Паровая турбина типа К-26-3,0

> . - удельный объем пара за направляющим аппаратом. Ориентировочный тепловой перепад в 1-ой ступени кДж/кг. Принимаем кДж/кг. Т. к. для 1-ой ступени давления коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени μвх
=0, то процесс расширения начинается от точки 2 (см. рис. 3). Ступень предварительно принимаем активной, ρ
(1)
=0. По i,S – диаграмме найдем

м3
/кг.

Здесь x
принимаем равным xopt
, т. к. при изменении нагрузки турбины режимный коэффициент x
1-ых ступеней конденсационных турбин практически не изменяется.

Подставляя вышеуказанные выражения в уравнение неразрывности, получим

По рекомендациям принимаем [3]. Чтобы полнее использовать кинетическую энергию потока из регулирующей ступени примем . Тогда

По рис. 6.11 [3] коэффициент скорости . Тогда

Окружная скорость 1-ой ступени на средней окружности

Изоэнтропийный перепад энтальпий на 1-ую ступень

2.4. Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней

Характерным для формирования проточной части является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней, при этом на 1/3 длины ротора, занятой ступенями высокого давления, они практически постоянные; на второй трети, занятой ступенями среднего давления , - увеличиваются примерно на (d(z)
-d(1
)
)/3; в ступенях низкого давления диаметры увеличиваются приблизительно ещё на (d(z)
-d(1
)
). Для выполнения дальнейших предварительных расчётов ступеней давления принятый закон изменения средних диаметров ступеней вдоль проточной части проектируемой турбины наносится на отдельной диаграмме, где по оси абсцисс откладываются в некотором масштабе длина ротора между крайними нерегулируемыми ступенями.

Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров x
и h
0
вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x
от первой до последней ступени плавно изменяющимся. При этом на половине длины ротора он практически не изменяется x=const.

Строим кривые d
и x
(рис. 4).

Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле

где К
0
– коэффициент (для первой ступени К
0
=1, для промежуточных ступеней К
0
=0,92…0,96) [1]. Принимаем К
0
=0,94.

По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z
=13, а также для 11 промежуточных точек, подставляя значения d
и x
из графиков.

h0(1)
= 0,5∙1∙3,142
∙502
∙1,062
/0,4662
= 63,8 кДж/кг;

h0(z
)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,5262
/0,622
= 70,18 кДж/кг;

h0(2)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,062
/0,47242
= 58,39 кДж/кг;

h0(3)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,062
/0,47682
= 57,32 кДж/кг;

h0(4)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,07722
/0,48122
= 58,11 кДж/кг;

h0(5)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,12
/0,48552
= 59,53 кДж/кг;

h0(6)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,13172
/0,48992
= 61,88 кДж/кг;

h0(7)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,16912
/0,49432
= 64,87 кДж/кг;

h0(8)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,20912
/0,50242
= 67,17 кДж/кг;

h0(9)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,25952
/0,51982
= 68,09 кДж/кг;

h0(10)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,32132
/0,5362
= 70,47 кДж/кг;

h0(11)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,40592
/0,562
= 73,01 кДж/кг;

h0(12)
= 0,5∙0,94∙3,142
∙502
∙1,48432
/0,5872
= 74,07 кДж/кг.

Полученные теплоперепады наносим на диаграмму, соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в

нерегулируемых ступенях вдоль проточной части. (рис. 4).

2.4.1. Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними

Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними проводится графо–аналитическим методом. При этом определяется осредненный по проточной части тепловой перепад h0(ср)
.

Для этого, используя ранее найденные h0(i)
(рис. 4.) ,определяем h0ср

Число ступеней , не учитывающее явление возврата теплоты

Изоэнтропийный перепад энтальпий в нерегулируемых ступенях

Получим

Округляем до ближайшего большего, =15.

Коэффициент возврата тепла определяется по формуле

где - коэффициент. Процесс переходит из области перегретого пара в область влажного пара. Следовательно, ;

=0,858 (из РППВ);

Z
– общее число ступеней турбины, Z
=z
+1=15+1=16. Т.о.

Изоэнтропийный перепад энтальпий в нерегулируемых ступенях с учетом явления возврата теплоты

Число нерегулируемых ступеней давления

Округляем полученное число до ближайшего целого. Получим z
=16.

