd’=pd’1d’1=π×0,835×0,003=0,00787м2.
. Коэффициент расхода диафрагменного
уплотнения mу=0,688 (по опытным
данным табл. 6.7 [4]).
. Окружная скорость разгрузочных
отверстий
Up.o.=pДр.о.nc=π×0,643×50=101,002
м/с.
. Условная изоэнтропийная скорость пара в
разгрузочных отверстиях
В первом приближении Px=P1’=0,2809
МПа.
. Характеристическое отношение
разгрузочных отверстий (U/C0)p.o.=101,002/29,203=3,459.
. Коэффициент расхода через разгрузочные
отверстия mр.о.=0,3 (по опытным
данным [6, c. 363]).
. Решаем уравнения для определения Рх
Определим y1 и у2
при нескольких значениях х и результаты заносим в табл. 5;
Таблица 5
x
|
0,0080
|
0,0085
|
0,0090
|
0,008634
|
y1
|
0,1579
|
0,15787
|
0,1578
|
0,1579
|
y2
|
0,1304
|
0,15183
|
0,1757
|
0,1579
|
По результатам расчета построим графики
зависимости у1=f(x)
и у2=f(x).
Рис. 16.График зависимости у1=f(x)
и y2=f(x)
При условии у1=у2 ,
х=0,008634=ρд.
. Определяем
Рх=Р2+х(Р0-Р2)=0,4895+0,008634×(0,5833-0,4895)=0,4904
МПа.
11. Уточняем
12. Осевое усилие, действующее на полотно
диска
.
Осевое усилие, действующее на венец
рабочей лопатки
Осевое усилие, действующее на
диафрагменное уплотнение
Осевое усилие, действующее на
рабочее колесо
4.2 Технико-экономические показатели
турбины
Суммарная внутренняя мощность группы
нерегулируемых ступеней:
Niсд=∑Ni=4,162МВт
Внутренняя мощность всей турбины:
NiТ=Ni1+Niсд=4,162+0,529=4,691
МВт.
Суммарный внутренний тепловой перепад в
нерегулируемых ступенях:
Hicд=∑hi=929,148
кДж/кг.
Внутренний перепад энтальпий в турбине
HiT=hiI+Hicд=929,148+106,700=1035,848кДж/кг.
Относительный к.п.д. группы нерегулируемых
ступеней
hoiсд=Hicд/H0cд=929,148/1209,744=0,767.
Относительный внутренний к.п.д. турбины
hioТ=HiТ/H0=1035,848/1227=0,844.
Удельные расходы:
пара
d=G/NiThмhэт=4,958/4,691×103×0,984×0,952=0,001105кг/кДж
или 3600×0,001105=3,978
кг/кВт×ч;
тепла
q=d×(i0-qп.в.)=
0,001105×(3360-570)=3,083кДж/кДж
или 3600×3,083/4,19=2648,88ккал
/кВт·ч;
топлива
b=q/Qp’’=3,083/29330=1,051×10-4кг/кДжили2648,88/7000=
=0,378кг/кВт·ч ,
где Qp’’ - тепловая способность
топлива.
4.3 Определение размеров патрубков
отбора пара из турбины
Таблица 6
Отборы
параметр
|
п4
|
п3
|
п2(д)
|
п1
|
к
|
G, кг/с
|
0,1664
|
0,1623
|
0,2566
|
0,2724
|
4,001
|
V, м3/кг
|
0,523
|
0,841
|
1,514
|
4,530
|
21,198
|
С,
м/с
|
50
|
50
|
50
|
50
|
100
|
F=G×V/C, м
|
0,001740
|
0,002730
|
0,007769
|
0,024679
|
0,848166
|
d1=,
м0,0470,05900,0990,177-
|
|
|
|
|
|
d (принятый), м
|
0,05
|
0,06
|
0,1
|
0,18
|
-
|
l- длина патрубка, м
|
-
|
-
|
-
|
-
|
2
|
В=f/l -ширина
патр., м
|
-
|
-
|
-
|
-
|
0,424
|
4.4 Техника безопасности
Для предотвращения несчастных случаев
трубопроводы свежего пара, отборы турбины, маслопроводы, имеющие температуру
поверхности более 50°С, необходимо покрыть
теплоизоляцией.
В роторе турбины установлены два дополнительных
бойковых автомата безопасности, срабатывающих при повышении рабочего числа
оборотов на 12% по сравнению с номинальным.
Во избежание чрезмерных напряжений, передний
подшипник выполняется подвижным в осевом направлении. В турбине предусмотрена
установка датчиков давления масла в подшипниках автоматически включается
валоповоротное устройство. Операторы ежечасно снимают показания приборов и
следят за недопущением аварийных ситуаций.
Список
используемой литературы
паротурбинный
установка поперечный расчет
1. Вукалович,
М.П. Теплофизические свойства воды и водяного пара/ М.П. Вукалович - М.: Машиностроение,
1967 -160 c.
. Гоголев
И.Г. Расчёт и проектирование проточной части паровых турбин с использованием
ЭВМ/ И.Г. Гоголев - Брянск: БИТМ, 1988 - 80 с.
. Гоголев
И.Г. Расчёт регулирующеё двухвенечной ступени скорости паровой турбины/ И.Г.
Гоголев - Брянск: БГТУ,1999 - 32 с.
. Гоголев
И.Г. Формирование проточной части паровых турбин/ И.Г. Гоголев - Брянск:
БИТМ,1996 - 93 с.
. Рыжкин
В.Я. Тепловые электрические станции/ В.Я. Рыжкин - М.: Энергия, 1976 - 446 с.
. Щегляев
А.В. Паровые турбины/А.В. Щегляев -М.: Энергия, 1976 - 368 с.
. Демонис
И. Статья «Во все лопатки». Журнал «Наука и жизнь» №6 (июнь)/ И. Демонис-2007 -
144 с.
8.