Паровые турбины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Современные паровые и газовые турбины являются основным двигателем тепловых и атомных электростанций, значение которых для энергетики определяется все возрастающими потребностями страны в электроэнергии. Паровые турбины позволяют осуществлять совместную выработку электрической энергии и теплоты, что повышает степень полезного использования теплоты органического и ядерного топлива.

Турбинами (от латинского слова turbo - вихрь, вращение) называются лопастные машины, не имеющие поршня и кривошипношатунного механизма и преобразующие кинетическую и потенциальную энергию потока рабочего тела в механическую энергию вращения вала. В зависимости от типа рабочего тела турбины разделяют на паровые, газовые и гидравлические.

Паровая турбина является двигателем, в котором потенциальная энергия пара превращается в механическую работу вращающегося ротора по преодолению сил сопротивления приводимой машины (электрического генератора, питательного насоса, компрессора, вентилятора и д.р.).

Всякая турбина состоит из неподвижных и вращающихся частей. Совокупность всех неподвижных частей принято называть статором турбины, а вращающихся - ротором.

В зависимости от характера теплового процесса различают следующие типы паровых турбин.

Тип К - конденсационные паровые турбины, в которых весь пар, за исключением отборов на регенерацию, проходит через турбину и расширяется в ней до давления ниже атмосферного. Затем пар поступает в конденсатор, где теплота конденсации отдается охлаждающей воде и полезно не используется.

Тип П или Т - теплофикационные с одним производственным (П) или теплофикационным (Т) отбором пара. В таких турбинах часть пара отбирается из промежуточных ступеней и направляется к тепловому потребителю при автоматически поддерживаемом постоянном давлении. Остальной пар продолжает расширяться последующих степенях турбины, после чего направляется в конденсатор.

Тип ПТ - теплофикационные турбины с двумя регулируемыми отборами пара: производственным и отопительным. В этих турбинах часть пара отбирается при двух разных давлениях, а остальная его часть продолжает работать в последующих ступенях и поступает в конденсатор.

Тип Р - турбины с противодавлением без регулируемого отбора пара. В этих турбинах весь пар, за исключением отбора пара на регенерацию, расширяется до давления, необходимому тепловому потребителю. Причем это давление выше атмосферного. Конденсатор в ПТУ с турбинами типа Р отсутствует.

Тип ПР или ТР - теплофикационные турбины с противодавлением и одним производственным (ПР) или теплофикационным (ТР) регулируемым отбором пара. В этих турбинах часть пара отбирается из промежуточной ступени, а остальная ее часть расширяется в последующих ступенях до давления выше атмосферного. Конденсатор отсутствует.

В обозначении турбин входят буквы и цифры. Буквы указывают тип турбины, а цифры - ее мощность (если дробь, то в числители номинальная, а в знаменателе максимальная мощность), начальное давление пара, давление отбираемого пара или ее противодавление. Для конденсационных турбин указывается номинальная мощность, а для остальных номинальная и максимальная.

Под номинальной мощностью понимается наибольшая мощность, которую турбина должна развивать длительное время при номинальных значениях всех других основных параметров.

Максимальная мощность - наибольшая мощность, которую турбина должна длительно развивать при чистой проточной части и отсутствии отборов пара для внешних потребителей теплоты.

Экономичность, надежность и долговечность паровых турбин зависит от соблюдения правил их эксплуатации и культуры обслуживания. Даже не большие просчеты в эксплуатации может привести к неоправданным потерям топлива, сокращению ресурса и незапланированной остановки турбины, а иногда - и к авариям. Поэтому персонал турбинных цехов электростанции должен хорошо знать и соблюдать правила, оговоренные соответствующими инструкциями, понимать физические основы процессов происходящих турбине, так же учитывать влияние отклонений тех или иных ее режимных параметров на надежность и экономичность.

В современных условиях интенсификации общественного производства только знающий, инициативный и творчески мыслящий персонал тепловых электростанций может обеспечить безаварийную эксплуатацию энергетического оборудования.

Задание на курсовую работу

турбина пар тепловой рабочий

Построить график рабочего процесса расширения пара в турбине. Выполнить тепловой расчет регулирующей ступени. При выполнении расчета необходимо определить: параметры, расходы и направления потоков рабочего тела в элементах тепловой схемы; общий расход пара на турбину, термический КПД и работу турбины. Вариант N 9

Исходные данные

Тип турбины К-100-90ЛМЗ

Таблица 1

Наименование	Обозначения	Размерность	Величины
Номинальная мощность турбины		МВт	100
Давление свежего пара	Ро	МПа	9,2
Температура свежего пара	to	0С	540
Давление на выхлопе турбины (в конденсаторе)	Рк	кПа	7,2

1. Построение рабочего процесса пара в турбине

1. По параметрам пара P_o, t_o определяется точка состояние пара перед стопорным клапаном А_о (рис 1) в is-диаграмме и энтальпия io.

2. Давление пара перед соплами регулирующей ступени с учетом потерь в стопорном, регулирующих клапанах и перепускных паропроводах.

МПа

Точка А_о (рис 1) определяет состояние пара перед соплами регулирующей ступени энтальпия . В is-диаграмме точку строим на пересечении изобары и t_o.

3. Давление за последней ступенью турбины с учетом потерь в выхлопном патрубке.

, Па

где Р_к - давление в конденсаторе, Па,

Па;

С_вп - средняя скорость потока в выхлопном патрубке, м/с: для конденсационных турбин С_вп=110 м/с;

- коэффициент, учитывающий аэродинамические качества выхлопного патрубка для конденсационных турбин =0,09

Па=0,079 бар

4. Из точки А_о проводится вертикальная линия изоэнтропного расширения пара в турбине до давления Р_к и находится точка В. Длина отрезка А_оВ является располагаемым теплоперепадом турбины Н_о (рис 1).

Н_о = 3490-2107=1383 кДж/кг

Из точки опуская вниз прямую до пересечения с изобарой Р_2z находим точку F. Длина отрезка F представляет собой тепловой перепад проточной части турбины (рис 1).

=3494 -2120=1374 кДж/кг

5. Расход пара на турбину по предварительно заданному КПД (без учета утечек через кольцевые уплотнители)

кг/с

где N_э - расчетная электрическая мощность турбины, кВт, N_э= кВт;

- располагаемый тепловой перепад проточной части турбины;

относительный электрический КПД турбоагрегата (ориентировочные значения приведены в таблице 1.1 [1] ), %

- относительный внутренний КПД турбины;

- механический КПД турбины;

- КПД электрического генератора.

кг/с

6. Определяем полезно-используемый теплоперепад турбины:

, кДж/кг

где Н_о - располагаемый теплоперепад турбины, представляющий собой расстояние между точками А_о и В (рис 1), кДж/кг

кДж/кг

7. Определяем энтальпию пара за выхлопным патрубком:

, кДж/кг

где i_o - энтальпия пара перед стопорным клапаном (рис 1), кДж/кг, i_o=3475 кДж/кг

кДж/кг

8. Определяем потерю тепла с выходной скоростью и энтальпию пара за последней ступенью турбины.

Потери тепла с выходной скоростью:

- у турбин средней и малой мощности при неглубоких вакуумах

=, кДж/кг

= кДж/кг

9. Энтальпия пара за последней ступенью турбины:

, кДж/кг

кДж/кг

На пересечении линий - const и i_z - const с изобарами P_2z и Р_к строим точки Д, Е, К (рис 1), используя Н_i и Н_вс.

Выбираем ТИП - регулирующей ступени и тепловой перепад на нее.

В конденсационных турбинах средней мощности применяют одновенечную регулирующую ступень (ступень давления Р) с перепадом = кДж/кг, следовательно, = 95 кДж/кг.

Нанесение линии состояния пара в рабочем процессе турбины в is-диаграмме осуществляется следующим образом.

От точки по изоэнтропе откладывается выбранный тепловой перепад на регулирующую ступень (рис 1). Изобара, проведенная через точку С конца отрезка , соответствует давлению пара за регулирующей ступенью.

Итак, давление пара за регулирующей ступенью равен: МПа

Для определения полезного использования теплового перепада в регулирующей ступени подсчитывают внутренний относительный КПД регулирующей ступени по формуле:

для одновенечной ступени:

где G - расход пара на турбину, G=87,21 кг/с;

- давление пара перед соплами регулирующей ступени, =8,74 МПа;

- удельный объём пара перед соплами регулирующей ступени, =0,041 м³/кг;

Полезно используемый тепловой перепад:

, кДж/кг

кДж/кг

Отложенный от точки А_о до точки , определяет в этой точке в is-диаграмме энтальпию пара за регулирующей ступенью с учетом потерь, т.е. =3495-83=3412 кДж/кг.

На пересечении проходящей через точку линии постоянной энтальпии пара с изобарой получаем точку М конца процесса в регулирующей ступени.

Последовательно соединяя точки А_о,, М, Д, Е, К получаем линию соответствующую процессу расширения пара в турбине.

2. Тепловой расчет регулирующей ступени

В качестве регулирующей степени в современных паровых турбинах с сопловым (количественным) парораспределением применяют двух или трехвенечные ступени скорости или одновенечную степень давления.

Двухвенечная ступень представляет собой 2 ряда рабочих лопаток, которые размещены на одном рабочем колесе. Сопла же размещены только перед первым рядом рабочих лопаток, а между первым и вторым рядом рабочих лопаток размещаются направляющие лопатки, служащие только для изменения направления движения потока.

Применение одновенечной или двухвенечной регулирующей ступени обуславливаются экономическими и конструктивными соображениями.

Одновенечная ступень при расчетном режиме имеет более высокий КПД чем двухвенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее изменяет более резко. Двухвенечная регулирующая ступень скорости на расчетном режиме имеет более низкий КПД, чем одновенечная, однако при переменных нагрузках КПД ее более устойчив. Двухвенечная ступень перерабатывает значительно большие теплоперепады, чем одновенечная, что приводит к сокращению числа нерегулируемых ступеней, уменьшение длины и упрощение конструкции турбины в целом, позволяет уменьшить утечки пара через переднее концевое уплотнение.

С другой стороны, большой тепловой перепад, приходящийся на 2 - венечную ступень, приводит к снижению КПД всей турбины, так КПД регулирующей ступени ниже, чем регулируемых ступеней давления. Выбор типа регулирующей ступени во многом зависит от объемного расхода пара на турбину.

Применение турбин только с многовенечными ступенями скорости оправданно при необходимости использования больших перепадов тепла при минимальном числе ступеней (это приводы вспомогательных механизмов, резервных, когда вопросы минимальной стоимости, компактности и простоты конструкции являются более важными, чем повышение КПД - это, например, механизмы периодического действия).

Регулирующая ступень, как правило, выполняется по активному принципу, позволяет осуществлять в них парциальный подвод пара, что позволяет, в свою очередь осуществлять сопловое парораспределение, дающее во всех условиях лучшие эксплуатационные показатели, чем другие типы парораспределения.

2.1 Определение среднего диаметра регулирующей ступени

Диаметр регулирующей ступени определяется величиной теплового перепада и отношением . Отношение окружной скорости U к фиктивной (установленной) изоэнтропной скорости, вычисляемой по располагаемому теплоперепаду на всю ступень, можно определить по графику, рис. 2.1 [1].

=0,43

Фиктивная изоэнтропная скорость пара подсчитывается по располагаемому теплоперепаду ступени:

, м/с

м/с

Окружная скорость вращения диска по среднему диаметру ступени:

, м/с

м/с

Средний диаметр ступени:

, м

где n - число оборотов ротора турбины, n=3000 об/мин;

м

2.2 Расчет сопловой решетки

2.2.1 Определение типа сопловой решетки

1. Располагаемый тепловой перепад сопловой решетки:

, кДж/кг

где - располагаемый тепловой перепад регулирующей ступени, кДж/кг;

степень реакции ступени, для одновенечной ступени: % = 0,1

кДж/кг

2. Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении:

, м/с

м/с

3. Число Маха для теоретического процесса в соплах:

где а_1t - скорость звука на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном истечении

, м/с

где К - показатель изоэнтропы, К=1,3 для перегретого пара;

давление пара за соплами (рис 1), Па;

теоретический удельный объём пара за соплами (рис 1), м³/кг.

м/с

Число Маха, подсчитанное по формуле, может быть проверено по графику рис. 2.4 [1], где оно дано в функции относительного конечного давления за соплами:

4. Форма профиля канала в первую очередь определяется безразмерной скоростью потока М_1t (число Маха). По величине М_1t выбирается тип решетки. М_1tприменяются профили решеток с суживающимися каналами.

2.2.2 Расчет суживающихся сопл

1. Определяем выходное сечение суживающихся сопл:

, мм²

где G - расход пара на турбину, кг/с;

G_ут - количество пара, утекающее через переднее концевое уплотнение турбины, , кг/с;

теоретический удельный объём пара за соплами, м³/кг;

- коэффициент расхода сопловой решетки, принимается равным 0,97 (для пара практически с любым перегревом);

-теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с.

мм²

2. Произведение степени парциальности ступени на высоту сопловой решетки:

, мм

где - степень парциальности ступени, представляет собой долю рабочих лопаток от общего числа, которые в данный момент времени находятся против сопл подачи пара на рабочее колесо;

l₁ - высота сопловой решетки, мм;

d^pc - средний диаметр регулирующей ступени, м;

- выходной угол сопл выбирается из таблицы 2.1 [1].

мм

3. Оптимальная степень парциальности для одновенечной ступени:

Значение должно подставляться в сантиметрах.

4. Высота сопловой решетки:

, мм

мм

5. Потери тепла в соплах:

, кДж/кг

где - располагаемый тепловой перепад сопловой решетки, кДж/кг;

- скоростной коэффициент сопловой решетки, принимается в зависимости от l₁ (рис 2.5) [1], =0,962.

кДж/кг

6. Тип профиля сопловой решетки выбирается по известным М_1t=0,647 и =14^о из приложения 2 [1].

Тип профиля сопловой решетки: С-90-15А

7. По характеристике выбранной решетки принимается относительный шаг t_опт:

Шаг решетки:

, мм

где t_опт - оптимальный относительный шаг (приложение 2 [1] ), t_опт=0,80;

b - хорда профиля (приложение 2 [1] ), b=5,15 см = 51,5 мм;

мм

8. Выходная ширина канала сопловой решетки:

, мм

мм

9. Число сопел:

,

Таблица 6.1

Геометрические характеристики профилей МЭИ

Тип профиля	1э, 2э град	0расч, 1расч		(М1t)опт, (М2t)опт	b1, b2 мм	F, см2	Iмин, см4	Wмин, см3
Сопловые решетки
С-90-12А	10-14	70-120	0,72-0,87	до 0,85	52,5	4,09	0,591	0,575
С-90-15А	13-17	70-120	0,70-0,85	до 0,85	51,5	3,3	0,36	0,45
С-90-18А	16-20	70-120	0,70-0,80	до 0,85	47,1	2,72	0,243	0,333
С-90-22А	20-24	70-120	0,70-0,80	до 0,90	45,0	2,35	0.167	0,265
С-90-27А	24-30	70-120	0,65-0,75	до 0,90	45,0	2,03	0,116	0,195
С-90-12Б	10-14	70-120	0,72-0,87	0,85-1,15	56,6	3,31	0,388	0,420
С-90-15Б	13-17	70-120	0,70-0,85	0,85-1,15	52,0	3,21	0,326	0,413
С-90-12Р	10-14	70-120	0,58-0,68	1,4-1,8	40,9	2,30	0,237	0,324
С-90-15Р	13-17	70-120	0,55-0,65	1,4-1,7	42,0	2,00	0,153	0,238
Рабочие решетки
Р-23-14А	12-16	20-30	0,60-0,75	до 0,95	25,9	2,44	0,43	0,39
Р-26-17А	15-19	23-35	0,60-0,70	до 0,95	25,7	2,07	0,215	0,225
Р-30-21А	19-24	25-40	0,58-0,68	до 0,90	25,6	1,85	0,205	0,234
Р-35-25А	22-28	30-50	0,55-0,65	до 0,85	25,4	1,62	0,131	0,168
Р-46-29А	25-32	44-60	0,45-0,58	до 0,85	25,6	1,22	0,071	0,112
Р-27-17Б	15-19	23-45	0,57-0,65	0,80-1,15	25,4	2,06	0,296	0,297
Р-30-21Б	19-24	23-40	0,55-0,65	0,85-1,10	20,1	1,11	0,073	0,101
Р-35-25Б	22-28	30-50	0,55-0,65	0,85-1,10	25,2	1,51	0,126	0,159
Р-21-18Р	16-20	19-24	0,60-0,70	1,3-1,6	20,0	1,16	0,118	0,142
Р-25-22Р	20-24	23-27	0,54-0,67	1,35-1,6	20,0	0,99	0,084	0,100

Профиль сопловой и рабочей решёток выбирают по значениям углов выхода потока б₁ и в_2, которые в дозвуковом диапазоне скоростей практически равны эффективным углам б_1эф=arcsin(a₁/t₁) и в_2эф=arcsin(a₂/t₂). Выбранный профиль проверяют по близости углов входа потока б₀ и в₁, полученным из теплового расчёта турбинной ступени. Если разница значений углов менее 5-10 градусов, то выбирают тот профиль, у которого она минимальна. В условиях проектируемой ступени такой профиль будет работать с небольшими углами атаки на входе в решётку. При этом его эффективность несколько уменьшится по сравнению с обтеканием профиля при нулевом угле атаки.

2.3 Расчет одновенечной регулирующей ступени

1. Степень реакции, принятую ранее (2.2), следует распределить по венцам:

где степень реакции первого венца рабочих лопаток;

%=0,1

2. Тепловой перепад, используемый в соплах (), откладывается от точки (рис 2).

Тепловой перепад, используемый на лопатках:

, кДж/кг

кДж/кг

откладывается согласно распределению степени реакции по лопаточному аппарату ступени, для построения процесса расширения пара в диаграмме через концы отрезков проводятся изобары (рис 2).

Построение треугольников скоростей и определение всех их элементов дает возможность выбрать типы профилей лопаточных решеток, определить потери в лопаточном аппарате, относительный лопаточный КПД, шаг и количество лопаток.

3. Выходной треугольник скоростей первого венца строится по углу , скоростям С₁ и U (рис 3) в масштабе 1 мм. - 5 м/с.

где - берем из таблицы 2.1;

U - окружная скорость вращения диска;

С₁ - абсолютная скорость пара на выходе из сопловой решетки:

, м/с

- коэффициент скорости сопловой решетки, =, принимаем равным 0,95;

-теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки при изоэнтропном расширении, м/с;

м/с

4. Графически из входного треугольника скоростей определяем величину относительной скорости на входе в рабочую решетку первого венца и угол (рис 3) и проверяем по формулам:

; =22^о

, м/с

м/с

5. Для выходного треугольника скоростей определяем угол на выходе из рабочей решетки первого венца:

,

6. Выходная высота рабочей решетки равна входной высоте:

, мм

Выходная площадь рабочей решетки:

, м²

где G - расход пара на турбину, кг/с;

V_2t - удельный объём пара за рабочей решеткой первого венца, определяется в результате построение процесса расширения пара в is- диаграмме, которое производится следующим образом. От конца теплового перепада в соплах (рис. 2 точка а) вверх откладывается величина потерь в соплах (отрезок ав), через точку «в» проводится линия энтальпии - константа до пересечения с изобарой (точка с). Располагаемый перепад на рабочей решетке первого венца будет равен отрезку сd. Значение V_2t берется по изохоре в точке d.

V_2t =0,052 м³/кг;

- коэффициент направляющей решетки, определяется по (рис 2.6) [1] в зависимости от степени реакции и состояния пара, =0,942;

-теоретическая относительная скорость пара на выходе из рабочей решетки первого венца:

, м/с

м/с

м²

мм

Действительная относительная скорость на выходе из рабочей решетки первого венца:

, м/с

где - скоростной коэффициент, определяется в зависимости от l₂ величины углов и по графику (рис 2.9) [1], =0,873.

м/с

По определенным и строится входной треугольник скоростей.

Из выходного треугольника скорости определяется абсолютная скорость выхода пара С₂ и угол выхода потока в абсолютном движении графически проверяются по формулам:

;

, м/с

м/с

7. Определяем потери тепла в рабочей решетке первого венца:

, кДж/кг

кДж/кг

8. Определяем потери тепла с выходной скоростью:

, кДж/кг

кДж/кг

9. Выбор профилей лопаточных решеток производится по известным углам и, и числом Маха. Типовые ступени скорости приведены в приложении.

