регистрация / вход

Паровая турбина типа К-26-3,0

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РФ Брянский государственный технический университет Кафедра «Тепловые двигатели» ПАРОВАЯ ТУРБИНА ТИПА К-26-3,0

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РФ

Брянский государственный технический университет

Кафедра «Тепловые двигатели»

ПАРОВАЯ ТУРБИНА ТИПА К-26-3,0

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Энергетические машины»

Документы текстовые

ПТ.ХХ.ХХ-Т.ХХ.РР.ПЗ

Всего листов


Руководитель

профессор, д. т. н.

ХХХХХХХ_________

«____»_________2010г.

Студент группы ХХ-Т

ХХХХХХХХ________

«____»_________2010г.

Брянск 2014

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

для курсового проекта студента гр. ХХ-Т

ХХХХХХХХХ

Номинальная мощность турбины Nном = 26 МВт.

Начальное давление пара р0 = 3,0 МПа.

Начальная температура пара Т0 = 713 К.

Конечное давление пара рк = 3,5 кПа.

Температура питательной воды Тпв = 418 К.

ДАННЫЕ

из расчёта тепловой схемы ПТУ

Начальная энтальпия пара i0 = 3322 кДж/кг.

Изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине Н0 = 1211 кДж/кг.

Расходы пара:

- подводимого к турбине G0 = 24,61 кг/с;

- отбираемого на П1 G1 = 1,36 кг/с;

- отбираемого на П2 G2 = 1,55 кг/с;

- отбираемого на П3 G3 = 1,32 кг/с;

- отбираемого на П4 G4 = 1,05 кг/с;

- отводимого в конденсатор Gк = 19,33 кг/с.

Давление пара:

- отбираемого на П1 р1 = 0,03465 МПа;

- отбираемого на П2 р2 = 0,117 МПа;

- отбираемого на П3 р3 = 0,2709 МПа;

- отбираемого на П4 р4 = 0,5103 МПа;

- за последней ступенью турбины = 0,00371 МПа.

Удельные расходы:

- пара d = 3,918 кг/кВт·ч;

- тепла q = 2533 ккал/кВт·ч;

- топлива b = 0,362 кг/кВт·ч.

Относительный внутренний к.п.д. турбины hoi = 0,858.

Аннотация


В данном курсовом проекте произведен расчет проточной части конденсационной паротурбинной установки типа К-26-3,0 и спроектированы её основные конструктивные узлы.

Содержание

Введение…………………………………………………………......................5

Описание конструкции турбины типа К-26-3,0……………………………..7

1. Регулирующая ступень……………………………………………………..8

1.1. Расчетный режим работы турбины…………………………………8

1.2. Частота вращения ротора турбины……………………………..….8

1.3. Способ регулирования ……………………………………….…9

1.4. Регулирующая ступень…………………………………………...…9

1.5. Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости…………………………………………………..................10

1.6. Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости ……………...12

1.7. Выбор расчетного варианта регулирующей ступени………….... 17

1.8. Треугольники скоростей и потери энергии в

решетках регулирующей ступени……………………………...….18

2. Нерегулируемые ступени…………………………………………………..22

2.1. Типы нерегулируемых ступеней……………………………...……22

2.2. Ориентировочные параметры последней ступени……………......23

2.3. Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени……………………………………………………………….25

2.4. Ориентировочные параметры промежуточных

ступеней давления. Формирование проточной части
нерегулируемых ступеней…………………………………………...27

2.4.1. Число нерегулируемых ступеней давления и

распределение теплового перепада между ними……………..... 30

2.5. Детальный тепловой расчет нерегулируемых

ступеней давления…………………………………………………..34

2.6. Детальный расчет (таблица)………………………………...............49

2.7. Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней давления……………………………………………………................54

2.8. Эскиз проточной части проектируемой турбины………………. ...55

2.9. Расчет осевого усилия, действующего на рабочее

колесо пятой ступени…………………………………………….....57

3. Требования к материалам…………………………………………………..63

4. Технико-экономические показатели турбины…………………………….67

5. Определение размеров патрубков отбора пара из турбины……………..69

6. Техника безопасности……………………………………………………...70
Список используемой литературы…………………………………………....71

Введение

В тех случаях, когда ведется расчет и проектирование нового турбоагрегата, ряд исходных величин должен быть задан, некоторые же величины приходится принимать по оценке, используя опыт ранее построенных турбин, которые хорошо себя зарекомендовали в эксплуатации, достаточно технологичны и удовлетворяют технико-экономическим требованиям. В ответственных случаях разрабатываются параллельные варианты изготовления турбины и выбирается наиболее удачный.

Проектируемая нами турбина должна по основным показателям, характеризующим технический уровень, как минимум отвечать тому, что создано или создается в отечественном и зарубежном турбостроении, желательно превосходить его.

Проектируемая нами турбина и вся турбоустановка должны отвечать регламентируемой ГОСТ системе показателей качества, некоторые из которых стандартизованы, а другие устанавливаются решениями министерств и ведомств. К ним относятся: показатели назначения, надежности, экономичности, эргономические, стандартизации и унификации, применяемости, патентно-правовой показатель и др.

Поскольку во время эксплуатации турбина работает с переменной нагрузкой, оказывается целесообразным так проектировать её, чтобы наибольшая экономичность достигалась при нагрузке наиболее характерной для условия эксплуатации. Поэтому мы рассчитываем турбину на расчетную (экономическую) мощность.

Чтобы достичь высокого КПД, необходимо стремиться к минимальным потерям энергии в проточной части турбины. В первую очередь это относится к сопловым и рабочим решеткам, которые должны быть тщательно спрофилированы с газодинамической точки зрения. В случае применения новых решеток, которые еще не подвергались проверке на натурных турбинах, профили должны быть исследованы на экспериментальных

турбинах. В проекте нами будут применяться профили турбинных решеток, которые исследованы и рекомендованы для применения. Рекомендуется выполнять плавное меридиональное очертание проточной части, избегая скачкообразного изменения диаметров ступеней турбины. Паровые коммуникации (подводящие паропроводы, клапаны, ресиверы, выходные и подводящие патрубки) должны быть оформлены таким образом, чтобы потери давления в них были минимальными. Кроме того, большое внимание следует уделять уменьшению потерь от перетекания пара.

