КУРСОВОЙ ПРОЕКТ
По курсу
«Турбины ТЭС и АЭС»
Тема:
«Расчёт ЦВД турбины Т-100/120–130»
Москва2006
1. Характеристики и краткоеописание турбины УТМЗ Т-100/120–130Номинальная мощность 105МВт
Параметрысвежего пара Р0=12,75 МПа, t0=555 °CКонечное давление Рк=5 кПа
Максимальныйрасход пара (через ЦВД) G0max=485 т/ч
Минимальныйрасход пара (через ЦНД) Gminц.н.д.=18 т/ч
Частотавращения 50 с-1
Давление вверхнем отборе Рверхотб=60¸250 кПа
Давление внижнем отборе Рнижотб=50¸200 кПа
МеханическийКПД турбины hм=0,99
Максимальныйпропуск пара в конденсатор Gmaxк.=280 т/ч
Турбинапредставляет собой одновальный агрегат, состоящий из цилиндров высокого,среднего и низкого давлений. Имеется два теплофикационных отбора пара (верхнийи нижний) для подогрева сетевой воды.
Проточнаячасть цилиндра высокого давления безобойменной конструкции включает в себядвухвенечную регулирующую и восемь ступеней активного типа. В цилиндре среднегодавления восемь ступеней с цельнокованными дисками, последующие шесть ступенейимеют насадные диски. Цилиндр низкого давления выполнен двухпоточным с двумяступенями в каждом потоке.
Парораспределение в турбине сопловое.Свежий пар по двум паропроводам подводится к стопорному клапану, затем почетырём перепускным трубам поступает к четырём коробкам регулирующих клапанов.Управление регулирующими клапанами осуществляется при помощи кулачковогораспределительного устройства, вал которого приводится во вращение поршневымсервомотором посредством зубчатой рейки.
Паровпуск цилиндра высокогодавления расположен со стороны ЦСД. Необходимое давление в нижнем отборе приотключенном верхнем отборе, а также в верхнем отборе при включенных обоихотопительных отборах поддерживается с помощью регулирующих диафрагм.Регулирующие диафрагмы установлены на входе в проточную часть ЦНД. Приводдиафрагм осуществляется посредством сервомотора.
Регенеративнаяустановкавключает в себя холодильники эжекторов, четыпе подогревателя низкого давления(ПНД), деаэратор, три подогревателя высокого давления (ПВД), трубопроводы снеобходимой арматурой.
Цилиндрвысокого давления по направлению пара является противоточным относительно цилиндрасреднего давления. В соответствии с этим лопаточный аппарат ЦВД имеет левоевращение. В ЦВД первый регенеративный отбор пара производится из его выхлопа.Отсутствие отборов из цилиндра упростило его конструкцию. Из ЦВД пар по четырёмперепускным трубам направляется в ЦСД. Промежуточный перегрев пара отсутствует,так как выигрыш в экономичности от применения промежуточного перегрева втурбинах с отбором пара значительно ниже, чем в турбинах конденсационного типа.
Цилиндрсреднего давления состоит из литой паровпускной части и сварнолитой выхлопнойчасти, соединённых между собой в вертикальной плоскости фланцевым соединением.
Цилиндрнизкого давления состоит из средней части и присоединённых к ней с обеих сторондвух выхлопных частей. В каждом из двух потоков ЦНД имеется две ступени: одна срегулирующей диафрагмой и ступень давления. Отработав в ЦНД, пар каждого потокапоступает в конденсатор.
Концевыеуплотнения турбины выполнены с подачей пара в предпоследние отсеки уплотненийиз деаэратора 0,6 МПа через коллектор, в котором автоматически поддерживаетсядавление в пределах 0,101¸0,105 МПа. из крайних отсеков уплотненийцилиндров, из верхних отсеков уплотнений штоков стопорного и регулирующихклапанов пар отсасывается специальным эжектором, работающим на паре издеаэратора 0,6 МПа.
Конденсационнаяустановкасостоит из двух конденсаторов поверхностного типа, которые присоединяетсянепосредственно к выхлопным патрубкам турбины путём сварки. Конденсаторыоборудованы встроенными пучками для подогрева сетевой воды. Общая поверхностьконденсаторов 6200 м2. Расчётный пропуск (максимальный) водычерез конденсатор 16000 м3/ч.
