Конденсационная паровая турбина типа К-6-4

Конденсационная паровая турбина типа К-6-4

Содержание

Введение

. Описание конструкции турбины типа К-6-4

. Регулирующая ступень

.1 Расчётный режим работы турбины

.2 Частота вращения ротора турбины

.3 Способ регулирования

.4 Регулирующая ступень

.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени

.6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости

.7 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени

.8 Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени

. Нерегулируемые ступени

.1 Типы нерегулируемых ступеней

.2 Ориентировочные параметры последней ступени

.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени

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

.5 Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними

.6 Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления

.6.1 Расчёт направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени

.6.2 Расчёт рабочих лопаток 1-ой ступени

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

.7 Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней

.8 Тепловой процесс в i, s - диаграмме промежуточной нерегулируемой ступени

. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины

. Требования к материалам

.1 Материалы цельнокованных, сварных роторов и валов сборных роторов

. Технико-экономические показатели турбины

. Определение размеров патрубков отбора пара из турбины

. Техника безопасности

Список использованных источников

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-6-4, а также разработаны продольный и поперечный разрезы рассчитываемой турбины.

турбина ротор сопловый проточный

1. Описание конструкции турбины типа К-6-4

Паровая турбина типа К-6-4 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 6,000 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 двухвенечную ступень скорости, используемую в качестве регулирующей, а также 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 7, 10, 13, 16 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.

2. Регулирующая ступень

.1 Расчётный режим работы турбины

Расчётный режим работы турбины имеет максимальным к.п.д. преобразования энергии и определяет размеры проточной части турбины. 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

;

.

.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. (n_c = 50 с^-1).

Роторы турбины и генератора мощностью N_ном > 4,000 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 же частоту вращения, что и ротор генератора.

.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).

.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  и изменяется 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 изменяется при регулировании нагрузки турбины.

.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени

Применяем для нашей турбины регулирующую двухвенечную ступень скорости типа КС-А упрощенной конструкции, с цилиндрическими обводами межлопаточных каналов и без радиальных уплотнений. Это определило применение ступеней типа КС-А, в основном, для турбин сравнительно небольшой мощности (до 12000,000 кВт). Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-А представлены в таблице 1.

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

.6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости

.     Расход пара (из расчёта тепловой схемы) G_I = 6,229 кг/c.

.     Частота вращения ротора n = 50,000 c^-1.

.     Параметры пара перед соплами: а) давление p’₀ = 3,800 МПа; б) температура T₀ = 706,000 K; в) энтальпия i₀ = 3291,285 кДж/кг.

.     Тип ступени - двухвенечная КС-А.

.     Отношение скоростей x = u/C₀ = 0,25 [4, страница 20].

.     Средний диаметр d = 1 м (по прототипу АК-6).

.     Окружная скорость

.

8.   Условная скорость

.

9.   Изоэнтропийный перепад энтальпий

.

10.
Параметры пара за ступенью (по h_0I в i,s - диаграмме): а) давление p_2I = 1,920 МПа; б) удельный объём v_2t = 0,139 м³/кг.

.     Отношение давлений:

а) .

б) .

12. Давление пара в критическом сечении 

.

13. Критический тепловой перепад (по i,s - диаграмме)._крI = 176,463 кДж/кг.

.     Удельный объём пара в критическом сечении  v_крI = 0,131 м³/кг (по i,s - диаграмме).

.     Скорость пара в критическом сечении.

16. Площадь проходных сечений 

,

где j_р = 0,97 - коэффициент расхода ступени [4].

.     Синус угла sina₁₁ = sin11,5° = 0,199.

.     Произведение

.     Путём подбора высот лопаток соплового аппарата l₁₁ = 10…60 мм выбираем оптимальную степень парциальности e_opt (см. таблицу 2, 3), откуда принимаем e_opt = 0,152.

Таблица 2 - Расчёт двухвенечной ступени скорости

Таблицы 3

20. Высота лопаток:

а) сопел ;

б) I рабочего венца ;

в) направляющего аппарата ;

Рисунок 1 - Зависимость относительного внутреннего КПД ступениh_oiI от парциальности регулирующей ступени e

г) II рабочего венца ,

где коэффициенты a, b и c из таблицы 1.

21. Окружной КПД ступени по опытным данным h_u = 0,7432 (см. рисунок 2).

Рисунок 2 - Зависимость окружного КПД h_u от отношения давлений p’₀ / p_2I

22.
Поправочный коэффициент на средний диаметр K_d=1,010 (см. рисунок 3).

Рисунок 3 - Поправочный коэффициент K_d двухвенечной ступени скорости

.     Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки K_S = 0,998 (см. рисунок 4).

Рисунок 4 - Поправочный коэффициент K_S двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6 мм.

24. Поправочный коэффициент на высоту лопатки K_l = 0,9785 (см. рисунок 5).

.     Окружной КПД ступени с учётом поправок

Рисунок 5 - Поправочный коэффициент Kl двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6 мм

.

26. Окружной тепловой перепад в ступени

.

27. Коэффициент

.

28. Неактивная дуга, закрытая кожухом,

.

29.
Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию,

.

.     Потери энергии на трение и вентиляцию

.

31. Потеря энергии на концах сегментов сопел

 .

32. Использованный внутренний тепловой перепад в ступени

.

33. Относительный внутренний КПД ступени 

.

34. Внутренняя мощность

.

