Расчет и проектирование паровой турбины конденсационной паротурбинной установки типа К-19-3, 1

K-19-3,1 - попер.cdw

Treugolniki_stokostey_stupeney_davlenia_Griba12 (1).cdw

Рисунок 6.2 - Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней давления паровой турбины типа К-19-3
(масштаб 1 мм - 5 мс)
Одиннадцатая ступень
Четырнадцатая ступень

!!!!!!!!1111111!!!!!!!!!!!!!!!!!!!Eskiz_protochnoy_chasti_K-16-3_8_Gribanov_D_V12.frw

Рисунок 6.3 - Эскиз проточной части одноцилиндровой многоступенчатой паровой турбины типа К-19-3
Регулирующая ступень
Одиннадцатая ступень
Четырнадцатая ступень

!!!!!!!!!!!!!!!!!!!Моя работа.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
ФГБОУ ВПО «Брянский государственный технический университет»
Кафедра «Тепловые двигатели»
РАСЧЁТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ КОНДЕНСАЦИОННОЙ
ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ ТИПА К-19-31
по дисциплине «Паротурбинные установки»
Руководитель: ассистент
Студент группы 11-ЭМ1
Рассчитать и спроектировать проточную часть одноцилиндровой многоступенчатой конденсационной паровой турбины типа К-19-31 по следующим исходным данным:
-номинальная мощность турбины Nном = 19000 МВт;
-начальное давление пара р0 = 3100 МПа ;
-начальная температура пара Т0 = 722000 К;
-конечное давление пара рк = 6000 кПа;
-начальная энтальпия пара I0 = 3340709 кДжкг;
-изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине Н0 = 1149061 кДжкг.
а) подводимого к турбине G0 = 18811 кгс;
б) отбираемого на П1 G1 = 0867 кгс;
в) отбираемого на П2 G2= 0952 кгс;
г) отбираемого на П3 G3 = 0675 кгс;
д) отбираемого на П4 G4 = 0667 кгс;
е) отводимого в конденсатор Gк = 15650 кгс.
а) отбираемого на П1 р1 = 0043 МПа;
б) отбираемого на П2 р2 = 0117 МПа;
в) отбираемого на П3 р3 = 0245 МПа;
г) отбираемого на П4 р4 = 0426 МПа;
д) за последней ступенью турбины рк’ = 000645 МПа;
-относительный внутренний КПД турбины oi = 0850.
В данном курсовом проекте выполнен тепловой расчет проточной части и разработана конструкция паровой конденсационной многоступенчатой одноцилиндровой турбины на средние параметры пара мощностью 19000 кВт. Определены технико-экономические показатели турбины и паротурбинной установки.
Графическая часть включает в себя продольный разрез турбины в том числе корпуса переднего подшипника и системы валоповорота поперечный разрез по клапанной коробке.
Описание конструкции турбины типа К-19-316
Расчетный режим работы турбины7
Частота вращения ротора турбины8
Способ регулирования9
Регулирующая ступень10
1 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости10
2 Расчет двухвенечной ступени скорости12
3 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени18
4 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени18
Нерегулируемые ступени22
1 Типы нерегулируемых ступеней22
2 Ориентировочные параметры последней ступени23
3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени25
4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней.26
5 Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними28
6 Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней давления32
6.1 Расчет направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени32
6.2 Расчет рабочих лопаток 1-ой ступени36
6.3 Определение потерь энергии к.п.д. и внутренней мощности39
Тепловой процесс в is-диаграмме для седьмой промежуточной нерегулироемой ступени47
Расчет осевого усилия действующего на рабочее колесо третий ступени49
Требования к материалам53
1 Материалы цельнокованых сварных роторов и валов сборных роторов54
Технико – экономические показатели турбины57
Определение размеров патрубков отбора пара из тубины58
Техника безопасности59
Список использованных источников60
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.
При проектировании проточной части требуется спроектировать ее так чтобы располагаемый теплоперепад 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 по результатам расчета тепловой схемы ПТУ была рассчитана и спроектирована проточная часть паровой турбины К-19-31 а также обоснована экономическая эффективность применения РППВ.
Описание конструкции турбины типа К-19-31
Паровая турбина типа К-19-31 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 19 МВт. Частота вращения ротора совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 обс.
