Определение расчетного расхода пара

По полученному значению η _оэ определяют предвари­тельный расчетный расход пара

(12)

который потом будет уточнен.

Для турбин с одним регулируемым отбором пара (по заданию) предварительный расходпара определяется по приближенной формуле (в предположении, что относитель­ный внутренний КПД части высокогодавления и турбины вцелом одинаковы):

(13)

гдеG_по —величина регулируемого (промышленного, теплофикационного) отбора при давлении р_по (по заданию); Н^т_0чвд—теплоперепад идеальной турбины от начального давления р₀ до давления отборар_по (рис. 6).

При расчете проточной части турбины с регулируемым отбором:

1) все ступени до регулируемого отбора рассчитывают­ся на полный расход пара, найденныйпо формуле (13);

2) ступени после регулируемого отбора рассчитываются на расход при чисто конденсационномрежиме, определяе­мый по выражению (12).

Ступени низкого давлении должны обеспечить пропуск пара при работе турбины с номинальной электрической мощностью при отключенном регулируемом отборе (конденсационный режим).

Расчет тепловой схемы, определениерасходов пара по отсекам турбины и сведение энергетическогобаланса прово­дится на два режима работы турбины:

а) с регулируемым отбором при номинальной электрической мощности (теплофикационный режим);

б) без регулируемого отбора (конденсационный режим) при номинальной электрической мощности.

Корректировка длин сопловых и рабочих лопаток ступеней до регулируемого отбора производится по расходам пара через отсеки, полученные при теплофикационном режиме, а остальных ступеней ― по расходам пара через отсеки при конденсационном режиме.

 

ПРИМЕР РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

Задание

Рассчитать паровую турбину конденсационного типа

К-12-35 с тремя регенератив­ными отборами для подогрева питательной воды до 145 °Спо следующим исходным данным:

номинальная электрическая мощность N_э = 12000 кВт;

частота вращения n=50 с^-1;

давление пара перед турбиной р'₀= 3, 5 МПа;

температура пара перед турбиной t'₀= 435^oС;

давление отработавшего пара р'_к= 0, 006 МПа;

парораспределение сопловое.

Определение расхода пара

Расчет турбины проводим на экономическую мощность. Примем

N_эк =0, 9N_э=0, 9∙ 12000 = 10800 кВт.

Давление перед соплами регулирующей ступени при расчетном режиме

р₀ = 0, 95∙ р'₀ = 0, 95∙ 3, 5=3, 325 МПа.

Потерю давления в выхлопном патрубке определим по формуле

Δ р = р'_к∙ λ ∙ (с_вп/100)²,

приняв с_вп=120 м/с, λ = 0, 07, получим

Δ р=0, 006∙ 0, 07∙ (120/100)² = 0, 0006 МПа,

давление пара за рабочими лопатками последней ступени

р_к=р'_к+Δ р = 0, 006 +0, 0006 = 0, 0066 МПа.

Ориентировочно изображаем процесс в h, s-диаграмме

(см. рис. 1), нанеся точки А'₀, А₀, А'_кt, А_кt.

Найдем h₀ = 3304 кДж/кг; h^′ _кt = 2143 кДж/кг; h_кt= 2162 кДж/кг;

Н^т_0ид = 3304-2143 = 1161 кДж/кг; Н^т₀ = 3304-2162= 1142 кДж/кг;

η _др= 1142/1161 = 0, 984.

Принимаем η _ввр = 1, 0, η ^′ _oi = 0, 8, по справочным данным

[3, с. 127] η _м=0, 98; η _г=0, 97.

Таким образом, имеем

η _оэ= η _др∙ η ^′ _oi∙ η _ввр∙ η _м∙ η _г=0, 984∙ 0, 8∙ 1, 0∙ 0, 98∙ 0, 97=0, 748.

Предварительный расчетный расход пара на турбину

На этот расход пара будут рассчитаны все ступени турбины.

