Розрахунок парової турбіни

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ВИХІДНІ ДАНІ

Розрахувати парову турбіну з активним регулюючим ступенем, призначеної для приводу електричного генератора, у відповідності з наступними даними:

- Потужність на затисках генератора = 6600 кВт

- Робоче число обертів турбіни n = 3000 об/хвилину

- Тиск свіжої пари Р0 = 2850 кПа

- Температура свіжої пари tо = 400?С

- Тиск пари за активним ступенем Ра = 1000 кПа

- Тиск відпрацьованої пари Р2 = 5 кПа

- Коефіцієнт втрат у регулюючих клапанах Кр.к = 0,95

- Механічний ККД турбіни зм = 0,96

- ККД генератора

Турбіна, загальний устрій якої наведено на рис.1, має ротор, на якому розташована активна ступінь у вигляді двухвенечного диску 1 та три групи реактивних ступенів, які розташовані на відповідних уступах барабана 2.

У передній частині турбіни для зрівноважування осьового зусилля передбачено розвантажувальний поршень 4 у вигляді уступу ротора збільшеного діаметра. За розвантажувальним поршнем знаходиться камера, де підтримується низький, але більш за атмосферний тиск пари, завдяки з'єднання камери каналом 5 з зоною відповідного тиску на кінцевих східцях турбіни. Вал турбіни на виходах з корпусу має лабіринтові ущільнення 5.

Свіжа пара через регулювальні клапани (на рис. 1 не показані) та сопла 7 надходить на лопатки двухвенечного диска і далі протікає по між лопаткових каналах 8 проточної частини реактивних східців, що розширюються. Відпрацьована пара через випускний патрубок 9 надходить у конденсатор, де перетворюється у рідину і насосами (конденсатними і живільними) повертається до парового котла.



Рис. 1. Устрій парової турбіни: 1-корпус; 2- трехступеневий барабан; 3- двохвінечний диск; 4- развантажувальний поршень; 5-лабірінтне ущилення; 6- підшипник; 7- сопло; 8- канал протитиску поршня; 9,10 - соплові і робочі лопатки реактивного ступеня

2. ВИЗНАЧЕННЯ ЗАГАЛЬНИХ ПАРАМЕТРІВ

2.1 Тиск пари перед соплами регулюючого ступеня

Ро? = Крк• Ро = 0,95 • 2850 = 2700 кПа,

де Кр.к = 0,95 - наданий коефіцієнт втрат у регулюючих клапанах

2.2 Теплоперепад турбіни

Повний теплоперепад Ноt і теплоперепад активного ступеня Hаt знаходиться по hs - діаграмі, фрагмент якої зображено на рис.2.

Ноt = hо - h1t = 3240 - 2115 = 1125 кДж / кг

Hаt = hо - hаt = 3240 - 2968 = 272 кДж / кг

Наявний теплоперепад, який може буде корисно використаний у турбіні

Но = Hоt • зоі = 1125 • 0,8 = 900 кДж / кг,

де зоі = 0,8 - прийнятий внутрішній відносний ККД турбіни.

2.3 Витрати пари турбіною

де зм = 0,96 і - надані механічні ККД турбіни і генератора

2.4 Швидкість пари на виході із сопел

? теоретична

=735м/с;

? фактична

С1 = ц ? С1t =0,95 • 735 = 698 м/с,

де ц = 0,95 - прийнятий коефіцієнт втрат швидкості в сопловому каналі.

Рис.2. Процес течі пари в турбіні на hs - діаграмі

3. РЕГУЛЮЮЧА СТУПІНЬ

3.1 Характеристика проточної частини

Проточна частина регулюючого ступеня турбіни включає сопла та двохвінечний диск активного принципу дії ( рис. 3).

Кути установки елементів проточної частини приймаються відповідно до наступних рекомендацій:

б1 = 20? - нахил сопел;

в2 = в1 - 3? - нахил робочих лопаток першого ряду;

б?1 = б2 - 3? - нахил направляючих лопаток;

в?2 = в?1 - 3? - нахил робочих лопаток другого ряду.

Рис.3. Ескіз регулюючого ступеня з двохвінечним диском

3.2 Вибір оптимальної окружної швидкості

привод електричний генератор пар

ККД регулюючого ступеня (зoi) залежить від співвідношення U/С1, де U - окружна швидкість по середньому діаметру лопаток двохвінечного диска , а С1 - фактична швидкість пари на виході із сопла.

