Расчёт турбины утилизационного турбогенератора

Исходные данные

Эффективная мощность, N_e - 260 кВт

Давление пара перед соплами, p₀ - 0.94 МПа

Температура пара перед соплами, t_{0 -} 280 °C

Давление в конденсаторе, p_{к -} 0.008 МПа

Частота вращения турбины, n - 8000 мин^-1

Описание турбины

Паровая турбина – это механизм, преобразующий потенциальную энергию пара сначала в кинетическую энергию скоростной струи пара, а затем в механическую работу вращения вала; выходящая их сопла струя пара воздействует на лопатки и тем самым вращает колесо, а значит, и вал.

Паровая турбина состоит из: одного или нескольких соединенных колес, насаженных на общий вал с радиально укрепленными на ободе каждого колеса рабочими лопатками; в составе: ротор (вращающаяся часть) и статор (неподвижная часть) с подшипниками ротора и аппаратом направления струи пара; в этом аппарате происходит расширение пара с падением его давления и увеличивается скорость струи.

В зависимости от расположения оси ротора, числа корпусов и принципа работы турбины бывают: вертикальные и горизонтальные, 1-корпусные и многокорпусные, активные и реактивные.

Степень использования энергии пара в турбине зависит от разности давления пара при входе и выходе из нее; паровые турбины мощностью более 3500÷7500 кВт изготовляю 2-х и 3-х корпусными; в многокорпусных турбинах корпуса соединяются последовательно одним паропроводом.

Особенностью паровой турбины является ее способность вращаться только в одну сторону; поэтому для обеспечения судну заднего хода (реверса) устанавливают турбину заднего хода, мощность которой составляет 40-50% мощности турбины переднего хода, ее размещают либо в отдельном агрегате, либо на одном валу с турбиной низкого давления p_n переднего хода в ее же корпусе.

Для обеспечения n_вращ = 80÷200 об/мин используют специальную передачу – зубчатый редуктор (2-х ступенчатый); паровая турбина с редуктором образуют главный турбозубчатый агрегат (ГТЗА).

Для регулирования N и n на паропроводах ставят паровыпускные клапана, распределяющие поступающий пар по группам сопл, маневровые клапана, а также стопорный, быстрозапорный и разобщительный клапана.

ГТЗА снабжают валоповоротным устройством с приводом от электродвигателя.

Конденсатор служит для обратного превращения отработавшего пара в воду и позволяет увеличить Ne турбины.

Предварительный расчёт турбины

Энтальпию пара перед соплами i0 = 2915 кДж/кг, принимают по диаграмме i-s.

Энтальпию пара в конце теоретического процесса расширения i1t = 2375 кДж/кг, находят по диаграмме i-s.

Располагаемыйтеплоперепад в турбине

= 3013,6 – 2213,6 = 800 кДж/кг.

Относительный внутренний КПД турбиныпринимаем в пределах

_oi = 0,7÷0,75

_oi = 0,72

Потери в выхлопном патрубке турбины

= = 4,68 кДж/кг,

где c_x = 80 100 = 90 м/с — скорость в выхлопном патрубке;

_oi = 0,9 0,95 = 0,93 — коэффициент скорости.

Внутренний теплоперепад в турбине

= (800 – 4,68)∙0,72 = 572,63 кДж/кг.

Параметры пара за турбиной в конце действительного процесса расширения p_2z = 0,0085 МПа и v_2z = 17 м³/кг определяются по диаграмме i-s.

Тепловой расчёт двухвенечной ступени

Относительный внутренний КПД ступени предварительно принимаем = 0,65 – 0,68 = 0,65.

Средний диаметр ступени d_ср, = 0,467 м, принимаем по чертежу.

Окружная скорость ступени

= = 208,077 м/с.

Характеристику ступени определяем по графикам или принимаем в диапазоне

= 0,23.

Условная скорость в ступени

= = 904,68 м/с.

Располагаемыйтеплоперепад ступени

= = 409,22 кДж/кг.

Внутреннийтеплоперепад ступени

= 409,22∙0,65 = 265,997 кДж/кг.

Параметры пара в конце теоретического процесса расширения, за ступенью p2р = 0,123 МПа и v2р =1,55 м3/кг определяются по диаграмме i-s.

Суммарная степень реактивности принимается в пределах

= 0,13,

где ₁0,02 ÷ 0,03 = 0,02— степень реактивности первого венца;

_н = (2 ÷ 2,5)₁ = 0,05— степень реактивности направляющего аппарата;

_2»1,5₁ = 0,03— степень реактивности второго венца.

Вычисляем располагаемыйтеплоперепад в соплах:

= 409,22∙(1 – 0,13) = 356,02 кДж/кг.

Коэффициент скорости принимаем равным

_c = 0,92 ÷ 0,95 = 0,93.

Действительная абсолютная скорость выхода пара из сопел

= = 784,76 м/с.

Потери энергии в соплах

= 356,02∙(1 – ) = 48,098 кДж/кг.

Параметры пара за соплами в конце реального процесса расширения p_1с = 0,175 МПа и v_1с =1,05 м³/кг находим по диаграмме i-s.

Критическое давление пара

p_кр = p₀_кр =0,94∙0,546 = 0,51 Па.

где _кр = 0,546 — для перегретого пара.

Энтальпия пара в критическом сечении i_кр = 2868 кДж/кг, определяется по диаграмме i-s.

Удельный объём пара в критическом сечении v_кр = 0,43 м³/кг, определяется по диаграмме i-s.

Располагаемый теплоперепад до критического сечения

= 3013,6 – 2868 = 145,6 кДж/кг.

Критическая скорость пара

= = 539,63 м/с

Угол установки сопел принимаем в пределах

₁= 8-14° = 11 .

Определение угла отклонения в косом срезе сопел Лаваля.

Коэффициент энергетических затрат

= 1 – = 0,135

Коэффициент потерь

= = 0,156

Показатель политропы

= = 1,249

где k = 1,3—показатель адиабаты для перегретого пара.

Скорость звука в конце адиабатного расширения

= = 533,94

Определяем значение = = 0,0042

Находим углы:

= =3.4⁰

Угол отклонения потока в косом срезе

= 3.4⁰ – 12⁰ =2.2⁰

Угол выхода пара из сопел с учётом отклонения потока

₁₁=₁+ ⁰⁰⁰

Относительная скорость входа пара на I венец рабочих лопаток w₁₁ = 576,68 м/с, определяется из треугольника скоростей.

Угол входа пара на I венец рабочих лопаток ₁₁ = 18⁰ определяется из треугольника скоростей.

Коэффициент скорости I рабочего венца (принимаем) ₁  = 0,91÷0,93 = 0,92.

Относительная скорость выхода пара из рабочих лопаток I венца

=0,92 =543,45 м/с.

Угол выхода относительной скорости из рабочих лопаток I венца

= 18⁰ - 4⁰ = 14⁰

Абсолютную скорость выхода пара из рабочих лопаток I венца c₂₁ = 344 м/с, находим из треугольника скоростей.

Угол выхода пара из рабочих лопаток I венца ₂₁ = 22,5⁰ находим из треугольника скоростей.

Потери энергии в рабочих лопатках I венца

= = 22,68 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад на рабочих лопатках I венца

= 409,22∙0,02 = 8,18 кДж/кг.

Параметры пара за Iвенцом p₁ = 0,16 МПа и v₁ = 1,15 м³/кг находим по диаграмме i-s.

Теоретическая абсолютная скорость выхода пара из направляющего аппарата:

= = 399,07 м/с.

Коэффициент скорости направляющего аппарата принимаем

_н = 0,93 ÷ 0,95 = 0,94.

Абсолютная скорость выхода пара из направляющего аппарата

= 0,94∙399,07 = 375,13 м/с.

Потери энергии в направляющем аппарате

= = 9,268 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад на направляющий аппарат

= 409,22∙0,05 = 20,46 кДж/кг.

Параметры пара за направляющим аппаратом p_н = 0,14 МПа и v_н = 1,3 м³/кг находим по диаграмме i-s.

Угол выхода абсолютной скорости из направляющего аппарата

₁₂= ₂₁ – (8÷10)° = 22,5⁰ – 10⁰ = 12,5⁰.

Относительная скорость входа пара на II венец w₁₂ = 188 м/с, определяется из треугольника скоростей.

Коэффициент скорости для рабочих лопаток II венца (принимаем)

₂ = 0,92÷0,94 = 0,93.

Теоретическая относительная скорость выхода пара из IIвенца

= = 277,6 м/с.

Угол выхода пара из II венца

₂₂= ₁₂ – (8÷10)° = 27⁰ – 10⁰ = 17⁰.

Абсолютная скорость c22 = 70 м/с и угол выхода пара ₂₂ = 82⁰ из II венцаопределяются из треугольника скоростей (см. рис. 3).

Потери энергии на рабочих лопатках II венца

= = 3,49 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад на II венце рабочих лопаток

= 409,22∙0,03 = 12,28 кДж/кг.

Параметры пара за II венцом рабочих лопаток p₂ = 0,123 МПа и v₂ = 1,4 м³/кг находим по диаграмме i-s.

Потери энергии с выходной скоростью

= = 2,45 кДж/кг.

Параметры пара на выходе из ступени p_2р = 0,123 МПа и v_u =1,46 м³/кг находим по диаграмме i-s.

Если полученные значения существенно отличаются от вычисленных в п. 3.8, расчёт следует повторить, скорректировав принимаемые значения.

Лопаточный КПД ступени, выраженный через потери теплоты

= = 0,79

Лопаточный КПД, выраженный через проекции скоростей

=

= = 0,76

или

,

где знак "+" или "–" выбирается в зависимости от направления скорости c₂₂.

Определение ошибки

% = ∙ 100% = 3,7%.