КДж/кг Нос = Но*(1-р) = 100*(1−0,1) = 90
Абсолютная теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решётки при изоэнтропийном расширении пара. м/с С1t =(2000*90 = 427 м/с Число Маха для теоретического процесса расширения пара.
М1t = C1t/A1t = 435/675,4 = 0,64
A1t = (k*P1*V1t *10 = 1,3*6,5*0,053 *103 = 669,22
Расчёт суживающихся сопл при докритическом истечении пара.
Сечение для выхода пара из сопловой решётки.
F1 = G*V1t/m1*G1t = 35,22*0,053/0,91*427,26 = 0,0048
Произведение степени парциальности ступени на высоту сопловой решётки. м el1 = F1/П*d*sin 1 = 0,0048/3,14*1,09*sin11 = 0,816 м Оптимальная степень парциальности. е = 0,5*(еl1 = 0,5*(0,816 = 0,45 166
Высота сопловой решётки. см l1 = el1/e = 0,816/0,45 166 = 1,80 666
Потеря энергии в соплах. КДж/кг
(hc = (1-()*Hoc = (1−0,97)*90 = 2,7
Тип профиля сопловой решётки.
С-90−12А По характеристике выбранной сопловой решётки принимаются:
tопт = 0,8 в1 = 62,5 мм Шаг решётки. мм t = в1*tопт = 62,5*0,8 = 50
Число каналов сопловой решётки. Шт.
Уточняем шаг в сопловой решётки. мм t = П*d*e/Zc = 3,14*1090*0,45 166/31 = 49,87 мм
10 Расчёт рабочей решётки.
10.1 Располагаемый теплоперепад рабочей решётки. КДж/кг Нор = (*Но = 0,1*100 = 10
Абсолютная скорость входа пара на рабочие лопатки. м/с С1 = 0,97*427,26 = 414,44
W1 = 250 (1 =20,5C2 =120 (2 = 42
Высота рабочей лопатки, принимается из условия: l2 = l1+(1+(2 = 18,07+1+2 = 21,07 мм Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решётки.
W2t = (2000*Hop+W1 = (2000*10+2502 = 287,23 м/с Действительная относительная скорость пара на выходе из рабочей решётки.
W2 = W2t*(= 287,23*0,86 = 247,02м/с Относительный угол входа потока пара на рабочую решётку.
(2 = (1-(2−5) = 20,5−3 = 17,5
Потеря энергии в рабочей решётке. КДж/кг
(hp = (1-()-W2t/2000 = (1−0,862)*287,232 * 2000 = 10,74
Потеря энергии с выходной скоростью
(hвс = С2/2000 =1202 /2000 = 7,2
Число Маха.
М2t = W2t/(k*P2*V2t*10 = 287,23/(1,3*6,3*0,052*103= 0,44
Выбираем профиль рабочей решётки.
Р-26−17А tопт = 0,7 в2 = 25,72 В = 25 W = 0,225
Шаг решётки. t = в2*tопт = 25,72*0,7 = 18,004
Число каналов рабочей решётки.
Изгибающее напряжение в рабочей лопатке. МПа
(изг = Ru*l2/2*Zp*e*W = 16 544,95*0,021/2*190*0,45*0,225 = 9,01 МПа
Ru = G*(W1*cos (1+W2*cos (2) =35,55*(250*cos20,5+247,02*cos17,5) =
16 544,95 Н Относительный лопаточный КПД ступени. а) по потерям в ступени:
(ол = Но-((hc+(hp+(hвс)/Но = 100-(2,7+10,74+7,2)/100 = 0,79 б) по проекциям скоростей:
(ол = И*(C1*cos (1+C2*cos (2)/Ho*10 =
172,18*(414,4*cos11+120*cos42)/100*10 3 = 0,85
Относительный внутренний КПД ступени.
(oj = (ол-(тр-(парц
(тр = Ктр*d/F1*(И/Сф) = 0,6*10*1,09/0,0048*(172,18/447) = 0,0085
(парц = 0,065/sin (1*1-е-0,5-екож/е*(И/Сф)+0,25*В*l2/F1(И/Сф)*(ол*n
(пар = 0,065/sin11*1−0,45;
0,5*0,49/0,45*(172,18/447)+0,25*25*0,26/0,0048*(172,18/447,21)*0,82*4 =
0,048
(oj = 0,82−0,0085−0,048 = 0,76
Полезно используемый теплоперепад в регулирующей ступени. КДж/кг
Hj = Ho*(oj = 100*0,76 = 76
Внутренняя мощность ступени. КВт
Nj = G*Hj = 35,22*76 = 2676,72
Расчёт нерегулируемых ступеней части высокого давления.
