Расчёт турбины К-2000-300

Министерство образования Республики Беларусь.

Белорусский национальный технический университет.

Энергетический факультет.

Кафедра «Тепловые электрические станции».

Курсовой проект.

По дисциплине: «Турбины ТЭС и АЭС».

Тема: «Расчёт турбины К-2000;300».

Исполнитель: студент гр. 106 413.

Трояновский П.В.

Руководитель: Нерезько А.В.

Минск 2007.

1. Расчёт тепловой схемы энергоблока.

2. Последовательность и алгоритм расчета турбинной ступени.

3. Расчёт регулирующей ступени.

4. Определение числа ступеней ЦВД турбины за регулирующей ступенью.

5. Расчет ступеней ЦВД на ЭВМ.

6. Сводная таблица теплового расчета ЦВД турбины К-2000;300.

7. Расчет на прочность.

8. Спецзадание. Переменные режимы работы турбины.

Заключение

.

Приложение.

Спецификация.

Современная энергетика основывается на централизованной выработке электроэнергии. Установленные на электростанциях генераторы в подавляющем большинстве имеют привод от паровых турбин.

Таким образом, паровая турбина является основным типом двигателя на современной тепловой электростанции, в том числе на атомной.

Обладая большой быстроходностью, паровая турбина отличается малыми размерами и массой и может быть построена на большую единичную мощность. Вместе с тем у данного типа турбин достигнута высокая экономичность работы. Это главным образом и определило широкое распространение паровых турбин в современной энергетике.

К недостаткам её стоит отнести невысокую маневренность, долгий пуск и набор мощности, что стоит препятствием для эффективного и экономичного использования паровых турбин для покрытия пиковой части графика потребления электроэнергии.

1. Расчёт тепловой схемы энергоблока.

Таблица параметров пара в отборах турбины [Согласно 1].

Схема расширения пара в турбине К-2000;300.

Турбина К-2000;300 имеет 9 регенеративных отборов пара. Конденсат турбины подогревается в 5 ПНД. После деаэратора питательная вода питательным насосом, приводимым в движение турбоприводом, прокачивается через 3 линии ПВД по 2 подогревателя в каждой линии.

Все ПВД и ПНД имеют встроенные пароохладители и охладители дренажа греющего пара.

Питательная установка имеет конденсационный турбопривод, питаемый паром из линии СПП (после промперегрева). Пар, отработавший в турбоприводе, конденсационным насосом направляется в конденсатор, а затем в основной конденсатор.

Дренажи ПВД каскадно сливаются в деаэратор.

Определение доли расхода пара на подогреватели:

а) температурный напор в ПВД равен 0.

б) дренаж в состоянии насыщения в) температурный напор в ПНД равен 0.

ПВД-8.

Составим тепловой баланс:

Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1].

ата; ;

ата; ;

;

ПВД-7.

Составим тепловой баланс:

Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1].

ата; ;

ата; ;

;

ПВД-6.

Составим тепловой баланс:

Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1].

ата; ;

ата; ;

;

Деаэратор

; ;

Принимаем Р=50 ата, тогда. [4].

ПНД5-ПНД4.

;;; ;

; ;

ПНД3-ПНД2.

;;; ;

; ;

ПНД-1.

Составим тепловой баланс:

Потери пара от турбины к подогревателю принимаем 5%. [1].

ата;; ;

ата;; ;

Турбопривод питательного насоса.

ата; ;;

ата; ;;

[4].

Определение расхода пара на турбину.

[1].

=2 000 000/[3456,3−3162+(1−0,118)(3641,6−3221,4)+(0,882;

0,094)(3679,4−3250,5)+(0,788−0,015)(3250,5−3170,3)+(0,773−0,065;

0,062)(3170,3−3023,3)+(0,646−0,024)(3023,3−2904,3)+(0,622;

0,031)(2904,3−2774,5)+(0,591−0,031)(2774,5−2661,4)+(0,56−0,034)(2661,4;

2618,4)+(0,526−0,033)(2618,4−2403,8)]=1353 кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с.

кг/с [1].

Мощность, полученная на всех потоках пара.

=[(3456,3−3162)1353+(3641,6−3225,4)(1353−159,65)+(3679,4;

3250,5)(1193,35−127,18)+(3250,5−3170,3)(1066,17−20,3)+(3170,3;

3023,3)(1045,87−171,83)+(3023,3−2904,3)(874,04−32,47)+(2904,3;

2774,5)(841,57−41,94)+(2774,5−2661,4)(799,63−41,94)+(2661,4;

2618,4)(757,69−46)+(2618,4−2403,8)(711,69−44,65)]=2002,54 МВт Таблица параметров пара в отборах турбины.

2. Последовательность и алгоритм расчета турбинной ступени.

Исходные данные для проектирования ступени турбины следующие:

— расход пара G, кг/с;

— частота вращения ротора турбины n, ;

— давление пара на входе в сопловой аппарат, МПа;

— давление пара после рабочего колеса, МПа;

— температура пара на входе в сопловой аппарат.

