Расчёт турбины К-2000-300

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.

Рубрика Физика и энергетика
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 13.03.2012
Размер файла 574,5 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Энергетический факультет

Кафедра «Тепловые электрические станции»

Курсовой проект

По дисциплине: «Турбины ТЭС и АЭС»

Тема: «Расчёт турбины К-2000-300»

Исполнитель: студент гр. 106413

Трояновский П.В.

Руководитель: Нерезько А.В.

Минск 2007

Содержание:

Введение

1. Расчёт тепловой схемы энергоблока

2. Последовательность и алгоритм расчета турбинной ступени

3. Расчёт регулирующей ступени

4. Определение числа ступеней ЦВД турбины за регулирующей ступенью

5. Расчет ступеней ЦВД на ЭВМ

6. Сводная таблица теплового расчета ЦВД турбины К-2000-300

7. Расчет на прочность

8. Спецзадание. Переменные режимы работы турбины

Заключение

Литература

Приложение

Спецификация

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 её 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. Расчёт 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; ; ;

ата; ; ;

Турбопривод питательного насоса

ата; ;;

ата; ;;

[4]

Определение расхода пара на турбину.

[1]

=2000000/[3456,3-3162+(1-0,118)(3641,6-3221,4)+(0,882-

0,094)(3679,4-3250,5)+(0,788-0,015)(3250,5-3170,3)+(0,773-0,065-

0,062)(3170,3-3023,3)+(0,646-0,024)(3023,3-2904,3)+(0,622-

0,031)(2904,3-2774,5)+(0,591-0,031)(2774,5-2661,4)+(0,56-0,034)(2661,4-

2618,4)+(0,526-0,033)(2618,4-2403,8)]=1353 кг/с

кг/с

кг/с

кг/с

кг/с

кг/с

кг/с

кг/с

кг/с

кг/с

кг/с [1]

Мощность, полученная на всех потоках пара

=[(3456,3-3162)1353+(3641,6-3225,4)(1353-159,65)+(3679,4-

3250,5)(1193,35-127,18)+(3250,5-3170,3)(1066,17-20,3)+(3170,3-

3023,3)(1045,87-171,83)+(3023,3-2904,3)(874,04-32,47)+(2904,3-

2774,5)(841,57-41,94)+(2774,5-2661,4)(799,63-41,94)+(2661,4-

2618,4)(757,69-46)+(2618,4-2403,8)(711,69-44,65)]=2002,54 МВт

Таблица параметров пара в отборах турбины

Точки процесса

Подогреватель

Давление, ата

Температура, (Х)

Энтальпия, кДж/кг

Количество 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 () 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 (0) (обычно 0 = 900) и выхода потока пара (газа) из нее (1) (для активной ступени величина 1 = 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 1эф = 1 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 () 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 (с = dср / l1) может быть определена как:
.
25. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решетку профилей от оптимального направления (для сопловой решетки обычно - 0опт = 900) может быть рассчитана по формуле:
вхсопл = 0,3(1 + b1/2l1)[sin 1эф sin (0 -0опт)/ sin0 sin0опт] 2.
26. Коэффициент потерь энергии для сопловой решетки с учетом всех поправок определится как:
+вх + .
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 = 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:

1 = аrсtq (с1a / (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 (h)

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:

2 = 0,965 - 0,01 b2 / l2 + M - Re +

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 (1) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара (газа) из нее (ф), 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 ( ) 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 кр , 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 2 = l2 / dср.

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 ( ) 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 вс - коэффициент использования выходной скорости ступени

55. Удельная работа на лопатках турбины рассчитывается через соответствующие величины абсолютных потерь энергии в ступени:

-(1-вс )Hвс

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:

ол = 1 - с - р - вс

зол = u ( c1 cosб1 + с2 cosб2 ) / Е0

зол = u ( w1 cosв1 + w2 cos в2 ) / 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 - cоответственно, 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:
ут = d упл экв ( п / 1 - ср )1/ 2 ол / F1 ,
где = 3,14; d упл - диаметр вала под уплотнениями; экв - величина эквивалентного зазора рассчитывается по отдельным формулам для конкретных типов уплотнений [2]; п и ср - значения степени реактивности у периферии и на среднем диаметре ступени; ол - 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:
вент = 0,065(1 - е - 0,5 екож ) / е (sin 1эф ) xф3 m,
где е, екож, m, - соответственно, степень парциальности, часть окружности закрытая защитным кожухом и число венцов ступени,
xф = u / Cф , а вторую слагаемую (сегментную) принято определять как:
сегм = 0,25 xф ол i (Bj lj) / F1,
где Bj, lj, F1, ол - 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:
парц = вент + сегм.
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:
вл = 2 xф ( 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:
вл = а(у0 + у2) / 2,
при этом - а = 0,35 - 0,40.
63. Относительный внутренний КПД турбинной ступени (оi) определяется на заключительной стадии ее расчета. По величине суммарных потерь в ступени (основных и дополнительных) рассчитывается ее относительный внутренний КПД ( оi):
,
64. Внутренняя мощность турбинной ступени (Ni) или мощность на валу определяется как:
Ni = h0 oi,

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 Hj, j и h0 , соответственно, величина абсолютной и относительной j - й потери и тепловой перепад ступени от параметров торможения потока.

3. Расчёт 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:

Входной треугольник скоростей регулирующей ступени:

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/CФ 0.490

Параметры пара перед ступенью:

давление Ро, МПа 19.906

удельный объём 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 объём 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 решётке Нос, кДж/кг 50.804

Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):

давление Р1t, МПа 16.926

удельный объём 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 решётки F1, м^2 0.07862

Высота сопловых лопаток l1, м 0.099

Веерность сопловой решётки d/l1 10.620

Число лопаток Z1 104

Относительный шаг сопловой решётки t1 0.763

Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.042

Потери в сопловой решётке 0.044

трение 0.0434

кромочные -0.0052

концевые 0.0064

Маха -0.0038

Рейнольдса 0.0002

веерность 0.0026

Коэффициент скорости сопловой решётки 0.978

Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 311.735

Эффективный угол выхода a1эф, 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 решётке dHc, кДж/кг 2.215

Параметры пара после сопловой решётки (реальные):

давление Р1, МПа 16.926

удельный объём 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 решётке 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 решётки F2, м^2 0.13807

Высота рабочих лопаток l2, м 0.101

Веерность рабочей решётки d/l2 10.409

Число лопаток Z2 264

Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600

Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.021

Потери в рабочей решётке 0.085

трение 0.0775

кромочные -0.0005

концевые 0.0051

Маха -0.0025

Рейнольдса 0.0005

веерность 0.0053

Коэффициент скорости рабочей решётки 0.956

Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки 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 решётке dHp, кДж/кг 1.543

Параметры пара после рабочей решётки (реальные):

давление Р2, МПа 16.618

удельный объём 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/CФ 0.500

Параметры пара перед ступенью:

давление Ро, МПа 16.608

удельный объём 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 объём 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 решётке Нос, кДж/кг 48.536

Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):

давление Р1t, МПа 14.140

удельный объём 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 решётки F1, м^2 0.09276

Высота сопловых лопаток l1, м 0.114

Веерность сопловой решётки d/l1 9.371

Число лопаток Z1 78

Относительный шаг сопловой решётки t1 0.756

Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.057

Потери в сопловой решётке 0.042

трение 0.0434

кромочные -0.0078

концевые 0.0076

Маха -0.0038

Рейнольдса 0.0002

веерность 0.0029

Коэффициент скорости сопловой решётки 0.979

Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 304.877

Эффективный угол выхода a1эф, 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 решётке dHc, кДж/кг 2.061

Параметры пара после сопловой решётки (реальные):

давление Р1, МПа 14.140

удельный объём 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 решётке 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 решётки F2, м^2 0.15695

Высота рабочих лопаток l2, м 0.116

Веерность рабочей решётки d/l2 9.209

Число лопаток Z2 196

Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600

Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.029

Потери в рабочей решётке 0.083

трение 0.0773

кромочные -0.0041

концевые 0.0060

Маха -0.0026

Ренольдса 0.0004

веерность 0.0059

Коэффициент скорости рабочей решётки 0.958

Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки 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 решётке dHp, кДж/кг 1.566

Параметры пара после рабочей решётки (реальные):

давление Р2, МПа 13.767

удельный объём 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/CФ 0.500

Параметры пара перед ступенью:

давление Ро, МПа 13.759

удельный объём 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 объём 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 решётке Нос, кДж/кг 63.296

Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):

давление Р1t, МПа 11.047

удельный объём 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 решётки F1, м^2 0.09870

Высота сопловых лопаток l1, м 0.106

Веерность сопловой решётки d/l1 11.620

Число лопаток Z1 96

Относительный шаг сопловой решётки t1 0.758

Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.053

Потери в сопловой решётке 0.043

трение 0.0434

кромочные -0.0073

концевые 0.0076

Маха -0.0034

Рейнольдса 0.0002

веерность 0.0024

Коэффициент скорости сопловой решётки 0.978

Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 348.076

Эффективный угол выхода a1эф, 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 решётке dHc, кДж/кг 2.718

Параметры пара после сопловой решётки (реальные):

давление Р1, МПа 11.047

удельный объём 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 решётке 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 решётки F2, м^2 0.16654

Высота рабочих лопаток l2, м 0.108

Веерность рабочей решётки d/l2 11.404

Число лопаток Z2 242

Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600

Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.027

Потери в рабочей решётке 0.082

трение 0.0773

кромочные -0.0032

концевые 0.0060

Маха -0.0032

Ренольдса 0.0005

веерность 0.0048

Коэффициент скорости рабочей решётки 0.958

Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки 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 решётке dHp, кДж/кг 2.080

Параметры пара после рабочей решётки (реальные):

давление Р2, МПа 10.615

удельный объём 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

Удельная работа ступени Lu, кДж/кг 66.074

Мощность ступени Nu, кВт 89398.391

6. Сводная таблица теплового расчета ЦВД турбины К-2000-300

№ п/п

Наименование основных параметров

Обозначение

Размерность

Номера ступеней ЦВД

1

2

3

4

1

Расход пара через ступень

G

кг/с

1353

1353

1353

1353

2

Параметры пара перед ступенью

P0

МПа

29

19,906

16,608

13,76

3

t0

єС

600

532

500,3

468,7

4

i0

кДж/кг

3456,3

3342

3289,3

3236,4

5

S0

кДж/кгК

6,2616

6,275

6,28

6,285

6

Степень реактивности

-

0

0,1

0,14

0,15

4

Располагаемый теплоперепад

hад

кДж кг

125

56,4

56,5

74,5

5

Отношение скоростей

u/C0

-

0,48

0,49

0,5

0,5

6

Средний диаметр

dср

м

1,53

1,048

1,069

1,228

7

Лопаточный КПД ступени

зол

-

0,88

0,93

0,93

0,93

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

б1э

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. Расчёт на прочность рабочей лопатки последней ступени

Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей лопатке записывается:

[2]

где

с - плотность материала лопатки 7850 кг/м3;

щ - угловая скорость,

k - показывает, во сколько раз напряжения в корневом сечении лопатки переменного профиля отличаются от напряжений в корневом сечении лопатки постоянного профиля. [2]

ч - отношение площади профилей лопатки в корневом и периферийном сечениях.

Коэффициент запаса прочности:

[2]

=760 МН/м2 для стали. [2]

2. Расчёт 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/кг

Количество 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.

Заключение

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.

Литература

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 Allbest.ru


Подобные документы

  • Тепловая схема энергоблока. Параметры пара в отборах турбины. Построение процесса в hs-диаграмме. Сводная таблица параметров пара и воды. Составление основных тепловых балансов для узлов и аппаратов тепловой схемы. Расчет дэаэратора и сетевой установки.

    курсовая работа [767,6 K], добавлен 17.09.2012

  • Краткое описание конденсационной турбины К-50-90 (ВК-50-3) и ее принципиальной тепловой схемы. Тепловой расчет одновенечной регулирующей ступени турбины К-50-90(ВК-50-3). Построение h-S диаграммы всей турбины. Выбор профилей сопловых и рабочих лопаток.

    курсовая работа [418,3 K], добавлен 11.09.2011

  • Характеристика паровой турбины К-2000-300, ее преимущества и основные недостатки. Анализ расчета турбинных ступеней. Особенности технико-экономических показателей турбоустановки. Расчет площади сопловой решетки и турбопривода питательного насоса.

    курсовая работа [361,5 K], добавлен 09.04.2012

  • Значение тепловых электростанций. Определение расходов пара ступеней турбины, располагаемых теплоперепадов и параметров работы турбины. Расчет регулируемой и нерегулируемой ступеней и их теплоперепадов, действительной электрической мощности турбины.

    курсовая работа [515,7 K], добавлен 14.08.2012

  • Предварительный расчет турбины. Потери давления в стопорном и регулирующем клапане от пара. Расчет регулирующей ступени. Скорость пара на выходе из рабочей решетки. Степень реактивности для периферийного сечения. Расчетная электрическая мощность.

    курсовая работа [125,5 K], добавлен 01.04.2011

  • Краткая характеристика общего конструктивного оформления спроектированной турбины, ее тепловой схемы и основных показателей. Выбор дополнительных данных для расчета турбины. Тепловой расчет нерегулируемых ступеней. Механические расчеты элементов турбины.

    курсовая работа [3,7 M], добавлен 01.12.2014

  • Расчёт газовой турбины на переменные режимы (на основе расчёта проекта проточной части и основных характеристик на номинальном режиме работы газовой турбины). Методика расчёта переменных режимов. Количественный способ регулирования мощности турбины.

    курсовая работа [453,0 K], добавлен 11.11.2014

  • Состав комплектующего оборудования турбоустановки. Мощности отсеков турбины. Предварительное построение теплового процесса турбины в h,s-диаграмме и оценка расхода пара. Тепловой расчет системы регенеративного подогрева питательной воды турбоустановки.

    курсовая работа [375,7 K], добавлен 11.04.2012

  • Расчет принципиальной тепловой схемы, построение процесса расширения пара в отсеках турбины. Расчет системы регенеративного подогрева питательной воды. Определение расхода конденсата, работы турбины и насосов. Суммарные потери на лопатку и внутренний КПД.

    курсовая работа [1,9 M], добавлен 19.03.2012

  • Изучение конструкции турбины К-500-240 и тепловой расчет турбоустановки электростанции. Выбор числа ступеней цилиндра турбины и разбивка перепадов энтальпии пара по её ступеням. Определение мощности турбины и расчет рабочей лопатки на изгиб и растяжение.

    курсовая работа [1,5 M], добавлен 17.10.2014

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.