16) Поправки на числа Рейнольдса и Маха:

17) Коэффициент расхода для сопловой решетки (расчетный):

18) Потери на трение в пограничном слое (в первом приближении принимаем):

19) Коэффициент кромочных потерь:

,

где - толщина выходной кромки.

Тогда:

20) Коэффициент концевых потерь:

21) Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на числа Маха и Рейнольдса:

22) Поправка к коэффициенту потерь энергии на верность:

,

где- верность решетки;

Тогда:

23) Поправка на наклон меридионального обвода:

,

где - угол периферийного меридионального наклона (принимается);

- относительное затенение высоты лопатки.

Тогда:

24) Поправка на нерасчетный угол входа:

где - угол входа потока в ступень (равен оптимальному значению угла входа).

Тогда:

25) Коэффициент потерь для сопловой решетки:

26) Коэффициент скорости:

.

27) Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки:

(м/с).

28) Угол выхода потока из сопел в абсолютном движении (фактический):

29) Осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:

30) Окружная составляющая абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:

31) Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки:

32) Угол входа потока в рабочую решетку в относительном движении:

33) Входной треугольник скоростей регулирующей ступени:

Рисунок 3.1. Входной треугольник скоростей регулирующей ступени ЦВД

34) Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

35) Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки:

36) Число Маха:

37) Высота рабочей решетки:

где - величина перекрыши (сумма корневой и периферийной перекрыш).

38) Выходная площадь рабочей решетки:

где - коэффициент расхода рабочей решетки (принимается).

39) Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:

40) Принимаем хорду профиля рабочих лопаток:

Выбираем профиль Р-46-29А [1]:

41) Количество лопаток:

42) Уточняем значение величины коэффициента расхода рабочей решетки:

где:

· - угол поворота потока в канале рабочей решетки;

· - поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале рабочей решетки;

· - поправка к коэффициенту расхода на угол на число Рейнольдса, где .

· - поправка к коэффициенту расхода на угол на число Маха, где

43) Потери на трение в пограничном слое:

44) Кромочные потери:

45) Концевые потери:

46) Поправка на веерность:

47) Поправка к потерям на числа Рейнольдса (поправка на число Маха не учитывается, так как М<1):

48) Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке:

Тогда:

49) Угол выхода из рабочей решетки в относительном движении:

50) Значение реальной скорости выхода потока из рабочей решетки:

51) Осевая и окружная составляющие относительной скорости:

52) Скорость выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:

53) Угол выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:

54) Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени:

Рисунок 3.2 - Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени ЦВД

55) Абсолютная потеря энергии в рабочей решетке:

56) Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

57) Располагаемая энергия ступени:

где - коэффициент использования выходной скорости (для регулирующей ступени равен 0).

58) Относительный лопаточный КПД:

где

удельная полезная работа ступени.

59) Мощность на лопатках колеса турбины:

60) Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается двумя методами: через потери и значения скоростей потока с привлечением зависимостей:

Расхождение между данными значениями составляет менее 5 %.

61) Общие потери на трение (включая потери на трение диска, лопаточного бандажа и конических поверхностей):

где - коэффициент трения.

62) Потери с утечками:

а) потери с утечками через диафрагменное уплотнение:

где - поправочный коэффициент для прямоточного уплотнения (принимается по экспериментальным кривым на рис 3.25[6]).);

- коэффициент расхода прямоугольного уплотнения (принимается по рис 3.25[6].););

- число гребней уплотнения (выбирается в зависимости от необходимости улучшения плотности ступени);

- площадь щели между диафрагмой и уплотнением (величины и выбираются по заводским данным).

б) потери с утечками через периферийные уплотнения ступени:

где - диаметр по периферии рабочих лопаток;

- степень реактивности на среднем диаметре ступени;

эквивалентный зазор периферийного уплотнения (значения принимаются по данным завода - изготовителя, - по экспериментальным кривым,).

Тогда общие потери с утечками составят:

63) Потери от парциальности:

а) потери от вентиляции:

где - коэффициент вентиляции (принимается для одновенечной ступени).

