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


Полнотекстовый поиск по базе:

Главная >> Реферат >> Технология


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:

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

P0 = P0 - P = 6,8 – 0,27 = 6,53 МПа

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

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

  1. Располагаемый теплоперепад в турбине:

H0 = h0hк = 2725 – 2252 = 472 кДж/кг;

  1. Задаемся значением внутреннего относительного КПД турбины: oi = 0,8.

Принимаем КПД генератора г = 0,985, КПД механический м = 0,99.

  1. Р
    асход пара на ЦВД:

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

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

1 = 0,06; 2 = 0,02; 3 = 0,03;

  1. 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 1t = 0,045 м3/кг.

  1. Определим диаметр 1-й ступени:

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

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

= 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].

  1. Теплоперепад сопловой решетки:

  1. 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 + = 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).

2t 1t = 0,045 м3/кг

=0,178м

  1. Диаметр последней ступени:

dz = (d1lz) + 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 = *(1-coi)*Н0*(z’-1)/z’, где

coi =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-coi)*Н0*(z’-1)/z’, где

  1. = 4,995

  2. 6. Уточнение теплоперепадов для каждой ступени:

Расхождение :

Распределим равномерно по всем ступеням и уточним теплоперепады каждой ступени:

hоz = hоz + /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

hоz ,КДж/кг

82,35

87,54

92,9

98,41

104,07

V. Детальный расчет первой ступени ЦВД.

  1. Степень реакции по среднему диаметру:

ср1 =

  1. Изоэнтропный теплоперепад в сопловой решетке:

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

  1. Энтальпия пара за сопловой решеткой:

hc = h0hoc = 2725 – 90,82= 2634,18 КДж/кг.

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

1t = 0,046 м3/кг, Р1 = 4,3 МПа.

  1. Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки:

  1. Выходная площадь сопловой решетки:

1 = 0,97 – коэффициент расхода.

  1. Высота сопловой решетки: l1 =

  2. Число Маха:

M1t =

к = 1,35 – показатель адиабаты пара.

  1. По значениям M1t и 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:

 = 0,97 (рис. 2.29а [2]).

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

С1 =  * С1t =0,97*426,2=413,4 м/с

U = * 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:

1 = 213 м/с; 1 = 22.

  1. Потери энергии при обтекании сопловой решетки:

  1. Изоэнтропный теплоперепад в рабочей решетке:

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

  1. Энтальпия пара в конце изо энтропного расширения:

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

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

2t = 0,046 м3/кг, Р2 = 4,3 МПа.

  1. Теоретическая относительная скоорость выхода пара из рабочей решетки:

2t =

  1. Площадь рабочей решетки:

  1. Высота рабочей лопатки:

l2 = l1 + = 0,011 + 0,003 = 0,0113 м

  1. Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки:

; = 18,1.




  1. Число Маха:

M2t =

  1. По значениям M2t и  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:

= 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:

2 =  * 2t = 0,945 * 223,2 = 210,9 м/с;

sin 2 = sin 2э * (2 / ) = sin18,1*(0,94/0,945)= 0,309,

2 18 

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

С2 = 71 м/с, 2 = 94.

  1. Потери при обтекании рабочей решетки:

  1. Потери с выходной скоростью:

  1. Располагаемая энергия ступени:

E0 = hxв.с. * hв.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;

1 – коэффициент расхода сопловой решетки;

F1 – выходная площадь сопловой решетки;

Fy = * dy * y – площадь проходного сечения;

dy – диаметр уплотнения;

y – радиальный зазор.

  1. Относительные потери утечек через бандажные уплотнения:

y = ,где

dn = d1 + l2 = 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;

zr = 2 – число гребней в надбандажном уплотнении.

э =

y =

  1. Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени:

hу =у * Е0=0,045*90,46= 4,034кДж/кг

  1. Относительные потери на трение:

тр = ,где

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

тр =

  1. Абсолютные потери на трение:

hтр =тр * Е0= 0,0108*90,46 = 0,98 кДж/кг

  1. Относительные потери от влажности:

вл = , где

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

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

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

  1. Абсолютные потери от влажности:

hвл =вл * Е0= 0,029 *90,46= 2,623 кДж/кг

  1. Используемый теплоперепад ступени:

hi = E0 - hc - hp - hв.с. - hy - hтр - hвл =

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

  1. Внутренний относительный КПД ступени:

oi = 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.

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

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

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

Похожие работы: