Введение
Тепловой расчеттурбины выполняется с целью определения основных размеров и характеристикпроточной части: числа и диаметров ступеней, высот их сопловых и рабочихрешеток и типов профилей, к.п.д. ступеней, отдельных цилиндров и турбины вцелом. Тепловой расчет турбины выполняется на заданную мощность, заданныеначальные и конечные параметры пара, число оборотов; при проектировании турбиныс регулируемыми отборами пара, кроме того, на заданные давления и величинуотборов. В данном курсовом проекте произведен тепловой расчет турбиныР-40-130/31.Даны все нужные исходные данные. Целью курсового проектированияявляется закрепление, расширение и углубление теоретических знаний подисциплине “Паровые и газовые турбины”. Курсовой проект включает проведениебольшого объёма расчётных работ, поэтому при его выполнении нужно максимальноиспользовать ЭВМ, что существенно повысит качество проекта.
Паровая турбинаявляется двигателем, в котором потенциальная энергия перегретого парапреобразуется в кинетическую энергию и, затем в механическую энергию вращенияротора.
Для турбин типа Р зарасчетный расход пара принимается расход пара на турбину при режиме номинальноймощности.
1.Основная часть
1.1 Построениерабочего процесса турбины и определение расхода пара на турбину
Процесс расширения начинают строить с состояния пара передстопорным клапаном турбины (рис.1) определяемого начальными параметрами P0, t0. Состояние параперед 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 промперегревомв i-s–диаграмме
Внутренний КПД регулирующей ступени и отдельных частейтурбины принимается по аналитическим зависимостям или по опытным данным,полученным в результате испытаний однотипных турбин.
Для турбин с n = 50сек-1 КПД регулирующей ступени зависит в основном от площадисопловой решётки, пропорциональной объёмному расходу пара.
В турбинах типа Р в качестве регулирующей ступени устанавливают домощности 40 МВт включительно как одновенечные, так и двухвенечные ступени, выше50 МВт – одновенечные. Одновенечные — hорс=95 кДж/кг.
Располагаемый теплоперепад в турбине определяем по формуле:
H0= h0– hк =3490 – 3080= 410 кДж/кг
От точки Ро/ по изоэнтропеоткладывается выбранный тепловой перепад на регулирующую ступень hорс (рис.3.1). Изобара Р2рс, проведенная через точку С конца отрезка hорс, соответствует давлению за регулирующей ступенью. Для того, чтобы наэтой изобаре найти точку начала процесса в нерегулируемых ступенях, необходимоучесть потери в регулирующей ступени.
КПД одновенечной регулирующей ступени можно найти по формуле
/> (1)
где ku/с — коэффициент, учитывающий отклонение отношения скоростей u/сф от оптимальногозначения;
Р0,v0 — давление, Па, и удельный объём, м³/кг, перед сопламирегулирующей 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 kрег– коэффициентрегенерации, учитывающий увеличение расхода пара из-за регенеративных отборов, kрег=1,15…1,30;
Нi–действительный теплоперепад конденсационного потока пара;
ηм, ηг – механический КПДтурбины и КПД электрогенератора, принимаемые для турбин мощностью более 50 МВт,соответственно 0,99 и 0,997;
Dп, Dт – расходы пара на производственные нужды итеплофикацию;
yп, yт – коэффициенты недовыработки мощностипаром промышленного и отопительного отборов.
КПД групп ступеней ЧНД, работающих на перегретом пареКакправило, наибольшее значение имеет КПД ЧСД турбины, где высота лопаток достиглазначительной величины, нет регулирующей ступени и отсутствуют потери энергии отвлажности.
Расход пара на ЦНД:
/>
Т.к. ЦНД выполнен однопоточным, то расход пара на один поток G1 = 118 кг/с.
1.2 Выбор ирасчёт регулирующей ступени
Первая ступень в турбинах с сопловым парораспределениемработает с переменной парциальностью при изменении расхода пара и называетсярегулирующей. В турбинах с дроссельным парораспределением регулирующая ступеньотсутствует.
В качестве регулирующей ступени может быть использованаодновенечная ступень или двухвенечная ступень скорости. Выбор типа регулирующейступени производится с учетом ее влияния на конструкцию и экономичностьтурбины. Использование теплоперепад в одновенечной (80…120 кДж/кг), чтоприводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней и снижению металлоемкости истоимости турбины. При этом уменьшится температура и давление пара переднерегулируемыми ступенями, а это позволит применить более дешевые,низколегированные стали для их изготовления, снизить утечки пара через переднееконцевое 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 наконструкцию, число ступеней и КПД всей турбины, то необходимо стремитьсяспроектировать эту ступень с высоким КПД. Исходными данными для расчетарегулирующей ступени являются частота вращения ротора турбины, расход пара натурбину /> и параметры пара передступенью. В качестве определяющего размера принимают средний диаметр ступени d. Расчет одновенечной регулирующейступени (рис.2) производят в следующей последовательности.
