Паровые турбины ТЭС - Курсовая работа

Харьковский турбинный завод выпустил турбину К-150-130, рассчитанную на параметры свежего пара 12.75 МПА и температуру 565 град, при давлении в конденсаторе 3.0 КПА и частоте вращения 50Гц. С параметрами 3.7 МПА и 375 °С пар по четырем паропроводам направляется в промежуточный пароперегреватель котла и возвращается оттуда с параметрами 2.8 МПА и 565 °С к двум клапанам части среднего давления, от которых по четырем паропроводам пар поступает в часть среднего давления. В турбоустановки используется двухпоточный конденсатор типа К-160-9115 с поверхностью охлаждения 9115 м2, расчетный вакуум в котором обеспечивается при расходе 21000 м3/ч охлаждающей воды с температурой 12 °С. В Н-S диаграмме строим начальную точку процесса расширения по давлению Р0=12.75 МПА и температуре Т0=565 °С. По (1) определим температуру воды в деаэраторе, при давлении Рд=0.6 МПА, температура Тд=159 °С.Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу маха. Определим угол выхода потока из рабочей решетки. Определим действительную относительную скорость потока на выходе из рабочей решетки. Определим лопаточный КПД ступени. =49.128(м/с) - действительная скорость выхода пара из рабочей решетки, определяется из треугольника скоростей(см. приложение1).В результате расчета тепловой схемы была получена мощность турбины 160 МВТ; расчет проточной части подтвердил правильность вычисления, т.к. получена мощность 160 МВТ.

В 1958 г. Харьковский турбинный завод выпустил турбину К-150-130, рассчитанную на параметры свежего пара 12.75 МПА и температуру 565 град, при давлении в конденсаторе 3.0 КПА и частоте вращения 50Гц. Позже турбина была модернизирована, и в настоящее время ее мощность составляет 160 МВТ.

Пар от котла по двум паропроводам подводится к стопорному клапану и за тем направляется к четырем регулирующим клапанам, каждый из которых соединен со своей сопловой коробкой. Две сопловые коробки установлены в нижней половине внутреннего корпуса ЦВД, а две другие - в верхней.

Турбина имеет сопловое парораспределение. Первые два регулирующих клапана диаметром 120 мм. открываются одновременно и подводят пар к сопловым коробкам, расположенным в нижней половине корпуса. Номинальная мощность обеспечивается при дополнительном открытии третьего клапана диаметром 135 мм.

С параметрами 3.7 МПА и 375 °С пар по четырем паропроводам направляется в промежуточный пароперегреватель котла и возвращается оттуда с параметрами 2.8 МПА и 565 °С к двум клапанам части среднего давления, от которых по четырем паропроводам пар поступает в часть среднего давления.

В турбоустановки используется двухпоточный конденсатор типа К-160-9115 с поверхностью охлаждения 9115 м2, расчетный вакуум в котором обеспечивается при расходе 21000 м3/ч охлаждающей воды с температурой 12 °С.

Задание курсовую работу.

1.1 Произвести расчет тепловой схемы на базе турбины К-160-130.

1.2 Определить расход острого пара в голову турбины при заданной мощности, выдаваемой генератором турбины.

1.3 Сравнить полученные данные с фактическими.

Тип турбины К-160-130

Номинальная мощность 160 МВТ

Частота вращения 50 Гц

Начальное давление 12.8 МПА

Начальная температура 565 °С

Давление в конденсаторе К-160-9115 3.43 КПА

Температура охлаждающей воды 12 °С

Температура питательной воды при номинальной нагрузке 229 °С

Расход пара в голову турбины при максимальной нагрузке 129.6 кг/с

Температура пара перед пром. перегревом 375 °С

Давление пара перед пром.перегревом 3.7 МПА

Температура пара после пром. перегрева 565 °С

Давление пара после пром. перегрева 2.8 МПА

Давление в деаэраторе 0.6 МПА

Внутренний относительный КПД ЦВД 0.835

Внутренний относительный КПД ЦСД 0.832

Внутренний относительный КПД ЦНД 0.832

2. Расчет тепловой схемы установки

2.1 Схема установки

2.2 Расчет процесса расширения в турбине и построение процесса на диаграмме

2.2.1 Расчет процесса расширения в ЦВД

1. В Н-S диаграмме строим начальную точку процесса расширения по давлению Р0=12.75 МПА и температуре Т0=565 °С. Находим начальную точку Н0=3515 КДЖ/кг. Строим процесс расширения до давления перед пром. перегревом Р=3.7 МПА.

2. Получаем теоретический процесс расширения в ЦВД, с энтальпией Н2т=3138 КДЖ/кг.