Найдем характеристический коэффициент турбины, который дает ориентировочную оценку влияния числа ступеней на КПД турбины

Разобьем отрезок L (рис. 4) на 15 равных частей, т.е. получим 16 точек (16 ступеней). Для каждой ступени по кривым на рис. 4 определим d
, x
, h
0(i)
. Полученные результаты занесем в таблицу 3.

Окружная скорость на среднем диаметре для каждой ступени определяется по формуле и заносится в таблицу 3.

u(1)
=pd(1)
nс
=3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u(2)
=pd(2)
nс
=3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u(3)
=pd(3)
nс
=3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u(4)
=pd(4)
nс
=3,14∙1,065∙50=167,3 м/с;

u(5)
=pd(5)
nс
=3,14∙1,0818∙50=169,93 м/с;

u(6)
=pd(6)
nс
=3,14∙1,1002∙50=172,82 м/с;

u(7)
=pd(7)
nс
=3,14∙1,1242∙50=176,59 м/с;

u(8)
=pd(8)
nс
=3,14∙1,1548∙50=181,4 м/с;

u(9)
=pd(9)
nс
=3,14∙1,1838∙50=185,95 м/с;

u(10)
=pd(10)
nс
=3,14∙1,2183∙50=191,37 м/с;

u(11)
=pd(11)
nс
=3,14∙1,2595∙50=197,84 м/с;

u(12)
=pd(12)
nс
=3,14∙1,3075∙50=205,38 м/с;

u(13)
=pd(13)
nс
=3,14∙1,3705∙50=215,28 м/с;

u(14)
=pd(14)
nс
=3,14∙1,4409∙50=226,34 м/с.

u(15)
=pd(15)
nс
=3,14∙1,4951∙50=234,85 м/с;

u(16)
=pd(16)
nс
=3,14∙1,526∙50=239,7 м/с.

Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины hoe
с помощью графика hoe
=f(X
) [1]. В результате получаем hoe
=0,853.

Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад регулирующей ступени, сравниваю с величиной Н
0
∙(1+a
), и определяю разность

Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней

Определяем ориентировочные теплоперепады

Полученные параметры заносим в таблицу 3.

Таблица 3

Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины

Номер ступени z	Параметры ступеней
	Средний диаметр ступени d( i ) , м	Окружная скорость u( i ) , м/с	Предваритель-ный тепло-перепад , кДж/кг	Ориентировочн. теплоперепад , кДж/кг	Характерис-тическое число, x
1	1,06	166,5	63,8	65,57	0,466
2	1,06	166,5	59,04	60,81	0,472
3	1,06	166,5	57,45	59,22	0,475
4	1,065	167,3	57,47	59,24	0,479
5	1,0818	169,93	58,34	60,11	0,482
6	1,1002	172,82	59,53	61,3	0,486
7	1,1242	176,59	61,35	63,1	0,489
8	1,1548	181,4	63,69	65,46	0,493
9	1,1838	185,95	65,83	67,6	0,496
10	1,2183	191,37	67,63	69,4	0,505
11	1,2595	197,84	69,52	71,29	0,52
12	1,3075	205,38	71,11	72,88	0,533
13	1,3705	215,28	72,5	74,27	0,551
14	1,4409	226,34	73,3	75,07	0,569
15	1,4951	234,85	73,08	74,85	0,591
16	1,526	239,7	71,25	73,02	0,62

В процессе последующего детального расчета ступеней давления параметры , d(i)
, x
можно изменять в разумных пределах для обеспечения плавности проточной части (ПЧ).

2.5. Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней давления

Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней выполняется последовательно ступень за ступенью, начиная с первой. Он состоит из трех основных этапов для каждой нерегулируемой ступени: расчет направляющих лопаток, расчет рабочих лопаток и определение потерь энергии, относительного внутреннего к.п.д. и внутренней мощности ступени. Только после того, как определены все конструктивные и режимные параметры, установлена приемлемость их значений, построен эскиз проточной части первой ступени и найдены параметры пара за ней, можно приступить к расчету второй ступени и т.д.

Расчет направляющих лопаток 1-ой ступени

1. Средний диаметр d1
=1,06 м.

2. Тепловой перепад h0(1)
=65,57 кДж/кг.

3. Характеристический коэффициент х=0,466.

4. Частота вращения ротора nc
=50 c-1
.

