Тепловой расчет турбины ПТ-25-90/11

W2 = W2t*y = 287,23*0,86 = 247,02м/с

10.8 Относительный угол входа  потока пара на рабочую решётку.

b2 = b1-(2-5) = 20,5-3 = 17,5

10.9 Строим входной треугольник  скоростей.

10.11 Потеря энергии в рабочей  решётке. КДж/кг

Dhp = (1-y)-W2t/2000 = (1-0,862 )*287,232 * 2000 = 10,74

10.12 Потеря энергии с выходной  скоростью

Dhвс = С2/2000 =1202 /2000 = 7,2

10.13 Число Маха.

М2t = W2t/Ök*P2*V2t*10 = 287,23/Ö1,3*6,3*0,052*103= 0,44

10.14 Выбираем профиль рабочей  решётки.

Р-26-17А

tопт = 0,7 в2 = 25,72 В = 25 W = 0,225

10.16 Шаг решётки.

t = в2*tопт = 25,72*0,7 = 18,004

10.17 Число каналов рабочей решётки.

Zp = p*d/t = 3,14*1090/18,004 = 190

10.18 Уточняем шаг в рабочей  решётке.

t = p*d/Zp = 3,14*1090*10 3 = 18,014

11 Изгибающее напряжение в рабочей  лопатке. МПа

dизг = Ru*l2/2*Zp*e*W = 16544,95*0,021/2*190*0,45*0,225 = 9,01 МПа

Ru = G*(W1*cosb1+W2*cosb2) =35,55*(250*cos20,5+247,02*cos17,5) = 16544,95 Н

12 Относительный лопаточный КПД  ступени.

а) по потерям в ступени:

hол = Но-(Dhc+Dhp+Dhвс)/Но = 100-(2,7+10,74+7,2)/100 = 0,79

б) по проекциям скоростей:

hол = И*(C1*cosa1+C2*cosa2)/Ho*10 = 172,18*(414,4*cos11+120*cos42)/100*10 3 = 0,85

13 Относительный внутренний КПД  ступени.

hoj = hол-xтр-xпарц

xтр = Ктр*d/F1*(И/Сф) = 0,6*10*1,09/0,0048*(172,18/447) = 0,0085

xпарц = 0,065/sina1*1-е-0,5-екож/е*(И/Сф)+0,25*В*l2/F1(И/Сф)*hол*n

xпар = 0,065/sin11*1-0,45-0,5*0,49/0,45*(172,18/447)+0,25*25*0,26/0,0048*(172,18/447,21)*0,82*4 = 0,048

hoj = 0,82-0,0085-0,048 = 0,76

14 Полезно используемый теплоперепад  в регулирующей ступени. КДж/кг

Hj = Ho*hoj = 100*0,76 = 76

15 Внутренняя мощность ступени. КВт

Nj = G*Hj = 35,22*76 = 2676,72

 

Расчёт нерегулируемых ступеней части высокого давления.

16 Давление пара перед отсеком.

Ро = Р2 = 6300

Р2 = 1100

17 Диаметр первой нерегулируемой  ступени.

d = d-Dd = 1,09-0,25= 0,84

18 Оптимальное отношение скоростей.

Хф = И/Сф = 0,4897

19 Распологаемый теплоперепад первой  нерегулируемой ступени. КДж/кг

ho = 12,325*(d/Xф) = 12,325*(0,84/0,489) = 36,26

20 Теплоперепад в сопловой решётке. КДж/кг

hoc = (1-r) *ho = (1-0,1)*36,26 = 32,63

21 Высота сопловой решётки. м

l1 = G*V1/p*d*e*m*C1t*sina1

l1 = 35,22*0,059/3,14*0,84*1*0,98*255,45*sin12 = 0,015

С1t = 44,72*Ö32,63 = 255,45

22 Высота рабочей решётки первой  ступени.

l2 = l1+D1+D2 = 15+1+2 = 18 мм

23 Корневой диаметр ступени.

dk = d-l2 = 0,84-0,018 = 0,822

24 Распологаемый теплоперепад по  статическим параметрам пара  перед ступенью принимаем одинаковый  для всех ступеней, кроме первой.

ho = ho*ko = 36,26*0,95 = 34,45

25 Коэффициент возврата тепла.

a = Кt*(1-hoj)*Ho*Z-1/Z = 4,8*10*(1-0,89)*495*14,37-1/14,37 = 0,0242

Z = Ho/ho = 495/34,45 = 14,36865

26 Число ступеней отсека. шт.

