Тепловой расчет конденсационной паровой турбины

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 20 Декабря 2013 в 15:58, курсовая работа

Краткое описание

Тепловая схема установки этой турбины приведена на рис. 1.2. В установке принято восемь отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды: в четырех подогревателях низкого давления, деаэраторе и трех подогревателях высокого давления. Питательные насосы развивают давление 35 МПа, приводятся в действие конденсационными турбинами, мощность турбопривода Nс = 32 Мвт. Турбину предполагается выполнить с одним валопроводом и состоящей из пяти корпусов: однопоточного цилиндра высокого давления ЦВД с петлевым потоком пара, двухпоточного цилиндра среднего давления ЦСД и трех двухпоточных цилиндров низкого давления ЦНД.

Прикрепленные файлы: 1 файл

Kursovaya_TDiN.docx

— 818.65 Кб (Скачать документ)

Часть 1. Тепловой расчет конденсационной паровой  турбины.

Рассмотрим расчет паровой  турбины типа К-800-240 с промежуточным перегревом пара для привода генератора электрической  энергии по следующим основным техническим данным:

Номинальная электрическая  мощность Nэ, кВт…………......................800000

Частота вращения n, с-1 ……………………………………………………...….45

Давление пара перед турбиной p0, МПа ……………………………………23,1

Температура пара перед турбиной t0, 0С …………………………………..…510

Температура перегретого  пара после промежуточного перегрева tпп, 0С ….490

Давление отработавшего  пара pк, кПа ……………………………………..…3,1

Температура питательной  воды tп.в, 0С …………………………………….....260

Тепловая схема установки  этой турбины приведена на рис. 1.2. В установке принято восемь отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды: в четырех подогревателях низкого давления, деаэраторе и трех подогревателях высокого давления. Питательные насосы развивают давление 35 МПа, приводятся в действие конденсационными турбинами, мощность турбопривода Nс = 32 Мвт. Турбину предполагается выполнить с одним валопроводом и состоящей из пяти корпусов: однопоточного цилиндра высокого давления ЦВД с петлевым потоком пара, двухпоточного цилиндра среднего давления ЦСД и трех двухпоточных цилиндров низкого давления ЦНД.

Расчет турбины начинается с предварительной оценки процесса в h,s-диаграмме. Давление промежуточного перегрева на входе в ЦСД, необходимое для построения процесса в h,s-диаграмме, принимаем равным 3,51 МПа. Учитываем потери давления в тракте промежуточного перегрева , получаем давление на выходе из ЦВД, равное 3,9 Мпа.

По уравнению (1.1) находим  предварительный приведенный используемый теплоперепад турбины:

1.1)

Чтобы подсчитать в этой формуле, вначале вычисляем КПД паротурбинной установки без регенерации:

 

Здесь приняты ориентировочно ; . Выигрыш в экономичности большого числа регенеративных подогревателей

 

Рис. 1.1. Относительный выигрыш в удельном расходе теплоты для установок без промежуточного перегрева (а) и с промежуточным перегревом (б):

z – число регенеративных подогревателей

Далее по рис. 1.1 находим коэффициент учитывающий конечное число отборов в установке при отношении

 

Рис. 1.2. Тепловая схема паротурбинной установки К-800-240:

1 – ЦВД; 2 – ЦСД; 3-2 – ЦНД; 6 – основной конденсатор; 7 – электрический генератор; 8 – обессоливающая установка; 9 – конденсатный насос; 10 – сальниковые подогреватели; 11 – турбоприводы питательных насосов; 12 – конденсатор турбопривода; 13 – расширительный бак; 14 – перекачивающий насос; 15 – подвод свежего пара; 16 – на промежуточный перегрев; 17 – после промежуточного перегрева; 18 – пар в ЦНД; 19 – на подогрев воздуха; 20 – из уплотнений; 21 – из штоков клапанов и уплотнений; 22 – на сушку топлива; 23 – на разогрев топочного мазута; 24 – выпар; 25 – в коллектор; 26 – после подогрева воздуха; 27 – после сушки топлива; 28 – в бак низких точек; 29 – в котел; 30 – добавок химически очищенной воды; 31 – охлаждающая вода в конденсаторы; Б-1, Б-2 – бойлеры; П-1, П-2, …, П-8 – подогреватели питательной воды; Д – деаэратор; БН – бустерный насос; ПН – питательный насос.

