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

СОДЕРЖАНИЕ: 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).

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 ; h_к = 2252 кДж/кг; x₀ = 0,995

2. Располагаемый теплоперепад в турбине:

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

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

Принимаем КПД генератора h_г = 0,985, КПД механический h_м = 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 h_ос =80 КДж/кг.

По h,s-диаграмме , удельный объем пара на выходе из сопловой решетки u_{1 t} = 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_1э = 11° - угол выхода пара из сопловой решетки:

е =1– степень парциальности:

Х_ф =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 d_к ) 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;

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

u_{2 t} »u_{1 t} = 0,045 м³ /кг

=0,178м

2. Диаметр последней ступени:

d_z = (d₁ – 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).

(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;

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 = l*(1-h^c _oi )*Н₀ *(z’-1)/z’, где

h^c _oi =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-h^c _oi )*Н₀ *(z’-1)/z’, где

= 4,99»5

Расхождение :

Распределим равномерно по всем ступеням и уточним теплоперепады каждой ступени:

h’_{о z} = h_{о z} + D/z

№ ступени	1	2	3	4	5
dст , м	1,3	1,34	1,38	1,42	1,46
hо 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:

r_ср1 =

Изоэнтропный теплоперепад в сопловой решетке:

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

Энтальпия пара за сопловой решеткой:

h_c = h₀ – h_oc = 2725 – 90,82= 2634,18 КДж/кг.

По h,s-диаграмме определим параметры пара:

u_{1 t} = 0,046 м³ /кг, Р₁ = 4,3 МПа.

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки:

Выходная площадь сопловой решетки:

m₁ = 0,97 – коэффициент расхода.

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

M_{1 t} =

к = 1,35 – показатель адиабаты пара.

По значениям M_{1 t} и a_1э из атласа профилей выбираем профиль сопловой решетки:

С-90-09-А; t = 0,78; b₁ = 6,06 см

Число лопаток:

Z =

Коэффициент скорости сопловой решетки:

j = 0,97 (рис. 2.29а [2]).

Построим входной треугольник скоростей (см. рис 2):

С₁ = j * С_{1 t} =0,97*426,2=413,4 м/с

U = p * 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:

w₁ = 213 м/с; b₁ = 22°.

Потери энергии при обтекании сопловой решетки:

Изоэнтропный теплоперепад в рабочей решетке:

h_ор = r * h_о1 = 0,024 * 93,05 = 2,23 кДж/кг

Энтальпия пара в конце изо энтропного расширения:

h_р = h_с + Dh_c - h_ор = 2634,18 + 5,4 – 2,23 = 2637,35 кДж/кг

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

u_{2 t} = 0,046 м³ /кг, Р₂ = 4,3 МПа.

Теоретическая относительная скоорость выхода пара из рабочей решетки:

w_{2 t} =

Площадь рабочей решетки:

Высота рабочей лопатки:

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

Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки:

; -b_2э = 18,1°.

Число Маха:

M_{2 t} =

По значениям M_{2 t} и b_2э из атласа профилей выбираем профиль рабочей лопатки:

Р-26-17-А; t = 0,65; b₁ = 2,576 см

Число лопаток:

Z₂ =

Коэффициент скорости в рабочей решетке:

y= 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:

w₂ = y * w_{2 t} = 0,945 * 223,2 = 210,9 м/с;

sin b₂ = sin b_2э * (m₂ / y) = sin18,1*(0,94/0,945)= 0,309,

b₂ »18 °

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

С₂ = 71 м/с, a₂ = 94°.

Потери при обтекании рабочей решетки:

Потери с выходной скоростью:

Располагаемая энергия ступени:

E₀ = h – x_в.с. * Dh_в.с. = 93,05 – 2,52 = 90,53;

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

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;

m₁ – коэффициент расхода сопловой решетки;

F₁ – выходная площадь сопловой решетки;

F_y = p * d_y * d_y – площадь проходного сечения;

d_y – диаметр уплотнения;

d_y – радиальный зазор.

Относительные потери утечек через бандажные уплотнения:

x_y ^d = ,где

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

d_э – эквивалентный зазор, d_э = ,где

d_а = 1 мм – осевой зазор лопаточного бандажа;

d_z = 1 мм – радиальный зазор;

z_r = 2 – число гребней в надбандажном уплотнении.

d_э =

x_y ^d =

Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени:

Dh_у =x_у ^d * Е₀ =0,045*90,46= 4,034кДж/кг

Относительные потери на трение:

x_тр = ,где

К_тр = (0,450,8)*10^-3 – зависит от режима течения.

x_тр =

Абсолютные потери на трение:

Dh_тр =x_тр * Е₀ = 0,0108*90,46 = 0,98 кДж/кг

Относительные потери от влажности:

x_вл = , где

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

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

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

Абсолютные потери от влажности:

Dh_вл =x_вл * Е₀ = 0,029 *90,46= 2,623 кДж/кг

Используемый теплоперепад ступени:

h_i = E₀ - Dh_c - Dh_p - Dh_в.с. - Dh_y - Dh_тр - Dh_вл =

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

Внутренний относительный КПД ступени:

h_oi = h_i / E₀ = 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:

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.

Скачать архив с текстом документа