Тепловой расчет турбины ПТ-25-90/11

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство энергетики РФ

Управление кадров и социальной политики

Государственное образовательное учреждение среднего профессионального образования

Иркутский энергетический колледж

Курсовой проект

Тема: «Тепловой расчет турбины ПТ-25-90/11»

Руководитель: Козловская Н.И.

Разработал студент: Харламов А. И.

Введение

Начальные параметры пара этой турбины 90 атм. и 545С, давление первого отбора 11 атм., давление второго отбора 1,1 атм. Номинальная мощность турбины 25000 квт, но при номинальных параметрах свежего пара и при номинальных расходах и давлениях отборов может быть получена длительная максимальная мощность 30000 квт.

Проточная часть турбины состоит из регулирующей ступени с двухвенечным диском Кертиса и 18 ступеней давления, разбитых на 3 группы.

Ротор имеет гладкий вал постоянного диаметра с насаженными дисками плоского типа, не имеющими развитых втулок. Критическое число оборотов ротора турбины - 1690 в минуту, следовательно, ротор гибкий.

Передняя часть корпуса турбины с клапанной и сопловой коробками отлита из высоколегированной стали.

Диафрагмы, кроме трёх последних по ходу пара, стальные, сварные.

Корпус турбины опирается двумя лапами на передний подшипник и фиксируется гибкими элементами, расположенными сверху и снизу подшипника.

В свою очередь передний подшипник опирается на фундаментную плиту через две гибкие опоры.

На переднем конце ротора расположено колесо центробежного масляного насоса, откованное заодно с валом. Доковые поверхности этого колеса одновременно служат в качестве гребня упорного подшипника, что позволяет обеспечить надёжное маслоснабжение упорно-опорного узла при очень компактной его конструкции.

Концевые уплотнения выполнены в виде лабиринтов из усиков, зачеканенных в тело ротора против выточек в обоймах уплотнения.

Выхлопная часть турбины отлита заодно с корпусом заднего подшипника турбины переднего подшипника генератора. Валы подшипника и генератора соединены жёсткой муфтой.

Парораспределение ЧСД и ЧНД осуществляется поворотными диафрагмами.

Турбина имеет гидродинамическую систему регулирования, выполненную в виде конструктивного блока, установленного на корпусе переднего подшипника. В качестве регулятора скорости использован главный масляный насос, характеристика Q - H которого обеспечивает жёсткую зависимость развиваемого давления только от числа оборотов ротора.

Система регулирования имеет три импульсных линии, управляющих тремя сервомоторами. Полный вес турбинной установки в поставке Калужского турбинного завода 146 т.

Давление пара Р перед регулирующей ступени с учетом потерь на дросселирование в регулирующей ступени. КПа

Р0 =0.95*9000=8550 КПа

Давление пара Р за последней ступенью турбины с учётом потерь в выхлопном патрубке, КПа

Р2z = [1+ (Свп/100) ]*Рк

Р2z = [1+0,1*(100/100) ]*6 = 6,6 КПа

Определяем располагаемый теплоперепад с учётом потерь на дросселирование в регулирующем клапане, КДж/кг

Но = hо-hkt = 3510 - 24120 = 1390 КДж/кг

hпо = 2920 КДж/кг hто = 2498 КДж/кг

Ориентировочный расход пара на турбину. Кг/сек

Gо = Nо/Hо*оэ+УпоGпо+УтоGто

Упо = Но-Но/Но = 1390-590/1390 = 0,58

Но = hо-hпо(t) = 3510-2920 = 590

Уто = Но-Но-Но/Но = 1390-590-422/1390 = 0,272

Но = hпо(t)-hто(t) = 422

G = 25000/1390 * 0,79 + (0,58*15+0,272*15)=35,55 кг/сек

Определяем уточнённый расход пара на турбину.

Задаёмся теплоперепадом регулирующей ступени.

Но = 100 КДж/кг

h2t = h0-H0 = 3510-100 = 3410 КДж/кг

Р2 = 6300 V0 = 0.043

Определяем внутренний относительный КПД ступени.

Noj = 0.83-0.2/Gо* Ро/Vо

Noj = 0.83-0.2/35,55*8,550/0.043 = 0.75

Определяем действительный теплоперепад регулирующей ступени. КДж/кг

Нj = Ho*oj = 100*0.75 = 75 КДж/кг

Ищем точку начала процесса в нерегулирующих ступенях.

h2 = hо = hо-Hj = 3510-75 = 3435

Расчёт первого отсека.

