ПОРЯДОК РАСЧЕТА ОДНОВЕНЕЧНОЙ СТУПЕНИ

 

1. По статическим параметрам перед ступенью и кинети-ческой энергии на входе по H–S диаграмме определяются параметры торможения перед ступенью Располагаемый теплоперепад ступени от параметров торможения, кДж/кг:

 

 

Здесь h0 – располагаемый теплоперепад от статических параметров , найденный в предварительном расчете турбины; С0 –абсолютная скорость на входе в ступень (скорость выхода из предыдущей ступени С2), м/с; – коэффициент использования этой скорости в данной ступени. Для промежуточных ступеней = 0,8–1,0, для регулирующей и первой нерегу-лируемой ступени турбины = 0.

2. Окружная скорость на среднем диаметре, м/с:

 

 

3. Располагаемые теплоперепады в сопловой и рабочей решетках, кДж/кг:

 

 

4. По H–S диаграмме, рис. I.2, определяются параметры пара за решетками Р1, Р2, V1t, V2t.

5. Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки, м/с:

 

 

6. Скорость звука в потоке пара за сопловой решеткой, м/с:

 

 

где k – показатель изоэнтропы; для перегретого пара k = 1,3, для влажного пара k = 1,035 + 0,1 . Х1; Х1 – степень сухости за сопловой решеткой.

7. Число Маха сопловой решетки:

 

 

8. Выходная площадь сопловой решетки предварительная, м2:

а) при M1t < 1

 

б) при M1t > 1

 

где коэффициент расхода сопловой решетки предварительно принимается, = 0,97 (с последующим уточнением).

9. В регулирующих, а также в первых нерегулируемых ступенях турбин малой мощности нередко применяется парциальный подвод пара, чтобы обеспечить приемлемую высоту лопаток l1≥ 12 мм. Для таких ступеней вначале определяется произведение, м:

 

 

Здесь угол α1эф задается в диапазоне 11–12 °.

10. Оптимальная степень парциальности:

 

 

При еopt ≥ 0,7 в нерегулируемых ступенях целесообразно принимать еopt = 1.

11. Высота сопловых лопаток, м:

 

 

Примечание: при расчете промежуточных ступеней высота лопаток определяется иначе. Поскольку в предварительных расчетах уже определены средние и корневые диаметры на всем протяжении проточной части, высота рабочих лопаток определяется как разность диаметров:

l2 = dср– dк,

где dср и dк– средний и корневой диаметры ступеней.

Тогда высота сопловых лопаток:

,

где ∆= ∆1 + ∆2– суммарная перекрыша, табл. I.1.

Эффективный угол сопловой решетки определяется по найденной высоте l1:

.

Здесь степень парциальности еopt подбирается такой, чтобы обеспечить ≥ 8 о.

12. Выбирается значение хорды b1, мм. (Выбор хорды b1подробно освещен в подразделе 3.1).

13. Определяется отношение выбранной хорды к высоте сопловых лопаток , по которому уточняется коэффициент расхода сопловой решетки:

для перегретого пара: μ1= = 0,982–0,005 b1/l1;

для ступеней, работающих в области влажного пара, вводится поправка:

μ1= = .

 

Здесь Х1 – степень сухости за сопловой решеткой.

14. После уточнения коэффициента μ1 расчет повторяется от пункта 8.

15. Определяется коэффициент скорости сопловой решетки:

 

= 0,980–0,009b1/l1.

 

16. Действительная абсолютная скорость выхода из сопел, м/с:

 

 

17. Если число Маха M1t > 1, имеет место отклонение потока в косом срезе от оси сопловых каналов на угол δ. С учетом отклонения угол выхода потока из сопловых каналов определяется по формуле Бэра:

 

Рис. I.1. Проточная часть одновенечной ступени с таблицей перекрыш

 

Рис. I.2. Процесс расширения одновенечной ступени

 

где Скр – критическая скорость потока, м/с; Vкр – объем пара в минималь-ном сечении сопел при критическом давлении Ркр ; для перегретого пара и 0,577 – для насыщенного; k = 1,3 для перегретого пара и 1,035 + 0,1Х1 – для влажного. Критический объем Vкр определяется по давлению Ркр с помощью электронных таблиц или по уравнению изоэнтропы

 

Если M1t < 1, то отклонения в косом срезе не происходит и .

18. По значениям числа M1t, углов α0= 90 ° и α1эф выбирается профиль сопловой решетки, а для выбранного профиля – относительный шаг (Приложение XI).

19. Шаг сопловых лопаток, мм:

 

 

20. Число сопловых лопаток:

 

 

После округления Z1 до ближайшего целого значения шаг t1 уточня-ется.

21. Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку, м/с:

 

 

22. Угол входа в рабочую решетку, град:

 

 

23. Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг:

 

Значение ∆hc откладывается от точки А1t вверх по изобаре P1 (рис. I.2). Точка А1характеризует состояние пара перед рабочей решеткой.

24. Теоретическая относительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

 

 

25. Скорость звука и число Маха рабочей решетки:

 

 

где V2t – объем пара за рабочей решеткой, рис. I.2.

26. Высота рабочих лопаток, м (см. также Примечание к пункту 11):

 

 

где ∆ = ∆1 +∆2 – суммарная перекрыша, табл. I.1.

27. Выбирается значение хорды b2, мм (см. подраздел 3.1).

28. Коэффициент расхода рабочей решетки:

для перегретого пара

 

μ2 = = 0,965 – 0,015b2/l2;

 

для влажного пара с поправкой:

 

= .

 

Здесь Y = ; Х2 – степень сухости за рабочей решеткой.

29. Выходная площадь рабочей решетки, м2:

 

 

30. Угол выхода из рабочей решетки, град:

 

31. По значениям числа М2t, углов β1и β2эф выбирается профиль рабочей решетки (Приложение XI). Для него принимается значение относительного шага

32. Коэффициент скорости рабочей решетки:

 

= 0,957 – 0,011b2/l2.

 

33. Действительная скорость выхода из рабочей решетки, м/с:

 

 

34. Абсолютная скорость выхода из ступени, м/с:

 

 

35. Угол выхода потока из ступени, град:

 

 

36. Шаг рабочих лопаток, мм:

 

 

37. Число рабочих лопаток:

 

После округления Z2 до ближайшего целого значения шаг t2уточняется.

 

 

Рис. I.3. Треугольники скоростей одновенечной ступени

 

38. Потеря энергии в рабочей решетке, кДж/кг:

 

 

39. Потеря с выходной скоростью, кДж/кг:

 

 

40. Значения ∆hл и ∆hвс откладываются вверх по изобаре P2, рис. I.2.

41. Располагаемая энергия ступени, кДж/кг:

 

 

где χ2 = 0,8–1,0. В последней ступени турбины и ступенях перед отборами пара χ2 = 0.

42. Относительный лопаточный КПД:

 

 

 

Расхождение между значениями ηол не должно превышать 1,5 %.

43. Коэффициент потерь от трения боковых поверхностей рабочего колеса в паровой среде:

 

 

где Kтр ≈ (0,45–0,8) ∙ 10–3 [1, 2].

44. Потери от трения, кДж/кг:

 

 

45. Коэффициент потерь от парциального подвода пара (только при еopt < 1):

 

 

где i – число сопловых сегментов (для регулирующей ступени i = 4, для нерегулируемых ступеней i = 1); екож = 0,8(1 – еopt) – доля окружности рабочего колеса, закрытая противо-вентиляционным кожухом.

46. Потери от парциального подвода, кДж/кг:

 

 

47. Коэффициент потерь от протечек через диафрагменное уплотне-ние (в регулирующей ступени диафрагма отсутствует и эта потеря не учи-тывается):

 

,

 

где Fу = πdуδу – площадь зазора в уплотнении, м2; dy – диаметр уплотнения, м, определяется по чертежу прототипа; δу = (0,5–0,8) ∙ 10–3 – радиальный зазор в уплотнении, м; μу = 0,68–0,78 – коэффициент расхода уплотнения; zу ≈ 5–7 – число гребней уплотнения; μ1 – коэффициент расхода сопловой решетки.

48. Коэффициент потерь от протечек через бандажные уплотнения поверх рабочих лопаток:

 

 

где dп = dср + l2, м; δr,δа – радиальный и осевой зазоры; δr = (0,5–0,8) . 10-3, м; δа = (4–6) . 10-3 , м; z – число гребней бандажного уплотнения (обычно z = 2).

49. Суммарная потеря от утечек, кДж/кг:

 

 

50. Коэффициент потерь от влажности:

 

 

где y0, y2 – степень влажности перед и за ступенью, у = 1 – Х; Х – степень сухости.

51. Потери от влажности, кДж/кг:

 

 

52. Полезно использованный теплоперепад ступени, кДж/кг:

 

hi = Е0– ∆hc– ∆hл – (1 – χ2) ∆hвс– ∆hтр – ∆hпарц – ∆hут– ∆hвл.

 

53. Внутренний относительный КПД:

 

 

54. Внутренняя мощность ступени, кВт:

 

Ni = G·hi = G·E0·ηoi.