Технические характеристики и системы регулирования турбины. Расчет расхода пара на нее. Разбивка теплоперепада цилиндра высокого давления по ступеням. Технико-экономические показатели турбоустановки. Прочностной расчет лопаток и диска последней ступени.
Турбина выпущена в 1984 г. и предназначена для непосредственного привода генератора переменного тока ТВВ-1000-2 для работы на АЭС в блоке с водо-водяным реактором ВВЭР-1000 на насыщенном паре по моноблочной схеме (блок состоит из одного реактора и одной турбины) при номинальной тепловой мощности ядерной паропроизводительной установки 3000 МВТ. К каждому из ЦНД пар подводится по двум трубам диаметром 1,2 м которые раздваиваются на два коротких патрубка диаметром 850 мм, подводящие пар в верхние и нижние половины ЦНД. Теоретическая скорость выхода пара из сопел: Определим длину лопатки (,так как ЦВД двухпоточный): , где =12 - значение эффективного угла выхода потока из сопл. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень () уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении. Режим течения пара в сопловой решетке определяется значением числа Маха.Результатом курсового проекта является полный конструкторский расчет отсека ЦВД турбины К-1100-60(3000), основанный на построении процесса расширения пара в данном отсеке и выборе соответствующих конструкторских решений, а именно геометрических характеристик профилей. Контроль правильности расчетов осуществляется построением треугольников скоростей для каждой ступени, а также нахождением относительного лопаточного КПД каждой ступени разными способами.
Введение
В данном курсовом проекте рассчитывается ЦВД турбины К-1100-5,9/50 ЛМЗ.
1. Техническое описание турбины
Общие сведения. Турбина предназначена для работы на двухконтурных АЭС в моноблоке с водо-водяным реактором ВВЭР-1000. Параметры свежего пара: давление 5,89 МПА, влажность 0,5 %. Давление в конденсаторе при температуре охлаждающей воды 20 °С составляет 4,3-5,5 КПА. Частота вращения 50 1 /с. Турбина выполнена с дроссельным парораспределением.
Турбина выпущена в 1984 г. и предназначена для непосредственного привода генератора переменного тока ТВВ-1000-2 для работы на АЭС в блоке с водо-водяным реактором ВВЭР-1000 на насыщенном паре по моноблочной схеме (блок состоит из одного реактора и одной турбины) при номинальной тепловой мощности ядерной паропроизводительной установки 3000 МВТ. Параметры свежего пара: давление 5,89 МПА, влажность 0,5 %; давление в конденсаторе при температуре охлаждающей воды 20 °С составляет 4,3-5,5 КПА. Частота вращения 50 1 /с. Турбина выполнена с дроссельным парораспределением.
Основные технические характеристики турбины К-1100-5,9/50: Мощность номинальная, МВТ 1100;
Частота вращения, с-1 50;
Параметры свежего пара: давление, МПА абс. 5,89;
температура, 0С 274
Параметры пара после промежуточного перегрева: давление, МПА абс. 0,51;
температура, 0С 250;
Число отборов пара для регенерации 8;
Температура питательной воды, 0С 218;
Номинальная температура охлаждающей воды, 0С 20;
Давление в конденсаторе, КПА абс. 5,9
Расход охлаждающей воды через конденсаторы, т/ч 170 000;
Максимальный расход свежего пара, кг/с 1630,5;
Конструктивная схема турбины ……… 1ЦВД 4ЦНД
Конструкция турбины. Пар из парогенераторов по четырем паропроводам диаметром 600 мм подводится к четырем блокам клапанов. Каждый из блоков состоит из стопорного и регулирующего клапанов. Стопорный клапан выполнен в виде поворотной заслонки с приводом от масляного сервомотора; в открытом состоянии тарелка клапана размещается в специальном гнезде и мало нарушает геометрию сечения паропровода, что обеспечивает малые потери давления в клапане. Регулирующий клапан с диаметром седла 460 мм выполнен с внутренней разгрузкой и имеет традиционную конструкцию. Коробки клапанов имеют фланцы и заглушки, присоединяемые болтами, что обеспечивает легкий доступ для ремонта и замены изношенных влажным паром деталей клапанов.
Блоки клапанов установлены рядом с турбиной. Четыре паропровода, идущие от них, попарно объединяются для подачи пара в ЦВД через два штуцера диаметром 700 мм, расположенные в нижней половине корпуса ЦВД. Это не требует отсоединения перепускных труб от турбины перед вскрытием ЦВД.
