книги из ГПНТБ / Нигматулин И.Н. Тепловые двигатели учеб. пособие
.pdfpax проточной части являются равномерными. Кроме того, считают, что в зазорах между решетками и за рабочими лопатками отсутствуют радиальные перемещения частиц пара по длине лопаток, т. е. ради альные составляющие скорости в зазорах и за рабочими лопатками равны нулю: сг = wr = 0. Следует, однако, отметить, что в межло паточных каналах сопловой и рабочей решеток радиальные смещения потока возможны.
Расчеты закрутки лопаток выполняются без учета тепловых потерь. Их целесообразно производить после предварительного теплового расчета ступени по среднему диаметру. Из этого расчета обычно из
вестны основные параметры и определены дополнительно |
следующие |
||||||||||||||||
величины: ри рх |
и р 2 |
— давления пара соответственно перед соплами, |
|||||||||||||||
за соплами и за рабочими лопатками, |
причем p t |
и р 2 постоянны для |
|||||||||||||||
любого |
сечения |
лопатки, а р / — только для |
сечения |
по |
среднему |
||||||||||||
диаметру; h0, hoi, |
h02 |
— располагаемые теплоперепады |
соответственно |
||||||||||||||
для ступени, сопловой решетки и рабочих лопаток (h0l |
и h02 |
— только |
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
для |
сечения |
лопаток |
по |
среднему |
||||||||
0.) |
|
i |
|
|
диаметру); |
с 1 с р , |
|
с 2 с р , |
|
П У 1 С Р , |
W2CV |
— |
|||||
|
|
|
|
soy |
соответственно абсолютные и отно |
||||||||||||
|
|
|
|
сительные |
скорости |
|
пара |
только |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
bib |
— |
сни, |
|
|
для |
среднего |
|
диаметра |
|
ступени; |
|||||||
|
|
|
|
|
Picp. 02Ср и а 2 с р |
— углы |
|
направле |
|||||||||
В) |
|
|
|
|
ния |
потока |
при |
входе на рабочую |
|||||||||
|
|
|
|
решетку и за рабочими |
лопатками, |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
только для среднего |
|
диаметра сту |
||||||||||
|
|
|
|
|
пени; /j и /2 —высота |
соответствен |
|||||||||||
|
|
|
|
|
но |
сопловой |
|
и |
|
рабочей |
решеток; |
||||||
|
|
|
|
|
гс Р и ыс р — соответственно |
радиус |
|||||||||||
Рис. 1-30. |
Треугольники скорос |
и окружная |
скорость |
по |
среднему |
||||||||||||
тей |
для |
сопловой |
решетки: |
диаметру; |
с 1 а С Р , |
C 2 |
q |
C P |
— проекции |
||||||||
J) для определения |
с,,- и tga/i ; б) для |
абсолютных |
скоростей |
с4 |
и |
с2 на |
|||||||||||
|
определения w,i |
и pV |
ось |
турбины, |
которые |
сохраняют |
|||||||||||
|
|
|
|
|
ся неизменными |
|
по |
|
высоте лопа |
||||||||
|
|
|
|
|
ток. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Следует принимать значение с2иг = |
0, а так как г Ф 0, то с2и |
= 0, |
|||||||||||||||
что соответствует значению угла а2 = 90°.
