Расчет цилиндра высокого давления турбины К-1100-5,9/50 ЛМЗ

 

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Энергетический факультет

Кафедра «Тепловые электрические станции»

Курсовой проект

по дисциплине «Турбины ТЭС и АЭС»

Тема: «Расчет ЦВД турбины К-1100-5,9/50 ЛМЗ»

Исполнитель: студент 4 курса гр.106819

Богуш Артём Викторович

Минск 2012

Введение

В данном курсовом проекте рассчитывается ЦВД турбины К-1100-5,9/50 ЛМЗ.

1. Техническое описание турбины

Общие сведения. Турбина предназначена для работы на двухконтурных АЭС в моноблоке с водо-водяным реактором ВВЭР-1000. Параметры свежего пара: давление 5,89 МПа, влажность 0,5 %. Давление в конденсаторе при температуре охлаждающей воды 20 °С составляет 4,3-5,5 кПа. Частота вращения 50 1 /с. Турбина выполнена с дроссельным парораспределением.

Турбина выпущена в 1984 г. и предназначена для непосредственного привода генератора переменного тока ТВВ-1000-2 для работы на АЭС в блоке с водо-водяным реактором ВВЭР-1000 на насыщенном паре по моноблочной схеме (блок состоит из одного реактора и одной турбины) при номинальной тепловой мощности ядерной паропроизводительной установки 3000 МВт. Параметры свежего пара: давление 5,89 МПа, влажность 0,5 %; давление в конденсаторе при температуре охлаждающей воды 20 °С составляет 4,3-5,5 кПа. Частота вращения 50 1 /с. Турбина выполнена с дроссельным парораспределением.

Основные технические характеристики турбины К-1100-5,9/50:

Мощность номинальная, МВт 1100;

Частота вращения, с-1 50;

Параметры свежего пара:

давление, МПа абс. 5,89;

температура, 0С 274

Параметры пара после промежуточного перегрева:

давление, МПа абс. 0,51;

температура, 0С 250;

Число отборов пара для регенерации 8;

Температура питательной воды, 0С 218;

Номинальная температура охлаждающей воды, 0С 20;

Давление в конденсаторе, кПа абс. 5,9

Расход охлаждающей воды через конденсаторы, т/ч 170 000;

Максимальный расход свежего пара, кг/с 1630,5;

Конструктивная схема турбины ……… 1ЦВД + 4ЦНД

Конструкция турбины. Пар из парогенераторов по четырем паропроводам диаметром 600 мм подводится к четырем блокам клапанов. Каждый из блоков состоит из стопорного и регулирующего клапанов. Стопорный клапан выполнен в виде поворотной заслонки с приводом от масляного сервомотора; в открытом состоянии тарелка клапана размещается в специальном гнезде и мало нарушает геометрию сечения паропровода, что обеспечивает малые потери давления в клапане. Регулирующий клапан с диаметром седла 460 мм выполнен с внутренней разгрузкой и имеет традиционную конструкцию. Коробки клапанов имеют фланцы и заглушки, присоединяемые болтами, что обеспечивает легкий доступ для ремонта и замены изношенных влажным паром деталей клапанов.

Блоки клапанов установлены рядом с турбиной. Четыре паропровода, идущие от них, попарно объединяются для подачи пара в ЦВД через два штуцера диаметром 700 мм, расположенные в нижней половине корпуса ЦВД. Это не требует отсоединения перепускных труб от турбины перед вскрытием ЦВД.

Поступив в двухпоточный ЦВД пар расширяется до давления 0,58 МПа и влажности 14,4 %. Для обеспечения малых скоростей и тем самым для уменьшения эрозионного износа отвод пара из ЦВД и СПП осуществляется по четырем патрубкам диаметром 1000 мм. В турбоустановке использовано четыре СПП, установленных по два с каждой стороны турбины. В СПП сначала сепарируется влага, а затем происходит одноступенчатый перегрев свежим паром до температуры 250 °С при давлении 0,51 МПа. Непосредственно на крышках СПП установлены стопорные поворотные заслонки и регулирующие клапаны, имеющие индивидуальный сервомоторный привод. Клапаны обеспечивают защиту турбины от разгона при аварийных режимах с отключением генератора от сети.

К каждому из ЦНД пар подводится по двум трубам диаметром 1,2 м которые раздваиваются на два коротких патрубка диаметром 850 мм, подводящие пар в верхние и нижние половины ЦНД.

Пар из каждой пары ЦНД (1 и 2 или 3 и 4) поступает в группу конденсаторов, состоящую из двух конденсаторов. Расположение конденсаторов - поперечное к оси турбины. Каждый из конденсаторов присоединен сваркой к своему ЦНД и установлен на пружинных опорах. Охлаждающая вода проходит последовательно через группу конденсаторов, и таким образом реализуется ступенчатая конденсация пара, при которой в конденсаторе с «холодной» водой давление при температуре охлаждающей воды 20 °С составляет 4,3 кПа, а в конденсаторе с нагретой охлаждающей водой - 5,5 кПа.

