Тепловой расчет проточной части ЦВД

№	Обозначение	Наименование
1		Текстовая часть
2
3		Техническое задание на разработку
4		курсового проекта
5	КП.140101.358-Т.ПЗ	Пояснительная записка
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15		Экспериментальная часть
16
17		Презентация
18
19
20
21
22
23
24

 

 

Оценка __________________  

 

 

 

 

 

 

 

                                                                  

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

КП.140101.358-Т.ПЗ

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

   Введение. Описание турбины        3                                                                           

1 Построение рабочего процесса турбины и определение                                              расхода  пара на турбину         7

2 Тепловой расчет регулирующей ступени                                         10

2.1 Определение среднего диаметра ступени                                                                                     10

2.2 Расчет сопловой и рабочей решеток                                                                      11

3  Тепловой расчет проточной  части ЦВД               21

  ЗАКЛЮЧЕНИЕ                  30

  Список литературы 31               

 

Введение. Описание турбины

Паротурбинная установка  ПТ–80/100–130/13

Турбина представляет собой  двухпоточный одновальный агрегат. Проточная часть ЦВД имеет  одновенечную регулирующую ступень  и 16 ступеней давления.

Проточная часть ЦНД состоит  из трех частей: первая (до верхнего отопительного  отбора) имеет регулирующую ступень. ЦНД имеет поворотную диафрагму и 7 ступеней давления, вторая (между отопительными отборами) 2 ступени давления, третья – регулирующую ступень поворотную диафрагму и 2 ступени давления.

Ротор высокого давления –  цельнокованый. Первые десять дисков ротора низкого давления откованы вместе с  валом, остальные три диска насадные. Ротор комбинированный

Парораспределение турбины  – сопловое. По выходе из ЦВД часть  пара идет в регулируемый производственный отбор, остальная часть направляется в ЦНД. Отопительные отборы осуществляется из соответствующих камер ЦНД.

Фикспункт турбины расположен на раме турбины со стороны генератора, и агрегат расширяется в сторону  переднего подшипника.

Для сокращения времени прогрева и улучшения условий пусков предусмотрены  паровой обогрев фланцев и  шпилек и подвод острого пара на передние уплотнения ЦВД.

Турбина снабжена валоповоротным устройством, вращающим валопровод турбоагрегата с частотой 3.4 об/мин.

 

 

Лопаточный аппарат турбины  рассчитан на работу при частоте  сети 50 Гц, что соответствует частоте  вращения ротора турбогенератора 3000об/мин. Допускается длительная работа турбины при отклонениях частоты в сети 49-50.5 Гц.

Высота фундамента турбогенератора  от уровня пола конденсационного помещения  до уровня пола машинного зала составляет 8м.

Конденсационное устройства включает в себя конденсаторную группу, воздухоудаляющее устройство, конденсатные и циркулирующие насосы, эжектор циркуляционной системы, водяные фильтры, трубопроводы с необходимой арматурой.

 Конденсаторная группа состоит из одного конденсатора со встроенным пучком общей поверхностью охлаждения и предназначена для конденсации поступающего пара, создания разрежения в выхлопном патрубке турбины и сохранения конденсата, а также для использования тепла пара, поступающего в конденсатор, на режимах работы по тепловому графику для подогрева подпиточной воды во встроенном пучке.

Конденсатор имеет встроенную в паровую часть специальную  камеру, в которой устанавливается  секция ПНД№1.

Воздухоудаляющее устройство состоит из двух основных трехступенчатых  эжекторов (один резервный), предназначенных  для  отсоса воздуха и обеспечения  нормального процесса теплообмена  в конденсаторе и прочих вакуумных  аппаратов теплообмена и одного пускового эжектора, для быстрого поднятия вакуума в конденсаторе.

В конденсационном устройстве устанавливаются два конденсационных  насоса (один резервный) вертикального  типа  для откачки конденсата, подачи его в деаэратор через  охладители эжектора, охладители уплотнений и ПНД. Охлаждающая вода конденсатора и газоохладителей генератора подается циркуляционными насосами.

Турбина снабжена гидравлической системой регулирования.

 

 

 

Пусковой эжектор циркуляционной системы предназначен для заполнения системы водой перед пуском турбоустановки, а также для удаления воздуха  при скоплении его в верхних  точках сливных циркуляционных водоводов  и в верхних водяных камер  маслоохладителей.

