Расчёт и проектирование паровой турбины конденсационной паротурбинной установки типа К-6-4

Продольный разрез.cdw

Поперечный разрез.cdw

Пояснительная записка.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
Брянский государственный технический университет
Кафедра «Тепловые двигатели»
РАСЧЁТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ
ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ КОНДЕНСАЦИОННОЙ
ПАРОТУРБИННОЙ УСТАНОВКИ ТИПА К-6-4
по дисциплине «Паротурбинные установки»
Студент группы 11-ЭМ1
Произвести расчет и проектирование паровой турбины по следующим исходным данным:
- Номинальная мощность турбины NНОМ = 6000 МВт.
- Начальное давление параР0 = 4000 МПа.
- Начальная температура параT0 = 706000 К.
- Конечное давление параPК = 4500 кПа.
- Температура питательной водыТПВ = 410000 К.
Данные из расчета тепловой схемы ПТУ
Начальная энтальпия пара
Изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине
- подводимого к турбине
- отводимого в конденсатор
- за последней ступенью турбины
Относительный внутренний КПД турбины
В данном курсовом проекте произведен расчет проточной части конденсационной паровой турбины типа К-6-4 и разработаны продольный и поперечный разрезы.
Описание конструкции турбины типа К-6-47
Регулирующая ступень8
1 Расчётный режим работы турбины8
2 Частота вращения ротора турбины8
3 Способ регулирования9
4 Регулирующая ступень9
5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени10
6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости11
7 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени19
8 Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени20
Нерегулируемые ступени25
1 Типы нерегулируемых ступеней25
2 Ориентировочные параметры последней ступени27
3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени28
4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней30
5 Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними32
6 Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления37
6.1 Расчёт направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени38
6.2 Расчёт рабочих лопаток 1-ой ступени41
6.3 Определение потерь энергии к.п.д. и внутренней мощности46
7 Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней57
8 Тепловой процесс в i s – диаграмме промежуточной нерегулируемой ступени61
Расчет осевого усилия действующего на ротор турбины64
Требования к материалам68
1 Материалы цельнокованных сварных роторов и валов сборных роторов69
Технико – экономические показатели турбины72
Определение размеров патрубков отбора пара из турбины74
Техника безопасности75
Список использованных источников76
Современная паротурбинная установка представляет собой сложный комплекс агрегатов взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической энергии (или механической). Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара частично отработавшими в турбине и отбираемыми из ее проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потерь тепла в конденсаторе (холодном источнике) но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход топлива на выработку электроэнергии существенно снижается. Экономия топлива от применения регенерации при определенных условиях достигает 10%. В силу этого все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды хотя при этом они становятся сложнее и дороже.
Экономия от регенерации возрастает с увеличением числа подогревателей. Однако прирост экономии замедляется по мере увеличения числа подогревателей.
Как показывают исследования при заданном числе подогревателей и равном количестве протекающей через них питательной воды наибольшая экономия получается в случае приблизительно одинаковой величины подогрева во всех основных подогревателях.
Формирование проточной части представляет собой один из основных этапов проектирования многоступенчатой паровой турбины и является сложной технико-экономической задачей. При проектировании проточной части требуется спроектировать ее так чтобы располагаемый перепад энергий был преобразован в механическую работу с максимальным
коэффициентом полезного действия; чтобы турбина была надежной и долговечной конструкция ее простой и технологичной дешевой и малогабаритной.
В данном курсовом проекте произведён тепловой расчёт проточной части турбины типа К-6-4 а также разработаны продольный и поперечный разрезы рассчитываемой турбины.
Описание конструкции турбины типа К-6-4
Паровая турбина типа К-6-4 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 6000 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 ступеней давления.
Корпус турбины литой. В паровой турбине запрессованы седла клапанов внутри коробки на поперечной траверсе подвешены четыре регулирующих клапана. Паровая и сопловая коробки составляют одно целое. Коробка крепится фланцем к верхней половине корпуса. Все диски насадные и набираются на роторе с двух сторон.
Концевые периферийные уплотнения выполнены в виде гребешков закрепленных в корпусе.
Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части при помощи специального устройства которое исключает возможность опрокидывания корпуса подшипника так как оно располагается вблизи его опорной плоскости. Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем. На крышке заднего подшипника установлено валоповоротное устройство. Регулирование гидравлическое. Колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце вала турбины.
Отборы пара на РППВ предусмотрены за 7 10 13 16 ступенями.
Все рабочие лопатки имеют бандаж кроме последних двух. Каждые два рабочих диска фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.
Регулирующая ступень
1 Расчётный режим работы турбины
Расчётный режим работы турбины имеет максимальным к.п.д. преобразования энергии и определяет размеры проточной части турбины. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ то есть такой режим при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.