2.7 Выбор расчётного 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 v_2tном - удельный объем пара в конце процесса расширения при давлениях в камере регулирующей ступени, соответственно, p_2I и p_2Iном;_0i и h_0iном - изоэнтропийный перепад энтальпий от p’₀ соответственно до p_2I и p_2Iном.

Номинальное давление в камере регулирующей ступени

.

Определяем число сопел регулирующей ступени

 сопел,

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

.8 Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени

В формулах ниже обозначено:

j, j_н, y₁, y₂ - коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов, первого и второго венцов рабочих лопаток, которые определяются по опытным данным, представленным на рис. 6 и 7;

Рисунок 6 - Зависимость коэффициента j от скорости истечения с₁₁ для двухвенечной ступени скорости

r = r₁+r_н+r₂ = 0,02+0,04+0,05 = 0,11;

r₁,r_н, 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 (см. таблицу 1).

По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рисунок 8) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рисунок 9).

Рисунок 7 - Зависимость коэффициентов скорости лопаточных решёток двухвенечных ступеней скорости типа КС-А и КС-Б: 1 - y₁=f(w₂₁); 2 - j_н=f(c₁₂); 3 - y₂=f(w₂₂)

Рисунок 8 - Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости

Скорости c₁₁, w₂₁, c₁₂, w₂₂ сначала вычисляем при соответствующих коэффициентах j, j_н, y₁, y₂, равных единице. Затем по полученным значениям скоростей определяем коэффициенты по графикам на рис. 6 и 7.

Рисунок 9 - Тепловой процесс регулирующей ступени в i,s - диаграмме

Абсолютная скорость истечения пара из сопел  определяется по рисунку 6 при

 .

По рисунку 6 определяем  при ,

Относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца

.

Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца  определяется по рисунку 7 при  

По рисунку 7 определяем  при ,  

.

Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца 

Абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата  определяется по рисунку 7 при  

По рисунку 7 определяем  при ,  

.

Относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца

Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца определяется по рисунку 7 при  

По рисунку 7 определяем  при ,   

.

Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени 

Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решётках:

в сопловом аппарате

в первом венце рабочих лопаток

.

в направляющем аппарате

.

во втором венце рабочих лопаток

.

потеря энергии с выходной скоростью

.

Окружной тепловой перепад в ступени

Окружной КПД ступени

Сравним

h_uD с h’_u .

3. Нерегулируемые ступени

.1 Типы нерегулируемых ступеней

Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы:

а) ступени высокого давления, работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления);

б) ступени среднего давления или промежуточные ступени, в которых объемы пара достаточно велики;

в) ступени низкого давления, работающие, как правило, под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.

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 думисс) 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.

Выполнение активных ступеней целесообразно в области целых 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 Ориентировочные параметры последней ступени

Площадь, ометаемая рабочими лопатками последней ступени f_z=p∙d_z∙l_z; уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной форме G_k∙v_k=f_z∙c_2z; осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени c_2z=c₂∙sina₂; угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить a₂=90°; тогда sina₂=1 и c₂=c_2z; выходная кинетическая энергия соответствует скорости С₂ за последней ступенью турбины Dh_c2=0,5∙c₂², желательно Dh_c2£(0,01…0,03)∙H₀. Следовательно, . Коэффициент x_в.с. принимаем равным 0,010.

После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени

,

где G_к - расход пара через последнюю ступень;_к - удельный объем пара за рабочим колесом последней ступени;_z/l_z = 6,450 - втулочное отношение, принимаем по конструктивным соображениям.

Скорость пара на выходе из ступени

.

Окружная скорость u_z = p∙d_z∙n_c = p×1,347×50 = 211,586 м/с.

Степень реактивности

r_z = 1-(1-r_z')×(1-(l_z/d_z))² = 1-(1-0,03)×(1-1/6,450)² = 0,307,

где r_z’ = 0,03 - реактивность у корня последней ступени [1, страница 38].

Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем

,

где

.

Принимаем характеристический коэффициент x_z,opt = 0,500, исходя из конструктивных соображений.

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени, вычисляется по формуле

_0z = 0,5×u_z²×x_z^-2 = 0,5×211,586 ²×0,500^-2 = 89,537 кДж/кг.

.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени

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

Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени G₁×v ₁ = f₁×с_1t.

Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается определять G₁ по формуле

₁ = 0,98×G₀ = 0,98×6,229 = 6,104 кг/с.

Площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени

₁ = p ×d₁×l ₁×e×sina₁,

где d₁ - средний диаметр ступени, м;₁ - высота сопловой лопатки, м;

e - степень парциальности впуска пара;

a₁ - угол выхода из сопел диафрагмы;

с_1t - абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы, м/с.

 или .

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

,

где  - степень реактивности [1, страница 39].

Произведение

Тогда

.

Т.к. l₁16 мм, то выполняем первую нерегулируемую ступень с парциальным впуском пара.

Высоту лопатки принимаем равной

Тогда парциальность

Известно, что с введением парциальности в ступени появляются специфичные потери энергии (на вентиляцию и на концах сегментов сопел), которые приводят к соответствующему снижению  по сравнению с коэффициентом полноподводной ступени . Для учета этого влияния введем следующую эмпирическую зависимость, аппроксимирующую опытную функцию:

С учетом влияния парциальности на x

Т. к. мы не получили принятую высоту лопатки то подбираем нужную парциальность  , при которой  и

Тогда  с учетом потерь от введения парциальности

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

₁ = p×d₁×n_c = p×0,95×50 = 149,226 м/с.

