ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.04.2024
Просмотров: 246
Скачиваний: 2
предельная мощность турбины зависит от пропускной способности ло паточного венца последней ступени, т. е. от объемного пропуска пара, который сильно растет с углублением вакуума.
Из условия неразрывности паровой струи для рабочих лопаток последней ступени имеем
|
|
|
G„ v2 = /2 w2 = |
ndz lz |
w2 sin p2 . |
|
(1-104) |
|
Решая это уравнение относительно G0 , |
получаем |
|
||||||
|
|
|
G0 = Tt^c2 sina2 /(v2 |
djlz). |
|
(1-105) |
||
При <x2 = |
90°, dz |
= 60/(im) и |
djlz |
= % уравнение |
(1-105) прини |
|||
мает вид |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
G0 = 3600a2 c21 nft n 2 v2. |
|
(1-106) |
|||
Выражая |
скорость |
пара c2: |
|
|
|
|
|
|
|
|
c2 |
= 44,7 VK |
= 44,7 V CB H0, |
|
(1-107) |
||
получаем (1-106) в виде |
|
|
|
|
|
|||
|
D 0 |
= |
3600w244,7 у Т Л ^ / ^ а n2 u 2 ) . |
|
(1-108) |
|||
Подставляя в (1-103) значение D0 |
из уравнения |
(1-108), получаем |
||||||
|
Л ^ , п р = |
51250«2 VUh |
#о Ъ1Ъ |
Ч / (& n 2 |
v2). |
(1-109) |
||
Из (1-109) следует, |
что Л/Э .п р |
зависит в основном от и, л, & и »2 . |
||||||
Предельные значения для современных турбин: ы = |
3604-400 м/с, |
|||||||
& = 3,04-2,6; |
Св = |
(0,0154-0,03) Я 0 . |
|
|
|
|
Нормально для турбин большой мощности п принимают равным 3000 об/мин; v2 зависит от вакуума в конденсаторе, причем с углубле нием вакуума v2 растет, а j V 3 , n p соответственно понижается. Применяя двухпоточную канализацию пара в последних ступенях, единичную мощность одновальной турбины при одинаковых прочих условиях можно повысить в 2 раза, а для трех- и шестипоточной канализации пара — в 34-6 раз.
Применением двухвальных турбинных агрегатов с числом оборотов 3000 в минуту и числом выхлопов по четыре на валу единичная мощ ность турбины может быть достигнута 10004-1200 МВт.
ЛМЗ построил паровые турбины, двухвальную и одновальную, мощ ностью по 800 МВт при 3000 об/мин на параметры пара 235 бар, 560° С
с промежуточным |
перегревом до 565° С, которые работают на ГРЭС. |
|||||||||
|
П р и м е р |
1-1. |
Найти предельную мощность однопоточной турбины кон |
|||||||
денсационного типа |
без |
отборов пара на |
регенерацию |
по следующим данным: |
||||||
р0= |
90 бар; Г 0 = |
808° К; р 2 = 0,04 бар и п = |
3000 |
об/мин. |
|
|||||
|
Принимаем |
и = |
330 |
м/с; С в = 2,5%; |
» = |
2,8; |
т]о г |
= |
0,82; |
% = 0,99; % = |
= |
0,98. Из i—s-диаграммы |
находим На= |
1429 к Д ж / к г |
и v2= |
31,0 м 3 /кг. |
|||||
|
Предельная мощность турбины по (1-109) |
|
|
|
|
|||||
N3. |
51250 • 3302 Т/0,025 • 1429 • 1429 • 0,82 • 0,99 |
• 0,98 |
||||||||
п р = |
|
|
г - — г т т т : — г — : |
|
|
|
|
ъ 48000 кВт. |
||
|
|
|
|
2,8 • 30002 • 31,0 |
|
|
|
|
|
53
Рис. 1-25. |
Способы канализации |
пара в последних ступенях конденсационных турбин: |
||||
а) двухпоточный с подводом |
пара в |
центральной |
части |
цилиндра |
низкого давления ( Ц Н Д ) ; б) |
двухпоточный в части нижнего давления |
1 Ч Н Д ) ; а) однопоточный со ступенью |
Баумана; г) |
трехпоточный; д) |
двухпоточный с двухъярусными |
ступенями |
В СССР построены однопоточные турбины мощностью 50 ООО кВт при п = 3000 об/мин. Это достигнуто за счет применения пара высоко
го давления |
р0 та 90 бар и t0 |
= 535° С, отборов пара из промежуточ |
|||
ных ступеней для подогрева |
питательной воды, окружной |
скорости |
|||
на |
средней |
окружности лопаток и — 314 м/с |
(при диаметре |
ступени |
|
dz |
= 2 м) и несколько увеличенных выходных |
потерь 1ВН0. |
|
||
|
На рис. 1-25 показаны принципиальные схемы канализации пара |
в последних ступенях конденсационных турбин, применяемые для по вышения их единичных мощностей. Из рисунков следует, что повы шение мощности турбины можно осуществить различными спосо бами.
В случае применения двухъярусной ступени через верхний ярус проходит обычно 304-40% всего пара в конденсатор. Таким образом, на лопатках верхнего яруса имеет место перепад от давления перед ступенью до давления в конденсаторе. Через нижний ярус ступени проходит оставшаяся часть пара. На лопатках нижнего яруса сраба тывается лишь частичное теплопадение, так как основная часть пере пада тепла срабатывается в последней ступени турбины. Различные теплоперепады в соплах и на рабочих лопатках ступени обусловлива ются тем, что профили лопаток верхнего и нижнего яруса различны.
Современные конденсационные турбины большой мощности строят, как правило, с частичными отборами пара из промежуточных ступе ней для подогрева питательной воды, причем общее количество отби раемого пара достигает 304-35 % всего подводимого к турбине свежего пара. Поэтому с применением отборов пара из турбины предельная мощность ее возрастает.
§ 1-18. Турбины с отбором пара для регенерации
Для повышения экономичности паротурбинных установок приме няются регенеративные подогревы питательной воды. Организация отборов пара на регенерацию питательной воды оказывает влияние на конструкцию паровой турбины и размеры ее проточной части. Приме нение регенеративного подогрева питательной воды повышает к.п.д. цикла паротурбинной установки (ПТУ). В современных паровых турбинах высокого давления предусматривается несколько (до 5-4-7) отборов пара из промежуточных ступеней. В турбинах сверхвысокого и сверхкритического давлений число таких отборов достигает 84-9. Пар, отбираемый из промежуточных ступеней турбины, поступает обычно в подогреватели, где конденсируется и отдает свое тепло на подогрев питательной воды. В турбинах среднего давления число отборов составляет 24-4.
Рассмотрим принципиальную тепловую схему турбинной уста новки с пятью отборами пара (рис. 1-26). Пар в количестве D]OT, D]0\,
D O T , •-• из первого, второго, третьего и т. д. отборов отводится в подо греватели № 1, 2, 3 и т. д. Таким образом, расход пара по ступеням турбины будет различным: через ступени до первого отбора он будет равен D 0 , от первого до второго отбора Dj = D0 — D o x , от второго
55
до третьего отбора D2 = Di— DOT, от третьего до четвертого отбо
ра D3 = D2—DoTl и т. д.
Мощность турбины и параметры свежего пара при ее расчете и проектировании всегда известны. Давление отработавшего пара уста-
Изкотпи: Р„, Тв,10
Рис. 1-26. Принципиальная тепловая схема турбоустановки:
№ 1. № 2 и № 3 — подогреватели низкого давления (ПНД); № 4 и № 5 — подогреватели высокого давле ния (ПВД)
навливается заводом на основании его опыта и требований по эконо мичности к турбине в соответствии с температурой охлаждающей воды, поступающей в конденсатор.
