Расчет потерь, относительного внутреннего кпд и мощности регулирующей ступени

Таблица 1.3.2.

№ п/п	Показатель		Обозна-чение	Размер-ность	Формула или обоснование	Значение величины
1	2		3	4	5	6
1	Потери энергии в сопловой решетке		Hc	кДж/кг	Таблица 1.3.1.	4,84
2	Потери в рабочей решетке (первого ряда)		Hрл	кДж/кг	Таблица 1.3.1.	2,09
3	Потери с выходной скоростью		Hвс	кДж/кг		3,29
4	Относительный лопаточный КПД		ол	-		0,857
5	Потери на трение диска		Т	-		0,0032
6	Потери от утечек		у	-		0,0144
7	Потери от парциаль-ности (сумма потерь от вентиляции и сегмент-ных потерь)		п = в+ + сегм	-		0,0325= =0,0030+ +0,0295
8	Относительный внутренний КПД		oi	-		0,807
9	Использованный теплоперепад ступени			кДж/кг		57,48
10	Внутренняя мощность ступени		Ni	кВт		13129,88
11	Параметры пара в  камере регулирую- щего колеса	Давление	Pр	МПа		10,00
12		Энтальпия	hр	кДж/кг		3398,84
13		Уд. объем	vр	м3/кг	f(hр , Pр),	0,0331

1.4. Определение числа нерегулируемых ступеней. Распределение теплоперепадов между ступенями.

1.4.1. Прежде чем детально рассчитать нерегулируемые ступени давления необходимо определить их число с точки зрения технико-экономического анализа, и оптимальным образом произвести разбивку теплоперепада между ними.

С увеличением числа ступеней достигается, как правило, более высокая экономичность. Это объясняется следующими факторами:

• Возможность использования выходной скорости предыдущей ступени в последующей;

• Возможность более точно организовать регенеративный подогрев питательной воды;

• Возможность полезного использования коэффициента возврата теплоты;

• Решение вопроса обеспечения прочности и надежности элементов турбомашины и т.д.;

Однако, с увеличением числа ступеней конструкция турбины существенно усложняется, что приводит к ухудшению технологичности и возрастанию стоимости турбины.

С уменьшением числа ступеней упрощается конструкция и снижается стоимость турбины, но одновременно со снижением экономичности могут возникнуть еще и проблемы с обеспечением прочности, так как увеличение мощности, вырабатываемой каждой ступенью, сопровождается ростом статических и динамических нагрузок, действующих на элементы статора и ротора.

Существует несколько рациональных методов оценки числа ступеней и разбивки теплоперепадов между ними. Кратко остановимся на двух из них.

Первый предусматривает оптимизацию каждой ступени на ее среднем диаметре. При этом учитывается рост среднего диаметра ступеней, вызванный ростом лопаток каждой ступени. Иногда для группы ступеней или всех ступеней, работающих в части высокого давления принимается постоянная величина u/c_Ф. Однако более правильно учитывать, что с ростом высоты лопаток увеличивается веерность l/d, следовательно, повышается расчетная степень реактивности на среднем диаметре при неизменной корневой реактивности и, следовательно, изменяется оптимальное значение u/c_Ф. Кроме того, поскольку высота лопаток и, следовательно, средний диаметр ступеней сами являются результатом расчета, то такая методика расчета ступеней требует нескольких последовательных приближений.

Второй, более практичный способ, предусматривает оптимизацию каждой ступени на ее корневом диаметре. При постоянном корневом диаметре и выборе одинаковых углов _1эф и степеней реактивности в корневом сечении для всех ступеней это означает, что и оптимальные располагаемые теплоперепады в этих ступенях одинаковы, что позволяет унифицировать лопатки этих ступеней, выполнив их одного профиля. В то же время постоянный корневой диаметр позволяет использовать и одинаковое хвостовое соединение.

Технологически это означает, что получить лопатки предыдущих ступеней можно путем подрезки по высоте последней лопатки группы ступеней. Экономичность такой проточной части будет несколько ниже, чем при первом способе проектирования, но выгоды при конструировании и изготовлении таких лопаток бесспорны. Выполним нашу проточную часть из незакрученных цилиндрических лопаток, т. к. изменение удельного объема по ходу пара в проточной части турбины невелико и само его значение также мало, поэтому возможно такое конструктивное решение.

Для повышения экономичности ступеней проведем расчет и выберем геометрические характеристики профилей по среднему диаметру.

Следует также отметить, что при распределении располагаемого теплоперепада необходимо учитывать “возврат теплоты”, характерный для многоступенчатых турбин.

Ниже приведем алгоритм определения числа ступеней и распределение теплоперепада между ними.

1.4.2. С целью осуществления полного подвода пара по окружности (е=1) и сохранения достаточной высоты решеток (l₁  15 – 20 мм), корневой диаметр первой и остальных ступеней первого отсека принимаем меньшим, чем корневой диаметр регулирующей ступени:

1.4.2.1. Реактивность в корневом сечении _к выбираем минимальной и принимаем ее _к = 0,03. Это позволяет увеличить оптимальный теплоперепад на ступенях, а значит уменьшить их количество.

1.4.2.2. Эффективный угол выхода

1.4.2.3. Оптимальное значение :

где  - коэффициент скорости в соплах; примем в первом приближении  =0,98.

1.4.2.4. Оптимальный располагаемый теплоперепад определяется по формуле:

кДж/кг.

Это значение теплоперепада принимаем для первой ступени отсека. Для каждой из остальных ступеней ориентировочный располагаемый теплоперепад по статическим параметрам (с учетом полного использования энергии потока из предыдущей ступени) вычисляется по следующей формуле:

.

Выходную скорость c₂ примем в первом приближении равной 70 м/с, тогда:

кДж/кг.

1.4.2.5. Ориентировочное число ступеней определяется по формуле:

,

где коэффициент возврата теплоты q зависит от числа ступеней и их КПД; при количестве ступеней свыше 5 и ранее принятом КПД отсека нерегулируемых ступеней 0,866, q может быть принят 0,03. Значение было определено ранее и кДж/кг, тогда:

,

1.4.2.6. После этого уточняем располагаемые теплоперепады на ступени со второй по последнюю:

кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад первой ступени:

кДж/кг.

1.4.3. Турбина выполняется с поворотом потока. Принимаем в первом отсеке 5 ступеней и определяем располагаемые теплоперепады первого и второго отсеков:

кДж/кг,

кДж/кг.

Далее, выбираем увеличенный на 100 мм корневой диаметр ступеней второго отсека (это позволяет уменьшить количество ступеней в этом отсеке и в целом в турбине), определяем количество ступеней во втором отсеке:

кДж/кг.

Выходную скорость c₂ примем в первом приближении равной 70 м/с, тогда:

кДж/кг,

После этого уточняем располагаемые теплоперепады на ступенях второго отсека:

кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад первой ступени второго отсека:

кДж/кг.