Предварительная линия процесса в h, s-диаграмме наносится по принятому значению η ^'_oiследующим образом:

Н^т_i = 1142∙ 0, 8=913, 6 кДж/кг.

Откладывая Н^т_i в h, s-диаграмме, получим точку А_к на изобаре р_к (рис. 6).

Задачей нанесения ориентировочной линии изменения состояния пара в h, s -диаграмме является только отыс­кание удельного объема пара на выходе из последней ступени. Состояние пара на выходе из этой ступени найдем, отложив вниз по изобаре р_к от А_к выходную потерю

Н_вz=c²_2z/2000.

В предварительном расчете Н_вz находят из выраже­ния

Н_вz=ζ ^ид_а∙ Н^т_0ид,

где ζ ^ид_а —коэффициент выходной потери последней ступе­ни.

При расчете оценивают ζ ^ид_а и находят Н_вz и с_2z.

	а)
		б)

Рис.6. Процесс расширения пара в конденсационной(а)

и теплофикационной (б) турбинах в h, s-диаграмме

Чем меньше ζ ^ид_а, тем меньше, следовательно, с_2z – выходная скорость пара в послед­ней ступени, но тем больше будет длина лопатки.

Величиной ζ ^ид_а следует задаваться на основании име­ющихся данных по аналогичным конструкциям турбин.

Для небольших конденсационных турбин ζ ^ид_а= =0, 015…0, 03; для крупных конденсационных турбин ζ ^ид_а = =0, 05 … 0, 08.

Для турбин с противодавлением ζ ^ид_а< 0, 015.

 

Примем ζ ^ид_а=0, 0177. Тогда

Н_вz= 0, 0177∙ 1161 =20, 55кДж/кг.

Состоянию пара в точке а_кz соответствует удельный объём пара v_2z =20, 07м³/кг. Энтальпия пара за турбиной h_к =

= 2390, 4 кДж/кг.

Определением ориентировочного расхода пара через турбину и приблизительного удельного объема пара на вы­ходе из последней ступени заканчивается первая стадия предварительного расчета.

Вторая стадия заключается в проверке возможности конструктивного осуществления последней ступени и ориен­тировочном определении изоэнтропийного теплоперепада в ней.

2. Предварительный расчет последней ступени

Для предварительного расчета последней ступени известны следующие параметры:

Н^т_0ид, Н_вz, ζ ^ид_а, G, n.

В дальнейшемрасчете индекс z отбрасываем.

Скорость пара навыходе из рабочей решетки последней сту­пени

м/c.

Дляопределения диаметра последней ступени необхо­димо задаться отношением ν = d/l₂, где d – средний диаметр последней ступени; l₂– выходная длина лопаткипоследней ступени.

В существующих турбинах величина ν лежит в пре­делах 2, 7 … 50, 0. Малые значения относятся кмощным конденсационнымтурбинам, большие—характерны для кон­денсационныхтурбин небольшой мощности и турбин с противодавлением. Лопатки последних ступеней могут выпол­няться либо с постоянным, либо с переменным профилем. Вопрос о переходе от лопаток с постоянным по высоте профилем кзакрученным должен решаться на основании сопо­ставления потерь, вызываемых обтеканием рабочих лопаток, при изменении величины ν. При значениях ν < 8 лопатки прихо­дится всегда выполнять закрученными. При ν > 12 приме­нение закрутки не дает ощутимого выигрыша в КПД.

Пусть, например, отношениеν =5, 2. Тогда, предполагая в последней ступени осевой выход пара, т.е. α ₂ = 90° (и, следовательно, с_2а =с₂), получим:

.

Таким образом, длина рабочих лопаток

l₂ =d/ν =1, 428/5, 2=0, 2746 м.

Окружная скорость на среднем диаметре ступени

u =π ∙ d∙ n= 3, 14∙ 1, 428∙ 50 = 224, 3 м/с.

Окружная скорость на конце лопатки
u_в=u∙ (d+l₂)/d=224, 3∙ (1, 428+0, 2746)/1, 428=267, 4м/с.