б) сегментные потери:

где - ширина рабочей лопатки (принимается по характеристикам профиля лопаток);

- число пар концов сопловых сегментов (выбирается в зависимости конструкции ступени).

Тогда общие потери от парциальности составят:

64) Относительный внутренний относительный КПД ступени:

65) Внутренняя мощность ступени:

3.2 Определение числа ступеней ЦВД турбины за регулирующей ступенью и значений тепловых перепадов

16) Поправки на числа Рейнольдса и Маха:

17) Коэффициент расхода для сопловой решетки (расчетный):

18) Потери на трение в пограничном слое (в первом приближении принимаем):

19) Коэффициент кромочных потерь:

,

где - толщина выходной кромки.

Тогда:

20) Коэффициент концевых потерь:

21) Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на числа Маха и Рейнольдса:

22) Поправка к коэффициенту потерь энергии на верность:

,

где- верность решетки;

Тогда:

23) Поправка на наклон меридионального обвода:

,

где - угол периферийного меридионального наклона (принимается);

- относительное затенение высоты лопатки.

Тогда:

24) Поправка на нерасчетный угол входа:

где - угол входа потока в ступень (равен оптимальному значению угла входа).

Тогда:

25) Коэффициент потерь для сопловой решетки:

26) Коэффициент скорости:

.

27) Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки:

(м/с).

28) Угол выхода потока из сопел в абсолютном движении (фактический):

29) Осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:

30) Окружная составляющая абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:

31) Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки:

32) Угол входа потока в рабочую решетку в относительном движении:

33) Входной треугольник скоростей регулирующей ступени:

Рисунок 4.1 - Входной треугольник скоростей регулирующей ступени ЦВД

34) Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

35) Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки:

36) Число Маха:

37) Высота рабочей решетки:

где - величина перекрыши (сумма корневой и периферийной перекрыш).

38) Выходная площадь рабочей решетки:

где - коэффициент расхода рабочей решетки (принимается).

39) Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:

40) Принимаем хорду профиля рабочих лопаток:

Выбираем профиль Р-30-21А [1]:

41) Количество лопаток:

42) Уточняем значение величины коэффициента расхода рабочей решетки:

где - угол поворота потока в канале рабочей решетки;

- поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале рабочей решетки;

- поправка к коэффициенту расхода на угол на число Рейнольдса, где .

- поправка к коэффициенту расхода на угол на число Маха, где

43) Потери на трение в пограничном слое:

44) Кромочные потери:

45) Концевые потери:

46) Поправка на веерность:

47) Поправка к потерям на числа Рейнольдса (поправка на число Маха не учитывается, так как М<1):

48) Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке:

Тогда:

49) Угол выхода из рабочей решетки в относительном движении:

50) Значение реальной скорости выхода потока из рабочей решетки:

51) Осевая и окружная составляющие относительной скорости:

52) Скорость выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:

53) Угол выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:

54) Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени:

Рисунок 4.2 - Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени ЦВД

55) Абсолютная потеря энергии в рабочей решетке:

56) Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

57) Располагаемая энергия ступени:

где - коэффициент использования выходной скорости .

58) Относительный лопаточный КПД:

где

удельная полезная работа ступени.

59) Мощность на лопатках колеса турбины:

60) Лопаточный КПД турбинной ступени:

Расхождение между данными значениями составляет менее 5 %.

61) Общие потери на трение (включая потери на трение диска, лопаточного бандажа и конических поверхностей):

где - коэффициент трения (принимается).

62) Потери с утечками:

а) потери с утечками через диафрагменное уплотнение:

где - поправочный коэффициент для прямоточного уплотнения (принимается по экспериментальным кривым на рис 3.25[6]).);

- коэффициент расхода прямоугольного уплотнения (принимается по рис 3.25[6].););

- число гребней уплотнения (выбирается в зависимости от необходимости улучшения плотности ступени);

- площадь щели между диафрагмой и уплотнением (величины и выбираются по заводским данным). б) потери с утечками через периферийные уплотнения ступени:

где - диаметр по периферии рабочих лопаток;

- степень реактивности на среднем диаметре ступени;

эквивалентный зазор периферийного уплотнения (значения принимаются по данным завода - изготовителя, - по экспериментальным кривым,).

