Турбины ТЭС и АЭС расчет турбины К-12-35

СОДЕРЖАНИЕ

 

1. Исходные данные к расчету        3
2. Предварительный расчет        4

2.1 Определение экономической мощности и оценка расхода пара  4

2.2 Выбор типа регулирующей ступени и ее теплоперепада   5

2.3 Построение процесса расширения и уточнение расхода пара   6

2.4 Определение предельной мощности и числа выхлопов   10

2.5 Определение числа нерегулируемых ступеней.     11

3. Детальный расчет         30
1. Расчет двухвенечной регулирующей ступени     30
2. Расчет первой нерегулируемой ступени      44
3. Расчет последних трёх нерегулируемых ступеней    53
4. Расчет закрутки последней ступени       60
5. Расчеты на прочность         63
1. Расчет осевого усилия на ротор       63
2. Расчет рабочей лопатки последней ступени     65
3. Расчет диафрагмы первой нерегулируемой ступени    67

Список  использованных источников        69

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Исходные данные к  расчету. Вариант №11.

Прототип турбина К-12-35

 

Прототип турбины	К – 12 – 35
Номинальная мощность, NN	12000 кВт
Давление  пара, P0	35 бар
Температура пара , t0	450 °C
Энтальпия пара , h0	3292,166 кДж/кг
Энтропия  пара , S0	6,943 КДж/(кг·°К)
Давление пара в конденсаторе , Pк	0,04 бар
Температура пара в конденсаторе , tк	28,962°C
Энтальпия пара в конденсаторе , hк	2091,34 кДж/кг
Энтропия пара в конденсаторе , Sк	6,943 КДж/(кг·°К)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Предварительные расчеты.

2.1 Определение экономической  мощности и оценка расхода  пара

 

Проточная часть проектируется на экономическую  мощность, которая определяется в  зависимости от назначения турбины.

2.1.1 Экономическая  мощность, МВт.

 

N_эк = (0,7 – 0,8)·N_н     (2.1)

N_эк = (0,75)·N_н  = 0,75·12 = 9 МВт

 

Располагаемый теплоперепад турбины  Н₀ определяется по заданным параметрам Р_0, t₀ и Р_k

 

2.1.2 Давление  перед соплами регулирующей ступени  с учетом потерь в стопорном и регулирующих клапанах, бар:

(2.2)

 

 

2.1.3 Давление  за последней ступенью с учетом  потерь в выхлопном патрубке, бар:

 

(2.3)

 

 

где С_вп – скорость потока в выхлопном патрубке; для конденсационных турбин С_вп = 100-120 м/с; λ = 0,08-0,10.

Точка характеризует состояние пара перед соплами регулирующей ступени, а отрезок определяет располагаемый теплоперепад проточной части

t₀` = 429,085; V'<sub>0</sub> = 0,09277; h`₀ = 3292,166; S`₀ = 6,9611

H`<sub>0</sub> = f(P`₀ , H`<sub>0</sub>, P`_k) = 1183,502.

 

2.1.4 Расход  пара на турбину в первом  приближении (без учета регенеративных  и регулируемых отборов), кг/с:

(2.4)

 

 

  где η_оэ = 0,79 принимаем в зависимости от номинальной мощности турбины [табл.1, Л-1.]

 

 

 

 

2.2. Выбор типа регулирующей ступени и её теплоперепада.

Для выбранного типа регулирующей ступени задаются характеристическим отношением скоростей  U/C_a (отношением окружной скорости к фиктивной), которое определяет КПД проектируемой ступени. Его оптимальное значение для двухвенечных - (U/C_a )_opt = 0,26-0,33. Парциальный подвод, а также малая высота лопаток несколько снижают (U/Ca)_opt. Оптимальное значение теплоперепада для двухвенечной ступени 150 - 250 кДж/кг. Выбираем теплоперепад 180 кДж/кг. После выбора теплоперепада регулирующей ступени , оцениваются её размеры в следующем порядке:

2.2.1 Фиктивная  скорость, м/с.

(2.5)

 

2.2.2 Окружная  скорость, м/с,

(2.6)

 

2.2.3 Средний  диаметр ступени, м,

(2.7)

 

 

минимальное  значение d^рс  =  0,8 м, максимальное – 1,1м; если диаметр не выходит из этого интервала, диаметр удовлетворяет этим условиям.

