Определение термодинамических параметров

(Предварительный расчет)

 

Для определения расхода пара на турбину (мощности цилиндра) и определения числа ступеней необходимо построить предполагаемый тепловой процесс турбины (цилиндра).

По заданным величинам р₀, t₀ по таблицам свойств водяного пара определяют v ₀ и H₀. Располагаемый (изоэнтроиийный) теплоперепад турбины при расширении до давления P _к определяется по формуле:

=546,1 кДж/кг.

Вследствие потерь в стопорном и в регулирующих клапанах, а также потерь в выхлопном патрубке, располагаемый теплоперепад проточной части будет меньше располагаемого теплоперепада турбины. Приняв потери давления в клапанах 5%, давление пара перед соплами регулирующей ступени Ро определится по уравнению:

Р’₀ = 0,95P₀=12,16 МПа.

Потери давления в выхлопном патрубке приводят к тому, что давление за последней ступенью P '_к будет выше заданного давления за турбиной. Давление пара на выходе из последней ступени P '_к рекомендуется определять по уравнению

=2,06 МПа,

где - коэффициент потерь в патрубке, который зависит от конструкции выхлопного патрубка; для цилиндров высокого давления и для противодавленческих турбин =0,1; С_вп- скорость пара в выхлопном патрубке (принимается 50 - 80 м/с).

С учетом указанных потерь, располагаемый теплоперепад ступеней:

=529,2 кДж/кг

При изоэнтропийном процессе расширения в турбине энтальпия пара при давлении, равном давлению на выходе из турбины (в точке к) иэнтальпия пара придавлении, равном давлению за последней ступенью (в точке к_t,), определятся соответственно:

h_kt=h₀-H₀=2909,3 кДж/кг,

h_k’t=h₀-H’₀=2926,2 кДж/кг.

Использованный теплоперепад паровой турбины и расход пара через нее в первом приближении можно определить по уравнениям:

H_i=H₀h^T_oi=458,7 кДж/кг,

где h^T_oi - относительный внутренний КПД турбины, при ориентировочных расчетах может быть принят 0,78 - 0,84; h_м- механический КПД, учитывающий механические потери в турбине, прежде всего потери на трение в подшипниках, h_м = 0,98 - 0,99; h_эл - КПД электрического генератора, может быть принят 0,97 - 0,985.

Эффективная мощность цилиндра (мощность на муфте) определится из уравнения

N₀=GH_ih_м=78680,59 кВт /78,68 МВт/

Регулирующая ступень выполнена как одновенечная. Одновенечная ступень применяется для срабатывания теплового теплоперепада 80 - 120 кДж/кг.

Оптимальный располагаемый теплоперепад турбинной ступени, при котором обеспечивается наивысшая экономичность, достигается при оптимальном значении x_ф= u/c_ф, где u- окружная скорость в расчетном сечении, м/с; c_ф - фиктивная (условная) скорость, м/с, определяемая из соотношения

383,97 м/с,

где H₀ - располагаемый теплоперепад на ступень (кДж/кг), подсчитанный от параметров торможения. Тогда

 

73,71 кДж/кг.

 

Оптимальное значение x_ф зависит от типа ступени, степени реактивности, потерь в лопатках и так далее. В первом приближении можно принять для активной (степень реактивности r=0,1) одновенечной ступени x_ф=0,45 - 0,48.

Окружная скорость u зависит от диаметра ступени и частоты вращения

u = πdn=π·1,1·50=172,7 м/с,

где d - диаметр ступени (м); n - частота вращения в секунду.

Диаметр ступени определяется корневым диаметром диска и высотой лопатки. В части высокого давления высота лопаток обычно не превышает 100мм, и диаметр ступени определяется технологическими возможностями изготовления цельнокованого ротора и напряжениями в диске. С учетом припусков на обработку ротора, средний диаметр регулирующей ступени не может превышать 1,1 - 1,2 м. С целью унификации роторов принимаем средний диаметр регулирующей одновенечной ступени d_p = 1,1 м.

Использованный теплоперепад регулирующей ступени в первом приближении можно определить, задавшись КПД ступени. Для одновенечной ступени можно принимаем h^T_oi=0,78 - 0,82:

H_i^p=H₀^ph^p_oi=76,6 кДж/кг

Давление пара в конце процесса расширения в регулирующей ступени определяется как

 9,38 МПа.

 

Энтальпия пара за регулирующей ступенью определяется по уравнению

h_p=h₀-H^p_i=3378,8 кДж/кг,

а удельный объем:

V_p = 2,2(h_р -1907)10 ^-4 /(Р_р - 0,079)= 0,0347 м³/кг                   

Располагаемый теплоперепад на нерегулируемых ступенях Н^ст₀определяется уравнением:

 417,86 кДж/кг.

 

Использованный теплоперепад нерегулируемых ступеней можно определить, задавшись КПД отсека этих ступеней. Для расчета в первом приближении принимаем h^ст₀ = 0,86-0,90:

H_i^ст=H₀^стh^ст_oi=365,6 кДж/кг.

Энтальпия пара за турбиной определяется по уравнению:

h_k=h_p-H^ст_i=3013,17 кДж/кг,

 

а удельный объем за рабочими лопатками последней ступени:

V’_k = 2,2(h_k -1907)10 ^-4 /(Р’_k - 0,079)= 0,1228 м³/кг.

Определив все значения теплоперепадов, энтальпий, давлений и удельных объемов, строим предполагаемый тепловой процесс турбины в тепловой диаграмме (рис. 2.1).

 

 

Рис. 2.1. Предполагаемый процесс паровой турбины в тепловой диаграмме