Z = (1+a)*Ho/(ho)ср = (1+0,0224)*463/39,59 = 11,9

(ho)ср = ho+(Z-1)*ho/Z = 36,26+(14-1)*34,45/14  = 34,58 кДж/кг

 

27 Невязка ±DHo, КДж/кг, должна быть распределена между всеми ступенями первого отсека.

±DHo = (1+a)*Ho-Sho = (1+0,0242)*495-518,56 = -11,581

Sho = ho+ho*(Z-1) = 36,26+34,45*(15-1) = 518,56

28 Поправка к теплоперепаду для  каждой ступени (кроме первой).

29 Скорректированный теплоперепад  ступени.

ho = ho±Dho = 34,45-0,769 = 33,681

 

№	Наименование  величины	Обозна- чение	Размер- Ность	Формула	№
					1	2	3	4	5
1	Скорректированный распологаемый теплоперепад ступени.	ho	КДж/кг	Для первой ступени (п.19) следующие (п.29)	36,26	33,681	33,681	33,681	33,681
2	Удельный объём пара из рабочей решётки.	V2	м/кг	Из hs – диаг- раммы	0,06	0,064	0,07	0,078	0,085
3	Произведения высоты рабочей решётки на диаметр ступени.	l2*d	м	l2*d*V2/V2	0,015	0,016	0,0176	0,0197	0,021
4	Высота рабочей решётки.	l2	м		0,0179	0,019	0,021	0,023	0,0248
5	Высота сопловой Решётки.	l1	м	l2-(D1+D2)	0,0149	0,016	0,018	0,02	0,0218
6	Диаметр ступени.	d	м	dk+l2	0,84	0,841	0,843	0,845	0,847

 

 

 

 

 

 

 Подробный расчёт первых  пяти нерегулируемых ступеней (с  построением треугольников скоростей)

 

