Паровая турбина типа К-30-4,2
Введение
Современная паротурбинная установка представляет собой сложный комплекс
агрегатов, взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и
электрической энергии (или механической). Одним из эффективных средств
повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды
потоками пара, частично отработавшими в турбине и отбираемыми из ее проточной
части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования
энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потерь тепла в
конденсаторе (холодном источнике), но с использованием его в цикле для
повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход топлива
на выработку электроэнергии существенно снижается. Экономия топлива от применения
регенерации при определенных условиях достигает 10%. В силу этого все
современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным
подогревом питательной воды, хотя при этом они становятся сложнее и дороже.
Экономия от регенерации возрастает с увеличением числа подогревателей.
Однако прирост экономии замедляется по мере увеличения числа подогревателей.
Как показывают исследования, при заданном числе подогревателей и равном
количестве протекающей через них питательной воды наибольшая экономия
получается в случае приблизительно одинаковой величины подогрева во всех
основных подогревателях.
Формирование проточной части представляет собой один из основных этапов
проектирования многоступенчатой паровой турбины и является сложной
технико-экономической задачей. При проектировании проточной части требуется
спроектировать ее так, чтобы располагаемый перепад энергий был преобразован в
механическую работу с максимальным коэффициентом полезного действия; чтобы
турбина была надежной и долговечной, конструкция ее простой и технологичной,
дешевой и малогабаритной.
В данном курсовом проекте произведён тепловой расчёт проточной части
турбины типа К-30-4,2, а также разработаны продольный и поперечный разрезы
рассчитываемой турбины.
1.
Описание конструкции турбины типа К-30-4,2
Паровая турбина типа К-30-4,2 предназначена для привода
генератора электрического тока мощностью 30 МВт. Частота вращения ротора
совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 с-1.
Роторы турбины и генератора соединены между собой посредством упругой
муфты.
Турбина одноцилиндровая и одновальная. Проточная часть включает
двухвенечную ступень скорости, используемую в качестве регулирующей, а также 15
ступеней давления.
Корпус турбины литой. В паровой турбине запрессованы седла клапанов,
внутри коробки на поперечной траверсе подвешены четыре регулирующих клапана.
Паровая и сопловая коробки составляют одно целое. Коробка крепится фланцем к
верхней половине корпуса. Все диски насадные и набираются на роторе с двух
сторон.
Концевые периферийные уплотнения выполнены в виде гребешков, закрепленных
в корпусе.
Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части
при помощи специального устройства, которое исключает возможность опрокидывания
корпуса подшипника, так как оно располагается вблизи его опорной плоскости.
Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем. На крышке заднего
подшипника установлено валоповоротное устройство. Регулирование гидравлическое.
Колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце
вала турбины.
Отборы пара на РППВ предусмотрены за 3, 6, 9 и 11 ступенями.
Все рабочие лопатки имеют бандаж, кроме последних трех. Каждые два
рабочих диска фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами,
вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.
2. Регулирующая ступень
.1 Расчетный режим работы турбины
Расчётный режим работы турбины - один из основных факторов, определяющих
размеры проточной части турбины и характеризующийся максимальным к.п.д.
преобразования энергии. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный
режим эксплуатации турбины в составе ПТУ, то есть такой режим, при котором
турбина должна работать наибольшее число часов в году.
На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть
времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность
турбины на расчетном режиме, которая называется расчетной или экономической,
принимается равной:
Nэ= (0,8…0,9) Nном;
Nэ=0,86*30000=25800 кВт.
2.2 Частота вращения ротора турбины
Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода
генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как
заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50
Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n=3000 об/мин; (nc=50
с-1).
Роторы турбины и генератора мощностью Nном>4 МВт целесообразно
непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает
стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает
эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую
частоту вращения, что и ротор генератора.
2.3 Способ регулирования
В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в
каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей
достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных начальных
и конечных параметрах пара или при изменяющемся начальном давлении пара. В
соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом,
чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.
Выбираем сопловое регулирование, так как весь поток пара отдельными
частями протекает через последовательно включаемые регулирующие клапаны, каждый
из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел; применяется в
турбинах, проектируемых для работы с большими колебаниями нагрузки: при малых
расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании.
2.4 Регулирующая ступень
Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым
регулированием содержит первую, регулирующую и последующие нерегулируемые
ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые
ступени.
Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки
подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих
клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной
(изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара e £ 0,8…0,96 и изменяются в процессе эксплуатации. В силу этого
проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины
может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь
проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не регулируется при
изменении нагрузки турбины.
2.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости
Применяем для нашей турбины КС-Б(№113),которая имеет проточную часть
более сложной конструкции, чем группа КС-А: периферийные и корневые обводы
проточной части выполняются коническими, осевые и радиальные зазоры между
ротором и статором снабжены развитой системой осевых и радиальных уплотнений. В
силу этого двухвенечные ступени КС-Б обладают более высокой экономичностью, при
том незначительно изменяющуюся при переменных режимах работы, но они менее
технологичные и более дорогие. Поэтому применение их предпочтительно для турбин
мощностью свыше 12000 кВт. Основные конструктивные параметры проточной части
двухвенечной ступени скорости типа КС - Б представлены в табл. 1.
Таблица 1 Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной
ступени скорости типа КС - Б.
|
Параметр
|
Тип ступени КС - B
|
|
Угол выхода сопловых лопаток α11, град.
|
17о30|
|
|
Угол входа рабочих лопаток I венца β11, град.
|
25о
|
|
Угол выхода рабочих лопаток I венца β21, град.
|
20о
|
|
Угол входа направляющих лопаток α21, град.
|
30о
|
|
Угол выхода направляющих лопаток α12, град.
|
26о
|
|
Угол входа рабочих лопаток II венца β12, град.
|
50о
|
|
Угол выхода рабочих лопаток II венца β22, град.
|
35о
|
|
Отношение площадей проходных сечений:
|
|
|
а) I
рабочего венца и сопел f21/f11
|
1,51
|
|
б) направляющего аппарата и сопел f12/f11
|
2,5
|
|
в) II
рабочего венца и сопел f22/f11
|
4,16
|
|
Отношение высот (длин) лопаток:
|
|
|
а) I
рабочего венца и сопел а=l21/l11
|
1,19
|
|
б) направляющего аппарата и I рабочего венца в= l12/l21
|
1,29
|
|
в) II
рабочего венца и направляющего аппарата с= l22/l12
|
1,29
|
|
Осевая ширина профиля лопаток:
|
|
|
а) сопел В11, мм
|
50
|
|
б) I
рабочего венца В21,мм
|
40
|
|
в) направляющего аппарата В12,мм
|
33
|
|
г) II
рабочего венца В22,мм
|
40
|
|
Шаг лопаточной решетки:
|
|
|
а) сопел t11, мм
|
38,9
|
|
б) I
рабочего венца t21,мм
|
21,1
|
|
в) направляющего аппарата t12,мм
|
16,8
|
|
г) II
рабочего венца t22,мм
|
20,5
|
.6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости
1. Расход
пара (из расчета тепловой схемы) GI=28,727 
.
. Частота
вращения ротора турбины n=50 c-1.
. Параметры
пара перед соплами:
а) давление Рo’=4,200*0,95=3,990
МПа;
б) температура Т0=720,000 K;
в) энтальпия i0=3320,580 кДж/кг.
. Тип ступени - двухвенечная КС-Б.
5. Отношение скоростей x=u/c0=0,25.
. Средний диаметр d=1,1
м.
