1.1 Построение рабочего процесса турбины и определение расхода пара на турбину

Процесс расширения начинают строить с состояния пара перед стопорным клапаном турбины (см. Рисунок 1), определяемого начальными параметрами P₀, t₀ .

1.1.1 Состояние пара перед соплами первой ступени определяют с учётом его дросселирования в клапанах:

P'⁰ = (0,950,97)·P₀,=0.96*2,94=2,82 Мпа

где: P₀ – давление пара перед ступенью (турбиной)

Для турбин с n = 50 сек^-1 КПД регулирующей ступени зависит в основном от площади сопловой решётки, пропорциональной объёмному расходу пара.

В турбинах в качестве регулирующей ступени устанавливают: до мощности 40 МВт включительно как одновенечные, так и двухвенечные ступени, выше 50 МВт – одновенечные. Одновенечные имеют - h_о^рс=95 кДж/кг.

1.1.2 Располагаемый теплоперепад в турбине определяем по формуле:

H₀ = h₀ – h_к, кДж/кг; Ho=3000-2325=675 кДж/кг

Для расчета энтальпий h₀, h_к воспользуемся i-s диаграммой водяного пара (см. Рисунок 2)

От точки, найденной по Р_о^/ и t₀ по изоэнтропе откладывается выбранный тепловой перепад на регулирующую ступень H_о. Изобара Р₂^рс , проведенная через точку конца отрезка H_о, соответствует давлению за регулирующей ступенью. Для того, чтобы на этой изобаре найти точку начала процесса в нерегулируемых ступенях, необходимо учесть потери в регулирующей ступени.

Рисунок 1- Процесс расширения пара в турбине в i-s–диаграмме.

1.1.3 КПД одновенечной регулирующей ступени можно найти по формуле:

=1*(0.83-2*10(-4)/54 =0.81

где k^I_u/с - коэффициент, учитывающий отклонение отношения скоростей u/с^ф от оптимального значения, принимается в пределах 0,971;принимаем k^I_u/с=1

Р₀, v₀ - давление, Па, и удельный объём, м³/кг, перед соплами регулирующей ступени;

Чтобы определить удельный объем v0, необходимо воспользоваться i-s диаграммой водяного пара (см. Рисунок 2)

D - расход пара через ступень, кг/с, берется из задания.

Рисунок 2 i-s диаграмма водяного пара.

1.2 Выбор и расчёт регулирующей ступени

Первая ступень в турбинах с сопловым парораспределением работает с переменной парциальностью при изменении расхода пара и называется регулирующей. В турбинах с дроссельным парораспределением регулирующая ступень отсутствует.

В качестве регулирующей ступени может быть использована одновенечная ступень или двухвенечная ступень скорости. Выбор типа регулирующей ступени производится с учетом ее влияния на конструкцию и экономичность турбины. Использование теплоперепад в одновенечной (80…120 кДж/кг), что приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней и снижению металлоемкости и стоимости турбины. При этом уменьшится температура и давление пара перед нерегулируемыми ступенями, а это позволит применить более дешевые, низколегированные стали для их изготовления, снизить утечки пара через переднее концевое уплотнение и увеличить высоту лопаток первой нерегулируемой ступени. Расчет регулирующей ступени сводится к определению ее геометрических размеров, выбору профилей сопловых и рабочих лопаток, нахождению мощности и КПД ступени. Поскольку характеристики этой ступени оказывают существенное влияние на конструкцию, число ступеней и КПД всей турбины, то необходимо стремиться спроектировать эту ступень с высоким КПД. Исходными данными для расчета регулирующей ступени являются частота вращения ротора турбины, расход пара на турбину и параметры пара перед ступенью. В качестве определяющего размера принимают средний диаметр ступени d. Расчет одновенечной регулирующей ступени (рисунок 3) производят в следующей последовательности.

Находят окружную скорость ступени и выбирают степень реактивности ρ на среднем диаметре в пределах 0,03-0,08. Такая величина ρ исключает возможность появления отрицательной реактивности у корня лопаток на нерасчетных режимах.