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 14 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 4 6 8 и 10 ступенями.
Все рабочие лопатки имеют бандаж кроме последней. Каждые два рабочих диска фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.
Расчетный режим работы турбины
Расчётный режим работы турбины – один из основных факторов определения размеров проточной части турбины; преобразование энергии при расчетном режиме происходит при максимальном к.п.д. 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=085*19000=16150 кВт.
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 ту же частоту вращения что и ротор генератора то есть
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.
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 них открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел а степень парциальности подвода пара 08 096 и изменяется в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной то есть не регулируется при изменении нагрузки турбины
1 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости
Применяем для нашей турбины двухвенечную ступень скорости типа КС-Б 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 высоким к.п.д. незначительно изменяющимся 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
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
б) направляющего аппарата и сопел
в) II рабочего венца и сопел f22f11.
Отношение высот (длин) лопаток:
а) I рабочего венца и сопел а =
б) направляющего аппарата и I рабочего венца
в) II рабочего венца и направляющего аппарата
Осевая ширина профиля лопаток:
б) I рабочего венца В21 мм;
в) направляющего аппарата В12 мм;
г) II рабочего венца В22 мм.
Шаг лопаточной решетки:
б) I рабочего венца t21мм;
в) направляющего аппарата t12 мм;
г) II рабочего венца t22 мм.
Таблица 1— Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-Б
2 Расчет двухвенечной ступени скорости
Расход пара (из расчета тепловой схемы) G0=18811 кгс.
Частота вращения ротора турбины n=50000 c-1.
Параметры пара перед соплами:
а) давление Рo’=3100*0950=2945 МПа;
б) температура t0'=721062 K;
в) энтальпия i0=3340709 кДжкг.
Тип ступени – двухвенечная КС-Б.
Отношение скоростей x=uc0=0250 (принимаем по рисунку 9) [1].
Средний диаметр d=1100 м (принимаем по прототипу).
u=dn= *1100*50000=172788 мс.
С0=ux=1727880250=691150 мс.
Изоэнтропийный перепад энтальпий
h0I =C022=69115022=238844 кДжкг.
Параметры пара за ступенью (по h0I в iS – диаграмме):
а) давление P2I = 1312 МПа;
б) Удельный объем V2t=0205 м3кг.
а) П= P2I P0’=13122945=0446;
б) Пкр = РкрР0’=2(к+1)к(к-1)=(2(13+1))13(13-1)=0546.
Давление пара в критическом сечении:
Ркр1=Пкр*Р0’=0546*2945=1607 МПа.
Критический тепловой перепад hкр=183041 кДжкг (по iS-диаграмме).
Удельный объем пара в критическом сечении Vкр1=0175 м3кг (по iS-диаграмме).
Скорость пара в критическом сечении
Площадь проходных сечений
f11=GI Vкр1 (0970Cкр) =18811*0175(0970*604674)=0005613 м2.
Синус угла sin11=sin175о=0301.
*l11=f11*d1*sin11=5613*10-3( *1100*0301)=5396*10-3 м.
Путём подбора высот лопаток соплового аппарата l11=17 27 мм выбираем оптимальную степень парциальности opt=0270 (таблица 2).
Таблица 2 — Расчёт двухвенечной сткпени скорости
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*vкрl0970*Ckp при П05
Произведение e*l11=f11d1sin11
б) I рабочего венца
в) направляющего аппарата
г) II рабочего венца l22=с*l12=1290*30702 =39606 мм
Окружной К.П.Д. ступени по опытным данным u =0728 [1 стр. 44 рисунок 11].
Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd=1006 [1 стр. 45 рисунок 12].
Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs=0978 [1 стр. 45 рисунок 13].
Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl=0984 [1 стр. 46 рисунок 14].
Окружной К.П.Д. ступени с учетом поправок
u’ = u Кd Кs Кl=0728*1006*0978*0984 = 0705.
Окружной тепловой перепад в ступени
hu’ = hou’ = 238844*0705 = 168337 кДжкг.
а) сопел В1 1= 50мм;
б) I рабочего венца В21 = 40мм;
в) направляющего аппарата В12 = 33мм;
г) II рабочего венца В22 = 40мм.
