Расчет первой ступени паровой турбины ПТУ К-500-65 (3000 (Курсовой)

Задание

на курсовой проект паровой турбины типа К-500-65/3000 слушателя ИПК МГОУ, специальность 1010 Локтионова С.А. шифр 08

          Разработать проект паровой турбины ПОАТ ХТЗ К-500-65/3000 (ЦВД).

Исходные данные:

1. Номинальная мощность ЦВД,    МВт                                                                            48

2. Начальное давление пара,           МПа                                                                            6,8

3. Начальная влажность пара,         %                                                                                 0,5

4. Противодавление за ЦВД,           МПа                                                                            0,28

5. Парораспределение                                                                                                          по выбору

6. Частота вращения,                        об/мин                                                                                    3000

Графическая часть: вычертить продольный разрез ЦВД

Руководитель проекта Томаров Г.В.                                                                                                         
Краткое описание конструкции турбины К-500-65-3000-2

Конденсационная паровая турбина ПОАТ ХТЗ типа К-500-65-3000-2 без регулируемых отборов пара, с однократным двухступенчатым пароперегревом, устанавливается на одноконтурной АЭС с ректором типа РБМК-1000. Она предназначена для преобразования тепловой энергии водяного пара в механическую энергию вращения роторов турбогенераторов типа ТВВ-500-2У3.

Турбина работает с частотой вращения n=50c-1 и представляет собой одновальный пятицилиндровый агрегат активного типа, состоящий из одного ЦВД и 4-х ЦНД. ЦНД расположены симметрично по обе стороны ЦВД. ЦНД имеют 8 выхлопов в 4 конденсатора.

Пароводяная смесь из реактора поступает в барабан-сепараторы, в которых насыщенный пар отделяется от воды по паровым трубопроводам направляется к 2-м сдвоенным блокам стопорно-регулирующих клапанов (СРК).

После СРК пар поступает непосредственно в ЦВД, в среднюю его часть через два противоположно расположенных горизонтальных патрубка.

Корпус ЦВД выполнен 2-х поточным, двухстенной конструкции. В каждом потоке имеется 5 ступеней давления, две ступени каждого потока расположены во  внутреннем цилиндре, две ступени – в обойме и одна непосредственно во внешнем корпусе.

Проточная часть ЦВД снабжена развитой системой влагоудаления. Попадающая на рабочие лопатки влага отбрасывается центробежными силами в специальные ловушки, расположенные напротив срезанной части бандажа.

Турбина имеет четыре нерегулируемых отбора пара в ЦВД:

-      1-й отбор за второй ступенью,

-      2-й отбор за третьей ступенью,

-      3-й отбор за четвертой ступенью,

-      4-й отбор совмещен с выхлопным патрубком ЦВД.

Для исключения выхода радиоактивного пара из турбины, в ней предусмотрены концевые уплотнения, питающиеся «чистым» паром от специальной испарительной установки.


I. Процесс расширения пара в турбине в  h,s-диаграмме.

1.    При построении процесса расширения в h,s-диаграмме принимаем потери давления в стопорных и регулирующщих клапанах равными 4 % от Р0:

DP/P0 =0,04;          DP = P0 * 0,04 = 6,8 * 0,04 = 0,272 МПа;

P0 = P0 - DP = 6,8 – 0,27 = 6,53 МПа

По h,s-диаграмме находим: h0 = 2725  кДж/кг;

u0 = 0,032 м3/кг ;              hк = 2252   кДж/кг;                x0 = 0,995

2.    Располагаемый теплоперепад в турбине:

H0 = h0 – hк =  2725 – 2252 = 472 кДж/кг;    

3.     Задаемся значением внутреннего относительного КПД турбины: hoi = 0,8.

Принимаем КПД генератора hг = 0,985, КПД механический hм = 0,99.

4.   


Расход пара на ЦВД:

      Т.к. ЦВД выполнен двухпоточным, то расход пара на один поток G1 = 65,18  кг/с.

5.    Из расчета тепловой схемы турбины – относительный расход пара в отборах ЦВД:

a1 = 0,06;        a2 = 0,02;        a3 = 0,03;       

6.    Расход пара через последнюю ступень ЦВД:



II. Предварительный расчет 1-й ступени.

1.    Задаемся величиной располагаемого теплоперепада на сопловой решетке hос=80 КДж/кг.

По h,s-диаграмме , удельный объем пара на выходе из сопловой решетки u1t = 0,045 м3/кг.

2.    Определим диаметр 1-й ступени:

где m1= 0,96 – коэффициент расхода, принннят по [1];

r = 5 (15)% - степень реактивнности, принят по [1];

a = 11° - угол выхода пара из сопловой решетки:

е =1– степень парциальности:

Хф =0,5 – отношение скоростей, принимая согласно l1, где

l1 = 0,015 м –высота сопловой решетки , по [1].