Из конденсаторов насосы I ступени подают конденсат через сальниковые подогреватели, БОУ и ПНД1 смешивающего типа в ПНД2 также смешивающего типа. Для перекачки конденсата через ПНДЗ, ПНД4 и ПНД5 поверхностного типа в деаэратор с давлением 0,9 МПа используются конденсатные насосы II ступени.

Подача питательной воды в парогенераторы осуществляется через ПВД6 и ПВД7 двумя питательными насосами с конденсационным турбо-приводом, питаемым паром после СПП.

Важной особенностью тепловой схемы является использование теплоты сепарата, подаваемого в линию конденсата за ПНД5, и теплоты конденсата свежего пара, образующегося в пароперегревательной части СПП; этот конденсат специальным насосом закачивается в линию питательной воды перед парогенераторами.

Собственно турбина состоит из ЦВД и четырех ЦНД, расположенных попарно слева и справа от ЦВД.

Валопровод турбины состоит из ротора ЦВД, четырех роторов ЦНД и ротора электрического генератора. Каждый из роторов уложен в два опорных подшипника; вкладыши всех подшипников - сегментные. Отдельные роторы соединены жесткими муфтами. Упорный подшипник, совмещенный с опорной частью в одном вкладыше, расположен между ЦВД и ЦНД2.

Цилиндр высокого давления выполнен двухпоточным. Каждый из потоков состоит из пяти ступеней. Корневой диаметр всех ступеней одинаков и равен 1275 мм; высота рабочей лопатки первой ступени 100 мм, последней - 370 мм.

Ротор ЦВД выполнен цельнокованым из хорошо освоенной стали Р2МА. Его полумуфты выполнены заодно с валом. Корпус ЦВД - двойной. Внутренний корпус охватывает две первые ступени обоих потоков. Он устанавливается в наружном корпусе обычным образом с помощью системы шпонок, обеспечивающих свободное, но вполне определенное тепловое расширение относительно наружного корпуса. Подвод пара во внутренний корпус через стенку наружного выполнен с помощью соединения телескопического типа, достаточно плотного, но не препятствующего взаимному тепловому перемещению внутреннего и наружного корпусов.

Диафрагмы третьей, четвертой и пятой ступеней установлены по одной в обоймах, а последние - в наружном корпусе ЦВД. Это позволяет после каждой ступени, начиная со второй, организовать отборы пара, вместе с которыми удается отвести и значительную часть образующейся воды.

Оба корпуса ЦВД выполнены из нержавеющей стали.

Приняты и другие меры по снижению износа ЦВД протекающим плотным влажным паром. Вильчатые хвостовики рабочих лопаток закрывают обод диска, который выполнен из слаболегированной стали, хуже сопротивляющейся эрозионному износу, чем нержавеющие стали. Кроме того, бандажи выполнены заодно с рабочей частью лопаток с наклоненной по ходу пара внутренней поверхностью, способствующей за счет центробежных сил отводу влаги в улавливающие камеры; сами рабочие лопатки электронным лучом свариваются в пакеты из четырех-пяти лопаток по бандажам и хвостовикам, что повышает их вибрационную надежность. Для этой же цели в бандажных полках рабочих лопаток последних ступеней установлена специальная демпферная связь. Проточная часть ЦНД полностью унифицирована с проточной частью ЦНД турбины К-1200-240. В частности, для работы при глубоком вакууме предусматривается использование рабочей лопатки из титанового сплава длиной 1200 мм при d// = 2,5.

Однако в отличие от ЦНД турбины К-1200-240 для ротора использована не сварная, а цельнокованая конструкция без центрального сверления. Обладая прочностью сварного ротора, цельнокованый ротор требует существенно меньших расхода металла (примерно в 2 раза) и времени изготовления (примерно в 4-6 раз).

Системы смазки и регулирования разобщены, и в них могут использоваться как разные, так и одинаковые масла. Масло в систему смазки подшипников турбины и генератора подается из масляного бака емкостью 47 м3 четырьмя электронасосами, один из которых - резервный. В системе используется четыре маслоохладителя.

Турбина снабжена электрогидравлической системой регулирования и защиты, не имеющей принципиальных отличий от этих систем турбины К-300-240. Исполнительная часть системы - гидравлическая, включает четыре сервомотора для привода стопорных заслонок и регулирующих клапанов ЦВД и ЦНД, а также сервомоторы сбросных клапанов и регулирующего клапана греющего пара СПП, обеспечивающего постоянство температуры пара за СПП. Исполнительная часть системы работает под воздействием датчиков через электрические и гидравлические усилители.