С = (750B-2500)*100000 = (750*0040-2500)*100000 = 2750000
где В= (В21 +В12)2 = 0040 м.
Неактивная дуга закрытая кожухом
к0900(1-) = 0900*(1-0270)=0657.
Мощность затрачиваемая на трение и вентиляцию:
Потери энергии на трение и вентиляцию
hтв=NтвGI=12316118811=6547 кДжкг.
Потеря энергии на концах сегментов сопел
hсегм=0110(B21l21+B22l22)x(hu’-hтв)zccf11=0110*(0040*23800+0040* *39606)*0250(168337 -6547)*15613*10-3=2011 кДжкг.
Использованный внутренний тепловой перепад в ступени
hiI= hu’-hтв-hсегмл=168337-6547-2011=159779 кДжк.
Относительный внутренний к.п.д. ступени
i=hiIh0I=159779238844=06690.
NiI=GI hiI=18811*159779=3005597 кВт.
По результатам вычислений (см. таблицу 2) строим график (рисунок 5.1) и выбираем режим близкий к оптимальному.
Рисунок 5.1 – Зависимость относительного внутреннего КПД от степени парциальности регулирующей ступени
3 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени
Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара:
где Nэ и Nном – мощность турбины соответственно расчетная и номинальная;
h0I и h0I_ном – изоэнтропийный перепад энтальпий от соответственно до и .
t и 2tном – удельный объем пара в конце процесса расширения на изоэнтропе и давлении в камере регулирующей ступени соответственно и при расчетной и номинальной мощности турбины.
Давление в камере регулирующей ступени:
Р2Iном=P2INномNэ=1312*1900016150=1544 МПа
Определяем число сопел регулирующей ступени:
Zсmax=*d*maxt11=*1100*03110038928 сопел
где t11 – шаг сопловой решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени;
Zсmax –округляется до ближайшего большего целого числа.
Принимаем для проектируемой турбины 4 регулирующих клапана.
4 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени
- 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
h11=(12-1)C2112*103=(109702-1)*63246922103=12563 кДжкг;
-в первом венце рабочих лопаток
h21=(112-1)W2212*103=(108602-1)*41331622103=30073 кДжкг;
-в направляющем аппарате
h12=(1н2-1)С2122*103=(108802-1)*25742922103=9653 кДжкг;
-во втором венце рабочих лопаток
h22=(122-1)W2222*103=(109002-1)*18011722103=3805 кДжкг;
- потеря энергии с выходной скоростью
hС22= C2222*103= 10635022*103= 5655 кДжк.
Окружной тепловой перепад ступени
hu=h0I-h11-h21-h12-h22-hC22=238844 –12563 – 30073 – 9653 –
–3805 –5655= 177095 кДжкг.
Окружной к.п.д. ступени
u =huh0=177095238844=0741.
= (u-`u)u*100%=(0741-0705)0741=4946 %.
В этих формулах обозначено:
н12 – коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов первого и второго венцов рабочих лопаток;
н 1 2 – степень реактивности соответственно ступени направляющего аппарата первого и второго венцов рабочих лопаток
=1+н+2=002+004+005=011
12 21 22 – эффективные углы выхода пара соответственно из соплового и направляющего аппарата из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа ступени.
Для двухвенечных ступеней скорости можно принимать следующие значения коэффициентов скорости:
=0970; 1=0860;н=0880; 2=0900 (стр. 28 [1]) и степени реактивности: 1=002; н=004; 2=005.
Треугольники скоростей регулирующей двухвенечной ступени скорости представлены на рисунке 5.2.
Тепловой процесс в регулирующей двухвенечной ступени скорости представлен на рисунке 5.3.
Рисунок 5.2 — Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости
Рисунок 5.3 — Тепловой процесс в регулирующей двухвенечной ступени скорости
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.
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 имеется разгрузочный диск (поршень или думисс) большого диаметра являющийся частью переднего уплотнения и к.п.д. турбины снижается из-за увеличенных утечек пара через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности активных и реактивных турбин.
В соответствии с типом турбин которые получили распространение на том или ином заводе применяется специализированное оборудование оснастка приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или иной конструкции.
Выполнение активных ступеней целесообразно в области целых 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 реактивностью которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 06 и более.