Перепад энтальпий

₀ = C₀²/2 = 0,5×u²×x^-2 = 0,5×149,226²×0,450^-2 = 54,984 кДж/кг.

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

Характерным для формирования проточной части является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней, при котором 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 отдельную диаграмму, где по оси абсцисс откладывается 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 x_z последней ступени по плавной, практически прямой линии (см. рисунок 10).

Рисунок 10 - Изменение конструктивных и режимных параметров нерегулируемых ступеней вдоль проточной части турбины

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

h₀ = 0,5×К₀×α²×n²×d²/x²,

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

По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z, а также для 11 промежуточных точек, подставляя значения d и x с графиков, представленных на рисунке 10 (кривые x и d). Полученные теплоперепады наносим на диаграмму рисунка 10 и соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.₀₍₁₎=0,5×1×p²×50²×0,950²/0,450² = 54,983 кДж/кг;_0(z)=0,5×0,96×p²×50²×1,347²/0,500² = 85,956 кДж/кг;₀₍₂₎=0,5×0,96×p²×50²×0,950²/0,450² = 52,784 кДж/кг;₀₍₃₎=0,5×0,96×p²×50²×0,950²/0,450² = 52,784 кДж/кг;₀₍₄₎=0,5×0,96×p²×50²×0,950²/0,450² = 52,784 кДж/кг;₀₍₅₎=0,5×0,96×p²×50²×0,950²/0,450² = 52,784 кДж/кг;₀₍₆₎=0,5×0,96×p²×50²×0,983²/0,450² = 56,515 кДж/кг;₀₍₇₎=0,5×0,96×p²×50²×1,016²/0,450² = 60,373 кДж/кг;₀₍₈₎=0,5×0,96×p²×50²×1,049²/0,458² = 62,130 кДж/кг;₀₍₉₎=0,5×0,96×p²×50²×1,082²/0,467² = 63,577 кДж/кг;₀₍₁₀₎=0,5×0,96×p²×50²×1,148²/0,475² = 69,180 кДж/кг;₀₍₁₁₎=0,5×0,96×p²×50²×1,215²/0,483² = 74,944 кДж/кг;₀₍₁₂₎=0,5×0,96×p²×50²×1,281²/0,492² = 80,288 кДж/кг.

.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 h_0(ср).

Для этого, используя ранее найденные h_0(i), определяем h_0(ср)

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

_о(сд) = H₀× (1+a)-h_о1=1189,928×(1+0)-197,393 = 992,535 кДж/кг,

где a - коэффициент возврата тепла (в первом приближении a = 0).

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

’= H_о(сд)/h_0(ср) = 992,535/62,384 = 15,910.

Полученный результат z’ округляется до ближайшего целого числа z = 16 ступеней и по нему определяется коэффициент возврата тепла

a = K_t× (1-h_0i) ×H₀× (z-1)/z = 3,2×10^-4×(1-0,794)×1189,928×(16-1)/16 = 0,074.

С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H_{0(сд)о(сд)} = 1189,928×(1+0,074) - 197,393 = 1080,590 кДж/кг.

Далее уточняем z=H_о(сд)/h_0(ср)=1080,590/62,384=17,322(до ближайшего целого числа), z = 17 ступеней.

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

.

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 (см. рисунок 10).

Для каждой из ступеней в указанной точке на кривой d находим средние диаметры, а по ним и известной частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости.₁ = π×d₁×n = π ×0,950×50 = 149,226 м/с;₂= π ×d₂ ×n = π ×0,950×50 = 149,226 м/с;₃ = π ×d₃×n = π ×0,950×50 = 149,226 м/с;₄ = π ×d₄×n = π ×0,950×50 = 149,226 м/с;₅ = π ×d₅×n = π ×0,950×50 = 149,226 м/с;₆ = π ×d₆×n = π ×0,968×50 = 150,482 м/с;₇ = π ×d₇n = π ×0,981×50 = 154,095 м/с;₈ = π ×d₈×n = π ×1,004×50 = 157,708 м/с;₉ = π ×d₉×n = π ×1,027 ×50 = 161,321 м/с;₁₀ = π ×d₁₀×n = π ×1,051×50 = 165,091 м/с;₁₁ = π ×d₁₁×n = π ×1,074×50 = 168,704 м/с;₁₂ = π ×d₁₂×n = π ×1,113×50 = 174,830 м/с;₁₃ = π ×d₁₃×n = π ×1,159×50 = 182,055 м/с;₁₄ = π ×d₁₄×n = π ×1,206×50 = 189,438 м/с;₁₅ = π ×d₁₅×n = π ×1,253×50 = 196,821 м/с;₁₆ = π ×d₁₆×n = π ×1,300×50 = 204,204 м/с;₁₇ = π ×d₁₇×n = π 1,347×50 = 211,586 м/с.

Следовательно

.

Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины α_oe с помощью графика α_oe = f(X) (рисунок 11). В результате получаем α_oe = 0,865.

Рисунок 11 - Зависимость относительного эффективного КПД турбины  от характеристического коэффициента x

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

Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней

кДж/кг.

Определяем окончательно теплоперепады по формуле

.

Полученные параметры занесены в таблицу 4.