5. Окружная скорость на среднем диаметре

6. Расход пара через ступень

, где - расход пара через предыдущую ступень, . - расход пара в отбор, кг/с.

- расход пара через переднее уплотнение. Определяется так

, где

- коэф. расхода лабиринтового уплотнения.=0,704 по рис.6.7 [3];

- поправочный коэффициент,=1 по рис.6.8 [3];

- диаметр уплотнения. Выбирается по прототипу, =0,465 м;

- радиальный зазор уплотнения, =0,5 мм;

- давление пара перед уплотнением, ;

- удельный объем пара перед уплотнением. Это объем пара за сопловой решеткой регулирующей ступени. Определяется по i,S-диаграмме, м3
/кг.

- давление пара за уплотнением. Принимается равным давлению пара в отборе на деаэратор (из РППВ), .

- число щелей уплотнения. Принимается - по прототипу АКв-18 НЗЛ [4]. Получаем

.

7. Давление пара p0(1)
= p2
I
=1,34 МПа.

8. Удельный объем пара перед ступенью =0,21 м3
/кг

Определяется по i,S-диаграмме.

9. Энтальпия пара перед ступенью i0(1)
=3171,26 кДж/кг.

10. Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую ступень, .

11. Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени μ(
i-1)
=0.

12. Доля кинетической энергии, используемая в ступени,

μ(i-1)
·∆hc2(i-1)
=0·5,03= 0 кДж/кг.

13. Полные параметры пара перед ступенью

а) энтальпия =3171,26 + 0=3171,26 кДж/кг;

б) давление p0
*

;

в) удельный объем

;

г) температура

Здесь k
– показатель изоэнтропы, k
=1,3; m
=(k
-1)/k
=(1,3-1)/1,3=0,23077.

14. Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

кДж/кг.

15. Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении:

а) давление

;

б) удельный объем

м3
/кг.

16. Высота направляющей лопатки (предварительное значение)

. Принимаем .

17. Степень реактивности у корня ступени .

18. Степень реактивности ступени на средней окружности

19. Тепловой перепад в направляющем аппарате

20. Параметры пара за направляющим аппаратом (НА):

а) энтальпия

б) давление

в) удельный объем

г) сухость пара .

21. Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата:

22. Показатель в уравнении изоэнтропы к=1,3 – для сухого пара, или к=1,035+0,1х – для влажного пара m=(к-1)/к=(1,3-1)/1,3=0,23077.

23. Скорость звука на выходе из направляющего аппарата

24. Число Маха .

25. Отношение давлений .

26. Эффективный угол выхода из направляющего аппарата (принимается из предварительных расчетов) α1
=11º.

27. Хорда профиля направляющей лопатки (принимается по прототипу)

28. Относительная хорда .

29. Коэффициент скорости φ НР(по опытным данным)

.

30. Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата

.

31. Потеря энергии в направляющей решетке

32. Параметры пара за направляющим аппаратом:

а) энтальпия:

б) удельный объем

33. Критическое отношение давления

.

34. Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата:

а) давлении:

б) удельный объем

35. Скорость пара в критическом сечении

. Мы имеем дозвуковое истечение.

36. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла

.

37. Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла δ1к.с.
=α1
*
-α1
≤4…5˚.

38. Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):

а) диаметр dy
=
0,41 м;

б) зазор δу
=0,0005 м;

в) число гребней zy
=8 шт.;

г) коэффициент расхода μу
=0,704;

д) поправочный коэффициент K'у
=1.

39. Расход пара через диафрагменное уплотнение

40. Расход пара через направляющую решетку

41. Коэффициент расхода направляющей решетки μ1
(опытный)

.

42. Поправочный коэффициент (по опытным данным).

43. Площадь проходных сечений направляющей решетки при П1
>Пкр1

44. Площадь проходных сечений направляющей решетки при П1
≤Пкр1

. Истечение докритическое.

45. Произведение

46. Степень парциальности ε=1.

47. Высота направляющей лопатки

48. Диаметр корневого обвода

49. Относительный шаг направляющей решетки =0,8 опытный [5].

50. Шаг направляющей решетки t1
=b1
=0,8·0,09=0,072 м.

51. Число направляющих лопаток

(уже округленное значение в сторону ближайшего большего).

По таблице профилей лопаток подбираем профиль С-90-09А [5].

Расчет рабочих лопаток 1-ой ступени

52. Относительная скорость входа пара в рабочую решетку (РР)

53. Отношение скоростей .

54. Угол входа пара в рабочую решетку

.

55. Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом

а) энтальпия

б) давление

56. Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе

57. Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении

а) энтальпия

б) давление

в) удельный объем

58. Скорость звука за рабочей решеткой

59. Отношение давлений

.

60. Критическое отношение давлений

.

61. Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки – не рассчитываются, т.к. П2
>Пкр2
.

62. Относительная скорость пара в критическом сечении - не рассчитывается, т.к. П2
>Пкр2
.

63. Относительная теоретическая скорость пара на выходе из (РР)

64. Число Маха М2
t
=w2
t
/a2
=191,72/594,5=0,322.

65. Параметры периферийных зазоров проточной части ступени

а) диаметр

б) осевой зазор (принимается) δ1
=0,0015;

в) коэффициент расхода открытого осевого зазора μ0
=0,5;

г) радиальный зазор надбандажного уплотнения

д) число гребней радиального надбандажного уплотнения

е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения

ж) поправочный коэффициент (по опытным данным)

з) эквивалентный зазор

66. Степень реактивности в периферийном сечении ступени

.

67. Утечка пара через периферийные зазоры ступени

68. Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа – не рассчитывается.

69. Расход пара через рабочую решетку

70. Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный)

71. Хорда профиля рабочей лопатки (предварительная) b2
=0,02045 м (по прототипу).

72. Отношение b2
/l1
=0,02045/0,03=0,615.

73. Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным)

74. Поправочный коэффициент

.

Здесь y0
– влажность пара перед ступенью, y0
=0.

75. Выходная площадь рабочей решетки при П2
>Пкр2

76. Выходная площадь рабочей решетки при П2
≤Пкр2
- не рассчитывается.

77. Перекрыша лопаток ступени (принимается):

∆ =∆'
+∆''
=0,00125+0,002=0,00325 м.

78. Высота рабочей лопатки по входной кромке:

l'
2
=l1
+∆=0,03+0,00325=0,03325 м.

79. Высота рабочей лопатки по выходной кромке l2
(выбирается по условию плавности проточной части) l2
=0,03325 м.

80. Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается) d2
=d1
+∆''
-∆'
=1,06+0,002-0,00125=1,06075 м.

81. Эффективный угол выхода из рабочей решетки

82. Учитывая этот угол (β2
) принимаем профиль рабочей лопатки из таблицы 1 [5] Р-23-14А.

83. Угол установки профиля в рабочей решетке βу
=78˚.

84. Относительный шаг рабочей решетки =0,6994.

85. Хорда профиля рабочей лопатки b2
=0,02045 м.

86. Шаг рабочей решетки t2
= b2
=0,02045·0,6994=0,0143 м.

87. Число лопаток z2
=πd2
/t2
=3,14·1,06075/0,0143=233 шт.

88. Отношение b2
/l2
=0,02045/0,01935=1,057.

89. Угол поворота потока в рабочей решетке

∆β =180˚-(β1
+β2
)=180˚
-(21,9˚
+17,44˚
)=140,65˚.

90. Коэффициент скорости рабочей решетки

91. Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса

92. Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М2
t
>1) – не рассчитывается.

93. Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М2
t
>1) – не рассчитывается.

94. Потеря энергии в рабочей решетке

95. Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери

96. Окружная скорость на средней окружности

97. Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени

98. Угол выхода пара из рабочего колеса

99. Условная изоэнтропийная скорость ступени

100. Характеристическое отношение ступени

Определение потерь энергии, к.п.д. и внутренней мощности

101. Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень ∆hc
2
=с2
2
/2=542
/2·103
=1,46 кДж/кг.

102. Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени μ=0,94.

103. Доля выходной кинетической энергии, используемая в следующей ступени μ·∆hc
2
=0,94·1,46=1,37 кДж/кг.

104. Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени

105. Располагаемый тепловой перепад в ступени

106. Относительный окружной (лопаточный) к.п.д. ступени

107. Окружная составляющая скорости

с1
u
=с1
cosα1
=328,34·cos11˚=322,31 м/с.

108. Окружная составляющая скорости

с2
u
=с2
cosα2
=54·cos85,10
= 4,63 м/с.