2 Ориентировочные параметры последней ступени
Площадь ометаемая рабочими лопатками последней ступени
Уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной фоме
Осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени
Угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить 2=90 тогда sin2=1 и С2=С2z
Выходная кинетическая энергия соответствует скорости С2 за последней ступенью турбины
желательно hc2(001 003)H0. Следовательно
Коэффициент в.с. принимаем равным 0014.
После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени:
где– расход пара через последнюю ступень – удельный объём пара втулочное отношение dzlz=5000 (по конструктивным соображениям).
uz=dznc=*1678*50000=263580 мс;
Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем:
по рекомендации с. 65 [1].
xzopt==0619 принимаем Х(z)=0610 (из конструктивных соображений).
Тепловой перепад срабатываемый в последней ступени вычисляется по формуле
h0z=05uz2xz-2=05*2635802*0610-2=93354 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*18811=18435 кгс.
f1 - площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени:
Здесь d1 – средний диаметр ступени; - степень парциальности впуска пара; 1 – 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=*cos1(2)=0965*cos120(2 =0482 принимаем Х(1)=0480 (из конструктивных соображений).
l1=G1V1t(22nd12tg1(1-)
Для первой ступени принимаем 1=120 =004 d1=11. 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=d1nc=314*1100*50=172788 мс.
Используя коэффициент Хопт=048 получаем перепад энтальпий
h0(1)=C022=05U2*X-2=05*1727882*0480-2=64791 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 (рис. 6.1).
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 (см. рисунок 6.1)
Рисунок 6.1 - Изменение конструктивных и режимных параметров нерегулируемых ступеней вдоль проточной части турбины
Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле
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 11 промежуточных точек подставляя значения d и x с графиков представленных на рисунке 6.1 (кривая x и d). Полученные теплоперепады наносим на диаграмму рисунке 6.1 и соединяем плавной линией иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.
h0(1)=05*1*2*502*1120482=64791 кДжкг;
h0(z)=05*096*2*502*1678206102=89620 кДжкг;
h0(2)=05*096*2*502*1120482=62199 кДжкг;
h0(3)=05*096*2*502*1120482=62199 кДжкг;
h0(4)=05*096*2*502*1120482=62199 кДжкг;
h0(5)=05*096*2*502*113920482=66688 кДжкг;
h0(6)=05*096*2*502*119720482=73652 кДжкг;
h0(7)=05*096*2*502*1254205062=72740 кДжкг;
h0(8)=05*096*2*502*1332205322=74245 кДжкг;
h0(9)=05*096*2*502*1451205582=80084 кДжкг;
h0(10)=05*096*2*502*1561205842=84618 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(64791+89620)+ 62199*3+66688+73652+
+72740+74245+80084+84618)]10=71583 кДжкг.
Число нерегулируемых ступеней давления z зависит главным образом от величины срабатываемого в них общего теплового перепада
Hо(сд) =H0(1+)-hо=1149061*(1+0)-238844=910217 кДжкг.
где - коэффициент возврата тепла в первом приближении =0.
Величина Н0 зависит от начальных и конечных параметров пара hо – от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d и х.
z’= Hо(сд)h0ср=91021771583 =12716.
Полученный результат z’ округляем до ближайшего целого числа z=13 ступеней и по нему определяю коэффициент возврата тепла:
=Kt(1-0i)H0(Z-1)Z=3750*10-4(1-0850)* 1149061*(13-1)13=0060.
С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H0(сд) :
Hо(сд) =1149061*(1+0060)-238844=979161 кДжкг.
z= Hосдh0ср=97916171583=13679 (округляю до ближайшего целого числа) z=14 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) отвечающие номерам нерегулируемых ступеней (см. рисунок 6.1). 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=*1100*50=172788 мс;
u2=d2n=*1100*50=172788 мс;
u3=d3n=*1100*50=172788 мс;
u4=d4n=*1100*50=172788 мс;
u5=d5n=*1100*50=172788 мс;
u6=d6n=*1130*50=177500 мс;
u7=d7n=*1174*50=184411 мс;
u8=d8n=*1219*50=191480 мс;
u9=d9n=*1263*50=198392 мс;
u10=d10n=*1323*50=207816 мс;
u11=d11n=*1414*50=222111 мс;
u12=d12n=*1505*50=236405 мс;
u13=d13n=*1596*50=250699 мс;
u14=d14n=*1678*50=263580 мс;
Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины oe с помощью графика oe=f(X) (риунок 21 [1]). В результате получаем oe=0869.
