Группы ступеней в многоступенчатой турбине. Ступень турбины регулирующая

Ступени современных конденсационных турбин можно разделить на следующие четыре группы:

а) регулирующая ступень, применяемая в турбинах с сопловым парораспределением;

б) ступени, работающие в области малых объемных рас ходов пара (в области повышенных давлений);

в) промежуточные ступени, в которых объемы пара до статочно велики;

г) ступени низкого давления, работающие под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.

В случае дроссельного парораспределения регулирующая ступень отсутствует. Что касается остальных групп, то приведенная разбивка является довольно условной. Тем не менее при расчетах и конструировании этих ступеней имеется ряд особенностей, которые оправдывают такую их классификацию.

Выбор типа регулирующей ступени (одновенечная ступень или двухвенечная ступень скорости) определяется величиной расчетного тенлоперенада при экономической мощности турбины. Теплоперепады до 80 -120 кДж/кг обычно перерабатываются одновенечной регулирующей ступенью. При больших теплоперепадах ставится двухвенечная ступень скорости. В свою очередь следует выбрать теплоперепад регулирующей ступени с учетом особенностей работы этой ступени при переменном режиме турбины (см. § 7.2 и 7.5). Однако основные соображения, которые следует иметь в виду при назначении расчетного теилоперепада, должны быть отмечены сейчас, поскольку от этого в большой степени зависит вся конструкция турбины.

Коэффициент полезного действия регулирующей ступени ниже КПД последующих ступеней, поэтому увеличение теплоперепада регулирующей ступени приводит к понижению КПД турбины при ее номинальной нагрузке. Правда, потери в регулирующей ступени частично возвращаются при последующем расширении пара, особенно в установках с промежуточным перегревом.

Если, например, допустить, что мощность регулирующей ступени составляет 0,1 мощности турбины, то при понижении КОД регулирующей ступени на 1% снижение КПД турбо-установки с промперегревом составит всего лишь около 0,06%.

Если допустить, что двухвенечная ступень скорости имеет КПД на 6% ниже, чем рассчитанные на тот же теплоперепад одновенечная регулирующая и две последующие нерегулируемые ступени, то общий КПД окажется ниже на 0,3-0,4%. В то же время ЧВД турбины при двухвенечной ступени, рассчитанной на большой теплоперепад, окажется проще и дешевле, главным образом, из-за снижения температуры и давления пара внутри турбины.

Кроме того, у турбин с малым объемным расходом пара заметное влияние на экономичность имеют утечки пара через переднее концевое уплотнение. Чем ниже давление в камере регулирующей ступени, тем меньше эти утечки. Поэтому для таких турбин увеличение теплоперепада регулирующей ступени может оказаться оправданным сокращением потерь от утечек через переднее концевое уплотнение. Наконец, в турбинах с малым объемным пропуском пара при понижении давления в камере регулирующей ступени легче обеспечить полный подвод пара в последующих ступенях при достаточной высоте сопловых и рабочих решеток.

современных турбин почти всегда выполняются за одно целое с валом. Максимальный диаметр регулирующей ступени, а следовательно, и располагаемый теплоперепад, который целесообразно выбрать для этой ступени, зависят от максимального диаметра поковки ротора. При значительных объемных пропусках пара, т. е. для турбин большой мощности, упрощение конструкции, достигаемое за счет увеличения теплоперепада на регулирующую ступень, не может быть оправдано, так как потери через переднее концевое уплотнение перестают играть существенную роль, а в последующих ступенях нетрудно обеспечить полный подвод пара при достаточных высотах сопловых и рабочих лопаток. Поэтому в турбинах большой мощности применяется одновенечная регулирующая ступень.

При дроссельном парораспределении регулирующая ступень отсутствует. Турбина большой мощности с большим пропуском пара при дроссельном парораспределении может иметь более высокий КПД при номинальной нагрузке, чем турбина с сопловым парораспределением. Однако это преимущество дроссельного парораспределения, которое имеет место только при полном открытии дроссельного клапана, для турбин ТЭС, работающих с неременной нагрузкой, обычно не оправдывается, так как при изменении мощности экономичность турбины с дроссельным парораспределением падает быстрее, чем экономичность турбины с сопловым парораспределением.

В последнее время выявилась тенденция к проектированию ряда мощных турбин с дроссельным парораспределением и регулированием мощности котлом, когда давление на входе в турбину меняется при неизменном положении открытых регулирующих клапанов турбины - гак называемое регулирование скользящим давлением (см. § 8.7). Для турбин очень большой мощности, кроме того, возникают трудности с обеспечением надежности лопаток регулирующей ступени, присущей сопловому парораспределению. Эти трудности характерны и для турбин насыщенного пара АЭС. Последние, как правило (кроме энергосистем с превалирующей долей ядерной энергетики), будут работать в базовом режиме, т. е. при нагрузке, близкой к номинальной. Поэтому турбины атомных электростанций проектируются с дроссельным парораспределением.

В первых нерегулируемых ступенях основной задачей является обеспечение достаточной высоты сопловых и рабочих решеток. Если воспользоваться формулами (3.35) и (3.37) и заменить в них абсолютную скорость пара

то произведение степени парциалыюсти на высоту сопловой решетки запишется так:

То, выразив окружную скорость и через диаметр и частоту вращения, получим формулу

Последнее, однако, связано с уменьшением перерабатываемого ступенью теплоперепада, что приводит к увеличению числа ступеней и к усложнению конструкции турбины. Поэтому в турбинах малой мощности иногда оказывается необходимым все же выполнять парциальный подвод пара и в первых нерегулируемых ступенях. Очевидно, что такое решение возможно лишь в турбинах активной конструкции.

Как было отмечено выше, значительное число ступеней приводит к необходимости выполнять турбину двух- или многоцилиндровой, что вызывает ее усложнение, удорожание и для турбин средней и малой мощности не может быть признано целесообразным; кроме того, при увеличении числа цилиндров возрастают механические потери в подшипниках, а также возникает дополнительная потеря давления в паропе-репускных трубах.

В турбинах с дисковой конструкцией ротора, как правило, вал получается гибким, причем допустимая критическая частота ротора не должна быть ниже 0,55-0,6 рабочей. При соблюдении этого условия в одноцилиндровой турбине с дисковой конструкцией ротора удается расположить до 15-20 ступеней.

Перестают зависеть от высоты решеток.

Также еще незначительна, что упрощает их

проектирование.

Для влажнопаровых турбин АЭС проектирование первых и промежуточных ступеней должно проводиться с учетом работы большинства этих ступеней влажным паром (см. § 4.4, 5.2, 10.3).

рабочие лопатки часто выполняют переменного профиля по высоте.

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования турбины применяются только нерегулируемые ступени.

Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара 0,8...0,96 и изменяется в процессе эксплуатации. Вследствие этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени при работе турбины может изменяться, регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, не регулируется при изменении нагрузки турбины.

В качестве регулирующей ступени паровых турбин в зависимости от ряда факторов может применяться одновенечная ступень давления (ступень Рато) или двухвенечная ступень скорости (ступень Кертиса). Из теории турбомашин известно, что зависимости относительного внутреннего КПД - от характеристического отношения скоростей

х = u/c 0 этих ступеней имеют одинаковый характер (здесь u - окружная скорость на среднем диаметре ступени; c 0 - условная изоэнтропийная скорость). Однако они значительно различаются максимальными КПД и оптимальных отношений скоростей.

Вследствие дополнительных потерь во второй паре лопаточных решеток двухвенечной ступени . Тем не менее, на режимах работы с малыми отношениями х в диапазоне от х=0 до х=х в КПД двухвенечной ступени выше, чем одновенечной (рис.1, при . КПД ступеней скорости и давления равны).

Оптимальное отношение скоростей ступени определяется выражением

, (13)

где - коэффициент скорости соплового аппарата, - угол выхода потока из соплового аппарата, п - число венцов рабочих лопаток, - степень реактивности ступени.

Для двухвенечной ступени меньше, чем для одновенечной . Это означает, что при максимальных КПД и одинаковой окружной скорости на среднем диаметре и в ступени Кертиса сработается больше перепад энтальпий, чем в ступени Рато. Кроме того, КПД ступени скорости при переменных режимах работы изменяется меньше, чем КПД ступени давления, если .

При заданных начальных давлении и температуре Т о и конеч качестве регулирующей ступени в турбинах малой и средней мощности ступень Кертиса, в турбинах большой мощности- ступень Рато. В основе этой рекомендации лежат следующие соображения. Так как в ступени скорости срабатывается больше перепад энтальпий, чем в ступени давления, то в камере регулирующей ступени скорости (в камере, в которой вращается рабочее колесо регулирующей ступени) установятся ниже давление, плотность и температура пара. В связи с этим:

1. На нерегулируемые ступени останется меньше перепад энтальпий, для срабатывания которого потребуется меньшее число нерегулируемых ступеней.

2. Пониженное давление пара в камере регулирующей ступени способствует уменьшению утечки пара через переднее концевое уплотнение турбины и повышает КПД турбины.

3. Пониженная плотность пара в камере регулирующей ступени, перед первой нерегулируемой ступенью, позволяет выполнить даже первые нерегулируемые ступени с направляющими и рабочими лопатками приемлемой длины при полном впуске пара и тем самым уменьшить потери от конечной длины лопаток, а при парциальном подводе обеспечить повышенный КПД путем выбора варианта ступени с минимальными суммарными потерями от конечной длины лопаток и от парциальности.

4. Пониженные давление и температура пара в камере регулирующей ступени снижают рабочие напряжения и, следовательно, допускают применение более дешевых материалов для деталей, расположенных в окрестности камеры регулирующей ступени (так, для корпуса турбины- чугун вместо стали или нелегированные стали вместо легированных).

Таким образом, применение двухвенечной ступени скорости в качестве регу­лирующей в проточной части турбин малой и средней мощности позволяет создать турбину более простой конструкции, достаточно надежную, сравнительно дешевую, с малыми габаритами и вполне экономичную в широком диапазоне режимов работы. Отметим, что указанные преимущества использования ступени скорости при сопловом регулировании проявляются тем больше, чем выше начальные параметры пара.

В турбинах большой мощности эти достоинства регулирующей двухвенечной ступени становятся менее значительными, в них оказываются более рациональными регулирующие одновенечные ступени давления.

Конструкция регулирующей ступени должна быть тем проще, чем меньше мощность турбины.

где D ут - часовой расход пара через переднее концевое уплотнение, причем

D ут = 3600∙G ут

2. Изоэнтропийным теплоперепадом h 0 , перерабатываемым на ре­гулирующей ступени, задаёмся, руководствуясь следующими сооб­ражениями. Высокое значение теплоперепада приводит к упрощению конструкции турбины, т. е. к уменьшению числа ступеней и удешев­лению турбины; но при этом снижается к. п. д. Выбор малого теплоперепада приводит к увеличению числа ступеней, т. е. удорожает турбину, но к. п. д. повышается.

В отечественных турбинах малой и средней мощности h 0 выбирают в пределах

210 - 290 кДж/кг (50-70 ккал/кг).

Для вновь проектируемых мощных турбин принимают h 0 = 85¸105 кДж/кг (20-25 ккал/кг).

Выбор относительно большого теплоперепада (h 0 = 210¸290 кДж/кг) в турбинах малой и средней мощности вызван тем, что:

а) большое влияние на к. п. д. турбины оказывает утечка пара через переднее концевое уплотнение, а чем ниже давление пара в ка­мере регулирующей ступени, тем меньше утечка;

б) при пониженном давлении в камере регулирующей ступени с большей степенью парциальности можно выполнить последующие сту­пени при достаточно высоких соплах и лопатках, что приведет к сни­жению потерь на вентиляцию.

Выбор относительно малого теплоперепада (h 0 = 85¸105 кДж/кг)

турбинах большой мощности объясняется тем, что при больших объемных расходах пара через турбину утечка через переднее концевое уплотнение незначительна и мало влияет на к. п. д. турбины, а последующие ступени давления всегда можно осуществить с полным впуском пара при достаточно высоких соплах и рабочих лопатках. Выбираем

3. В качестве регулирующей ступени для многоступенчатых тур­бин применяют как одновенечный диск Рато, так и двухвенечный диск Кертиса. Первый используется при переработке небольших теплоперепадов на регулирующей ступени и обладает относительно высоким; к. п. д. при работе турбины в расчетном режиме. Второй применяется: при переработке больших теплоперепадов и характеризуется более постоянным к. п. д. при различных режимах работы турбины. Последнее обстоятельство объясняется тем, что при эксплуатации турбины отклонение от расчетного режима в диске Кертиса меньше сказывается на изменении отношения u/c 1 , чем в диске Рато.

4. Для уменьшения подсоса пара и увеличения к. п. д. регулирую­щей ступени на рабочих и направляющих лопатках диска Кертиса вводят реактивность, что целесообразно при полном впуске пара. При парциальном впуске пара и малой высоте лопаток введение реак­тивности не всегда полезно, так как при этом могут возрасти потери анергии от утечки пара через зазор между лопатками и корпусом тур­бины, что вызовет понижение к. п. д. турбины. При малом расходе, высоких и средних начальных параметрах принимают, что степень реакции ρ к = 0.

5. Теоретическую скорость истечения пара из сопла для диска Кертиса рассчитываем по формулам:

в которой z с - коэффициент потери энергии в сопловой решетке.