КПД ступени по треугольникам скоростей

109. Кинематическая вязкость пара ν2
=58·10-6
м2
/с. Определяется по температуре рабочего тела за ступенью t2
(см. рис. 5.). Температура в свою очередь определяется по i,S- диаграмме.

Периферийный радиус РР:

110. Число Рейнольдса

111. Относительный зазор между диском и диафрагмой

Здесь S – зазор между диском и диафрагмой, (принимается по прототипу).

112. Коэффициент трения Kтр
=0,00088 рис. 6.18 [3].

113. Относительная потеря энергии на трение диска

.

114. Осевая длина свободных поверхностей диска. Не учитываем.

115. Диаметр свободных поверхностей диска. Не учитываем.

116. Относительные потери энергии на трение свободных поверхностей диска. Не учитываем.

117. Часть неактивной дуги, занятая противовентиляционным кожухом – не рассчитывается.

118. Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени – не рассчитывается.

119. Число групп сопел. Не учитываем.

120. Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел. Не учитываем.

Часть неактивной дуги SН
=0.

Коэффициенты Кa
и Кs
не задаются.

Межвенцевой зазор dz
не задаётся.

Относительная потеря энергии от парциальности xe
. Не вычисляется.

121. Коэффициент Ку
'=1 (по опытным данным).

122. Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через корневые зазоры:

123. Относительная потеря энергии от утечек (подсоса) пара через периферийные зазоры ступени с бандажом РЛ

124. Коэффициент a1
=0,4.

125. Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток. Не рассчитываем.

126. Коэффициент а2
=0,65.

127. Влажность пара перед ступенью y0
=0.

128. Влажность пара за ступенью y2
=0.

129. Относительная потеря энергии от влажности xвл
=а2
(y0
+y2
)/2=0.

130. Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени

131. Сумма дополнительных потерь энергии в ступени

∑∆hдоп
= h0
∑ξдоп
=65,57·0,0436=2,86 кДж/кг.

132. Относительный внутренний к.п.д. ступени

133. Потеря энергии с выходной скоростью

134. Энтальпия пара за ступенью с учетом всех потерь энергии

135. Энтальпия пара за ступенью без учета использования выходной кинетической энергии в следующей ступени

136. Внутренний перепад энтальпий в ступени

.

137. Внутренняя мощность ступени

138. Удельный объем пара за РК

139. Осевая ширина НР:

140. Осевая ширина РР:

141. Втулочное отношение для НР:

142. Втулочное отношение для РР:

Детальный расчёт остальных ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 4.

Рис. 5. Зависимость кинематической вязкости по пару ν,м2
/с от температуры t,ºС

Выполнение детального расчета было основано на методических указаниях [1], [3].

По результатам расчета построены треугольники скоростей нерегулируемых ступеней представленные на рис. 6. По ходу выполнения детального расчета нерегулируемых степеней давления формировался эскиз проточной части паровой турбины К-26-3,0, который представлен на рис. 7. Процесс теплового расширения пара в турбинной ступени условно показан на рис. 8.

2.9. Расчет осевого усилия, действующего на рабочее колесо девятой ступени

Исходные данные:

Средний диаметр на выходе рабочей решетки d2
=1,18075 м.

Длина рабочей лопатки l2
=88,61∙10-3 м.

Корневой диаметр РК

Периферийный диаметр РК

Осевой открытый зазор у корня =0,0015 м.

Диаметр разгрузочного отверстия dр.о.
=0,044 м.

Число разгрузочных отверстий в диске zр.о.
=5 шт.

Диаметр окружности расположения разгруз. отверстий Др.о.
=0,795 м.

Диаметры диафрагменных уплотнений dу1
=0,41 м, dу2
=0,42 м.

Радиальный зазор диафрагменного уплотнения dу
=0,0005 м.

Число гребней диафрагменного уплотнения zу
=4.

Радиус скругления разгрузочных отверстий Rр.о
.
=0,0025 м.

Ширина камеры (расстояние между диафрагмой и диском) h1
=0,015 м.

Толщина бандажа в радиальном направлении hб
=2,5∙10-3 м.

Толщина надбандажного уплотнения в радиальном направлении

hну
=4∙10-3 м.

Толщина гребней диафрагменного уплотнения в радиальном направлении hу1
=5∙10-3 м.

Реактивность ступени у корня (из детального расчета) .

Реактивность ступени на среднем диаметре ρ=0,16.

Расход пара через ступень G(5)
=21,9757 кг/с.

Абсолютная скорость истечения пара из НА c1
=334,65 м/с.

Абсолютная скорость истечения пара из РК c2
=104,38 м/с.

Угол выхода потока из НА α1
=18˚.

Угол выхода потока из РК α2
=86,7˚.

Параметры пара:

p0
=0,1557 МПа – давление пара перед ступенью;

p1
=0,1142 МПа – давление пара за направляющим аппаратом;

p2
=0,1066 МПа – давление пара за рабочим колесом.

υ2
=1,627 м3
/кг – удельный объем пара за РК (из детального расчета).

Решение:

1. Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения

2. Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий

3. Площадь проходного сечения корневого зазора

4. Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения =0,704 (по опытным данным рис. 6.7 [3, 53]); принимаем mк
=0,3.

5. Окружная скорость разгрузочных отверстий

6. Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях

В первом приближении . Давление пара за НА у корня

Тогда

7. Характеристическое отношение разгрузочных отверстий

8. Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия mр.о.
=0,445 (по опытным данным).

9. Решаем уравнение для определения pх

,

обозначим через переменные левую и правую части уравнения

;

.

Здесь - реактивность ступени в сечении разгрузочных отверстий.

Определим y1
и у2
при нескольких значениях и результаты занесем в табл. 5.

Таблица 5

	0,005	0,01	0,015	0,02
y1 ∙10-3	0,226130	0,22556	0,225	0,22443
y2 ∙10-3	0,05023	0,18401	0,3052	0,4785

По результатам расчета построим графики зависимостей у1
=f() и у2
=f() рис. 9.

По условию у1
= у2
находим
.

10. Найдем давление перед разгрузочными отверстиями

Тогда

Следовательно, mр.о.
=0,309.

Рис. 9. Графики зависимостей у1
=f() и у2
=f()

11. Динамическая составляющая осевого усилия на ротор, учитывающая лопаточный венец

12. Статическая составляющая осевого усилия на ротор, учитывающая лопаточный венец

, здесь - разность давлений в камере за НА и задней камерой ; - ометаемая площадь РК

; - разность давлений перед бандажом и за ним

, найдем реактивность у периферии

. Тогда

.

- площадь сечения бандажа в радиальном направлении

.

- разность давлений перед надбандажным уплотнением и за ним

.

- площадь сечения надбандажного уплотнения в радиальном направлении

Таким образом

13. Составляющая осевого усилия, учитывающая лопаточный венец

14. Составляющая осевого усилия, учитывающая сам диск

, здесь

- разность давлений перед диском и за ним

;

- площадь поверхности торца диска

;

- площадь диска занимаемая разгрузочными отверстиями

.

Таким образом

15. Составляющая осевого усилия, учитывающая уступ диска

, здесь

;

- площадь уступа в радиальном направлении

.

.

16. Составляющая осевого усилия, учитывающая уплотнения

, здесь

;

- площадь уплотнения в радиальном направлении

.

.

17. Найдем осевое усилие, действующее на рабочее колесо 5 ступени

3. Требования к материалам

Анализ температурно-напряженного состояния деталей и условий их эксплуатации позволяет выявить комплекс необходимых требований к материалам этих деталей.

Известно, что эксплуатационная работоспособность надежность материалов рассмотренных наиболее ответственных деталей турбин в условиях сложного температурно-напряженного состояния определяется их статической и усталостной прочностью при обычных и высоких температурах, термической усталостью, коррозийной стойкостью и стабильностью этих свойств во времени. Неизменность и уровень свойств материала при длительной эксплуатации обеспечивается стабильностью структуры во всем интервале рабочих температур, высокой однородностью химического состава и строения материала по сечению (объему) деталей. Из всех возможных материалов должны применяться, прежде всего, материалы не только с соответствующим уровнем прочности, но и с большим коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, чтобы обеспечить более низкие температурные напряжения, возникающие в деталях из-за неравномерного температурного поля по длине и сечению деталей. В этом отношении, например, стали перлитного класса и 12%-ные хромистые стали предпочтительней сталей аустенитного класса.

Применяемые материалы должны вместе с тем обладать малой чувствительностью к концентраторам напряжений, т.е. достаточно высокой пластичностью и вязкостью, необходимыми для равномерного распределения напряжений по всей площади поперечного сечения деталей. Низкая длительная пластичность свидетельствует (при прочих равных условиях) о низкой конструктивной прочности материала.

Не менее важное значение имеет и демпфирующая способность материалов, т.е. декремент затухания колебаний (вибраций), обеспечиваемый самим материалом. Материалы с высоким декрементом затухания колебаний обладают большей долговечностью работы и меньшей чувствительностью к концентраторам напряжений. Наихудшей способностью гасить колебания (вибрацию) отличаются стали аустенитного класса. По этому, например, для роторов паровых турбин они применяются в исключительных случаях.

Технологические свойства (литейные свойства, деформируемость при горячей пластической деформации и др.) материалов должны обеспечивать получение деталей наиболее простыми, дешевыми методами изготовления заготовок и последующей обработки, с минимальными внутренними остаточными напряжениями и с полным исключением внутренних дефектов (пороков) в деталях.

Требования, предъявляемые к материалу для лопаток

Анализ условий, в которых работают рабочие лопатки, и изучение типичных аварий лопаточного аппарата устанавливают, что материал для лопаток должен иметь следующие показатели:

а) высокую прочность при рабочей температуре лопатки;

б) высокую пластичность, необходимую для равномерного распределения напряжений по всей площади поперечного сечения лопатки;

в) малую чувствительность к концентрации напряжений и возможно больший декремент затухания колебаний;

г) стабильную структуру, обеспечивающую неизменность механических свойств во время эксплуатации;

д) сопротивляемость коррозии под действием газа или пара, а также кислорода воздуха;

е) сопротивляемость эрозии;

ж) благоприятные технологические свойства, позволяющие применять дешевые методы обработки лопаток и обеспечивающие выполнение точных размеров профиля и высокую чистоту поверхности.

Применим для лопаток нержавеющую сталь 1Х13, для которой допускаемая температура пара 450˚С. [7].

Требования, предъявляемые к материалу для ротора

Материалы роторов ступеней высокого и среднего давления должны обладать высоким сопротивлением ползучести и высокой длительной прочностью. Материалы роторов ступени низкого давления – высокой вязкостью. Для материалов рассматриваемых деталей необходимы и достаточны упругие свойства. Для ротора применим сталь 45 [8].

Требования, предъявляемые к материалу для дисков

Материалы дисков должны обладать: высоким пределом текучести, ползучести и длительной прочности, пределом выносливости, вибрационной и термической усталости; достаточно высокой длительной пластичностью и вязкостью, позволяющей предупредить хрупкое разрушение и снизить чувствительность к концентрации напряжений; большим коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, высоким декрементом затухания колебаний; хорошей коррозионной стойкостью. Для ЧВД применим сталь 40ХНМА, для ЧНД применим сталь 45. Это позволяет нам сделать применение насадных дисков.

Требования, предъявляемые к материалу для диафрагм

В ЧВД турбины поставим стальные диафрагмы с приваренными к ним фрезерованными лопатками, образующими сопловые каналы. В ЧНД применим чугунные диафрагмы с залитыми в них стальными лопатками. В первом случае применим материал 2Х13, во втором – СЧ15-32. [7].

Требования, предъявляемые к материалу для корпуса

Для корпусов необходимы прежде всего материалы с хорошими литейными свойствами и свариваемостью. Вместе с тем они должны обладать достаточным сопротивлением термической усталости, ползучести, малой чувствительностью к концентраторам напряжений, хорошей демпфирующей способностью. Применим чугун СЧ28-48.

Материал крепежных деталей должен в первую очередь обладать высокой релаксационной стойкостью (для сохранения необходимого натяга в соединении) и структурной стабильностью при достаточном уровне длительной прочности. Кроме того, иметь высокую длительную пластичность, снижающую его чувствительность к надрезам и предупреждающую разрушения по резьбе, соответствующее сопротивление вибрационным нагрузкам, малую способность к схватыванию с материалом сопряженной детали. Чем больше разница в твердости материалов сопрягаемых деталей, тем меньше склонность к заеданию резьбы. В таких случаях целесообразнее обеспечивать долговечность более дорогих деталей (шпильки, болта), а заменять при необходимости более дешевые (гайки).