Сумму предварительных тепловых перепадов включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной Н0*(1+) и определяем разность
49061*(1+0060)-238844-(64791+62800+62199+62199+62520+65984+72834+73304+72984+74120+78208++82104+85732+89620) = -30238 кДжкг.
Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней:
-3023814= -2160кДжкг.
Определяем окончательно теплоперепады по формуле:
Полученные параметры занесены в таблицу 3.
Таблица 3 – предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины
Средний диаметр ступени d м
Окружная скорость u мс
Предваритель-ный тепло-перепад
Характе-ристический коэффициент Х
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 первой нерегулируемой ступени
Средний диаметр d1=11 м.
Тепловой перепад hi1=62631 Джкг.
Характеристический коэффициент х=048.
Частота вращения nc=50 c-1.
Окружная скорость u=d1n =*1100*50=172788 мс.
Расход пара через ступень Gi=G(i-1)-Gпу-Gотб=18811-0398-0=
Давление пара P0i=1312 МПа.
Удельный объем пара перед ступенью V0i=0219 м3кг.
Энтальпия пара перед ступенью i0i=3180930 Джкг.
Выходная кинетическая энергия пара покидающего предыдущую ступень hc2(i-1)=5655 Джкг.
Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени i=0.
Доля кинетической энергии используемая в ступени ihc2(i-1) =0*5655= 0 Джкг.
Полные параметры пара перед ступенью:
в) удельный объем V0*=0219 м3кг.
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий h0=h0(i)+ihc2(i-1)= =62631+0=62631 Джкг.
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=0260 м3кг.
Высота направляющей лопатки (предварительное значение) l(i)l1(i-1) GiV2t(i)=0018949 м.
Степень реактивности у корня ступени ρ’=004.
Степень реактивности на средней окружности
ρ=1-(1- ρ’)(1-l1d1)2= =1-(1-004)(1-00189491100)2=0073.
Тепловой перепад в направляющем аппарате
h1*=(1-ρ)h0 =(1-0073)* 62631= 58058937 Джкг.
Параметры за направляющим аппаратом:
б) давление p1= 10672 МПа; ( по is – диаграмме)
в) удельный объем V1t=0257 м3кг; ( по is – диаграмме)
г) сухость пара х1t=1.
Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата
Показатель в уравнении изоэнтропы к=13 – для сухого пара или для влажного пара m=(к-1)к=(13-1)13=0231.
Скорость звука на выходе из направляющего аппарата
Число Маха М=С1tа1=340761597212=0571.
Отношение давлений П=р1р0*=106721312=0813.
Эффективный угол выхода из направляющего аппарата принимаем α1=12 град.
Хорда профиля направляющей лопатки b1= 00625 м (принимаем по прототипу).
Отношение b1l1=006250018949=3298.
Коэффициент скорости φ (или коэффициент потерь 1)(по опытным данным) φ=0933.
Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата C1= φ*C1t=0933*340761=318086 мс.
Потеря энергии в направляющей решетке h1=(1-φ2)h1*=1h1*= =(1-09332)*=7469524 Джкг.
Параметры пара за направляющим аппаратом:
б) удельный объем V1 = 0259 м3кг (по р1 и i1 в is – диаграмме).
Критическое отношение Пкр1=(2(к+1))К(К-1)=(2(13+1))13(13-1)=0546.
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=036 м;
в) число гребней zy=8 шт.;
г) коэффициент расхода у=077;
д) поправочный коэффициент ку=1;
Расход пара через диафрагменное уплотнение
Расход пара через направляющую решетку G1=Gi-G’y=18444-0219=18194 кгс.
Коэффициент расхода направляющей решетки 1 (по опытным данным) 1=0985-00058*b1l1 =0985-00058*3298=0966.
Поправочный коэффициент к=(вл)(пл)=1 (по опытным данным).
Площадь проходных сечений направляющей решетки при П>Пкр – f1=G1V1t1C1tk=18249*0257 097**1=00142 м2.
Площадь проходных сечений направляющей решетки при П≤Пкр – f1=G1Vкр11Cкрk не вычисляем так как сечение не критическое.