Для защиты от недопустимого  возрастания частоты вращения турбина  снабжена регулятором безопасности, два центральных бойка которого мгновенно срабатывают при достижении частоты вращения в пределах 11-13% сверх номинальной, чем вызывается закрытие автоматического затвора  свежего пара, регулирующих клапанов и поворотной диафрагмы. Кроме того, имеется дополнительная защита на блоке  золотников регулятора скорости, срабатывающая  при повышении частоты на 11.5%.

Рабочей жидкостью в системе  регулирования является минеральное  масло.

Перестановка регулирующих клапанов впуска свежего пара, регулирующих клапанов перед ЧСД и поворотной диафрагмы перепуска пара в ЧНД  производиться сервомоторами, они  управляются регуляторами скорости и регуляторами давления отборов. Регулятор  скорости предназначен для поддерживание  частоты вращения турбогенератора  с неравномерностью около 4%.

Механизм управления может  приводиться в действие как вручную  – непосредственно с турбины, так и дистанционно – со щита управления.

Регуляторы давления сильфонной конструкции предназначены для  автоматического поддержания давления пара в камерах регулируемых отборов  с неравномерностью около 0,20 МПа, для  производственного отбора и около 0.04 МПа – для отопительного  отбора.

Турбоагрегат снабжен  защитными  устройствами:

• для совместного отключения всех ПВД с одновременным включением обводной линии и подачей сигнала (устройство срабатывает в случае аварийного повышения уровня конденсата вследствие повреждений или нарушений плотности трубной системы в одном из ПВД до первого предела);

 

• атмосферными клапанами-диафрагмами, установленными на выхлопных патрубках ЦНД и открывающимися при повышении давления в патрубках до 0.12 МПа.

Система маслоснабжения предназначена  для обеспечения смазкой подшипников  и системы регулирования. В баке объемом 14м³ установлены фильтры и указатели уровня.

Турбина снабжена одним резервным  насосом с электродвигателем  переменного тока и одним аварийным  насосом с электродвигателем  постоянного тока. При снижении давления смазки до соответствующих значений автоматически от реле давления смазки включаются резервный и аварийный  насосы.

Масло охлаждается в двух маслоохладителях. Охладители – поверхностного типа, вертикального типа.

 

1 Построение  рабочего процесса турбины и  определение расхода  пара  на турбину

 

По параметрам пара p_0, t₀ определяется точка состояния пара перед стопорным клапаном  в hs – диаграмме.

Давление пара перед соплами  регулирующей ступени с учетом потерь в стопорном, регулирующих клапанах и перепускных паропроводах  Р_0, МПа                                                                                                                 

                                                                                                     (1.1)

       

Давление за последней  ступенью турбины с учетом потерь в выхлопном      патрубке  Р_2z, МПа

  (1.2)

где Р_k = 4.1 кПа = 0.0041 МПа -  давление в конденсаторе;                                                                                                    

    С_вп – средняя скорость потока в выхлопном патрубке, м/с 

    С_вп = 100 м/с, [1,c.2]

  -  коэффициент, учитывающий аэродинамические качества выхлопного                               патрубка:                                                                                

    для теплофикационных  турбин:   =  0.08, [1,c.2]

 – относительный внутренний  КПД турбины,     = 0.84               [1,c.6]

    Располагаемые тепловые перепады турбины первого отбора,  определяемые  из hs–диаграммы:

(1.3)

 

(1.4)

 

 

 

(1.5)

      (1.6)

Давление на входе в  ступень после производственного  отбора:

      (1.7)

Располагаемые тепловые перепады турбины второго отбора, определяемые  из hs–диаграммы:

    (1.8)

     (1.9)

     (1.10)

Давление на входе в  ступень после теплофикационного  отбора:

     (1.11)

Располагаемые тепловые перепады турбины третьего отбора, определяемые  из hs–диаграммы:

     (1.12)

     (1.13)

     (1.14)

-относительный электрический К.П.Д. паротурбинного агрегата:

     (1.15)

 

 

 

где = 0.85 [1,c.6]

    = 0.99 [1,c.6]

    = 0.988 [1,c.6]

Расход пара на турбину  по предварительно заданному К.П.Д. (без утечек через концевые уплотнения) G, кг/с

   (1.16) 

2 тепловой расчет турбины

2.1 Определение среднего диаметра ступени

 

диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада , [1,c.26]

    = 0.413

Выбираем тип регулирующей ступени и перепад на нее.