Температурные коэффициенты линейного расширения сопрягаемых (соединяемых) деталей не должны значительно различаться.

4. Технико-экономические показатели турбины

Суммарная внутренняя мощность группы нерегулируемых ступеней

.

Внутренняя мощность всей турбины

.

Внутренняя мощность турбины из РППВ . Тогда погрешность расчета проточной части турбины составляет

.

Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях

Внутренний перепад энтальпий в турбине

.

Внутренняя перепад энтальпий в турбине из РППВ . Тогда погрешность расчета проточной части турбины составляет

.

Относительный внутренний к.п.д. группы нерегулируемых ступеней

.

Относительный внутренний к.п.д. турбины

.

Удельные расходы

- пара

- тепла

- топлива

где =7000 ккал/кг=29330 кДж/кг – теплотворная способность топлива.

5. Определение размеров патрубков отбора пара

из турбины

Таблица 6

Параметр	отборы
	П4	П3	П2 (Д)	П1	К
G, кг/с	1,05	1,32	1,55	1,36	19,33
, м3 /кг	0,4557	0,9096	1,61270	5,3264	26,1931
c, м/с	50	50	50	50	120
f=G∙/c, м2	0,00957	0,024	0,0499	0,1449	4,219
d’п =(4∙f/)1/2 , м	0,11	0,174	0,252	0,43	-
dп , м	0,11	0,175	0,250	0,430	-
L, м	-	-	-	-	1,06
B=f/L, м	-	-	-	-	2,138

Здесь G – расход пара в отбор;

- удельный объем пара в камере отбора;

c – средняя по сечению патрубка скорость пара;

f – площадь проходного сечения патрубка;

- предварительный диаметр патрубка;

- принятый диаметр патрубка;

L – осевая длина выходного патрубка (в конденсатор);

B – ширина выходного патрубка.

6. Техника безопасности

Для предотвращения несчастных случаев трубопроводы свежего пара, отборы турбины, маслопроводы, имеющие температуру поверхности более 50°С, необходимо покрыть теплоизоляцией.

В роторе турбины установлены два дополнительных бойковых автомата безопасности, срабатывающих при повышении рабочего числа оборотов на 12% по сравнению с номинальным.

Во избежание чрезмерных напряжений, передний подшипник выполняется подвижным в осевом направлении. В турбине предусмотрена установка датчиков давления масла в подшипниках, автоматически включается валоповоротное устройство. Операторы ежечасно снимают показания приборов и следят за недопущением аварийных ситуаций.

Список использованной литературы

1. Гоголев, И. Г. Расчёт и проектирование проточной части паровых турбин с использованием ЭВМ: Учеб. пособие / И. Г. Гоголев.- 2-е изд., стереотип.- Брянск: БИТМ, 1994.- 80 с.

2. Гоголев, И. Г. Расчёт регулирующей двухвенечной ступени скорости паровой турбины: Учеб. пособие / И. Г. Гоголев.- Брянск: БГТУ, 1999.- 32 с.

3. Гоголев, И. Г. Паровые и газовые турбины. Формирование проточной части паровых турбин. Методические указания к выполнению курсового и дипломного проектов для студентов дневной формы обучения специальности 0521 – “Турбиностроение” / И. Г. Гоголев. – Брянск: БИТМ, 1981. – 94 с.

4. Будыка, И. Н. Атлас конструкций паровых и газовых турбин / И. Н. Будыка, В. И. Буланин, С. А. Кантор, К. Г. Родин. – Москва, 1959.

5. Дейч, М. Е. Атлас профилей решеток осевых турбин / М. Е. Дейч, Г. А. Филиппов, Л. Я. Лазарев. – Москва, 1965.

6. Щегляев, А. В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учеб. для вузов: В 2 кн. Кн. 2. – 6-е изд., перераб., доп. и подгот. к печати Б. М. Трояновским / А. В. Щегляев. – М.: Энергоатомиздат. 1993. – 416 с.: ил.

7. Жирицкий, Г. С. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых и газовых турбин / Г. С. Жирицкий.- изд. “Машиностроение”, М: 1968,520 с.

8. Дроконов, А. М. Прочность турбомашин. Учеб. пособие / А. М. Дроконов. – Брянск: БИТМ, 1992. – 132 с.