Для визначення умов максимального ККД виконуються попередні розрахунки для значень U/С1, обраних в інтервалі 0,1...0,3, з кроком 0,05. Процедура розрахунку можлива або шляхом аналітичних обчислень, або через побудову трикутників швидкостей. Приклад побудови трикутників швидкостей для значення U/С1 = 0,1 показаний на рис. 4, а формули і результати розрахунків наведені в табл. 1 і 2.

По отриманим величинам будується приблизна графічна залежність зoi = f (U/С1), на якій знаходиться найвигідніше значення зoi. В даному випадку (Рис.5) найбільшому ККД відповідає значення U/С1 = 0, 22 для якого робимо остаточний розрахунок двохвінечного диска, що приведений у табл.2.

Рис.4. Приклад побудови трикутника швидкостей

Рис.5. Залежність для вибору оптимальної окружної швидкості

РОЗРАХУНКОВІ ФОРМУЛИ

Таблиця 1

Формули	Параметри	Один. виміру
U = (U/С1)• С1	U - колова швидкість; С1 - швидкість витікання пари	м/с
d =(60 • U) / р ?n	d - діаметр диска; n - кількість обертів, об/хв.	м
щ1= v U? + С?1 - 2UС1 соsб1	щ - відносна швидкість на вході першого вінця; б1 - кут нахилу сопел, град	м/с
в1 = б1+arcsin (U•sin б1/ щ1)	в1 - кут відносної швид. щ1	град
щ2 = щ1 ? ш	щ2 - відносна швид. входу в направляючі лопатки; ш =( 0,82... 0,85) коефіцієнт втрат	м/с
С2 =	С2 - абсолютна швид. входу в направляючі лопатки; в2 - кут відносної швид. щ2, град	м/с
б2= в2+arcsin (U•sin в2 / С2)	б2 - кут швидкості С2	град
С?1= С2 ? ш	С?1 - абсолютна швид. на вході другого вінця	м/с
щ?1=	щ?1 - відносна швид. на вході другого вінця;	м/с
в?1=б?1+arcsin (U•sin б?1/ щ?1)	в?1- кут відносноі швид. щ?1	град
щ?2 = щ?1 ? ш	щ?2 - відносна швидкість на виході другого вінця	м/с
С?2=	С?2 - абсолютна швидкість на виході другого вінця; в?2 - кут швидкості щ?2, град	м/с
б?2= в?2+arcsin (U•sin в?2 / С?2)	б?2 - кут швидкості С?2, град	град
С1u = С1 • соsб1 С2u = С2 • соsб2 С?1u = С?1 • соsб?1 С?2u = С?2 • соsб?2	С1u,,С2u,, С?1u ,С?2u - проекції абсолютних швидкостей пари на окружну швидкість	м/с
зu = 2UУ (С1u+ С2u) / С?1t	з - ККД на вінці лопаток; У (С1u+ +С2u) - сума проекцій абсол.швид.	-
*Nт.в=[1,1d? +0,9d•]U?•v??•10??	Nт.в - витрати на тертя і вентиляцію; l - висота лопатки; v - питом.обсяг пари в активному ступені, м?/кг	кВт
т т.в.= 204gNт.в/ G•С?1t	т - відносні втрати на тертя і вентиляцію	-
зoi = зu - т т.в.	зoi - внутрішній відносний ККД	-

* У формулі висота лопаток вибирається орієнтовно в межах l =1,8-2,5 см.