. Окружная скорость
=pdn=3,14*1,1*50=172,7 м/с.
8.
Условная скорость
С0=u/x=172,7/0,25=690,8 м/с.
9. Изоэнтропийный перепад энтальпий
0I =C02/2=690,82/2=238,6 кДж/кг.
10. Параметры пара за ступенью (по h0I в i,S - диаграмме):
а) давление P2I = 1,754 МПа;
б) Удельный объем V2t=0,151 м3/кг.
. Отношение давлений:
а) П= P2I / P0’=1,754/3,990=0,440;
б)
Пкр = Ркр
/Р0’=2/(к+1)к/(к-1)=(2/(1,3+1))1,3/(1,3-1)=0,546.
12. Давление пара в критическом сечении:
Ркр=Пкр*Р0’=0,546*3,990=2,177 МПа.
13. Критический
тепловой перепад hкр=180,2
кДж/кг (по i,S-диаграмме).
. Удельный
объем пара в критическом сечении
Vкр=0,128 м3/кг(по i,S-диаграмме).
15. Скорость пара в критическом сечении
Скр=
=
=713,810 м/с.
16.
Площадь проходных сечений
11=GI Vкр1 /0,97Cкр=
=28,727*0,128/0,97*713,810=7,468*10-3 м2.
17. Синус угла sina11=sin17,5о=0,30071.
18. Произведение
e*l11=f11/p*d1*sina11=7,468*10-3/3,14*1,1*0,30071=7,187*10-3 м.
19. Путем компьютерного моделирования выбираем оптимальную степень
парциальности e (см. табл. 2,
3). Степень парциальности принимаем e = 0,327.
Таблица 2 Выбор оптимального значения степени парциальности.
|
Параметр
|
Ед. изм.
|
Числовое значение
|
|
1
|
Расход пара G1
|
кг/с
|
28,727
|
|
2
|
Частота вращения ротора nс
|
с-1
|
50
|
|
3
|
Параметры перед соплами
|
|
|
|
а) давление р0'
|
МПа
|
3,990
|
|
б) температура t0' (по i,S-диаграмме)
|
0С
|
445,43
|
|
в) энтальпия i0 (по i,S-диаграмме)
|
кДж/кг
|
3320,58
|
|
4
|
Тип ступени
|
|
КС-Б
|
|
5
|
Отношение скоростей x=u/C0
|
-
|
0,250
|
|
6
|
Средний диаметр d
|
м
|
1,1
|
|
7
|
Окружная скорость u=dnc
|
м/с
|
172,700
|
|
8
|
Условная скорость С0=u/x
|
м/с
|
690,800
|
|
9
|
Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0l=C02/2
|
кДж/кг
|
238,600
|
|
10
|
Параметры пара за ступенью (по h0l в
i,S-диаграмме)
|
|
|
|
а) давление р2l
|
МПа
|
1,754
|
|
б) удельный объём v2t
|
м3/кг
|
0,151
|
|
11
|
Отношение давлений:
|
|
|
|
а) П=р2l/р0'
|
-
|
0,440
|
|
б) Пкр=ркрl/р0'=2/(к+1)к/(к-1)
|
-
|
0,546
|
|
12
|
Давление пара в критическом сечении ркрl=Пкр*р0'
|
МПа
|
2,177
|
|
13
|
Критический тепловой перепад hкрl (по
i,S-диаграмме)
|
кДж/кг
|
180,200
|
|
14
|
Удельный объём пара в критическом сечении vkpl (по
i-S)
|
м3/кг
|
0,128
|
|
15
|
Скорость пара в критическом сечении Скр= м/с713,810
|
|
|
|
16
|
Площадь проходных сечений:
|
|
|
|
а) f11=G1*v2t/p*C0
при П>0,5
|
м2
|
-
|
|
б) f11=G1*vкрl/0,97*Ckp
при П<0,5
|
м2
|
7,468*10-3
|
|
17
|
Синус угла sinα11
|
-
|
0,3007058
|
|
18
|
Произведение e*l11=f11/αd1sinα11
|
м
|
7,187*10-3
|
Таблица 3
|
Варианты
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
7
|
8
|
9
|
|
19
|
Степень парциальност ε
|
|
0,719
|
0,423
|
0,378
|
0,359
|
0,327
|
0,287
|
0,205
|
0,144
|
0,120
|
|
20
|
Высота лопаток:
|
|
|
а) сопел l11=ε*l11*103/ε
|
мм
|
10,00
|
17,00
|
19,00
|
20,00
|
22,00
|
25,00
|
35,00
|
50,00
|
60,00
|
|
б) I рабочего венца l21=а*l11 (а=1,19)
|
мм
|
11,90
|
20,23
|
22,61
|
23,80
|
26,18
|
29,75
|
41,65
|
59,50
|
71,40
|
|
в) направляющего аппарата l12=в*l21
(в=1,29)
|
мм
|
15,35
|
26,10
|
29,17
|
30,70
|
33,77
|
38,38
|
53,73
|
76,76
|
92,11
|
|
г) II рабочего венца l22=с*l12
(с=1,29)
|
мм
|
19,80
|
33,66
|
37,63
|
39,61
|
43,57
|
49,51
|
69,31
|
99,01
|
118,82
|
|
21
|
Окружной КПД ступ. ηu
|
|
0,726
|
0,726
|
0,726
|
0,726
|
0,726
|
0,726
|
0,726
|
0,726
|
0,726
|
|
22
|
Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd
|
|
1,005
|
1,005
|
1,005
|
1,005
|
1,005
|
1,005
|
1,005
|
1,005
|
1,005
|
|
23
|
Поправочный коэф-нт на толщину выходной кромки профиля
сопловой лопатки Кs
|
|
0,993
|
0,993
|
0,99
|
0,993
|
0,993
|
0,993
|
0,993
|
0,993
|
0,993
|
|
24
|
Поправочный коэф-нт на высоту лопатки Кl
|
|
0,95
|
0,985
|
0,99
|
0,992
|
0,996
|
1
|
1,009
|
1,018
|
1,02
|
|
25
|
Окружной КПД ступени с учётом поправок ηu' =ηu*КdКsКl
|
|
0,688
|
0,714
|
0,72
|
0,719
|
0,722
|
0,725
|
0,731
|
0,738
|
0,739
|
|
26
|
Окружной тепловой перепад в ступени hu' =ηu' *hoI
|
кДж/кг
|
164,23
|
170,28
|
171,14
|
171,49
|
172,18
|
172,87
|
174,43
|
175,98
|
176,33
|
|
27
|
Осевая ширина профиля лопаток:
|
|
а) сопел В11
|
мм
|
50
|
50
|
50,00
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
мм
|
40
|
40
|
40,00
|
40
|
40
|
40
|
40
|
40
|
40
|
|
в) направляющего аппарата В12
|
мм
|
33
|
33
|
33,00
|
33
|
33
|
33
|
33
|
33
|
33
|
|
г) II рабочего венца В22
|
мм
|
40
|
40
|
40,00
|
40
|
40
|
40
|
40
|
40
|
40
|
|
В=(В21+В22)/2
|
м
|
0,04
|
0,04
|
0,04
|
0,04
|
0,04
|
0,04
|
0,04
|
0,04
|
0,04
|
|
l=(l21+l22)/2
|
м
|
0,02
|
0,03
|
0,03
|
0,03
|
0,03
|
0,04
|
0,06
|
0,08
|
0,10
|
|
28
|
Коэффициент С=(750*В-2,5)*102
|
|
2750
|
2750
|
2750
|
2750
|
2750
|
2750
|
2750
|
2750
|
2750
|
|
29
|
Неактивная дуга, закрытая кожухом eк=0,9*(1-e)
|
|
0,25
|
0,52
|
0,56
|
0,58
|
0,61
|
0,64
|
0,72
|
0,77
|
0,79
|
|
30
|
Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию ∆ Nтв
|
кВт
|
118,42
|
145,12
|
154,60
|
159,61
|
170,14
|
187,15
|
253,24
|
375,36
|
469,88
|
|
31
|
Потеря энергии на трение и вентиляцию ∆ hтв=
∆ Nтв/Gо
|
кДж/кг
|
4,12
|
5,05
|
5,38
|
5,56
|
5,92
|
6,51
|
8,82
|
13,07
|
16,36
|
|
32
|
Потеря энергии на концах сегментов сопел ∆hсегм=0,11*(В21*l21+
В22*l22)*х* *(hu'- ∆hтв)*zсс/f11
(zсс=1)
|
кДж/кг
|
0,75
|
1,31
|
1,47
|
1,55
|
1,71
|
1,94
|
2,71
|
3,80
|
4,48
|
|
33
|
Использованный внутренний теплоперепад в ступени hil=hu'-
∆hтв- ∆hсегм
|
кДж/кг
|
159,36
|
163,92
|
164,29
|
164,38
|
164,55
|
164,42
|
162,91
|
159,11
|
155,49
|
|
34
|
Относительный внутренний КПД ступени ηoil=hil/hol
|
|
0,668
|
0,687
|
0,69
|
0,689
|
0,690
|
0,689
|
0,683
|
0,667
|
0,652
|
|
35
|
Внутренняя мощность ступени Nil=Go*hil
|
кВт
|
4577,92
|
4708,83
|
4719,61
|
4722,26
|
4727,05
|
4723,17
|
4679,82
|
4570,87
|
4466,80
|
20. Высота лопаток:
а) сопел l11=e l11*103/e =7,187*10-3*103/0,327=22,00
мм;
б) I рабочего венца l21=a*l11=1,19*22,00=26,18 мм;
в) направляющего аппарата l12=b*l21=1,29*26,18=33,77 мм;
г) II рабочего венца l22=с*l12=1,29*33,77=43,57 мм,
Рис.
