Расчет цилиндра низкого давления (ЦНД) турбины К-300-240-1

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ ФАКУЛЬТЕТ

Кафедра "Тепловые электрические станции"

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине "Турбины ТЭС и АЭС"

Тема: "Расчет ЦНД турбины К-300-240-1"

Исполнитель: студент 4 курса гр.106818

Качан А.В.

Руководитель: ст. преподаватель

Нерезько А.В.

Минск 2011

Содержание

1. Введение

2. Расчет тепловой схемы турбоагрегата

2.1 Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме

2.2 Расчёт начального расхода пара и расхода пара в отборах

3. Разбивка теплоперепада цнд по ступеням

4. Расчет регулирующей ступени

5. Расчет ступеней ЦНД и построение треугольников скоростей

5.1 Расчет первой ступени ЦНД

6. Техническо-экономические показатели турбоустановки

7. Спецзадание 1. прочностные расчеты наиболее нагруженных элементов турбины

7.1 Прочностной расчет лопаток последней ступени

7.2 Прочностной расчет диска последней ступени

8. Спецзадание 2. Описание системы регулирования турбины

Заключение

Список литературы

1. Введение

Развитие человеческого общества на современном этапе неразрывно связано с процессом производства и использования энергии. Наиболее распространенной, чистой и дешевой является электрическая энергия. Значительная доля электрической энергии вырабатывается на тепловых и атомных электрических станциях, которые и обеспечивают потребности человечества на данном этапе. Современная энергетика основывается на централизованной выработке электроэнергии. Установленные на электростанциях генераторы в подавляющем большинстве имеют привод от паровых турбин. Таким образом, паровая турбина является основным типом двигателя на современной тепловой электростанции, в том числе на атомной. Обладая большой быстроходностью, паровая турбина отличается малыми размерами и массой и может быть построена на большую единичную мощность. Вместе с тем у данного типа турбин достигнута высокая экономичность работы. Это главным образом и определило широкое распространение паровых турбин в современной энергетике. К недостаткам её стоит отнести невысокую маневренность, долгий пуск и набор мощности, что стоит препятствием для эффективного и экономичного использования паровых турбин для покрытия пиковой части графика потребления электроэнергии.

Конденсационная паровая турбина К-300-240-1 производственного объединения турбостроения "Ленинградский металлический завод" (ПОТ JIM3) номинальной мощностью 300 МВт, с начальным давлением пара - 23,5 МПа предназначена для привода генератора переменного тока типа ТВВ-320-2 с частотой вращения ротора 50 с^-1; для несения базовой части графиков нагрузок и участия в нормальном и аварийном регулировании мощности энергосистемы с возможностью привлечения для покрытия переменной части графиков нагрузок. Номинальные параметры турбины приведены в табл.10.

При заказе турбины, а также в другой документации ее следует обозначать "Турбина паровая К-300-240-1 ТУ 108-837-79".

Турбина К-300-240-1 соответствует требованиям ГОСТ 3618-85, ГОСТ 24278-85 и ГОСТ 26948-86.

Турбина имеет восемь нерегулируемых отборов пара, предназначенных для подогрева питательной воды (основного конденсата) в четырех ПНД, деаэраторе и трех ПВД до температуры 275°С (при номинальной нагрузке турбины и питании приводной турбины главного питательного насоса паром из отборов турбины).

Данные об отборах пара на регенерацию и турбопривод приведены в таблице.

Главный питательный насос имеет паровой турбопривод. Пар на турбопривод отбирается из турбины за 16-й ступенью при давлении 1,56 МПа в количестве 108 т/ч при номинальной мощности. Отработанный пар из турбопривода возвращается в турбину за 24-ю ступень и частично - в ПНД № 3.

Номинальные значения основных параметров турбины.

цилиндр низкое давление турбина

Принципиальная тепловая схема турбоустановки.

Характеристика отборов.

