Паровая турбина типа К-30-4,2

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Современная паротурбинная установка представляет собой сложный комплекс агрегатов, взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической энергии (или механической). Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара, частично отработавшими в турбине и отбираемыми из ее проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потерь тепла в конденсаторе (холодном источнике), но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход топлива на выработку электроэнергии существенно снижается. Экономия топлива от применения регенерации при определенных условиях достигает 10%. В силу этого все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды, хотя при этом они становятся сложнее и дороже.

Экономия от регенерации возрастает с увеличением числа подогревателей. Однако прирост экономии замедляется по мере увеличения числа подогревателей.

Как показывают исследования, при заданном числе подогревателей и равном количестве протекающей через них питательной воды наибольшая экономия получается в случае приблизительно одинаковой величины подогрева во всех основных подогревателях.

Формирование проточной части представляет собой один из основных этапов проектирования многоступенчатой паровой турбины и является сложной технико-экономической задачей. При проектировании проточной части требуется спроектировать ее так, чтобы располагаемый перепад энергий был преобразован в механическую работу с максимальным коэффициентом полезного действия; чтобы турбина была надежной и долговечной, конструкция ее простой и технологичной, дешевой и малогабаритной.

В данном курсовом проекте произведён тепловой расчёт проточной части турбины типа К-30-4,2, а также разработаны продольный и поперечный разрезы рассчитываемой турбины.

1. Описание конструкции турбины типа К-30-4,2

Паровая турбина типа К-30-4,2 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 30 МВт. Частота вращения ротора совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 с^-1.

Роторы турбины и генератора соединены между собой посредством упругой муфты.

Турбина одноцилиндровая и одновальная. Проточная часть включает двухвенечную ступень скорости, используемую в качестве регулирующей, а также 15 ступеней давления.

Корпус турбины литой. В паровой турбине запрессованы седла клапанов, внутри коробки на поперечной траверсе подвешены четыре регулирующих клапана. Паровая и сопловая коробки составляют одно целое. Коробка крепится фланцем к верхней половине корпуса. Все диски насадные и набираются на роторе с двух сторон.

Концевые периферийные уплотнения выполнены в виде гребешков, закрепленных в корпусе.

Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части при помощи специального устройства, которое исключает возможность опрокидывания корпуса подшипника, так как оно располагается вблизи его опорной плоскости. Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем. На крышке заднего подшипника установлено валоповоротное устройство. Регулирование гидравлическое. Колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце вала турбины.

Отборы пара на РППВ предусмотрены за 3, 6, 9 и 11 ступенями.

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

2. Регулирующая ступень

2.1 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;

N_э=0,86*30000=25800 кВт.

2.2 Частота вращения ротора турбины

Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n=3000 об/мин; (nc=50 с-1).

Роторы турбины и генератора мощностью Nном>4 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую частоту вращения, что и ротор генератора.

2.3 Способ регулирования

В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных начальных и конечных параметрах пара или при изменяющемся начальном давлении пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом, чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.

Выбираем сопловое регулирование, так как весь поток пара отдельными частями протекает через последовательно включаемые регулирующие клапаны, каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел; применяется в турбинах, проектируемых для работы с большими колебаниями нагрузки: при малых расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании.

2.4 Регулирующая ступень

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую, регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени.

Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара 0,8…0,96 и изменяются в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не регулируется при изменении нагрузки турбины.

2.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости

Применяем для нашей турбины КС-Б(№113),которая имеет проточную часть более сложной конструкции, чем группа КС-А: периферийные и корневые обводы проточной части выполняются коническими, осевые и радиальные зазоры между ротором и статором снабжены развитой системой осевых и радиальных уплотнений. В силу этого двухвенечные ступени КС-Б обладают более высокой экономичностью, при том незначительно изменяющуюся при переменных режимах работы, но они менее технологичные и более дорогие. Поэтому применение их предпочтительно для турбин мощностью свыше 12000 кВт. Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС - Б представлены в табл. 1.