Поступив в двухпоточный ЦВД пар расширяется до давления 0,58 МПА и влажности 14,4 %. Для обеспечения малых скоростей и тем самым для уменьшения эрозионного износа отвод пара из ЦВД и СПП осуществляется по четырем патрубкам диаметром 1000 мм. В турбоустановке использовано четыре СПП, установленных по два с каждой стороны турбины. В СПП сначала сепарируется влага, а затем происходит одноступенчатый перегрев свежим паром до температуры 250 °С при давлении 0,51 МПА. Непосредственно на крышках СПП установлены стопорные поворотные заслонки и регулирующие клапаны, имеющие индивидуальный сервомоторный привод. Клапаны обеспечивают защиту турбины от разгона при аварийных режимах с отключением генератора от сети.
К каждому из ЦНД пар подводится по двум трубам диаметром 1,2 м которые раздваиваются на два коротких патрубка диаметром 850 мм, подводящие пар в верхние и нижние половины ЦНД.
Пар из каждой пары ЦНД (1 и 2 или 3 и 4) поступает в группу конденсаторов, состоящую из двух конденсаторов. Расположение конденсаторов - поперечное к оси турбины. Каждый из конденсаторов присоединен сваркой к своему ЦНД и установлен на пружинных опорах. Охлаждающая вода проходит последовательно через группу конденсаторов, и таким образом реализуется ступенчатая конденсация пара, при которой в конденсаторе с «холодной» водой давление при температуре охлаждающей воды 20 °С составляет 4,3 КПА, а в конденсаторе с нагретой охлаждающей водой - 5,5 КПА.
Из конденсаторов насосы I ступени подают конденсат через сальниковые подогреватели, БОУ и ПНД1 смешивающего типа в ПНД2 также смешивающего типа. Для перекачки конденсата через ПНДЗ, ПНД4 и ПНД5 поверхностного типа в деаэратор с давлением 0,9 МПА используются конденсатные насосы II ступени.
Подача питательной воды в парогенераторы осуществляется через ПВД6 и ПВД7 двумя питательными насосами с конденсационным турбо-приводом, питаемым паром после СПП.
Важной особенностью тепловой схемы является использование теплоты сепарата, подаваемого в линию конденсата за ПНД5, и теплоты конденсата свежего пара, образующегося в пароперегревательной части СПП; этот конденсат специальным насосом закачивается в линию питательной воды перед парогенераторами.
Собственно турбина состоит из ЦВД и четырех ЦНД, расположенных попарно слева и справа от ЦВД.
Валопровод турбины состоит из ротора ЦВД, четырех роторов ЦНД и ротора электрического генератора. Каждый из роторов уложен в два опорных подшипника; вкладыши всех подшипников - сегментные. Отдельные роторы соединены жесткими муфтами. Упорный подшипник, совмещенный с опорной частью в одном вкладыше, расположен между ЦВД и ЦНД2.
Цилиндр высокого давления выполнен двухпоточным. Каждый из потоков состоит из пяти ступеней. Корневой диаметр всех ступеней одинаков и равен 1275 мм; высота рабочей лопатки первой ступени 100 мм, последней - 370 мм.
Ротор ЦВД выполнен цельнокованым из хорошо освоенной стали Р2МА. Его полумуфты выполнены заодно с валом. Корпус ЦВД - двойной. Внутренний корпус охватывает две первые ступени обоих потоков. Он устанавливается в наружном корпусе обычным образом с помощью системы шпонок, обеспечивающих свободное, но вполне определенное тепловое расширение относительно наружного корпуса. Подвод пара во внутренний корпус через стенку наружного выполнен с помощью соединения телескопического типа, достаточно плотного, но не препятствующего взаимному тепловому перемещению внутреннего и наружного корпусов.
Диафрагмы третьей, четвертой и пятой ступеней установлены по одной в обоймах, а последние - в наружном корпусе ЦВД. Это позволяет после каждой ступени, начиная со второй, организовать отборы пара, вместе с которыми удается отвести и значительную часть образующейся воды.
Оба корпуса ЦВД выполнены из нержавеющей стали.
Приняты и другие меры по снижению износа ЦВД протекающим плотным влажным паром. Вильчатые хвостовики рабочих лопаток закрывают обод диска, который выполнен из слаболегированной стали, хуже сопротивляющейся эрозионному износу, чем нержавеющие стали. Кроме того, бандажи выполнены заодно с рабочей частью лопаток с наклоненной по ходу пара внутренней поверхностью, способствующей за счет центробежных сил отводу влаги в улавливающие камеры; сами рабочие лопатки электронным лучом свариваются в пакеты из четырех-пяти лопаток по бандажам и хвостовикам, что повышает их вибрационную надежность. Для этой же цели в бандажных полках рабочих лопаток последних ступеней установлена специальная демпферная связь. Проточная часть ЦНД полностью унифицирована с проточной частью ЦНД турбины К-1200-240. В частности, для работы при глубоком вакууме предусматривается использование рабочей лопатки из титанового сплава длиной 1200 мм при d// = 2,5.
Однако в отличие от ЦНД турбины К-1200-240 для ротора использована не сварная, а цельнокованая конструкция без центрального сверления. Обладая прочностью сварного ротора, цельнокованый ротор требует существенно меньших расхода металла (примерно в 2 раза) и времени изготовления (примерно в 4-6 раз).
Системы смазки и регулирования разобщены, и в них могут использоваться как разные, так и одинаковые масла. Масло в систему смазки подшипников турбины и генератора подается из масляного бака емкостью 47 м3 четырьмя электронасосами, один из которых - резервный. В системе используется четыре маслоохладителя.
Турбина снабжена электрогидравлической системой регулирования и защиты, не имеющей принципиальных отличий от этих систем турбины К-300-240. Исполнительная часть системы - гидравлическая, включает четыре сервомотора для привода стопорных заслонок и регулирующих клапанов ЦВД и ЦНД, а также сервомоторы сбросных клапанов и регулирующего клапана греющего пара СПП, обеспечивающего постоянство температуры пара за СПП. Исполнительная часть системы работает под воздействием датчиков через электрические и гидравлические усилители.
2. Расчет тепловой схемы турбоагрегата
2.1 Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме
Данные о параметрах пара в точках процесса расширения приведены в таблице 1.4. Приведенные данные соответствуют режиму работы при номинальном расходе пара через стопорные клапаны номинальной мощности 1100 МВТ, номинальных начальных параметрах пара и пара промежуточного перегрева. Характеристика отборов пара на регенерацию и турбопривод питательных насосов приведена в таблице №1.1.
Таблица 2.1. - Характеристика отборов турбины
Отбор пара Параметры в камере отбора Энтальпия, КДЖ/кг Количество отбираемого пара т/ч Номер ступени за которой производится отбор
Давление МПА абс. Температура 0С (сухость х%)
0 5,9 274 (0,6)
01 5,71 274 (0,6) 2795 545,6
1 2,43 223 (7,7) 2645 344,1 2-я
2 1,5 198 (10,4 ) 2575 335,7 3-я
3 0,94 177 (12,5) 2505 120,0 4-я
4 0,579 157 (14,3) 2435 278,2 За ЦВД
41 0,548 250 2975 149,0 За СПП
5 0,268 184 2850 141,1 1-я ЦНД-2
8 0,132 123 2730 122,2 2-я ЦНД-3 и ЦНД-4
7 0,0672 89 (1,8) 154,5 3-я ЦНД-3 и ЦНД-4
8 0,0268 67 (5,0) 2670 177,7 4-я каждого ЦНД
Турбина имеет 8 нерегулируемых отборов пара, предназначенных для подогрева питательной воды (основного конденсата) в ПНД, деаэраторе и ПВД до температуры 212 °С (при номинальной мощности турбины и питании приводных турбин главных питательных насосов паром из отборов турбины).
Схема расширения пара в турбине К-1100-5,9/50 приведена на рисунке 2.1. При построении схемы расширения учитываем потери давления в пароперепускных трубах перед ЦВД (2%), а также перед ЦНД(3%). Утечки пара их концевых уплотнений принимаем 1% от общего расхода пара.
Рисунок 2.1 - Процесс расширения пара в турбине К-1100-5,9/50
2.2 Расчет величины расхода пара на турбину
Расчет долей i-ых отборов пара выполняется по соотношению: , где - доли отборов пара, - расход пара в отборы по табл. 1.1.
Номинальный расход свежего пара (за исключением расхода свежего пара на 2 СПП) D0=5869,8-2•546,5=4776,8 т/ч.
Доля пара, конденсирующегося в конденсаторе:
2.3 Расчет начального расхода пара и расхода пара в отборах
Тогда расход пара равен: турбина теплоперепад цилиндр давление
3. Разбивка теплоперепада ЦВД по ступеням
3.1 Регулирующая ступень ЦВД
В качестве регулирующей ступени принимаем одновенечную РС. Тепловой перепад на регулирующую ступень принимаем равным . Регулирующую ступень целесообразно выполнять со степенью реактивности, примерно близкой нулю. Этим также достигается устранение больших осевых усилий, действующих на диск регулирующей ступени. Степень реакции ступени принимаем равной . Эффективный угол выхода из сопловой решетки принимаем .
Определим длину лопатки ( ,так как ЦВД двухпоточный): , где =12 - значение эффективного угла выхода потока из сопл.
Принимаем величину перекрыши D = Dп Dk =3,5 2,5= 6 мм, тогда длина рабочей лопатки первой ступени .
3.2 Отсек ЦВД
Располагаемый теплоперепад на первую ступень принимаем[по h-s диаграмме] равным
.
Средний диаметр первой ступени
, где для первой ступени ЦВД .
Принимаем степень реактивности
По h-s диаграмме, отложив найдем .
Теоретическая скорость выхода пара из сопел
Определим длину лопатки
, где =14 - значение эффективного угла выхода потока из сопл.
Принимаем величину перекрыши D = Dп Dk =3,5 2,5= 6 мм, тогда длина рабочей лопатки первой ступени .
По h-s диаграмме находим значение удельного объема пара за последней ступенью ЦВД: Принимаю постоянный корневой диаметр (из конструкции турбины К-1100-5,9/50)
Для нахождения составим систему уравнений: ;
;
;
;
.
Величина теплового перепада на последнюю ступень с учетом
.
Для определения среднего по ступеням теплоперепада строится вспомогательная диаграмма.
Рис.3.1 Вспомогательная диаграмма для разбивки теплового перепада по ступеням первого отсека турбины
Таблица 3.1
Распределение диаметров, отношений скоростей и теплоперепадов по ступеням первого отсека
Номер условной ступени Оптимальное отношения скоростей Средний диаметр ступени, м Теплоперепад на ступень, КДЖ/кг
1 0,49 1 50
2 0,493 1,125 72
3 0,496 1,251 94
4 0,5 1,331 116
Величина среднего для ступеней теплоперепада:
где n - количество условных ступеней. В данном случае n=4.
Фактическое количество ступеней:
где Но - располагаемый тепловой перепад на рассчитываемые ступени проектируемого отсека, q - коэффициент возврата теплоты, определяемый из выражения:
Следовательно, число ступеней в первом отсеке принимаем равным 4 без учета регулирующей ступени.
3.3 Расчет регулирующей ступени
Исходные данные для проектирования ступени: ? расход пара ;
? частота вращения ротора турбины ;
? давление пара на входе в сопловой аппарат ;
? давление пара после регулирующей ступени ;
? температура пара на входе в сопловой аппарат .
Исходные данные получены в результате разбивки теплового перепада.
1. Параметры пара перед турбиной: ? теплосодержание
? энтропия
? удельный объем
2. Энтальпия пара за ступенью на адиабате определяется по давлению за ней (р2) и энтропии на входе(s0): 3. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень ( ) уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении.
4. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется по параметрам торможения:
5. Фиктивная скорость ступени:
6. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при расчетном режиме: .
7. Средний диаметр ступени: .
По конструкции турбины
8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки: , 9. Энтальпия пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении:
10. Параметры пара за сопловой решеткой могут быть определены с помощью hs-диаграммы. Находим давление и удельный объем пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении:
;
11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:
12. Режим течения пара в сопловой решетке определяется значением числа Маха.
Скорость звука при этом , а число Маха , т. к. режим дозвуковой , определяем выходную площадь сопловой решетки из выражения
, где - предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решетки.
13. Высота лопаток сопловой решетки
14. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа ( ) и выхода потока пара ( ) (для активной ступени величина ), а также с учетом числа . Для дозвукового характера течения ( ), и, с учетом опыта проектирования [1, прилож.5], принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с ориентировочной величиной хорды .
15. Количество сопловых лопаток определено с учетом принятой хорды решетки (b1) и величины оптимального относительного шага
16. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой (REC1t) рассчитывается из выражения с использованием определенной по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней :
17. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решетки
, а также
18. Коэффициент расхода для сопловой решетки:
Уточненное здесь значение коэффициента расхода ( ) сравнивается с ранее принятым в расчетах ( ).
19. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:
20. Коэффициент кромочных потерь энергии определим толщиной выходной кромки ( ): , величина этого коэффициента:
21. Коэффициент концевых потерь энергии в решетке определяется по формуле Трояновского:
22. Поправка на дополнительные потери в решетке, обусловленные конусностью ( ) ее проточной части (ПЧ): , где наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.
Данными потерями пренебрегаем.
23. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха (для сужающихся решеток):
а на число Рейнольдса:
24. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на веерность ( ):
25. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решетку профилей от оптимального направления (для сопловой решетки обычно ):
Данными потерями пренебрегаем.
26. Коэффициент потерь энергии для сопловой решетки
27. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки (с1):
где
28. Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический):
Осевая и окружная составляющие абсолютной скорости выхода:
29. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитывается с использованием теоремы косоугольных треугольников:
30. Угол входа потока в рабочую решетку турбинной ступени в относительном движении:
31. Входной треугольник скоростей строится по определенным выше величинам абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки (с1) и относительной (w1), а также фактических углов выхода потока из нее в абсолютном (a1) и относительном (b1) движении.
32. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:
33. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки (фактически предваряет расчет рабочей решетки ступени):
34. Число Маха рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней для определения режима течения в рабочей решетке:
Скорость звука при этом
35. Высота рабочей решетки: , где величина перекрыши для нее выбирается в соответствии с данными [1, табл.3.1.].
36. Выходная площадь рабочей решетки определяется с использованием уравнения неразрывности.
Для этого в первом приближении принимаем коэффициент расхода .
37. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
38. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду ее профиля и величину относительного шага решетки в соответствии с рекомендациями [1, прил.5.]:
39. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решетки , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решеткой. Угол поворота потока в ее канале:
Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале: , на число Рейнольдса:
, , на число Маха: .
С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:
40. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (b1) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара из нее (b2эф), а так же с учетом числа . Для дозвукового режима течения и величин углов и принимаем к установке профиль рабочей лопатки типа Р-26-17А [1, прил.5].
41. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу, что и сопловой.
42. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей:
43. Кромочные потери энергии являются второй слагаемой профильных потерь. Приняв толщину выходных кромок решеток рабочих лопаток Dkp, по известной величине хорды b2 для значения оптимального относительного шага t2 рассчитывается относительная толщина выходной кромки:
и определяется величина кромочных потерь:
44. Волновые потери не учитываются, так как М<1.
45. Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей решетке:
46. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке: , где
47. Поправка к потерям на число Рейнольдса:
48. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему:
По определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке рассчитывается коэффициент скорости для нее (y ):
49. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
50. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки:
где
51. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из косоугольного треугольника по теореме косинусов:
52. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же с использованием тригонометрии:
53. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:
54. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная: , 55. Располагаемая энергия ступени: , где свс - коэффициент использования выходной скорости (для регулирующей ступени равен 0).
56. Удельная работа на лопатках турбины рассчитывается через соответствующие величины абсолютных потерь энергии в ступени:
z - число гребней уплотнения, в области высоких давлений z = 4 - 10. Принимаем z = 6. dб - диаметр бандажного уплотнения, дэкв - эквивалентный зазор уплотнения
- осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;
- число гребней в надбандажном уплотнении.
Принимаем
.
Тогда ,
Потери энергии от трения диска о пар где - коэффициент трения определен по [3, рис. 4-2.]
Потери энергии от влажности пара (по формуле Лагуна):
где a=0,35…0,4.
61. Внутренняя мощность ступени:
4. Расчет ступеней ЦВД
4.1 Расчет первой нерегулируемой ступени ЦВД
1. Параметры пара перед первой ступенью: ? теплосодержание
? энтропия
? удельный объем
2. Энтальпия пара за ступенью на адиабате определяется по давлению за ней (р2=2,43 МПА) и энтропии на входе(s0): 3. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень ( ) уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении.
4. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется по параметрам торможения:
5. Фиктивная скорость ступени:
6. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при расчетном режиме: .
7. Средний диаметр ступени: .
8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:
9. Энтальпия пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении
10. Параметры пара за сопловой решеткой могут быть определены с помощью hs-диаграммы. Находим давление и удельный объем пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении:
;
11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:
12. Режим течения пара в сопловой решетке определяется значением числа Маха.
Скорость звука при этом , а число Маха , т. к. режим дозвуковой , определяем выходную площадь сопловой решетки из выражения
, где - предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решетки.
13. Высота лопаток сопловой решетки
14. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа ( ) и выхода потока пара ( ) (для активной ступени величина ), а также с учетом числа . Для звукового характера течения ( ), и, с учетом опыта проектирования [1, прилож.5], принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с ориентировочной величиной хорды .
15. Количество сопловых лопаток определено с учетом принятой хорды решетки (b1) и величины оптимального относительного шага
16. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой (REC1t) рассчитывается из выражения с использованием определенной по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней :
17. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решетки
, а также
18. Коэффициент расхода для сопловой решетки:
Уточненное здесь значение коэффициента расхода ( ) сравнивается с ранее принятым в расчетах ( ).
19. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:
21. Коэффициент концевых потерь энергии в решетке определяется по формуле Трояновского:
22. Поправка на дополнительные потери в решетке, обусловленные конусностью ( ) ее проточной части (ПЧ)
, где наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.
Данная потеря не учитывается.
23. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха (для сужающихся решеток):
а на число Рейнольдса:
24. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на веерность ( )
25. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решетку профилей от оптимального направления (для сопловой решетки обычно ):
26. Коэффициент потерь энергии для сопловой решетки
27. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки (с1)
где. Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический)
Осевая и окружная составляющие абсолютной скорости выхода:
29. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитывается с использованием теоремы косоугольных треугольников:
30. Угол входа потока в рабочую решетку турбинной ступени в относительном движении:
31. Входной треугольник скоростей строится по определенным выше величинам абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки (с1) и относительной (w1), а также фактических углов выхода потока из нее в абсолютном (a1) и относительном (b1) движении.
32. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:
33. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки (фактически предваряет расчет рабочей решетки ступени):
34. Число Маха рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней для определения режима течения в рабочей решетке:
Скорость звука при этом
35. Высота рабочей решетки: , где величина перекрыши для нее выбирается в соответствии с данными [1, табл.3.1.].
36. Выходная площадь рабочей решетки определяется с использованием уравнения неразрывности. Для этого в первом приближении принимаем коэффициент расхода .
37. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
38. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду ее профиля и величину относительного шага решетки в соответствии с рекомендациями [1, прил.5]:
39. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решетки , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решеткой. Угол поворота потока в ее канале:
Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале: , на число Рейнольдса: , ,
на число Маха: .
С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:
40. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (b1) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара из нее (b2эф), а так же с учетом числа . Для дозвукового режима течения и величин углов и принимаем к установке профиль рабочей лопатки типа Р-30-21А [1, прил.5].
41. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу, что и сопловой.
42. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей:
43. Кромочные потери энергии являются второй слагаемой профильных потерь. Приняв толщину выходных кромок решеток рабочих лопаток Dkp, по известной величине хорды b2 для значения оптимального относительного шага t2 рассчитывается относительная толщина выходной кромки:
и определяется величина кромочных потерь:
44. Волновые потери.
45. Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей решетке:
46. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке: , где
47. Поправка к потерям на число рейнольдса:
48. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему:
По определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке рассчитывается коэффициент скорости для нее (y ):
49. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
50. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки:
где
51. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из косоугольного треугольника по теореме косинусов:
52. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же с использованием тригонометрии:
53. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:
54. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная: , 55. Располагаемая энергия ступени: , где свс - коэффициент использования выходной скорости ступени.
56. Удельная работа на лопатках турбины рассчитывается через соответствующие величины абсолютных потерь энергии в ступени:
59. Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается через значения скоростей потока с привлечением зависимостей:
Ошибка вычислений не превышает одного процента, что допустимо.
Рис. 4.1 Треугольники скоростей турбинной ступени
60. Относительный внутренний КПД турбинной ступени (hoi) определяется на заключительной стадии расчета.
где потери от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения где - коэффициент расхода уплотнения диафрагмы, ;
- диаметр диафрагменного уплотнения, ;
- радиальный зазор в уплотнении, ;
z - число гребней уплотнения, в области высоких давлений z = 4 - 10. Принимаем z = 6. dб - диаметр бандажного уплотнения, дэкв - эквивалентный зазор уплотнения
- осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;
- число гребней в надбандажном уплотнении.
Принимаем
.
Тогда ,
Потери энергии от трения диска о пар где - коэффициент трения определен по [3, рис. 4-2.]
Потери энергии от влажности пара (по формуле Лагуна):
где a=0,35…0,4.
61. Внутренняя мощность ступени:
4.2 Сводная таблица расчета ступеней ЦВД
Показатель Обозн. Размерн. Значение
РС 1 2 3 4
Расход пара G кг/с 740,3 740,3 692,5 645,9 629
Средний диаметр Dcp м 1,37 1,12 1,19 1,23 1,28
Частота вращения n об/с 50 50 50 50 50
Окружная скорость на среднем диаметре U м/с 178,9 176,2 187,5 193,6 200,9
Параметры пара перед ступенью - давление - температура - энтальпия P0 T0 i0 МПА °С КДЖ/кг 5,71 274 2795 3,39 240,7 2710 2,43 223 2645 1,5 198 2575 0,94 177 2505
Скорость пара на входе в ступень C0 м/с 0 0 67,86 111,5 115,9
Давление за ступенью P2 МПА 3,39 2,43 1,5 0,94 0,579
Изоэнтропийный теплоперепад по параметрам торможения КДЖ/кг100507294116
Отношение скоростей U/Сф - 0,4 0,50 0,493 0,496 0,5
Степень реактивности с - 0,05 0,1 0,11 0,01 0,01
Угол направления скорости C1 б1 град 12,04 12,03 12,03 12,03 12,03
Высота сопловой решетки l1 м 0,120 0,238 0,251 0,302 0,398
Скорость на выходе из сопел C1 м/с 419,5 323 349 374,5 385,4
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку W1 м/с 247,35 155 170 189,4 193,5
Угол входа относительной скорости в1 град 20,73 25,74 25,3 24,3 24,52
Высота рабочих лопаток l2 м 0,126 0,245 0,256 0,308 0,404
Хорда профиля рабочей лопатки b2 м 0,02625 0,0256 0,0225 0,0225 0,0225
Выходная площадь рабочей решетки F2 м2 0,163 0,275 0,302 0,510 0,541
Профиль рабочей решетки - - Р-26-17А Р-30-21А Р-30-21А Р-30-21А Р-30-21А Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки в2 град 19,6 21,03 20,5 29,52 18,06
Относительная скорость W2 м/с 252 189,2 265,6 234,4 394,1
Абсолютная скорость на выходе из рабочей решетки C2 м/с 102,7 67,86 111,5 115,9 212,4
Угол выхода абсолютной скорости из рабочей решетки б2 град 55,23 89,7 56,6 84,94 35,1
Количество сопловых лопаток zc - 86 84 104 108 112
Количество рабочих лопаток zp - 274 230 330 340 354
Располагаемая энергия ступени E0 КДЖ/кг 100 59,8 66,08 69,5 58,2
Суммарный расход тепла на установку равен: . где - расход пара на турбину;
- энтальпия питательной воды (при температуре питательной воды 165 ?С);
- количество пара, поступающего в СПП;
-изменение энтальпии пара при перегреве.
.
КПД по выработке электроэнергии: .
Удельный расход тепла на выработку электроэнергии: .
Удельный расход топлива на выработку электроэнергии: .
6. Спецзадание 1. Прочностные расчеты наиболее нагруженных элементов турбины
6.1 Прочностной расчет лопаток последней ступени
1)Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей лопатке записывается:
где: , r -плотность материала лопатки 7850 кг/м3. w -угловая скорость: м/с. l=0,404 м- высота лопатки последней ступени. dcp =1,28 м - средний диаметр последней ступени. k - коэффициент разгрузки, показывает, во сколько раз напряжение в корневом сечении лопатки переменного профиля отличается от напряжения в корневом сечении лопатки постоянного профиля. Турбинные лопатки проектируют таким образом, что k<1, обычно k находят по формуле:
где v=0,5 -отношение площадей профилей лопатки в периферийном и корневом сечениях.
2) Коэффициент запаса прочности:
где [ ]=280 МН/м2 - допускаемое напряжение от центробежных сил для стали.
6.2 Прочностной расчет диска последней ступени
Касательные напряжения при кручении изгибе: , где - момент сопротивления диска;
- крутящий момент.
Изгибающим моментом пренебрегаем вследствие его малости.
Тогда:
7. Спецзадание 2. Описание системы регулирования турбины
Турбина снабжена электрогидравлической системой регулирования и защиты, не имеющей принципиальных отличий от этих систем турбины К-300-240. Исполнительная часть системы - гидравлическая, включает четыре сервомотора для привода стопорных заслонок и регулирующих клапанов ЦВД и ЦНД, а также сервомоторы сбросных клапанов и регулирующего клапана греющего пара СПП, обеспечивающего постоянство температуры пара за СПП. Исполнительная часть системы работает под воздействием датчиков через электрические и гидравлические усилители.
Турбина снабжена электрогидравлической системой автоматического регулирования, а также устройствами защиты, обеспечивающими работу турбины при однобайпасной схеме паросбросных устройств блока и останов ее при возникновении аварийных нарушений режима работы. Система автоматического регулирования предназначена: - для автоматического поддержания частоты вращения турбогенератора с неравномерностью регулирования около 4,5 % и компенсации среднего влияния на приемистость регулирования турбины большого количества пара, аккумулированного в промежуточном перегревателе;
- для предотвращения повышения частоты вращения ротора турбины до срабатывания центробежных выключателей турбины при мгновенном сбросе нагрузки генератора с отключением и без отключения выключателей генератора;
- для точного регулирования мощности в соответствии с заданной статической характеристикой, требуемой для систем вторичного регулирования частоты и активной мощности энергосистемы;
- для быстрого кратковременного разгружения турбины и быстрого длительного ограничения мощности по сигналу противоаварийной автоматики энергосистемы;
- для разгружения турбины при снижении давления свежего пара.
Электрогидравлическая система регулирования состоит из электрической и гидравлической частей. Система регулирования включает в себя механический и электрический датчики частоты вращения, электрические датчики активной мощности генератора, датчики давления пара в линии промежуточного перегрева и давления свежего пара.
Исполнительные элементы системы регулирования и защиты: - четыре гидравлических сервомотора регулирующих клапанов ЦВД;
- два сервомотора регулирующих клапанов ЦНД;
- два сервомотора стопорных клапанов ЦВД;
- два сервомотора стопорных клапанов ЦНД;
- сервомотор сбросного клапана из линии промежуточного перегрева в конденсатор;
- сервомотор отсечного клапа
Вывод
Результатом курсового проекта является полный конструкторский расчет отсека ЦВД турбины К-1100-60(3000), основанный на построении процесса расширения пара в данном отсеке и выборе соответствующих конструкторских решений, а именно геометрических характеристик профилей. В отсеке ЦВД были выделены условно регулирующая ступень и 4 нерегулируемых ступеней активного типа. Контроль правильности расчетов осуществляется построением треугольников скоростей для каждой ступени, а также нахождением относительного лопаточного КПД каждой ступени разными способами. Суммарная мощность отсека ЦВД составила 420,5 МВТ.
Чтобы удостовериться в том, что лопатки и диск последней ступени выдержат нагружения, проводился проверочный расчет. В ходе данного расчета было выяснено, что коэффициент запаса прочности лопаток составляет 5,4, а касательные напряжения на диске 5,5•1012 Н/м2, что является допустимой величиной.
Технико-экономический расчет показал, что КПД выработки электроэнергии составляет 0,314.
Дополнительной теоретической частью курсового проекта является ознакомление со схемой регулирования данной турбины, которая включает как гидравлическую, так и электрическую часть с различными исполнительными элементами.
3. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины, 2-е изд. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 640 с.
4. Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учебник для вузов в 2-х книгах. Кн. 1 -6 издание. - М.: Энергоатомиздат, 1993. - 384 с.
5. Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учебник для вузов в 2-х книгах. Кн. 2 -6 издание. - М.: Энергоатомиздат, 1993. - 384 с.
6. Турбины тепловых и атомных электрических станций: Учебник п для вузов. Под ред. А.Г. Костюк, В.В. Фролов. - М.: Издательство МЭИ, 2001.-488 с.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
