Тепловой расчет паровой турбины

Введение

 

Тепловой расчет турбины выполняется с целью определения основных размеров и характеристик проточной части: числа и диаметров ступеней, высот их сопловых и рабочих решеток и типов профилей, к.п.д. ступеней, отдельных цилиндров и турбины в целом. Тепловой расчет турбины выполняется на заданную мощность, заданные начальные и конечные параметры пара, число оборотов; при проектировании турбины с регулируемыми отборами пара, кроме того, на заданные давления и величину отборов. В данном курсовом проекте произведен тепловой расчет турбины Р-40-130/31.Даны все нужные исходные данные. Целью курсового проектирования является закрепление, расширение и углубление теоретических знаний по дисциплине “Паровые и газовые турбины”. Курсовой проект включает проведение большого объёма расчётных работ, поэтому при его выполнении нужно максимально использовать ЭВМ, что существенно повысит качество проекта.

Паровая турбина является двигателем, в котором потенциальная энергия перегретого пара преобразуется в кинетическую энергию и , затем в механическую энергию вращения ротора.

Для турбин типа Р за расчетный расход пара принимается расход пара на турбину при режиме номинальной мощности.

1.Основная часть

 

1.1 Построение рабочего процесса турбины и определение расхода пара на турбину

Процесс расширения начинают строить с состояния пара перед стопорным клапаном турбины (рис.1) определяемого начальными параметрами P⁰, t⁰ . Состояние пара перед соплами первой ступени определяют с учётом его дросселирования в клапанах

P'⁰ = (0,95¸0,97)·P⁰.

P'⁰ = (0,96)·P⁰=0,96*12,75 = 11,97 МПа

Рисунок 1- Процесс расширения пара в турбине с промперегревом в i-s–диаграмме

Внутренний КПД регулирующей ступени и отдельных частей турбины принимается по аналитическим зависимостям или по опытным данным, полученным в результате испытаний однотипных турбин.

Для турбин с n = 50 сек^-1 КПД регулирующей ступени зависит в основном от площади сопловой решётки, пропорциональной объёмному расходу пара.

В турбинах типа Р в качестве регулирующей ступени устанавливают до мощности 40 МВт включительно как одновенечные, так и двухвенечные ступени, выше 50 МВт – одновенечные. Одновенечные - h_о^рс=95 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад в турбине определяем по формуле:

H₀ = h₀ – h_к =3490 – 3080= 410 кДж/кг

От точки Р_о^/ по изоэнтропе откладывается выбранный тепловой перепад на регулирующую ступень h_о^рс (рис.3.1). Изобара Р₂^рс , проведенная через точку С конца отрезка h_о^рс , соответствует давлению за регулирующей ступенью. Для того, чтобы на этой изобаре найти точку начала процесса в нерегулируемых ступенях, необходимо учесть потери в регулирующей ступени.

КПД одновенечной регулирующей ступени можно найти по формуле

 (1)

где k^u/с - коэффициент, учитывающий отклонение отношения скоростей u/с^ф от оптимального значения;

Р⁰,v⁰ - давление, Па, и удельный объём, м³/кг, перед соплами регулирующей ступени;

D - расход пара через ступень, кг/с.

Величину D можно принять равной расходу пара на турбину, найденному для её прототипа или приближённо оценить из выражения

(2)

где k_рег – коэффициент регенерации, учитывающий увеличение расхода пара из-за регенеративных отборов, k_рег=1,15…1,30;

Нⁱ– действительный теплоперепад конденсационного потока пара;

η_м, η_г – механический КПД турбины и КПД электрогенератора, принимаемые для турбин мощностью более 50 МВт, соответственно 0,99 и 0,997;

D_п, D_т – расходы пара на производственные нужды и теплофикацию;

y_п, y_т – коэффициенты недовыработки мощности паром промышленного и отопительного отборов.

КПД групп ступеней ЧНД, работающих на перегретом пареКак правило, наибольшее значение имеет КПД ЧСД турбины, где высота лопаток достигла значительной величины, нет регулирующей ступени и отсутствуют потери энергии от влажности.