Таблица 1 Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС - Б.

Параметр	Тип ступени КС - B
Угол выхода сопловых лопаток б11, град.	17о30|
Угол входа рабочих лопаток I венца в11, град.	25о
Угол выхода рабочих лопаток I венца в21, град.	20о
Угол входа направляющих лопаток б21, град.	30о
Угол выхода направляющих лопаток б12, град.	26о
Угол входа рабочих лопаток II венца в12, град.	50о
Угол выхода рабочих лопаток II венца в22, град.	35о
Отношение площадей проходных сечений:
а) I рабочего венца и сопел f21/f11	1,51
б) направляющего аппарата и сопел f12/f11	2,5
в) II рабочего венца и сопел f22/f11	4,16
Отношение высот (длин) лопаток:
а) I рабочего венца и сопел а=l21/l11	1,19
б) направляющего аппарата и I рабочего венца в= l12/l21	1,29
в) II рабочего венца и направляющего аппарата с= l22/l12	1,29
Осевая ширина профиля лопаток:
а) сопел В11, мм	50
б) I рабочего венца В21,мм	40
в) направляющего аппарата В12,мм	33
г) II рабочего венца В22,мм	40
Шаг лопаточной решетки:
а) сопел t11, мм	38,9
б) I рабочего венца t21,мм	21,1
в) направляющего аппарата t12,мм	16,8
г) II рабочего венца t22,мм	20,5

2.6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости

1. Расход пара (из расчета тепловой схемы) G_I=28,727 .

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

3. Параметры пара перед соплами:

а) давление Р_o'=4,200*0,95=3,990 МПа;

б) температура Т₀=720,000 K;

в) энтальпия i₀=3320,580 кДж/кг.

4. Тип ступени - двухвенечная КС-Б.

5. Отношение скоростей x=u/c₀=0,25.

6. Средний диаметр d=1,1 м.

7. Окружная скорость

u=dn=3,14*1,1*50=172,7 м/с.

8. Условная скорость

С0=u/x=172,7/0,25=690,8 м/с.

9. Изоэнтропийный перепад энтальпий

h_0I =C₀²/2=690,8²/2=238,6 кДж/кг.

10. Параметры пара за ступенью (по h_0I в i,S - диаграмме):

а) давление P_2I = 1,754 МПа;

б) Удельный объем V_2t=0,151 м³/кг.

11. Отношение давлений:

а) П= P_2I / P₀'=1,754/3,990=0,440;

б) П_кр = Р_кр/Р₀'=2/(к+1)^к/(к-1)=(2/(1,3+1))^1,3/(1,3-1)=0,546.

12. Давление пара в критическом сечении:

Р_кр=П_кр*Р₀'=0,546*3,990=2,177 МПа.

13. Критический тепловой перепад h_кр=180,2 кДж/кг (по i,S-диаграмме).

14. Удельный объем пара в критическом сечении

V_кр=0,128 м³/кг(по i,S-диаграмме).

15. Скорость пара в критическом сечении

С_кр===713,810 м/с.

16. Площадь проходных сечений

f₁₁=G_I V_кр1 /0,97C_кр= =28,727*0,128/0,97*713,810=7,468*10^-3 м².

17. Синус угла sin₁₁=sin17,5^о=0,30071.

18. Произведение

*l₁₁=f₁₁/*d₁*sin₁₁=7,468*10^-3/3,14*1,1*0,30071=7,187*10^-3 м.

19. Путем компьютерного моделирования выбираем оптимальную степень парциальности (см. табл. 2, 3). Степень парциальности принимаем = 0,327.

Таблица 2 Выбор оптимального значения степени парциальности.