Воздухоотсасывающееустройствосостоит из двух основных трёхступенчатых эжекторов, в которых может использоватьсядросселированный свежий пар или пар из уравнительной линии деаэраторов. Рабочеедавление пара перед соплами 0,4 МПа, расход пара на эжектор – 800 кг/ч.
Кромеосновных, турбина снабжена одним пусковым эжектором для быстрого набора вакуумав конденсаторах до 500–600 мм. рт. ст. с расходом пара 600 кг/ч.
Полная длинатурбины составляет 18,57 м, полная длина турбоагрегата 28,0 м.Частота вращения валоповоротного устройства 3,35 об/мин.
Общая массатурбины составляет 400 т. Масса наиболее тяжёлой части турбины при монтаже 72т, при ревизии 38 т.
Высотафундамента турбины от уровня пола машинного зала 8,0 м. Наименьшая высотаподъёма крюка мостового крана над полом машинного зала 6,2 м.
Роторы ЦВД иЦСД соединены жёсткой муфтой и имеют один общий упорный подшипник. Роторы ЦСД,ЦНД и генератора соединены полугибкими муфтами. Критические частоты вращенияроторов турбины составляют: ЦВД-2325 об/мин, ЦСД-2210 об/мин, ЦНД-2425 об/мин.
2. Предварительный расчёттурбины
По известнымр0=13,7 МПа и t0=554°С по hs-диаграмме находим h0=3475 кДж/кг, s0=6,60 кДж/(кг*К), v0=0,026 м3/кг.
Определяемдавление перед стопорными клапанами:
Потеридавления в стопорном и регулирующем клапане от состояния пара перед стопорнымиклапанами до состояния перед соплами первой ступени оценивается по формуле:
Dp0=(0,03¸0,05) p0,
где p0-давление передстопорными клапанами. Принимаем потери в стопорных клапанах 0,05p0:
Dp0=0,05´13,70=0,69 МПа.
Тогда p0`= p0`-Dp0=13,70–0,690=13,01 МПа.
По p0`=13,01 МПа и h0=3475 кДж/кг находим по hs-диаграмме состояние параперед ЦВД:
t0`=552°С, s0`=6,62 кДж/(кг*К), v0`=0,027 м3/кг.
По s0=6,60 кДж/(кг*К) и pк=2,1 МПа находим по hs-диаграмме состояние параза ЦВД в адиабатическом процессе расширения пара:
tка=267°С, hка=2941 кДж/кг, vка=0,110 м3/кг.
Адиабатическийтеплоперепад в турбине:
H0=h0-hк=3475–2941=534 кДж/кг.
Предполагаемоезначение внутреннего относительного КПД ЦВД: hoi=0,75. Используемый теплоперепадЦВД:
Hi=H0´hoi=534´0,75=400.5 кДж/кг.
Расход пара G, кг/с, на турбинуопределяем по формуле:
/>
где Nэр – расчётная мощностьтурбины, кВт;
Hi-приведенныйтеплоперепад, кДж/кг;
hм – механический КПД турбины;
hг – КПД электрического генератора.
Принимаем согласнометодическим указаниям hм=0,98, hг=0,98.
/>
Параметрыпара за турбиной в реальном процессе: рк=2,1 МПа, tк=324°С, hк=3076 кДж/кг, sк=6,84 кДж/(кг*К), vк=0,125 м3/кг.3. Расчёт регулирующейступени
Выбираем длятурбины сопловое парораспределение, т.к. КПД турбины с сопловымпарораспределением более устойчив при изменении нагрузок. В качестверегулирующей ступени принимаем двухвенечную ступень, которая обеспечиваетсохранение КПД в широких пределах изменения расхода пара, т.к. турбинапредполагается для работы в теплофикационном режиме.
Для снижениятемпературы в камере регулирующей ступени примерно до 440°С, необходим теплоперепадв регулирующей ступени H0рс=300,0 кДж/кг.
Фиктивнаяизоэнтропийная скорость пара:
/>
где H0рс – располагаемыйтеплоперепад регулирующей ступени.
