Паротурбинная установка К-500–65–3000

Размещено на http://www.allbest.ru/

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по курсу

«Паровые и газовые турбины»

"Паротурбинная установка К-500-65-3000"

1. Краткое описание конструкции турбоагрегата К-500-65/3000

Рис. 1. Принципиальная тепловая схема турбоагрегата К-500-65/3000

Схема турбоустановки блочная, состоит из двух турбин К-500-65/3000 и парогенератора, питающего турбины паром с номинальными параметрами Р=64 ата и t=280,4⁰С. Пар от парогенератора поступает в общий коллектор и по четырём трубопроводам с запорными задвижками поступает к двум сдвоенным блокам клапанов парораспределения. Каждый блок состоит из двух комбинированных СРК. После СРК пар непосредственно поступает в ЦВД, после чего с давлением 3,5 ата отводится на СПП, где происходит сепарация влаги, имеющейся в паре и промежуточный перегрев до температуры 265,4⁰С, а затем через стопорные заслонки направляется в ЦНД и отводится в конденсатор.

Подача пара на 1-ю ступень промперегрева производится от 1-го отбора турбины, на 2-ю ступень перегрева подаётся свежий пар, отбираемый до СРК.

Турбина представляет собой одновальный пятицилиндровый агрегат с восемью выхлопами в конденсаторы.

ЦВД-двухпоточный, выполнен из двух корпусов: наружного и внутреннего. Подвод пара осуществляется по двум боковым патрубкам в среднюю часть нижней половины цилиндра. В каждом потоке ЦВД имеется по 5 ступеней давления, 2 ступени каждого потока расположены во внутреннем корпусе, 2 ступени в обойме и 1-непосредственно во внешнем корпусе. ЦНД-двухпоточный с пятью ступенями давления в каждом потоке. Впуск пара производится через переходной патрубок в нижнюю половину обоймы, в которой установлены все ступени ЦНД.

Перепуск пара из ЦВД в сепараторы-пароперегреватели, а затем в ЦНД производится двумя трубами. Пройдя ЦНД пар отводится в конденсаторы поверхностного типа. Турбина имеет 7 нерегулируемых отборов, предназначенных для подогрева питательной воды в ПНД и деаэраторе до температуры примерно 165⁰С, для перегрева пара в первой ступени промперегревателя, для питания испарительной установки, для покрытия станционных нужд в паре, а также для бойлерных установок теплофикации.

Парораспределение турбины дроссельное с 4-мя стопорными и 4-мя регулирующими клапанами свежего пара. В тракте промперегрева на линии подачи пара к ЦНД устанавливаются 4-ре стопорных заслонки промперегрева.

2. Тепловой расчет турбоустановки

Тепловой расчет турбоустановки производится с целью определения параметров пара в каждой ступени ЦВД и ЦНД, а также для определения расходов пара через ступени цилиндров.

2.1 Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме

Точка 0

Определяется по заданным параметрам пара p₀ = 6,37 МПа и x₀ = 0,995. По h-s диаграмме определяются остальные параметры точки 0.

Точка 0'

Отрезок 0-0' соответствует процессу дросселирования на стопорно-регулирующих клапанах. При этом потеря давления принимается в размере 4%.

p_0' = 0,96 p₀ = 0,96 6,37 = 6,12 МПа

Энтальпия при дросселировании не меняется, т.е. h_0' = h₀ = 2770 кДж/кг.

По давлению и энтальпии строится точка 0' и определяются ее параметры.

Точка А

Отрезок 0' - А соответствует процессу изоэнтропного расширения пара в ЦВД до давления p_A = 0,33 МПа. h_A = 2278 кДж/кг.

Точка 4

Отрезок 0' - 4 соответствует реальному процессу расширения пара в ЦВД с учетом внутренних потерь энергии в проточной части. При оценке принимаем величину внутреннего относительного КПД ЦВД в размере 85%.

h₄ = h_0' - _0i^ЦВД (h_0' - h_A) = 2770 - 0,85 (2770-2278) = 2352 кДж/кг

p₄ = p_A = 0,33 МПа.

Точка D

Соответствует состоянию пара после СПП и определяется по заданным параметрам пара после промперегрева t_D = 264 ⁰C. Потеря давления на СПП и в ресивере от СПП к ЦНД принимается в размере 10%.

p_D = 0,88 p₄ = 0,9 0,33 = 0,29 МПа

Точка С

Соответствует состоянию пара после сепаратора. Степень сухости после сепаратора принимается x_C = 0,99.