Расход свежего пара через турбину
3600 |
N3 |
|
|
Dn |
|
|
|
3600ЛГЭ |
(1-110) |
||
+ (1 — Oi—а2 —а3 —а4 ) ftV-f (1 — at |
— а2 — а3 — а4 — а6 ) ft/1 т)„ ir)r ' |
||
|
56
«I |
«II |
|
« Ш |
,1V |
«V |
«VI |
|
|
||
где hi, |
ht |
, |
hi |
, |
hi , hi и hi |
— полезно использованные тепловые пере |
||||
пады |
тепла, |
полученные |
для отсеков турбины (рис. |
1-27); |
||||||
£>оХ = |
Ч |
Ц>; |
|
= |
а2 |
D0 ; |
D ш |
а зА>; Dor=aiDo |
и D„ = *6D0. |
|
При расчете |
турбины |
зна |
|
|
||||||
чения |
<ц, |
(i2, |
а3 , |
а4 и |
аз и |
|
|
|||
давления |
|
в |
отборах рёт, р о т i |
|
|
Рот'. Рот и рот принимаются из предварительного расчета схемы регенерации. Значе ния к.п.д. по отсекам турбины предварительно оцениваются, т]м принимается по графику рис. 1-20 и т}г — по графику рис. 1-28.
В результате окончатель ного теплового расчета тур бины уточняются все вели
чины D0, D01, a, ht и hoi и
определяется действительная мощность:
Рис. 1-27. Тепловой процесс турбины в i—s-диаграмме
N3 = { D 0 [ / l | + ( l - a 1 ) M I |
+ ( l - a i - a 2 ) h l U + ( l _ a i - a 2 |
- a , ) ftjv+ |
+ (1 — ax — a2 — a3 |
— a4) ftY + (1 — a4 — a2 — a3 — a4 |
— |
- а ^ У ' К ^ / З б О О . |
(1-111) |
Рис. 1-28. К. п. д. турбогенератора в зависимости от мощности
57
Разница между заданной и полученной из (1-111) мощностью обыч но получается небольшой.
§ 1-19. Особенности профилирования длинных лопаток
Методика теплового расчета турбинных ступеней и примеры, ра зобранные ниже, базировались на средних диаметрах dcp без учета изменения окружных скоростей по высоте рабочих лопаток. В этих расчетах при постоянных углах наклона по высоте сопел и скоростях
рабочего потока ct относительная |
скорость потока wu |
поступающего |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
на рабочие лопатки, |
и |
его |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
направление |3{ |
на среднем |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
диаметре |
ступени |
|
имеют |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
вполне |
определенные |
зна |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
чения, |
которые |
|
можно |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
найти |
из |
треугольников |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
скоростей. |
|
В действитель |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
ности |
по |
высоте |
рабочих |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
лопаток |
изменяются: |
ок |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
ружная скорость их, отно |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
сительная |
скорость потока |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
wx |
и |
угол |
потока |
при |
||||
|
|
|
|
|
|
|
входе |
на |
рабочие |
лопатки |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|3Ж. Таким образом, профи |
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
лирование |
|
рабочих |
лопа |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
ток |
турбинной |
ступени с |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
постоянным |
углом |
|
|3i |
по |
||||
|
|
|
|
|
|
|
их |
высоте |
обеспечивает |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
безударное |
поступление |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
рабочего потока |
на |
лопат |
||||||
Рис . |
1-29. |
Схема диска |
с лопатками |
послед |
ки только по среднему диа |
||||||||||
ней |
турбинной ступени |
и треугольники ско |
метру. От среднего |
диамет |
|||||||||||
ростей для |
трех |
сечений |
по высоте лопаток |
ра к корню лопаток и к их |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
вершинам |
|
углы |
|
набега |
||||
|
|
|
|
|
|
|
ния |
рабочего |
потока |
на |
|||||
лопатки будут |
отличаться от |
расчетного |
04 |
по |
среднему |
диаметру. |
|||||||||
На |
рис. |
1-29, |
а показаны |
схема диска |
турбинной |
ступени |
и |
тре |
угольники скоростей на входе на рабочие лопатки ступени (рис. 1-29,6) и для основных сечений по высоте рабочих лопаток на выходе: у вер шины (рис. 1-29, в) и у корня (рис. 1-29, г). Из треугольников скорос
тей следует, что у корня рабочих лопаток угол |
потока 01 к |
< 0с р , у |
|
вершин Pie > |
Р с Р . С увеличением высот лопаток |
/2 и уменьшением от |
|
ношения d c p // 2 |
разница между углами р 1 с р — (3 1 к |
и (31в — p J c p |
возраста |
ет. Для сравнительно небольших высот рабочих лопаток, спроектиро ванных с постоянным по высоте профилем, при больших относитель
ных величинах dcP/l2 > 10-=- |
12 углы атаки парового потока |
на рабо |
чие лопатки относительно |
невелики. При этих условиях |
тепловые |
потери на лопатках от ударного входа потока и ухудшения обтекания их профилей повышаются незначительно. К.п.д. ступени по сравне-
нию с его расчетным значением на среднем диаметре мало снижается. Применение постоянных профилей по высоте для длинных лопаток приводит к значительному увеличению тепловых потерь и соответст вующему снижению к.п.д. ступени. При больших объемных расходах рабочего пара через турбинные ступени получаются большие высоты рабочих лопаток и малые отношения dcV/l2, что характерно для лопа ток последних ступеней конденсационных паровых турбин. Таким образом, если длинная лопатка спроектирована без учета изменения окружной скорости по ее высоте, т. е. с постоянным по высоте профи лем, то действительный к.п.д. на венце лопаток такой ступени окажет ся значительно ниже его расчетного значения на среднем диаметре.
Турбостроительные заводы для обеспечения высоких |
значений |
к.п.д. турбин применяют закрученные (винтовые) профили |
рабочих |
лопаток с переменными по высоте углами (34 при отношениях d c P // 2 ^
104-12. Оптимальные углы |3io n T для каждого сечения рабочих лопаток по высоте определяются из треугольников скоростей. Для отношений d o p / / 2 > 124-14, как правило, применяются профили с по стоянными углами Pi и постоянным или переменным поперечным сечением по высоте лопаток. Закрученные профили выполняются обычно с уменьшающимся сечением по высоте лопаток, что позволяет разгрузить их корневые сечения от высоких напряжений, возникаю щих от центробежных сил.
В инженерной практике расчета закрутки лопаток применяются различные методы. Расчет закрутки лопаток методом постоянной циркуляции является наиболее распространенным. Впервые этот метод был разработан академиком Н. Е. Жуковским для профилиро вания воздушных в штов и лопаток вентиляторов. Впоследствии при менительно к расчету закрутки длинных лопаток паровых турбин этот метод был применен профессором В. В. Уваровым [2]. В основу метода постоянной циркуляции положены соотношения:
ciar |
— const—для сопловой решетки, |
|
(1-112) |
||
c2ur |
= const—для рабочей решетки, |
|
(1-112') |
||
где с1 ц , с2и— проекции абсолютных скоростей с% |
и с2 пара на направле |
||||
ние вращения лопаток (на окружную скорость |
и); |
г — радиусы соп |
|||
ловой |
и |
рабочей решеток со стороны выхода |
пара, изменяющиеся |
||
по их высоте от корневого сечения до вершин. |
|
условия cia г = |
|||
Закон постоянства циркуляции кроме основного |
|||||
= const |
требует дополнительных условий: |
|
|
||
cl2 |
= |
const — для сопловой |
решетки, |
|
(1-113) |
c2l |
= |
const—для рабочей |
решетки, |
|
(1-113') |
где cia, с2% — проекции абсолютных скоростей с4 и с2 на ось турбиныУсловие (1-113) следует дополнить еще тем, что осевые составляю щие абсолютных скоростей с4 и с2 по высоте лопаток в зазорах между решетками при входе в сопла и на рабочие лопатки, а также и за ра бочими лопатками не изменяются, т. е. поля скоростей в осевых зазо-
59