В теплофикационной турбине  свыше 100 МВт применяют одновенечную регулирующую ступень с перепадом , [1,c.7]

_{ρ = 0.05 - степень реакции ступени, [1,с.7]}                                                         

_{a1э = 11° - эффективный угол выхода потока из сопловой решетки, [1,с.7]}   

   _{φ = 0,961 -  коэффициент скорости соловой решетки, [1,с.10]}

Фиктивная изоэнтропийная скорость пара, подсчитанная по располагаемому теплоперепаду ступени, С_ф, м/с

                                                       (2.1)

Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени  U, м/с 

                                                (2.2)                                                                                                   

   Средний диаметр  ступени d , м

          (2.3)

где n= 3000 об/мин

 

2.2 Расчет сопловой и рабочей решетки

Располагаемый тепловой перепад  сопловой решетки 

                                                           (2.4)                                                                                                        

    Теоретическая  скорость пара на выходе из  сопловой решетки при изоэнтропийном  расширении  , м/с

                                                       (2.5)

Число Маха для теоретического процесса в соплах:

                                                                     (2.6)

где а   скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном истечении, м/с

                                                               (2.7)

где = 10,1 МПа - давление за соплами (определяем по hs – диаграмме).

V = 0,034 м³/кг  -  теоретический удельный объем пара  за соплами  (определяем по hs – диаграмме).

    К  - показатель изоэнтропы; К = 1,3  для перегретого пара, [1,c.9]

      

       

По величине  М_1t  выбирается тип решетки. При М_1t < 1,4 применяются профили решеток с суживающимися каналами.  

При докритическом истечении  выходное сечение

 

 

 

суживающихся сопл определяют по уравнению F_1, мм²

      (2.8)

где μ₁ - коэффициент расхода сопловой решетки,

μ₁ = 0.938 для пара практически с любым перегревом), [1,c.11]

G_yt - количество пара, утекающее через переднее концевое уплотнение турбины.

G_{yt =}0,008 G кг/с,[1,c.11]

G_yt = 0,01 _88,34=0.70672 кг/с

Произведение степени  парциальности ступени на высоту сопловой решетки определяю по формуле  еl₁, мм                                             

                                                     (2.9)

    где _{м – средний диаметр ступени.}

    F₁  = 8278.94 мм²  -  выходное сечение суживающихся сопл.

    мм

Оптимальная степень парциальности  для одновенечной ступени:

                               (2.10)

   Высота сопловой решетки  l_1, мм                                     

                                                                (2.11)

 

 

 

 

 

Потеря энергии в соплах   ,  

                             (2.12)                               

где - коэффициент скорости сопловой решетки, принимается                                              в зависимости от  l₁, [1,c.10]

Тип профиля сопловой решетки  выбирается по М_1t  и α_1э (α₁ ≈α_1э)                                                                                  

М_1t =0.5835; α_1э =11^о - тип профиля: С–90–12А  из таблицы , [1,c.24]

t_опт1  = 0.72  -  по  характеристике  выбранной решетки, [1,c.24]

Шаг решетки t,м      

    t₁ = b₁ t_опт1                                                                                                             (2.13)

где b₁ = 6.25 см = 0.0625 м - хорда профиля, [1,c.24]

    t₁ = 0.0625 0.72 = 0.045 м

Выходная ширина канала сопловой решетки  , м                     

                                                   (2.14)

Число каналов:      

                                                     (2.15)

Построение  треугольников  скоростей. Масштаб: 1мм = 5м/с.

_{a1Э = 11° , [1,с.7]}                                         

 

 С₁ = С_1t φ                                                  (2.16)

где = 0.961-  коэффициент скорости сопловой решетки,

С_1t = 389.872 м/с - теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки.

С₁ = 389.872 0.961 = 374.667 м/с

 

Относительная скорость на входе в рабочую решетку и угол определяются графически из входного треугольника скоростей

Проверить: 

                                                      (2.17)

                                              _(2.18)

Тепловой перепад, использованный на лопатках ,   :         

                                                _(2.19)

    Теоретическая относительная скорость на выходе из  рабочей решетки , м/с

                               (2.20)

Число Маха:  

      (2.21)

где К = 1,3 (для перегретого  пара), [1,с.14]    

Р₂ = 9.1 МПа – давление за рабочей решеткой, (по h,s – диаграмме).

= 0.037 м³/кг - удельный объем за рабочей решеткой, (по h,s – диаграмме).

Выходная площадь рабочей  решетки по уравнению неразрывности  F₂, м²

                                         _(2.22)

где  =0.939 -  коэффициент расхода первой рабочей решетки (рисунок 4) [1,с.10], определяется в зависимости от степени реакции и величины перегрева пара.

Высота рабочей лопатки  рабочей решетки (лопатка выполняется  постоянной высоты) l₂, мм

                                                     (2.23)

где величины перекрыш: = 1мм и =2 мм - из таблицы 2.2, [1,с,19]

Угол рабочей  решетки:

                                          (2.24)

 

Действительная относительная  скорость выхода пара из рабочей решетки  ,м/с 

                   (2.25)

где скоростной коэффициент  определяется:          

где b₂ = 2.57см = 0.0257м, [1,с.25]

По полученным  и U строится выходной треугольник скоростей рабочей решетки. Из выходного треугольника определяются абсолютная скорость выхода пара С₂ и угол выхода потока в абсолютном движении .

 

 

 

 

 

 

 

Проверить: 

                                                  

   α₂=56.48                                        

                                           (2.26)

По М_2t и выбирается профиль рабочей решетки:

Рабочая  решётка: Р – 26 – 17А из таблицы , [1,c.25]

Производится проверка на прочность по максимальным изгибающим напряжениям в рабочей лопатке. Для этого подсчитывается окружное усилие, действующее на лопатки R_u, H

                   _(2.27)

Тогда изгибающие напряжения , МПа

                                    (2.28)

где Z₂ - количество лопаток решетки.

                                                 (2.29)

t₂ – шаг рабочей решетки, м 

       (2.30)                                                                                                  

t_опт2 = 0.60, [1,с,25]

W_min = 0.225см³, [1,с.25]

  должно быть меньше 

 

 

Для сталей, наиболее широко применяемых при изготовлении рабочих лопаток в ступенях с  парциальным подводом пара:

= 15÷ 20 МПа

Потеря энергии в рабочей  решетке , кДж/кг

     (2.31)

       Потеря энергии с выходной скоростью h_bc, кДж/кг

          (2.32)                                                                                                       

Относительный лопаточный К.П.Д. ступени  : по потерям энергии в проточной части:

      (2.33)                                                                                  

 по проекциям скоростей:

      (2.34) 

Если тепловой расчет ступени  выполнен правильно, то величины К.П.Д., вычисленные по данным формулам, должны совпасть. Расхождение допустимо  не более (0,01).

Относительный внутренний К.П.Д. ступени:                 

                            (2.35)

где – относительная величина потери на трение.

            (2.36)

_{где d^pc  = 1.02 м – средний диаметр ступени.}

F₁ = 8278.94 мм² = 0.0827894 м² - выходное сечение суживающихся сопл.

 к_тр = 0.45 10^-3, [1,с.17]

- относительная потеря от  парциального подвода пара.

     (2.37)                                                                                            

 где  - относительная величина потери от вентиляции.

      (2.38)             

 - относительная величина потери на концах дуг сопловых сегментов.         

                        (2.39)

где В₂ = 2.5 см  = 0.025 м – ширина рабочих решеток,

 l₂ = 26.2627 мм = 0.0262627 м - высота рабочих решеток,

n = 4 – число групп сопл, [1,с.17]

Потери на трение диска h_тp, кДж/кг

    (2.40)

потери вызванные парциальным  подводом пара h_парц, кДж/кг

     (2.41)

 

 

_{Внутренняя  мощность турбины  Pi, кВт}      

                                     (2.42)

                                              (2.43)                                                                                                                          

Расчёт регулирующей ступени  сводится в таблицу 2.1.

 

  Таблица 1 - Сводная таблица расчета регулирующей ступени

Наименование	Единица измерения	решетки
		Сопловая	Рабочая
Расход пара G	кг/с	88.34
Средний диаметр d	м	1.02
Окружная  скорость u	м/с	165.2
Начальное давление Р0	МПа	12.8
Начальная температура t0	0С	550
Отношение скоростей u/cф		0.413
Располагаемый теплоперепад решетки h01,h02	кДж/кг	76	4
Теоретическая  скорость  выхода С1t, W2t	м/с	389.872	232.571
Давление пара за решеткой Р1,  Р2	МПа	10.1	9.1
Удельный объем пара за решеткой V1t, V2t	м 3/кг	0.034	0.037
Число М1t, М2t		0.5835	0.3515
Коэффициент расхода m1, m2		0.938	0.939
Выходная площадь F1, F2	м2	0.008278	0.0149
Эффективный угол выхода	град	11	19.44
Угол входа	град		19.44
Профиль решетки		С-90-12-А	З-26-17А
Степень парциальности еопт		0.5815
Выходная высота лопаток l1, l2	мм	23.2674	26.2627
Хорда профиля b1, b2	мм	62.5	25.7
Относительный шаг tопт1, tопт2		0.72	0.60
Число лопаток z1, z2	шт	42	208
Коэффициент скорости		0.961	0.9463
Действительная скорость выхода с1, w2	м/с	274.667	220.082
Угол  выходаα1 , b2	град	11	17.74
Потеря энергии в решетке h1,h2	кДж/кг	5.95	2.81
Потеря с выходной скоростью hвс	кДж/кг	3.23
Относительный лопаточный к.п.д. ол		0.8539
Потеря на трение диска		0.00398
Доля окружности, занятая  кожухом екож
Число групп сопл		4
Потеря от парциальности		0.02786
Относительный внутренний к.п.д. oi		0.8221
Использованный теплоперепад hi	кДж/кг	63.848
Внутренняя мощность ступени  Рi	кВт	5640.33

 

 

3 Тепловой  расчет проточной части ЦВД

 

Проточная часть паровых  турбин проектируется по выбранному закону изменения диаметров ступеней (средних, корневых).

Расчет ступеней ведется  по средним диаметрам.

В области высокого давления возможна унификация ступеней. Для  этого во всех ступенях цилиндра выбираются одинаковыми теплоперепады по параметрам торможения  h₀, степени реакции и углы _1Э.

Определяю диаметр первой нерегулируемой ступени d¹, мм

       (3.1)

Для проточной части с  одновенечной регулирующей ступенью _∆d = 200 мм, [1,с.20]                                                                                                                          

Отношение скоростей:

                   (3.2)

где r = 0,05, [1,с.20]

= 11⁰ - эффективный угол выхода из сопловой решетки, [1,с.20]

= 0.961 - коэффициент скорости сопловой  решетки, [1,с.20]

Располагаемый тепловой перепад  первой нерегулируемой ступени h ,  кДж/кг

      (3.3)

Тепловой перепад в  сопловой решетке h , кДж/кг

                          (3.4)

 

 

Высота сопловой решетки  l ,мм

            (3.5)

где = 0.01961 м3/кг  -  из  h,s – диаграммы

C1t  -  теоретическая  скорость истечения пара из  сопловой решетки, м/с

             (3.6)

= 0.97 - коэффициент расхода сопловой  решетки, [1,с.20]

e – степень парциальной  ступени, принимается равной единице, [1,с.21]

= 11⁰ - эффективный угол выхода потока из сопловой решетки, [1,с.21]

Высота рабочей решетки  первой ступени l¹₂ , мм

         (3.7)

= 1 мм  и = 2 мм – по таблице 2.2, [1,с.19]

Корневой диаметр ступени  d_k, м

        (3.8)

Этот диаметр принимается  постоянным для отсека.

Число ступеней отсека Z, шт

                                      (3.9)

Располагаемый тепловой перепад h₀ , кДж/кг по статистическим параметрам пара перед ступенью, принятый одинаковым для всех ступеней отсека, кроме первой, подсчитывается по формуле:

       (3.10)

где k₀ = 0,92, [1,с.21]

 

 

Диаметр и высота лопатки  любой ступени отсека определяются из уравнения неразрывности, которое  при равенстве во всех ступенях отсека тепловых перепадов по параметрам торможения , степени реакции , углов и расходов пара для рабочей решетки выглядит следующим образом, м²