Таблица 4 - Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины

3.6 Детальный тепловой расчёт 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 Расчёт направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени

1.Средний диаметр d₁ = 0,95 м;

.Тепловой перепад h_i1 = 55,151 кДж/кг;

.Характеристический коэффициент х = 0,45;

.Частота вращения n_c = 50 c^-1;

.Окружная скорость u = p∙d₁∙n_с = p∙1,050∙50 =149,226 м/с;

6.Расход пара через ступень

_i = G_(i-1) - ∆G_пу - G_отб = 6,229-0,204-0 = 6,025 кг/с,

где ∆G_пу- отбор пара через переднее уплотнение

7.Давление пара p_0i = 1,920 МПа;

.Удельный объем пара перед ступенью v_0i = 0,147 м³/кг;

.Энтальпия пара перед ступенью i_0i = 3160,664 кДж/кг;

. Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую ступень, ∆h_c2(i-1) = 3,792 кДж/кг;

.Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени μ_i = 0;

.Доля кинетической энергии, используемая в ступени,

μ_i×∆h_c2(i-1) = 0×3,792=0 кДж/кг;

13.Полные параметры пара перед ступенью:

а) энтальпия i₀^*=i₀+μ_i×∆h_c2(i-1) = 3160,664+0 = 3160,664 кДж/кг;

б) давление p₀^* = 1,920 МПа;

в) температура t₀* = 359°С;

г) удельный объем v₀^* = 0,147 м³/кг.

.Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

₀ = h_0(i)+μ_i×∆h_c2(i-1) = 55,151+0 = 55,151 кДж/кг;

.Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:

а) давление p₂ = 1,573 МПа;

б) удельный объем v’_2t = 0,172 м³/кг.

.Высота направляющей лопатки (предварительное значение)_(i)≈l_(i-1) = 0,012 м;

. Степень реактивности у корня ступени ρ’ = 0,010;

.Степень реактивности на средней окружности

ρ = 1-(1-ρ’)(1-l₁/d₁)×2 = 1-(1-0,010)(1-0,012/0,95)² = 0,035;

.Тепловой перепад в направляющем аппарате

₁^* = (1-ρ)×h₀ = (1-0,035)× 55,151 = 53,229 кДж/кг;

20.Параметры за направляющим аппаратом:

а) энтальпия i_1t = i₀-h₁^* = 3160,664-53,229 = 3107,435 кДж/кг;

б) давление ;

в) удельный объем ;

г) сухость пара х_1t = 1.

. Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата

. Показатель в уравнении изоэнтропы:

а) для сухого пара к = 1,3;

б) для влажного пара к = 1,035+0,1×х.

.Скорость звука на выходе из направляющего аппарата

.Число Маха M = c_1t /а₁ = 326,279 /602,868 = 0,550;

.Отношение давлений П = р₁/р₀^* = 1,584/1,920 = 0,825;

.Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимаем) α₁ = 11 град;

.Хорда профиля направляющей лопатки ₁ = 0,0625 м;

.Отношение b₁/l₁ = 0,0625/0,012 = 5,208;

.Коэффициент скорости

30. Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата c₁ = φ×c_1t = 0,911×326,279 = 297,339 м/с;

.Потеря энергии в направляющей решетке

∆h₁ = (1-φ²)×h₁* = (1-0,911²)× 53,229 = 9,024 кДж/кг;

.Параметры пара за направляющим аппаратом

а) энтальпия i₁ = i_1t+Δh₁ = 3107,435+9,024 = 3116,459 кДж/кг;

б) удельный объем v₁ = 0,234 м³/кг.

.Критическое отношение

;

.Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:

а) давление p_кр1=П_кр1×p₀^*;

б) удельный объем ;

Не определяем, так как П>П_кр1;

.Скорость пара в критическом сечении  не вычисляем, так как П>П_кр1;

. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла  не вычисляем, так как сечение не критическое;

.Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла δ_1к.с.=α₁^*-α₁≤4…5˚;

.Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):

а) диаметр d_y = 0,370 м;

б) зазор δ_у = 0,00020 м;

в) число гребней z_y = 8 шт;

г) коэффициент расхода μ_у = 0,688;

д) поправочный коэффициент k_у = 1;

.Расход пара через диафрагменное уплотнение

40. Расход пара через направляющую решетку

₁ = G_i-∆G’_y = 6,025-0,115 = 5,910 кг/с;

.Коэффициент расхода направляющей решетки μ₁

μ₁ = 0,985-0,0058×b₁/l₁ = 0,985-0,0058×5,208 = 0,955;

.Поправочный коэффициент к_μ=μ^(вл)/μ^(пл)=1 (по опытным данным);

.Площадь проходных сечений направляющей решетки при П>П_кр

₁ = G₁×v_1t /μ₁×c_1t×к_μ = 5,910×0,171/0,955×326,279×1 = 0,0032 м²;

.Площадь проходных сечений направляющей решетки при П≤П_кр f₁=G₁×v_кр1 /μ₁×c_кр×к_μ не вычисляем, так как сечение не критическое;

.Произведение ε×l₁ = f₁/π×d₁×sinα₁ = 0,0032/ π ×0,950×sin11º= 0,0057 м;

.Степень парциальности ε = 0,475;

.Высота направляющей лопатки l₁ = (ε×l₁)/ε = 0,012 м;

. Диаметр корневого обвода d₁’ = d₁-l₁ = 0,950-0,012 = 0,938 м;

.Относительный шаг направляющей решетки  ( по опытным данным);

.Шаг направляющей решетки t=×b₁ = 0,75×0,0625 = 0,0469 м;

.Числонаправляющихлопаток

₁=π×d₁×ε/t=π×0,950×0,475/0,0469 = 30 шт.

