Ступени современных конденсационных турбин можно разделить на следующие четыре группы:

а) регулирующая ступень, применяемая в турбинах с сопловым парораспределением;

б) ступени, работающие в области малых объемных рас ходов пара (в области повышенных давлений);

в) промежуточные ступени, в которых объемы пара до статочно велики;

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

В случае дроссельного парораспределения регулирующая ступень отсутствует. Что касается остальных групп, то приведенная разбивка является довольно условной. Тем не менее при расчетах и конструировании этих ступеней имеется ряд особенностей, которые оправдывают такую их классификацию.

Выбор типа регулирующей ступени (одновенечная ступень или двухвенечная ступень скорости) определяется величиной расчетного тенлоперенада при экономической мощности турбины. Теплоперепады до 80 -120 кДж/кг обычно перерабатываются одновенечной регулирующей ступенью. При больших теплоперепадах ставится двухвенечная ступень скорости. В свою очередь следует выбрать теплоперепад регулирующей ступени с учетом особенностей работы этой ступени при переменном режиме турбины (см. § 7.2 и 7.5). Однако основные соображения, которые следует иметь в виду при назначении расчетного теилоперепада, должны быть отмечены сейчас, поскольку от этого в большой степени зависит вся конструкция турбины.

Коэффициент полезного действия регулирующей ступени ниже КПД последующих ступеней, поэтому увеличение теплоперепада регулирующей ступени приводит к понижению КПД турбины при ее номинальной нагрузке. Правда, потери в регулирующей ступени частично возвращаются при последующем расширении пара, особенно в установках с промежуточным перегревом.

Если, например, допустить, что мощность регулирующей ступени составляет 0,1 мощности турбины, то при понижении КОД регулирующей ступени на 1% снижение КПД турбо-установки с промперегревом составит всего лишь около 0,06%.

Если допустить, что двухвенечная ступень скорости имеет КПД на 6% ниже, чем рассчитанные на тот же теплоперепад одновенечная регулирующая и две последующие нерегулируемые ступени, то общий КПД окажется ниже на 0,3-0,4%. В то же время ЧВД турбины при двухвенечной ступени, рассчитанной на большой теплоперепад, окажется проще и дешевле, главным образом, из-за снижения температуры и давления пара внутри турбины.

Кроме того, у турбин с малым объемным расходом пара заметное влияние на экономичность имеют утечки пара через переднее концевое уплотнение. Чем ниже давление в камере регулирующей ступени, тем меньше эти утечки. Поэтому для таких турбин увеличение теплоперепада регулирующей ступени может оказаться оправданным сокращением потерь от утечек через переднее концевое уплотнение. Наконец, в турбинах с малым объемным пропуском пара при понижении давления в камере регулирующей ступени легче обеспечить полный подвод пара в последующих ступенях при достаточной высоте сопловых и рабочих решеток.

современных турбин почти всегда выполняются за одно целое с валом. Максимальный диаметр регулирующей ступени, а следовательно, и располагаемый теплоперепад, который целесообразно выбрать для этой ступени, зависят от максимального диаметра поковки ротора. При значительных объемных пропусках пара, т. е. для турбин большой мощности, упрощение конструкции, достигаемое за счет увеличения теплоперепада на регулирующую ступень, не может быть оправдано, так как потери через переднее концевое уплотнение перестают играть существенную роль, а в последующих ступенях нетрудно обеспечить полный подвод пара при достаточных высотах сопловых и рабочих лопаток. Поэтому в турбинах большой мощности применяется одновенечная регулирующая ступень.

При дроссельном парораспределении регулирующая ступень отсутствует. Турбина большой мощности с большим пропуском пара при дроссельном парораспределении может иметь более высокий КПД при номинальной нагрузке, чем турбина с сопловым парораспределением. Однако это преимущество дроссельного парораспределения, которое имеет место только при полном открытии дроссельного клапана, для турбин ТЭС, работающих с неременной нагрузкой, обычно не оправдывается, так как при изменении мощности экономичность турбины с дроссельным парораспределением падает быстрее, чем экономичность турбины с сопловым парораспределением.

В последнее время выявилась тенденция к проектированию ряда мощных турбин с дроссельным парораспределением и регулированием мощности котлом, когда давление на входе в турбину меняется при неизменном положении открытых регулирующих клапанов турбины - гак называемое регулирование скользящим давлением (см. § 8.7). Для турбин очень большой мощности, кроме того, возникают трудности с обеспечением надежности лопаток регулирующей ступени, присущей сопловому парораспределению. Эти трудности характерны и для турбин насыщенного пара АЭС. Последние, как правило (кроме энергосистем с превалирующей долей ядерной энергетики), будут работать в базовом режиме, т. е. при нагрузке, близкой к номинальной. Поэтому турбины атомных электростанций проектируются с дроссельным парораспределением.

В первых нерегулируемых ступенях основной задачей является обеспечение достаточной высоты сопловых и рабочих решеток. Если воспользоваться формулами (3.35) и (3.37) и заменить в них абсолютную скорость пара

то произведение степени парциалыюсти на высоту сопловой решетки запишется так:

То, выразив окружную скорость и через диаметр и частоту вращения, получим формулу

Последнее, однако, связано с уменьшением перерабатываемого ступенью теплоперепада, что приводит к увеличению числа ступеней и к усложнению конструкции турбины. Поэтому в турбинах малой мощности иногда оказывается необходимым все же выполнять парциальный подвод пара и в первых нерегулируемых ступенях. Очевидно, что такое решение возможно лишь в турбинах активной конструкции.

Как было отмечено выше, значительное число ступеней приводит к необходимости выполнять турбину двух- или многоцилиндровой, что вызывает ее усложнение, удорожание и для турбин средней и малой мощности не может быть признано целесообразным; кроме того, при увеличении числа цилиндров возрастают механические потери в подшипниках, а также возникает дополнительная потеря давления в паропе-репускных трубах.

В турбинах с дисковой конструкцией ротора, как правило, вал получается гибким, причем допустимая критическая частота ротора не должна быть ниже 0,55-0,6 рабочей. При соблюдении этого условия в одноцилиндровой турбине с дисковой конструкцией ротора удается расположить до 15-20 ступеней.

Перестают зависеть от высоты решеток.

Также еще незначительна, что упрощает их

проектирование.

Для влажнопаровых турбин АЭС проектирование первых и промежуточных ступеней должно проводиться с учетом работы большинства этих ступеней влажным паром (см. § 4.4, 5.2, 10.3).

рабочие лопатки часто выполняют переменного профиля по высоте.

1. Расчет проточной части регулирующей ступени про­изводим на секундный расход пара с учетом утечки через переднее концевое уплотнение:

где D ут - часовой расход пара через переднее концевое уплотнение, причем

D ут = 3600∙G ут

2. Изоэнтропийным теплоперепадом h 0 , перерабатываемым на ре­гулирующей ступени, задаёмся, руководствуясь следующими сооб­ражениями. Высокое значение теплоперепада приводит к упрощению конструкции турбины, т. е. к уменьшению числа ступеней и удешев­лению турбины; но при этом снижается к. п. д. Выбор малого теплоперепада приводит к увеличению числа ступеней, т. е. удорожает турбину, но к. п. д. повышается.

В отечественных турбинах малой и средней мощности h 0 выбирают в пределах

210 - 290 кДж/кг (50-70 ккал/кг).

Для вновь проектируемых мощных турбин принимают h 0 = 85¸105 кДж/кг (20-25 ккал/кг).

Выбор относительно большого теплоперепада (h 0 = 210¸290 кДж/кг) в турбинах малой и средней мощности вызван тем, что:

а) большое влияние на к. п. д. турбины оказывает утечка пара через переднее концевое уплотнение, а чем ниже давление пара в ка­мере регулирующей ступени, тем меньше утечка;

б) при пониженном давлении в камере регулирующей ступени с большей степенью парциальности можно выполнить последующие сту­пени при достаточно высоких соплах и лопатках, что приведет к сни­жению потерь на вентиляцию.

Выбор относительно малого теплоперепада (h 0 = 85¸105 кДж/кг)

турбинах большой мощности объясняется тем, что при больших объемных расходах пара через турбину утечка через переднее концевое уплотнение незначительна и мало влияет на к. п. д. турбины, а последующие ступени давления всегда можно осуществить с полным впуском пара при достаточно высоких соплах и рабочих лопатках. Выбираем

3. В качестве регулирующей ступени для многоступенчатых тур­бин применяют как одновенечный диск Рато, так и двухвенечный диск Кертиса. Первый используется при переработке небольших теплоперепадов на регулирующей ступени и обладает относительно высоким; к. п. д. при работе турбины в расчетном режиме. Второй применяется: при переработке больших теплоперепадов и характеризуется более постоянным к. п. д. при различных режимах работы турбины. Последнее обстоятельство объясняется тем, что при эксплуатации турбины отклонение от расчетного режима в диске Кертиса меньше сказывается на изменении отношения u/c 1 , чем в диске Рато.

4. Для уменьшения подсоса пара и увеличения к. п. д. регулирую­щей ступени на рабочих и направляющих лопатках диска Кертиса вводят реактивность, что целесообразно при полном впуске пара. При парциальном впуске пара и малой высоте лопаток введение реак­тивности не всегда полезно, так как при этом могут возрасти потери анергии от утечки пара через зазор между лопатками и корпусом тур­бины, что вызовет понижение к. п. д. турбины. При малом расходе, высоких и средних начальных параметрах принимают, что степень реакции ρ к = 0.

5. Теоретическую скорость истечения пара из сопла для диска Кертиса рассчитываем по формулам:

6. Действительная скорость истечения пара из сопла c 1 = j∙c 1 t , где j - скоростной коэффициент сопла. Последний определяют по формуле:

в которой z с - коэффициент потери энергии в сопловой решетке.

При известных режимных и геометрических параметрах сопла коэффициент z с находят из книги Дейча М. Е. и др. «Атлас профилей решеток осевых тур­бин» (М., «Машиностроение», 1965). Если же атласа нет или необхо­димые для расчета данные в нем отсутствуют, то скоростной коэффи­циент j выбирают в зависимости от степени обработки поверхностей сопла:

при грубо отлитых соплах j = 0,93 ¸ 0,94;

при тщательно отлитых и об­работанных соплах j = 0,95 ¸ 0,96;

при тщательно фрезерованных соплах j = 0,96 ¸ 0,97.

7. Чтобы найти оптимальное значение отношения окружной ско­рости u к действительной скорости истечения пара из сопла с 1 , задаёмся рядом отношений u/c 1: для двухвенечного диска Кертиса эти отношения берут в пределах 0,20¸0,26 для чисто активных ступеней и 0,23¸0,32 для ступеней с небольшой степенью реакции; для одновенечных дисков с небольшой степенью реакции - в пределах 0,42¸0,58.

Задаёмся рядом отношений u/c 1 для ступеней с небольшой степенью реакции:. Пример расчёта проведём для u/c 1 .

8. Задаёмся углами наклона сопел a 1:

для одновенечных ступеней в пределах 11-16°;

для двухвенечных » » » 16-22°;

для трехвенечных » » » 20-24°.

Задаём угол наклона сопел для двухвенечных ступеней

9. По выбранным отношениям u/c 1 строим треугольники скоростей для диска Кертиса. Из точки 0 под углом a 1 + w (w - угол отклонения струи пара косым срезом) к оси 0u откладываем вектор c 1 .

Найдём угол отклонения струи пара косым срезом w из соотношения:

P K = 0,546∙P 0 ;

Перепад критический действительный. По i-S диаграмме:

Из конца вектора c 1 в сторону, противоположную направлению оси 0u, откладываем вектор окружной скорости u = (u/c 1)∙c 1 = 176,78 м/с.

Соединив начало вектора u с точкой 0, получаем вектор относительной скорости пара на входе первого ряда рабочих лопаток w 1 м/с, и входной угол b 1

Чтобы построить выходной треугольник скоростей для первого ряда рабочих лопаток (он же-входной треугольник для направляющих лопаток), определяем выходной угол b 2 и относительную скорость на выходе первого ряда рабочих лопаток w 2:

b 2 = 0 ; w 2 = y∙w 1 ,

где y - скоростной коэффициент на рабочих лопатках. Коэффициент y рассчитывают по формуле ,

в которой z л - коэффициент потерь энергии в рабочей решетке. При известных режимных и геометрических параметрах лопаток коэффициент z л находят из атласа Дейча М. Е. Если же атласа нет или необходимые для расчета данные в нем отсутствуют, то скоростной коэффициент y определяют из графика для определения скоростного коэффициента y в зависимости от угла поворота струи, который используют при относительной скорости пара около 500 м/с как для активных (y акт), так и для реактивных (y реакт) ступеней. При других скоростях найденное значение нужно умножить на коэффициент k, определяемый из графика для определения поправочного коэффициента, учитывающего скорость пара.

Отложив вектор w 2 из точки 0 под углом b 2 к оси 0u, из конца этого вектора в направлении, противоположном направлению оси 0u, откладываем вектор u. Соединив точку 0 с началом вектора u, получаем вектор с 2 - абсолютную скорость пара на выходе из первого ряда рабочих лопаток, направленную под углом a 2 к оси 0u. с 2 м/с. Скорость с 2 является одновременно абсолютной скоростью пара на входе направляющих лопаток.

Абсолютную скорость пара на выходе из направляющих лопаток с учетом степени реакции r н рассчитываем по формулам: в единицах СИ

a" 1 = °

Величину скоростного коэффициента пара на направляющих лопатках y н находим с помощью графиков, полагая y н = f∙(a 2 + a" 1). y н

Относительную скорость пара на входе второго ряда рабочих лопаток w" 1 определяем путем построения треугольника скоростей. Для этого из точки 0 проводим вектор скорости c 1 под углом a" 1 к оси 0u. Из конца этого вектора в направлении, противоположном направлению оси 0u, откладываем вектор u. Соединив точку 0 с началом вектора u, получаем вектор w" 1 =180 м/с, направленный под углом b" 1 = 78,5˚к оси 0u. Чтобы построить выходной треугольник скоростей, определяем относительную скорость на выходе второго ряда рабочих лопаток w" 2 . В единицах СИ:

Здесь r р - степень реакции на втором ряду рабочих лопаток;

h 0 - теплоперепад, приходящийся на регулирующую ступень турбины y р - скоростной коэффициент на рабочих лопатках, определяемый из графиков, причем

y р = f (b" 1 + b" 2), ,

а угол b" 2 = °

Из точки 0 под углом b" 2 откладываем вектор w" 2 . Из конца этого вектора в направлении, противоположном оси 0u, откладываем век­тор u. Соединив начало вектора u с точкой 0, получаем вектор с" 2 - абсолютную скорость пара на выходе из второго ряда рабочих лопаток, направленную под углом a" 2 к оси 0u.. Затем проектируем абсолютные скорости на ось 0u. Аналогично строим треугольники скоростей для остальных выбранных отношений u/c 1 . При этом угол a 1 , для всех отношений u/c 1 остается неизменным.

10. Результаты построения треугольников скоростей, значения относительного к. п. д. на лопатках h o .л; высоту сопел l; степень парциальности e; среднюю арифметическую высоту рабочих лопаток 1 1 cp , потери на трение и вентиляцию N" т.в; поправку x т.в, а также внутренний относительный к. п. д. ступени h oi ; для всех выбранных отношений u/c 1 записываем в таблицу 1.

11. На основании таблицы 1 строим кривую зависимости h o .л = f(u/c 1).

Для определения оптимального отношения u/c 1 нужно установить зависимость h oi = f(u/c 1). Для этого необходимо учесть потери на трение и вентиляцию, поскольку потери через внутренние уплотнения не зависят от u/c 1 .

12. Потери на трение и вентиляцию определяем по формуле Стодола, которую Бауэр для дисков Кертиса представил в следующем виде:

Здесь l - коэффициент, принимающий значения:

1 - для высоко перегретого пара,

1,1-1,2 - для перегретого пара,

1,3 -для насыщенного пара;

принимаем l;

d - диаметр ступени, м;

z - число венцов;

Средняя высота рабочих лопаток:

g=1/u кг/м 3 - удельный вес пара, в среде которого вращается диск.

Степень парциальности:

где m 1 - коэффициент расхода, определяемый из графика для определения коэффициента расхода для сопловых и рабочих решеток высота рабочих лопаток (1, рис 12);

G 0 кг/с - секундный расход пара;

u 1 = м 3 /кг - удельный объем пара в выходном сечении сопла;

l=см - высота сопел (выбираемая величина, которая должна быть больше 10 мм).

Потери на трение и вентиляцию для 1 кг пара, прошедшего через регулирующую ступень, определяем по формулам: в единицах СИ

Коэффициент, учитывающий эти потери, рассчитываем по формуле:

а внутренний относительный к. п. д. регулирующей ступени - по формуле:

Определив значения x т.в для выбранных отношений u/c 1 , заносим их в табл. 1 и строят кривую зависимость x т.в = f(u/c 1).

Вычтя на графике зависимости коэффициентов h о.л, h 0 i и поправки x т.в от отношения u/c 1 из ординат кривой h о.л = f(u/c 1) орди­наты кривой x т.в = f(u/c 1), получают кривую зависимости h 0 i = f(u/c 1). По этой кривой находим наивыгоднейшее (оптимальное) значение отношения u/c 1 , соответствующее максимальному значению h 0 i . Наивыгоднейшее отношение в нашем случае u/c 1 = 0,27.

13. По наивыгоднейшему отношению u/c 1 производим окончательный расчет, занося все данные в таблицу 1.

14. Пользуясь данными, полученными для наивыгоднейшего от­ношения u/c 1 , переходим к определению основных размеров проточной части регулирующей ступени. Для этого строим вначале тепловой про­цесс на диаграмме i-s, вычислив предварительно потери энергии в ступени.

С учетом реакции потери определяем по формулам:

потери в соплах

потери в первом ряду рабочих лопаток

потери в направляющих лопатках

потери во втором ряду рабочих лопаток

потери на выходе регулирующей ступени

Относительный к. п. д. на лопатках рассчитываем по формуле:

Отложив на диаграмме i-s последовательно от точки a 1 t значения всех потерь, строим тепловой процесс. Точка а 1 определяет состояние пара на выходе из сопла, линия А" 0 а 1 характеризует процесс расширения пара в сопле, а точка f 1 - состояние пара на выходе из регулирующей ступени.

15. На основании проведенных расчетов и полученных данных, занесенных в таблицу 1 для наивыгоднейшего отношения u/c 1 , а также на основании построенного теплового процесса на диаграмме i-s, определяем основные размеры проточной части регулирующей ступени. В первую очередь выби­раем тип сопла.

Если отношение (p 1 / p" 0) ³ n k ,то применяют суживающиеся сопла; если

(p 1 / p" 0) < n k , берут расширяющиеся сопла при условии, что косой срез не обеспечивает расширения пара до давления р 1 (в противном случае также применяют суживающиеся сопла). Для перегретого пара n k = 0,546. (p 1 / p" 0)

Суммарную площадь сопел в узком сечении определяем по формулам:

в единицах СИ

Здесь G кг/с - секундный расход пара;

p" 0 бар -давление пара перед соплом;

u" 0 м 3 /кг - удельный объем пара перед соплом.

Суммарное выходное сечение сопел находим из уравнения нераз­рывности струи:

где u 1 =м 3 /кг - удельный объем пара на выходе из сопла в точке а 1 на диа­грамме

Высоту рабочих лопаток первого ряда на входе l" 1 берём на 2 мм больше высоты сопла, т. е.

l" 1 = (l + 2 мм,

где l - высота сопла.

Высоту рабочих лопаток первого ряда на выходе определяем по формуле:

где c 1 a и c 2 a - проекции векторов абсолютных скоростей с 1 и с 2 на осевое направление, полученные из треугольников скоростей, построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1 ,

u 1 и u 2 - удельные объемы пара в точках а 1 и b 1 , взятые из диаграммы i-s,

Высоту направляющих лопаток на входе берём на 2 мм больше высоты рабочих лопаток на выходе: l" н = (l 1 + 2) мм.

Высоту направляющих лопаток на выходе определяем по формуле:

где c" 1 a - проекция вектора скорости c" 1 на осевое направление, полученная из построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1 треугольников скоростей,

u" 1 - удельный объем пара в точке с 1 , взятый из диаграммы i-s, u" 1 = 0,0795 м 3 /кг.

Высоту рабочих лопаток на входе второго ряда l" 2 берём на 3 мм больше высоты направляющих лопаток на выходе: l" 2 = (l н + 3) мм.

а высоту рабочих лопаток на выходе определяем по формуле:

где c" 2 a м/с - проекция вектора скорости c" 2 на осевое направление, полученная из треугольников скоростей, построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1

u" 2 - удельный объем пара в точке d 1 , взятый из диаграммы i-s,

u" 2 = 0,07951 м 3 /кг.

Профиль получается неконструктивным в том смысле, что выходные кромки лопаток чрезмерно увеличены вследствие малых значений c" 2 a . Это может привести к тому, что струя пара перестанет заполнять «живое» сечение каналов рабочих лопаток, образуются завихрения и увеличатся потери. Для предупреждения завихрений необходимо, чтобы угол g не превышал 15-20°. Добиться этого можно путем выбора определенной ширины рабочих лопаток B 2 .

Мощность, развиваемую регулирующей ступенью турбины, рассчитывают по формулам:

в единицах СИ

h 0 - изоэнтропийный теплоперепад, приходящийся на регулирующую ступень;

0 i - внутренний относительный к. п. д. регулирующей сту­пени.

Изобретение относится к системам парораспределения паровых турбин. Система регулирования направлением потока в камере регулирующей ступени паровой турбины содержит регулирующие клапаны, соединенные со своими сервомоторами, сопловые коробки, каждая со своим сегментом сопел, камеру регулирующей ступени, диафрагму первой ступени давления. Для регулирования направлением потока в камере регулирующей ступени используется поворотная диафрагма, содержащая поворотное кольцо. Поворотное кольцо разделяется на автономные сегменты, каждый из которых снабжен собственным сервомотором, рабочее положение которого в свою очередь связывается с определенным положением соответствующего ему регулирующего клапана. Система позволяет повысить эффективность и надежность парциального отсека паровой турбины путем улучшения организации течения в камере регулирующей ступени. 2 ил.

Рисунки к патенту РФ 2432467

Изобретение относится к области энергетического машиностроения, а точнее к паротурбиностроению, и предназначено для повышения эффективности работы первых ступеней давления цилиндра высокого давления (ЦВД) паровой турбины с сопловым парораспределением.

При сопловом парораспределении впуск пара в турбину управляется несколькими регулирующими клапанами. От каждого клапана пар направляется к самостоятельному сегменту сопел и на рабочее колесо регулирующей ступени (PC). Таким образом, осуществляется парциальный впуск рабочего тела (р.т.) в камеру регулирующей ступени. Открытие клапанов происходит последовательно. В результате такой системы регулирования расхода р.т. перед первой ступенью давления создается неравномерное в окружном и радиальном направлениях поле скоростей .

Известен способ снижения неравномерности параметров р.т. перед первой ступенью давления ЦВД, представляющий собой применение в камере регулирующей ступени перфорированного экрана . Данный способ не обеспечивает необходимого распределения параметров р.т. перед ступенью давления при переменных режимах работы паровой турбины, вследствие однозначного положения в окружном направлении перфорационных отверстий.

Наиболее близким техническим средством решения к заявляемому является поворотная диафрагма , которая применяется для регулирования расхода р.т. для промышленных и теплофикационных потребителей. Поворотная диафрагма представляет собой сочетание диафрагмы и поворотного кольца, в котором выфрезерованы окна. С помощью сервомотора кольцо поворачивается относительно диафрагмы по заданной программе регулирования. В закрытом положении поворотной диафрагмы окна кольца располагаются напротив сопловых лопаток, и в этом случае пар не проходит, а при повороте кольца проход пара через окна открывается. Таким образом, площадь живого сечения соплового аппарата изменяется и зависит от положения поворотного кольца относительно диафрагмы.

Недостатком является невозможность устанавливать различное сопротивление движению потока р.т. в окружном направлении.

Близким техническим решением к заявляемому является система регулирования параметрами потока р.т. в паровой турбине, содержащая регулирующие клапаны, соединенные со своими сервомоторами, сопловые коробки, каждая со своим сегментом сопел, камеру регулирующей ступени, диафрагму первой ступени давления .

Недостатком этой системы является отсутствие регулирования направлением потока р.т. в камере регулирующей ступени. При этом создается неравномерное в окружном и радиальном направлениях поле скоростей, что снижает коэффициент полезного действия первых ступеней давления и ЦВД в целом.

Цель изобретения - повышение эффективности и надежности работы первых ступеней давления ЦВД паровой турбины с сопловым парораспределением путем снижения неравномерности параметров потока р.т. в окружном и радиальном направлениях в камере регулирующей ступени. В частности снижается уровень возмущающих сил и вибрации лопаток, возникающие вследствие неодинакового распределения давления по окружности перед первой ступенью давления.

Поставленная цель достигается тем, что система регулирования направлением потока в камере регулирующей ступени паровой турбины, содержащая регулирующие клапаны, соединенные со своими сервомоторами, сопловые коробки, каждая со своим сегментом сопел, камеру регулирующей ступени, диафрагму первой ступени давления, снабжается системой регулирования направлением потока р.т. в камере регулирующей ступени. Работа системы осуществляется поворотной диафрагмой, содержащей поворотное кольцо, при этом поворотное кольцо разделяется на автономные сегменты, каждый из таких сегментов снабжен собственным сервомотором, рабочее положение которого в свою очередь связывается с определенным положением соответствующего ему регулирующего клапана.

Положение поворотных сегментов кольца относительно диафрагмы определяет проходное сечение соответствующих им групп сопел. Следовательно, в окружном направлении появляется возможность устанавливать различное сопротивление сопловой решетки. Таким образом, устанавливая большее сопротивление напротив активной дуги PC, создаются условия равномерного распределения параметров р.т. в камере регулирующей ступени. Рабочее тело будет стремиться проходить через область наименьшего местного сопротивления. Связь системы регулирования положения сегментов кольца поворотной диафрагмы и системы регулирования расхода р.т. через регулирующие клапаны позволяет создавать оптимальные условия для организации течения р.т. в камере при переменных режимах работы турбины.

Новым в системе регулирования параметрами потока р.т. в паровой турбине является регулирование направлением потока в камере регулирующей ступени через применение поворотной диафрагмы. Принцип влияния поворотной диафрагмы на организацию течения р.т. до сих пор не применялся для уменьшения неравномерности параметров р.т. в камере регулирующей ступени ЦВД.

На фиг.1 представлен общий вид парциального отсека, на фиг.2 - система регулирования направлением потока рабочего тела в камере регулирующей ступени паровой турбины (вид А и вид Б с фиг.1).

Парциальный отсек (фиг.1) содержит сопловую коробку 1, через которую осуществляется подвод р.т. к сегменту сопел 3, рабочее колесо регулирующей ступени 22, корпус 21, камеру регулирующей ступени 23, в которой происходит выравнивание параметров потока р.т. в окружном и радиальном направлениях после парциальной PC. Из камеры р.т. поступает на поворотную диафрагму 24, содержащую поворотное кольцо 5. Система автоматического регулирования (CAP) направлением потока р.т. в камере регулирующей ступени (фиг.2) представлена сопловыми коробками 1, 2, подающими пар к сегментам сопел 3, 4. Управление расходом р.т. осуществляется регулирующими клапанами 7, 8, приводом которых служит система золотников 13, 14 и сервомоторов 9, 10. При помощи рычажных связей система управления регулирующими клапанами связана с системой регулирования положения поворотных сегментов 5, 6. Поворот сегментов 5, 6 производится через систему золотников 15, 16 и сервомоторов 11, 12.

Система регулирования направлением потока в камере регулирующей ступени паровой турбины осуществляется следующим образом (фиг.1. и фиг.2). Для удобства и наглядности изложения принципа действия предлагаемой системы рассматривается простой случай, когда применяются два регулирующих клапана 7, 8 и соответствующие им два поворотных сегмента 5, 6.

При проектировании ЦВД паровой турбины в первой ступени давления устанавливается поворотная диафрагма с двумя поворотными сегментами 5, 6. Система регулирования паровой турбины снабжается дополнительной системой связи регулирующих клапанов с сервомоторами поворотных сегментов (фиг.2).

При работе паровой турбины на расчетном режиме установлена оптимальная степень парциального впуска р.т. При этом в полностью открытом положении находятся оба регулирующих клапана 7, 8. Поворотные сегменты 5, 6 ступени давления занимают оптимальное положение с перекрытием проходного сечения соответствующих им групп сопел для равномерного распределения параметров р.т. в окружном направлении в камере. Сопротивление области расположения поворотных сегментов 5, 6 оказывается большим сопротивления полноподводной области сопловой решетки 20 ступени давления. Поток р.т. начинает быстрее заполнять безрасходную область 19 за PC и равномерно распределяться в окружном и радиальном направлениях, что важно для эффективной и надежной работы ступени давления. При необходимости уменьшить расход р.т. на турбину подается сигнал 17 от CAP на закрытие клапана 8 через систему золотник-сервомотор 10, 14. Одновременно по рычажным связям срабатывает система золотник-сервомотор 11, 15, которая приводит во вращение левый поворотный сегмент 5 на открытие проходного сечения сопловой решетки ступени давления. Сопротивление сопловой решетки ступени давления в области расположения левого поворотного сегмента 5 оказывается аналогичным сопротивлению полноподводной области. Большее сопротивление остается в области правого поворотного сегмента 6. Таким образом, поток р.т. будет эффективнее заполнять новую безрасходную область 19. При необходимости значительного снижения расхода р.т. от CAP подается сигнал 18 на закрытие клапана 7. В этом случае дополнительная система регулирования взаимодействия регулирующих клапанов и сервомоторов поворотных сегментов сработает аналогично вышеизложенному при сигнале 17. Таким образом, при изменении режимов работы турбины через систему регулирования направлением потока р.т. обеспечивается оптимальная настройка положения поворотных сегментов для равномерного распределения параметров р.т. в камере регулирующей ступени.

Предлагаемая система регулирования направлением потока р.т. в камере регулирующей ступени через применение поворотной диафрагмы позволяет повысить эффективность и надежность парциального отсека паровой турбины путем улучшения организации течения р.т. в камере регулирующей ступени.

ЛИТЕРАТУРА

1. Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учеб. для вузов. В 2 кн. КН. 1. - 6-е изд., перераб., доп. и подгот. к печати Б.М.Трояновским. - М.: Энергоатомиздат, 1993, с.169, рис.8.7.

2. Снижение неравномерности параметров потока при входе в сопловой аппарат первой нерегулируемой ступени паровой турбины с сопловым парораспределением. / А.Е.Зарянкин, Н.А.Зройчиков, С.В.Арианов [и др.]. // Теплоэнергетика. - 2006. - № 11 - С.4-9.

3. Трухний А.Д., Ломакин Б.В. Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки: Учебное пособие для вузов. - М.: Издательство МЭИ, 2002, с.99, рис.3.46.

4. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергоатомиздат, 1990, с.399, рис.7.27. Там же с.400, рис.7.28.

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ

Система регулирования направлением потока в камере регулирующей ступени паровой турбины, содержащая регулирующие клапаны, соединенные со своими сервомоторами, сопловые коробки, каждая со своим сегментом сопел, камеру регулирующей ступени, диафрагму первой ступени давления, отличающаяся тем, что для регулирования направлением потока в камере регулирующей ступени используется поворотная диафрагма, содержащая поворотное кольцо, при этом поворотное кольцо разделяется на автономные сегменты, каждый из которых снабжен собственным сервомотором, рабочее положение которого в свою очередь связывается с определенным положением соответствующего ему регулирующего клапана.

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

« Санкт-Петербургский государственный технологический университет растительных полимеров »

Факультет промышленной энергетики

Кафедра теплосиловых установок и тепловых двигателей

Курсовая работа

по дисциплине:

Тепловые двигатели и нагнетатели

Тема: «Расчет противодавленческой турбины

с двухвенечной регулирующей ступенью»

Вариант 33

Выполнила: Калиновская Анна, 444 группа.

Проверил: Коновалов Пётр Николаевич

Санкт-Петербург

Введение

В настоящее время и в ближайшей перспективе большая часть электроэнергии будет вырабатываться тепловыми (ТЭС) и атомными (АЭС) электростанциями, основным из которых, преобразующими тепловую энергию в электрическую, является паровая турбина, связанная с электрическим генератором.

Паровые турбины, как наиболее экономичные тепловые двигатели, широко применяются как в большой энергетике, так и в энергетике многих отраслей промышленности.

Современная мощная энергетическая турбина-это сложнейшая машина, состоящая из десятков тысяч деталей. Многие из них работают в очень сложных условиях, подвергаясь воздействию разных, в том числе динамических, неустановившихся сил

Турбина вместе с электрогенератором - турбоагрегат-это только часть турбоустановки, включающей много различных аппаратов и машин. Сама же турбоустановка тесно связана с паропроизводящей частью электростанции – с котлом, парогенератором, ядерным реактором. Все эти аппараты и машины взаимозависимы.

Только правильная эксплуатация паровой турбины, всей турбоустановки, которая включает пуск, и нормальное обслуживание, и остановку, позволяет электростанции бесперебойно, согласно графику и указаниям диспетчерской службы энергосистемы вырабатывать электрическую и тепловую энергию, делать это надёжно для всех элементов электростанции и с наименьшим расходом топлива.

При выполнении курсового проекта преследуются следующие цели:

1) закрепление и углубление знаний, полученных при изучении теоретического курса;

2) приобретение навыков практического применения теоретических знаний при выполнении конкретной инженерной задачи - разработке эскизного проекта многоступенчатой паровой турбины;

3) привитие инженерных навыков при пользовании справочной литературы, атласами профилей решёток турбин, заводскими расчётами и чертежами;

4) использование вычислительной техники в практической работе.

Исходные данные :

Номинальная электрическая мощность N эн =18 МВт;

Параметры острого пара: Р о =3,2 МПа, t o =460°С;

Абсолютная скорость пара на входе в турбину С о =70 м/с;

Давление пара за турбиной Р к =1,15 МПа.

Частота вращения ротора n 0 =3000 об/мин.

Предварительный расчет теплового процесса турбины :

1. Определяем располагаемый теплоперепад без учета потерь давления в стопорном и регулирующем клапанах, для чего строим адиабатный процесс расширения в h-s диаграмме и определяем конечные и начальные значения энтальпий:

H o =i o -i к t =3364-3064=300 кДж/кг.

2. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах принимаем: ΔР к =0,04Р о =0,128 МПа.

3. Давление пара перед сопловыми решетками регулирующей ступени:

4. Потери давления в выхлопном патрубке:

где С п – скорость пара за выходным патрубком;

λ – опытный коэффициент.

5. Давление пара за последней ступенью:

6. Потери энергии в стопорном и регулирующем клапанах:

7. Потери энергии в выходном патрубке:

8. Располагаемый теплоперепад на проточную часть:

9. Располагаемый теплоперепад по затарможеным параметрам:

где-располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам в регулирующей ступени;

Располагаемый теплоперепад в нерегулируемой ступени.

10. Относительный внутренний КПД:

;

где η ое -относительный эффективный КПД;

η м -механический КПД.

11. Использованный (внутренний) теплоперепад:

12. Относительный внутренний КПД проточной части турбины:

13. Откладываем величину Н i от точки на изоэнтропе , и при энтальпии на пересечении с изобарами Р к и Р z , получаем точки A к и A z , характеризующие состояние пара за выходным патрубком и за последней ступенью;

i z =i o -H i =3364-228,3=3135,7 кДж/кг; υ z =0,2354 м 3 /кг.

14. Секундный расход пара:

где η г – КПД генератора.

15. Предварительный тепловой процесс турбины:

Расчет регулирующей ступени :

1. Примем h онс =50 кДж/кг, тогда:

2. Фиктивная скорость в регулирующей ступени:

3. Оптимальное отношение скоростей в регулирующей ступени:

где m=2,число венцов регулирующей ступени;

α 1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, предварительно принимаем 14°; φ=0,96 - коэффициент скорости, зависит от скорости и характеристик сопла, принимаем; ρ = 0,1- степень реактивности ступени, принимаем;

4. Окружная скорость:

5. Средний диаметр регулирующей ступени:

м.

6. Фиктивная скорость в нерегулируемой ступени:

7. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

где α 1 – угол выхода потока пара из сопловой решетки, принимаем 17°;

φ=0,96 - коэффициент скорости, принимаем;

ρ = 0,05 - степень реактивности ступени, принимаем;

.

8. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

9. Средний диаметр нерегулируемой ступени:

м.

10. Степень реактивности регулирующей ступени состоит:

где степень реактивности первой рабочей решетки;

степень реактивности направляющей решетки;

степень реактивности второй рабочей решетки.

11. Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке:

12. Располагаемый теплоперепад в первой рабочей решетке:

13. Располагаемый теплоперепад в направляющей решетке:

14. Располагаемый теплоперепад во второй рабочей решетке:

15. Энтальпия пара по заторможеным параметрам на входе в сопловый аппарат:

16. Параметры заторможенного потока из i-s диаграммы:

.

17. Откладываем на изоэнтропе теплоперепады: ;;;(рис.2) и определяем давления:

–за сопловой решеткой: Р 1 =1,805 МПа, υ 1 t =0,1615 м 3 /кг,

при h 1 t = h 0 *- = 3366,45– 166,905 = 3199,5 кДж/кг;

–за первой рабочей решеткой: Р 2 =1,762 МПа,

при h = h 0 *- - h о1р ´ = 3366,45– 166,905 – 3,709 =3195,836кДж/кг;

–за направляющей решеткой: ,

при h = h 0 *- - h о1р ´ - h нр ´ = 3366,45–166,905–3,709– 5,56=3190,276 кДж/кг;

–за второй рабочей решеткой: ,

при h = h 0 *- - h о1р ´ - h нр ´ - h о2р ´ = 3366,45–166,905–3,709 -5,56-9,27=

3181 кДж/кг.

18. Отношение давлений в сопловой решетке:

19. Теоретические скорости потока пара и звука на выходе из сопловой решетки:

20. Число Маха за сопловой решеткой:

.

21. Утечки пара через переднее концевое уплотнение:

где μ y =0,8 - коэффициент расхода, зависящий от толщины и конструкции гребня уплотнения и величины радиального зазора;

k y =1,83 -коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δ у /s;

δ у /s=0,05 - принимаем;

δ у =0,3мм - радиальный зазор;

s – расстояние между гребнями;

d у =0,3·d рс =0,3·0,95=0,285 м - диаметр вала на участке уплотнения;

F у =π·d у ·δ у =3,14·0,285·0,0003=0,000268 м 2 - кольцевая площадь радиального зазора;

ε =Р 2у /Р 1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р 1у =Р 1 =1,79 МПа, Р 2у =0,1 МПа (атмосферному);

υ 0 = υ 1 t =0,1628 м 3 /кг;

z=50, число гребней уплотнения, принимаем;

22. Утечки пара через заднее концевое уплотнение:

где k y =1,8 - коэффициент учитывается для уплотнения с гладким валом, зависит от отношения δ у /s;

δ у /s=0,05 (принимаем);

ε=Р 2у /Р 1у – отношение давлений пара за и перед уплотнением;

Р 1у =Р z =1,178 МПа, Р 2у =0,1 МПа (атмосферному);

υ 1 = υ z =0,2354 м 3 /кг;

z=32 - число гребней уплотнения, принимаем;

При заданных геометрических соотношениях длины проточных частей

уплотнений будут равны: переднего ;

заднего

23. Количество пара проходящего через сопло с учетом утечки пара через переднее концевое уплотнение:

=83,33+0,1852=83,515 кг/с.

24. Выходная площадь сопловой решетки:

,м 2 ;

где μ 1 =0,974 – коэффициент расхода, принимаем;

-постоянная величина, для перегретого пара равна 0,667при к=1,3;

25. Находим произведение:

26.Оптимальная степень парциальности:

27. Длина сопловой лопатки:

.

28. С учетом ранее принятого α 1э =14° и полученного числа выбираем из таблиц типовых сопловых лопаток С-90-15Б со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,78; хорда табличного значения b т =5,2 см; В=4,0 см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,03см; f=3,21см 2 ; W мин =0,413см 3 ; хорда b с =5см; I мин =0,326см 4 ; угол установки α у =36°; к 1 =b с /b т =0,962; толщина выходной кромки δ 1кр =2·r 2 ·к 1 =0,6мм.

29. Число каналов (лопаток) сопловой решетки:

принимаем =46.

30. Пересчитываем хорду:

31. Относительная толщина выходной кромки:

32. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,903 в соответствии с графиком зависимости μ 1 =f(b с /l 1), коэффициент μ 1 =0,978.

уточняем выходную площадь сопловой решётки:

уточняем произведение:

уточняем оптимальную степень парциальности:

уточняем длину сопловой лопатки:

33. Критическое давление:

34. Откладываем Р кр на теоретическом процессе (рис.2) и находим параметры пара: i кр t =3180 кДж/кг; υ кр t =0,1701 м 3 /кг.

35. Критическая скорость:

36. Поскольку решетка выбрана суживающаяся то при сверхзвуковом обтекании ее необходимо найти угол отклонения потока в косом срезе:

14,11° ; =0,11°.

37. Уточняем (по рис.12) коэффициент скорости: φ=0,97.

38. Число Рейнольдса:

где =24·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13

по Р 1 =1,805 МПа, t 1 t =376,8°C, υ 1 t =0,1616 м 3 /кг);

. В связи с тем, что ,режимы работы решётки находятся в области автомодельности, в которой профильные потери и, следовательно, КПД решётки практически не изменяются.

39. Коэффициент потерь энергии:

40. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

41. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ,где =U/C 1 =149,2/560,429=0,266– отношение скоростей.

42. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

43. Потеря энергии в сопловой решетке

Δh c = ξ c *= 0,0591*166,905 = 9,864 кДж/кг.

Параметры пара перед первой рабочей решеткой

h 1 = h 1 t + Δh c = 3199,5+9,864= 3209,364 кДж/кг,

p 1 =1,79 МПа,

υ 1 = 0,1641м 3 /кг,

t 1 = 380,8 0 С.

Расчет первой рабочей решетки.

44. Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки и число Маха:

где υ 2 t =0,1611 м 3 /кг (h 2 t =3185 кДж/кг, t 2 t =369,9 °C)по h-s диаграмме точка 2 t (рис.2).

45. Выходная площадь первой рабочей решетки:

;

где μ 2 =0,95 – принятый коэффициент расхода.

46. Выбираем величину перекрыши:

Δl p =Δl п +Δl в =l 2 –l 1 =4мм;

где Δl в =2мм – перекрыша у втулки;

Δl п =2мм – перекрыша на периферии.

47. Считая, что рабочая лопатка первого венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l 2 =l 1 +Δl p =55,7+4=59,7 мм.

48. Эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

49. По числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-26-17А и размерами: относительный шаг решетки=0,6; хорда табличного значения b т =2,57см; В т =2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=2,07см 2 ; W мин =0,225см 3 ; хорда b р =60мм; I мин =0,215см 4 ; угол установки α у =80°; толщина выходной кромки δ кр =0,8мм.

50. Число рабочих лопаток первого венца:

.

51. Относительная толщина выходной кромки профиля:

52. Угол поворота потока:

Δβ р =180°-(β 1 +β 2э)=180°-(19,08°+18,04°)=143,28°.

53. По отношению b p /l 2 =1,005 и Δβ р по рис.9 находим коэффициент расхода μ 2 =0,945, и уточняем

выходную площадь первой рабочей решетки:

эффективный угол выхода из первой рабочей решетки:

54. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости рабочей решетки ψ р =0,936.

55. Коэффициент потерь энергии:

56. Число Рейнольдса:

где =22,6·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р 2 =1,762 МПа, t 2 t =373,2°C);

Поправка на него не вносится.

57. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки первого венца:

58. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

59. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:

60. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:

.

61. Потери энергии в первой рабочей решетке:

62. Состояние пара за первым рабочим венцом ступени.

h 2 = h 2 t + Δh р = 3185 + 11,248= 3196,24 кДж/кг,

р 2 = 1,745 МПа,

υ 2 = 0,1664 м 3 /кг,

t 2 = 374,4 0 C.

63. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

64. Угол характеризующий направление С 2:

Поворотная решетка

65. Теоретическая скорость выхода пара из поворотной решетки:

66. Число Маха:

где υ 1 t ’=0,1657 м 3 /кг (h 1 t ’=3181 кДж/кг, t 1 t ’=367,7 °C)по h-s диаграмме точка

1 t ‘(рис.2).

67. Выходная площадь поворотной решетки:

где μ 1 ’=0,94 –принятый коэффициент расхода.

68. Принимаем перекрышу для поворотной лопатки: Δl п =4мм.

69. Длина поворотной лопатки:.

70. Эффективный угол поворотной решетки:

71. Выбираем для поворотной решетки профиль по числу Маха и выбираем первую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,55; хорда табличного значения b m =25,4мм; В п =2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,015см; f=1,62см 2 ; W мин =0,168см 3 ; хорда b п =40,3мм; I мин =0,131см 4 ; угол установки α у =80°; толщина выходной кромки δ 1кр =0,472мм и отношением 1,581.

Число рабочих лопаток поворотной решётки:

.

72. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

73. Угол поворота потока в поворотной решетке:

Δα п =180°-(α 2 +α" 1э)=180°-(28,5°+27,08°)=124,42°.

74. По отношению и Δα п по рис.9 находим коэффициент расхода μ" 1 =0,958 и уточняем

выходную площадь поворотной решетки:

;

эффективный угол поворотной решетки:

75. По рис.12 определяем усредненный коэффициент скорости поворотной решетки ψ п =0,94.

76. Коэффициент потерь энергии в поворотной решетке:

77. Число Рейнольдса:

78. Потери энергии в поворотной решетке:

79. Состояние пара за поворотной решеткой

h 1 ´ = h 1 t ´ + Δh п = 3181+ 4,6194 = 3185,61 кДж/кг,

р 1 ´ = 1,725 МПа,

υ ´ 1 = 0,1671 м 3 /кг,

80. Действительная скорость выхода пара из поворотной решетки:

0,94·281,729=264,82 м/с.

81. Относительная скорость пара на входе во вторую рабочую решетку: ,где =U/C" 1 =149,5/264,82=0,5645 – отношение скоростей;

и ее направление: ,

Вторая рабочая решетка

82. Теоретическая относительная скорость на выходе из второй рабочей решетки и число Маха:

где υ" 2 t =0,1694 м 3 /кг (h" 2 t =3180кДж/кг)по h-s диаграмме точка 2" t (рис.2).

83. Выходная площадь второй рабочей решетки:

;

где μ" 2 =0,95 – принятый коэффициент расхода.

84. Выбираем величину перекрыши:

Δl" p =l" 2 –l п =4,3мм.

85. Считая, что рабочая лопатка второго венца выполняется постоянной по входной и выходной кромкам, получаем: l" 2 =l п +Δl" p =63,7+4,3=68 мм.

86. Эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

87. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-60-38А и размерами: относительный шаг решетки=0,5; хорда табличного значения b т "=2,61см; В р "=2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=0,76см 2 ; W" мин =0,035 см 3 ; хорда b р "=85мм; I мин =0,018см 4 ; угол установки α у =75°; толщина выходной кромки δ" 2кр =1,3мм и отношением .

Число рабочих лопаток второго венца:

.

88. Относительная толщина выходной кромки профиля поворотной лопатки:

89. Угол поворота потока:

Δβ" 2р =180°-(β" 1 +β" 2э)=180°-(54,4°+37,15°)=88,45°.

90. По отношению b" p /l" 2 =1,25 и Δβ" 2р по рис.9 находим коэффициент расхода μ" 2 =0,954 и уточняем

выходную площадь второй рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из второй рабочей решетки:

91. По рис.12 принимаем усредненный коэффициент скорости второй рабочей решетки ψ" р =0,962.

92. Коэффициент потерь энергии:

93. Число Рейнольдса:

где =23·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по Р" 2 =1,695 МПа, t" 2 t =366,6°C);

94. Потери энергии во второй рабочей решетке:

95. Параметры пара за регулирующей ступенью

h´ 2 = h 2 t ´ + Δh р ´ = 3180+1,5123= 3181,51 кДж/кг;

p 2 ´= 1,515 МПа;

υ 2 ´= 0,1897 м 3 /кг;

t 2 ´=365,5 °C.

96. Действительная относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца:

97. Окружные и осевые усилия действующие на лопатки первого венца:

98. Равнодействующая от окружного и осевого усилий:

99. При постоянном профиле по длине лопатки изгибающее напряжение будет равно:

.

100. Абсолютная скорость пара за первой рабочей решеткой:

101. Угол характеризующий направление С" 2:

102. Потери энергии с выходной скоростью:

103. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

104. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

Проверка:

105. Проточная часть рассчитанной регулирующей ступени:

106. Ширина профиля лопатки:

Сопловой:

Первой рабочей:

Поворотной:

Второй рабочей:

где В т – ширина табличного профиля.

107. Осевой зазор между направляющими лопатками и рабочими лопатками принимаем равным δ а =4мм.

108. Радиальный зазор при средней длине лопаток:

где =(l 1 +l 2 +l п +l" 2)/4=(55,24+59,7+63,7+68)/4=61,66 мм.

109. Относительные потери на трение пара в дисках:

а) о торцевые поверхности:

где d – средний диаметр ступени;

F 1 – выходная площадь сопловой решетки;

К тр.д =f(Re,S/r) – коэффициент трения;

S/r=0,05, принимаем; К тр.д =0,56·10 -3

б) на трение свободных цилиндрических и конических поверхностей на ободе диска:

;

где =10 -3 , принимаем;

А+в+с=0,022+0,0477+0,022=0,0917 м.

в=2·δ а +В п =2·4+39,7=47,7мм;

в) о поверхности лопаточного бандажа:

где =2·10 -3 , принимаем;

D+e=0,0584+0,0814=0,1398м;

d б =d+l cp =0,95218 +0,0638=1,0159 м;

l ср =(l 2 +l" 2)/2=0,0638 м

общие потери на трение:

110. Потери от парциального подвода пара, складываются из потерь:

На вентиляцию:

где К в =0,065 – коэффициент, зависящий от геометрии ступени;

е кож =0,5 – доля окружности, занимаемая кожухом и устанавливаемого на нерабочей дуге диска для уменьшения вентиляционных потерь при парциальном подводе пара;

z=2 – число венцов ступени скорости;

Потери на концах дуг сопловых сегментов (потери на выколачивание)

где К сегм =0,25 – опытный коэффициент;

i=2 – число пар концов сопловых сегментов;

111. Относительный внутренний КПД регулирующей ступени выраженный через потери:

η oi =η ол – (ζ тр +ζ парц)=0,8163 – (0,5432+30,566)*10 -3 =0,7851908.

112. Потери энергии на трение диска:

113. Потери энергии от парциального впуска пара:

114. Откладываем потери Δh в.с, Δh тр.д, Δh парц от точки 2" и получаем точку 2"" с параметрами:

i 2 ""=i 2 "+Δh в.с +Δh тр +Δh парц =3208+6,826+0,10073+5,668=3220,84 кДж/кг

t"" 2 =360,1°С, υ"" 2 =0,1906 м 3 /кг.

115. Использованный теплоперепад:

116. Внутренняя мощность ступени:

N i =G o ·h i =83,33·145,609=12133,68 кВт.

117. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

Проверка:

Расчет первой нерегулируемой ступени:

1. Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени между изобарами Р" 2 =1,695 МПа и Р z =1,178 МПа по изоэнтропе 2"" – z t (рис.3):

H o ""=i 2"" -i zt =3220,84-3091=102,58 кДж/кг.

2. Принимаем теплоперепад первой регулирующей ступени h o 1нс =50 кДж/кг.

3. Фиктивная скорость в ступени:

4. Оптимальное отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

.

5. Окружная скорость на среднем диаметре в нерегулируемой ступени:

6. Средний диаметр не регулируемой ступени:

7. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h о c =(1 – ρ)h о1нс =(1 – 0,05)·50=47,5 кДж/кг.

9. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:

i 1 t =i 2"" –h ос =3220,84–47,5=3173,34кДж/кг,Р 1 =1,582 МПа,υ 1 t =0,1807 м 3 /кг, t 1 t =362,2 °С.

10. Выходная площадь сопловой решетки:

;

11. Длина сопловой лопатки:

12. Число Маха:

13. Оставляя угол α 1 =17° и принимая α о ≈90° выбираем сопловую решетку типоразмера С-90-15А со следующими характеристиками: относительный шаг решетки=0,76; хорда табличного значения b т =6,25см; В=3,4см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,032см; f=4,09см 2 ; W мин =0,575см 3 ; хорда профиля b с =49,6мм; I мин =0,591см 4 ; угол установки α у =34°; толщина выходной кромки δ 1кр =0,51мм.