3. Рассчитаем энтальпию реального процесса расширения. Внутренний относительный КПД ЦВД равен ?оi=0.835, ?оi=(Н0- Н2)/(Н0-Н2t), получаем: Н2=Н0- ?оi(Н0- Н2t), Н2=3515- 0.835(3515-3138)=3200 КДЖ/кг. Строим реальный процесс расширения в Н-S диаграмме. паровой турбина цилиндр пар

2.2.2 Расчет процесса расширения в ЦСД и ЦНД

1. В Н-S диаграмме строим процесс пром. перегрева с параметрами Рпп=2.8 МПА и Тпп=565 °С. Находим точку Нпп=3610 КДЖ/кг.

2. Строим процесс расширения с параметров пром. перегрева до давления в конденсаторе турбины. Получаем точку Н9т=2225 КДЖ/кг.

3. Рассчитаем энтальпию реального процесса расширения.

Внутренний относительный КПД ЦСД и ЦНД равен ?оi=0.83, ?оi=(Нпп- Н9)/(Нпп-Н9t), получаем: Н9=Нпп- ?оi(Нпп- Н2t), Н2=3610- 0.83(3610-2225)=2460.45 КДЖ/кг. Строим реальный процесс расширения в Н-S диаграмме.

2.3 Расчет параметров отборного пара и воды в системе регенерации

2.3.1 Расчет температуры воды после регенеративных подогревателей, питательного насоса и деаэратора

1. По (1) определим температуру воды после конденсатора, при давлении Рк=0.003 МПА, температура насыщения Тк=26 °С.

2. По (1) определим температуру воды в деаэраторе, при давлении Рд=0.6 МПА, температура Тд=159 °С.

3. Проведем разбиение температур по подогревателям (с учетом того, что Тпв=229 °С, питательный насос поднимает температуру воды на 4 °С и деаэратор нагревает воду на 10 °С) и занесем данные в таблицу.

Тв1, °С Тв2, °С Тв3, °С Тпн, °С Тд, °С Тв4, °С Тв5, °С Тв6, °С Тв7, °С Тв8, °С Тк, °С

229 209 179 162 159 149 121 101 65 45 26

Тв1-8 - температура воды после соответствующего подогревателя.

Тпн - температура воды после питательного насоса.

Тд - температура воды после деаэратора.

Тк - температура воды после конденсатора.

2.3.2 Расчет энтальпий воды после регенеративных подогревателей, питательного насоса и деаэратора

1. Зададим давление воды после конденсатного насоса Ркн=0.7 МПА, с учетом падения давления на каждом ПНД, получаем на входе в деаэратор давление Рд=0.6 МПА.

2. Зададим давление воды после питательного насоса Рпн=18 МПА, с учетом падения давления на каждом ПВД, получаем на входе в котлоагрегат давление Рпв=17.4 МПА.

3. По (1) определим энтальпию воды после подогревателей, по давлению и температуре, занесем данные в таблицу.

Нв1, КДЖ /кг Нв2, КДЖ /кг Нв3, КДЖ /кг Нпн, КДЖ /кг Нд, КДЖ /кг Нв4, КДЖ /кг Нв5, КДЖ /кг Нв6, КДЖ /кг Нв7, КДЖ /кг Нв8, КДЖ /кг Нк, КДЖ /кг

989 899 767.6 698 670.5 627.2 507,6 414,5 271,89 188.31 111

Нв1-8 - энтальпия воды.

Нпн - энтальпия воды после питательного насоса.

Нд - энтальпия воды после деаэратора.

Нк=Нв9 - энтальпия воды после конденсатора.

2.3.3 Определение параметров отборов пара

1. Определим параметры отборного пара по следующей методике: - определим температуру тп= тпв st, где тпв температура после соответствующего подогревателя, а st температура недогрева в подогревателе, выбирается равной от -2 до 10 °С.

- определим давление насыщения Рн по температуре тп.

- определим давление отбора Ротб= Рн ? 1.1, необходим также учесть заданные значения давления в отборах турбины.

- по H-S диаграмме определим энтальпии отборов.

- занесем полученные данные в таблицу.

№отбора 1 2 3 4 5 6 7 8 выхлоп

Р,МПА 3.7 2.4 1.1 0.85 0.47 0.18 0.09 0.04 0.003

Нр,КЖД/кг 3138 3482.5 3281.4 3208.3 3045 2822 2697.8 2560.4 2455

Р1-8 - давление в отборах.

Нр1-9 - энтальпии отборов.

2.3.4 Определение параметров дренажей

1. Определим температуру дренажей как температуру насыщения при давлении отбора. Энтальпию дренажа определим по давлению и температуре, по (1). Полученные данные внесем в таблицу.

№дренажа 1 2 3 4 5 6 7 8

Тдр, °С 245 222 184 173 150 117 96 76

Ндр,КДЖ/кг 1061.4 952.8 780.8 732.3 632.2 491 402 318

Тдр1-8 - температура дренажей.

Ндр1-8 - энтальпия дренажей.

2.4 Сводная таблица параметров рабочей среды

В голову турбины Пром. прегрев 1 2 3 Питательный насос Деаэратор 4 5 6 7 8 9 (Выхлоп.)