3.6.2 Расчёт рабочих лопаток 1-ой ступени

52. Относительная скорость входа пара в рабочую решетку

53.Отношение скоростей u₁/c₁ = 149,226/297,339 = 0,502;

.Угол входа пара в рабочую решетку

β₁ = arctg(sinα₁/(cosα₁-u₁/c₁)) = arctg(sin11˚/(cos11˚-0,502)) = 21,689˚;

. Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом:

а) энтальпия i₁^* = i₁+(W₁²/2) = 3116,459+(153,514²/2) = 3128,242 кДж/кг;

б) давление p_1w^* = 1,654 МПа.

.Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе

₂ = ρ×h₀ = 0,035×55,151 = 1,922 кДж/кг;

.Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:

а) энтальпия i_2t = i₁-h₂ = 3116,459-1,922 = 3114,537 кДж/кг;

б) давление p₂ = 1,573 МПа;

в) удельный объем v_2t = 0,173 .

.Скорость звука за рабочей решеткой

.Отношение давлений П₂ = p₂/p_1w^* = 1,573/1,654= 0,951;

.Критическое отношение давлений ;

.Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки:

а) давление р_кр2=П_кр2×р_1w^*;

б) удельный объём v_кр2 .

Так как П>П_кр, то указанные параметры пара не определяем;

.Относительная скорость пара в критическом сечении

;

Не вычисляем, так как П>П_кр;

. Относительная теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки

.Число Маха M_2t = w_2t /a₂ = 165,562/594,784 = 0,278;

.Параметры периферийных зазоров проточной части ступени:

а) диаметр d₁’’ = d₁+l₁ = 0,950+0,012 = 0,962 м;

б) осевой зазор (принимается) δ₁ = 0,002;

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

г) радиальный зазор надбандажного уплотнения (принимается) δ = 0,00143;

д) число гребней радиального надбандажного уплотнения (принимается) z_ру = 2;

е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения (по опытным данным) μ_у = 0,679;

ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) К_у' = 1;

з) эквивалентный зазор

.Степень реактивности в периферийном сечении ступени

ρ’’ = 1-(1-ρ) × (d₁/d₁’’)² = 1-(1-0,035) × (0,950/0,962)² = 0,059;

.Утечка пара через периферийные зазоры ступени с бандажом

.Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа - не считается;

.Расход пара через рабочую решетку

₂ = G-∆G_y’’ = 5,910-0,727 = 5,182 кг/с;

.Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный)

;

71.Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) b₂ = 0,020 м (по прототипу);

.Отношение b₂/l₁ = 0,020/0,012 = 1,677;

.Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным)

74.Поправочный коэффициент К_μ = 1 (по опытным данным);

.Выходная площадь рабочей решетки при М_2t<1

.Выходная площадь рабочей решетки при - не считается;

.Перекрыша лопаток ступени (принимается):

∆l = ∆l’+∆l’’ = 0,001+0,0015 = 0,0025 м;

.Высота рабочей лопатки по входной кромке:

₂ = l₁+∆l = 0,012+0,0025 = 0,0145 м;

.Высота рабочей лопатки по выходной кромке l₂ (выбирается по условию плавности проточной части) l₂ = 0,0145 м;

.Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d₂ = 0,9505 м;

.Эффективный угол выхода рабочей решетки

β₂ = arcsin(f₂/π×d₂×l₂×ε) = arcsin(0,00582/ π ×0,9505×0,0145×0,475) = 16,429º;

.Учитывая этот угол (β₂), принимаем профиль рабочей лопатки из таблицы 6 [4] Р-26-17А;

.Угол установки профиля в рабочей решетке

.Относительный шаг рабочей решетки = 0,650;

.Хорда профиля рабочей лопатки b₂ = 0,0257 м;

.Шаг рабочей решетки t₂ = ×b₂ = 0,650×0,0257 = 0,0167 м;

.Число лопаток

.Отношение b₂/l₂ = 0,0257/0,0145 = 1,772;

.Угол поворота потока в рабочей решетке

∆β = 180˚-(β₁+β₂) = 180˚-(21,689˚+16,429˚) = 141,882˚;

.Коэффициент скорости рабочей решетки

91.Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса

w₂ = ψ×w_2t = 0,917×165,562 = 151,814 м/с;

.Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М_2t>1) - не считается;

.Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М_2t>1) - не считается;

.Потеря энергии в рабочей решетке

∆h₂ = (1-ψ²)×w_2t²/2 = (1-0,917²)× 165,562²/2 = 2,182 кДж/кг;

.Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери

₂ = i_2t+∆h₂ = 3114,537+2,182 = 3158,75 кДж/кг;

.Окружная скорость на средней окружности

₂ = π×d₂×n = π ×0,9505×50=149,304 м/с;

.Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени

98.Угол выхода пара из рабочего колеса

α₂=arctg(sinβ₂/(cosβ₂-u₂/w₂))=arctg(sin16,429˚/(cos16,429˚-149,304/151,814))= -85,090˚;

.Условная изоэнтропийная скорость ступени

.Характеристическое отношение ступени

х = u₂/C₀ = 149,304/332,117 = 0,450.