№	Наименование величины	Обозна- чение	Размер- ность	Формула	№
					1	2	3	4	5
1	Расход пара	G	Кг/с	Из расчёта (п.7)	35,22	35,22	35,22	35,22	35,22
2	Теплоперепад ступени по стати- ческим параметрам.	ho	КДж/кг	Из расчёта (п.30.1)	36,26	33,681	33,681	33,681	33,681
3	Давление за ступенью.	Р2	МПа	Из hs- диаграммы	5,8	5,1	4,7	4,2	3,75
4	Условная скорость истечения пара из сопл.	Сф	м/с	44,72Öho	269,29	259,53	259,53	259,53	259,53
5	Средний диаметр ступени.	d	м	Из расчёта (п.30.6)	0,84	0,841	0,843	0,845	0,847
6	Окружная скорость на среднем диаметре	И	м/с	p*d*n n = 50 c	131,88	132,02	132,35	132,67	132,98
7	Оптимальное отношение скоростей	Хф		И/Сф	0,49	0,51	0,51	0,511	0,512
8	Степень реакции.	r		Из расчёта (п.18)	0,1	0,1	0,11	0,12	0,13
9	Распологаемый теплоперепад сопло- вой решётки.	hoc	КДж/кг	(1-r)*ho	32,63	30,31	29,98	29,64	29,3
10	Теоретический удельный объём пара за сопловой решёт- кой	V1t	м/кг	Из hs- диаграммы	0,059	0,63	0,069	0,075	0,081
11	Давление за сопловой решёткой.	Р1	МПа	Из hs- диаграммы	5,9	5,2	4,85	4,3	3,8
12	Абсолютная теоре- тическая скорость выхода пара из соп- ловой решётки.	С1t	м/с	44,72Öhoc	255,45	246,2	244,86	243,47	242,07
13	Скорость звука на выходе из сопловой решётки.	а1t	м/с	1000*Öк*Р1 *ÖV1t к = 1,3	666,98	652,6	645,84	647,5	632,57
14	Число Маха	М1t		C1t/a1t	0,38	0,377	0,379	0,376	0,383
15	Коэффициент расхода сопловой решётки	m1	м	По рисунку	0,942	0,942	0,942	0,943	0,944
16	Выходная площадь сопловой решётки	F1	м		0,0086	0,0096	0,011	0,012	0,0125
17	Средний угол выхода пара из сопловой решётки	a1			12	13	13	14	14
18	Профиль сопловой решётки				С90-12А	С90-12А	С90-12А	С90-12А	С90-12А
19	Хорда профиля	в1	мм	Из альбома профилей	62,5	62,5	62,5	62,5	62,5
20	Ширина профиля	В1	мм	Из альбома профилей	34	34	34	34	34
21	Относительный шаг сопловой решётки	tопт	мм	Из альбома профилей	0,8	0,8	0,8	0,8	0,8
22	Шаг сопловой решётки	t1	мм	в1*tопт	50	50	50	50	50
23	Количество сопл	Z1	шт	p*d/t1	53	53	53	53	53
24	Высота сопловой решётки	l1	м	Из расчёта (п.30.5)	0,0149	0,016	0,018	0,02	0,0218
25	Коэффициент скорости сопловой решётки	u			0,95	0,95	0,952	0,96	0,96
26	Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решётки	С1	м/с	u*С1t	242,68	233,89	233,11	233,73	232,39
27	Построение входного треугольника скоро- стей
28	Угол направления относительной скоро- сти W1	b1		Из треуголь ника скоро- стей	27	28	30	31	32
29	Относительная скорость выхода пара из соп. решётки	W1	м/с	Из треуголь ника скоро- стей	120	110	110	110	110
30	Потеря энергии в сопловой решётке	Dhc	КДж/кг	(1-u)*hoc	3,18	2,96	2,81	2,32	2,3
31	Распологаемый теплоперепад рабочей решётки	hop	КДж/кг	r*ho	3,6	3,37	3,7	4,04	4,38
32	Теоретическая относительная ско- рость пара на выходе из рабочей решётки	W2t	м/с	44,7Öhop+ +W1/2000	146,96	137,25	139,64	142,05	144,43
33	Теоретический удельный объём пара за рабочей решёткой	V2t	м/с	Из hs- диаграммы	0,063	0,065	0,072	0,078	0,085
34	Скорость звука на выходе из рабочей решётки	a2t			689,2	656,5	663,26	652,59	643,72
35	Число Маха	M2t		W2t/a2t	0,213	0,209	0,211	0,218	0,224
36	Эффективный угол выхода пара с рабочей решётки	b2	град.	b2=b1-5	24	25	27	28	29
37	Коэффициент рас- хода рабочей решёт- ки	m2		Рис.3.	0,942	0,942	0,942	0,943	0,944
38	Выходная площадь рабочей решётки	F2	М2	G*V2t/m2* *W2t	0,016	0,018	0,019	0,021	0,022
39	Высота рабочей ре- шётки	L2	м	П.30.4	0,0179	0,019	0,021	0,023	0,0248
40	Профиль рабочей решётки			Табл. 3	Р-35-25А	Р-35-25А	Р-35-25А	Р-46-29А	Р-46-29А
41	Хорда профиля	в2	мм	Табл. 3	25,47	25,47	25,47	25,6	25,6
42	Ширина профиля	B2	мм	Табл. 3	25	25	25	25	25
43	Относительный шаг рабочей решётки	tопт		Табл. 3	0,6	0,6	0,6	0,5	0,5
44	Шаг рабочей решётки	t2	мм	b2* tопт	15,28	15,28	15,28	12,8	12,8
45	Коэффициент скорос- ти рабочей решётки	y		y=0,96- -0,014*b2/e2	0,94	0,94	0,94	0,94	0,95
46	Относительная ско- рость пара на выходе из рабочей решётки	w2	м/с	w2=y/w2t	138,14	129,015	131,26	133,53	137,21
47	Построение выход- ного треугольника скоростей
48	Количество рабочих лопаток	Z2	Шт.	p*d/t2	173	173	173	207	208
49	Угол выхода потока пара из рабочей решётки	a2	Град.	Из тр-ка Скоростей	96	110	109	104	106
50	Абсолютная скорость пара на выходе из рабочей решётки	С2	м/с	Из тр-ка	50	50	60	60	65
51	Окружное усилие, действующее на ра- бочие лопатки	Ru	Н	G*(w1*cosb1+ +w2*cosb2)	8210,4 9	7538,9 4	7474,0 4	7473,3 3	7512,4 3
52	Изгибающее напря- жение на рабочих ло- патках	dизг.	МПа	Ru*l2/2*Z2* *e *Wмин	2,5	2,5	2,7	3,7	3,9
53	Потери энергии в рабочей решётке	Dhр	кДж/кг	(1-y2)*w2t/ /2000	1,26	1,09	1,13	1,17	1,02
54	Потеря энергии с вы- ходной скоростью	Dhвс	кДж/кг	С2/2000	1,25	1,25	1,8	1,8	2,1
55	Относительный лопа- точный КПД	hол			0,84	0,84	0,83	0,84	0,84
56	Относительное зна- чение потери на трение	xтр		Ктр*d2/F1 Где ктр=0,6 *10-3
57	Относительное зна- чение утечки через диафрагменное уплотнение	xу1		0,002-0,004	0,002	0,0025	0,003	0,0035	0,004
58	Относительное зна- чение потери от перетекания пара через периферийный зазор над лопатками	xу2		0,02-0,06	0,02	0,03	0,04	0,05	0,06
59	Внутренний относи- тельный КПД ступени	h0i		h-xу1-xу2- -xтр	0,81	0,8	0,78	0,78	0,77
60	Внутренняя мощнос- ть ступени	Ni	кВт	G*h0*h0i	1034,4	948,89	925,27	925,27	913,41

