Построение предполагаемого процесса паровой турбины

в h, s - диаграмме

 

Для определения расхода пара на турбину, мощности турбины, а также определения необходимого числа ступеней необходимо знать основные точки процесса расширения пара в турбине, которые в свою очередь определяют вид процесса расширения, изображенного

в h, s – диаграмме.

1.2.1. По заданным величинам , по таблицам свойств водяного пара определяем значение энтальпии “свежего” пара:

 

кДж/кг,

м³/кг.

 

После определения необходимых величин для нахождения располагаемого теплоперепада на турбину, последний можно определить по следующей теоретически полученной формуле:

 

кДж/кг.

 

1.2.2. В силу того, что стопорный, регулирующий клапана, а также выхлопной патрубок имеют некоторое гидравлическое сопротивление, пар преодолевая их, затрачивает некоторое количество своей энергии, поэтому располагаемый теплоперепад проточной части будет несколько меньше располагаемого теплоперепада всей турбины. Приняв потери давления в клапанах 5%, давление пара перед соплами регулирующей ступени определится по следующему уравнению:

 

МПа.

 

Потери давления в выхлопном патрубке приводят к тому, что давление за последней ступенью будет больше заданного давления за турбиной. Давление пара за последней ступенью рекомендуется определять по следующей формуле:

 

,

 

где - коэффициент потерь в патрубке, который зависит от конструкции выхлопного патрубка; для данного типа противодавленческой турбины можно принять равным ;

– скорость пара в выхлопном патрубке, при ее назначении нужно учесть, что увеличение скорости приводит к уменьшению габаритных размеров выхлопного патрубка. Но при этом возникают большие потери при прохождении патрубка, поэтому примем равной 50 м/с.

 

С учетом всего вышесказанного давление пара за последней ступенью турбины будет равно:

МПа.

 

Учитывая, что удельный объем пара перед соплами регулирующей ступени:

 

м³/кг,

 

то с учетом указанных потерь располагаемый теплоперепад ступеней будет равен:

 

кДж/кг.

1.2.3. При изоэнтропийном процессе расширения в турбине энтальпия пара при давлении, равном давлению на выходе из турбины (в точке K_t) и энтальпия при давлении, равном давлению за последней ступенью (в точке K¢_t), определятся соответственно:

 

 

1.2.4. Вследствие несовершенства проточной части паровой турбины, а также тепловых потерь использованный теплоперепад турбины будет меньше его располагаемого теплоперепада. Приняв относительный внутренний КПД турбины в первом приближении равным , действительный теплоперепад найдется по следующей формуле:

 

кДж/кг.

 

Для обеспечения необходимой электрической мощности, при фиксированных начальных и конечных параметрах, через турбину необходимо пропустить определенное количество пара, расход которого можно определить по следующей формуле:

 

 

где – механический КПД, учитывающий механические потери в турбине, в первую очередь к ним относятся потери на трение в подшипниках, величина его может быть принята равной 0,990; – КПД электрического генератора, который примем равным 0,985.

С учетом всего вышесказанного расход будет равным:

 

кг/с.

 

Эффективная мощность цилиндра будет определяться как:

 

кВт.

 

 

1.2.5. Турбины с противодавлением в большинстве случаев имеют сопловое парораспределение, так как КПД таких турбин сильно зависит от потерь дросселирования в регулирующих клапанах, причем влияние дросселирования тем выше, чем меньше теплоперепад приходящийся на турбину, который в свою очередь определяется фактически величиной противодавления. Реализация соплового парораспределения конструктивно обеспечивается выполнением сопловых коробок, которые обеспечивают парциальный подвод пара к рабочему колесу. Такая ступень получила название “регулирующей”. Выделяют как одновенечную регулирующую ступень, так и двухвенечную (колесо Кертиса).

Двухвенечная регулирующая ступень позволяет за счет срабатывания во втором венце рабочего колеса дополнительного теплоперепада увеличить общий срабатываемый теплоперепад ступени до 100 – 250 кДж/кг, но из-за наличия второго ряда рабочих лопаток и направляющего аппарата потери скорости в ней достаточно высоки, поэтому КПД ее низок. Одновенечная регулирующая ступень не позволяет срабатывать столь значительный теплоперепад, но экономичность ее превышает экономичность двухвенечной ступени, поэтому ее применяют при конструировании мощных паровых турбин, где срабатывание большого теплоперепада на регулирующей ступени не оправдывается технико-экономическими расчетами. При проектировании данной паровой турбины предложена одновенечная регулирующая ступень.