Точка N

Отрезок D-N соответствует процессу изоэнтропного расширения пара в ЦНД до конечного давления p_N = 0,0035 МПа, h_N = 2268 кДж/кг.

Точка К

Отрезок D-K соответствует реальному процессу расширения пара в ЦНД турбины с учетом внутренних потерь. При оценке принимаем величину внутреннего относительного КПД ЦВД в размере 84%.

h_К = h_D - _0i^ЦНД (h_D - h_N) = 2996 - 0,84 (2996-2268) = 2384 кДж/кг

p_K = p_N = 0,0035 МПа.

После построения процесса расширения откладываются точки, соответствующие состоянию пара в нерегулируемых отборах турбины. Точки находятся на пересечении линии процесса расширения и изобар, соответствующих давлениям в отборах. Давления в отборах приняты по прототипу турбоустановки:

p₁ = 2,055 МПа; p₂ = 1,15 МПа; p₃ = 0,632 МПа; p₄ = 0,33 МПа; p₅ = 0,142 МПа;

p₆ = 0,065 МПа; p₇ = 0,0258 МПа.

Параметры пара в точках процесса расширения, определенные по h-s диаграмме сведены в таблицу 1.

Процесс расширения пара изображен в h-s диаграмме.

Таблица 1. Сводная таблица параметров пара в процессе расширения

Точка процесса	Давление, p, МПа	Температура, t, 0C	Степень сухости, x	Удельный объем, v, м3/кг	Энтальпия, h, кДж/кг
0 0' 1 2 3 4 A С D 5 6 7 K N	6,37 6,12 2,055 1,15 0,632 0,33 0,33 0,31 0,29 0,142 0,0655 0,0258 0,0035 0,0035	280,0 277 213,8 186 160,9 136,8 136,8 134,7 264 203 138 70 26,7 26,7	0,995 0,993 0,89 0,867 0,843 0,825 0,790 0,99 - - - - 0,932 0,884	0,031 0,0315 0,086 0,1476 0,2535 0,457 0,437 0,5817 1.007 1,5366 2.8794 6,1029 36,8 34,9	2770 2770 2590 2517 2432 2352 2278 2705 2996 2880 2757 2629 2384 2268

2.2 Оценка расхода пара через турбину

2.2.1 Определение долей расхода пара

Заданные доли расхода:

_д = 0,01 - доля расхода пара на деаэратор;

_пп1 = 0,05 - доля расхода пара на пароперегреватель;

₅ = 0,05 - доля расхода пара на ПНД 5;

₄ = 0,06 - доля расхода пара на ПНД 4;

₃ = 0,022 - доля расхода пара на ПНД 3;

₂ = 0,04 - доля расхода пара на ПНД 2;

₁ = 0,02 - доля расхода пара на ПНД 1.

Доля расхода пара на сепарацию и перегрев

_спп = ₀ - ₅ - ₄ - _д - _пп1 = 1 - 0,05 - 0,06 - 0,01 - 0,05 = 0,83

Доля отсепарированной влаги



Доля пара идущего на перегрев

_пп = _спп - _с = 0,83 - 0,14 = 0,69

Доля свежего пара, идущего на пароперегреватель определяется из уравнения теплового баланса пароперегревателя

₀^пп(h₀ - h'₀)_пп = _пп (h_D - h_C)

где ₀^пп - доля свежего пара, идущего на пароперегреватель;

h'₀ = 1207 кДж/кг - энтальпия дренажа свежего пара [3, табл. 1]

_пп = 0,99 - КПД пароперегревателя, учитывающий потери тепла;

Доля расхода пара на турбоустановку

_ту = ₀ + ₀^пп = 1 + 0,13 = 1,13

Доля расхода пара в конденсатор

_к = ₀ - _д - ₅ - _с - _пп1 - ₄ - ₃ - ₂ - ₁ = 1 - 0,01 -

- 0,05 - 0,14 - 0,05 - 0,06 - 0,022 - 0,04 - 0,02 = 0,61

2.2.2 Определение расхода пара на ЦВД

Расход пара на ЦВД определяется по формуле [4, с. 250]



где N_э = 480 000 кВт - электрическая мощность турбогенератора;

_м = 0,99 - механический КПД турбины;

_эг = 0,98 - КПД электрического генератора, учитывающий электрические и механические потери.

y_i - коэффициент недовыработки i-го потока пара, характеризующий относительное увеличение расхода пара на турбину из-за наличия отбора.