где - скорость звука в изоэнтропном процессе на выходе из решеток первого венца:

, м/с

где К =1,3 (для перегретого пара);

Па, (рис 2);

м³/кг, (рис 2).

м/с

10. По относительным шагам решеток определяются шаги t:

, мм

а) сопловой решетки: мм, профиль С-90-15А

б) рабочей решетки первого венца: мм, профиль Р-26-17А

b_c, - хорды выбранного профиля соответствующей решетки, смотрим по приложению 2.

11. Количество лопаток для любой решетки:

Полученные значения округляем до ближайшего целого числа.

12. Относительный лопаточный КПД ступени:

а) по потерям энергии в проточной части:

б) по проекциям скоростей:

Тепловой расчет ступени выполнен правильно, т.к. величины КПД, вычисленные по данным формулам, должны иметь расхождения не более 1 - 2 % (0,01 - 0,02).

13. Определяем потери тепла на трение и вентиляцию:

,

где N_ТВ - мощность, затраченная на трение и вентиляцию, кВт.

, кВт

- коэффициент, зависящий от состояния пара для насыщенного и влажного пара ; для перегретого пара ;

V_cp = V_2t =0,052 м³/кг - удельный объём пара на выходе из сопла;

=_опт - степень парциальности при впуске пара;

G - расход пара на турбину.

кВт

В is-диаграмме, откладывая потери тепла на трение и вентиляцию , и потери с выходной скоростью находим использованный теплоперепад на регулирующую ступень. На рис. 2 равны отрезку zк, - отрезку уz. Точка «О» - точка конца процесса в ступени.

Расчет одновенечной ступени сводится в таблицу 2.

Таблица 2

Сводная таблица расчета одновенечной ступени скорости

№	Наименование	Ед. изм.	Решетки	Примечание
			Сопловые	1го венца
1	2	3	4	5	6
1.	Расход пара	кг/с	87,21
2.	Средний диаметр	м	0,94
3	Окружная скорость	м/с	147,6
4.	Начальное давление	МПа	9,0
5.	Начальная температура	С	541
6.	Располагаемый теплоперепад ступени	кДж/кг	100
7.	Степень реакции		0,1	0,1	Принимается
8.	Располагаемый теплоперепад решетки	кДж/кг	90	10
9.	Давление пара за решеткой	МПа	6,75	6,5	По диаграмме рис. 2.7
10.	Удельный объем пара за решеткой	м3 /кг	0,049	0,052
11.	Коэффициент расхода		0,97	0,942	По рис. 2.6
12.	Выходная площадь	м2	0,010383	0,016
13.	Угол входа	град	90	22
14.	Угол выхода	град	14	18
15.	Профиль решетки		С-90-15А	Р-26-17А
16.	Степень парциальности		0,6	Определяется как
17.	Хорда профиля	мм	51,5	25,7
18.	Относительный шаг		0,80	0,65
19.	Число лопаток		43	177
20.	Коэффициент скорости		0,962	0,873	Рис. 2.5
21.	Действительная скорость выхода	м/с	403,1	258,6
22.	Потеря энергии в решетке	кДж/кг	6,71	10,4
23.	Потеря с выходной скоростью	кДж/кг	8,1
24.	Относительный лопаточный КПД		0,029	Величина по двум
25.	Потери на трение диска		0,8	Способам подсчета
26.	Использованный теплоперепад	кДж/кг	83

Литература

1. Теория и конструкции нагнетателей и тепловых двигателей. Методические указания (для внутривузовского пользования). Павлодар 2004.

2. Семенов А.С., Шевченко А.М. «Тепловой расчет паровой турбины». Киев: Высшая школа, 1975 г. 208 с.

3. Костюк А.Г., Фролов В.В. «Турбины тепловых и атомных электрических станций». М.: Издательство МЭИ, 2001г.

4. Занин А.И., Соколов В.С. «Паровые турбины». Учебное пособие для СПТУ. М.: Высшая школа, 1998г. 208 с.

Размещено на Allbest.ru