Паровая турбина типа К-30-4,2

Записка К-30-4,2.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
ФГБОУ ВПО «Брянский государственный технический университет»
Кафедра «Тепловые двигатели»
ПАРОВАЯ ТУРБИНА ТИПА К-30-42
по дисциплине «Энергетические машины»
Руководитель: доцент
Исходные данные для курсового проекта студента гр. 11-ЭМ1 Хозяиновой К. А. на тему: «Рассчитать и спроектировать многоступенчатую одноцилиндровую конденсационную паровую турбину с сопловым парораспределением»
Номинальная мощность турбиныNном= 30000 МВт.
Начальное давление парар0= 4200 МПа.
Начальная температура параТ0= 720000 К.
Конечное давление парарк= 3300 кПа.
Температура питательной водыТпв= 433000 К.
Данные из расчёта тепловой схемы ПТУ
Начальная энтальпия пара i0 = 3320580 кДжкг.
Изоэнтропийный перепад энтальпий в турбинеН0 = 1263630 кДжкг.
- подводимого к турбинеG0 = 28727 кгс;
- отбираемого на П1G1 = 1351 кгс;
- отбираемого на П2G2 = 1597 кгс;
- отбираемого на П3G3 = 1691 кгс;
- отбираемого на П4G4 = 1676 кгс;
- отводимого в конденсаторGк = 22412 кгс.
- отбираемого на П1р1 = 0035 МПа;
- отбираемого на П2р2 = 0117 МПа;
- отбираемого на П3р3 = 0345 МПа;
- отбираемого на П4р4 = 0771 МПа;
- за последней ступенью турбинырк’ = 3498 кПа.
- параd = 3899 кгкВт ч;
- теплаq = 2458980ккалкВт ч;
- топливаb = 0351 кгкВт ч.
Относительный внутренний к.п.д. турбиныhoi = 0856.
В данном курсовом проекте произведен расчет проточной части конденсационной паровой турбины типа К-30-42 и разработаны продольный и поперечный разрезы.
ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ
ТУРБИНЫ ТИПА К-30-426
РЕГУЛИРУЮЩАЯ СТУПЕНЬ7
1 Расчетный режим работы турбины7
2 Частота вращения ротора турбины7
3 Способ регулирования7
4 Регулирующая ступень8
5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости8
6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости10
7 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени14
8 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени15
НЕРЕГУЛИРУЕМЫЕ СТУПЕНИ18
1Типы нерегулируемых ступеней18
2 Ориентировочные параметры последней ступени19
3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени20
4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней21
5 число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними22
6 детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней давления25
6.1 Расчет направляющих лопаток 1-ой ступени25
6.2 Расчет рабочих лопаток 1-ой ступени27
6.3 Определение потерь энергии к.п.д. и внутренней мощности30
7 Детальный расчет ступеней давления372
8 Треугольники скоростей ступеней давления377
9. Эскиз проточной части турбины40
10. Тепловой процесс в is-диаграмме промежуточной нерегулироемой ступени411
РАСЧЕТ ОСЕВОГО УСИЛИЯ ДЕЙСТВУЮЩЕГО НА РОТОР ТУРБИНЫ433
ТРЕБОВАНИЯ К МАТЕРИАЛАМ455
ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ ТУРБИНЫ488
ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ПАТРУБКОВ ОТБОРА ПАРА ИЗ ТУРБИНЫ499
ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ50
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ51
Современная паротурбинная установка представляет собой сложный комплекс агрегатов взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической энергии (или механической). Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара частично отработавшими в турбине и отбираемыми из ее проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потерь тепла в конденсаторе (холодном источнике) но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход топлива на выработку электроэнергии существенно снижается. Экономия топлива от применения регенерации при определенных условиях достигает 10%. В силу этого все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды хотя при этом они становятся сложнее и дороже.
Экономия от регенерации возрастает с увеличением числа подогревателей. Однако прирост экономии замедляется по мере увеличения числа подогревателей.
Как показывают исследования при заданном числе подогревателей и равном количестве протекающей через них питательной воды наибольшая экономия получается в случае приблизительно одинаковой величины подогрева во всех основных подогревателях.
Формирование проточной части представляет собой один из основных этапов проектирования многоступенчатой паровой турбины и является сложной технико-экономической задачей. При проектировании проточной части требуется спроектировать ее так чтобы располагаемый перепад энергий был преобразован в механическую работу с максимальным коэффициентом полезного действия; чтобы турбина была надежной и долговечной конструкция ее простой и технологичной дешевой и малогабаритной.
В данном курсовом проекте произведён тепловой расчёт проточной части турбины типа К-30-42 а также разработаны продольный и поперечный разрезы рассчитываемой турбины.
Описание конструкции турбины типа К-30-42
Паровая турбина типа К-30-42 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 30 МВт. Частота вращения ротора совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 с-1.
Роторы турбины и генератора соединены между собой посредством упругой муфты.
Турбина одноцилиндровая и одновальная. Проточная часть включает двухвенечную ступень скорости используемую в качестве регулирующей а также 15 ступеней давления.
Корпус турбины литой. В паровой турбине запрессованы седла клапанов внутри коробки на поперечной траверсе подвешены четыре регулирующих клапана. Паровая и сопловая коробки составляют одно целое. Коробка крепится фланцем к верхней половине корпуса. Все диски насадные и набираются на роторе с двух сторон.