При проектировании данной турбины будет осуществляться непосредственное обращение к прототипам АКв-18 НЗЛ [4], будут заимствоваться основные конструктивные узлы турбоагрегатов и технические решения [4,6-8].

Описание конструкции

турбины типа К-26-3,0

Паровая турбина типа К-26-3,0 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 26 МВт. Частота вращения ротора совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 об/с.

Роторы турбины и генератора соединены между собой посредством упругой муфты.

Турбина одноцилиндровая и одновальная. Проточная часть включает в себя двухвенечную ступень скорости, используемую в качестве регулирующей, а также 16 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.

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 перед 5, 8, 10 и 13 ступенями.

Все рабочие лопатки имеют бандаж, кроме последних двух. Каждые два рабочих диска фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами, вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.

1. Регулирующая ступень

1.1. 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:

N э = (0,8…0,9) N ном = 0,8526000 = 22100 кВт .

1.2. 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.

1.3. Способ регулирования

В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая
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, где 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.

1.4. 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.

1.5. Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости

Применяем для нашей турбины КС-Б, 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, 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 - Б

Угол выхода сопловых лопаток α11 , град.

17о 30|

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

б) направляющего аппарата и сопел f12 /f11

в) II рабочего венца и сопел f22 /f11

1,51

2,5

4,16

Отношение высот (длин) лопаток:

а) I рабочего венца и сопел а=l21 /l11

б) направляющего аппарата и I рабочего венца

в= l12 /l21

в) II рабочего венца и направляющего аппарата

с= l22 /l12

1,19

1,29

1,29

Осевая ширина профиля лопаток:

а) сопел В11 , мм

б) I рабочего венца В21 , мм

в) направляющего аппарата В12 , мм

г) II рабочего венца В22 , мм

50

40

33

40

Шаг лопаточной решетки:

а) сопел t11 , мм

б) I рабочего венца t21 , мм

в) направляющего аппарата t12 , мм

г) II рабочего венца t22 , мм

38,9

21,1

16,8

20,5

1.6. Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости

1. Расход пара (из расчета тепловой схемы) GI = 24,61 .

2. Частота вращения ротора турбины n с = 50 c -1 .

3. Параметры пара перед соплами:

а) давление = 3,0·0,95= 2,85 МПа;

б) температура Т0 = 713 K;

в) энтальпия i 0 = 3322 кДж/кг.

4. Тип ступени – двухвенечная КС-Б.

5. Отношение скоростей x = u 0 = 0,25 (принимаем по рис. 8) [2].

6. Средний диаметр d = 1,06 м.

7. Окружная скорость u = p dn с = 3,14·1,06·50=166,5 м/с.

8. Условная скорость С0 = u / x = 166,5/0,25=666 м/с.

9. Изоэнтропийный перепад энтальпий

h 0 I = C 0 2 / 2·103 = 6662 /2·103 =221,78 кДж/кг.

10. Параметры пара за ступенью (по h0 I в i,S – диаграмме):

а) давление p 2 I = 1,34 МПа;

б) удельный объем = 0,2012 м3 /кг.

11. Отношение давлений:

а) ;

б)

к= 1,3 перегретый пар.

12. Давление пара в критическом сечении

МПа.

13. Критический тепловой перепад = 196,3 кДж/кг (по i,S-диаграмме).

14. Удельный объем пара в критическом сечении

= 0,1775 м3 /кг (по i,S-диаграмме).

15. Скорость пара в критическом сечении

м/с.

16. Коэффициент расхода ступени j р = 0,97 (по рис 6) [2].

17. Площадь проходных сечений

.

18. Синус угла sin a 11 = 0,30071.

19. Произведение

e ·l11 =f11 / ( p ·d·sin a 11 )= 7,52·10-3 /(3,14·1,06·0,30071)=7,51·10-3 м .

20. Путем компьютерного моделирования выбираем оптимальную степень парциальности e (см. табл. 2). Степень парциальности принимаем e = 0,31.


Таблица 2

Выбор оптимального значения степени парциальности

Параметр

Единица измерения

Числовое значение

1

Расход пара G1

кг/с

24,61

2

Частота вращения ротора nс

с-1

50

3

Параметры перед соплами

а) давление р'0

МПа

2,85

б) температура t'0 (по i,S-диаграмме)

0 С

439

в) энтальпия i0 (по i,S-диаграмме)

кДж/кг

3322

4

Тип ступени

-

КС-Б

5

Отношение скоростей x=u/C0

-

0,25

6

Средний диаметр d

м

1,06

7

Окружная скорость u=pdnc

м/с

166,5

8

Условная скорость С0 =u/x

м/с

666

9

Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0l =C0 2 /2·103

кДж/кг

221,78

10

Параметры пара за ступенью (по h0l в i,S-диаграмме)

а) давление р2l

МПа

1,34

б) удельный объём

м3 /кг

0,2012

11

Отношение давлений:

а) П=р2l /р'0

-

0,495

б) Пкркрl /р'0 =2/(к+1)к/(к-1)

-

0,5457

12

Давление пара в критическом сечении ркрlкр· р'0

МПа

1,555

13

Критический тепловой перепад hкрl (по i,S-диаграмме)

кДж/кг

196,3

14

Удельный объём пара в критическом сечении (по i-S)

м3 /кг

0,1775

15

Скорость пара в критическом сечении скр =(2· hkpl· 103 )0,5

м/с

599

16

Коэффициент расхода ступени fp (по опытным данным)

-

0,97

17

Площадь проходных сечений:

а) f11 =G v2t /f C0 при П>0,5

м2

-

б) f11 =G vкрl /0,97· Ckp при П<0,5

м2

0,00752

18

Синус угла sina11

-

0,30071

19

Произведение e· l11 =f11 /pd1 sina11

м

0,00751

Окончание табл. 2


Варианты

1

2

3

4

5

20

Степень парциальности e

-

0,5

0,4

0,3

0,2

0,15

21

Высота лопаток

а) сопел l11 =el11 ·103 /e

мм

15,02

18,77

25,03

37,55

50,07

б) 1-го рабочего венца l21 =a·l11

мм

17,87

22,34

29,79

44,68

59,58

в) направляющего аппарата l12 =b·l21

мм

23,06

28,82

38,43

57,64

76,86

г) 2-го рабочего венца l22 =c·l12

мм

29,74

37,18

49,57

74,36

99,15

22

Окружной КПД ступени hu
(по опытным данным)

-

0,728

0,728

0,728

0,728

0,728

23

Поправочный коэффициент на

средний диаметр Кd

(по опытным данным)

-

1,0043

1,0043

1,0043

1,0043

1,0043

24

Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs

(по опытным данным)

-

0,98

0,98

0,98

0,98

0,98

25

Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl (по опытным данным)

-

0,969

0,98

0,991

1,001

1,006

26

Окружной КПД ступени с учётом поправок hu ' =hu Kd Ks Kl

-

0,694

0,702

0,71

0,717

0,72

27

Окружной тепловой перепад в ступени
hu ' =h0l ·hu '

кДж/кг

154,01

155,77

157,553

159,13

159,817

28

Коэффициент С=(750В-2,5) ·102

-

2750

2750

2750

2750

2750

29

Неактивная дуга закрытая кожухом ek =0,9· (1-e)

-

0,45

0,54

0,63

0,72

0,765

30

Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию DNтв=(С(d-l)2 +3,44·105 · (1-e- 0,5·ek ) ·d· (l21 1,5 +l22 1,5 )) · (u/1000)3 · (1/v2t )

кВт

89,67

101,2

124,204

181,954

252,691

31

Потеря энергии на трение и вентиляцию Dhтв =DNтв /G1

кДж/кг

3,644

4,11

5,047

7,393

10,268

32

Потеря энергии на концах сегментов сопел
Dhсегм =0,11· (B21 ·l22 ) ·x· (hu '-Dhтв ) · zcc /f11

кДж/кг

1,047

1,32

1,77

2,642

3,472

33

Использованный внутренний теплоперепад в ступени hil =hu '-Dhтв -Dhсегм

кДж/кг

149,318

150,335

150,735

149,09

146,077

34

Относительный внутренний КПД ступени hoil =hil /hol

-

0,673

0,678

0,679

0,672

0,659

35

Внутренняя мощность ступени Nil =G1 ·hil

кВт

3674,72

3699,76

3709,59

3669,22

3594,96

Зависимость относительного внутреннего КПД от степени парциальности представлена на рис. 1.

Рис. 1. Зависимость относительного внутреннего КПД
от степени парциальности

21. Высота лопаток:

а) сопел l 11 = e l 11 ·103 / e = 7,51·10-3 ·103 /0,31=24,5 мм;

б) I рабочего венца l 21 = a · l 11 = 1,19·24,5=29,1 мм;

в) направляющего аппарата l 12 = b · l 21 = 1,29·29,1=37,5 мм;

г) II рабочего венца l 22 =с· l 12 = 1,29·37,5=48,4 мм,

где коэффициенты a, b и c берутся из табл.1.

22.Окружной К.П.Д. ступени по опытным данным h u = 0,728.

23 Поправочный коэффициент на средний диаметр К d = 1,0043 (по рис. 9)[2].

24 Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки К s = 0,98 (по рис. 10) [2].

25. Поправочный коэффициент на высоту лопатки К l = 0,991 (по рис. 11) [2].

26.Окружной К.П.Д. ступени с учетом поправок

h u '= h u К d К s К l = 0,728·1,0043·0,98·0,991=0,71.

27.Окружной тепловой перепад в ступени

hu '= h 0 h u '= 221,78·0,71=157,42 кДж/кг.

28. Коэффициент С=(750 B -2,5) ·100 =(750·0,04-2,5) ·100=2750.

29. Неактивная дуга, закрытая кожухом e к » 0,9(1- e )= 0,9· (1-0,31)=0,62.

30. Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию

31. Потери энергии на трение и вентиляцию

D h тв = D N тв / GI = 121,91/24,61=4,95 кДж/кг.

32. Потеря энергии на концах сегментов сопел

D h сегм =0,11( B 21 l 21 + B 22 l 22 ) x ( hu '- D h тв ) zcc / f 11 =

= 0,11·(0,04·29,1+0,04·48,4) ·0,25· (157,42-4,95) ·1/7,52·10-3 = 1,73кДж/кг.

33. Использованный внутренний тепловой перепад в ступени

hi I = hu '- D h тв - D h сегмл = 157,42-4,95-1,73=150,74 кДж/К.

34. Относительный внутренний к.п.д. ступени

h 0 i = hiI / h 0 I = 150,74/221,78=0,68.

35. Внутренняя мощность

NiI = GI ·hiI = 24,61·150,74=3709,7 кВт.

1.7. 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 p2I и

р2Iном при расчетной и номинальной мощности турбины.

Давление в камере регулирующей ступени при номинальной мощности

Р2 I ном = P 2 I N ном / N э = 1,34*26/22,1=1,58 МПа,

h0i и h0iном – изоэнтропийный перепад энтальпий от p0 ' соответственно до Р2I и Р2Iном (определяются по i,S – диаграмме).

Определяем число сопел регулирующей ступени:

z с max = p d e max / t 11 = 3,14· 1,06· 0,41/0,0389»35 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.

1.8. Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени

Для двухвенечной ступени скорости вычисляются:

- абсолютная скорость истечения пара из сопел

с11 =0,9 55

- относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца

w 11 =

- относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

w 21 =

- абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

c 21 =

- абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата

c 12 =

- относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца

w 12 =

- относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца

w 22 =

- абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени

c 22 =

Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решетках:

- в сопловом аппарате

D h 11 =(1/ j 2 -1) c 2 11 / 2·103 =(1/0,9552 -1) ·600,032 /2·103 =17,36 кДж/кг;

- в первом венце рабочих лопаток

D h 21 =(1/ y 1 2 -1) w 2 21 / 2·103 =(1/0,862 -1) ·390,392 /2·103 =26,83 кДж/кг;

- в направляющем аппарате

D h 12 =(1/ y н 2 -1) c 2 12 /2 ·103 =(1/0,882 -1) ·242,142 /2·103 =8,54 кДж/кг;

- во втором венце рабочих лопаток

D h 22 =(1/ y 2 2 -1) w 2 22 / 2·103 =(1/0,882 -1) ·167,112 /2·103 =4,07 кДж/кг;

- потеря энергии с выходной скоростью

D h С22 = C 2 22 / 2·103 = 100,332 /2·103 = 5,03 кДж/к;

- окружной тепловой перепад ступени

h и = h 0 - D h 11 - D h 21 - D h 12 - D h 22 - D hC 22 = 221,78-17,36 –26,83 – 8,54 –4,07 –5,03= =159,94 кДж/кг;

- окружной к.п.д. ступени

h и = h и / h 0 = 159,94/221,78=0,721.