Находят окружную скорость ступени /> ивыбирают степень реактивности ρ на среднем диаметре в пределах 0,03-0,08.Такая величина ρ исключает возможность появления отрицательнойреактивности у корня лопаток на нерасчетных режимах.
/>
Рисунок 2 — Ступень турбины
Большое влияние на характеристики ступени оказываетхарактеристический коэффициент />. Впервом приближении его можно принять равным />,обеспечивающим максимум лопаточного КПД
/>, (3)
/>
где /> — фиктивнаяскорость 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 /> рекомендуетсяпринять меньше оптимального для увеличения теплоперепада на регулирующуюступень.
Фиктивная скорость на выходе из сопловой решетки /> позволяет определитьрасполагаемый теплоперепад, срабатываемый в ступени />.
/>
/>
С учетом принятой степени реактивности ρ находятрасполагаемый теплоперепад в сопловой /> ирабочей /> решетках, а так жетеоретическую скорость пара на выходе из сопел
/> (5)
/>
/>
/>
/>
/>
Отложив найденные теплоперепады в i-s-диаграмме(рис.3) находят давление /> итеоретический удельный объем /> засоплами, что позволяет определить выходную площадь сопловой решетки:
при сверхзвуковой скорости /> длясуживающихся сопел
/> (6)
/>
где: /> - удельный объемпри критическом давлении;
/> -критическая скорость течения
/> - коэффициент расхода, принимаем предварительноравным 0,97, а затем уточняемый по формуле:
/> м/с (7)
/>
Для перегретого пара k=1,3; />.
/>Рисунок 3 — Процесс расширения пара в регулирующей ступени
Задавшисьпредварительно степенью парциальности />,определяют высоту сопловой решетки, которая должна быть больше предельнодопустимой величины
/> (8)
/>м
Длину лопатки можно увеличить уменьшая степень парциальности,угол /> или диаметр ступени. Почислу Маха />, углу /> и табл.1 выбирали профильсопловых решеток, хорду профиля />=50 мм,оптимальный относительный шаг />=0,80 иопределены число сопловых лопаток равно 49.
/>
/>
По геометрическим характеристикам профелей лопаток выбираемпрофиль 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 значениямирасчет можно не повторять.
Строят входнойтреугольник скоростей (рис.4), для чего определяют действительную скорость парана выходе из сопловой решетки
/> (10)
/>
м/с
Из треугольника находят относительную скорость входа пара нарабочую решетку /> и угол еенаправления />
/>/> (11)
/>
/>м/с
Теоретическая относительная скорость выхода пара из рабочейрешетки 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 теоретическийудельный объем пара /> в концеадиабатного расширения на рабочих лопатках.
Предварительно задавшись коэффициентом расхода /> находим выходную площадьрабочей решетки определяем по формуле:
/>
/> (13)
/>
Выбрав суммарную перекрышу /> определяемвысоту рабочей решетки
/>
/>м
Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки находят извыражения
/> (14)
/>
/>
/>=0,38
По геометрическим характеристикам профелей лопаток выбираемпрофиль 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 рабочейрешетки ее основные геометрические характеристики /> иопределяют число лопаток
/>(15)
/>
Уточняем коэффициентрасхода /> и находим скоростнойкоэффициент /> рабочей решетки:
/>/> (16)
/>
/>/>
Производим построениевыходного треугольника скоростей по /> и углу />, найденному по формуле
/>
/>
/>
/>
Из выходного треугольника находят абсолютную скорость выходапара из ступени />, угол еенаправления α2, выбирают профили рабочих лопаток, по формуле:
/>/> (17)
/>
/>0
Потери энергии в рабочей решетке и с выходной скоростью равны:
/>;/>(18)
/>
/>
Откладывая значение /> вi-s — диаграмме, строят действительный процесс расширения пара врабочих лопатках.
Относительный лопаточный КПД /> определимдвумя способами:
/> (19)
/>%
/>/> (20)
/>
где: Е0 –располагаемая энергия ступени, кДж/кг;
/>
/>
χвс – коэффициент использования кинетическойэнергии выходной скорости в последующей ступени, для регулирующей ступени /> = 0.
Для оценки прочностных характеристик рабочих лопаток находимизгибающие напряжения и сравнивают их с допустимыми значениями. Поскольку степеньреактивности в регулирующей ступени не велика, можно ограничиться окружнымусилием:
/> (21)
/>
В этом случае:
/> (22)
/>
где: /> – минимальныймомент сопротивления, определяемый по характеристике профиля. В ступенях спарциальным подводом />=25 МПа.