Концевые периферийные уплотнения выполнены в виде гребешков закрепленных в корпусе.
Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части при помощи специального устройства которое исключает возможность опрокидывания корпуса подшипника так как оно располагается вблизи его опорной плоскости. Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем. На крышке заднего подшипника установлено валоповоротное устройство. Регулирование гидравлическое. Колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце вала турбины.
Отборы пара на РППВ предусмотрены за 3 6 9 и 11 ступенями.
Все рабочие лопатки имеют бандаж кроме последних трех. Каждые два рабочих диска фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.
Регулирующая ступень
1 Расчетный режим работы турбины
Расчётный режим работы турбины – один из основных факторов определяющих размеры проточной части турбины и характеризующийся максимальным к.п.д. преобразования энергии. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ то есть такой режим при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.
На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме которая называется расчетной или экономической принимается равной:
Nэ=086*30000=25800 кВт.
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 обмин; (nc=50 с-1).
Роторы турбины и генератора мощностью Nном>4 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой так как это упрощает конструкцию снижает стоимость изготовления повышает экономичность и долговечность облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую частоту вращения что и ротор генератора.
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 e 08 096 и изменяются в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной то есть не регулируется при изменении нагрузки турбины.
5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости
Применяем для нашей турбины КС-Б(№113)которая имеет проточную часть более сложной конструкции чем группа КС-А: периферийные и корневые обводы проточной части выполняются коническими осевые и радиальные зазоры между ротором и статором снабжены развитой системой осевых и радиальных уплотнений. В силу этого двухвенечные ступени КС-Б обладают более высокой экономичностью при том незначительно изменяющуюся при переменных режимах работы но они менее технологичные и более дорогие. Поэтому применение их предпочтительно для турбин мощностью свыше 12000 кВт. Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС – Б представлены в табл. 1.
Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС – Б.
Угол выхода сопловых лопаток α11 град.
Угол входа рабочих лопаток I венца 11 град.
Угол выхода рабочих лопаток I венца 21 град.
Угол входа направляющих лопаток α21 град.
Угол выхода направляющих лопаток α12 град.
Угол входа рабочих лопаток II венца 12 град.
Угол выхода рабочих лопаток II венца 22 град.
Отношение площадей проходных сечений:
а) I рабочего венца и сопел f21f11
б) направляющего аппарата и сопел f12f11
в) II рабочего венца и сопел f22f11
Отношение высот (длин) лопаток:
а) I рабочего венца и сопел а=l21l11
б) направляющего аппарата и I рабочего венца
в) II рабочего венца и направляющего аппарата
Осевая ширина профиля лопаток:
б) I рабочего венца В21мм
в) направляющего аппарата В12мм
г) II рабочего венца В22мм
Шаг лопаточной решетки:
б) I рабочего венца t21мм
в) направляющего аппарата t12мм
г) II рабочего венца t22мм
6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости
Расход пара (из расчета тепловой схемы) GI=28727 .
Частота вращения ротора турбины n=50 c-1.
Параметры пара перед соплами:
а) давление Рo’=4200*095=3990 МПа;
б) температура Т0=720000 K;
в) энтальпия i0=3320580 кДжкг.
Тип ступени – двухвенечная КС-Б.
Отношение скоростей x=uc0=025.
Средний диаметр d=11 м.
Окружная скорость u=pdn=314*11*50=1727 мс.
Условная скорость С0=ux=1727025=6908 мс.
Изоэнтропийный перепад энтальпий
h0I =C022=690822=2386 кДжкг.
Параметры пара за ступенью (по h0I в iS – диаграмме):
а) давление P2I = 1754 МПа;
б) Удельный объем V2t=0151 м3кг.
а) П= P2I P0’=17543990=0440;
б) Пкр = РкрР0’=2(к+1)к(к-1)=(2(13+1))13(13-1)=0546.
Давление пара в критическом сечении:
Ркр=Пкр*Р0’=0546*3990=2177 МПа.
Критический тепловой перепад hкр=1802 кДжкг (по iS-диаграмме).
Удельный объем пара в критическом сечении
Vкр=0128 м3кг(по iS-диаграмме).
Скорость пара в критическом сечении
Площадь проходных сечений
f11=GI Vкр1 097Cкр= =28727*0128097*713810=7468*10-3 м2.
Синус угла sina11=sin175о=030071.
e*l11=f11p*d1*sina11=7468*10-3314*11*030071=7187*10-3 м.
Путем компьютерного моделирования выбираем оптимальную степень парциальности e (см. табл. 2). Степень парциальности принимаем e = 0327.
Выбор оптимального значения степени парциальности.