В турбине, кроме регенеративных отборов, допускаются следующие отборы пара без снижения номинальной мощности:

на подогрев воздуха, подаваемого в котлоагрегат в количестве 3 % от расхода пара на турбину (максимально 30 т/ч). Пар отбирается из паропровода возврата пара в турбину после турбопровода (отбор на ПНД № 3);

на подогреватели сетевой воды для покрытия теплофикационных нужд, в том числе, на основной сетевой подогреватель в количестве 19 т/ч. Пар отбирается из паропровода возврата пара после турбопривода и на пиковый подогреватель из паропровода пятого отбора (на ПНД № 4) в количестве 7 т/ч.

Допускаются дополнительные отборы пара со снижением мощности ниже номинальной из паропроводов следующих отборов: I (на ПВД № 3) - 45 т/ч;

за ЦВД при мощности 150 МВт и выше - 50 т/ч;

IV        (на деаэратор) - 20 т/ч;

V         (на ПНД № 4) - 60 т/ч;

из паропровода возврата пара после турбопривода - 40 т/ч.

При максимальном расходе пара, выключенных всех отборах пара, кроме системы регенерации, и номинальных параметрах пара, номинальных расходе и температуре охлаждающей воды может быть получена мощность 314 МВт.

При этих же условиях, но отключенных ПВД, развиваемая максимальная мощность составляет 345 МВт.

Допускается длительная работа турбины при отклонениях (в любых сочетаниях) параметров пара от номинальных в следующих пределах: давление свежего пара от 23,04 до 24,02 МПа; температура свежего пара (540)°С;

температура охлаждающей воды на входе в конденсатор не выше 36°С. Допускается кратковременная непрерывная работа турбины в течение не более 30 мин при повышении сверх номинальных значений температуры свежего пара и промежуточного перегрева на +10°С или начального давления на 0,98 МПа. При достижении этих значений в любых сочетаниях суммарная продолжительность работы турбины не более 200 ч в год.

Допускается длительная работа турбины с минимальной мощностью 30 % от номинальной при номинальных параметрах.

Конструкция турбины. Турбина представляет собой одновальный трехцилиндровый агрегат с тремя выхлопами в один общий конденсатор (рис.8).

Турбина выполнена с сопловым парораспределением. Свежий пар подводится в среднюю часть ЦВД турбины через два блока стопорных и регулирующих клапанов, расположенных по обе стороны цилиндра.

ЦВД имеет внутренний и наружный корпусы с горизонтальными разъемами каждый. Четыре паровпускных штуцера вварены в среднюю часть наружного корпуса и подвижно соединены при помощи поршневых колец с горловинами внутреннего корпуса, к которым приварены сопловые коробки. ЦВД имеет 12 ступеней давления, в том числе, одновенечную регулирующую.

Проточная часть ЦВД разделена на два последовательных отсека. Первый (левый) отсек состоит из одновенечной регулирующей ступени и пяти ступеней давления, пар в которых направлен от середины цилиндра в сторону генератора, правый - из шести ступеней давления.

По выходе из ЦВД нар отводится для промежуточного перегрева в котлоагрегат, из которого направляется в ЦСД через две паровые коробки. В каждой коробке расположен один автоматический стопорный клапан и один регулирующий.

ЦСД - прямоточный и конструктивно выполнен из трех частей. Проточная часть ЦСД делится на ЧСД и ЧНД.

Парораспределение ЦСД - дроссельное. Регулирующие клапаны работают одновременно и подводят пар через общую камеру по всей окружности направляющего аппарата.

Прямоточная проточная часть СД состоит из 12 ступеней давления, образующих собственно ЧСД турбины. Из расположенной за 12-й ступенью камеры ЦСД две трети парового потока отводятся по перепускным трубам, помещенным под площадками по обе стороны турбины, в среднюю часть ЦНД. Остальная треть парового потока проходит через пять ступеней давления, образующих ЧНД ЦСД, и выхлопной патрубок в один общий конденсатор, принимающий также пар из выхлопных патрубков ЦНД.

ЦНД - двухпоточный, причем проточная часть каждого потока содержит по пять ступеней давления (встречного вращения) на общем валу. Конструкция подвески внутренней средней части ЦНД допускает ее свободное тепловое расширение в наружном корпусе.