Тогда общие потери с утечками составят:

63) Потери от парциальности отсутствуют, так как применяется полный подвод пар.

64) Относительный внутренний относительный КПД ступени:

64) Внутренняя мощность ступени:

4.2 Построение треугольников скоростей ступеней ЦВД турбины

6.1 Прочностной расчет лопаток последней ступени

1)Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей лопатке записывается:

где :

,

-плотность материала лопатки 7850 кг/м³.

-угловая скорость: м/с.

l=0,1482 м- высота лопатки последней ступени.

d_ср =0,883 м - средний диаметр последней ступени.

k - коэффициент разгрузки, показывает, во сколько раз напряжение в корневом сечении лопатки переменного профиля отличается от напряжения в корневом сечении лопатки постоянного профиля. Турбинные лопатки проектируют таким образом, что k<1, обычно k находят по формуле:

где =0,5 -отношение площадей профилей лопатки в периферийном и корневом сечениях.

2) Коэффициент запаса прочности:

где []=760 МН/м² - допускаемое напряжение от центробежных сил для стали.

6.2 Прочностной расчет диска последней ступени

Касательные напряжения при кручении изгибе:

,

где - момент сопротивления диска;

- крутящий момент.

Изгибающим моментом пренебрегаем вследствие его малости.

Тогда:

7. Спецзадание 2 - описание системы регулирования турбины

Турбина снабжена электрогидравлической системой автоматического регулирования, а также устройствами защиты, обеспечивающими работу турбины при однобайпасной схеме паросбросных устройств блока и останов ее при возникновении аварийных нарушений режима работы. Система автоматического регулирования предназначена:

- для автоматического поддержания частоты вращения турбогенератора с неравномерностью регулирования около 4,5 % и компенсации среднего влияния на приемистость регулирования турбины большого количества пара, аккумулированного в промежуточном перегревателе;

- для предотвращения повышения частоты вращения ротора турбины до срабатывания центробежных выключателей турбины при мгновенном сбросе нагрузки генератора с отключением и без отключения выключателей генератора;

- для точного регулирования мощности в соответствии с заданной статической характеристикой, требуемой для систем вторичного регулирования частоты и активной мощности энергосистемы;

- для быстрого кратковременного разгружения турбины и быстрого длительного ограничения мощности по сигналу противоаварийной автоматики энергосистемы;

- для разгружения турбины при снижении давления свежего пара.

Электрогидравлическая система регулирования состоит из электрической и гидравлической частей. Система регулирования включает в себя механический и электрический датчики частоты вращения, электрические датчики активной мощности генератора, датчики давления пара в линии промежуточного перегрева и давления свежего пара.

Исполнительные элементы системы регулирования и защиты: четыре гидравлических сервомотора регулирующих клапанов ЦВД, два сервомотора стопорных клапанов ЦВД, сервомотор сбросного клапана из линии промежуточного перегрева в конденсатор, сервомотор отсечного клапана на линии к подогревателю ПВД № 1. Сервомоторы регулирующих клапанов № 2 и № 3 ЦВД имеют механизмы перестройки характеристики сервомотора с дистанционным приводом, позволяющие перестраивать регулирование на дроссельное в процессе пуска турбины и на сопловое -- при работе турбины под нагрузкой.

Управление турбиной при пуске, синхронизации и нагружении осуществляется механизмом управления, обеспечивающим: зарядку золотников регулятора безопасности; управление стопорными и регулирующими клапанами ЦВД, сбросным клапаном, отсечным клапаном, стопорным клапаном КОСМ-800-1; изменение частоты вращения ротора турбины с возможностью синхронизации генератора при любой аварийной частоте в системе; изменение нагрузки. Механизм управления может приводиться в действие вручную и дистанционно с блочного щита. Регулятор, воздействующий на электродвигатель механизма управления турбиной, поддерживает заданную мощность турбины при постоянной частоте и с учетом отклонения давления свежего пара от номинального значения. Система регулирования пара обеспечивает поддержание давления не ниже минимально допустимой величины. Степень неравномерности регулирования частоты вращения составляет (4,5±0,5) %. В регуляторе мощности возможно изменение характеристик регулирования от 2,5 до 6 %. Нечувствительность гидравлической части системы регулирования частоты вращения составляет не более 0,3 %. Путем корректирующего воздействия регулятора мощности обеспечивается уменьшение нечувствительности всей системы регулирования до 0,06 %.