 

3.    Теплоперепад сопловой решетки:

4.    Проверка


III. Предварительный расчет последней ступени.

1.    При предварительном расчете ЦВД с противодавлением, где объемы пара возрастают незначительно, диаметр у корня лопаток (корневой диаметр dк) принимают постоянным. В этом случае высота рабочих лопаток 1-й и последней ступеней связаны приближенной зависимостью:

                               , где:

l2= l1 + D = 0,015 + 0,003 = 0,018м – высота рабочей лопатки 1-й ступени;

uzt = 0,5 м3/кг – удельный объем пара за последней ступенью (по h,s-диаграмме).

u2t »u1t = 0,045 м3/кг

=0,178м

2.    Диаметр последней ступени:

dz = (d1 – lz) + lz = (1,05-0,018)+0,178= 1,21 м.(1,46)

IV. Выбор числа ступеней ЦВД и распределение теплоперепадов между ними.

  1. Строим кривую изменения диаметров вдоль проточной части ЦВД. По оси абсцисс откладываем произвольные равные отрезки. На пересечении с кривой изменения диаметров, получаем примерные диаметры промежуточных ступеней (см. рис. 1).

(d1 = 1,05 м;    d2 = 1,09 м;     d3 = 1,13 м;     d4 = 1,17 м;     d5 = 1,21 м;)               

d1 = 1,3 м;       d2 = 1,34 м;     d3 = 1,38 м;     d4 = 1,42 м;     d5 = 1,46 м;                

  1.  Располагаемые теплоперепады для каждой ступени:

hоz = 12,3 * (dz/Хф)2

 

hо1 =56,96 КДж/кг;(83,15)    hо2 =59,12 КДж/кг;(88,34)    hо3 =61,3 КДж/кг;(93,7)

 

hо4 =63,46 КДж/кг;(99,21)    hо5 =65,63 КДж/кг.(104,87)

  1. Средний теплоперепад ступени:

hоср =94,9 КДж/кг;(61,3)

4.Коэффициент возврата теплоты:

q = l*(1-hcoi)*Н0*(z’-1)/z’, где

hcoi =0,97 – ожидаемое КПД ступени;

l = 2,8*10-4 – коэффициент для турбин на насыщенном паре;

z’ = 5 – число ступеней (предварительно)

q = 2,8*10-4*(1-0,97)*472*(5-1)/5 = 3,17*10-3

5. Число ступеней ЦВД:

q = l*(1-hcoi)*Н0*(z’-1)/z’, где

       = 4,99»5

       6. Уточнение теплоперепадов для каждой ступени:

Расхождение :

Распределим равномерно по всем ступеням и уточним теплоперепады каждой ступени:

h’оz = hоz + D/z

№ ступени 1 2 3 4 5

dст, м

1,3 1,34 1,38 1,42 1,46

hоz , КДж/кг

83,15 88,34 93,7 99,21 104,87

h’оz ,КДж/кг

82,35 87,54 92,9 98,41 104,07

V. Детальный расчет первой ступени ЦВД.

  1. Степень реакции по среднему диаметру:

rср1 =

  1. Изоэнтропный теплоперепад в сопловой решетке:

hос = (1 - r) * h0 = (1-0,024) *93,05  = 90,82  КДж/кг.

  1. Энтальпия пара за сопловой решеткой:

hc = h0 – hoc = 2725 – 90,82= 2634,18 КДж/кг.

  1. По h,s-диаграмме определим параметры пара:

u1t = 0,046 м3/кг,        Р1 = 4,3 МПа.

  1. Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки:

  1. Выходная площадь сопловой решетки:

m1 = 0,97 – коэффициент расхода.

  1. Высота сопловой решетки:                                                                                                              l1 =
  2. Число Маха:

M1t =

к = 1,35 – показатель адиабаты пара.

  1. По значениям M1t и a из атласа профилей выбираем профиль сопловой решетки:  

      С-90-09-А;                  t = 0,78;           b1 = 6,06 см

  1. Число лопаток:

Z =

  1. Коэффициент скорости сопловой решетки:

j = 0,97 (рис. 2.29а [2]).

  1. Построим входной треугольник скоростей (см. рис 2):

С1 = j * С1t  =0,97*426,2=413,4 м/с

U = p * d *n =3,14*1,3*50=204,1 м/с

  1. По треугольнику скоростей определяем относительную скорость входа в рабочую решетку и угол направления этой скорости:           

w1 = 213 м/с;                           b1 = 22°.

  1. Потери энергии при обтекании сопловой решетки:

  1. Изоэнтропный теплоперепад в рабочей решетке:

hор = r * hо1 = 0,024 * 93,05 = 2,23 кДж/кг

  1. Энтальпия пара в конце изо энтропного расширения:

hр = hс + Dhc - hор = 2634,18 + 5,4 – 2,23 = 2637,35 кДж/кг

  1. Параметры пара за рабочей решеткой по h,s-диаграмме:

u2t = 0,046 м3/кг,        Р2 = 4,3 МПа.

  1. Теоретическая относительная скоорость выхода пара из рабочей решетки:

w2t =

           

  1. Площадь рабочей решетки:

  1. Высота рабочей лопатки:

l2 = l1 + D = 0,011 + 0,003 = 0,0113 м

  1. Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки:

;   èb = 18,1°.



  1. Число Маха:

M2t =

  1. По значениям M2t и b из атласа профилей выбираем профиль рабочей лопатки:     

Р-26-17-А;                  t = 0,65;           b1 = 2,576 см

  1. Число лопаток:

Z2 =

  1. Коэффициент скорости в рабочей решетке:

y= 0,945 (рис. 2.29а [2]).

  1. Построим выходной треугольник скоростей (см. рис 2).

По треугольнику скоростей определяем относительную скорость на выходе из рабочей решетки и угол направления этой скорости:        

w2 = y * w2t = 0,945 * 223,2 = 210,9 м/с;

sin b2 = sin b * (m2 / y)  = sin18,1*(0,94/0,945)= 0,309,

b2 »18             °

  1. Из выходного треугольника скоростей находим абсолютную скорость выхода пара из ступени и выход ее направления:

С2 = 71 м/с,                       a2 = 94°.

  1. Потери при обтекании рабочей решетки:

  1. Потери с выходной скоростью:

  1. Располагаемая энергия ступени:

E0 = h – xв.с. * Dhв.с. = 93,05 – 2,52 = 90,53;

xв.с. =1 – с учетом полного использования С2.

  1. Относительный лопаточный КПД: 

, и проверяем

Расхождение между КПД, подсчитанным по разным формулам, незначительно.

  1. Относительные потери от утечек через диафрагменные уплотнения подсчитываются для последующих ступеней:

          , где

            Кy – поправочный коэффициент ступенчатого уплотнения;

Мy – коэффициент расхода уплотнения (рис. 3.34 [1]);

Zy число гребней диафрагменного уплотнения;

m1 – коэффициент расхода сопловой решетки;

F1 – выходная площадь сопловой решетки;

Fy = p * dy * dy – площадь проходного сечения;

dy – диаметр уплотнения;

dy – радиальный зазор.

  1. Относительные потери утечек через бандажные уплотнения:

xyd =                  ,где

dn = d1 + l2 = 1,3 + 0,018  =1,318 - диаметр по периферии;

dэ – эквивалентный зазор,          dэ =      ,где

dа = 1 мм – осевой зазор лопаточного бандажа;

dz = 1 мм – радиальный зазор;

zr = 2 – число гребней в надбандажном уплотнении.

                  dэ =

xyd =   

  1. Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени:

Dhу =xуd * Е0=0,045*90,46= 4,034кДж/кг                                                                                 

  1. Относительные потери на трение:

xтр =              ,где

      Ктр = (0,45¸0,8)*10-3 – зависит от режима течения.

xтр =

  1. Абсолютные потери на трение:

Dhтр =xтр * Е0= 0,0108*90,46 = 0,98 кДж/кг                                                                             

  1. Относительные потери от влажности:

xвл =            , где

      y0 = 0,5 % - степень влажности перед ступенью;

      y2 = 7,5 % - степень влажности после ступени;

xвл =2*0,5[0,9*0,005+0,35((0,075-0,005)]=0,029

  1. Абсолютные потери от влажности:

Dhвл =xвл * Е0= 0,029 *90,46= 2,623 кДж/кг     

  1. Используемый теплоперепад ступени:

hi = E0 - Dhc - Dhp - Dhв.с. - Dhy - Dhтр - Dhвл =

= 90,46 – 5,4 – 2,66 – 2,52 – 4,034 – 0,98 – 2,623 = 72,24 кДж/кг

  1. Внутренний относительный КПД ступени:

hoi = hi / E0 = 72,24 / 90,46 = 0,8                        

  1. Внутренняя мощность ступени:

Ni = Gi * hi =  65,18 * 72,24 = 4708,6 КВт.                         






Список используемой литературы:

 

1.    «Тепловой расчет паровой турбины» Методические указания по курсовому проектированию. М.:МГОУ, 1994г.

2.    Яблоков Л.Д., Логинов И.Г. «Паровые и газовые турбоустановки», 1988г.

3.    Щегляев А.В. «Паровые турбины», 1976 г.

4.    Теплофизические свойства воды и водяного пара п/р Ривкина, Александрова, 1980г.