/>
Окружнаяскорость вращения регулирующей ступени:
u=p´dср´n;Принимаем средний диаметр регулирующей ступени dср=0,95 м.
u=3,14´0,95´50=149 м/с.
Отношениескоростей u/cф=149/775=0,19.
Полученноеотношение скоростей в регулирующей ступени существенно ниже оптимального (u/cф)опт=0,29¸0,275, но увеличение егопри принятом теплоперепаде возможно только за счёт большего диаметра, чтонедопустимо по размерам поковки ротора.
Располагаемыетеплоперепады в решетках ступени определены по принятым значениям степениреактивности в рабочей решётке первого ряда, направляющей и рабочей решёткевторого ряда соответственно: r=0,02, rн=0,04 и r`=0,04:
H0c=(1-r-rн-r`)´H0=(1–0,02–0,04–0,04)´300=270,0 кДж/кг;
H0р=r´H0=0,02´300=6,0 кДж/кг;
H0н=rн´H0=0,04´300=12,0 кДж/кг;
H`0р=r`´H0=0,04 ´300=12,0 кДж/кг.
По этимтеплоперепадам с помощью hs-диаграммы определены давления: за сопловойрешеткой p1=5,60 МПа; за рабочей решёткой первого ряда p2=5,50 МПа; занаправляющей решёткой p`1=5,27 МПа; за рабочей решёткой второго ряда p2=5,05 МПа.
Теоретическаяскорость на выходе из сопловой решетки:
/>
Удельныйобъём за сопловой решёткой из hs-диаграммы v1t=0,0522 м3/кг.
Число Маха:
/>
Так как режимтечения в сопловой решетке околозвуковой, проходная площадь её горловыхсечений:
/>
/>
Принимаемугол выхода потока из сопловой решетки a1=12°. По этому углу и числу M1t=0,98из атласа профилей выбираем профиль сопловой решетки С-90–12Б, рассчитанный наоколозвуковые скорости M1t=0,85¸1,15. Далее определяемпроизведение el1:
и оцениваемоптимальную степень парциальности:
/>
Высотасопловых лопаток:
/>
Хорда профилясопловой решетки выбрана по условиям прочности: b1=60 мм. Тогда числосопловых каналов:
/>
гдеотносительный шаг `t принят близким к оптимальному: похарактеристикам решетки С-90–12Б из атласа профилей `t=0,880. По `t и a1»a1э, также с помощьюатласа находится угол установки профиля в решетке: aу=32°30¢.
Коэффициентскорости сопловой решетки определяется по обобщённым кривым: j=0,965. Уточнениезначения коэффициента скорости при необходимости можно произвести с помощьюатласа профилей по коэффициентам потерь энергии профиля С-90–12Б.
Построимтреугольник скоростей на входе в рабочую решетку: откладываем вектор скоростина выходе из сопловой решётки c1=j´c1t=0,965´735=709 м/с подуглом a1=12° к направлению окружнойскорости u=pdn=149 м/с (приложение 3). Из этого треугольника:относительная скорость на входе в рабочую решетку первого ряда: w1=560 м/си угол направления этой скорости b1=15°.
Проверяемправильность построения треугольника скоростей аналитическим путём:
/>
/>
b1=15°. Расчёт рабочей решеткипервого ряда
Откладываемна hs-диаграмме потери на сопловой решетке и там же находим удельный объём зарабочей решеткой v2t= 0,0537 м3/кг.
Теоретическаяотносительная скорость на выходе из рабочей решетки первого ряда:
/>
Число Маха:
/>
так как a2»a1.
Проходнаяплощадь горловых сечений рабочей решетки первого ряда:
/>
Принимаемперекрышу рабочих лопаток первого ряда D=1.4 мм. Тогдавысота рабочих лопаток:
/>
Угол выхода потока:
/>
По углу b2 ичислу М2tвыбран по атласу профиль рабочей решеткипервого ряда Р-23–14А. Хорда профиля принята b2=60 мм,относительный шаг `t=0,638. Число лопаток в рабочей решетке первого ряда повсей окружности рабочего колеса:
/>
Построим треугольник скоростей на выходе из рабочей решеткипервого ряда: откладываем вектор w2=y´w2t=0,931´575=535 м/с под углом b2=15°19` к направлению, противоположному окружнойскорости u (приложение 3). Из этоготреугольника: вектор скорости с2=390 м/с и угол направленияэтой скорости a2=21°.
Проверяем правильность построения треугольника скоростейаналитическим путём:
/>
/>
a2=21°.
Расчёт направляющей решетки
Откладываем на hs-диаграммепотери в рабочей решетке первого ряда:
/>
и определяем удельный объём на выходе из направляющейрешетки v`1t= 0,0565 м3/кг.
Теоретическая относительная скорость на выходе изнаправляющей решетки ряда:
/>
Число Маха:
/>
Проходная площадь горловых сечений каналов направляющейрешетки:
/>
Принимая перекрышу рабочих лопаток первого ряда D=3,5 мм, определяем высоту направляющихлопаток:
/>
Угол выхода потока:
/>
По углу a`1и числу М`1tвыбран по атласу профиль направляющей лопаткиР-30–21А. Хорда профиля принята bн=50 мм,относительный шаг `t=0,645.
Число каналов направляющей решетки:
/>
Учитывая растекание потока за рабочей решёткой, а такжеизменение расположения струи пара за рабочими лопатками при изменении отношенияскоростей u/cф впеременных режимах работы, принимаем число каналов направляющей решеткиувеличенным на 2 по сравнению с расчётным, т.е. zн=35.Построим треугольник скоростей на выходе из направляющей решетки: откладываемвектор с`1=yн´с`1t=0,941´422=397 м/спод углом a`1=20° к направлению окружной скорости u (приложение 3). Из этого треугольника: вектор скорости w`1=260 м/с и угол направления этой скоростиb`1=31°.
Проверяем правильность построения треугольника скоростейаналитическим путём:
/>
/>
b`1=31°13¢.
Расчёт рабочей решетки второго ряда
Откладываем на hs-диаграммепотери на направляющей решетке:
/>
и там же находим удельный объём за рабочей решеткой v`1t=0,0590 м3/кг.
Теоретическая относительная скорость на выходе из рабочейрешетки второго ряда:
/>
Число Маха:
/>
Проходная площадь горловых сечений рабочей решетки второгоряда:
/>
Принимаем перекрышу рабочих лопаток второго ряда D=4,0 мм. Тогда высота рабочих лопаток:
/>
Угол выхода потока:
/>
По углу b`2и числу М`2tвыбран по атласу профиль рабочей решеткивторого ряда Р-46–29А. Хорда профиля принята b`2=60 мм,относительный шаг `t=0,529.
Число лопаток в рабочей решетке второго ряда по всейокружности рабочего колеса:
/>
Построим треугольник скоростей на выходе из рабочей решеткивторого ряда: откладываем вектор w`2=y`´w`2t=0,951´304=289 м/с под углом b`2=28°3` кнаправлению, противоположному окружной скорости u(приложение 3). Из этого треугольника: вектор скорости с`2=170 м/си угол направления этой скорости a`2=50°.
Проверяем правильность построения треугольника скоростейаналитическим путём:
/>
a`2=52.
Определение относительного лопаточного КПД
Располагаемый теплоперепад от параметров торможения первойнерегулируемой ступени:
/>
Располагаемый теплоперепад сопловой решетки первойнерегулируемой ступени:
/>
Энтальпия пара за сопловой решеткой:
h1I=h0-Hoc=3273,0–29,0=3244,0кДж/кг.
По hs-диаграмменаходим: p1=4,59МПа; v1=0,0657 м3/кг.
Высота рабочей лопатки:
l2=l1+d=47+3=50 мм.
d=6 мм– перекрыша, принимая в зависимости от l1.
Корневой диаметр:
dk=d1-l2=0,844–0,050=0,794 м.
Этот диаметр принимаем постоянным для всех ступеней. Впервом приближении будем считать, что во всех ступенях выбраны одинаковыетеплоперепады и углы.
Средний диаметр последней ступени определяем посоотношению:
l2zd2z=l2d2v2z/v22.
v2z=0,125 м3/кг, удельный объём запоследней ступенью. Определяем приближённо по предварительно построенномупроцессу v22=0,0657 м3/кг.
l2zd2z=0,050´0,844´0,125/0,0657=0,0803.
Высота рабочей лопатки последней ступени:
/>
Диаметр последней ступени:
dz=dk+l2z=0,794+0,091=0,885 м.
Высота сопловой лопатки:
l1z=l2z-d=91–3=88 мм.
d=3 мм.Располагаемый теплоперепад принят одинаковым для всех ступеней, кроме первой:
H02-6=H01´k0=33,7´0,96=32,35 кДж/кг.
к0– коэффициент, соответствующий углу выхода изсопловой решетки.
Средний теплоперепад ступеней:
/>
где z=8-предварительноечисло ступеней в отсеке.
/>
Располагаемый теплоперепад в отсеке:
H0отс=3273–3033=246кДж/кг.
Коэффициент возврата теплоты:
/>
kt=4,8´10-4-для турбин,работающих в области перегретого пара.
hoi=0,82 –предполагаемое КПД отсека.
/>
Число ступеней отсека:
/>
Число ступеней округляется до целого число: z=8.
Располагаемый теплоперепад отсека:
SH0отс=H01+(z-1) H02-6=33,70+(8–1)32,35=260,15 кДж/кг;
Невязка:
DH0=(1+qt) H0отс-SH0отс=(1+0,0186)246,00–260,15=-9,57 кДж/кг.
Эта невязка должна быть распределена между ступенями.
Поправка к теплоперепаду первой ступени:
DH01=DH0´H10/SH0отс=-9,57´33,70/260,15=-1,24кДж/кг.
со 2 по 8 ступени:
DH02-6=DH0´H2-60/SH0отс=-9,57´32,35/260,15=-1,19кДж/кг.
Скорректированный теплоперепад:
1 ступень:
H01=H10+ DH01=33,70–1,24=32,46кДж/кг.
Со 2 по 8 ступень:
H02-6=H2-60+ DH02-6=32,35–1,19=31,16кДж/кг.
Проверка корректировки:
(1+qt) H0отс= H01+(z-1) H0
(1+0,0186) 246=32,46+(8–1) 31,16
250,58=250,58.
Оба значения в пределах точности.
Расчёт сопловой решетки
Начальные параметры пара: p0=5,05МПа; t0=435°C;
Средний диаметр dcр=0,844 м;
Располагаемый теплоперепад Но=32,46 кДж/кг;
Фиктивная изоэнтропийная скорость:
/>
Окружнаяскорость:
u=p´d´n=3,14´0,844´50=132,6 м/с.
Степеньреактивности rк=0,05. Принимаем l2/d2=0,072.
/>
Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:
/>
Энтальпияпара за соплами при адиабатическом течении:
h1t=h0-Hoc=3273–26,94=3252,06кДж/кг.
Из hs-диаграммы p1=4,62 МПа, v1t=0,0654 м3/кг.
Теоретическаяскорость на выходе из сопловой решетки:
/>
Число Маха:
/>
Так как режим течения в сопловой решетке дозвуковой,проходная площадь её горловых сечений:
/>
m1-коэффициентрасхода, m1=0,96 –принимаем предварительно.
Высота сопловой решетки:
/>
Принимаем угол выхода потока из сопловой решетки a1=12°. По этому углу и числу M1t=0,386из атласа профилей выбираем профиль сопловой решетки С-90–12А, рассчитанный надозвуковые скорости M1tдо 0,85.
По характеристике сопловой решетки определяем: `tопт=0,8; b1=80 мм.
Шаг решетки:
t=`tопт´b1=0,8´0,08=0,064 м.
Количество лопаток в сопловых решетках:
/>
Число сопловых лопаток выбирают чётными, т. к.диафрагма, в которой располагаются сопла, состоит из двух половин. Значит z1=42.
Уточним значение относительного шага tотн=0,836.
Действительная скорость на выходе из сопловой решетки:
c1=j´c1t=0,94´232,1=218,2 м/с
/>
Относительная скорость на выходе:
Определяем b1 поформуле:
/>
b1=29°18¢.
Потери энергии на сопловой решетке:
/>
Энтальпия пара за соплами при действительном истечении:
h1=h1t+DHc=3252,06+1,14=3253,20кДж/кг.
Расчёт рабочей решетки
Высота рабочей решетки:
/>
Располагаемый теплоперепад рабочей решетки:
/>
Теоретическая относительная скорость пара на выходе израбочей решётки:
/>
Энтальпия пара за рабочей решёткой при адиабатическомтечении:
h2t=h1-Hор=3253,20–5,52=3247,68 кДж/кг.
Из hs-диаграммы p2=4,53 МПа, v2t=0,0665 м3/кг.
Корневой диаметр:
dk=d1-l2=0,844–0,061=0,783 м.
Этот диаметр принимаем постоянным для всех ступеней отсека.
Принимаем: b2=60 мм.
Выходная площадь:
/>
m2=0,93 –коэффициент расхода.
Угол выхода b2определяем по формуле:
/>
Число Маха:
/>
По углу b2 ичислу М2tвыбран по атласу профиль рабочей решеткипервого ряда Р-23–17А. По характеристике сопловой решетки определяем: `tопт=0,65;b2=60 мм.
Шаг решетки:
t=`tопт´b1=0,65´0,06=0,0390 м.
Количество лопаток в сопловых решетках:
/>
По значению l2определяем коэффициент скорости рабочих решёток: y=0,93.Действительная относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки:
w2=y´w2t=0,93´140,1=130,3 м/с.
Абсолютная скорость пара на выходе из решетки:
/>/> />
Уголнаправления скорости с2:
a2=102°54`.
Определение относительного лопаточного КПД
а) По потерям в ступени:
/>
где Е0– располагаемая энергия ступени, кДж/кг,Е0=Н0-chв.с;
Dhс –потери энергии в сопловой решетке, кДж/кг;
Dhр –потери энергии в рабочей решетке первого ряда, кДж/кг;
Dhв.с -потериэнергии с выходной скоростью, кДж/кг;
/>
Е0=Н0-chв.с=32,46–1´1,06=31,40кДж/кг.
dп=d+l2=0,844+0,061=0,905 м– диаметр по периферии рабочих лопаток;
dэкв=0,06 мм– принимаем постоянным для всех ступеней отсека;
rср=0,170 –степень реактивности для среднего сечения.
m1у — коэффициент расхода, m1у =0,74;
F1y=6,6´10-4м2-площадьзазора уплотнения;
/>m1уF1y/Öz1y=1,4´10-4 м2– причём для всех ступеней отсека принято постоянным.
/>
Потери от утечек через периферийный зазор над лопатками:
/>
dп=d+l2=0,894+0,111=1,005 м– диаметр по периферии рабочих лопаток;
dэкв=0,06 мм– принимаем постоянным для всех ступеней отсека;
Степень реактивности для периферийного сечения:
/>
Находим внутренний относительный КПД:
hoi=0,850–0,00129–0,00189–0,01954=0,827.
Определение внутренней мощности ступени
Использованный теплоперепад ступени:
Hi=E0hoi=32,18´0,827=26,61кДж/кг.
Внутренняя мощность ступени:
Ni=G´Hi =110.54´26,61=2941кВт.
Энтальпия пара в камере за ступенью:
hк=`h0-Hi=3079–26,61=3052,39 кДж/кг.Определение электрическоймощности ЦВД
Внутренняя мощность:
NiЦВД=Niрс+SNiнс;
NiЦВД=22331+2867+2828+2844+2854+2869+2882+2897+2941=45313кВт.
Расчётная электрическая мощность:
турбинадавление реактивность мощность
NэЦВД= NiЦВД´hм´hг;
NэЦВД=45313´0,98´0,98=43518кВт.
Погрешность вычисления:
/>
/>
Небольшое превышение мощности находится в пределах точностирасчёта (погрешность расчёта не превышает 3%).
Списоклитературы
1. Паровые и газовыетурбины / Под ред. А.Г. Костюка и В.В. Фролова. М., 1985.
2. Тепловые и атомныеэлектрические станции: Справочник / Под редакцией В.А. Григорьева и В.М. Зорина.М., 1986.
3. Щегляев А.В. Паровыетурбины. М., 1976.
4. Ривкин С.Л.,Александров А.А. Термодинамические свойства воды и водяного пара. М.,1975.
5. Арсеньев Г.В.,Томаров Г.В. Тепловой расчёт паровой турбины. Методические указанияпо курсовому проектированию. М., 1994.