Паровая турбина типа К-26-3,0 (стр. 6 из 12)

Характерным для формирования проточной части является закон изменения средних диаметров нерегулируемых ступеней, при этом на 1/3 длины ротора, занятой ступенями высокого давления, они практически постоянные; на второй трети, занятой ступенями среднего давления , - увеличиваются примерно на (d_(z)-d₍₁₎)/3; в ступенях низкого давления диаметры увеличиваются приблизительно ещё на

(d_(z)-d₍₁₎). Для выполнения дальнейших предварительных расчётов ступеней давления принятый закон изменения средних диаметров ступеней вдоль проточной части проектируемой турбины наносится на отдельной диаграмме, где по оси абсцисс откладываются в некотором масштабе длина ротора между крайними нерегулируемыми ступенями.

Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров x и h₀ вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x от первой до последней ступени плавно изменяющимся. При этом на половине длины ротора он практически не изменяется x=const.

Строим кривые d и x (рис. 4).

Располагаемый перепад энтальпий промежуточных ступеней давления с учётом коэффициента использования выходной кинетической энергии можно вычислить по формуле

где К₀ – коэффициент (для первой ступени К₀=1, для промежуточных ступеней К₀=0,92…0,96) [1]. Принимаем К₀=0,94.

По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z=13, а также для 11 промежуточных точек, подставляя значения d и x из графиков.

h₀₍₁₎ = 0,5∙1∙3,14²∙50²∙1,06²/0,466² = 63,8 кДж/кг;

h_0(z) = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,526²/0,62² = 70,18 кДж/кг;

h₀₍₂₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,06²/0,4724² = 58,39 кДж/кг;

h₀₍₃₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,06²/0,4768² = 57,32 кДж/кг;

h₀₍₄₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,0772²/0,4812² = 58,11 кДж/кг;

h₀₍₅₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,1²/0,4855² = 59,53 кДж/кг;

h₀₍₆₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,1317²/0,4899² = 61,88 кДж/кг;

h₀₍₇₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,1691²/0,4943² = 64,87 кДж/кг;

h₀₍₈₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,2091²/0,5024² = 67,17 кДж/кг;

h₀₍₉₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,2595²/0,5198² = 68,09 кДж/кг;

h₀₍₁₀₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,3213²/0,536² = 70,47 кДж/кг;

h₀₍₁₁₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,4059²/0,56² = 73,01 кДж/кг;

h₀₍₁₂₎ = 0,5∙0,94∙3,14²∙50²∙1,4843²/0,587² = 74,07 кДж/кг.

Полученные теплоперепады наносим на диаграмму, соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в

нерегулируемых ступенях вдоль проточной части. (рис. 4).

2.4.1. Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними

Число нерегулируемых ступеней давления и распределение теплового перепада между ними проводится графо–аналитическим методом. При этом определяется осредненный по проточной части тепловой перепад h_0(ср).

Для этого, используя ранее найденные h_0(i) (рис. 4.) ,определяем h_0ср

Число ступеней

, не учитывающее явление возврата теплоты

Изоэнтропийный перепад энтальпий в нерегулируемых ступенях

Получим

Округляем

до ближайшего большего, =15.

Коэффициент возврата тепла определяется по формуле

где

- коэффициент. Процесс переходит из области перегретого пара в область влажного пара. Следовательно, ;

=0,858 (из РППВ);

Z – общее число ступеней турбины, Z=z+1=15+1=16. Т.о.

Изоэнтропийный перепад энтальпий в нерегулируемых ступенях с учетом явления возврата теплоты

Число нерегулируемых ступеней давления

Округляем полученное число до ближайшего целого. Получим z=16.

Найдем характеристический коэффициент турбины, который дает ориентировочную оценку влияния числа ступеней на КПД турбины

Разобьем отрезок L (рис. 4) на 15 равных частей, т.е. получим 16 точек (16 ступеней). Для каждой ступени по кривым на рис. 4 определим d, x, h_0(i). Полученные результаты занесем в таблицу 3.

Окружная скорость на среднем диаметре для каждой ступени определяется по формуле

и заносится в таблицу 3.

u₍₁₎=pd₍₁₎n_с=3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u₍₂₎=pd₍₂₎n_с=3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u₍₃₎=pd₍₃₎n_с=3,14∙1,06∙50=166,5 м/с;

u₍₄₎=pd₍₄₎n_с=3,14∙1,065∙50=167,3 м/с;

u₍₅₎=pd₍₅₎n_с=3,14∙1,0818∙50=169,93 м/с;

u₍₆₎=pd₍₆₎n_с=3,14∙1,1002∙50=172,82 м/с;

u₍₇₎=pd₍₇₎n_с=3,14∙1,1242∙50=176,59 м/с;

u₍₈₎=pd₍₈₎n_с=3,14∙1,1548∙50=181,4 м/с;

u₍₉₎=pd₍₉₎n_с=3,14∙1,1838∙50=185,95 м/с;

u₍₁₀₎=pd₍₁₀₎n_с=3,14∙1,2183∙50=191,37 м/с;

u₍₁₁₎=pd₍₁₁₎n_с=3,14∙1,2595∙50=197,84 м/с;

u₍₁₂₎=pd₍₁₂₎n_с=3,14∙1,3075∙50=205,38 м/с;

u₍₁₃₎=pd₍₁₃₎n_с=3,14∙1,3705∙50=215,28 м/с;

u₍₁₄₎=pd₍₁₄₎n_с=3,14∙1,4409∙50=226,34 м/с.

u₍₁₅₎=pd₍₁₅₎n_с=3,14∙1,4951∙50=234,85 м/с;

u₍₁₆₎=pd₍₁₆₎n_с=3,14∙1,526∙50=239,7 м/с.

Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины h_oe с помощью графика h_oe=f(X) [1]. В результате получаем h_oe=0,853.

Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад регулирующей ступени, сравниваю с величиной Н₀∙(1+a), и определяю разность

Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней

Определяем ориентировочные теплоперепады

Полученные параметры заносим в таблицу 3.

Таблица 3

Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины

Номер ступени z	Параметры ступеней
	Средний диаметр ступени d(i), м	Окружная скорость u(i), м/с	Предваритель-ный тепло-перепад , кДж/кг	Ориентировочн. теплоперепад , кДж/кг	Характерис-тическое число, x
1	1,06	166,5	63,8	65,57	0,466
2	1,06	166,5	59,04	60,81	0,472
3	1,06	166,5	57,45	59,22	0,475
4	1,065	167,3	57,47	59,24	0,479
5	1,0818	169,93	58,34	60,11	0,482
6	1,1002	172,82	59,53	61,3	0,486
7	1,1242	176,59	61,35	63,1	0,489
8	1,1548	181,4	63,69	65,46	0,493
9	1,1838	185,95	65,83	67,6	0,496
10	1,2183	191,37	67,63	69,4	0,505
11	1,2595	197,84	69,52	71,29	0,52
12	1,3075	205,38	71,11	72,88	0,533
13	1,3705	215,28	72,5	74,27	0,551
14	1,4409	226,34	73,3	75,07	0,569
15	1,4951	234,85	73,08	74,85	0,591
16	1,526	239,7	71,25	73,02	0,62

В процессе последующего детального расчета ступеней давления параметры

, d_(i), x можно изменять в разумных пределах для обеспечения плавности проточной части (ПЧ).