Расход пара на ЦНД:

Т.к. ЦНД выполнен однопоточным, то расход пара на один поток G₁ = 118 кг/с.

1.2  Выбор и расчёт регулирующей ступени

 

Первая ступень в турбинах с сопловым парораспределением работает с переменной парциальностью при изменении расхода пара и называется регулирующей. В турбинах с дроссельным парораспределением регулирующая ступень отсутствует.

В качестве регулирующей ступени может быть использована одновенечная ступень или двухвенечная ступень скорости. Выбор типа регулирующей ступени производится с учетом ее влияния на конструкцию и экономичность турбины. Использование теплоперепад в одновенечной (80…120 кДж/кг), что приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней и снижению металлоемкости и стоимости турбины. При этом уменьшится температура и давление пара перед нерегулируемыми ступенями, а это позволит применить более дешевые, низколегированные стали для их изготовления, снизить утечки пара через переднее концевое уплотнение и увеличить высоту лопаток первой нерегулируемой ступени. Расчет регулирующей ступени сводится к определению ее геометрических размеров, выбору профилей сопловых и рабочих лопаток, нахождению мощности и КПД ступени. Поскольку характеристики этой ступени оказывают существенное влияние на конструкцию, число ступеней и КПД всей турбины, то необходимо стремиться спроектировать эту ступень с высоким КПД. Исходными данными для расчета регулирующей ступени являются частота вращения ротора турбины, расход пара на турбину  и параметры пара перед ступенью. В качестве определяющего размера принимают средний диаметр ступени d. Расчет одновенечной регулирующей ступени (рис.2) производят в следующей последовательности.

Находят окружную скорость ступени  и выбирают степень реактивности ρ на среднем диаметре в пределах 0,03-0,08. Такая величина ρ исключает возможность появления отрицательной реактивности у корня лопаток на нерасчетных режимах.

Рисунок 2 - Ступень турбины

Большое влияние на характеристики ступени оказывает характеристический коэффициент . В первом приближении его можно принять равным , обеспечивающим максимум лопаточного КПД

, (3)

где - фиктивная скорость пара;

φ - коэффициент скорости сопловой решетки;

 - угол выхода пара из сопловой решетки;

Предварительно можно принять , φ=0,95 с последующим уточнением по формуле

 (4)

Действительное отношение  рекомендуется принять меньше оптимального для увеличения теплоперепада на регулирующую ступень.

Фиктивная скорость на выходе из сопловой решетки  позволяет определить располагаемый теплоперепад, срабатываемый в ступени .

С учетом принятой степени реактивности ρ находят располагаемый теплоперепад в сопловой  и рабочей  решетках, а так же теоретическую скорость пара на выходе из сопел

 (5)

Отложив найденные теплоперепады в i-s-диаграмме (рис.3) находят давление  и теоретический удельный объем  за соплами, что позволяет определить выходную площадь сопловой решетки:

при сверхзвуковой скорости  для суживающихся сопел

 (6)

где:  - удельный объем при критическом давлении;

 -критическая скорость течения

 - коэффициент расхода, принимаем предварительно равным 0,97, а затем уточняемый по формуле:

 м/с (7)

Для перегретого пара k=1,3; .

Рисунок 3 - Процесс расширения пара в регулирующей ступени

Задавшись предварительно степенью парциальности , определяют высоту сопловой решетки, которая должна быть больше предельно допустимой величины

 (8)

м

Длину лопатки можно увеличить уменьшая степень парциальности, угол  или диаметр ступени. По числу Маха , углу  и табл.1 выбирали профиль сопловых решеток, хорду профиля =50 мм, оптимальный относительный шаг =0,80 и определены число сопловых лопаток равно 49.

По геометрическим характеристикам профелей лопаток выбираем профиль сопловой решётки по таблице 1.

Профиль

С – 90 – 15Б

13 – 17

70 – 120

0,70 – 0,85

0,85 – 1,15

5,2

0,413

 (9)

По формулам (4) и (7) уточняют значения коэффициентов ,  и угла

.

