Тепловая схема энергоблока, алгоритм расчета регулирующей ступени турбины К-2000-300; Сводная таблица теплового расчета турбины; расход пара на подогреватели. Расчет на прочность; переменные режимы работы турбины, коэффициент потерь энергии в решетке.
Приведем алгоритм расчета ступени турбины: 1.Параметры пара перед турбиной определяются по таблицам [5], определяются значения пара на входе в ступень: теплосодержание энтропию удельный объем и.т.д. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень (i 0) уточняется по величине входной скорости (с0 ) в нее: для первой ступени цилиндра турбины или первой ступени за камерами регулирующей ступени и регулируемого отбора с0 = 0; для остальных (промежуточных) ступеней турбины с0 = с2 , где с2 - скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении; есть особенности со ступенями после регенеративных отборов, но они рассматриваются ниже. Количество сопловых лопаток в решетке может быть определено с учетом принятой хорды решетки (b1) и величины оптимального относительного шага для нее (для реактивной решетки, которой является сопловая решетка ): . Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей решетке определяется из выражения: Затем определяются поправки к коэффициенту потерь на веерность решетки, на фактические числа Рейнольдса и Маха, а так же на отклонение угла входа потока в решетку от оптимального направления (на угол атаки). В общем случае принято первую слагаемую (вентиляционную) рассчитывать по формуле: хвент = 0,065(1 - е - 0,5 екож ) / е (sin а1эф ) хф3 m, где е, екож, m, - соответственно, степень парциальности, часть окружности закрытая защитным кожухом и число венцов ступени, хф = u / Сф , а вторую слагаемую (сегментную) принято определять как: хсегм = 0,25 хф hол i a(Bj lj) / F1, где Bj, lj, F1, hол - соответственно, ширина и высота рабочих лопаток j венца, площадь всех сопловых каналов через которые течет пар в ступени и лопаточный КПД ступени, а i - число групп сопел между которыми имеется разрыв.В данном курсовом проекте была спроектирована и детально рассчитана турбина конденсационного типа К-2000-300 на начальные параметры пара р0=300 ата и t0=6000С с 2-мя пром. перегревами.
Введение
Современная энергетика основывается на централизованной выработке электроэнергии. Установленные на электростанциях генераторы в подавляющем большинстве имеют привод от паровых турбин.
Таким образом, паровая турбина является основным типом двигателя на современной тепловой электростанции, в том числе на атомной.
Обладая большой быстроходностью, паровая турбина отличается малыми размерами и массой и может быть построена на большую единичную мощность. Вместе с тем у данного типа турбин достигнута высокая экономичность работы. Это главным образом и определило широкое распространение паровых турбин в современной энергетике.
К недостаткам ее стоит отнести невысокую маневренность, долгий пуск и набор мощности, что стоит препятствием для эффективного и экономичного использования паровых турбин для покрытия пиковой части графика потребления электроэнергии.
1. Расчет тепловой схемы энергоблока
Таблица параметров пара в отборах турбины [Согласно 1]
Точки процесса Давление, ата Температура, (Х)Энтальпия, КДЖ/кг
0 300 600 3456,3
0` 291 597 3456,3
1 90 415 3162,0
1` 81 600 3641,6
2 47 408 3225,4
2` 40,3 600 3679,4
3 18,6 400 3250,5
4 9,2 355 3170,3
5 5 280 3023,3
6 2,64 218 2904,3
7 1,29 150 2774,5
8 0,58 90 2661,4
9 0,205 65 2618,5
К 0,033 (94,1) 2403,8
Схема расширения пара в турбине К-2000-300
Турбина К-2000-300 имеет 9 регенеративных отборов пара. Конденсат турбины подогревается в 5 ПНД. После деаэратора питательная вода питательным насосом, приводимым в движение турбоприводом, прокачивается через 3 линии ПВД по 2 подогревателя в каждой линии.
Все ПВД и ПНД имеют встроенные пароохладители и охладители дренажа греющего пара.
Питательная установка имеет конденсационный турбопривод, питаемый паром из линии СПП (после промперегрева). Пар, отработавший в турбоприводе, конденсационным насосом направляется в конденсатор, а затем в основной конденсатор.
Дренажи ПВД каскадно сливаются в деаэратор.
Определение доли расхода пара на подогреватели: а) температурный напор в ПВД равен 0 б) дренаж в состоянии насыщения в) температурный напор в ПНД равен 0
ПВД-8
Составим тепловой баланс:
Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1] ата; ;
ата; ;
;
ПВД-7
Составим тепловой баланс:
Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1] ата; ;
ата; ;
;
ПВД-6
Составим тепловой баланс:
Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1] ата; ;
ата; ;
;
Деаэратор
; ;
Принимаем Р =50 ата, тогда . [4]
ПНД5-ПНД4
; ; ; ;
; ;
ПНД3-ПНД2
; ; ; ;
; ;
ПНД-1
Составим тепловой баланс:
Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1] ата; ; ;
Точки процесса Подогреватель Давление, ата Температура, (Х)Энтальпия, КДЖ/КГКОЛИЧЕСТВО отбираемого пара, кг/с
0 300 600 3456,3
0` 291 597 3456,3
1 ПВД-8 90 415 3162,0 159,65
1` 81 600 3641,6
2 ПВД-7 47 408 3225,4 127,18
2` 40,3 600 3679,4
3 ПВД-6 18,6 400 3250,5 20,30
4 Деаэратор 9,2 355 3170,3 87,90
Турбопривод 9,2 355 3170,3 83,90
5 ПНД-5 5 280 3023,3 32,47
6 ПНД-4 2,64 218 2904,3 41,94
7 ПНД-3 1,29 150 2774,5 41,94
8 ПНД-2 0,58 90 2661,4 46,00
9 ПНД-1 0,205 65 2618,5 44,65
К 0,033 (94,1) 2403,8
2. Последовательность и алгоритм расчета турбинной ступени
Исходные данные для проектирования ступени турбины следующие: - расход пара G, кг/с;
- частота вращения ротора турбины n, ;
- давление пара на входе в сопловой аппарат , МПА;
- давление пара после рабочего колеса , МПА;
- температура пара на входе в сопловой аппарат
Эти исходные данные получены в результате выбора (предварительного) числа ступеней или разбивки теплового перепада по ступеням турбины. Приведем алгоритм расчета ступени турбины: 1.Параметры пара перед турбиной определяются по таблицам [5], определяются значения пара на входе в ступень: теплосодержание энтропию удельный объем и.т.д.
2.Энтальпия пара за ступенью на адиабате ( ) определяются по давлению за ней ( ) и энтропии на входе ( ).
3. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень (i 0) уточняется по величине входной скорости ( с0 ) в нее: для первой ступени цилиндра турбины или первой ступени за камерами регулирующей ступени и регулируемого отбора с0 = 0; для остальных (промежуточных) ступеней турбины с0 = с2 , где с2 - скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении; есть особенности со ступенями после регенеративных отборов, но они рассматриваются ниже.
4. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется от параметров торможения как:
5. Фиктивная скорость ступени рассчитывается как
6. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при оптимальном (расчетном) режиме определяется из условия
, где для ступеней ЧВД паровых турбин = 0,48 - 0,50, а для ступеней ЧСД = 0,50 - 0,52
7. Средний диаметр ступени рассчитывается с помощью выражения
.
8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки определяется как , где степень реактивности ступени (r) выбирается из расчета более 10% для активной ступени (на среднем диаметре).
9. Энтальпия пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении (i1t) определяется из выражения
.
10. Параметры пара за сопловой решеткой могут быть определены с помощью hs- диаграммы или расчетным путем по величине энтропии s0 и энтальпии i1t . Находим давление и удельный объем пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении как: .
11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки может быть определена из выражения: .
12. Режим течения пара в сопловой решетке определяется значением числа Маха. Скорость звука при этом a1 , а число Маха . Если режим дозвуковой , то определяем выходную площадь сопловой решетки из выражения: , где - принимаем предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решетки.
13. Высота лопаток сопловой решетки определится из уравнения неразрывности: .
14. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа (a0) (обычно a0 = 900) и выхода потока пара (газа) из нее (a1) (для активной ступени величина a1 = 9-140), а так же с учетом числа ( ).
15. Количество сопловых лопаток в решетке может быть определено с учетом принятой хорды решетки (b1) и величины оптимального относительного шага для нее (для реактивной решетки, которой является сопловая решетка ): .
16. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой ( ) рассчитывается из выражения с использованием определенной по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней - (Н с/м2), как: .
17. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решетки рассчитываются как:
.
18. Коэффициент расхода для сопловой решетки уточняется по зависимости
.
Уточненное здесь значение коэффициента расхода ( ) сравнивается с ранее принятым в расчетах . Если их значения близки, расчет продолжается дальше, если же нет, то необходимо вернуться в начало к п. 12 и уточнить приведенные выше расчеты с использованием рассчитанной величины .
Потери энергии в сопловой решетке определяются как сумма профильных потерь энергии, концевых и поправок к ним на числа Рейнольдса, Маха, веерность решетки, угол входа потока в нее и конусность проточной части. Причем профильные потери рассчитываются как сумма потерь на трение в пограничном слое, кромочных и волновых (при числе Маха больше единицы).
19. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля определяются из выражения: , где а1эф = a1 в первом приближении.
20. Коэффициент кромочных потерь энергии определяется толщиной выходной кромки ( ), приняв величину которой найдем ее относительную толщину из соотношения: ,
а затем определим величину этого коэффициента как .
21. Коэффициент концевых потерь энергии в решетке определится по формуле Трояновского Б.М.
.
22. Поправка на дополнительные потери в решетке обусловленные конусностью (g) ее проточной части (ПЧ). Может быть оценена с помощью выражения: , где, в свою очередь, - наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.
23. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха (для сужающихся решеток) определится из выражения
, а на число Рейнольдса как: .
24. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на веерность (qc = dcp / l1) может быть определена как: .
25. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решетку профилей от оптимального направления (для сопловой решетки обычно - а0опт = 900) может быть рассчитана по формуле: хвхсопл = 0,3(1 b1/2l1)[sin а1эф sin (a0 -а0опт)/ sina0 sina0опт] 2.
26. Коэффициент потерь энергии для сопловой решетки с учетом всех поправок определится как: хвх xg .
27. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки (с1) определяется через рассчитанный коэффициент потерь энергии для нее. Достаточно воспользоваться соотношением для определения коэффициента скорости - : с1 = j с1t .
28. Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический) рассчитывается как:
Его величина, в свою очередь, позволяет рассчитать осевую и окружную составляющие абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки: и 29. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки может быть рассчитана с использованием теоремы для косоугольных треугольников
.
30. Угол входа потока в рабочую решетку турбинной ступени в относительном движении может быть определен так же с использованием соотношений тригонометрии как: b1 = arctq (с1а / (с1u - u))
31. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке определяется из соотношения: .
Ее величина позволяет получить параметры потока рабочего тела за сопловой решеткой и уточнить величину располагаемого теплового перепада на рабочую решетку (h0р)
32. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки (фактически предваряет расчет рабочей решетки ступени) может быть определена из выражения: .
33. Число Маха ( ) рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней и преследует цель определить режим течения в рабочей решетке (до- или сверхзвуковой) и через это выбрать необходимый профиль этой решетки: .
34. Высота рабочей решетки практически предопределена высотой сопловой решетки, так как связь между ними определяется соотношением: , 35. Выходная площадь рабочей решетки определяется с использованием уравнения неразрывности для нее. Для чего в первом приближении принимаем коэффициент расхода [1]
.
36. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении определяется как:
37. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду ее профиля как b2 @ b1 / 2 : .
38. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решетки - , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решеткой. За критерий для рабочей решетки принимается угол поворота потока в ее канале . Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале вычисляется по формуле: , на число Рейнольдса по формуле , где , а на число Маха по формуле , где Mw2t = w2t / a2t .
С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки рассчитывается как: m2 = 0,965 - 0,01 b2 / l2 DMM - DMRE DMDB
Если принятое в п. 36 значение и полученное при уточняющем расчете значения совпадают или близкие по значению, то расчет продолжается, если расхождение между ними значительное, то необходимо уточнить расчет начиная с п. 36.
39. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (b1) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара (газа) из нее (b2эф), а так же с учетом числа ( ).
40. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу что и сопловой, то есть на начальном этапе рассчитывается процесс истечения пара (газа) из нее. Потери в решетках турбинных ступеней определяются углом поворота потока в их канале. Этот угол - один из существенных факторов определяющих величину потерь в них. В “активных” решетках образующих слабо конфузорные каналы рабочих решеток он определяет величины обеих слагаемых основных потерь - профильных и концевых (практически все турбины активного типа). По этой причине аппроксимация формул для определения этих потерь выполнена по этому углу. Для рабочей решетки значение угла поворота потока в ее канале (Db ) определено выше (п. 39).
41. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей могут быть рассчитаны как: .
42. 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 из выражения и определяется величина кромочных потерь как:
43. Волновые потери энергии - третья составляющая профильных потерь в турбинных решетках. Влияние скорости потока на дополнительные потери энергии в турбинных решетках (сжимаемость) начинает проявляться при значениях чисел Маха М > 0,6. Резкий рост волновых потерь энергии в турбинных решетках начинает проявляться при М ? 1. С этой величины (М = 1) и следует учитывать увеличение потерь энергии в турбинных решетках по формуле:
где, для рабочей решетки, число Маха вычислялось выше (п.39).
44. Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей решетке определяется из выражения:
Затем определяются поправки к коэффициенту потерь на веерность решетки, на фактические числа Рейнольдса и Маха, а так же на отклонение угла входа потока в решетку от оптимального направления (на угол атаки).
45. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке может быть рассчитана с использованием выражения: , где q2 = l2 / dcp.
46. Поправка к потерям на число Рейнольдса рассчитывается как:
47. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему (предельный вариант, так как при “дозвуке” волновые потери отсутствуют, при “сверхзвуке” их следует учитывать) определится как: .
По определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке ( ) рассчитывается коэффициент скорости для нее (y ) из выражения: .
48. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении: .
49. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки, соответственно, определится как:
.
50. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из косоугольного треугольника по теореме косинусов
.
51. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же с использованием тригонометрии: .
52. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная: .
53. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная: , 54. Располагаемая энергия ступени рассчитывается по формуле: , где свс - коэффициент использования выходной скорости ступени
55. Удельная работа на лопатках турбины рассчитывается через соответствующие величины абсолютных потерь энергии в ступени: -(1-свс )DHВС
56. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени осуществляется на основе соотношения:
57. Мощность на лопатках колеса турбины определяется из выражения: .
58. Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается двумя методами: через потери и значения скоростей потока с привлечением зависимостей: hол = 1 - xc - xp - хвс ?ол = u ( c1 cos?1 с2 cos?2 ) / Е0 ?ол = u ( w1 cos?1 w2 cos ?2 ) / Е0 .
Это позволяет осуществить проверку правильности выполненных расчетов. Расхождение в значениях лопаточного КПД определенного двумя методами не должно превышать погрешность расчетов (5%).
59. Расчет потерь на трение диска, конических поверхностей и бандажа турбинной ступени сводится к расчету соответствующих коэффициентов потерь энергии. Первый в этом ряду коэффициент потерь энергии на трение диска колеса определяется из выражения: , Потери трения на свободных конических и цилиндрических поверхностях ротора определяется с учетом суммарной ширины таких поверхностей из выражения: , а потери трения от лопаточного бандажа могут быть оценены в зависимости от суммарной ширины бандажа в ступени с использованием выражения
, где и - соответственно, диаметр и ширина бандажа. Тогда суммарная величина коэффициента потерь трения в турбинной ступени составит:
60. Потери от утечек пара (газа) в свою очередь могут быть рассчитаны как: хут = p d упл dэкв ( rп / 1 - rcp )1/ 2 hол / F1 , где p = 3,14; d упл - диаметр вала под уплотнениями; dэкв - величина эквивалентного зазора рассчитывается по отдельным формулам для конкретных типов уплотнений [2]; rп и rcp - значения степени реактивности у периферии и на среднем диаметре ступени; hол - величина лопаточного КПД ; F1 - сечение сопловой решетки.
61. Потери от парциальности учитываются в ступенях с неполным (по кольцу соплового аппарата) подводом пара. Ступени с парциальным подводом рабочего тела присущи турбинам малой мощности, у которых для увеличения длины лопаток, выполняют парциальный подвод пара (газа). Регулирующая ступень (РС) турбин с сопловым парораспределением так же имеет парциальность. Парциальность РС обусловлена конструкцией ее соплового аппарата (сопловые коробки со стенками по кольцу и технологические зазоры между коробками необходимые для приварки их к корпусу). Потери энергии от парциальности обусловлены двумя причинами. Вентиляционным эффектом в каналах вне зоны активного потока и нарушением характеристик рабочего потока на краях дуг его подвода. В общем случае принято первую слагаемую (вентиляционную) рассчитывать по формуле: хвент = 0,065(1 - е - 0,5 екож ) / е (sin а1эф ) хф3 m, где е, екож, m, - соответственно, степень парциальности, часть окружности закрытая защитным кожухом и число венцов ступени, хф = u / Сф , а вторую слагаемую (сегментную) принято определять как: хсегм = 0,25 хф hол i a(Bj lj) / F1, где Bj, lj, F1, hол - соответственно, ширина и высота рабочих лопаток j венца, площадь всех сопловых каналов через которые течет пар в ступени и лопаточный КПД ступени, а i - число групп сопел между которыми имеется разрыв.
Величина потерь от парциальности определяется как сумма обеих слагаемых, то есть: хпарц = хвент хсегм.
62. Потери от влажности пара учитываются в ступенях работающих на влажном паре. К таким ступеням относятся последние ступени конденсационных паровых турбин ТЭС и основная часть ступеней влажно паровых турбин АЭС. Расчет этих потерь может быть выполнен с использованием формулы МЭИ: хвл = 2 хф ( 0,9 у0 0,35 ( у2 - у0 )), где у0 и у2 - соответственно, значение влажности пара на политропе перед и за ступенью.
Для последних ступеней мощных конденсационных паровых турбин, как показали исследования ВТИ, распределение влажности пара вдоль радиуса отличается от традиционно устоявшегося - с пиком значений влажности пара в периферийных сечениях ступени. Пик величины влажности для таких ступеней смещается от периферии на радиус примерно 0,75 l2 , где l2 - длина рабочей лопатки ступени. Потери от влажности в таких ступенях более надежно могут быть определены по формуле В.П. Лагуна: хвл = а(у0 у2) / 2, при этом - а = 0,35 - 0,40.
63. Относительный внутренний КПД турбинной ступени (hoi) определяется на заключительной стадии ее расчета. По величине суммарных потерь в ступени (основных и дополнительных) рассчитывается ее относительный внутренний КПД (h oi): , 64. Внутренняя мощность турбинной ступени (Ni) или мощность на валу определяется как: Ni = h0 hoi, где h0- тепловой перепад ступени по полным параметрам (параметрам торможения).
65. Абсолютные величины потерь в ступени определяются через значения относительных их величин из выражения: , где DHJ, zj и h0 , соответственно, величина абсолютной и относительной j - й потери и тепловой перепад ступени от параметров торможения потока.
3. Расчет регулирующей ступени
Параметры пара перед турбиной: ; ; ; ;
;
Принимаем: ; ; ; [1]
1. Располагаемый теплоперепад
2. Фиктивная скорость
3. Окружная скорость
4. Средний диаметр:
5. Располагаемый теплоперепад:
6. Энтальпия пара за сопловой решеткой:
7. Параметры пара за сопловой решеткой: р1t=209 ата v1t=0,0152749
8. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:
9. Режим течения пара в сопловой решетке:
- дозвуковой режим
Площадь сопловой решетки:
10. Высота лопатки сопловой решетки:
11. Принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с b1=6,25 см [1]
12. Количество сопловых лопаток:
13. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой:
14. Поправки на числа Рейнольдса:
15. Коэффициент расхода для сопловой решетки:
16. Потери на трение в пограничном слое:
17. Коэффициент кромочных потерь:
18. Коэффициент концевых потерь:
19. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха:
20. Поправка к коэффициенту потерь энергии на верность: ,
21. Коэффициент потерь для сопловой решетки:
22. Фактическая величина скорости потока из сопловой решетки:
м/с
23. Угол выхода потока из сопел в абсолютном движении:
24. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки:
25. Угол входа потока в рабочую решетку в относительном движении:
26. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:
27. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки:
28. Число Маха:
29. Высота рабочей решетки:
30. Выходная площадь рабочей решетки:
31. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
32. Хорда профиля:
Выбираем профиль Р-30-21А [1]
Количество лопаток:
33. Уточним значение величины коэффициента расхода рабочей решетки:
34. Потери на трение в пограничном слое:
35. Кромочные потери:
36. Концевые потери:
37. Поправка на веерность:
38. Поправка к потерям на число Рейнольдса:
39. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке:
40. Угол выхода из рабочей решетки в относительном движении:
м/с
41. Осевая и окружная составляющие относительной скорости:
42. Скорость выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:
43. Угол выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:
44. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:
45. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:
46. Располагаемая энергия ступени:
47. Относительный лопаточный КПД:
Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени: энергоблок турбина регулирующий ступень
48. Потери на трение:
49. Потери с утечками:
Потери с утечками в диафрагмах: [2]
50. Внутренний относительный КПД:
51. Мощность ступени:
4. Определение числа ступеней ЦВД турбины за регулирующей ступенью
Теплоперепад на оставшиеся ступени ЦВД после регулирующей ступени:
Принимаем теплоперепад на первую ступень отсека: [1]
Степень реактивности: Средний диаметр первой ступени: [1]
Высота сопловой лопатки: [1]
[1]
[1]
[1]
Отметаемая площадь первой ступени:
[1]
[1]
[1]
[1]
Коэффициент возврата теплоты: [1]
Фактическое количество ступеней ЦВД: [1]
Вспомогательная диаграмма:
5. Расчет ступеней ЦВД на ЭВМ
1-ая ступень: Расход пара G,кг/с 1353.000
Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 97.516
Частота вращения n, с^-1 50.000
Средний диаметр dcp, м 1.048
Окружная скорость u, м/с 164.641
Фиктивная скорость Сф, м/с 336.002
Степень реактивности 0.100
Коэффициент использования выходной скорости 0.975
Отношение скоростей U/СФ 0.490
Параметры пара перед ступенью: давление Ро, МПА 19.906 удельный объем Vo, м^3/кг 0.016 температура to, C 531.936 степень сухости Хо 1.00000 энтальпия io, КДЖ/кг 3342.000 энтропия so, КДЖ/(кг*К) 6.275
Параметры пара после ступени (адиабатические): давление Р, МПА 16.618 удельный объем V, м^3/кг 0.018 температура t, C 499.117 степень сухости Х 1.00000 энтальпия i, КДЖ/кг 3285.600 энтропия s, КДЖ/(кг*К) 6.275
Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, КДЖ/кг 56.449
Изоинтропный теплоперепад в сопловой решетке Нос, КДЖ/кг 50.804
Параметры пара после сопловой решетки (теоретические): давление Р1t, МПА 16.926 удельный объем V1t, м^3/кг 0.018 температура t1t, C 502.403 степень сухости Х1t 1.00000 энтальпия i1t, КДЖ/кг 3291.245 энтропия s1t, КДЖ/(кг*К) 6.275
Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 318.760
Число Маха М1 0.540
Коэффициент расхода 0.980
Выходная площадь сопловой решетки F1, м^2 0.07862
Высота сопловых лопаток l1, м 0.099
Веерность сопловой решетки d/l1 10.620
Число лопаток Z1 104
Относительный шаг сопловой решетки t1 0.763
Хорда профиля сопловой решетки b1, м 0.042
Потери в сопловой решетке 0.044 трение 0.0434 кромочные -0.0052 концевые 0.0064
Маха -0.0038
Рейнольдса 0.0002 веерность 0.0026
Коэффициент скорости сопловой решетки 0.978
Скорость выхода пара из сопловой решетки С1, м/с 311.735
Эффективный угол выхода а1эф, 14.000
Реальный угол выхода a1, 14.035
Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 157.165
Реальный угол выхода be1, 28.752
Абсолютные потери в сопловой решетке DHC, КДЖ/кг 2.215
Параметры пара после сопловой решетки (реальные): давление Р1, МПА 16.926 удельный объем V1, м^3/кг 0.018 температура t1, C 503.143 степень сухости Х1 1.00000 энтальпия i1, КДЖ/кг 3293.459 энтропия s1, КДЖ/(кг*К) 6.278
Изоинтропный теплоперепад в рабоч решетке Нор, КДЖ/кг 5.721
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 190.112
Число Маха М2 0.322
Коэффициент расхода 0.951
Выходная площадь рабочий решетки F2, м^2 0.13807
Высота рабочих лопаток l2, м 0.101
Веерность рабочей решетки d/l2 10.409
Число лопаток Z2 264
Относительный шаг рабочей решетки t2 0.600
Хорда профиля рабочей решетки b2, м 0.021
Потери в рабочей решетке 0.085 трение 0.0775 кромочные -0.0005 концевые 0.0051
Маха -0.0025
Рейнольдса 0.0005 веерность 0.0053
Коэффициент скорости рабочей решетки 0.956
Относительная скорость выхода пара из рабочей решетки W1, м/с 157.165
Эффективный угол выхода be2эф, 24.610
Реальный угол выхода W1 be2, 24.461
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 75.289
Реальный угол выхода C2 a2, 89.351
Абсолютные потери в рабочей решетке DHP, КДЖ/кг 1.543
Параметры пара после рабочей решетки (реальные): давление Р2, МПА 16.618 удельный объем V2, м^3/кг 0.018 температура t2, C 500.349 степень сухости Х2 1.00000 энтальпия i2, КДЖ/кг 3289.282 энтропия s2, КДЖ/(кг*К) 6.280
Располагаемая энергия ступени Ео, КДЖ/кг 53.685
Потери с выходной скоростью DНВС, КДЖ/кг 0.001
Относительный лопаточный КПД: по формуле 1 0.934 по формуле 2 0.930 по формуле 3 0.930 по формуле 4 0.929 по формуле 5 0.929
Удельная работа ступени Lu, КДЖ/кг 49.933
Мощность ступени Nu, КВТ 67559.094
2-ая ступень: Расход пара G,кг/с 1353.000
Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 75.289
Частота вращения n, с^-1 50.000
Средний диаметр dcp, м 1.069
Окружная скорость u, м/с 167.985
Фиктивная скорость Сф, м/с 335.969
Степень реактивности 0.140
Коэффициент использования выходной скорости 0.975
Отношение скоростей U/СФ 0.500
Параметры пара перед ступенью: давление Ро, МПА 16.608 удельный объем Vo, м^3/кг 0.018 температура to, C 500.304 степень сухости Хо 1.00000 энтальпия io, КДЖ/кг 3289.282 энтропия so, КДЖ/(кг*К) 6.280
Параметры пара после ступени (адиабатические): давление Р, МПА 13.767 удельный объем V, м^3/кг 0.021 температура t, C 467.521 степень сухости Х 1.00000 энтальпия i, КДЖ/кг 3232.882 энтропия s, КДЖ/(кг*К) 6.280
Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, КДЖ/кг 56.438
Изоинтропный теплоперепад в сопловой решетке Нос, КДЖ/кг 48.536
Параметры пара после сопловой решетки (теоретические): давление Р1t, МПА 14.140 удельный объем V1t, м^3/кг 0.021 температура t1t, C 472.113 степень сухости Х1t 1.00000 энтальпия i1t, КДЖ/кг 3240.783 энтропия s1t, КДЖ/(кг*К) 6.280
Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 311.565
Число Маха М1 0.537
Коэффициент расхода 0.980
Выходная площадь сопловой решетки F1, м^2 0.09276
Высота сопловых лопаток l1, м 0.114
Веерность сопловой решетки d/l1 9.371
Число лопаток Z1 78
Относительный шаг сопловой решетки t1 0.756
Хорда профиля сопловой решетки b1, м 0.057
Потери в сопловой решетке 0.042 трение 0.0434 кромочные -0.0078 концевые 0.0076
Маха -0.0038
Рейнольдса 0.0002 веерность 0.0029
Коэффициент скорости сопловой решетки 0.979
Скорость выхода пара из сопловой решетки С1, м/с 304.877
Эффективный угол выхода а1эф, 14.000
Реальный угол выхода a1, 14.028
Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 147.629
Реальный угол выхода be1, 30.039
Абсолютные потери в сопловой решетке DHC, КДЖ/кг 2.061
Параметры пара после сопловой решетки (реальные): давление Р1, МПА 14.140 удельный объем V1, м^3/кг 0.021 температура t1, C 472.808 степень сухости Х1 1.00000 энтальпия i1, КДЖ/кг 3242.845 энтропия s1, КДЖ/(кг*К) 6.283
Изоинтропный теплоперепад в рабоч решетке Нор, КДЖ/кг 7.982
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 194.315
Число Маха М2 0.335
Коэффициент расхода 0.950
Выходная площадь рабочий решетки F2, м^2 0.15695
Высота рабочих лопаток l2, м 0.116
Веерность рабочей решетки d/l2 9.209
Число лопаток Z2 196
Относительный шаг рабочей решетки t2 0.600
Хорда профиля рабочей решетки b2, м 0.029
Потери в рабочей решетке 0.083 трение 0.0773 кромочные -0.0041 концевые 0.0060
Маха -0.0026
Ренольдса 0.0004 веерность 0.0059
Коэффициент скорости рабочей решетки 0.958
Относительная скорость выхода пара из рабочей решетки W1, м/с 147.629
Эффективный угол выхода be2эф, 23.721
Реальный угол выхода W1 be2, 23.525
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 74.321
Реальный угол выхода C2 a2, 87.971
Абсолютные потери в рабочей решетке DHP, КДЖ/кг 1.566
Параметры пара после рабочей решетки (реальные): давление Р2, МПА 13.767 удельный объем V2, м^3/кг 0.021 температура t2, C 468.719 степень сухости Х2 1.00000 энтальпия i2, КДЖ/кг 3236.429 энтропия s2, КДЖ/(кг*К) 6.285
Располагаемая энергия ступени Ео, КДЖ/кг 53.745
Потери с выходной скоростью DНВС, КДЖ/кг 0.001
Относительный лопаточный КПД: по формуле 1 0.938 по формуле 2 0.933 по формуле 3 0.933 по формуле 4 0.931 по формуле 5 0.931
Удельная работа ступени Lu, КДЖ/кг 50.129
Мощность ступени Nu, КВТ 67824.995
3-я ступень: Расход пара G,кг/с 1353.000
Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 74.321
Частота вращения n, с^-1 50.000
Средний диаметр dcp, м 1.228
Окружная скорость u, м/с 192.959
Фиктивная скорость Сф, м/с 385.918
Степень реактивности 0.150
Коэффициент использования выходной скорости 0.975
Отношение скоростей U/СФ 0.500
Параметры пара перед ступенью: давление Ро, МПА 13.759 удельный объем Vo, м^3/кг 0.021 температура to, C 468.681 степень сухости Хо 1.00000 энтальпия io, КДЖ/кг 3236.429 энтропия so, КДЖ/(кг*К) 6.285
Параметры пара после ступени (адиабатические): давление Р, МПА 10.615 удельный объем V, м^3/кг 0.026 температура t, C 425.505 степень сухости Х 1.00000 энтальпия i, КДЖ/кг 3162.000 энтропия s, КДЖ/(кг*К) 6.285
Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, КДЖ/кг 74.466
Изоинтропный теплоперепад в сопловой решетке Нос, КДЖ/кг 63.296
Параметры пара после сопловой решетки (теоретические): давление Р1t, МПА 11.047 удельный объем V1t, м^3/кг 0.025 температура t1t, C 431.981 степень сухости Х1t 1.00000 энтальпия i1t, КДЖ/кг 3173.170 энтропия s1t, КДЖ/(кг*К) 6.285
Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 355.798
Число Маха М1 0.630
Коэффициент расхода 0.981
Выходная площадь сопловой решетки F1, м^2 0.09870
Высота сопловых лопаток l1, м 0.106
Веерность сопловой решетки d/l1 11.620
Число лопаток Z1 96
Относительный шаг сопловой решетки t1 0.758
Хорда профиля сопловой решетки b1, м 0.053
Потери в сопловой решетке 0.043 трение 0.0434 кромочные -0.0073 концевые 0.0076
Маха -0.0034
Рейнольдса 0.0002 веерность 0.0024
Коэффициент скорости сопловой решетки 0.978
Скорость выхода пара из сопловой решетки С1, м/с 348.076
Эффективный угол выхода а1эф, 14.000
Реальный угол выхода a1, 14.039
Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 167.552
Реальный угол выхода be1, 30.261
Абсолютные потери в сопловой решетке DHC, КДЖ/кг 2.718
Параметры пара после сопловой решетки (реальные): давление Р1, МПА 11.047 удельный объем V1, м^3/кг 0.026 температура t1, C 432.908 степень сухости Х1 1.00000 энтальпия i1, КДЖ/кг 3175.888 энтропия s1, КДЖ/(кг*К) 6.289
Изоинтропный теплоперепад в рабоч решетке Нор, КДЖ/кг 11.257
Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 224.917
Число Маха М2 0.398
Коэффициент расхода 0.951
Выходная площадь рабочий решетки F2, м^2 0.16654
Высота рабочих лопаток l2, м 0.108
Веерность рабочей решетки d/l2 11.404
Число лопаток Z2 242
Относительный шаг рабочей решетки t2 0.600
Хорда профиля рабочей решетки b2, м 0.027
Потери в рабочей решетке 0.082 трение 0.0773 кромочные -0.0032 концевые 0.0060
Маха -0.0032
Ренольдса 0.0005 веерность 0.0048
Коэффициент скорости рабочей решетки 0.958
Относительная скорость выхода пара из рабочей решетки W1, м/с 167.552
Эффективный угол выхода be2эф, 23.618
Реальный угол выхода W1 be2, 23.429
Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 85.806
Реальный угол выхода C2 a2, 86.829
Абсолютные потери в рабочей решетке DHP, КДЖ/кг 2.080
Параметры пара после рабочей решетки (реальные): давление Р2, МПА 10.615 удельный объем V2, м^3/кг 0.026 температура t2, C 427.115 степень сухости Х2 1.00000 энтальпия i2, КДЖ/кг 3166.711 энтропия s2, КДЖ/(кг*К) 6.292
Располагаемая энергия ступени Ео, КДЖ/кг 70.877
Потери с выходной скоростью DНВС, КДЖ/кг 0.001
Относительный лопаточный КПД: по формуле 1 0.938 по формуле 2 0.932 по формуле 3 0.932 по формуле 4 0.931 по формуле 5 0.931
8 Мощность ступени Nu КВТ 145407 67559,1 67825 89398,4
9 Число сопловых лопаток Z1 шт. 114 104 78 96
10 Высота сопловых лопаток l1 м 0,044 0,099 0,114 0,106
11 Эффективный угол выхода ?1э град. 12 14 14 14
12 Выходная площадь сопловой решетки F1 м2 0,0442 0,07862 0,09276 0,0987
13 Число рабочих лопаток Z2 шт. 298 264 196 242
14 Высота рабочих лопаток l2 м 0,047 0,101 0,116 0,108
16 Выходная площадь рабочей решетки F2 м2 0,091 0,1381 0,157 0,16654
7. Расчет на прочность
1. Расчет на прочность рабочей лопатки последней ступени
Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей лопатке записывается: [2] где ? - плотность материала лопатки 7850 кг/м3;
? - угловая скорость, k - показывает, во сколько раз напряжения в корневом сечении лопатки переменного профиля отличаются от напряжений в корневом сечении лопатки постоянного профиля. [2] ? - отношение площади профилей лопатки в корневом и периферийном сечениях.
Коэффициент запаса прочности: [2]
=760 МН/м2 для стали. [2]
2. Расчет вала на прочность
На вал турбины действует крутящий момент и изгибающий (в виду небольшого значения им пренебрегают). Вследствие этого можно рассчитать максимальное касательное напряжение таким образом: [2]
Момент сопротивления вала кручению: [2]
Крутящий момент перед муфтой генератора (именно в этом месте момент будет максимальным): [2]
8. Спецзадание. Переменные режимы работы турбины
Расчет переменного режима произведем для режима работы турбины при =0,7 .
Примем допущение, что турбины по отсекам и в целом остается неизменным и равным расчетному, т.е. это значит, что политропа расчетного режима и заданного параллельны.
Расчет давлений выполняем по формуле Стодолы - Флюгеля снизу вверх от точки К.
Т.к. определяется , то примем что [6]
[6]
Определим , принимаем потери давления в промежуточном перегреве 10%, тогда [6]:
Определим , принимаем потери давления в промежуточном перегреве 10%, тогда [6]:
Определим , принимаем потери давления 10%, тогда [6]:
На частичной нагрузке по [6] получаем:
Таблица параметров пара в отборах турбины на переменном режиме работы турбины .
Точки процесса Подогреватель Давление, ата Температура, (Х)Энтальпия, КДЖ/КГКОЛИЧЕСТВО отбираемого пара, кг/с
0 270,1 594 3456,3
0` 243,1 585 3456,3
1 ПВД-8 74,1 395,8 3140,0 111,76
1` 66,7 600 3653,3
2 ПВД-7 37,4 390 3462,1 89,03
2` 33,7 600 3679,9
3 ПВД-6 15,6 370 3250,5 14,21
4 Деаэратор 7,7 354 3170,6 61,53
Турбопривод 7,7 354 3170,6 58,73
5 ПНД-5 4,18 279,5 3024,6 22,73
6 ПНД-4 2,21 210,1 2890,2 29,36
7 ПНД-3 1,08 141,7 2759,4 29,36
8 ПНД-2 0,485 80,6 2634,9 32,2
9 ПНД-1 0,172 56,8 2501,7 31,26
К 0,033 (95) 2426
Значение энтальпий и температур на новом переменном режиме были найдены параллельным смещением политропы на is - диаграмме вправо до новых значений давлений в отборах, при этом новая политропа будет параллельна первоначальной т.к. мы приняли допущение, что на переменном режиме будет равным расчетному на номинальном режиме работы турбины.
Вывод
В данном курсовом проекте была спроектирована и детально рассчитана турбина конденсационного типа К-2000-300 на начальные параметры пара р0=300 ата и t0=6000С с 2-мя пром. перегревами. В ходе расчета мной был рассчитан и начерчен разрез ЦВД данной турбины. Также была начерчена тепловая схема турбины К-2000-300. Мною был проведен расчет турбины на переменном режиме при =0,7 , на данном режиме были рассчитаны все новые параметры отборов пара на регенерацию, а также новые расходы пара на регенерацию.
Список литературы
1. Балабанович В.К., Пантелей Н.В. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу “ Турбины ТЭС и АЭС”, Минск 2005 г
2. Паровые и газовые турбины: Учебник для вузов / Под ред. А.Г. Костюка, В.В. Фролова. - М.: Энергоатомиздат, 1985. - 352 с.
3. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции. - М.: Энергоатомиздат, 1987. - 327 с.
4. Тепловые и атомные электрические станции: Справочник / Под общ. Ред. В.А. Григорьева, В.М. Зорина. - 2-е изд., перераб. - М.: Энергоатомиздат, 1989. - 608 с.
5. Ривкин С.Л. Теплофизические свойства воды и водяного пара - М.: Энергия, 1980. - 424 с.
6. Конспект лекций по курсу «Турбины ТЭС и АЭС»
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
