2.4. Определение предельной мощности турбины и числа выхлопов

Предельная мощность – это наибольшая мощность однопоточной турбины, на которую она может быть спроектирована при заданных начальных и конечных параметрах пара и предельно допустимых размерах последней ступени [1]. Размеры последней ступени определяют объемный расход пара G^.V₂, который можно пропустить через один поток, а значит, определяют мощность однопоточной турбины. Чем больше размеры последней ступени, тем выше расход, тем выше мощность турбины. Одна-ко размеры ограничены прочностью применяемых в настоящее время материалов, так как с увеличением высоты и диаметра ступени растет центробежная сила, действующая на рабочие лопатки при их вращении и растут напряжения растяжения в них. Сегодня предельные размеры пос-ледней ступени для стальных лопаток n = 3000 об/мин составляют l₂ = 960–1050 мм, d_ср = 2480–2550 мм. Для лопаток из титановых сплавов n = 3000 об/мин размеры выше, l₂ = 1200 мм, d_ср = 3000 мм. Это объясняется тем, что титан значительно легче стали, следовательно меньше центробежная сила и напряжения в лопатке.

Предельная мощность турбины, МВт, определяется по формуле:

.

Здесь m учитывает влияние отборов пара на регенерацию; с учетом регенерации m = 1,1–1,2, без учета – m = 1; k_разгр= 2,0–2,4 учитывает сни-жение напряжений растяжения в лопатке за счет уменьшения её сечения от корня к периферии; η_oi – КПД турбины; [σ] = 450 МПа – допустимое напряжение в лопатках с учетом запаса прочности; ρ – плотность мате-риала лопаток, кг/м³; для легированной стали ρ = 8000 кг/м³, для тита-новых сплавов ρ = 4500 кг/м³; Н₀ – располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг (рис. 2); V_к – удельный объем за последней ступенью турбины, м³/кг, рис. 2; n – частота вращения ротора, 50 1/с; С_2z – скорость выхода из последней ступени, м/с

,

где для турбин малой и средней мощности принимается 16–20 кДж/кг, для турбин большой мощности – 25–45.

В зависимости от значения N_пр задаются числом потоков низкого давления, т. е. числом выхлопов в конденсатор. Если N_пр больше заданной мощности N_н, турбина проектируется однопоточной, с одним выхлопом. Если N_пр < N_н, турбина проектируется с несколькими потоками (выхлопами), например, с двухпоточным ЦНД [1].

2.5. Определение числа нерегулируемых ступеней турбины и их теплоперепадов

Проектирование каждого отсека начинается с выбора закона изме-нения корневого диаметра, определения числа ступеней в каждом отсеке, их средних диаметров и теплоперепадов.

Одно из главных требований к проточной части – обеспечение плав-ности корневого и периферийного обводов во избежание неоправданных потерь. Как правило, турбины проектируются по выбранному закону изменения корневых диаметров ступеней, а не средних. На практике распространены три закона изменения корневого диаметра:

1. постоянство d_k (d_k = const);

2. понижение d_k по потоку пара;

3. повышение d_k.

Кроме того, d_k может изменяться по отсекам турбины. Одноци-линдровые конденсационные турбины малой мощности обычно проектируются с d_k = const в ЧВД и ЧСД и d_k = varia в ЧНД. Постоянство корневого диаметра в ЧВД и ЧСД позволяет унифицировать хвостовое крепление лопаток и обточку дисков ротора. При одинаковых (U/C_a)_к и ρ_Тк в корневых сечениях это способствует также унификации профилей лопаток. В результате снижается стоимость турбины. В ЧНД корневой диаметр может изменяться по любому закону. Понижение корневого диаметра по потоку пара позволяет уменьшить угол раскрытия периферий-ного обвода проточной части и улучшить его обтекание. Так спроекти-рованы, например, ЦНД турбин ХТЗ К-300-240, К-500-60/1500 и др., а также некоторые одноцилиндровые конденсационные турбины малой мощности. Проектирование с повышающимся корневым диаметром обусловливает более крутое раскрытие периферийного обвода проточной части. Так спроектирован, например, ЦНД турбин К-800-240 ЛМЗ и др. Но при очень крутом раскрытии может возникать отрыв потока от периферийного обвода.