Теплофикационные паровые турбины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Предварительное построение теплового процесса турбины в hs-диаграмме и оценка расхода пара турбиной

1.1. Ориентировочный расход пара на турбину

1.2. Расчет регулирующей ступени

2. Тепловой расчет регулирующей ступени

2.1 Определение среднего диаметра ступени

2.2 Расчет сопловой решетки

2.3 Расчет рабочей решетки

2.4 Определение КПД ступени

3. Тепловой расчет нерегулируемых ступеней

3.1. Расчет проточной части области высокого давления

Заключение

Список используемых источников



Введение

Турбина Т-50-130-31 номинальной мощностью 50 МВт спроектирована на начальные параметры 12,75 Мпа и 565С, на номинальное противодавление 0,49 МПа и частоту вращения 3000 об?с.

По двум паропроводам диаметром 250 мм пар подводится к стопорному клапану из которого по четырем паропроводам поступает к регулирующим клапанам, установленным непосредственно на корпусе турбины. Каждый из регулирующих клапанов подает пар к одной из четырех регулирующих коробок, две из которых вварены в верхнею, а две в нижнею половину корпуса турбины. Последовательное открытие клапанов турбины производит сервомотор, который с помощью зубчатой рейки вращает кулачковый вал.

Отработавший пар в турбине направляется потребителю. Перед этим он проходит через устройство обеспечивающее потребителю постоянную температуру пара. При малых нагрузках, когда температура отработавшего пара высока, к нему подмешивается распыленная вода, а при больших нагрузках свежий пар.

Турбина не имеет промежуточных перегрева нерегулируемых отборов пара. Для работы двух ПВД в схеме предусмотрен отбор части пара, направляемого потребителю.

Турбина имеет развитую систему уплотнений, исключающею утечки пара через концевые уплотнения в атмосферу. Из последних камер уплотнений пар отсасывается в сальниковый подогреватель, в котором с помощью специального эжектора поддерживается небольшой вакуум. В предпоследние камеры подается уплотняющий пар из деаэратора. Аналогичным способом уплотнены штоки стопорного, четырех регулирующих и обратных клапанов, через который подводится пар в устройство поддержание температуры пара, направляемого потребителю.

Проточная часть турбины состоит из двухвенечной ступени и восьми нерегулируемых ступеней. Ротор турбины цельнокованый. В корпусе переднего подшипника расположен вкладыш опорного подшипника, а в корпусе заднего подшипник-вкладыш комбинированного опорно-упорного подшипника.

Применение сопловых коробок, ввареных в корпус, и реализация повышенного теплоперепада в двух венечной регулирующей ступени позволили применить одностенную конструкцию корпуса. Отсутствие патрубков нерегулируемых отборов дало возможность разместить диафрагмы непосредственно в корпусе турбины. Все диафрагмы сварные.

Сегменты концевых уплотнений крепятся в обоймах, установленных в корпусе. Нижняя половина и крышка корпуса стянуты горизонтальными фланцами, имеющие паровой обогрев для улучшение маневренности турбины. Корпус турбины опирается на корпуса подшипников с помощью лап, являющихся продолжением фланцев нижней половины корпуса. Лапы опираются на горизонтальные площадки, приваренные к корпусам подшипников на уровне горизонтального разъема. Между лапами и площадками имеются поперечные шпонки, препятствующие взаимному смещению корпусов турбины и подшипников в продольном направлении, но не препятствующие их взаимному смещению корпусов в поперечном направлении. Совмещение вертикальных плоскостей турбины и подшипников организованно с помощью вертикальных шпонок. Расширение турбины происходит вдоль продольных шпонок, установленных на фундаметной раме заднего подшипника.

В корпусе переднего подшипника размещены главный масляный насос и элементы системы регулирования и защиты, а в корпусе заднего подшипника-полужесткая муфта, соединяющая роторы турбины и генератора. Система маслоснабжения, работающая на масле марки 22, унифицированная для всех турбин с противодавлением ТМЗ.Главный масляный насос, установленный на валу турбины подает масло в систему регулирования в инжекторную группу. Последняя обеспечивает прокачку масла через четыре параллельно включенных маслоохладителя на смазку подшипников. При пуске турбины используется пусковой насос высокого давления (1,1-1,2 МПа). Резервный электронасос постоянного тока обеспечивает смазку турбины, а также в случае выхода из строя главного насоса.

Датчиком частоты вращения служит импеллер, рабочее колесо которое установлено в общемкорпусе с главным масляным насосом. Сигнал от импеллера поступает в систему регулятора частоты вращения.

Система защиты турбины от разгона включает сдвоенный автомат безопасности кольцевого типа и золотники автомата безопасности, обеспечивающие закрытие стопорных и регулирующих клапанов при частоте вращения, на 10-20% превосходящей номинальную.

Трубопроводы противодавления оборудованы тремя предохранительными клапанами, выпускающими пар в атмосферу при увеличение противодавления сверх допустимого.



1. Предварительное построение теплового процесса турбины в hs-диаграмме и оценка расхода пара турбиной

Тепловой расчет одноступенчатой турбины предполагает оценку процесса расширения пара в h,s - диаграмме определяются изоэнтропийные и действительные перепады энтальпий, как на саму турбину, так и на ее отсеки.

Давление пара перед сопловым аппаратом первой ступени:

P₀ = P₀*(0,95 - 0,97), (1)

где P₀ - давление свежего пара.

P₀ = 12,75*0,95 = 12,11 МПа

По диаграмме определяем h₀ = 3510

Давление пара за последней ступенью турбины с учетом потерь в выхлопном патрубке

= Р^к, (2)

где - коэффициент, учитывающий аэродинамические качества выхлопного патрубка;

С_вп - средняя скорость потока в выхлопном патрубке, м/с;

Р_к - давление в конденсаторе или в выхлопном патрубке турбины с противодавлением, МПа.

Принимаем С_вп = 100 м/с, = 0,1.

= 0,49 = 0,005 МПа

По найденному давлению = 0,005 МПа на диаграмме находим изобару соответствующего давлению, находим энтальпию пара в конце процесса h_2t = 2320

Располагаемый тепловой перепад турбины

H'₀ = h₀ - h_2t, (3)

где h₀ - энтальпия свежего пара ;

h_2t - энтальпия пара в конце изонтрапийного расширения .

H'₀ = 3510 - 2320 = 1190 .

1.1 Ориентировочный расход пара на турбину

Ориентировочный расход пара на турбину рассчитывается по предварительно заданному КПД ?_оэ в зависимости от мощности турбины без учета утечек через концевые уплотнения.

(4)

где, ?_оэ - 0,82;

N_э - 50 мВт.

= 52 .

1.2 Расчет регулирующей ступени

Регулирующая ступень одновенечная или двухвенечная

= 75/95 кДж/кг

Внутрений относительный КПД одновенечной регулирующей ступени

(5)

где - давление пара в т. 0, МПа (по h,s - диаграмме);

х'₀ - удельный объем пара в т. 0, м³/кг.

= 0,75

Действительный тепловой перепад на регулирующей ступени

(6)

= 60 кДж/кг



2. Тепловой расчет регулирующей ступени

2.1 Определение среднего диаметра ступени

Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада на регулирующую ступень и отношением ( )

= 0,43

Фиктивная изоэнтропийная скорость пара

= (7)

= = 400

Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени

U = ()*C_ф (8)

U = 0,43*400 = 172

Средний диаметр регулирующей ступен

d^pc = (9)

где n=50 с^-1 частота вращения ротора.

d^pc = = 1,1 м.



2.2 Расчет сопловой решетки

Определение типа сопловой решетки

Располагаемый тепловой перепад сопловой решетки

, (10)

где р = 0,1 степень сжатия.

на h,s - диаграмме отлаживаем тепловой перепад сопловой решетки.

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропийном расширении пара

(11)

a_1t = * (12)

где = 1,3 показатель изонтропы для перегретого пара;

= 110 мПа давление пара за соплами, принимаем по h,s-диаграмме;

=0,035 удельный объем пара за соплами.

a_1t = *0,035 = = 707

Число Маха для теоретического процесса в соплах

М_1t = (13)

М_1t = = 0,54

Профиль решеток с суживающимися каналами.

Расчет суживающихся сопл при докритическом истечении пара

Выходное сечение суживающихся сопл

F₁= (14)

где = 0,97, коэффициент расхода сопловой решетки, принимается для пара с любым перегревом.

F₁= = = 0,004 м²

Произведение степени пропорциональности ступени на высоту сопловой решетки

(15)

где е - степень пропорциональности впуска пара - доля окружности, занятая каналами сопловых лопаток, через которые проходит пар;

a_1э - эффективный угол выхода потока пара из сопловой решетки. Для одновенечной ступени принимается от 11 до 14⁰.