Определяем располагаемый теплоперепад 1 отсека. КДж/кг

Но = hо-hkt = 3435-2940 = 495 КДж/кг

Определяем oj , %

=Р2/Рпо = 6300/1100 = 5,73

Gо*Vо = 35,55*0.056 = 1,991

oj = 89%

Определяем действительный теплоперепад 1 отсека. КДж/кг

Нj = Hо*oj = 495*0.89 = 440,55 КДж/Кг

Строим действительный процесс расширения пара 1 отсека.

Hk = hо-Hj = 3435-440,55 = 2994,45

Расчёт 2 отсека.

hпо = 0.9 Pпо = Рпо*0,9 = 1100*0,9 = 990

hо = 2994,45 V0 = 0.25

Определяем располагаемый теплоперепад 2 отсека. КДж/кг

Но = hо-hkt = 2994,45-2565 = 429,45 КДж/кг

Определяем noj отсека по формуле . %

oj = oj-Kу-вс- noj вл

(Gо*Vо) = (Gо-Gпо)*Vо = (35,55-15)*0,25 = 5,14

= Рпо/Рто = 990/110 = 9 oj = 91%

у2t = у2t*Hо/Hо = 5*160/429,45 = 1,86

у2t = (1-x2t)* 100% = (1-0.95)*100% = 5

Hо = h-hkt = 2725-2565 = 160

Pср = Рпо+Ро/2 = 990+110/2 = 550

Noj = 0.8 Ку = 0,99%

Noj = 91*0.99-0,8 = 89,29%

Определяем действительный теплоперепад 2 отсека. КДж/кг

Hj = Hо*oj = 429,45*0,89 = 382,21

hk = hо-Hj = 3041-410 = 2611,24

Расчёт 3 отсека

то = 0,7 Рто = 0,7*110 = 77

hо = hk = 2611,24 V₀ = 2,3

Определяем располагаемый теплоперепад 3 отсека. КДж/кг

Но = hо-hkt = 2611,24-2260 = 351,24

Определяем noj отсека по формуле. %

noj = noj*Kу-вс-noj вл

(Gо-Vо) = (Gо-Gпо-Gто)*V0 = (35,55-15-15)*2,3 = 12,77

= Рто/Р2z = 77/6,6 = 11,67 = 92,4% Ky = 0,998

вс = hвс/Но*100% =11/351,24*100 = 3,13

у2t = у2t = (1-x2t)*100 = (1-0.872)*100 = 12.8

Рср = Рто+Р2z/2 = 77+6,6/2 = 41,8 =0,041 МПа

oj = 7%

oj = 92,4*0,988-3,13-7 = 81,16%

Определяем действительный теплоперепад 3 отсека. КДж/кг

Hj = Hо*oj = 351,24*0,812 = 285,21

hk = hо-Hj = 2611,24-285,21 = 2326,03

Действительный теплоперепад турбины. КДж/кг

Hj = hо-hk = 3510-2326,03 = 1183,97 КДж/кг

Уточняем расход пара на турбину. Кг/сек

G = Nэ/Hj*м*г+Упо*Gпо+Уто*Gто = 25000/1183,97*0,98 *0,96+ 0,58* 15+ 0,272*15 = 35,22 кг/сек

Расчёт регулирующей ступени.

Определение среднего диаметра ступени.

Но = 100КДж/кг

Фиктивная изоэнтропийная скорость Сф. м/с

Сф = 2000*Но = 2000*100 = 447 м/с

Определяем оптимальное отношение скоростей.

Хф = 0,385

Окружная скорость вращения рабочих лопаток. м/с

И = Хф-Сф = 447*0,385 = 172,18

Средний диаметр ступени. м

d = И/П*п = 172,18/3,14*50с = 1,09 м

Расчёт сопловой решётки

Располагаемый теплоперепад сопловой решётки. КДж/кг

Нос = Но*(1-р) = 100*(1-0,1) = 90

Абсолютная теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решётки при изоэнтропийном расширении пара. м/с

С1t = 2000*90 = 427 м/с

Число Маха для теоретического процесса расширения пара.

М1t = C1t/A1t = 435/675,4 = 0,64

A1t = k*P1*V1t *10 = 1,3*6,5*0,053 *10³ = 669,22

Расчёт суживающихся сопл при докритическом истечении пара.

Сечение для выхода пара из сопловой решётки.