2.1. График зависимости 
регулирующей ступени
где
коэффициенты a, b и c берутся из табл.1.
21. Окружной К.П.Д. ступени по опытным данным hu =0,726 [1].
22. Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd=1,005 [1].
23. Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой
лопатки Кs=0,993 [1].
24. Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl=0,996 [1].
25.Окружной К.П.Д. ступени с учетом поправок
hu’=hu Кd Кs
Кl=0,726*1,005*0,993*0,996=0,722.
26.Окружной тепловой перепад в ступени
hu’=hohu’=238,600*0,722=172,180
кДж/кг.
.
Осевая ширина профиля лопаток:
а)
сопел В11=50мм;
б)
I рабочего венца В21=40мм;
в) направляющего аппарата В12=33мм;
г) II рабочего венца В22=40мм.
. Коэффициент С=(750B-2,5)*100=(750*0,04-2,5)*100=2750,
где
В=( В21 +В12)/2=0,04 м.
. Неактивная дуга, закрытая кожухом eк»0,9(1-e)=0,9*(1-0,327)=0,606.
. Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию:
.
Потери энергии на трение и вентиляцию
Dhтв=DNтв/GI=170,140/28,727=5,92 кДж/кг.
.
Потеря энергии на концах сегментов сопел
Dhсегм=0,11(B21l21+B22l22)x(hu’-Dhтв)zcc/f11=0,11*(0,04*26,18+
+0,04*43,57)*0,25(172,18-5,92)*1/7,468*10-3=1,71кДж/кг.
.
Использованный внутренний тепловой перепад в ступени
hiI= hu’-Dhтв-Dhсегмл=172,18-5,92-1,71=164,55 кДж/к.
.
Относительный внутренний к.п.д. ступени
h0i
=hiI/h0I=164,55 /238,60=0,690.
35.
Внутренняя мощность
NiI=GI hiI=28,727*164,55=4727,05 кВт.
.7 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени
Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе
пара:
,
где
Nэ и Nном - мощность турбины соответственно расчетная и
номинальная;
u2t
и u2tном - удельный объем пара в конце процесса расширения на
изоэнтропе и давлении в камере регулирующей ступени соответственно Р2I
и Р2Iном при
расчетной номинальной мощности турбины.
Давление
в камере регулирующей ступени:
Р2Iном=P2INном/Nэ=1,754*30,000/25,800=2,040
МПа,
h0i
и h0iном - изоэнтропийный перепад энтальпий от p0’ соответственно до Р2I
и Р2Iном.
Определяем
число сопел регулирующей ступени:
Zсmax=pdemax/t11=3,14*1,1*0,371/0,0389»33 сопла,
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.
2.8 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках
регулирующей ступени
Для двухвенечной ступени скорости вычисляются:
- абсолютная скорость истечения пара из сопел
С11=
0,981
- относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца
W11=
- относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца
W21=
- абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца
C21=
- абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата
C12=
- относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца
W12=
- относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца
W22=
- абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей
ступени
C22=
Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в
лопаточных решетках:
- в сопловом аппарате
Dh11=(1/j2-1)C211/2*103=(1/0,9812-1)*639,32/2*103=7,99
кДж/кг;
-
в первом венце рабочих лопаток
Dh21=(1/y12-1)W221/2*103=(1/0,8632-1)*420,62/2*103=30,31
кДж/кг;
- в направляющем аппарате
Dh12=(1/jн2-1)С212/2*103=(1/0,8802-1)*262,952/2*103=10,07
кДж/кг;
- во втором венце рабочих лопаток
Dh22=(1/y22-1)W222/2*103=(1/0,8862-1)*179,832/2*103=4,43
кДж/кг;
- потеря энергии с выходной скоростью
DhС22= C222/2*103= 106,232/2*103= 5,64 кДж/к;.
- окружной тепловой перепад ступени
huD=h0I-Dh11-Dh21-Dh12-Dh22-DhC22=238,6-7,99
-30,31 - 10,07 -4,43 -5,64=
=180,16 кДж/кг;
- окружной к.п.д. ступени
huD =huD/h0=180,16/238,6=0,755.
Сравним
huD с h`u: Dh = (huD-h`u)/
huD*100%=(0,755-0,722)/0,755=4%.
В этих формулах обозначено:
j,jн,y1,y2 - коэффициенты скорости соответственно соплового и
направляющего аппаратов, первого и второго венцов рабочих лопаток;
r=r1+rн+r2=0,02+0,04+0,05=0,11; rн, r1, 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.
Для двухвенечных ступеней скорости можно принимать следующие значения
коэффициентов скорости:
j=0,981; y1=0,863;jн=0,880; y2=0,886
( см., например, рис. 15 и 16 [1]) и степени реактивности: r1=0,02; rн=0,04;
r2=0,05.
По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени
(рис. 2.2) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рис. 2.3).
Рис. 2.2. Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости (масштаб
1мм -10м/с)
Рис 2.3. Тепловой процесс регулирующей ступени
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 довольно 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 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 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 реакцией, 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 GkVk=fzC2z; осевая составляющая
абсолютной скорости выхода потока из последней ступени С2z=C2sina2; 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=0,5*C22,
желательно Dhc2£(0,01…0,03)H0.Следовательно, 
.
Коэффициент xв.с.=принимаем
равным 0,030.
После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени:
где
расход пара через последнюю ступень Gк,, Vк,
втулочное отношение dz/lz=3,2 (по прототипу).
