Расчет усилий на ротор турбины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Современная энергетика основывается на централизованной выработки электроэнергии. Устанавливаемые на электростанциях генераторы электрического тока в подавляющем большинстве имеют привод от турбин. Доля электроэнергии, производимая в нашей стране тепловыми электростанциями, где почти всегда применяются паровые турбины, составляет 83-85%. Аналогичное соотношение характерно и для большинства стран.

Таким образом, паровая турбина является основным типом двигателя на современной ТЭС. Паровая турбина получила также широкое распространение в качестве двигателя для кораблей военного и гражданского флота. Паровые турбины используются, кроме того, для привода различных машин - насосов, газодувок и других.

Паровая турбина, обладая большой быстроходностью, отличается сравнительно малыми размерами и массой и может быть построена на очень большую мощность (миллион кВт и более), вместе с тем паровая турбина достигает высокой экономичности и имеет высокий КПД.

В развитии народного хозяйства большое внимание уделяется энергетике - ставится задача довести производство электроэнергии до 1340-1380 млрд. кВтч, ввести в строй мощности на электростанциях в размере 67 - 70 млн. кВт главным образом за счет строительства тепловых электростанций с установкой на них крупных энергетических блоков 500 - 800 и 1200 МВт. Важное значение придается улучшению технико-экономических показателей работы энергетического оборудования и особенно снижению удельного расхода топлива.

1. Краткая характеристика общего конструктивного оформления спроектированной турбины, ее тепловой схемы и основных показателей

Турбина К-6-35 номинальной мощностью 8 МВт спроектирована на начальные параметры Р₀=3,4 МПа и t₀=430°С, давление пара за последней ступенью Р=0,005 МПа и частоту вращения n=50 с^-1. Схема трубопроводов турбоустановки приведена на рис. 1.

Рис. 1 Схема основных паропроводов турбоустановки К-4-35.

1 - стопорный клапан; 2 - регулирующие клапана (4 шт.).

В тепловой схеме турбинной установки предусмотрено три нерегулируемых отбора пара для регенеративного подогрева питательной воды. Температура подогрева при полной нагрузке турбины достигает t_п.в = 147°С

Вал турбины связан с ротором генератора жесткой муфтой.

Проточная часть турбины состоит из регулирующей одновенечной ступени и двадцати ступеней активного типа. Все диски насажены на вал в горячем состоянии.

Калужский турбинный завод применяет при этом так называемое автофретирование дисков.

Перед посадкой на зал каждый диск на специальном стенде доводится до такой высокой частоты вращения (найденной расчетом для каждого диска), при которой материал наиболее напряженной средней части диска приобретает пластическую деформацию растяжения. После снижения частоты вращения и уменьшения центробежных сил возникают остаточные напряжения сжатия в центральной зоне диска и напряжения растяжения в его периферийной части. В рабочих условиях эти остаточные напряжения суммируются с напряжениями от центробежных сил, что позволяет снизить наиболее опасные напряжения в центральной части и на расточке диска за счет повышения напряжений в менее нагруженных частях диска. Автофретирование позволяет, в частности, применять диски с умеренным утолщением втулочной части, а также понизить напряжения в зоне шпоночной канавки, где они особенно опасны ввиду значительной их концентрации.

Корпус турбины имеет два вертикальных технологических разъема, соединяющих стальную часть высокого давления с чугунными частями среднего и низкого давления; последняя переходит в выходной патрубок. Как видно, в нижней неразрезанной части цилиндра (рис. 2), а также в плане и фасаде турбины, показанных на рис. 3, в зоне выходного патрубка корпус имеет две боковые лапы, опирающиеся на чугунные фундаментные плиты. Передняя часть турбины жестко соединена с корпусом переднего подшипника. Сам корпус турбины примерно на уровне горизонтального разъема опирается на две расположенные по бокам цилиндра вертикальные стойки малой жесткости. Стойки имеют умеренную температуру нагрева во время работы турбины, что обеспечивает достаточно постоянный уровень горизонтального разъема турбины в зоне, примыкающей к переднему подшипнику. Вместе с тем благодаря малой жесткости в осевом направлении стойки могут прогибаться при осевом перемещении передней части корпуса, которое возникает из-за тепловых расширений корпуса турбины.

Такая гибкая опора, перемещения которой лежат в пределах упругости материала стоек, хорошо зарекомендовала себя для одноцилиндровых турбин, имеющих сравнительно небольшие тепловые перемещения передней части.

На выходном патрубке располагается вертикальная шпонка, центрирующая корпус турбины относительно фундаментной плиты генератора. Эта шпонка наряду с упругими передними стойками, не допускающими поперечных перемещений передней части корпуса, фиксирует центральную вертикальную плоскость агрегата. Цилиндрические поперечные шпонки, расположенные под боковыми лапами по оси выходного патрубка, фиксируют поперечную неподвижную ось, пересечение которой с вертикальной плоскостью турбины, проходящей через заднюю вертикальную шпонку, определяет мертвую точку. Как и в большинстве конденсационных турбин, мертвая точка турбины, показанной на рис. 2, лежит близко к центру выходного патрубка.

Чертежи внешнего вида турбины показывают ее общее расположение на фундаменте (рис. 3). Здесь хорошо видно расположение стопорного клапана и его связь с пароподводящей коробкой, которая составляет одно целое с верхней половиной корпуса.

Из рис. 2 видно, что передний подшипник турбины непосредственно связан с упорным подшипником, диск которого одновременно служит колесом центробежного масляного насоса, подающего масло в систему регулирования и смазки турбоагрегата. Сервомотор, управляющий регулирующими клапанами турбины, располагается на крышке переднего подшипника.

Парораспределение и привод регулирующих клапанов турбины К-6-35 аналогичен показанному на рис. 4. Регулирующие клапаны перемещаются с помощью горизонтальной траверсы, через которую свободно проходят штоки клапанов. Штоки клапанов имеют различную длину, так что при подъеме траверсы клапаны начинают открываться последовательно друг за другом. Точно так же при опускании траверсы клапаны последовательно закрываются под влиянием паровых усилий и собственного веса. Сама траверса двумя штоками соединена с рычажной системой (балансиром), которая в свою очередь связана со штоком сервомотора. Перемещение поршня сервомотора вызывает подъем траверсы и открытие клапанов.

Система защиты турбины от разгона включает сдвоенный автомат кольцевого типа и золотники автомата безопасности, обеспечивающие закрытие стопорных и регулирующих клапанов при частоте вращения, на 10 - 12% превосходящей номинальную.

Турбина снабжена 3 регенеративными отборами пара: первый отбор - за 16, второй - за 18 и третьей - за 20 ступенью.

Рис. 2 Конденсационная турбина КТЗ К-6-35

1 - корпус турбины; 2 - вал; 3 - клапанная коробка; 4 - корпус переднего подшипника;

5 - гибкая опора; 6 - переднее концевое уплотнение; 7 - заднее концевое уплотнение; 8 - жесткая соединительная муфта; 9 - опорная лапа турбины



Рис. 3 Турбина КТЗ К-6-35.

а - вид сверху; б - вид спереди.

2. Выбор дополнительных данных для расчета турбины.

1. Выбор расчетной мощности.

По рекомендациям [6] для базового режима работы турбины расчетная мощность выбирается в пределах 0,91. Принимаем

N_рас = 1N_ном = 6 МВт

2. Выбор системы парораспределения и типа регулировочной ступени.

По аналогии с прототипом выбираем сопловую систему парораспределения. Т.к. проектируемая турбина работает в базовом режиме, то выбираем одновенечную регулирующую ступень, с теплоперепадом H₀=80 кДж/кг.

3. Выбор общего конструктивного оформления турбины.

Турбина имеет одновенечную регулирующую ступень и 20 последующих ступеней активного типа. Все ступени расположены на цельнокованом роторе. Лабиринтовые уплотнения выполнены непосредственно на валу. Диаметр переднего концевого уплотнения несколько увеличен по сравнению с диаметром диафрагменных уплотнений, что обеспечивает уравновешенность осевого усилия. Блок переднего подшипника включает комбинированный опорно-упорный подшипник, масляный насос, упругий регулятор скорости, предохранительные выключатели. Соединение роторов турбины и генератора осуществляется обычной жесткой муфтой, на которой расположено зубчатое колесо валоповоротного устройства.

3. Определение расхода пара на турбоустановку

Приближенная оценка протекания процесса расширения пара в турбине.

Рис. 5 Процесс расширения пара в турбине (предварительный)

Р₀=34 бар; t₀=430°C; Р_к=0,05 бар; h₀=3293,7 кДж/кг; h_1t=3213,7 кДж/кг;

=Р₀-0,05Р₀=32,3 бар; =h₀-h_1t=3293,7-3213,7=80 кДж/кг; =H₀з_0i=800,82=65,6 кДж/кг; h₁=H₀-=3293,7-65,6=3228,1 кДж/кг; =h₁-h_2t=3228,1-2129,6=1098,5 кДж/кг; =з_0i=1098,50,89= =977,7 кДж/кг; h₂=h₁-=3228,1-977,7=2250,4 кДж/кг;

Определение расхода пара на турбину.

1. Предварительная оценка расхода пара через турбину и в

конденсатор.

1.1 Определяем КПД цикла без регенерации.

=

1.2 Определяем КПД цикла с бесконечным числом регенеративных отборов.

где: S₀, S_ПВ - энтропия пара на входе и питательной воды;

Т_к - температура в конденсаторе, К.

1.3 Находим выигрыш экономичности за счет идеальной регенерации.

по рис. 1.25 [1] находим

1.4 Находим внутренний абсолютный КПД установки без регенеративного подогрева.



тогда внутренний абсолютный КПД установки с регенеративным подогревом

1.5 Находим приведенный используемый теплоперепад турбины.

1.6 Расход пара через турбину.

1.7 Расход пара в конденсатор.

2 Оценка экономичности регулирующей ступени:

2.1. Потери давления вне проточной части:



2.2. Экономичность регулирующей ступени:

Действительный теплоперепад регулируемой ступени

3 Оценка экономичности группы нерегулируемых ступеней:

где G_ср= - средний расход пара через группу ступеней;

V_ср= - при V₁ и V₂ - удельных объемах пара перед и за группой ступеней;

о_вс=; z - число ступеней в группе.