Произведение l1=f1d1sinα1=00142*11*sin12º= 00198 м.
Степень парциальности =1.
Высота направляющей лопатки l1=(l1)=(00198)1=198 мм.
Диаметр корневого обвода d1’=d1-l1=11-00198=10802 м.
Относительный шаг направляющей решетки =075 (по опытным данным).
Шаг направляющей решетки t=b1=075*00625=00469 м.
Число направляющих лопаток z1=d1t=*11*100469=74 шт.
6.2 Расчет рабочих лопаток 1-ой ступени
Относительная скорость входа пара в рабочую решетку
Отношение скоростей U1C1=172788318086=0543.
Угол входа пара в рабочую решетку 1=arctg(sinα1(cosα1- -U1C1))=arctg(sin12(cos12-0543))=25550.
Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом:
б) давление p*1w=111405 МПа( по i2t в is – диаграмме).
Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе h2=ρh0=0073*62631=4572063 Джкг.
Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:
б) давление p2=105025 МПа ( по
в) удельный объем V2t=0262 ( по i2t в is – диаграмме).
Скорость звука за рабочей решеткой
Критическое отношение давлений Пкр2=(2(к+1))к(к-1)= =(2(13+1))13(13-1)=0546.
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
Число Маха М2t=W2ta2==0302.
Параметры периферийных зазоров проточной части ступени:
а) диаметр периферийного обвода: d1’’=d1+
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=0713;
ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) Ку'=1;
з)эквивалентный зазор
Степень реактивности в периферийном сечении ступени
ρ’’=1-(1- ρ)(d1d1’’)2=1-(1-0073)(1111198)2=0105.
Утечка пара через периферийные зазоры ступени с бандажом
Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа – не считается.
Расход пара через рабочую решетку
G2=G-Gy’’=18194-0880=17314 кгс.
Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный) =1800-2*25550о=128901 о.
Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) в2=002 м (по прототипу).
Отношение в2l1=00200198=1011.
Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным) 2=0945.
Поправочный коэффициент К=1 (по опытным данным).
Выходная площадь рабочей решетки при М2t1 f2=G2V2t2kW1=17314 *02620945*1*=00266 м2.
Выходная площадь рабочей решетки при М2t>=1- не считается.
Перекрыша лопаток ступени (принимается):
l =l’+l’’=00013+0002=00033 м.
Высота рабочей лопатки по входной кромке:
l2=l1+l=00198+00033=00231 м.
Высота рабочей лопатки по выходной кромке l2 (выбирается по условию плавности проточной части) l2=00231 м.
Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d2=11 м.
Эффективный угол выхода рабочей решетки 2=arcsin(f2d2l2)=arcsin(00266*11*00231*1)=19430º.
Учитывая этот угол (2)принимаем профиль рабочей лопатки из табл. 6.4 [1] Р-26-17АК.
Угол установки профиля в рабочей решетке у=73789.
Относительный шаг рабочей решетки =062.
Хорда профиля рабочей лопатки b2=00256 м.
Шаг рабочей решетки t2= b2 =00256*062=0016 м.
Число лопаток z2=d2t2=*110070016=218 шт.
Отношение в2l2=0020800232=0898.
Угол поворота потока в рабочей решетке
=180-(1+2)=180-(25550+19430)=135021.
Коэффициент скорости рабочей решетки = 0932.
Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса W2=W2t=0932*180708=168420мс.
Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М2t>1) – не считается.
Потеря энергии в рабочей решетке
h2=(1-2)W22t2=(1-09322) 18070822=2145072 Джкг.
Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери i2=i2t+h2=3125768524+2145072=3127914596 Джкг.
Окружная скорость на средней окружности
U2=d2n=*11007*50=172898 мс.
Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени
Угол выхода пара из рабочего колеса
α2=arctg(sin2(cos2-U2W2))=arctg(sin(cos-172898168420))=-75903.
Условная изоэнтропийная скорость ступени
Характеристическое отношение ступени
х=U2C0=172898353924=0489.
6.3 Определение потерь энергии к.п.д. и внутренней мощности
0.Выходная кинетическая энергия потока покидающего ступень hc2=C222=22*=1668348 Джкг.
1.Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени i=094.