Для отборов до СПП

Для отборов после СПП

2.2.3 Определение расходов пара на элементы схемы

Расходы пара через турбину определяются по соответствующим долям расходов

D_i = _i D₀

где D₀ - расход свежего пара на ЦВД турбины; _i - доля расхода пара.

Результаты расчетов сведены в таблицу 2.

Таблица 2. Расходы пара на элементы схемы турбоустановки

Элемент схемы	Доля расхода пара, i	Расход пара, Di, кг/с
Деаэратор ПНД 5 ПП1 ПНД 4 ПНД 3 ПНД 2 ПНД 1 Пар на СПП Отсепарированная влага Пар на пароперегреватель Свежий пар на пароперегреватель Расход пара в конденсатор Расход пара на турбоустановку	0,01 0,05 0,05 0,06 0,022 0,04 0,02 0,83 0,138 0,692 0,13 0,61 1,13	6,24 31,2 31,2 37,44 13,73 24,96 12,48 517,89 86,32 431,58 81,16 380,41 705,13

3. Предварительный газодинамический расчет проточной части ЦНД

турбоагрегат паротурбинный газодинамический тепловой

3.1 Выбор числа ступеней

3.1.1 Уточнение КПД ЦНД

КПД ЦНД для перегретого пара определяется по формуле:

где Н₀^нд - располагаемый теплоперепад на ЦНД, кДж/кг

H_вс - потери энергии с выходной скоростью, кДж/кг

H₀^нд = h_D - h_N = 2996-2268 = 728 кДж/кг

где с_вых = 279 м/с - скорость пара на выходе из ЦНД (принимаем);

- обратная веерность последней ступени (принимаем по прототипу)

кДж/кг

КПД ЦНД для влажного пара определяется как:

где _вл - коэффициент учитывающий потери от влажности

3.1.2 Определение длин первой и последней лопаток ЦНД

Задаемся корневым диаметром лопаток по прототипу турбины

d_k =d_ср-l₁=2,350-0,850=1,5 м;

Угловая скорость вращения

с^-1

Напряжения в теле ротора для сплошного диска оцениваются по формуле

где = 0,3 - коэффициент Пуасона;

= 7800 кг/м³ - плотность стали

МПа

Предел текучести стали Р2МА _s = 460 МПа, т.е. выбранный корневой диаметр удовлетворяет требованиям прочности.

Оптимальное отношение скоростей x_ф для первой ступени



где ₁ = 20⁰ - угол выхода пара из направляющего аппарата (при оценке принимаем для всех ступеней ЦНД)

₁ = 0,96 - коэффициент потери скорости в НА;

_к = 0,11 - корневая реактивность (для всех ступеней ЦНД);

Теоретическая скорость на выходе из первой направляющей решетки

м/с

Длина первой направляющей лопатки

где D₀ - расход пара через один поток ЦНД, кг/с D₀=Dcпп/8=517,89/8=64,74 кг/с

v_1t = 1,5366 м³/кг - удельный объем пара на выходе из первой направляющей решетки;

₀ = 0,97 - коэффициент расхода первой ступени

м

Обратная веерность для первой ступени оценивается как

Обратная веерность последней ступени принимается по прототипу _z = 2,76;

Средний диаметр последней ступени определяется по формуле

где _z - ометаемая площадь последней ступени, м²

где D_к = 380,41 кг/с расход пара в конденсатор;

v_к = 36,8 м³/кг - удельный объем пара на выходе из ЦНД;

i = 8 - число потоков пара в ЦНД;

c₂ = 279 м/с - скорость пара на выходе из последней ступени;

₂ = 90⁰ - угол абсолютной скорости пара из последней ступени.

м²

м

Длина последней рабочей лопатки

м

3.1.3 Определение числа ступеней ЦНД

Реактивность первой и последней ступени на среднем диаметре оценивается по упрощенным формулам



где _к = 0,11 - корневая реактивность;

Усредненное отношение скоростей x_{ф ср}

Усредненный теплоперепад на одну ступень

кДж/кг

Число ступеней ЦНД

где Н = 728 кДж/кг - суммарный располагаемый теплоперепад на ЦНД;

q_t - коэффициент возврата теплоты.