Рабочие лопатки последней ступени ЦНД имеют рабочую длину 960 мм при среднем диаметре 2480 мм, что соответствует торцевой площади каждого из трех выхлопов - 7,48 м².

Ротор ЦВД - цельнокованый.

Ротор ЦСД имеет 12 дисков, откованных заодно с валом, и пять насадных дисков ЧНД.

Ротор ЦНД состоит из вала, на который насажено десять дисков, по пять на каждый (поток. Все роторы турбины выполнены гибкими. Роторы ЦВД и ЦСД соединены жесткой муфтой и имеют общий комбинированный опорно-упорный средний подшипник, фиксирующий осевое положение всего валопровода турбины и генератора. Роторы среднего и низкого давлений турбины соединены жесткой муфтой, роторы турбины и генератора тоже соединены жесткой муфтой.

Для сокращения времени прогрева и улучшения условий пуска в турбине осуществляется паровой обогрев фланцев и шпилек.

Допускается автоматический пуск и последующее нагружение турбины после простоя любой продолжительности. Предусматривается пуск турбины на скользящих параметрах пара из холодного и различной степени неостывшего состояний.

Общее число пусков за срок службы - не более 1500.

Турбина снабжена паровыми лабиринтовыми уплотнениями. В предпоследние отсеки концевых уплотнений ЦНД подается пар из коллектора уплотнений, в котором с помощью регуляторов устанавливается давление 0,107-0,117 МПа. При этом давление в камерах уплотнения поддерживается равным 0,101-0,103 МПа.

Концевые уплотнения ЦВД и ЦСД работают по принципу самоуплотнения. Отсосы пара из двух камер отсоса ЦВД и ЦСД направляются в ПНД-3. Из концевых камер всех цилиндров паровоздушная смесь отсасывается эжектором через вакуумный охладитель.

Схема питания концевых уплотнений ЦВД и ЦСД позволяет производить подачу горячего пара от постороннего источника при пусках турбины из неостывшего состояния.

Для обеспечения правильного режима работы и дистанционного управления системой дренажа при пусках и остановах турбины предусмотрено групповое дренирование в конденсатор.

Фикспункт турбины расположен на боковых рамах задней части ЦНД, и агрегат расширяется в сторону переднего подшипника и незначительно в сторону генератора.

Турбина снабжена валоповоротным устройством с приводом от электродвигателя, вращающего ротор турбины с частотой 3,4 об/мин. Устанавливается автоматическое устройство поворота ротора, которое обеспечивает поворот ротора остывающей турбины через каждые 10 мин на 180°.

Лопаточный аппарат турбины рассчитан и надстроен на работу при частоте тока в сети 50 Гц, что соответствует частоте вращения ротора турбоагрегата 50 с^-1 (3000 об/мин). Допускается длительная работа турбины при отклонениях частоты тока в сети 49,0-50,5 Гц.

2. Расчет тепловой схемы турбоагрегата

2.1 Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме

По h-s диаграмме, зная начальное давление и температуру, найдем энтальпию пара:

Определяем давление перед проточной частью турбины , приняв потери давления в паровпускных органах , где 0,04 выбираем из рекомендуемого диапазона :

Считая процесс дросселирования в паровпускных органах изоэнтальпийным, строим его в h-sдиаграмме отрезком горизонтали до пересечения в точке О’ с изобарой . Определяем температуру:

Давление пара за ЦВД принимаем равным 2-ему регенеративному отбору:

Строим изоэнтропийный процесс расширения пара за ЦВД. Опуская вертикаль из точки О’ до пересечения с изобарой , получаем точку 2 и находим энтальпию в этой точке:

Найдём располагаемый теплоперепад в ЦВД:

Зададимся величиной относительного внутреннего КПД ЦВД  из рекомендуемого диапазона и определим действительный теплоперепад, срабатываемый в ЦВД:

В h-sдиаграмме находим точку 2’, соответствующую окончанию действительного процесса расширения в ЦВД, как точку пересечения изоэнтальпиис изобарой давления за ЦВД Действительный процесс расширения в ЦВД изобразится отрезком прямой, соединяющей точки О’ и 2’.

Определяем давление , приняв потери давления в клапанах ЦСД равными1% от давления после промперегрева:

По параметрам находим точку 2пп в h-sдиаграмме и энтальпию в этой точке :

Давление пара за ЦСД принимаем равным 6-ому регенеративному отбору:

Строим изоэнтропийный процесс расширения пара за ЦСД. Опуская вертикаль из точки 2пп до пересечения с изобарой , получаем точку 6:

Найдём располагаемый теплоперепад в ЦСД:

Зададимся величиной относительного внутреннего КПД ЦСД и определим действительный теплоперепад, срабатываемый в ЦСД:

В h-sдиаграмме находим точку 6’, соответствующую окончанию действительного процесса расширения в ЦСД, как точку пересечения изоэнтальпиис изобарой давления за ЦСД Действительный процесс расширения в ЦСД изобразится отрезком прямой, соединяющей точки 2пп и 6’.

Определяем давление , приняв потери давления в клапанах ЦНД равными1% от давления после ЦСД:

Считая процесс дросселирования в паровпускных органах изоэнтальпийным, строим в h-sдиаграмме точки 7 и 7’, как точки пересечения изоэнтальпийс изобарой

Выбираем давление на выходе из ЦНД равным давлению в конденсатореСтроим в h-sдиаграмме точку К, соответствующую окончанию идеального процесса расширения пара в ЦНД, как точку пересечения изоэнтропии, проходящей через точку 6, с изобарой  Энтальпия этой точки:

Найдём располагаемый теплоперепад в ЦНД:

Зададимся величиной относительного внутреннего КПД ЦНД и определим действительный теплоперепад, срабатываемый в ЦНД:

В h-sдиаграмме находим точку К’, соответствующую окончанию действительного процесса расширения в ЦНД, как точку пересечения изоэнтальпиис изобарой Действительный процесс расширения в ЦНД изобразится отрезком прямой, соединяющей точки 7’ и К’.

Рисунок 2.1 - Процесс расширения пара в турбине К-300-240-1

2.2 Расчёт начального расхода пара и расхода пара в отборах

Тепловая схема установки принимается по прототипу. Число отборов, давление пара в отборах и расход пара в каждом отборе выбираются по таблицам, представленным в приложении [3]. Принятые значения давления пара в регенеративных отборах наносятся на процесс расширения в Hs диаграмме.

По этой диаграмме определяются значения использованного теплоперепада в отсеках до отборов . Доля отбираемого пара в каждом отборе определяется по формуле: .

Таблица 3.1

1) Из характеристик рассчитываемой турбины находим номинальную мощность турбины:

2) Определяем расход пара на турбину из уравнения мощности:

где D₀ - расход пара на турбину;

D₁ …D₈ - расходы пара в отборах турбины;

 - произведение механического КПД на КПД генератора (принимаем).

Выражая из данного выражения значение общего расхода, получаем следующее значение:

) Проверяем значение мощности турбины, подставляя значение общего расхода пара на турбину в уравнение:

где H_i - приведенный использованный теплоперепад на турбину;

α₁ …α₈ - доли расходов пара в отборах турбины;

 - произведение механического КПД на КПД генератора (принимаем).

Отклонение номинальной мощности турбины от расчетной составляет 0,015%, что является допустимой величиной.

Утечки пара их концевых уплотнений принимаем 1% от общего расхода пара. Тогда окончательно принимаем общий расход пара на турбину:

3. Разбивка теплоперепада цнд по ступеням

Располагаемый тепловой перепад на ЦНД:

Количество пара, проходящего через ЦНД , а т.к. ЦНД - двухпоточный, то на вход в каждый поток подается  пара.

Принимаю длину последней лопатки 960 мм, средний диаметр последней ступени 2480 мм, суммарную кольцевую площадь последней ступени 21,3 .

В первом приближении принимаем располагаемый тепловой перепад на первую ступень отсека h₀ ^(I) =96 кДж/кг величина оптимального отношения скоростей первой ступени принимаем ;

Средний диаметр первой ступени:

.

Находим высоту сопловой лопатки первой ступени:

где  - теоретическая скорость выхода пара из сопл;

 - эффективный угол выхода потока из сопл;

 - удельный объем пара за сопловой решеткой;

Находим высоту рабочей лопатки первой ступени:

Определим теплоперепад на последней ступени:

С помощью вспомогательной диаграммы найдем теплоперепады на остальных ступенях:

Определяем средний теплоперепад для ступеней ЦНД

Определяем коэффициент возврата теплоты:

где  для ступеней, работающих во влажном паре.

Фактическое количество ступеней равно:

Округляем значение до 5.

4. Расчет регулирующей ступени

Параметры пара перед ступенью:

; ; ;

;

 .

Принимаем:

; ; ; .

) Располагаемый теплоперепад

.

) Фиктивная скорость:

) Окружная скорость на среднем диаметре:

4) Средний диаметр ступени:

5) Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:

) Энтальпия пара за сопловой решеткой:

) Параметры пара за сопловой решеткой:

р_1t=16,899 МПа;

v_1t=0,01730 .

) Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:

) Режим течения пара в сопловой решетке:

 - дозвуковой режим.

10) Площадь сопловой решетки:

) Оптимальная степень парциальности регулирющей ступени:

где  - произведение парциальности.

) Высота сопловых лопаток:

) Принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А по углам входа a₀ = 90⁰ и выхода потока пара (газа) из нее a_1э =12⁰, а так же с учетом числа :

14) Количество сопловых лопаток:

) Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой:

где  Н с/м² - коэффициент кинематической вязкости пара по параметрам за сопловой решеткой.

) Поправки на числа Рейнольдса и Маха:

) Коэффициент расхода для сопловой решетки (расчетный):

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

) Коэффициент кромочных потерь:

,

где  - толщина выходной кромки.

Тогда:

20) Коэффициент концевых потерь:

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

) Поправка к коэффициенту потерь энергии на верность:

,

где - верность решетки;

Тогда:

) Поправка на наклон меридионального обвода:

,

где  - угол периферийного меридионального наклона (принимается);

 - относительное затенение высоты лопатки.

Тогда:

) Поправка на нерасчетный угол входа:

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

Тогда:

) Коэффициент потерь для сопловой решетки:

) Коэффициент скорости:

.

) Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки:

 (м/с).

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

) Осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:

) Окружная составляющая абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:

) Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки:

) Угол входа потока в рабочую решетку в относительном движении:

) Входной треугольник скоростей регулирующей ступени:

Рисунок 3.1 - Входной треугольник скоростей регулирующей ступени ЦВД

) Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

) Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки:

36) Число Маха:

37) Высота рабочей решетки:

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

) Выходная площадь рабочей решетки:

где - коэффициент расхода рабочей решетки (принимается).

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

) Принимаем хорду профиля рабочих лопаток:

Выбираем профиль Р-30-21А [1]:

) Количество лопаток:

) 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

) Потери на трение в пограничном слое:

44) Кромочные потери:

45) Концевые потери:

46) Поправка на веерность:

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

) Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке:

Тогда:

) Угол выхода из рабочей решетки в относительном движении:

) Значение реальной скорости выхода потока из рабочей решетки:

) Осевая и окружная составляющие относительной скорости:

) Скорость выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:

) Угол выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:

) Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени:

Рисунок 3.2 - Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени ЦВД

) Абсолютная потеря энергии в рабочей решетке:

) Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

57) Располагаемая энергия ступени:

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

) Относительный лопаточный КПД:

где

удельная полезная работа ступени.

) Мощность на лопатках колеса турбины:

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

Расхождение между данными значениями составляет менее 5 %.

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

где  - коэффициент трения (принимается).

) Потери с утечками:

а) потери с утечками через диафрагменное уплотнение:

где  - поправочный коэффициент для прямоточного уплотнения (принимается по экспериментальным кривым);

 - коэффициент расхода уплотнения (принимается);

 - 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:

) 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:

) Относительный внутренний относительный КПД ступени:

64) Внутренняя мощность ступени:

5. Расчет ступеней ЦНД и построение треугольников скоростей

5.1 Расчет первой ступени ЦНД

Исходные данные для проектирования ступени турбины:

расход пара ;

частота вращения ротора турбины ;

давление пара на входе в сопловой аппарат ;

энтальпия пара на входе в сопловой аппарат

теплоперепад на ступень

Принимаю: ; ; .

. Параметры пара перед ступенью определяются по таблицам [4] или hs - диаграмме водяного пара.

2. Фиктивная скорость:

. Окружная скорость на среднем диаметре:

. Средний диаметр ступени:

. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки определяется как:

. Энтальпия пара за сопловой решеткой

. Нахожу давление и удельный объем пара за сопловой решеткой:

. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки может быть определена из выражения:

. Режим течения пара в сопловой решетке определяется значением числа Маха. Скорость звука при этом:

Число Маха:

Режим дозвуковой, определяем выходную площадь сопловой решетки:

где  - предварительное значение коэффициента расхода для сопловой решетки.

. Высота лопаток сопловой решетки:

. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа  и выхода потока пара из нее (), а так же с учетом числа . Для дозвукового характера течения (), принимаем профиль сопловой лопатки С-90-15А с ориентировочной величиной хорды  [табл.3.1; 5].

. Количество сопловых лопаток в решетке определяю с учетом принятой хорды решетки (b1) и величины оптимального относительного шага для нее :

. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой () рассчитывается из выражения с использованием величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней:

. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решетки:

15. Коэффициент расхода для сопловой решетки:

. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:

где  в первом приближении.

. Коэффициент кромочных потерь энергии определяется толщиной выходной кромки (), приняв величину которой найдем ее относительную толщину из соотношения:

.

. Коэффициент концевых потерь энергии в решетке определяем по формуле Трояновского Б. М.:

. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на число Маха:

На число Рейнольдса как:

. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на верность:

. Коэффициент потерь энергии для сопловой решетки с учетом всех поправок определится как:

. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки (с1):

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

Осевая и окружная составляющие абсолютной скорости выхода потока из сопловой решетки:

. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитываем с использованием теоремы для косоугольных треугольников:

. Угол входа потока в рабочую решетку турбинной ступени в относительном движении может быть определен так же с использованием соотношений тригонометрии как

. Входной треугольник скоростей строю по определенным выше величинам абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки () и относительной (), а так же фактических углов выхода потока из нее в абсолютном  и относительном движении . Построение треугольника позволяет проверить правильность выполненных выше расчетов очевидным путем (векторы расчетные и полученные через углы при построении треугольника должны совпадать в пределах погрешности расчетов).

. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:

. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки:

. Число Маха:

. Высота рабочей решетки:

 - величина перекрыши для нее [табл.2.2; 5].

. Нахожу выходную площадь рабочей решетки, для чего в первом приближении принимаю коэффициент расхода .

. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:

33. Хорда профиля:

Выбираю профиль рабочей лопатки Р-26-17А, для которой

Количество рабочих лопаток на колесе:

. Угол поворота потока рабочей решетки в ее канале:

Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале:

Поправка к коэффициенту расхода на число Рейнольдса:

Поправка к коэффициенту расхода на число Маха:

С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:

. Потери на трение в пограничном слое:

36. Кромочные потери энергии:

.

37. Концевые потери энергии:

. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке:

. Поправка к потерям на число Рейнольдса:

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

коэффициент скорости для рабочей решетки:

. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:

. Окружная и осевая составляющие относительной скорости для рабочей решетки, соответственно:

. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении:

. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении:

. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:

. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:

47. Располагаемая энергия ступени:

. Удельная работа на лопатках турбины:

. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени

Расхождение в значениях лопаточного КПД определенного двумя методами не превышает погрешности расчетов. Расчет внутренних потерь в рабочей решетке завершаю построением выходного треугольника скоростей.

. Мощность на лопатках колеса турбины:

. Расчёт потерь на трение диска:

где коэффициент трения K_тр= (0,45-0,8) ·10^-3

52. Потери от утечек пара:

Потери с утечками в диафрагмах:

Величиной утечек пара через корневой зазор пренебрегаю.

. Потери от парциальности не учитываю.

54. Относительный внутренний КПД турбинной ступени

. Внутренняя мощность турбинной ступени (Ni) или мощность на валу:

где h0 - тепловой перепад ступени по полным параметрам (параметрам торможения).

Таблица

Построение треугольников скоростей ступеней ЦНД турбины.

Треугольники скоростей 1-ой нерегулируемой ступени ЦНД

треугольники скоростей 2-ой нерегулируемой ступени ЦНД

треугольники скоростей 3-ой нерегулируемой ступени ЦНД

треугольники скоростей 4-ой нерегулируемой ступени ЦНД

треугольники скоростей 5-ой нерегулируемой ступени ЦНД

6. Техническо-экономические показатели турбоустановки

1) Суммарный расход тепла на установку:

2) КПД по выработке электроэнергии:

) Удельный расход тепла на выработку электроэнергии:

) Удельный расход топлива на выработку электроэнергии:

7. Спецзадание 1. прочностные расчеты наиболее нагруженных элементов турбины

7.1 Прочностной расчет лопаток последней ступени

) Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей лопатке записывается:

где:

,

r - плотность материала лопатки 7850 кг/м³.

w - угловая скорость:  м/с.

l=0,960 м - высота лопатки последней ступени.

d_ср =2,48 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 v=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.

7.2 Прочностной расчет диска последней ступени

Касательные напряжения при кручении изгибе:

,

где  - момент сопротивления диска;

 - крутящий момент.

Изгибающим моментом пренебрегаем вследствие его малости.

Тогда:

8. Спецзадание 2. Описание системы регулирования турбины

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

Электрогидравлическая система регулирования состоит из электрической и гидравлической частей.

Система регулирования включает: 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 регулирующих клапанов ЦСД, два сервомотора автоматических затворов ЦВД, два сервомотора автоматических затворов ЦСД, два сервомотора сбросных клапанов на линии из промежуточного перегрева в конденсатор.

Сервомоторы регулирующих клапанов ЦВД и ЦСД, а также автоматических затворов имеют механизмы для перемещения на часть хода клапанов при работе под нагрузкой.

Управление турбиной при пуске, синхронизации и нагружении осуществляется механизмом управления, обеспечивающим: зарядку золотников регулятора безопасности; управление автоматическими затворами и регулирующими клапанами ЦВД и ЦСД, сбросными клапанами; 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.

ЭЧСР содержит блоки, обеспечивающие форсированное закрытие регулирующих клапанов турбины при сбросе нагрузки воздействием через электрогидравлический преобразователь, в результате чего повышается максимальная частота вращения ротора после мгновенного сброса нагрузки с генератора не более чем до 10% от номинальной частоты вращения. Кроме того, в электроприставке имеется быстродействующий ограничитель, обеспечивающий поддержание заданной в послеаварийном режиме мощности.

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 %.

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, а также открытие сбросных клапанов. Время полного закрытия регулирующих и стопорных клапанов составляет - 0,3с от момента срабатывания регулятора безопасности. Действие регулятора безопасности дублируется дополнительной защитой, выполненной в блоке золотников регулятора скорости.

Турбина снабжена 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 5,5 м, охладителя, воздухоотделителя, фильтров грубой и тонкой очистки, двух электронасосов переменного тока Рабочее давление в системе регулирования - 4,4 МПа. Охладитель 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 ИНД, на трубопроводах пара к турбоприводам питательных насосов, деаэратору и калориферам котла.

Система смазки предназначена для обеспечения смазкой подшипников турбины, уплотнений вала генератора питательных насосов и турбопривода Система рассчитана на применение масла Гп-22С по ТУ 38 101.821-83.

В баке объемом 47 м³ установлены сетчатые фильтры для очистки масла от механических примесей и воздухоотделители для улучшения деаэрации масла (содержание воздуха за воздухоотделителем не должно превышать 1,5 %).

Для подачи масла в систему предусмотрены два (один резервный) вертикальных центробежных электронасоса переменного тока Установлены два аварийных электронасоса постоянного тока. Масло охлаждается в трех маслоохладителях типа М-240 (один резервный), питающихся водой из циркуляционной системы

Турбина снабжена двумя реле давления смазки, которые автоматически отключают турбину и валоповоротное устройство при падении давления в напорном маслопроводе смазки, а также включают резервные насосы системы смазки.

Конденсационная установка состоит из конденсаторной группы, воздухоудаляющего устройства, конденсатных насосов и водяных фильтров. Конденсаторная группа включает в себя один поверхностный двухходовой конденсатор с поверхностью охлаждения 15400 м².

С целью уменьшения термических напряжений и (предотвращения расстыковки вальцовочных соединений на корпусах конденсаторов предусмотрены линзовые компенсаторы, обеспечивающие податливость трубных досок относительно корпуса конденсатора.

Воздухоудаляющее устройство, обеспечивающее нормальный процесс теплообмена в конденсаторе и прочих вакуумных аппаратах, состоит из двух основных водоструйных эжекторов, двух водоструйных эжекторов циркуляционной системы для удаления воздуха из верхних частей водяной камеры конденсатора и верхних водяных камер маслоохладителей, водоструйного эжектора для удаления воздуха из сальникового подогревателя IIC-I 15.

Турбоагрегат обслуживается тремя центробежными конденсатными электронасосами (один из которых резервный).

Регенеративная установка предназначена для п0Д01рева питательной воды паром, отбираемым из нерегулируемых отборов турбины, и имеет подогреватель замкнутого контура газоохладителей генератора, охладитель пара лабиринтовых уплотнений, четыре ПНД, деаэратор и три ПВД.

ПНД - камерные, вертикальные, поверхностного типа представляют собой конструкцию, состоящую из водяной камеры, корпуса и трубной системы.

ПНД № 3 имеет встроенный охладитель конденсата греющего пара, а ПНД № 4 выполнен со встроенным охладителем пара, каждый снабжен регулирующим клапаном отвода конденсата из подогревателя, управляемым электронным регулятором, ПНД № 2 оборудован двумя регулирующими клапанами, один из которых устанавливается на напорной линии сливных насосов из ПНД № 2, другой - на линии отвода конденсата в конденсатор. Оба управляются одним электронным регулятором.

Слив конденсата греющего пара ПНД № 4, 3 и 2 выполнен каскадным.

Из ПНД № 2 конденсат откачивается сливным насосом в линию основного конденсата между ПЫД № 2 и 3; устанавливается два насоса (один из них резервный).

ПВД - коллекторного тина. Поверхность нагрева выполнена в виде плоских спиралей из стальных трубок; подогреватели шести коллекторные. Слив конденсата греющего пара из подогревателей - каскадный.

ПВД оборудованы групповым защитным устройством, состоящим из комбинированного (впускного и перепускного) клапана, установленного на входе питательной воды в подогреватели, обратного клапана, который установлен за группой ПВД, перепускных трубопроводов и элементов управления впускным клапаном.

Защитное устройство отключает подачу воды в ПВД путем закрытия впускного клапана и перепуска воды помимо ПВД при повышении ее уровня в корпусе любого ПВД до первого предела защиты.

Установка сетевых подогрева гелей предназначена для нужд теплофикации и имеет два подогревателя - основной и пиковый.

Заключение

Результатом курсового проекта является полный конструкторский расчет отсека ЦНД турбины К-300-240-1, основанный на построении процесса расширения пара в данном отсеке и выборе соответствующих конструкторских решений, а именно геометрических характеристик профилей. В отсеке ЦНД были выделены 5 нерегулируемых ступеней. Контроль правильности расчетов осуществляется построением треугольников скоростей для каждой ступени, а также нахождением относительного лопаточного КПД каждой ступени разными способами.

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 1,2 а касательные напряжения на диске 0,2∙10⁹ Н/м², что является допустимой величиной.

Технико-экономический расчет показал, что КПД выработки электроэнергии составляет 0,534.

Список литературы

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

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

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

.        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.

5.      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.

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