На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме которая называется расчетной или экономической принимается равной
2 Частота вращения ротора турбины
Частота вращения ротора паровой турбины предназначенной для привода генератора электрического тока в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n = 3000 обмин. (nc = 50 с-1).
Роторы турбины и генератора мощностью Nном > 4000 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой так как это упрощает конструкцию снижает стоимость изготовления повышает экономичность и долговечность облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую же частоту вращения что и ротор генератора.
3 Способ регулирования
В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных начальных и конечных параметрах пара или при изменяющемся начальном давлении пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.
Выбираем сопловое регулирование так как весь поток пара отдельными частями протекает через последовательно включаемые регулирующие клапаны каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел; применяется в турбинах проектируемых для работы с большими колебаниями нагрузки (при малых расходах пара потери энергии меньше чем при дроссельном регулировании).
4 Регулирующая ступень
Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени.
Регулирующая ступень характеризуется тем что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел а степень парциальности подвода пара и изменяется в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной то есть не изменяется при регулировании нагрузки турбины.
5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени
Применяем для нашей турбины регулирующую двухвенечную ступень скорости типа КС-А упрощенной конструкции с цилиндрическими обводами межлопаточных каналов и без радиальных уплотнений. Это определило применение ступеней типа КС-А в основном для турбин сравнительно небольшой мощности (до 12000000 кВт). Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-А представлены в таблице 1.
Таблица 1 — Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-А
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 a =
б) направляющего аппарата и I рабочего венца b =
в) II рабочего венца и направляющего аппарата с = l22l12 .
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 t21 мм;
в) направляющего аппарата t12 мм;
г) II рабочего венца t22 мм.
6 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости
Расход пара (из расчёта тепловой схемы) GI = 6229 кгc.
Частота вращения ротора n = 50000 c-1.
Параметры пара перед соплами:
а) давление p’0 = 3800 МПа;
б) температура T0 = 706000 K;
в) энтальпия i0 = 3291285 кДжкг.
Тип ступени — двухвенечная КС-А.
Отношение скоростей x = uC0 = 025 [4 страница 20].
Средний диаметр d = 1 м (по прототипу АК-6).
Изоэнтропийный перепад энтальпий .
Параметры пара за ступенью (по h0I в is – диаграмме):
а) давление p2I = 1920 МПа;
б) удельный объём v2t = 0139 м3кг.
Давление пара в критическом сечении .
Критический тепловой перепад (по is – диаграмме).
hкрI = 176463 кДжкг.
Удельный объём пара в критическом сечении
vкрI = 0131 м3кг (по is – диаграмме).
Скорость пара в критическом сечении .
Площадь проходных сечений
где jр = 097 - коэффициент расхода ступени [4].
Синус угла sina11 = sin115° = 0199.
Путём подбора высот лопаток соплового аппарата l11 = 10 60 мм выбираем оптимальную степень парциальности eopt (см. таблицу 2) откуда принимаем eopt = 0152.
Таблица 2 — Расчёт двухвенечной ступени скорости
Частота вращения ротора nс
Характеристическое отношение х
Окружная скорость u = dnс
Условная скорость Со = uх
Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени hоI=Со2(2103)
Параметры пара за ступенью:
- удельный объём v2t.
- Пкр = (2(к+1))к(к-1)
Давление пара в критическом сечении pкр=Пкр p’о
Удельный объём пара в критическом сечении vкр1
Скорость пара в критическом сечении сопла скр=(к pкр vкр1)12
Опытный коэффициент расхода φр
Площадь проходного сечения f11=Gv(097с)
Произведение l11=f11(dsinα11)
Продолжение таблицы 2
Степень парциальности
б) I рабочего венца l21=аl11 (а=121)
в) направляющего аппарата l12=bl21 (b=115)
г) II рабочего венца l22=сl12 (с=114)
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
Окружной тепловой перепад в ступени h'u=u'hoI
б) I рабочего венца В21
в) направляющего аппарата В12
г) II рабочего венца В22
Коэффициент С=(750В-25)102
Неактивная дуга закрытая кожухом к=09(1-)
Мощность затрачиваемая на трение и вентиляцию Nтв
Потеря энергии на трение и вентиляцию hтв= NтвGо
Потеря энергии на концах сегментов сопел hсегм=011(В21l21+ +В22l22)х (h'u -hтв)zссf11
Использованный внутренний теплоперепад в ступени hil=h'u- hтв- hсегм
Относительный внутренний КПД ступени oil=hilhol
Внутренняя мощность ступени Nil=Gohil
Рисунок 1 — Зависимость относительного внутреннего КПД ступениhoiI от парциальности регулирующей ступени e
б) I рабочего венца ;
в) направляющего аппарата ;
г) II рабочего венца
где коэффициенты a b и c из таблицы 1.