Частота вращения ротора nс
Параметры перед соплами
б) температура t0' (по iS-диаграмме)
в) энтальпия i0 (по iS-диаграмме)
Отношение скоростей x=uC0
Окружная скорость u=dnc
Условная скорость С0=ux
Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0l=C022
Параметры пара за ступенью (по h0l в iS-диаграмме)
б) удельный объём v2t
б) Пкр=ркрlр0'=2(к+1)к(к-1)
Давление пара в критическом сечении ркрl=Пкр*р0'
Критический тепловой перепад hкрl (по iS-диаграмме)
Удельный объём пара в критическом сечении vkpl (по i-S)
Скорость пара в критическом сечении Скр=
Площадь проходных сечений:
а) f11=G1*v2tp*C0 при П>05
б) f11=G1*vкрl097*Ckp при П05
Произведение e*l11=f11d1sin11
Степень парциальности
а) сопел l11=*l11*103
б) I рабочего венца l21=а*l11 (а=119)
в) направляющего аппарата l12=в*l21 (в=129)
г) II рабочего венца l22=с*l12 (с=129)
Окружной КПД ступени u
Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd
Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs
Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl
Окружной КПД ступени с учётом поправок u' =u*КdКsКl
Окружной тепловой перепад в ступени hu' =u' *hoI
б) I рабочего венца В21
в) направляющего аппарата В12
г) II рабочего венца В22
Коэффициент С=(750*В-25)*102
Неактивная дуга закрытая кожухом eк=09*(1-e)
Мощность затрачиваемая на трение и вентиляцию Nтв
Потеря энергии на трение и вентиляцию hтв= NтвGо
Потеря энергии на концах сегментов сопел hсегм=011*(В21*l21+ В22*l22)*х* *(hu'- hтв)*zссf11 (zсс=1)
Использованный внутренний теплоперепад в ступени hil=hu'- hтв- hсегм
Относительный внутренний КПД ступени oil=hilhol
Внутренняя мощность ступени Nil=Go*hil
Рис. 2.1. График зависимости регулирующей ступени
б) I рабочего венца
в) направляющего аппарата
г) II рабочего венца l22=с*l12=129*3377=4357 мм
где коэффициенты a b и c берутся из табл.1.
Окружной К.П.Д. ступени по опытным данным hu =0726(по рис. 11) [1].
Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd=1005(по рис. 12) [1].
Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs=0993 (по рис. 13) [1].
Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl=0996 (по рис. 14) [1].
Окружной К.П.Д. ступени с учетом поправок
hu’=hu Кd Кs Кl=0726*1005*0993*0996=0722.
Окружной тепловой перепад в ступени
hu’=hohu’=238600*0722=172180 кДжкг.
б) I рабочего венца В21=40мм;
в) направляющего аппарата В12=33мм;
г) II рабочего венца В22=40мм.
Коэффициент С=(750B-25)*100=(750*004-25)*100=2750 где
В=( В21 +В12)2=004 м.
Неактивная дуга закрытая кожухом eк»09(1-e)=09*(1-0327)=0606.
Мощность затрачиваемая на трение и вентиляцию:
Потери энергии на трение и вентиляцию
Dhтв=DNтвGI=17014028727=592 кДжкг.
Потеря энергии на концах сегментов сопел
Dhсегм=011(B21l21+B22l22)x(hu’-Dhтв)zccf11=
=011*(004*2618+004*4357)*025(17218-592)*17468*10-3==171 кДжкг.
Использованный внутренний тепловой перепад в ступени
hiI= hu’-Dhтв-Dhсегмл=17218-592-171=16455 кДжк.
Относительный внутренний к.п.д. ступени
h0i=hiIh0I=16455 23860=0690.
NiI=GI hiI=28727*16455=472705 кВт.
7 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени
Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара:
где Nэ и Nном – мощность турбины соответственно расчетная и номинальная;
u2t и u2tном – удельный объем пара в конце процесса расширения на изоэнтропе и давлении в камере регулирующей ступени соответственно Р2I и Р2Iном при расчетной номинальной мощности турбины.
Давление в камере регулирующей ступени:
Р2Iном=P2INномNэ=1754*3000025800=2040 МПа
h0i и h0iном – изоэнтропийный перепад энтальпий от p0’ соответственно до Р2I и Р2Iном.
Определяем число сопел регулирующей ступени:
Zсmax –округляется до ближайшего большего целого числа.
Число регулирующих клапанов с экономической точки зрения целесообразно брать возможно больше хотя это усложняет конструкцию турбины. Принимаем для проектируемой турбины число регулирующих клапанов zрк=4.
8 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени
Для двухвенечной ступени скорости вычисляются:
-абсолютная скорость истечения пара из сопел
-относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца
-относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца
-абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца
- абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата
-относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца
-относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца
-абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени
Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решетках:
-в сопловом аппарате
Dh11=(1j2-1)C2112*103=(109812-1)*639322*103=799 кДжкг;
-в первом венце рабочих лопаток
Dh21=(1y12-1)W2212*103=(108632-1)*420622*103=3031 кДжкг;
-в направляющем аппарате
Dh12=(1jн2-1)С2122*103=(108802-1)*2629522*103=1007 кДжкг;
-во втором венце рабочих лопаток
Dh22=(1y22-1)W2222*103=(108862-1)*1798322*103=443 кДжкг;
-потеря энергии с выходной скоростью
DhС22= C2222*103= 1062322*103= 564 кДжк;.
-окружной тепловой перепад ступени
huD=h0I-Dh11-Dh21-Dh12-Dh22-DhC22=2386-799 –3031 – 1007 –443 –564=
-окружной к.п.д. ступени
huD =huDh0=180162386=0755.
Сравним huD с h`u: Dh = (huD-h`u) huD*100%=(0755-0722)0755=4%.
В этих формулах обозначено:
jjнy1y2 – коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов первого и второго венцов рабочих лопаток;
r=r1+rн+r2=002+004+005=011; rн r1 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.