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

101.Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень 

∆h_c2 = C₂²/2 = 43,073²/2 = 0,928 кДж/кг;

.Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени μ_i = 0,940;

.Доля выходной кинетической энергии, используемая в следующей ступени μ_i×∆h_c2 = 0,940× 0,928 = 0,872;

.Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени

_u = h₀-∆h₁-∆h₂-∆h_c2 = 55,151-9,024-2,182-0,872 = 43,018 кДж/кг;

.Располагаемый тепловой перепад в ступени

_р = h₀- μ_i×∆h_c2 = 55,151-0,872 = 54,279 кДж/кг;

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

η_u = h_u/h_p = 43,018/54,279 = 0,793;

.Окружнаясоставляющаяскорости

c_1u = c₁×cosα₁ = 297,339×cos11˚ = 291,882 м/с;

.Окружная составляющая скорости

_2u = c₂×cosα₂ = 43,073×cos(-85,090°) = 3,719 м/с;

.Кинематическая вязкость пара ν₂ = 3,760×10^-6 м²/c;

.Число Рейнольдса:

_u = u₂×(d₂-l₂)/2×ν₂ = 149,304×(0,9505-0,0145)/2×3,760×10^-6 = 18583606,735;

.Относительный зазор между диском и диафрагмой 

 = 2×S/(d₂-l₂) = 2×0,008/(0,9505-0,0145) = 0,0171, при S = 0,008;

.Коэффициент трения k_тр = 0,0006;

.Относительные потери энергии на трение диска

ξ_тр = k_тр×d₂²×x³/f₁ = 0,0006×0,9505²×0,450³/0,0032 = 0,0338;

.Осевая длина свободных поверхностей диска ∑B - не вычисляем;

.Диаметр свободных поверхностей диска d - не вычисляем;

.Относительные потери энергии на трение свободных поверхностей диска

ξ_тр’ = а ×∑В ×х³/f₁ - не вычисляем;

.Часть неактивной дуги, занятая противовентиляционным кожухом

.Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени

ξ_в = К_в× (1- ε-0,5× ε_к)× x³/ (ε×sinα₁)= 0,065×(1-0,475- -0,5×0,525)×0,450³/(0,475×sin11) = 0,0171;

119.Число групп сопел z_cc=1 (принимаем);

.Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел

ξ_сегм = 0,25×b₂×l₂×x×z_cc×η_u/f₁= 0,25×0,020×0,0145×0,450×1×0,793/0,0032 = 0,008;

. Коэффициент K_y’=1,300 (по опытным данным).

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

ξ_у’=k_y×η_u×∆G_у’×ε/G = 1,300×0,792×0,115×0,475/6,025= 0,0094;

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

ξ_у’’ = η_u×∆G_у’’/G = 0,792×0,727/6,025 = 0,096;

.Коэффициент a₁=0;

.Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток ξ_y’’ = a₁× (δ/l₂)^0,7 = 0;

.Коэффициент а₂ = 0,4…0,9. Принимаем а₂ = 0,5;

.Влажность пара перед ступенью y₀ = 0;

.Влажность пара за ступенью y₂ = 0;

.Относительная потеря энергии от влажности x_вл = а₂× (y₀-y₂)/2 = 0;

.Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени 

∑ξ_доп=ξ_тр+ξ_ε+ξ_сегм+ξ_у’’+ξ_у’+ξ_вл=0,00338+0,008+0,0171+0,0094+0,09=0,16;

.Сумма дополнительных потерь энергии в ступени

∑∆h_доп = h₀×∑ξ_доп = 51,151×0,164 = 9,042 кДж/кг;

.Относительный внутренний к.п.д. ступени

η_0i = η_u-∑∆h_доп/h_p = 0,792-9,042/54,279 = 0,626;

.Потеря энергии с выходной скоростью  h_c2× (1-μ_i) = 0,928×(1-0,940) = 0,056 кДж/кг;

.Энтальпия пара перед следующей ступенью

i_0(i+1)^* = i₂+ h_c2× (1-μ_i)+∑∆h_доп = 3116,718+0,056+9,042 = 3125,815 кДж/кг;

135.Внутренний перепад энтальпий в ступени

_i = i_0(i)^*-i_0(i+1)^* = 3160,664-3125,815 = 34,849 кДж/кг;

.Внутренняя мощность ступени

= G×h_i = 6,025×34,849 = 209,963 кВт.

Детальный расчёт всех ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 5.

Таблица 5 - Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления

.7 Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней

Рисунок 12 - Треугольники скоростей первой ступени давления

Рисунок 13 - Треугольники скоростей второй ступени давления

Рисунок 14 - Треугольники скоростей третьей ступени давления

Рисунок 15 - Треугольники скоростей четвертой ступени давления

Рисунок 16 - Треугольники скоростей пятой ступени давления

Рисунок 17 - Треугольники скоростей шестой ступени давления

Рисунок 18 - Треугольники скоростей седьмой ступени давления

Рисунок 19 - Треугольники скоростей восьмой ступени давления

Рисунок 20 - Треугольники скоростей девятой ступени давления

Рисунок 21 - Треугольники скоростей десятой ступени давления

Рисунок 22 - Треугольники скоростей одиннадцатой ступени давления

Рисунок 23 - Треугольники скоростей двенадцатой ступени давления

Рисунок 24 - Треугольники скоростей тринадцатой ступени давления

Рисунок 25 - Треугольники скоростей четырнадцатой ступени давления

Рисунок 26 - Треугольники скоростей пятнадцатой ступени давления

Рисунок 27 - Треугольники скоростей шестнадцатой ступени давления

Рисунок 28 - Треугольники скоростей семнадцатой ступени давления

3.8 Тепловой процесс в i, s - диаграмме промежуточной нерегулируемой ступени

Тепловой процесс строим для восьмой нерегулируемой ступени.

