Turbin_2009_2

При парциальном подводе возникают потери на вентиляцию xв и на концах дуг сопловых сегментов xсегм

где m — число венцов в ступени (для одновенечной ступени m=1); i

—число групп сопел; В — ширина рабочих решеток, м.

Число групп сопел равно числу регулирующих клапанов и может быть установлено из описания аналога. Потери от утечек в диафрагменных уплотнениях xд.у. вычисляется следующим образом:

диафрагменного уплотнения, м, который может быть принят по аналогу; d

— радикальный зазор в уплотнении, м; d » 0,001 dу и составляет 0,3 ... 0,6 м; z — число гребней уплотнения, зависит от ширины диафрагмы и шага между гребнями. В первых ступенях турбин ( в области высоких давлений ) число гребней диафрагменного уплотнения в пределах 4 ... 10; в области

соответственно на периферии и среднем диаметре.

Внутренний относительный к. п. д. ступени ηoi учитывает все потери в ступени и определяется по формуле

Откладывая последовательно все потери (с выходной скоростью, трения, от парциальности и утечек) в i,s - диаграмме, находят состояние пара за ступенью (точка 2, рис. 2).

В общем случае энергия выходной скорости может использоваться в последующих ступенях. Поэтому на рис. 2 отложена величина (1-χвс)hвс , представляющая собой лишь часть энергии выходной скорости. Остальная часть энергии χвсhвс откладывается от точки 2 вверх и определяет параметры торможения перед следующей ступенью.

Действительный теплоперепад ступени hi определяется как разность

энтальпий hi = i0 - i2.

Внутренняя мощность ступени вычисляется по формулам

1.3.Расчет двухвенечной регулирующей ступени

Сцелью предотвращения эжектирования пара и уменьшения потерь, регулирующую ступень выполняют с небольшой степенью реакции. Для

двухвенечной ступени ρ = (0,005 ... 0,01).

В качестве определяющего размера так же, как и для одновенечной ступени, можно принять средний диаметр d = (0,8 ... 1,2). Тогда общая методика расчета двухвенечной ступени будет такой же, как и одновенечной, а некоторое различие обусловлено лишь особенностями ступени скорости.

Оптимальное отношение скоростей хф можно определять по формуле

хф = m×21-r

где m — число венцов ступени.

Угол α1э выбирается в пределах от 8 до 16о , причем меньшие значения принимаются для ступеней с малыми объемными пропусками. Теплоперепады на ступень и в решетках определяются соотношениями (1.3) — (1.6). Общую степень реакции ступени распределяют на направляющие и рабочие решетки с целью получения необходимых соотношений в размерах решеток и более равномерного распределения работы между венцами ступени ρ=ρл +ρп +ρ’л

Обычно принимают следующее соотношение ρл: ρп: ρ’л ≈ 3:1:2. Тогда теоретические скорости найдутся по формулам:

с1t = 2×h 0 ×(1-rл -rн -r¢л ),

с1t = 2×h 0 ×rн +с22 ,

W2t = 2×h 0 ×r¢л +(W1¢ )2 .

Действительные скорости определяются с учетом коэффициентов скорости по формулам аналогичным (1.18). Коэффициенты скорости при предварительном расчете принимаются по рис. 2 и рис. 5, а в окончательном расчете по характеристикам выбранных профилей.

Для определения скоростей и выбора профилей необходимо выполнить расчет рабочего процесса и определить элементы треугольников скоростей.

При проектировании ступени в заводских условиях степень реакции и углы выбираются путем экспериментальной отработки ступени с целью получения максимальной экономичности.

Выходные углы решеток можно определить исходя из очертания проточной части рис. 6

Для этого по формуле (1.11) определяют высоту сопловых лопаток. Для двухвенечной ступени eо п т» 0,33e×l 1

τ

Рис. 6 Изменение выходных высот лопаточных решеток двухвенечной ступени

Угол раскрытия γ не должен превышать 15...20ο, поэтому отношения высот l2/l1 принимают в пределах 1,6...2,5. Ширина рабочих и направляющих лопаток выбирается из условий прочности. Для турбин малой мощности она может быть принята равной 25...35 мм, а для турбин с высокими начальными параметрами ширину лопаток увеличивают до 50...70 мм. Выполнив в масштабе рисунок очертания проточной части

(рис.6), определяют высоты лопаток. Проточную часть ступени можно выполнить цилиндрической с одинаковой входной и выходной высотами лопаток. В этом случае высоты лопаток определяют последовательно, задаваясь перекрышей ( l1+ l2) согласно таблице 1. При известных размерах лопаток выходные углы определяют из уравнения неразрывности для двухвенечной ступени, аналогичного (1.24). После построения треугольников и определения размеров лопаток находят мощность и к. п. д. ступени. Потери в ступени определяются по формулам типа (1.34) - (1.47) с учетом особенностей конструкции двухвенечной ступени скорости.