Определяем поправку к экономичности ступеней, работающих с влажным паром:

где: у₁, у₂ - влажность в начале и конце процесса расширения.

экономичность группы нерегулируемых ступеней с учетом поправки:

Приведенный теплоперепад.

Расход пара при расчетной нагрузке

4. Тепловой расчет регулирующей ступени

1. Начальные параметры

Р₀=Р₀'=3,13 МПа

G_п=10 кг/с

n=50 c^-1

2. На основе конструктивных соображений средний диаметр ступени выбираем d=0,9 м тогда окружная скорость

u=рdn=3,140,950=141,3 м/с

Примем реакцию на среднем диаметре с=0,05

Располагаемый теплоперепад

Н₀=80 кДж/кг, тогда

3. Располагаемые теплоперепады в решетках

Н₀=(1-0,05) 80=76,0 кДж/кг

Н_0р=сН₀=0,0580=4 кДж/кг

4. Находим давление пара за решетками:

По h-s диаграмме параметры пара за сопловой решеткой:

Р₁=2,43 МПа

V₁=0,12134 м³/кг

На выходе из регулирующей ступени:

Р₂=2,4 МПа

V₂=0,12262 м³/кг

Отношение давлений в сопловой решетке

е1=0,776 > е*=0,546

5. Находим число Маха:

т.к. M_1t<0.9, то выбираем сопловую решетку типа А.

6. т.к. е₁ > е_* выходную площадь сопловой решетки определяем по формуле:

принимаем б_1э=13° и решетку С-90-12-А.

7. Находим высоту сопловой лопатки

Оптимальная степень парциальности

Высота сопловой лопатки

По конструктивным соображениям принимаем хорду профиля b₁=52,5 мм, по аэродинамическим характеристикам, при толщине выходной кромки Дкр=0,8 мм относительный шаг

8. Число каналов сопловой решетки:

9. По известным зависимостям [3] определяем угол установки б_у=32°. Используя аэродинамические характеристики выбранной решетки, по числу М_1t=0,629, углу б_1э=13°, относительной высоты , относительной величине выходной кромки

определяем коэффициент потерь о_с и коэффициент расхода м₁ по рисунку 3.9 [1] м₁=0,97

коэффициент потерь о_с находится как:

По графикам в Приложении [1]

10. Вычисляем число Рейнольдса

Re₁=7,510⁷>Re_авт поэтому поправку на влияние числа Re не вносим.

11. Угол выхода пара из сопловой решетки

12. Действительная скорость выхода пара из сопловой решетки:

c₁=цc_1t=0,947389,9=369,2 м/с

13. Из выходного треугольника скорости

14. Расчет рабочей решетки:

Потеря энергии сопловой решетке:

ДН_с=о_сН_0с=0,10376=7,8 кДж/кг

Теоретическая скорость выхода пара из рабочей решетки:

Определяем число Маха М_2t

Выходная площадь рабочей решетки:

Принимаем величину перекрыши Дl=3 мм, и считая, что лопатка выполняется постоянной высоты, находим l₂: l₂=18,4+3=21,4 мм

_2э=1813'

По М_2t=0,405 и в_2э=18°13' выбираем рабочую решетку с профилем

Р-30-21А с размерами b₂= 25,6 мм, l₂/b₂ =0,835, в_у=78°,

Дкр=0,8 мм, ,

по кривым на рисунке 3.9 [1] находим м2 = 0,95

По аэродинамическим характеристикам находим ор

Число Рейнольдса

>Re_авт=510⁵

следовательно, поправку на влияние Re не вносим

коэффициент скорости ш:



Относительная скорость на выходе из рабочих лопаток

щ₂=шщ_2t=0,884250,5=221,4 м/с

Абсолютная скорость на выходе из рабочих лопаток

Угол направления скорости С₂

Потери энергии в рабочей решетке:

Потери энергии с выходной скоростью

Относительный лопаточный КПД

Этот же КПД посчитанный другим способом

Потери на трение диска:

Потери от парциального подвода пара:

Относительный внутренний КПД ступени

з_0i =з_0л-о_тр-о_пар=0,815-0,005-0,101=0,709

Используемый теплоперепад

Н_i=Н_00i=800,709=56,7 кДж/кг

Внутренняя мощность ступени:

N_i= GH_i=1056,7=567 кВт.

рис 6 Треугольник скоростей регулирующей ступени.

Рис. 7 Процесс расширения пара в регулирующей ступени

Табл. 1

№	Наименование величины	Ед. изм.	Обозначение	Решетка
				Сопловая	Рабочая
1	Расход пара	кг/с	G	10
2	Средний диаметр	м	dрс	1,1
3	Окружная скорость	м/с	u	141,3
4	Начальное давление	МПа	Р'0	3,13
5	Начальная температура	°С	t0	429
6	Начальная энтальпия	кДж/кг	h0	3293,7
7	Располагаемый теплоперепад ступени	кДж/кг	Hрс0	80
8	Степень реакции		с	0,05
9	Располагаемый тепло- перепад решетки	кДж/кг	H0р,Н0с	76	4
10	Скорость входа в решетку	м/с	С0,щ1	0	234
11	Теоретическая скорость выхода из решетки	м/с	С1t, щ2t	389,9	250,5
12	Давление пара за решеткой	МПа	Р1, Р2	2,43	2,4
13	Удельный объем пара за решеткой (теор.)	м3/кг	V1t, V2t	0,12134	0,12262
14	Число Маха на выходе из решетки		М1t, М2t	0,629	0,405
15	Коэффициент расхода		м	0,97	0,95
16	Выходная площадь решетки	м2	F1, F2	0,0023	0,0038
17	Эффективный угол выхода	°	б1э, в2э	13	18,13
18	Выходной угол решетки	?	б1, в1	13,18	21,17
19	Угол выхода	°	б2, в2	90	19,40
20	Тип решетки	-		С-90-12А	Р-30-21А
21	Оптимальная степень парциальности	е		0,201
22	Выходная высота лопаток	мм	l1, l2	18,4	21,4
23	Хорда профиля	мм	b1, b2	52,5	25,6
24	Относительный шаг			0,85	0,65
25	Число лопаток	шт.	z	12	174
26	Скоростной коэффициент решетки		ц, ш	0,947	0,884
27	Действительная скорость выхода	м/с	C1, щ2	369,2	221,4
28	Потеря энергии в решетке	кДж/кг	ДHс, ДНр	7,8	6,9
29	Потеря с выходной скоростью	кДж/кг	ДНвс	5
30	Относительный КПД на лопатках (сред. величина по двум способам определения)		З0л	0,815
31	Потеря на трение	кДж/кг	ДНтр	4
32	Доля окружности лопаток, занятая кожухом		екож	0,6
33	Число сопловых сегментов		i	4
34	Потеря от парциальности	кДж/кг	ДНпар	8,1
35	Относительный внутренний КПД			0,709
36	Использованный теплоперепад	кДж/кг	Нi	56,7
37	Внутренняя мощность	кВт	Ni	567

5. Определение числа нерегулируемых ступеней турбины

Предварительный расчет первой и последней нерегулируемой ступени.

Зададимся диаметром первой нерегулируемой ступени d=0,8 м, тогда приняв с_ср=0,1 и б_1э=13° находим высоту сопловой лопатки:

где V_2t - удельный объем пара за ступенью, определяемый по теплоперепаду Н₀.

При перекрыши l₁-l₂=3 мм l₂=33,3 мм.

Тогда d_к=d-l₂=0,8-0,0333=0,7667 м. Этот диаметр примем постоянным для всей группы нерегулируемых ступеней. Тогда пользуясь уравнением неразрывности, оценим величину среднего диаметра для последней ступени. При этом будем считать, что во всех ступенях выбраны средние степени реакции и углы. Для расчета необходимо знать значение V_2z за последней ступенью, которое находим, пользуясь выполненной ранее оценкой КПД. V_2z =22,3 м³/кг.

Приняв находим диаметр последней ступени

Определение числа нерегулируемых ступеней и их теплоперепадов.

Располагаемый теплоперепад рассчитывается по формуле:



Коэффициент возврата тепла q_t

Число ступеней Z:

Табл. 2

Номер ступени n	Диаметр ступени dn	Отношение u/cф	Предварительный теплоперепад	Д/z	Окончательный теплоперепад
1	0,8	0,500	31,5	1,23	32,7
2	0,809	0,510	29,4	1,23	30,6
3	0,819	0,517	29,3	1,23	30,5
4	0,829	0,525	29,1	1,23	30,4
5	0,836	0,532	28,9	1,23	30,1
6	0,849	0,540	28,9	1,23	30,1
7	0,868	0,548	29,3	1,23	30,5
8	0,893	0,555	30,3	1,23	31,5
9	0,924	0,563	31,5	1,23	32,7
10	0,962	0,57	34,2	1,23	35,5
11	1,008	0,578	35,5	1,23	36,8
12	1,064	0,586	38,5	1,23	39,7
13	1,132	0,593	42,6	1,23	43,8
14	1,223	0,601	48,4	1,23	49,6
15	1,359	0,608	58,4	1,23	59,6
16	1,523	0,616	71,4	1,23	72,7
17	1,7	0,623	87,0	1,23	88,2
18	1,892	0,631	105,1	1,23	106,3
19	2,109	0,639	127,3	1,23	128,5
20	2,42	0,645	164,5	1,23	165,7
сумма			1081,1		1105,6

6. Тепловой расчет нерегулируемых ступеней

Тепловой расчет первой и последней нерегулируемых ступеней.

1. Расчет первой нерегулируемой ступени.

1.1 Исходные данные:

Расход пара G_п=10 кг/с.

Частота вращения ротора n=50 c^-1

Начальные параметры пара Р₀=2,4 МПа.

Средний диаметр d=0,8 м.

Реакция ступени на среднем диаметре с=0,1

1.2 Окружная скорость

1.3 Располагаемый теплоперепад от параметров торможения перед сопловой решеткой:

, отсюда

Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки c_1t:

1.4 Располагаемые теплоперепады в решетках:

1 Сопловой Н_0с=(1-с)Н₀=(1-0,1)37,7=33,9 кДж/кг.

2 Рабочей Н_0р=сН₀=0,137,7=3,8 кДж/кг.

1.5 Давления за решетками:

1 Сопловой Р₁=2,14 МПа

2 Рабочей Р₂=2,11 МПа

1.6 Удельные объемы пара:

1 За сопловой решеткой V_1t=0,13643 м³/кг

2 За рабочей решеткой V_2t=0,13782 м³/кг

1.7 Отношение давлений

1.8 Выходная площадь сопловой решетки F₁

Находим высоту сопловой лопатки

Оптимальная степень парциальности

Высота сопловой лопатки

1.9 Число Маха М_1t:

М_1t<0,9 - выбираем сопловую решетку типа А - С-90-12А.

По конструктивным соображениям принимаем хорду профиля

b₁=52,5 мм. По характеристикам решетки относительный шаг б_у=33°. Толщина выходной кромки Дкр=0,8 мм; относительная толщина выходной кромки

Число сопловых лопаток z₁:

1.10 По графикам в Приложении (1), определяем коэффициент потерь энергии в сопловой решетке о_с:

1.11. Число Рейнольдса Re.

поэтому поправку на влияние числа Re не вносим

По графику на рисунок 3.9 (1) уточняем м₁, м₁=0,97, т.к. м₁ не изменилось уточнения F₁ и l₁ не производим.

Коэффициент скорости ц:



1.12. Угол выхода пара из сопловой решетки:

б₁=13°12'

1.13. Из выходного треугольника скоростей находим относительную скорость входа пара в рабочую решетку щ1 и угол ее направления в1.

в1=25°55'

1.14. Потери энергии в сопловой решетке ДН0с

ДН0с=Н0сос=33,90,088=3,0 кДж/кг

2. Расчет рабочей решетки:

2.1. Теоретическая относительная скорость выхода пара из рабочей решетки щ_2t:

2.2. Приняв м₂=0,94, находим F₂.

2.3. Приняв перекрышу Дl=l₂-l₁=3 мм, находим l₂:

l₂=l₁+Дl=25,4+3=28,4 мм.

Эффективный угол выхода рабочей решетки в_2э:

в_2э=20°12'

2.4. Определив число Маха М_2t:

По М_2t=0,254, в₁=25°55', в_2э=20°12' выбираем профиль рабочей решетки: Р-30-21А. Приняв b₂=25,6 мм; Дкр=0,5 по характеристикам решетки находим: в_у=80°30'; z₂=157;

2.5 Коэффициент потерь энергии о_р:

Поскольку

поправку на влияние Re не вносим.

2.6. Уточняем по графику на рисунке 3.9 (1) м₂:

м₂=0,94.

2.7. Коэффициент скорости ш:

в₂=20°55'

2.8. Из выходного треугольника скоростей находим с₂, б₂:

2.9. Для определения КПД и мощности ступени подсчитываем потери при обтекании рабочей решетки:

и с выходной скоростью:

Приняв, что после расчитывания ступени можно полностью использовать скорость с², то есть ?_вс=1, находим относительный лопаточный КПД:

1

где Е₀=Н₀-?_всДН_вс - располагаемая энергия ступени.

Е₀=37,7-11,3=36,4 кДж/кг

2 з_0л=1 - (ДН_с+ДН_р+(1-?_вс)ДН_вс)/Е₀=1 - (3,0+2,1+(1-1)1,3)/36,4=0,86

2.10. Окружное усилие на одну лопатку R_u:

R_u=G_n(щ₁cos в₁+щ₂cos в₂)=10(129,1cos 25°55'+141,9cos 20°55')=

=1815 Н

2.11. Находим изгибающие напряжения у_изг

поэтому выбранную хорду b=25,6 мм не меняем.

2.12. Находим потери энергии от трения диска.

2.13. Находим потери энергии от утечек через диафрагменные уплотнения:

_у=_ду+_пу

Здесь: ; d_п=d+l₂;

_у=0,086+0,151=0,237

Потери от парциального подвода пара:



2.14. Относительный внутренний КПД:

з_0i=з_0л-о_тр-_у-_пар=0,859-0,01-0,237-0,148=0,464

2.15. Использованный теплоперепад:

Н_i=Н₀з_0i=37,70,464=17,5 кДж/кг

Внутренняя мощность ступени:

Р_i =G_nH_i=1017,5=175 кВт.



Рис. 8. Процесс расширения пара в первой нерегулируемой ступени

Рис. 9 Треугольник скоростей первой нерегулируемой ступени

2. Расчет последней нерегулируемой ступени.

1.1 Исходные данные:

Расход пара G_п=9,1 кг/с.

Частота вращения ротора n=50 c^-1/

Начальные параметры пара Р₀=0,044 МПа.

Средний диаметр d=2,42 м.

Реакция ступени на среднем диаметре с=0,1

1.2 Окружная скорость



1.3 Располагаемый теплоперепад от параметров торможения перед сопловой решеткой:

, отсюда

Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки c_1t:

1.4 Располагаемые теплоперепады в решетках:

1 Сопловой Н_0с=(1-с)Н₀=(1-0,1)181,6=163,4 кДж/кг.

2 Рабочей Н_0р=сН₀=0,1181,6=18,2 кДж/кг.