Эти исходные данные получены в результате выбора (предварительного) числа ступеней или разбивки теплового перепада по ступеням турбины. Приведем алгоритм расчета ступени турбины:

1.Параметры пара перед турбиной определяются по таблицам [5], определяются значения пара на входе в ступень: теплосодержание энтропию удельный объем и.т.д.

2.Энтальпия пара за ступенью на адиабате () определяются по давлению за ней () и энтропии на входе ().

3. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень (i ₀) уточняется по величине входной скорости (с₀) в нее: для первой ступени цилиндра турбины или первой ступени за камерами регулирующей ступени и регулируемого отбора с₀ = 0; для остальных (промежуточных) ступеней турбины с₀ = с₂, где с₂ — скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении; есть особенности со ступенями после регенеративных отборов, но они рассматриваются ниже.

4. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется от параметров торможения как:

5. Фиктивная скорость ступени рассчитывается как.

6. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при оптимальном (расчетном) режиме определяется из условия.

.

где для ступеней ЧВД паровых турбин = 0,48 — 0,50, а для ступеней ЧСД = 0,50 — 0,52.

7. Средний диаметр ступени рассчитывается с помощью выражения.

.

8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки определяется как.

.

где степень реактивности ступени () выбирается из расчета более 10% для активной ступени (на среднем диаметре).

9. Энтальпия пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении (i_1t) определяется из выражения.

.

10. Параметры пара за сопловой решеткой могут быть определены с помощью hsдиаграммы или расчетным путем по величине энтропии s₀ и энтальпии i_1t. Находим давление и удельный объем пара за сопловой решеткой при изоэнтропийном расширении как:

.

11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки может быть определена из выражения:

.

12. Режим течения пара в сопловой решетке определяется значением числа Маха. Скорость звука при этом a₁, а число Маха. Если режим дозвуковой, то определяем выходную площадь сопловой решетки из выражения:

.

где — принимаем предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решетки.

13. Высота лопаток сопловой решетки определится из уравнения неразрывности:

.

14. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа (₀) (обычно ₀ = 90⁰) и выхода потока пара (газа) из нее (₁) (для активной ступени величина ₁ = 9−14⁰), а так же с учетом числа ().

15. Количество сопловых лопаток в решетке может быть определено с учетом принятой хорды решетки (b₁) и величины оптимального относительного шага для нее (для реактивной решетки, которой является сопловая решетка):

.

16. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой () рассчитывается из выражения с использованием определенной по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней — (Н с/м²), как:

.

17. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решетки рассчитываются как:

.

18. Коэффициент расхода для сопловой решетки уточняется по зависимости.

.

Уточненное здесь значение коэффициента расхода () сравнивается с ранее принятым в расчетах. Если их значения близки, расчет продолжается дальше, если же нет, то необходимо вернуться в начало к п. 12 и уточнить приведенные выше расчеты с использованием рассчитанной величины .

Потери энергии в сопловой решетке определяются как сумма профильных потерь энергии, концевых и поправок к ним на числа Рейнольдса, Маха, веерность решетки, угол входа потока в нее и конусность проточной части. Причем профильные потери рассчитываются как сумма потерь на трение в пограничном слое, кромочных и волновых (при числе Маха больше единицы).

19. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля определяются из выражения:

.

где _1эф = ₁ в первом приближении.

20. Коэффициент кромочных потерь энергии определяется толщиной выходной кромки (), приняв величину которой найдем ее относительную толщину из соотношения:

.

а затем определим величину этого коэффициента как.

.

21. Коэффициент концевых потерь энергии в решетке определится по формуле Трояновского Б.М.

.

22. Поправка на дополнительные потери в решетке обусловленные конусностью () ее проточной части (ПЧ). Может быть оценена с помощью выражения:

.

где, в свою очередь, - наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.

23. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха (для сужающихся решеток) определится из выражения.

.

а на число Рейнольдса как:

.

24. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на веерность (_с = d_ср / l₁) может быть определена как:

.

25. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решетку профилей от оптимального направления (для сопловой решетки обычно — ₀^опт = 90⁰) может быть рассчитана по формуле:

_вх^сопл = 0,3(1 + b₁/2l₁)[sin _1эф sin (₀ —₀^опт)/ sin₀ sin₀^опт] ².

26. Коэффициент потерь энергии для сопловой решетки с учетом всех поправок определится как:

+_вх + .

27. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки (с₁) определяется через рассчитанный коэффициент потерь энергии для нее. Достаточно воспользоваться соотношением для определения коэффициента скорости — :

с_{1 =} с_1t .

28. Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический) рассчитывается как:

Его величина, в свою очередь, позволяет рассчитать осевую и окружную составляющие абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:

и.

29. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки может быть рассчитана с использованием теоремы для косоугольных треугольников.