F1 = G*V1t/m1*G1t = 35,22*0,053/0,91*427,26 = 0,0048

Произведение степени парциальности ступени на высоту сопловой решётки. м

el1 = F1/П*d*sin 1 = 0,0048/3,14*1,09*sin11 = 0,00816м

Оптимальная степень парциальности.

е = 0,5*еl1 = 0,5*0,816 = 0,45166

Высота сопловой решётки. см

l1 = el1/e = 0,816/0,45166 = 1,80666

Потеря энергии в соплах. КДж/кг

hc = (1-)*Hoc = (1-0,97)*90 = 2,7

Тип профиля сопловой решётки.

С-90-12А

По характеристике выбранной сопловой решётки принимаются:

tопт = 0,8 в1 = 62,5 мм

Шаг решётки. мм

t = в1*tопт = 62,5*0,8 = 50

Число каналов сопловой решётки. Шт.

Zc = П*d*e/t = 3,14*1,09*0,45166/0,05 = 31 шт

Уточняем шаг в сопловой решётки. мм

t = П*d*e/Zc = 3,14*1090*0,45166/31 = 49,87мм

Расчёт рабочей решётки.

Распологаемый теплоперепад рабочей решётки. КДж/кг

Нор = *Но = 0,1*100 = 10

Абсолютная скорость входа пара на рабочие лопатки. м/с

С1 = 0,97*427,26 = 414,44

Строим входной треугольник скоростей.

W1 = 250 1 =20,5C2 =120 2 = 42

Высота рабочей лопатки, принимается из условия:

l2 = l1+1+2 = 18,07+1+2 = 21,07мм

Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решётки.

W2t = 2000*Hop+W1 = 2000*10+250² = 287,23 м/с

Действительная относительная скорость пара на выходе из рабочей решётки.

W2 = W2t* = 287,23*0,86 = 247,02м/с

Относительный угол входа потока пара на рабочую решётку.

2 = 1-(2-5) = 20,5-3 = 17,5

Потеря энергии в рабочей решётке. КДж/кг

hp = (1-)-W2t/2000 = (1-0,86² )*287,23² * 2000 = 10,74

Потеря энергии с выходной скоростью

hвс = С2/2000 =120² /2000 = 7,2

Число Маха.

М2t = W2t/k*P2*V2t*10 = 287,23/1,3*6,3*0,052*10³= 0,44

Выбираем профиль рабочей решётки. Р-26-17А

tопт = 0,7 в2 = 25,72 В = 25 W = 0,225

Шаг решётки.

t = в2*tопт = 25,72*0,7 = 18,004

Число каналов рабочей решётки.

Zp = *d/t = 3,14*1090/18,004 = 190

Уточняем шаг в рабочей решётке.

t = *d/Zp = 3,14*1090*10 ³ = 18,014

Изгибающее напряжение в рабочей лопатке. МПа

изг = Ru*l2/2*Zp*e*W = 16544,95*0,021/2*190*0,45*0,225 = 9,01 МПа

Ru = G*(W1*cos1+W2*cos2) =35,55*(250*cos20,5+247,02*cos17,5) = 16544,95 Н

Относительный лопаточный КПД ступени. а) по потерям в ступени:

ол = Но-(hc+hp+hвс)/Но = 100-(2,7+10,74+7,2)/100 = 0,79

б) по проекциям скоростей:

ол = И*(C1*cos1+C2*cos2)/Ho*10 = 172,18* (414,4*cos 11+120* cos42)/100*10 ³ = 0,85

Относительный внутренний КПД ступени.

oj = ол-тр-парц

тр = Ктр*d/F1*(И/Сф) = 0,6*10*1,09/0,0048*(172,18/447) = 0,0085

парц = 0,065/sin1*1-е-0,5-екож/е*(И/Сф) +0,25*В*l2/F1(И/Сф)* ол*n

пар = 0,065/sin11*1-0,45-0,5*0,49/0,45*(172,18/447) +0,25*25*0,26/ 0,0048* (172,18/447,21)*0,82*4 = 0,048

oj = 0,82-0,0085-0,048 = 0,76

Полезно используемый теплоперепад в регулирующей ступени. КДж/кг

Hj = Ho*oj = 100*0,76 = 76

Внутренняя мощность ступени. КВт

Nj = G*Hj = 35,22*76 = 2676,72

Расчёт нерегулируемых ступеней части высокого давления.

Давление пара перед отсеком.

Ро = Р2 = 6300

Р2 = 1100

Диаметр первой нерегулируемой ступени.

d = d-d = 1,09-0,25= 0,84

Оптимальное отношение скоростей.

Хф = И/Сф = 0,4897

Располагаемый теплоперепад первой нерегулируемой ступени. КДж/кг

ho = 12,325*(d/Xф) = 12,325*(0,84/0,489) = 36,26

Теплоперепад в сопловой решётке. КДж/кг

hoc = (1-) *ho = (1-0,1)*36,26 = 32,63

Высота сопловой решётки. м

l1 = G*V1/*d*e**C1t*sin1

l1 = 35,22*0,059/3,14*0,84*1*0,98*255,45*sin12 = 0,015

С1t = 44,72*32,63 = 255,45

Высота рабочей решётки первой ступени.

l2 = l1+1+2 = 15+1+2 = 18 мм

Корневой диаметр ступени.

dk = d-l2 = 0,84-0,018 = 0,822

Располагаемый теплоперепад по статическим параметрам пара перед ступенью принимаем одинаковый для всех ступеней, кроме первой.

ho = ho*ko = 36,26*0,95 = 34,45

Коэффициент возврата тепла.

= Кt*(1-oj)*Ho*Z-1/Z = 4,8*10*(1-0,89)*495*14,37-1/14,37 = 0,0242

Z = Ho/ho = 495/34,45 = 14,36865

Число ступеней отсека. шт.

Z = (1+)*Ho/(ho)ср = (1+0,0224)*463/39,59 = 11,9

(ho)ср = ho+(Z-1)*ho/Z = 36,26+(14-1)*34,45/14 = 34,58 кДж/кг

Невязка Ho, КДж/кг, должна быть распределена между всеми ступенями первого отсека.

Ho = (1+)*Ho-ho = (1+0,0242)*495-518,56 = -11,581

ho = ho+ho*(Z-1) = 36,26+34,45*(15-1) = 518,56

Поправка к теплоперепаду для каждой ступени (кроме первой).

Скорректированный теплоперепад ступени.

ho = hoho = 34,45-0,769 = 33,681

№	Наименование величины	Обозначение	Размерность	Формула	№
					1	2	3	4	5
1	Скорректированный Располагаемый теплоперепад ступени.	ho	КДж/кг	Для первой ступени (п.19) следующие (п.29)	36,26	33,681	33,681	33,681	33,681
2	Удельный объём пара из рабочей решётки.	V2	м/кг	Из hs	0,06	0,064	0,07	0,078	0,085
3	Произведения высоты рабочей решётки на диаметр ступени.	l2*d	м	l2*d*V2/V2	0,015	0,016	0,0176	0,0197	0,021
4	Высота рабочей решётки.	l2	м		0,0179	0,019	0,021	0,023	0,0248
5	Высота сопловой Решётки.	l1	м	l2-(1+2)	0,0149	0,016	0,018	0,02	0,0218
6	Диаметр ступени.	d	м	dk+l2	0,84	0,841	0,843	0,845	0,847

Подробный расчёт первых пяти нерегулируемых ступеней (с построением треугольников скоростей)