/>
/>Значения КПД, найденные по формулам (19) и (20) должнысовпадать в пределах точности расчетов.
Мощность на лопатках ступени равна:
/> (23)
/>МВт
Определяютпотери энергии от утечек пара, парциальности и на трение. Относительнаявеличина потерь энергии от утечек пара через диафрагменные и бандажныеуплотнения определяем по формуле:
/> (24)
/>
где :μу– коэффициент расходауплотнения, μ у = 0,9;
dу – диаметр диафрагменного уплотнения, принимаемый по аналогутурбины, dу = 0,5 м;
δ – радиальный зазор в уплотнении, δ ≈ 0,001d у;
z – число гребней уплотнения, в области низкого давлений будет z = 4;
/>
/> м
dб – диаметр бандажного уплотнения,
δэкв – 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 подводомпара:
/>(25)
/>
где: /> - ширина рабочейрешётки, />;
j — число пар концов сопловых сегментов, чаще всего j = 2.
Потери энергии от трения диска о пар определяем по формуле:
/>(26)
/>
где: /> - коэффициенттрения, 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-диаграмменаходят состояние пара за регулирующей ступенью.
/>
/>
/>
1.3 Предварительныйрасчёт нерегулируемых ступеней
Расчёты нерегулируемых ступеней проводят в два этапа. Напервом этапе проектирования определяют число ступеней, основные их размеры,теплоперепады и другие характеристики, по которым в целом оценивается будущаяконструкция турбины. Она удовлетворяет поставленным требованиям, то выполняютдетальный расчёт ступеней, в результате которого определяем окончательныехарактеристики турбины.
Прежде всего, оценивают размеры первой и последнейнерегулируемых ступеней для каждого цилиндра турбины. Диаметр первой ступени ЦНД и ЦСД принимают с учётомконструктивных и технологических соображений, используя размеры изготовленныхтурбин. Высоту сопловых лопаток находим по формуле:
/>(30)
где: /> - удельный объёмв конце адиабатного расширения в сопловой решётке;
u/сф = 0,432; ρ = 0,03; ε =1; /> = 140.
Высота лопаток не должна быть меньше 15…20 мм. Диаметрпоследней ступени турбины находят из уравнения неразрывности для выходногосечения рабочей решётки определим по формуле:
/> (31)
где: /> -расход пара через последнюю ступень турбины с количеством выхлопов вконденсатор zвыхл будет равна 1.
/> - отношение среднего диаметра к высоте рабочихлопаток, для турбин малой мощности, который равен Θ = 7;
vz- удельный объём пара на выходе изпоследней ступени;
hвс — потери энергии с выходной скоростью, принимаемые дляконденсационных турбин равен 20 кДж/кг.
В цилиндрах высокого, а иногда и среднего давления, частопринимают постоянным корневой диаметр dк. Этопозволяет обеспечить унификацию хвостовых креплений лопаток, постоянстводиаметров обточки дисков, а также размеров канавок в дисках, протачиваемых длякрепления лопаток. Эти ступени имеют приблизительно одинаковые профили, u/сф, ρ, чтоудешевляет их изготовление. В этом случае диаметр ступени равен d1= dк+ l1, а последней dz= dк + lz. Высота лопаток последней ступени определим по формуле:
d1=0,85м
lz = d z -dк =1,4-0,816=0,584м
dz = dк + lz=0,816+0,584=1,4м
dк = d1 — l1=0,85-0,034=0,816м
Размерыпервой и последней ступеней характеризует степень раскрытия проточной частитурбины, то есть изменение её диаметров. Нужно стремиться обеспечить плавностьизменения диаметров вдоль проточной части, что особенно трудно выполнить припроектировании ЦНД конденсационных турбин. Определение числа ступеней турбины иразбивку теплоперепадов по ступеням производят графоаналитическим методом. ВЧНД это отношение увеличиваем от ступени к ступени, достигая в последнихступенях хф = 0,7.
/>
Рисунок 5 — Диаграммадля определения числа ступеней
Располагаемый теплоперепад ступени по параметрам торможенияопределяем по формуле
/>(32)
/> кДж/кг
Поэтому:
/>. (33)
/> кДж/кг
Далее отрезок а разбивают на 8 равных участков и вкаждом из них определяют теплоперепад. Находим средний теплоперепад и числоступеней:
/>, (34)
/> кДж/кг
/>, (35)
/>
где: m –число участков. равно 7;
Н0н – располагаемый теплоперепад нерегулируемыхступеней;
α – коэффициент возврата тепла, определяемый изсоотношения.
/>(36)
/>
kт = 4,8·10-4 – коэффициент, учитывающий состояниепара.
Полученное число ступеней z округляем до целого числа, делят отрезок а диаграммы на числоступеней и определяем теплоперепады каждой ступени. Сумма теплоперепадов должнабыть равна величине />. Это равенство вкурсовом проекте соблюдается. Полученные теплоперепады наносим на процессрасширения в i-s-диаграмме (графический рисунок -1).
1.4 Полный расчет ступеней турбины
Детальный расчет промежуточных ступеней необходимо выполнятьна ЭВМ, программе TermCalc of the Turbine 1.6. И рассчитаем эти параметры:расход пара D, параметры пара перед ступенью: давлениеР0, МПа; температура (сухость) t0(x0), энтальпия i0,кинетическая энергия на входе в ступень />,давление торможения перед ступенью />,располагаемый теплоперепад от параметров торможения />,располагаемый теплоперепад от статических параметров />, средний диаметр d1, d2, окружная скорость u1, u2, отношение скоростей u/сф, средняя степеньреактивности ρ, располагаемый теплоперепад в решетке h0с, h0р, параметры пара за решетками, числа Маха М1t, M2t, коэффициент расхода μ1, μ2,площадь решетки F1, F2, 10-4 м2,эффективный угол выхода α1Э, β2Э, высотарешетки l1, l2, 10-3 м, относительнаявысота решетки l1/b1, l2/b2, относительный диаметр d2/l2, коэффициент скорости φ,ψ, скорость выхода потока из решетки с1, w2, м/с, относительная скорость на входе в рабочуюрешетку и абсолютная скорость на выходе из нее w1, с2, углы направления скоростей β1,α2, потери энергии в решетке />,потери энергии с выходной скоростью />,располагаемая энергия ступени />,относительный лопаточный КПД ηол, использованный теплоперепад hi, внутренняя мощность Ni, энтальпия пара за отсеком i2z, кДж/кг.
Далее приведены результаты расчета ступеней:
/>
Рисунок 1- Детальный расчет 1-ой ступени ЦНД
/>
Рисунок 2- Детальный расчет 2-ой ступени ЦНД
/>
Рисунок 3- Детальный расчет 3-ой ступени ЦНД
/>
Рисунок 4- Детальный расчет 4-ой ступени ЦНД
/>
Рисунок 5- Детальный расчет 5-ой ступени ЦНД
/>
Рисунок 6- Детальный расчет 6-ой ступени ЦНД
/>
Рисунок 7- Детальный расчет 7-ой ступени ЦНД
/>
Рисунок 8- Детальный расчет 8-ой ступени ЦНД
Заключение
В заключении, курсовой проект по дисциплине «Паровые и газовые турбины» потеме: «Тепловой расчет паровой турбины» успешно завершен.
Порядок выполнения курсового проекта, построение рабочегопроцесса турбины Р-40-130/31 и определение расхода пара на турбину, выбор ирасчёт регулирующей ступени, предварительный расчёт нерегулируемых ступеней,полный расчет ступеней турбины с использованием программы TermCalc of theTurbine 1.6. Курсовой проект выполнен в следующей последовательности: выбранапринципиальная тепловая схема турбинной установки, построен в i-s-диаграмме приближённый процесс расширения пара в турбине,произведен расчёт расхода пара на турбину, выбраны тип регулирующей ступени ипроизвести её расчёт при оптимальном отношении u/с, выполнен предварительный расчёт первой и последнейнерегулируемых ступеней заданной части турбины.
Турбина Р-40-130/31 состоит из одной регулируемой ступени и 8нерегулируемых ступеней ЦНД. Проведен полный тепловой расчет регулируемых и нерегулируемых ступеней.
Список использованной литературы
1. Методическоеуказание к курсовому проекту. «По дисциплинеПаровые и газовые турбины».- Астана, 2010.-26 с.
2. ЩегляевА.В. Паровые турбины. – М.: Энергия, 1976. – 357 с.
3.ТрухнийА.Д. Стационарные паровые турбины. – М.: Энергоатомиздат, 1990. – 640 с.
4. БененсонЕ.И., Иоффе Л.С. Теплофикационные паровые турбины. – М.: Энергоатомиздат, 1986.– 272 с.
5. ЛеонковА.М. Паровые и газовые турбины. Курсовое проектирование. – Минск: Высшая школа,1986. – 182 с.
6. СемёновА.С., Шевченко А.М. Тепловой расчёт паровой турбины. – Киев: Высшая школа,1975. – 208 с.
7.АбрамовВ.И., Филиппов Г.А., Фролов В.В. Тепловой расчёт турбин. – М.: Машиностроение,1974. – 184 с.
8. Паровые игазовые турбины. Сборник задач. Учебное пособие для вузов. Под ред.Трояновского Б.М., Самойловича Г.С. – М.: Энергоатомиздат, 1987. – 240 с.