Давление пара перед отсеком.
Ро = Р2 = 6300
Р2 = 1100
Диаметр первой нерегулируемой ступени. d = d-(d = 1,09−0,25= 0,84
Оптимальное отношение скоростей.
Хф = И/Сф = 0,4897
Распологаемый теплоперепад первой нерегулируемой ступени. КДж/кг ho = 12,325*(d/Xф) = 12,325*(0,84/0,489) = 36,26
Теплоперепад в сопловой решётке. КДж/кг hoc = (1-() *ho = (1−0,1)*36,26 = 32,63
Высота сопловой решётки. м l1 = G*V1/(*d*e*(*C1t*sin (1 l1 = 35,22*0,059/3,14*0,84*1*0,98*255,45*sin12 = 0,015
С1t = 44,72*(32,63 = 255,45
Высота рабочей решётки первой ступени. l2 = l1+(1+(2 = 15+1+2 = 18 мм23 Корневой диаметр ступени. dk = d-l2 = 0,84−0,018 = 0,822
Располагаемый теплоперепад по статическим параметрам пара перед ступенью принимаем одинаковый для всех ступеней, кроме первой. ho = ho*ko = 36,26*0,95 = 34,45
Коэффициент возврата тепла.
(= Кt*(1-(oj)*Ho*Z-1/Z = 4,8*10*(1−0,89)*495*14,37−1/14,37 = 0,0242
Z = Ho/ho = 495/34,45 = 14,36 865
Число ступеней отсека. шт.
Z = (1+()*Ho/(ho)ср = (1+0,0224)*463/39,59 = 11,9
(ho)ср = ho+(Z-1)*ho/Z = 36,26+(14−1)*34,45/14 = 34,58 кДж/кг ((Ho = (1+()*Ho-(ho = (1+0,0242)*495−518,56 = -11,581
(ho = ho+ho*(Z-1) = 36,26+34,45*(15−1) = 518,5628 Поправка к теплоперепаду для каждой ступени (кроме первой).29 Скорректированный теплоперепад ступени. ho = ho ((ho = 34,45−0,769 = 33,681
Заключение
.
В промышленности все большее применение находят турбины с противодавлением. Отработавший пар такой турбины используется для целей производства. Мощность турбины с противодавлением зависит от количества пара, проходящего через турбину, которое определяется нуждами теплового потребителя. Таким образом, турбина с противо давлением чаще работает параллельно с конденсационными турбинами.
Конструктивно турбины с противодавлением значительно проще, чем конденсационные. Размеры последней ступени такой турбины по сравнению с размерами последней ступени конденсационной турбины при одной и той же мощности значительно меньше.
Роторы турбин с противодавлением изготовляются с постоянным средним диаметром ступеней или с небольшим возрастанием диаметра. В настоящее время предпочитают выдерживать постоянными не средние диаметры ступеней, а диаметры венцов дисков, что позволяет унифицировать хвостовые части рабочих лопаток. По выполнению проточной части турбины с противодавлением ничем не отличаются от ЦВД конденсационных турбин.
К типу турбин с противодавлением относятся также и предвключенные турбины. Они возникли в результате реконструкции существовавших станций среднего давления путем надстройки высокого давления.
Турбины с противодавлением строятся, как правило, с сопловым распределением, которое обеспечивает более высокий КПД при частичных нагрузках по сравнению с дроссельным.
Особенность рассматриваемых типов турбин состоит в том, что они, помимо участия в выработке электрической мощности отдают некоторое количество тепла Q" с паром (турбина с противодавлением) или горячей водой (турбина с ухудшенным вакуумом). Это тепло отдается потребителям или (в случае предвключенных турбин) используется для питания турбин более низкого давления. В связи с этим для рассматриваемых типов турбин предусматривается построение двух расходных характеристик: по расходу тепла Q'(P) и по отдаче тепла Q"(P При тепловых испытаниях турбин с противодавлением и ухудшенным вакуумом для каждой точки расходной характеристики (т. е. при каждом значении мощности Р) определяются расход и параметры свежего пара фо> Ро и t0) f расход и параметры пара на выходе из турбины (D2y Р2 и t2), а также энтальпия питательной воды iN, B на входе и выходе ПВД. По полученным значениям параметров пара находится его энтальпия, что дает возможность рассчитать расходы тепла на входе Q' и выходе Q" турбогенератора. Построение aio этим данным каждой из характеристик производится так же, как и в случае конденсационных турбин. Расходные характеристики турбин с противодавлением отличаются более существенной вогнутостью, чем конденсационных.
Эта вогнутость обнаруживается испытаниями. Поэтому необходимо обращать внимание на правильность аппроксимации характеристик ломаными (аналогично рис. 4.6,а, а не рис. 4.6,6).
Так как турбины могут работать при различном противодавлении р2, характеристики необходимо строить для того противодавления, с которым турбина должна работать фактически (возможно построение семейства характеристик для различных р2). Построенные таким образом расходные характеристики и ХОП турбины с противодавлением (ухудшенным вакуумом) имеют вид, представленный на рис. 4.
7.Необходимо заметить, что между расходом тепла на входе, мощностью и отдачей тепла на выходе существует следующее соотношение: Q'=Q" + 3,6P + AQ, (4.2)где AQ — потери тепла, включая механические потери, потери в генераторе и т. п. Величина AQ мало зависит от нагрузки турбогенератора, поэтому можно написать:
q'=q" + 3fi. (4.3)
При определении q' и q" численным дифференцированием соответствующих расходных характеристик Q'{P) и Q"(P) вследствие погрешностей испытаний и вычислений разность q'—q" может отличаться от 3,6. Однако следует иметь в виду, что при испытаниях турбин расходная характеристика Q'(P) определяется с меньшими погрешностями, чем Q"(P). Следовательно, ХОП q'(P) также определяется точнее, чем q"(P). Поэтому можно рекомендовать рассчитывать путем численного дифференцирования расходной характеристики только зависимость q'{P), а зависимость q"(P) определять из выражения (4−3).
Паровые и газовые турбины, А. Б. Трубилов, Г. В. Арсеньев, В. В Фролов -М. Энергоатомиздат, 1985. — 352с.
Щегляев А. В. Паровые турбины. — М. Энергия, 1976. -357с.
Турбины тепловых и атомных электростанций. Учебник для вузов. А. Г Костик, В. В Фролова Издательство МАИ, 2001.
Шляхин П. Н. Паровые и газовые турбины, -М Энергия. 1976,
Трояновский Б. М. Турбины для атомных электростанций. М, Энергия, 1978 г. 223с.
Основы технологии турбиноностроения: методические указания к выполнению курсовой работы. -Томск, 1998. — 45 с.
Основы технологии турбостроения: письменные лекции./ Бородянский В. И., Ганзбург Л. Б., Клевцов В. А. и др. — СПб.: СЗПИ, 2000. — 147 с.
Охрименко Я. М. Технология производства паровых и газовых турбин. М.: Машиностроение, 1966. — 599 с.
Панкрухин А. П. Конструкция и механика турбин: Учебник — М. Энергия, 1969. — 398 с.
Веллер В. М. Автоматическое регулирование паровых турбин, М Энергия, 345с.
Пусковые режиы тепловых турбин: учебное пособие./И. М. Ткалин, В. Л. Челышев, В. Д. Макаров. — СПб.: СЗПИ, 1997. — 30 с.
Механический расчет деталей паровых турбин. / Г. В. Бектобеков, Н. Н. Борисова, В. И. Коротков и др.; Под общ.
ред. О. Н. Русака. — Л.: Машиностроение, 1989. — 541 с.
Тепловой расчет турбин. / Г. В. Зурабов, Н. Н.
Борисова, В. И. Цветкоав и др.; Под общ. ред. О.
Н. Русака. — Л.: Машиностроение, 1989. — 541 с.
Справочник технологамашиностроителя. В 2-х т. Т. 1 /Под ред. А. Г.
Косиловой и Р. К. Мещерякова.- 4-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1986.