	Параметр	Ед. изм.	Числовое значение
1	Расход пара G1	кг/с	28,727
2	Частота вращения ротора nс	с-1	50
3	Параметры перед соплами
	а) давление р0'	МПа	3,990
	б) температура t0' (по i,S-диаграмме)	0С	445,43
	в) энтальпия i0 (по i,S-диаграмме)	кДж/кг	3320,58
4	Тип ступени		КС-Б
5	Отношение скоростей x=u/C0	-	0,250
6	Средний диаметр d	м	1,1
7	Окружная скорость u=?dnc	м/с	172,700
8	Условная скорость С0=u/x	м/с	690,800
9	Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0l=C02/2	кДж/кг	238,600
10	Параметры пара за ступенью (по h0l в i,S-диаграмме)
	а) давление р2l	МПа	1,754
	б) удельный объём v2t	м3/кг	0,151
11	Отношение давлений:
	а) П=р2l/р0'	-	0,440
	б) Пкр=ркрl/р0'=2/(к+1)к/(к-1)	-	0,546
12	Давление пара в критическом сечении ркрl=Пкр*р0'	МПа	2,177
13	Критический тепловой перепад hкрl (по i,S-диаграмме)	кДж/кг	180,200
14	Удельный объём пара в критическом сечении vkpl (по i-S)	м3/кг	0,128
15	Скорость пара в критическом сечении Скр=	м/с	713,810
16	Площадь проходных сечений:
	а) f11=G1*v2t/?p*C0 при П>0,5	м2	-
	б) f11=G1*vкрl/0,97*Ckp при П<0,5	м2	7,468*10-3
17	Синус угла sinб11	-	0,3007058
18	Произведение e*l11=f11/бd1sinб11	м	7,187*10-3

Таблица 3

	Варианты		1	2	3	4	5	6	7	8	9
19	Степень парциальност е		0,719	0,423	0,378	0,359	0,327	0,287	0,205	0,144	0,120
20	Высота лопаток:
	а) сопел l11=е*l11*103/е	мм	10,00	17,00	19,00	20,00	22,00	25,00	35,00	50,00	60,00
	б) I рабочего венца l21=а*l11 (а=1,19)	мм	11,90	20,23	22,61	23,80	26,18	29,75	41,65	59,50	71,40
	в) направляющего аппарата l12=в*l21 (в=1,29)	мм	15,35	26,10	29,17	30,70	33,77	38,38	53,73	76,76	92,11
	г) II рабочего венца l22=с*l12 (с=1,29)	мм	19,80	33,66	37,63	39,61	43,57	49,51	69,31	99,01	118,82
21	Окружной КПД ступ. зu		0,726	0,726	0,726	0,726	0,726	0,726	0,726	0,726	0,726
22	Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd		1,005	1,005	1,005	1,005	1,005	1,005	1,005	1,005	1,005
23	Поправочный коэф-нт на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs		0,993	0,993	0,99	0,993	0,993	0,993	0,993	0,993	0,993
24	Поправочный коэф-нт на высоту лопатки Кl		0,95	0,985	0,99	0,992	0,996	1	1,009	1,018	1,02
25	Окружной КПД ступени с учётом поправок зu' =зu*КdКsКl		0,688	0,714	0,72	0,719	0,722	0,725	0,731	0,738	0,739
26	Окружной тепловой перепад в ступени hu' =зu' *hoI	кДж/кг	164,23	170,28	171,14	171,49	172,18	172,87	174,43	175,98	176,33
27	Осевая ширина профиля лопаток:
	а) сопел В11	мм	50	50	50,00	50	50	50	50	50	50
	б) I рабочего венца В21	мм	40	40	40,00	40	40	40	40	40	40
	в) направляющего аппарата В12	мм	33	33	33,00	33	33	33	33	33	33
	г) II рабочего венца В22	мм	40	40	40,00	40	40	40	40	40	40
	В=(В21+В22)/2	м	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04	0,04
	l=(l21+l22)/2	м	0,02	0,03	0,03	0,03	0,03	0,04	0,06	0,08	0,10
28	Коэффициент С=(750*В-2,5)*102		2750	2750	2750	2750	2750	2750	2750	2750	2750
29	Неактивная дуга, закрытая кожухом к=0,9*(1-)		0,25	0,52	0,56	0,58	0,61	0,64	0,72	0,77	0,79
30	Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию ? Nтв	кВт	118,42	145,12	154,60	159,61	170,14	187,15	253,24	375,36	469,88
31	Потеря энергии на трение и вентиляцию ? hтв= ? Nтв/Gо	кДж/кг	4,12	5,05	5,38	5,56	5,92	6,51	8,82	13,07	16,36
32	Потеря энергии на концах сегментов сопел ?hсегм=0,11*(В21*l21+ В22*l22)*х* *(hu'- ?hтв)*zсс/f11 (zсс=1)	кДж/кг	0,75	1,31	1,47	1,55	1,71	1,94	2,71	3,80	4,48
33	Использованный внутренний теплоперепад в ступени hil=hu'- ?hтв- ?hсегм	кДж/кг	159,36	163,92	164,29	164,38	164,55	164,42	162,91	159,11	155,49
34	Относительный внутренний КПД ступени зoil=hil/hol		0,668	0,687	0,69	0,689	0,690	0,689	0,683	0,667	0,652
35	Внутренняя мощность ступени Nil=Go*hil	кВт	4577,92	4708,83	4719,61	4722,26	4727,05	4723,17	4679,82	4570,87	4466,80

