Конденсационная паровая турбина типа К-6-4. Описание конструкции турбины типа к6 Регулирующая ступень

• Название: Описание конструкции турбины типа к6 Регулирующая ступень
• Анкор: Конденсационная паровая турбина типа К-6-4
• Дата: 12.06.2021
• Размер: 0.88 Mb.
• Имя файла: bibliofond.ru_867327.rtf
• Тип: Реферат; #216886
• страница: 3 из 7

;

б) I рабочего венца ;

в) направляющего аппарата ;
Рисунок 1 - Зависимость относительного внутреннего КПД ступениh_oiI от парциальности регулирующей ступени e
г) II рабочего венца ,
где коэффициенты a, b и c из таблицы 1.

21. Окружной КПД ступени по опытным данным h_u = 0,7432 (см. рисунок 2).

Рисунок 2 - Зависимость окружного КПД h_u от отношения давлений p’₀ / p_2I

22.

Поправочный коэффициент на средний диаметр K_d=1,010 (см. рисунок 3).

Рисунок 3 - Поправочный коэффициент K_d двухвенечной ступени скорости
. Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки K_S = 0,998 (см. рисунок 4).

Рисунок 4 - Поправочный коэффициент K_S двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6 мм.
24. Поправочный коэффициент на высоту лопатки K_l = 0,9785 (см. рисунок 5).

. Окружной КПД ступени с учётом поправок

Рисунок 5 - Поправочный коэффициент Kl двухвенечной ступени скорости типа КС-А: S=0,6 мм
.
26. Окружной тепловой перепад в ступени
.
27. Коэффициент
.
28. Неактивная дуга, закрытая кожухом,
.
29.

Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию,




.
. Потери энергии на трение и вентиляцию
.
31. Потеря энергии на концах сегментов сопел
.
32. Использованный внутренний тепловой перепад в ступени
.
33. Относительный внутренний КПД ступени
.
34. Внутренняя мощность
.
2.7 Выбор расчётного варианта регулирующей ступени
Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара

где N_Э и N_ном - мощность турбины, соответственно, расчетная и номинальная;_2t и v_2tном - удельный объем пара в конце процесса расширения при давлениях в камере регулирующей ступени, соответственно, p_2I и p_2Iном;_0i и h_0iном - изоэнтропийный перепад энтальпий от p’₀ соответственно до p_2I и p_2Iном.

Номинальное давление в камере регулирующей ступени
.
Определяем число сопел регулирующей ступени
сопел,
где t₁₁ - шаг сопловой решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени;_сmax - округляется до ближайшего большего целого числа.

Число регулирующих клапанов с экономической точки зрения целесообразно брать возможно больше, хотя это усложняет конструкцию турбины. Принимаем для проектируемой турбины число регулирующих клапанов z_рк = 4.
.8 Треугольники скоростей и потери в решётках регулирующей ступени
В формулах ниже обозначено:

j, j_н, y₁, y₂ - коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов, первого и второго венцов рабочих лопаток, которые определяются по опытным данным, представленным на рис. 6 и 7;

Рисунок 6 - Зависимость коэффициента j от скорости истечения с₁₁ для двухвенечной ступени скорости
r = r₁+r_н+r₂ = 0,02+0,04+0,05 = 0,11;
r₁,r_н, r₂ - степень реактивности соответственно ступени, направляющего аппарата, первого и второго венцов рабочих лопаток;

a₁₁, a₁₂, b₂₁, b₂₂ - эффективные углы выхода пара соответственно из соплового и направляющего аппарата, из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа ступени (см. таблицу 1).

По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рисунок 8) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рисунок 9).

Рисунок 7 - Зависимость коэффициентов скорости лопаточных решёток двухвенечных ступеней скорости типа КС-А и КС-Б: 1 - y₁=f(w₂₁); 2 - j_н=f(c₁₂); 3 - y₂=f(w₂₂)

Рисунок 8 - Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости
Скорости c₁₁, w₂₁, c₁₂, w₂₂ сначала вычисляем при соответствующих коэффициентах j, j_н, y₁, y₂, равных единице. Затем по полученным значениям скоростей определяем коэффициенты по графикам на рис. 6 и 7.


Рисунок 9 - Тепловой процесс регулирующей ступени в i,s - диаграмме
Абсолютная скорость истечения пара из сопел определяется по рисунку 6 при
.
По рисунку 6 определяем при ,

Относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца


.
Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца определяется по рисунку 7 при

По рисунку 7 определяем при ,
.
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца



Абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата определяется по рисунку 7 при

По рисунку 7 определяем при ,
.
Относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца



Относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца определяется по рисунку 7 при

По рисунку 7 определяем при ,
.
Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени



Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решётках:

в сопловом аппарате

в первом венце рабочих лопаток
.
в направляющем аппарате
.
во втором венце рабочих лопаток
.
потеря энергии с выходной скоростью
.
Окружной тепловой перепад в ступени




Окружной КПД ступени

Сравним
h_uD с h’_u .

3. Нерегулируемые ступени
.1 Типы нерегулируемых ступеней
Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы:

а) ступени высокого давления, работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления);

б) ступени среднего давления или промежуточные ступени, в которых объемы пара достаточно велики;

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

В современном паротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях, когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления, реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших турбин, как с точки зрения эксплуатации, так и в отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если, с одной стороны, в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно лучше, чем в активных, то, с другой стороны, к.п.д. реактивной ступени сильно зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того, в реактивной турбине обычно разгрузочный диск (поршень или думисс) большого диаметра, являющийся частью переднего уплотнения, и к.п.д. турбины снижается из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности обоих турбин.

Технология изготовления каждого из этих типов имеет свои особенности. В соответствии с типом турбин, которые получили распространение на том или ином заводе, применяется специализированное оборудование, оснастка, приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или другой конструкции.

Выполнение активных ступеней целесообразно в области целых расходов, то есть в ступенях высокого давления, где существенно сказываются потери на утечках. Наоборот, в области низких давлений, где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны, преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных паровых турбин выполняются со значительной реакцией, которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 0,6 и более.
.2 Ориентировочные параметры последней ступени
Площадь, ометаемая рабочими лопатками последней ступени f_z=p∙d_z∙l_z; уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной форме G_k∙v_k=f_z∙c_2z; осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени c_2z=c₂∙sina₂; угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить a₂=90°; тогда sina₂=1 и c₂=c_2z; выходная кинетическая энергия соответствует скорости С₂ за последней ступенью турбины Dh_c2=0,5∙c₂², желательно Dh_c2£(0,01…0,03)∙H₀. Следовательно, . Коэффициент x_в.с. принимаем равным 0,010.

После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени
,
где G_к - расход пара через последнюю ступень;_к - удельный объем пара за рабочим колесом последней ступени;_z/l_z = 6,450 - втулочное отношение, принимаем по конструктивным соображениям.

Скорость пара на выходе из ступени

.

Окружная скорость u_z = p∙d_z∙n_c = p×1,347×50 = 211,586 м/с.

Степень реактивности
r_z = 1-(1-r_z')×(1-(l_z/d_z))² = 1-(1-0,03)×(1-1/6,450)² = 0,307,
где r_z’ = 0,03 - реактивность у корня последней ступени [1, страница 38].

Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем
,
где

.

Принимаем характеристический коэффициент x_z,opt = 0,500, исходя из конструктивных соображений.

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени, вычисляется по формуле

_0z = 0,5×u_z²×x_z^-2 = 0,5×211,586 ²×0,500^-2 = 89,537 кДж/кг.
.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени
Основной задачей проектирования первой и последних ступеней высокого давления является обеспечение достаточной высоты направляющих лопаток, при которой достигается наибольшая экономичность.

Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени G₁×v ₁ = f₁×с_1t.

Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается определять G₁ по формуле

₁ = 0,98×G₀ = 0,98×6,229 = 6,104 кг/с.
Площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени

₁ = p ×d₁×l ₁×e×sina₁,
где d₁ - средний диаметр ступени, м;₁ - высота сопловой лопатки, м;

e - степень парциальности впуска пара;

a₁ - угол выхода из сопел диафрагмы;

с_1t - абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы, м/с.