Построение ориентировочного рабочего процесса. Тепловой расчет регулирующей ступени турбины Т-180-210

Построение ориентировочного рабочего процесса.

Данные о отборах и прочие данные о прототипе турбины взяты из отраслевого каталога [3].

Определим энтальпии отборов:

1.  h(t = 386 ⁰C; P = 4,120 МПа) = 3179,0 кДж/кг

2.  h(t = 333 ⁰C; P = 2,720 МПа) = 3082,2 кДж/кг

3.  h(t = 447 ⁰C; P = 1,260 МПа) = 3361,0 кДж/кг

4.  h(t = 360 ⁰C; P = 0,658 МПа) = 3185,4 кДж/кг

5.  h(t = 249 ⁰C; P = 0,295 МПа) = 2965,6 кДж/кг

6.  h(t = 152 ⁰C; P = 0,098 МПа) = 2780,6 кДж/кг

7.  h(t = 98 ⁰C; P = 0,049 МПа) = 2678,83 кДж/кг

Результаты представлены в таблице 1.

Все теплофизические свойства воды и водяного пара взяты из [1].

Определим падение давления в стопорном и регулирующем клапанах. Согласно рекомендациям [2] падение давления ~ 2¸3 %  Р*₀₀.

Р*₀ = 0,98× Р*₀₀ = 0,98×12,8»12,5 МПа

t*₀(h=3441,0 кДж/кг; Р = 12,5 МПа) = 537 ⁰С

h*₀₀ = h*₀ = 3441,0 кДж/кг.

Таким образом, пар подходит на регулирующую ступень с параметрами: Р*₀ = 12,5 МПа; t*₀ = 537 ⁰С; h*₀ = 3441,0 кДж/кг.

Рассчитаем долю отбираемого пара на каждый из отборов: . Результаты расчета сведем в табл. 1.

Для прототипа общий расход пара через турбину G₀ = 185 кг/с.

Определим падение давления в пароперегревателе. Согласно рекомендациям [2] падение давления при перегреве пара , включая потери в паропроводе и перепускных клапанах.

Давление на выходе из пароперегревателя:

МПа.

Зная давление и температуру перегрева пара, определим его энтальпию:

h(t = 540 ⁰C; P = 2,45 МПа) = 3551,45 кДж/кг.

Энтропия последнего отбора: S⁽⁷⁾(t = 98 ⁰C; P = 0,049 МПа) = 7,6948 кДж/(кг×⁰C).

Пар на входе в конденсатор: P_к = 0,08 бар; t_s = 41,53 ⁰C Þ Т_s = 314,68 К; S’_к = 0,5926 кДж/(кг×⁰C); h’_к = 173,87 кДж/кг;

= 173,87+314,68(7,6948-0,5926) = 2408,8 кДж/кг.

Н₀^{(7отб-Рк)} = 2678,83 – 2408,8 » 270 кДж/кг.

Н_i^{(7отб-Рк)} = h_oi× Н₀^{(7отб-Рк)}. Принимаем h_oi = 0,8. Н_i^{(7отб-Рк)} = 0,8×270 = 216 кДж/кг. Тогда h_к определяется как h_к = Н⁽⁷⁾ - Н_i^{(7отб-Рк)} = 2678,8 – 216 = 2463,8 кДж/кг.

Зная количество отборов и номера ступеней, за которыми они осуществляются, разобьем турбину по отсекам. Результаты представлены на рис. 1 и в табл. 2.

Расход пара через каждый отсек: , где к – номер соответствующего отсека.

Для упрощения принимаем, что в ЦНД количество пара в отборе делится поровну между потоками турбины.

Использованный теплоперепад определим как :

1.  Н_i⁽¹⁾ = 3441,0 – 3179,0 = 262 кДж/кг.

2.  Н_i⁽²⁾ = 3179,0 – 3082,2 = 96,8 кДж/кг.

3.  Н_i⁽³⁾ = 3551,45 – 3301,0 = 190,45 кДж/кг.

4.  Н_i⁽⁴⁾ = 3301,0 – 3185,4 = 175,57 кДж/кг.

5.  Н_i⁽⁵⁾ = 3185,4 – 2965,6 = 219,77 кДж/кг.

6.  Н_i⁽⁶⁾ = 2965,6 – 2780,6 = 185 кДж/кг.

7.  Н_i⁽⁷⁾ = 2780,6 – 2678,83 = 101,77 кДж/кг.

8.  Н_i⁽⁸⁾ = 2678,83 – 2463,8 = 215,03 кДж/кг.

С учетом используемого ранее допущения , . Результаты сведены в таблицу 2.

