Таблица 3

Рисунок 1 - График зависимости регулирующей ступени

20) Высота лопаток:

а) сопел

б) I рабочего венца

в) направляющего аппарата

г) II рабочего венца

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

21) Окружной КПД ступени по опытным данным u = 0,735 [1, cтр. 44, рис. 11].

22) Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd = 1,009 [1, cтр. 45, рис. 12].

23) Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs = 0,978 [1, cтр. 45, рис. 13].

24) Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl =0,976 [1, cтр. 46, рис. 14].

25) Окружной КПД ступени с учетом поправок

26) Окружной тепловой перепад в ступени

27) Осевая ширина профиля лопаток:

а) сопел В11 = 50мм;

б) I рабочего венца В21 = 40 мм;

в) направляющего аппарата В12 = 33 мм;

г) II рабочего венца В22 = 40 мм.

28) Коэффициент

29) Неактивная дуга, закрытая кожухом

30) Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию

31) Потери энергии на трение и вентиляцию

32) Потеря энергии на концах сегментов сопел

33) Использованный внутренний тепловой перепад в ступени

34) Относительный внутренний КПД ступени

35) Внутренняя мощность

2.7 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени

Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара:

где Nэ и Nном - мощность турбины соответственно расчетная и номинальная;

2t и 2tном - удельный объем пара в конце процесса расширения на изоэнтропе и давлении в камере регулирующей ступени соответственно p2I и p21ном при расчетной номинальной мощности турбины.

Давление в камере регулирующей ступени:

где h0i и h0iном - изоэнтропийный перепад энтальпий от p'0 соответственно до p2I и p2Iном.

Определяем число сопел регулирующей ступени

где t11 - шаг сопловой решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени;

Zсmax - округляется до ближайшего большего целого числа.

Число регулирующих клапанов с экономической точки зрения целесообразно брать возможно больше, хотя это усложняет конструкцию турбины. Принимаем для проектируемой турбины число регулирующих клапанов zрк = 4.

2.8 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени

Для двухвенечной ступени скорости вычисляются:

1) абсолютная скорость истечения пара из сопел

где = 0,98 - коэффициент скорости соплового аппарата [1, cтр. 53, рис. 16].

- степень реактивности ступени

где н, 1, 2 - степень реактивности соответственно направляющего аппарата, первого и второго венцов рабочих лопаток.

2) Относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца

11 - эффективный угол выхода пара из соплового аппарата из первого венца рабочих лопаток для принятого типа ступени.

3) Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

где 1 = 0,849 - коэффициент скорости направляющего аппарата первого венца рабочих лопаток [1, cтр. 53, рис. 17];

1 - степень реактивности первого венца рабочих лопаток.

4) Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

21 - эффективный угол выхода пара из направляющего аппарата из первого венца рабочих лопаток для принятого типа ступени.

5) Абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата

н = 0,87 - коэффициент скорости направляющего аппарата первого венца рабочих лопаток [1, cтр. 53, рис. 17];

н - степень реактивности ступени.

6) Относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца

12 - эффективный угол выхода пара из соплового аппарата, из второго венца рабочих лопаток для принятого типа ступени.

7) Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца

2 = 0,869 - коэффициент скорости направляющего аппарата второго венца рабочих лопаток [1, cтр. 53, рис. 17];

2 - степень реактивности второго венца рабочих лопаток.

8) Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени

22 - эффективный угол выхода пара из направляющего аппарата, из второго венца рабочих лопаток для принятого типа ступени.

Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решетках:

1) в сопловом аппарате

2) В первом венце рабочих лопаток

3) В направляющем аппарате

4) Во втором венце рабочих лопаток

5) Потеря энергии с выходной скоростью

6) Окружной тепловой перепад ступени

Окружной КПД ступени

Сравним u с `u:

По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рисунок 2) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рисунок 3).

Рисунок 3 - Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости

3. Нерегулируемые ступени

3.1Типы 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, КПД 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 КПД 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 ввиду, что выполнение активных ступеней целесообразно в области малых расходов, то есть в ступенях высокого давления, где существенно сказываются потери от утечек. Наоборот, в области низких давлений, где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны, преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных паровых турбин выполняются со значительной реакцией, которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 0,6 и более.

3.2 Ориентировочные параметры последней ступени

Площадь, ометаемая рабочими лопатками последней ступени

Уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной форме

где - осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени.

2 = 90 - угол выхода потока из последней ступени тогда sin2=1 и c2 = c2z.