Такие скорости вполне допустимы.

При расчете турбин небольшой мощности нет необходи­мости производить проверку на прочность рабочие лопатки, если u_в не превышает 300 м/с.

Диаметр корневого сечения

d_к= d - l₂ = 1, 428 - 0, 2746 = =1, 153 м.

Окружная скорость лопаток в корневом сечении

u_к =π ∙ d_к∙ n =181, 17 м/с.

Определение теплоперепада, перерабатываемого в осевой тур­бинной ступени, производится для оптимальных условий работы, которые выражаются оптимальным отношением скоростей [3]

(14)

где ρ – степень реактивности ступени.

Располагаемый теплоперепад, перерабатываемый в турбин-ной ступени с наибольшей экономичностью, можно определить из выражения (14):

,

после преобразования которого находим

. (15)

В этой формуле величины u, ρ , φ, α ₁ относятся к среднему сечению ступени.

Поскольку в любом сечении по высоте лопатки теплоперепад Н₀ должен быть одинаков (давление перед и за сту­пенью по высоте постоянно), то его можно рассчитать по выражению (15) и для корневого сечения последней ступени, где ρ _к≈ 0 (все ступени камерных турбин проектируют со степенью реактивности в корневом сечении ρ _к≈ 0), u=u_к, приняв ориентировочно φ =0, 95 и α ₁= 15^о:

кДж/кг.

При заданном теплоперепаде Н₀ оптимальный диаметр корневого сечения ступени d_к можно определить после преобразования выражения (15):

. (16)

Приняв, например, для корневого сечения ступени ρ _к=0, φ =0, 955, α ₁=15^о, получим оптимальный диаметр корневого сечения при Н₀=78 кДж/кг:

м.

 

3. Расчет регулирующей ступени

Выбираем регулирующую ступень в виде двухвенечного диска Кертиса. Примем теплоперепад в ней равным 30 % от общего теплоперепада Н^т₀, что составит

Н₀^рс=0, 3∙ 1142=342, 6кДж/кг.

Из предварительного расчета турбины известны:

1) ориентировочный расход пара G = 12, 436 кг/с;

2) расчетное давление перед соплами регулирующей ступени p₀=3, 325 МПа;

3) энтальпия пара перед соплами регулирующей ступе­ни h₀=3304 кДж/кг.

Методика расчета двухвенечной регулирующей ступени практически не отличается от изложенной выше методики расчета одноступенчатой турбины с двухвенечным рабочим колесом.

Строим в h, s-диаграмме водяного пара изоэнтропийный процесс расширения в этой ступени из начальной точки А₀ (рис. 7) до точки а_кt^рс, откладывая теплоперепад Н₀^рс=

=342, 6кДж/кг, и находим давление за регулирующей ступенью р_к^рс=0, 953 МПа.

 

Рис. 7. Определение давления за регулирующей ступенью и

располагаемого теплоперепада Н_0(2-z)

 

Принимаем степень реактивности решёток

- первой рабочейρ _р1=0,

- направляющей ρ _н=0, 05,

- второй рабочей ρ _р2=0.

Теплоперепад, перерабатываемый в сопловой решётке,

Н₀₁₁=(1- ρ _р1-ρ _н- ρ _р2)∙ Н₀^рс=0, 95∙ 342, 6=325, 47 кДж/кг.

 

 

Давление за первой рабочей решёткой, равное давлению за соплами (т. к. ρ _р1=0 ), определяем по h, s-диаграмме:

р₁₁=р₂₁=1, 024 МПа.

Теплоперепад, перерабатываемый в направляющей решётке,

Н₀₁₂= ρ _н∙ Н₀^рс=0, 05∙ 432, 6=17, 13 кДж/кг.

Давление за направляющей решёткой равно давлению за ступенью (т. к. ρ _р2=0):

р₁₂=р₂₂= р_к^рс=0, 953 МПа.

Задавшись предварительно коэффициентом скорости φ =0, 965, определяем потерю в соплах:

Н_с=(1- φ ²) Н₀₁₁=(1-0, 965²)∙ 325, 47 =22, 384 кДж/кг.