Отсюда
получаем
=275,350
м/с.
Окружная
скорость uz=pdznc=3,14*1,622*50=254,849 м/с;
Для
ориентировочных расчетов последней ступени принимаем:
Хzopt=
,
, где 
,
, 
, по рекомендации с. 59 [1].
Отсюда:
; 
; 
xzopt=
=0,611, принимаем Х(z)=0,610.
Тепловой
перепад, срабатываемый в последней ступени, вычисляется по формуле
h0z=0,5uz2xz-2=0,5·254,8492·0,610-2=87,272
кДж/кг.
3.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени
Основной задачей проектирования первой и последних нерегулируемых
ступеней высокого давления является обеспечение достаточной высоты направляющих
лопаток, при которых достигается наибольшая экономичность.
Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой
ступени G1V1=f1C1t.
Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается
определять G1 по формуле
G1=0,98 GI=0,98*28,727=28,152 кг/с.
f1 - площадь проходных сечений сопел
диафрагмы первой ступени:
f1=p d1 l 1esina1.
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.
С1t=
или 
.
В
этом выражении характеристический коэффициент х для первых ступеней
целесообразно выбирать равным или меньше хопт,, так как при
изменении нагрузки турбины режимный коэффициент х первых ступеней конденсатных
турбин практически не изменяется. Тогда
Хопт=jcosa1/2
=0,96∙cos110/2
=0,476, принимаем
Х(1)=0,476.
Принимаем
j/m1»1.
∆l1=G1V1t/2 ρ 2nd12tg α 1(1-ρ)
Для
первой ступени принимаем α1=110,
ρ =0,02, d1=1,1, .dz=1,622. Тогда
мм.
Т.к.
∆l1>16
мм, то выполняем первую нерегулируемую ступень без парциального впуска пара.
По
принятым значениям d1 и n
вычисляется окружная скорость на средней окружности первой ступени
U1=pd1nc=π*1,1*50=172,788
м/с.
Используя
коэффициент Хопт=0,476 получаем перепад энтальпий
h0(1)=C02/2=0,5U2*X-2=0,5*172,7882*0,476-2=65,894
кДж/кг.
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.
Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом
коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по
формуле
h0=0,5*К0*B2*n2*d2/x2,
где К0 - коэффициент (для первой ступени К0=1, для
промежуточных ступеней К0=0,92…0,96)(с.38, [5]).
По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z, а также для 10 промежуточных точек,
подставляя значения d и x с графиков. Полученные теплоперепады
наносим на диаграмму и соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения
располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной
части.
h0(1)=0,5*1*π2*502*1,12/0,4762=65,894
кДж/кг;
h0(z)=0,5*0,96* π 2*502*1,6222/0,612=87,272
кДж/кг;
h0(2)=0,5*0,96* π 2*502*1,12/0,4762=63,249
кДж/кг;
h0(3)=0,5*0,96* π 2*502*1,12/0,4762=63,249
кДж/кг;
h0(4)=0,5*0,96* π 2*502*1,12/0,4762=63,249
кДж/кг;
h0(5)=0,5*0,96* π 2*502*1,1162/0,4762=65,102
кДж/кг;
h0(6)=0,5*0,96* π 2*502*1,1632/0,4762=70,701
кДж/кг;
h0(7)=0,5*0,96* π 2*502*1,5112/0,4882=72,934
кДж/кг;
h0(8)=0,5*0,96* π 2*502*1,2582/0,5132=71,360
кДж/кг;
h0(9)=0,5*0,96* π 2*502*1,3372/0,5372=73,417
кДж/кг;
h0(10)=0,5*0,96* π 2*502*1,4322/0,5612=77,169
кДж/кг;
h0(11)=0,5*0,96* π 2*502*1,5272/0,5862=80,420
кДж/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 h0ср:
h0cр=
=[0,5(65,894+87,272)+63,249*3+65,102+
+70,701+72,934+71,360+773,417+77,169+80,420]/11=70,676 кДж/кг.
Число
нерегулируемых ступеней давления z зависит главным образом от величины срабатываемого в
них общего теплового перепада
осд =H0(1+a)-hо=1263,630*(1+0)-238,6=1025,030 кДж/кг.
a - коэффициент возврата тепла в первом приближении a=0.
Величина
Н0 зависит от начальных и конечных параметров пара, hо - от типа регулирующей ступени и принятых для нее
расчетных значений d и х.
’=
Hо(сд)/h0ср=1025,030/70,676=14,5.
Полученный
результат z’ округляем до ближайшего целого числа z=15
ступеней и по нему определяю коэффициент возврата тепла:
a=Kt(1-h0i)H0(Z-1)/Z=4*10-4(1-0,856)*1263,630*(16-1)/16=0,051.
С
учетом коэффициента возврата тепла уточняем H0сд :
Hосд =1263,630*(1+0,051)-238,6=1089,475 кДж/кг.
Далее
уточняем z : z= Hосд/h0ср=1089,475/70,676=15,4 (округляю до ближайшего целого
числа) z=15 ступеней.
Для
определения влияния числа ступеней на к.п.д. турбины необходимо определить
характеристический коэффициент X (аналог коэффициента x отдельной
ступени) по формуле:
X=
.
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. Для каждой из ступеней в указанной точке на
кривой d находим средние диаметры, а по ним и известной
частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости:
u1= π d1n=3,14*1,1*50=172,788
м/с;
u2= π d2n=3,14*1,1*50=172,788
м/с;
u3= π d3n=3,14*1,1*50=172,788
м/с;
u4= π d4n=3,14*1,1*50=172,788
м/с;
u5= π d5n=3,14*1,1*50=172,788
м/с;
u6= π d6n=3,14*1,112*50=174,673
м/с;
u7= π d7n=3,14*1,150*50=180,642
м/с;
u8= π d8n=3,14*1,187*50=186,454
м/с;
u9= π d9n=3,14*1,224*50=192,265
м/с;
u10= π d10n=3,14*1,262*50=198,234
м/с;
u11= π d11n=3,14*1,324*50=207,973
м/с;
u12= π d12n=3,14*1,398*50=219,597
м/с;
u13= π d13n=3,14*1,473*50=231,378
м/с;
u14= π d14n=3,14*1,547*50=243,002
м/с;
u15= π d15n=3,14*1,622*50=254,783
м/с;
Следовательно
X=
=0,458.
Полученное значение X
позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины υoe с помощью графика υoe=f(X) (рис. 21, [1]).
В результате получаем υoe=0,84.
Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад
регулирующей ступени сравниваем с величиной Н0*(1+υ), и определяем разность
1194,942*(1+0,061)-238,6-(65,894+63,593+63,110+63,249+63,384+64,850+69,238+72,265+72,656+
+71,391+73,002+75,796+78,409+81,665+87,272)=23,701 кДж/кг.
Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней:
кДж/кг.
Определяем
окончательно теплоперепады по формуле:
0(i)=h0’(i)+
.
Полученные
параметры занесены в табл. 4.
Таблица 4 Предварительные параметры нерегулируемых ступеней
турбины
|
Номер ступени Z
|
Параметры ступеней
|
|
Средний диаметр ступени d, м
|
Окружная скорость U, м/с
|
Предварительный теплоперепад h0’, кДж/кг
|
Dho
|
Ориентировочный теплоперепад h0 , кДж/кг
|
|
|
1
|
1,1
|
172,788
|
65,894
|
1,580
|
|
|
2
|
1,1
|
172,788
|
63,593
|
1,580
|
65,173
|
|
|
3
|
1,1
|
172,788
|
63,110
|
1,580
|
64,690
|
|
|
4
|
1,1
|
172,788
|
63,249
|
1,580
|
64,829
|
|
|
5
|
1,1
|
172,788
|
63,384
|
1,580
|
64,964
|
|
|
6
|
1,112
|
174,673
|
64,850
|
1,580
|
66,430
|
|
|
7
|
1,15
|
180,642
|
69,238
|
1,580
|
70,818
|
|
|
8
|
1,187
|
186,454
|
72,265
|
1,580
|
73,845
|
|
|
9
|
1,224
|
192,265
|
72,656
|
1,580
|
74,236
|
|
|
10
|
1,262
|
198,234
|
71,391
|
1,580
|
72,971
|
|
|
11
|
1,324
|
207,973
|
73,002
|
1,580
|
74,582
|
|
|
12
|
1,398
|
219,597
|
75,796
|
1,580
|
77,376
|
|
|
13
|
1,473
|
231,378
|
78,409
|
1,580
|
79,989
|
|
|
14
|
1,547
|
243,002
|
81,665
|
1,580
|
83,245
|
|
|
15
|
1,622
|
254,783
|
87,272
|
1,580
|
88,852
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3.6 Детальный тепловой расчет 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 Расчет направляющих лопаток 1-ой ступени
1. Средний диаметр d1=1,1 м.
2. Тепловой перепад hi1=69,474
кДж/кг.
. Характеристический коэффициент х=0,476.
. Частота вращения nc=50 c-1.
. Окружная скорость u=pd1n =3,14*1,1*50=172,788 м/с.
. Расход пара через ступень
Gi=G(i-1)-∆Gу-Gотб=28,727-0,575-0=28,152 кг/с.
7.
Давление пара P0i=1,754 МПа.
8. Удельный объем пара перед ступенью V0i=0,178 м3/кг.
. Энтальпия пара перед ступенью i0i=3081,980 кДж/кг.
. Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую
ступень, ∆hc2(i-1)=5,64 к Дж/кг.
. Коэффициент использования выходной кинетической энергии из
предыдущей ступени μi=0.
. Доля кинетической энергии, используемая в ступени, μi∆hc2(i-1) =0*5,64=0 кДж/кг.
. Полные параметры пара перед ступенью:
а) энтальпия
0*=i0+μ∆hc2(i-1)=3081,980
+ 0=3081,980 кДж/кг;
б) давление p0*(по is -
диаграмме) p0*=1,754 МПа;
в) удельный объем V0*=0,178 м3/кг.
14. Полный изоэнтропийный перепад энтальпий
h0=h0(i)+μi∆hc2(i-1)=
=69,747+0=69,474 кДж/кг.
15. Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:
а) давление p2 (по h0 в is -
диаграмме) p2=1,396 МПа;
б) удельный объем V’2t(по h0 в is -
диаграмме) V’2t=0,212 м3/кг.
16. Высота направляющей лопатки (предварительное значение)
l(i)≈l1(i-1) GiV2t(i)=0,026
м.
17. Степень реактивности у корня ступени ρ’=0,02.
18. Степень реактивности на средней окружности
ρ=1-(1- ρ’)(1-l1/d1)2= =1-(1-0,02)(1-0,026/1,1)2=0,066.
19. Тепловой перепад в направляющем аппарате
h1*=(1-ρ)h0=
(1-0,066)*69,474=64,904 кДж/кг.
20. Параметры за направляющим аппаратом:
а) энтальпия i1t=i0-h1*=3081,980-64,904=3017,076
кДж/кг;
б) давление p1=p0*(1-(м*h1*)/(p0**V0*))1/М=1,754*(1-0,231*64,904)
/(1,754*0,178)1/0,231= 1,417 МПа;
в)удельный объем V1t=V0*(
p0*/ p1)1/k=0,178*(1,754/1,417)1/1,3=0,21
м3/кг;
г) сухость пара х1t=1.
. Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из
направляющего аппарата
С1t=
м/с.
22. Показатель в уравнении изоэнтропы к=1,3 - для сухого пара, или
к=1,035+0,1х - для влажного пара м=(к-1)/к=(1,3-1)/1,3=0,231.
23. Скорость звука на выходе из направляющего аппарата
а1=
м/с.
24. Число Маха
М=С1t/а1=360,289/621,614=0,580.
25.
Отношение давлений
П=р1/р0*=1,417/1,754=0,808.
26. Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимаем) α1=11 град.
27. Хорда профиля направляющей лопатки
1=B1/sinαy=0,05/sin34,50=0,088 м (принимается по прототипу).
28. Отношение b1/l1=0,088/0,025=3,393.
29. Коэффициент скорости φ (или коэффициент потерь ζ1)(по опытным данным) φ=0,932.
. Абсолютная действительная скорость пара при истечении из
направляющего аппарата
C1= φ*C1t=0,932*360,289=335,789 м/с.
31. Потеря энергии в направляющей решетке
∆h1=(1-φ2)h1*=ζ1h1*=
=(1-0,9322)*64,904=8,527 кДж/кг.
32. Параметры пара за направляющим аппаратом:
а) энтальпия
1=i1t+Δh1=3017,076+8,527=3025,603
кДж/кг;
б) удельный объем V1 = 0,211 м3/кг (по р1
и i1 в is -
диаграмме).
33. Критическое отношение
Пкр1=(2/(к+1))К/(К-1)=(2/(1,3+1))1,3/(1,3-1)=0,5457.
34. Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:
а) давление Ркр1=Пкр1Р0* ;
б)
удельный объем 
.
Не
определяем, так как 
.
. Скорость
пара в критическом сечении С1кр=
не
вычисляем, так как .
. Угол
выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе
сопла α1*=arcsin(sinα1CkpV1t/C1tVkp1) 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=0,34
м;
б) зазор δу=0,0005 м;
в) число гребней zy=8 шт.;
г) коэффициент расхода μу=0,68;
д) поправочный коэффициент ку=1,35;
39. Расход пара через диафрагменное уплотнение
∆Gy=μykyπdyδy
=0,68*1,35*π*0,34*0,0005* *
0,320
кг/с.
40.
Расход пара через направляющую решетку G1=Gi-∆G’y=28,152- -0,320=27,832 кг/с.
41. Коэффициент расхода направляющей решетки μ1 (по опытным данным) μ1=0,985-0,0058*b1/l1 =0,985-0,0058*3,393=0,965.
. Поправочный коэффициент кμ=μ(вл)/μ(пл)=1 (по опытным данным).
. Площадь проходных сечений направляющей решетки при
П>Пкр-f1=G1V1t/μ1C1tkμ=27,832*0,210/0,965*360,289*1=0,01678м2.
44. Площадь проходных сечений направляющей решетки при П≤Пкр
- f1=G1Vкр1/μ1Cкрkμ не вычисляем, так как сечение не
критическое.
45. Произведение
εl1=f1/πd1sinα1=0,01678/π*1,1*sin11º= 0,025 м.
46. Степень порциальности ε=1.
47. Высота направляющей лопатки l1=(εl1)/ε=(0,025*103)/1=25 мм.
. Диаметр корневого обвода d1’=d1-l1=1,1-0,025=1,075 м.
49. Относительный
шаг направляющей решетки 
=0,807 (по опытным данным).
. Шаг
направляющей решетки
t=b1=0,807*0,088=0,0712 м.
51. Число направляющих лопаток
z1=πd1ε/t=π*1,1*1/0,0712=49 шт.
3.6.2 Расчет рабочих лопаток 1-ой ступени
52. Относительная скорость входа пара в рабочую решетку
W1=
=169,415
м/с.