Тв,°С - - 229 209 179 162 159 149 121 101 65 45 26

Рв,Мпа - - 17.4 17.6 17.8 18.0 0.6 0.6 0.62 0.64 0.66 068 0.7

Нв,КДЖ/кг - - 989 899 767.6 698 670.5 627 507 414 271 188 - Sв,КДЖ/КГК - - 2.57 2.38 2.10 1.95 1.93 1.82 1.53 1.29 0.89 0.63 0.38

Vв,м3/кг10-3 - - 1.2 1.15 1.11 1.1 1.09 1.89 106 1.04 1.01 1 1

Рр,Мпа 12.75 2.8 3.7 2.4 1.1 - - 0.85 0.47 0.18 0.09 0.04 0.003

Нр,КДЖ/кг 3515 3610 3138 3482 3281.4 - - 3208 3045 2822 2697.8 2560.4 2455

Sp,КДЖ/КГК 6.66 7.44 6.72 6.71 7.56 - - 7.62 7.69 7.75 7.77 7.78 8.55

Тдр,°С - - 245 222 184 - - 173 150 117 96 76 - Ндр,КДЖ/кг - - 1061 952.8 780.8 - - 732 632 491 402 318 - Sдр,КДЖ/КГК - - 3.02 2.67 2.20 - - 1.92 1.6 1.38 1.28 1.19 - Vдр,м3/кг10-3 - - 1.3 1.22 1.13 - - 1.09 1.06 1.04 1.04 1.035 - 2.5 Расчет расхода пара на отборы

2.5.1 Тепловой баланс для первого подогревателя.

?1= = = 0.043 ?1-8 - доля пара на отбор.

2.5.2 Тепловой баланс для второго подогревателя ?2= = = 0,05

2.5.3 Тепловой баланс для третьего подогревателя ?3= = = =0,021

2.5.4 Тепловой баланс для деаэратора ?д= = = 0, 00978

2.5.5 Тепловой баланс для четвертого подогревателя ?4= = = =0,042

2.5.6 Тепловой баланс для пятого подогревателя ?5= = = 0,032

2.5.7 Тепловой баланс для шестого подогревателя ?5= = = 0,049

2.5.8 Расчет точки смешения, методом последовательного приближения

1. Примем следующие данные: ?7=0.04 ?8=0.04

Нсм=Нв7

2. Произведем расчет ?7 и ?8: ?7= ;

3. Расчет энтальпии точки смешения.

Нсм=

4. Производим сравнение полученных величин с принятыми, с заданной точностью. Если погрешность превышает заданную, то продолжаем уточнения, подставляя новые данные, если погрешность не превышает заданную, то выводим ответ.

5. После многочисленных итераций получили следующие данные: ?7=0.017 ?8=0.027

2.6 Расчет работы и расхода пара в голову турбины

2.6.1 Расчет работы пара в турбине

-работа пара в турбине.

2.6.2 Расчет расхода пара в голову турбины

- расход пара в голову турбины.

- максимальная электрическая мощность машины генератора.

- КПД машины генератора.

В результате проведенных расчетов получили совпадение расчетных данных по расходу пара в голову турбины с заданными, погрешность составляет менее двух процентов. расчетное= 124.801 (кг/с) задан.= 126.9 (кг/с)

Погрешность: По полученным данным делаем вывод о правильности проведенных расчетов.

3. Расчет проточной части турбины

3.1 Расчет ЦВД

3.1.1 Расчет регулируемой ступени

3.1.1.1 Расчет сопловой решетки

Зададим средний диаметр ступени по заводскому аналогу. d=1.050 (м).

Частота вращения ротора турбины. n=3000 (об/мин).

Окружная скорость.

Зададимся степенью реакции.

Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.

Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.

Определим значение характеристического коэффициента.

Определяем фиктивную скорость пара.

Располагаемый теплоперепад ступени.

Теплоперепад сопловой решетки.

Теплоперепад рабочей решетки.

Теоретическая скорость истечения пара из сопел.

Действительная скорость истечения пара из сопел.

Выходная площадь сопловой решетки.

- расход пара в голову турбины, кг/с.

= 0.036 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.

=0.94- коэффициент расхода.

Определим высоту лопаток сопловой решетки.

- степень парциальности подвода пара.

Определим скорость звука в данной среде.

= 1.35, показатель адиабаты.

= 11,8 МПА, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число маха.

Выберем профиль сопловой лопатки.

Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу маха.

Таблица стандартных профилей приведена в (10) таблица(4)

С - 90 - 12А 10-14 70-120 0.72-0.87 31-35 0.6-0.85

Уточним, ранее принятые, значения коэффициента расхода и коэффициента сопла.

- коэффициент сопла.

- коэффициент профильных потерь.

- эквивалентный угол.

= 0.032 - хорда сопловой лопатки, м.

= 0.001 - коэффициент потерь.

Определим погрешность.

%

- коэффициент расхода.

Определим погрешность.

2.1.1.2 Расчет рабочей решетки

Относительная скорость входа пара.

Угол входа пара в рабочие решетки.

Определим число сопловых лопаток.

- оптимальный шаг.

Округляем полученное значение.

Потери теплоперепада в соплах.

Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.

Площадь кольцевой рабочей решетки.

- расход пара в голову турбины, кг/с.

= 0.0365 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.

=0.98- коэффициент расхода.

Определим угол выхода потока из рабочей решетки.

- величина перекрышки, м.

Определим скорость звука в данной среде.

= 11 МПА, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число маха.

Выберем профиль рабочей лопатки.

Профиль выбирается из стандартных.

Таблица стандартных профилей приведена в (10) таблица(4)

Р - 26 - 17А 15-19 23-35 0.6-0.7 75-80 0.75-0.95

Определим число рабочих лопаток.

=0.662 - оптимальный шаг.

=0.03 - хорда рабочей лопатки.

Округляем полученное значение.

Потери теплоперепада в рабочих лопатках.

- коэффициент скорости, определяем по рис.5 (10).

Уточним значения коэффициента скорости и коэффициента расхода.

- коэффициент скорости.

- оцениваем по соотношению .

Определим погрешность.

%

- коэффициент расхода.

Определим погрешность.%

%

Определим действительную относительную скорость потока на выходе из рабочей решетки.

Определим лопаточный КПД ступени.

- располагаемая энергия ступени.

- коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени =0.

- потери с выходной скоростью.

=49.128(м/с) - действительная скорость выхода пара из рабочей решетки, определяется из треугольника скоростей(см. приложение1).

Определяем внутренний относительный КПД ступени.

- потери на трение.

=1.4 - коэффициент трения.

- потери от утечек.

- потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.

Определим действительный теплоперепад ступени.

Определим мощность ступени.

3.2 Разбиение теплоперепада ЦВД

- по заводскому аналогу принимаем значения диаметров ступеней;

- принимаем значения степени реактивности ступени;

- принимаем ;

- принимаем значение скоростного коэффициента ;

- принимаем значение коэффициента ;

- определяем ;

- производим расчет теплоперепада

- полученные данные сведем в таблицу и построим график по полученным величинам по ступеням. таблица 5

№ ступени

2 0.968 0.02 0.47 50

3 0.979 0.03 0.473 50.6

4 0.995 0.035 0.474 52

5 1.012 0.04 0.475 53.5

6 1.03 0.045 0.477 55.2

7 1.044 0.05 0.478 56.4

График распределения теплоперепада, диаметра и характеристического коэффициента.

------- - теплоперепад ступени;

------- - диаметр ступени;

------- - значение характеристического коэффициента.

Исходя из полученных данных, определим количество ступеней ЦВД.

Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.

.

=377 (КДЖ/кг) - теплоперепад ЦВД.

= 0.0090869 - коэффициент возврата теплоты.

Округляя, полученные значение, получаем.

=7 шт.

3.1.2 Расчет первой нерегулируемой ступени (вторая ступень по ходу пара).

3.1.2.1 Расчет сопловой решетки

Уточним значение среднего диаметра ступени

Окружная скорость.

Степень реакции.

Зададимся скоростным коэффициентом концевых турбинных решеток.

Зададимся углом выхода потока из сопловой решетки.

Определим значение характеристического коэффициента.

Определяем фиктивную скорость пара.

Располагаемый теплоперепад ступени.

Теплоперепад сопловой решетки.

Теплоперепад рабочей решетки.

Теоретическая скорость истечения пара из сопел.

Действительная скорость истечения пара из сопел.

Выходная площадь сопловой решетки.

- расход пара в голову турбины, кг/с.

= 0.042 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.

=0.945- коэффициент расхода.

Определим высоту лопаток сопловой решетки.

- степень парциальности подвода пара.

Определим скорость звука в данной среде.

= 1.35, показатель адиабаты.

= 9 МПА, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число маха.

Выберем профиль сопловой лопатки.

Профиль выбирается из стандартных, по углу выхода потока из сопловой решетки и по числу маха.

Таблица стандартных профилей приведена в (1) таблица(6)

С - 90 - 15А 13-17 70-120 0.7-0.85 35-40 0.5-0.85

Уточним, ранее принятые, значения коэффициента расхода и коэффициента сопла.

- коэффициент сопла.

- коэффициент профильных потерь.

- эквивалентный угол.

= 0.07 - хорда сопловой лопатки, м.

= 0.001 - коэффициент потерь.

Определим погрешность.

%

- коэффициент расхода.

Определим погрешность.

%

3.1.1.2 Расчет рабочей решетки

Относительная скорость входа пара.

Угол входа пара в рабочие решетки.

Определим число сопловых лопаток.

- оптимальный шаг.

Округляем полученное значение.