14. Число лопаток:

.

15. Относительная толщина выходной кромки:

16. Относительная длина лопатки:

; по отношению =0,8 в соответствии с графиком зависимости μ 1 (b с /l 1) (рис.9), коэффициент μ 1 =0,982 уточняем

выходную площадь сопловой решетки:

;

длину сопловой лопатки:

17. Число Рейнольдса

Р 1 =1,435 МПа, t 1 t =348,4°C);

18. Коэффициент скорости φ=0,976 (рис.12).

19. Коэффициент потерь энергии:

20. Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решетки:

21. Относительная скорость на входе в первую рабочую решетку: ;

где =U/C 1 =148,88/300,824=0,4949 – отношение скоростей.

22. Угол входа потока пара в первую рабочую решетку:

β 1 = 32,35 0 .

23. Потери энергии в сопловой решетке:

; откладываем эти потери в i-s диаграмме и получаем точку 1,(рис.3), характеризующую действительное состояние пара перед первой рабочей решеткой имеющей следующие параметры: Р 1 =1,435 МПа; i 1 =3175,99 кДж/кг;υ 1 =0,1996 м 3 /кг; t 1 =362,6°С.

24. Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:

h op =ρ·h о1нс =0,05·50=2,5 кДж/кг, откладываем его из точки 1 и получаем точку 2 t с параметрами i 2 t =3173,49 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ 2 t =0,2013 м 3 /кг; t 2 t =361,3°С.

25. Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочей решетки и число Маха:

26. Выходная площадь рабочей решетки:

;

где μ 1 =0,94 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

27. Принимаем перекрышу Δl р =l 2 – l 1 =3,6мм.

28. Длина рабочей лопатки l 2 =l 1 +Δl р =61,6+3,6=65,2 мм.

29. Эффективный угол выхода из рабочей решетки:

30. По числу Маха и выбираем вторую рабочую решетку с профилем Р-35-25А и размерами: относительный шаг решетки=0,61; хорда табличного значения b т =2,54см; В=2,5см; радиус закругления выходной кромки r 2 =0,02см; f=1,62см 2 ; W мин =0,168 см 3 ; хорда b р =45 мм; I мин =0,131см 4 ; толщина выходной кромки δ кр =0,5мм и углами =80°, 2,309.

31. Число лопаток:

.

32. Относительная толщина выходной кромки:

33. Угол поворота потока:

Δβ 2р =180°-(β 1 +β 2э)=180°-(32,35°+27,59°)=120,06°.

34. По отношению =0,69 и Δβ р по рис.9 находим коэффициент расхода μ 2 =0,956 и уточняем

выходную площадь рабочей решетки:

;

эффективный угол выхода из рабочей решетки:

35. Число Рейнольдса

где =21,8·10 -6 кг/м·с–коэффициент динамической вязкости (рис.13 по

Р 2 =1,42 МПа, t 2 t =361,3°C);

36. Коэффициент скорости ψ=0,948 (рис.12).

37. Коэффициент потерь энергии:

38. Относительная скорость пара за рабочей решеткой:

W 2 =ψ·W 2 t =0,948·182,995=173,479 м/с.

39 Абсолютная скорость пара за рабочей решеткой:

40. Угол характеризующий направление С 2:

α 2 =-87,68º.

41. Окружное и осевое усилие и их равнодействующая:

42. Момент сопротивления при постоянном профиле по длине лопатки:

.

43. Изгибающее напряжение:

44. Потери энергии в рабочей решетке:

45. Потери энергии с выходной скоростью:

46. Относительный лопаточный КПД выраженный через потери:

47. Относительный лопаточный КПД выраженный через скорости:

48. Число Рейнольдса:

59. Принимаем S/r=0,05.

50. Потери на трение в дисках:

Коэффициент потерь

где К тр.д – определяется по рис.17

Потери энергии:

51. Относительный внутренний КПД выраженный через потери:

52. Откладываем на рис.3 потери Δh р,Δh тр.д,Δh в.с получаем т.2" с параметрами:

i" 2 =i 2 t + Δh р +Δh тр.д +Δh в.с =3173,49+1,696+0,045+3,1688=3178,39 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ" 2 =0,2021 м 3 /кг; t" 2 =363,5°С.

53. Использованный теплоперепад:

54. Относительный внутренний КПД выраженный через теплоперепады:

.

55. Внутренняя мощность ступени:

Проверка:

Расчет второй нерегулируемой ступени:

1. Состояние пара перед сопловой решеткой определяется точкой 2 (рис.3)

i 2 =3082 кДж/кг, Р 2 =1,42 МПа; υ 2 =0,1865 м 3 /кг; t 2 =319,1 °С.

2. Располагаемый теплоперепад второй нерегулируемой ступени между изобарами Р 2 =1,42 МПа и Р z =1,178 МПа по изоэнтропе 2 – z" t (рис.3):

h о 2 нс =i 2 -i zt "=3175,99–3123,59 =52,4 кДж/кг.

3. Располагаемый теплоперепад по заторможенным параметрам с учетом использования кинетической энергии от выходной скорости из предыдущей ступени:

4. Параметры заторможеного потока: ,

Р 2 * =1,615 МПа, ; υ 2 * =0,1777 м 3 /кг; t 2 * =365,4 °С.

5. Фиктивная скорость в ступени:

6. Средний диаметр ступени принимаем: d=0,948 м.

7. Окружная скорость: U=148,88м/с.

8. Отношение скоростей в нерегулируемой ступени:

.

9. Угол выхода потока пара из сопловой решетки принимаем =14°.

10. Степень реактивности ступени принимаем ρ=0,05.

11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

12. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

h * о c =(1– ρ)h * о2нс =(1– 0,05)·55,56=52,782 кДж/кг.

13. Теоретические параметры пара за сопловой решеткой, точка 1t:

i 1 t =i * 2" –h * о c =3178,24–52,782=3125,462 кДж/кг,Р 1 =1,33 МПа, υ 1 t =0,2065м 3 /кг, t 1 t =337,6°С.

14. Выходная площадь сопловой решетки:

,

где μ 1 =0,97 – коэффициент расхода, предварительно принимаем.

N эн = η г * η o е *H 0 * G 0 = 0,96*0,7768055*300*83,33= 18642,586 кВт.

N эн ’= η м * η г * N i =0,985*0,96*19715,16=18642,655кВт.

Невязка мощности: .

Вывод

На основе задания на курсовой проект, мною были рассчитаны: регулирующая и две нерегулируемых ступени противодавленческой турбины.

В результате расчета были получены следующие геометрические характеристики ступеней:

D рег = 952,18 мм;

D нр1 = 948 мм;

D нр2 = 948 мм.

Также были расчитаны КПД.

Относительный лопаточный КПД:

- η o л рег = 0,8163;

- η o л нр1 = 0,8576;

- η o л нр2 = 0,8674.

Относительный внутренний КПД:

- η oi = 0,7851901;

- η oi = 0,8567;

- η oi = 0,86653.

Расчитал внутренние мощности ступеней

N i рс = 12133,68 кВт;

N i нр1 = 4011,88 кВт;

N i нр2 = 4025,247кВт.

Расчетная номинальная электрическая мощность турбины

N эн = 18642,586 кВт, что в пределах допустимого значения совпадает с исходной N эн = 18642,655 кВт.

Список используемой литературы:

1. Никольский Н.И., Луканин П.В. Тепловые двигатели для ЦБП (Теория паровых турбин). Учебное пособие:СПбТИЦБП. СПб. , 1992, 108 с.

2. Луканин П.В., Короткова Т.Ю. Тепловые двигатели для ЦБП (Конструкция и эксплуатация паровых турбин): Учебное пособие/СПбГТУ РП. СПб., 2003 , 100 с.

3.Методические указания к курсовому проекту(20-12,20-13).

В качестве регулирующей степени в современных паровых турбинах с сопловым (количественным) парораспределением применяют двух или трехвенечные ступени скорости или одновенечную степень давления.

Двухвенечная ступень представляет собой 2 ряда рабочих лопаток, которые размещены на одном рабочем колесе. Сопла же размещены только перед первым рядом рабочих лопаток, а между первым и вторым рядом рабочих лопаток размещаются направляющие лопатки, служащие только для изменения направления движения потока.

Применение одновенечной или двухвенечной регулирующей ступени обуславливаются экономическими и конструктивными соображениями.

Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД чем двухвенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее изменяет более резко. Двухвенечная регулирующая ступень скорости на расчетном режиме имеет более низкий КПД, чем одновенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее более устойчив. Двухвенечная ступень перерабатывает значительно большие теплоперепады, чем одновенечная, что приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней, уменьшение длины и упрощение конструкции турбины в целом, позволяет уменьшить утечки пара через переднее концевое уплотнение.

