Turbin_2009_1

1.Анализируют тепловые схемы турбин, аналогичных проектируемой. Учитывая отклонения начального давления и температуры, на основе интерполяции выбирают температуру питательной воды.

2.Выбирают давление в деаэраторе, которое для большинства мощных отечественных установок составляет 0,6 МПа или 0,7. МПа.

Определяют температуру питательной воды за деаэратором t выхд , которая

равна температуре насыщения пара при давлении в деаэраторе. Принимают нагрев воды в деаэраторе tд, который обычно составляет величину ( 10÷14 ) К.

3. Из таблиц [ 10 ] определяют температуру насыщения в конденсаторе tк по давлению Р2. Температура воды на входе в ПНД отличается от величины tк за счет переохлаждения в конденсаторе на 1-2 К и подогрева на 4-7 Кв эжекторе и других элементах, размещенных перед ПНД. Поэтому температура воды на входе в ПНД составляет

5. Принимают величину среднего нагрева воды в подогревателях, которая составляет 25 ÷40 К. Поделив общий нагрев в ПВД и ПНД на нагрев в каждом из подогревателей, определяют число регенеративных подогревателей. Ориентировочно число подогревателей n в зависимости от мощности Nэ составляет

6. Определяют давление пара, отбираемого на подогреватели:

а) определяют температуру воды за каждым подогревателем. Наивыгоднейшим, без учета особых условий, является примерно одинаковый нагрев воды в каждом ПНД. Это положение сохраняется и для ПВД турбоустановок без промперегрева. В предварительных расчетах нагрев принимают равномерным и, разделив общий нагрев в ПВД и ПНД

11

на число подогревателей, находят температуру воды за каждым из них tвых как сумму температуры на входе и найденного нагрева;

б) находят температуру насыщения греющего пара tнj, которая, как правило, выше температуры воды на входе из подогревателя на величину недогрева tн = 2 ÷7 К. Тогда

в) по табл. [10] для каждого значения tнj определяют значение давления насыщения, которое равно давлению пара в подогревателе Рнj.

Давление пара в отборе турбины выше за счет сопротивлений и обычно принимается

следующего. Обычно для системы регенерации используют имеющиеся отборы пара из турбины, то есть “ совмещают” отборы пара на регенерацию с холодной ниткой промперегрева (отбор на П7, рис. 2) с регулируемыми отборами и делают отбор пара за цилиндром среднего давления. Поэтому необходимо определить подогреватели, в которых давление отборного пара, найденное по пункту г, будет ближайшим к давлению естественных отборов, и эти отборы выполнить “ совмещенными”. Отборы на остальные подогреватели выполняются из цилиндров в соответствии с давлением отборного пара;

д) конденсат греющего пара отводится из подогревателей. На рис.2 изображена каскадная схема слива дренажа с последовательным направлением потоков из ПВД в деаэратор, а из ПНД — на вход конденсатного насоса. Эта схема наиболее простая и не обеспечивает максимум экономичности. Однако она может быть принята при расчетах, так как расход пара через турбину слабо зависит от схемы слива дренажа. Если в схеме предусмотрены дополнительные потоки, например, возврат конденсата с производства, потоки отсепарированной влаги и т.п., то их условно можно направлять на вход в подогреватели с ближайшей температурой воды. По результатам пунктов а ÷г составляют расчетную тепловую схему;

е) определяют давление отборного пара и температуру воды в каждом подогревателе для расчетной тепловой схемы. Последовательность расчетов рассмотрим на примере схемы регенерации, изображенной на рис.3. В верхнем подогревателе (nв ) известна температура воды на выходе tпв , поэтому давление определяется по пунктам б и в настоящего параграфа. В П2 поступает пар из промперегрева, поэтому известно давление отбора. В соответствии с пунктами а и б определяют температуру воды на выходе из этого подогревателя.

Определяют действительный нагрев воды в питательном насосе

12

в деаэраторе, МПа; hн — к.п.д. насоса, выбирается по справочным данным

uср, сpm — соответственно средний удельный объем и средняя теплоемкость воды при сжатии (определяется по таблицам [ 10 ]). Находят температуру воды перед П6.

Определяют температуру воды за П6, имея в виду то , что нагрев воды в подогревателе, совмещенным с холодной ниткой промперегрева, примерно в 1,5 раза больше, чем в предыдущем подогревателе. Тогда

По найденной температуре определяют давление отборного пара в

П6 .

При определении давлений пара в ПНД сначала определяют температуру воды за “ совмещенным” подогревателем П2 (рис.2), по известному давлению отбора (в данном случае это давление за ЦСД).

Суммарный нагрев в каждой группе подогревателей П4 и П3, а также в П2 и П1 распределяют поровну между подогревателями этой группы. Находят температуру воды за каждым подогревателем и по этой температуре обычным порядком находят давление отборного пара. Если в схеме нет “ совмещенных” подогревателей, то нагрев в ПВД и ПНД принимается примерно равномерным.

7. Определяют энтальпии отборного пара, воды и дренажа для каждого подогревателя. Энтальпию отборного пара iотб находят из i,s- диаграммы по состоянию пара в отборе, которое определяется точкой пересечения изобары Pотбj с действительным процессом расширения в турбине (рис.1). Энтальпия воды на входе и выходе из подогревателей определяется по таблицам [ 10 ] для известных значений температур и давлений. Давление воды во всех ПВД можно принять одинаковым и равным давлению за питательным насосом Рн.

В ПНД вода находится под давлением конденсатного насоса Ркн. Обычно Ркн ≈ 1,33Рд.

Состояние дренажа определяется давлением пара в подогревателе и температурой выхода дренажа. Как правило, конденсат греющего пара переохлаждается, поэтому температуру дренажа на выходе из подогревателя принимают на (10 ÷15 ) К выше температуры воды на входе в этот подогреватель. Найденные значения параметров пара и воды для каждого подогревателя рекомендуется свести в таблицу.

8. На основании уравнений теплового баланса определяют расходы пара на подогреватель. Подобные расчеты выполнялись студентами,

13

методика и примеры расчетов имеются в общедоступной литературе [ 7 ]

параграф 9-3, [ 5,8 ].

Наиболее удобно в начале определить относительные доли отбора aj (расход отборного пара при подогреве 1 кг питательной воды ). При этом полный расход отборного пара Gотбj определится из соотношения

Здесь Gпв — расход питательной воды, кг/с.

Обычно расход острого пара на турбину G0 несколько меньше расхода питательной воды

где h1, h2, ..., hn — действительные теплоперепады в турбине соответственно до первого отбора (iA0 -iотб8), от первого до второго (iотб8 -

iот7) и т. д., кДж/кг.

Расход острого пара с учетом (5.18) определяется по формуле

Величины hм, hг можно найти по данным [ 1 ], стр. 191 или [ 7 ],

стр.342, 343.

По формуле (5.16) определяют расход питательной воды и действительный расход пара на подогреватели

Разность между расходм острого пара G0 и расходами пара в отборы определяет массовый расход через соответствующие отсеки турбины Gотсj.

Если полученные расходы G0 и Gотсj не совпадают с принятыми для оценки внутреннего относительного к.п.д. и уточненное значение к.п.д. hoi отличается более чем на два процента от принятого при построении процесса (рис. 1), следует заново построить этот процесс, повторить расчет схемы регенерации и снова сравнить величины hoi. Найденные расходы позволяют выбрать число потоков пара в турбине ([1], стр. 177).

14

5.3. Расчет проточной части турбины

Поскольку турбины могут работать при различной мощности, то проектировать ее надо так, чтобы максимальная экономичность достигалась при наиболее характерных режимах работы — при экономической мощности Nэк. Для конденсационных турбин большой мощности экономическая мощность совпадает с номинальной Nэном. У турбин средней мощности Nэк = (0,8 - 0,9) Nэном.

Втурбинах с регулируемыми отборами пара каждый отсек рассчитывается на максимальный пропуск пара. Максимальный пропуск через ЧНД будет при конденсационном режиме и номинальной мощности,

ачерез ЧВД — при максимальном расходе в регулируемые отборы и номинальной мощности турбины. В теплофикационных турбинах большой мощности определяющим является расход острого пара, поэтому номинальная мощность на теплофикационном и конденсационном режимах оказывается различной. Подробнее рассмотренные вопросы изложены в [ 1 ], стр. 172.

Вцелях сокращения объема расчетных работ при проектировании за расчетный режим можно принять номинальную мощность. Тогда в турбинах с регулируемыми отборами пара расчетный пропуск через ЧВД определяется при номинальном значении расходов пара в эти отборы, а через ЧНД — расход на конденсационном режиме. Исключение составляют турбины, у которых указывается номинальная мощность на различных режимах, например, Т-100/120-130. Найденные расходы пара через отсеки турбины являются исходными для расчета ступеней.

Расчет проточной части турбины состоит из следующих этапов.

Расчет регулирующей ступени

Регулирующая ступень выполняется при сопловом парораспределении и отсутствует при дроссельном. В качестве регулирующей ступени в современных турбинах выбирают либо одновенечную ступень давления, либо двухвенечную ступень скорости. Вопросы выбора ступени изложены в [ 1 ], стр. 118, [ 4 ], стр. 154, [ 7 ],

стр. 346.

Наибольшую сложность вызывает выбор исходных данных, в качестве которых могут быть приняты располагаемые теплоперепады или диаметр, степень реакции ρ, характеристический коэффициент Хф, углы и прочее. Эти величины должны приниматься на основе сопоставления вариантов с учетом технологии изготовления, переменных режимов работы, требований к экономичности и т. д.

Наиболее надежным является метод, когда за основу принят средний диаметр ступени d. Величину d регулирующей ступени рекомендуется

15

выбирать в пределах d = 0,8 ÷1,2 м. Ориентиром может служить аналог проектируемой турбины. Дальнейший расчет проводится по методике [1], стр. 88. В качестве оптимального допускается принимать характеристический коэффициент Хф, обеспечивающий максимум лопаточного к.п.д. Например, для одновенечной ступени

Здесь и в дальнейшем применяются общепринятые обозначения величин, соответствующие обозначениям [ 1 ]. Степень реакции выбирают в пределах:

для одновенечных ступеней ρ = (0 ÷ 0,05); для двухвенечных ступеней ρ = (0,05 ÷ 0,1).

Для предварительной оценки величин μ1, μ2, ϕ, ψ по рис 3-9, 3-11, [1] или 4-1, 4-4, [4] в качестве исходных могут быть принят размеры ступени аналогичной турбины.

При определении длины лопаток надо помнить, что при сопловом парораспределении даже в мощных турбинах степень парциальности е в регулирующей ступени меньше единицы [1], пар. 7-7. е = 0,8 - 0,96.

Для турбин малой мощности степень парциальности выбирается методом последовательного приближения [1], стр. 118. Детальный расчет регулирующей ступени полностью излагается в пояснительной записке, а результаты расчетов сводятся в таблицу, выполненную по форме [1], стр.

206.

Расчет нерегулируемых ступеней

Для определения состояния пара перед первой ступенью необходимо по результатам предшествующего расчета построить в i,s-диаграмме действительный процесс расширения в регулирующей ступени. При этом энергию выходной скорости регулирующей ступени следует считать потерянной ( χ =0). Тогда давление перед первой ступенью будет равно

давлению за регулирующей ступенью, а энтальпия определится как разность энтальпии острого пара ( iA '0 , рис.1) и действительного

теплоперепада регулирующей ступени.

Располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней турбины или отсека находится по изоэнтропе, проведенной через точку, характеризующую состояние пара перед ступенями, до давления за последней ступенью турбины или отсека.

Чтобы сработать весь располагаемый теплоперепад и получить приемлемые конструктивные характеристики, предварительно выбирают число ступеней и распределяют теплоперепад между ними. Для этого

16

вначале проводят расчет первой и последней ступени. Методика предварительного расчета изложена в [1], п. 6-3, [4], п.6-3.

Р а с ч е т п е р в о й с т у п е н и

В качестве исходного может быть принят средний диаметр α. В ступенях с короткими лопатками степень реакции принимается в пределах: ρ = (0,05 ÷ 0,1). Ожидаемые размеры ступени можно оценить по аналогичной турбине. В дальнейшем расчет проводится также, как и расчет регулирующей ступени.

Проверкой правильности расчета може служить расчет на прочность, высокий к.п.д. ступени, допустимые размеры лопаток (высота сопла должна быть не меньше 15 мм), наличие отработанных профилей сопловых и рабочих решеток [ 6 ].

Р а с ч е т п о с л е д н е й с т у п е н и

Размеры последней ступени конденсационной турбины ограничены прочностью, которая зависит от диаметра dж и высоты рабочих лопаток l2z.

Исходя из уравнения неразрывности, диаметр последней ступени определяется по известной формуле

объем пара за последней ступенью, м3/кг (определяется по i,s-диаграмме рис.1 в точке 2); μ2 — коэффициент расхода рабочей решетки [ 1 ], рис. 3-

(предельными), то можно в качестве исходных принять длину лопатки и средний диаметр, руководствуясь данными табл. 6.2 [ 1 ], а из формулы (5.22) найти величину потерь с выходной скоростью и оценить их допустимость [ 1 ], п. 6-2.

Если объем пара в турбине изменяется слабо (например в ЦВД), то диаметры дисков всех ступеней отсека выполняются одинаковыми. В этом случае размеры последней ступени выбираются в соответствии с [ 1 ],

стр. 186.

Об ожидаемом характере изменения диаметров можно судить по образцу. В любом случае желательно иметь dz/d1 < 2, в противном случае нерегулируемые ступени должны быть выполнены в виде двух групп различных диаметров.

17

О п р е д е л н и е ч и с л а с т у п е н е й и р а с п р е д е л е н и е т е п л о п е р е п а д о в м е ж д у н и м и

Современные паровые турбины малой и средней мощности выполняются одноцилиндровыми с общим числом ступеней от 6 до 23. Мощные турбины выполняются многоцилиндровыми. Выбор числа ступеней и распределение теплоперепадов между ними производится отдельно для каждого цилиндра. Состояние пара на входе и выходе из цилиндров определяется характерными точками процессов расширения (началом промперегрева, давлением пара регулирующего отбора, разделительным давлением или давлением, при котором разделяют поток пара, поступающий на несколько ЦНД). Вопросы выбора числа цилиндров изложены в [1], стр. 173,174. При выполнении проекта число цилиндров не выбирается, а принимается по образцу с соответствующими обоснованиями.

Состояние пара перед цилиндром определяется после детального расчета проточной части предыдущего цилиндра. Однако, если выполняется проектирование отдельного цилиндра, то состояние пара определяется по i,s-диаграмме точками пересечения линий давлений перед и за цилиндром действительного процесса расширения. Выбор числа ступеней и распределение теплоперепадов производится по методике [1], п.6-3 и обычно не вызывает затруднений. Исходные данные можно принимать на основе следующих рекомендаций:

—Характер изменения диаметров может быть выбран на основе анализа конструкций действующих турбин, то есть по образцу. Надо помнить, что увеличение диаметров и уменьшение степени реакции приводит к уменьшению числа ступеней в цилиндре.

—Величина Хофп определяется формулой (5.21) и зависит от степени

реакции. В ступенях большей веерности величина ρ существенно меняется по высоте и необходимо обеспечить положительную реакцию у корня. Степень реакции на среднем диаметре ρ ср можно оценить по приближенной формуле

где rк — степень реакции у корня, rк = (0¸0,05).

Величину l/d для нескольких ступеней можно выбрать по образцу, то есть по ожидаемым размерам ступеней.

Для этих ступеней рассчитываются значения Хофп т, и полученные

значения могут служить ориентиром для выбора Хф всех ступеней. Если имеются результаты детального расчета проточной части турбины, например [1], стр.199, то можно в качестве ориентира использовать

18

исходные данные ступеней, у которых характеристики близки к ожидаемым.

Коэффициент возврата тепла оценивается по формуле (5.7), [1], при этом ожидаемое число ступеней можно взять из образца.

При окончательном распределении теплоперепадов надо иметь в виду то, что отбор пара на регенерацию осуществляется из камер между ступенями. Поэтому после предварительного определения теплоперепадов на каждую ступень необходимо определить число ступеней в каждом отсеке ( части турбины между отборами), принять давление перед первой и за последней ступенью отсека равным давлениям отборов и перераспределить теплоперепады между ступенями отсека. Надо помнить, что полученные здесь данные являются предварительными и могут быть уточнены при детальном расчете ступеней.

Д е т а л ь н ы й р а с ч е т п р о м е ж у т о ч н ы х с т у п е н е й

Исходными данными для расчета являются величины, полученные на предыдущем этапе проектирования. В каждом отсеке необходимо переработать заданный теплоперепад в определенном числе ступеней, обеспечив высокий к.п.д. каждой ступени и плавность изменения диаметров. Это возможно при строгом выборе исходных данных и определенной методике расчета.

Может оказаться, что необходимые для этого профиля решеток будут для каждой ступени существенно различными или не окажется существующих профилей. Такое положение не желательно и требует достаточных обоснований.

Если подобного можно избежать, изменив исходные данные предварительного расчета, следует рассмотреть также варианты. Расчет промежуточных ступеней выполняется также, как и регулирующей ступени, но в качестве исходных принимается располагаемый теплоперепад и диаметр. По этим данным определяют Хф = u/cф. Для получения высоких к.п.д. необходимо уточнить степень реакции по формуле

Для ступеней с длинными лопатками проверить реакцию у корня по формуле (5.23).

Если не было существенной корректировки теплоперепадов, то величины Хф и ρ оказываются близкими к принятым в предварительном расчете. Далее расчет ведется обычным порядком. Если получаемые результаты близки к известным образцам, то хорду профилей можно принимать по аналогии с изготавливаемыми турбинами. В противном случае необходимо приближенно оценивать прочность лопаток [1], стр.89.

19

При детальном расчете необходимо следить за плавностью очертания проточной части, вычерчивая с учетом масштаба линии диаметров вершины и корня лопаток по длине турбины.

Если в задании на проектирование специально указывается, что расчет ступеней большой веерности необходимо проводить с учетом изменения параметров по радиусу (проект ЦНД), то необходимо выполнить расчеты для трех сечений — корневого, среднего и периферийного. Методика и пример расчета с достаточной информацией изложены в [1], стр. 102.

Исходные данные на вырабатываются базе предварительного расчета ступеней по средним диаметрам. Результаты детального расчета промежуточных ступеней оформляются в виде таблицы, выполненной по форме [1], стр. 206.

Отдельно приводятся значения действительного теплоперепада в турбине в каждом цилиндре Nj и внутренний относительный к.п.д. цилиндров или турбины.

Определяется внутренняя мощность турбины или цилиндра как сумма внутренней мощности всех ступеней. Полученные результаты сравниваются с принятыми при проектировании и делается заключение в плане сравнения полученных характеристик с имеющимся аналогами современных турбин.

ЛИТЕРАТУРА

1. Щегляев А.В. Паровые турбины / А.В. Щегляев. — М.: Энергия, 1976. — 357 с.

2.Трояновский Б.М. Турбины для атомных электростанций / Б.М. Трояновский. — М.: Энергия, 1976.

3.Абрамов В.И. Тепловой расчет турбин / В.И. Абрамов, Г.А.

7. Теплотехнический справочник. — М.: Энергия, т. 1, 1975. — 743 с. 8. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции / В.Я. Рыжкин. —

М.: Энергия, 1967. — 400 с.

9. Шляхин П.Н. Краткий справочник по паровым турбинам / П.Н. Шляхин, М.Л. Бершадский. — М.: Энергия, 1970. — 251 с.

10. Ривкин С.Л. Теплофизические свойства воды и водяного пара / С.Л. Ривкин, А.А. Александров. — М.: Энергия, 1980. — 424 с.

20