№	Наименование величины	Обозн.	Размер.	№
				1	2	3	4	5
1	Расход пара	G	Кг/с	35,22	35,22	35,22	35,22	35,22
2	Теплоперепад ступени по статическим параметрам.	ho	КДж/кг	36,26	33,681	33,681	33,681	33,681
3	Давление за ступенью.	Р2	МПа	5,8	5,1	4,7	4,2	3,75
4	Условная скорость истечения пара из сопл.	Сф	м/с	269,29	259,53	259,53	259,53	259,53
5	Средний диаметр ступени.	d	м	0,84	0,841	0,843	0,845	0,847
6	Окружная скорость на среднем диаметре	И	м/с	131,88	132,02	132,35	132,67	132,98
7	Оптимальное отношение скоростей	Хф		0,49	0,51	0,51	0,511	0,512
8	Степень реакции.			0,1	0,1	0,11	0,12	0,13
9	Распологаемый теплоперепад сопловой решётки.	hoc	КДж/кг	32,63	30,31	29,98	29,64	29,3
10	Теоретический удельный объём пара за сопловой решёткой	V1t	м/кг	0,059	0,63	0,069	0,075	0,081
11	Давление за сопловой решёткой.	Р1	МПа	5,9	5,2	4,85	4,3	3,8
12	Абсолютная теоретическая скорость выхода пара из сопловой решётки.	С1t	м/с	255,45	246,2	244,86	243,47	242,07
13	Скорость звука на выходе из сопловой решётки.	а1t	м/с	666,98	652,6	645,84	647,5	632,57
14	Число Маха	М1t		0,38	0,377	0,379	0,376	0,383
15	Коэффициент расхода сопловой решётки	1	м	0,942	0,942	0,942	0,943	0,944
16	Выходная площадь сопловой решётки	F1	м	0,0086	0,0096	0,011	0,012	0,0125
17	Средний угол выхода пара из сопловой решётки	1		12	13	13	14	14
18	Профиль сопловой решётки			С90-12А	С90-12А	С90-12А	С90-12А	С90-12А
19	Хорда профиля	в1	мм	62,5	62,5	62,5	62,5	62,5
20	Ширина профиля	В1	мм	34	34	34	34	34
21	Относительный шаг сопловой решётки	tопт	мм	0,8	0,8	0,8	0,8	0,8
22	Шаг сопловой решётки	t1	мм	50	50	50	50	50
23	Количество сопл	Z1	шт	53	53	53	53	53
24	Высота сопловой решётки	l1	м	0,0149	0,016	0,018	0,02	0,0218
25	Коэффициент скорости сопловой решётки			0,95	0,95	0,952	0,96	0,96
26	Абсолютная скорость выхода пара из сопловой решётки	С1	м/с	242,68	233,89	233,11	233,73	232,39
27	Построение входного треугольника скоростей
28	Угол направления относительной скорости W1	1		27	28	30	31	32
29	Относительная скорость выхода пара из соп. решётки	W1	м/с	120	110	110	110	110
30	Потеря энергии в сопловой решётке	hc	КДж/кг	3,18	2,96	2,81	2,32	2,3
31	Распологаемый теплоперепад рабочей решётки	hop	КДж/кг	3,6	3,37	3,7	4,04	4,38
32	Теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решётки	W2t	м/с	146,96	137,25	139,64	142,05	144,43
33	Теоретический удельный объём пара за рабочей решёткой	V2t	м/с	0,063	0,065	0,072	0,078	0,085
34	Скорость звука на выходе из рабочей решётки	2t		689,2	656,5	663,26	652,59	643,72
35	Число Маха	M2t		0,213	0,209	0,211	0,218	0,224
36	Эффективный угол выхода пара с рабочей решётки	2	град.	24	25	27	28	29
37	Коэффициент расхода рабочей решётки	2		0,942	0,942	0,942	0,943	0,944
38	Выходная площадь рабочей решётки	F2	М2	0,016	0,018	0,019	0,021	0,022
39	Высота рабочей решётки	L2	м	0,0179	0,019	0,021	0,023	0,0248
40	Профиль рабочей решётки			Р-35-25А	Р-35-25А	Р-35-25А	Р-46-29А	Р-46-29А
41	Хорда профиля	в2	мм	25,47	25,47	25,47	25,6	25,6
42	Ширина профиля	B2	мм	25	25	25	25	25
43	Относительный шаг рабочей решётки	tопт		0,6	0,6	0,6	0,5	0,5
44	Шаг рабочей решётки	t2	мм	15,28	15,28	15,28	12,8	12,8
45	Коэффициент скорости рабочей решётки			0,94	0,94	0,94	0,94	0,95
46	Относительная скорость пара на выходе из рабочей решётки	w2	м/с	138,14	129,015	131,26	133,53	137,21
47	Построение выходного треугольника скоростей
48	Количество рабочих лопаток	Z2	Шт.	173	173	173	207	208
49	Угол выхода потока пара из рабочей решётки	2	Град.	96	110	109	104	106
50	Абсолютная скорость пара на выходе из рабочей решётки	С2	м/с	50	50	60	60	65
51	Окружное усилие, действующее на рабочие лопатки	Ru	Н	8210,49	7538,94	7474,04	7473,33	7512,43
52	Изгибающее напряжение на рабочих лопатках	изг.	МПа	2,5	2,5	2,7	3,7	3,9
53	Потери энергии в рабочей решётке	hр	кДж/кг	1,26	1,09	1,13	1,17	1,02
54	Потеря энергии с выходной скоростью	hвс	кДж/кг	1,25	1,25	1,8	1,8	2,1
55	Относительный лопаточный КПД	ол		0,84	0,84	0,83	0,84	0,84
56	Относительное значение потери на трение	тр
57	Относительное значение утечки через диафрагменное уплотнение	у1		0,002	0,0025	0,003	0,0035	0,004
58	Относительное значение потери от перетекания пара через периферийный зазор над лопатками	у2		0,02	0,03	0,04	0,05	0,06
59	Внутренний относительный КПД ступени	0i		0,81	0,8	0,78	0,78	0,77
60	Внутренняя мощность ступени	Ni	кВт	1034,4	948,89	925,27	925,27	913,41

Работа турбины при переменном пропуске пара. Наиболее напряжёнными деталями турбины являются рабочие лопатки, особенно лопатки регулирующих ступеней, ступеней, примыкающих к камерам отборов, последних ступеней. Поэтому в первую очередь необходимо знать, как изменяется напряжённость рабочих лопаток при изменении режима. Вторым узким местом в турбине является её упорный подшипник, надёжность работы которого при нормальной эксплуатации определяется осевыми усилиями, приложенными к ротору. При отдельных режимах слабыми могут оказаться и другие детали турбоустановки, например, диафрагмы, валопровод, подшипники, паропровод.

Снижение экономичности турбоустановки и турбины при переходе на частичный режим работы является, как правило, неизбежным, и вопрос состоит только в том, как необходимо осуществлять частичные режимы, с тем, чтобы потеря в экономичности была минимальна.

При переменном пропуске пара через отсек турбины изменение давления и температуры перегретого пара перед и за ним приближённо подчиняется формуле Флюгеля-Стодолы:

G / G₀ = T₀₀ / T₀₁ p²₀₁ /p²₀₀ - p²₌₁ / p²_=0,

Где p₀₀, T₀₀ - давление и температура перед отсеком; p₌₀ - давление за отсеком при некотором, например, номинальном попуске пара G₀; p₀₁; T₀₀;- те же величины для расхода пара G на изменном режиме.

Поскольку параметры пара G_0, p_00, T_00, p₌₀ для номинального режима известны и могут рассматриваться как постоянные, то видно, что соотношение связывает четыре величины для изменного режима: расход пара G, давление p₀₁, температуру T₀₁, перед отсеком и давление за отсеком p₌₁. Три этих величины могут быть заданы, а четвёртая определиться соотношением. турбина выхлопной теплоперепад дросселирование

Соотношение справедливо при одном условии: при двух сравниваемых режимах рассматриваемые отсеки (или вся турбина) должны иметь одни и те же проходные сечения.

Во многих случаях отношение абсолютных температур в проточной части изменяется мало, поэтому T₀₀ T₀₁ и формула может быть упрощена. Для конденсационного режима для всех отсеков, начиная с регулирующей ступени, p²₂ p²₀, и тогда приближённо верно соотношение:

G / G₀ = p₀₁ /p₀₀,

Т.е. в проточной части турбины при конденсационном режиме давления пара в ступенях пропорциональны расходу пара.

Для турбин с противодавлением отклонения от пропорциональности тем больше, чем выше противодавление и чем ближе рассматриваемая ступень к концу турбины.

При работе турбины при теплофикационном режиме пропорциональность давление в ступенях и расходе пара на турбину нарушается в тем большей степени, чем ближе ступень расположена к регулируемому отбору пара и чем выше давление в отборе.

Таким образом, при изменении пропуска пара через турбину изменяются параметры перед и за ступенью, что в общем случае приводит к изменению теплоперепада ступени; это влечёт за собой изменение треугольников скоростей, отклонение отношения скоростей Xф от оптимального и снижение КПД ступени.

При изменении расхода пара через группу ступеней изменяются их теплоперепады, однако это в основном относится к последней или нескольким последним ступеням группы. Все остальные ступени работают практически с неизменными теплоперепадами.

Для всех ступеней отсека, кроме нескольких последних, при изменении пропуска пара отношение Xф остаётся практически постоянным, и поэтому их КПД не изменяется.

Отсюда также следует ряд важных выводов, определяющих надёжность работы теплофикационной турбины.

Если теплофикационная турбина работает на конденсационном режиме и расход через ЦНД увеличится сверх расчетного (например, из-за отключения ПВД), то теплоперепад последней ступени возрастает в наибольшей степени, и она окажется перегруженной.

Если теплофикационная турбина работает по теплофикационному графику и одноступенчатом нагреве сетевой воды, то при увеличении тепловой нагрузки расход пара через промежуточный отсек увеличивается, и теплоперепад его последней ступени (её часто называют «предотборной») увеличиться в наибольшей степени.

Особенно сложно изменяются теплоперепады ступеней промежуточного отсека при двухступенчатом нагреве сетевой воды, когда изменение давлений перед отсеком и за ним зависит от многих факторов, в частности, от расхода и температуры обратной сетевой воды.