2.2.4  Теплоперепад  сопловой решетки, кДж/кг,

 

(2.8)

 

 

где ρ_т - суммарная степень реактивности; для двухвенечных – ρ_т = 0,06-0,12;

2.2.5  Абсолютная  теоретическая скорость истечения  из сопел, м/с,

 

(2.9)

 

 

2.2.6  Проходная  площадь сопловой решетки, м²,

 

(2.10)

 

 

где - удельный объем за сопловой решеткой, м³/кг, рис.1; μ₁ - коэффициент расхода сопловой решетки, первоначально принимается μ₁ = 0,97;

 

2.2.7  Произведение  степени парциальности и высоты  сопловых лопаток, м:

 

(2.11)

 

 

где α_1эф - эффективный угол сопловой решетки, принимается α_1эф = 12⁰

2.2.8  Степень  парциальности:

(2.12)

 

где α =  0,33 – для двухвенечной;

2.2.9  Bысота сопловых лопаток, м,

(2.13)

 

Найденные значения l₁ и e_opt  не меньше допустимых мм, e^min = 0,2

 

3. Построение процесса расширения турбины и уточнение расхода пара.

 

После выбора типа регулирующей ступени и ее теплоперепада  по диаграмме  определяется давление за ступенью = 18,11 бар. Для уточнения расхода пара на турбину необходимо уточнить относительный внутренний КПД турбины, который определяется отдельно для регулирующей ступени и отсеков нерегулируемых ступеней.

2.3.1  КПД  для двухвенечной регулирующей  ступени подсчитывается по формуле:

 

(2.14)

 

где , - параметры перед соплами регулирующей ступени в точке , соответственно бар и м³/кг.

 

2.3.2  Полезно  использованный теплоперепад регулирующей  ступени, кДж/кг

 

(2.15)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 Рисунок  1. – Процесс расширения пара  в турбине

Отложив отрезок  от точки , на изобаре фиксируют точку - начало процесса в нерегулируемых ступенях. Отрезок обозначающий располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней , разбивается изобарами р¹ и р² на три условных отсека: часть высокого, среднего и низкого давления (ЧВД, ЧСД и ЧНД).

2.3.3 Для каждого отсека определяется располагаемый теплоперепад кДж/кг, определяются давления за ЧВД и ЧСД соответственно. Давление за последней ступенью ЧНД определено выше.

Средний удельный объем отсеков при   , м/кг:

 

(2.16)

 

 

Здесь - удельные объемы за регулирующей ступенью и теоретический объём за ЧВД, соответственно.

2.3.4  Средний  объемный расход для каждого  отсека определяется как произведение  массового расхода  и среднего удельного объема V_ср:

 

(2.17)

Для ЧВД   

2.3.5  КПД   ЧВД:

 

(2.18)

 

 

Если  меньше 600 кДж/кг, в правых скобках учитываем отрицательное значение.

2.3.6  Полезно  использованный теплоперепад ЧВД,  кДж/кг:

 

(2.19)

 

Теплоперепад H_i^ЧВД откладывается вниз от точки А₁ и на изобаре фиксируется точка А₂, в которой определяется действительный удельный объем за ЧВД .

Точка А₂ – начало процесса расширения в ЧСД. От нее откладывается изоэнтропа до давления и определяется теоретический удельный объем за ЧСД .

2.3.7  Средний  удельный объем для отсека  ступеней ЧCД, м³/кг:

 

(2.20)

 

 

2.3.8  КПД   ЧСД:

 

.  (2.21)

 

Здесь - коэффициент, учитывающий снижение КПД от влияния влажности,

 

(2.22)

 

 

где y₁, y₂ – степень влажности в начале и конце процесса расширения ЧСД

y₁ = 1 – x = 1 – 1 = 0

y₂ = 1 – x = 1 – 0,9645 =0,0355;

=214 - часть располагаемого теплоперепада ЧСД, расположенная в области влажного пара (ниже пограничной кривой Х = 1).  Для ЧСД 

 

(2.23)

= (0,925 – (0,5/10,47))·(1 + (344,493 – 600)/20000) 0,991 = 0,858

 

Полезно использованный теплоперепад ЧСД, кДж/кг:

 

=.   (2.24)

 

Теплоперепад  откладывается вниз от точки А₂ и на изобаре фиксируется точка А₃ – начало процесса расширения в ЧНД. От нее откладывается изоэнтропа до давления

2.3.9  КПД  ЧНД

.  (2.25)

где:

 

 

y₁ = 1 – x = 1 – 0,986 = 0,0141

y₂ = 1 – x = 1 – 0,89 =0,11;

 

 

 

- относительная  потеря с выходной скоростью  ЧНД,

(2.26)

 

 

где для турбин малой и средней мощности  принимается 16 – 20 кДж/кг.