Для защиты от разгона турбина снабжена регулятором безопасности с двумя бойками, которые срабатывают при повышении частоты вращения до (111,5±0,5) %. При срабатывании регулятора безопасности происходит закрытие всех регулирующих и стопорных клапанов, клапанов на линиях к ПТН и ПВД №1, а также открытие сбросного клапана. Время полного закрытия регулирующих и стопорных клапанов составляет ~0,3 с от момента срабатывания регулятора безопасности. Действие регулятора безопасности дублируется дополнительной защитой, выполненной в блоке золотников регулятора скорости. Кроме того, для предотвращения чрезмерного разгона ротора при отказе системы регулирования частоты вращения в электроприставке предусмотрен блок предварительной защиты, воздействующий на электромагнитный выключатель предварительной защиты и закрывающий стопорные и регулирующие клапаны турбины при повышении частоты вращения до частоты срабатывания регулятора безопасности, и зависящий от величины ускорения частоты вращения.

Турбина снабжена двумя электромагнитными выключателями защиты, обеспечивающими срабатывание золотников регулятора безопасности.

Рабочей жидкостью в гидравлической части системы регулирования является огнестойкое синтетическое масло. Огнестойкое масло в систему регулирования подается от блока маслоснабжения, состоящего из бака емкостью 5,9 м, выносных охладителей, воздухоотделителя, фильтров грубой и тонкой очистки и двух электронасосов переменного тока. Рабочее давление в системе регулирования - 4,4 МПа. Охладитель огнестойкого масла работает при подводе охлаждающей воды из циркуляционной системы и обеспечивает нормальную работу системы регулирования при температуре охлаждающей воды не более 33 °С.

Для предотвращения разгона турбоагрегата обратными потоками пара установлены обратные клапаны на трубопроводах нерегулируемых отборов пара в ПВД и ПНД, на трубопроводах пара к турбоприводам питательных насосов, деаэратору и калориферам котла.

Управление установкой централизовано и ведется из помещения блочного щита управления. Система контроля управления выполняется на базе новейших электрических приборов и аппаратуры.

Заключение

В данном курсовом проекте был рассчитан отсек ЦВД турбины К-220-44-2 ХТЗ. Расчет велся по методике, описанной в [1], значения потерь и поправок находились по формулам, предложенным в [6], дополнительные потери определялись по формулам, предложенным в [4].

ЦВД был разбит на 1 регулирующую и 5 нерегулируемых ступеней. Правильность расчета проверялась путем построения треугольников скоростей, а также путем нахождения относительного внутреннего КПД каждой ступени (для рассчитанных ступеней он был в пределе 0,81-0,85).

Чтобы удостовериться в том, что лопатки и диск последней ступени выдержат нагружения, проводился проверочный расчет. В ходе данного расчета было выяснено, что коэффициент запаса прочности лопаток составляет около 21, а касательные напряжения на диске 7,54•10⁹ Н/м², что является допустимой величиной.

В ходе выполнения данного курсового проекта также была изучена схема регулирования турбины, которая включает как гидравлическую, так и электрическую часть с различными исполнительными элементами.

Таким образом, при выполнении данного проекта было выяснено, что турбина К-220-44-2 ХТЗ - сложный в изготовлении и эксплуатации механизм, требующий постоянного контроля, обслуживания и ремонта. Соблюдение данных условий возможно при наличии на электростанции опытного персонала и современных средств автоматического контроля и регулирования.

Список литературы

Размещено на Allbest.ru