По результатам расчетов строят процесс расширения пара в i,s — диаграмме и находят состояние пара за ступенью, которое одновременно является состоянием пара перед нерегулирующими ступенями. Пример расчета двухвенечной ступени скорости приведен в [2, стр. 118].

2. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ НЕРЕГУЛИРУЕМЫХ СТУПЕНЕЙ

Расчет нерегулируемых ступеней проводят в два этапа. В результате предварительного расчета на новом этапе проектирования определяют число ступеней, основные их размеры, теплоперепады и другие величины, по которым в целом оценивается будущая конструкция проточной части. Если полученные характеристики удовлетворяют поставленным требованиям, то выполняют детальный расчет, в результате которого определяют окончательные характеристики проточной части. При детальном расчете некоторые размеры могут получаться отличными от размеров, принятых в предварительном расчете. Ожидая это, необходимо в предварительном расчете принимать исходные величины так, чтобы оставалась возможность их некоторого изменения при детальном проектировании.

2.1.Расчет первой нерегулируемой ступени

Вкачестве исходного размера можно принять средний диаметр ступени. Обычно этот диаметр меньше или равен диаметру регулирующей

ступени. Подвод пара в этой ступени, как правило, полный т.е. ε =1. Степень реакции выбирают с таким расчетом, чтобы обеспечить положительную реакцию у корня. Повышение степени реакции и уменьшение диаметра приводит к уменьшению мощности ступени и увеличению общего числа ступеней цилиндра или турбины. Выполняют расчет первой ступени. Для предварительного расчета значения коэффициентов скорости, коэффициентов расхода могут быть взяты по приближенным зависимостям без детального их расчета. В результате

расчетов необходимо определить длину лопаток, убедиться в наличие отработанных профилей, которые могут быть применены для данной ступени. Расчет проводится по методике раздела 1.1 и заканчивается определением размеров лопаток и построением треугольников скоростей. Может оказаться, что обеспечить минимально допустимую высоту лопаток при полной парциальности конструктивно невозможно. Тогда необходимо пересмотреть исходные данные регулирующей ступени и повторить их расчет.

2.2. Определение диаметра последней ступени

Размеры первой и последней ступеней определяют характер изменения размеров промежуточных ступеней и их число, т.е. проточную часть. Размеры первой нерегулируемой и последней ступени определяются для каждого цилиндра турбины.

В одноцилиндровых турбинах размеры последней ступени зависят от конечных параметров цикла в расходе пара через последнюю ступень. Методика расчета диаметра последней ступени ЦНД изложена в [ 1 ]. При расчете необходимо помнить, что расход пара Gz многопоточных турбин определяется как частное от деления пара в конденсатор на число потоков, при одинаковых или симметричных проточных частях цилиндров. Размеры первой и последней ступени дают возможность наметить характер изменения диаметров проточной части турбины. Проточная часть турбины может выполняться при возрастающем корневом диаметре ступеней, при постоянном среднем диаметре, при постоянном корневом диаметре по всей длине цилиндра или лишь для части длины цилиндра.

2.3. Определение числа ступеней и распределение теплоперепадов между ними.

Указания общего характера по этому вопросу изложены в [1]. Для определения числа ступеней строится диаграмма (рис.2). Для этого выбирается база a произвольной длины. По ее концам в масштабе отложены диаметры первой нерегулируемой и последней ступени турбины. Вершины соединяются плавной линией, которая соответствует изменению средних диаметров по длине турбины, характер изменения которых берется по аналогу.

Оценивают степень реакции на среднем диаметре первой и последней ступени. Для этого необходимо выбрать степень реакции у корня ρк (обычно ρк > 30 ...0,05) и определить величину ρср по

По формуле (1.2) определяется Xофп т в масштабе представляет его

изменение в диаграмме (рис. 6). Если размеры первой и последней ступени близки к размерам аналога, то имея размеры промежуточных ступеней этого аналога, можно оценить для них значение ρср и рассчитать Xф. Полученные значения могут служить ориентиром для нанесения линии Xф.

Рис. 7 Вспомогательная диаграмма для определения числа ступеней

Располагаемый теплоперепад ступени определяется по формуле [1,

стр. 185]

где К0=(0,92...0,96).

Рассчитывают располагаемые теплоперепады для нескольких точек и для этого делят базу на m равных частей, на концах отрезков определяют величины теплоперепада h0. Находят средний теплоперепад и число ступеней

где H0 - располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней, найденный по i,s-диаграмме от состояния перед первой нерегулируемой ступенью до давления за рассматриваемым цилиндром, кДж/кг; qт — коэффициент возврата тепла

где η0i - внутренний относительный к.п.д. рассматриваемого отсека, определяемый по процессу расширения пара в отсеке; Кт - коэффициент,

принимаемый для турбин, работающих в области перегретого пара 4,8×10-4, для процесса расширения в области перегретого и частично в области влажного пара Кт =3,2...4,3×10-4 и для области влажного пара Кт =2,8×10-4; Н0 - располагаемый теплоперепад, кДж/кг.

Полученное число ступеней z округляют до целого числа, делят отрезок а диаграммы на число ступеней и определяют теплоперепады h0 каждой ступени. Сумма теплоперепадов должна быть равна величине Н0(1+qr). Если совпадения нет, то недостающий теплоперепад D добавляют к сумме теплоперепадов ступеней

Величину D делят на число ступеней и результат прибавляют к теплоперепаду каждой ступени. Полученные теплоперепады наносят в i,s- диаграмме. При этом начало каждой изоэнтропы должно находится на процессе расширения в турбине. Может оказаться, что давление за соответствующей ступенью не совпадает с давлением пара в отборе, принятом при расчете системы регенерации. Тогда определяют по результатам предварительного расчета число ступеней в отсеке (между отборами) и недостающий теплоперепад распределяют между ступенями данного отсека. Аналогично вносят поправки к теплоперепадам следующего отсека с учетом корректировки предыдущего отсека и т.д.

Точность окончательного распределения проверяют по формуле (2.6). Для ЧВД турбин с целью унификации бывает целесообразно сохранить корневой диаметр ступеней постоянным для всего цилиндра или в передней его части. Выбор числа ступеней в это случае проводится раздельно для части с постоянным и переменным корневым диаметрам. По результатам предварительного расчета первой ступени определяют диаметр корневого сечения

определить из i,s-диаграммы по состоянию пара в конце рассматриваемого

Имея диаметр последней ступени, распределение теплоперепадов и выбор числа ступеней проводят обычным порядком.

3. ДЕТАЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ПРОМЕЖУТОЧНЫХ СТУПЕНЕЙ

Расчет всех ступеней проводят последовательно, начиная с первой ступени отсека. В качестве исходной принимается величина располагаемого теплоперепада h0. Приняв на основе предварительного расчета степень реакции ρ, определяют величину Хофп т по (1.2) и уточняют

диаметр ступени

Распределяют теплоперепад между сопловыми и рабочими лопатками по формулам (1.5), (1.6) и проводят расчет всех ступеней так же, как и регулирующей ступени. Для того, чтобы получить размеры ступени близкими к намеченным в предварительном расчете, поправки к теплоперепадам ступеней должны быть минимальными. Этого можно достичь, рассматривая различные варианты построения диаграммы (рис. 7), т.е. изменять диаметры и другие характеристики ступени, пока не получатся желаемые результаты. В ряде случаев для получения приемлемой конструкции приходится идти на некоторое снижение экономичности ступеней. Общие положения расчета промежуточных ступеней изложены в [1]. Пример расчета промежуточной ступени приведен в [2, стр. 88].

Значительные трудности вызывает расчет ступеней большой веерности. Пример расчета таких ступеней, спрофилированных по закону постоянства расхода, достаточно подробно изложен в [2, стр. 102].

При профилировании по закону постоянства циркуляции характеристики ступеней определяют следующим образом. Вначале расчет всей ступени ведут по среднему диаметру. Строят треугольники скоростей для этого сечения и определяют все их элементы. Элементы треугольников скоростей определяются из условий

радиусы этих сечений rj. В дальнейшем все величины, относящиеся к этому радиусу, будем обозначать без особых индексов.

Угол α1 определяется по формуле

Остальные элементы треугольников скоростей находятся из следующих соотношений

По найденным значениям a1, c1 и u строят входной треугольник скоростей. Для выходного треугольника можно использовать следующие выражения:

Зная окружную скорость, можно построить выходной треугольник скоростей. Имея треугольники скоростей, выбирают профили лопаток в каждом сечении. При этом надо иметь в виду, что в решетках возможна критическая скорость и для суживающихся решеток появится отклонение потока в косом срезе. При этих условиях

Поскольку коэффициенты j, m1, m2 , для решеток в каждом сечении могут быть определены для лишь на основе эксперимента , то удельную работу пара в каждом сечении можно определить лишь приближенно. При правильном проектировании эта работа будет одинакова для каждого сечения. Поэтому мощность ступени и к.п.д. могут рассчитываться на основе результатов, полученных для среднего диаметра.

Выполнив детальный расчет всех ступеней, определяют характеристики цилиндра или турбины и оформляют результаты в соответствии с требованиями, изложенными в [1].

ЛИТЕРАТУРА 1. Паровые и газовые турбины. Методические указания по

выполнению курсового проекта для студентов специальности 0305. —

Саратов, 1983. — 24 с.

2. Щегляев А.В. Паровые турбины / А.В. Щегляев. — М.: Энергия,

1976. — 357 с.

3. Дейч М.Е. Атлас профилей решеток осевых турбин / М.Е. Дейч, Г.А. Филиппов, Л.Я. Лазарев. — М.: Машиностроение , 1965. — 96 с.

4. Хрусталев В.А., Антропов П.Г. Основы теории и расчетов турбин ТЭС и АЭС / уч. пос. Саратов СГТУ, 2008г. – 250 с.