где z = 5 - ориентировочное число ступеней ЦНД (по прототипу турбины);

K_t = 3,9 10^-4 - для цилиндра работающего на перегретом и влажном паре;

3.2 Разбивка теплоперепадов по ступеням цилиндра

Изменение реактивности

Реактивность на среднем диаметре i-ой ступени определяется как

Изменение длины лопаток

м

Длина лопатки i-ой ступени

Отношение скоростей x_фⁱ_ср для i-ой ступени



Оптимальный теплоперепад на каждой ступени ЦНД

Результаты распределения теплоперепадов по ступеням ЦНД приведены в таблице 3.

Разность суммарного теплоперепада всего цилиндра и суммы теплоперепадов всех ступеней

Н_i=123,2+135,5+147,9+157,1+163,2=726,2 кДж/кг

кДж/кг

Дж/кг - кинетическая энергия пара на входе в первую ступень;

c₀ = 50 м/с - скорость пара на входе в первую ступень.

H₀ ⁱ = H₀ ⁱ + H

Для обеспечения экономичной работы системы регенерации выбран повышенный теплоперепад последней ступени. При этом отношение x_ф для каждой ступени незначительно отличается от оптимального.

Теплоперепады выбранные по результатам расчета РППВ приведены в таблице 4.

Таблица 3. Распределение теплоперепадов по ступеням ЦНД

Ступень	1	2	3	4	5
Реактивность, ср Длина лопатки, l, м Отношение xф ср Оптимальный теплоперепад, H0 i, кДж/кг Расчетный теплоперепад, H0 i, кДж/кг	0,241 0,137 0,518 123,2 130,6	0,307 0,315 0,547 135,5 141,6	0,373 0,494 0,575 147,9 154	0,439 0,672 0,608 157,1 163,2	0,505 0,850 0,648 163,2 168,5

4. Детальный тепловой и газодинамический расчет 1-й ступени ЦНД

4.1 Расчет закрутки лопаточного аппарата

Исходными данными для расчета ступени являются:

Давление пара перед ступенью, p₀, МПа 0,29;

Температура пара перед ступенью, t₀, ⁰С 264;

Скорость пара на входе в ступень, c₀, м/с 50;

Давление пара за ступенью, p₂, МПа 0,142;

Частота вращения ротора, n, с^-1 50;

По предварительному оценочному расчету выбираются:

Расход пара через ступень, D₀, кг/с 64,74;

Средний диаметр ступени d₁, м 1,637;

4.1.1 Процесс расширения пара в ступени в h-s диаграмме

Основные размеры рассчитываемой ступени показаны на рисунке 5, а процесс расширения пара в ступени в h-s диаграмме - на рисунке 6.

Рис. 5. Осевая турбинная ступень среднего давления



Рис. 6. Процесс расширения пара в ступени в h-s диаграмме

4.1.2 Построение входного треугольника скоростей

Определяем окружную скорость на среднем диаметре:

u₁=d₁n=3,14*1,637*50=257,13 м/с

Реактивность на среднем диаметре

Точка 0* определяется по параметрам полного торможения потока. При этом скорость пара на входе в ступень принимается с₀ = 50 м/с.

Энтальпия торможения

кДж/кг

Давление торможения

МПа

Температура торможения

⁰C

где c_p = 2,023 кДж/кгК - теплоемкость пара из 3.

Фиктивная скорость, вычисленная по параметрам торможения

м/с

Отношение скоростей

Угол выхода пара из НА определяется из оптимального значения x_ф

где = 0,96 - коэффициент потери скорости в НА.

Проверку соотношения H₀* = f (d; ) выполняется по формуле

кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад в направляющем аппарате

H₀₁ = (1 - _т^ср) H₀* = (1 - 0,241) 117,25 = 89,01 кДж/кг

По h-s диаграмме определяются параметры пара в точке 1t

h_1t = h_0* - H₀₁ = 2997,25 - 89,01 = 2908,2 кДж/кг

p₁ = 0,2 МПа; v_1t = 1,1271 м³/кг

Оцениваем скорость звука за направляющим аппаратом:

, где k - показатель адиабаты (для перегретого пара k = 1,3)

Теоретическая скорость пара за НА

м/с

Число Маха на выходе из НА

Абсолютная скорость пара за НА

с₁ = с_1t = 0,96 421,92 = 405,04 м/с

По найденным параметрам строим входной треугольник скоростей.

4.1.3 Определение высоты НА и РК

Площадь решетки НА

м²

где ₁ = 0,97 - коэффициент расхода НА.

Высота направляющей лопатки определяется из соотношения

м

₁ = 0,96 - коэффициент степени.

- парциальность ступени (для ступеней мощных турбин = 1).

Высота рабочей лопатки

l₂ = l₁ + _к + _п = 0,135 + 0,002 + 0,003 = 0,140 м

где _к = 0,002 м - величина корневого перекрыша.

_п = 0,003 м - величина периферийного перекрыша.

4.1.4 Построение выходного треугольника скоростей

Средний диаметр рабочего колеса

м

Окружная скорость на среднем диаметре

u₂ = d₂ n = 1,638 50 = 257,29 м/с

Потери энергии в решётке НА

H₁ = (1 - ²) H₀₁ = (1 - 0,96²) 89,01 = 7 кДж/кг

Параметры точки 1, соответствующей действительному состоянию пара после НА

h₁ = h_1t + H₁ = 2908,2 + 7 = 2915,2 кДж/кг

v₁ = 1,1351 м³/кг.

Точка 2t определяется при изоэнтропном расширении пара в РК до конечного давления p₂ = 0,142 МПа.

По h-s диаграмме определяются параметры пара в точке 2t

h_2t = 2880 кДж/кг

v_2t = 1,5366 м³/кг

Располагаемый теплоперепад в рабочей решетке

H₀₂ = _т^срH₀* = 0,241 117,25 = 28,24 кДж/кг

Теоретическая скорость пара за рабочим колесом

м/с

Потери энергии в рабочем колесе оцениваются как

H₂ = (1 -²) H₀₂ = (1 - 0,96²) 28,24 = 2,2 кДж/кг

где = 0,96 - коэффициент потери скорости в рабочем колесе.

Параметры точки 2, соответствующей действительному состоянию пара на выходе из ступени

h₂ = h_2t + H₂ = 2880 + 2,2 = 2882,2 кДж/кг

v₂ = 1,543 м³/кг.

Число Маха на выходе из РК

M_2t < 1, т.е. в РК так же реализуется дозвуковой поток.

Площадь решетки рабочего колеса

м²

Угол относительной скорости

Определяем значение длины лопатки РК

м

w₂=281,36 м/с

Абсолютная скорость пара за РК



Угол абсолютной скорости:

По найденным параметрам w₂, u₂, ₂ строим выходной треугольник скоростей (рис. 7).

Рис. 7. Треугольники скоростей 1-й ступени ЦНД

4.2 Обоснование выбора профилей НА и РК по атласу

В расчёте _1эф=15,5⁰, М_1t=0,78, следовательно из 5 выбираем наиболее близкий к данным параметрам профиль лопаток НА - С-9015А. Приведённые в атласе характеристики решётки с профилем С-9015А получены для шага t₁=37,8 мм и хордой профиля b₁=51,46 мм, осевой размер решётки В₁=30,8 мм.

Литература

1. Трубилов М.А., Арсеньев В.В., Фролов В.В. и др. Паровые и газовые турбины. Учебник для вузов. Под ред. Костюка А.Г., Фролова В.В. - М.: Энергоатомиздат, 1985. - 352 с.: ил.

2. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины. -2-е изд:, перераб. и до. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 640 с.: ил.

3. Ривкин С.Л., Александров А.А. Термодинамические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1975. - 80 с.

4. Маргулова Т.Х., Подушко Л.А. Атомные электрические станции. Учебник для техникумов. - М.: Энергоиздат, 1982. - 264 с., ил.

5. Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Л. Атлас профилей решеток осевых турбин. - Машиностроение, 1965. - 96 с., ил.

6. Паротурбинные установки атомных электростанций. Под редакцией Ю.Ф. Косяка. - М.: Энергия, 1978-312 с., ил.

7. Профессор И.П. Фадеев. Расчёт проточной части осевой ступени паровой турбины по треугольникам скоростей. Учебно-методическое пособие по курсу «Паровые и газовые турбины». - С-Пб.: С-ПбГТУ Кафедра энергетического, атомного турбиностроения и авиационных двигателей, 2000 г.

8. Профессор И.П. Фадеев. Паровая турбина АЭС. Учебное пособие для курсового проектирования по курсу «Турбинные установки АЭС». Раздел «Прочностное обоснование турбины». - С-Пб.: С-ПбГТУ Кафедра энергетического, атомного турбиностроения и авиационных двигателей, 2001 г.

Размещено на Allbest.ru