Окружной КПД ступени по опытным данным
hu = 07432 (см. рисунок 2).
Поправочный коэффициент на средний диаметр
Kd=1010 (см. рисунок 3).
Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки KS = 0998 (см. рисунок 4).
Поправочный коэффициент на высоту лопатки Kl = 09785 (см.
Окружной КПД ступени с учётом поправок .
Окружной тепловой перепад в ступени .
Неактивная дуга закрытая кожухом .
Мощность затрачиваемая на трение и вентиляцию
Потери энергии на трение и вентиляцию .
Потеря энергии на концах сегментов сопел .
Использованный внутренний тепловой перепад в ступени .
Относительный внутренний КПД ступени
Внутренняя мощность .
Рисунок 2 — Зависимость окружного КПД hu от отношения давлений p’0 p2I
Рисунок 3 — Поправочный коэффициент Kd двухвенечной ступени скорости
Рисунок 4 — Поправочный коэффициент KS двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=06 мм.
Рисунок 5 — Поправочный коэффициент Kl двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=06 мм
7 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени
Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара
где NЭ и Nном — мощность турбины соответственно расчетная и номинальная;
v2t и v2tном — удельный объем пара в конце процесса расширения при давлениях в камере регулирующей ступени соответственно p2I и p2Iном;
h0i и h0iном — изоэнтропийный перепад энтальпий от p’0 соответственно до p2I и p2Iном.
Номинальное давление в камере регулирующей ступени
Определяем число сопел регулирующей ступени
где t11 — шаг сопловой решетки на среднем диаметре d 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 в решётках регулирующей ступени
В формулах ниже обозначено:
j jн y1 y2 — коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов первого и второго венцов рабочих лопаток которые определяются по опытным данным представленным на рисунке 6 и 7;
r = r1+rн+r2 = 002+004+005 = 011; r1rн r2 — степень реактивности соответственно ступени направляющего аппарата первого и второго венцов рабочих лопаток;
a11 a12 b21 b22 — эффективные углы выхода пара соответственно из соплового и направляющего аппарата из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа ступени (см. таблицу 1).
По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рисунок 8) и тепловой процесс в is – диаграмме (рисунок 9).
Рисунок 6 — Зависимость коэффициента j от скорости истечения с11 для двухвенечной ступени скорости
Рисунок 7 — Зависимость коэффициентов скорости лопаточных решёток двухвенечных ступеней скорости типа КС-А и КС-Б: 1 - y1=f(w21); 2 - jн=f(c12); 3 - y2=f(w22)
Скорости c11 w21 c12 w22 сначала вычисляем при соответствующих коэффициентах j jн y1 y2 равных единице. Затем по полученным значениям скоростей определяем коэффициенты по графикам на рисунке 6 и 7.
Абсолютная скорость истечения пара из сопел определяется по рисунку 6 при
По рисунку 6 определяем при
Относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца
Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца определяется по рисунку 7 при
По рисунку 7 определяем при
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца
Абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата определяется по рисунку 7 при
Относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца
Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца определяется по рисунку 7 при
Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени
Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решётках:
- в сопловом аппарате
- в первом венце рабочих лопаток
- в направляющем аппарате
- во втором венце рабочих лопаток
- потеря энергии с выходной скоростью
Окружной тепловой перепад в ступени
Окружной КПД ступени
Рисунок 8 — Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости
Рисунок 9 — Тепловой процесс регулирующей ступени в is - диаграмме
Нерегулируемые ступени
1 Типы нерегулируемых ступеней
Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы:
а) ступени высокого давления работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления);
б) ступени среднего давления или промежуточные ступени в которых объемы пара достаточно велики;
в) ступени низкого давления работающие как правило под вакуумом где объемы пара достигают очень большой величины.
В современном паротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших турбин как с точки зрения эксплуатации так и в отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если с одной стороны в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно лучше чем в активных то с другой стороны к.п.д. реактивной ступени сильно зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того в реактивной турбине обычно разгрузочный диск (поршень или думисс) большого диаметра являющийся частью переднего уплотнения и к.п.д. турбины снижается из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности обоих турбин.
Технология изготовления каждого из этих типов имеет свои особенности. В соответствии с типом турбин которые получили распространение на том или ином заводе применяется специализированное оборудование оснастка приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или другой конструкции.
Выполнение активных ступеней целесообразно в области целых расходов то есть в ступенях высокого давления где существенно сказываются потери на утечках. Наоборот в области низких давлений где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных паровых турбин выполняются со значительной реакцией которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 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 c2z=c2s угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить a2=90°; тогда s выходная кинетическая энергия соответствует скорости С2 за последней ступенью турбины Dhc2=05c22 желательно Dhc2(001 003)H0. Следовательно . Коэффициент xв.с. принимаем равным 0010.