2.Доля выходной кинетической энергии используемая в следующей ступени ihc2=094*1668348=1568247 Джкг.
3.Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени
hu=h0-h1-h2-hc2=62631-7469524-2145072-
- 1668348=51348056 Джкг.
4.Располагаемый тепловой перепад в ступени
hр=h0- ihc2=62631-1568247 =61062753 кДжкг.
5.Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени u=huhp=5134805661062753=0841.
6.Окружная составляющая скорости
С1u=C1cosα1=318086*cos12=311135мс.
7.Окружная составляющая скорости
С2u=C2cosα2=57764*cos759030 = 14069 мс.
8.Кинематическая вязкость пара 2=5699*10-6.
Reu=U2(d2-l2)22=172898*(11007-00232)2*5699*10-6 =1635*107.
0.Относительный зазор между диском и диафрагмой
В=2S(d2-l2)=2*0008(11007-0023)=0015 при S=0008.
1.Коэффициент трения kтр=00006 (принимаем).
2.Относительные потери энергии на трение диска
тр=ктрd22x3f1=00006*110072*048300142=000597.
3.Осевая длина свободных поверхностей диска B - не вычисляем.
4.Диаметр свободных поверхностей диска d – не вычисляем.
5.Относительные потери энергии на трение свободных поверхностей диска ’тр’=dВх3f1*103 – не вычисляем.
6.Часть неактивной дуги занятая противовентиляционным кожухом – не рассчитывается.
7.Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени – не рассчитывается.
8.Число групп сопел Zcc=1 (принимаем).
9.Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел – не определяем.
0.Коэффициент kу’=13 (по опытным данным).
1.Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через корневые зазоры у’=kyuG’yG=(1*0841*0219)18413=0001.
2.Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через периферийные зазоры ступени с бандажом у’=uG’’yG=0841*088018413=004017.
4.Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток y’’=α1(l2)07=0.
5.Коэффициент а2=04 09=05.
6.Влажность пара перед ступенью y0=0.
7.Влажность пара за ступенью y2=0.
8.Относительная потеря энергии от влажности вл=а2(y0-y2)2=0.
9.Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени
доп=тр+’тр++у’’+у’+вл=000597+0001+004017=0056
0.Сумма дополнительных потерь энергии в ступени
hдоп= =h0доп=62631*0056=3516526 Джкг.
1.Относительный внутренний к.п.д. ступени
i=u-hдопhp=0841-3516256 61062753=0783.
2.Потеря энергии с выходной скоростью
hc2(1-i)=1668348*(1-094)=100101 Джкг.
3.Энтальпия пара перед следующей ступенью
i*0(i+1)=i2+hc2(1-i)+hдоп=3127914596+100101+3516526=
4.Внутренний перепад энтальпий в ступени
hi=i*0(i)-i*0(i+1)= 3180930-31315302 =478315 Джкг.
5.Внутренняя мощность ступени Ni=Ghi=18326*478315=880722 Вт.
Детальный расчёт остальных ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 4.
Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней давления приведены на рисунке 6.2.
Тепловой процесс в is-диаграмме для седьмой промежуточной нерегулироемой ступени
Энтальпия пара перед ступенью
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий
Перепад в направляющем аппарате
Энтальпия пара за направляющим аппаратом при изоэнтропийном__расширении
Потеря энергии в направляющем аппарате
Энтальпия пара за направляющим аппаратом с учётом потерь
Энтальпия пара в относительном движении перед рабочим колесом
Теплоперепад срабатываемый в рабочем колесе без учета потерь
Энтальпия пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении
Потери энергии в рабочем колесе
Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потерь
Сумма дополнительных потерь энергии
Выходная кинетическая энергия потока покидающего ступень
Потеря энергии с выходной скоростью
Внутренний перепад энтальпий в ступени
Рисунок 7.1 - Тепловой процесс турбинной ступени давления в i-s диаграмме.
