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.

G₀ = 185 кг/с.

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.