Рисунок 3 - Ступень турбины

1.2.1 Большое влияние на характеристики ступени оказывает характеристический коэффициент . В первом приближении его можно принять равным , обеспечивающим максимум лопаточного КПД:

, Xф=0,95cos14/(2 * )=0.595

где: - фиктивная скорость пара;

φ - коэффициент скорости сопловой решетки;

- угол выхода пара из сопловой решетки.

 - степень реактивности турбинной ступени, принимается в диапазонах 0,30,5

Принимаем равным 0.4

Предварительно можно принять , φ=0,95 с последующим уточнением по формуле

1.2.2 Действительное отношение рекомендуется принять меньше оптимального для увеличения теплоперепада на регулирующую ступень.

1.2.3 Фиктивная скорость на выходе из сопловой решетки позволяет определить располагаемый теплоперепад, срабатываемый в ступени .

Cф= =435,88

1.2.4 С учетом принятой степени реактивности ρ находят располагаемый теплоперепад в сопловой и рабочей решетках, а так же теоретическую скорость пара на выходе из сопел:

hoc=(1-0.4)95=57 кДж/кг

hop=0,4*95=38 кДж/кг

C1t= *435,88=337,6

1.2.5 Отложив найденные теплоперепады в i-s-диаграмме (рисунок 4) находят давление и теоретический удельный объем за соплами, что позволяет определить выходную площадь сопловой решетки:

F1=54*0,275/0,97/532=0,029 m2

где: - удельный объем при критическом давлении;

-критическая скорость течения

C1kp=

- коэффициент расхода, принимаем предварительно равным 0,97

Для перегретого пара k=1,3; .

Рисунок 4 - Процесс расширения пара в регулирующей ступени

1.2.6 Задавшись предварительно степенью парциальности   _кр, определяют высоту сопловой решетки, которая должна быть больше предельно допустимой величины

, l1= 0.05

где: d – диаметр ступени турбины, см. задание

l_1пред – предельный размер лопатки, определяется через диаметр ступени: d/ l_1пред4

1.2.7 Длину лопатки можно увеличить уменьшая степень парциальности, угол или диаметр ступени. По числу Маха , углу и табл.1 выбираем профиль сопловых решеток, хорду профиля , оптимальный относительный шаг и определяют по формуле число сопловых лопаток.

= 337.6/ =0,6

=3,14*1,4*0,546/0,09/0,8=34

По геометрическим характеристикам профилей лопаток выбираем профиль сопловой решётки по таблице 2.

Принятые обозначения типа профиля решеток (С – сопловая, Р – рабочая)	Угол выхода потока из решетки профилей, a1э, b2э, градусов	Расчетный угол входа потока в решетку профилей, a0 р, b1 р, градусов	Величина оптимального относительного шага для решеток профилей, t опт	Значения расчетных величин чисел Маха для решеток профилей, Мс1t, Мw2t	Хорда профиля , м
С-90-12А	10-14	70-120	0,72-0,87	До 0,9	0,05
Р-46-29А	25-32	44-60	0,45-0,58	До 0,85	0,035

1.2.8 По формулам (1.2.1) и (1.2.5) уточняют значения коэффициентов , и угла

.=arcsin 14*0,97/0,95;все сходится

При их небольшом расхождении с принятыми ранее значениями расчет можно не повторять.1.2.9 Строим входной треугольник скоростей (Рисунок 4), для чего определяют действительную скорость пара на выходе из сопловой решетки

С1=0,95*337,6=321 u=0,595*436=260м/c

Рисунок 4 - Треугольники скоростей турбинной ступени

1.2.10 Из треугольника находится относительную скорость входа пара на рабочую решетку и угол ее направления

. B1=arcsin 321*sin14/93=58,4

W1= _=93m/c

1.2.11 Теоретическая относительная скорость выхода пара из рабочей решетки и число Маха равны:

=190/ =

W2t= =190м/c

Откладывая потери энергии в соплах

337,6/2000*(1-0,95*0,95)=0,01688

на i – s-диаграмме, строят действительный процесс расширения в них и определяют теоретический удельный объем пара в конце адиабатного расширения на рабочих лопатках.

1.2.12 Предварительно задавшись коэффициентом расхода находим выходную площадь рабочей решетки определяем по формуле:

,F2= =0,019

где: D – диаметр турбинной степени – смотри задание.

1.2.13 Выбрав суммарную перекрышу = 0,020,04=0,03м. определяем высоту рабочей решетки

=0,05+0,03=0,08

1.2.14 Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки находят из выражения

=

По геометрическим характеристикам профилей лопаток выбираем профиль рабочей решётки таблице 2.

1.2.15 По углам и числу = М_1t выбираем профиль рабочей решетки ее основные геометрические характеристики и определяют число лопаток

= =280

1.2.16 Уточняем коэффициент расхода и находим скоростной коэффициент рабочей решетки:

=0,965-0,015*(0,035/0,08)=0,95

1.2.17 Производим построение выходного треугольника скоростей по

=0,953*190=181,07

и углу , найденному по формуле

= = 25

1.2.18 Из выходного треугольника находят абсолютную скорость выхода пара из ступени , угол ее направления α², выбирают профили рабочих лопаток, по формуле:

.

1.2.19 Потери энергии в рабочей решетке и с выходной скоростью равны:

Откладывая значение в i-s - диаграмме, строят действительный процесс расширения пара в рабочих лопатках.

1.2.20 Относительный лопаточный КПД определяемм двумя способами:

где : Е₀ – располагаемая энергия ступени, кДж/кг;

=95

χ_вс – коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени = 0.

1.2.21 Для оценки прочностных характеристик рабочих лопаток находим изгибающие напряжения и сравнивают их с допустимыми значениями. Поскольку степень реактивности в регулирующей ступени не велика, можно ограничиться окружным усилием:

=54,7*(93*cos58,4+181*cos25)=12011.4

В этом случае:

(22)

где: – минимальный момент сопротивления, определяемый по характеристике профиля. В ступенях с парциальным подводом =25 МПа.

Значения КПД, найденные по формулам (1.2.19) и (1.2.20) должны совпадать в пределах точности расчетов (2%)

1.2.22 Мощность на лопатках ступени равна:

=54*260*(93*cos58,4+190.3*cos25)=3274

1.2.23. Определяют потери энергии от утечек пара, парциальности и на трение. Относительная величина потерь энергии от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения определяем по формуле:

*0,842=0,023

где : μ_у – коэффициент расхода уплотнения, μ _у = 0,9;

d_у= 0,5– диаметр диафрагменного уплотнения, принимаемый по аналогу турбины c использованием принципиальной схемы или рисунка, в соответствии с масштабом и диаметром ступени;

δ – радиальный зазор в уплотнении, δ ≈ 0,001d _у ;

δ=0,0005

z – число гребней уплотнения, z = 48, выбирается с использованием принципиальной схемы или рисунка;z=8

d_б – диаметр бандажного уплотнения,

δ_экв – эквивалентный зазор уплотнения

- осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;

- число гребней в надбандажном уплотнении, выбирается с использованием принципиальной схемы или рисунка;

При проектировании ступени можно принять = 0,005м;

м , = 2.

1.2.24 Относительные потери энергии, вызванные парциальным подводом пара:

где: - ширина рабочей решётки, ;

j - число пар концов сопловых сегментов, чаще всего j = 2.

1.2.25 Потери энергии от трения диска о пар определяем по формуле:

0

где: - коэффициент трения, равный (0,8)10^-3.

1.2.26 Относительный внутренний КПД ступени определяем по формуле:

, 77.77

где: значения потерь КПД могут быть получены путем умножения относительных потерь  в элементах на 100%

1.2.27 Использованный теплоперепад ступени определяем по формуле:

=95*77.77=73,88

1.2.28 Внутренняя мощность ступени определим по формуле:

=54*73,88=3989.5

Откладывая последовательно потери энергии ,=0.04*95=3.8 ,=0.0106*95=1.007 =0.0137*95=1.3015 в i-s-диаграмме находят состояние пара за регулирующей ступенью.