Отборы пара	№ за ступенью	Ротб, МПа	tотб, 0С	hотб, кДж/кг	Кол-во кг/с
ПВД-7	9	4,120	386	3179,0	8,78	0,0475	0,9525
ПВД-6	12	2,720	333	3082,2	13,86	0,0749	0,8776
ПВД-5 Деаэратор	15	1,260	447	3361	4,97 0,8	0,0269 0,0043	0,8464
ПНД-4	18	0,658	360	3185,4	7,92	0,0428	0,8036
ПНД-3	21	0,295	249	2965,6	6,06	0,0328	0,7708
ПНД-2 ПСГ-2	23	0,098	152	2780,6	2,17 63,89	0,0117 0,3454	0,4137
ПНД-1 ПСГ-1	25	0,049	98	2678,83	0,44 63,89	0,0024 0,3454	0,0659

G₀ = 185 кг/с.

№ отсека	Ступени, входящие в отсек	Расход пара через отсек, кг/с			Нi(k)×g(k)
I	Рег. Ступень 2 – 9	185	1	262	262
II	10 – 12	176,22	0,9525	96,8	92,2
III	13 – 15	162,36	0,8776	190,48	167,17
IV	16 – 18	156,59	0,8464	175,57	148,60
V	19 – 21	148,67	0,8036	219,77	176,61
VI	22 – 23	142,61	0,7708	185,03	142,62
VII	24 – 25	38,28	0,2069	101,77	21,06
VIIa	24а – 25а	38,28	0,2069	101,77	21,06
VIII	26 – 27	6,11	0,0330	215,03	7,1
VIIIa	26а – 27а	6,11	0,0330	215,03	7,1

После пароперегревателя: i = 3551,45 кДж/кг.

Начальная энтальпия: i = 3441,0 кДж/кг.

Энтальпия на входе в конденсатор: i = 2463,8 кДж/кг.

кг/с.

Тепловой расчет регулирующей ступени турбины Т-180-210.

1.  Параметры пара перед сопловой решеткой:

h^*₀₀(Р^*₀₀ = 12,8 МПа; t^*₀₀ = 540 ⁰С) = h^*₀(Р^*₀ = 12,5 МПа; t^*₀ = 537 ⁰С) = 3441,0 кДж/кг

s^*₀(Р^*₀ = 12,5 МПа; t^*₀ = 537 ⁰С) = 6,5888 кДж/кг⁰С

2.  Определение окружной скорости и располагаемого теплоперепада от параметров торможения

d = 1,1 м – взято из прототипа турбины К-200-130-7 ЛМЗ. Это представляется возможным потому, что эта турбина высокую степень унификации ЧВД и ЧСД с турбиной Т-180-210 ЛМЗ.

Окружная скорость м/с.

Отношение  принимаем равным 0,410 [2, стр. 28]. Тогда

м/с.  кДж/кг.

3.  Принимаем степень реактивности r = 0,02 (для обеспечения конфузорности течения), j = 0,95 и a₁ = 14⁰ [2, стр. 28].

Тогда.

4.  Определим параметры, необходимые для построения процесса расширения пара в турбине (регулирующей ступени)

Н^*_ос = (1-r)× Н^*_о = (1-0,02)×88,8 = 87,0 кДж/кг

Н^*_ор = r× Н^*_о = 0,02×88,8 = 1,78 кДж/кг

h_1t = h^*₀ - Н^*_ос =3441,0 – 87,0 = 3354 кДж/кг

P₁(h_1t=3354 кДж/кг; S₀ = 6,5888 кДж/кг⁰C) = 96 бар

h_2t’ = h^*₀ - Н^*_о =3441,0 – 88,8 = 3352,2 кДж/кг

P₂(h_2t’=3352,2 кДж/кг; S₀ = 6,5888 кДж/кг⁰C) = 95,9 бар

u_1t(h_1t=3354,0 кДж/кг; S₀ = 6,5888 кДж/кг⁰C) = 0,03365 м³/кг

u_2t’(h_2t’=3352,2 кДж/кг; S₀ = 6,5888 кДж/кг⁰C) = 0,03370 м³/кг

t_1t(h_1t=3354,0 кДж/кг; S₀ = 6,5888 кДж/кг⁰C) = 490 ⁰C

t_2t’(h_2t’=3352,2 кДж/кг; S₀ = 6,5888 кДж/кг⁰C) = 488 ⁰C

5.  Определение площади выхода сопловой решетки

 (для к = 1,3).

Решетка сопловая дозвуковая.

Принимаем в первом приближении           [2, стр. 29]

м/с

м²

.

На основании данных о прототипе принимаем степень парциальности е = 0,65.

6.  Выбор хорды профиля сопловой решетки

Принимаем b₁ = 65 мм.

Уточняем значение коэффициента расхода:

. m⁽⁰⁾ » m⁽¹⁾ и второго приближения не требуется.

7.  Выбор профиля

a₀ = 90⁰                  => С-90-12-А

a₁ = a_1эф = 14⁰

Относительный шаг . Принимаем .

Определим число лопаток:

м.

8.  Определим число Рейнольдса

m_1t(t_1t=490 ⁰С; Р₁ = 9,6 МПа) = 290,5×10^-7 Па×с

u_1t(t_1t=490 ⁰С; Р₁ = 9,6 МПа) = 0,03365 м³/кг

9.  Определим число Маха

10.  Проверка выбора коэффициента скорости

. j⁽⁰⁾ » j⁽¹⁾ и второго приближения не требуется.

11.  Определение составляющих скоростей

м/с

м/с

м/с

12.  Теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки

Из уравнения сохранения энергии:  

=>м/с

; м/с

13.  Определим угол b_2эф и площадь выхода рабочей решетки

Принимаем m₂⁽⁰⁾ = 0,93

 =>м²

Определим длину рабочей лопатки мм

=> b_2эф = 23,7⁰, b₂ » b_2эф

14.  Выбор профиля рабочей решетки

М_2t = 0,376       Р-35-25А

b_2эф = 23,7⁰     

b_2эф = (22…28)⁰; b₁ = 30…50⁰; . Принимаем относительный шаг

.

15.  Выбор хорды профиля и определение числа лопаток рабочей решетки

b₂ = 45 мм – хорда.

Число лопаток:

16.  Проверка правильности коэффициента расхода и определение числа Рейнольдса

. m₂⁽⁰⁾ » m₂⁽¹⁾ и второго приближения не нужно.

m_2t(t_2t’=488 ⁰С; Р₂ = 95,9 бар) = 290×10^-7 Па×с

> Re_авт = (3 – 5)×10⁵

17.  Определение коэффициента скорости рабочей решетки

18.  Определение составляющих треугольника скоростей

м/с

м/с

м/с

. Треугольник скоростей регулирующей ступени представлен на рисунке 1.

19.  Удельная работа, развиваемая газом на лопатках турбины H_u и относительный лопаточный КПД h_ол

Мощность, развиваемая газом кВт

20.  Определим потери

кДж/кг

кДж/кг

кДж/кг

кДж/кг.

21.  Определим дополнительные потери: x_тр, x_парц, x_ут, x_вл

Потери от влажности x_вл = 0, т.к. ступень работает в области перегретого пара.

- относительные потери на трение, где К_тр = 0,6×10^-3.

x_парц = x_вент + x_сегм – относительные потери парциального подвода

- вентиляционные потери, где k_вент = 0,065.

 - сегментные потери, где i – число пар группы сопел;

k_сег = 0,25.

x_парц = 0,01 + 0,037 = 0,047

 - относительные потери от утечек, где d_экв = 0,6 мм;

d_п = 1,1 + 0,028 + 2×0,003.

22.  Определение относительного внутреннего КПД h_oi и использованного теплоперепада ступени H_i

кДж/кг

23.  Проверка правильности выбора хорды рабочей лопатки

Н

см³

см³

МПа

; МПа => проверка выполняется

Таблица.

№ ступени Параметр	1	2	3	4	5	6
Расход G, кг/с	185	185	185	185	185	180,9
Давление на входе в ступень p0, МПа	9,56	8,37	7,27	6,29	5,42	4,65
Температура на выходе из соплового аппарата t0, 0С	479	458	437	416	395	373
Температура на выходе из рабочей решетки t1t, 0С	474	453	432	411	389	368
Энтальпия на входе в ступень h0, кДж/кг	3373,6	3336,0	3298,2	3260,2	3222,0	3183,5
Коэффициент скорости в группе j	0,97	0,97	0,97	0,97	0,97	0,97
Эффективный угол выхода a1эф, град	12	12	12	12	12	12
Средний диаметр ступени d, м	1,000	1,006	1,012	1,019	1,025	1,031
Степень реактивности ступени r	0,20	0,21	0,22	0,22	0,23	0,24
Окружная скорость u, м/с	157,0	158,1	159,0	160,0	161,0	162,0
Отношение скоростей u/cф	0,530	0,533	0,536	0,538	0,541	0,544
Располагаемый теплоперепад от параметров торможения , кДж/кг	43,8	44,0	44,0	44,1	44,2	44,3
Изоэнтропийный теплоперепад в сопловом аппарате Hос, кДж/кг	35,1	34,8	34,5	34,2	34,0	33,7
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке Hор, кДж/кг	8,8	9,1	9,5	9,9	10,3	10,6
Энтальпия на выходе из соплового аппарата h1t, кДж/кг	3338,5	3301,2	3263,7	3226,0	3188,0	3149,8
Энтальпия на выходе из рабочей решетки h2t', кДж/кг	3329,7	3292,0	3254,2	3216,1	3177,8	3139,2
Удельный объем пара на выходе из соплового аппарата