Расчет осевого усилия действующего на рабочее колесо третий ступени
Исходные данные (3 ступень):
- средний диаметр на выходе рабочей решетки d2=11007 м;
- длина рабочей лопатки
- осевой открытый зазор у корня 1’=00015 м;
- диаметр разгрузочного отверстия dр.о.=0044 м;
- число разгрузочных отверстий zр.о.=7 шт.;
- диаметр окружности расположения разгрузочных отверстий Др.о.=0724 м;
- диаметр диафрагменных уплотнения dу=041 м;
- радиальный зазор диафрагменного уплотнения у=00005 м;
- число гребней диафрагменного уплотнения zу=4;
- радиус скругления разгрузочных отверстий rр.о.=0010 м;
а) полное давление пара перед ступенью p*0=0843552 МПа;
б) статическое давление пара перед ступенью po=0838497 МПа;
в) давление за направляющим аппаратом p1=0711671 МПа;
г) удельный объем пара перед ступентью 0=0316 м3кг;
д) давление за рабочим колесом p2=0664412 МПа.
Осевое усилие действующее на рабочее колесо ступени турбины определяется как сумма усилий действующих на венец рабочих лопаток полотно диска и диафрагменное уплотнение
Для нахождения слагаемых данной формулы необходимо рассчитать
Вычислим давление за направляющим аппаратом у корня
Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения
Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий
Площадь проходного сечения корневого зазора
Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения у=0770 [1 стр. 86 рисунок 27].
Окружная скорость разгрузочных отверстий
Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях
В первом приближении принимаем px = p1`= 0673376 МПа.
Характеристическое отношение разгрузочных отверстий
Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия р.о.=0373 [5 стр. 363].
Коэффициент расхода через корневой зазор к=0300 [5 стр. 363].
Решаем систему уравнений для определения рх
Определим y1 и у2 при нескольких значениях х и результаты заносим в таблицу 5.
Таблица 5 – Значения y1 и у2 при различных степенях реактивности
Рисунок 8.1 График зависимости у1=f(ρ) и y2=f(ρ)
При условии у1 = у2
Уточняем условную изоэнтропийную скорость в разгрузочных отверстиях
Определяем характеристическое отношение x
Осевое усилие действующее на полотно диска
Осевое усилие действующее на венец рабочей лопатки
Осевое усилие действующее на диафрагменное уплотнение
Выполнив все необходимые расчеты найдем осевое усилие действующее на рабочее колесо
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 коррозионной жаростойкостью 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 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 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 демпфирующая способность материалов. 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. Поэтому например для роторов паровых турбин они применяются в исключительных случаях (для роторов газовых турбин с ограниченным ресурсом используются высоколегированные аустенитные стали).
Технологические свойства (литейные свойства деформируемость при горячей пластической деформации и др.) материалов должны обеспечивать получение деталей наиболее простыми дешевыми методами изготовления заготовок и последующей обработки с минимальными внутренними остаточными напряжениями и с полным исключением внутренних дефектов (пороков) в деталях.
1 Материалы цельнокованых 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 ступеней низкого давления – высокой вязкостью.
Материалы применяемые для изготовления дисков должны обладать высоким пределом текучести ползучести длительной прочности 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.
Применяем для дисков проектируемой турбины сталь 25Х1М1Ф.
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.
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.
Применяем для лопаток первой ступени сталь 20Х13 а для всех последующих ступеней сталь 12Х13.
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.
Применяем для корпуса проектируемой турбины СЧ15.
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.
Для крепежных деталей применяем стали 35ХМ и ЭИ10.
Технико – экономические показатели турбины
Суммарная внутренняя мощность группы нерегулируемых ступеней:
Внутренняя мощность всей турбины:
NiТ=Ni1+ Niсд=3005+13696=16701 МВт.
Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях:
Hicд=hi=819703 кДжкг.
Внутренний перепад энтальпий в турбине
HiT=hiI+ Hicд=159779+819703=979482 кДжкг.
Относительный к.п.д. группы нерегулируемых ступеней
oiсд= Hicд H0cд=819703979161=0837.
Относительный внутренний к.п.д. турбины
ioТ= HiТ H0=9794821149061=0852.
q=d(i0-qп.в.)=00012*(3340709 – 579146)=3314 кгкДж
b=qQp’’=331429330=1107 кгкДж или 33147000=0473 кг кВт·ч ;
где Qp’’ – теплотворная способность топлива.
Определение размеров патрубков отбора пара из тубины
Таблица 5 – Расчет размеров патрубков отбора пара
l - длина патрубка м
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 использованных источников
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.

K-19-3,1- продол.cdw

!!!!Формирование проточной части.frw