Численные значения величин, полученных из теплового расчета ступени по среднему диаметру, и соотношения (Ы12) и (1-113) позво ляют произвести расчеты закрутки лопаток для любого промежуточ
ного диаметра dit где dK |
<; dl |
<; dB; dK |
и dB — диаметры |
соответствен |
|||
но в корневом сечении лопаток и по их вершинам со стороны |
выхода |
||||||
пара. На основании условия |
(1-112) для диаметров dcV |
— 2г с Р |
и dt = |
||||
= 2rl |
можно |
написать |
|
|
|
|
|
|
|
|
clu |
ср r cp = |
С Ш ri' |
|
(1-114) |
Из |
этого |
уравнения |
определяем |
|
|
|
|
|
|
|
СШ —clu срrcp^rf |
(1-115) |
|||
60
С другой стороны, для диаметра dt условие (1-113) можно пред ставить в таком виде (рис. 1-30):
с2 |
=с2 . = с ? . - с ? . , |
(1-116) |
1а ср |
1а( |
If |
\ui ' |
откуда
v |
' |
Cu = V c\ui+c\acp. |
(1-117) |
|
Зная численные значения с ш |
= с 1 а с р , можем определить угол а.и |
|
через тангенс из (рис. 1-30): |
|
|
tg аи = |
Cia с Р / с ш . |
(1-118) |
Окружная скорость на диаметре di |
|
|
u» = |
*r,/30. |
(1-119) |
По данным си, dn и ии находим w4 или из треугольника |
скоростей |
|
(см. рис. 1-30), |
или аналитически. Аналогичные расчеты для других |
|
значений диаметров dn,dm |
и т . д . сопловой решетки позволяют опреде |
|
лить cin, ai„,wln, |
cim, aim, |
wim и т. д. и установить закон изменения |
угла <xi; и скорости си по высоте сопловой решетки. Скорости си могут быть меньше, равны и больше критических, что нужно иметь в виду при выполнении расчетов закрутки лопаток.
Значения абсолютных скоростей с4 / |
по высоте |
сопловой решетки |
||
позволяют также определить |
и значения теплового перепада по ее |
|||
высоте. |
|
|
|
|
Для любого |
диаметра Ц) |
сопловой |
решетки |
|
|
А о и |
= ^//2000. |
(1-120) |
|
Тепловой перепад на рабочих лопатках для |
любого сечения по |
|||
диаметру |
|
|
|
|
|
h02J |
= ho-holj. |
|
(1-121) |
Изменение |
реактивности по высоте |
рабочей решетки |
||
|
Р = V V |
|
(1-122) |
|
Расчеты показывают, что реактивность по высоте лопаток изменя ется от некоторого минимума у корня до максимума у вершины ло паток.
Ниже приводится пример расчета закрутки лопаток ступени без
учета тепловых |
потерь. |
|
|
|
|
|||||
П р и м е р |
1-2. |
Дано: pi— 2 бар, Ti— 483° К — давление |
и температура |
|||||||
пара перед сопловой |
решеткой; G 0 = 80 кг/с — расход пара через ступень; п = |
|||||||||
= 3000 об/мин — число |
оборотов турбины. |
|
|
|||||||
Расчет по среднему диаметру. Принимаем dcp |
= 1600 мм — диаметр по сред |
|||||||||
ней окружности для сопловой решетки и рабочих лопаток. |
|
|||||||||
Скорость |
по |
средней |
окружности |
ступени |
|
|||||
|
|
|
|
«С р = |
507tdc p = |
50тс • 1,6 = |
251,5 м/с. |
|
||
Степень реактивности на |
рабочих |
лопатках |
ступени р = 0,3 |
принята на |
||||||
основании |
предварительного расчета |
корневого сечения лопаток, в котором |
||||||||
получилась |
небольшая |
положительная реактивность. |
|
|||||||
61
Принимаем по оценке: |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
aicp = 14° — угол |
наклона |
|
сопловой |
решетки; |
|
|
|
|||||||||
ы ср/сад = |
0,54 — отношение |
окружной |
скорости |
к |
адиабатной. |
|||||||||||
Находим |
адиабатную |
|
скорость |
пара: |
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
С а |
д = — - 7 — = |
