Расчет осевой паровой турбины

Со ступенями скорости

Осевые турбины со ступенями скорости применяются для привода вспомогательных механизмов: масляных турбонасосов, конденсатных, циркуляционных и питательных насосов, воздуходувок и т.д. Эти турбины имеют одну ступень давления с двумя или тремя ступенями скорости, выполненными по схеме Кертиса. Теоретическая схема Кертиса характеризуется соблюдением следующих условий:

1) отсутствием реактивности, ρ =0;

2) равенством осевых составляющих скоростей на выходе

всех решеток лопаток,

c_1a1=c_2a1=c_1a2=c_2a2;

3) отсутствием потерь во всех решетках ступени.

Турбины Кертиса имеют обычно не более 3 ступеней скорости. В реальных турбинах точное соблюдение теоретической схемы Кертиса невозможно, приходится отступать от нее. Как правило, турбины со ступенями скорости работают с противодавлением, имеют небольшую степень реактивности.

Часто ступень давления с двумя или тремя ступенями скорости применяется в качестве регулирующей ступени многоступенчатой турбины. Такая ступень перерабатывает относительно большой теплоперепад.

В дальнейшем в этой главе рассматривается расчет самостоятельной турбины с двухвенечным рабочим колесом.

Исходные данные для расчета

Для проектирования турбины должны быть заданы:

1. Эффективная мощность на валу турбины N_e, кВт.

2. Частота вращения вала турбины n, c^-1.

3. Давление пара перед турбиной p₀^', МПа.

4. Температура пара перед турбиной t₀', ^оС.

5. Давление пара за турбиной (на выходе из выхлопного патрубка) р'_k, МПа.

6. Число ступеней скорости.

Примечание: задание эффективной механической мощности на валу турбин N_e ( а не электрической мощности N_э) является более целесообразным, если приемник энергии с вала турбины – не электрический генератор, а вспомогательный механизм.

Расчет турбины производится по следующей схеме:

1) определяется ориентировочный расход пара на турбину;

2) рассчитывается проточная часть турбины на этот расход;

3) определяется значение η _оетурбины на основе расчета

проточной части;

4) определяется точное значение расхода пара;

5) уточняются размеры проточной части;

6) сводится окончательный энергетический баланс.

Определение ориентировочного расхода пара

Расход пара определяется по формуле

G = N_e/( H^т_0ид∙ η _ое), (1)

где η _ое– относительный эффективный КПД турбины;

H^т_0ид = h₀- h'_к_t – располагаемый теплоперепад идеальной турбины, кДж/кг, определяемый по h, s-диаграмме водяного пара (рис. 1).

Положение точки А'₀ (рис. 1) определяется по заданным давлению и температуре пара перед турбиной (p₀', t₀'). Линия А'₀, А_kt'– изоэнтропа из точки А'₀ до изобары конечного давления р'_k.

Линия А'₀А₀ – дросселирование пара в стопорном и регулирующих клапанах при их полном открытии (номинальный расчетный режим) от давления p₀' до давления p₀ на входе в сопловую решетку первой ступени турбины (энтальпия пара h₀при дросселировании сохраняется неизменной). Величину p₀

Рис. 1. Определение располагаемых теплоперепадов турбины по

h, s-диаграмме водяного пара

можно оценить по выражению p₀ = 0, 95· p'₀.

Линия А'₀А_0п– дросселирование пара в регулирующих органах турбины при частичной нагрузке (переменный режим) от

давления p₀' до давления p_0п за регулирующим клапаном (этот режим в данном расчете не используется). Линия А₀, А_kt – изоэнтропа из точки А₀до давления p_k за рабочими лопатками последнего венца турбины в расчетном номинальном режиме. Давление p_k больше заданного давления за турбиной p'_k на величину сопротивления выхлопного патрубка турбины ∆ p_k :

∆ p_k = p_k∙ λ ∙ (с_вп/100)², (2)

p_k= p'₀+∆ p_k,

где λ – коэффициент сопротивления выхлопного патрубка, принимаемый равным 0, 05…0, 1;

с_вп– скорость пара в выходном сечении выхлопного патруб-ка турбины (для противодавленческих турбин с_вп= 40…60 м/с).

Величина H^т₀= h₀- h_к_t – располагаемый теплоперепад реальной турбины.

Линия А₀ А_k – реальный процесс расширения пара в проточной части турбины. Состояние пара в точке А_k (энтальпия h_к) на данной стадии расчета неизвестно. Оно будет определено в дальнейшем после подробного расчета процесса изменения состояния пара во всех решетках турбины.

Относительный эффективный КПД турбины η _ое определяется формулой

η _ое=η _др∙ η '_о_i∙ η _ввр∙ η ^т_м. (3)

На данном этапе расчета величину внутреннего относительного КПД проточной части турбины η '_о_i, зависящего от энтальпии пара в точках А₀, А_kt, А_k при расчетном режиме

η '_о_i = H^т_i / H^т₀=(h₀- h_к)/( h₀- h_к_t)

можно оценить по литературным данным [3, с. 145] в пределах 0, 72…0, 78.

Коэффициент дросселирования η _др можно найти по формуле

η _др = (h₀- h_к_t)/( h₀- h'_к_t)= H^т₀ / H^т_0ид.

Механический КПД турбины η ^т_м, учитывающий потери механической энергии в подшипниках турбины и на привод маслонасоса для турбин небольшой мощности можно принять в пределах η ^т_м = 0, 96…0, 98 [1, с. 146].

Одноступенчатые турбины не имеют отборов пара, утечкой пара через переднее уплотнение можно пренебречь. При этих условиях коэффициент выхода внутренней работы η _ввр= 1. Учитывая вышесказанное, ориентировочный относительный эффективный КПД турбины η _ое определяют предварительно по формуле (3).

Определенный по формуле (1) расход пара в дальнейшем придется уточнить, т.к. детальный тепловой расчет приведет к изменению численного значения η ′ _о_i.

Турбина имеет одну ступень давления. Весь располагаемый теплоперепад H^т₀= h₀- h_к_t должен быть переработан в одной ступени давления, поэтому H^т₀= H₀, т. е. располагаемый теплоперепад турбины равен располагаемому теплоперепаду ступени, а точка А₀ на рис. 1 будет являться начальной точкой а₀ процесса расширения в ступени (рис. 2). Для турбины с одной ступенью давления η '_о_i =η _о_i^ст (КПД проточной части турбины равен КПД единственной ступени).