При оптимальном располагаемом теплоперепаде, максимальный срабатываемый теплоперепад достигается при обеспечении оптимального для данного типа ступени отношения:

,

 

где u – окружная скорость в расчетном сечении (среднем), м/с; – фиктивная (условная) скорость, м/с, определяемая соотношением:

 

,

 

где - располагаемый теплоперепад на ступень (кДж/кг), подсчитанный от параметров торможения. Тогда:

 

.

 

Оптимальное значение зависит от типа ступени, ее степени реактивности, потерь в лопатках и т.д. Учитывая, что регулирующая ступень всегда выполняется активной (степень реактивности r £ 0,1), для одновенечной ступени в первом приближении можно принять:

 

= 0,48.

 

Окружная скорость u зависит от корневого диаметра и частоты вращения и вычисляется по следующей формуле:

,

 

где d – диаметр ступени, м; n – частота вращения, с^-1.

 

Диаметр ступени складывается из корневого диаметра диска и высоты рабочей лопатки.

В части высокого давления, даже у мощных турбин высота лопатки не превышает 100 мм, это обуславливается малым удельным объемом свежего пара. В силу того, что ротора в части высокого давления и температуры выполняются, как правило, цельноковаными, корневой диаметр ограничивается техническими возможностями по изготовлению цельнокованых роторов, а также напряжениями, развиваемыми в теле диска. Цельнокованые ротора изготавливаются центробежным литьем, и являются массивной конструкцией. Заготовки большого диаметра могут разорвать форму, в которую заливается расплавленный металл. Кроме того, большие диаметры трудно проковываются, что усложняет симметричную проковку ротора и ухудшает его прочностные характеристики. Поэтому предельные диаметры поковки ротора не могут превышать 1,2 м. Также нужно учесть, что нужно оставить определенный припуск на обработку ротора. Так что средний диаметр регулирующей ступени не превышает 1,1 – 1,2 м. С целью унификации роторов примем средний диаметр регулирующей одновенечной ступени равным = 1,1 м.

Приняв средний диаметр регулирующей ступени, определим окружную скорость вращения на среднем диаметре:

 

м/с.

 

Затем, находим оптимальный располагаемый теплоперепад на ступень с учетом параметров торможения:

кДж/кг.

 

Зная располагаемый теплоперепад на ступень, можно определить фиктивную скорость на выходе из ступени:

 

м/с.

 

Срабатываемый располагаемый теплоперепад примем увеличенным в 1,1 раза от оптимального располагаемого теплоперепада на ступень:

 

кДж/кг.

 

Также, в силу невозможности использовать скорость входа пара в сопловой аппарат мы ею пренебрегаем и тогда:

= кДж/кг.

 

1.2.6. Задавшись относительным внутренним КПД двухвенечной регулирующей ступени равным: , определим сработанный ею теплоперепад по следующей формуле:

 

кДж/кг.

 

 

1.2.7. Зная располагаемый теплоперепад регулирующей ступени можно определить конечное давление процесса расширения в ней по следующей формуле:

 

МПа.

 

1.2.8. Энтальпия пара за регулирующей ступенью определится по известному уравнению:

 

кДж/кг.

 

Удельный объем за регулирующей ступенью найдется по эмпирической формуле:

 

м³/кг.

 

1.2.9. Определим располагаемый теплоперепад, приходящийся на нерегулируемые ступени давления:

кДж/кг.

 

1.2.10. Использованный теплоперепад ступеней давления легко найти, задавшись в первом приближении КПД группы этих ступеней:

 

Тогда:

кДж/кг.

 

1.2.11. Энтальпия пара за турбиной определится по следующему уравнению:

 

кДж/кг.

 

Удельный объем пара за последней ступенью находится по уже известному ранее эмпирическому уравнению:

 

м³/кг.

 

1.2.12. Определив все необходимые величины (теплоперепады, энтальпии, давления, удельные объемы) строим предполагаемый тепловой процесс расширения пара в турбине на тепловой диаграмме (рис. 1.2.1).