251,5/0,54 = |
466 м/с; |
|
|||||||
располагаемый |
теплоперепад |
на ступени |
AoiC D = _ ! 5 ! L = 108,4 |
к Д ж / к г ; |
||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
у |
|
'/ь00 |
|
|
теплоперепад |
на сопловой |
решетке |
по среднему |
диаметру |
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
V c p |
= |
(1 — 0,3) 108,4 = |
76 |
к Д ж / к г ; |
|
||||||
теплоперепад |
на рабочих |
лопатках по среднему |
диаметру |
|
||||||||||||
|
|
|
|
|
/ г 0 2 с |
р |
= |
Ю8,4 — 76 = |
32,4 |
к Д ж / к г ; |
|
|||||
теплосодержание |
пара |
перед |
сопловой решеткой |
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
i'x = 2890 |
к Д ж / к г ; |
|
|
|
|||
теплосодержание |
за сопловой решеткой на адиабате |
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
i\ |
= |
jj. — 76 = 2890 — 76 = |
2814 |
к Д ж / к г ; |
|
|||||||
давление |
за сопловой |
решеткой p i ' = 1,4 бар; удельный объем |
пара за сопловой |
|||||||||||||
решеткой |
без учета |
потерь |
(по адиабате) |
vit= |
1,44 |
м3 /кг; |
|
|||||||||
скорость |
пара по выходе |
из |
сопловой |
решетки |
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
Ci<cp = |
Cicp = 44,7 1/76 = 389,5 м/с; |
|
|||||||||
|
|
|
с1и |
с р |
= |
сх с |
р |
cos ах = |
389,5 cos 14° = 377,5 м/с . |
|
||||||
Высоту I сопловой и рабочей решеток для расчета закрутки лопаток можно принимать из основного теплового расчета ступени, предварительно выполнен ного по среднему диаметру с учетом всех тепловых потерь в ступени:
|
Рис . 1-31. |
Треугольники скоростей |
для |
определения |
||
|
|
закрутки лопаток и угла (32 |
|
|
|
|
Из |
треугольника |
скоростей (рис. 1-31) находим: |
ш г с р = |
157 м/с — отно |
||
сительная скорость пара при входе на рабочие |
лопатки; | i i c p = |
36° 3 0 ' — у г о л |
||||
наклона |
паровой струи |
и с\а= 94,5 м/с — проекция скорости |
а с р |
на ось тур |
||
бины. Энергия торможения при входе на рабочие |
лопатки |
|
|
|||
62
|
|
К iС р = |
^ер/2000 = 1572/2000 = |
12,33 к Д ж / к г ; |
|
||
относительная теоретическая |
скорость |
пара по выходе с рабочих лопаток |
|||||
|
|
wu = w2cp |
= 44,7 1/12,33 + 32,4 = 299 м/с . |
|
|||
Из точки О (рис. 1-31) радиусом Rcp |
— kw2Cp |
(k — масштаб построения тре |
|||||
угольника скоростей) описываем дугу. |
Переместив вектор окружной |
скорости |
|||||
и с р вниз |
параллельно оси Ох, найдем точку а и, соединив ее с точкой |
О, опре |
|||||
делим направление парового |
потока по выходе его из каналов рабочих |
лопаток, |
|||||
т. е. Р 2 С р |
= |
32° 50' и с2а= |
164 м/с. |
|
|
|
|
Расчет |
по корневому |
сечению. Диаметр корневого сечения |
|
||||
dK = dcp — / с = 1600 — 244 = 1356 мм
и соответственно гк = 678 мм и
« к = 50,2wK = ЮОя • 0,678 = 213 м/с .
Проекцию абсолютной скорости у корневого сечения находим из условия (1-115):
с 1 ц к = 377,5 • 0,80/0,678= 446 м/с.
Абсолютную скорость пара в корневом сечении определяем из условия (1-117):
с , к = ]/4462 -t- 94,Ь2 = 461 м/с,
угол наклона сопловой решетки из (1-118):
t g a 1 K = 94,5/446 = 0,2115; a 1 K = П ° 5 7 ' .
И з треугольника скоростей (см. рис. 1-31) получаем:
w1K = 256 м/с; р 1 к = 21с 54'.
Энергия торможения перед рабочей решеткой
hwiK = 2562/2000 = 32.8 к Д ж / к г .
Теплоперепад на сопловой решетке
й„1к = 4612 /20С0 = 106,0 к Д ж / к г .
Теплоперепад на рабочей решетке
|
h02K = h0 — h01K = |
108,4— 106 = 2,4 к Д ж / к г . |
|
|
|
Степень реактивности на рабочих |
лопатках в корневом сечении |
|
|
|
Р к = 240/108,4 = 2,21% . |
|
|
|
|
Относительная скорость пара по выходе с рабочей |
решетки |
|
|
|
ш 2 к = 44,7 1/32,8-г- 2,40 = 265,5 м/с . |
|
||
|
Из вершины треугольника (точка О, см. рис. 1-31) проведем дугу |
радиусом |
||
RiK |
вектора скорости w2K в масштабе длин. Точка пересечения дуги RiK |
с линией |
||
Ooftj дает точку ак, расстояние от которой до точки а2 |
в масштабе треугольника |
|||
скоростей равно окружной скорости ик. Угол между |
прямыми Ох и 0ак |
являет |
||
ся |
искомым углом Р 2 К . Численное значение его Р 2 К = 38°. |
|
||
63
= |
Расчет по вершине лопаток. |
Диаметр |
у |
вершины сопловой решетки: ctB = |
||||
1600 + 244 = |
1844 мм |
|
|
|
|
|
|
|
и |
соответственно |
л в = 922 |
мм и |
|
|
|
|
|
|
|
u B = |
100л • 0,922 = |
289,5 м/с . |
||||
|
По (1-115), (1-117) и (1-118) |
находим: |
|
|
||||
|
|
|
|
377,5 • 0,8 |
= |
327,3 м/с; |
||
|
|
|
|
|
0,922 |
|
|
|
|
|
с 1 в = |
]/327,3 2 |
+ 94,52 |
= 340,7 м/с; |
|||
|
t g a l B = 94,5/327,3 = |
0,285, |
откуда a 1 B = 1 5 ° 5 4 \ |
|||||
|
Теплоперепад |
в сопловой |
решетке |
|
|
|||
|
|
ftolB |
= |
340,72 /2000 = |
59 к Д ж / к г . |
|||
Из треугольника скоростей (см. рис. 1-31) получаем
w1B= 101,5 м/с и |31 в = 68°.
Энергия торможения перед рабочими лопатками
|
|
h w l B |
= |
101,5/2000 = |
5,16 |
к Д ж / к г . |
|
|
|
Теплоперепад |
на рабочих |
лопатках |
|
|
|
|
|||
|
|
/ г 0 2 в |
= |
108,4 — 59 = |
49,4 |
к Д ж / к г . |
|
|
|
Располагаемая |
энергия |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
/ $ 2 в = |
49,4 + 5,16 = |
54,56 |
к Д ж / к г . |
|
|
||
Реактивность |
на вершине |
рабочих лопаток |
|
|
|
||||
|
|
Р |
в |
= 49,40/108,4 = 45,5%. |
|
|
|||
скорость В У 2 В = 44,7 У54,56 |
= 330 м/с. |
находим Р 2 в — 29° 10', |
|
|
|||||
Из треугольника |
скоростей |
(см. рис. 1-31) |
а расстоя |
||||||
ние между точками |
хорошо |
согласуется с окружной скоростью и0= |
289,5 м/с |
||||||
Аналогичным способом выполнен расчет закрутки для двух |
проме |
||||||||
жуточных радиусов гпр = |
740 мм и гпр = |
860 мм. Результаты |
рас |
||||||
чета закрутки |
лопаток |
приведены в табл. 1-1. Из таблицы |
следует, |
||||||
что реактивность на рабочих лопатках интенсивно возрастает от кор
невого сечения к вершине лопаток. |
Изменяются также и углы ai, |
|
(34 и |32 по высоте рабочих лопаток, |
что усложняет технологию изго |
|
товления лопаток и затрудняет решение вопросов обеспечения |
надеж |
|
ности их работы. Однако эти расчеты позволяют конструктору |
разра |
|
ботать более экономичные профили для сопловых и рабочих лопаток. На основе этих расчетов изготовляются плоские решетки для различ ных сечений по высоте и экспериментально исследуются на газодина мических стендах. В последние годы витые лопатки исследуются и на вращающихся экспериментальных моделях для определения их опти мальной экономичности. Экспериментальные исследования позволяют
64
рыюсти по
р
| &
d.t, мм
1356
1480
1600
1720
1844
|
|
|
|
Т а б л и ц а |
1-1 |
|
|
Таблица результатов расчета закрутки лопаток |
вностьРеакти ра'очихна |
СTVяIXгттт/л |
|||
|
Углы наклона решеток |
|
Теплоперепады на решетках |
|||
|
|
|
|
|||
сопловых |
рабочих |
|
сопловой |
рабочей |
|
|
аИ |
hi |
hi |
ft01{ ,кДж/кг |
ft02., кДж/кг |
Р( , % |
|
1 Г 5 7 ' |
21°54' |
38° |
106,0 |
2,4 |
2,21 |
|
13°04' |
28°30' |
35°20' |
87,5 |
20,9 |
19,26 |
|
14° |
36°30' |
32°50' |
76,0 |
32,4 |
30,00 |
|
15°03' |
49°20' |
31°20' |
66,1 |
42,3 |
39,00 |
|
15°54' |
68° |
29°10' |
59,0 |
49,4 |
45,50 |
|
разработать высокоэкономичные профили лопаток, обеспечивающие более простую и дешевую технологию их изготовления.
Глава 1-5.
ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ТУРБИНЫ
§ 1-20. Основные данные для проектирования турбины
Разработка проекта турбины производится на основании расчет ных данных. К числу заданных величин обычно относятся номиналь ная электрическая мощность турбины NS.H, давление и температура свежего пара ра и Т0 и давление отработавшего пара за турбиной р2к- При наличии промежуточного перегрева пара известна также темпе
ратура его |
после |
промежуточного |
перегревателя |
Тп.п. Можно |
так |
||
же |
считать |
заданной величиной |
|
температуру |
питательной |
воды |
|
Т п в . |
На основании |
этих исходных |
данных разрабатывается тепловая |
||||
схема турбоустановки; выбирается давление пара, поступающего в промежуточный пароперегреватель; давления пара в деаэраторе и ре
генеративных отборах. |
Эти параметры |
выбираются |
на |
основании |
технико-экономических |
расчетов. Число |
оборотов |
вала |
для турбин |
средней и большой мощности в СССР принимаются п = 3000 об/мин.
В паротурбинном блоке котел — турбина единичной мощностью 300 000 кВт и более в качестве привода питательного насоса применя ется паровая турбина с противодавлением или конденсационная. Из регенеративной системы главной турбины пар поступает в турбину с противодавлением, а по выходе из нее направляется в нижнюю точку регенеративной системы и в ЦН Д главной турбины. В конденсацион ную турбину привода питательного насоса пар поступает также из регенеративной системы главной турбины, но с более низким давле нием, а отработавший пар из нее направляется в свой конденсатор.
3 - 5 5 9 |
65 |
При проектировании паровых турбин различают номинальную и экономическую мощности. Номинальной мощностью турбины назы вается такая мощность, которую развивает турбина неограниченное время не только при расчетных параметрах, но и при сниженных па раметрах свежего пара и повышенном давлении отработавшего пара. Отклонение параметров пара, при которых турбина развивает номи нальную мощность, предусматривается в технических условиях на по
ставку |
турбины. Экономическая мощность |
турбины — это мощность, |
|
при которой потребляется минимальный |
удельный расход |
тепла на |
|
1 кВт-ч |
электроэнергии, снимаемой с зажимов генератора. |
Турбины, |
|
предназначенные работать с максимальной нагрузкой, т. е. базовые турбины большой мощности и высокого давления, имеют экономиче скую мощность в пределах 0,9-=-1,0 от номинальной. Турбины средней мощности и средних параметров имеют экономическую мощность в пределах 0,854-0,90 от номинальной.
При проектировании высокоэкономичных турбин давление отрабо тавшего пара принимают в пределах 0,034-0,04 бар. Наиболее часто, однако, принимают р2к = 0,034 бар. Менее экономичные турбины проектируются при р2к = 0,0454-0,055 бар. В современных мощных многоступенчатых турбинах, как правило, применяются одновенечные регулирующие ступени с небольшой степенью парциальное™ и достаточно высокими лопатками, что обеспечивает их относительно высокие к.п.д. В турбинах малой и средней мощности из-за малых удельных расходов пара приходится применять двухвенечные регу лирующие ступени с несколько меньшим к.п.д. В конденсационных турбинах современного типа, работающих с глубоким вакуумом, в связи с большими удельными объемами пара в последней ступени приходится применять предельно допустимые размеры лопаток по условиям их прочности. Поэтому при выполнении теплового расчета многоступенчатой турбины прежде всего делают предварительный расчет первой (регулирующей), второй и последней ступеней. Только после соответствующего выбора основных размеров первой, второй и последней ступеней переходят к определению числа ступеней турбины и к детальному тепловому расчету всех ступеней.
Энтальпия |
пара |
перед соплами первой ступени |
на i—s-диаграмме |
определяется |
точкой А0 (рис. 1-32) и равна i 0 . |
ступени. Разме |
|
Предварительный |
расчет первой регулирующей |
||
ры первой ступени следует подбирать с таким расчетом, чтобы / > 10 и е > 0,2 для турбин малой мощности. В современных турбинах боль шой мощности принимают / > 304-40 мм и е > 0,64-0,7.
Выходное сечение сопел определяется из условия неразрывности
струи |
fx = GQvJcx |
= nd el sin a4, |
|
|
(1-123) |
||
где G0 — секундный расход пара |
через ступень (турбину), кг/с; cd — |
||
скорость |
пара по выходе из сопел, м/с; i>t — удельный |
объем пара за |
|
соплами, |
кг/м3 . |
|
|
В современных паровых турбинах рабочие лопатки |
регулирующих |
||
ступеней |
выполняются, как правило, с реактивностью р. |
||
66
Скорость пара ct при степени реактивности р на рабочих лопатках
|
С\ = |
ф У\ — рса. |
|
|
Подставляя последнее значение вместо Cj в (1-123), получаем |
|
|||
где х = |
G0vix = (pyi |
— рnddu sinя1 ( |
(1-124) |
|
и!са. |
|
|
|
|
Так |
как и = irdn/60, то окончательно |
имеем |
|
|
|
60G0 о4л: = Ф У1 |
— р * 2 d 2 |
/п sin с^е. |
(1-125) |
Рис. 1-32. Тепловой процесс турбины в |
i—s-диаг- |
рамме |
|
3* |
67 |
Решая это уравнение относительно диаметра, получаем
d = Л/ |
6 ° ° ° " 1 Х |
. |
(1-126) |
У(р У1 — р тс'8 In sin OjE
Величины х, ф, р , /, а ь е, входящие в (1-126), оцениваются в за висимости от конструкции регулирующей ступени. Приняв числен ные значения для указанных величин, замечаем, что в (1-126) остаются неизвестными d и v±. Таким образом, это уравнение можно решить только методом подбора d с последующим определением vt и провер кой правильности выбранного d. Для решения этого уравнения в пер
вом приближении предварительно принимают величину d. |
и = |
|||
Тогда имеется возможность определить окружную |
скорость |
|||
= jtdn/60, скорость |
пара са — и/х, адиабатный перепад |
тепла в |
соп |
|
лах: |
|
|
|
|
|
|
А0 1 = ( 1 — Р ) с а / 2 0 0 0 . |
|
|
Тепловые потери |
в |
соплах |
|
|
|
Ас |
= (1 _ ф 2 ) ( 1 — р) 4/2000. |
(1-127) |
|
Откладывая на t—s-диаграмме h0i и hc, находим состояние пара за соплами и соответственно vt. Подставляя и4 в (1-126), определяем d. Если полученное из уравнения d не будет равно предварительно при нятому, то нужно принять снова значение d и сделать расчет во втором приближении. После определения d находим тепловые перепады на ступени:
A0 |
= |
V P , |
(1-128) |
на рабочих лопатках: |
|
|
|
Кг |
= |
К?. |
(1-129) |
Таким образом, получены все необходимые данные для выполнения детального теплового расчета ступени.
Предварительный расчет второй ступени. В турбинах с большим расходом пара парциальный впуск осуществляется только для регу лирующей ступени; в турбинах небольшой мощности с малыми расхо дами пара — иногда и для нескольких первых ступеней давления. В таком случае для расчета второй ступени принимают минимальную высоту сопла / = 10-И5 мм и е = 1 и определяют диаметр по (1-126)
при е = 1 методами |
последовательных приближений, так же как |
и для регулирующей |
ступени. Для второй ступени турбины средней |
и большой мощностей е = 1; высоту сопел следует выбирать не менее 15-f-20 мм и более в зависимости от желаемого диаметра и числа ступе ней турбины.
Для определения состояния пара перед соплами второй ступени рекомендуется выполнить детальный расчет первой ступени, исполь зуя данные, приведенные в гл. 1-2 и 1-3.
Предварительный расчет последней ступени конденсационной турбины. Применяя для выходного сечения каналов рабочих лопа-
68
ток последней ступени уравнение неразрывности струи, можем за писать
|
f2v2 |
= G0w2 = ndlw2sm$2, |
(1-130) |
|||
где |
v2 — удельный объем пара по шходе из рабочих лопаток, |
кг/м3 . |
||||
|
Так как w2sin(32 = |
c2sin<x2, то |
|
|
|
|
|
|
G0 V2 |
= я dlc2 sin a2. |
(1-131) |
||
|
Обозначив дополнительно |
отношение d/7 = &, представим |
(1-131) |
|||
в виде: |
|
|
|
|
|
|
|
|
G0v2 = (7«f2 /&)c2 sina2 . |
(1-132) |
|||
|
Решая это уравнение относительно диаметра, |
получаем |
|
|||
|
|
d = ] / G 0 V2%/(K c2 sina2 ). |
|
(1-133) |
||
|
Потери с выходной скоростью можно выразить так: |
|
||||
|
|
с ' / 2 0 0 0 = |
/1в = Св Я0 , |
(1-134) |
||
где |
Св — коэффициент |
потерь |
тепла |
с Е Ы Х О Д Н С Й |
скоростью в |
послед |
ней |
ступени. |
|
|
|
|
|
|
Из (1-134) получаем |
|
|
|
|
|
|
|
С2 = Ы,7УХЖО- |
(1-135) |
|||
|
Скорость с2 пара по выходе из рабочих лопаток последней |
ступени |
||||
полностью теряется. Чем больше скорость с2, тем больше потери от выходной скорости и тем ниже к.п.д.
В конденсационных турбинах потери с выходной скоростью в
последней ступени |
Св |
достигают l-f-2% от располагаемого |
теплопере- |
|
пада Н0 |
турбины. Величина Св при предварительном расчете последней |
|||
ступени |
принимается |
по оценке. |
|
|
Подставив в (1-133) вместо с2 ее значение из (1-135), получим |
||||
|
d= |
VG0V2%I {к, 44,71/СвТТоsina2 ). |
(1-136) |
|
Для конденсационных турбин малой и средней мощности стремят
ся принимать отношение dll — Ь > 5^-6. |
В современных экономич |
|||
ных турбинах большой мощности значение Ь по необходимости |
умень |
|||
шают до 2,6. |
|
|
|
|
Удельный объем пара на выходе из рабочих лопаток |
находят на |
|||
основании предварительной оценки к.п.д. |
турбины |
по |
i—s-диаграм- |
|
ме. Желательно выходной угол абсолютной скорости |
с2 |
иметь |
а 2 = |
|
= 90°. Следовательно, для предварительного определения d в (1-136) можно принять sin a2 = 1.
В настоящее время многие турбостроительные заводы для турбин большой мощности допускают окружные скорости по среднему диа
метру 400 м/с. Если и окажется чрезмерной при крайних |
допустимых |
|
значениях & и Св, то для заданного пропуска |
пара через |
последнюю |
ступень невозможно построить турбины с однопоточным |
выпуском. |
|
В таких случаях прибегают к дублированному |
потоку пара в послед |
|
них ступенях турбины (см. рис. 1-25). |
|
|
69