2. Расчет тепловой схемы турбоагрегата

2.1 Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме

Данные о параметрах пара в точках процесса расширения приведены в таблице 1.4. Приведенные данные соответствуют режиму работы при номинальном расходе пара через стопорные клапаны номинальной мощности 1100 МВт, номинальных начальных параметрах пара и пара промежуточного перегрева. Характеристика отборов пара на регенерацию и турбопривод питательных насосов приведена в таблице №1.1.

Таблица 2.1. - Характеристика отборов турбины

Отбор параПараметры в камере отбораЭнтальпия, кДж/кгКоличество отбираемого пара т/чНомер ступени за которой производится отборДавление МПа абс.Температура 0С (сухость х%)05,9274 (0,6)015,71274 (0,6)2795545,612,43223 (7,7)2645344,12-я21,5198 (10,4 )2575335,73-я30,94177 (12,5)2505120,04-я40,579157 (14,3)2435278,2За ЦВД410,5482502975149,0За СПП50,2681842850141,11-я ЦНД-280,1321232730122,22-я ЦНД-3 и ЦНД-470,067289 (1,8)154,53-я ЦНД-3 и ЦНД-480,026867 (5,0)2670177,74-я каждого ЦНД

Турбина имеет 8 нерегулируемых отборов пара, предназначенных для подогрева питательной воды (основного конденсата) в ПНД, деаэраторе и ПВД до температуры 212 °С (при номинальной мощности турбины и питании приводных турбин главных питательных насосов паром из отборов турбины).

Cхема расширения пара в турбине К-1100-5,9/50 приведена на рисунке 2.1. При построении схемы расширения учитываем потери давления в пароперепускных трубах перед ЦВД (2%), а также перед ЦНД(3%). Утечки пара их концевых уплотнений принимаем 1% от общего расхода пара.

Рисунок 2.1 - Процесс расширения пара в турбине К-1100-5,9/50

.2 Расчет величины расхода пара на турбину

Расчёт долей i-ых отборов пара выполняется по соотношению:

,

где - доли отборов пара, - расход пара в отборы по табл. 1.1.

Номинальный расход свежего пара (за исключением расхода свежего пара на 2 СПП) D0=5869,8-2?546,5=4776,8 т/ч.

Доля пара, конденсирующегося в конденсаторе:

2.3 Расчёт начального расхода пара и расхода пара в отборах

Тогда расход пара равен:

турбина теплоперепад цилиндр давление

3. Разбивка теплоперепада ЦВД по ступеням

.1 Регулирующая ступень ЦВД

В качестве регулирующей ступени принимаем одновенечную РС. Тепловой перепад на регулирующую ступень принимаем равным . Регулирующую ступень целесообразно выполнять со степенью реактивности, примерно близкой нулю. Этим также достигается устранение больших осевых усилий, действующих на диск регулирующей ступени. Степень реакции ступени принимаем равной . Эффективный угол выхода из сопловой решетки принимаем .

Тогда фиктивная скорость

Приняв оптимальное соотношение скоростей , получим

Средний диаметр ступени:

Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

По h-s диаграмме, отложив найдём м3/кг.

Теоретическая скорость выхода пара из сопел:

Определим длину лопатки (,так как ЦВД двухпоточный):

,

где =12 - значение эффективного угла выхода потока из сопл.

Принимаем величину перекрыши D = Dп + Dк =3,5+2,5= 6 мм, тогда длина рабочей лопатки первой ступени .

.2 Отсек ЦВД

Располагаемый теплоперепад на первую ступень принимаем[по h-s диаграмме] равным

.

Средний диаметр первой ступени

,

где для первой ступени ЦВД .

Принимаем степень реактивности

По h-s диаграмме, отложив найдём .

Теоретическая скорость выхода пара из сопел

Определим длину лопатки

,

где =14 - значение эффективного угла выхода потока из сопл.

Принимаем величину перекрыши D = Dп + Dк =3,5+2,5= 6 мм,

тогда длина рабочей лопатки первой ступени .

По h-s диаграмме находим значение удельного объёма пара за последней ступенью ЦВД:

Принимаю постоянный корневой диаметр (из конструкции турбины К-1100-5,9/50)

Для нахождения составим систему уравнений:

;

;

;

;

.

Величина теплового перепада на последнюю ступень с учётом

.

Для определения среднего по ступеням теплоперепада строится вспомогательная диаграмма.

Рис.3.1 Вспомогательная диаграмма для разбивки теплового перепада по ступеням первого отсека турбины

Таблица 3.1

Распределение диаметров, отношений скоростей и теплоперепадов по ступеням первого отсека

Номер условной ступениОптимальное отношения скоростейСредний диаметр ступени, мТеплоперепад на ступень, кДж/кг10,4915020,4931,1257230,4961,2519440,51,331116

Величина среднего для ступеней теплоперепада:

где n - количество условных ступеней. В данном случае n=4.