Таблиця 2

Х1=U/С1 параметри	0,1	0,15	0,2	0,25	0,22
U	70	105	140	175	153,5
d	0,445	0,666	0,88	1,113	0,978
щ1	630	600	570	538	555
в1	22?20ґ	23?30ґ	25?10ґ	26?30ґ	25?20ґ
в2	19?20ґ	20?30ґ	22?10ґ	23?30ґ	22?20ґ
ш	0,82	0,83	0,84	0,85	0,84
щ2	516	498	478	457	466
С2	450	395	345	305	329
б2	22?20ґ	25?50ґ	30?40ґ	36?30ґ	32?30ґ
бґ1	19?20ґ	25?50ґ	27?40ґ	33?30ґ	29?30ґ
Сґ1	369	328	290	259	276
щґ1	302	235	178	149	161
вґ1	23?50ґ	32?30ґ	49?20ґ	73?20ґ	57?20ґ
вґ2	20?50ґ	29?30ґ	46?20ґ	70?20ґ	54?20ґ
щґ2	248	195	150	127	135
Сґ2	184	118	114	178	133
бґ2	27?	54?30ґ	104?30ґ	138?	123?30ґ
С1u	656	656	656	656	656
С2u	416	352	296	244	276
С?1u	346	297	251	216	240
С?2u	164	70	-30	-132	-73
зu	0,41	0,533	0,607	0,63	0,624
Nт.в	1,8	10	34	90	51
тт.в.	0,001	0,005	0,016	0,041	0,023
зoi	0,41	0,528	0,591	0,589	0,601

3.3 Теплові втрати

Втраті теплової енергії регулюючим ступенем складаються з наступного

? у соплах

hс = ( С?1t - С?1 ) / 2000 = (735? -698?) /2000 = 26,5 кДж / кг;

? на робочих лопатках першого ряду

h?л = (щІ1 - щІ2) / 2000 = (555 ?- 466?) / 2000 = 45,4 кДж/кг;

- на направляючих лопатках

hн = ( С?2 - С?1 ) / 2000 = (329? - 276?) /2000 = 16 кДж / кг;

- на робочих лопатках другого ряду

h??л = (щІ1 - щІ2) / 2000 = (161? - 135?) /2000 = 3,8 кДж / кг;

? з вихідною швидкістю пари

hв = С?1 / 2000 =133? / 2000 = 8,8 кДж / кг;

- на тертя і вентиляцію:

hт.в. = N т.в. / G = 51 / 8,13 = 6,2 кДж / кг.

З урахуванням всіх втрат енергії теплоперепад, що використовується в ступені складе:

Ha = Hat - (hс + h?л + hн + h??л + hв+ hт.в)=272 -106,7 = 165,3кДж / кг

Таким чином, внутрішній відносний ККД регулюючого ступеня (без обліку втрат у регулювальних клапанах) становить:

зoi = Hр / Hрt = 165,3 /272 = 0,608.

Отриманий результат досить добре узгоджується зoi = Hр / Hрt = 165,3 272 = 0,608, розрахованим попереднє для обраного значення U/С1 = 0,22.

3.4 Параметри сопел

Профіль сопла вибирається виходячи з умови, якщо Рa > 0,57 Р0 , то постійний чи звужуючий, а якщо Рa < 0,57 Р0 , то такий що розширюється. При цьому розширення чи звуження сопла забезпечується за рахунок зміни його ширини б при постійній висоті l .

Оскільки маємо Рa / Р0 = 1000 /2850 = 0,35 ,то приймаємо профіль таким що розширюється.

Мінімальний перетин сопел

)

де х0? = 0,11 - питомий обсяг пари перед соплами турбіни згідно hs- діаграми, м?/кг.

Вихідний максимальний перетин сопел

fмах = G•х1 / С1 = 8,13 • 0,253 / 698 = 0, 00294 м? = 29,4см?,

де х1 = 0,253 - питомий обсяг пари на виході із сопла, м?/кг.

Ступінь парціальності впуску пари

е = fмах /р?d•l•sin б1 = 0,00294/ р?0,978?0,012•sin20? =0,233,

де l = 0,012м - висота сопла, що приймається в межах l = 10...15мм.

Геометричні розміри сопла:

? мінімальний перетин

f?min = fmin/nc = 25, 2/ 20 = 1,28 см?,

де nc = 20 - кількість сопел, яка вибрана в рекомендованому інтервалі nc = 18-24

? ширина сопла в мінімальному перетині

amin = f?min / l = 1, 28 / 1,2 = 1,07 см = 10,7 мм

? ширина каналу у вихідному перетині

a1 = fмах / nc •l = 29,4 / (20 •1, 2) = 1,25 см =12,5 мм

? довжина частини каналу, що розширюється

l = (a1- аmin) / (2tg г/2) = (12, 5 - 10,7) / (2tg3?) = 17 мм,

де г = 6о - кут розбіжності сопла, обраний в рекомендованому інтервалі г = 6…8o.

