Заключение

Приводится краткое описание рассчитанной турбины или цилиндра: параметры и расход пара; тип и размеры регулирующей ступени; число нерегулируемых ступеней; размеры первой и последней ступеней; КПД ступеней и турбины в целом; внутренняя мощность турбины. Излагаются основные результаты расчетов закрутки и прочностных расчетов (изме-нение параметров пара по высоте, треугольников скоростей и профилей лопаток; осевое усилие и способы его компенсации, напряжения в лопатке и диафрагме, марки выбранных сталей и т. д.). Приводится анализ результатов реконструкции турбины (напряжения в деталях, КПД турбины, процесс расширения и т. д.).

Библиографический список

1. Турбины тепловых и атомных электростанций / Под ред. А. Г. Кос-тюка, В. В. Фролова. М. : изд-во МЭИ, 2001. – 488 с.

2. Яблоков, Л. Д. Паровые и газовые турбоустановки / Л. Д. Яблоков, И. Г. Логинов. – М. : Энергоатомиздат, 1988. –352с.

3. Трухний, А. Д. Стационарные паровые турбины / А. Д. Трухний. – М. : Энергоатомиздат, 1990. – 640 с.

4. Трухний, А. Д. Теплофикационные паровые турбины и турбоуста-новки / А. Д. Трухний, Б. В. Ломакин. – М. : изд-во МЭИ, 2002. –540 с.

5.  Трухний, А. Д. Атлас конструкций деталей турбины / А. Д. Трух-ний, Б. Н. Крупенников, С. В. Петрунин. – М. : изд-во МЭИ, 65 с.

6. Жирицкий, Г. С. Конструкция и расчет на прочность деталей паро-вых и газовых турбин / Г. С. Жирицкий, В. В. Стрункин. – М. : Машино-строение, 1968. – 520 с.

7. Костюк, А. Г. Сборник задач по динамике и прочности турбо-машин / А. Г. Костюк. – М. : Машиностроение, 1990. – 334 с.

8. СТО 4.2-07-2010. Стандарт организации. Система менеджмента ка-чества. Общие требования к построению, изложению и оформлению доку-ментов учебной и научной деятельности. СФУ. – Красноярск, 2010. – 57 с.

9. Дейч, М. Е. Атлас профилей решеток осевых турбин / М. Е. Дейч, Г. А. Филиппов, Л. Я. Лазарев. – М. : Машиностроение, 1965.

10. Турбины паровые стационарные для привода турбогенераторов. Типы и основные параметры. ГОСТ 3618–82. – М. : изд-во стандартов, 1982.

11. Самойлович, Г. С. Переменные и переходные режимы в паровых турбинах / Г. С. Самойлович, Б. М. Трояновский – М. : Энергоатомиздат, 1982. – 496 с.

ПРИЛОЖЕНИЕ  I

Порядок расчета одновенечной ступени

1. По статическим параметрам перед ступенью и кинети-ческой энергии на входе по H–S диаграмме определяются параметры торможения перед ступенью Располагаемый теплоперепад ступени от параметров торможения, кДж/кг:

Здесь h₀ – располагаемый теплоперепад от статических параметров , найденный в предварительном расчете турбины; С₀ –абсолютная скорость на входе в ступень (скорость выхода из предыдущей ступени С₂), м/с; – коэффициент использования этой скорости в данной ступени. Для промежуточных ступеней = 0,8–1,0, для регулирующей и первой нерегу-лируемой ступени турбины = 0.

2. Окружная скорость на среднем диаметре, м/с:

3. Располагаемые теплоперепады в сопловой и рабочей решетках, кДж/кг:

4. По H–S диаграмме, рис. I.2, определяются параметры пара за решетками Р₁, Р₂, V_1t, V_2t.

5. Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки, м/с:

6. Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с:

где k – показатель изоэнтропы; для перегретого пара k = 1,3, для влажного пара k = 1,035 + 0,1 ^. Х₁; Х₁ – степень сухости за сопловой решеткой.

7. Число Маха сопловой решетки:

8. Выходная площадь сопловой решетки предварительная, м²:

а) при M_1t < 1

б) при M_1t > 1

где коэффициент расхода сопловой решетки предварительно принимается, = 0,97 (с последующим уточнением).

9. В регулирующих, а также в первых нерегулируемых ступенях турбин малой мощности нередко применяется парциальный подвод пара, чтобы обеспечить приемлемую высоту лопаток l₁ ≥ 12 мм. Для таких ступеней вначале определяется произведение, м:

Здесь угол α_1эф задается в диапазоне 11–12 °.

10. Оптимальная степень парциальности:

При е_opt ≥ 0,7 в нерегулируемых ступенях целесообразно принимать е_opt = 1.

11. Высота сопловых лопаток, м:

Примечание: при расчете промежуточных ступеней высота лопаток определяется иначе. Поскольку в предварительных расчетах уже определены средние и корневые диаметры на всем протяжении проточной части, высота рабочих лопаток определяется как разность диаметров:

l₂ = d_ср – d_к,

где d_ср и d_к – средний и корневой диаметры ступеней.

Тогда высота сопловых лопаток:

,

где ∆= ∆1 + ∆2 – суммарная перекрыша, табл. I.1.

Рис. I.1. Проточная часть одновенечной ступени с таблицей перекрыш

Рис. I.2. Процесс расширения одновенечной ступени

Эффективный угол сопловой решетки определяется по найденной высоте l₁:

.

Здесь степень парциальности е_opt подбирается такой, чтобы обеспечить ≥ 8 ^о.

12. Выбирается значение хорды b₁, мм. (Выбор хорды b₁ подробно освещен в подразделе 3.1).

13. Определяется отношение выбранной хорды к высоте сопловых лопаток , по которому уточняется коэффициент расхода сопловой решетки:

для перегретого пара: μ₁ = = 0,982–0,005 b₁/l₁;

для ступеней, работающих в области влажного пара, вводится поправка:

μ₁ = = .

Здесь Х₁ – степень сухости за сопловой решеткой.

14. После уточнения коэффициента μ₁ расчет повторяется от пункта 8.

15. Определяется коэффициент скорости сопловой решетки:

= 0,980–0,009b₁/l₁.

16. Действительная абсолютная скорость выхода из сопел, м/с:

17. Если число Маха M_1t > 1, имеет место отклонение потока в косом срезе от оси сопловых каналов на угол δ. С учетом отклонения угол выхода потока из сопловых каналов определяется по формуле Бэра:

где С_кр – критическая скорость потока, м/с; V_кр – объем пара в минималь-ном сечении сопел при критическом давлении Р_кр ; для перегретого пара и 0,577 – для насыщенного; k = 1,3 для перегретого пара и 1,035 + 0,1Х₁ – для влажного. Критический объем V_кр определяется по давлению Р_кр с помощью электронных таблиц или по уравнению изоэнтропы

Если M_1t < 1, то отклонения в косом срезе не происходит и .

18. По значениям числа M_1t, углов α₀ = 90 ° и α_1эф выбирается профиль сопловой решетки, а для выбранного профиля – относительный шаг (Приложение XI).

19. Шаг сопловых лопаток, мм:

20. Число сопловых лопаток:

После округления Z₁ до ближайшего целого значения шаг t₁ уточня-ется.

21. Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку, м/с:

22. Угол входа в рабочую решетку, град:

23. Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг:

Значение ∆h_c откладывается от точки А_1t вверх по изобаре P₁ (рис. I.2). Точка А₁ характеризует состояние пара перед рабочей решеткой.

24. Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

25. Скорость звука и число Маха рабочей решетки:

где V_2t – объем пара за рабочей решеткой, рис. I.2.

26. Высота рабочих лопаток, м (см. также примечание к пункту 11):

где ∆ = ∆1 +∆2 – суммарная перекрыша, табл. I.1.

27. Выбирается значение хорды b₂, мм (см. подраздел 3.1).

28. Коэффициент расхода рабочей решетки:

для перегретого пара

μ₂ = = 0,965 – 0,015b₂/l₂;

для влажного пара с поправкой:

= .

Здесь Y = ; Х₂ – степень сухости за рабочей решеткой.

29. Выходная площадь рабочей решетки, м²:

30. Угол выхода из рабочей решетки, град:

31. По значениям числа М_2t, углов β₁ и β_2эф выбирается профиль рабочей решетки (Приложение XI). Для него принимается значение относительного шага

32. Коэффициент скорости рабочей решетки:

= 0,957 – 0,011b₂/l₂.

33. Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

34. Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с:

35. Угол выхода потока из ступени, град:

36. Шаг рабочих лопаток, мм:

37. Число рабочих лопаток:

После округления Z₂ до ближайшего целого значения шаг t₂ уточняется.

Рис. I.3. Треугольники скоростей одновенечной ступени

38. Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг:

39. Потеря с выходной скоростью, кДж/кг:

40. Значения ∆h_л и ∆h_вс откладываются вверх по изобаре P₂, рис. I.2.

41. Располагаемая энергия ступени, кДж/кг:

где χ₂ = 0,8–1,0. В последней ступени турбины и ступенях перед отборами пара χ₂ = 0.

42. Относительный лопаточный КПД:

Расхождение между значениями η_ол не должно превышать 1,5 %.

43. Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде:

где K_тр ≈ (0,45–0,8) ∙ 10^–3 [1, 2].

44. Потери от трения, кДж/кг:

45. Коэффициент потерь от парциального подвода пара (только при е_opt < 1):

где i – число сопловых сегментов (для регулирующей ступени i = 4, для нерегулируемых ступеней i = 1); е_кож = 0,8(1 – е_opt) – доля окружности рабочего колеса, закрытая противо-вентиляционным кожухом.

46. Потери от парциального подвода, кДж/кг:

47. Коэффициент потерь от протечек через диафрагменное уплотне-ние (в регулирующей ступени диафрагма отсутствует и эта потеря не учи-тывается):

,

где F_у = πd_уδ_у – площадь зазора в уплотнении, м²; d_y – диаметр уплотнения, м, определяется по чертежу прототипа; δ_у = (0,5–0,8) ∙ 10^–3 – радиальный зазор в уплотнении, м; μ_у = 0,68–0,78 – коэффициент расхода уплотнения; z_у ≈ 5–7 – число гребней уплотнения; μ₁ – коэффициент расхода сопловой решетки.

48. Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих лопаток:

где d_п = d_ср + l₂, м; δ_r, δ_а – радиальный и осевой зазоры; δ_r = (0,5–0,8) ^. 10^-3, м; δ_а = (4–6) ^. 10^-3 , м; z – число гребней бандажного уплотнения (обычно z = 2).

49. Суммарная потеря от утечек, кДж/кг:

50. Коэффициент потерь от влажности:

где y₀, y₂ – степень влажности перед и за ступенью, у = 1 – Х; Х – степень сухости.

51. Потери от влажности, кДж/кг:

52. Полезно использованный теплоперепад ступени, кДж/кг:

h_i = Е₀ – ∆h_c – ∆h_л – (1 – χ₂) ∆h_вс – ∆h_тр – ∆h_парц – ∆h_ут – ∆h_вл.

53. Внутренний относительный КПД:

54. Внутренняя мощность ступени, кВт:

N_i = G·h_i = G·E₀·η_oi.

ПРИЛОЖЕНИЕ II