Расчет двигателя внутреннего сгорания

Содержание

Задание

Краткое описание конструкции турбины К-500-65-3000-2

I. Процесс расширения пара в турбине в h-s-диаграмме

II. Предварительный расчет 1-й ступени

III. Предварительный расчет последней ступени

IV. Выбор числа ступеней ЦВД и распределение теплоперепадов между ними

V. Детальный расчет первой ступени ЦВД

Список используемых источников

Задание на курсовой проект паровой турбины типа К-500-65/3000

Разработать проект паровой турбины (ЦВД).

Исходные данные:

1.Номинальная мощность 85 МВт;

2.начальное давление пара 13,6 МПа;

3.начальная температура пара 560 0с;

4.противодавление за ЦВД 1,5 МПа;

5.парораспределение - соловое;

6.частота вращения - 50 Гц.

Графическая часть: вычертить продольный разрез ЦВД

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.

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 = 13,6 * 0,04 = 0,544 МПа;

P0 = P0 - P = 13,6 - 0,544 = 13,1 МПа

По h-s-диаграмме находим: h0 = 3500 кДж/кг;

0 = 0,029 м3/кг ; hк = 3028 кДж/кг;x0 = 0,995

Располагаемый теплоперепад в турбине:

H0 = h0 - hк = 3500 - 3028 = 472 кДж/кг;

Задаемся значением внутреннего относительного КПД турбины: oi = 0,8.

Принимаем КПД генератора г = 0,985, КПД механический м = 0,99.

Расход пара на ЦВД:

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

Из расчета тепловой схемы турбины - относительный расход пара в отборах ЦВД:

1 = 0,06;2 = 0,02;3 = 0,03;

Расход пара через последнюю ступень ЦВД:

II. Предварительный расчет 1-й ступени.

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

По h-s-диаграмме , удельный объем пара на выходе из сопловой решетки 1t = 0,045 м3/кг.

Определим диаметр 1-й ступени:



где 1= 0,96 - коэффициент расхода, принят по [1];

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

1э = 11 - угол выхода пара из сопловой решетки:

е =1- степень парциальности:

Хф =0,5 - отношение скоростей, принимая согласно l1, где

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

Теплоперепад сопловой решетки:

Проверка

III. Предварительный расчет последней ступени

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

Диаметр последней ступени:

dz = (d1 - lz) + lz = (1,05-0,018)+0,178= 1,21 м.

IV. Выбор числа ступеней ЦВД и распределение теплоперепадов между ними

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;

Располагаемые теплоперепады для каждой ступени:

hоz = 12,3 * (dz/Хф)2

hо1 =56,96 КДж/кг;(83,15)hо2 =59,12 КДж/кг;(88,34)hо3 =61,3 КДж/кг;

hо4 =63,46 КДж/кг;(99,21)hо5 =65,63 КДж/кг.

Средний теплоперепад ступени:

hоср =94,9 КДж/кг;(61,3)

4.Коэффициент возврата теплоты:

q = *(1-coi)*Н0*(z'-1)/z', где

coi =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-coi)*Н0*(z'-1)/z', где

= 4,995

6. Уточнение теплоперепадов для каждой ступени:

Расхождение:

Распределим равномерно по всем ступеням и уточним теплоперепады каждой ступени:

h'оz = hоz + /z

№ ступени	1	2	3	4	5
dст, м	1,3	1,34	1,38	1,42	1,46
hоz , КДж/кг	83,15	88,34	93,7	99,21	104,87
h'оz ,КДж/кг	82,35	87,54	92,9	98,41	104,07

V. Детальный расчет первой ступени ЦВД

Степень реакции по среднему диаметру:

ср1 =

Изоэнтропный теплоперепад в сопловой решетке:

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

Энтальпия пара за сопловой решеткой:

hc = h0 - hoc = 2725 - 90,82= 2634,18 КДж/кг.