.

30. Угол входа потока в рабочую решетку турбинной ступени в относительном движении может быть определен так же с использованием соотношений тригонометрии как:

₁ = аrсtq (с_1a / (с_1u — u)).

31. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке определяется из соотношения:

^..

Ее величина позволяет получить параметры потока рабочего тела за сопловой решеткой и уточнить величину располагаемого теплового перепада на рабочую решетку (h_0р).

32. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки (фактически предваряет расчет рабочей решетки ступени) может быть определена из выражения:

.

33. Число Маха () рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней и преследует цель определить режим течения в рабочей решетке (доили сверхзвуковой) и через это выбрать необходимый профиль этой решетки:

.

34. Высота рабочей решетки практически предопределена высотой сопловой решетки, так как связь между ними определяется соотношением:

.

35. Выходная площадь рабочей решетки определяется с использованием уравнения неразрывности для нее. Для чего в первом приближении принимаем коэффициент расхода [1].

.

36. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении определяется как:

37. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду ее профиля как b₂ b₁ / 2 :

.

38. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решетки -, для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решеткой. За критерий для рабочей решетки принимается угол поворота потока в ее канале. Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале вычисляется по формуле:

на число Рейнольдса по формуле, где, а на число Маха по формуле, где M_{w2t =} w_2t / a_2t .

С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки рассчитывается как:

₂ = 0,965 — 0,01 b₂ / l₂ + _M — _Re +.

Если принятое в п. 36 значение и полученное при уточняющем расчете значения совпадают или близкие по значению, то расчет продолжается, если расхождение между ними значительное, то необходимо уточнить расчет начиная с п. 36.

39. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (₁) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара (газа) из нее (_2эф), а так же с учетом числа ().

40. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу что и сопловой, то есть на начальном этапе рассчитывается процесс истечения пара (газа) из нее. Потери в решетках турбинных ступеней определяются углом поворота потока в их канале. Этот угол — один из существенных факторов определяющих величину потерь в них. В «активных» решетках образующих слабо конфузорные каналы рабочих решеток он определяет величины обеих слагаемых основных потерь — профильных и концевых (практически все турбины активного типа). По этой причине аппроксимация формул для определения этих потерь выполнена по этому углу. Для рабочей решетки значение угла поворота потока в ее канале () определено выше (п. 39).

41. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей могут быть рассчитаны как:

.

42. Кромочные потери энергии являются второй слагаемой профильных потерь. Приняв толщину выходных кромок решеток рабочих лопаток _кр, по известной величине хорды b₂ для значения оптимального относительного шага t₂ рассчитывается относительная толщина выходной кромки из выражения.

и определяется величина кромочных потерь как:

43. Волновые потери энергии — третья составляющая профильных потерь в турбинных решетках. Влияние скорости потока на дополнительные потери энергии в турбинных решетках (сжимаемость) начинает проявляться при значениях чисел Маха М 0,6. Резкий рост волновых потерь энергии в турбинных решетках начинает проявляться при М 1. С этой величины (М = 1) и следует учитывать увеличение потерь энергии в турбинных решетках по формуле:

где, для рабочей решетки, число Маха вычислялось выше (п.39).

44. Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей решетке определяется из выражения:

Затем определяются поправки к коэффициенту потерь на веерность решетки, на фактические числа Рейнольдса и Маха, а так же на отклонение угла входа потока в решетку от оптимального направления (на угол атаки).

45. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке может быть рассчитана с использованием выражения:

.

где ₂ = l₂ / d_ср.

46. Поправка к потерям на число Рейнольдса рассчитывается как:

47. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему (предельный вариант, так как при «дозвуке» волновые потери отсутствуют, при «сверхзвуке» их следует учитывать) определится как:

.

По определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке () рассчитывается коэффициент скорости для нее () из выражения:

.

48. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:

.

49. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки, соответственно, определится как:

.

50. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из косоугольного треугольника по теореме косинусов.

.

51. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же с использованием тригонометрии:

.

52. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:

.

53. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

.

54. Располагаемая энергия ступени рассчитывается по формуле:

,.

где _{вс -} коэффициент использования выходной скорости ступени.

55. Удельная работа на лопатках турбины рассчитывается через соответствующие величины абсолютных потерь энергии в ступени:

-(1-_вс)H_вс.

56. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени осуществляется на основе соотношения:

57. Мощность на лопатках колеса турбины определяется из выражения:

.

58. Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается двумя методами: через потери и значения скоростей потока с привлечением зависимостей:

_ол = 1 — _с — _р — _вс.

з_ол = u (c₁ cosб₁ + с₂ cosб₂) / Е₀.

з_ол = u (w₁ cosв₁ + w₂ cos в₂) / Е₀ .

Это позволяет осуществить проверку правильности выполненных расчетов. Расхождение в значениях лопаточного КПД определенного двумя методами не должно превышать погрешность расчетов (5%).