20. Высота лопаток:

а) сопел l₁₁= l₁₁*10³/ =7,187*10^-3*10³/0,327=22,00 мм;

б) I рабочего венца l₂₁=a*l₁₁=1,19*22,00=26,18 мм;

в) направляющего аппарата l₁₂=b*l₂₁=1,29*26,18=33,77 мм;

г) II рабочего венца l₂₂=с*l₁₂=1,29*33,77=43,57 мм,



Рис. 2.1. График зависимости регулирующей ступени

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

21. Окружной К.П.Д. ступени по опытным данным _u =0,726 [1].

22. Поправочный коэффициент на средний диаметр К_d=1,005 [1].

23. Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки К_s=0,993 [1].

24. Поправочный коэффициент на высоту лопатки К_l=0,996 [1].

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

_u'=_u К_d К_s К_l=0,726*1,005*0,993*0,996=0,722.

26.Окружной тепловой перепад в ступени

h_u'=h_ou'=238,600*0,722=172,180 кДж/кг.

27. Осевая ширина профиля лопаток:

а) сопел В₁₁=50мм;

б) I рабочего венца В₂₁=40мм;

в) направляющего аппарата В₁₂=33мм;

г) II рабочего венца В₂₂=40мм.

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

В=( В₂₁ +В₁₂)/2=0,04 м.

29. Неактивная дуга, закрытая кожухом _к0,9(1-)=0,9*(1-0,327)=0,606.

30. Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию:

31. Потери энергии на трение и вентиляцию

h_тв=N_тв/G_I=170,140/28,727=5,92 кДж/кг.

32. Потеря энергии на концах сегментов сопел

h_сегм=0,11(B₂₁l₂₁+B₂₂l₂₂)x(h_u'-h_тв)z_cc/f₁₁=0,11*(0,04*26,18+

+0,04*43,57)*0,25(172,18-5,92)*1/7,468*10^-3=1,71кДж/кг.

33. Использованный внутренний тепловой перепад в ступени

h_iI= h_u'-h_тв-h_сегмл=172,18-5,92-1,71=164,55 кДж/к.

34. Относительный внутренний к.п.д. ступени

_0i=h_iI/h_0I=164,55 /238,60=0,690.

35. Внутренняя мощность

N_iI=G_I h_iI=28,727*164,55=4727,05 кВт.

2.7 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени

Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара:

,

где N_э и N_ном - 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 Р_2I и Р_2Iном при расчетной номинальной мощности турбины.

Давление в камере регулирующей ступени:

Р_2Iном=P_2IN_ном/N_э=1,754*30,000/25,800=2,040 МПа,

h_0i и h_0iном - изоэнтропийный перепад энтальпий от p₀' соответственно до Р_2I и Р_2Iном.

Определяем число сопел регулирующей ступени:

Z_сmax=d_max/t₁₁=3,14*1,1*0,371/0,038933 сопла,

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

Z_сmax -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 z_рк=4.

2.8 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени

Для двухвенечной ступени скорости вычисляются:

- абсолютная скорость истечения пара из сопел

С₁₁=0,981

- относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца

W₁₁=

- относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

W₂₁=

- абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

C₂₁=

- абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата

C₁₂=

- относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца

W₁₂=

- относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца

W₂₂=

- абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени

C₂₂=

Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решетках:

- в сопловом аппарате

h₁₁=(1/²-1)C²₁₁/2*10³=(1/0,981²-1)*639,3²/2*10³=7,99 кДж/кг;

- в первом венце рабочих лопаток

h₂₁=(1/₁²-1)W²₂₁/2*10³=(1/0,863²-1)*420,6²/2*10³=30,31 кДж/кг;

- в направляющем аппарате

h₁₂=(1/_н²-1)С²₁₂/2*10³=(1/0,880²-1)*262,95²/2*10³=10,07 кДж/кг;

- во втором венце рабочих лопаток

h₂₂=(1/₂²-1)W²₂₂/2*10³=(1/0,886²-1)*179,83²/2*10³=4,43 кДж/кг;

- потеря энергии с выходной скоростью

h_С22= C²₂₂/2*10³= 106,23²/2*10³= 5,64 кДж/к;.

- окружной тепловой перепад ступени

h_u=h_0I-h₁₁-h₂₁-h₁₂-h₂₂-h_C22=238,6-7,99 -30,31 - 10,07 -4,43 -5,64=

=180,16 кДж/кг;

- окружной к.п.д. ступени

_u =h_u/h₀=180,16/238,6=0,755.

Сравним

_u с `u: = (u-`u)/ u*100%=(0,755-0,722)/0,755=4%.

В этих формулах обозначено:

,_н,₁,₂ - коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов, первого и второго венцов рабочих лопаток;

=₁+_н+₂=0,02+0,04+0,05=0,11; _н, ₁, ₂ - степень реактивности соответственно ступени, направляющего аппарата, первого и второго венцов рабочих лопаток;

₁₁, ₁₂, ₂₁, ₂₂ - эффективные углы выхода пара соответственно из соплового и направляющего аппарата, из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа ступени.

Для двухвенечных ступеней скорости можно принимать следующие значения коэффициентов скорости:

=0,981; ₁=0,863;_н=0,880; ₂=0,886 ( см., например, рис. 15 и 16 [1]) и степени реактивности: ₁=0,02; _н=0,04; ₂=0,05.

По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рис. 2.2) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рис. 2.3).

Рис. 2.2. Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости (масштаб 1мм -10м/с)



Рис 2.3. Тепловой процесс регулирующей ступени

3. Нерегулируемые ступени

3.1 Типы нерегулируемых ступеней

Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы: а) ступени высокого давления, работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления); б) ступени среднего давления или промежуточные ступени, в которых объемы пара достаточно велики; в) ступени низкого давления, работающие, как правило, под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.

Это деление ступеней на группы является довольно условным, тем не менее, при расчетах и конструировании этих ступеней имеются особенности, которые надо учитывать, и это оправдывает такую их классификацию.

В современном паротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях, когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления, реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших турбин, как с точки зрения эксплуатации, так и в отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если, с одной стороны, в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно лучше, чем в активных, то, с другой стороны, к.п.д. реактивной ступени сильно зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того, в реактивной турбине обычно разгрузочный диск (поршень или думмис) большого диаметра, являющийся частью переднего уплотнения, и к.п.д. турбины снижается из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности обеих турбин. Технология изготовления каждого из этих типов имеет свои особенности. В соответствии с типом турбин, которые получили распространение на том или ином заводе, применяется специализированное оборудование, оснастка, приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или другой конструкции.