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Работа турбины при переменном пропуске пара

 

Наиболее напряжёнными деталями турбины являются рабочие лопатки, особенно лопатки регулирующих ступеней, ступеней, примыкающих к камерам отборов, последних ступеней. Поэтому в первую очередь необходимо знать, как изменяется напряжённость рабочих лопаток при изменении режима. Вторым узким местом в турбине является её упорный подшипник, надёжность работы которого при нормальной эксплуатации определяется осевыми усилиями, приложенными к ротору. При отдельных режимах слабыми могут оказаться и другие детали турбоустановки, например, диафрагмы, валопровод, подшипники, паропровод.

Снижение экономичности турбоустановки и турбины при переходе на частичный режим работы является, как правило, неизбежным, и вопрос состоит только в том, как необходимо осуществлять частичные режимы, с тем, чтобы потеря в экономичности была минимальна.

При переменном пропуске пара через отсек турбины изменение давления и температуры перегретого пара перед и за ним приближённо подчиняется формуле Флюгеля-Стодолы:

G / G0 = ÖT00 / T01 Öp201 /p200 – p2=1 / p2=0,                                                                   (1)

Где p00, T00 – давление и температура перед отсеком; p=0 – давление за отсеком при некотором, например, номинальном попуске пара G0; p01; T00;– те же величины для расхода пара G на изменном режиме.