53. Отношение скоростей U1/C1=172,788/335,789=0,515.
54. Угол входа пара в рабочую решетку
β1=arctg(sinα1/(cosα1- -U1/C1))=arctg(sin11˚/(cos11˚-0,515))=22,222˚.
55. Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим
колесом:
а) энтальпия
1*=i1+(W12/2)=3025,603+(169,4152/2*103)=3039,954
кДж/кг;
б) давление p*1w=1,487 МПа (по i2t в is -
диаграмме).
. Тепловой перепад, срабатываемый в рабочем колесе
h2=ρh0=0,066*69,474=4,570 кДж/кг.
57. Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:
а) энтальпия i2t=i1-h2=3025,603-4,570=3021,033 кДж/кг;
б) давление p2=1,396 МПа ( по i2t в is -
диаграмме);
в) удельный объем V2t=0,214 ( по i2t в is -
диаграмме).
. Скорость звука за рабочей решеткой
а2=
622,561 м/с.
59.
Отношение давлений
П2=Р2/Р*1w=1,396/1,487=0,939.
60. Критическое отношение давлений
Пкр2=(2/(к+1))к/(к-1)= =(2/(1,3+1))1,3/(1,3-1)=0,5457.
61. Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки :
а) давление ркр2=Пкр2*р*1w;
б)
удельный объём
.
Так
как 
, то указанные параметры пара не определяем.
62. Относительная скорость пара в критическом сечении:
. Не
вычисляем, так как .
63. Относительная теоретическая скорость пара на выходе из рабочей
решетки
W2t=
=
=194,529 м/с.
64. Число Маха
М2t=W2t/a2=194,529/622,561=0,312.
65.
Параметры периферийных зазоров проточной части ступени:
а) диаметр d1’’=d1+l1=1,1+0,025=1,125 м;
б) осевой зазор(принимается) δ1=0,0015;
в) коэффициент расхода открытого осевого зазора (принимается) μ0=0,5;
г) радиальный зазор надбандажного уплотнения (принимается) δ=0,00165;
д) число гребней радиального надбандажного уплотнения (принимается) zру1=2;
е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения (по опытным данным) μу=0,69;
ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) Ку'=1,3;
з)эквивалентный зазор
0,00061 м.
66. Степень реактивности в периферийном сечении ступени
ρ’’=1-(1- ρ)(d1/d1’’)2=1-(1-0,064)(1,1/1,125)2=0,108.
67. Утечка пара через периферийные зазоры ступени с бандажом
∆Gy’’=πd’’δэкв
=π*1,125*0,61*10-3*
*
/0,210=1,256 кг/с.
68. Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа - не
считается.
69. Расход пара через рабочую решетку
G2=G-∆Gy’’=27,832-1,256=26,576 кг/с.
70. Угол
поворота потока в рабочей решетке (предварительный) 
=1800-2*22,222о=135,556 о.
. Хорда
профиля рабочей лопатки (предварительная) в2=0,02 м (по прототипу).
. Отношение
в2/l1=0,02/0,025=0,786.
. Коэффициент
расхода рабочей решетки (по опытным данным) μ2=0,945.
. Поправочный
коэффициент Кμ=1 (по опытным данным).
. Выходная
площадь рабочей решетки при
М2t<1
f2=G2V2t/μ2kμWt=26,576*0,214/0,945*1*194,529=0,0309
м2.
76. Выходная площадь рабочей решетки при М2t>=1- не считается.
77. Перекрыша лопаток ступени (принимается):
∆l =∆l’+∆l’’=0,001+0,002=0,003
м.
78. Высота рабочей лопатки по входной кромке:
2=l1+∆l=0,025+0,003=0,028
м.
79. Высота рабочей лопатки по выходной кромке l2 (выбирается по условию плавности проточной части) l2=0,028 м.
80. Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d2=1,099 м.
. Эффективный угол выхода рабочей решетки
β2=arcsin(f2/πd2l2ε)=arcsin(0,0309/π*1,099*0,028*1)=18,318º.
82. Учитывая этот угол (β2)принимаем профиль рабочей лопатки из табл. 6.4 [4]
Р-26-17-А.
83. Угол установки профиля в рабочей решетке βу=76,546˚.
84. Относительный
шаг рабочей решетки 
=0,6643.
. Хорда
профиля рабочей лопатки b2=0,02056
м.
. Шаг
рабочей решетки
t2= b2 =0,02056*0,6643=0,01366 м.
87. Число лопаток
z2=πd2/t2=π*1,099/0,01366=253 шт.
88. Отношение в2/l2=0,02056/0,028=0,723.
89. Угол поворота потока в рабочей решетке
∆β =180˚-(β1+β2)=180˚- -(22,222°+18,318°)=139,461˚.
90. Коэффициент скорости рабочей решетки ψ= 0,935.
91. Относительная действительная скорость на выходе из рабочего
колеса
W2=ψW2t=0,935*194,529=181,922 м/с.
92. Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом
срезе каналов (при М2t>1) - не считается.
93. Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М2t>1) - не считается.
. Потеря энергии в рабочей решетке
∆h2=(1-ψ2)W22t/2=(1-0,9352) 181,9222/2=2,373
кДж/кг.
95. Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери
i2=i2t+∆h2=3021,033+2,373=3023,406 кДж/кг.
96. Окружная скорость на средней окружности
U2=πd2n=π*1,099*50=172,631 м/с.
97. Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени
С2=
=
=
57,175 м/с.
98. Угол выхода пара из рабочего колеса
α2=arctg(sinβ2/(cosβ2-U2/W2))=arctg(sin18,318˚/(cos18,318˚-
,631/181,922))= 89,926˚.
99. Условная изоэнтропийная скорость ступени
С0=
= 
=372,757
м/с.
100.
Характеристическое отношение ступени
х=U2/C0=172,631/372,757=0,463.
3.6.3 Определение потерь энергии, к.п.д. и внутренней
мощности
101. Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень
∆hc2=C22/2=57,1752/2*103=1,634 кДж/кг.
102. Коэффициент использования выходной кинетической энергии в
следующей ступени μi=0,94.
103. Доля выходной кинетической энергии, используемая в следующей
ступени μi∆hc2=0,94*1,634=1,536 кДж/кг.
. Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени
hu=h0-∆h1-∆h2-∆hc2=69,474-8,527-2,373-1,634=56,940
кДж/кг.
105. Располагаемый тепловой перепад в ступени
р=h0- μi∆hc2=69,474-1,536=67,938
кДж/кг.
106. Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени
ηu=hu/hp=56,940/67,938=0,838.
107. Окружная составляющая скорости
С1u=C1cosα1=335,789 *cos11˚=329,620 м/с.
108.
Окружная составляющая скорости
С2u=C2cosα2=57,175*cos(89,926)0 = -0,074 м/с.
108а. К. П. Д. Ступени по треугольникам скоростей:
ηu=(2u1*(C1u-C2u))/(C02-μ2C22)=
.
109. Относительный зазор между диском и диафрагмой
=2S/(d2-l2)=2*0,0105/(1,099-0,028)=0,0196, при
S=0,0105.
110. Коэффициент трения kтр=0,0006.
111. Относительные потери энергии на трение диска
ξтр=ктрd22x8/f1=0,0006*1,0992*0,4638/0,01678=0,0000914.
112. Часть неактивной дуги, занятая противовентиляционным кожухом - не
рассчитывается.
113. Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени - не
рассчитывается.
. Число групп сопел Zcc=1 (принимаем).
. Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел -не рассчитывается,
т.к. нет парциальности.
. Коэффициент Ку’=1,3 (по опытным данным).
. Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через
корневые зазоры
ξу’=kyηu∆G’y/G=1,3*0,839*0,320/28,152=0,0124.
118. Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через
периферийные зазоры ступени с бандажом
ξу’=ηu∆G’’y/G=0,839*1,256/28,152=0,03739.
119. Коэффициент α1=0.
120. Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в
ступени без бандажа рабочих лопаток ξy’’=α1(δ/l2)0,7=0.
. 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 вл=а2(y0-y2)/2=0.
. Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени
∑ξдоп=ξтр+ξε+ξу’’+ ξу’+ξвл=0,0000914+0+0,03739+0,0124+0=0,04988
126. Сумма дополнительных потерь энергии в ступени
∑∆hдоп= =h0∑ξдоп=69,474*0,04988=3,465 кДж/кг.
127. Относительный внутренний к.п.д. ступени
η0i=ηu-∑∆hдоп/hp=0,839-3,465/67,938=0,787.
128. Потеря энергии с выходной скоростью
c2(1-μi)=1,634*(1-0,94)=0,098 кДж/кг.
129.
Энтальпия пара перед следующей ступенью
*0(i+1)=i2+ hc2(1-μi)+∑∆hдоп=3023,406+0,098+3,465=3026,969 кДж/кг.
130. Внутренний перепад энтальпий в ступени
hi=i*0(i)-i*0(i+1)=
3081,980-3026,969 =55,011 кДж/кг.
131. Внутренняя мощность ступени
i=Ghi=28,152*55,011=1548,693
кВт.
Детальный расчёт остальных ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и
результаты расчёта заносятся в таблицу 4.
Таблица 4
.8 Треугольники скоростей ступеней давления
Масштаб: в 1 мм 5 м/с.
3.9 Тепловой процесс в i,s - диаграмме промежуточной нерегулироемой
ступени
Тепловой процесс строим для шестой нерегулируемой ступени.
1. Энтальпия
пара перед ступенью 
кДж/кг;
кДж/кг.
2. Полный изоэнтропийный перепад энтальпий
кДж/кг.
3. Перепад в направляющем аппарате
кДж/кг.
4. Энтальпия пара за направляющим аппаратом при изоэнтропийном расширении
кДж/кг.
5. Потеря энергии в направляющем аппарате
кДж/кг.
6. Энтальпия пара за направляющим аппаратом с учётом потерь
кДж/кг.
7.
Энтальпия пара в относительном движении перед рабочим колесом
кДж/кг.
8. Теплоперепад, срабатываемый в рабочем колесе, без учета потерь
кДж/кг.
9. Энтальпия пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении
кДж/кг.
10. Потери энергии в рабочем колесе
11. Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потерь
кДж/кг.
12. Сумма
дополнительных потерь энергии 
кДж/кг.
. Выходная
кинетическая энергия потока, покидающего ступень
кДж/кг.
14.
Потеря энергии с выходной скоростью
кДж/кг.
. Внутренний
перепад энтальпий в ступени
По результатам расчета строим тепловой процесс в i,s - диаграмме
(рис. 3.1).
Рис. 3.1. Тепловой процесс турбинной ступени давления в i-s диаграмме
4. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины
Исходные данные:
Средний диаметр на выходе рабочей решетки d2=1,254 м.
Длина рабочей лопатки l2=0,126 м.
Осевой открытый зазор у корня d1’=0,0030 м.
Диаметр разгрузочного отверстия dр.о.=0,040
м.
Число разгрузочных отверстий zр.о.=7 шт.
Диаметр окружности расположения разгрузочных отверстий Др.о.=0,7м.
Диаметр диафрагменных уплотнения dу=0,46 м.
Радиальный зазор диафрагменного уплотнения dу=0,0005 м.
Число гребней диафрагменного уплотнения zу=2.
Радиус скругления разгрузочных отверстий rр.о.=0,009 м..
Параметры пара: p*0=0,2003 МПа - давление пара
перед ступенью; Po=0,2003-
статическое давление пара перед ступенью; давление за направляющим аппаратом Р1=0,1567
МПа; удельный объем пара перед ступентью V0=0,989 м3/кг; давление за рабочим колесом Р2=0,1369
МПа. Вычислим давление за направляющим аппаратом у корня:
МПа
Решение:
1. Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения
1=pdydу=π*0,46*0,0005=0,0007226 м2.
2. Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий
p.o.=zp.o.pd2p.o./4=7*π*0,0402/4=0,008796
м2.
3.
Площадь проходного сечения корневого зазора
d’=pd’1d’1=π*(1,134)*0,003=0,0107 м2.
4. Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения mу=0,688 (по опытным данным табл. 6.7 [4]).
5. Окружная скорость разгрузочных отверстий
p.o.=pДр.о.nc=π*0,7*50=109,956 м/с.
6. Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях
С0р.о.=
м/с.
В первом приближении Px=P1’=0,1382 МПа..
7. Характеристическое отношение разгрузочных отверстий (U/C0)p.o.=109,956/50,101=2,195.
8. Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия mр.о.=0,30 (по опытным данным [6, c. 363]).
. Решаем уравнения для определения Рх
Определим
y1 и у2
при нескольких значениях х и результаты заносим в табл. 6.
Таблица
6
|
x
|
0,0180
|
0,0190
|
0,0200
|
|
y1
|
0,3484
|
0,34818
|
0,3480
|
|
y2
|
0,2106
|
0,26235
|
0,3732
|
По результатам расчета построим графики зависимости у1=f(x) и у2=f(x).
При условии у1=у2 , х=0,019941=ρд.
10. Определяем
Рх=Р2+х(Р*0-Р2)=0,1369+0,019941(0,2003-0,1369)=0,1382
МПа.
11. Уточняем
С0р.о.=
(U/C0)p.o.=109,956/50,027=2,198.
Рис. 4.1. График зависимости у1=f(x) и y2=f(x).
Осевое усилие, действующее на полотно диска
Осевое
усилие, действующее на венец рабочей лопатки
Осевое
усилие, действующее на диафрагменное уплотнение
Осевое
усилие, действующее на ротор
H.
5. Требования к материалам
Анализ температурно-напряженного состояния деталей и условий их
эксплуатации позволяет выявить комплекс необходимых требований к материалам
этих деталей.
Известно, что эксплуатационная работоспособность (надежность материалов
рассмотренных наиболее ответственных деталей турбин в условиях сложного
температурно-напряженного состояния определяется их статической и усталостной
прочностью при обычных и высоких температурах, термической усталостью,
коррозийной (жаро-) стойкостью и стабильностью этих свойств во времени.
Неизменность и уровень свойств материала при длительной эксплуатации
обеспечивается стабильностью структуры во всем интервале рабочих температур,
высокой однородностью химического состава и строения материала по сечению
(объему) деталей. Из всех возможных материалов должны применяться прежде всего
материалы не только с соответствующим уровнем прочности, но и с большим
коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения,
чтобы обеспечить более низкие температурные напряжения, возникающие в деталях
из-за неравномерного температурного поля по длине и сечению деталей. В этом
отношении, например, стали перлитного класса и 12% - ные хромистые стали
предпочтительней сталей аустенитного класса (имеют существенные преимущества).
Применяемые материалы должны вместе с тем обладать малой
чувствительностью к концентраторам напряжений, т.е. достаточно высокой
пластичностью и вязкостью, необходимыми для равномерного распределения
(уравнивая) напряжений по всей площади поперечного сечения деталей. Низкая
длительная пластичность свидетельствует (при прочих равных условиях) о низкой
конструктивной прочности материала.
Не менее важное значение имеет и демфирующая способность материалов, т.е.
декремент затухания колебаний (вибраций), обеспечиваемый самим материалом.
Материалы с высоким декрементом затухания колебаний обладают большей
долговечностью работы и меньшей чувствительностью к концентраторам напряжений.
Наихудшей способностью гасить колебания (вибрацию) отличаются стали
аустенитного класса. По этому, например, для роторов паровых турбин они
применяются в исключительных случаях (для роторов газовых турбин с ограниченным
ресурсом используются высоколегированные аустенитные стали).
Технологические свойства (литейные свойства, деформируемость при горячей
пластической деформации и др.) материалов должны обеспечивать получение деталей
наиболее простыми, дешевыми методами изготовления заготовок и последующей
обработки, с минимальными внутренними остаточными напряжениями и с полным
исключением внутренних дефектов (пороков) в деталях.
Материалы цельнокованных, сварных роторов и валов сборных роторов.
Материалы таких деталей должны обладать высокими показателями прочности в
сочетании с достаточно высокой пластичностью и вязкостью, хорошей способностью
гасить вибрацию (колебания). Требуемый уровень свойств необходимо обеспечивать
по всей площади сечения валов (роторов). Химический состав материала не только
должен гарантировать требуемые уровни свойств, но и соответствующую
прокаливаемость валу (ротору), минимальный уровень внутренних остаточных
напряжений в деталях после всех видов обработок.
Материалы роторов ступеней высокого и среднего давления должны обладать
высоким сопротивлением ползучести и высокой длительной прочностью. Материалы
роторов ступени низкого давления - высокой вязкостью. Для материалов
рассматриваемых деталей необходимы и достаточны упругие свойства, т.к.
сдаточные испытания при комнатной температуре проводятся с большими
перегрузками, а допускаемые деформации роторов чрезвычайно малы.
Материалы дисков - материалы, применяемые для изготовления дисков должны
обладать: высоким пределом текучести, ползучести и длительной прочности,
пределом выносливости, вибрационной и термической усталости; достаточно высокой
длительной пластичностью и вязкостью, позволяющей предупредить хрупкое
разрушение и снизить чувствительность к концентрации напряжений; большим коэффициентом
теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, высоким
декрементом затухания колебаний; хорошей коррозионной стойкостью.
Материалы рабочих лопаток - материалы рабочих лопаток высокотемпературных
ступеней турбины, находящиеся под действием высокого давления должны
характеризоваться высоким сопротивлением динамической ползучести, длительной
прочности, высокотемпературной (многоцикловой) и термической усталостью;
достаточно высокой пластичностью, необходимой для равномерного распределения
напряжений по всей площади сечения лопаток. Материалы лопаток газовых турбин
должны обладать еще и высоким сопротивлением высокотемпературной коррозии и
эрозионному износу, вызванного продуктами сгорания топлива.
К материалам рабочих лопаток турбин для ступеней низкого давления
предъявляют высокие требования к прочности при растяжении, сопротивлению
усталости и к уровню демпфирующей способности.
Материалы для направляющих(сопловых) лопаток в условиях изменения
температуры должны отличатся достаточным сопротивлением ползучести и длительной
прочностью, термической усталости, стойкостью в условиях газовой коррозии,
достаточной длительной пластичностью и вязкостью.
Материалы корпусов (цилиндров) - для корпусов необходимы прежде всего
материалы с хорошими литейными свойствами и свариваемостью.
Вместе с тем они должны обладать достаточным сопротивлением термической
усталости, ползучести, малой чувствительностью к концентраторам напряжений,
хорошей демпфирующей способностью.
Материалы крепежных деталей - материал крепежных деталей должен в первую
очередь обладать высокой релаксационной стойкостью (для сохранения необходимого
натяга в соединении) и структурной стабильностью при достаточном уровне
длительной прочности. Кроме того, иметь высокую длительную пластичность,
снижающую его чувствительность к надрезам и предупреждающую разрушения по
резьбе, соответствующее сопротивление вибрационным нагрузкам, малую способность
к схватыванию с материалом сопряженной детали. Чем больше разница в твердости
материалов сопрягаемых деталей, тем меньше склонность к заеданию резьбы. В
таких случаях целесообразнее обеспечивать долговечность более дорогих деталей
(шпильки, болта), а заменять при необходимости более дешевые (гайки).
Температурные коэффициенты линейного расширения сопрягаемых (соединяемых)
деталей не должны значительно различаться.
6. Технико-экономические показатели турбины
Суммарная внутренняя мощность группы нерегулируемых ступеней:
iсд=∑Ni=22,765 МВт
Внутренняя мощность всей турбины:
iТ=Ni1+ Niсд=4,727+22,765=27,492 МВт.
Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях:
icд=∑hi=927,056 кДж/кг.
Внутренний перепад энтальпий в турбине
iT=hiI+ Hicд=164,551+927,056=1091,607 кДж/кг.
Относительный к.п.д. группы нерегулируемых ступеней
hoiсд= Hicд/ H0cд=927,056/1113,271=0,833.
Относительный внутренний к.п.д. турбины
hioТ= HiТ/ H0=1091,607/1263,63=0,864.
Удельные расходы:
- пара
d=G/NiThмhэт=28,727/27,492*103*0,994*0,973=0,00108
кг/кДж или 3600*0,00114=3,889 кг/кВт
ч ;
- тепла
=d(i0-qп.в.)=0,00108*(3320,580
- 677,940)=2,855 кДж/кДж
или
= 2453,078 ккал /кВт·ч ;
- топлива
b=q/Qp’’=2,855/29330=0,973·10-4
кг/кДж или
,078/7000=0,350 кг / кВт·ч,
где Qp’’ - тепловая способность топлива.
7. Определение размеров патрубков отбора пара из турбины
Таблица 7
|
Отборы параметр
|
п4
|
п3
|
п2(д)
|
п1
|
к
|
|
G, кг/с
|
1,676
|
1,691
|
1,597
|
1,351
|
21,837
|
|
V, м3/кг
|
0,311
|
0,584
|
1,333
|
2,678
|
24,360
|
|
С, м/с
|
50
|
50
|
50
|
50
|
100
|
|
F=G*V/C, м
|
0,010423
|
0,019741
|
0,042587
|
0,072360
|
5,319682
|
|
d1= , м0,1150,15850,2330,304-
|
|
|
|
|
|
|
d (принятый), м
|
0,12
|
0,16
|
0,24
|
0,31
|
-
|
|
l- длина патрубка, м
|
-
|
-
|
-
|
-
|
2
|
|
В=f/l -ширина патр., м
|
-
|
-
|
-
|
-
|
2,660
|
8. 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.
турбина парциальность ротор тепловой
Список использованной литературы
1.
Осипов А.В.,
Бирюков А.В. Расчет проточной части паровых турбин.- Брянск, БГТУ 2012 - 126 с.
2.
Вукалович М.П.
Теплофизические свойства воды и водяного пара. - Машиностроение 1967 -160 c.
3.
Гоголев И.Г.
Расчёт и проектирование проточной части паровых турбин с использованием ЭВМ. -
Брянск, БИТМ 1988 - 80 с.
4.
Гоголев И.Г.
Расчёт регулирующеё двухвенечной ступени скорости паровой турбины. - Брянск,
БГТУ 1999 - 32 с.
5.
Гоголев И. Г.
Формирование проточной части паровых турбин. - Брянск, БИТМ 1996 - 93 с.
6.
Рыжкин В.Я.
Тепловые электрические станции. - Энергия 1976 - 446 с.
7.
Щегляев А.В.
Паровые турбины. - Энергия 1976 - 368 с.