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.
При построении процесса расширения в h,s-диаграмме принимаем потери давления в стопорных и регулирующщих клапанах равными 4 % от Р>0>:
P/P>0> =0,04; P = P>0> * 0,04 = 6,8 * 0,04 = 0,272 МПа;
P>0> = P>0 >- P = 6,8 – 0,27 = 6,53 МПа
По h,s-диаграмме находим: h>0> = 2725 кДж/кг;
>0> = 0,032 м3/кг ; h>к> = 2252 кДж/кг; x>0> = 0,995
Располагаемый теплоперепад в турбине:
H>0> = h>0> – h>к> = 2725 – 2252 = 472 кДж/кг;
Задаемся значением внутреннего относительного КПД турбины: >oi> = 0,8.
Принимаем КПД генератора >г> = 0,985, КПД механический >м> = 0,99.
Р
асход
пара на ЦВД:
Т.к. ЦВД выполнен двухпоточным, то расход пара на один поток G>1> = 65,18 кг/с.
Из расчета тепловой схемы турбины – относительный расход пара в отборах ЦВД:
>1 >= 0,06; >2 >= 0,02; >3 >= 0,03;
Расход пара через последнюю ступень ЦВД:
II. Предварительный расчет 1-й ступени.
Задаемся величиной располагаемого теплоперепада на сопловой решетке h>ос>=80 КДж/кг.
По h,s-диаграмме , удельный объем пара на выходе из сопловой решетки >1>>t> = 0,045 м3/кг.
Определим диаметр 1-й ступени:
где >1>= 0,96 – коэффициент расхода, принннят по [1];
= 5 (15)% - степень реактивнности, принят по [1];
>1э> = 11 - угол выхода пара из сопловой решетки:
е =1– степень парциальности:
Х>ф >=0,5 – отношение скоростей, принимая согласно l>1>, где
l>1> = 0,015 м –высота сопловой решетки , по [1].
Теплоперепад сопловой решетки:
Проверка
III. Предварительный расчет последней ступени.
При предварительном расчете ЦВД с противодавлением, где объемы пара возрастают незначительно, диаметр у корня лопаток (корневой диаметр d>к>) принимают постоянным. В этом случае высота рабочих лопаток 1-й и последней ступеней связаны приближенной зависимостью:
, где:
l>2>= l>1 >+ = 0,015 + 0,003 = 0,018м – высота рабочей лопатки 1-й ступени;
>zt> = 0,5 м3/кг – удельный объем пара за последней ступенью (по h,s-диаграмме).
>2>>t> >1>>t> = 0,045 м3/кг
=0,178м
Диаметр последней ступени:
d>z> = (d>1> – l>z>) + l>z> = (1,05-0,018)+0,178= 1,21 м.(1,46)
IV. Выбор числа ступеней ЦВД и распределение теплоперепадов между ними.
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).
(d>1> = 1,05 м; d>2> = 1,09 м; d>3> = 1,13 м; d>4> = 1,17 м; d>5> = 1,21 м;)
d>1> = 1,3 м; d>2> = 1,34 м; d>3> = 1,38 м; d>4> = 1,42 м; d>5> = 1,46 м;
Располагаемые теплоперепады для каждой ступени:
h>о>>z>> >= 12,3 * (dz/Хф)2
h>о1 >=56,96 КДж/кг;(83,15) h>о2 >=59,12 КДж/кг;(88,34) h>о3 >=61,3 КДж/кг;(93,7)
h>о4 >=63,46 КДж/кг;(99,21) h>о5 >=65,63 КДж/кг.(104,87)
Средний теплоперепад ступени:
h>оср >=94,9 КДж/кг;(61,3)
4.Коэффициент возврата теплоты:
q = *(1-c>oi>)*Н>0>*(z’-1)/z’, где
c>oi> =0,97 – ожидаемое КПД ступени;
= 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 = *(1-c>oi>)*Н>0>*(z’-1)/z’, где
= 4,995
6. Уточнение теплоперепадов для каждой ступени:
Расхождение :
Распределим равномерно по всем ступеням и уточним теплоперепады каждой ступени:
h’>о>>z>> >= h>о>>z>> >+ /z
№ ступени |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
d>ст>, м |
1,3 |
1,34 |
1,38 |
1,42 |
1,46 |
h>о>>z>> >, КДж/кг |
83,15 |
88,34 |
93,7 |
99,21 |
104,87 |
h’>о>>z> ,КДж/кг |
82,35 |
87,54 |
92,9 |
98,41 |
104,07 |
V. Детальный расчет первой ступени ЦВД.
Степень реакции по среднему диаметру:
>ср1> =
Изоэнтропный теплоперепад в сопловой решетке:
h>ос> => >(1 - ) * h>0> = (1-0,024) *93,05 = 90,82 КДж/кг.
Энтальпия пара за сопловой решеткой:
h>c> = h>0> – h>oc> = 2725 – 90,82= 2634,18 КДж/кг.
По h,s-диаграмме определим параметры пара:
>1>>t> = 0,046 м3/кг, Р>1> = 4,3 МПа.
Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки:
Выходная площадь сопловой решетки:
>1 >= 0,97 – коэффициент расхода.
Высота сопловой решетки: l>1> =
Число Маха:
M>1>>t> =
к = 1,35 – показатель адиабаты пара.
По значениям M>1>>t> и >1э> из атласа профилей выбираем профиль сопловой решетки:
С-90-09-А; t = 0,78; b>1> = 6,06 см
Число лопаток:
Z =
Коэффициент скорости сопловой решетки:
= 0,97 (рис. 2.29а [2]).
Построим входной треугольник скоростей (см. рис 2):
С>1> = * С>1>>t>> > =0,97*426,2=413,4 м/с
U = * d *n =3,14*1,3*50=204,1 м/с
По треугольнику скоростей определяем относительную скорость входа в рабочую решетку и угол направления этой скорости:
>1> = 213 м/с; >1> = 22.
Потери энергии при обтекании сопловой решетки:
Изоэнтропный теплоперепад в рабочей решетке:
h>ор> = * h>о1> = 0,024 * 93,05 = 2,23 кДж/кг
Энтальпия пара в конце изо энтропного расширения:
h>р> = h>с> + h>c> - h>ор> = 2634,18 + 5,4 – 2,23 = 2637,35 кДж/кг
Параметры пара за рабочей решеткой по h,s-диаграмме:
>2>>t> = 0,046 м3/кг, Р>2> = 4,3 МПа.
Теоретическая относительная скоорость выхода пара из рабочей решетки:
>2>>t> =
Площадь рабочей решетки:
Высота рабочей лопатки:
l>2 >= l>1> + = 0,011 + 0,003 = 0,0113 м
Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки:
; >2э> = 18,1.
Число Маха:
M>2>>t> =
По значениям M>2>>t> и >2э> из атласа профилей выбираем профиль рабочей лопатки:
Р-26-17-А; t = 0,65; b>1> = 2,576 см
Число лопаток:
Z>2> =
Коэффициент скорости в рабочей решетке:
= 0,945 (рис. 2.29а [2]).
Построим выходной треугольник скоростей (см. рис 2).
По треугольнику скоростей определяем относительную скорость на выходе из рабочей решетки и угол направления этой скорости:
>2> = * >2>>t>> >= 0,945 * 223,2 = 210,9 м/с;
sin >2> = sin >2>>э> * (>2> / ) = sin18,1*(0,94/0,945)= 0,309,
>2> 18
Из выходного треугольника скоростей находим абсолютную скорость выхода пара из ступени и выход ее направления:
С>2> = 71 м/с, >2> = 94.
Потери при обтекании рабочей решетки:
Потери с выходной скоростью:
Располагаемая энергия ступени:
E>0> = h – x>в.с.> * h>в.с.> = 93,05 – 2,52 = 90,53;
x>в.с.> =1 – с учетом полного использования С>2>.
Относительный лопаточный КПД:
, и проверяем
Расхождение между КПД, подсчитанным по разным формулам, незначительно.
Относительные потери от утечек через диафрагменные уплотнения подсчитываются для последующих ступеней:
, где
К>y> – поправочный коэффициент ступенчатого уплотнения;
М>y> – коэффициент расхода уплотнения (рис. 3.34 [1]);
Z>y >–> >число гребней диафрагменного уплотнения;
>1> – коэффициент расхода сопловой решетки;
F>1> – выходная площадь сопловой решетки;
F>y> = * d>y> * >y> – площадь проходного сечения;
d>y> – диаметр уплотнения;
>y> – радиальный зазор.
Относительные потери утечек через бандажные уплотнения:
>y> = ,где
d>n> = d>1> + l>2> = 1,3 + 0,018 =1,318 - диаметр по периферии;
>э> – эквивалентный зазор, >э> = ,где
>а> = 1 мм – осевой зазор лопаточного бандажа;
>z> = 1 мм – радиальный зазор;
z>r> = 2 – число гребней в надбандажном уплотнении.
>э> =
>y> =
Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени:
h>у> =>у> * Е>0>=0,045*90,46= 4,034кДж/кг
Относительные потери на трение:
>тр> = ,где
К>тр> = (0,450,8)*10-3 – зависит от режима течения.
>тр> =
Абсолютные потери на трение:
h>тр> =>тр> * Е>0>= 0,0108*90,46 = 0,98 кДж/кг
Относительные потери от влажности:
>вл> = , где
y>0> = 0,5 % - степень влажности перед ступенью;
y>2> = 7,5 % - степень влажности после ступени;
>вл> =2*0,5[0,9*0,005+0,35((0,075-0,005)]=0,029
Абсолютные потери от влажности:
h>вл> =>вл> * Е>0>= 0,029 *90,46= 2,623 кДж/кг
Используемый теплоперепад ступени:
h>i> = E>0> - h>c> - h>p> - h>в.с.> - h>y> - h>тр> - h>вл> =
= 90,46 – 5,4 – 2,66 – 2,52 – 4,034 – 0,98 – 2,623 = 72,24 кДж/кг
Внутренний относительный КПД ступени:
>oi> = h>i> / E>0> = 72,24 / 90,46 = 0,8
Внутренняя мощность ступени:
N>i> = G>i> * h>i> = 65,18 * 72,24 = 4708,6 КВт.
Список используемой литературы:
«Тепловой расчет паровой турбины» Методические указания по курсовому проектированию. М.:МГОУ, 1994г.
Яблоков Л.Д., Логинов И.Г. «Паровые и газовые турбоустановки», 1988г.
Щегляев А.В. «Паровые турбины», 1976 г.
Теплофизические свойства воды и водяного пара п/р Ривкина, Александрова, 1980г.