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 хорошо выполненных двухвенечных ступеней скорости можно принимать следующие значения коэффициентов скорости:

j=0,955; y1 =0,86; jн =0,88; y2 =0,88 ( см., например, рис. 13 и 14 [2]) и степени реактивности: r1 =0,02; rн =0,04; r2 =0,05.

По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рис. 2). Для лучшего представления протекания теплового процесса в регулирующей ступени представим его в i,S – диаграмме (рис. 3).


Рис. 2. Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости

(масштаб 1мм –5м/с)

Рис. 3. Тепловой процесс в регулирующей ступени

2. Нерегулируемые ступени

2.1.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 обоих 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 в виду, что выполнение активных ступеней целесообразно в области малых расходов, то есть в ступенях высокого давления, где существенно сказываются потери на утечках. 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.

2.2. Ориентировочные параметры последней ступени

Упрощенная форма уравнения неразрывности

где Gк – расход пара через последнюю ступень (расход в конденсатор), Gк =19,33 кг/с (из расчета РППВ);

υк – удельный объем пара за РК последней ступени (находим по давлению и энтальпии по i,S – диаграмме), υк =33,06 м3 /кг;

fz – ометаемая площадь последней ступени

с2 z – осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока.

Принимаем α2 =90º. Таким образом .

Выходная кинетическая энергия за последней ступенью не используется.

, . Т.о. .

Учитывая эти выражения формула для вычисления среднего диаметра последней ступени выглядит следующим образом

,

где втулочное отношение принимается по прототипу. По прототипу конденсационной турбины АКв-18 НЗЛ [4] принимаем . Коэффициент ζвс принимаем равным 0,03. Получим

Тогда получаем

.

Величина окружной скорости на средней окружности последней ступени

.

Определим ориентировочно характеристическое число последней ступени по формуле

где n – число венцов рабочих лопаток, n= 1;

φ z – коэффициент скорости, φ z =0,96;

α1 z – угол выхода потока из направляющего аппарата последней ступени. Выбирается по рекомендациям α1 z =30º [2].

Степень реактивности на средней окружности вычисляем по выражению

здесь - степень реактивности последней ступени у корня. Примем . Тогда

.

Оптимальное характеристическое число

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени

.

2.3. Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени

Основной задачей является обеспечение достаточной высоты направляющих лопаток, при которых достигается наибольшая экономичность.

Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени

где - теоретический расход пара через направляющий аппарат (НА).
, - коэффициент расхода направляющей решетки (НР);

- действительный расход пара через НА. Предварительно определяется по выражению

.
- удельный объем пара за направляющим аппаратом. Ориентировочный тепловой перепад в 1-ой ступени кДж/кг. Принимаем кДж/кг. Т. к. для 1-ой ступени давления коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени μвх =0, то процесс расширения начинается от точки 2 (см. рис. 3). Ступень предварительно принимаем активной, ρ (1) =0. По i,S – диаграмме найдем

м3 /кг.

Здесь x принимаем равным xopt , т. к. при изменении нагрузки турбины режимный коэффициент x 1-ых ступеней конденсационных турбин практически не изменяется.

Подставляя вышеуказанные выражения в уравнение неразрывности, получим

По рекомендациям принимаем [3]. Чтобы полнее использовать кинетическую энергию потока из регулирующей ступени примем . Тогда

По рис. 6.11 [3] коэффициент скорости . Тогда

Окружная скорость 1-ой ступени на средней окружности

Изоэнтропийный перепад энтальпий на 1-ую ступень

2.4. 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 (d(z) -d(1 ) ). 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 h 0 вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x от первой до последней ступени плавно изменяющимся. При этом на половине длины ротора он практически не изменяется x=const.

Строим кривые d и x (рис. 4).

Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле

где К 0 – коэффициент (для первой ступени К 0 =1, для промежуточных ступеней К 0 =0,92…0,96) [1]. Принимаем К 0 =0,94.

По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z =13, а также для 11 промежуточных точек, подставляя значения d и x из графиков.

h0(1) = 0,5∙1∙3,142 ∙502 ∙1,062 /0,4662 = 63,8 кДж/кг;

h0(z ) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,5262 /0,622 = 70,18 кДж/кг;

h0(2) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,062 /0,47242 = 58,39 кДж/кг;

h0(3) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,062 /0,47682 = 57,32 кДж/кг;

h0(4) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,07722 /0,48122 = 58,11 кДж/кг;

h0(5) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,12 /0,48552 = 59,53 кДж/кг;

h0(6) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,13172 /0,48992 = 61,88 кДж/кг;

h0(7) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,16912 /0,49432 = 64,87 кДж/кг;

h0(8) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,20912 /0,50242 = 67,17 кДж/кг;

h0(9) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,25952 /0,51982 = 68,09 кДж/кг;

h0(10) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,32132 /0,5362 = 70,47 кДж/кг;

h0(11) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,40592 /0,562 = 73,01 кДж/кг;

h0(12) = 0,5∙0,94∙3,142 ∙502 ∙1,48432 /0,5872 = 74,07 кДж/кг.

Полученные теплоперепады наносим на диаграмму, соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в

нерегулируемых ступенях вдоль проточной части. (рис. 4).

2.4.1. 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) (рис. 4.) ,определяем h0ср

Число ступеней , не учитывающее явление возврата теплоты

Изоэнтропийный перепад энтальпий в нерегулируемых ступенях

Получим

Округляем до ближайшего большего, =15.

Коэффициент возврата тепла определяется по формуле

где - коэффициент. Процесс переходит из области перегретого пара в область влажного пара. Следовательно, ;

=0,858 (из РППВ);

Z – общее число ступеней турбины, Z =z +1=15+1=16. Т.о.

Изоэнтропийный перепад энтальпий в нерегулируемых ступенях с учетом явления возврата теплоты

Число нерегулируемых ступеней давления

Округляем полученное число до ближайшего целого. Получим z =16.

Найдем характеристический коэффициент турбины, который дает ориентировочную оценку влияния числа ступеней на КПД турбины

Разобьем отрезок L (рис. 4) на 15 равных частей, т.е. получим 16 точек (16 ступеней). Для каждой ступени по кривым на рис. 4 определим d , x , h 0(i) . Полученные результаты занесем в таблицу 3.

Окружная скорость на среднем диаметре для каждой ступени определяется по формуле и заносится в таблицу 3.

u(1) =pd(1) nс =3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u(2) =pd(2) nс =3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u(3) =pd(3) nс =3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u(4) =pd(4) nс =3,14∙1,065∙50=167,3 м/с;

u(5) =pd(5) nс =3,14∙1,0818∙50=169,93 м/с;

u(6) =pd(6) nс =3,14∙1,1002∙50=172,82 м/с;

u(7) =pd(7) nс =3,14∙1,1242∙50=176,59 м/с;

u(8) =pd(8) nс =3,14∙1,1548∙50=181,4 м/с;

u(9) =pd(9) nс =3,14∙1,1838∙50=185,95 м/с;

u(10) =pd(10) nс =3,14∙1,2183∙50=191,37 м/с;

u(11) =pd(11) nс =3,14∙1,2595∙50=197,84 м/с;

u(12) =pd(12) nс =3,14∙1,3075∙50=205,38 м/с;

u(13) =pd(13) nс =3,14∙1,3705∙50=215,28 м/с;

u(14) =pd(14) nс =3,14∙1,4409∙50=226,34 м/с.

u(15) =pd(15) nс =3,14∙1,4951∙50=234,85 м/с;

u(16) =pd(16) nс =3,14∙1,526∙50=239,7 м/с.

Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины hoe с помощью графика hoe =f(X ) [1]. В результате получаем hoe =0,853.

Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад регулирующей ступени, сравниваю с величиной Н 0 ∙(1+a ), и определяю разность

Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней

Определяем ориентировочные теплоперепады

Полученные параметры заносим в таблицу 3.


Таблица 3

Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины

Номер ступени

z

Параметры ступеней

Средний диаметр ступени d( i ) , м

Окружная скорость
u( i ) , м/с

Предваритель-ный тепло-перепад
, кДж/кг

Ориентировочн.

теплоперепад
, кДж/кг

Характерис-тическое число,
x

1

1,06

166,5

63,8

65,57

0,466

2

1,06

166,5

59,04

60,81

0,472

3

1,06

166,5

57,45

59,22

0,475

4

1,065

167,3

57,47

59,24

0,479

5

1,0818

169,93

58,34

60,11

0,482

6

1,1002

172,82

59,53

61,3

0,486

7

1,1242

176,59

61,35

63,1

0,489

8

1,1548

181,4

63,69

65,46

0,493

9

1,1838

185,95

65,83

67,6

0,496

10

1,2183

191,37

67,63

69,4

0,505

11

1,2595

197,84

69,52

71,29

0,52

12

1,3075

205,38

71,11

72,88

0,533

13

1,3705

215,28

72,5

74,27

0,551

14

1,4409

226,34

73,3

75,07

0,569

15

1,4951

234,85

73,08

74,85

0,591

16

1,526

239,7

71,25

73,02

0,62

В процессе последующего детального расчета ступеней давления параметры , d(i) , x можно изменять в разумных пределах для обеспечения плавности проточной части (ПЧ).

2.5. 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.

Расчет направляющих лопаток 1-ой ступени

1. Средний диаметр d1 =1,06 м.

2. Тепловой перепад h0(1) =65,57 кДж/кг.

3. Характеристический коэффициент х=0,466.

4. Частота вращения ротора nc =50 c-1 .

5. Окружная скорость на среднем диаметре

6. Расход пара через ступень

,
где - расход пара через предыдущую ступень, .
- расход пара в отбор, кг/с.

- расход пара через переднее уплотнение. Определяется так

, где

- коэф. расхода лабиринтового уплотнения.=0,704 по рис.6.7 [3];

- поправочный коэффициент,=1 по рис.6.8 [3];

- диаметр уплотнения. Выбирается по прототипу, =0,465 м;

- радиальный зазор уплотнения, =0,5 мм;

- давление пара перед уплотнением, ;

- удельный объем пара перед уплотнением. Это объем пара за сопловой решеткой регулирующей ступени. Определяется по i,S-диаграмме, м3 /кг.

- давление пара за уплотнением. Принимается равным давлению пара в отборе на деаэратор (из РППВ), .

- число щелей уплотнения. Принимается - по прототипу
АКв-18 НЗЛ [4]. Получаем

.

7. Давление пара p0(1) = p2 I =1,34 МПа.

8. Удельный объем пара перед ступенью =0,21 м3 /кг

Определяется по i,S-диаграмме.

9. Энтальпия пара перед ступенью i0(1) =3171,26 кДж/кг.

10. Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую ступень, .

11. Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени μ( i-1) =0.

12. Доля кинетической энергии, используемая в ступени,

μ(i-1) ·∆hc2(i-1) =0·5,03= 0 кДж/кг.

13. Полные параметры пара перед ступенью

а) энтальпия =3171,26 + 0=3171,26 кДж/кг;

б) давление p0 *

;

в) удельный объем

;

г) температура


Здесь k – показатель изоэнтропы, k =1,3; m =(k -1)/k =(1,3-1)/1,3=0,23077.

14. Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

кДж/кг.

15. Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:

а) давление

;

б) удельный объем

м3 /кг.

16. Высота направляющей лопатки (предварительное значение)

. Принимаем .

17. Степень реактивности у корня ступени .

18. Степень реактивности ступени на средней окружности

19. Тепловой перепад в направляющем аппарате

20. Параметры пара за направляющим аппаратом (НА):

а) энтальпия

б) давление

в) удельный объем

г) сухость пара .

21. Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата:

22. 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=0,23077.

23. Скорость звука на выходе из направляющего аппарата

24. Число Маха .

25. Отношение давлений .

26. Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимается из предварительных расчетов) α1 =11º.

27. Хорда профиля направляющей лопатки (принимается по прототипу)

28. Относительная хорда .

29. Коэффициент скорости φ НР(по опытным данным)

.

30. Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата

.

31. Потеря энергии в направляющей решетке

32. Параметры пара за направляющим аппаратом:

а) энтальпия:

б) удельный объем

33. Критическое отношение давления

.

34. Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:

а) давлении:

б) удельный объем

35. Скорость пара в критическом сечении

. Мы имеем дозвуковое истечение.

36. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла

.

37. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла δ1к.с.1 *1 ≤4…5˚.

38. Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):

а) диаметр dy = 0,41 м;

б) зазор δу =0,0005 м;

в) число гребней zy =8 шт.;

г) коэффициент расхода μу =0,704;

д) поправочный коэффициент K'у =1.

39. Расход пара через диафрагменное уплотнение

40. Расход пара через направляющую решетку

41. Коэффициент расхода направляющей решетки μ1 (опытный)

.

42. Поправочный коэффициент (по опытным данным).

43. Площадь проходных сечений направляющей решетки при П1кр1

44. Площадь проходных сечений направляющей решетки при П1 ≤Пкр1

. Истечение докритическое.

45. Произведение

46. Степень парциальности ε=1.

47. Высота направляющей лопатки

48. Диаметр корневого обвода

49. Относительный шаг направляющей решетки =0,8 опытный [5].

50. Шаг направляющей решетки t1 =b1 =0,8·0,09=0,072 м.

51. Число направляющих лопаток

(уже округленное значение в сторону ближайшего большего).

По таблице профилей лопаток подбираем профиль С-90-09А [5].

Расчет рабочих лопаток 1-ой ступени

52. Относительная скорость входа пара в рабочую решетку (РР)

53. Отношение скоростей .

54. Угол входа пара в рабочую решетку

.

55. Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом

а) энтальпия

б) давление

56. Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе

57. Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении

а) энтальпия

б) давление

в) удельный объем

58. Скорость звука за рабочей решеткой

59. Отношение давлений

.

60. Критическое отношение давлений

.

61. Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки – не рассчитываются, т.к. П2кр2 .

62. Относительная скорость пара в критическом сечении - не рассчитывается, т.к. П2кр2 .

63. Относительная теоретическая скорость пара на выходе из (РР)

64. Число Маха М2 t =w2 t /a2 =191,72/594,5=0,322.

65. Параметры периферийных зазоров проточной части ступени

а) диаметр

б) осевой зазор (принимается) δ1 =0,0015;

в) коэффициент расхода открытого осевого зазора μ0 =0,5;

г) радиальный зазор надбандажного уплотнения

д) число гребней радиального надбандажного уплотнения

е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения

ж) поправочный коэффициент (по опытным данным)

з) эквивалентный зазор

66. Степень реактивности в периферийном сечении ступени

.

67. Утечка пара через периферийные зазоры ступени

68. Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа – не рассчитывается.

69. Расход пара через рабочую решетку

70. Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный)

71. Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) b2 =0,02045 м (по прототипу).

72. Отношение b2 /l1 =0,02045/0,03=0,615.

73. Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным)

74. Поправочный коэффициент

.

Здесь y0 – влажность пара перед ступенью, y0 =0.

75. Выходная площадь рабочей решетки при П2кр2

76. Выходная площадь рабочей решетки при П2 ≤Пкр2 - не рассчитывается.

77. Перекрыша лопаток ступени (принимается):

∆ =∆' +∆'' =0,00125+0,002=0,00325 м.

78. Высота рабочей лопатки по входной кромке:

l' 2 =l1 +∆=0,03+0,00325=0,03325 м.

79. Высота рабочей лопатки по выходной кромке l2 (выбирается по условию плавности проточной части) l2 =0,03325 м.

80. Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается)
d2 =d1 +∆'' -∆' =1,06+0,002-0,00125=1,06075 м.

81. Эффективный угол выхода из рабочей решетки

82. Учитывая этот угол (β2 ) принимаем профиль рабочей лопатки из таблицы 1 [5] Р-23-14А.

83. Угол установки профиля в рабочей решетке βу =78˚.

84. Относительный шаг рабочей решетки =0,6994.

85. Хорда профиля рабочей лопатки b2 =0,02045 м.

86. Шаг рабочей решетки t2 = b2 =0,02045·0,6994=0,0143 м.

87. Число лопаток z2 =πd2 /t2 =3,14·1,06075/0,0143=233 шт.

88. Отношение b2 /l2 =0,02045/0,01935=1,057.

89. Угол поворота потока в рабочей решетке

∆β =180˚-(β12 )=180˚ -(21,9˚ +17,44˚ )=140,65˚.

90. Коэффициент скорости рабочей решетки

91. Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса

92. Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М2 t >1) – не рассчитывается.

93. Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М2 t >1) – не рассчитывается.

94. Потеря энергии в рабочей решетке

95. Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери

96. Окружная скорость на средней окружности

97. Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени

98. Угол выхода пара из рабочего колеса

99. Условная изоэнтропийная скорость ступени

100. Характеристическое отношение ступени

Определение потерь энергии, к.п.д. и внутренней мощности

101. Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень ∆hc 22 2 /2=542 /2·103 =1,46 кДж/кг.

102. Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени μ=0,94.

103. Доля выходной кинетической энергии, используемая в следующей ступени μ·∆hc 2 =0,94·1,46=1,37 кДж/кг.

104. Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени

105. Располагаемый тепловой перепад в ступени

106. Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени

107. Окружная составляющая скорости

с1 u1 cosα1 =328,34·cos11˚=322,31 м/с.

108. Окружная составляющая скорости

с2 u2 cosα2 =54·cos85,10 = 4,63 м/с.

КПД ступени по треугольникам скоростей

109. Кинематическая вязкость пара ν2 =58·10-6 м2 /с. Определяется по температуре рабочего тела за ступенью t2 (см. рис. 5.). Температура в свою очередь определяется по i,S- диаграмме.

Периферийный радиус РР:

110. Число Рейнольдса

111. Относительный зазор между диском и диафрагмой

Здесь S – зазор между диском и диафрагмой, (принимается по прототипу).

112. Коэффициент трения Kтр =0,00088 рис. 6.18 [3].

113. Относительная потеря энергии на трение диска

.

114. Осевая длина свободных поверхностей диска. Не учитываем.

115. Диаметр свободных поверхностей диска. Не учитываем.

116. Относительные потери энергии на трение свободных поверхностей диска. Не учитываем.

117. Часть неактивной дуги, занятая противовентиляционным кожухом – не рассчитывается.

118. Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени – не рассчитывается.

119. Число групп сопел. Не учитываем.

120. Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел. Не учитываем.

Часть неактивной дуги SН =0.

Коэффициенты Кa и Кs не задаются.

Межвенцевой зазор dz не задаётся.

Относительная потеря энергии от парциальности xe . Не вычисляется.

121. Коэффициент Ку '=1 (по опытным данным).

122. Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через корневые зазоры:

123. Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через периферийные зазоры ступени с бандажом РЛ

124. Коэффициент a1 =0,4.

125. Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток. Не рассчитываем.

126. Коэффициент а2 =0,65.

127. Влажность пара перед ступенью y0 =0.

128. Влажность пара за ступенью y2 =0.

129. Относительная потеря энергии от влажности xвл2 (y0 +y2 )/2=0.

130. Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени

131. Сумма дополнительных потерь энергии в ступени

∑∆hдоп = h0 ∑ξдоп =65,57·0,0436=2,86 кДж/кг.

132. Относительный внутренний к.п.д. ступени

133. Потеря энергии с выходной скоростью

134. Энтальпия пара за ступенью с учетом всех потерь энергии

135. Энтальпия пара за ступенью без учета использования выходной кинетической энергии в следующей ступени

136. Внутренний перепад энтальпий в ступени

.

137. Внутренняя мощность ступени

138. Удельный объем пара за РК

139. Осевая ширина НР:

140. Осевая ширина РР:

141. Втулочное отношение для НР:

142. Втулочное отношение для РР:

Детальный расчёт остальных ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 4.

Рис. 5. Зависимость кинематической вязкости
по пару ν,м2 /с от температуры t,ºС

Выполнение детального расчета было основано на методических указаниях [1], [3].

По результатам расчета построены треугольники скоростей нерегулируемых ступеней представленные на рис. 6. По ходу выполнения детального расчета нерегулируемых степеней давления формировался эскиз проточной части паровой турбины К-26-3,0, который представлен на рис. 7. Процесс теплового расширения пара в турбинной ступени условно показан на рис. 8.

2.9. Расчет осевого усилия, действующего на рабочее колесо девятой ступени

Исходные данные:

Средний диаметр на выходе рабочей решетки d2 =1,18075 м.

Длина рабочей лопатки l2 =88,61∙10-3 м.

Корневой диаметр РК

Периферийный диаметр РК

Осевой открытый зазор у корня =0,0015 м.

Диаметр разгрузочного отверстия dр.о. =0,044 м.

Число разгрузочных отверстий в диске zр.о. =5 шт.

Диаметр окружности расположения разгруз. отверстий Др.о. =0,795 м.

Диаметры диафрагменных уплотнений dу1 =0,41 м, dу2 =0,42 м.

Радиальный зазор диафрагменного уплотнения dу =0,0005 м.

Число гребней диафрагменного уплотнения zу =4.

Радиус скругления разгрузочных отверстий Rр.о . =0,0025 м.

Ширина камеры (расстояние между диафрагмой и диском) h1 =0,015 м.

Толщина бандажа в радиальном направлении hб =2,5∙10-3 м.

Толщина надбандажного уплотнения в радиальном направлении

hну =4∙10-3 м.

Толщина гребней диафрагменного уплотнения в радиальном направлении hу1 =5∙10-3 м.

Реактивность ступени у корня (из детального расчета) .

Реактивность ступени на среднем диаметре ρ=0,16.

Расход пара через ступень G(5) =21,9757 кг/с.

Абсолютная скорость истечения пара из НА c1 =334,65 м/с.

Абсолютная скорость истечения пара из РК c2 =104,38 м/с.

Угол выхода потока из НА α1 =18˚.

Угол выхода потока из РК α2 =86,7˚.

Параметры пара:

p0 =0,1557 МПа – давление пара перед ступенью;

p1 =0,1142 МПа – давление пара за направляющим аппаратом;

p2 =0,1066 МПа – давление пара за рабочим колесом.

υ2 =1,627 м3 /кг – удельный объем пара за РК (из детального расчета).

Решение:

1. Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения

2. Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий

3. Площадь проходного сечения корневого зазора

4. Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения =0,704 (по опытным данным рис. 6.7 [3, 53]); принимаем mк =0,3.

5. Окружная скорость разгрузочных отверстий

6. Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях

В первом приближении . Давление пара за НА у корня

Тогда

7. Характеристическое отношение разгрузочных отверстий

8. Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия mр.о. =0,445 (по опытным данным).

9. Решаем уравнение для определения pх

,

обозначим через переменные левую и правую части уравнения

;

.

Здесь - реактивность ступени в сечении разгрузочных отверстий.

Определим y1 и у2 при нескольких значениях и результаты занесем в табл. 5.

Таблица 5

0,005

0,01

0,015

0,02

y1 ∙10-3

0,226130

0,22556

0,225

0,22443

y2 ∙10-3

0,05023

0,18401

0,3052

0,4785

По результатам расчета построим графики зависимостей у1 =f() и у2 =f() рис. 9.

По условию у1 = у2 находим .

10. Найдем давление перед разгрузочными отверстиями

Тогда

Следовательно, mр.о. =0,309.

Рис. 9. Графики зависимостей у1 =f() и у2 =f()

11. Динамическая составляющая осевого усилия на ротор, учитывающая лопаточный венец

12. Статическая составляющая осевого усилия на ротор, учитывающая лопаточный венец

,
здесь - разность давлений в камере за НА и задней камерой
;
- ометаемая площадь РК

;
- разность давлений перед бандажом и за ним

, найдем реактивность у периферии

. Тогда

.

- площадь сечения бандажа в радиальном направлении

.

- разность давлений перед надбандажным уплотнением и за ним

.

- площадь сечения надбандажного уплотнения в радиальном
направлении

Таким образом

13. Составляющая осевого усилия, учитывающая лопаточный венец

14. Составляющая осевого усилия, учитывающая сам диск

, здесь

- разность давлений перед диском и за ним

;

- площадь поверхности торца диска

;

- площадь диска занимаемая разгрузочными отверстиями

.

Таким образом

15. Составляющая осевого усилия, учитывающая уступ диска

, здесь

;

- площадь уступа в радиальном направлении

.

.

16. Составляющая осевого усилия, учитывающая уплотнения

, здесь

;

- площадь уплотнения в радиальном направлении

.

.

17. Найдем осевое усилие, действующее на рабочее колесо 5 ступени

3. 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 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.

Применяемые материалы должны вместе с тем обладать малой чувствительностью к концентраторам напряжений, т.е. достаточно высокой пластичностью и вязкостью, необходимыми для равномерного распределения 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 демпфирующая 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.

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.

Требования, предъявляемые к материалу для лопаток

Анализ условий, в которых работают рабочие лопатки, и изучение типичных аварий лопаточного аппарата устанавливают, что материал для лопаток должен иметь следующие показатели:

а) высокую прочность при рабочей температуре лопатки;

б) высокую пластичность, необходимую для равномерного распределения напряжений по всей площади поперечного сечения лопатки;

в) малую чувствительность к концентрации напряжений и возможно больший декремент затухания колебаний;

г) стабильную структуру, обеспечивающую неизменность механических свойств во время эксплуатации;

д) сопротивляемость коррозии под действием газа или пара, а также кислорода воздуха;

е) сопротивляемость эрозии;

ж) благоприятные технологические свойства, позволяющие применять дешевые методы обработки лопаток и обеспечивающие выполнение точных размеров профиля и высокую чистоту поверхности.

Применим для лопаток нержавеющую сталь 1Х13, для которой допускаемая температура пара 450˚С. [7].


Требования, предъявляемые к материалу для ротора

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. Для ротора применим сталь 45 [8].

Требования, предъявляемые к материалу для дисков

Материалы 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. Для ЧВД применим сталь 40ХНМА, для ЧНД применим сталь 45. Это позволяет нам сделать применение насадных дисков.

Требования, предъявляемые к материалу для диафрагм

В ЧВД турбины поставим стальные диафрагмы с приваренными к ним фрезерованными лопатками, образующими сопловые каналы. В ЧНД применим чугунные диафрагмы с залитыми в них стальными лопатками. В первом случае применим материал 2Х13, во втором – СЧ15-32. [7].

Требования, предъявляемые к материалу для корпуса

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. Применим чугун СЧ28-48.

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.

4. Технико-экономические показатели турбины

Суммарная внутренняя мощность группы нерегулируемых ступеней

.

Внутренняя мощность всей турбины

.

Внутренняя мощность турбины из РППВ . Тогда погрешность расчета проточной части турбины составляет

.

Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях

Внутренний перепад энтальпий в турбине

.

Внутренняя перепад энтальпий в турбине из РППВ . Тогда погрешность расчета проточной части турбины составляет

.

Относительный внутренний к.п.д. группы нерегулируемых ступеней

.

Относительный внутренний к.п.д. турбины

.

Удельные расходы

- пара

- тепла

- топлива

где =7000 ккал/кг=29330 кДж/кг – теплотворная способность топлива.

5. Определение размеров патрубков отбора пара

из турбины

Таблица 6

Параметр

отборы

П4

П3

П2 (Д)

П1

К

G, кг/с

1,05

1,32

1,55

1,36

19,33

, м3 /кг

0,4557

0,9096

1,61270

5,3264

26,1931

c, м/с

50

50

50

50

120

f=G∙/c, м2

0,00957

0,024

0,0499

0,1449

4,219

d’п =(4∙f/)1/2 , м

0,11

0,174

0,252

0,43

-

dп , м

0,11

0,175

0,250

0,430

-

L, м

-

-

-

-

1,06

B=f/L, м

-

-

-

-

2,138

Здесь G – расход пара в отбор;

- удельный объем пара в камере отбора;

c – средняя по сечению патрубка скорость пара;

f – площадь проходного сечения патрубка;

- предварительный диаметр патрубка;

- принятый диаметр патрубка;

L – осевая длина выходного патрубка (в конденсатор);

B – ширина выходного патрубка.

6. 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 использованной литературы

1. Гоголев, И. Г. Расчёт и проектирование проточной части паровых турбин с использованием ЭВМ: Учеб. пособие / И. Г. Гоголев.- 2-е изд., стереотип.- Брянск: БИТМ, 1994.- 80 с.

2. Гоголев, И. Г. Расчёт регулирующей двухвенечной ступени скорости паровой турбины: Учеб. пособие / И. Г. Гоголев.- Брянск: БГТУ,
1999.- 32 с.

3. Гоголев, И. Г. Паровые и газовые турбины. Формирование проточной части паровых турбин. Методические указания к выполнению курсового и дипломного проектов для студентов дневной формы обучения специальности 0521 – “Турбиностроение” / И. Г. Гоголев. – Брянск: БИТМ, 1981. – 94 с.

4. Будыка, И. Н. Атлас конструкций паровых и газовых
турбин / И. Н. Будыка, В. И. Буланин, С. А. Кантор, К. Г. Родин. –
Москва, 1959.

5. Дейч, М. Е. Атлас профилей решеток осевых турбин / М. Е. Дейч,
Г. А. Филиппов, Л. Я. Лазарев. – Москва, 1965.

6. Щегляев, А. В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учеб. для вузов: В 2 кн. Кн. 2. – 6-е изд., перераб., доп. и подгот. к печати Б. М. Трояновским / А. В. Щегляев. –
М.: Энергоатомиздат. 1993. – 416 с.: ил.

7. Жирицкий, Г. С. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых и газовых турбин / Г. С. Жирицкий.- изд. “Машиностроение”, М: 1968,520 с.

8. Дроконов, А. М. Прочность турбомашин. Учеб. пособие / А. М. Дроконов. – Брянск: БИТМ, 1992. – 132 с.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ  [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий