Тепловой расчёт проточной части турбины типа К-17-3,8

Размещено на http://www.allbest.ru//

Введение

Современная паротурбинная установка представляет собой сложный комплекс агрегатов, взаимно связанных технологическим процессом выработки тепловой и электрической энергии (или механической). Одним из эффективных средств повышения экономичности ПТУ является регенеративный подогрев питательной воды потоками пара, частично отработавшими в турбине и отбираемыми из ее проточной части в подогреватели (теплообменники). При таком способе преобразования энергии отводимый на подогрев пар совершает работу в турбине без потерь тепла в конденсаторе (холодном источнике), но с использованием его в цикле для повышения энтальпии питательной воды. Вследствие этого удельный расход топлива на выработку электроэнергии существенно снижается. Экономия топлива от применения регенерации при определенных условиях достигает 10%. В силу этого все современные ПТУ средней и большой мощности выполняются с регенеративным подогревом питательной воды, хотя при этом они становятся сложнее и дороже.

Экономия от регенерации возрастает с увеличением числа подогревателей. Однако прирост экономии замедляется по мере увеличения числа подогревателей.

Как показывают исследования, при заданном числе подогревателей и равном количестве протекающей через них питательной воды, наибольшая экономия получается в случае приблизительно одинаковой величины подогрева во всех основных подогревателях.

Формирование проточной части представляет собой один из основных этапов проектирования многоступенчатой паровой турбины и является сложной технико-экономической задачей. При проектировании проточной части требуется спроектировать ее так, чтобы располагаемый перепад энергий был преобразован в механическую работу с максимальным коэффициентом полезного действия; чтобы турбина была надежной и долговечной, конструкция ее простой и технологичной, дешевой и малогабаритной.

В данном курсовом проекте произведён тепловой расчёт проточной части турбины типа К-17-3,8, а также разработаны продольный и поперечный разрезы рассчитываемой турбины.



1. Описание конструкции турбины К-17-3,8

Паровая турбина типа К-17-3,8 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 17 МВт. Частота вращения ротора совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 об/с.

Роторы турбины и генератора соединены между собой посредством упругой муфты.

Турбина одноцилиндровая и одновальная. Проточная часть включает двухвенечную ступень скорости, используемую в качестве регулирующей, а также 15 ступеней давления.

Корпус турбины литой. В паровой коробке запрессованы седла клапанов, внутри коробки на поперечной траверсе подвешены четыре регулирующих клапана. Паровая и сопловая коробки составляют одно целое. Коробка крепится фланцем к верхней половине корпуса.

Все диски насадные и набираются на роторе с двух сторон.

Концевые и периферийные уплотнения выполнены в виде гребешков, закрепленных в корпусе.

Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части при помощи специального устройства, которое исключает возможность опрокидывания корпуса подшипника, так как оно располагается вблизи его опорной плоскости. Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем. На крышке заднего подшипника установлено валоповоротное устройство.

Регулирование гидравлическое. Колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце вала турбины.

Отборы пара на РППВ предусмотрены за 5, 8,11 и 14 ступенями.

Все рабочие лопатки имеют бандаж, кроме лопаток последних двух дисков. Диски попарно фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами, вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.

2. Основные характеристики турбины

2.1Расчетный режим работы турбины

Расчётный режим работы турбины -- один из основных факторов, определяющих размеры проточной части турбины и характеризующийся максимальнымк.п.д. преобразования энергии. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ, то есть такой режим, при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.

На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме, которая называется расчетной или экономической, принимается равной:

Nэ= (0,8…0,9) Nном;

Nэ=0,85*17000=14450 кВт.

2.2 Частота вращения ротора турбины

Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n=3000 об/мин; (nc=50 с-1).

Роторы турбины и генератора мощностью Nном> 4 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую частоту вращения, что и ротор генератора.

2.3 Способ регулирования

В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая ею мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных или изменяющихся начальных и конечных параметрах пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом, чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.

Выбираем сопловое регулирование так, как проектируемая турбина работает с большими колебаниями нагрузки:при малых расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании. Весь поток пара отдельными частями протекает через регулирующие клапаны, каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел.



3. Регулирующая ступень

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени

Регулирующая ступень характеризуется тем, что подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не регулируется при изменении нагрузки турбины.

В качестве регулирующей ступени паровой турбины может использоваться одновенечная ступень давления (ступень Рато) или двухвенечная ступень скорости (ступень Кертиса). При заданных начальных давлении и температуре и конечном давлении пара за турбиной , и, следовательно, располагаемом перепаде энтальпий , рекомендуется применять в качестве регулирующей ступени в турбинах небольшой и средней мощности двухвенечную ступень Кертиса. Эта рекомендация обусловлена следующим: так как в ступени скорости срабатываемый перепад энтальпий больше, чем в ступени давления, то в камере регулирующей ступени скорости устанавливается более низкое давление, плотность и температура пара.

3.1 Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости

В турбиностроении, наряду с другими типами ступеней, широко распространены двухвенечные ступени скорости типа КС-А и КС-Б.

Ступень КС-А характеризуется простой конструкцией проточной части с цилиндрическими обводами межлопаточных каналов и без радиальных уплотнений. Это определило применение ступеней типа КС-А в основном для турбин небольшой мощности (до 12000 кВт).

По сравнению со ступенями типа КС-А ступени типа КС-Б имеют проточную часть более сложной конструкции: периферийные и корневые обводы проточной части выполняются коническими, осевые и радиальные зазоры между ротором и статором уплотнены развитой системой осевых и радиальных уплотнений.

Ступени типа КС-Б обладают более высоким КПД, незначительно изменяющимся при переменных режимах работы, в сравнении со ступенями типа КС-А, но их стоимость более высокая и они сложны в изгтовлении. Поэтому применение ступеней типа КС-Б предпочтительно для турбин мощностью более 12000 кВт.

Применяем для нашей турбины ступень типа КС-Б, которая имеет проточную часть более сложной конструкции, чем группа КС-А. Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС - Б представлены в табл. 1.

Таблица 1 - Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС-Б

Параметр	Тип ступени
	КС - B
Угол выхода сопловых лопаток б11, град.	17о30|
Угол входа рабочих лопаток I венца в11, град.	25о
Угол выхода рабочих лопаток I венца в21, град.	20о
Угол входа направляющих лопаток б21, град.	30о
Угол выхода направляющих лопаток б12, град.	26о
Угол входа рабочих лопаток II венца в12, град.	50о
Угол выхода рабочих лопаток II венца в22, град.	35о
Отношение площадей проходных сечений: а) I рабочего венца и сопел f21/f11 б)направляющего аппарата и сопел f12/f11 в) II рабочего венца и сопел f22/f11	1,51 2,5 4,16
Отношение высот (длин) лопаток: а) I рабочего венца и сопел а=l21/l11 б)направляющего аппарата и I рабочего венца в= l12/l21 в) II рабочего венца и направляющего аппарата с= l22/l12	1,19 1,29 1,29
Осевая ширина профиля лопаток: а) сопел В11, мм б) I рабочего венца В21,мм в)направляющего аппарата В12,мм г) II рабочего венца В22,мм	50 40 33 40
Шаг лопаточной решетки: а) сопел t11, мм б) I рабочего венца t21,мм в)направляющего аппарата t12,мм г) II рабочего венца t22,мм	38,9 21,1 16,8 20,5

3.2 Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости

Расход пара (из расчета тепловой схемы) GI=16,101.

Частота вращения ротора турбины n=50 c-1.

Параметры пара перед соплами:

а) давление Рo'=3,8*0,95=3,61 МПа;

б) температура Т0=723K;

в) энтальпия i0=3333,403 кДж/кг.

Тип ступени - двухвенечная КС-Б.

Отношение скоростей x=u/c0=0,25.

Средний диаметр d=1,1 м.

Окружная скорость u=dn=3,14*1,1*50=172,7 м/с.

Условная скорость С0=u/x=172,7/0,25=690,8 м/с.

Изоэнтропийный перепад энтальпий

h0I =C02/2=690,82/2=238,6кДж/кг.

Параметры пара за ступенью (по h0I в i,S - диаграмме):

а) давление P2I = 1,603 МПа;

б) Удельный объем V2t=0,167 м3/кг.

Отношение давлений:

а) П= P2I / P0'=1,603/3,61=0,444;

б) Пкр=Ркр/Р0'=2/(к+1)к/(к-1)=(2/(1,3+1))1,3/(1,3-1)=0,546.

Давление пара в критическом сечении:

Ркр=Пкр*Р0'=0,546*3,61=1,971 МПа.

Критический тепловой перепад hкр=182,45 кДж/кг (по i,S-диаграмме).

Удельный объем пара в критическом сечении

Vкр=0,142 м3/кг(по i,S-диаграмме).

Скорость пара в критическом сечении

Скр===603,197 м/с.

Площадь проходных сечений

f11=GIVкр1 /0,97Cкр= =16,101*0,142/0,97*603,197=3,9076*10-3 м2.

Синус угла sin11=sin17,5о=0,301.

Произведение

*l11=f11/*d1*sin11=3,9076*10-3/3,14*1,1*0,301=3,7566*10-3 м.

Путем компьютерного моделирования выбираем оптимальную степень парциальности. (см. табл. 2). Степень парциальности принимаем = 0,209.

Таблица 2 - Выбор оптимального значения степени парциальности

	Параметр	Единица измерения	Числовое значение
1	Расход пара G1	кг/с	16,101
2	Частота вращения ротора nс	с-1	50
3	Параметры перед соплами
	а) давление р0'	МПа	3,61
	б) температура t0' (по i,S-диаграмме)	0С	448,338
	в) энтальпия i0 (по i,S-диаграмме)	кДж/кг	3333,403
4	Тип ступени		КС-Б
5	Отношение скоростей x=u/C0	-	0,25
6	Средний диаметр d	м	1,1
7	Окружная скорость u=?dnc	м/с	172,7
8	Условная скорость С0=u/x	м/с	690.8
9	Изоэнтропийный перепад энтальпий в ступени h0l=C02/2	кДж/кг	238.6
10	Параметры пара за ступенью (по h0l в i,S-диаграмме)
	а) давление р2l	МПа	1,6030
	б) удельный объём v2t	м3/кг	0,167
11	Отношение давлений:
	а) П=р2l/р0'	-	0,444
	б) Пкр=ркрl/р0'=2/(к+1)к/(к-1)	-	0,546
12	Давление пара в критическом сечении ркрl=Пкр*р0'	МПа	1,971
13	Критический тепловой перепад hкрl (по i,S-диаграмме)	кДж/кг	182,45
14	Удельный объём пара в критическом сечении vkpl(по i-S)	м3/кг	0,142
15	Скорость пара в критическом сеченииСкр=	м/с	603,2
16	Площадь проходных сечений:
	а) при П>0,5	м2	-
	б) f11=G1*vкрl/0,97*Ckp при П<0,5	м2	3,9076*10-3
17	Синус угла sinб11	-	0,3007058
18	Произведение	м	3,7566*10-3

Рисунок 1 - График зависимости регулирующей ступени

20. Высота лопаток:

а) сопел l11=l11*103/ =3,7566*10-3*103/0,209=18 мм;

б) I рабочего венца l21=a*l11=1,19*18=21,42мм;

в) направляющего аппарата l12=b*l21=1,29*21,42=27,63 мм;

г) II рабочего венца l22=с*l12=1,29*24,56=35,643 мм,

где коэффициенты a, b и c берутся из табл.1.

21. Окружной К.П.Д. ступени по опытным данным u =0,735(по рис. 11) [1].

Поправочный коэффициент на средний диаметр Кd=1,0(по рис. 12) [1].

23. Поправочный коэффициент на толщину выходной кромки профиля сопловой лопатки Кs=0,994 (по рис. 13) [1].

Поправочный коэффициент на высоту лопатки Кl=0,980 (по рис. 14) [1].

25.Окружной К.П.Д. ступени с учетом поправок

u'=u Кd Кs Кl=0,735*1,0*0,994*0,980=0,716.

26.Окружной тепловой перепад в ступени

hu'=hou'=238,6*0,716=170,838 кДж/кг.

27. Осевая ширина профиля лопаток:

а) сопел В11=50мм;

б) I рабочего венца В21=40мм;

в) направляющего аппарата В12=33мм;

г) II рабочего венца В22=40мм.

28. Коэффициент С=(750B-2,5)*100=(750*0,04-2,5)*100=2750, где

В=(В21 +В12)/2=0,04 м.

29. Неактивная дуга, закрытая кожухом

к0,9(1-)=0,9*(1-0,209)=0,712.

30. Мощность, затрачиваемая на трение и вентиляцию:

31. Потери энергии на трение и вентиляцию

hтв=Nтв/GI=147,286/16,101=9,148 кДж/кг.

32. Потеря энергии на концах сегментов сопел

hсегм=0,11(B21l21+B22l22)x(hu'-hтв)zcc/f11=

=0,11*(0,04*0,0214+0,04*0,0356)*0,25(170,838-9,148)*1/3,9076* *10-3=2,594 кДж/кг.

33. Использованный внутренний тепловой перепад в ступени

hiI= hu'-hтв-hсегмл=170,838-9,148-2,594=159,096 кДж/к.

34. Относительный внутренний к.п.д. ступени

0i=hiI/h0I=159,096/238,6=0,667.

35. Внутренняя мощность

NiI=GIhiI=16,101*159,096=2561,605 кВт.

3.3 Выбор расчетного варианта регулирующей ступени

Определяем ориентировочную степень парциальности при максимальном расходе пара:

где Nэ и Nном - мощность турбины соответственно расчетная и номинальная;

2t и 2tном - удельный объем пара в конце процесса расширения на изоэнтропе и давлении в камере регулирующей ступени соответственно Р2I и Р2Iном при расчетной номинальной мощности турбины.

Давление в камере регулирующей ступени:



Р2Iном=P2INном/Nэ=1,603*17/14,450=1,886 МПа,

h0i и h0iном - изоэнтропийный перепад энтальпий от p0' соответственно до Р2I и Р2Iном.

Определяем число сопел регулирующей ступени:

Zсmax=dmax/t11=3,14*1,1*0,240/0,038922 сопел, где t11 - шаг сопловой решетки на среднем диаметре d регулирующей ступени;

Zсmax-округляется до ближайшего большего целого числа.

Число регулирующих клапанов с экономической точки зрения целесообразно брать возможно больше, хотя это усложняет конструкцию турбины. Принимаем для проектируемой турбины число регулирующих клапанов zрк=4.

3.4 Треугольники скоростей и потери энергии в решетках регулирующей ступени

Для двухвенечной ступени скорости вычисляются:

абсолютная скорость истечения пара из сопел

С11=0,982

относительная скорость входа пара в рабочие каналы первого венца

W11=

относительная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

W21=



абсолютная скорость выхода пара из рабочих каналов первого венца

C21=

- абсолютная скорость выхода пара из каналов направляющего аппарата

C12=

относительная скорость входа пара в рабочие каналы второго венца

W12=

относительная скорость выхода пара из рабочих каналов второго венца

W22=

абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса регулирующей ступени

C22=

Для двухвенечной ступени скорости определяются потери энергии в лопаточных решетках:

в сопловом аппарате

h11=(1/2-1)C211/2*103=(1/0,9822-1)*6342/2*103=7,44 кДж/кг;

в первом венце рабочих лопаток

h21=(1/12-1)W221/2*103=(1/0,862-1)*414,72/2*103=30,27 кДж/кг;

в направляющем аппарате

h12=(1/н2-1)С212/2*103=(1/0,8792-1)*258,22/2*103=9,81 кДж/кг;

во втором венце рабочих лопаток

h22=(1/22-1)W222/2*103=(1/0,8832-1)*196,1852/2*103=5,438 кДж/кг;

потеря энергии с выходной скоростью

hС22= C222/2*103= 113,1802/2*103= 6,405 кДж/к;.

окружной тепловой перепад ступени

hu=h0I-h11-h21-h12-h22-hC22=238,6-7,44 -30,27 - 9,81 -5,438 -6,405=179,237кДж/кг;

окружной к.п.д. ступени

u =hu/h0=179,237/238,6=0,751.



Сравним u с `u: = (u-`u)/ u*100%=(0,751-0,716)/0,751=4,7%.

В этих формулах обозначено:

,н,1,2 - коэффициенты скорости соответственно соплового и направляющего аппаратов, первого и второго венцов рабочих лопаток;

=1+н+2=0,02+0,04+0,05=0,11; н, 1, 2 - степень реактивности соответственно ступени, направляющего аппарата, первого и второго венцов рабочих лопаток;

11, 12, 21, 22 - эффективные углы выхода пара соответственно из соплового и направляющего аппарата, из первого и второго венцов рабочих лопаток для принятого типа ступени.

Для двухвенечных ступеней скорости можно принимать следующие значения коэффициентов скорости:

=0,982; 1=0,86;н=0,879; 2=0,883( см., например, рис. 15 и 16 [1]) и степени реактивности: 1=0,02; н=0,04; 2=0,05.

По результатам расчета строим треугольники скоростей регулирующей ступени (рис. 2) и тепловой процесс в i,s - диаграмме (рис. 3).

Рисунок 2 - Треугольники скоростей двухвенечной ступени скорости

(Масштаб 1мм -10м/с)

Рисунок 3 - Тепловой процесс регулирующей ступени



4.Нерегулируемые ступени

4.1Типы нерегулируемых ступеней

Нерегулируемые ступени современных конденсационных паровых турбин можно разделить на три группы: а) ступени высокого давления, работающие в области малых объемных расходов пара (в области повышенного давления); б) ступени среднего давления или промежуточные ступени, в которых объемы пара достаточно велики; в) ступени низкого давления, работающие, как правило, под вакуумом, где объемы пара достигают очень большой величины.

Это деление ступеней на группы является довольно условным, тем не менее, при расчетах и конструировании этих ступеней имеются особенности, которые надо учитывать, и это оправдывает такую их классификацию.

В современномпаротурбостроении активные и реактивные турбины средних и больших мощностей получили равное распространение. Только при малых мощностях, когда приходится выполнять турбины с парциальным подводом пара в ступенях высокого давления, реактивная конструкция оказалась непригодной. Для больших турбин, как с точки зрения эксплуатации, так и в отношении экономичности оба типа турбин практически равноценны. Если, с одной стороны, в реактивных ступенях условия обтекания рабочих решеток несравненно лучше, чем в активных, то, с другой стороны, к.п.д. реактивной ступени сильно зависит от утечек через внутренние зазоры ступени. Кроме того, в реактивной турбине обычно разгрузочный диск (поршень или думмис) большого диаметра, являющийся частью переднего уплотнения, и к.п.д. турбины снижается из-за увеличенных утечек через переднее уплотнение. Все это приводит в конечном итоге к примерно равной экономичности обоих турбин. Технология изготовления каждого из этих типов имеет свои особенности. В соответствии с типом турбин, которые получили распространение на том или ином заводе, применяется специализированное оборудование, оснастка, приспособления. Поэтому каждый завод придерживается той или другой конструкции.

Если отвлечься от этих практических соображений, то следует иметь ввиду, что выполнение активных ступеней целесообразно в области малых расходов, то есть в ступенях высокого давления, где существенно сказываются потери от утечек. Наоборот, в области низких давлений, где удельные объемы пара велики и соответственно высота лопаток и веерность ступени значительны, преимущество имеют реактивные ступени. Ступени низкого давления современных активных паровых турбин выполняются со значительной реакцией, которая часто для последней ступени на средней окружности достигает 0,6 и более.

4.2 Ориентировочные параметры последней ступени

Площадь, ометаемая рабочими лопатками последней ступени fz=dzlz; уравнение неразрывности для последней ступени в упрощенной форме GkVk=fzC2z; осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из последней ступени С2z=C2sin2; угол выхода потока из последней ступени желательно обеспечить 2=90; тогда sin2=1 и С2=С2z; выходная кинетическая энергия соответствует скорости С2 за последней ступенью турбины hc2=0,5*C22, желательно hc2(0,01…0,03)H0.Следовательно, . Коэффициент в.с.=принимаем равным 0,015.

После простых преобразований получим средний диаметр последней ступени:



где расход пара через последнюю ступень Gк,, Vк, втулочное отношение dz/lz=3,56 (по прототипу).

Ориентировочное значение lz=0,404 м; fz=1,824 м2;

Отсюда получаем:

=193,799 м/с.

Окружная скорость uz=dznc=3,14*1,538*50=241,588 м/с;

Для ориентировочных расчетов последней ступени принимаем:

Хzopt=,

, где ,

, , по рекомендации с. 65 [1].

Отсюда: ; ;

xzopt==0,595, принимаем Х(z)=0,59.

Тепловой перепад, срабатываемый в последней ступени, вычисляется по формуле

h0z=0,5uz2xz-2=0,5*241,5882*0,59-2=83,8 кДж/кг.

4.3 Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени

Основной задачей проектирования первой и последних нерегулируемых ступеней высокого давления является обеспечение достаточной высоты направляющих лопаток, при которых достигается наибольшая экономичность.

Воспользуемся уравнением неразрывности для соплового аппарата первой ступени G1V1=f1C1t.

Для предварительной оценки параметров первой ступени допускается определять G1 по формуле

G1=0,98GI=0,98*16,101=15,779 кг/с.

f1 - площадь проходных сечений сопел диафрагмы первой ступени:

f1=d1l 1sin1.

Здесь d1 - средний диаметр ступени; l1 - высота сопловой лопатки; - степень парциальности впуска пара; 1 - угол выхода из сопел диафрагмы; С1t - абсолютная теоретическая скорость истечения из сопел диафрагмы.

С1t= или .

В этом выражении характеристический коэффициент х для первых ступеней целесообразно выбирать равным или меньше хопт,, так как при изменении нагрузки турбины режимный коэффициент х первых ступеней конденсатных турбин практически не изменяется. Тогда

Хопт=cos1/2=0,96*cos110/2 =0,478, принимаем

Х(1)=0,47.

Принимаем /11.

Для первой ступени принимаем ?1=110, ?'=0,03, d1=1,1, .dz=1,538. Тогда:

мм.

Т.к. мм, то выполняем первую нерегулируемую ступень с парциальным впуском пара. Введем парциальность (по рекомендациям стр.39 [4]).

По принятым значениям d1 и n вычисляется окружная скорость на средней окружности первой ступени:

U1=d1nc=3,14*1,1*50=172,7 м/с.

Используя коэффициент Хопт=0,47 получаем перепад энтальпий

h0(1)=C02/2=0,5U2*X-2=0,5*172,72*0,47-2=67,5 кДж/кг.

4.4 Ориентировочные параметры промежуточных ступеней давления. Формирование проточной части нерегулируемых ступеней

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 2(d(z)-d(1))/3. 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 (рис. 3.1).

Для определения числа нерегулируемых ступеней необходимо также задать закон изменения режимных параметров x и h0 вдоль проточной части проектируемой турбины. Принимаю закон изменения x1=const от первой ступени до L/2, а далее возрастание до xz последней ступени по плавной, практически прямой линии (см. рис. 5).

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

h0=0,5*К0*р2*n2*d2/x2,

где К0 - коэффициент (для первой ступени К0=1, для промежуточных ступеней К0=0,92…0,96)(с.38, [5]).

По этой формуле вычисляем тепловые перепады для точек 1 и z, а также для 10 промежуточных точек, подставляя значения d и x с графиков, представленных на рис. 3.1(кривая x и d). Полученные теплоперепады наносим на диаграмму рис. 3.1 и соединяем плавной линией, иллюстрируя закон изменения располагаемых тепловых перепадов в нерегулируемых ступенях вдоль проточной части.

h0(1)=0,5*1*3,142*502*1,12/0,472=67,5 кДж/кг;

h0(z)=0,5*0,96*3,142*502*1,5382/0,562=89,334 кДж/кг;

h0(2)=0,5*0,96*3,142*502*1,12/0,472=64,8 кДж/кг;

h0(3)=0,5*0,96*3,142*502*1,12/0,472=64,8 кДж/кг;

h0(4)=0,5*0,96*3,142*502*1,12/0,472=64,8 кДж/кг;

h0(5)=0,5*0,96*3,142*502*1,12/0,472=64,8 кДж/кг;

h0(6)=0,5*0,96*3,142*502*1,1362/0,472=69,189 кДж/кг;

h0(7)=0,5*0,96*3,142*502*1,1722/0,472=73,644 кДж/кг;

h0(8)=0,5*0,96*3,142*502*1,2082/0,4852=73,473 кДж/кг;

h0(9)=0,5*0,96*3,142*502*1,2462/0,5002=73,549 кДж/кг;

h0(10)=0,5*0,96*3,142*502*1,3192/0,5152=77,688 кДж/кг;

h0(11)=0,50,963,1425021,3922/0,5302 = 81,697 кДж/кг;

h0(12)=0,50,963,1425021,4652/0,5452 = 85,578 кДж/кг.

Рисунок 4- Изменение конструктивных и режимных параметров нерегулируемых ступеней вдоль проточной части турбины

4.5 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 h0(ср).

Для этого, используя ранее найденныеh0(i) ,определяем h0ср:

h0cр==[0,5(67,5+89,334)+64,8*4+69,189+73,644+

+73,473+73,549+77,688+81,697+85,578)]/12=72,703 кДж/кг.



Число нерегулируемых ступеней давления z зависит главным образом от величины срабатываемого в них общего теплового перепада

Hосд =H0(1+)-hо=1251,931*(1+0)-238,6=1013,331 кДж/кг.

- коэффициент возврата тепла в первом приближении =0.

Величина Н0 зависит от начальных и конечных параметров пара, hо - от типа регулирующей ступени и принятых для нее расчетных значений d и х.

z'= Hо(сд)/h0ср=1013,331/72,703=13,938.

Полученный результат z' округляем до ближайшего целого числа z=14 ступеней и по нему определяю коэффициент возврата тепла:

=Kt(1-0i)H0(Z-1)/Z=3,2*10-4(1-0,86)*1251,931*(14-1)/14=0,052.

С учетом коэффициента возврата тепла уточняем H0сд :

Hосд=1251,931*(1+0,052)-238,6=1078,431 кДж/кг.

Далее уточняем z :

z= Hосд/h0ср=1078,431/72,703=14,833 (округляю до ближайшего целого числа) z=15 ступеней.

Для определения влияния числа ступеней на к.п.д. турбины необходимо определить характеристический коэффициент X (аналог коэффициента x отдельной ступени) по формуле:

X=.

Для вычисления этого коэффициента на данной стадии проектирования базу L разделяем на (z-1) равных отрезков, получив на их границах соответственно точки 1, 2, 3, …, (z-1), z, отвечающие номерам нерегулируемых ступеней. Для каждой из ступеней в указанной точке на кривой d находим средние диаметры, а по ним и известной частоте вращения ротора вычисляем окружные скорости:

u1=рd1n=3,14*1,1*50=172,7 м/с;

u2=рd2n=3,14*1,1*50=172,7 м/с;

u3=рd3n=3,14*1,1*50=172,7 м/с;

u4=рd4n=3,14*1,1*50=172,7 м/с;

u5=рd5n=3,14*1,1*50=172,7 м/с;

u6=рd6n=3,14*1,129*50=177,343м/с;

u7=рd7n=3,14*1,158*50=181,898 м/с;

u8=рd8n=3,14*1,187*50=186,453м/с;

u9=рd9n=3,14*1,216*50=191,009 м/с;

u10=рd10n=3,14*1,246*50=195,721 м/с;

u11=рd11n=3,14*1,304*50=204,832 м/с;

u12=рd12n=3,14*1,362*50=213,942 м/с;

u13=рd13n=3,14*1,42*50=223,053 м/с;

u14=рd14n=3,14*1,478*50=232,164 м/с;

u15 = ?d15n = 3,141,53850 = 241,588 м/с.

Следовательно:

X==0,322.

Полученное значение X позволяет оценить относительный эффективный к.п.д. проектируемой турбины ?oeс помощью графика ?oe=f(X) (рис. 21, [1]). В результате получаем ?oe=0,74.

Сумму предварительных тепловых перепадов, включающую и теплоперепад регулирующей ступени сравниваем с величиной , и определяем разность

1251,931*(1+0,052)-(238,6+67,5+89,334+64,808*4+68,340+71,895+70,941+71,472+71,250+75,054+78,509+81,897+85,527)= -12,519 кДж/кг.

Эту разность делим на число нерегулируемых ступеней:

?кДж/кг.

Определяем окончательно теплоперепады по формуле:

h0(i)=h0'(i)+.

Полученные параметры занесены в табл. 3.



Таблица 3 - Предварительные параметры нерегулируемых ступеней турбины

Номер ступени Z	Параметры ступеней
	Средний диаметр ступени d, м	Окружная скорость U, м/с	Предварительный тепло-перепад h0', кДж/кг	ho	Окончательный тепло- перепад h0 , кДж/кг	Характе-ристический коэффициент Х
1	1,1	172,7	67,5	-0,834	66,666	0,47
2	1,1	172,7	64,808	-0,834	63,974	0,47
3	1,1	172,7	64,808	-0,834	63,974	0,47
4	1,1	172,7	64,808	-0,834	63,974	0,47
5	1,1	172,7	64,808	-0,834	63,974	0,47
6	1,129	177,353	68,340	-0,834	67,506	0,47
7	1,158	181,898	71,895	-0,834	71,061	0,47
8	1,187	186,453	70,941	-0,834	70,107	0,485
9	1,216	191,009	71,472	-0,834	70,638	0,495
10	1,246	195,721	71,250	-0,834	70,416	0,508
11	1,304	204,832	75,054	-0,834	74,22	0,518
12	1,362	213,942	78,509	-0,834	77,675	0,529
13	1,42	223,053	81,897	-0,834	81,063	0,540
14	1,478	232,164	85,527	-0,834	84,693	0,550
15	1,538	241,588	89,334	-0,834	88,500	0,56

4.6 Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней давления

Детальный тепловой расчет нерегулируемых ступеней выполняется

последовательно ступень за ступенью, начиная с первой. Он состоит из трех основных этапов для каждой нерегулируемой ступени: расчет направляющих лопаток, расчет рабочих лопаток и определение потерь энергии, относительного внутреннего КПД и внутренней мощности ступени. Только после того, как определены все конструктивные и режимные параметры, установлена приемлемость их значений, построен эскиз проточной части первой ступени и найдены параметры пара за ней, можно приступить к расчету второй ступени и т.д.



4.6.1 Расчет направляющих лопаток первой ступени

1) Средний диаметр направляющего аппарата

d1= 1,1 м.

2) Тепловой перепад

hi1 = 66,666 кДж/кг.

3) Характеристический коэффициент

4) Частота вращения ротора турбины

nc = 50 c-1.

5) Окружная скорость на средней окружности

6) Расход пара через ступень

7) Давление пара перед ступенью

8) Удельный объем пара перед ступенью

9) Энтальпия пара перед ступенью

10) Выходная кинетическая энергия пара, покидающего предыдущую ступень

11) Коэффициент использования выходной кинетической энергии из предыдущей ступени

12) Доля кинетической энергии, используемая в ступени

13) Полные параметры пара перед ступенью

а) энтальпия

б) давление (по i,s - диаграмме);

в) удельный объем (по i,s - диаграмме);

г) температура (по i,s - диаграмме).

14) Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

15) Параметры пара за ступенью при изоэнтропийном расширении

а) давление (по is - диаграмме);

б) удельный объем (по is - диаграмме);

16) Высота направляющей лопатки (предварительное значение)

17) Степень реактивности у корня ступени

18) Степень реактивности на средней окружности

19) Тепловой перепад в направляющем аппарате

20) Параметры за направляющим аппаратом:

а) энтальпия

б) давление (по is - диаграмме);

в) удельный объем (по is - диаграмме);

г) сухость пара

21) Абсолютная теоретическая скорость пара при истечении из направляющего аппарата

22) Показатель в уравнении изоэнтропы

23) Скорость звука на выходе из направляющего аппарата

24) Число Маха

25) Отношение давлений

26) Эффективный угол выхода из направляющего аппарата

27) Хорда профиля направляющей лопатки (принимается по прототипу)

28) Отношение

29) Коэффициент скорости ц

30) Абсолютная действительная скорость пара при истечении из направляющего аппарата

31) Потеря энергии в направляющей решетке

32) Параметры пара за направляющим аппаратом

а) энтальпия

б) удельный объем (по р1 иi1 в i,s - диаграмме).

33) Критическое отношение

34) Параметры пара в критическом сечении направляющего аппарата не определяем, так как

35) Скорость пара в критическом сечении не вычисляем, так как .

36) Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла не вычисляем, так как сечение не критическое.

37) Угол выхода пара из направляющего аппарата с учетом отклонения потока в косом срезе сопла

38) Параметры диафрагменных уплотнений (принимаются):

а) диаметр dy= 0,36 м;

б) зазор ду= 0,0005 м;

в) число гребней zy= 8 шт.;

г) коэффициент расхода му= 0,77;

д) поправочный коэффициент Kу=1;

39) Расход пара через диафрагменное уплотнение



40) Расход пара через направляющую решетку

41) Коэффициент расхода направляющей решетки м1 (по опытным данным)

42) Поправочный коэффициент (по опытным данным)

43) Площадь проходных сечений направляющей решетки при

44) Площадь проходных сечений направляющей решетки при не вычисляем, так как сечение не критическое.

45) Произведение

46) Степень парциальности

47) Высота направляющей лопатки

48) Диаметр корневого обвода

49) Относительный шаг направляющей решетки ( по опытным данным).

50) Шаг направляющей решетки

51) Число направляющих лопаток

4.6.2 Расчет рабочих лопаток первой ступени

52) Относительная скорость входа пара в рабочую решетку

53) Отношение скоростей

54) Угол входа пара в рабочую решетку

55) Полные параметры пара в относительном движении перед рабочим колесом:

а) энтальпия

б) давление ( по в i,s - диаграмме).

56) Тепловой перепад срабатываемый в рабочем колесе

57) Параметры пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении:

а) энтальпия

б) давление( по в i,s - диаграмме);

в) удельный объем ( по в i,s - диаграмме).

58) Скорость звука за рабочей решеткой

59) Отношение давлений

60) Критическое отношение давлений

61) Параметры пара в критическом сечении рабочей решетки не определяем, так как

62) Относительная скорость пара в критическом сечении не вычисляем, так как

63) Относительная теоретическая скорость пара на выходе из рабочей решетки

64) Число Маха

65) Параметры периферийных зазоров проточной части ступени

а) диаметр периферийного обвода

б) осевой зазор

в) коэффициент расхода открытого осевого зазора

г) радиальный зазор надбандажного уплотнения

д) число гребней радиального надбандажного уплотнения

е) коэффициент расхода надбандажного уплотнения (по опытным данным)

ж) поправочный коэффициент (по опытным данным) Ку' =1,0;

з)эквивалентный зазор

66) Степень реактивности в периферийном сечении ступени

67) Утечка пара через периферийные зазоры ступени с бандажом

68) Утечка пара через периферийные зазоры ступени без бандажа - не считается.

69) Расход пара через рабочую решетку

70) Угол поворота потока в рабочей решетке (предварительный)

71) Хорда профиля рабочей лопатки (по прототипу)

b2 =0,02 м.

72) Отношение

73) Коэффициент расхода рабочей решетки (по опытным данным)

м2= 0,940.

74) Поправочный коэффициент (по опытным данным)

Км= 1

75) Выходная площадь рабочей решетки при М2t< 1

76) Выходная площадь рабочей решетки при - не считается.

77) Перекрыша лопаток ступени (принимается)

78) Высота рабочей лопатки по входной кромке

79) Высота рабочей лопатки по выходной кромке (выбирается по условию плавности проточной части)

l2 = 0,020 м.

80) Средний диаметр на выходе из рабочей решетки (принимается)

d2= 1,101 м.

81) Эффективный угол выхода рабочей решетки

82) Учитывая этот угол принимаем профиль рабочей лопатки из таблицы 7 [1, cтр. 81]

Р-26-17А.

83) Угол установки профиля в рабочей решетке

ву = 72,344?.

84) Относительный шаг рабочей решетки

85) Хорда профиля рабочей лопатки

b2= 0,0257 м.

86) Шаг рабочей решетки

87) Число лопаток

88) Отношение

89) Угол поворота потока в рабочей решетке

90) Коэффициент скорости рабочей решетки

ш = 0,928.

91) Относительная действительная скорость на выходе из рабочего колеса

92) Угол выхода потока из рабочей решетки с учетом отклонения в косом срезе каналов (при М2t>1) - не считается.

93) Угол отклонения потока в косом срезе рабочего канала (при М2t>1) - не считается.

94) Потеря энергии в рабочей решетке

95) Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потери

96) Окружная скорость на средней окружности

97) Абсолютная скорость выхода пара из рабочего колеса ступени

98) Угол выхода пара из рабочего колеса

99) Условная изоэнтропийная скорость ступени

100) Характеристическое отношение ступени

4.6.3 Определение потерь энергии, КПД и внутренней мощности

101) Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень

102) Коэффициент использования выходной кинетической энергии в следующей ступени

мi= 0,94.

103) Доля выходной кинетической энергии, используемая в следующей ступени

104) Окружной (лопаточный) перепад энтальпий в ступени

105) Располагаемый тепловой перепад в ступени

106) Относительный окружной (лопаточный) КПД ступени

107) Окружная составляющая скорости

108) Окружная составляющая скорости

109) КПД ступени по треугольникам скоростей

110) Число Рейнольдса

где н2 - кинематическая вязкость; н2 = 4,6810-6.

111) Относительный зазор между диском и диафрагмой

при S = 0,008 м.

112) Коэффициент трения

Ктр= 0,0006.

113) Относительные потери энергии на трение диска

114) Осевая длина свободных поверхностей диска не вычисляем.

115) Диаметр свободных поверхностей диска не вычисляем.

116) Относительные потери энергии на трение свободных поверхностей диска не вычисляем.

117) Часть неактивной дуги, занятая противовентиляционным кожухом не рассчитывается

118) Относительная потеря на вентиляцию в парциальной ступени не рассчитывается, так как ступени не парциальные.

119) Число групп сопел (принимаем).

Zcc= 1

120) Относительная потеря энергии на концах сегментов сопел

121) Коэффициент (по опытным данным)

Ку' = 1,0.

122) Относительная потеря энергии от утечек пара через корневые зазоры

123) Относительная потеря энергии от утечек пара через периферийные зазоры ступени с бандажом

124) Коэффициент

б1 = 0.

125) Относительная потеря энергии от утечек через периферийные зазоры в ступени без бандажа рабочих лопаток

126) Коэффициент

а2= 0,5.

127) Влажность пара перед ступенью

y0 = 0.

128) Влажность пара за ступенью

y2 = 0.

129) Относительная потеря энергии от влажности

130) Сумма дополнительных относительных потерь энергии в ступени

131) Сумма дополнительных потерь энергии в ступени

132) Относительный внутренний КПД ступени

133) Потеря энергии с выходной скоростью

134) Энтальпия пара перед следующей ступенью

135) Внутренний перепад энтальпий в ступени

136) Внутренняя мощность ступени

Детальный расчёт остальных ступеней давления выполняется с помощью ЭВМ и результаты расчёта заносятся в таблицу 4

4.7 Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней

Рисунок 5 - Треугольники скоростей 1-6 ступеней давления



Рисунок 6 - Треугольники скоростей 7-11 ступеней давления

Рисунок 7 - Треугольники скоростей 12-15 ступеней давления

4.8 Тепловой процесс в i,s - диаграмме промежуточной нерегулируемой ступени

Тепловой процесс строим для седьмой нерегулируемой ступени.

1) Энтальпия пара перед ступенью

2) Полная энтальпия пара перед ступенью

3) Полный изоэнтропийный перепад энтальпий

4) Перепад в направляющем аппарате

5) Энтальпия пара за направляющим аппаратом при изоэнтропийном расширении

6) Потеря энергии в направляющем аппарате

7) Энтальпия пара за направляющим аппаратом с учётом потерь

8) Энтальпия пара в относительном движении перед рабочим колесом

9) Теплоперепад, срабатываемый в рабочем колесе, без учета потерь

10) Энтальпия пара за рабочим колесом при изоэнтропийном расширении

11) Потери энергии в рабочем колесе

кДж/кг.

12) Энтальпия пара за рабочим колесом с учетом потерь

13) Сумма дополнительных потерь энергии

14) Выходная кинетическая энергия потока, покидающего ступень

15) Потеря энергии с выходной скоростью

16) Внутренний перепад энтальпий в ступени

По результатам расчета строим тепловой процесс в i,s - диаграмме (рис. 8).

Рисунок 8 - Тепловой процесс турбинной ступени давления

турбина ротор проточный тепловой



5. Расчет осевого усилия, действующего на ротор турбины

Исходные данные:

Средний диаметр на выходе рабочей решетки d2 = 1,159 м.

Длина рабочей лопатки l2 = 0,044 м.

Осевой открытый зазор у корня 1' = 0,0025 м.

Диаметр разгрузочного отверстия dр.о.= 0,044 м.

Число разгрузочных отверстий zр.о.= 7 шт.

Диаметр окружности расположения разгрузочных отверстийДр.о.= = 0,724 м.

Диаметр диафрагменных уплотнения dу = 0,46 м.

Радиальный зазор диафрагменного уплотнения у= 0,0005 м.

Число гребней диафрагменного уплотненияzу= 3 шт.

Радиус скругления разгрузочных отверстий rр.о.= 0,01 м.

Параметры пара:

Полное давление пара перед ступенью p*0 = 0,342 МПа;

Статическое давление пара перед ступенью po= 0,339 МПа;

Давление за направляющим аппаратом p1 = 0,252 МПа;

Удельный объем пара перед ступенью v0 = 0,641 м3/кг;

Давление за рабочим колесом p2 = 0,241 МПа.

Вычислим давление за направляющим аппаратом у корня:

Решение:

Площадь проходного сечения диафрагменного уплотнения

Площадь проходного сечения разгрузочных отверстий

Площадь проходного сечения корневого зазора

Коэффициент расхода диафрагменного уплотнения

у= 0,77.

Окружная скорость разгрузочных отверстий

Условная изоэнтропийная скорость пара в разгрузочных отверстиях

где в первом приближении px= p'1= 0,246 МПа.

Характеристическое отношение разгрузочных отверстий

Коэффициент расхода через разгрузочные отверстия

р.о. = 0,373.

2) Решаем уравнения для определения pх:

Определим y1 и у2 при нескольких значениях и результаты заносим в таблицу 5;

Таблица 5 - таблица значений y1 и у2при различных степенях реактивности

x	0,004	0,006	0,0075	0,008	0,009	0,01
y1	0,319443	0,319123	0,318883	0,318803	0,318643	0,318483
y2	0,222	0,280	0,319	0,331	0,355	0,383



По результатам расчета построим графики зависимости у1= f(x) и у2 = f(x) (рисунок 9).

Рисунок 9 - График зависимости у1= f(x) и y2 = f(x).

При условии у1= у2,

3) Определяем px

4) Уточняем условную изоэнтропийную скорость в разгрузочных отверстиях

5) Определяем характеристическое отношение x

6.1) Осевое усилие, действующее на полотно диска

6.2) Осевое усилие, действующее на венец рабочей лопатки

6.3) Осевое усилие, действующее на диафрагменное уплотнение

6.4) Осевое усилие, действующее на ротор



6. Требования к материалам

Анализ тепературно-напряженного состояния деталей и условий их эксплуатации позволяет выявить комплекс необходимых требований к материалам этих деталей.