Потери теплоперепада в соплах.

Определим теоретическую относительную скорость выхода потока.

Площадь кольцевой рабочей решетки.

- расход пара в голову турбины, кг/с.

= 0.0424 - удельный теоретический объем пара, по диаграмме м3/кг.

=0.97- коэффициент расхода.

Определим угол выхода потока из рабочей решетки.

- величина перекрышки, м.

Определим скорость звука в данной среде.

= 8.9 МПА, давление ступени, определяем по диаграмме.

Определяем число маха.

Выберем профиль рабочей лопатки.

Профиль выбирается из стандартных.

Таблица стандартных профилей приведена в (1) таблица(6)

Р - 35 - 25А 22-28 30-50 0.55-0.65 78-82 0.75-0.95

Определим число рабочих лопаток.

=0.668 - оптимальный шаг.

=0.060 - хорда рабочей лопатки.

Округляем полученное значение.

Потери теплоперепада в рабочих лопатках.

- коэффициент скорости, определяем по рис.5 (10).

Уточним значения коэффициента скорости и коэффициента расхода.

- коэффициент скорости.

- оцениваем по соотношению .

Определим погрешность.

%

- коэффициент расхода.

Определим погрешность.%

%

Определим действительную относительную скорость потока на выходе из рабочей решетки.

Определим лопаточный КПД ступени.

- располагаемая энергия ступени.

- коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени =0.5

- потери с выходной скоростью.

=63.915(м/с) - действительная скорость выхода пара из рабочей решетки, определяется из треугольника скоростей(см. приложение1).

Определяем внутренний относительный КПД ступени.

- потери на трение.

=1.4 - коэффициент трения.

- потери от утечек.

- потери на влажность равны , т.к. процесс расширения проходит в зоне перегретого пара.

Определим действительный теплоперепад ступени.

Определим мощность ступени.

3.2 Разбиение теплоперепада ЦСД - ЦНД.

- по заводскому аналогу принимаем значения диаметров ступеней;

- принимаем значения степени реактивности ступени;

- принимаем ;

- принимаем значение скоростного коэффициента ;

- принимаем значение коэффициента ;

- определяем ;

- производим расчет теплоперепада

- полученные данные сведем в таблицу и построим график по полученным величинам по ступеням. таблица 7

№ ступени

ЦСД

8 1.132 0.05 0.483 63.6

9 1.135 0.05 0.483 63.9

10 1.15 0.055 0.484 65.2

11 1.16 0.055 0.484 66.4

12 1.19 0.06 0.485 69.5

13 1.22 0.06 0.485 73

14 1.260 0.06 0.485 77.9

15 1.32 0.06 0.485 85.5

ЦНД

16 1.48 0.06 0.485 107.5

17 1.54 0.07 0.488 115.2

18 1.61 0.08 0.491 124.5

19 1.71 0.1 0.496 137.4

20 1.83 0.12 0.502 153.9

21 2 0.13 0.505 181.7

График распределения теплоперепада, диаметра и характеристического коэффициента.

------- - теплоперепад ступени;

------- - диаметр ступени;

------- - значение характеристического коэффициента.

Исходя из полученных данных, определим количество ступеней ЦСД.

Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.

.

=565 (КДЖ/кг) - теплоперепад ЦСД.

= 0.018 - коэффициент возврата теплоты.

Округляя, полученные значение, получаем.

=8 шт.

Определим количество ступеней ЦНД.

Средний теплоперепад, приходящийся на одну ступень.

.

=565 (КДЖ/кг) - теплоперепад ЦНД.

= 0.03854 - коэффициент возврата теплоты.

Округляя, полученные значение, получаем.

=6 шт.

4. Расчет вала ЦНД на прочность

4.1 Расчет вала ЦНД на критическое число оборотов

Произведем расчет одной половины вала, т.к. вал симметричен относительно оси паровпуска.

- произведем расчет нагрузки вала, диска и лопатки;

- плотность материала, кг/м3.

- принимаем масштаб длины вала ;

- выбираем масштаб действительных нагрузок ;

- зададимся полюсным расстоянием ;

- строим силовой многоугольник ;

- определяем ординаты фиктивных изгибающих моментов;

- строим эпюру фиктивных моментов, определяем площади участков, строим фиктивные силы из точек центра тяжести, в масштабе ;

- выбираем масштаб фиктивных сил

- находим полюсное расстояние , из расчета, чтобы получить прогибы вала на чертеже в К раз больше действительных

- момент инерции твердого тела.

- модуль Юнга.

Таблица расчета вала на критическое число оборотов. таблица№ 8

№ участка Диаметр. Вал Диски Лопатки Нагрузка. Длина участка. Отнош. диам. Фиктив. изгиб. Ординаты эпюры изгиб. моментов. Ординаты фикт. изг. моментов. Площадь эпюры моментов. Ординаты изогнутой оси вала. Площадь прогиба. Изгибающий момент.