Таким образом, абсолютный внутренний КПД установки с регенерацией

 

Подставив полученное значение в (1.1), находим приведенный используемый теплоперепад турбины:

(1.2)

По (1.2) определяем расход пара в первую ступень турбины:

 

 

Здесь ηм = 0,996 (см. рис. 1.3.), а ηэ.г = 0,987 (см. табл. 1.4.).

Рис. 1.3. Механические потери мощности в турбоагрегате

 

Тип генератора

Завод-изготовитель

Номинальная мощность, МВт

КПД, %

Вид охлаждения

Т2-0,75-2

«Электросила»

0,75

93,5

Воздушное

Т2Б-1,5-2

»

1,5

94,5

»

Т2-2,5-2

»

2,5

95,0

»

Т2-4-2

»

4,0

96,2

»

Т2-6-2

»

6,0

96,4

»

Т2-12-2

»

12,0

97,0

»

Т2-25-2

»

25

97,4

»

ТВС-30

«Электротяжмаш»

30

98,3

Водородное

Т2-50-2

«Электросила»

50

97,6

Воздушное

ТВ-50-2

»

50

98,5

Водородное

ТВ-60-2

»

60

98,55

»

ТВФ-60-2

»

60

98,55

»

ТВ-100-2

»

100

98,7

»

ТВФ-100-2

»

100

98,7

»

ТВ-150-2

»

150

98,9

»

ТВВ-165-2

»

160

98,9

»

ТВФ-200-2

»

200

98,8

»

ТГВ-200

«Электротяжмаш»

200

98,87

»

ТВВ-320-2

«Электросила»

300

98,8

»

ТГВ-300

«Электротяжмаш»

300

98,75

»

ТГВ-500

»

500

98,75

»

ТВВ-500-2

«Электросила»

500

98,7

»

ТВВ-800-2

»

800

98,7

»


Таблица 1.4. КПД электрических    генераторов при n = 50 с-1

На данном этапе приближенных оценок расходом пара для турбопривода питательных насосов, равным 34 кг/с, пренебрегаем.

Расход пара через конденсаторы турбины определим по формуле (1.3):

(1.3)

Здесь hк = 2110 кДж/кг – энтальпия в конце процесса расширения при принятых ориентировочных значениях внутренних относительных КПД цилиндров.

После проведенной грубой оценки расходов пара приступаем к  построению процесса в h,s-диаграмме с обоснованным выбором внутренних относительных КПД отсеков проточной части турбины. Вначале для построения процессов оцениваем давление перед первой ступенью турбины , определив потери давления в стопорных и регулирующих клапанах по формуле (1.4)

(1.4)

Следовательно, В h,s-диаграмме находим точку, соответствующую состоянию перед первой ступенью, на пересечении линии = const и изобары (рис. 1.5.).

Рис. 1.5. К примеру расчета турбины  К-800-240 (расширение пара в h,s-диаграмме)

Для рассчитываемой турбины  выбираем сопловое парораспределение. В качестве регулирующей принимаем одновенечную ступень, которая при среднем диаметре 1,1 м позволяет перерабатывать необходимый теплоперепад, равный 100 кДж/кг, с достаточной эффективностью. Этот теплоперепад выбран из условия снижения температуры пара в камере регулирующей ступени до 500 0С.

КПД регулирующей ступени  оценивается по формуле (1.5):

 

 

(1.5)

где находится по рис. (1.6.) при , которое вычислено по выбранному теплоперепаду и среднему диаметру регулирующей ступени. Это отношение скоростей (оно существенно ниже ) принимается по необходимости.

Рис. (1.6.) Поправка на КПД регулирующей ступени при отклонении отношения  скоростей u/cф от оптимального значения: kI – для одновенечных ступеней, kII – для двухвенечных ступеней.

Так как ЦВД по конструкции  принят с петлевым потоком пара, то оцениваем вначале КПД первого  отсека нерегулируемых ступеней этого  цилиндра по формуле (1.6):

 

 

(1.6)

Давление за первым отсеком  принято равным 8,2 МПа. При этом давлении располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней делится на приблизительно равные доли. Коэффициент выходной скорости принят по оценке равным 0,01. Аналогично определяется КПД второго отсека:

 

Полученные значения КПД  позволяют найти состояние пара за ЦВД. Давление за ЦВД ранее принято равным 3,9 МПа, а давление пара перед ЦСД – 3.51 МПа.

Давление пара за ЦСД принято равным 0,27 МПа для того, чтобы обеспечить размещение в ЦНД приемлемого по конструктивным соображениям числа ступеней ( пять ступеней в одном потоке).

КПД ЦСД оценивается по формуле (1.6) при этом средний расход пара через ЦСД принят равным 553 кг/с:

 

Оценим потери в перепускном  паропроводе между ЦСД и ЦНД по формуле (1.7):

(1.7)

Следовательно, давление пара перед ЦНД равно 0,265 МПа. Для определения внутреннего относительного КПД ЦНД по формуле (1.8) необходимо оценить потери с выходной скоростью из последней ступени. Принимаем для последней ступени с рабочей лопаткой из стали d2 = 2,55 м и l2 = 0,95 м. При этом отношение , а ометаемая рабочими лопатками площадь

 

Подставляя полученные значения в формулу (1.9), получаем потери энергии  с выходной скоростью:

 

(1.9)

Здесь i = 6 – число потоков пара на выходе из турбины (три ЦНД).

Таким образом, внутренний относительный  КПД ЦНД без учета потерь от влажности по (1.8):

 

(1.8)

Далее определяем поправку на влажность по формуле (1.10):

(1.10)

и КПД с учетом этой поправки

 

 

Здесь   - КПД по параметрам полного торможения; – теплоперепад ступеней ЦНД, работающих в области влажного пара; – располагаемый теплоперепад ЦНД.

При оценке теплоперепада  ЦНД принято, что потери давления в выходном патрубке турбины равны нулю, т.е. .

Полученные значения КПД  отсеков и цилиндров, а также  потерь давления в паровпускных органах  и перепускных трубопроводах  позволяют построить в h,s – диаграмме, показанный на рис. (1.5).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

№ варианта

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

Номинальная электрическая  мощность Nэ, кВт

800000

800000

800000

800000

800000

800500

800500

800500

800500

800500

810000

810000

810000

810000

810000

Частота вращения n, с-1

40

45

50

55

60

40

45

50

55

60

40

45

50

55

60

Давление пара перед турбиной p0, МПа

23,0

23,1

23,2

23,3

23,4

23,0

23,1

23,2

23,3

23,4

23,0

23,1

23,2

23,3

23,4

Температура пара перед турбиной t0, 0С

500

510

520

530

540

550

560

570

580

590

600

500

510

520

530

Температура перегретого  пара после промежуточного перегрева tпп, 0С

480

490

500

510

520

530

540

550

560

570

580

480

490

500

510

Давление отработавшего  пара pк, кПа

3,0

3,1

3,2

3,3

3,4

3,5

3,0

3,1

3,2

3,3

3,4

3,5

3,0

3,1

3,2

Температура питательной  воды tп.в, 0С

250

260

270

280

290

290

280

270

260

250

270

290

250

260

280

Давление питательных  насосов pп.н, МПа

35

Мощность турбопривода Nс , Мвт

32

Давление промежуточного перегрева на входе в ЦСД, рцсдвх, МПа

3,51

давление на выходе из ЦВД, рцвдвых, МПа

3,9

Потери давления в тракте промежуточного перегрева 

0,1

 

0,88

 

0,86

                               
                               

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Часть 2. Расчет одновенечной ступени турбины.

Требуется рассчитать одновенечную ступень активного типа турбины  по следующим данным:

Расход пара G, кг/с……………………………………………………………..147

Давление пара перед ступенью p0, МПа……………………………………...6,27

Температура пара перед ступенью t0, 0С……………………………………...471

Скорость пара на входе в ступень с0, м/с………………………………………58

Давление пара за ступенью p2, МПа………………………………………...…5,5

Частота вращения n, c-1………………………………………………………….50

Средний диаметр d, м………………………………………………………...0,922

Диаметр диафрагменного уплотнения dу, м………………………………….0,40

Зазор в диафрагменном уплотнении δу, мм……………………………………0,6

Эквивалентный зазор в уплотнении по бандажу δэ, мм………………………0,6

Перечисленные исходные данные обычно известны при детальном расчете  проточной части ступеней турбины. Результаты расчета представлены в  табл. 2.1. тепловой расчет ступени турбины  сопровождается построением процесса в h,s –диаграмме (рис. 2.1.) и вычерчиванием в масштабе треугольника скоростей (рис. 2.2.).

Рис. 2.1. Процесс расширения пара в h,s –диаграмме для ступени с учетом всех потерь энергии (штриховые линии – начало процесса в следующей ступени).

Рис. 2.2. К примеру расчета одновенечной ступени: а – треугольники скоростей; б – проточная часть ступени.

Таблица 2.1. Результаты расчета  одновенечной ступени

Показатель

Формула или источник

Значение

Расход пара G, кг/с

Исходные данные

147

Средний диаметр d, м

Исходные данные

0,922

Частота вращения n, с-1

Исходные данные

50

Окружная скорость на среднем  диаметре u, м/с

 

144,9

Давление пара перед ступенью p0, МПа

Исходные данные

6,27

Температура пара перед ступенью t0, °C

Исходные данные

471

Энтальпия пара перед ступенью h0, кДж/кг

h,s - диаграмма

3349

Скорость пара на входе  в ступень c0, м/c

Исходные данные

58

Давление торможения перед  ступенью , МПа

 

6,30

Давление за ступенью p2, МПа

Исходные данные

5,50

Изоэнтропийный теплоперепад ступени по параметрам торможения , кДж/кг

h,s - диаграмма

42,48

Отношение скоростей 

 

0,493

Степень реактивности

Принимаем

0,10

Изоэнтропийный теплоперепад в сопловой решетке , кДж/кг

 

38,23

Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке , кДж/кг

 

4,25

Давление за сопловой решеткой p1, МПа

h,s - диаграмма

5,58

Удельный объем за сопловой решеткой (теоретический) , м3/кг

h,s - диаграмма

0,0564

Удельный объем за рабочей  решеткой (теоретический) , м3/кг

h,s - диаграмма

0,0571

Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток , м/с

 

277

Выходная площадь сопловой решетки (предварительная) , м2 при

 

0,0308

Угол α1 направления скорости c1, град

Принимаем

13

Высота сопловых лопаток (предварительная) , м

 

47,510-3

Размер хорды профиля  сопловой решетки b1, м

Принимаем

8010-3

Коэффициент расхода сопловой решетки µ1

По рисунку 2.3

0,975

Выходная площадь сопловой решетки , м2

 

0,0306

Высота сопловых лопаток l1, м

 

47,210-3

Коэффициент скорости сопловой решетки φ

По рисунку 2.4

0,965

Скорость выхода пара из сопловой решетки c1, м/с

 

267

Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку , м/с

 

130

Угол β1 направления относительной скорости

 

27°40'

Теоретическая скорость выхода из рабочей решетки , м/с

 

159,5

Высота рабочих лопаток l2, м

 

50,710-3

Размер хорды профиля  рабочих лопаток b2, м

Принимаем

5010-3

Коэффициент расхода рабочей  решетки µ2

По рисунку 2.3

0,95

Выходная площадь рабочей  решетки F2, м2

 

0,0554

Угол β2 направления скорости

 

21°40'

Коэффициент скорости рабочей  решетки 

По рисунку 2.4

0,942

Относительная скорость на выходе из рабочих лопаток , м/с

 

150

Абсолютная скорость на выходе из рабочих лопаток , м/с

 

57

Угол α2 направления скорости c2, град

 

95°53'

Число по скорости

 

0,45

Число по скорости

 

0,25

Потери в сопловой решетке , кДж/кг

 

2,64

Потери в рабочей решетке , кДж/кг

 

1,42

Энергия выходной скорости , кДж/кг

 

1,63

Располагаемая энергия ступени E0, кДж/кг

 

40,85

Относительный лопаточный КПД :

     а) по формуле  (2.1)

 

0,902

     б) по формуле  (2.2)

 

0,901

Относительные потери от утечек через диафрагменное уплотнение

 

0,0098

Относительные потери от утечек через бандажные уплотнения

 

0,0235

Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени , кДж/кг

 

1,35

Относительные потери трения

 

0,015

Абсолютные потери от трения , кДж/кг

 

0,61

Использованный теплоперепад ступени Hi, кДж/кг

 

 

34,83

Внутренний относительный  КПД ступени 

 

0,855

Внутренняя мощность ступени Ni, кВт

 

5130

Информация о работе Тепловой расчет конденсационной паровой турбины