По h-s-диаграмме определим параметры пара:

1t = 0,046 м3/кг, Р1 = 13,6 МПа.

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки:

Выходная площадь сопловой решетки:

1 = 0,97 - коэффициент расхода.

Высота сопловой решетки:

l1 =

Число Маха:

M1t =

к = 1,35 - показатель адиабаты пара.

По значениям M1t и 1э из атласа профилей выбираем профиль сопловой решетки:

С-90-09-А; t = 0,78;b1 = 6,06 см

Число лопаток:

Z =

Коэффициент скорости сопловой решетки:

= 0,97 (рис. 2.29а [2]).

Построим входной треугольник скоростей (см. рис 2):

С1 = * С1t =0,97*426,2=413,4 м/с

U = * d *n =3,14*1,3*50=204,1 м/с

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

1 = 213 м/с;1 = 22.

Потери энергии при обтекании сопловой решетки:

Изоэнтропный теплоперепад в рабочей решетке:

hор = * hо1 = 0,024 * 93,05 = 2,23 кДж/кг

Энтальпия пара в конце изо энтропного расширения:

hр = hс + hc - hор = 2634,18 + 5,4 - 2,23 = 2637,35 кДж/кг

Параметры пара за рабочей решеткой по h-s-диаграмме:

2t = 0,046 м3/кг, Р2 = 13,6 МПа.

Теоретическая относительная скорость выхода пара из рабочей решетки:

2t =

Площадь рабочей решетки:

Высота рабочей лопатки:

l2 = l1 + = 0,011 + 0,003 = 0,0113 м

Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки:

; 2э = 18,1.



Число Маха:

M2t =

По значениям M2t и 2э из атласа профилей выбираем профиль рабочей лопатки:

Р-26-17-А; t = 0,65;b1 = 2,576 см

Число лопаток:

Z2 =

Коэффициент скорости в рабочей решетке:

= 0,945 (рис. 2.29а [2]).

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

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

С2 = 71 м/с,2 = 94.

Потери при обтекании рабочей решетки:

Потери с выходной скоростью:



Располагаемая энергия ступени:

E0 = h - xв.с. * hв.с. = 93,05 - 2,52 = 90,53;

xв.с. =1 - с учетом полного использования С2.

Относительный лопаточный КПД:

, и проверяем

Расхождение между КПД, подсчитанным по разным формулам, незначительно.

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

, где

Кy - поправочный коэффициент ступенчатого уплотнения;

Мy - коэффициент расхода уплотнения (рис. 3.34 [1]);

Zy - число гребней диафрагменного уплотнения;

1 - коэффициент расхода сопловой решетки;

F1 - выходная площадь сопловой решетки;

Fy = * dy * y - площадь проходного сечения;

dy - диаметр уплотнения;

y - радиальный зазор.

Относительные потери утечек через бандажные уплотнения:

y =,где

dn = 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;

zr = 2 - число гребней в надбандажном уплотнении.

э =

y =

Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени:

hу =у * Е0=0,045*90,46= 4,034кДж/кг

Относительные потери на трение:

тр =,где

Ктр = (0,450,8)*10-3 - зависит от режима течения.

тр =

Абсолютные потери на трение:

hтр =тр * Е0= 0,0108*90,46 = 0,98 кДж/кг

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

Абсолютные потери от влажности:

hвл =вл * Е0= 0,029 *90,46= 2,623 кДж/кг

Используемый теплоперепад ступени:

hi = E0 - hc - hp - hв.с. - hy - hтр - hвл = 90,46 - 5,4 - 2,66 - 2,52 - 4,034 - 0,98 - 2,623 = 72,24 кДж/кг

Внутренний относительный КПД ступени:

oi = hi / E0 = 72,24 / 90,46 = 0,8

Внутренняя мощность ступени:

Ni = Gi * hi =65,18 * 72,24 = 4708,6 КВт.

Список используемых источников

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

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

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

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