При известных режимных и геометрических параметрах сопла коэффициент z с находят из книги Дейча М. Е. и др. «Атлас профилей решеток осевых тур­бин» (М., «Машиностроение», 1965). Если же атласа нет или необхо­димые для расчета данные в нем отсутствуют, то скоростной коэффи­циент j выбирают в зависимости от степени обработки поверхностей сопла:

при грубо отлитых соплах j = 0,93 ¸ 0,94;

при тщательно отлитых и об­работанных соплах j = 0,95 ¸ 0,96;

при тщательно фрезерованных соплах j = 0,96 ¸ 0,97.

7. Чтобы найти оптимальное значение отношения окружной ско­рости u к действительной скорости истечения пара из сопла с 1 , задаёмся рядом отношений u/c 1: для двухвенечного диска Кертиса эти отношения берут в пределах 0,20¸0,26 для чисто активных ступеней и 0,23¸0,32 для ступеней с небольшой степенью реакции; для одновенечных дисков с небольшой степенью реакции - в пределах 0,42¸0,58.

Задаёмся рядом отношений u/c 1 для ступеней с небольшой степенью реакции:. Пример расчёта проведём для u/c 1 .

8. Задаёмся углами наклона сопел a 1:

для одновенечных ступеней в пределах 11-16°;

для двухвенечных » » » 16-22°;

для трехвенечных » » » 20-24°.

Задаём угол наклона сопел для двухвенечных ступеней

9. По выбранным отношениям u/c 1 строим треугольники скоростей для диска Кертиса. Из точки 0 под углом a 1 + w (w - угол отклонения струи пара косым срезом) к оси 0u откладываем вектор c 1 .

Найдём угол отклонения струи пара косым срезом w из соотношения:

P K = 0,546∙P 0 ;

Перепад критический действительный. По i-S диаграмме:

Из конца вектора c 1 в сторону, противоположную направлению оси 0u, откладываем вектор окружной скорости u = (u/c 1)∙c 1 = 176,78 м/с.

Соединив начало вектора u с точкой 0, получаем вектор относительной скорости пара на входе первого ряда рабочих лопаток w 1 м/с, и входной угол b 1

Чтобы построить выходной треугольник скоростей для первого ряда рабочих лопаток (он же-входной треугольник для направляющих лопаток), определяем выходной угол b 2 и относительную скорость на выходе первого ряда рабочих лопаток w 2:

b 2 = 0 ; w 2 = y∙w 1 ,

где y - скоростной коэффициент на рабочих лопатках. Коэффициент y рассчитывают по формуле ,

в которой z л - коэффициент потерь энергии в рабочей решетке. При известных режимных и геометрических параметрах лопаток коэффициент z л находят из атласа Дейча М. Е. Если же атласа нет или необходимые для расчета данные в нем отсутствуют, то скоростной коэффициент y определяют из графика для определения скоростного коэффициента y в зависимости от угла поворота струи, который используют при относительной скорости пара около 500 м/с как для активных (y акт), так и для реактивных (y реакт) ступеней. При других скоростях найденное значение нужно умножить на коэффициент k, определяемый из графика для определения поправочного коэффициента, учитывающего скорость пара.

Отложив вектор w 2 из точки 0 под углом b 2 к оси 0u, из конца этого вектора в направлении, противоположном направлению оси 0u, откладываем вектор u. Соединив точку 0 с началом вектора u, получаем вектор с 2 - абсолютную скорость пара на выходе из первого ряда рабочих лопаток, направленную под углом a 2 к оси 0u. с 2 м/с. Скорость с 2 является одновременно абсолютной скоростью пара на входе направляющих лопаток.

Абсолютную скорость пара на выходе из направляющих лопаток с учетом степени реакции r н рассчитываем по формулам: в единицах СИ

a" 1 = °

Величину скоростного коэффициента пара на направляющих лопатках y н находим с помощью графиков, полагая y н = f∙(a 2 + a" 1). y н

Относительную скорость пара на входе второго ряда рабочих лопаток w" 1 определяем путем построения треугольника скоростей. Для этого из точки 0 проводим вектор скорости c 1 под углом a" 1 к оси 0u. Из конца этого вектора в направлении, противоположном направлению оси 0u, откладываем вектор u. Соединив точку 0 с началом вектора u, получаем вектор w" 1 =180 м/с, направленный под углом b" 1 = 78,5˚к оси 0u. Чтобы построить выходной треугольник скоростей, определяем относительную скорость на выходе второго ряда рабочих лопаток w" 2 . В единицах СИ:

Здесь r р - степень реакции на втором ряду рабочих лопаток;

h 0 - теплоперепад, приходящийся на регулирующую ступень турбины y р - скоростной коэффициент на рабочих лопатках, определяемый из графиков, причем

y р = f (b" 1 + b" 2), ,

а угол b" 2 = °

Из точки 0 под углом b" 2 откладываем вектор w" 2 . Из конца этого вектора в направлении, противоположном оси 0u, откладываем век­тор u. Соединив начало вектора u с точкой 0, получаем вектор с" 2 - абсолютную скорость пара на выходе из второго ряда рабочих лопаток, направленную под углом a" 2 к оси 0u.. Затем проектируем абсолютные скорости на ось 0u. Аналогично строим треугольники скоростей для остальных выбранных отношений u/c 1 . При этом угол a 1 , для всех отношений u/c 1 остается неизменным.

10. Результаты построения треугольников скоростей, значения относительного к. п. д. на лопатках h o .л; высоту сопел l; степень парциальности e; среднюю арифметическую высоту рабочих лопаток 1 1 cp , потери на трение и вентиляцию N" т.в; поправку x т.в, а также внутренний относительный к. п. д. ступени h oi ; для всех выбранных отношений u/c 1 записываем в таблицу 1.

11. На основании таблицы 1 строим кривую зависимости h o .л = f(u/c 1).

Для определения оптимального отношения u/c 1 нужно установить зависимость h oi = f(u/c 1). Для этого необходимо учесть потери на трение и вентиляцию, поскольку потери через внутренние уплотнения не зависят от u/c 1 .

12. Потери на трение и вентиляцию определяем по формуле Стодола, которую Бауэр для дисков Кертиса представил в следующем виде:

Здесь l - коэффициент, принимающий значения:

1 - для высоко перегретого пара,

1,1-1,2 - для перегретого пара,

1,3 -для насыщенного пара;

принимаем l;

d - диаметр ступени, м;

z - число венцов;

Средняя высота рабочих лопаток:

g=1/u кг/м 3 - удельный вес пара, в среде которого вращается диск.

Степень парциальности:

где m 1 - коэффициент расхода, определяемый из графика для определения коэффициента расхода для сопловых и рабочих решеток высота рабочих лопаток (1, рис 12);

G 0 кг/с - секундный расход пара;

u 1 = м 3 /кг - удельный объем пара в выходном сечении сопла;

l=см - высота сопел (выбираемая величина, которая должна быть больше 10 мм).

Потери на трение и вентиляцию для 1 кг пара, прошедшего через регулирующую ступень, определяем по формулам: в единицах СИ

Коэффициент, учитывающий эти потери, рассчитываем по формуле:

а внутренний относительный к. п. д. регулирующей ступени - по формуле:

Определив значения x т.в для выбранных отношений u/c 1 , заносим их в табл. 1 и строят кривую зависимость x т.в = f(u/c 1).

Вычтя на графике зависимости коэффициентов h о.л, h 0 i и поправки x т.в от отношения u/c 1 из ординат кривой h о.л = f(u/c 1) орди­наты кривой x т.в = f(u/c 1), получают кривую зависимости h 0 i = f(u/c 1). По этой кривой находим наивыгоднейшее (оптимальное) значение отношения u/c 1 , соответствующее максимальному значению h 0 i . Наивыгоднейшее отношение в нашем случае u/c 1 = 0,27.

13. По наивыгоднейшему отношению u/c 1 производим окончательный расчет, занося все данные в таблицу 1.

14. Пользуясь данными, полученными для наивыгоднейшего от­ношения u/c 1 , переходим к определению основных размеров проточной части регулирующей ступени. Для этого строим вначале тепловой про­цесс на диаграмме i-s, вычислив предварительно потери энергии в ступени.

С учетом реакции потери определяем по формулам:

потери в соплах

потери в первом ряду рабочих лопаток

потери в направляющих лопатках

потери во втором ряду рабочих лопаток

потери на выходе регулирующей ступени

Относительный к. п. д. на лопатках рассчитываем по формуле:

Отложив на диаграмме i-s последовательно от точки a 1 t значения всех потерь, строим тепловой процесс. Точка а 1 определяет состояние пара на выходе из сопла, линия А" 0 а 1 характеризует процесс расширения пара в сопле, а точка f 1 - состояние пара на выходе из регулирующей ступени.

15. На основании проведенных расчетов и полученных данных, занесенных в таблицу 1 для наивыгоднейшего отношения u/c 1 , а также на основании построенного теплового процесса на диаграмме i-s, определяем основные размеры проточной части регулирующей ступени. В первую очередь выби­раем тип сопла.

Если отношение (p 1 / p" 0) ³ n k ,то применяют суживающиеся сопла; если

(p 1 / p" 0) < n k , берут расширяющиеся сопла при условии, что косой срез не обеспечивает расширения пара до давления р 1 (в противном случае также применяют суживающиеся сопла). Для перегретого пара n k = 0,546. (p 1 / p" 0)

Суммарную площадь сопел в узком сечении определяем по формулам:

в единицах СИ

Здесь G кг/с - секундный расход пара;

p" 0 бар -давление пара перед соплом;

u" 0 м 3 /кг - удельный объем пара перед соплом.

Суммарное выходное сечение сопел находим из уравнения нераз­рывности струи:

где u 1 =м 3 /кг - удельный объем пара на выходе из сопла в точке а 1 на диа­грамме

Высоту рабочих лопаток первого ряда на входе l" 1 берём на 2 мм больше высоты сопла, т. е.

l" 1 = (l + 2 мм,

где l - высота сопла.

Высоту рабочих лопаток первого ряда на выходе определяем по формуле:

где c 1 a и c 2 a - проекции векторов абсолютных скоростей с 1 и с 2 на осевое направление, полученные из треугольников скоростей, построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1 ,

u 1 и u 2 - удельные объемы пара в точках а 1 и b 1 , взятые из диаграммы i-s,

Высоту направляющих лопаток на входе берём на 2 мм больше высоты рабочих лопаток на выходе: l" н = (l 1 + 2) мм.

Высоту направляющих лопаток на выходе определяем по формуле:

где c" 1 a - проекция вектора скорости c" 1 на осевое направление, полученная из построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1 треугольников скоростей,

u" 1 - удельный объем пара в точке с 1 , взятый из диаграммы i-s, u" 1 = 0,0795 м 3 /кг.

Высоту рабочих лопаток на входе второго ряда l" 2 берём на 3 мм больше высоты направляющих лопаток на выходе: l" 2 = (l н + 3) мм.

а высоту рабочих лопаток на выходе определяем по формуле:

где c" 2 a м/с - проекция вектора скорости c" 2 на осевое направление, полученная из треугольников скоростей, построенных для наивыгоднейшего отношения u/c 1

u" 2 - удельный объем пара в точке d 1 , взятый из диаграммы i-s,

u" 2 = 0,07951 м 3 /кг.

Профиль получается неконструктивным в том смысле, что выходные кромки лопаток чрезмерно увеличены вследствие малых значений c" 2 a . Это может привести к тому, что струя пара перестанет заполнять «живое» сечение каналов рабочих лопаток, образуются завихрения и увеличатся потери. Для предупреждения завихрений необходимо, чтобы угол g не превышал 15-20°. Добиться этого можно путем выбора определенной ширины рабочих лопаток B 2 .

Мощность, развиваемую регулирующей ступенью турбины, рассчитывают по формулам:

в единицах СИ

h 0 - изоэнтропийный теплоперепад, приходящийся на регулирующую ступень;

0 i - внутренний относительный к. п. д. регулирующей сту­пени.

В качестве регулирующей степени в современных паровых турбинах с сопловым (количественным) парораспределением применяют двух или трехвенечные ступени скорости или одновенечную степень давления.

Двухвенечная ступень представляет собой 2 ряда рабочих лопаток, которые размещены на одном рабочем колесе. Сопла же размещены только перед первым рядом рабочих лопаток, а между первым и вторым рядом рабочих лопаток размещаются направляющие лопатки, служащие только для изменения направления движения потока.

Применение одновенечной или двухвенечной регулирующей ступени обуславливаются экономическими и конструктивными соображениями.

Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД чем двухвенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее изменяет более резко. Двухвенечная регулирующая ступень скорости на расчетном режиме имеет более низкий КПД, чем одновенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее более устойчив. Двухвенечная ступень перерабатывает значительно большие теплоперепады, чем одновенечная, что приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней, уменьшение длины и упрощение конструкции турбины в целом, позволяет уменьшить утечки пара через переднее концевое уплотнение.

С другой стороны, большой тепловой перепад, приходящийся на 2 - венечную ступень, приводит к снижению КПД всей турбины, так КПД регулирующей ступени ниже, чем регулируемых ступеней давления. Выбор типа регулирующей ступени во многом зависит от объемного расхода пара на турбину.

Применение турбин только с многовенечными ступенями скорости оправданно при необходимости использования больших перепадов тепла при минимальном числе ступеней (это приводы вспомогательных механизмов, резервных, когда вопросы минимальной стоимости, компактности и простоты конструкции являются более важными, чем повышение КПД - это, например, механизмы периодического действия).

Регулирующая ступень, как правило, выполняется по активному принципу, позволяет осуществлять в них парциальный подвод пара, что позволяет, в свою очередь осуществлять сопловое парораспределение, дающее во всех условиях лучшие эксплуатационные показатели, чем другие типы парораспределения.

Определение среднего диаметра регулирующей ступени

Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада и отношением. Отношение окружной скорости U к фиктивной (установленной) изоэнтропной скорости, вычисляемой по располагаемому теплоперепаду на всю ступень, можно определить по графику .

Фиктивная изоэнтропная скорость пара подсчитывается по располагаемому теплоперепаду ступени:

Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени:

Средний диаметр ступени:

где n - число оборотов ротора турбины, n=3000 об/мин;

Расчет сопловой решетки

Определение типа сопловой решетки

1. Располагаемый тепловой перепад сопловой решетки:

где - располагаемый тепловой перепад регулирующей ступени, кДж/кг;

степень реакции ступени, для одновенечной ступени: % = 0,1

2. Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении:

3. Число Маха для теоретического процесса в соплах:

где а 1t - скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном истечении

где К - показатель изоэнтропы, К=1,3 для перегретого пара;

давление пара за соплами (рис 1), Па;

теоретический удельный объём пара за соплами (рис 1), м 3 /кг.

Число Маха, подсчитанное по формуле, может быть проверено по графику рис. 2.4 , где оно дано в функции относительного конечного давления за соплами:

4. Форма профиля канала в первую очередь определяется безразмерной скоростью потока М1t (число Маха). По величине М1t выбирается тип решетки. М1tприменяются профили решеток с суживающимися каналами.

Расчет суживающихся сопл

1. Определяем выходное сечение суживающихся сопл:

G ут - количество пара, утекающее через переднее концевое уплотнение турбины, кг/с;

теоретический удельный объём пара за соплами, м 3 /кг;

Коэффициент расхода сопловой решетки, принимается равным 0,97 (для пара практически с любым перегревом);

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с.

2. Произведение степени парциальности ступени на высоту сопловой решетки:

где - степень парциальности ступени, представляет собой долю рабочих лопаток от общего числа, которые в данный момент времени находятся против сопл подачи пара на рабочее колесо;

l 1 - высота сопловой решетки, мм;

d pc - средний диаметр регулирующей ступени, м;

Выходной угол сопл выбирается из таблицы 2.1 .

3. Оптимальная степень парциальности для одновенечной ступени:

Значение должно подставляться в сантиметрах.

4. Высота сопловой решетки:

5. Потери тепла в соплах:

где - располагаемый тепловой перепад сопловой решетки, кДж/кг;

Скоростной коэффициент сопловой решетки, принимается в зависимости от l 1 (рис 2.5) , =0,962.

6. Тип профиля сопловой решетки выбирается по известным М1t=0,647 и =14о из приложения 2 .

Тип профиля сопловой решетки: С-90-15А

7. По характеристике выбранной решетки принимается относительный шаг tопт:

Шаг решетки:

где t опт - оптимальный относительный шаг (приложение 2 ), t опт =0,80;

b - хорда профиля (приложение 2 ), b=5,15 см = 51,5 мм;

8. Выходная ширина канала сопловой решетки:

9. Число сопел:

Расчет одновенечной регулирующей ступени

1. Степень реакции, принятую ранее (2.2), следует распределить по венцам:

где степень реакции первого венца рабочих лопаток;

2. Тепловой перепад, используемый в соплах (), откладывается от точки.

Тепловой перепад, используемый на лопатках:

откладывается согласно распределению степени реакции по лопаточному аппарату ступени, для построения процесса расширения пара в диаграмме через концы отрезков проводятся изобары.

Построение треугольников скоростей и определение всех их элементов дает возможность выбрать типы профилей лопаточных решеток, определить потери в лопаточном аппарате, относительный лопаточный КПД, шаг и количество лопаток.

3. Выходной треугольник скоростей первого венца строится по углу, скоростям С1 и U в масштабе 1 мм. - 5 м/с.

где - берем из таблицы 2;

U - окружная скорость вращения диска;

С 1 - абсолютная скорость пара на выходе из сопловой решетки:

Коэффициент скорости сопловой решетки, =, принимаем равным 0,95;

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с;

4. Графически из входного треугольника скоростей определяем величину относительной скорости на входе в рабочую решетку первого венца и угол (рис 3) и проверяем по формулам:

5. Для выходного треугольника скоростей определяем угол на выходе из рабочей решетки первого венца:

6. Выходная высота рабочей решетки равна входной высоте:

Выходная площадь рабочей решетки:

где G - расход пара на турбину, кг/с;

V 2t - удельный объём пара за рабочей решеткой первого венца, определяется в результате построение процесса расширения пара в is-диаграмме, которое производится следующим образом. От конца теплового перепада в соплах вверх откладывается величина потерь в соплах (отрезок ав), через точку «в» проводится линия энтальпии - константа до пересечения с изобарой (точка с). Располагаемый перепад на рабочей решетке первого венца будет равен отрезку сd. Значение V 2t берется по изохоре в точке d.

V 2t =0,052 м 3 /кг;

Коэффициент направляющей решетки, определяется по (рис 2.6) в зависимости от степени реакции и состояния пара, =0,942;

Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки первого венца:

Действительная относительная скорость на выходе из рабочей решетки первого венца:

где - скоростной коэффициент, определяется в зависимости от l 2 величины углов и по графику (рис 2.9) , =0,873.

По определенным и строится входной треугольник скоростей.

Из выходного треугольника скорости определяется абсолютная скорость выхода пара С 2 и угол выхода потока в абсолютном движении графически проверяются по формулам:

7. Определяем потери тепла в рабочей решетке первого венца:

8. Определяем потери тепла с выходной скоростью:

9. Выбор профилей лопаточных решеток производится по известным углам и, и числом Маха. Типовые ступени скорости приведены в приложении.

где - скорость звука в изоэнтропном процессе на выходе из решеток первого венца:

где К =1,3 (для перегретого пара);

Па, (рис 2);

м 3 /кг, (рис 2).

10. По относительным шагам решеток определяются шаги t:

• а) сопловой решетки: мм, профиль С-90-15А
• б) рабочей решетки первого венца: мм, профиль Р-26-17А

b c , - хорды выбранного профиля соответствующей решетки.

11. Количество лопаток для любой решетки:

Полученные значения округляем до ближайшего целого числа.

• 12. Относительный лопаточный КПД ступени:
  • а) по потерям энергии в проточной части:

б) по проекциям скоростей:

Тепловой расчет ступени выполнен правильно, т.к. величины КПД, вычисленные по данным формулам, должны иметь расхождения не более 1 - 2 % (0,01-0,02).

13. Определяем потери тепла на трение и вентиляцию:

где N ТВ - мощность, затраченная на трение и вентиляцию, кВт.

Коэффициент, зависящий от состояния пара для насыщенного и влажного пара; для перегретого пара;

V cp = V 2t =0,052 м 3 /кг - удельный объём пара на выходе из сопла;

Опт - степень парциальности при впуске пара;

G - расход пара на турбину.

В is-диаграмме, откладывая потери тепла на трение и вентиляцию, и потери с выходной скоростью находим использованный теплоперепад на регулирующую ступень. На рис. 2 равны отрезку zк, - отрезку уz. Точка «О» - точка конца процесса в ступени.

Расчет одновенечной ступени сводится в таблицу 2.

Таблица 2. Сводная таблица расчета одновенечной ступени скорости

Расчётный режим работы турбины – один из основных факторов, определяющих размеры проточной части турбины и характеризующийся максимальным к.п.д. преобразования энергии. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ, то есть такой режим, при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.

На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме, которая называется расчетной или экономической, принимается равной:

N э = (0,8…0,9) N ном;

N э =0,86*30000=25800 кВт.

2.2 Частота вращения ротора турбины

Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n=3000 об/мин; (n c =50 с-1).

Роторы турбины и генератора мощностью Nном>4 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую частоту вращения, что и ротор генератора.

2.3 Способ регулирования

В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных начальных и конечных параметрах пара или при изменяющемся начальном давлении пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом, чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.

Выбираем сопловое регулирование, так как весь поток пара отдельными частями протекает через последовательно включаемые регулирующие клапаны, каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел; применяется в турбинах, проектируемых для работы с большими колебаниями нагрузки: при малых расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании.

2.4 Регулирующая ступень

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую, регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени

Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара   0,8…0,96 и изменяются в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не регулируется при изменении нагрузки турбины.

2.5 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости

Применяем для нашей турбины КС-Б(№113),которая имеет проточную часть более сложной конструкции, чем группа КС-А: периферийные и корневые обводы проточной части выполняются коническими, осевые и радиальные зазоры между ротором и статором снабжены развитой системой осевых и радиальных уплотнений. В силу этого двухвенечные ступени КС-Б обладают более высокой экономичностью, при том незначительно изменяющуюся при переменных режимах работы, но они менее технологичные и более дорогие. Поэтому применение их предпочтительно для турбин мощностью свыше 12000 кВт. Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС – Б представлены в табл. 1.

Таблица 1

Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС – Б.