Обозначения d Qв Qд Qл Q l d0/d (d0/d)4 Z z?(d0/d)4 F Y Y2 Q?Y Q?Y2

Размерность см кг кг кг кг см - - см - см2 см см2 кг?см

1 0.420 953 859 1612 3424 0.882 1.68 7.96 4 31.84 17.2 153.6 16.4 268.96 56153.6 920713

2 0.875 891 844 734 2469 0.235 1.44 4.3 5 21.5 21.5 44.5 26.4 696.9 65181.6 1718424

3 0.875 415 985 400 1800 0.198 1.44 4.3 5.4 23.22 8.04 42.27 28 784 50400 1411200

4 1.140 859 271 269 1400 0.165 1.105 1.49 5.6 8.34 6.77 13.51 28.8 829.4 40320 1160600

5 1.200 1332 270 166 1770 0.1485 1.05 1.21 5.8 7.018 5.8 10.2 29.2 852.6 51684 1509102

6 1.260 1225 267 124.7 1616 0.2805 1 1 5.9 5.9 16.38 29.6 876.1 47833.6 1415616

Суммарные значения 12479 311571 8135655

Силовой многоугольник.

Графический расчет вала.

Силовой многоугольник фиктивных сил

- строим веревочный многоугольник, который представляет собой изогнутую ось вала, находим прогибы оси Yi, полученные данные заносим в таблицу;

- определяем критическое число оборота ротора полученное критическое число оборотов больше рабочего, равного 3000 об/мин; значит, вал турбины является жестким;

- определим величину максимального прогиба оси вала;

- определим коэффициент запаса.

%

- критическое число оборотов отличается от рабочего на 22%, следовательно на номинальных оборотах вал турбины будет работать устойчиво, с минимальными вибрациями.

Параметр/ступень 1 2 3 4 5

С Р С Р С Р С Р С Р

Расход пара D кг/с 126.9 126.9 126.9 126.9 126.9

Диаметр средний,d0,м 1.050 0.947 0.958 0.973 0.989

Выходной эффективный угол, ? 14 14 14 14 14

Степень реакции, ? 0.02 0.02 0.035 0.04 0.04

Окружная скорость U, м/с 164.9 148.75 150.47 152.86 155.37

Характеристический коэффициент Хф 0.475 0.47 0.474 0.475 0.475

Фиктивная скорость,сф м/с 346.9 316.1 317.3 321.577 326.8

Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 КДЖ/кг 60.19 49.9 50.63 51.7 53.42

Теплоперепад в решетке, КДЖ/кг 58.9 1.2 48.9 1 48.6 1.76 49.6 2.06 51.2 2.1

Теоретическая скорость истечения м/с 343.4 184.3 313 166 311.7 168.3 315 171 320.2 173.8

Реальная скорость истечения м/с 333.1 175.4 300.4 156.3 299.2 158.4 302.4 161 307.4 163.9

Скорость входа пара 177.6 160.2 157.5 158.5 161.1

Выходная площадь решетки м2 0.014 0.026 0.018 0.033 0.019 0.034 0.02 0.035 0.022 0.034

Длина лопатки, м 0.025 0.028 0.025 0.028 0.026 0.029 0.027 0.029 0.029 0.031

Число Маха 0.454 0.25 0.438 0.233 0.452 0.247 0.496 0.279 0.511 0.304

Количество лопаток, шт 122 130 50 58 50 58 45 60 46 60

Угол входа пара в рабочие решетки 0 26.97 26.9 27.3 27.4 27.49

Угол выхода пара из рабочих решеток0 16.2 24 23.3 23.0 20.6

Хорда, см 3.2 3 7 6 7 6 8 6 8 6

Потери в венце КДЖ/кг 3.69 1.59 4.21 1.6 4.08 1.65 4.42 1.7 4.39 1.76

С2, м/с 49.12 63.915 63.26 63.19 57.8

Потери с выходной скоростью, КДЖ/кг 1.2 2.043 2.0 1.99 1.674

Относительный лопаточный КПД 0.892 0.86 0.863 0.865 0.867

Внутренний относительный КПД 0.868 0.844 0.848 0.849 0.853

Полезный теплоперепад, КДЖ/кг 52.222 42.2 47.701 43.9 45.545

Мощность ступени 6.627 5.335 5.419 5.571 5.78

Параметр/ступень 6 7 8 9 10

С Р С Р С Р С Р С Р

Расход пара D кг/с 126.9 126.9 120.35 120.35 114.85

Диаметр средний,d0,м 1.009 1.022 1.097 1.099 1.11

Выходной эффективный угол, ? 14 14 14 14 14

Степень реакции, ? 0.045 0.05 0.05 0.05 0.055

Окружная скорость U, м/с 158.4 160.54 172.2 172.6 174.7

Характеристический коэффициент Хф 0.477 0.478 0.482 0.483 0.485

Фиктивная скорость,сф м/с 332.55 335.96 357.15 357.2 360.667

Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 КДЖ/кг 55.295 56.43 63.77 63.8 65.04