1.5 Давления за решетками:

1 Сопловой Р₁=0,0058 МПа

2 Рабочей Р₂=0,005 МПа

1.6 Удельные объемы пара:

1 За сопловой решеткой V_1t=22,4 м³/кг

2 За рабочей решеткой V_2t=25,4 м³/кг

1.7 Отношение давлений

1.8 Выходная площадь сопловой решетки F₁

Приняв e = 1 и б_1э = 13°, находим высоту сопловой лопатки l₁:

1.9 Число Маха М_1t:

М_1t>1,35 - выбираем сопловую решетку типа Р - С 90-12Р.

По конструктивным соображениям принимаем хорду профиля

b₁=40,9 мм. По характеристикам решетки относительный шаг . Толщина выходной кромки Дкр=0,8 мм; относительная толщина выходной кромки

Число сопловых лопаток z₁:

1.10 По графикам в Приложении (1), определяем коэффициент потерь энергии в сопловой решетке ос:

1.11. Число Рейнольдса Re.

поэтому поправку на влияние числа Re не вносим

Коэффициент скорости ц:

1.12. Угол выхода пара из сопловой решетки:

б₁=12°57'

1.13. Из выходного треугольника скоростей находим относительную скорость входа пара в рабочую решетку щ1 и угол ее направления в1.

в₁=37°25'

1.14. Потери энергии в сопловой решетке ДН_0с:

2. Расчет рабочей решетки:

2.1. Теоретическая относительная скорость выхода пара из рабочей решетки щ_2t:

2.2. Приняв м₂=0,94, находим F₂.

2.3. Приняв перекрышу Дl=l₂-l₁=3 мм, находим l₂:

l₂=l₁+Дl=156+3=159 мм.

Эффективный угол выхода рабочей решетки в_2э:

в_2э=31°50'

2.4. Определив число Маха М_2t:

По М_2t=0,414, в₁=37°25', в_2э=31°50' выбираем профиль рабочей решетки: Р-30-21А. Приняв b₂=25,6 мм; Дкр=0,5 по характеристикам решетки находим: в_у=78°; z₂=476;

2.5 Коэффициент потерь энергии о_р:

Поскольку поправку на влияние Re не вносим.

2.6. Уточняем по графику на рисунке 3.9 (1) м₂:

м₂=0,94;

2.7. Коэффициент скорости ш:

в₂=32°

2.8. Из выходного треугольника скоростей находим с₂, б₂:

2.9. Для определения КПД и мощности ступени подсчитываем потери при обтекании рабочей решетки:

и с выходной скоростью:

Приняв, ?_вс=0, находим относительный лопаточный КПД:

1 где Е₀=Н₀-?_всДН_вс - располагаемая

энергия ступени.

Е₀=181,6-022,2=181,6 кДж/кг

2 з_0л=1 - (ДН_с+ДН_р+(1-?_вс)ДН_вс)/Е₀=1 - (8,4+5,1+(1-0)22,6)/181,6=0,801

2.10. Находим потери энергии от трения диска.

2.11. Находим потери энергии от утечек через диафрагменные уплотнения:

_у=_ду+_пу

Здесь: ; d_п=d+l₂;

_у=0,001+0,007=0,008

Потери от влажности:

2.12. Относительный внутренний КПД:

з_0i=з_0л-о_тр-_у-_вл=0,802-0,013-0,008-0,02=0,761

2.13. Использованный теплоперепад:

Н_i=Н₀з_0i=181,60,761=138,2 кДж/кг

Внутренняя мощность ступени:

Р_i =G_nH_i=9,1138,2=1258 кВт.



Рис. 10 Треугольник скоростей последней нерегулируемой ступени

Рис. 11 Процесс расширения пара в последней нерегулируемой ступени

Тепловой расчет нерегулируемых ступеней.

Вторая нерегулируемая ступень.

1.1 Исходные данные:

Расход пара G_п=10 кг/с.

Частота вращения ротора n=50 c^-1

Начальные параметры пара Р₀=2,12 МПа.

Средний диаметр d=0,809 м.

Реакция ступени на среднем диаметре с=0,1

1.2 Окружная скорость

1.3 Располагаемый теплоперепад от параметров торможения перед сопловой решеткой:

отсюда

Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки c_1t:

1.4 Располагаемые теплоперепады в решетках:

1 Сопловой Н_0с=(1-с)Н₀=(1-0,1)31,9=28,7 кДж/кг.

2 Рабочей Н_0р=сН₀=0,131,9=3,2 кДж/кг.

1.5 Давления за решетками:

1 Сопловой Р₁=1,92 МПа

2 Рабочей Р₂=1,9 МПа

1.6 Удельные объемы пара:

1 За сопловой решеткой V_1t=0,15069 м³/кг

2 За рабочей решеткой V_2t=0,15199 м³/кг

1.7 Отношение давлений



1.8 Выходная площадь сопловой решетки F₁

Находим высоту сопловой лопатки

Оптимальная степень парциальности

Высота сопловой лопатки

1.9 Число Маха М_1t:

М_1t<0,9 - выбираем сопловую решетку типа А - С-90-12А.

По конструктивным соображениям принимаем хорду профиля

b₁=52,5 мм. По характеристикам решетки относительный шаг б_у=33°. Толщина выходной кромки Дкр=0,8 мм; относительная толщина выходной кромки

Число сопловых лопаток z₁:

1.10 По графикам в Приложении (1), определяем коэффициент потерь энергии в сопловой решетке ос:

1.11. Число Рейнольдса Re.

поэтому поправку на влияние числа Re не вносим

По графику на рисунок 3.9 (1) уточняем м₁, м₁=0,97.

Коэффициент скорости ц:

1.12. Угол выхода пара из сопловой решетки:

б₁=13°12'

1.13. Из выходного треугольника скоростей находим относительную скорость входа пара в рабочую решетку щ1 и угол ее направления в1.

в₁=28°30'

1.14. Потери энергии в сопловой решетке ДН_0с:



2. Расчет рабочей решетки:

2.1. Теоретическая относительная скорость выхода пара из рабочей решетки щ_2t:

2.2. Приняв м₂=0,94, находим F₂.

2.3. Приняв перекрышу Дl=l₂-l₁=3 мм, находим l₂:

l₂=l₁+Дl=27,6+3=30,6 мм.

Эффективный угол выхода рабочей решетки в_2э:

в_2э=21°52'

2.4. Определив число Маха М_2t:

По М_2t=0,221, в₁=28°30', в_2э=21°52' выбираем профиль рабочей решетки: Р-30-21А. Приняв b₂=25,6 мм; Дкр=0,5 по характеристикам решетки находим: в_у=78°; z₂=159;

2.5 Коэффициент потерь энергии о_р:

Поскольку поправку на влияние Re не вносим.

2.6. Коэффициент скорости ш:

в₂=22°48'

2.7. Из выходного треугольника скоростей находим с₂, б₂:



2.8. Для определения КПД и мощности ступени подсчитываем потери при обтекании рабочей решетки:

и с выходной скоростью:

Приняв, ?_вс=1, находим относительный лопаточный КПД:

1 где Е₀=Н₀-?_всДН_вс - располагаемая энергия ступени.

Е₀=31,9-11,2=30,7 кДж/кг

2 з_0л=1 - (ДН_с+ДН_р+(1-?_вс)ДН_вс)/Е₀=1 - (2,4+1,5+(1-1)1,2)/30,7=0,873

2.9. Находим потери энергии от трения диска.

2.10. Находим потери энергии от утечек через диафрагменные уплотнения:

_у=_ду+_пу

Здесь: ; d_п=d+l₂;

_у=0,073+0,13=0,203

Потери от парциального подвода пара:



2.11. Относительный внутренний КПД:

з_0i=з_0л-о_тр-_у-_пар=0,871-0,047-0,203-0,195=0,426

2.12. Использованный теплоперепад:

Н_i=Н₀з_0i=31,90,426=13,6 кДж/кг

Внутренняя мощность ступени:

Р_i =G_nH_i=1013,6=136 кВт.

Рис. 12 Треугольник скоростей второй нерегулируемой ступени



Рис. 13 Процесс расширения пара во второй нерегулируемой ступени

7. Расчет осевого усилия на ротор турбины в пределах одной ступени

Расчет осевого усилия произведем для первой, нерегулируемой ступени.

Размеры ступени:

Средний диаметр d =0,8 м;

высота рабочих лопаток: l₂=0,0284 м;

диаметр диафрагменных уплотнений: d_1y⁼0,49 м; d_2y=0,5 м. В диске имеется z₀=7 разгрузочных отверстий d₀=40 мм. Корневой зазор , радиальный зазор в диафрагменном уплотнении ступенчатого типа , число гребней z_у=6; высота ступеньки в уплотнении Д_ст=4 мм.

Из расчета ступени:

Р₀=2,4 МПа

Р₂=2,11 МПа

Р_{1 ср}=2,29 МПа

Средняя степень реактивности с=0,1

Осевое усилие в ступени:

где

- усилие на рабочие лопатки;

- усилие на диск;

- усилие, действующее на кольцевую поверхность диска, обусловленную разностью диаметров переднего и заднего уплотнений;

-усилие, действующее на кольцевую поверхность ступени диафрагменного уплотнения.

Р₁ - давление перед диском;

Р_1ср - давление на среднем диаметре.

При вычислении осевого усилия, действующего на рабочие лопатки пренебрегаем первым членом, т.к. с₁sinб₁?c₂sinб₂, тогда



Разность давлений по обе стороны диска находим по формуле

-Р₂=r'(P₀-Р₂); где r' определяется из уравнения

F_у=рd_1yд_y - площадь зазора диафрагменного уплотнения;

- суммарная площадь разгрузочных отверстий;

F_k=р(d₂-l₂)д_а^к - площадь кольцевого зазора между диафрагмой и диском.

Коэффициент расхода в разгрузочных отверстиях м₀=0,3; в зазорах уплотнения м_у=0,8; в зазоре между диафрагмой и диском м_к=0,3.

Верхние знаки соответствуют случаю, когда утечка пара через уплотнение, больше расхода пара через разгрузочные отверстия, т.е. Р₁'>Р₁ и пар подсасывается в рабочие лопатки, при этом

Нижним знакам соответствует случай Р₁'<Р₁, т.е. происходит утечка пара из зазора между соплами и лопатками через разгрузочные отверстия, при этом

Подсчитываем вспомогательные величины:

F_y=3,140,490,510^-3=7,710^-4 м²;

F_k=3,14(0,8-0,0284)310^-3=7,310^-3 м²

следовательно Р₁'< Р₁

определим r'

Усилие, действующее на диск:

Усилие, определяемое разницей d_1y и d_2y:

Усилие, действующее на ступеньки уплотнения:

Полное осевое усилие:

8. Механические расчеты элементов турбины

Расчет пера лопатки на прочность.

