Расчет тепловой схемы турбоагрегата

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Расчет тепловой схемы турбоагрегата

1.1 Построение процесса расширения в h-s диаграмме

Для определения параметров пара в отборах турбины на h-s диаграмме изображаются процессы расширения пара в цилиндрах турбины. Для турбин цилиндр высокого давления считается от начала расширения до выхода пара из него в перепускные трубы, цилиндр среднего давления - от входа пара в турбину после перепускных труб до его отвода в цилиндр низкого давления и непосредственно цилиндр низкого давления - до конденсатора.

Отличие от конденсационных турбин касается выбора расчетного режима работы теплофикационного отсека (ТО) - до верхнего отопительного отбора и промежуточного отсека (ПО) - между верхним- и нижним отопительными отборами теплофикационных турбин, основными режимами которых являются теплофикационные режимы работы. То есть, режимы с номинальными значениями давлений в регулируемых отопительных отборах и полностью закрытой поворотной диафрагмой (ПД) ее ЧНД. А для части низкого давления (ЧНД) теплофикационной турбины расчетным режимом является конденсационный режим.

Таблица

Точка	Элемент тепловой схемы	Пар
		Р, МПа	t(x), С	h, кДж/кг
0	-	12,8	550	3471,76
0'	-	12,42	549	3471,76
1	ПВД №3	3,32	379	3177,44
1'	-	3,25	378	3177,44
2	ПВД №2	2,28	337	3101,72
3	ПВД №1	1,22	266	2970,45
Д	Деаэратор	1,22	266	2970,45
4	ПНД №4	0,57	190	2829,56
5	ПНД №3	0,294	130 (0,928)	2568,58
6	ПНД №2	0,098	97 (0,876)	2394,61
7	ПНД №1	0,037	72 (0,838)	2257,15
7'	-	0,035	71	2257,15
К	Конденсатор	0,006	34 (0,781)	2038,08

Находим использованный теплоперепад в ЦВД:

Находим использованный теплоперепад в ЦСД:

Находим использованный теплоперепад в ЦНД:

Суммарный использованный теплоперепад пара:

?h=?h₁+ ?h₂+?h₃=294,32+920,29+219,07=1433,68 кДж/кг.



Процесс расширения пара в турбине в hs-диаграмме

1.2 Расчет долей пара в отборах к начальному расходу

Расчёт долей i-ых отборов пара выполняется по соотношению:

, где - доли отборов пара, - расход пара в отборы по табл. 2.

Номинальный расход свежего пара D₀=441 т/ч.



1.3 Расчёт начального расхода пара и расхода пара в отборах



Тогда расход пара в конденсационном режиме будет равен (==120МВт):

2. Разбивка теплоперепада ЦВД по ступеням

2.1 Регулирующая ступень ЦВД

В качестве регулирующей ступени принимаем двухвенечную РС. Тепловой перепад на регулирующую ступень принимаем равным . В регулирующей ступени степень парциальности переменна (сопловое регулирование) и даже при расчетном режиме не превышает величины 0,85. Поэтому регулирующую ступень целесообразно выполнять со степенью реактивности, примерно равной нулю. Этим также достигается устранение больших осевых усилий, действующих на диск регулирующей ступени. Степень реакции ступени принимаем равной . Эффективный угол выхода из сопловой решетки принимаем .

Тогда фиктивная скорость

Приняв оптимальное соотношение скоростей , получим

Средний диаметр ступени:

Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

По h-s диаграмме, отложив найдём м³/кг.

Теоретическая скорость выхода пара из сопел

Определим длину лопатки

,

где =12 - значение эффективного угла выхода потока из сопл.

Принимаем величину перекрыши = _п + _к =2+1= 3 мм, тогда длина рабочей лопатки первой ступени .

2.2 Отсек ЦВД

Располагаемый теплоперепад на первую ступень принимаем равным

.

Средний диаметр первой ступени

,

где для первой ступени ЧВД .

Принимаем степень реактивности

По h-s диаграмме, отложив найдём .

Теоретическая скорость выхода пара из сопел



Определим длину лопатки

,

где =12 - значение эффективного угла выхода потока из сопл.

Принимаем величину перекрыши = _п + _к =2+1= 3 мм,

тогда длина рабочей лопатки первой ступени .

По h-s диаграмме находим значение удельного объёма пара за последней ступенью ЦВД:

Корневой диаметр

Для нахождения составим систему уравнений

;

;

;

;

.

Величина теплового перепада на последнюю ступень с учётом

.

Для определения среднего по ступеням теплоперепада строится вспомогательная диаграмма.

Вспомогательная диаграмма для разбивки теплового перепада по ступеням первого отсека турбины

Распределение диаметров, отношений скоростей и теплоперепадов по ступеням первого отсека

Номер условной ступени	Оптимальное отношения скоростей	Диаметр условной ступени, м	Теплоперепад на ступень, кДж/кг
1	0,49	0,837	34,2
2	0,4914	0,8386	34,46
3	0,4929	0,8401	34,71
4	0,4943	0,8417	34,97
5	0,4957	0,8433	35,23
6	0,4971	0,8449	35,49
7	0,4986	0,8464	35,74
8	0,5	0,848	36

Величина среднего для ступеней теплоперепада:



где n - количество условных ступеней. В данном случае n=8.

Фактическое количество ступеней:

где H_о - располагаемый тепловой перепад на рассчитываемые ступени проектируемого отсека,

q - коэффициент возврата теплоты, определяемый из выражения:

Тогда Следовательно, число ступеней в первом отсеке принимаем равным 9 с учётом регулирующей ступени.

3. Расчет регулирующей ступени турбины

Исходные данные для проектирования ступени:

? расход пара ;

? частота вращения ротора турбины ;

? давление пара на входе в сопловой аппарат ;

? давление пара после регулирующей ступени ;

? температура пара на входе в сопловой аппарат .

Исходные данные получены в результате разбивки теплового перепада по ступеням.

1. Параметры пара перед турбиной:

? теплосодержание

? энтропия

? удельный объем

2. Энтальпия пара за ступенью на адиабате определяется по давлению за ней (р₂) и энтропии на входе(s₀):

3. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень () уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении.

4. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется по параметрам торможения:

5. Фиктивная скорость ступени:

6. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при расчетном режиме:

.

7. Средний диаметр ступени:

.

8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

,

9. Энтальпия пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении

10. Параметры пара за сопловой решёткой могут быть определены с помощью hs-диаграммы. Находим давление и удельный объём пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении:

;

11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решётки:



12. Режим течения пара в сопловой решётке определяется значением числа Маха.

Скорость звука при этом

,

а число Маха , т.к. режим дозвуковой , определяем выходную площадь сопловой решётки из выражения

,

где - предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решётки.

13. Высота лопаток сопловой решётки

14. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа () и выхода потока пара () (для активной ступени величина ), а также с учетом числа . Для звукового характера течения (), и, с учетом опыта проектирования [1, прилож. 5], принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с ориентировочной величиной хорды .

15. Количество сопловых лопаток определено с учётом принятой хорды решётки (b₁) и величины оптимального относительного шага

16. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решёткой (Re_C1t) рассчитывается из выражения с использованием определённой по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней :

17. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решётки

,

а также

18. Коэффициент расхода для сопловой решётки:

Уточнённое здесь значение коэффициента расхода () сравнивается с ранее принятым в расчётах ().

19. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:

(4.14)

20. Коэффициент кромочных потерь энергии определим толщиной выходной кромки ()

,

величина этого коэффициента:

21. Коэффициент концевых потерь энергии в решётке определяется по формуле Трояновского:

22. Поправка на дополнительные потери в решётке, обусловленные конусностью () её проточной части (ПЧ)

,

где наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.

23. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на число Маха (для сужающихся решёток):

а на число Рейнольдса:

24. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на веерность

()

25. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решётку профилей от оптимального направления (для сопловой решётки обычно ):

26. Коэффициент потерь энергии для сопловой решётки

27. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решётки (с₁)

где

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

Осевая и окружная составляющие абсолютной скорости выхода:

29. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитывается с использованием теоремы косоугольных треугольников:

30. Угол входа потока в рабочую решётку турбинной ступени в относительном движении:

31. Входной треугольник скоростей строится по определенным выше величинам абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки (с₁) и относительной (w₁), а также фактических углов выхода потока из нее в абсолютном (₁) и относительном (₁) движении.

Входной треугольник скоростей регулирующей ступени

32. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

33. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решётки (фактически предваряет расчёт рабочей решётки ступени):

34. Число Маха рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней для определения режима течения в рабочей решётке:



Скорость звука при этом

35. Высота рабочей решётки:

,

где величина перекрыши для неё выбирается в соответствии с данными [1, табл. 3.1.].

36. Выходная площадь рабочей решётки определяется с использованием уравнения неразрывности. Для этого в первом приближении принимаем коэффициент расхода .

37. Эффективный угол выхода потока из рабочей решётки в относительном движении:

38. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду её профиля и величину относительного шага решётки в соответствии с рекомендациями [1, прил. 5.]:



39. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решётки , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решёткой. Угол поворота потока в её канале:

Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале:

,

на число Рейнольдса:

, ,

на число Маха:

.

С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:

40. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (₁) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара из нее (_2эф), а так же с учетом числа . Для дозвукового режима течения и величин углов и принимаем к установке профиль рабочей лопатки типа Р-23-14А [1, прил. 5].

41. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу, что и сопловой.

42. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей:

43. 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:

и определяется величина кромочных потерь:

44. Волновые потери.

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

46. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке:

,

где

47. Поправка к потерям на число Рейнольдса:

48. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему:

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

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

50. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки:

где

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

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

53. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:



54. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

,

55. Располагаемая энергия ступени:

,

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

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

57. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени:

58. Мощность на лопатках колеса турбины:

59. Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается через значения скоростей потока с привлечением зависимостей:



Ошибка вычислений не превышает одного процента, что допустимо.

Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени

60. Относительный внутренний КПД турбинной ступени (_oi) определяется на заключительной стадии расчета.

где потери от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения

где - коэффициент расхода уплотнения диафрагмы, ;

- диаметр диафрагменного уплотнения, ;

- радиальный зазор в уплотнении, ;

z - число гребней уплотнения, в области высоких давлений z = 4 - 10. Принимаем z = 6.

d_б - диаметр бандажного уплотнения,

д_экв - эквивалентный зазор уплотнения

- осевой и радиальный зазоры бандажного уплотнения;

- число гребней в надбандажном уплотнении.

Принимаем

.

Тогда

,

Потери энергии от трения диска о пар



где - коэффициент трения определен по [3, рис. 4-2.]

4. Расчет ступеней заданного цилиндра и построение треугольников скоростей

4.1 Расчёт первой ступени

Исходные данные для проектирования ступени:

? расход пара ;

? частота вращения ротора турбины ;

? давление пара на входе в сопловой аппарат ;

? давление пара после рабочей решетки ;

? температура пара на входе в сопловой аппарат .

Исходные данные получены в результате разбивки теплового перепада по ступеням.

1. Параметры пара перед первой ступенью:

? теплосодержание

? энтропия

? удельный объем

2. Энтальпия пара за ступенью на адиабате определяется по давлению за ней (р₂=0,0213 МПа) и энтропии на входе(s₀):

3. Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень () уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном движении.

4. Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется по параметрам торможения:

5. Фиктивная скорость ступени:

6. Окружная скорость на среднем диаметре ступени при расчетном режиме:

.

7. Средний диаметр ступени:

.

8. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

9. Энтальпия пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении

теплоперепад турбина цилиндр ступень

10. Параметры пара за сопловой решёткой могут быть определены с помощью hs-диаграммы. Находим давление и удельный объём пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении:

;

11. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решётки:

12. Режим течения пара в сопловой решётке определяется значением числа Маха.

Скорость звука при этом

, а число Маха ,

т.к. режим дозвуковой, определяем выходную площадь сопловой решётки из выражения

,

где - предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решётки.

13. Высота лопаток сопловой решётки

14. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа () и выхода потока пара (), а также с учетом числа . Для дозвукового характера течения (), и, с учетом опыта проектирования [1, прилож. 5], принимаем профиль сопловой лопатки С-90-22А с ориентировочной величиной хорды .

15. Количество сопловых лопаток определено с учётом принятой хорды решётки (b₁) и величины оптимального относительного шага

16. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решёткой (Re_C1t) рассчитывается из выражения с использованием определённой по таблицам величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней :

17. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решётки

,

а также

18. Коэффициент расхода для сопловой решётки:

Уточнённое здесь значение коэффициента расхода () сравнивается с ранее принятым в расчётах ().

19. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:

20. Коэффициент кромочных потерь энергии определим толщиной выходной кромки ()

,

величина этого коэффициента:

21. Коэффициент концевых потерь энергии в решётке определяется по формуле Трояновского:

22. Поправка на дополнительные потери в решётке, обусловленные конусностью () её проточной части (ПЧ)

,

где наклон периферийного обвода канала к осевому направлению.

23. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на число Маха (для сужающихся решёток):

а на число Рейнольдса:

24. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на веерность ()

25. Поправка к потерям на отклонение угла входа в решётку профилей от оптимального направления (для сопловой решётки обычно ):

26. Коэффициент потерь энергии для сопловой решётки



27. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решётки (с₁)

где

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

Осевая и окружная составляющие абсолютной скорости выхода:

29. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитывается с использованием теоремы косоугольных треугольников:

30. Угол входа потока в рабочую решётку турбинной ступени в относительном движении:



31. Входной треугольник скоростей строится по определенным выше величинам абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки (с₁) и относительной (w₁), а также фактических углов выхода потока из нее в абсолютном (₁) и относительном (₁) движении.

с₁=282,75 м/с

w₁=125,8 м/с

u=204,6 м/с

₁=23,65⁰

₁=64,4⁰

Входной треугольник скоростей первой ступени ЦНД

32. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

33. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решётки (фактически предваряет расчёт рабочей решётки ступени):

34. Число Маха рассчитывается по относительной теоретической скорости потока и скорости звука за ней для определения режима течения в рабочей решётке:

Скорость звука при этом

,

где

35. Высота рабочей решётки:

,

где величина перекрыши для неё выбирается в соответствии с данными [1, табл. 3.1.].

36. Выходная площадь рабочей решётки определяется с использованием уравнения неразрывности. Для этого в первом приближении принимаем коэффициент расхода .

37. Эффективный угол выхода потока из рабочей решётки в относительном движении:



38. Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду её профиля и величину относительного шага решётки в соответствии с рекомендациями [1, прил. 5]:

39. Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решётки , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с сопловой решёткой. Угол поворота потока в её канале:

Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале:

,

на число Рейнольдса:

,

где ,

на число Маха:

.

С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:

40. Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (₁) (из расчета сопловой решетки) и выхода потока пара из нее (_2эф), а так же с учетом числа . Для дозвукового режима течения и величин углов и принимаем к установке профиль рабочей лопатки типа Р-60-38А [1, прил. 5].

41. Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу, что и сопловой.

42. Потери на трение в пограничном слое решетки профилей:

43. 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:

и определяется величина кромочных потерь:

44. Волновые потери.

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

46. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке:

,

где

47. Поправка к потерям на число Рейнольдса:

48. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему:



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

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

50. Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки:

где

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

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

53. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:

54. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

,

55. Располагаемая энергия ступени:

,

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

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

57. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени:

58. Мощность на лопатках колеса турбины:

59. Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается через значения скоростей потока с привлечением зависимостей:

Ошибка вычислений не превышает пяти процентов, что допустимо.

с₂=176,91 м/с

w₂=270,2 м/с

u=204,6 м/с

₂=89,85⁰

₂=40,9⁰

Список литературы

1. Балабанович В.К., Пантелей Н.В. Турбины теплоэлектростанций. Методические рекомендации к выполнению курсового проекта. Минск-2005.

2. С.Л. Ривкин, А.А. Александров. Теплофизические свойства воды и водяного пара, М.: Энергия, 1980 г. -424 с.

3. Бойко Е.А., Баженов К.В., Грачев П.А. Тепловые электрические станции (паротурбинные энергетические установки ТЭС): Справочное пособие - Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2006. - 152 с.

4. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины, 2-е изд. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 640 с.

5. Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учебник для вузов в 2-х книгах. Кн. 1 -6 издание. - М.: Энергоатомиздат, 1993. - 384 с.

6. Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учебник для вузов в 2-х книгах. Кн. 2 -6 издание. - М.: Энергоатомиздат, 1993. - 384 с.

7. Турбины тепловых и атомных электрических станций: Учебник п для вузов. Под ред. А.Г. Костюк, В.В. Фролов. - М.: Издательство МЭИ, 2001. - 488 с.

Размещено на Allbest.ru