59. Расчет потерь на трение диска, конических поверхностей и бандажа турбинной ступени сводится к расчету соответствующих коэффициентов потерь энергии. Первый в этом ряду коэффициент потерь энергии на трение диска колеса определяется из выражения:

.

Потери трения на свободных конических и цилиндрических поверхностях ротора определяется с учетом суммарной ширины таких поверхностей из выражения:

,.

а потери трения от лопаточного бандажа могут быть оценены в зависимости от суммарной ширины бандажа в ступени с использованием выражения.

_,.

где и — cоответственно, диаметр и ширина бандажа. Тогда суммарная величина коэффициента потерь трения в турбинной ступени составит:

60. Потери от утечек пара (газа) в свою очередь могут быть рассчитаны как:

_ут = d _{упл экв} (_п / 1 — _ср)^{1/ 2} _ол / F₁ ,.

где = 3,14; d _упл — диаметр вала под уплотнениями; _экв — величина эквивалентного зазора рассчитывается по отдельным формулам для конкретных типов уплотнений [2]; _п и _ср — значения степени реактивности у периферии и на среднем диаметре ступени; _ол — величина лопаточного КПД; F₁ — сечение сопловой решетки.

61. Потери от парциальности учитываются в ступенях с неполным (по кольцу соплового аппарата) подводом пара. Ступени с парциальным подводом рабочего тела присущи турбинам малой мощности, у которых для увеличения длины лопаток, выполняют парциальный подвод пара (газа). Регулирующая ступень (РС) турбин с сопловым парораспределением так же имеет парциальность. Парциальность РС обусловлена конструкцией ее соплового аппарата (сопловые коробки со стенками по кольцу и технологические зазоры между коробками необходимые для приварки их к корпусу). Потери энергии от парциальности обусловлены двумя причинами. Вентиляционным эффектом в каналах вне зоны активного потока и нарушением характеристик рабочего потока на краях дуг его подвода. В общем случае принято первую слагаемую (вентиляционную) рассчитывать по формуле:

_вент = 0,065(1 — е — 0,5 е_кож) / е (sin _1эф) x_ф³ m,.

где е, е_кож, m, — соответственно, степень парциальности, часть окружности закрытая защитным кожухом и число венцов ступени,.

x_ф = u / C_ф, а вторую слагаемую (сегментную) принято определять как:

_сегм = 0,25 x_{ф ол} i (B_j l_j) / F₁,.

где B_j, l_j, F₁, _ол — соответственно, ширина и высота рабочих лопаток j венца, площадь всех сопловых каналов через которые течет пар в ступени и лопаточный КПД ступени, а i — число групп сопел между которыми имеется разрыв.

Величина потерь от парциальности определяется как сумма обеих слагаемых, то есть:

_парц = _вент + _сегм.

62. Потери от влажности пара учитываются в ступенях работающих на влажном паре. К таким ступеням относятся последние ступени конденсационных паровых турбин ТЭС и основная часть ступеней влажно паровых турбин АЭС. Расчет этих потерь может быть выполнен с использованием формулы МЭИ:

_вл = 2 x_ф (0,9 у₀ + 0,35 (у₂ — у₀)),.

где у₀ и у₂ — соответственно, значение влажности пара на политропе перед и за ступенью.

Для последних ступеней мощных конденсационных паровых турбин, как показали исследования ВТИ, распределение влажности пара вдоль радиуса отличается от традиционно устоявшегося — с пиком значений влажности пара в периферийных сечениях ступени. Пик величины влажности для таких ступеней смещается от периферии на радиус примерно 0,75 l₂, где l₂ — длина рабочей лопатки ступени. Потери от влажности в таких ступенях более надежно могут быть определены по формуле В. П. Лагуна:

_вл = а (у₀ + у₂) / 2,.

при этом — а = 0,35 — 0,40.

63. Относительный внутренний КПД турбинной ступени (_оi) определяется на заключительной стадии ее расчета. По величине суммарных потерь в ступени (основных и дополнительных) рассчитывается ее относительный внутренний КПД (_оi):

.

64. Внутренняя мощность турбинной ступени (N_i) или мощность на валу определяется как:

N_i = h_{0 oi},.

где h₀— тепловой перепад ступени по полным параметрам (параметрам торможения).

65. Абсолютные величины потерь в ступени определяются через значения относительных их величин из выражения:

.

где H_j, _j и h₀, соответственно, величина абсолютной и относительной j — й потери и тепловой перепад ступени от параметров торможения потока.

3. Расчёт регулирующей ступени.

Параметры пара перед турбиной:

;;; ;

;

Принимаем:

;;; [1].

1. Располагаемый теплоперепад.

2. Фиктивная скорость.

3. Окружная скорость.

4. Средний диаметр:

5. Располагаемый теплоперепад:

6. Энтальпия пара за сопловой решеткой:

7. Параметры пара за сопловой решеткой: р_1t=209 ата.

v_1t=0,152 749.

8. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

9. Режим течения пара в сопловой решетке:

— дозвуковой режим.

Площадь сопловой решетки:

10. Высота лопатки сопловой решетки:

11. Принимаем профиль сопловой лопатки С-90−12А с b₁=6,25 см [1].

12. Количество сопловых лопаток:

13. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой:

14. Поправки на числа Рейнольдса:

15. Коэффициент расхода для сопловой решетки:

16. Потери на трение в пограничном слое:

17. Коэффициент кромочных потерь:

18. Коэффициент концевых потерь:

19. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха:

20. Поправка к коэффициенту потерь энергии на верность:

.

21. Коэффициент потерь для сопловой решетки:

22. Фактическая величина скорости потока из сопловой решетки:

м/с.

23. Угол выхода потока из сопел в абсолютном движении:

24. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки:

25. Угол входа потока в рабочую решетку в относительном движении:

Входной треугольник скоростей регулирующей ступени:

26. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

27. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки:

28. Число Маха:

29. Высота рабочей решетки:

30. Выходная площадь рабочей решетки:

31. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:

32. Хорда профиля:

Выбираем профиль Р-30−21А [1].

Количество лопаток:

33. Уточним значение величины коэффициента расхода рабочей решетки:

34. Потери на трение в пограничном слое:

35. Кромочные потери:

36. Концевые потери:

37. Поправка на веерность:

38. Поправка к потерям на число Рейнольдса:

39. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке:

40. Угол выхода из рабочей решетки в относительном движении:

м/с.

41. Осевая и окружная составляющие относительной скорости:

42. Скорость выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:

43. Угол выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:

44. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:

45. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

46. Располагаемая энергия ступени:

47. Относительный лопаточный КПД:

Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени:

энергоблок турбина регулирующий ступень.

48. Потери на трение:

49. Потери с утечками:

Потери с утечками в диафрагмах:

[2].

50. Внутренний относительный КПД:

51. Мощность ступени:

4. Определение числа ступеней ЦВД турбины за регулирующей ступенью.

Теплоперепад на оставшиеся ступени ЦВД после регулирующей ступени:

Принимаем теплоперепад на первую ступень отсека:

[1].

Степень реактивности:

Средний диаметр первой ступени:

[1].

Высота сопловой лопатки:

[1].

[1].

[1].

[1].

Отметаемая площадь первой ступени:

[1].

[1].

[1].

[1].

Коэффициент возврата теплоты:

[1].

Фактическое количество ступеней ЦВД:

[1].

Вспомогательная диаграмма:

5. Расчет ступеней ЦВД на ЭВМ.

1-ая ступень:

Расход пара G, кг/с 1353.000.

Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 97.516.

Частота вращения n, с^-1 50.000.

Средний диаметр dcp, м 1.048.

Окружная скорость u, м/с 164.641.

Фиктивная скорость Сф, м/с 336.002.

Степень реактивности 0.100.

Коэффициент использования выходной скорости 0.975.

Отношение скоростей U/CФ 0.490.

Параметры пара перед ступенью:

давление Ро, МПа 19.906.

удельный объём Vo, м³/кг 0.016.

температура to, C 531.936.

степень сухости Хо 1.0.

энтальпия io, кДж/кг 3342.000.

энтропия so, кДж/(кг*К) 6.275.

Параметры пара после ступени (адиабатические):

давление Р, МПа 16.618.

удельный объём V, м³/кг 0.018.

температура t, C 499.117.

степень сухости Х 1.0.

энтальпия i, кДж/кг 3285.600.

энтропия s, кДж/(кг*К) 6.275.

Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, кДж/кг 56.449.

Изоинтропный теплоперепад в сопловой решётке Нос, кДж/кг 50.804.

Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):

давление Р1t, МПа 16.926.

удельный объём V1t, м³/кг 0.018.

температура t1t, C 502.403.

степень сухости Х1t 1.0.

энтальпия i1t, кДж/кг 3291.245.

энтропия s1t, кДж/(кг*К) 6.275.

Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 318.760.

Число Маха М1 0.540.

Коэффициент расхода 0.980.

Выходная площадь сопловой решётки F1, м² 0.7 862.

Высота сопловых лопаток l1, м 0.099.

Веерность сопловой решётки d/l1 10.620.

Число лопаток Z1 104.

Относительный шаг сопловой решётки t1 0.763.

Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.042.

Потери в сопловой решётке 0.044.

трение 0.0434.

кромочные -0.0052.

концевые 0.0064.

Маха -0.0038.

Рейнольдса 0.0002.

веерность 0.0026.

Коэффициент скорости сопловой решётки 0.978.

Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 311.735.

Эффективный угол выхода a1эф, 14.000.

Реальный угол выхода a1, 14.035.

Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 157.165.

Реальный угол выхода be1, 28.752.

Абсолютные потери в сопловой решётке dHc, кДж/кг 2.215.

