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 ; h_к = 2252 кДж/кг; x₀ = 0,995

2. Располагаемый теплоперепад в турбине:

H₀ = h₀ – h_к = 2725 – 2252 = 472 кДж/кг;

3. Задаемся значением внутреннего относительного КПД турбины: _oi = 0,8.

Принимаем КПД генератора _г = 0,985, КПД механический _м = 0,99.

4. Р
   асход пара на ЦВД:

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

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

₁ = 0,06; ₂ = 0,02; ₃ = 0,03;

6. Расход пара через последнюю ступень ЦВД:

II. Предварительный расчет 1-й ступени.

1. Задаемся величиной располагаемого теплоперепада на сопловой решетке h_ос=80 КДж/кг.

По h,s-диаграмме , удельный объем пара на выходе из сопловой решетки _1t = 0,045 м³/кг.

2. Определим диаметр 1-й ступени:

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

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

_1э = 11 - угол выхода пара из сопловой решетки:

е =1– степень парциальности:

Х_ф =0,5 – отношение скоростей, принимая согласно l₁, где

l₁ = 0,015 м –высота сопловой решетки , по [1].

3. Теплоперепад сопловой решетки:

4. Проверка

III. Предварительный расчет последней ступени.

1. При предварительном расчете ЦВД с противодавлением, где объемы пара возрастают незначительно, диаметр у корня лопаток (корневой диаметр d_к) 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

2. Диаметр последней ступени:

d_z = (d₁ – l_z) + l_z = (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;

2. Располагаемые теплоперепады для каждой ступени:

h_оz = 12,3 * (dz/Хф)²

h_о1 =56,96 КДж/кг;(83,15) h_о2 =59,12 КДж/кг;(88,34) h_о3 =61,3 КДж/кг;(93,7)

h_о4 =63,46 КДж/кг;(99,21) h_о5 =65,63 КДж/кг.(104,87)

3. Средний теплоперепад ступени:

h_оср =94,9 КДж/кг;(61,3)

4.Коэффициент возврата теплоты:

q = *(1-^c_oi)*Н₀*(z’-1)/z’, где

^c_oi =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-^c_oi)*Н₀*(z’-1)/z’, где

5. = 4,995

6. 6. Уточнение теплоперепадов для каждой ступени:

Расхождение :

Распределим равномерно по всем ступеням и уточним теплоперепады каждой ступени:

h’_оz = h_оz + /z

V. Детальный расчет первой ступени ЦВД.

1. Степень реакции по среднему диаметру:

_ср1 =

2. Изоэнтропный теплоперепад в сопловой решетке:

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

3. Энтальпия пара за сопловой решеткой:

h_c = h₀ – h_oc = 2725 – 90,82= 2634,18 КДж/кг.

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

_1t = 0,046 м³/кг, Р₁ = 4,3 МПа.

5. Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки:

6. Выходная площадь сопловой решетки:

₁ = 0,97 – коэффициент расхода.

7. Высота сопловой решетки: l₁ =

8. Число Маха:

M_1t =

к = 1,35 – показатель адиабаты пара.

9. По значениям M_1t и _1э из атласа профилей выбираем профиль сопловой решетки:

С-90-09-А; t = 0,78; b₁ = 6,06 см

10. Число лопаток:

Z =

11. Коэффициент скорости сопловой решетки:

 = 0,97 (рис. 2.29а [2]).

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

С₁ =  * С_1t =0,97*426,2=413,4 м/с

U =  * d *n =3,14*1,3*50=204,1 м/с

13. По треугольнику скоростей определяем относительную скорость входа в рабочую решетку и угол направления этой скорости:

₁ = 213 м/с; ₁ = 22.

14. Потери энергии при обтекании сопловой решетки:

15. Изоэнтропный теплоперепад в рабочей решетке:

h_ор =  * h_о1 = 0,024 * 93,05 = 2,23 кДж/кг

16. Энтальпия пара в конце изо энтропного расширения:

h_р = h_с + h_c - h_ор = 2634,18 + 5,4 – 2,23 = 2637,35 кДж/кг

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

_2t = 0,046 м³/кг, Р₂ = 4,3 МПа.

18. Теоретическая относительная скоорость выхода пара из рабочей решетки:

_2t =

19. Площадь рабочей решетки:

20. Высота рабочей лопатки:

l₂ = l₁ +  = 0,011 + 0,003 = 0,0113 м

21. Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки:

; _2э = 18,1.

22. Число Маха:

M_2t =

23. По значениям M_2t и _2э из атласа профилей выбираем профиль рабочей лопатки:

Р-26-17-А; t = 0,65; b₁ = 2,576 см

24. Число лопаток:

Z₂ =

25. Коэффициент скорости в рабочей решетке:

= 0,945 (рис. 2.29а [2]).

26. 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 

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

С₂ = 71 м/с, ₂ = 94.

28. Потери при обтекании рабочей решетки:

29. Потери с выходной скоростью:

30. Располагаемая энергия ступени:

E₀ = h – x_в.с. * h_в.с. = 93,05 – 2,52 = 90,53;

x_в.с. =1 – с учетом полного использования С₂.

31. Относительный лопаточный КПД:

, и проверяем

Расхождение между КПД, подсчитанным по разным формулам, незначительно.

32. Относительные потери от утечек через диафрагменные уплотнения подсчитываются для последующих ступеней:

, где

К_y – поправочный коэффициент ступенчатого уплотнения;

М_y – коэффициент расхода уплотнения (рис. 3.34 [1]);

Z_y – число гребней диафрагменного уплотнения;

₁ – коэффициент расхода сопловой решетки;

F₁ – выходная площадь сопловой решетки;

F_y =  * d_y * _y – площадь проходного сечения;

d_y – диаметр уплотнения;

_y – радиальный зазор.

33. Относительные потери утечек через бандажные уплотнения:

_y^ = ,где

d_n = 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;

z_r = 2 – число гребней в надбандажном уплотнении.

_э =

_y^ =

34. Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени:

h_у =_у^ * Е₀=0,045*90,46= 4,034кДж/кг

35. Относительные потери на трение:

_тр = ,где

К_тр = (0,450,8)*10^-3 – зависит от режима течения.

_тр =

36. Абсолютные потери на трение:

h_тр =_тр * Е₀= 0,0108*90,46 = 0,98 кДж/кг

37. 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

38. Абсолютные потери от влажности:

h_вл =_вл * Е₀= 0,029 *90,46= 2,623 кДж/кг

39. Используемый теплоперепад ступени:

h_i = E₀ - h_c - h_p - h_в.с. - h_y - h_тр - h_вл =

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

40. Внутренний относительный КПД ступени:

_oi = h_i / E₀ = 72,24 / 90,46 = 0,8

41. Внутренняя мощность ступени:

N_i = G_i * h_i = 65,18 * 72,24 = 4708,6 КВт.

Список используемой литературы:

1. «Тепловой расчет паровой турбины» Методические указания по курсовому проектированию. М.:МГОУ, 1994г.

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

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

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