Методика расчета кпд и мощности турбинной ступени

Относительный лопаточный КПД ступени рассчитывается по двум формулам:

- по потерям энергии в проточной части

- по проекциям скоростей

Потеря энергии в соплах h₁ определяется в расчете сопл.

Потеря энергии в рабочих лопатках определяется:

, кдж/кг

где ψ — коэффициент скорости рабочей решетки, принимается в зависимости от l₂ и углов β₁ и β₂ (рис.12).

Потеря с выходной скоростью определяется:

, кДж/кг

Если расчет ступени выполнен правильно, то величины КПД (η_ол^рс), вычисленные по данным формулам, должны совпасть. Расхождение допустимо не более 1% (0,01).

Для подсчета внутреннего относительного КПД (η_i^рс) берется среднее значение η_ол^рс.

Относительный внутренний КПД ступени:

η_оi^рс = η_ол^рс – ξ_тр - ξ_парц

d^рс в м; F₁ в м²

K_тр = 0,45∙10^-3÷ 0,8∙10^-3

Относительная потеря от парциального подвода пара

ξ_парц= ξ_в+ ξ_сегм

ξ_сегм - относительная величина потери на концах дуг сопловых сегментов.

Относительная величина потерь от вентиляции:

ξ_сегм - относительная величина потери на концах дуг сопловых сегментов;

e = e^опт -степень парциальности (из расчета сопл);

e^кож = [(0,9÷0,8) - e^опт];

n - число групп сопл (обычно n = 4);

Потери на трение диска:

h_тр = ξ_тр∙h_o^pc, кДж/кг ∙

Потери, вызванные парциальным подводом пара: ∙

h _парц. = ξ_парц ∙∙h_o^pc, кДж/кг

Действительный теплоперепад ступени:

h_i^pc =h_o^pc∙ η_оi^рс, кДж/кг

Внутренняя мощность ступени:

N_i^pc = G∙h_i^pc, кВт

Выводы

В выводах нужно указать основные показатели, которые рассчитаны в данной работе.

Методика

построения рабочего процесса турбины

и определения расхода пара на турбину

1. По параметрам пара Р₀ , t₀ определяется точка состояния пара перед стопорным клапаном (рис. 1) в hs - диаграмме.

2 Давление пара перед соплами регулирующей ступени с учётом потерь в стопорном, регулирующих клапанах Р'₀ = Р₀ · (0,95 ÷0,96). (1)

Точка А'₀ определяет состояние пара перед соплами регулирующей ступени в hs - диаграмме.

3 Давление за последней ступенью турбины с учётом потерь в выхлопном патрубке.

(2)

где Р_К – давление в конденсаторе, МПа;

С_вп – средняя скорость потока в выхлопном патрубке, м/с;

для конденсационных турбин С_вп = 100 ÷ 120 м/с

Λ – коэффициент, учитывающий аэродинамические качества выхлопного патрубка:

для конденсационных турбин λ = 0,08 ÷ 0,1;

4 Расход пара на турбину по предварительно заданному КПД (без учёта утечек через концевые уплотнения)

(3)

где N_э^Р – расчётная мощность турбины, кВт;

 H'₀ – располагаемый тепловой перепад турбины, определяемый из

hs - диаграммы по расстоянию между точками А'₀ и F ( см. рис. I ), кДж/кг;

η_оэ – относительный электрический КПД паротурбинного агрегата (ориентировочные значения даны в таб. I):

Таблица 1

Среднее значение К.П.Д., %	Мощность турбины, МВт.
	12	25	50	100	150	200	300 и более
ηоэ	78 81	79 82,5	81 83,5	83,5 84	84 86	84 86	84 86
ηм	97,5 99	98 99	98,5 99	99 99,5	99 99,5	99 99,5	99 99,5
ηr	96 96,5	96,5 97	97,5 98,5	98 99	98,9 99,1	98,8	98,75

5 Нанесение линии состояния пара в рабочем процессе турбины в диаграмме hs осуществляется в следующей последовательности:

5.1 Выбирается тип регулирующей ступени и перепад на неё (в данной практической работе в качестве регулирующей принимается ступень, рассчитанная в ПЗ № 1)

2. Производится расчет нерегулируемых ступеней.

Для этого находится отношение давлений δ₀: (4)

Затем определяют объемный расход пара на входе в нерегулируемые ступени: GV₀. Удельный объем пара определяют по hs-диаграмме в точке окончания действительного процесса в регулирующей ступени (точка а₀, рис.1).

По рис. 2 определяется предварительно внутренний относительный КПД нерегулируемых ступеней η'_оi по рассчитанным значениям GV₀ и δ_0.

Затем определяем уточненный КПД по формуле:

η_оi = η'_оi · K_γ - ξ _вс- η_{оi вл} (5)

где K_γ - поправка на раскрытие проточной части турбины. Поправка принимается по рис.3 в зависимости от значения давления в конце участка.

ξ_вс – относительная величина потерь с выходной скоростью, которая должна быть учтена, если давление в конце участка является давлением в конце цилиндра: (6)

Δh_вс находится по рис. 3 в зависимости от значения давления в конце участка;  h₀- располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней.

Δη_оi^вл – по рис.4 в зависимости от приведенной теоретической конечной влажности: % (7)

где У_2t – конечная влажность в теоретическом процессе (рис.1, 1а);

У_2t = (1 – x_2t) · 100%, (8)

h₀^вл - располагаемый перепад нерегулируемых ступеней, расположенный ниже линии насыщения пара (x=1) в области влажного пара;

Р_ср – среднее давление нерегулируемых ступеней

Р_ср = (9)

2. По найденной величине η_оi и теплоперепаду h₀ определяется

h_i = h₀ · η_оi и находится точка а_I на пересечении изобары Р_2z и линии энтальпии конца отрезка h₀. Точка а_I – конец действительного процесса.

5.4 По полученному при построении значению Н_i = h_i^рс +h_i уточняется расход пара на турбину: G = , кг/c (10)

Выводы

В выводах нужно назвать основные показатели, которые рассчитаны в данной работе и указать их значение.