Параметры пара после сопловой решётки (реальные):

давление Р1, МПа 16.926.

удельный объём V1, м³/кг 0.018.

температура t1, C 503.143.

степень сухости Х1 1.0.

энтальпия i1, кДж/кг 3293.459.

энтропия s1, кДж/(кг*К) 6.278.

Изоинтропный теплоперепад в рабоч решётке Нор, кДж/кг 5.721.

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 190.112.

Число Маха М2 0.322.

Коэффициент расхода 0.951.

Выходная площадь рабочий решётки F2, м² 0.13 807.

Высота рабочих лопаток l2, м 0.101.

Веерность рабочей решётки d/l2 10.409.

Число лопаток Z2 264.

Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600.

Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.021.

Потери в рабочей решётке 0.085.

трение 0.0775.

кромочные -0.0005.

концевые 0.0051.

Маха -0.0025.

Рейнольдса 0.0005.

веерность 0.0053.

Коэффициент скорости рабочей решётки 0.956.

Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки W1, м/с 157.165.

Эффективный угол выхода be2эф, 24.610.

Реальный угол выхода W1 be2, 24.461.

Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 75.289.

Реальный угол выхода C2 a2, 89.351.

Абсолютные потери в рабочей решётке dHp, кДж/кг 1.543.

Параметры пара после рабочей решётки (реальные):

давление Р2, МПа 16.618.

удельный объём V2, м³/кг 0.018.

температура t2, C 500.349.

степень сухости Х2 1.0.

энтальпия i2, кДж/кг 3289.282.

энтропия s2, кДж/(кг*К) 6.280.

Располагаемая энергия ступени Ео, кДж/кг 53.685.

Потери с выходной скоростью dНвс, кДж/кг 0.001.

Относительный лопаточный КПД:

по формуле 1 0.934.

по формуле 2 0.930.

по формуле 3 0.930.

по формуле 4 0.929.

по формуле 5 0.929.

Удельная работа ступени Lu, кДж/кг 49.933.

Мощность ступени Nu, кВт 67 559.094.

2-ая ступень:

Расход пара G, кг/с 1353.000.

Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 75.289.

Частота вращения n, с^-1 50.000.

Средний диаметр dcp, м 1.069.

Окружная скорость u, м/с 167.985.

Фиктивная скорость Сф, м/с 335.969.

Степень реактивности 0.140.

Коэффициент использования выходной скорости 0.975.

Отношение скоростей U/CФ 0.500.

Параметры пара перед ступенью:

давление Ро, МПа 16.608.

удельный объём Vo, м³/кг 0.018.

температура to, C 500.304.

степень сухости Хо 1.0.

энтальпия io, кДж/кг 3289.282.

энтропия so, кДж/(кг*К) 6.280.

Параметры пара после ступени (адиабатические):

давление Р, МПа 13.767.

удельный объём V, м³/кг 0.021.

температура t, C 467.521.

степень сухости Х 1.0.

энтальпия i, кДж/кг 3232.882.

энтропия s, кДж/(кг*К) 6.280.

Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, кДж/кг 56.438.

Изоинтропный теплоперепад в сопловой решётке Нос, кДж/кг 48.536.

Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):

давление Р1t, МПа 14.140.

удельный объём V1t, м³/кг 0.021.

температура t1t, C 472.113.

степень сухости Х1t 1.0.

энтальпия i1t, кДж/кг 3240.783.

энтропия s1t, кДж/(кг*К) 6.280.

Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 311.565.

Число Маха М1 0.537.

Коэффициент расхода 0.980.

Выходная площадь сопловой решётки F1, м² 0.9 276.

Высота сопловых лопаток l1, м 0.114.

Веерность сопловой решётки d/l1 9.371.

Число лопаток Z1 78.

Относительный шаг сопловой решётки t1 0.756.

Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.057.

Потери в сопловой решётке 0.042.

трение 0.0434.

кромочные -0.0078.

концевые 0.0076.

Маха -0.0038.

Рейнольдса 0.0002.

веерность 0.0029.

Коэффициент скорости сопловой решётки 0.979.

Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 304.877.

Эффективный угол выхода a1эф, 14.000.

Реальный угол выхода a1, 14.028.

Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 147.629.

Реальный угол выхода be1, 30.039.

Абсолютные потери в сопловой решётке dHc, кДж/кг 2.061.

Параметры пара после сопловой решётки (реальные):

давление Р1, МПа 14.140.

удельный объём V1, м³/кг 0.021.

температура t1, C 472.808.

степень сухости Х1 1.0.

энтальпия i1, кДж/кг 3242.845.

энтропия s1, кДж/(кг*К) 6.283.

Изоинтропный теплоперепад в рабоч решётке Нор, кДж/кг 7.982.

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 194.315.

Число Маха М2 0.335.

Коэффициент расхода 0.950.

Выходная площадь рабочий решётки F2, м² 0.15 695.