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

3.2 Ориентировочные параметры последней ступени

Площадь, ометаемая рабочими лопатками последней ступени f_z=d_zl_z; уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной форме G_kV_k=f_zC_2z; осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени С_2z=C₂sin₂; угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить ₂=90; тогда sin₂=1 и С₂=С_2z; выходная кинетическая энергия соответствует скорости С₂ за последней ступенью турбины h_c2=0,5*C₂², желательно h_c2(0,01…0,03)H₀.Следовательно, . Коэффициент _в.с.=принимаем равным 0,030.

После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени:

где расход пара через последнюю ступень Gк,, Vк, втулочное отношение dz/lz=3,2 (по прототипу).

Отсюда получаем

=275,350 м/с.

Окружная скорость uz=dznc=3,14*1,622*50=254,849 м/с;

Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем:

Хzopt=,

, где ,

, , по рекомендации с. 59 [1].

Отсюда: ; ;

xzopt==0,611, принимаем Х(z)=0,610.

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени, вычисляется по формуле

h0z=0,5uz2xz-2=0,5·254,8492·0,610-2=87,272 кДж/кг.

3.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени

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

Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени G1V1=f1C1t.

Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается определять G1 по формуле

G1=0,98 GI=0,98*28,727=28,152 кг/с.

f1 - площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени:

f1= d1 l 1sin1.

Здесь d1 - средний диаметр ступени; l1 - высота сопловой лопатки; - степень парциальности впуска пара; 1 - угол выхода из сопел диафрагмы; С1t - абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы.

С1t= или .

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

Хопт=cos1/2=0,96•cos110/2 =0,476, принимаем

Х(1)=0,476.

Принимаем /11.

?l1=G1V1t/2 с 2nd12tg б 1(1-с)

Для первой ступени принимаем б1=110, с =0,02, d1=1,1, .dz=1,622. Тогда

мм.

Т.к. ?l1>16 мм, то выполняем первую нерегулируемую ступень без парциального впуска пара.

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

U1=d1nc=р*1,1*50=172,788 м/с.

Используя коэффициент Хопт=0,476 получаем перепад энтальпий

h0(1)=C02/2=0,5U2*X-2=0,5*172,7882*0,476-2=65,894 кДж/кг.

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

Характерным для формирования проточной части является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней, при этом на 1/3 длины ротора, занятой ступенями высокого давления, они практически постоянные; на второй трети, занятой ступенями среднего давления , - увеличиваются примерно на (d(z)-d(1))/3; в ступенях низкого давления диаметры увеличиваются приблизительно ещё на 2(d(z)-d(1))/3. Для выполнения дальнейших предварительных расчётов ступеней давления принятый закон изменения средних диаметров ступеней вдоль проточной части проектируемой турбины наносится на отдельной диаграмме, где по оси абсцисс откладываются в некотором масштабе длина ротора между крайними нерегулируемыми ступенями.

Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров x и h0 вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x1=const от первой ступени до L/2, а далее возрастание до xz последней ступени по плавной, практически прямой линии.

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

h0=0,5*К0*B2*n2*d2/x2,

где К0 - коэффициент (для первой ступени К0=1, для промежуточных ступеней К0=0,92…0,96)(с.38, [5]).

По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z, а также для 10 промежуточных точек, подставляя значения d и x с графиков. Полученные теплоперепады наносим на диаграмму и соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.

h0(1)=0,5*1*р2*502*1,12/0,4762=65,894 кДж/кг;

h0(z)=0,5*0,96* р 2*502*1,6222/0,612=87,272 кДж/кг;

h0(2)=0,5*0,96* р 2*502*1,12/0,4762=63,249 кДж/кг;

h0(3)=0,5*0,96* р 2*502*1,12/0,4762=63,249 кДж/кг;

h0(4)=0,5*0,96* р 2*502*1,12/0,4762=63,249 кДж/кг;

h0(5)=0,5*0,96* р 2*502*1,1162/0,4762=65,102 кДж/кг;

h0(6)=0,5*0,96* р 2*502*1,1632/0,4762=70,701 кДж/кг;

h0(7)=0,5*0,96* р 2*502*1,5112/0,4882=72,934 кДж/кг;

h0(8)=0,5*0,96* р 2*502*1,2582/0,5132=71,360 кДж/кг;

h0(9)=0,5*0,96* р 2*502*1,3372/0,5372=73,417 кДж/кг;

h0(10)=0,5*0,96* р 2*502*1,4322/0,5612=77,169 кДж/кг;

h0(11)=0,5*0,96* р 2*502*1,5272/0,5862=80,420 кДж/кг;

3.5 Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними

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

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

h0cр==[0,5(65,894+87,272)+63,249*3+65,102+ +70,701+72,934+71,360+773,417+77,169+80,420]/11=70,676 кДж/кг.

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

Hосд =H0(1+)-hо=1263,630*(1+0)-238,6=1025,030 кДж/кг.

- коэффициент возврата тепла в первом приближении =0.

Величина Н0 зависит от начальных и конечных параметров пара, hо - от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d и х.

z'= Hо(сд)/h0ср=1025,030/70,676=14,5.

Полученный результат z' округляем до ближайшего целого числа z=15 ступеней и по нему определяю коэффициент возврата тепла:

=Kt(1-0i)H0(Z-1)/Z=4*10-4(1-0,856)*1263,630*(16-1)/16=0,051.

С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H0сд :

Hосд =1263,630*(1+0,051)-238,6=1089,475 кДж/кг.

Далее уточняем z : z= Hосд/h0ср=1089,475/70,676=15,4 (округляю до ближайшего целого числа) z=15 ступеней.

Для определения влияния числа ступеней на к.п.д. турбины необходимо определить характеристический коэффициент X (аналог коэффициента x отдельной ступени) по формуле:

X=.

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

u1= р d1n=3,14*1,1*50=172,788 м/с;

u2= р d2n=3,14*1,1*50=172,788 м/с;

u3= р d3n=3,14*1,1*50=172,788 м/с;

u4= р d4n=3,14*1,1*50=172,788 м/с;

u5= р d5n=3,14*1,1*50=172,788 м/с;

u6= р d6n=3,14*1,112*50=174,673 м/с;

u7= р d7n=3,14*1,150*50=180,642 м/с;

u8= р d8n=3,14*1,187*50=186,454 м/с;

u9= р d9n=3,14*1,224*50=192,265 м/с;

u10= р d10n=3,14*1,262*50=198,234 м/с;

u11= р d11n=3,14*1,324*50=207,973 м/с;

u12= р d12n=3,14*1,398*50=219,597 м/с;

u13= р d13n=3,14*1,473*50=231,378 м/с;

u14= р d14n=3,14*1,547*50=243,002 м/с;

u15= р d15n=3,14*1,622*50=254,783 м/с;

Следовательно

X==0,458.

Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины х_oe с помощью графика х_oe=f(X) (рис. 21, [1]). В результате получаем х_oe=0,84.

Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной Н₀*(1+х), и определяем разность

1194,942*(1+0,061)-238,6-(65,894+63,593+63,110+63,249+63,384+64,850+69,238+72,265+72,656+ +71,391+73,002+75,796+78,409+81,665+87,272)=23,701 кДж/кг.

Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней:

кДж/кг.

Определяем окончательно теплоперепады по формуле:

h0(i)=h0'(i)+.

Полученные параметры занесены в табл. 4.