Для двухвенечных ступеней скорости можно принимать следующие значения коэффициентов скорости:
j=0981; y1=0863;jн=0880; y2=0886 ( см. например рис. 15 и 16 [1]) и степени реактивности: r1=002; rн=004; r2=005.
По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рис. 2.2) и тепловой процесс в is – диаграмме (рис. 2.3).
Рис.2.2. Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости (Масштаб 1мм –10мс)
Рис 2.3. Тепловой процесс регулирующей ступени
Нерегулируемые ступени
1Типы нерегулируемых ступеней
Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы: а) ступени высокого давления работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления); б) ступени среднего давления или промежуточные ступени в которых объемы пара достаточно велики; в) ступени низкого давления работающие как правило под вакуумом где объемы пара достигают очень большой величины.
Это деление ступеней на группы является довольно условным тем не менее при расчетах и конструировании этих ступеней имеются особенности которые надо учитывать и это оправдывает такую их классификацию.
В современном паротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших турбин как с точки зрения эксплуатации так и в отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если с одной стороны в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно лучше чем в активных то с другой стороны к.п.д. реактивной ступени сильно зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того в реактивной турбине обычно разгрузочный диск (поршень или думмис) большого диаметра являющийся частью переднего уплотнения и к.п.д. турбины снижается из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности обеих турбин. Технология изготовления каждого из этих типов имеет свои особенности. В соответствии с типом турбин которые получили распространение на том или ином заводе применяется специализированное оборудование оснастка приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или другой конструкции.
Если отвлечься от этих практических соображений то следует иметь ввиду что выполнение активных ступеней целесообразно в области малых расходов то есть в ступенях высокого давления где существенно сказываются потери от утечек. Наоборот в области низких давлений где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных паровых турбин выполняются со значительной реакцией которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 06 и более.
2 Ориентировочные параметры последней ступени
Площадь ометаемая рабочими лопатками последней ступени fz=pdz уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной форме GkVk= осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени С2z=C2s угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить a2=90°; тогда s выходная кинетическая энергия соответствует скорости С2 за последней ступенью турбины Dhc2=05*C22 желательно Dhc2(001 003)H0.Следовательно . Коэффициент xв.с.=принимаем равным 0030.
После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени:
где расход пара через последнюю ступень Gк Vк втулочное отношение dzlz=32 (по прототипу).
Окружная скорость uz=pdznc=314*1622*50=254849 мс;
Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем:
по рекомендации с. 59 [1].
xzopt==0611 принимаем Х(z)=0610.
Тепловой перепад срабатываемый в последней ступени вычисляется по формуле
h0z=05uz2xz-2=05·2548492·0610-2=87272 кДжкг.
3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени
Основной задачей проектирования первой и последних нерегулируемых ступеней высокого давления является обеспечение достаточной высоты направляющих лопаток при которых достигается наибольшая экономичность.
Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени G1V1=f1C1t.
Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается определять G1 по формуле
G1=098 GI=098*28727=28152 кгс.
f1 - площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени:
Здесь d1 – средний диаметр ступени; e - степень парциальности впуска пара; a1 – угол выхода из сопел диафрагмы; С1t – абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы.
В этом выражении характеристический коэффициент х для первых ступеней целесообразно выбирать равным или меньше хопт так как при изменении нагрузки турбины режимный коэффициент х первых ступеней конденсатных турбин практически не изменяется. Тогда
Хопт=jcosa12=096cos1102 =0476 принимаем
l1=G1V1t22nd12tg1(1-)
Для первой ступени принимаем 1=110 =002 d1=11 .dz=1622. Тогда
Т.к. l1>16 мм то выполняем первую нерегулируемую ступень без парциального впуска пара.
По принятым значениям d1 и n вычисляется окружная скорость на средней окружности первой ступени
U1=pd1nc=*11*50=172788 мс.
Используя коэффициент Хопт=0476 получаем перепад энтальпий
h0(1)=C022=05U2*X-2=05*1727882*0476-2=65894 кДжкг.
4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней
Характерным для формирования проточной части является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней при этом на 13 длины ротора занятой ступенями высокого давления они практически постоянные; на второй трети занятой ступенями среднего давления - увеличиваются примерно на (d(z)-d(1))3; в ступенях низкого давления диаметры увеличиваются приблизительно ещё на 2(d(z)-d(1))3. Для выполнения дальнейших предварительных расчётов ступеней давления принятый закон изменения средних диаметров ступеней вдоль проточной части проектируемой турбины наносится на отдельной диаграмме где по оси абсцисс откладываются в некотором масштабе длина ротора между крайними нерегулируемыми ступенями.
Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров x и h0 вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x1=const от первой ступени до L2 а далее возрастание до xz последней ступени по плавной практически прямой линии.
Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле
где К0 – коэффициент (для первой ступени К0=1 для промежуточных ступеней К0=092 096)(с.38 [5]).