Другой важный вывод состоит в том, что при изменении отношения скоростей Xф изменяется реактивность . Увеличение реактивности при том же давлении за ступенью приводит к увеличению осевого давления на диск соответствующей ступени.

При уменьшении отношения скоростей Xф, вызванном увеличением теплоперепада ступени и P2 = const, осевое давление на диск уменьшается.

Таким образом, при изменении расхода пара через группу ступеней осевое усилие, действующее на рабочие диски и рабочие лопатки этой группы, изменяется пропорционально расходу пара.

Приведённые положения теории переменного режима позволяют рассмотреть работу теплофикационных турбин различного типа при переменном пропуске пара.

Работа турбины при переменном режиме с постоянным начальным давлением. Рассмотрим переменный режим турбин, у которых при изменении нагрузки начальные параметры пара остаются неизменными. Рассмотрим сначала работу турбины, не имеющей отборов пара на регенеративные подогреватели в конденсационном режиме. В такой турбине из-за малого давления в конденсаторе давления в ступенях будут прямо пропорциональны расходу свежего пара. Таким образом, давление в камере регулирующей ступени будет изменяться пропорционально расходу пара, что, однако, приведёт к существенному изменению теплоперепада только последней или нескольких последних ступеней.

При увеличении расхода пара давление в камере регулирующей ступени повышается, суммарный теплоперепад всех нерегулируемых ступеней также увеличивается, однако это произойдёт в основном за счёт увеличения теплоперепада последней ступени. Поскольку давление в камере регулирующей ступени возросло, теплоперепад регулирующей ступени уменьшился. Таким образом, оказывается, что почти все нерегулируемые ступени, кроме последней, выработают дополнительную мощность в соответствии с возросшим расходом пара, а последняя - в соответствии с возросшим расходом пара и теплоперепадом. Такое увеличение мощности возможно только за счёт увеличения окружной силы, вращающей колесо турбины. Таким образом, окружная сила, изгибающая рабочую лопатку в плоскости колеса, с ростом расхода пара увеличивается.

В результате оказывается, что при увеличении расхода пара через турбину рабочие лопатки последней ступени перегружаются и за счёт увеличения теплоперепада. Поскольку рабочие лопатки последней ступени и так работают почти на пределе своей механической прочности, то даже небольшое увеличение расхода пара угрожает их надёжности. Кроме того, увеличение расхода пара приводит к пропорциональному росту осевого усилия и увеличению нагрузки на колодки упорного подшипника.

Поэтому увеличение мощности теплофикационной турбины сверх номинальной при работе в конденсационном режиме может производиться эксплуатационным персоналом строго в рамках пределов.

Всё изложенное можно легко видоизменить, чтобы провести анализ работы отсека турбины при уменьшении расхода пара: разгрузка турбины происходит в большей степени за счёт разгрузки последней ступени, которая при этом попадает в более благоприятные условия работы.

Рассмотрим теперь работу первой ступени турбины. Если турбина имеет дроссельное парораспределение, то первую ступень турбины можно рассматривать вместе с остальными, т.е. можно включать в группу ступеней, и все полученные выше выводы сохранятся. Но это нельзя делать при сопловом парораспределении, когда парциальность регулирующей ступени изменяется при изменении расхода пара.

Особенность работы регулирующей ступени состоит в том, что в общем случае изменяется давление и за ней (в камере регулирующей ступени), и перед ней (вследствие дросселирования пара в регулирующем клапане), несмотря на то, что давление пара перед регулирующими клапанами можно считать постоянными.

При дальнейшем уменьшении расхода пара прикрытием единственного клапана напряжения будут уменьшаться из-за дросселирования пара в клапане. Изменение напряжений изгиба в лопатках регулирующей ступени при изменении пропуска пара приводит к тому, что «классическая» система парораспределения со строго поочередным открытием регулирующих клапанов почти никогда не используется.

Изменение пропуска пара через турбину с сопловым парораспределением приводит не только к изменению напряжений в рабочих лопатках регулирующей ступени, но и к изменению температуры в её камере: с увеличением нагрузки температура растёт, а с уменьшением падает.

При сопловом парораспределении при режимах частичной нагрузки КПД турбины уменьшается. Это связано с дросселированием пара в частично открытых клапанах и увеличением теплоперепада регулирующей ступени, экономичность которой всегда ниже, чем последующих ступеней. В неблагоприятных условиях находятся мощные турбины, спроектированные для работы в узком диапазоне нагрузок, близких к номинальным.

Все турбины, работающие при переменных нагрузках, снабжают большим числом регулирующих клапанов (в частности, турбины с противодавлением и с отборами, особенно чувствительными к дросселированию пара в клапанах).

Работа турбины при переменном режиме со скользящим начальным давлением. Для блочных турбин можно применить другой способ регулирования нагрузки, принципиально отличный от рассматриваемых соплового и дроссельного. При блочной компоновке котла и турбины можно просто понизить начальное давление, уменьшая расходы топлива и питательной воды в котёл. При этом его режимы можно вести так, чтобы температура пара перед турбиной не изменялась и оставалась номинальной. Такой метод регулирования нагрузки называют режимом скользящего давления. Регулирующие клапаны (все или их часть) при его осуществлении полностью или почти полностью открыты, а расход пара через турбину, пропорциональный начальному давлению, регулируется котлом.

Для того чтобы исключить этот недостаток, можно перейти на так называемое комбинированное или гибридное парораспределение. Начальное снижение нагрузки производят одним из клапанов, а скольжение производить при оставшихся полностью открытых регулирующих клапанах.

При работе на скользящем давлении регулирующая ступень становится почти обычной ступенью турбины (с небольшой потерей от парциальности и потерей с выходной скоростью). Её КПД изменяется очень мало, так как отношение давлений перед ступенью и за ней и, следовательно, Xф изменяются мало. Поэтому и КПД всего ЦВД при снижении нагрузки изменяется мало.

Далее, при снижении нагрузки процесс расширения заканчивается при более высокой энтальпии не только для регулирующей ступени, но и для всего ЦВД в целом. Поэтому для нагрева пара в промежуточном перегревателе для обеспечения требуемых параметров перед ЦСД, которые не зависят от того, каким образом изменяется расход пара, требуется меньше тепла, возникает экономия топлива и облегчается поддержание температуры пара перед ЦСД.

Особенно большие преимущества имеет регулирование нагрузки скользящим давлением для энергоблоков сверхкритического давления при возможности надёжной работы котла со скользящим давлением в его тракте. Нормальная работа прямоточного котла очень часто возможна только при полном давлении рабочей среды до встроенной задвижки котла. В этом случае питательный насос создаёт полное давление, а встроенная задвижка дросселирует его до уровня, необходимого для работы турбины. Конечно, такой режим работы не является экономичным, однако даже в этом случае использование скользящего давления обычно оказывается целесообразным.

В последнее время всё большее число котлов энергоблоков, спроектированных на сверхкритические параметры пара, приспосабливают к работе со сниженным давлением рабочей среды - вплоть до режима с докритическим давлением питательной воды. В этом случае можно снизить мощность питательного насоса (а она пропорциональна давлению, развиваемому насосом) и получить за счёт этого дополнительную выгоду.

Сниженная мощность турбопитательного насоса позволяет при разгружении турбины дольше пользоваться паром из более низкого отбора. Последнее обстоятельство особенно важно для турбин с комбинацией ТПН и ПЭН и не имеющих переключения питания ТПН на пар отбора более высокого давления. При работе на постоянном начальном давлении с использованием ТПН турбину можно разгрузить до расхода пара G0 = 500-550 т/ч, так как при меньших расходах из-за снижающегося давления в отборе пара на ТПН мощность приводной турбины становиться недостаточной для привода питательного насоса, сжимающего питательную воду до 32-35 МПа. При использовании скользящего давления потребная мощность уменьшится пропорционально давлению за насосом и энергии пара, поступающего в приводную турбину насоса, достаточно для разгрузки до расхода G0 380 т/ч. Таким образом, переход на скользящее давление позволяет сэкономить 1-2% топлива и обеспечить глубокую разгрузку энергоблока на ночное время без перехода с ТПН на ПЭН, что представляет достаточно ответственную операцию для эксплуатационного персонала.

Список используемой литературы

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

2. Костюк А. Г., Фролов В. В. «Паровые и газовые турбины». Москва. Энергоиздат., 1988 г.

3. Трухний А. Д., Ломакин Б. В. «Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки». Москва. Издательство МЭИ, 2002 г.

4. Методические указания ВЗЭТ по выполнению курсового проекта по дисциплине «Паровые и газовые турбинные установки». Иваново, 1983 г.

5. Альбом профилей осевых решёток турбин.

Размещено на Allbest.ru