После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени
где Gк - расход пара через последнюю ступень;
vк - удельный объем пара за рабочим колесом последней ступени;
dzlz = 6450 - втулочное отношение принимаем по конструктивным соображениям.
Скорость пара на выходе из ступени
Окружная скорость uz = pdznc = p×1347×50 = 211586 мс.
Степень реактивности
rz = 1-(1-rz')×(1-(lzdz))2 = 1-(1-003)×(1-16450)2 = 0307
где rz’ = 003 – реактивность у корня последней ступени [1 страница 38].
Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем
Принимаем характеристический коэффициент xzopt = 0500 исходя из конструктивных соображений.
Тепловой перепад срабатываемый в последней ступени вычисляется по формуле
h0z = 05×uz2×xz-2 = 05×211586 2×0500-2 = 89537 кДжкг.
3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени
Основной задачей проектирования первой и последних ступеней высокого давления является обеспечение достаточной высоты направляющих лопаток при которой достигается наибольшая экономичность.
Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени G1×v 1 = f1×с1t.
Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается определять G1 по формуле
G1 = 098×G0 = 098×6229 = 6104 кгс.
Площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени
f1 = p ×d1×l 1×e×sina1
где d1 – средний диаметр ступени м;
e - степень парциальности впуска пара;
a1 – угол выхода из сопел диафрагмы;
с1t – абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы мс.
В этом выражении характеристический коэффициент х для первых ступеней целесообразно выбирать равным или меньше хopt так как при изменении нагрузки турбины режимный коэффициент х первых ступеней конденсационных турбин практически не изменяется. Тогда
- степень реактивности [1 страница 39].
Т.к. l116 мм то выполняем первую нерегулируемую ступень с парциальным впуском пара.
Высоту лопатки принимаем равной
Известно что с введением парциальности в ступени появляются специфичные потери энергии (на вентиляцию и на концах сегментов сопел) которые приводят к соответствующему снижению по сравнению с коэффициентом полноподводной ступени . Для учета этого влияния введем следующую эмпирическую зависимость аппроксимирующую опытную функцию а=f():
гдеС учетом влияния парциальности на x
Т. к. мы не получили принятую высоту лопатки то подбираем нужную парциальность при которой и
Тогда с учетом потерь от введения парциальности
По принятым значениям d1 и n вычисляется окружная скорость на средней окружности первой ступени
u1 = p×d1×nc = p×095×50 = 149226 мс.
h0 = C022 = 05×u2×x-2 = 05×1492262×0450-2 = 54984 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 котором 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 отдельную диаграмму где по оси абсцисс откладывается в некотором масштабе длина ротора между крайними нерегулируемыми ступенями.
Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров x и h0 вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x1=const от первой ступени до L2 а далее возрастание до xz последней ступени по плавной практически прямой линии (см. рисунок 10).
Рисунок 10 — Изменение конструктивных и режимных параметров нерегулируемых ступеней вдоль проточной части турбины
Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле
h0 = 05×К0×2×n2×d2x2
где К0 – коэффициент (для первой ступени К0=1 для промежуточных ступеней К0 = 092 096).
По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z а также для 11 промежуточных точек подставляя значения d и x с графиков представленных на рисунке 10 (кривые x и d). Полученные теплоперепады наносим на диаграмму рисунка 10 и соединяем плавной линией иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.
h0(1)=05×1×p2×502×0950204502 = 54983 кДжкг;
h0(z)=05×096×p2×502×1347205002 = 85956 кДжкг;
h0(2)=05×096×p2×502×0950204502 = 52784 кДжкг;
h0(3)=05×096×p2×502×0950204502 = 52784 кДжкг;
h0(4)=05×096×p2×502×0950204502 = 52784 кДжкг;
h0(5)=05×096×p2×502×0950204502 = 52784 кДжкг;
h0(6)=05×096×p2×502×0983204502 = 56515 кДжкг;
h0(7)=05×096×p2×502×1016204502 = 60373 кДжкг;
h0(8)=05×096×p2×502×1049204582 = 62130 кДжкг;
h0(9)=05×096×p2×502×1082204672 = 63577 кДжкг;
h0(10)=05×096×p2×502×1148204752 = 69180 кДжкг;
h0(11)=05×096×p2×502×1215204832 = 74944 кДжкг;
h0(12)=05×096×p2×502×1281204922 = 80288 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 h0(ср)
Число нерегулируемых ступеней давления z зависит главным образом от величины срабатываемого в них общего теплового перепада
Hо(сд) = H0× (1+a)-hо1=1189928×(1+0)-197393 = 992535 кДжкг
где a - коэффициент возврата тепла (в первом приближении a = 0).
Величина Н0 зависит от начальных и конечных параметров пара hоI – от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d и х.
z’= Hо(сд)h0(ср) = 99253562384 = 15910.
Полученный результат z’ округляется до ближайшего целого числа z = 16 ступеней и по нему определяеися коэффициент возврата тепла
a = Kt× (1-h0i) ×H0× (z-1)z = 32×10-4×(1-0794)×1189928×(16-1)16 = 0074.
С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H0(сд)
Hо(сд) = 1189928×(1+0074) - 197393 = 1080590 кДжкг.
z=Hо(сд)h0(ср)=108059062384=17322(до ближайшего целого числа) z = 17 ступеней.
Для определения влияния числа ступеней на к.п.д. турбины необходимо определить характеристический коэффициент X (аналог коэффициента x отдельной ступени) по формуле:
Для вычисления этого коэффициента на данной стадии проектирования базу L разделяем на (z-1) равных отрезков получив на их границах соответственно точки 1 2 3 (z-1) z отвечающие номерам нерегулируемых ступеней (см. рисунок 10).
Для каждой из ступеней в указанной точке на кривой d находим средние диаметры а по ним и известной частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости.
u1 = ×d1×n = ×0950×50 = 149226 мс;
u2= ×d2 ×n = ×0950×50 = 149226 мс;
u3 =×d3×n = ×0950×50 = 149226 мс;
u4 = ×d4×n = ×0950×50 = 149226 мс;
u5 = ×d5×n = ×0950×50 = 149226 мс;
u6 = ×d6×n = ×0968×50 = 150482 мс;
u7 = ×d7n = ×0981×50 = 154095 мс;
u8 = ×d8×n = ×1004×50 = 157708 мс;
u9 = ×d9×n = ×1027 ×50 = 161321 мс;
u10 = ×d10×n = ×1051×50 = 165091 мс;
u11 = ×d11×n = ×1074×50 = 168704 мс;
u12 = ×d12×n = ×1113×50 = 174830 мс;
u13 = ×d13×n = ×1159×50 = 182055 мс;
u14 = ×d14×n = ×1206×50 = 189438 мс;
u15 = ×d15×n = ×1253×50 = 196821 мс;
u16 = ×d16×n = ×1300×50 = 204204 мс;
u17 = ×d17×n = ×1347×50 = 211586 мс.
Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины oe с помощью графика oe = f(X) (рисунок 11). В результате получаем oe = 0865.
Рисунок 11 – Зависимость относительного эффективного КПД турбины от характеристического коэффициента x
Сумму предварительных тепловых перепадов включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной Н0× (1+) и определяем разность
Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней
Определяем окончательно теплоперепады по формуле
Полученные параметры занесены в таблицу 3.
Таблица 3 – Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины
Средний диаметр ступени
Предварительный теплоперепад
Окончательный теплоперепад
Характеристический коэффициент Х
6 Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления
Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней выполняется последовательно ступень за ступенью начиная с первой. Он состоит из трех основных этапов для каждой нерегулируемой ступени: расчет направляющих лопаток расчет рабочих лопаток и определение потерь энергии относительного внутреннего к.п.д. и внутренней мощности ступени. Только после того как определены все конструктивные и режимные параметры установлена приемлемость их значений построен эскиз проточной части первой ступени и найдены параметры пара за ней можно приступить к расчету второй ступени и т.д.
6.1 Расчёт направляющих лопаток первой нерегулируемой ступени
Средний диаметр d1 = 095 м;
Характеристический коэффициент х = 045;
Частота вращения nc = 50 c-1;
Окружная скорость u = pd1nс = p105050 =149226 мс;
Расход пара через ступень
Gi = G(i-1) – Gпу – Gотб = 6229-0204-0 = 6025 кгс
где Gпу– отбор пара через переднее уплотнение
Удельный объем пара перед ступенью v0
Энтальпия пара перед ступенью
Выходная кинетическая энергия пара покидающего предыдущую ступень hc2(
Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени
Доля кинетической энергии используемая в ступени
Полные параметры пара перед ступенью:
б) давление p0* = 1920 МПа;
в) температура t0* = 359°С;
г) удельный объем v0* = 0147 м3кг.
Полный изоэнтропийный перепад энтальпий
Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:
а) давление p2 = 1573 МПа;
б) удельный объем v’2t = 0172 м3кг.
Высота направляющей лопатки (предварительное значение)
Степень реактивности у корня ступени ρ’ = 0010;
Степень реактивности на средней окружности
Тепловой перепад в направляющем аппарате
h1* = (1-ρ)×h0 = (1-0035)× 55151 = 53229 кДжкг;
Параметры за направляющим аппаратом:
г) сухость пара х1t = 1.
Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата
Показатель в уравнении изоэнтропы:
а) для сухого пара к = 13;
б) для влажного пара к = 1035+01×х.
Скорость звука на выходе из направляющего аппарата
Число Маха M = c1t а1 = 326279 602868 = 0550;
Отношение давлений П = р1р0* = 15841920 = 0825;
Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимаем) α1 = 11 град;
Хорда профиля направляющей лопатки
Коэффициент скорости
Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата c1 = φ×c1t = 0911×326279 = 297339 мс;
Потеря энергии в направляющей решетке
h1 = (1-φ2)×h1* = (1-09112)× 53229 = 9024 кДжкг;
Параметры пара за направляющим аппаратом
б) удельный объем v1 = 0234 м3кг.
Критическое отношение ;
Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:
а) давление pкр1=Пкр1×p0*;
Не определяем так как П>Пкр1;
Скорость пара в критическом сечении не вычисляем так как П>Пкр1;
Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла не вычисляем так как сечение не критическое;
Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла 1к.с.=α1*-α1≤4 5;
Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):
а) диаметр dy = 0370 м;
б) зазор у = 000020 м;
в) число гребней zy = 8 шт;
г) коэффициент расхода у = 0688;
д) поправочный коэффициент kу = 1;
Расход пара через диафрагменное уплотнение
Расход пара через направляющую решетку
Коэффициент расхода направляющей решетки 1
Поправочный коэффициент к=(вл)(пл)=1 (по опытным данным);
Площадь проходных сечений направляющей решетки при П>Пкр
f1 = G1×v1t 1×c1t×к = 5910×01710955×326279×1 = 00032 м2;
Площадь проходных сечений направляющей решетки при П≤Пкр f1=G1×vкр1 1×cкр×к не вычисляем так как сечение не критическое;
Произведение ×l1 = f1×d1×s
Степень парциальности = 0475;
Высота направляющей лопатки
Диаметр корневого обвода d1’ = d1-
Относительный шаг направляющей решетки ( по опытным данным);
Шаг направляющей решетки t=×b1 = 075×00625 = 00469 м;
Числонаправляющихлопаток
z1=×d1×t=×0950×047500469 = 30 шт.
6.2 Расчёт рабочих лопаток 1-ой ступени
Относительная скорость входа пара в рабочую решетку
Отношение скоростей u1c1 = 149226297339 = 0502;
Угол входа пара в рабочую решетку
Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом:
б) давление p1w* = 1654 МПа.
Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе
h2 = ρ×h0 = 0035×55151 = 1922 кДжкг;
Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:
б) давление p2 = 1573 МПа;
в) удельный объем v2t = 0173 .
Скорость звука за рабочей решеткой
Отношение давлений П2 = p2p1w* = 15731654= 0951;
Критическое отношение давлений ;
Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки:
а) давление ркр2=Пкр2×р1w*;
б) удельный объём vкр2 .
Так как П>Пкр то указанные параметры пара не определяем;
Относительная скорость пара в критическом сечении;
Не вычисляем так как П>Пкр;
Относительная теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки
Число Маха M2t = w2t a2 = 165562594784 = 0278;
Параметры периферийных зазоров проточной части ступени:
а) диаметр d1’’ = d1+
б) осевой зазор (принимается) 1 = 0002;
в) коэффициент расхода открытого осевого зазора (принимается) 0 =05;
г) радиальный зазор надбандажного уплотнения (принимается) = 000143;
д) число гребней радиального надбандажного уплотнения (принимается) zру = 2;
е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения (по опытным данным) у = 0679;
ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) Ку' = 1;
з) эквивалентный зазор
Степень реактивности в периферийном сечении ступени
ρ’’ = 1-(1-ρ) × (d1d1’’)2 = 1-(1-0035) × (09500962)2 = 0059;
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’’ = 5910-0727 = 5182 кгс;
Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный)
Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) b2 = 0020 м (по прототипу);
Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным)
Поправочный коэффициент К = 1 (по опытным данным);
Выходная площадь рабочей решетки при М2t1
Выходная площадь рабочей решетки при - не считается;
Перекрыша лопаток ступени (принимается):
Высота рабочей лопатки по входной кромке:
Высота рабочей лопатки по выходной кромке
Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d2 = 09505 м;
Эффективный угол выхода рабочей решетки 2 = arcs
Учитывая этот угол (2) принимаем профиль рабочей лопатки из таблицы 6 [4] Р-26-17А;
Угол установки профиля в рабочей решетке
Относительный шаг рабочей решетки = 0650;
Хорда профиля рабочей лопатки b2 = 00257 м;
Шаг рабочей решетки t2 = ×b2 = 0650×00257 = 00167 м;
Угол поворота потока в рабочей решетке
= 180-(1+2) = 180-(21689+16429) = 141882;
Коэффициент скорости рабочей решетки 91.Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса w2 = ×w2t = 0917×165562 = 151814 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)×w2t22 = (1-09172)× 16556222 = 2182 кДжкг;
Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери
Окружная скорость на средней окружности
u2 = ×d2×n = ×09505×50=149304 мс;
Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени 98.Угол выхода пара из рабочего колеса
Условная изоэнтропийная скорость ступени
0.Характеристическое отношение ступени
х = u2C0 = 149304332117 = 0450.