) Энтальпия пара перед ступенью

) Полная энтальпия пара перед ступенью

) Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

) Перепад в направляющем аппарате

) Энтальпия пара за направляющим аппаратом при изоэнтропийном расширении

) Потеря энергии в направляющем аппарате

7) Энтальпия пара за направляющим аппаратом с учётом потерь

) Энтальпия пара в относительном движении перед рабочим колесом

) Теплоперепад, срабатываемый в рабочем колесе, без учета потерь

) Энтальпия пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении

) Потери энергии в рабочем колесе

) Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потерь

) Сумма дополнительных потерь энергии

) Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень

) Потеря энергии с выходной скоростью

) Внутренний перепад энтальпий в ступени

По результатам расчета строим тепловой процесс в i,s - диаграмме (рисунок 29).

Рисунок 29 - Тепловой процесс турбинной ступени давления

4. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины

Исходные данные:

Средний диаметр на выходе рабочей решетки d₂ = 1,0045 м.

Длина рабочей лопатки l₂ = 0,0206 м.

Осевой открытый зазор у корня d₁^' = 0,0015 м.

Диаметр разгрузочного отверстия d_р.о. = 0,040 м.

Число разгрузочных отверстий z_р.о. = 7 шт.

Диаметр окружности расположения разгрузочных отверстий

Д_р.о = 0,704 м.

Диаметр диафрагменных уплотнения d_у = 0,400 м.

Радиальный зазор диафрагменного уплотнения d_у = 0,00035 м.

Число гребней диафрагменного уплотнения z_у = 3 шт.

Радиус скругления разгрузочных отверстий r_р.о.=0,008 м.

Параметры пара:

Полное давление пара перед ступенью p^*₀ = 0,438 МПа.

Статическое давление пара перед ступенью p_o = 0,438 МПа.

Давление за направляющим аппаратом p₁ = 0,339 МПа.

Удельный объем пара перед ступенью v₀ = 0,510 м³/кг.

Давление за рабочим колесом p₂ = 0,333 МПа.

Вычислим давление за направляющим аппаратом у корня

Решение:

1.1)       Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения

1.2) 
Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий

.3)    Площадь проходного сечения корневого зазора

.4)    Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения m_у = 0,688.

1.5)       Окружная скорость разгрузочных отверстий

.6)    Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях

где в первом приближении p_x = p'₁ = 0,334 МПа.

.7)    Характеристическое отношение разгрузочных отверстий

.8)    Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия m_р.о.= 0,348.

2) Решаем уравнения для определения p_х:

Определим y₁ и у₂ при нескольких значениях  и результаты заносим в таблицу 5;

Таблица 5 - таблица значений y₁ и у₂ при различных степенях реактивности

По результатам расчета построим графики зависимости у₁ = f(x) и у₂ = f(x) (рисунок 30).

Рисунок 30 - График зависимости у₁= f(x) и y₂ = f(x)

При условии у₁ = у₂,

) Определяем p_x

) Уточняем условную изоэнтропийную скорость в разгрузочных отверстиях

) Определяем характеристическое отношение x

.1) Осевое усилие, действующее на полотно диска

.2) Осевое усилие, действующее на венец рабочей лопатки

.3) Осевое усилие, действующее на диафрагменное уплотнение

6.4) Осевое усилие, действующее на ротор

5. Требования к материалам

Анализ тепературно-напряженного состояния деталей и условий их эксплуатации позволяет выявить комплекс необходимых требований к материалам этих деталей.

Известно, что эксплуатационная работоспособность (надежность материалов рассмотренных наиболее ответственных деталей турбин в условиях сложного температурно-напряженного состояния определяется их статической и усталостной прочностью при обычных и высоких температурах, термической усталостью, коррозийной (жаро-) стойкостью и стабильностью этих свойств во времени. Неизменность и уровень свойств материала при длительной эксплуатации обеспечивается стабильностью структуры во всем интервале рабочих температур, высокой однородностью химического состава и строения материала по сечению (объему) деталей. Из всех возможных материалов должны применяться прежде всего материалы не только с соответствующим уровнем прочности, но и с большим коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, чтобы обеспечить более низкие температурные напряжения, возникающие в деталях из-за неравномерного температурного поля по длине и сечению деталей. В этом отношении, например, стали перлитного класса и 12% хромистые стали предпочтительней сталей аустенитного класса (имеют существенные преимущества).

Применяемые материалы должны вместе с тем обладать малой чувствительностью к концентраторам напряжений, т.е. достаточно высокой пластичностью и вязкостью необходимыми для равномерного распределения (уравнивая) напряжений по всей площади поперечного сечения деталей. Низкая длительная пластичность свидетельствует (при прочих равных условиях) о низкой конструктивной прочности материала.

Не менее важное значение имеет и демфирующая способность материалов, т.е. декремент затухания колебаний (вибраций), обеспечиваемый самим материалом. Материалы с высоким декрементом затухания колебаний обладают большей долговечностью работы и меньшей чувствительностью к концентраторам напряжений. Наихудшей способностью гасить колебания (вибрацию) отличаются стали аустенитного класса. По этому, например, для роторов паровых турбин они применяются в исключительных случаях (для роторов газовых турбин с ограниченным ресурсом используются высоколегированные аустенитные стали).

Технологические свойства (литейные свойства, деформируемость при горячей пластической деформации и др.) материалов должны обеспечивать получение деталей наиболее простыми, дешевыми методами изготовления заготовок и последующей обработки, с минимальными внутренними остаточными напряжениями и с полным исключением внутренних дефектов (пороков) в деталях.