Откладывая потерю Н_с в h, s-диаграмме (см. рис. 2), находим на изобаре р₁₁=р₁₂ точку а₁₁, характеризующую состояние пара за соплами. В этой точке определяем удельный объём пара v₁₁=0, 24 м³/кг.

Изоэнтропийная (условная) скорость истечения пара из сопловой решетки

с_из= .

Примем значения u/c_из равными 0, 2; 0, 22; 0, 24; 0, 26; 0, 28 и проведем вариантные расчеты, результаты которых сведены в

табл. 2 (во всех вариантах принято α ₁₁ =12, 5°).

Для первого варианта отношение u/c_из = 0, 2. Окружная скорость в этом варианте

u=( u/c_из )·c_из = 0, 2·827, 8= 165, 554 м/с.

Средний диаметр ступени d=u/(π ·n)=1, 054 м.

Действительная скорость пара на выходе из сопловой решетки

= 778, 57 м/с.

Из уравнения сплошности для выходного сечения сопловой решетки

ε ·l₁₁= G·v₁₁/ (π ·d·c₁₁·sinα ₁₁)=

=12, 436·0, 24/(π ·1, 054·778, 57·sin12, 5°)= 0, 00536 м.

Так как ε ·l₁₁< 0, 02 м, принимаем парциальный подвод пара к рабочим лопаткам и находим оптимальную степень парциальности

 

 

.

 

Выходная длина сопловых лопаток

l₁₁ = ε ·l₁₁ / ε _опт =0, 0243 м.

Ширину сопловых лопаток принимаем b₁₁ = 0, 04 м.

Уточненный коэффициент скорости сопловой решетки определяем по рис. 4 при b₁₁/l₁₁= 0, 04/0, 0243 = 1, 646 и значении угла α ₁₁ = 12, 5°:

φ = 0, 965.

Уточненный коэффициент скорости сопловой решеткиφ не отличается от принятого ранее, поэтому скорость пара на выходе из сопловой решетки c₁₁ и потерю энергии в сопловой решетки H_c не уточняем.

Размеры сопловых лопаток остаются неизменными. Размеры рабочих и направляющих лопаток принимаем для обеспечения плавности раскрытия проточной части в этом варианте расчёта такими:

l₂₁= 0, 0268 м, l₁₂=0, 0293 м, l₂₂=0, 0319 м,

b₂₁ =0, 025 м, b₁₂ = 0, 03 м, b₂₂ = 0, 030 м.

 

Основные результаты расчетов регулирующей ступени турбины для всех пяти вариантов сведены в табл. 2. Формулы для определения всех численных значений величин приведены выше, в примере расчёта турбины со ступенями скорости.

Из вариантных расчётов (табл. 2) следует, что наибольший внутренний относительный КПД регулирующей ступени η _oi^max=0, 7597 при среднем диаметре d_рс=1, 159 м (вариант с отношением скоростей u/с_из=0, 22). Энтальпия пара за регулирующей ступенью в этом варианте

h_к^рс=h₀- H_i^рс=3304 -260, 267=3043, 733 кДж/кг.

Эта энтальпия соответствует состоянию пара в точкеа_к^рс на изобаре р_к^рс=0, 953 МПа h, s-диаграммы (см. рис. 7) и учитывает все лопаточные и дополнительные потери регулирующей ступени. Из этой точки начинается процесс расширения пара в нерегулируемых ступенях турбины.