Фактическое количество ступеней:

где Hо - располагаемый тепловой перепад на рассчитываемые ступени проектируемого отсека,

q - коэффициент возврата теплоты, определяемый из выражения:

Следовательно, число ступеней в первом отсеке принимаем равным 4 без учёта регулирующей ступени.

3.3 Расчет регулирующей ступени

Исходные данные для проектирования ступени:

? расход пара ;

? частота вращения ротора турбины ;

? давление пара на входе в сопловой аппарат ;

? давление пара после регулирующей ступени ;

? температура пара на входе в сопловой аппарат .

Исходные данные получены в результате разбивки теплового перепада.

. Параметры пара перед турбиной:

? теплосодержание

? энтропия

? удельный объем

. Энтальпия пара за ступенью на адиабате определяется по давлению за ней (р2) и энтропии на входе(s0):

. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень () уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении.

. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется по параметрам торможения:

. Фиктивная скорость ступени:

6. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при расчетном режиме:

.

. Средний диаметр ступени:

.

По конструкции турбины

. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

,

. Энтальпия пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении:

. Параметры пара за сопловой решёткой могут быть определены с помощью hs-диаграммы. Находим давление и удельный объём пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении:

;

. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решётки:

. Режим течения пара в сопловой решётке определяется значением числа Маха.

Скорость звука при этом , а число Маха , т. к. режим дозвуковой , определяем выходную площадь сопловой решётки из выражения

,

где - предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решётки.

. Высота лопаток сопловой решётки

. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа () и выхода потока пара () (для активной ступени величина ), а также с учетом числа . Для дозвукового характера течения (), и, с учетом опыта проектирования [1, прилож.5], принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с ориентировочной величиной хорды .

. Количество сопловых лопаток определено с учётом принятой хорды решётки (b1) и величины оптимального относительного шага

. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решёткой (ReC1t) рассчитывается из выражения с использованием определённой по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней :

. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решётки

,

а также

. Коэффициент расхода для сопловой решётки:

Уточнённое здесь значение коэффициента расхода () сравнивается с ранее принятым в расчётах ().

. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:

. Коэффициент кромочных потерь энергии определим толщиной выходной кромки ():

,

величина этого коэффициента:

. Коэффициент концевых потерь энергии в решётке определяется по формуле Трояновского:

. Поправка на дополнительные потери в решётке, обусловленные конусностью () её проточной части (ПЧ):

,

где наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.

Данными потерями пренебрегаем.

. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на число Маха (для сужающихся решёток):

а на число Рейнольдса:

. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на веерность ():

. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решётку профилей от оптимального направления (для сопловой решётки обычно ):

Данными потерями пренебрегаем.

. Коэффициент потерь энергии для сопловой решётки

. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решётки (с1):

где

. Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический):

Осевая и окружная составляющие абсолютной скорости выхода:

. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитывается с использованием теоремы косоугольных треугольников:

. Угол входа потока в рабочую решётку турбинной ступени в относительном движении:

. Входной треугольник скоростей строится по определенным выше величинам абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки (с1) и относительной (w1), а также фактических углов выхода потока из нее в абсолютном (a1) и относительном (b1) движении.

. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решётки (фактически предваряет расчёт рабочей решётки ступени):

. Число Маха рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней для определения режима течения в рабочей решётке:

Скорость звука при этом

. Высота рабочей решётки:

,

где величина перекрыши для неё выбирается в соответствии с данными [1, табл.3.1.].

. Выходная площадь рабочей решётки определяется с использованием уравнения неразрывности.

Для этого в первом приближении принимаем коэффициент расхода .

. Эффективный угол выхода потока из рабочей решётки в относительном движении:

. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду её профиля и величину относительного шага решётки в соответствии с рекомендациями [1, прил.5.]:

. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решётки , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решёткой. Угол поворота потока в её канале:

Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале:

, на число Рейнольдса:

,

,

на число Маха:

.

С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:

. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (b1) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара из нее (b2эф), а так же с учетом числа . Для дозвукового режима течения и величин углов и принимаем к установке профиль рабочей лопатки типа Р-26-17А [1, прил.5].

. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу, что и сопловой.

. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей:

. Кромочные потери энергии являются второй слагаемой профильных потерь. Приняв толщину выходных кромок решеток рабочих лопаток Dкр, по известной величине хорды b2 для значения оптимального относительного шага t2 рассчитывается относительная толщина выходной кромки:

и определяется величина кромочных потерь:

. Волновые потери не учитываются, так как М<1.

. Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей решетке:

46. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке:

,

где

. Поправка к потерям на число Рейнольдса:

48. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему:

По определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке рассчитывается коэффициент скорости для нее (y ):

. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:

. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки:

где

. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из косоугольного треугольника по теореме косинусов:

. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же с использованием тригонометрии:

. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:

. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

,

. Располагаемая энергия ступени:

,

где cвс - коэффициент использования выходной скорости (для регулирующей ступени равен 0).