.1 Материалы цельнокованных, сварных роторов и валов сборных роторов

Материалы таких деталей должны обладать высокими показателями прочности в сочетании с достаточно высокой пластичностью и вязкостью, хорошей способностью гасить вибрацию (колебания). Требуемый уровень свойств необходимо обеспечивать по всей площади сечения валов(роторов). Химический состав материала не только должен гарантировать требуемые уровни свойств, но и соответствующую прокаливаемость валу (ротору), минимальный уровень внутренних остаточных напряжений в деталях после всех видов обработок.

Материалы роторов ступеней высокого и среднего давления должны обладать высоким сопротивлением ползучести и высокой длительной прочностью. Материалы роторов ступени низкого давления - высокой вязкостью. Для материалов рассматриваемых деталей необходимы и достаточны упругие свойства, т.к. сдаточные испытания при комнатной температуре проводятся с большими перегрузками, а допускаемые деформации роторов чрезвычайно малы.

Материалы дисков - материалы, применяемые для изготовления дисков должны обладать: высоким пределом текучести, ползучести и длительной прочности, пределом выносливости, вибрационной и термической усталости; достаточно высокой длительной пластичностью и вязкостью, позволяющей предупредить хрупкое разрушение и снизить чувствительность к концентрации напряжений; большим коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, высоким декрементом затухания колебаний; хорошей коррозионной стойкостью.

Материалы рабочих лопаток - материалы рабочих лопаток высокотемпературных ступеней турбины, находящиеся под действием высокого давления должны характеризоваться высоким сопротивлением динамической ползучести, длительной прочности, высокотемпературной (многоцикловой) и термической усталостью; достаточно высокой пластичностью, необходимой для равномерного распределения напряжений по всей площади сечения лопаток. Материалы лопаток газовых турбин должны обладать еще и высоким сопротивлением высокотемпературной коррозии и эрозионному износу, вызванного продуктами сгорания топлива.

К материалам рабочих лопаток турбин для ступеней низкого давления предъявляют высокие требования к прочности при растяжении, сопротивлению усталости и к уровню демпфирующей способности.

Материалы для направляющих(сопловых) лопаток в условиях изменения температуры должны отличатся достаточным сопротивлением ползучести и длительной прочностью, термической усталости, стойкостью в условиях газовой коррозии, достаточной длительной пластичностью и вязкостью.

Материалы корпусов (цилиндров) - для корпусов необходимы прежде всего материалы с хорошими литейными свойствами и свариваемостью. Вместе с тем они должны обладать достаточным сопротивлением термической усталости, ползучести, малой чувствительностью к концентраторам напряжений, хорошей демпфирующей способностью.

Материалы крепежных деталей - материал крепежных деталей должен в первую очередь обладать высокой релаксационной стойкостью (для сохранения необходимого натяга в соединении) и структурной стабильностью при достаточном уровне длительной прочности. Кроме того, иметь высокую длительную пластичность, снижающую его чувствительность к надрезам и предупреждающую разрушения по резьбе, соответствующее сопротивление вибрационным нагрузкам, малую способность к схватыванию с материалом сопряженной детали. Чем больше разница в твердости материалов сопрягаемых деталей, тем меньше склонность к заеданию резьбы. В таких случаях целесообразнее обеспечивать долговечность более дорогих деталей (шпильки, болта), а заменять при необходимости более дешевые (гайки).

Температурные коэффициенты линейного расширения сопрягаемых (соединяемых) деталей не должны значительно различаться.

6. Технико-экономические показатели турбины

)     Суммарная внутренняя мощность группы нерегулируемых ступеней

)     Внутренняя мощность всей турбины

)     Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях турбины

)     Внутренний перепад энтальпий в турбине

)     Относительный КПД группы нерегулируемых ступеней турбины

)     Относительный внутренний КПД турбины

7.1) Удельный расход пара

или 3600 0,001198 = 4,313 кг/кВтч.

.2) Удельный расход тепла

или

.3) Удельный расход топлива

или

где Q_p' = 29330'- теплотворная способность топлива, кДж/кг.

7. Определение размеров патрубков отбора пара из турбины

Таблица 6 - Расчет размеров патрубков отбора пара

8. Техника безопасности

Для предотвращения несчастных случаев трубопроводы свежего пара, отборы турбины, маслопроводы, имеющие температуру поверхности более 50°С, необходимо покрыть теплоизоляцией.

В роторе турбины установлены два дополнительных бойковых автомата безопасности, срабатывающих при повышении рабочего числа оборотов на 12% по сравнению с номинальным.

Во избежание чрезмерных напряжений, передний подшипник выполняется подвижным в осевом направлении. В турбине предусмотрена установка датчиков давления масла в подшипниках автоматически включается валоповоротное устройство. Операторы ежечасно снимают показания приборов и следят за недопущением аварийных ситуаций.

Список использованных источников

1)    Осипов А.В., Бирюков А.В. Расчет проточной части паровых турбин.- Брянск, БГТУ 2012 - 126 с.

2)    Вукалович М.П. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - Машиностроение 1967 -160 c.

)      Гоголев И.Г. Расчёт регулирующей двухвенечной ступени скорости паровой турбины. - Брянск, БГТУ 1999 - 32 с.

)      Гоголев И.Г. Расчёт и проектирование проточной части паровых турбин с использованием ЭВМ. - Брянск, БИТМ 1988 - 80 с.

)      Гоголев И.Г. Формирование проточной части паровых турбин. - Брянск, БИТМ 1996 - 93 с.

)      Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. - Энергия 1976 - 446 с.

)      Щегляев А.В. Паровые турбины. - Энергия 1976 - 368 с.