6.3 Определение потерь энергии к.п.д. и внутренней мощности
1.Выходная кинетическая энергия потока покидающего ступень hc2 = C222 = 4307322 = 0928 кДжкг;
2.Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени
3.Доля выходной кинетической энергии используемая в следующей ступени
4.Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени
hu = h0-h1-h2-hc2 = 55151-9024-2182-0872 = 43018 кДжкг;
5.Располагаемый тепловой перепад в ступени
6.Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени u = huhp = 4301854279 = 0793;
7.Окружнаясоставляющаяскорости c1u = c1×cosα1 = 297339×cos11 = 291882 мс;
8.Окружная составляющая скорости
c2u = c2×cosα2 = 43073×cos(-85090°) = 3719 мс;
9.Кинематическая вязкость пара 2 = 3760×10-6 м2c;
1.Относительный зазор между диском и диафрагмой
2.Коэффициент трения kтр = 00006;
3.Относительные потери энергии на трение диска
4.Осевая длина свободных поверхностей диска B - не вычисляем;
5.Диаметр свободных поверхностей диска d – не вычисляем;
6.Относительные потери энергии на трение свободных поверхностей диска тр’ = а ×В ×х3f1 – не вычисляем;
7.Часть неактивной дуги занятая противовентиляционным кожухом
к = 1- = 1-0475 = 0525;
8.Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени
в = Кв× (1- -05× к)×
9.Число групп сопел zcc=1 (принимаем);
0.Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел сегм = 025×b2×l2×
1. Коэффициент Ky’=1300 (по опытным данным).
2.Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через корневыезазорыу’=ky×u×Gу’×G = 1300×0792×0115×04756025= 00094;
3.Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через периферийные зазоры ступени с бандажом у’’ = u×Gу’’G = 0792×07276025 = 0096;
5.Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток y’’ = a1× (
6.Коэффициент а2 = 04 09. Принимаем а2 = 05;
7.Влажность пара перед ступенью y0 = 0;
8.Влажность пара за ступенью y2 = 0;
9.Относительная потеря энергии от влажности
0.Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени доп = тр++ сегм +у’’+у’+вл=000338+0008+00171+00094+
1.Сумма дополнительных потерь энергии в ступени hдоп = h0×доп = 51151×0164 = 9042 кДжкг;
2.Относительный внутренний к.п.д. ступени
3.Потеря энергии с выходной скоростью
4.Энтальпия пара перед следующей ступенью
5.Внутренний перепад энтальпий в ступени
6.Внутренняя мощность ступени
Ni = G×hi = 6025×34849 = 209963 кВт.
Детальный расчёт всех ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 4.
Таблица 4 - Детальный тепловой расчёт нерегулируемых ступеней давления
Продолжение таблицы 4
7 Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней
Рисунок 12 – Треугольники скоростей первой ступени давления
Рисунок 13 – Треугольники скоростей второй ступени давления
Рисунок 14 – Треугольники скоростей третьей ступени давления
Рисунок 15 – Треугольники скоростей четвертой ступени давления
Рисунок 16 – Треугольники скоростей пятой ступени давления
Рисунок 17 – Треугольники скоростей шестой ступени давления
Рисунок 18 – Треугольники скоростей седьмой ступени давления
Рисунок 19 – Треугольники скоростей восьмой ступени давления
Рисунок 20 – Треугольники скоростей девятой ступени давления
Рисунок 21 – Треугольники скоростей десятой ступени давления
Рисунок 22 – Треугольники скоростей одиннадцатой ступени давления
Рисунок 23 – Треугольники скоростей двенадцатой ступени давления
Рисунок 24 – Треугольники скоростей тринадцатой ступени давления
Рисунок 25 – Треугольники скоростей четырнадцатой ступени давления
Рисунок 26 – Треугольники скоростей пятнадцатой ступени давления
Рисунок 27 – Треугольники скоростей шестнадцатой ступени давления
Рисунок 28 – Треугольники скоростей семнадцатой ступени давления
8 Тепловой процесс в i s – диаграмме промежуточной нерегулируемой ступени
Тепловой процесс строим для восьмой нерегулируемой ступени.
) Энтальпия пара перед ступенью
) Полная энтальпия пара перед ступенью
) Полный изоэнтропийный перепад энтальпий
) Перепад в направляющем аппарате
) Энтальпия пара за направляющим аппаратом при изоэнтропийном расширении
) Потеря энергии в направляющем аппарате
) Энтальпия пара за направляющим аппаратом с учётом потерь
) Энтальпия пара в относительном движении перед рабочим колесом
) Теплоперепад срабатываемый в рабочем колесе без учета потерь
) Энтальпия пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении
) Потери энергии в рабочем колесе
) Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потерь
) Сумма дополнительных потерь энергии
) Выходная кинетическая энергия потока покидающего ступень
) Потеря энергии с выходной скоростью
) Внутренний перепад энтальпий в ступени
По результатам расчета строим тепловой процесс в is – диаграмме (рисунок 29).
Рисунок 29 – Тепловой процесс турбинной ступени давления
Расчет осевого усилия действующего на ротор турбины
Средний диаметр на выходе рабочей решетки d2 = 10045 м.
Длина рабочей лопатки l2 = 00206 м.
Осевой открытый зазор у корня d1' = 00015 м.
Диаметр разгрузочного отверстия dр.о. = 0040 м.
Число разгрузочных отверстий zр.о. = 7 шт.
Диаметр окружности расположения разгрузочных отверстий
Диаметр диафрагменных уплотнения dу = 0400 м.
Радиальный зазор диафрагменного уплотнения dу = 000035 м.
Число гребней диафрагменного уплотнения zу = 3 шт.
Радиус скругления разгрузочных отверстий rр.о.=0008 м.
Полное давление пара перед ступенью p*0 = 0438 МПа.
Статическое давление пара перед ступенью po = 0438 МПа.
Давление за направляющим аппаратом p1 = 0339 МПа.
Удельный объем пара перед ступенью v0 = 0510 м3кг.
Давление за рабочим колесом p2 = 0333 МПа.
Вычислим давление за направляющим аппаратом у корня
1)Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения
2)Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий
3)Площадь проходного сечения корневого зазора
4)Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения
5)Окружная скорость разгрузочных отверстий
6)Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях
где в первом приближении px = p'1 = 0334 МПа.
7)Характеристическое отношение разгрузочных отверстий
8)Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия
) Решаем уравнения для определения pх:
Определим y1 и у2 при нескольких значениях и результаты заносим в таблицу 5;
Таблица 5 – таблица значений y1 и у2 при различных степенях реактивности
По результатам расчета построим графики зависимости у1 = f(x) и у2 = f(x) (рисунок 30).
Рисунок 30 – График зависимости у1= f(x) и y2 = f(x)
При условии у1 = у2
) Уточняем условную изоэнтропийную скорость в разгрузочных отверстиях
) Определяем характеристическое отношение x
1) Осевое усилие действующее на полотно диска
2) Осевое усилие действующее на венец рабочей лопатки
3) Осевое усилие действующее на диафрагменное уплотнение
4) Осевое усилие действующее 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% 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.
1 Материалы цельнокованных сварных роторов и валов сборных роторов
Материалы таких деталей должны обладать высокими показателями прочности в сочетании с достаточно высокой пластичностью и вязкостью хорошей способностью гасить вибрацию (колебания). Требуемый уровень свойств необходимо обеспечивать по всей площади сечения валов(роторов). Химический состав материала не только должен гарантировать требуемые уровни свойств но и соответствующуюпрокаливаемость 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
)Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях турбины
)Внутренний перепад энтальпий в турбине
)Относительный КПД группы нерегулируемых ступеней турбины
)Относительный внутренний КПД турбины
1) Удельный расход пара
или 3600 0001198 = 4313 кгкВтч.
2) Удельный расход тепла
3) Удельный расход топлива
где Qp' = 29330'– теплотворная способность топлива кДжкг.
Определение размеров патрубков отбора пара из турбины
Таблица 6 – Расчет размеров патрубков отбора пара
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 включаетсявалоповоротное 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 регулирующей двухвенечной ступени скорости паровой турбины. - Брянск БГТУ 1999 – 32 с.
)Гоголев И. Г. Расчёт и проектирование проточной части паровых турбин с использованием ЭВМ. - Брянск БИТМ 1988 – 80 с.
)Гоголев И. Г. Формирование проточной части паровых турбин. – Брянск БИТМ 1996 – 93 с.
)Рыжкин В. Я. Тепловые электрические станции. - Энергия 1976 – 446 с.
)Щегляев А.В. Паровые турбины. – Энергия 1976 – 368 с.