Теплоперепад в решетке, КДЖ/кг 52.8 2.48 53.6 2.8 60.5 3.18 60.6 3.2 61.4 3.57

Теоретическая скорость истечения м/с 324.9 177.4 327.4 179.7 348.1 192.5 348.2 192.9 350.6 195.2

Реальная скорость истечения м/с 311.9 167.5 314.3 170.1 337.3 183.7 338.1 184.3 340.4 186.6

Скорость входа пара 162.7 163.2 175.2 175.6 176.0

Выходная площадь решетки м2 0.025 0.047 0.028 0.055 0.55 0.105 0.067 0.126 0.069 0.13

Длина лопатки, м 0.032 0.034 0.036 0.039 0.07 0.073 0.08 0.083 0.081 0.084

Число Маха 0.528 0.261 0.493 0.242 0.504 0.28 0.486 0.275 0.52 0.288

Количество лопаток, шт 48 64 50 66 54 72 54 72 54 88

Угол входа пара в рабочие решетки 0 27.6 27.7 27.7 27.7 27.9

Угол выхода пара из рабочих решеток0 25.59 26.3 24.6 26.1 26.4

Хорда, см 8 6 8 6 8 6 8 6 8 6

Потери в венце КДЖ/кг 4.3 1.8 4.11 1.88 3.6 2.15 3.55 2.1 3.589 2.219

С2, м/с 72.7 75.8 76.9 81.438 83.545

Потери с выходной скоростью, КДЖ/кг 2.64 2.87 2.363 3.316 3.49

Относительный лопаточный КПД 0.841 0.865 0.882 0.881 0.881

Внутренний относительный КПД 0.828 0.853 0.876 0.876 0.875

Полезный теплоперепад, КДЖ/кг 45.79 48.148 55.85 55.886 56.912

Мощность ступени 5.81 6.11 6.7 6.726 6.536

Параметр/ступень 11 12 13 14 15

С Р С Р С Р С Р С Р

Расход пара D кг/с 114.85 114.85 110.053 106.713 106.7

Диаметр средний,d0,м 1.123 1.151 1.18 1.219 1.277

Выходной эффективный угол, ? 14 14 14 14 14

Степень реакции, ? 0.055 0.06 0.06 0.06 0.06

Окружная скорость U, м/с 176.3 180.82 185.318 191.437 200.558

Характеристический коэффициент Хф 0.485 0.486 0.487 0.487 0.487

Фиктивная скорость,сф м/с 363.9 372.151 380.6 393.19 411.924

Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 КДЖ/кг 66.237 69.2 72.4 77.299 84.841

Теплоперепад в решетке, КДЖ/кг 62.5 3.6 65.1 4.15 68.0 4.34 72.6 4.6 79.75 5.09

Теоретическая скорость истечения м/с 353.8 197.0 360.8 202.0 369.0 206.9 381.2 213.7 399.3 223.9

Реальная скорость истечения м/с 343.5 188.5 350.3 193.3 359.0 198.2 370.9 204.8 388.5 214.819

Скорость входа пара 177.6 180.2 184.7 190.8 199.967

Выходная площадь решетки м2 0.079 0.154 0.091 0.174 0.103 0.197 0.117 0.221 0.144 0.277

Длина лопатки, м 0.079 0.096 0.104 0.106 0.115 0.118 0.126 0.129 0.149 0.151

Число Маха 0.533 0.293 0.56 0.311 0.584 0.325 0.631 0.352 0.67 0.375

Количество лопаток, шт 54 88 54 90 56 94 58 96 60 100

Угол входа пара в рабочие решетки 0 27.9 28.0 28.0 28 28.042

Угол выхода пара из рабочих решеток0 27.0 26.8 26.7 26.6 27.133

Хорда, см 8 6 8 6 8 6 8 6 8 6

Потери в венце КДЖ/кг 3.5 2.26 3.58 2.37 3.67 2.49 3.8 2.6 4.112 2.92

С2, м/с 86.295 87.7 89.6 92.347 98.416

Потери с выходной скоростью, КДЖ/кг 3.723 3.85 4.018 4.264 4.843

Относительный лопаточный КПД 0.881 0.883 0.884 0.885 0.885

Внутренний относительный КПД 0.876 0.878 0.88 0.881 0.882

Полезный теплоперепад, КДЖ/кг 58.034 60.825 63.731 68.114 74.827

Мощность ступени 6.665 6.986 7.014 7.269 7.985

Параметр/ступень 16 17 18 19 20

С Р С Р С Р С Р С Р

Расход пара D кг/с 49.5 49.5 47.797 46.262 43.362

Диаметр средний,d0,м 1.432 1.491 1.56 1.655 1.773

Выходной эффективный угол, ? 14 14 15 15 17

Степень реакции, ? 0.06 0.07 0.08 0.1 0.12

Окружная скорость U, м/с 224.885 234.24 245 260 278.5

Характеристический коэффициент Хф 0.485 0.489 0.491 0.497 0.5

Фиктивная скорость,сф м/с 463.318 478.5 499.065 522.761 557.554

Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 КДЖ/кг 107.332 114.499 124.533 136.6 155.433

Теплоперепад в решетке, КДЖ/кг 100.8 6.44 106.4 8.0 114.5 9.96 122.9 13.6 136.7 18.65

Теоретическая скорость истечения м/с 449.2 251.3 461.4 261.5 478.6 277.2 495.9 293.8 523.0 323.3

Реальная скорость истечения м/с 435.7 239.0 449.0 249.5 466.7 264.1 484.5 281.8 512.5 311.0

Скорость входа пара 224.2 228.8 238.6 242.8 259.3

Выходная площадь решетки м2 0.083 0.163 0.118 0.224 0.193 0.365 0.378 0.722 0.516 0.519

Длина лопатки, м 0.076 0.079 0.104 0.107 0.152 0.155 0.281 0.284 0.841 1.732

Число Маха 0.76 0.433 0.877 0.378 0.97 0.57 1.0 0.284 0.516 0.656

Количество лопаток, шт 68 112 68 104 70 106 80 100 86 90

Угол входа пара в рабочие решетки 0 28.0 28.3 30.4 31.0 35.2

Угол выхода пара из рабочих решеток0 27.2 26.6 28.7 29.2 36.8

Хорда, см 8 6 8 5.8 8 6 8 6.6 8 8

Потери в венце КДЖ/кг 5.98 3.67 5.865 3.982 5.6 4.4 5.6 5.0 5.731 6.086

С2, м/с 110.12 112.35 127.92 138.6 188.78

Потери с выходной скоростью, КДЖ/кг 6.064 6.311 8.182 9.613 17.8

Относительный лопаточный КПД 0.878 0.883 0.882 0.883 0.859

Внутренний относительный КПД 0.871 0.878 0.878 0.881 0.843

Полезный теплоперепад, КДЖ/кг 93.537 100.529 109.39 120.3 130.96

Мощность ступени 4.631 4.977 5.228 5.567 5.679

Параметр/ступень 21

С Р

Расход пара D кг/с 43.362

Диаметр средний,d0,м 1.938

Выходной эффективный угол, ? 17

Степень реакции, ? 0.13

Окружная скорость U, м/с 304.427

Характеристический коэффициент Хф 0.507

Фиктивная скорость,сф м/с 599.934

Располагаемый теплоперепад ступени, Н0 КДЖ/кг 179.961

Теплоперепад в решетке, КДЖ/кг 156.5 23.3

Теоретическая скорость истечения м/с 559.8 343.0

Реальная скорость истечения м/с 548.3 329.7

Скорость входа пара 266.2

Выходная площадь решетки м2 2.358 4.57

Длина лопатки, м 1.496 1.499

Число Маха 1.135 0.911

Количество лопаток, шт 86 64

Угол входа пара в рабочие решетки 0 32.2

Угол выхода пара из рабочих решеток0 30.0

Хорда, см 8 12

Потери в венце КДЖ/кг 6.65 6.849

С2, м/с 166.248

Потери с выходной скоростью, КДЖ/кг 13.819

Относительный лопаточный КПД 0.855

Внутренний относительный КПД 0.834

Полезный теплоперепад, КДЖ/кг 150.148

Мощность ступени 6.511В результате расчета тепловой схемы была получена мощность турбины 160 МВТ; расчет проточной части подтвердил правильность вычисления, т.к. получена мощность 160 МВТ. Делаем вывод о правильности вычислений.

В результате расчета вала ЦНД на прочность, получили данные близкие к заводским параметрам..

1. Щегляев А.В. Паровые турбины. М.: Энергия, 1976. 357 с.

2. Трояновский Б.М. Турбины для атомных электростанций. М.: Энергия, 1976.

3. Абрамов В.И., Филиппов Г.А., Фролов В.В. Тепловой расчет турбин. М.: Энергия, 1974. 224 с.

4. Семенов А.С., Шевченко А.В. Тепловой расчет паровой турбины. Киев: Вища школа, 1975. 207 с.

5. Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я. Атлас профилей решеток осевых турбин. М.: Машиностроение, 1965. 96 с.

6. Теплотехнический справочник. М.: Энергия, т. 1, 1975. 743 с.

7. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. М.: Энергия, 1967. 400 с.

8. Шляхин П.Н., Бершадский М.Л. Краткий справочник по паровым турбинам. М.: Энергия, 1970. 251 с.

9. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. М.: Энергия, 1980. 424 с.

10.. Паровые и газовые турбины. Методические указания по выполнению курсового проекта для студентов специальности 0305. Саратов, 1983. 24 с.

Размещено на .ru