Выходная кинетическая энергия соответствует скорости c2 за последней ступенью турбины

Следовательно

где в.с - коэффициент потери с выходной скорости из последней ступени, принимаем

После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени:

где Gк - расход пара через последнюю ступень, Gк = 11,128 кг/с;

vк - удельный объем пара за РК последней ступени, vк = 21,875 мкг

dz /lz - втулочное отношение последней ступени, принимаем dz/lz=5 (по прототипу).

H'0 - изоэнтропийный перепад энтальпий, приходящийся на всю турбину, H'0 = 1149,037 кДж/кг.

Ориентировочное значение высоты лопатки последней ступени

lz = 0,318 м.

Площадь, ометаемая рабочими лопатками последней ступени

Отсюда получаем скорости выхода потока из последней ступени.

Окружная скорость

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени

где - характеристический коэффициент последней ступени

где - коэффициент скорости направляющего аппарата последней ступени, принимаем [1, cтр. 59];

?1z - угол , принимаем ?z = 26 [1, cтр. 59];

- степень реактивности последней ступени;

где - степень реактивности у корня последней ступени, принимаем

Получаем

Принимаем

3.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени

Основной задачей проектирования первой и последних нерегулируемых ступеней высокого давления является обеспечение достаточной высоты направляющих лопаток, при которых достигается наибольшая экономичность.

Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени

где G1 - расход пара через НА первой ступени;

f1 - площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени;

где d1 - средний диаметр ступени, d1 = 1,0;

l1 - высота сопловой лопатки;

- степень парциальности впуска пара;

1 - угол выхода из сопел диафрагмы, ?1 = 110;

c1t - абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы.

или

В этом выражении характеристический коэффициент для первых ступеней целесообразно выбирать равным или меньше, так как при изменении нагрузки турбины режимный коэффициент первых ступеней конденсатных турбин практически не изменяется. Тогда

Принимаем

Принимаем /11.

Для первой ступени принимаем 1=110, '=0,03, d1=1,0, dz=1,59.

Тогда

Т.к. мм, то выполняем первую нерегулируемую ступень c парциальным впуском пара, .

По принятым значениям d1 и n вычисляется окружная скорость на средней окружности первой ступени

Используя коэффициент, получаем перепад энтальпий

3.4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней

Характерным для формирования проточной части является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней, при этом на 1/3 длины ротора, занятой ступенями высокого давления, они практически постоянные; на второй трети, занятой ступенями среднего давления увеличиваются примерно на ; в ступенях низкого давления диаметры увеличиваются приблизительно ещё на . 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 (рисунок 3).

Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров и h0 вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения от первой ступени до L/2, а далее возрастание до последней ступени по плавной, практически прямой линии (рисунок 3).

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

где К0 - коэффициент (для первой ступени К0 = 1, для промежуточных ступеней К0 = 0,92…0,96) [1, cтр. 68].

По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z, а также для 12 промежуточных точек, подставляя значения d и с графиков, представленных на рисунке 3 (кривая и d). Полученные теплоперепады наносим на диаграмму и соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.

3.5 Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними

Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними проводится графо-аналитическим методом. При этом определяется осредненный по проточной части тепловой перепад h0(ср).

Для этого, используя ранее найденные h0(i) ,определяем h0ср:

Число нерегулируемых ступеней давления z зависит главным образом от величины срабатываемого в них общего теплового перепада

где - коэффициент возврата тепла, в первом приближении = 0.

Величина Н'0 зависит от начальных и конечных параметров пара, hо - от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d и .

Полученный результат z' округляем до ближайшего целого числа z =12 ступеней.

Коэффициент возврата тепла

.

С учетом коэффициента возврата тепла уточняем изоэнтропийный теплоперепад в нерегулируемых ступенях H0сд :

Уточняем число ступеней z

Принимаем z =13 ступеней.

Для определения влияния числа ступеней на КПД турбины необходимо определить характеристический коэффициент

.

Для вычисления этого коэффициента на данной стадии проектирования базу L разделяем на (z-1) равных отрезков, получив на их границах соответственно точки 1, 2, 3, …, (z-1), z, отвечающие номерам нерегулируемых ступеней. Для каждой из ступеней в указанной точке на кривой d находим средние диаметры, а по ним и известной частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости:

Следовательно

Полученное значение позволяет оценить относительный эффективный КПД проектируемой турбины ?oe с помощью графика ?oe=f() [1, cтр. 71, рис. 22]; В результате получаем ?oe = 0,80.

Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной и определяем разность

Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней:

?

Определяем окончательно теплоперепады

Полученные параметры занесены в таблицу 4.

Таблица 4 - Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины