Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Паротурбинная силовая установка предназначена для преобразования тепловой энергии пара, получаемой в котле при сгорании топлива, в механическую энергию, на валу турбины. На электрической станции эта механическая энергия превращается в электрическую энергию электрогенератором.

Турбина предназначена для работы в дубль блоке. Система регенерации включает три ПВД, деаэратор, пять ПНД с каскадным сливом дренажа греющего пара. Двухступенчатый промежуточный перегрев пара осуществляется в двух СПП. Мощность агрегата 240 МВт.

На рисунке 1 представлена принципиальная тепловая схема турбины К-310-240 ХТЗ[5].

Рисунок 1 - Принципиальная тепловая схема турбины К-310-240 ХТЗ

Из схемы видно, что решения по регенеративному подогреву приняты типовые: три ПВД, причем один отбор осуществляется из ЦВД, второй после ЦВД (т.е. перед промперегревом пара), третий - из ЦСД ; деаэратор на давление 0,7 МПа питается паром из самостоятельного отбора (4-ый отбор из ЦСД), причем предусмотрена возможность перевода его на питание от отбора с более высоким давлением (3-го отбора), при пониженных нагрузках турбины.

1.Расчет одновенечной регулирующей турбиной ступени турбины К-310-240 ХТЗ

Исходные данные: потери в клапанах 5%; частота вращения n=50с^-1; параметры протекающего пара p₀=23,5 МПа; t₀=540°C; расход пара G=278 кг/с; угол б_1п=15°; степень реакции с=0,2; характеристика (u/c_ф)=0,48; коэффициент расхода сопловой решетки м₁=0,94; рабочей решетки м₂=0,94; коэффициент потерь скорости ц=0,97; потерь энергии ш=0,90.

1. Определение теплоперепадов на сопловой и рабочей решетках, изображение процесса на h-s диаграмме, определить основные потери энергии:

Задаемся средним диаметром d_ср=1,2 м.

Определяем окружную скорость u, м/с:

(1.1)

Определяем фиктивную скорость , м/с:

(1.2)

Находим общий теплоперепад:

(1.3)



p₂=18 МПа

Теплоперепад на рабочей решетке H_ор, кДж/кг:

, (1.4)

где с - степень реакции;

кДж/кг.

Теплоперепад на сопловой решетке H_ос, кДж/кг:

; (1.5)

кДж/кг.

p₁ = 19 МПа

Рисунок 2 - h-s диаграмма процесса с теплоперепадами

2. Определение типа сопловой решетки по отношению давлений

, (2.1)

где k=1,3,

Так как , то сопловая решетка с сужающимися соплами, без косого среза.

3. Определение основных теплопотерь

Потери теплоты на сопловой решетке , кДж/кг:

, (3.1)

где ц -коэффициент потерь скорости,

кДж/кг.

Потери теплоты на рабочей решетке , кДж/кг:

3.2

где ш - коэффициент потерь энергии, щ₁ - относительная скорость на выходе из сопловой решетки.

Относительная скорость на выходе из сопловой решетки щ₁, м/с находится из треугольника скоростей сопловой решетки. Для этого находится абсолютную скорость пара на выходе из сопловой решетки c_{1 ,} м/с:

, (3.3)

где c_1t - абсолютная теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки

; (3.4)

м/с;

м/с.

Рисунок 3 - Выходной треугольник скоростей сопловой решетки

в₁=31°

щ₁=180,1 м/с;

кДж/кг.

Потери с выходной скоростью , кДж/кг:

, (3.5)

где с₂ - абсолютная скорость на выходе из рабочей решетки, м/с.

Определение абсолютной скорости на выходе из рабочей решетки с₂, м/с из треугольника скоростей рабочей решетки. Для этого находится относительная скорость потока пара на выходе из рабочей решетки щ₂, м/с:

щ₂= щ_2t • ш, (3.6)

где щ_2t - относительная теоретическая скорость выхода потока пара из рабочей решетки.

; (3.7)

м/с;

щ₂= 251,46•0,9=221,31 м/с.

Угол относительной скорости на выходе из рабочей решетки в₂:

(3.8)



Рисунок 4 - Выходной треугольник скоростей рабочей решетки

б₂=74°;

с₂=92,5 м/с;

кДж/кг.

4. Выбор профилей сопловой решетки

Выбор профилей сопловой решетки осуществляется по числу Маха для теоретического процесса М_1t и углу б_1п;

, (4.1)

где a₁ - скорость звука при параметрах выходного сечения, м/с:

, (4.2)

где н₁=0,033 м³/кг

м/с;

.

Из представленных в атласе профилей сопловой решетки выбираем профиль: С-9015А



Рисунок 5 - профиль сопловой решетки С-9015А

5. Выбор необходимых параметров для подобранного профиля

рекомендуемый относительный шаг =0,75; хорда профиля b₁=5,15 см; б_1эф=15°.

Шаг решетки t₁, см:

; (5.1)

см.

Ширина решетки В₁, см:

; (5.2)

см.

6. Определение высоты выходных кромок сопловой решетки l_1н, м:

(6.1)

где е - степень парциальности впуска - отношение длины дуги, занятой сопловой решеткой, к длине всей окружности ступени на среднем диаметре облопатывания, принимается е = 0,5.

7. Определение числа сопловых каналов z_c

(7.1)

8. Выбор профиля рабочей решетки

Выбор профиля рабочей решетки осуществляется по числу Маха для теоретического процесса на рабочих лопатках M_2t и углам в₁ и в₂:

(8.1)

где а₂ - скорость звука при параметрах выходного сечения;

(8.2)

где н₂=0,034 м³/кг

Из представленных в атласе профилей сопловой решетки выбираем профиль: Р-35-25А .

Рисунок 6 - профиль решетки Р-35-25А

9. Выбор необходимых параметров для подобранного профиля

Рекомендуемый относительный шаг =0,6; хорда профиля b₂=2,54 см; в_2эф=25°.

Шаг решетки t₂, см:

; (9.1)

см.

Ширина решетки В₂, см:

; (9.2)

см.

10. Определение количества рабочих лопаток z_р

(10.1)

11. Расчет высоты рабочих лопаток по ходу потока пара l1_р и l2_р

(11.1)

(11.2)

где - значение перекрышей, выбирается по таблице, представленной ниже:

l2р, мм	50	100	200
	1,5-2,5	2,5-3,5	3,5-4,5



Рисунок 5 - Профиль проточной части одновенечной регулирующей ступени

12. Определение лопаточного з_ол и внутреннего относительного КПД ступени з_оi

(12.1)

13. Расчет дополнительных внутренних потерь на утечки и трение

Относительная величина потерь от утечек пара через диафрагменное уплотнение о_у1:

(13.1)

где м_1у=0,74 - коэффициент расхода пара в зазоре диафрагменного уплотнения, z_1у=8 - число гребней, F_1у - площадь кольцевого зазора уплотнения, F₁ - выходное сечение суживающегося сопла:

 (13.2)

где d_1у =0,6 м, д_1у=0,0005 м;

(13.3)

где н_1t = 0,032 м³/кг

(13.4)

Относительная величина потерь от утечек пара через надбандажное уплотнение о_у2:

(13.5)

где м_2у=0,74 - коэффициент расхода пара в зазоре надбандажного уплотнения, z_2у=4 - число гребней, F_2у - площадь кольцевого зазора уплотнения:

 (13.6)

где д_2у=0,001 м

Относительная величина потерь не трeние диска о_тр:

(13.7)

где k_тр = 0,00045;

Относительная величина потерь на выколачивание пара о_п:

(13.8)

Внутренний относительный КПД ступени з_оi:

(13.9)

14. Построение процесса в h-s диаграмме с учетом дополнительных внутренних потерь на трение и утечки

Рисунок 6 - h-s диаграмма процесса с учетом дополнительных внутренних потерь на трение и утечки

15. Расчет мощности ступени

16.Расчет потери мощности на трение и вентиляцию

Потери мощности на трение N_тр:

(16.1)

где в=8,517 - коэффициент, зависящий от расстояния между диском и стенками камеры (соседними диафрагмами), меньшее значение - при небольших расстояниях, большее - при больших расстояниях.

(16.2)

Потери мощности на вентиляцию N_в:

(16.3)



(16.4)

16. Особенности турбин атомных станций

Подавляющее большинство паровых турбин, устанавливаемых на АЭС с водоохлаждаемыми реакторами, в том числе все турбины ХТЗ, предназначены для работы на насыщенном паре. Эти особенности вызваны следующими причинами.

Турбины проектируются со значительными суммарными кольцевыми площадями последних ступеней . Это достигается выполнением большого числа потоков в ЦНД и, следовательно, большого числа ЦНД, вплоть до четырех ЦНД. Для увеличения проходных сечений последних ступеней ЦНД и сокращения числа ЦНД большинство мощных турбин насыщенного пара выполняются тихоходными . Для уменьшения потерь давления большое внимание уделяется конструкции клапанов, которые обычно выполняются совмещенными на линии свежего пара (стопорный и регулирующий клапаны) или упрощенными; например. Сепаратор и промежуточный перегреватель, как правило, объединяются в компактную конструкцию. Следует учесть, что размеры такого сепаратора-пароперегревателя (СПП) настолько велики, что обычно турбины большой мощности имеют несколько СПП.

В связи с этим существенно возрастают габариты паровпуска, требующие более компактного его исполнения, изменения конструкции клапанов. Начиная с мощности агрегата 500-- 800 МВт, в первой ступени производится разделение потока пара, и, таким образом, все цилиндры турбины выполняются двухпоточными . Это, естественно, увеличивает число ступеней и осевые габариты цилиндров, но, с другой стороны, во всех цилиндрах уравновешиваются осевые усилия.

Большие высоты лопаток в первых ступенях требуют закрутки лопаток. Значительные изгибающие напряжения в регулирующей ступени (см. § 8.3) затрудняют применение парциального подвода пара и, следовательно, соплового парораспределения.

Работа всех или большинства ступеней влажным паром для повышения КПД турбины и всей установки требует уменьшения влажности пара как диаграммной, так и фактической. Это достигается:

а) внешней сепарацией, иногда выполняемой дважды, и промперегревом ;

б) различными методами внутренней сепарации, кроме того, расчет и проектирование ступеней и решеток следует вести с учетом особенностей протекания влажного пара. Необходимо отметить, что если обычно в ступенях низкого давления быстроходных турбин насыщенного пара влажность примерно такая; же, как в турбинах высоких начальных параметров пара, то влажность в ступенях высокого давления характерна только для турбин АЭС.

4. Специальные меры по уменьшению эрозии лопаток и других элементов турбин.

5. Повышенные требования к надежности турбин. Дело в том, что аварийная остановка турбины АЭС связана с большими неприятностями, чем на электростанции, работающей на органическом топливе. Причины этого -- невозможность немедленной остановки реактора и необходимость в течение некоторого времени перепуска пара помимо турбины; обычно ремонт турбины па АЭС требует больше времени. Кроме того, надо учитывать, что составляющая стоимость электроэнергии, зависящая от капитальных вложений, на АЭС существенно выше, чем на ТЭС, и внеплановая остановка блока АЭС приводит к повышению стоимости выработки электроэнергии в системе.

В связи с этим при проектировании турбин АЭС для ряда деталей закладываются большие запасы прочности, применяются более качественные материалы, по возможности используются уже отработанные и проверенные решения. При проектировании турбин АЭС предъявляются особые требования по сейсмостойкости.

6. Как и в турбинах с промперегревом пара для ТЭС и ТЭЦ, из-за большого объема и протяженности паропроводов между цилиндрами в турбинах насыщенного пара может произойти разгон турбины после прекращения доступа свежего пара. В турбинах насыщенного пара к этому добавляется вскипание и испарение влаги, сконденсировавшейся на поверхностях ротора, неподвижных деталей турбины, в сепараторе и т. д. Расчеты и опыты на турбинах показали, что за счет этого при сбросе нагрузки частота вращения турбины может возрасти на 15--25%. Радикальным средством для уменьшения этого разгона является установка арматуры на входе в ЦНД после СПП.

7. Если турбина предназначена для работы в одноконтурной схеме, т. е. в турбину поступает радиоактивный пар, то предъявляются дополнительные требования к конструкции турбины и к ее эксплуатации. Эти особенности в первую очередь определяются требованиями биологической защиты, которая иногда обеспечивается общей герметической обшивкой агрегата или всей установки, трассировкой паропроводов радиоактивного пара ниже отметки обслуживания и, конечно, полностью дистанционным оборудованием. Особые меры принимаются для предотвращения утечек пара из турбины. Большое внимание уделяется плотности всех фланцевых соединений. Фланцевые соединения трубопроводов, перепусков, ресиверов по возможности заменяются сварными.

17.Принципиальные тепловые схемы турбоустановок

Назначение принципиальной тепловой схемы (ПТС)

Назначение ПТС - определить сущность технологического процесса преобразования тепловой энергии в электрическую. В состав ПТС входят основное и вспомогательное оборудование пароводяного тракта, участвующее в процессе преобразования энергии, ПТС устанавливает основные связи по теплоносителю, объединяющие это оборудование в единую установку. Все элементы и связи на ПТС изображаются в одну линию. При блочной компоновке оборудования станции станции, имеющей одинаковые турбины и парогенераторы ПТС дается (составляется) как схема одноагрегатной ТЭС. При разнотипном оборудовании КЭС, например блоки 600 и 800 МВт, ПТС составляется из тепловых схем этих двух блоков.

Для ТЭЦ с разнотипными турбинами, технологически связанными между собой, ПТС составляется как единая схема, состоящая из взаимосвязанных схем разнотипных агрегатов.

В состав ПТС помимо парогенераторов и турбин входят: регенеративные воздухоподогреватели (РВП) с охладителями; деаэраторы; трубопроводы отборов; питательные, конденсатные, сетевые и дренажные насосы; испарители и паропреобразователи и основные связывающие их линии конденсата, дренажей и добавочной воды. Кроме того, ПТС включает вспомогательные устройства и теплообменники, расширители непрерывной продувки (РНП) с охладителями, охладители пара эжекторов и уплотнений. Для блоков от 300 МВт и выше в ПТС включаются турбины питательных насосов, воздуходувок, подогреватели воздуха, трубопроводы подачи пара на сушку топлива, подогрев мазута и т.д.

На ПТС указывается только часть арматуры, необходимая для нормальной работы оборудования.

ПТС служит расчетной схемой проектируемой ТЭС и позволяет определить расходы пара и воды для любого участка схемы, она позволяет оценить техническое совершенство и в значительной мере экономичность ТЭС. По ПТС определяют характеристики оборудования, которые служат основой для его выбора и для разработки полной или развернутой тепловой схемы станции.

18.Конденсатный насос, особенности установки на станции

Конденсатные насосы служат для откачки конденсата из конденсатора и подачи его через обессоливающую установку, систему регенерации низкого давления и пароструйный эжектор в деаэратор. В зависимости от. мощности турбоагрегата устанавливаются два, три или даже четыре конденсатных насоса; один из них является резервным и включается по системе АВР.

Общая производительность насосов определяется максимальным расходом конденсата турбины с учетом подвода в конденсатор дренажей, химически очищенной воды и т. п. Производительность конденсатных насосов конденсационных турбин выбирается по условиям летнего периода с учетом ухудшения вакуума и увеличения расхода пара на турбину в это время. Производительность конденсатных насосов теплофикационных турбин выбирается по конденсационному режиму их работы в летнее время.

Особенность работы конденсатного насоса заключается в том, что он откачивает жидкость, температура которой близка к температуре насыщения. Это создает условия для срыва работы насоса и возникновения кавитационных явлений.

Изменить условия всасывания - можно лишь увеличением высоты подпорного столба жидкости на всасе насоса и переходом на понижение числа оборотов. Однако первое условие связано со значительным заглублением насосного агрегата относительно уровня конденсата в конденсаторе, что увеличивает капитальные затраты по сооружению' установки. Выполнение второго условия приводит к увеличению веса габаритов самого насоса и его электропривода.

19.Осевое усилие на рабочих лопатках. Мощность развиваемая потоком пара на рабочих лопатках ступени

Пар, расширяясь в проточной части турбины, передает на ротор не только вращающий момент, определяемый окружными усилиями, действующими на рабочие лопатки, но и осевые усилия, которые не создают полезной работы и воспринимаются упорным подшипником. Чаще всего эти усилия стремятся сдвинуть ротор в направлении потока пара, причем иногда они достигают большой величины. Для того чтобы обеспечить надежную работу турбины и, в частности, ее упорного подшипника, необходимо с достаточной точностью определить осевое усилие.

Для того чтобы уменьшить суммарное осевое усилие, передаваемое на упорный подшипник, в паровых турбинах стараются его уравновесить. Этого можно достичь, например, увеличив диаметр переднего концевого уплотнения и соединив промежуточную полость с конденсатором или с промежуточной ступенью, давление в которой невелико. Таким образом, создается уравновешивающее усилие, направленное навстречу потоку пара и уменьшающее нагрузку упорного подшипника.

Включенный между камерой первой ступени и концевым уплотнением участок ротора, уравновешивающий осевые усилия, действующие па ротор турбины, получил название уравновешивающего, или разгрузочного, диска.

Чтобы уравновесить значительные осевые усилия, возникающие в реактивных турбинах, приходится применять разгрузочные диски очень большого диаметра. Если в реактивной турбине все рабочие лопатки расположены на цилиндрическом барабане, а давление равно давлению за последней ступенью, то полностью осевое усилие уравновешивается, если диаметр разгрузочного диска равен среднему диаметру средней ступени.

В многоцилиндровых турбинах осевое усилие стараются уравновесить, направляя потоки пара в первом и втором цилиндрах во взаимно противоположные стороны, как это схематически показано на рис. 5.31. При этом осевые усилия каждого из цилиндров могут быть полностью взаимно уравновешены и разгрузочный диск становится излишним.

Современные мощные турбины выполняются с раздельными потоками в цилиндрах низкого давления (см. рис. 10.13) и даже в цилиндрах среднего и высокого давления

Заключение

В семестровой работе был выполнен расчет одновенечной регулирующей ступени К-220-130 ХТЗ. Составлена принципиальная схема работы паротурбинной установки, начерчена проточная часть регулирующей ступени по результатам теплового расчета, а так же даны ответы на теоретические вопросы.

При расчете были определены типы и выбраны профили сопловой и рабочей решеток; рассчитано количество рабочих лопаток и сопловых каналов, высота рабочих лопаток; построен процесс в h-s диаграмме; рассчитана мощность ступени и потери мощности на трение и вентиляцию.

Библиографический список

паротурбинный установка мощность

1. Каргаполова Н.Н. Тепловые двигатели и нагнетатели: учебное пособие / Н.Н. Каргаполова. - Челябинск: Изд-во ЮУрГУ, 2009. - 33 с.

2. Костюк А.Г, Шерстюк А.Н. Газотурбинные установки: учебное пособие для вузов.М.: Высш. школа, 1979. 254с.

3. Моторин А.В. Паровые турбины: Учебное пособие: в 2-хт. Т.2/ Моторин А.В., Распопов И.В., Фурсов И.Д.; Алт. гос. техн.ун-тим. И.И. Ползунова.- Барнаул:Изд-воАлтГТУ, 2004.- 129 с.

4. Нигматулин И.Н. и др. Тепловые двигатели. Под ред. И.Н.Нигматулина. Учеб.пособие для вузов. М. «Высшая школа»,1974. - 375с.

5. Ривкин С.Л., Александров А.А. Термодинамические свойства воды и водяного пара: Справочник. Рек. Гос. службой стандартных справочных данных - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергоатомиздат,1984. - 80с.

6. Цанев, С.В. Газотурбинные и парогазовые установки тепловых электростанций : учебное пособие / С.В. Цанев, В.Д. Буров, А.Н. Ремезов. - М.:МЭИ, 2003. - 581 с.

7. Шляхин П.Н., Бершадский М.Л. Краткий справочник по паротурбинным установкам. М. - Л., Госэнергоиздат.,1961. - 128 с.

8. Шляхин П.Н. Паровые и газовые турбины. Учебник для техникумов - 2-е изд., перераб. и доп., М., «Энергия»,1974. - 224 с.

9. Щегляев А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкция турбин. Учеб. для вузов. В 2 томах - 6-е издание, перераб., доп. и подготовл. к печати Б.М.Трояновским. - М. Энергоатомиздат, 1993. - 800 с.

Размещено на Allbest.ru