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

. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени:

. Мощность на лопатках колеса турбины:

. Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается через значения скоростей потока с привлечением зависимостей:

Ошибка вычислений не превышает 5 процентов, что допустимо.

Рис.3.2 треугольники скоростей регулирующей ступени

60. Относительный внутренний КПД турбинной ступени (hoi) определяется на заключительной стадии расчета.

где потери от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения

где - коэффициент расхода уплотнения диафрагмы, ;

- диаметр диафрагменного уплотнения, [3, стр. 98];

- радиальный зазор в уплотнении, ;

z - число гребней уплотнения, в области высоких давлений z = 4 - 10. Принимаем z = 6.

dб - диаметр бандажного уплотнения,

дэкв - эквивалентный зазор уплотнения

- осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;

- число гребней в надбандажном уплотнении.

Принимаем

.

Тогда

,

Потери энергии от трения диска о пар

где - коэффициент трения определен по [3, рис. 4-2.]

Потери энергии от влажности пара (по формуле Лагуна):

где a=0,35…0,4.

61. Внутренняя мощность ступени:

4. Расчет ступеней ЦВД

4.1 Расчет первой нерегулируемой ступени ЦВД

. Параметры пара перед первой ступенью:

? теплосодержание

? энтропия

? удельный объем

. Энтальпия пара за ступенью на адиабате определяется по давлению за ней (р2=2,43 МПа) и энтропии на входе(s0):

. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень () уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении.

. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется по параметрам торможения:

. Фиктивная скорость ступени:

. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при расчетном режиме:

.

7. Средний диаметр ступени:

.

. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

9. Энтальпия пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении

. Параметры пара за сопловой решёткой могут быть определены с помощью hs-диаграммы. Находим давление и удельный объём пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении:

;

. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решётки:

. Режим течения пара в сопловой решётке определяется значением числа Маха.

Скорость звука при этом , а число Маха , т. к. режим дозвуковой, определяем выходную площадь сопловой решётки из выражения

,

где - предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решётки.

. Высота лопаток сопловой решётки

. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа () и выхода потока пара () (для активной ступени величина ), а также с учетом числа . Для звукового характера течения (), и, с учетом опыта проектирования [1, прилож.5], принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с ориентировочной величиной хорды .

. Количество сопловых лопаток определено с учётом принятой хорды решётки (b1) и величины оптимального относительного шага

16. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решёткой (ReC1t) рассчитывается из выражения с использованием определённой по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней :

. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решётки

,

а также

. Коэффициент расхода для сопловой решётки:

Уточнённое здесь значение коэффициента расхода () сравнивается с ранее принятым в расчётах ().

. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:

20. Коэффициент кромочных потерь энергии определим толщиной выходной кромки ()

,

величина этого коэффициента:

. Коэффициент концевых потерь энергии в решётке определяется по формуле Трояновского:

. Поправка на дополнительные потери в решётке, обусловленные конусностью () её проточной части (ПЧ)

,

где наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.

Данная потеря не учитывается.

. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на число Маха (для сужающихся решёток):

а на число Рейнольдса:

. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на веерность ()

. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решётку профилей от оптимального направления (для сопловой решётки обычно ):

. Коэффициент потерь энергии для сопловой решётки

. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решётки (с1)

где

28. Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический)

Осевая и окружная составляющие абсолютной скорости выхода:

. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитывается с использованием теоремы косоугольных треугольников:

30. Угол входа потока в рабочую решётку турбинной ступени в относительном движении:

. Входной треугольник скоростей строится по определенным выше величинам абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки (с1) и относительной (w1), а также фактических углов выхода потока из нее в абсолютном (a1) и относительном (b1) движении.

. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

33. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решётки (фактически предваряет расчёт рабочей решётки ступени):

. Число Маха рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней для определения режима течения в рабочей решётке:

Скорость звука при этом

. Высота рабочей решётки:

,

где величина перекрыши для неё выбирается в соответствии с данными [1, табл.3.1.].

. Выходная площадь рабочей решётки определяется с использованием уравнения неразрывности. Для этого в первом приближении принимаем коэффициент расхода .

37. Эффективный угол выхода потока из рабочей решётки в относительном движении:

. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду её профиля и величину относительного шага решётки в соответствии с рекомендациями [1, прил.5]:

. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решётки , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решёткой. Угол поворота потока в её канале:

Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале:

,

на число Рейнольдса:

,

,

на число Маха:

.

С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:

. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (b1) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара из нее (b2эф), а так же с учетом числа . Для дозвукового режима течения и величин углов и принимаем к установке профиль рабочей лопатки типа Р-30-21А [1, прил.5].

. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу, что и сопловой.

. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей:

. Кромочные потери энергии являются второй слагаемой профильных потерь. Приняв толщину выходных кромок решеток рабочих лопаток Dкр, по известной величине хорды b2 для значения оптимального относительного шага t2 рассчитывается относительная толщина выходной кромки:

и определяется величина кромочных потерь:

. Волновые потери.

. Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей решетке:

. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке:

,

где

. Поправка к потерям на число рейнольдса:

. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему:

По определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке рассчитывается коэффициент скорости для нее (y ):

. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:

. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки:

где

51. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из косоугольного треугольника по теореме косинусов:

. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же с использованием тригонометрии:

. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:

. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

,

. Располагаемая энергия ступени:

,

где cвс - коэффициент использования выходной скорости ступени.

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

. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени:

. Мощность на лопатках колеса турбины:

. Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается через значения скоростей потока с привлечением зависимостей:

Ошибка вычислений не превышает одного процента, что допустимо.

Рис. 4.1 Треугольники скоростей турбинной ступени

60. Относительный внутренний КПД турбинной ступени (hoi) определяется на заключительной стадии расчета.

где потери от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения

где - коэффициент расхода уплотнения диафрагмы, ;

- диаметр диафрагменного уплотнения, ;

- радиальный зазор в уплотнении, ;

z - число гребней уплотнения, в области высоких давлений z = 4 - 10. Принимаем z = 6.

dб - диаметр бандажного уплотнения,

дэкв - эквивалентный зазор уплотнения

- осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;

- число гребней в надбандажном уплотнении.

Принимаем

.

Тогда

,

Потери энергии от трения диска о пар

где - коэффициент трения определен по [3, рис. 4-2.]

Потери энергии от влажности пара (по формуле Лагуна):

где a=0,35…0,4.

61. Внутренняя мощность ступени:

.2 Сводная таблица расчета ступеней ЦВД

ПоказательОбозн.Размерн.ЗначениеРС1234Расход параGкг/с740,3740,3692,5645,9629Средний диаметрDсрм1,371,121,191,231,28Частота вращенияnоб/с5050505050Окружная скорость на среднем диаметре Uм/с178,9176,2187,5193,6200,9Параметры пара перед ступенью - давление - температура - энтальпия P0 T0 i0МПа °С кДж/кг 5,71 274 2795 3,39 240,7 2710 2,43 223 2645 1,5 198 2575 0,94 177 2505 Скорость пара на входе в ступеньC0м/с0067,86111,5115,9Давление за ступеньюP2МПа3,392,431,50,940,579Изоэнтропийный теплоперепад по параметрам торможениякДж/кг100507294116Отношение скоростейU/Cф-0,40,500,4930,4960,5Степень реактивностис-0,050,10,110,010,01Угол направления скорости C1б1град12,0412,0312,0312,0312,03Хорда профиля сопловой решеткиb1м0,06250,052540,0450,0450,045Профиль сопловой решетки--С-90-12АС-90-12АС-90-12АС-90-12АС-90-12АВыходная площадь сопловой решеткиF1м20,0940,1540,1730,2130,301Высота сопловой решеткиl1м0,1200,2380,2510,3020,398Скорость на выходе из сопелC1м/с419,5323349374,5385,4Относительная скорость пара на входе в рабочую решеткуW1м/с247,35155170189,4193,5Угол входа относительной скоростив1град20,7325,7425,324,324,52Высота рабочих лопатокl2м0,1260,2450,2560,3080,404Хорда профиля рабочей лопаткиb2м0,026250,02560,02250,02250,0225Выходная площадь рабочей решеткиF2м20,1630,2750,3020,5100,541Профиль рабочей решетки--P-26-17АP-30-21АP-30-21АP-30-21АP-30-21АУгол выхода относительной скорости из рабочей решеткив2град19,621,0320,529,5218,06Относительная скоростьW2м/с252189,2265,6234,4394,1Абсолютная скорость на выходе из рабочей решеткиC2м/с102,767,86111,5115,9212,4Угол выхода абсолютной скорости из рабочей решеткиб2град55,2389,756,684,9435,1Количество сопловых лопатокzc-8684104108112Количество рабочих лопатокzp-274230330340354Располагаемая энергия ступениE0кДж/кг10059,866,0869,558,2Относительный лопаточный КПД ступенизол-0,82390,8670,88120,89310,8556Внутренний относительный КПД ступенизоi-0,790,830,850,870,84Внутренняя мощность ступениNiМВт58,4835,6943,9154,1161,04

4.3 Построение треугольников скоростей ступеней ЦВД турбины

Рисунок 4.3 -Треугольники скоростей 2-ой нерегулируемой ступени ЦВД

Рисунок 4.4 -Треугольники скоростей 3-ой нерегулируемой ступени ЦВД

Рисунок 4.5 -Треугольники скоростей 4-ой нерегулируемой ступени ЦВД

5. Технико-экономические показатели турбоустановки

Суммарный расход тепла на установку равен:

.

где - расход пара на турбину;

- энтальпия питательной воды (при температуре питательной воды 165 ?С);

- количество пара, поступающего в СПП;

-изменение энтальпии пара при перегреве.

.

КПД по выработке электроэнергии:

.

Удельный расход тепла на выработку электроэнергии:

.

Удельный расход топлива на выработку электроэнергии:

.

6. Спецзадание 1. Прочностные расчеты наиболее нагруженных элементов турбины

.1 Прочностной расчет лопаток последней ступени

)Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей лопатке записывается:

где:

,

r -плотность материала лопатки 7850 кг/м3.

w -угловая скорость: м/с.

l=0,404 м- высота лопатки последней ступени.

dср =1,28 м - средний диаметр последней ступени.

k - коэффициент разгрузки, показывает, во сколько раз напряжение в корневом сечении лопатки переменного профиля отличается от напряжения в корневом сечении лопатки постоянного профиля. Турбинные лопатки проектируют таким образом, что k<1, обычно k находят по формуле:

где v=0,5 -отношение площадей профилей лопатки в периферийном и корневом сечениях.

) Коэффициент запаса прочности:

где []=280 МН/м2 - допускаемое напряжение от центробежных сил для стали.

6.2 Прочностной расчет диска последней ступени

Касательные напряжения при кручении изгибе:

,

где - момент сопротивления диска;

- крутящий момент.

Изгибающим моментом пренебрегаем вследствие его малости.

Тогда:

7. Спецзадание 2. Описание системы регулирования турбины

Турбина снабжена электрогидравлической системой регулирования и защиты, не имеющей принципиальных отличий от этих систем турбины К-300-240. Исполнительная часть системы - гидравлическая, включает четыре сервомотора для привода стопорных заслонок и регулирующих клапанов ЦВД и ЦНД, а также сервомоторы сбросных клапанов и регулирующего клапана греющего пара СПП, обеспечивающего постоянство температуры пара за СПП. Исполнительная часть системы работает под воздействием датчиков через электрические и гидравлические усилители.

Турбина снабжена электрогидравлической системой автоматического регулирования, а также устройствами защиты, обеспечивающими работу турбины при однобайпасной схеме паросбросных устройств блока и останов её при возникновении аварийных нарушений режима работы. Система автоматического регулирования предназначена:

для автоматического поддержания частоты вращения турбогенератора с неравномерностью регулирования около 4,5 % и компенсации среднего влияния на приёмистость регулирования турбины большого количества пара, аккумулированного в промежуточном перегревателе;

для предотвращения повышения частоты вращения ротора турбины до срабатывания центробежных выключателей турбины при мгновенном сбросе нагрузки генератора с отключением и без отключения выключателей генератора;

для точного регулирования мощности в соответствии с заданной статической характеристикой, требуемой для систем вторичного регулирования частоты и активной мощности энергосистемы;

для быстрого кратковременного разгружения турбины и быстрого длительного ограничения мощности по сигналу противоаварийной автоматики энергосистемы;

для разгружения турбины при снижении давления свежего пара.

Электрогидравлическая система регулирования состоит из электрической и гидравлической частей. Система регулирования включает в себя механический и электрический датчики частоты вращения, электрические датчики активной мощности генератора, датчики давления пара в линии промежуточного перегрева и давления свежего пара.

Исполнительные элементы системы регулирования и защиты:

четыре гидравлических сервомотора регулирующих клапанов ЦВД;

два сервомотора регулирующих клапанов ЦНД;

два сервомотора стопорных клапанов ЦВД;

два сервомотора стопорных клапанов ЦНД;

сервомотор сбросного клапана из линии промежуточного перегрева в конденсатор;

сервомотор отсечного клапана на линии к подогревателю ПВД № 1;

сервомотор стопорного клапана КОСМ-800-1 на линии к ПТН.

Сервомоторы регулирующих клапанов № 3 и № 4 ЦВД имеют механизмы перестройки характеристики сервомотора с дистанционным приводом, позволяющие перестраивать регулирование на дроссельное в процессе пуска турбины и на сопловое - при работе турбины под нагрузкой.

Управление турбиной при пуске, синхронизации и нагружении осуществляется механизмом управления, обеспечивающим:

зарядку золотников регулятора безопасности;

управление стопорными и регулирующими клапанами ЦВД и ЦНД, сбросным клапаном, отсечным клапаном, стопорным клапаном КОСМ-800-1;

изменение частоты вращения ротора турбины с возможностью синхронизации генератора при любой аварийной частоте в системе;

изменение нагрузки.

Механизм управления может приводиться в действие вручную и дистанционно с блочного щита. Регулятор, воздействующий на электродвигатель механизма управления турбиной, поддерживает заданную мощность турбины при постоянной частоте и с учетом отклонения давления свежего пара от номинального значения. Система регулирования пара обеспечивает поддержание давления не ниже минимально допустимой величины. Степень неравномерности регулирования частоты вращения составляет (4,5±0,5)%. В регуляторе мощности возможно изменение характеристик регулирования от 2,5 до 6%. Нечувствительность гидравлической части системы регулирования частоты вращения составляет не более 0,3%. Путём корректирующего воздействия регулятора мощности обеспечивается уменьшение нечувствительности всей системы регулирования до 0,06%.

Для защиты от разгона, турбина снабжена регулятором безопасности с двумя бойками, которые срабатывают при повышении частоты вращения до (111,5±0,5)%. При срабатывании регулятора безопасности происходит закрытие всех регулирующих и стопорных клапанов, клапанов на линиях к ПТН и ПВД №1, а также открытие сбросного клапана. Время полного закрытия регулирующих и стопорных клапанов составляет ~0,3 с от момента срабатывания регулятора безопасности. Действие регулятора безопасности дублируется дополнительной защитой, выполненной в блоке золотников регулятора скорости. Кроме того, для предотвращения чрезмерного разгона ротора при отказе системы регулирования частоты вращения в электроприставке предусмотрен блок предварительной защиты, воздействующий на электромагнитный выключатель предварительной защиты и закрывающий стопорные и регулирующие клапаны турбины при повышении частоты вращения до частоты срабатывания регулятора безопасности, и зависящий от величины ускорения частоты вращения.

Турбина снабжена двумя электромагнитными выключателями защиты, обеспечивающими срабатывание золотников регулятора безопасности.

Рабочей жидкостью в гидравлической части системы регулирования является огнестойкое синтетическое масло. Огнестойкое масло в систему регулирования подается от блока маслоснабжения, состоящего из бака ёмкостью 5,9 м, выносных охладителей, воздухоотделителя, фильтров грубой и тонкой очистки и двух электронасосов переменного тока. Рабочее давление в системе регулирования - 4,4 МПа. Охладитель огнестойкого масла работает при подводе охлаждающей воды из циркуляционной системы и обеспечивает нормальную работу системы регулирования при температуре охлаждающей воды не более 33°С.

Для предотвращения разгона турбоагрегата обратными потоками пара установлены обратные клапаны на трубопроводах нерегулируемых отборов пара в ПВД и ПНД, на трубопроводах пара к турбоприводам питательных насосов, деаэратору и калориферам котла.

Управление установкой централизовано и ведется из помещения блочного щита управления. Система контроля управления выполняется на базе новейших электрических приборов и аппаратуры.

Заключение

Результатом курсового проекта является полный конструкторский расчет отсека ЦВД турбины К-1100-60(3000), основанный на построении процесса расширения пара в данном отсеке и выборе соответствующих конструкторских решений, а именно геометрических характеристик профилей. В отсеке ЦВД были выделены условно регулирующая ступень и 4 нерегулируемых ступеней активного типа. Контроль правильности расчетов осуществляется построением треугольников скоростей для каждой ступени, а также нахождением относительного лопаточного КПД каждой ступени разными способами. Суммарная мощность отсека ЦВД составила 420,5 МВт.

Чтобы удостовериться в том, что лопатки и диск последней ступени выдержат нагружения, проводился проверочный расчет. В ходе данного расчета было выяснено, что коэффициент запаса прочности лопаток составляет 5,4, а касательные напряжения на диске 5,5?1012 Н/м2, что является допустимой величиной.

Технико-экономический расчет показал, что КПД выработки электроэнергии составляет 0,314.

Дополнительной теоретической частью курсового проекта является ознакомление со схемой регулирования данной турбины, которая включает как гидравлическую, так и электрическую часть с различными исполнительными элементами.

Список литературы

1.Балабанович В.К., Пантелей Н.В. Турбины теплоэлектростанций. Методические рекомендации к выполнению курсового проекта. Минск-2005.

2.Бойко Е.А., Баженов К.В., Грачев П.А. Тепловые электрические станции(паротурбинные энергетические установки ТЭС): Справочное пособие - Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2006. - 152 с.

.Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины, 2-е изд. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 640 с.

.Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учебник для вузов в 2-х книгах. Кн. 1 -6 издание. - М.: Энергоатомиздат, 1993. - 384 с.

.Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учебник для вузов в 2-х книгах. Кн. 2 -6 издание. - М.: Энергоатомиздат, 1993. - 384 с.

6.Турбины тепловых и атомных электрических станций: Учебник п для вузов. Под ред. А.Г. Костюк, В.В. Фролов. - М.: Издательство МЭИ, 2001.-488 с.

Министерство образования Республики Беларусь Белорусский национальный технический университет Энергетический факультет Кафедра «Тепловые электриче

Больше работ по теме: