Курсовая работа: Тепловой расчет турбины ПТ-25-90/11

Ро = Р2 = 6300

Р2 = 1100

17 Диаметр первой нерегулируемой ступени.

d = d-d = 1,09-0,25= 0,84

18 Оптимальное отношение скоростей.

Хф = И/Сф = 0,4897

19 Распологаемый теплоперепад первой нерегулируемой ступени. КДж/кг

ho = 12,325*(d/Xф) = 12,325*(0,84/0,489) = 36,26

20 Теплоперепад в сопловой решётке. КДж/кг

hoc = (1-) *ho = (1-0,1)*36,26 = 32,63

21 Высота сопловой решётки. м

l1 = G*V1/*d*e**C1t*sin1

l1 = 35,22*0,059/3,14*0,84*1*0,98*255,45*sin12 = 0,015

С1t = 44,72*32,63 = 255,45

22 Высота рабочей решётки первой ступени.

l2 = l1+1+2 = 15+1+2 = 18 мм

23 Корневой диаметр ступени.

dk = d-l2 = 0,84-0,018 = 0,822

24 Распологаемый теплоперепад по статическим параметрам пара перед ступенью принимаем одинаковый для всех ступеней, кроме первой.

ho = ho*ko = 36,26*0,95 = 34,45

25 Коэффициент возврата тепла.

= Кt*(1-oj)*Ho*Z-1/Z = 4,8*10*(1-0,89)*495*14,37-1/14,37 = 0,0242

Z = Ho/ho = 495/34,45 = 14,36865

26 Число ступеней отсека. шт.

Z = (1+)*Ho/(ho)ср = (1+0,0224)*463/39,59 = 11,9

(ho)ср = ho+(Z-1)*ho/Z = 36,26+(14-1)*34,45/14 = 34,58 кДж/кг

27 Невязка Ho, КДж/кг, должна быть распределена между всеми ступенями первого отсека.

Ho = (1+)*Ho-ho = (1+0,0242)*495-518,56 = -11,581

ho = ho+ho*(Z-1) = 36,26+34,45*(15-1) = 518,56

28 Поправка к теплоперепаду для каждой ступени (кроме первой).

29 Скорректированный теплоперепад ступени.

ho = hoho = 34,45-0,769 = 33,681

Подробный расчёт первых пяти нерегулируемых ступеней (с построением треугольников скоростей)

Работа турбины при переменном пропуске пара

тепловой расчет турбина

Наиболее напряжёнными деталями турбины являются рабочие лопатки, особенно лопатки регулирующих ступеней, ступеней, примыкающих к камерам отборов, последних ступеней. Поэтому в первую очередь необходимо знать, как изменяется напряжённость рабочих лопаток при изменении режима. Вторым узким местом в турбине является её упорный подшипник, надёжность работы которого при нормальной эксплуатации определяется осевыми усилиями, приложенными к ротору. При отдельных режимах слабыми могут оказаться и другие детали турбоустановки, например, диафрагмы, валопровод, подшипники, паропровод.

Снижение экономичности турбоустановки и турбины при переходе на частичный режим работы является, как правило, неизбежным, и вопрос состоит только в том, как необходимо осуществлять частичные режимы, с тем, чтобы потеря в экономичности была минимальна.

При переменном пропуске пара через отсек турбины изменение давления и температуры перегретого пара перед и за ним приближённо подчиняется формуле Флюгеля-Стодолы:

G / G0 = T00 / T01 p201 /p200 - p2=1 / p2=0, (1)

Где p00, T00 - давление и температура перед отсеком; p=0 - давление за отсеком при некотором, например, номинальном попуске пара G0; p01; T00;- те же величины для расхода пара G на изменном режиме.

Поскольку параметры пара G0, p00, T00, p=0 для номинального режима известны и могут рассматриваться как постоянные, то видно, что соотношение (1) связывает четыре величины для изменного режима: расход пара G, давление p01, температуру T01, перед отсеком и давление за отсеком p=1. Три этих величины могут быть заданы, а четвёртая определиться соотношением (1).

Соотношение (1) справедливо при одном условии: при двух сравниваемых режимах рассматриваемые отсеки (или вся турбина) должны иметь одни и те же проходные сечения.

Во многих случаях отношение абсолютных температур в проточной части изменяется мало, поэтому T00 T01 и формула (1) может быть упрощена. Для конденсационного режима для всех отсеков, начиная с регулирующей ступени, p22 p20, и тогда приближённо верно соотношение:

G / G0 = p01 /p00, (2)

Т.е. в проточной части турбины при конденсационном режиме давления пара в ступенях пропорциональны расходу пара.

Для турбин с противодавлением отклонения от пропорциональности тем больше, чем выше противодавление и чем ближе рассматриваемая ступень к концу турбины.

При работе турбины при теплофикационном режиме пропорциональность давление в ступенях и расходе пара на турбину нарушается в тем большей степени, чем ближе ступень расположена к регулируемому отбору пара и чем выше давление в отборе.

Таким образом, при изменении пропуска пара через турбину изменяются параметры перед и за ступенью, что в общем случае приводит к изменению теплоперепада ступени; это влечёт за собой изменение треугольников скоростей, отклонение отношения скоростей Xф от оптимального и снижение КПД ступени.

При изменении расхода пара через группу ступеней изменяются их теплоперепады, однако это в основном относится к последней или нескольким последним ступеням группы. Все остальные ступени работают практически с неизменными теплоперепадами.

Для всех ступеней отсека, кроме нескольких последних, при изменении пропуска пара отношение Xф остаётся практически постоянным, и поэтому их КПД не изменяется.

Отсюда также следует ряд важных выводов, определяющих надёжность работы теплофикационной турбины.

Если теплофикационная турбина работает на конденсационном режиме и расход через ЦНД увеличится сверх расчетного (например, из-за отключения ПВД), то теплоперепад последней ступени возрастает в наибольшей степени, и она окажется перегруженной.

Если теплофикационная турбина работает по теплофикационному графику и одноступенчатом нагреве сетевой воды, то при увеличении тепловой нагрузки расход пара через промежуточный отсек увеличивается, и теплоперепад его последней ступени (её часто называют «предотборной») увеличиться в наибольшей степени.

Особенно сложно изменяются теплоперепады ступеней промежуточного отсека при двухступенчатом нагреве сетевой воды, когда изменение давлений перед отсеком и за ним зависит от многих факторов, в частности, от расхода и температуры обратной сетевой воды.

Другой важный вывод состоит в том, что при изменении отношения скоростей Xф изменяется реактивность . Увеличение реактивности при том же давлении за ступенью приводит к увеличению осевого давления на диск соответствующей ступени.

При уменьшении отношения скоростей Xф, вызванном увеличением теплоперепада ступени и P2 = const, осевое давление на диск уменьшается.

Таким образом, при изменении расхода пара через группу ступеней осевое усилие, действующее на рабочие диски и рабочие лопатки этой группы, изменяется пропорционально расходу пара.

Приведённые положения теории переменного режима позволяют рассмотреть работу теплофикационных турбин различного типа при переменном пропуске пара.

Работа турбины при переменном режиме с постоянным начальным давлением

Рассмотрим переменный режим турбин, у которых при изменении нагрузки начальные параметры пара остаются неизменными. Рассмотрим сначала работу турбины, не имеющей отборов пара на регенеративные подогреватели в конденсационном режиме. В такой турбине из-за малого давления в конденсаторе давления в ступенях будут прямо пропорциональны расходу свежего пара. Таким образом, давление в камере регулирующей ступени будет изменяться пропорционально расходу пара, что, однако, приведёт к существенному изменению теплоперепада только последней или нескольких последних ступеней.

При увеличении расхода пара давление в камере регулирующей ступени повышается, суммарный теплоперепад всех нерегулируемых ступеней также увеличивается, однако это произойдёт в основном за счёт увеличения теплоперепада последней ступени. Поскольку давление в камере регулирующей ступени возросло, теплоперепад регулирующей ступени уменьшился. Таким образом, оказывается, что почти все нерегулируемые ступени, кроме последней, выработают дополнительную мощность в соответствии с возросшим расходом пара, а последняя - в соответствии с возросшим расходом пара и теплоперепадом. Такое увеличение мощности возможно только за счёт увеличения окружной силы, вращающей колесо турбины. Таким образом, окружная сила, изгибающая рабочую лопатку в плоскости колеса, с ростом расхода пара увеличивается.

В результате оказывается, что при увеличении расхода пара через турбину рабочие лопатки последней ступени перегружаются и за счёт увеличения теплоперепада. Поскольку рабочие лопатки последней ступени и так работают почти на пределе своей механической прочности, то даже небольшое увеличение расхода пара угрожает их надёжности. Кроме того, увеличение расхода пара приводит к пропорциональному росту осевого усилия и увеличению нагрузки на колодки упорного подшипника.

Поэтому увеличение мощности теплофикационной турбины сверх номинальной при работе в конденсационном режиме может производиться эксплуатационным персоналом строго в рамках пределов.

Всё изложенное можно легко видоизменить, чтобы провести анализ работы отсека турбины при уменьшении расхода пара: разгрузка турбины происходит в большей степени за счёт разгрузки последней ступени, которая при этом попадает в более благоприятные условия работы.

Рассмотрим теперь работу первой ступени турбины. Если турбина имеет дроссельное парораспределение, то первую ступень турбины можно рассматривать вместе с остальными, т.е. можно включать в группу ступеней, и все полученные выше выводы сохранятся. Но это нельзя делать при сопловом парораспределении, когда парциальность регулирующей ступени изменяется при изменении расхода пара.

Особенность работы регулирующей ступени состоит в том, что в общем случае изменяется давление и за ней (в камере регулирующей ступени), и перед ней (вследствие дросселирования пара в регулирующем клапане), несмотря на то, что давление пара перед регулирующими клапанами можно считать постоянными.

На рис. 11.6 показаны диаграммы изменений расхода пара через отдельные группы сопл и изменения давлений в регулирующей ступени для турбины с четырьмя регулирующими клапанами при изменении расхода через турбину.