1 Расчет пера лопатки на растяжение.

Расчет будем вести для лопатки первой нерегулируемой ступени.

Исходные данные:

u=125,6 м/с

d=0,8 м

l₂=28,4 мм

с=7850 кг/м³

Напряжение растяжения достигает максимума в корневом сечении лопатки:

где с - плотность материала лопаток;

u - окружная скорость;

2. Расчет пера лопатки на изгиб.

Действие пара на лопатку обуславливается возникновением силы, которая может быть разложена на окружную составляющую Р_u и осевую Р_а. Из п. 7 Р_а=63,1 кН; из п. 6 Р_u=1,8 кН

Изгибающий момент в корневом сечении лопатки:

Максимальные напряжения изгиба:

1. В обеих кромках:

2. В спинке:

Максимальное напряжение изгиба

Расчет диафрагмы на прогиб.

1 Расчет напряжений возникающих в теле диафрагмы первой нерегулируемой ступени.

;

где ДР - разность давлений по обе стороны диафрагмы.

ДР=2,4-2,11=0,29 МПа

D - наружный диаметр диафрагмы. D=90 см;

t₁=12 см - средняя толщина диафрагмы;

k_у=215 при d/D=78/90=0,87.

Допускаемое напряжение [у]=80 МПа

2 Расчет максимального прогиба диафрагмы.

где Е=1,810⁴ МПа - модуль упругости стали

15Х12ВМФ;

k_Д=300 при t/D=12/90=0,13

Расчет ротора на критическое число оборотов по упрощенной методике.

1 Если диаметр вала не постоянен по длине, то критическое число оборотов определяется по формуле:

где d - максимальный диаметр вала в мм;

l - расстояние между опорами, м;

G - сила тяжести ротора, Н.

G=mg где m - масса ротора;

G - ускорение свободного падения.

m=Vс где с=7860 м³/кг - плотность ротора;

V - объем ротора.

V=рl(R²-r²) где l - длина участка постоянного диаметра;

R - большой радиус ротора;

R - малый радиус ротора.

2 Разобьем вал на участки и определим объем для каждого участка.

Участок 1:

l=0,6 м; R=0,14 м; r=0,05 м

V₁=3,140,6(0,14²-0,05²) =0,032 м³

Участок 2:

l=1,3 м; R=0,16 м; r=0,05 м

V₂=3,141,3(0,16²-0,05²)=0,094 м³

Участок 3:

l=0,2 м; R=0,48 м; r=0,05 м

V₃=3,140,2(0,48²-0,05²)=0,143 м³

Участок 4:

l=0,07 м; R=0,15 м; r=0,05 м

V=3,140,07(0,15²-0,05²)=0,004 м³

Участок 5:

l=2 м; R=0,45 м; r=0,05 м

V₅=3,142(0,45²-0,05²)=1,3 м³

Участок 6:

l=0,82 м; R=0,15 м; r=0,05 м

V₆=3,140,82(0,15²-0,05²)=0,051 м³

Участок 7:

l=0,24 м; R=0,14 м; r=0,05 м

V₇=3,140,24(0,14²-0,05²)=0,013 м³

Участок 8:

l=0,12 м; R=0,16 м; r=0,05 м

V₈=3,140,12(0,16²-0,05²)=0,009 м³

Участок 9:

l=0,31 м; R=0,12 м; r=0,05 м

V₉=3,140,31(0,12²-0,05²)=0,012 м³

Участок 10:

l=0,3 м; R=0,06 м; r=0,05 м

V₁₀=3,140,3(0,06²-0,05²)=0,001 м³

Общий объем ротора:

m=1,6597860=13039,7 кг

G=13039,79,81=127919,5 Н



9. Определение экономических показателей турбоустановки

Относительный внутренний КПД.

Внутренняя мощность:

Эффективная мощность P_e.

Р_е=Н_iG_n=811,910=8119 кВт

Механический КПД:

Относительный эффективный КПД:

_ое=з_0iз_м=0,69260,9722=0,6733

КПД электрический генератора:

Относительный электрический КПД:

з_оэ=з_оез_эг=0,67330,9853=0,6634

Термический КПД:

Абсолютные КПД

1 Эффективный:

з_е=з_tз_0е=0,37150,6733=0,2501

2 Электрический:

з_э=з_tз_0э=0,37150,6634=0,2465

Удельный расход пара:

Удельный расход тепла:

Список литературы

турбина тепловой механический

1. Щегляев А.В. Паровые турбины. М. Энергия. 1976 г.

2. Вукалович М.П Таблицы теплофизических свойств воды и водяного пара. М. Издательство стандартов. 1969 г.

3. Дойч М.Е Атлас профилей решеток осевых турбин. М. Машиностроение. 1964 г.

4. Жирицкий Г.С, Стрункин В.А. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых и газовых турбин. М. Машиностроение. 1968 г.

4. Турбины тепловых и атомных электрических станций. Под ред. А.Г. Костюка, В.В. Фролова. М. Издательство МЭИ. 2001 г.

Размещено на Allbest.ru