 

 

Таблица 2

Основные результаты расчета регулирующей ступени турбины

№ пп	Физическая величина и обозначение её единицы	Обо-значение	Отношение скоростей u/сиз
0, 20	0, 22	0, 24	0, 26	0, 28
	Окружная скорость, м/с	u	165, 55	182, 11	198, 66	215, 22	231, 78
	Средний диаметр ступени, м	d	1, 054	1, 159	1, 265	1, 37	1, 476
	Угол выхода потока пара из сопловой решетки, град.	α 11	12, 5
	Произведение ε •l11 , м	ε ·l11	0, 00536	0, 00487	0, 00443	0, 00414	0, 00384
	Степень парциальности	ε oпт	0, 2205	0, 2094	0, 2006	0, 1929	0, 1859
	Длина сопловых лопаток, м	l11	0, 0243	0, 0233	0, 0223	0, 0214	0, 0207
	Ширина сопловых лопаток, м	b11	0, 04	0, 04	0, 04	0, 04	0, 04
	Коэффициент скорости сопловой решетки	φ	0, 965	0, 965	0, 964	0, 963	0, 963
	Размеры лопаток рабочих и направляющих решеток, м	l21 l12 l22 b21 b12 b22	0, 0268 0, 0293 0, 0319 0, 025 0, 03 0, 03	0, 0257 0, 0282 0, 0308 0, 025 0, 03 0, 03	0, 0247 0, 0272 0, 0298 0, 025 0, 03 0, 03	0, 0239 0, 0263 0, 0289 0, 025 0, 03 0, 03	0, 0231 0, 0255 0, 0280 0, 025 0, 03 0, 03
	Абс. скорость пара на выходе из сопловой решетки, м/с	с11	778, 57	778, 57	777, 76	776, 96	776, 96
	Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг	Hс	22, 384	22, 384	23, 012	23, 639	23, 639
	Отн. скорость пара на входе в первую рабочую решетку, м/с	w11	617, 98	602, 07	585, 39	568, 75	552, 96
	Угол входа потока в первую рабочую решетку, град.	β 11	15, 82	16, 25	16, 71	17, 20	17, 71
	Коэффициент скорости первой рабочей решетки	Ψ p1	0, 947	0, 946	0, 946	0, 945	0, 945
	Потери энергии в первой рабочей решетке, кДж/кг	Нл1	19, 786	18, 939	18, 043	17, 156	16, 331
	Отн. скорость пара на выходе из первой рабочей решетки, м/с	w21	585, 09	569, 75	553, 71	537, 74	522, 59
	Удельный объем пара за первой рабочей решеткой, м3/кг	v21	0, 2449	0, 2448	0, 2447	0, 2446	0, 2445
	Угол выхода потока пара из первой рабочей решётки, град.	β 21	15, 44	15, 80	16, 18	16, 59	17, 01
	Абс. скорость пара на выходе из первой рабочей решетки, м/с	с21	427, 79	397, 62	367, 11	337, 12	308, 50
	Угол выхода потока пара из первой рабочей решётки в абсолютном движении, град.	α 21	21, 28	22, 96	24, 85	27, 09	29, 71
	Коэффициент скорости направляющей решётки	φ н	0, 946	0, 945	0, 945	0, 944	0, 944
	Скорость пара на выходе из направляющей решётки, м/c	с12	440, 84	414, 61	388, 47	363, 23	339, 65
	Потери энергии в направляющей решётке, кДж/кг	Hн	11, 459	10, 231	9, 060	7, 985	7, 036

Окончание табл.2

⇐ Предыдущая1234567Следующая ⇒

Поделиться:

Популярное:

1. I. 17. Понятие о чистых и занятых парах.
2. I. Иммунология. Определение, задачи, методы. История развитии иммунологии.
3. I. Основные физические явления и процессы в электрических аппаратах
4. II. Страх. Второй текст: 1 Паралипоменон 13,12.
5. II.1.1.Определение численности населения
6. II.1.3.1.Определение годового расхода газа на коммунально-бытовые нужды
7. III Часть. Аппаратное обеспечение обработки информации
8. А. Определение токсигенных свойств.
9. АДП (Агрегат депарафинизации)
10. Аксиома статики о равновесии системы двух сил. Аксиома параллелограмма сил.
11. Аллопатическая медицина располагает арсеналом совершенно бесполезных и опасных для здоровья населения лекарственных препаратов
12. Анализ параметров микроклимата в производственных помещениях