Таблица 4 Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины

Номер ступени Z	Параметры ступеней
	Средний диаметр ступени d, м	Окружная скорость U, м/с	Предварительный теплоперепад h0', кДж/кг	ho	Ориентировочный теплоперепад h0 , кДж/кг
1	1,1	172,788	65,894	1,580	67,474
2	1,1	172,788	63,593	1,580	65,173
3	1,1	172,788	63,110	1,580	64,690
4	1,1	172,788	63,249	1,580	64,829
5	1,1	172,788	63,384	1,580	64,964
6	1,112	174,673	64,850	1,580	66,430
7	1,15	180,642	69,238	1,580	70,818
8	1,187	186,454	72,265	1,580	73,845
9	1,224	192,265	72,656	1,580	74,236
10	1,262	198,234	71,391	1,580	72,971
11	1,324	207,973	73,002	1,580	74,582
12	1,398	219,597	75,796	1,580	77,376
13	1,473	231,378	78,409	1,580	79,989
14	1,547	243,002	81,665	1,580	83,245
15	1,622	254,783	87,272	1,580	88,852

3.6 Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней давления

Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней выполняется последовательно ступень за ступенью, начиная с первой. Он состоит из трех основных этапов для каждой нерегулируемой ступени: расчет направляющих лопаток, расчет рабочих лопаток и определение потерь энергии, относительного внутреннего к.п.д. и внутренней мощности ступени. Только после того, как определены все конструктивные и режимные параметры, установлена приемлемость их значений, построен эскиз проточной части первой ступени и найдены параметры пара за ней, можно приступить к расчету второй ступени и т.д.

3.6.1 Расчет направляющих лопаток 1-ой ступени

1. Средний диаметр d1=1,1 м.

2. Тепловой перепад hi1=69,474 кДж/кг.

3. Характеристический коэффициент х=0,476.

4. Частота вращения nc=50 c-1.

5. Окружная скорость u=d1n =3,14*1,1*50=172,788 м/с.

6. Расход пара через ступень

Gi=G(i-1)-?Gу-Gотб=28,727-0,575-0=28,152 кг/с.

7. Давление пара P0i=1,754 МПа.

8. Удельный объем пара перед ступенью V0i=0,178 м3/кг.

9. Энтальпия пара перед ступенью i0i=3081,980 кДж/кг.

10. Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую ступень, ?hc2(i-1)=5,64 к Дж/кг.

11. Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени мi=0.

12. Доля кинетической энергии, используемая в ступени, мi?hc2(i-1) =0*5,64=0 кДж/кг.

13. Полные параметры пара перед ступенью:

а) энтальпия

i0*=i0+м?hc2(i-1)=3081,980 + 0=3081,980 кДж/кг;

б) давление p0*(по is - диаграмме) p0*=1,754 МПа;

в) удельный объем V0*=0,178 м3/кг.

14. Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

h0=h0(i)+мi?hc2(i-1)= =69,747+0=69,474 кДж/кг.

15. Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:

а) давление p2 (по h0 в is - диаграмме) p2=1,396 МПа;

б) удельный объем V'2t(по h0 в is - диаграмме) V'2t=0,212 м3/кг.

16. Высота направляющей лопатки (предварительное значение)

l(i)?l1(i-1) GiV2t(i)=0,026 м.

17. Степень реактивности у корня ступени с'=0,02.

18. Степень реактивности на средней окружности

с=1-(1- с')(1-l1/d1)2= =1-(1-0,02)(1-0,026/1,1)2=0,066.

19. Тепловой перепад в направляющем аппарате

h1*=(1-с)h0= (1-0,066)*69,474=64,904 кДж/кг.

20. Параметры за направляющим аппаратом:

а) энтальпия i1t=i0-h1*=3081,980-64,904=3017,076 кДж/кг;

б) давление p1=p0*(1-(м*h1*)/(p0**V0*))1/М=1,754*(1-0,231*64,904) /(1,754*0,178)1/0,231= 1,417 МПа;