Высота рабочих лопаток l2, м 0.116.

Веерность рабочей решётки d/l2 9.209.

Число лопаток Z2 196.

Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600.

Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.029.

Потери в рабочей решётке 0.083.

трение 0.0773.

кромочные -0.0041.

концевые 0.0060.

Маха -0.0026.

Ренольдса 0.0004.

веерность 0.0059.

Коэффициент скорости рабочей решётки 0.958.

Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки W1, м/с 147.629.

Эффективный угол выхода be2эф, 23.721.

Реальный угол выхода W1 be2, 23.525.

Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 74.321.

Реальный угол выхода C2 a2, 87.971.

Абсолютные потери в рабочей решётке dHp, кДж/кг 1.566.

Параметры пара после рабочей решётки (реальные):

давление Р2, МПа 13.767.

удельный объём V2, м³/кг 0.021.

температура t2, C 468.719.

степень сухости Х2 1.0.

энтальпия i2, кДж/кг 3236.429.

энтропия s2, кДж/(кг*К) 6.285.

Располагаемая энергия ступени Ео, кДж/кг 53.745.

Потери с выходной скоростью dНвс, кДж/кг 0.001.

Относительный лопаточный КПД:

по формуле 1 0.938.

по формуле 2 0.933.

по формуле 3 0.933.

по формуле 4 0.931.

по формуле 5 0.931.

Удельная работа ступени Lu, кДж/кг 50.129.

Мощность ступени Nu, кВт 67 824.995.

3-я ступень:

Расход пара G, кг/с 1353.000.

Скорость пара на входе в ступень Со, м/с 74.321.

Частота вращения n, с^-1 50.000.

Средний диаметр dcp, м 1.228.

Окружная скорость u, м/с 192.959.

Фиктивная скорость Сф, м/с 385.918.

Степень реактивности 0.150.

Коэффициент использования выходной скорости 0.975.

Отношение скоростей U/CФ 0.500.

Параметры пара перед ступенью:

давление Ро, МПа 13.759.

удельный объём Vo, м³/кг 0.021.

температура to, C 468.681.

степень сухости Хо 1.0.

энтальпия io, кДж/кг 3236.429.

энтропия so, кДж/(кг*К) 6.285.

Параметры пара после ступени (адиабатические):

давление Р, МПа 10.615.

удельный объём V, м³/кг 0.026.

температура t, C 425.505.

степень сухости Х 1.0.

энтальпия i, кДж/кг 3162.000.

энтропия s, кДж/(кг*К) 6.285.

Изоинтропный теплоперепад ступени по параметрам торможения Но, кДж/кг 74.466.

Изоинтропный теплоперепад в сопловой решётке Нос, кДж/кг 63.296.

Параметры пара после сопловой решётки (теоретические):

давление Р1t, МПа 11.047.

удельный объём V1t, м³/кг 0.025.

температура t1t, C 431.981.

степень сухости Х1t 1.0.

энтальпия i1t, кДж/кг 3173.170.

энтропия s1t, кДж/(кг*К) 6.285.

Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток C1t, м/с 355.798.

Число Маха М1 0.630.

Коэффициент расхода 0.981.

Выходная площадь сопловой решётки F1, м² 0.9 870.

Высота сопловых лопаток l1, м 0.106.

Веерность сопловой решётки d/l1 11.620.

Число лопаток Z1 96.

Относительный шаг сопловой решётки t1 0.758.

Хорда профиля сопловой решётки b1, м 0.053.

Потери в сопловой решётке 0.043.

трение 0.0434.

кромочные -0.0073.

концевые 0.0076.

Маха -0.0034.

Рейнольдса 0.0002.

веерность 0.0024.

Коэффициент скорости сопловой решётки 0.978.

Скорость выхода пара из сопловой решётки С1, м/с 348.076.

Эффективный угол выхода a1эф, 14.000.

Реальный угол выхода a1, 14.039.

Относительная скорость выхода пара из сопла W1, м/с 167.552.

Реальный угол выхода be1, 30.261.

Абсолютные потери в сопловой решётке dHc, кДж/кг 2.718.

Параметры пара после сопловой решётки (реальные):

давление Р1, МПа 11.047.

удельный объём V1, м³/кг 0.026.

температура t1, C 432.908.

степень сухости Х1 1.0.

энтальпия i1, кДж/кг 3175.888.

энтропия s1, кДж/(кг*К) 6.289.

Изоинтропный теплоперепад в рабоч решётке Нор, кДж/кг 11.257.

Теоретическая относительная скорость выхода из рабочих лопаток W2t, м/с 224.917.

Число Маха М2 0.398.

Коэффициент расхода 0.951.

Выходная площадь рабочий решётки F2, м² 0.16 654.

Высота рабочих лопаток l2, м 0.108.

Веерность рабочей решётки d/l2 11.404.

Число лопаток Z2 242.

Относительный шаг рабочей решётки t2 0.600.