Известно, что эксплуатационная работоспособность (надежность материалов рассмотренных наиболее ответственных деталей турбин в условиях сложного температурно-напряженного состояния определяется их статической и усталостной прочностью при обычных и высоких температурах, термической усталостью, коррозийной (жаро-) стойкостью и стабильностью этих свойств во времени. Неизменность и уровень свойств материала при длительной эксплуатации обеспечивается стабильностью структуры во всем интервале рабочих температур, высокой однородностью химического состава и строения материала по сечению (объему) деталей. Из всех возможных материалов должны применяться прежде всего материалы не только с соответствующим уровнем прочности, но и с большим коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, чтобы обеспечить более низкие температурные напряжения, возникающие в деталях из-за неравномерного температурного поля по длине и сечению деталей. В этом отношении, например, стали перлитного класса и 12% - ные хромистые стали предпочтительней сталей аустенитного класса (имеют существенные преимущества).

Применяемые материалы должны вместе с тем обладать малой чувствительностью к концентраторам напряжений, т.е. достаточно высокой пластичностью и вязкостью необходимыми для равномерного распределения (уравнивая) напряжений по всей площади поперечного сечения деталей. Низкая длительная пластичность свидетельствует ( при прочих равных условиях) о низкой конструктивной прочности материала.

Не менее важное значение имеет и демфирующая способность материалов, т.е. декремент затухания колебаний (вибраций), обеспечиваемый самим материалом. Материалы с высоким декрементом затухания колебаний обладают большей долговечностью работы и меньшей чувствительностью к концентраторам напряжений. Наихудшей способностью гасить колебания (вибрацию) отличаются стали аустенитного класса. По этому, например, для роторов паровых турбин они применяются в исключительных случаях (для роторов газовых турбин с ограниченным ресурсом используются высоколегированные аустенитные стали).

Технологические свойства (литейные свойства, деформируемостьпри горячей пластической деформации и др.) материалов должны обеспечивать получение деталей наиболее простыми, дешевыми методами изготовления заготовок и последующей обработки, с минимальными внутренними остаточными напряжениями и с полным исключением внутренних дефектов (пороков) в деталях.

6.1 Материалы цельнокованных, сварных роторов и валов сборных роторов

Материалы таких деталей должны обладать высокими показателями прочности в сочетании с достаточно высокой пластичностью и вязкостью, хорошей способностью гасить вибрацию (колебания). Требуемый уровень свойств необходимо обеспечивать по всей площади сечения валов(роторов). Химический состав материала не только должен гарантировать требуемые уровни свойств, но и соответствующуюпрокаливаемость валу (ротору), минимальный уровень внутренних остаточных напряжений в деталях после всех видов обработок.

Материалы роторов ступеней высокого и среднего давления должны обладать высоким сопротивлением ползучести и высокой длительной прочностью. Материалы роторов ступени низкого давления - высокой вязкостью. Для материалов рассматриваемых деталей необходимы и достаточны упругие свойства, т.к. сдаточные испытания при комнатной температуре проводятся с большими перегрузками, а допускаемые деформации роторов чрезвычайно малы.

Материалы дисков - материалы, применяемые для изготовления дисков должны обладать: высоким пределом текучести, ползучести и длительной прочности, пределом выносливости, вибрационной и термической усталости; достаточно высокой длительной пластичностью и вязкостью, позволяющей предупредить хрупкое разрушение и снизить чувствительность к концентрации напряжений; большим коэффициентом теплопроводности и малым коэффициентом линейного расширения, высоким декрементом затухания колебаний; хорошей коррозионной стойкостью.

Материалы рабочих лопаток - материалы рабочих лопаток высокотемпературных ступеней турбины, находящиеся под действием высокого давления должны характеризоваться высоким сопротивлением динамической ползучести, длительной прочности, высокотемпературной (многоцикловой) и термической усталостью; достаточно высокой пластичностью, необходимой для равномерного распределения напряжений по всей площади сечения лопаток. Материалы лопаток газовых турбин должны обладать еще и высоким сопротивлением высокотемпературной коррозии и эрозионному износу, вызванного продуктами сгорания топлива.

К материалам рабочих лопаток турбин для ступеней низкого давления предъявляют высокие требования к прочности при растяжении, сопротивлению усталости и к уровню демпфирующей способности.

Материалы для направляющих(сопловых) лопаток в условиях изменения температуры должны отличатся достаточным сопротивлением ползучести и длительной прочностью, термической усталости, стойкостью в условиях газовой коррозии, достаточной длительной пластичностью и вязкостью.

Материалы корпусов (цилиндров) - для корпусов необходимы прежде всего материалы с хорошими литейными свойствами и свариваемостью. Вместе с тем они должны обладать достаточным сопротивлением термической усталости, ползучести, малой чувствительностью к концентраторам напряжений, хорошей демпфирующей способностью.

Материалы крепежных деталей - материал крепежных деталей должен в первую очередь обладать высокой релаксационной стойкостью (для сохранения необходимого натяга в соединении) и структурной стабильностью при достаточном уровне длительной прочности. Кроме того, иметь высокую длительную пластичность, снижающую его чувствительность к надрезам и предупреждающую разрушения по резьбе, соответствующее сопротивление вибрационным нагрузкам, малую способность к схватыванию с материалом сопряженной детали. Чем больше разница в твердости материалов сопрягаемых деталей, тем меньше склонность к заеданию резьбы. В таких случаях целесообразнее обеспечивать долговечность более дорогих деталей (шпильки, болта), а заменять при необходимости более дешевые (гайки).

Температурные коэффициенты линейного расширения сопрягаемых (соединяемых) деталей не должны значительно различаться.



7. Технико - экономические показатели турбины

Суммарная внутренняя мощность группы нерегулируемых ступеней

Внутренняя мощность всей турбины

Суммарный внутренний тепловой перепад в нерегулируемых ступенях турбины

Внутренний перепад энтальпий в турбине

Относительный КПД группы нерегулируемых ступеней турбины

Относительный внутренний КПД турбины

7.1) удельный расход пара

или 36000,001094=3,938 кг/кВтч .

7.2) удельный расход тепла

или ккал /кВт·ч ;

7.3) удельный расход топлива

или

где Qp'' - теплотворная способность топлива...