= 0,006 м = 0,6 см.

Оптимальная степень порциальности ступени

(16)

= 0,4 см

Высота сопловой решетки

(17)

= 1,5 см

Потеря энергии в соплах

(18)

где = 0,97 коэффициент скорости сопловой решетки.

= 4,26

Тип профиля С-90-12А

= 0,75;

= 62,5 см.

Шаг сопловой решетки

(19)

= 47мм =0,047м

Число каналов сопловой решетки

(20)

=29,4=30 шт

2.3 Расчет рабочей решетки

Тепловой перепад рабочей решетки

(21)

где = 0,1 степень реакции ступени.

= 8

Построение треугольников скоростей и определение всех их элементов дает возможность выбрать типы профилей турбинных решеток, определить потери в лопаточном аппарате, относительный лопаточный КПД, шаг и количество лопаток.

Входной треугольник скоростей строится по углу ?₁ и скоростям С₁ и окружной U.

Абсолютная скорость пара

С₁ = С_1t * (22)

С₁ = 379 * = 368

U = (23)

где = 50 с^-1

U = = 172 м/с

Относительная скорость ₁ на выходе в рабочую решетку и угол ₁ определяются графически из входного треугольника скоростей:

₁ = 205 ;

₁ = 23⁰.

Действительная относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки

ш (24)

где ш - коэффициент скорости рабочей решетки.

Высота рабочей лопатки

, (25)

где - перекрыши мм.

= 4,5 мм

Выходной угол потока пара

20⁰

Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки

(26)

= 240

По полученным данным строится выходной треугольник скоростей.

Абсолютную скорость выхода потока пара из рабочей решетки, С₂ и угол a₂ определяется графически из выходного треугольника скоростей:

С₂ = 95

a₂ = 56⁰

Потеря энергии в рабочей решетке

² (27)

² * = 7,5

Потеря энергии с выходной скоростью

(28)

=

Число маха для рабочей решетки

(29)

где - давление за регулирующей ступенью МПа;

- удельный объем пара за рабочей решеткой.

=0,34

По числу Маха и углу выбирается профиль рабочей решетки:

Р -30-21А;

= 0,59;

= 2,56 см;

= 0,234 см³;

= 2,5 см.

Шаг рабочей решетки

(30)

= 15 мм

Количество лопаток в рабочей решетке

(31)

= 230 шт.

После выбора профиля рабочей решетки производится проверка на прочность по максимальным изгибающим напряжениям в рабочей лопатке.

Изгибающее напряжение, действующее на лопатки

(32)

= 19396 Н

Изгибающее напряжение, действующее на лопатки

(33)

= 20 Мпа

2.4 Определение КПД ступени

Относительный лопаточный КПД ступени по потерям энергии в проточной части

(34)

= 0,83

Относительный лопаточный КПД ступени по проекциям скоростей

(35)

= 0,81

Средняя относительная лопаточная КПД ступени

(36)

= 0,82

Относительный внутренний КПД ступени

(37)

Относительная величина потерь на трение

, (38)

где = 0,45*10^-3 коэффициент, учитывающий трение.

Относительные потери от парциального подвода пара

(39)

где n=4 число групп сопл;

- доля окружности, занятая кожухом.

(40)

Потери на трение диска регулирующей ступени о пар

(41)

Потери, вызванные парциальным подводом пара

(42)

Действительный тепловой перепад ступени

(43)

Внутренняя мощность ступени

(44)

= 3120 кВт

Таблица 1 Сводная таблица расчета ступени

Наименование	Обозначение	Единицы измерения	Решетки
			Сопловая	Рабочая
Расход пара	G	Кг/с	52	52
Средний размер регулирующей ступени		м		1,1
Окружная скорость	U	м/с		172
Давление свежего пара		МПа	12,75
Температура свежего пара		0С	565
Отношение скоростей				0,43
Располагаемый тепловой перепад турбины		кДж/кг	1190
Степень реакции			0,1	0,1
Располагаемый тепловой перепад решетки		кДж/кг	72	8
Скорость выхода		м/с	368	205
Теоретическая скорость выхода		м/с	379	206
Давление пара за решеткой		МПа	11	11
Удельный объем пара за решеткой		м3/кг	0,035	0,035
Число маха			0,54	0,34
Коэффициент расхода			0,97
Выходная площадь		м2	0,004
Эффективный угол выхода		град	12	23
Угол входа		град	24	20
Профиль решетки			С-90-12А	Р-30-21А
Степень парциальности	е		0,14
Высота лопатки			1,5	4,5
Хорда профиля		мм	62,5	2,56
Относительный шаг		мм	47	15
Число лопаток	Z		30	230
Коэффициент скорости			0,97	0,86
Скорость выхода		м/с	55	206
Потеря энергии в решетке		кДж/кг		7,5
Потеря энергии с выходной скоростью		кДж/кг	1,5
Относительный лопаточный КПД			0,82
Относительный внутренний КПД			0,43
Потери на трение диска		кДж/кг		20
Потери от парциальности		кДж/кг		11
Доля окружности, занятая кожухом			0,4
Действительный тепловой перепад турбины		кДж/кг	79
Внутренняя мощность ступени		кВт	3120



3. Тепловой расчет нерегулируемых ступеней

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

Как правило, все проточные части современных турбин проектируются по законам изменения корневых диаметров. Расчет ступеней ведется по средним диаметрам.

3.1 Расчет проточной части области высокого давления

Начальное давление перед вторым отсеком

(45)

= 5,5 МПа

В области высокого давления возможна унификация ступени. Для этого во всех ступенях каждого отсека выбирают одинаковые теплоперепады по параметрам торможения , степени реактивности и углам

Диаметр первой нерегулируемой ступени

(46)

= 850

Отношение скоростей

(47)

где - степень реактивности рабочей решетки первой ступени;

- эффективный угол выхода из сопловой решетки;

- коэффициент скорости сопловой решетки.

= 0,48

Располагаемый тепловой перепад первой нерегулируемой ступени по параметрам торможения перед ступенью

= (48)

= = 49 кДж/кг

Тепловой перепад в сопловой решетке

(49)

кДж/кг

Высота сопловой решетки

, (50)

где - удельный объем пара в конце изоэнтропийного расширения в соплах;

- коэффициент расхода сопловой решетки;

- степень парциальности ступени.

Теоретическая скорость истечения пара из сопловой решетки

(51)

м/с

= 50 мм

Высота рабочей решетки

(52)

где - перекрыши

= 53

Корневой диаметр ступени(53)

= 797 м = 0,797мм

Этот диаметр принимается постоянным для отсека.

Число ступеней отсека

(54)

где = 550 кДж/кг изоэнтропийный тепловой перепад отсека.

(h₀)_cр = (55)

(h₀)_cр = = 48 кДж/кг

Ориентировочное число ступеней отсека

(56)

= 24 шт

Располагаемый тепловой перепад по статистическим параметрам пара перед первой ступенью

(57)

где = 0,95.

= 19 кДж/кг

Коэффициент возврата тепла

(58)

Где = 4,8*10^-4 для процесса перегретого пара;

- внутренний относительный КПД.

= 0,5

Невязка

(59)

= 38 кДж/кг

Невязка должна быть распределена по ступеням.

Поправка к тепловому перепаду по статистическим параметрам

(60)

= 0,4 кДж/кг

Скорректированный тепловой перепад ступени по статистическим параметрам пара тепловой турбина решетка

(61)

= 19,4 кДж/кг

Диаметр и высота лопатки любой ступени отсека определяется по уравнению неразрывности, которое при равенстве во всех ступенях отсека тепловых перепадов по параметрам торможения , степени реакции , углов и расходов пара для рабочей решетки

(62)

где - удельный объем пара ступени;

- удельный объем пара первой ступени.

= 0,045 м²

= 0,051 м²

= 0,064 м²

= 0,077 м²

= 0,090 м²

Высота рабочей лопатки любой ступени отсека

+ (63)

+ = 0,053 м²

+ = 0,060 м²

+ = 0,074 м²

+ = 0,087 м²

+ = 0,100 м²

Диаметр любой ступени отсека

(64)

= 0,85 мм

= 0,86 мм

= 0,87 мм

= 0,88 мм

= 0,90 мм

Ступени высоко давления обычно проектируются с одинаковой высотой с одинаковой высотой рабочей решетки на выходе и входе - = .