По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z а также для 10 промежуточных точек подставляя значения d и x с графиков. Полученные теплоперепады наносим на диаграмму и соединяем плавной линией иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.
h0(1)=05*1*2*502*11204762=65894 кДжкг;
h0(z)=05*096* 2*502*162220612=87272 кДжкг;
h0(2)=05*096* 2*502*11204762=63249 кДжкг;
h0(3)=05*096* 2*502*11204762=63249 кДжкг;
h0(4)=05*096* 2*502*11204762=63249 кДжкг;
h0(5)=05*096* 2*502*1116204762=65102 кДжкг;
h0(6)=05*096* 2*502*1163204762=70701 кДжкг;
h0(7)=05*096* 2*502*1511204882=72934 кДжкг;
h0(8)=05*096* 2*502*1258205132=71360 кДжкг;
h0(9)=05*096* 2*502*1337205372=73417 кДжкг;
h0(10)=05*096* 2*502*1432205612=77169 кДжкг;
h0(11)=05*096* 2*502*1527205862=80420 кДжкг;
5 число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними
Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними проводится графо–аналитическим методом. При этом определяется осредненный по проточной части тепловой перепад h0(ср).
Для этого используя ранее найденные h0(i) определяем h0ср:
h0cр==[05(65894+87272)+63249*3+65102+
+70701+72934+71360+773417+77169+80420]11=70676 кДжкг.
Число нерегулируемых ступеней давления z зависит главным образом от величины срабатываемого в них общего теплового перепада
Hосд =H0(1+a)-hо=1263630*(1+0)-2386=1025030 кДжкг.
a - коэффициент возврата тепла в первом приближении a=0.
Величина Н0 зависит от начальных и конечных параметров пара hо – от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d и х.
z’= Hо(сд)h0ср=102503070676=145.
Полученный результат z’ округляем до ближайшего целого числа z=15 ступеней и по нему определяю коэффициент возврата тепла:
a=Kt(1-h0i)H0(Z-1)Z=4*10-4(1-0856)*1263630*(16-1)16=0051.
С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H0сд :
Hосд =1263630*(1+0051)-2386=1089475 кДжкг.
Далее уточняем z : z= Hосдh0ср=108947570676=154 (округляю до ближайшего целого числа) z=15 ступеней.
Для определения влияния числа ступеней на к.п.д. турбины необходимо определить характеристический коэффициент X (аналог коэффициента x отдельной ступени) по формуле:
Для вычисления этого коэффициента на данной стадии проектирования базу L разделяем на (z-1) равных отрезков получив на их границах соответственно точки 1 2 3 (z-1) z отвечающие номерам нерегулируемых ступеней. Для каждой из ступеней в указанной точке на кривой d находим средние диаметры а по ним и известной частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости:
u1=d1n=314*11*50=172788 мс;
u2=d2n=314*11*50=172788 мс;
u3=d3n=314*11*50=172788 мс;
u4=d4n=314*11*50=172788 мс;
u5=d5n=314*11*50=172788 мс;
u6=d6n=314*1112*50=174673 мс;
u7=d7n=314*1150*50=180642 мс;
u8=d8n=314*1187*50=186454 мс;
u9=d9n=314*1224*50=192265 мс;
u10=d10n=314*1262*50=198234 мс;
u11=d11n=314*1324*50=207973 мс;
u12=d12n=314*1398*50=219597 мс;
u13=d13n=314*1473*50=231378 мс;
u14=d14n=314*1547*50=243002 мс;
u15=d15n=314*1622*50=254783 мс;
Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины oe с помощью графика oe=f(X) (рис. 21 [1]). В результате получаем oe=084.
Сумму предварительных тепловых перепадов включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной Н0*(1+) и определяем разность
94942*(1+0061)-2386-(65894+63593+63110+63249+63384+64850+69238+72265+72656+
+71391+73002+75796+78409+81665+87272)=23701 кДжкг.
Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней:
Определяем окончательно теплоперепады по формуле:
Полученные параметры занесены в табл. 3.
Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины
Средний диаметр ступени d м
Окружная скорость U мс
Предварительный теплоперепад
6 детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней давления
Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней выполняется последовательно ступень за ступенью начиная с первой. Он состоит из трех основных этапов для каждой нерегулируемой ступени: расчет направляющих лопаток расчет рабочих лопаток и определение потерь энергии относительного внутреннего к.п.д. и внутренней мощности ступени. Только после того как определены все конструктивные и режимные параметры установлена приемлемость их значений построен эскиз проточной части первой ступени и найдены параметры пара за ней можно приступить к расчету второй ступени и т.д.
6.1 Расчет направляющих лопаток 1-ой ступени
Средний диаметр d1=11 м.
Тепловой перепад hi1=69474 кДжкг.
Характеристический коэффициент х=0476.
Частота вращения nc=50 c-1.
Окружная скорость u=pd1n =314*11*50=172788 мс.
Расход пара через ступень Gi=G(i-1)-Gу-Gотб=28727-0575-0=
Давление пара P0i=1754 МПа.
Удельный объем пара перед ступенью V0i=0178 м3кг.
Энтальпия пара перед ступенью i0i=3081980 кДжкг.
Выходная кинетическая энергия пара покидающего предыдущую ступень hc2(i-1)=564 к Джкг.
Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени i=0.
Доля кинетической энергии используемая в ступени ihc2(i-1) =0*564= =0 кДжкг.
Полные параметры пара перед ступенью:
в) удельный объем V0*=0178 м3кг.
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий h0=h0(i)+ihc2(i-1)= =69747+0=69474 кДжкг.
Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:
а) давление p2 (по h0 в
б) удельный объем V’2t(по h0 в is – диаграмме) V’2t=0212 м3кг.
Высота направляющей лопатки (предварительное значение) l(i)l1(i-1) GiV2t(i)=0026 м.
Степень реактивности у корня ступени ρ’=002.
Степень реактивности на средней окружности ρ=1-(1- ρ’)(1-l1d1)2= =1-(1-002)(1-002611)2=0066.
Тепловой перепад в направляющем аппарате h1*=(1-ρ)h0= =(1-0066)*69474=64904 кДжкг.
Параметры за направляющим аппаратом:
б) давление p1=p0*(1-(м*h1*)( p0**V0*))1М =1754*(1-0231*64904)(1754
*0178)10231=1417 МПа;
в)удельный объем V1t=V0*( p0* p1)1k=0178*(17541417)113=0210 м3кг;
г) сухость пара х1t=1.
Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата С1t= мс.
Показатель в уравнении изоэнтропы к=13 – для сухого пара или к=1035+01х – для влажного пара м=(к-1)к=(13-1)13=0231.
Скорость звука на выходе из направляющего аппарата а1= мс.
Число Маха М=С1tа1=360289621614=0580.
Отношение давлений П=р1р0*=14171754=0808.
Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимаем) α1=11 град.
Хорда профиля направляющей лопатки b1=B1sinαy=005sin3450=0088 м (принимается по прототипу).
Отношение b1l1=00880025=3393.
Коэффициент скорости φ (или коэффициент потерь 1)(по опытным данным) φ=0932.
Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата C1= φ*C1t=0932*360289=335789 мс.
Потеря энергии в направляющей решетке h1=(1-φ2)h1*=1h1*= =(1-09322)*64904=8527 кДжкг.
Параметры пара за направляющим аппаратом:
б) удельный объем V1 = 0211 м3кг (по р1 и i1 в is – диаграмме).
Критическое отношение Пкр1=(2(к+1))К(К-1)=(2(13+1))13(13-1)=05457.
Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:
а) давление Ркр1=Пкр1Р0* ;
Не определяем так как .
Скорость пара в критическом сечении С1кр= не вычисляем так как .
Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла α1*=arcsin(sinα1CkpV1tC1tVkp1)не вычисляем так как сечение не критическое.
Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла 1к.с.=α1*-α1≤4 5.
Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):
а) диаметр dy=034 м;
в) число гребней zy=8 шт.;
г) коэффициент расхода у=068;
д) поправочный коэффициент ку=135;
Расход пара через диафрагменное уплотнение Gy=ykydyy=068*135**034*00005* *0320 кгс.
Расход пара через направляющую решетку G1=Gi-G’y=28152-
Коэффициент расхода направляющей решетки 1 (по опытным данным) 1=0985-00058*b1l1 =0985-00058*3393=0965.
Поправочный коэффициент к=(вл)(пл)=1 (по опытным данным).
Площадь проходных сечений направляющей решетки при П>Пкр – f1=G1V1t1C1tk=27832*02100965*360289*1=001678 м2.
Площадь проходных сечений направляющей решетки при П≤Пкр – f1=G1Vкр11Cкрk не вычисляем так как сечение не критическое.
Произведение l1=f1d1sinα1=001678*11*sin11º= 0025 м.
Степень порциальности =1.
Высота направляющей лопатки l1=(l1)=(0025*103)1=25 мм.
Диаметр корневого обвода d1’=d1-l1=11-0025=1075 м.
Относительный шаг направляющей решетки =0807 ( по опытным данным).
Шаг направляющей решетки t=b1=0807*0088=00712 м.
Число направляющих лопаток z1=d1t=*11*100712=49 шт.
6.2 Расчет рабочих лопаток 1-ой ступени
Относительная скорость входа пара в рабочую решетку W1=
Отношение скоростей U1C1=172788335789=0515.
Угол входа пара в рабочую решетку 1=arctg(sinα1(cosα1- -U1C1))=arctg(sin11(cos11-0515))=22222.
Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом:
а) энтальпия i1*=i1+(W122)=3025603+(16941522*103)=
б) давление p*1w=1487 МПа (по i2t в is – диаграмме).
Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе h2=ρh0=0066*69474=4570 кДжкг.
Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:
б) давление p2=1396 МПа ( по
в) удельный объем V2t=0214 ( по i2t в is – диаграмме).
Скорость звука за рабочей решеткой а2=622561 мс.
Отношение давлений П2=Р2Р*1w=13961487=0939.
Критическое отношение давлений Пкр2=(2(к+1))к(к-1)= =(2(13+1))13(13-1)=05457.
Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки :
а) давление ркр2=Пкр2*р*1w;
Так как то указанные параметры пара не определяем.
Относительная скорость пара в критическом сечении: . Не вычисляем так как .
Относительная теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки W2t== =194529 мс.
Число Маха М2t=W2ta2=194529622561=0312.
Параметры периферийных зазоров проточной части ступени:
б) осевой зазор(принимается) 1=00015;
в) коэффициент расхода открытого осевого зазора (принимается) 0=05;
г) радиальный зазор надбандажного уплотнения (принимается) =000165;
д) число гребней радиального надбандажного уплотнения (принимается) zру1=2;
е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения (по опытным данным) у=069;
ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) Ку'=13;
з)эквивалентный зазор 000061 м.
Степень реактивности в периферийном сечении ступени ρ’’=1-(1- ρ)(d1d1’’)2=1-(1-0064)(111125)2=0108.
Утечка пара через периферийные зазоры ступени с бандажом Gy’’=d’’экв=*1125*061*10-3*
Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа – не считается.
Расход пара через рабочую решетку
G2=G-Gy’’=27832-1256=26576 кгс.
Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный) =1800-2*22222о=135556 о.
Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) в2=002 м (по прототипу).
Отношение в2l1=0020025=0786.
Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным) 2=0945.
Поправочный коэффициент К=1 (по опытным данным).
Выходная площадь рабочей решетки при М2t1 f2=G2V2t2kWt=26576*02140945*1*194529=00309 м2.
Выходная площадь рабочей решетки при М2t>=1- не считается.
Перекрыша лопаток ступени (принимается):
l =l’+l’’=0001+0002=0003 м.
Высота рабочей лопатки по входной кромке:
l2=l1+l=0025+0003=0028 м.
Высота рабочей лопатки по выходной кромке l2 (выбирается по условию плавности проточной части) l2=0028 м.
Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d2=1099 м.
Эффективный угол выхода рабочей решетки 2=arcsin(f2d2l2)=arcsin(00309*1099*0028*1)=18318º.
Учитывая этот угол (2)принимаем профиль рабочей лопатки из табл. 6.4 [4] Р-26-17-А.
Угол установки профиля в рабочей решетке у=76546.
Относительный шаг рабочей решетки =06643.
Хорда профиля рабочей лопатки b2=002056 м.
Шаг рабочей решетки t2= b2 =002056*06643=001366 м.
Число лопаток z2=d2t2=*1099001366=253 шт.
Отношение в2l2=0020560028=0723.
Угол поворота потока в рабочей решетке =180-(1+2)=180- -(22222°+18318°)=139461.
Коэффициент скорости рабочей решетки = 0935.
Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса W2=W2t=0935*194529=181922 мс.
Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М2t>1) – не считается.
Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М2t>1) – не считается.
Потеря энергии в рабочей решетке
h2=(1-2)W22t2=(1-09352) 18192222=2373 кДжкг.
Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери i2=i2t+h2=3021033+2373=3023406 кДжкг.
Окружная скорость на средней окружности U2=d2n=*1099*50=172631 мс.
Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени С2==
Угол выхода пара из рабочего колеса
α2=arctg(sin2(cos2-U2W2))=arctg(sin18318(cos18318-
-172631181922))= 89926.
Условная изоэнтропийная скорость ступени
0.Характеристическое отношение ступени
х=U2C0=172631372757=0463.
6.3 Определение потерь энергии к.п.д. и внутренней мощности
1.Выходная кинетическая энергия потока покидающего ступень hc2=C222=5717522*103=1634 кДжкг.
2.Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени i=094.
3.Доля выходной кинетической энергии используемая в следующей ступени ihc2=094*1634=1536 кДжкг.
4.Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени
hu=h0-h1-h2-hc2=69474-8527-2373-1634=56940 кДжкг.
5.Располагаемый тепловой перепад в ступени
hр=h0- ihc2=69474-1536=67938 кДжкг.
6.Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени u=huhp=5694067938=0838.
7.Окружная составляющая скорости
С1u=C1cosα1=335789 *cos11=329620 мс.
8.Окружная составляющая скорости
С2u=C2cosα2=57175*cos(89926)0 = -0074 мс.
8а. К. П. Д. Ступени по треугольникам скоростей:
u=(2u1*(C1u-C2u))(C02-2C22)=.
9.Относительный зазор между диском и диафрагмой
=2S(d2-l2)=2*00105(1099-0028)=00196 при S=00105.
0.Коэффициент трения kтр=00006.
1.Относительные потери энергии на трение диска
тр=ктрd22x8f1=00006*10992*04638001678=00000914.
2.Часть неактивной дуги занятая противовентиляционным кожухом – не рассчитывается.
3.Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени – не рассчитывается.
4.Число групп сопел Zcc=1 (принимаем).
5.Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел –не рассчитывается т.к. нет парциальности.
6.Коэффициент Ку’=13 (по опытным данным).
7.Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через корневые зазоры у’=kyuG’yG=13*0839*032028152=00124.
8.Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через периферийные зазоры ступени с бандажом у’=uG’’yG=0839*125628152=003739.
0.Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток y’’=α1(l2)07=0.
1.Коэффициент а2=04 09=06.
2.Влажность пара перед ступенью y0=0.
3.Влажность пара за ступенью y2=0.
4.Относительная потеря энергии от влажности вл=а2(y0-y2)2=0.
5.Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени
доп=тр++у’’+ у’+вл=00000914+0+003739+00124+0=004988
6.Сумма дополнительных потерь энергии в ступени
hдоп= =h0доп=69474*004988=3465 кДжкг.
7.Относительный внутренний к.п.д. ступени
i=u-hдопhp=0839-346567938=0787.
8.Потеря энергии с выходной скоростью
hc2(1-i)=1634*(1-094)=0098 кДжкг.
9.Энтальпия пара перед следующей ступенью
i*0(i+1)=i2+ hc2(1-i)+hдоп=3023406+0098+3465=3026969 кДжкг.
0.Внутренний перепад энтальпий в ступени
hi=i*0(i)-i*0(i+1)= 3081980-3026969 =55011 кДжкг.
1.Внутренняя мощность ступени
Ni=Ghi=28152*55011=1548693 кВт.
Детальный расчёт остальных ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 4.
8 Треугольники скоростей ступеней давления
Масштаб: в 1 мм 5 мс.
9. Эскиз проточной части турбины
10. Тепловой процесс в is-диаграмме промежуточной нерегулироемой ступени
Тепловой процесс строим для шестой нерегулируемой ступени.
Энтальпия пара перед ступенью кДжкг;
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий
Перепад в направляющем аппарате
Энтальпия пара за направляющим аппаратом при изоэнтропийном расширении кДжкг.
Потеря энергии в направляющем аппарате
Энтальпия пара за направляющим аппаратом с учётом потерь
Энтальпия пара в относительном движении перед рабочим колесом кДжкг.
Теплоперепад срабатываемый в рабочем колесе без учета потерь
Энтальпия пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении кДжкг.
Потери энергии в рабочем колесе
Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потерь кДжкг.
Сумма дополнительных потерь энергии кДжкг.
Выходная кинетическая энергия потока покидающего ступень
Потеря энергии с выходной скоростью кДжкг.
Внутренний перепад энтальпий в ступени
По результатам расчета строим тепловой процесс в is – диаграмме (рис. 3.1).
Рис. 3.1. Тепловой процесс турбинной ступени давления в i-s диаграмме
Расчет осевого усилия действующего на ротор турбины
Средний диаметр на выходе рабочей решетки d2=1254 м.
Длина рабочей лопатки l2=0126 м.
Осевой открытый зазор у корня d1’=00030 м.
Диаметр разгрузочного отверстия dр.о.=0040 м.
Число разгрузочных отверстий zр.о.=7 шт.
Диаметр окружности расположения разгрузочных отверстий Др.о.=07м.
Диаметр диафрагменных уплотнения dу=046 м.
Радиальный зазор диафрагменного уплотнения dу=00005 м.
Число гребней диафрагменного уплотнения zу=2.
Радиус скругления разгрузочных отверстий rр.о.=0009 м..
Параметры пара: p*0=02003 МПа – давление пара перед ступенью; Po=02003– статическое давление пара перед ступенью; давление за направляющим аппаратом Р1=01567 МПа; удельный объем пара перед ступентью V0=0989 м3кг; давление за рабочим колесом Р2=01369 МПа. Вычислим давление за направляющим аппаратом у корня:
Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения
f1=pdydу=*046*00005=00007226 м2.
Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий
fp.o.=zp.o.pd2p.o.4=7**004024=0008796 м2.
Площадь проходного сечения корневого зазора
fd’=pd’1d’1=*(1134)*0003=00107 м2.
Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения mу=0688 (по опытным данным табл. 6.7 [4]).
Окружная скорость разгрузочных отверстий
Up.o.=pДр.о.nc=*07*50=109956 мс.
Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях С0р.о.= мс.
В первом приближении Px=P1’=01382 МПа..
Характеристическое отношение разгрузочных отверстий (UC0)p.o.=10995650101=2195.
Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия mр.о.=030 (по опытным данным [6 c. 363]).
Решаем уравнения для определения Рх
Определим y1 и у2 при нескольких значениях х и результаты заносим в табл. 5.
По результатам расчета построим графики зависимости у1=f(x) и у2=f(x).
При условии у1=у2 х=0019941=ρд.
Рх=Р2+х(Р*0-Р2)=01369+0019941(02003-01369)=01382 МПа.
Уточняем С0р.о.= (UC0)p.o.=10995650027=2198.
Рис. 4.1. График зависимости у1=f(x) и y2=f(x).
Осевое усилие действующее на полотно диска
Осевое усилие действующее на венец рабочей лопатки
Осевое усилие действующее на диафрагменное уплотнение
Осевое усилиедействующее на ротор
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% - ные 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 деформируемостьпри 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.
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.
Технико-экономические показатели турбины
Суммарная внутренняя мощность группы нерегулируемых ступеней:
Внутренняя мощность всей турбины:
NiТ=Ni1+ Niсд=4727+22765=27492 МВт.
Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях:
Hicд=hi=927056 кДжкг.
Внутренний перепад энтальпий в турбине
HiT=hiI+ Hicд=164551+927056=1091607 кДжкг.
Относительный к.п.д. группы нерегулируемых ступеней
hoiсд= Hicд H0cд=9270561113271=0833.
Относительный внутренний к.п.д. турбины
hioТ= HiТ H0=1091607126363=0864.
q=d(i0-qп.в.)=000108*(3320580 – 677940)=2855 кДжкДж
или= 2453078 ккал кВт·ч ;
b=qQp’’=285529330=0973·10-4 кгкДж или
530787000=0350 кг кВт·ч
где Qp’’ – тепловая способность топлива.
Определение размеров патрубков отбора пара из турбины
В=fl –ширина патр. м
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 использованной литературы
Осипов А.В. Бирюков А.В. Расчет проточной части паровых турбин.- Брянск БГТУ 2012 – 126 с.
Вукалович М.П. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - Машиностроение 1967 –160 c.
Гоголев И. Г. Расчёт и проектирование проточной части паровых турбин с использованием ЭВМ. - Брянск БИТМ 1988 – 80 с.
Гоголев И. Г. Расчёт регулирующеё двухвенечной ступени скорости паровой турбины. - Брянск БГТУ 1999 – 32 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.

К-30-4,2 поперечный разрез.cdw

эскиз проточки А3.cdw

К-30-4,2 продольный разрез.cdw