Поскольку параметры пара G0, p00, T00, p=0 для номинального режима известны и могут рассматриваться как постоянные, то видно, что соотношение (1) связывает четыре величины для изменного режима: расход пара G, давление p01, температуру T01, перед отсеком и давление за  отсеком p=1. Три этих величины могут быть заданы, а четвёртая определиться соотношением (1).

Соотношение (1) справедливо при одном условии: при двух сравниваемых режимах рассматриваемые отсеки (или вся турбина) должны иметь одни и те же проходные сечения.

Во многих случаях отношение абсолютных температур в проточной части изменяется мало, поэтому T00 » T01 и формула (1) может быть упрощена. Для конденсационного режима для всех отсеков, начиная с регулирующей ступени, p22 << p20, и тогда приближённо верно соотношение:

 G / G0 = p01 /p00,                                                              (2)

Т.е. в проточной части турбины при конденсационном режиме давления пара в ступенях пропорциональны расходу пара.

Для турбин с противодавлением отклонения от пропорциональности тем больше, чем выше противодавление и чем ближе рассматриваемая ступень к концу турбины.

При работе турбины при теплофикационном режиме пропорциональность давление в ступенях и расходе пара на турбину нарушается в тем большей степени, чем ближе ступень расположена к регулируемому отбору пара и чем выше давление в отборе.

Таким образом, при изменении пропуска пара через турбину изменяются параметры перед и за ступенью, что в общем случае приводит к изменению теплоперепада ступени; это влечёт за собой изменение треугольников скоростей, отклонение отношения скоростей Xф от оптимального и снижение КПД ступени.

При изменении расхода пара через группу ступеней изменяются их теплоперепады, однако это в основном относится к последней или нескольким последним ступеням группы. Все остальные ступени работают практически с неизменными теплоперепадами.

Для всех ступеней отсека, кроме нескольких последних, при изменении пропуска пара отношение Xф остаётся практически постоянным, и поэтому их КПД не изменяется.

Отсюда также следует ряд важных выводов, определяющих надёжность работы теплофикационной турбины.

Если теплофикационная турбина работает на конденсационном режиме и расход через ЦНД увеличится сверх расчетного (например, из-за отключения ПВД), то теплоперепад последней ступени возрастает в наибольшей степени, и она окажется перегруженной.

Если теплофикационная турбина работает по теплофикационному графику и одноступенчатом нагреве сетевой воды, то при увеличении тепловой нагрузки расход пара через промежуточный отсек увеличивается, и теплоперепад его последней ступени (её часто называют «предотборной») увеличиться в наибольшей степени.

Особенно сложно изменяются теплоперепады ступеней промежуточного отсека при двухступенчатом нагреве сетевой воды, когда изменение давлений перед отсеком и за ним зависит от многих факторов, в частности, от расхода и температуры обратной сетевой воды.

Другой важный вывод состоит в том, что при изменении отношения скоростей Xф изменяется реактивность r. Увеличение реактивности при том же давлении за ступенью приводит к увеличению осевого давления на диск соответствующей ступени.

При уменьшении отношения скоростей Xф, вызванном увеличением теплоперепада ступени и P2 = const, осевое давление на диск уменьшается.

Таким образом, при изменении расхода пара через группу ступеней осевое усилие, действующее на рабочие диски и рабочие лопатки этой группы, изменяется пропорционально расходу пара.

Приведённые положения теории переменного режима позволяют рассмотреть работу теплофикационных турбин различного типа при переменном пропуске пара.

 

Работа турбины при переменном режиме с постоянным начальным давлением

 

Рассмотрим переменный режим турбин, у которых при изменении нагрузки начальные параметры пара остаются неизменными. Рассмотрим сначала работу турбины, не имеющей отборов пара на регенеративные подогреватели в конденсационном режиме. В такой турбине из-за малого давления в конденсаторе давления в ступенях будут прямо пропорциональны расходу свежего пара. Таким образом, давление в камере регулирующей ступени будет изменяться пропорционально расходу пара, что, однако, приведёт к существенному изменению теплоперепада только последней или нескольких последних ступеней.