С другой стороны, большой тепловой перепад, приходящийся на 2 - венечную ступень, приводит к снижению КПД всей турбины, так КПД регулирующей ступени ниже, чем регулируемых ступеней давления. Выбор типа регулирующей ступени во многом зависит от объемного расхода пара на турбину.

Применение турбин только с многовенечными ступенями скорости оправданно при необходимости использования больших перепадов тепла при минимальном числе ступеней (это приводы вспомогательных механизмов, резервных, когда вопросы минимальной стоимости, компактности и простоты конструкции являются более важными, чем повышение КПД - это, например, механизмы периодического действия).

Регулирующая ступень, как правило, выполняется по активному принципу, позволяет осуществлять в них парциальный подвод пара, что позволяет, в свою очередь осуществлять сопловое парораспределение, дающее во всех условиях лучшие эксплуатационные показатели, чем другие типы парораспределения.

Определение среднего диаметра регулирующей ступени

Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада и отношением. Отношение окружной скорости U к фиктивной (установленной) изоэнтропной скорости, вычисляемой по располагаемому теплоперепаду на всю ступень, можно определить по графику .

Фиктивная изоэнтропная скорость пара подсчитывается по располагаемому теплоперепаду ступени:

Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени:

Средний диаметр ступени:

где n - число оборотов ротора турбины, n=3000 об/мин;

Расчет сопловой решетки

Определение типа сопловой решетки

1. Располагаемый тепловой перепад сопловой решетки:

где - располагаемый тепловой перепад регулирующей ступени, кДж/кг;

степень реакции ступени, для одновенечной ступени: % = 0,1

2. Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении:

3. Число Маха для теоретического процесса в соплах:

где а 1t - скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном истечении

где К - показатель изоэнтропы, К=1,3 для перегретого пара;

давление пара за соплами (рис 1), Па;

теоретический удельный объём пара за соплами (рис 1), м 3 /кг.

Число Маха, подсчитанное по формуле, может быть проверено по графику рис. 2.4 , где оно дано в функции относительного конечного давления за соплами:

4. Форма профиля канала в первую очередь определяется безразмерной скоростью потока М1t (число Маха). По величине М1t выбирается тип решетки. М1tприменяются профили решеток с суживающимися каналами.

Расчет суживающихся сопл

1. Определяем выходное сечение суживающихся сопл:

G ут - количество пара, утекающее через переднее концевое уплотнение турбины, кг/с;

теоретический удельный объём пара за соплами, м 3 /кг;

Коэффициент расхода сопловой решетки, принимается равным 0,97 (для пара практически с любым перегревом);

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с.

2. Произведение степени парциальности ступени на высоту сопловой решетки:

где - степень парциальности ступени, представляет собой долю рабочих лопаток от общего числа, которые в данный момент времени находятся против сопл подачи пара на рабочее колесо;

l 1 - высота сопловой решетки, мм;

d pc - средний диаметр регулирующей ступени, м;

Выходной угол сопл выбирается из таблицы 2.1 .

3. Оптимальная степень парциальности для одновенечной ступени:

Значение должно подставляться в сантиметрах.

4. Высота сопловой решетки:

5. Потери тепла в соплах:

где - располагаемый тепловой перепад сопловой решетки, кДж/кг;

Скоростной коэффициент сопловой решетки, принимается в зависимости от l 1 (рис 2.5) , =0,962.

6. Тип профиля сопловой решетки выбирается по известным М1t=0,647 и =14о из приложения 2 .

Тип профиля сопловой решетки: С-90-15А

7. По характеристике выбранной решетки принимается относительный шаг tопт:

Шаг решетки:

где t опт - оптимальный относительный шаг (приложение 2 ), t опт =0,80;

b - хорда профиля (приложение 2 ), b=5,15 см = 51,5 мм;

8. Выходная ширина канала сопловой решетки:

9. Число сопел:

Расчет одновенечной регулирующей ступени

1. Степень реакции, принятую ранее (2.2), следует распределить по венцам:

где степень реакции первого венца рабочих лопаток;

2. Тепловой перепад, используемый в соплах (), откладывается от точки.

Тепловой перепад, используемый на лопатках:

откладывается согласно распределению степени реакции по лопаточному аппарату ступени, для построения процесса расширения пара в диаграмме через концы отрезков проводятся изобары.

Построение треугольников скоростей и определение всех их элементов дает возможность выбрать типы профилей лопаточных решеток, определить потери в лопаточном аппарате, относительный лопаточный КПД, шаг и количество лопаток.

3. Выходной треугольник скоростей первого венца строится по углу, скоростям С1 и U в масштабе 1 мм. - 5 м/с.

где - берем из таблицы 2;

U - окружная скорость вращения диска;

С 1 - абсолютная скорость пара на выходе из сопловой решетки:

Коэффициент скорости сопловой решетки, =, принимаем равным 0,95;

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с;

4. Графически из входного треугольника скоростей определяем величину относительной скорости на входе в рабочую решетку первого венца и угол (рис 3) и проверяем по формулам:

5. Для выходного треугольника скоростей определяем угол на выходе из рабочей решетки первого венца:

6. Выходная высота рабочей решетки равна входной высоте:

Выходная площадь рабочей решетки:

где G - расход пара на турбину, кг/с;

V 2t - удельный объём пара за рабочей решеткой первого венца, определяется в результате построение процесса расширения пара в is-диаграмме, которое производится следующим образом. От конца теплового перепада в соплах вверх откладывается величина потерь в соплах (отрезок ав), через точку «в» проводится линия энтальпии - константа до пересечения с изобарой (точка с). Располагаемый перепад на рабочей решетке первого венца будет равен отрезку сd. Значение V 2t берется по изохоре в точке d.

V 2t =0,052 м 3 /кг;

Коэффициент направляющей решетки, определяется по (рис 2.6) в зависимости от степени реакции и состояния пара, =0,942;

Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки первого венца:

Действительная относительная скорость на выходе из рабочей решетки первого венца:

где - скоростной коэффициент, определяется в зависимости от l 2 величины углов и по графику (рис 2.9) , =0,873.

По определенным и строится входной треугольник скоростей.

Из выходного треугольника скорости определяется абсолютная скорость выхода пара С 2 и угол выхода потока в абсолютном движении графически проверяются по формулам:

7. Определяем потери тепла в рабочей решетке первого венца:

8. Определяем потери тепла с выходной скоростью:

9. Выбор профилей лопаточных решеток производится по известным углам и, и числом Маха. Типовые ступени скорости приведены в приложении.

где - скорость звука в изоэнтропном процессе на выходе из решеток первого венца:

где К =1,3 (для перегретого пара);

Па, (рис 2);

м 3 /кг, (рис 2).

10. По относительным шагам решеток определяются шаги t:

• а) сопловой решетки: мм, профиль С-90-15А
• б) рабочей решетки первого венца: мм, профиль Р-26-17А

b c , - хорды выбранного профиля соответствующей решетки.

11. Количество лопаток для любой решетки:

Полученные значения округляем до ближайшего целого числа.

• 12. Относительный лопаточный КПД ступени:
  • а) по потерям энергии в проточной части:

б) по проекциям скоростей:

Тепловой расчет ступени выполнен правильно, т.к. величины КПД, вычисленные по данным формулам, должны иметь расхождения не более 1 - 2 % (0,01-0,02).

13. Определяем потери тепла на трение и вентиляцию:

где N ТВ - мощность, затраченная на трение и вентиляцию, кВт.

Коэффициент, зависящий от состояния пара для насыщенного и влажного пара; для перегретого пара;

V cp = V 2t =0,052 м 3 /кг - удельный объём пара на выходе из сопла;

Опт - степень парциальности при впуске пара;

G - расход пара на турбину.

В is-диаграмме, откладывая потери тепла на трение и вентиляцию, и потери с выходной скоростью находим использованный теплоперепад на регулирующую ступень. На рис. 2 равны отрезку zк, - отрезку уz. Точка «О» - точка конца процесса в ступени.

Расчет одновенечной ступени сводится в таблицу 2.

Таблица 2. Сводная таблица расчета одновенечной ступени скорости

	Наименование			Примечание
Сопловые	1го венца
	Расход пара
	Средний диаметр
	Окружная скорость
	Начальное давление
	Начальная температура
	Располагаемый теплоперепад ступени
	Степень реакции			Принимается
	Располагаемый теплоперепад решетки
	Давление пара за решеткой				По диаграмме рис. 2.7
	Удельный объем пара за решеткой
	Коэффициент расхода			По рис. 2.6
	Выходная площадь
	Угол входа
	Угол выхода
	Профиль решетки
	Степень парциальности		Определяется как
	Хорда профиля
	Относительный шаг
	Число лопаток
	Коэффициент скорости
	Действительная скорость выхода
	Потеря энергии в решетке
	Потеря с выходной скоростью
	Относительный лопаточный КПД		Величина?о двум способам подсчета
	Потери на трение диска
	Использованный теплоперепад

Документы