Расчет тепловой схемы паротурбинной установки

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Содержание и объем проекта

Основные задачи курсового проектирования:

- закрепление и практическое применение теоретических знаний;

- приобретение навыков анализа функционирования паротурбинных установок (ПТУ);

- изучение конструкций турбин, их узлов и деталей.

Тема проекта - расчеты тепловой схемы заданной ПТУ с использованием средств MathCAD'а, разработка основных параметров проточной части отдельного цилиндра (ЦВД, ЦСД или ЦНД) паровой турбины большой мощности, подбор основного оборудования ПТУ (подогревателей, деаэратора, насосов).

Задаются начальные и конечные параметры пара, номинальная мощность, частота вращения и др. Указывается также прототип - турбина, чертежи которой целесообразно использовать при проектировании.

Проект состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части.

Расчетно-пояснительная записка.

В расчетно-пояснительной записке (ПЗ) приводят следующие материалы:

титульный лист, задание на разработку, содержание и аннотацию, расчетная часть, заключение с описанием спроектированной турбины и основными результатами расчета, список использованной литературы, приложения.

Основная (расчетная) часть проекта включает следующие разделы:

Предварительное построение процесса расширения пара в турбине.

Определение расхода пара на турбину.

Выбор типа регулирующей ступени и ее теплоперепада.

Предварительный расчет нерегулируемых ступеней.

Расчет параметров проточной части.

Расчет осевого усилия на ротор.

Расчет на прочность (диска, диафрагмы, лопатки и др.).

Спецзадание.

В записке приводятся s-i -диаграммы процесса расширения пара

в турбине и в регулирующей (или первой) ступени с указанием значений всех параметров, перепадов энтальпий, потерь и др., диаграмма определения числа ступеней, треугольники скоростей в масштабе с указанием всех углов и скоростей; эскизы деталей, рассчитываемых на прочность, с указанием размеров и эпюр напряжений и др.

Текст расчетно-пояснительной записки, таблицы, рисунки оформляются в соответствии с ГОСТом, Обязательно приводятся ссылки на литературу, таблицы, рисунки.

Графическая часть

Графическая часть проекта (ГЧ) выполняется в соответствии с ГОСТом, объем - 2 листа форматов А1 (594х841) или А0 (841х1189); допускается применение дополнительных форматов. На первом листе вычерчивается продольный разрез турбины или цилиндра в М 1:10 (М 1:20).

Верхнюю часть турбины показывают в разрезе, а в нижней части приводят вид снаружи; изображают регулирующий клапан, передний стул, подшипники, муфты, диафрагмы, обоймы, крепление сопловых и рабочих лопаток, бандажи с уплотнениями, разгрузочные отверстия дисков, фланцы, шпильки, шпонки, патрубки отборов, валоповоротное устройство.

Допускается не вычерчивать обоймы диафрагменных и концевых уплотнений и разрез переднего стула. Указываются габаритные размеры турбины, диаметры и высоты первой и последней ступеней, расстояние между осями подшипников, диаметры шеек вала и диафрагменного уплотнения. Общее конструктивное оформление турбины и узлов, не рассчитываемых при проектировании принимать по аналогии с заданным прототипом или подобным конструкциям [1, 2, 4, 7].

Толщины дисков и диафрагм, а также хорды сопловых и рабочих лопаток допускается в ступенях ЧВД и ЧСД принимать одинаковыми. В ЧНД предусматривают влагоудаление и эрозионную защиту ступеней, работающих в области влажного пара.

На полях листа вычерчивают проточную часть одной ступени во всех подробностях, профили и межлопаточные каналы сопловых и рабочих лопаток, обоймы концевого и диафрагменного уплотнений в М 2:1.

На втором листе вычерчивают или поперечный разрез турбины по паровпуску (по половине или четверти окружности), или заданную преподавателем деталь в двух проекциях (диафрагму, диск, подшипник, ротор, лопатку, муфту, клапан и др.) [1, 2, 3, 4, 7].

Конфигурация и размеры деталей должны соответствовать прототипу. Диск и диафрагму показывают по половине или четверти окружности.

2. Предварительные расчеты

Исходные данные к расчету

1. номинальная электрическая мощность Nном, кВт

2. параметры пара перед стопорным клапаном p0, бар и t0, 0С

3. конечное давление пара рк, бар.

4. частота вращения ротора n, об/мин

Дополнительно в задании указывается прототип проектируемой турбины, деталь, рассчитываемую на прочность, а также формулируется спецзадание.

2.1 Экономическая мощность

Турбина проектируется на экономическую мощность, значение которой принимается в зависимости от класса мощности и назначения турбины.

Для турбин малой и средней мощности, а также турбин с противодавлением

Nэк = (0,7ч0,8) Nном.

Для базовых турбин большой мощности

Nэк = (0,9ч1,0) Nном.

2.2 Предварительное построение процесса расширения пара в турбине

Располагаемый теплоперепад турбины H0 определяется по заданным параметрам p0, t0, рпп и pк (рис. 1 и 2). Сначала определяем давления и , в интервале между которыми и происходит процесс расширения потока пара, производящий мощность.

Давление перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорном и регулирующем клапанах (0,03ч0,05) p0 определяется как

Давление в потоке пара, движущегося со скоростью cвп, за последней ступенью с учетом потерь в выхлопном патрубке

, бар,

где: л = 0,08ч0,10 - коэффициент местных сопротивлений в пределах выхлопа турбины;

свп - скорость потока в выхлопном патрубке, принимаемая для конденсационных турбин в пределах 100 ч 120 м/с, для турбин с противодавлением, а также после ЦВД или ЦСД для турбин с пром. перегревом -50ч80 м/с.

Рис. 1. Процесс расширения пара в турбине без промежуточного перегрева

Рис. 2. Процесс расширения пара в турбине с пром. перегревом

Полагая, что в пределах паровпуска и парораспределения идет процесс изоэнтальпийного расширения пара i = const, получаем точку 0' на изобаре с . Точка 0' показывает состояние пара перед соплами регулирующей ступени, а отрезок 0'-t' Ї располагаемый теплоперепад проточной части Н0' (рис. 1 и 2).

2.3 Процесс расширения пара в регулирующей ступени

После выбора типа регулирующей ступени принимаем величину располагаемого теплоперепада Ї для одновенечной ступени 80 ч 120 кДж/кг, для двухвенечной ступени 150 ч 250 кДж/кг. Далее определяем давление пара за ступенью Ї откладывая на изоэнтропе 0'-t', получаем точку , энтальпия которой .

Определяем КПД внутренний относительный для регулирующей ступени по формулам:

для одновенечной ступени

для двухвенечной ступени

где и Ї параметры перед соплами регулирующей ступени в точке , соответственно в бар и м3/кг. Коэффициенты kI и kII Ї по рис. 3, предварительно

а) принимая средний диаметр ступени d = 1,0 м, вычисляем окружную скорость на среднем диаметре

, м/сек

n = 50 cек -1 Ї число оборотов ротора турбины;

б) по энергии каждого кг пара, преобразуемой в ступени, вычисляем фиктивную выходную скорость пара на выходе из сопел , а затем отношение .

Параметр

= Ї для одновенечной ступени

= Ї для двухвенечной ступени

б1 = 11ч14 о,с = 0,10ч0,15

По аргументу определяем по рис.3 коэффициенты kI и kII.

Вычисляем использованный теплоперепад регулирующей ступени , вычисляем энтальпию пара за регулирующей ступенью и, наконец, отложив отрезок от точки , фиксируем на изобаре точку А Ї начало процесса расширения пара в нерегулируемых ступенях показывающую состояние пара за регулирующей ступенью, т.е. начальное состояние пара перед расширением в нерегулируемых ступенях.

Линия является предварительным изображением процесса расширения пара в регулирующей ступени.



Рис. 3. Поправка на КПД регулирующей ступени при отклонении отношения скоростей u/cф от оптимального значения: kI -- для одновенечных ступеней; kII -- для двухвенечных ступеней

2.4 Приближенный процесс расширения пара в нерегулируемых ступенях

Точка А является начальной для процесса расширения пара в нерегулируемых ступенях.

Конечную точку К' определяем следующим образом.

Находим по изоэнтропе sA энтальпию точки Аt ЇiAt при давлении р'к.

Вычисляем Н'0 = iАЇ iAt Ї располагаемый теплоперепад всех нерегулируемых ступеней,принимаем значение внутреннего относительного КПД группы нерегулируемых ступеней = 0,85. Вычисляем = Н'0Ї использованный теплоперепад группы нерегулируемых ступеней, а затем энтальпию точки К'Ї iк' = iА Ї .

Пересечение изоэнтальпы iк' = const и изобары р'к обозначаем точкой К'.

Линия А Ї К' является приближенным процессом расширения пара.

3. Расчеты тепловой схемы турбоустановки

3.1 Тепловая схема турбоустановки

Тепловая схема турбоустановки принимается по литературным данным (учебным пособиям, справочникам, техническим описаниям турбоустановок). Ниже приводятся тепловые схемы некоторых турбоустановок (по Отраслевому каталогу «Теплообменное оборудование паротурбинных установок», М., НИИИНФОРММАШЭНЕРГО, 1984).



Учебная расчетная тепловая схема составляется на основе литературной схемы с некоторыми упрощениями: не показываются на схеме и не участвуют в расчете узлы сбора пара утечек и его использования, а также подача пара на эжекторы и сопутствующие теплообменники. При составлении расчетной тепловой схемы рекомендуется использовать материалы отраслевого каталога «Теплообменное оборудование паротурбинных установок» или другой доступной литературы.

3.2 Расчет тепловой схемы ПТУ

Цель расчета тепловой схемы - определение расхода пара D0 перед стопорными клапанами при известной экономической мощности Nэк паротурбинной установки

, кг/сек

здесь и далее [N] = кВт, [H] = кДж/кг). КПД относительный электрический зоэ принимается в первом приближении по табл.1.

Таблица 1

	Мощность турбины, МВт
КПД	12	25	50	100	150	200	300 и более
зоэ	0,78ч0,81	0,79ч0,825	0,81ч0,835	0,835ч0,84	0,84ч0,86	0,78ч0,81	0,78ч0,81
зм	0,975ч0,99	0,98ч0,99	0,985ч0,99	0,99ч0,995	0,99ч0,995	0,99ч0,995	0,99ч0,995
зГ	0,96ч0,966	0,965ч0,97	0,975ч0,985	0,98ч0,99	0,989ч0,991	0,988	0,989

Цель расчетов - определение расхода пара на турбину для выработки заданной электрической мощности

, кг/сек, при [Nэл] = кВт, [] =

Эквивалентный использованный теплоперепад определяется из того представления, что внутренняя мощность Ni составляется из внутренних мощностей отсеков турбины в паротурбинной установке с регенеративными отборами:

Ni = + + + …

= +++…,

здесь римскими верхними индексами помечены внутренние мощности и использованные теплоперепады отсеков, а арабскими нижними - расходы пара в регенеративные отборы.

Разделив левую и правую части уравнения на , получаем

,

где бi = - относительные расходы пара в отборы,

- использованные теплоперепады отсеков определяются в следующем порядке:

а) определяемся с температурами питательной воды, подогреваемой паром из отборов в регенеративных подогревателях:

начальную температуру - определяем как температуру конденсации пара, поступающего в конденсатор при давлении ;

конечную температуру находим по литературным данным;

б) находим по литературным данным давление пара, поступающего в деаэратор, - рд;

температуру питательной воды на выходе деаэратора определяем как температуру конденсации при давлении рд;

температуру воды на входе деаэратора принимаем на 13 ч 15⁰С меньше ;

в) присваиваем номера всем подогревателям соответственно исходной тепловой схеме;

разность температур - делим на число подогревателей высокого давления, расположенных после питательного насоса по ходу движения питательной воды, имеем и принимаем температуры на выходе каждого подогревателя (при этом = , , , а температуры на входе подогревателей равны температурам на выходе предыдущего подогревателя; температура пит.воды на входе следующего после деаэратора ПВД равна );

давление воды в тракте ПВД принимаем равным ;

при давлении и температурах , ,... можно определить энтальпии , ,...;

энтальпия воды на выходе деаэратора определяется как параметр насыщенной воды при давлении рд;

г) находим температуры на выходе подогревателей низкого давления (ПНД):

разность температур - делим на число ПНД, расположенных после конденсатного насоса, имеем и принимаем температуры на выходе каждого ПНД в том же порядке, как для ПВД;

энтальпии воды (главного конденсата) находим при давлении = 1,15 рд и температурах на выходе каждого ПНД, энтальпию гл. конденсата на входе первого по ходу ПНД находим как параметр насыщенной воды при давлении ;

д) находим энтальпии пара отборов:

вычисляем температуры конденсации пара отборов, прибавляя 3 ч 5⁰С к температурам на выходе каждого подогревателя - = +(3 ч 5), по температурам определяем давления пара в отборах как параметр воды в состоянии насыщения;

энтальпии пара отборов определяются аналитически как энтальпии точек пересечения линий изобар с линией процесса расширения 0'ЇА (АЇK', 0"ппЇ K').

В точке пересечения двух линий координаты i и s одинаковы для обеих линий. Для прямой имеем формулу прямой i = a1+b1S, а для малого участка изобары, принимаемой прямой линией, формула - i = a2+b2S.

Коэффициенты a1 и b1 определяются по известным координатам точек 0' и А: пишем i0' = a1+b1S0'

iA = a1+b1SA

Решая систему уравнений для двух неизвестных, получаем:

, a1 = i0'Ї b1S0'

Аналогично определяются коэффициенты a2 и b2:

, a2 = i1Ї b2S1

Из условия равенства энтальпий для обеих линий в точке пересечения:

a1+b1S = a2+b2S,

отсюда , затем, используя полученное значение, рассчитываем i = a1+b1S.

Далее подсчитываем - использованные теплоперепады отсеков.

Все полученные результаты сводим в таблицы

наименование	Обозначение и значение	наименование	Обозначение и значение
1. Начальное давление	p0 = ……	8. Конечное давление	pк = ……
2. Начальная температура	t0 = ……	9. Энтальпия точки t	it = ……
3. Энтальпия начальной точки	i0 = ……	10. Располагаемый теплоперепад	H0 = ……
4. Энтропия начальной точки	S0 = ……	11.Давление за последней ступенью	pк' = ……
5. Давление перед регулирующей ступенью	p0' = ……	12. Энтальпия точки t'	it' = ……
6. Энтальпия точки 0'	i0' = ……	13. Располагаемый теплоперепад	H0' = ……
7. Энтропия точки 0'	S0' = ……	14. Коэффициенты линии 0'ЇА	a1 = …… b1 = ……

Параметры нагреваемой воды и пара в отборах	отбор I	отбор II	отбор …
1. Давление нагреваемой воды
2. Температура на выходе ПВД (ПНД) tвых
3. Энтальпия воды на выходе iвых
4. Температура на входе ПВД (ПНД) tвх
5. Энтальпия воды на входе iвх
6. Температура конденсации пара
7. Давление конденсации пара , МПа
8. Энтальпия конденсации пара i'
9. Давление пара в отборе рот =
10. Температуры t1, t2 на изобаре рот
11. Энтальпии i1, i2
12. Энтропии S1, S2
13. Коэффициенты прямого участка изобары a2, b2
14. Координаты точки пересечения i S
15. Использованный теплоперепад в отсеке* (для 1-го отсека ), для II-го отсека и следующих , для последнего отсека ) * отсек - группа ступеней между отборами

е) относительные расходы пара в отборы (ещё не зная D0!) определяем из уравнений теплового баланса подогревателей - сумма мощностей потоков, входящих в подогреватель = сумме мощностей потоков, выходящих из подогревателя - при этом начинаем составление балансов с подогревателя, получающего греющий поток пара из I-го отбора:

после преобразований имеем:

разделив левую и правую части на D0:

и

Первую формулу баланса можно было записать:

Заметим, что мощность входящего потока воды в деаэратор выразится произведением , т.е. с использованием , уже известных, кроме , а мощность выходящего потока - , где при давлении в деаэраторе.

ж) рассчитав для всех отборов, наконец, рассчитываем и D0.

4. Выбор типа регулирующей ступени и ее теплоперепада

Перед выбором типа регулирующей ступени и ее теплоперепада рекомендуется ознакомиться с рекомендациями (прил. 1), составленными по [Л.1, с.138ч140].

В частности, из текста следует, что "В современных мощных турбинах в качестве регулирующей ступени применяют одновенечную ступень, так как преимущества повышенного теплоперепада (при применении двухвенечной ступени) по технико-экономическим расчетам не оправдываются." Таким образом, располагаемый теплоперепад одновенечной ступени, для этого случая можно принять в пределах 80 ч 120 кДж/кг.

5. Расчет числа ступеней многоступенчатой паровой турбины

Прежде, чем приступить к детальному расчету каждой ступени турбины, производят разбивку общего теплоперепада турбины по ступеням. Для этой цели вначале оценивают размеры первой нерегулируемой и последней ступеней турбины.

Основные размеры рабочей решетки последней ступени -- средний диаметр d2 и высоту рабочих лопаток l2, зависящие главным образом от объемного расхода пара, -- определяют по уравнению неразрывности, записанному для выходного сечения Щ рабочих лопаток, перпендикулярного оси ротора:

,

Щ = -- площадь выходного сечения;

угол выхода потока из рабочей лопатки б2 можно приближенно принимать 90°; удельный объем пара н2 берут из предварительно построенного процесса в h-s-диаграмме по состоянию пара на выходе из последней ступени турбины.

Скорость выхода пара из последней ступени оценивают технико-экономическим расчетом. Потери энергии с выходной скоростью из последней ступени конденсационной турбины обычно принимают в пределах /2 = 20... 40 кДж/кг. Оценив по приведенной формуле значение Щ, сравнивают его с предельным значением Щ для выполняемых в настоящее время последних ступеней. Если Щ существенно превышает предельное значение (см. табл. 5.1), то приходится выполнять турбину с несколькими параллельными потоками пара в ЦНД.

Таблица 5.1

Размеры рабочих лопаток последних ступеней конденсационных турбин большой мощности

n, c-1	l2, мм	d2/l2	Щ, м2	uп, м/с	Изготовитель
50	1200*	2,5	11,3	658	ЛМЗ
50	1080	2,73	10,0	633	KWU
50	1050	2,43	8,41	565	ХТЗ
50	1030	2,46	8,19	559	ХТЗ
50	960	2,58	7,48	540	ЛМЗ
50	952	2,61	7,40	538	АЕI--ЕЕ
50	940	2,62	7,28	534	ТМЗ
50	870	2.84	6,76	524	«Шкода»
50	855	2,87	6,60	520	KWU
50	852	2,76	6,26	503	ХТЗ
25	1500	2,87	20,3	455	AEG
25	1450	2,86	18,9	440	ХТЗ
25	1365	3,14	18,4	443	KWU
60	852	2,71	6,15	594	GE , «Хитачи»
60	787	3,15	6,12	616	"Вестингауз"
60	723	3,00	4,92	545	ABB
30	1320	3,00	16,42	498	ABB
30	1270	3,00	15,35	480	"Вестингауз"
* Лопатка изготовлена из титанового сплава.

Средний диаметр последней ступени турбины можно определить по формуле: ,

где i - число потоков в ЦНД; и = d2/l2 принимают равным 2,5-3,0 для турбин большой мощности с предельно напряженной лопаткой последней ступени и 3,5-7,0 для однопоточных турбин небольшой мощности.

Ориентировочную высоту рабочей лопатки находят после определения среднего диаметра:

Следует иметь в виду, что при малых значениях и затруднено профилирование аэродинамически высокоэффективной рабочей лопатки, а также повышается вероятность отрывных течений в прикорневой зоне рабочих лопаток на переменных режимах работы ступени. Кроме того, нецелесообразно выбирать небольшой средний диаметр d2 последней ступени, так как в этом случае увеличивается общее число ступеней турбины.

Определение размеров первой нерегулируемой ступени можно проводить так же, как и для последней ступени, на основе уравнения неразрывности, например по (5.1). Подставив в соотношение (5.1) величины

, получим

(5.23)

В этом уравнении расход пара через ступень G (кг/сек) известен из расчета тепловой схемы, частота вращения n известна из условий задания на расчет. Значения остальных величин выбирают или оценивают. Удельный объем v1t оценивают по i,s - диаграмме по состоянию пара на выходе из сопловой решетки первой нерегулируемой ступени; для этой цели откладывают ориентировочный теплоперепад 30--45 кДж/кг от точки, характеризующей состояние пара в камере регулирующей ступени. Отношение = для активных ступеней лежит в пределах от 0,40 до 0,52. Малые значения выбирают для ступеней с парциальным подводом пара. Для ступеней с полным подводом пара и с небольшой высотой рабочих лопаток (l1 = 12... 25 мм) = 0,45... 0,50. Для ступеней с l1 >25 мм = 0,50... 0,52. Высоту лопатки для турбин небольшой мощности выбирают не менее 12 мм. Если при этом диаметр получают небольшим (например, меньше 0,6-0,7 м для частоты вращения n = 50 с-1), то приходится вводить парциальный подвод, т.е. принимать e<1, чтобы обеспечить увеличение диаметра и соответственно увеличение теплоперепада H₀, приходящегося на нерегулируемую ступень.

При малом теплоперепаде в ступени увеличивается общее число ступеней турбины, что удорожает ее изготовление. Однако следует иметь в виду, что при увеличении числа ступеней повышается относительный внутренний КПД проточной части турбины. Для турбин большой мощности угол = 13...16°, а высоту лопаток определяют из уравнения (5.23), задавшись целесообразным диаметром первой нерегулируемой ступени в диапазоне 0,8-1,0 м.

Расчет первой нерегулируемой ступени турбины реактивного типа отличается тем, что минимальную высоту сопловых лопаток принимают повышенной, т.е. l >20 мм; ступень выполняется всегда с полным подводом пара, e = 1,0; угол выхода потока из сопл

= 15... 18°; степень реактивности с = 0,5; отношение скоростей = 0,56...0,60.

Задача по определению числа ступеней турбины и распределению теплоперепадов по ним не имеет однозначного решения. Как уже указывалось, с увеличением числа ступеней турбины уменьшаются средние диаметры решеток, увеличиваются высоты лопаток и соответственно повышается КПД проточной части. Поэтому, например, у турбины, использующей дорогое топливо или работающей в базовом режиме нагрузки, проточную часть целесообразно выполнять с большим числом ступеней.

Наоборот, если в первую очередь важно снизить стоимость изготовления турбины, то ее проточную часть выполняют с пониженным числом ступеней в одном или двух цилиндрах.

При распределении теплоперепадов по ступеням необходимо обеспечить плавность изменения диаметров вдоль проточной части от первой нерегулируемой до последней ступени. В конденсационных одноцилиндровых турбинах, когда диаметр первой нерегулируемой ступени составляет 0,4-0,5 диаметра последней, из-за резкого увеличения диаметров проточную часть приходится составлять из двух или более групп ступеней со скачком диаметров при переходе от одной группы к другой. В месте скачка диаметров для организации аэродинамически эффективного входа пара в сопла первой ступени второй группы предусматривают камеру за счет увеличения осевого промежутка между соседними ступенями обеих групп. Если первые ступени выполняют с парциальным подводом пара, то целесообразно все первые ступени с парциальным впуском располагать в первой группе ступеней, а ступени с полным подводом, т.е. с е = 1, -- во второй группе, чтобы в камере между группами ступеней обеспечивалось растекание пара по всей окружности на входе во вторую группу.

В многоцилиндровой турбине определение числа ступеней и разбивку теплоперепадов по ним выполняют для каждого цилиндра независимо, т.е. для каждого цилиндра оценивают диаметры первой и последней ступеней, в пределах каждого цилиндра обеспечивают плавность проточной части. Определение числа ступеней турбины и разбивку теплоперепадов по ним рекомендуется производить с помощью специальной диаграммы (рис. 5.6).

Рис. 5.6 Диаграмма для определения числа ступеней и распределения теплоперепадов по ступеням: Z -- номер ступени

Для построения этой диаграммы выбирают произвольный отрезок а на оси абсцисс. В начале этого отрезка по оси ординат откладывают диаметр первой нерегулируемой ступени, а в конце отрезка -- диаметр последней ступени турбины или отсека ее проточной части. Затем в соответствии с указанными ординатами проводят кривую ординат диаметров всех промежуточных ступеней d. В части высокого давления кривая диаметров близка к прямой с небольшим наклоном, так как диаметры от ступени к ступени здесь увеличиваются незначительно. В части низкого давления конденсационных турбин кривая диаметров имеет крутой подъем, обусловленный интенсивным ростом средних диаметров.

На этой же диаграмме строят кривую отношений скоростей для всех ступеней. Значения назначают близкими к оптимальным из условия максимума КПД . Как известно, ()опт зависит от степени реактивности ступени, потерь трения, сегментных, вентиляции, от утечек пара и от влажности. От ступени к ступени уменьшается отношение и = d2/l2 и, следовательно, увеличивается степень реактивности ступени, а при увеличении с растет и оптимальное отношение скоростей.

С уменьшением перечисленных выше потерь энергии также увеличивается оптимальное значение . Часто для ЧВД в связи с незначительным ростом высоты лопаток отношение скоростей принимают постоянным вдоль проточной части. Для ЧСД и ЧНД отношение увеличивается от ступени к ступени, как показано на рис.5.6. Далее по значению выбранного среднего диаметра ступени и отношению скоростей можно определить располагаемый теплоперепад ступени. Действительно,

, или =

Для n = 50 с-1 получим = 12,3

Для разбивки теплоперепадов по ступеням и их увязки с общим теплоперепадом нерегулируемых ступеней важно определить располагаемый теплоперепад по статическим параметрам Н0: Н0 = - . Энергия выходной скорости предыдущей ступени обычно составляет 4-8% теплоперепада .

Поэтому Н0 = (0,92...0,96) , причем коэффициенты перед соответствуют: 0,92 - углу выхода из сопловой решетки б 1э = 16... 17°, а 0,96 -- углу б 1э = 12°.

Так как в первой ступени отсека энергия выходной скорости предыдущей ступени не используется, т.е. = 0, то для этой ступени Н0 = .

Таким образом, по значениям d и можно определить располагаемые теплоперепады вдоль отрезка а и нанести соответствующую кривую Н₀ на диаграмме. Далее, если отрезок а разбить на т отрезков и на концах этих отрезков из диаграммы определить теплоперепады Н₀, то средний теплоперепад ступени определится по формуле

(Н₀)ср = ,

а число ступеней -- по формуле

,

где Н₀н -- располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней, qi -- коэффициент возврата теплоты.

После округления числа ступеней z до целого находят теплоперепад, приходящийся на каждую ступень, для чего отрезок а делят на z-- 1 частей и в точках деления по кривой Н₀ находят предварительное значение теплоперепада Н'₀ для каждой ступени. Затем уточняют значения теплоперепадов, для чего сумму сравнивают с произведением .

Разность = -- делят на число ступеней и отношение /z добавляют к теплоперепадам Н'0.

6. Расчет регулирующей ступени

6.1 О паровпусках паровых турбин

Перед расчетом регулирующей ступени рекомендуется ознакомиться с конструкцией паровпуска по описаниям заданной паровой турбины. Ниже приводится изображение и краткое описание типичного паровпуска турбины. Изображением паровпуска, в частности, демонстрируется парциальный (частичный) ввод пара со степенью парциальности е <1. Регулирующая ступень находится за плоскостью изображения. Принцип устройства паровпуска в ЦВД современных турбин аналогичен.

6.2 Паровпуск ЦВД турбины Т-100-130 ТМЗ

Пар к стопорному клапану подводится по двум паропроводам и затем по четырем паропроводам направляется к четырем регулирующим клапанам, привод которых осуществляется посредством сервомотора, рейки, зубчатого сектора и кулачкового вала. Открываясь последовательно, регулирующие клапаны подают пар в четыре вваренные в корпус сопловые коробки, откуда пар поступает на двухвенечную регулирующую ступень. Пройдя ее и восемь нерегулируемых ступеней, пар через два патрубка покидает ЦВД и по четырем паровпускам подводится к кольцевой сопловой коробке ЦСД, отлитой заодно с корпусом. ЦСД содержит 14 ступеней. После ХII ступени производится верхний, а после последней ступени - нижний теплофикационный отбор.

Из ЦСД по двум ресиверным трубам, установленным над турбиной, пар направляется в ЦНД двухпоточной конструкции. На входе каждого потока установлена поворотная регулирующая диафрагма с одним ярусом окон, реализующая дроссельное парораспределение в ЦНД. В каждом потоке ЦНД имеется по две ступени. Последняя ступень имеет длину лопатки 550 мм при среднем диаметре 1915 мм, что обеспечивает суммарную площадь выхода 3,3 м2.

В курсовом проекте рекомендуется (в учебных целях) производить расчет одновенечной регулирующей ступени; методика расчетов приведена в прил. 2.

проточный тепловой паровой турбоустановка

7. Расчеты на прочность отдельных элементов паровых турбин

7.1 Расчет диафрагмы на прочность

Диафрагмы паровых турбин испытывают действие разности давлений , МПа, вызывающей их изгиб. Оценка надежности диафрагмы выполняется расчетом ее прогиба и максимального напряжения от действия разности давлений по упрощенной методике.

Всеобщее признание завоевал себе метод расчета Г.И. Пахомова, который рассматривал диафрагму как два полукольца, связанных между собой балочками-лопатками. Метод расчета, уточненный в работе Л.А. Шубенко-Шубина, хорошо подтверждается опытом, но очень трудоемок и сейчас используется преимущественно для электронно-вычислительных машин.

Распространен также метод расчета А.М. Валя, который рассматривал диафрагму как сплошное полукольцо, нагруженное равномерно распределенной нагрузкой, опертое по наружному диаметру и свободное по всему остальному контуру (т. е. наличие лопаток расчетом не учитывается). Г. Ф. Кулагина испытала ряд диафрагм -- чугунных, сварных и наборных -- и установила, что разность между расчетом по методу Валя и экспериментом в теле диафрагмы не превышает 10%.

Далее приводится метод А.М. Валя для расчета тела диафрагм.

Конструкция диафрагмы и толщина t принимаются по прототипу.

Внешний диаметр D определяется по среднему диаметру d и высоте сопловых лопаток l1. По выбранным размерам составляется эскиз диафрагмы. Максимальное напряжение определяется по формуле:

, МПа

Прогиб диафрагмы:

, м.

Выбрав материал диафрагмы по температурным условиям, подбирают толщину t, обеспечивающую необходимую прочность и прогиб.

7.2 Материалы для диафрагм паровых турбин и выбор допускаемого напряжения

Материалом для чугунных диафрагм может служить чугун марок СЧ 18-36, СЧ 21-40, СЧ 24-44. Эти чугуны применяют при температурах до 250° С. Допускаемое напряжение для них выбирают с коэффициентом запаса прочности 5--6 по отношению к пределу прочности при изгибе. Поэтому для чугуна СЧ 18-36, например, можно допускать = 60-70 Мн/м2. При температуре до 300°С можно применять перлитный чугун. СЧ 28-48 или модифицированные чугуны, в которых напряжение можно доводить до 100 Мн/м2.

При повышенных температурах применяют стальные диафрагмы. Диафрагмы из кованой стали 30 применяют для температур не свыше 350-360°С. Напряжение в них может быть допущено: до 150 Мн/м2 - при температуре около 200°С, до 70-80 Мн/м2 -- при температуре 350° С.

Обычно для работы в области высоких температур применяют хромомолибденовые стали 15ХМ, 20ХМ, 35ХМ. Принимая допустимую скорость ползучести 10-6% /ч, можно считать приемлемым для этих сталей напряжение до 80 Мн/м2 при температуре 400° С и до 120 Мн/м2 при температуре 350°С.

Штампованные из листа лопатки диафрагм изготовляют почти исключительно из стали 1Х13М. Для фрезерованных лопаток используют ту же сталь, а также стали 1Х13 и 2Х13. Напряжение в заливаемых лопатках допускают небольшое: 40--50 Мн/м2. ХТГЗ рекомендует такие коэффициенты запаса прочности для тела и лопаток диафрагм: КТ = 1,65 ч3; Кдл = 1,65ч2,3; Кпл = 1,25ч1,4, где

; ;

Твердость, предел прочности при растяжении и изгибе (рекомендуемые) для отливок из серого чугуна с различной толщиной стенок (по данным ЦНИИТМАШа)

Толщина стенок, мм	Обозначение механических свойств	Механические свойства чугуна марок
		СЧ 15-32	СЧ 18-36	СЧ 21-40	СЧ 24-44	СЧ 28-48	СЧ 32-52	СЧ 36-56
10		22	26	28	32
		52	55	59	61	X	X	X
	НВ	207-250	207-248	255	269
20		19	23	25	28	32	34
		46	49	52	55	58	60	X
	НВ	190-217	194-228	234	248	269	-
30		15	18	21	24	28	32	36
		32	36	40	44	48	52	56
	НВ	163-229	191-212	207-235	241	269	-	-
40		14	16	19	22	27	30	32
		32	35	39	44	48	52	54
	НВ	146-199	183-188	197-212	197-228	248		269
50		12	14	17	20	24	28	29
		28	35	35	40	44	48	50
60		11	13	16	19	23	26	28
		26	28	33	37	41	46	47
	НВ	130-180	156-183	176-207	-	-	-	-
70		10	12	15	18	21	21	26
		23	26	30	34	39	43	44
	НВ	120-170	-	-	-	-	-	-
80		9	11	13	17	20	24	24
		22	24	28	32	37	41	42
	НВ	110-160	-	-	-	-	-	-
100		7	9	11	15	18	20	20
		20	22	24	30	33	38	38

Приложение 1

Конструкция ступеней турбины, размеры элементов проточной части в большой степени зависят от объемного расхода пара -- произведения массового расхода пара на его удельный объем Gv.

От первых ступеней турбины к последним удельный объем пара значительно возрастает. Так, при параметрах napa p0 = 23,5 МПа и t0 = 540 °С удельный объем в 2500 раз меньше удельного объема пара за последней ступенью турбины при рк = 3,4 кПа. Поэтому объемный расход пара в первых ступенях существенно меньше, чем в последних.

В связи с особенностями проектирования проточной части все ступени конденсационной турбины разделяют на четыре группы:

1) регулирующие ступени;

2) ступени малых объемных расходов пара (первые нерегулируемые ступени турбин небольшой мощности);

3) промежуточные ступени с относительно большим объемным расходом пара;

4) последние ступени, работающие в части низкого давления турбины при очень большом объемном расходе пара.

Регулирующая ступень - это первая ступень турбины при сопловом парораспределении. При дроссельном парораспределении регулирующая ступень в турбине отсутствует.

Основной конструктивной особенностью регулирующей ступени является изменяющаяся степень парциальности при изменении расхода пара на турбину. В связи с этим сопла регулирующей ступени объединены в группы. К каждой группе сопл пар подводится через самостоятельный регулирующий клапан. При одном открытом клапане работает одна группа сопл, и поэтому ступень работает при малой степени парциальности. По мере открытия следующих регулирующих клапанов степень парциальности растет. При всех открытых регулирующих клапанах степень парциальности регулирующей ступени всегда меньше единицы. Регулирующая ступень конструктивно отделена объемной камерой от последующих нерегулируемых ступеней. Эта камера необходима для растекания пара в окружном направлении, чтобы обеспечить подвод его к первой нерегулируемой ступени по всей окружности без существенных аэродинамических потерь энергии. По условиям экономичной работы турбины с сопловым парораспределением при переменном расходе пара в регулирующей ступени необходимо срабатывать повышенный теплоперепад h

Регулирующие ступени выполняют как одновенечными, так и двухвенечными. Одновенечные активные регулирующие ступени обычно применяют для срабатывания сравнительно малых теплоперепадов -- до 80ч120 кДж/кг.

Двухвенечные ступени применяют для срабатывания сравнительно высоких теплоперепадов -- 100ч250 кДж/кг.

Теплоперепад и соответственно тип регулирующей ступени выбирают с учетом следующих особенностей влияния регулирующей ступени на конструкцию и экономичность турбины.

1. Применение двухвенечной регулирующей ступени и, следовательно, большого теплоперепада, но приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней и снижению стоимости изготовления турбины. Однако в этом случае снижается КПД турбины при мощности, близкой к номинальной, так как экономичность двухвенечной регулирующей ступени существенно ниже, чем экономичность заменяемых нерегулируемых ступеней. Следует, однако, заметить, что потери энергии регулирующей ступени за счет явления возврата теплоты частично используются в последующих нерегулируемых ступенях.

Поэтому при оценке снижения экономичности за счет регулирующей ступени необходимо учитывать явление возврата теплоты.

2. При большом теплоперепаде регулирующей ступени снижаются утечки пара через переднее концевое уплотнение, так как уменьшается давление в камере регулирующей ступени и, следовательно, перед передним концевым уплотнением. Этот эффект особенно заметен для турбин малой мощности, где относительная утечка велика.

3. Повышенный теплоперепад регулирующей ступени обеспечивает снижение температуры пара в камере регулирующей ступени и, следовательно, применение относительно дешевых низколегированных сталей для изготовления ротора и корпуса турбины.

В современных мощных турбинах в качестве регулирующей ступени применяют одновенечную ступень, так как преимущества повышенного теплоперепада по технико-экономическим расчетам не оправдываются.

В турбинах АЭС, работающих на насыщенном паре, лопатки регулирующей ступени часто аварийно разрушаются в связи с большими возмущающими усилиями при их вибрациях. Эти усилия обусловлены спецификой течения влажного пара в клапанах и соплах регулирующей ступени. Поэтому современные мощные турбины АЭС, работающие, как правило, при постоянной нагрузке, проектируют с дроссельным парораспределением. Двухвенечные ступени находят применение в качестве регулирующих ступеней в турбинах малой мощности, а также в турбинах с противодавлением и в турбинах с регулируемыми отборами пара.

Примерная расчетная схема регенеративного подогрева питательной воды



Процесс в h-s-диаграмме для ступени со степенью реактивности с>0

Процесс в h-s-диаграмме для ступени со степенью реактивности с = 0

Приложение 2

Пример расчета одновенечной ступени

Требуется рассчитать промежуточную ступень активного типа турбины по следующим данным: расход пара G = 147 кг/с; давление пара перед ступенью p0 = 6,27 МПа; температура пара перед ступенью t0 = 4710С; скорость пара на входе в ступень с0 = 58 м/с; давление пара за ступенью p2 = 5,5 МПа; частота вращения и = 50 с-1; средний диаметр d = 0,922 м; диаметр диафрагменного уплотнения dy = 0,40 м; зазор в диафрагменном уплотнении дy = 0,6 мм; эквивалентный зазор в уплотнении по бандажу дэ = 0,6.

Перечисленные исходные данные обычно известны при детальном расчете проточной части ступеней турбины. Результаты расчета представлены в табл. 3.2. Тепловой расчет ступени турбины сопровождается построением процесса в h-s-диаграмме (рис. 3.31) и вычерчиванием в масштабе треугольников скоростей (рис. 3.32).

При расчете ступени в соответствии с рекомендациями $2.4 степень реактивности принята равной 0,10. При определении выходной площади сопловой решетки предварительно принят коэффициент расхода = 0,97. После определения приближенного значения высоты сопловых лопаток = 47,5 мм и с учетом размера хорды соплового профиля = 80 мм произведено уточнение коэффициента расхода по данным рис.3.4. Затем уточнены выходная площадь сопловой решетки и высота ее лопаток.

Коэффициенты скорости и определены по обобщенным данным, представленным на рис. 2.36. Пере крыша при определении высоты рабочей лопатки принята Д = 3,5 мм.

Так как рассчитывается промежуточная ступень, принято, что энергия выходной скорости используется в по- следующей ступени, т.е. = 1,0. Коэффициент полезного действия определялся двумя способами - по формуле (2.48) с использованием проекций скоростей из треугольников и по формуле (2.49) с использованием вычисленных значений потерь энергии в сопловой и рабочей решетках. Значения КПД, полученные двумя способами, в пределах точности расчета совпадают.

Рис. 3.32 К примеру расчета одновенечной ступени: а- треугольники скоростей; б - проточная часть ступени

По значениям и из атласа профилей выбран сопловой профиль С-90-12А. По характеристикам решетки принят относительный шаг

= 0,788 и найдено число сопловых лопаток в решетке

По значениям , и из атласа профилей вы- бран профиль рабочей лопатки Р-30-21А.

По характериcтикам решетки принят относительный шаг = 0,622 и определено число лопаток в рабочей решетке

Следует заметить, что число сопловых лопаток выбирают четным, так как диафрагма, в которой располагаются сопла, состоит из двух половин.

(2.48)

= (2.49)

Таблица 3.2

Результаты расчета одновенечной ступени

Показатель	Формула или источник	Значение
Расход пара G, кг/с	Исходные данные	147,0
Средний диаметр d, м	то же	0,922
Частота вращения n, с-1	то же	50
Окружная скорость на среднем диаметре и, м/с		144,9
Давление пара перед ступенью р0, МПа	по графо-аналит. расчету (прилагаем)	6,27
Температура пара перед ступенью t0, 0С	по графо-аналит. расчету (прилагаем)	471
Энтальпия пара перед ступенью i0, кДж/кг	по графо-аналит. расчету (прилагаем)	3349
Удельный объем пара перед ступенью v0, м3/кг	по расчету (прилагаем)
Скорость пара на входе в ступень c0, м/с	Исходные данные	58
Давление торможения перед ступенью , МПа		6,30
Энтальпия пара перед ступенью по параметрам торможения, кДж/кг
Давление за ступенью р2, МПа	по графо-аналит. расчету (прилагаем)	5,50
Изознтропийный теплоперепад ступени по параметрам торможения, кДж/кг		42.48
Отношение скоростей и /сф	и /сф =	0,493
Степень реактивности	принимаем	0,10
Изоэнтроп. теплоперепад в сопловой решетке		38,23
Изоэнтроп. теплоперепад в рабочей решетке		4.25
Давление за сопловой решеткой р1, МПа	по графо-аналит. расчету (прилагаем)	5,58
Удельный объем пара за сопловой решеткой (теоретический) v1t, м3/кг	по графо-аналит. расчету (прилагаем)	0,0564
Удельный объем пара за рабочей решеткой (теоретический) v2t,м3 /кг	по графо-аналит. расчету (прилагаем)	0,0571
Теоретическая скорость пара на выходе из сопловых каналов м/сек	=	277
Выходная площадь сопловой решетки , (предварительная) при принятом коэффициенте расхода сопловой решетки = 0,97 м2	=	0,0308
Угол направления вектора скорости град	принимаем =	13
Высота сопловых лопаток (предварит.) м	=	47,5·10-3
Размер хорды профиля сопловой лопатки , м	по профилю С-90-12А	80·10-3
Коэффициент расхода сопловой решетки	По рис. 3.4	0,975
Выходная площадь сопловой решетки м2	=	0,0306
Высота сопловых лопаток м	=	47,2·10-3
Коэффициент скорости сопловой решетки	По рис. 2.36 =	0,965
Скорость выхода пара из сопел м/сек		267
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку м/сек		130
Угол направления вектора град		27040'
Теоретическая скорость выхода пара из рабочей решетки м/сек		159,5
Перекрыша - превышение l2 над l1	Принимаем Д =	3,5·10-3
Высота рабочих лопаток м		50,7·10-3
Размер хорды профиля рабочей лопатки м	по профилю Р-30-21А =	50·10-3
Коэффициент расхода рабочей решетки	По рис. 3.4 =	0,95
Выходная площадь рабочей решетки м2		0,0554
Угол направления вектора скорости град		21040'
Коэффициент скорости рабочей решетки	По рис. 2.36 =	0,942
Отностительная скорость выхода пара из рабочих каналов м/сек		150
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов м/сек		57
Угол направления вектора скорости с2 град		95053'
Скорость звука в выходном сечении сопел м/сек
Число по скорости	=	0,45
Скорость звука в выходном сечении рабочих каналов м/сек
Число по скорости		0,25
Потери в сопловой решетке кДж/кг		2,64
Потери в рабочей решетке кДж/кг		1,42
Энергия выходной скорости кДж/кг		1,63
Располагаемая энергия ступени кДж/кг		40,85
Относительный лопаточный к.п.д. по (2.48)		0,902
по (2.49)	=	0,901
Относительные потери от утечек через диафрагменные уплотнения		0,0098
Относительные потери от утечек через бандажные уплотнения		0,0235
Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени кДж/кг		1,35
Относительные потери от трения		0,015
Абсолютные потери от трения кДж/кг		1,35
Использованный теплоперепад ступени кДж/кг		34,83
Внутренний относительный к.п.д. ступени		0,855
Внутренняя мощность ступени кВт		5130
Окружное усилие на рабочие лопатки Н
Внутренняя мощность ступени кВт
Площадь, ометаемая рабочими лопатками м2
Осевое усилие на рабочие лопатки Н

Таблица 3.1

Геометрические характеристики профилей МЭИ

Тип профиля	б1э, в2э град	б0расч, в1расч град		(М1t)опт (М2t)опт	b1 см	f1, см2	Iмин, см4	Wмин, см3
С-90-09А	8-11	70-120	0,72-0,85	До 0,90	6,06	3,45	0,416	0,471
С-90-12А	10-14	70-120	0,72-0,87	До 0,85	5,25	4,09	0,591	0,575
С-90-15А	13-17	70-120	0,70-0,85	До 0,85	5,15	3,3	0,36	0,45
С-90-18А	16-20	70-120	0,70-0,80	До 0,85	4,71	2,72	0,243	0,333
С-90-22А	20-24	70-120	0,70-0,80	До 0,90	4,5	2,35	0,167	0,265
С-90-27А	24-30	70-120	0,65-0,75	До 0,90	4,5	2,03	0,116	0,195
С-90-ЗЗА	30-36	70-120	0,62-0,75	До 0,90	4,5	1,84	0,090	0,163
С-90-38А	35-42	70-120	0,60-0,73	До 0,90	4,5	1,75	0,081	0,141
С-55-15А	12-18	45-75	0,72-0,87	До 0,90	4,5	4,41	1,195	0,912
С-55-20А	17-23	45-75	0,70-0,85	До 0,90	4,15	2,15	0,273	0,275
С-45-25 А	21-28	35-65	0,60-0,75	До 0,90	4,58	3,30	0,703	0,536
С-60-30А	27-34	45-85	0,52-0,70	До 0,90	3,46	1,49	0,118	0,154
С-65-20А	17-23	45-85	0,60-0,70	До 0,90	4,5	2,26	0,338	0,348
С-70-25А	2.2-28	55-90	0,50-0,67	До 0,90	4,5	1,89	0,242	0,235
С-90-12Б	10-14	70-120	0,72-0,87	0,85-1,15	5,66	3,31	0,388	0,420
С-90-15Б	13-17	70-120	0,70-0,85	0,85-1,15	5,2	3,21	0,326	0,413
С-90-12Р	10-14	70-120	0,58-0,68	1,4-1,8	4,09	2,30	0,237	0,324
С-90-15Р	13-17	70-120	0,55-0,65	1,4--1,7	4,2	2,00	0,153	0,238
Р-23-14А	12-16	20-30	0,60-0,75	До 0,95	2,59	2,44	0,43	0,39
Р-26-17А	15-19	23-35	0,60-0,70	До 0,95	2,57	2,07	0,215	0,225
Р-30-21 А	19-24	25-40	0,58-0,68	До 0,90	2,56	1,85	0,205	0,234
Р-35-25А	22-28	30-50	0,55-0,65	До 0,85	2,54	1,62	0,131	0,168
Р-46-29А	25-32	44-60	0,45-0,58	До 0,85	2,56	1,22	0,071	0,112
Р-60-ЗЗА	30-36	47-65	0,43-0,55	До 0,85	2,56	1,02	0,044	0,079
Р-60-38А	35-42	55-75	0,41-0,51	До 0,85	2,61	0,76	0,018	0,035
Р-23-14Ак	12-16	20-30	0,60-0,75	До 0,95	2,59	2,35	0,387	0,331
Р-26-17Ак	15-19	23-45	0,60-0,70	До 0,95	2,57	1,81	0,152	0,1
Р-27-17Б	15-19	23-45	0,57-0,65	0,8-1,15	2,54	2,06	0,296	6,296
Р-27-17Бк	15-19	23-45	0,57-0,68	0.85-1,15	2,54	1,79	0,216	0,216
Р-30-21Б	19 --24	23--40	0,55-0,65	0,85-1,10	2,01		0,073	0,101
Р-35-25Б	22-28	30-50	0,55-0,65	0,85-1,10	2,52	1,51	0,126	0,159
Р-21-18Р	16-20	19-24	0,60-0,70	1,3-1,6	2,0	1,16	0,118	0,142
Р-25-22Р	20-24	23-27	0,54-0,67	1,35-1,6	2,0	0,99	0,084	0,100

Примечания. 1. В столбце для (М1t)опт, (М2t)опт указан диапазон чисел М на выходе решетки, для которого рассчитаны профили.

2. Здесь f1-- площадь сечения профиля; I -- момент инерции; W -- момент сопротивления.



Рис. 3.10 Характеристики соплового профиля С-90-12А



Рис. 3.11 Характеристики профиля для рабочих лопаток Р-30-21А

В табл. 3.1 приведены часто применяемые профили МЭИ и их геометрические характеристики; форма этих профилей представлена на рис. 3.9.

Обозначения типов профилей в этой таблице составлены следующим образом: первая буква С -- профиль для сопловых лопаток; Р -- профиль для рабочих (активных) лопаток; первые две цифры -- значение расчетного угла входа потока, а последние две цифры -- значение угла выхода потока из решетки (среднее значение диапазона углов выхода потока, для которых может применяться данный профиль). Последняя буква обозначает уровень скоростей, на который рассчитан профиль.

В атласах или нормалях приводятся характеристики профилей, по которым следует подбирать решетку при расчете турбинной ступени. На рис. 3.10 и 3.11 в качестве примеров приведены характеристики профилей С-90-12А и Р-30-21А. Здесь ж'-- потери энергии в решетке при фиксированных значениях М1t, M2t,, и k1, k2 и k3 - коэффициенты, характеризующие влияние М1t, M2t,, и на потери энергии.

Из расчета обычно известны б1, б0, l1 для сопловой решетки и в1, в2, l2 - для рабочей; кроме того, из условия обеспечения необходимой прочности выбирают значения хорды профиля b1 и b2. По этим данным в атласе подбирают профиль и его характеристики следующим образом:

1) по углам б1 = б1э, и б0 или в2 = в2э и в1 выбирают тип про- филя соответствующей решетки;

2) по зависимости k3 = f(), приведенной на рис. 3.10,e или 3.11,e, определяют оптимальный относительный шаг профилей в решетке;

3) по и б1э (в2э) из рис. 3.10, б или 3.11, б находят угол установки профиля в решетке бу или ву. Устанавливая один и тот же профиль под различными углами бу (ву), можно обеспечить углы выхода б1 (в2) с диапазоном отклонения от их номинальных значений +(1,0... 2,0)0.

По выбранным характеристикам решетки профилей вычерчиванием проверяют форму межлопаточного канала, в котором при дозвуковых скоростях должны отсутствовать диффузорные участки и, кроме того, участки большой кривизны на спинке профиля не должны располагаться в зоне косого среза решетки.

Для окончательного формирования решетки (круговой) необходимо определить число профилей в ней:

z = рde/t, (3.13)

где d - средний диаметр решетки (или ступени, если средние диаметры сопловой и рабочей решеток совпадают, что характерно для ступеней с относительно короткими лопатками); t = b -- шаг расположения профилей в решетке на среднем диаметре.

Значение z, полученное из (3.13), округляют до целого, а для решеток диафрагм, которые состоят из двух половин, z принимают четным, чтобы в каждой половине диафрагмы располагалось целое число сопл. В соответствии с принятым значением числа лопаток z корректируют шаг профилей в решетке:

t = рde/z

Коэффициент потерь энергии выбранного профиля находят по формуле

ж = k1k 2k3 ж' (3.14)

где коэффициенты k1, k 2, k3 определяют из графиков рис. 3.10, г-е или 3.11, г-е.

Если относительная толщина кромки лопатки отличается от приведенной в атласе профилей, вводят поправку к потерям энергии на отклонение выходной кромки. Кромочные потери энергии для решеток МЭИ группы А определяют следующим образом:

жкр = жкр0+ 0,088Д/

Здесь жкр0 - кромочные потери при нулевой тол- шине кромки, для профилей группы А жкр0 = 0 01.

Для введения поправки вычисляют коэффициент кромочных потерь энергии дважды -- для относи- тельной толщины кромки, приведенной в атласе, и для кромки, принятой для профиля рассчитываемой решетки. Затем к потерям энергии, подсчитанным по (3.14), добавляют разность подсчитанных кромочных потерь для указанных толщин кромок.

Размещено на Allbest.ru