Полезно использованный теплоперепад ЧНД, кДж/кг:

 

.  (2.27)

 

Теплоперепад  откладывается вниз от точки А₃ и на изобаре фиксируется точка с удельным объемом V_к=28,9996

 

 

2.3.10  Полезноиспользованные  теплоперепады,кДж/кг:

=247,854     (2.28)

=295,719     (2.29)

=264,893      (2.30)

 

2.3.11  Полезно  использованный теплоперепад турбины.кДж/кг

 

(2.31)

 

 

2.3.12  Уточненный  расход пара на турбину, кг/с:

 

(2.32)

 

 

где η_м, η_г - КПД механический и генератора, [табл.1, Л-1].

Затем строится реальный процесс расширения турбины  с учетом найденных КПД отсеков.

 

2.4   Определение предельной  мощности турбины и числа выхлопов

 

Предельная  мощность – это та наибольшая мощность однопоточной турбины, на которую она  может быть спроектирована при заданных начальных и конечных параметрах пара и предельно допустимых размерах последней ступени. Размеры последней  ступени определяют объемный расход пара GV₂, который можно пропустить через один поток, а значит, определяют мощность однопоточной турбины. Чем больше размеры последней ступени, тем выше мощность турбины. Однако размеры ограничены прочностью применяемых в настоящее время материалов, так как с увеличением высоты и диаметра ступени растет центробежная сила, действующая на рабочие лопатки при их вращении и растут напряжения растяжения в них. Сегодня предельные размеры последней ступени для стальных лопаток при n = 3000 об/мин составляют l₂ = 960–1050 мм, d_ср = 2480–2550 мм. Для лопаток из титановых сплавов при n = 3000 об/мин размеры выше, l₂ = 1200 мм, d_ср = 3000 мм. Это объясняется тем, что титан значительно легче стали, следовательно меньше центробежная сила и напряжения в лопатке.

2.4.1  Предельная  мощность турбины, МВт, определяется  по формуле:

 

(2.33)

 

 

Здесь m учитывает влияние отборов пара на регенерацию, без регенерации m = 1;

k_разгр= 2,2 учитывает снижение напряжений растяжения в лопатке за счет уменьшения её сечения от корня до периферии;

η_oi=0,774 - КПД турбины;

σ - допустимое напряжение в лопатках, Мпа, для легированной стали [σ] = 400 Мпа;

ρ - плотность  материала лопаток, кг/м³, для легированной стали ρ = 8000 кг/м³;

Н₀ - располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг, рис.1;

V_2z - удельный объем за последней ступенью турбины, м³/кг, рис.1;

n - частота вращения ротора, 50 1/с;

скорость  выхода последней ступени С_2z м/с,

 

(2.34)

 

 

где для турбин малой и средней мощности принимается 16 - 20 кДж/кг.

В зависимости  от значения N_пр задаются числом потоков низкого давления, т.е. числом выхлопов в конденсатор. N_пр больше заданной мощности N_н, турбина проектируется однопоточной, с одним выхлопом.

 

2.5 Определение числа нерегулируемых ступеней и их теплоперепадов.

Предварительный расчёт ЧВД.

 

2.5.1  ЧВД  всегда проектируется с постоянным  корневым диаметром d_k = const. Проектирование начинается с определения средних диаметров первой и последней нерегулируемых ступеней отсека. В первых нерегулируемых ступенях главной задачей является обеспечение достаточной высоты лопаток (l₂ ≥ 12мм) и по возможности полного подвода пара (е = 1), чему способствует уменьшение среднего диаметра. Но уменьшение диаметра сопровождается общим снижением теплоперепадов, что приводит к увеличению числа ступеней и удорожанию турбины. Поэтому в первых ступенях турбин малой мощности нередко приходится использовать парциальный подвод пара (е < 1).

Одновременно  с расчетом строится процесс расширения ЧВД. Точка А₁ соответствует состоянию за регулирующей ступенью. Особое внимание необходимо уделять тщательному определению параметров пара по H–S диаграмме. Лучше всего их определять с помощью электронных таблиц или подпрограмм.

2.5.2  Диаметр  первой ступени можно оценить,  используя примеры турбин подобного  типа или следуя конкретному  прототипу [1, 2]. В упрощенной постановке  его можно принять несколько  меньше диаметра регулирующей  ступени, м:

 

(2.35)

 

где ∆d = 50–100 мм. обычно = 0,8–1,0 м.

 

 

Рисунок 2. Процесс  расширения в ЧВД

 

2.5.3  Степень  реактивности первой ступени  задается ρ_т = 0,075, угол

α_1эф =12⁰, φ = 0,95, μ₁ = 0,97.

Тогда оптимальное  отношение скоростей:

 

(2.36)