Файл: Нигматулин И.Н. Тепловые двигатели учеб. пособие.pdf

Из треугольника скоростей (см. рис. 1-31) получаем

w1B= 101,5 м/с и |31 в = 68°.

Энергия торможения перед рабочими лопатками

что реактивность на рабочих лопатках интенсивно возрастает от кор­

ботать более экономичные профили для сопловых и рабочих лопаток. На основе этих расчетов изготовляются плоские решетки для различ­ ных сечений по высоте и экспериментально исследуются на газодина­ мических стендах. В последние годы витые лопатки исследуются и на вращающихся экспериментальных моделях для определения их опти­ мальной экономичности. Экспериментальные исследования позволяют

64

разработать высокоэкономичные профили лопаток, обеспечивающие более простую и дешевую технологию их изготовления.

Глава 1-5.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ТУРБИНЫ

§ 1-20. Основные данные для проектирования турбины

Разработка проекта турбины производится на основании расчет­ ных данных. К числу заданных величин обычно относятся номиналь­ ная электрическая мощность турбины NS.H, давление и температура свежего пара ра и Т0 и давление отработавшего пара за турбиной р2к- При наличии промежуточного перегрева пара известна также темпе­

схема турбоустановки; выбирается давление пара, поступающего в промежуточный пароперегреватель; давления пара в деаэраторе и ре­

средней и большой мощности в СССР принимаются п = 3000 об/мин.

В паротурбинном блоке котел — турбина единичной мощностью 300 000 кВт и более в качестве привода питательного насоса применя­ ется паровая турбина с противодавлением или конденсационная. Из регенеративной системы главной турбины пар поступает в турбину с противодавлением, а по выходе из нее направляется в нижнюю точку регенеративной системы и в ЦН Д главной турбины. В конденсацион­ ную турбину привода питательного насоса пар поступает также из регенеративной системы главной турбины, но с более низким давле­ нием, а отработавший пар из нее направляется в свой конденсатор.

При проектировании паровых турбин различают номинальную и экономическую мощности. Номинальной мощностью турбины назы­ вается такая мощность, которую развивает турбина неограниченное время не только при расчетных параметрах, но и при сниженных па­ раметрах свежего пара и повышенном давлении отработавшего пара. Отклонение параметров пара, при которых турбина развивает номи­ нальную мощность, предусматривается в технических условиях на по­

предназначенные работать с максимальной нагрузкой, т. е. базовые турбины большой мощности и высокого давления, имеют экономиче­ скую мощность в пределах 0,9-=-1,0 от номинальной. Турбины средней мощности и средних параметров имеют экономическую мощность в пределах 0,854-0,90 от номинальной.

При проектировании высокоэкономичных турбин давление отрабо­ тавшего пара принимают в пределах 0,034-0,04 бар. Наиболее часто, однако, принимают р2к = 0,034 бар. Менее экономичные турбины проектируются при р2к = 0,0454-0,055 бар. В современных мощных многоступенчатых турбинах, как правило, применяются одновенечные регулирующие ступени с небольшой степенью парциальное™ и достаточно высокими лопатками, что обеспечивает их относительно высокие к.п.д. В турбинах малой и средней мощности из-за малых удельных расходов пара приходится применять двухвенечные регу­ лирующие ступени с несколько меньшим к.п.д. В конденсационных турбинах современного типа, работающих с глубоким вакуумом, в связи с большими удельными объемами пара в последней ступени приходится применять предельно допустимые размеры лопаток по условиям их прочности. Поэтому при выполнении теплового расчета многоступенчатой турбины прежде всего делают предварительный расчет первой (регулирующей), второй и последней ступеней. Только после соответствующего выбора основных размеров первой, второй и последней ступеней переходят к определению числа ступеней турбины и к детальному тепловому расчету всех ступеней.

ры первой ступени следует подбирать с таким расчетом, чтобы / > 10 и е > 0,2 для турбин малой мощности. В современных турбинах боль­ шой мощности принимают / > 304-40 мм и е > 0,64-0,7.

Выходное сечение сопел определяется из условия неразрывности

66

Решая это уравнение относительно диаметра, получаем

У(р У1 — р тс'8 In sin OjE

Величины х, ф, р , /, а ь е, входящие в (1-126), оцениваются в за­ висимости от конструкции регулирующей ступени. Приняв числен­ ные значения для указанных величин, замечаем, что в (1-126) остаются неизвестными d и v±. Таким образом, это уравнение можно решить только методом подбора d с последующим определением vt и провер­ кой правильности выбранного d. Для решения этого уравнения в пер­

Откладывая на t—s-диаграмме h0i и hc, находим состояние пара за соплами и соответственно vt. Подставляя и4 в (1-126), определяем d. Если полученное из уравнения d не будет равно предварительно при­ нятому, то нужно принять снова значение d и сделать расчет во втором приближении. После определения d находим тепловые перепады на ступени:

Таким образом, получены все необходимые данные для выполнения детального теплового расчета ступени.

Предварительный расчет второй ступени. В турбинах с большим расходом пара парциальный впуск осуществляется только для регу­ лирующей ступени; в турбинах небольшой мощности с малыми расхо­ дами пара — иногда и для нескольких первых ступеней давления. В таком случае для расчета второй ступени принимают минимальную высоту сопла / = 10-И5 мм и е = 1 и определяют диаметр по (1-126)

и большой мощностей е = 1; высоту сопел следует выбирать не менее 15-f-20 мм и более в зависимости от желаемого диаметра и числа ступе­ ней турбины.

Для определения состояния пара перед соплами второй ступени рекомендуется выполнить детальный расчет первой ступени, исполь­ зуя данные, приведенные в гл. 1-2 и 1-3.

Предварительный расчет последней ступени конденсационной турбины. Применяя для выходного сечения каналов рабочих лопа-

68

ток последней ступени уравнение неразрывности струи, можем за­ писать

полностью теряется. Чем больше скорость с2, тем больше потери от выходной скорости и тем ниже к.п.д.

В конденсационных турбинах потери с выходной скоростью в

Для конденсационных турбин малой и средней мощности стремят­

= 90°. Следовательно, для предварительного определения d в (1-136) можно принять sin a2 = 1.

В настоящее время многие турбостроительные заводы для турбин большой мощности допускают окружные скорости по среднему диа­

69