Высота сопловой решетки

(65)

= 0,050 мм

= 0,057 мм

= 0,071 мм

= 0,084 мм

= 0,097 мм

Таблица 2 Сводная таблица расчета отсека высокого давления

Наименование величины	Обозначение	Ед. измерения	Формула способ определения	Номер ступени
				1	2	3	4
Скорректированный тепловой перепад ступени по статистическим параметрам				19,4	19,4	19,4	19,4
Удельный объем пара за рабочей решеткой			По hs-диаграмме	0,035	0,040	0,05	0,06
Произведение высоты рабочей лопатки на диаметр ступени				0,045	0,051	0,064	0,077
Высота рабочей решетки		мм	+	0,053	0,060	0,074	0,087
Высота сопловой решетки		мм		0,050	0,057	0,071	0,084
Диаметр ступени		мм		0,85	0,86	0,87	0,88



Заключение

Тепловой расчет паровых турбин выполняется при их проектировании, модернизации или реконструкции. При проектировании расчет турбины выполняется целью определения основных размеров и характеристик проточной части: числа ступеней, их диаметров, отдельных цилиндров и турбины в целом.

Тепловой расчет турбины производится по заданным параметрам пара:

1.Давление свежего пара 12,75 мПа;

2. Температура свежего пара 565⁰;

3. Давление пара в выхлопном патрубке 1,24 мПа;

4. Номинальная мощность турбины 52,7 МВт.

В курсовом проекте рассчитаны геометрические параметры сопловых и рабочих решеток выбраны профили.

В h,s - диаграмме построен действительный процесс расширения пара проточной части турбины, с учетом всех потерь.

Произведен тепловой расчет нерегулируемой ступени первого отсека турбины. По данному нормативному расчету можно рассчитать параметры любой нерегулируемой ступени.

Тепловой расчет одноступенчатой турбины и турбоустановки предлагает оценку процесса расширения пара в h,s - диаграмме по всей проточной части турбины. В результате построения процесса расширения пара определяются располагаемый и действительные перепады на саму турбину и ее лопатки.

В проекте определены потери давления, потери с выходной скоростью, КПД относительно лопаточной и относительно внутренний.

Определение полезно для используемого теплового перепада на регулирующую ступень дала возможность найти параметры начала процесса в нерегулируемой ступени, а КПД отсеков проточной части нерегулируемых ступеней были найдены в зависимости от объемного расхода пара через них и отношение давлений пара в отсеке в начале процесса к его конечному значению.

Путем детального расчета ступень была определены профили решеток, КПДД и мощность ступеней и цилиндров в целом.

Была определена ступень реакции. Проектирование ступени начинается с выбора ступени, имеющую определенную ступень реакции, изменение которой влияет на относительный лопаточный КПД, осевые усилия, действующие на ротор турбины, располагаемый тепловой перепад, число ступеней и, соответственно, стоимость турбины.

После расчета сопловой решетки был построен входной треугольник скоростей, для вычисления КПД и мощности ступени были построены треугольники скорости.

Для расчета относительно внутреннего КПД ступени, внутренней мощности и параметров пара на входе в следующую ступень, определены потери на трение и от парциальности.

Рассчитано допустимое изгибающее напряжение, действующее на рабочую лопатку. Оно должно быть 15-20 МПа. При расчете получилось 18 МПа, что соответствует требованиям прочности и экономичности.

Таким образом, в результате теплового расчета получены геометрические параметры ступени, углы установки сопловых и рабочих лопаток, скорости протока пара, определена ее внутренняя мощность и выбраны профили сопловых и рабочих лопаток.

Все основные параметры турбины, получены при расчетах, внесены в таблицы.



Список используемых источников

1. Бененсон Е.И., Иоффе Л.С. Теплофикационные паровые турбины. - М.: Энергоатомиздат, 1986.

2. Григорьева В.А., Зорина В.М. Тепловые и атомные электрические станции, - М.: Энергоиздат 1982

3. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины. - М.: Энергоатомиздат, 1981.

4. ШляхинП.Н. Паровые и газовые турбины, - М.: Энергия, 1974.

5. Щегляев А.В. Паровые турбины. - М.: Энергия, 1976.

6. Паротурбинные энергетические установки. Отраслевой каталог, - М.: ЦНИИТЭИтяжмаш. 1988. - 182 с.

7. Теплообменное оборудование паротурбинных установок. Отраслевой каталог, М.: ЦНИИТЭИтяжмаш. 1989. - 172 с.

Размещено на Allbest.ru

...