Хорда профиля рабочей решётки b2, м 0.027.

Потери в рабочей решётке 0.082.

трение 0.0773.

кромочные -0.0032.

концевые 0.0060.

Маха -0.0032.

Ренольдса 0.0005.

веерность 0.0048.

Коэффициент скорости рабочей решётки 0.958.

Относительная cкорость выхода пара из рабочей решётки W1, м/с 167.552.

Эффективный угол выхода be2эф, 23.618.

Реальный угол выхода W1 be2, 23.429.

Абсолютная скорость выхода пара из рабочих лопаток C2, м/с 85.806.

Реальный угол выхода C2 a2, 86.829.

Абсолютные потери в рабочей решётке dHp, кДж/кг 2.080.

Параметры пара после рабочей решётки (реальные):

давление Р2, МПа 10.615.

удельный объём V2, м³/кг 0.026.

температура t2, C 427.115.

степень сухости Х2 1.0.

энтальпия i2, кДж/кг 3166.711.

энтропия s2, кДж/(кг*К) 6.292.

Располагаемая энергия ступени Ео, кДж/кг 70.877.

Потери с выходной скоростью dНвс, кДж/кг 0.001.

Относительный лопаточный КПД:

по формуле 1 0.938.

по формуле 2 0.932.

по формуле 3 0.932.

по формуле 4 0.931.

по формуле 5 0.931.

Удельная работа ступени Lu, кДж/кг 66.074.

Мощность ступени Nu, кВт 89 398.391.

6. Сводная таблица теплового расчета ЦВД турбины К-2000;300.

7. Расчет на прочность.

1. Расчёт на прочность рабочей лопатки последней ступени Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей лопатке записывается:

[2].

где.

с — плотность материала лопатки 7850 кг/м³;

щ — угловая скорость,.

k — показывает, во сколько раз напряжения в корневом сечении лопатки переменного профиля отличаются от напряжений в корневом сечении лопатки постоянного профиля. [2].

ч — отношение площади профилей лопатки в корневом и периферийном сечениях.

Коэффициент запаса прочности:

[2].

=760 МН/м² для стали. [2].

2. Расчёт вала на прочность На вал турбины действует крутящий момент и изгибающий (в виду небольшого значения им пренебрегают). Вследствие этого можно рассчитать максимальное касательное напряжение таким образом:

[2].

Момент сопротивления вала кручению:

[2].

Крутящий момент перед муфтой генератора (именно в этом месте момент будет максимальным):

[2].

8. Спецзадание. Переменные режимы работы турбины.

Расчет переменного режима произведем для режима работы турбины при =0,7.

Примем допущение, что турбины по отсекам и в целом остается неизменным и равным расчетному, т. е. это значит, что политропа расчетного режима и заданного параллельны.

Расчет давлений выполняем по формуле Стодолы — Флюгеля снизу вверх от точки К.

Т.к. определяется, то примем что [6].

[6].

Определим, принимаем потери давления в промежуточном перегреве 10%, тогда [6]:

Определим, принимаем потери давления в промежуточном перегреве 10%, тогда [6]:

Определим, принимаем потери давления 10%, тогда [6]:

На частичной нагрузке по получаем:

Таблица параметров пара в отборах турбины на переменном режиме работы турбины .

Значение энтальпий и температур на новом переменном режиме были найдены параллельным смещением политропы на is — диаграмме вправо до новых значений давлений в отборах, при этом новая политропа будет параллельна первоначальной т.к. мы приняли допущение, что на переменном режиме будет равным расчетному на номинальном режиме работы турбины.

Заключение.

В данном курсовом проекте была спроектирована и детально рассчитана турбина конденсационного типа К-2000;300 на начальные параметры пара р₀=300 ата и t₀=600⁰С с 2-мя пром. перегревами. В ходе расчета мной был рассчитан и начерчен разрез ЦВД данной турбины. Также была начерчена тепловая схема турбины К-2000;300. Мною был проведен расчет турбины на переменном режиме при =0,7, на данном режиме были рассчитаны все новые параметры отборов пара на регенерацию, а также новые расходы пара на регенерацию.

1. Балабанович В. К., Пантелей Н. В. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу «Турбины ТЭС и АЭС», Минск 2005 г.

2. Паровые и газовые турбины: Учебник для вузов / Под ред. А. Г. Костюка, В. В. Фролова. — М.: Энергоатомиздат, 1985. — 352 с.

3. Рыжкин В. Я. Тепловые электрические станции. — М.: Энергоатомиздат, 1987. — 327 с.

4. Тепловые и атомные электрические станции: Справочник / Под общ. Ред. В. А. Григорьева, В. М. Зорина. — 2-е изд., перераб. — М.: Энергоатомиздат, 1989. — 608 с.

5. Ривкин С. Л. Теплофизические свойства воды и водяного пара — М.: Энергия, 1980. — 424 с.

6. Конспект лекций по курсу «Турбины ТЭС и АЭС».