При их небольшом расхождении с принятыми ранее значениями расчет можно не повторять.

Строят входной треугольник скоростей (рис.4), для чего определяют действительную скорость пара на выходе из сопловой решетки

(10)

м/с

Из треугольника находят относительную скорость входа пара на рабочую решетку  и угол ее направления

 (11)

м/с

Теоретическая относительная скорость выхода пара из рабочей решетки и число Маха равны:

(12)

м/с

Рисунок 4 - Треугольники скоростей турбинной ступени

Откладывая потери энергии в соплах  на i – s-диаграмме, строят действительный процесс расширения в них и определяют теоретический удельный объем пара  в конце адиабатного расширения на рабочих лопатках.

Предварительно задавшись коэффициентом расхода  находим выходную площадь рабочей решетки определяем по формуле:

 (13)

Выбрав суммарную перекрышу  определяем высоту рабочей решетки

м

Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки находят из выражения

 (14)

=0,38

По геометрическим характеристикам профелей лопаток выбираем профиль рабочей решётки таблице 1.

Профиль

Р – 35 – 25А

22 – 28

30 – 50

0,55 – 0,65

до 0,85

2,54

0,168

По углам  и числу  выбираем профиль рабочей решетки ее основные геометрические характеристики  и определяют число лопаток

(15)

Уточняем коэффициент расхода  и находим скоростной коэффициент  рабочей решетки:

 (16)

Производим построение выходного треугольника скоростей по  и углу , найденному по формуле

Из выходного треугольника находят абсолютную скорость выхода пара из ступени , угол ее направления α², выбирают профили рабочих лопаток, по формуле:

 (17)

⁰

Потери энергии в рабочей решетке и с выходной скоростью равны:

;(18)

Откладывая значение  в i-s - диаграмме, строят действительный процесс расширения пара в рабочих лопатках.

Относительный лопаточный КПД  определим двумя способами:

 (19)

%

 (20)

где : Е₀ – располагаемая энергия ступени, кДж/кг;

χ_вс – коэффициент использования кинетической энергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени  = 0.

Для оценки прочностных характеристик рабочих лопаток находим изгибающие напряжения и сравнивают их с допустимыми значениями. Поскольку степень реактивности в регулирующей ступени не велика, можно ограничиться окружным усилием:

 (21)

В этом случае:

 (22)

где:  – минимальный момент сопротивления, определяемый по характеристике профиля. В ступенях с парциальным подводом =25 МПа.

Значения КПД, найденные по формулам (19) и (20) должны совпадать в пределах точности расчетов.

Мощность на лопатках ступени равна:

 (23)

МВт

Определяют потери энергии от утечек пара, парциальности и на трение. Относительная величина потерь энергии от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения определяем по формуле:

 (24)

где :μ_у– коэффициент расхода уплотнения, μ _у = 0,9;

d_у – диаметр диафрагменного уплотнения, принимаемый по аналогу турбины, d_у = 0,5 м;

δ – радиальный зазор в уплотнении, δ ≈ 0,001d _у;

z – число гребней уплотнения, в области низкого давлений будет z = 4;

 м

d_б – диаметр бандажного уплотнения,

δ_экв – эквивалентный зазор уплотнения

 - осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;

 - число гребней в надбандажном уплотнении.

При проектировании ступени можно принять  = 0,005м;

 м ,  = 2.

Относительные потери энергии, вызванные парциальным подводом пара:

(25)

где:  - ширина рабочей решётки, ;

j - число пар концов сопловых сегментов, чаще всего j = 2.

Потери энергии от трения диска о пар определяем по формуле:

(26)

где:  - коэффициент трения, равный (0,8)10^-3.

Относительный внутренний КПД ступени определяем по формуле:

 (27)

=81,5%

=1,7%

=0,54%

%

Использованный теплоперепад ступени определяем по формуле:

 (28)

Внутренняя мощность ступени определим по формуле:

(29)

Откладывая последовательно потери энергии , ,  в i-s-диаграмме находят состояние пара за регулирующей ступенью.