3.5 Параметри лопаток

Вхідна l?1 і вихідна l??1 висоти лопаток першого вінця

l?1 = l + 2 = 12 +2 = 14 мм

l??1 =G• х1?/(р? d? е•щ2•sinв2)= 8, 13•0,263/ (3,14•0,978•0,233•466 sin22?20?)=0, 0168 м = 16, 8 мм

де х1?=0,263 - питомий обсяг пари при виході з робочих лопаток, м?/кг

Вхідна l?н і вихідна l??н висоти направляючих лопаток

lн = l??1 + 2 = 16,8 + 2 = 18,8 мм

l??н = Gохн/(р?d?е С?1 sin б?1) = 8,13?0,266/ р?0,978?0,233?135 sin 29?30? = 0,022 м = 22 мм

де хн = 0,266 - питомий обсяг пари на виході з направляючих лопаток, м?/кг.

Вхідна l?2 і вихідна l??2 висоти лопаток другого ряду приймаються однаковими і рівними

l?2= l??2 =Gо х2/ р? d? е•щ?2 •sin в?2 = 8, 13?0,267/ р 0,978?0,233?135? sin 54?20? = 0,027 м = 27 мм

де х2 = 0,267 - питомий обсяг пари на виході з робочих лопаток другого вінця, м?/кг

4. РЕАКТИВНІ СТУПЕНІ

4.1 Характер розподілу теплоперепадів

Відклавши на h-s діаграмі використаний регулюючим ступенем перепад тепла

Ha = 165,3 кДж/кг знайдемо стан пари перед направляючими лопатками першого східця реактивної частини турбіни (т. А1, рис.2).

Відклавши на h-s діаграмі Но = 900 кДж/кг одержимо в місті пересіканя з ізобарою

P2 = 5 кПа т.В, яка визначає стан відпрацьованої пари.

З'єднавши точки А1 і В одержимо лінію передбачуваного теплового процесу реактивних східців турбіни.

4.2 Параметри барабана

Діаметр першого східця реактивної частини по середньому колу

= 0,625м,

де l1 = 0,025 м - висота направляючих лопаток;

X1= 0,715 ?відношення окружної швидкості до швидкості пари;

б1 = 20? - кут нахилу направляючих лопаток;

к0 = 1,06 - ступінь розширення пари за направляючими лопатками;

х2 = 0,267 м?/кг - питомий обсяг пари на виході з активного ступеня;

Перелічені параметри вибираються в наступних рекомендованих інтервалах:

l1 = 0, 02...0, 03; X1 = 0, 55...0, 8; б1 = 18...20; к0 = 1, 05...1, 07

Враховуючі обрану висоту лопатки l1 діаметр барабана становить

d1 = d?1 - l1 = 0,625 - 0,025 = 0,6 м

Діаметр останнього східця реактивної частина по середньому колу

де = 7 - відношення середнього діаметра до висоти лопатки;

ц = 0,02 - втрати з вихідною швидкістю;

х2 = 26,6 м?/кг - питомий обсяг відпрацьованої пари;

б2 = 90? - кут нахилу робочих лопаток;

Параметри при розрахунках вибираються в наступних рекомендованих інтервалах:

7...10; ц = 0,01...0,03; б2 = 70...90?

Знайдене значення діаметра перевіряється на допустиму окружну швидкість

U2 = р d?3n /60 = р ? 1, 55? 3000 /60 = 243 м/с

Якщо отримане значення порушує умову U2<300 м/с, то варто зменшити d?3.

Висота робочих лопаток останнього східця:

l2 = d?3 = 1,55 / 7 = 0,221 м

Діаметр останнього уступу барабана:

d3 = d?3 - l2 = 1, 55 - 0,221 = 1, 33 м

Виходячи з виконаних розрахунків барабан за конфігурацією приймаеться у вигляді трьох циліндричних уступів. Діаметри першого й останнього уступу знайдені і складають d1 = 600 мм і d3 = 1330 мм. Середній другий уступ вибирається в проміжку діаметром d2 = 800 мм.

4.3 Параметри проточної частини турбіни

Проточна частина утворюється рядами направляючих і робочих лопаток,закріплених відповідно на корпусі і барабані. Суміжний ряд направляючих і робочих лопаток називається східцем.

Для перевірочних розрахунків попередньо приймається наступне:

? на першому уступі барабана розташовується 15 східців, на другому 8 східців, на третьому 4 східця;

? кути установки робочих і направляючих лопаток однакові і складають б1 = в2 = 20?;

? висота лопаток першого уступу починаючи з прийнятого раніше значення l1 = 25 мм, збільшується в кожному наступному ряді на 1 мм;

? висота лопаток другого уступу починаючи з l1 = 40 мм збільшується спочатку на 2 мм, а в кінці до 4 мм;

? висота лопаток третього уступу плавно збільшується від прийнятого початкового значення

lн = 90 мм до знайденого раніше кінцевого значення lр = 220 мм.

Повний тепловий розрахунок реактивної турбіни дуже трудомісткий і перебуває за межами дійсної курсової роботи. Тут обмежимося вибором теплоперепада по уступах барабана виходячи з рекомендацій: перший уступ 35-40%, другий 40-50%, третій 15-20%.

Використовуваний у реактивній частині проектованої турбіни теплоперепад Нр = 735 кДж/кг (див. рис.2) розподілимо орієнтовно по уступах ротора наступним чином: = 280, = 340,

= 115 Дж/кг.

Прийняті геометричні параметри проточної частини (діаметри барабана, висоти направляючих і робочих лопаток), а також стан пари на границях уступів (тиск і питомий обсяг) приведені в табл. 3.

Таблиця 3

№ східця	діаметри барабана dд, мм	висота лопаток, мм	стан пари
		Направляючих lн	Робочіх lр	тиск, кПа Р	питомий об'єм х, м3/кг
1	600	25	26	1000	0,27
2	-“-	27	28
3	-“-	29	30
4	-“-	31	32
5	-“-	33	34
6	-“-	35	36
7	-“-	37	38
8	-“-	39	40
9	-“-	41	42
10	-“-	43	44
11	-“-	45	46
12	-“-	47	48
13	-“-	49	50
14	-“-	51	52
15	-“-	53	54	323	0,75
16	800	40	42	323	0,8
17	-“-	44	46
18	-“-	48	50
19	-“-	52	54
20	-“-	56	58
21	-“-	62	66
22	-“-	70	74
23	-“-	78	82
24	1330	90	100	53	4,0
25	-“-	115	135	53	5,0
26	-“-	155	175
27	-“-	195	220	5	26

5. РОЗВАНТАЖУВАЛЬНИЙ ПОРШЕНЬ

Розвантажувальний поршень поряд зі спеціальним упорним підшипником врівноважують осьове зусилля ротора, що обумовлено тиском пари на торці уступів Rуст, на робочі лопатки Rр.л. і різницею кількості рухів Rк.р.

Третю складову осьового зусилля , щоб запобігти складних розрахунків, приймемо приблизно як

Rк.р.= 0,8 Rр.л

Чисельні розрахунки відповідно до цих формул наведені в наступних табл.4 і 5.

Таблиця 4

торці уступів	d д(і-1)	d ді	р /4 (d?дi - d?д(i-1))	Рі+1	ДRуст, кН
1-2	0,6	0,8	0,22	323	71
2-3	0,8	1,33	0,886	53	47
Rуст = 118

Таблиця 5

лопатки уступов	d ді	- d вi	р /4(d?вi - d?ді)	(Р(і+1) - Рі) /2	ДRр.л кН
1	0,6	0,68	0,08	338	27
2	0,8	0,92	0,16	135	21
3	1,33	1,65	0,75	24	18
Rр.л = 66

Rк.р.= 0,8 Rр.л = 0,8•66 = 53 кН

Прийнявши, що 25% осьового зусилля сприймається упорним підшипником визначимо необхідний для зрівноважування ротора діаметр розвантажувального поршня dн виходячи з рівняння:

р /4(d?н - d?ді )( Ра - р2) = 0,75(Rуст + Rр.л+ Rк.р )= р /4(d?н - 0,6?)( 1000 - 50) = 0,75(118 +66 +53),

де р2 = 50 кПа - протитиск пари на поршень, який відповідає стану пари перед третім уступом ротора ( див. рис.1).

Вирішивши рівняння знайдемо діаметр розвантажувального поршня:

dн = 0,77 м.

Размещено на Allbest.ru

...