Тепловой розрахунок турбіни ПТ-25-90/11

Міністерство енергетики РФ.

Управління кадрів соціальної политики.

Державне освітнє установа середнього професійного образования.

ІРКУТСЬКИЙ ЕНЕРГЕТИЧНИЙ КОЛЛЕДЖ.

УТВЕРЖДАЮ.

Голова ЦК.

____________________.

«____"__________2004г.

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ.

Тепловий розрахунок турбіни ПТ-25−90/11.

(название).

Ліст утверждения.

КП.1093.1005.2004.ЛУ.

(обозначение).

Керівник Розробив студент.

Козловська Н.І. Харламов А. И.

(підпис) (В.О. Фамилия).

(підпис) (В.О. Прізвище) «____"__________2004 р «____"__________ 2004 г.

|N |Формат |Позначення |Найменування |Кол-во|N-э|Примечание| | | | | | |кз.| | | | | | |аркушів| | | | | | |Документація загальна | | | | | | | |Знову розробив | | | | |1 |А4 |КП.1093.1005.2003.Л|Лист затвердження |1 | | | | | |У | | | | | | | | | | | | | |2 |А4 |КП.1093.1005.2003.К|Задание на До. П. |2 | | | | | |З | | | | | | | | | | | | | |3 |А4 |КП.1093.1005.2003.П|Пояснительная |25* | | | | | |З | | | | | | | | |записка | | | | |4 |А1 |КП.1093.1005.2003.В|Продольный розріз |1 | | | | | |Про | | | | | | | | |турбіни | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | | |1093.1005.2004 | | | | | | | | |Ізм |Ліст |N докум |Підпис |Дата| | | | | | | | | |Розробив |Харламов | | |Розрахунок турбіни |Літ |Лист|Листов| | | | | |Відомість К. П | | | | |Перевірив |Козловська| | | | |ЛУ |1 | | | | | | |ИЭК | |М. Контроль | | | | | | |Затверджено | | | | | |.

УТВЕРЖДЕН.

КП.1093.1005.2004.ЛУ позначення аркуша утверждения.

Тепловий розрахунок турбіни ПТ-25−90/11.

(найменування проекта).

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА.

КП.1093.1005.2003.П.З.

(обозначение).

Зміст пояснювальній записки.

2.1 Запровадження. Короткий опис проектованої турбіни. 2.2 Визначення расчётного витрати пара на турбіну (з побудовою орієнтовного робочого процесу у hs — діаграмі) 2.3 теплової розрахунок проточній частини турбіни (при многоцилиндровой конструкції - однієї з циліндрів) 2.3.1 розрахунок регулюючої щаблі 2.3.2 розрахунок нерегульованих щаблів проточній частини: визначення числа щаблів, їх діаметрів, теплових перепадів, висот сопловых та створення робочих ґрат, детальний розрахунок щаблі (може бути детальний розрахунок тільки щодо першої та «останньою щаблів). Розрахунки щаблів проточній частини здійснюється з побудовою трикутників швидкостей та процесу розширення пара сходами в hs — діаграмі. 2.3.3 Розрахунок електричної потужності турбіни (внутрішньої потужності циліндра) 2.4 Список використовуваної литературы.

Графічна часть.

3.1 подовжній розріз турбіни (циліндра) 3.2 чертёж зі спеціального завданням Примітка. Допускається заміна графічної частини КП на виготовлення макетів, плакатів та інших наочних посібників. За виконання КП необхідно користуватися «методичними вказівками з виконання курсового і дипломного проектування» ИЭКа.

Дата видачі завдання _______.

______2004 р. Термін виконання _______ ______2004 г.

Державне освітнє установа середнього професійного образования.

ІРКУТСЬКИЙ ЕНЕРГЕТИЧНИЙ КОЛЛЕДЖ.

ЗАДАНИЕ.

На курсової проект дисципліни «Турбінні установки теплових электростанций».

Студенту _ Харламову Андрею Группы _ 3-ТЭС-1.

Тема: Тепловий розрахунок турбіни ПТ-25−90/11.

ВИХІДНІ ДАННЫЕ.

1. Номінальна потужність турбіни _ 25 000 кВт 2. Початкові параметри пара: тиск _ 90 атм, температура _ 545 (З 3. Тиск відпрацьованого пара виході з вихлопного патрубка _ 6 кПа 4. Частота обертання _ 5000 об./хв 5. Для турбіни типу ПТ а) виробничий відбір пара: тиск _ 11 кПа, величина відбору _ 15 кг/сек б) теплофикационный відбір пара: тиск _ 1,1 кПа, величина відбору _ 15 кг/сек 1.6 Спеціальне завдання: Робота турбіни при перемінному пропуску пара.

Содержание Введение. Короткий опис проектованої турбины…7стр.

Расчёт витрати пара на турбину…8 стор. Розрахунок першого отсека…9 стор. Розрахунок другого отсека…9 стор. Розрахунок третього отсека…10 стор. Розрахунок регулюючої ступени…10−11 стор. Розрахунок сопловой решётки…11−12 стор. Розрахунок робочої решётки…12−13 стор. Розрахунок нерегульованих щаблів в ЧВД…14−15 стор. Зведена таблиця розрахунку для перших п’яти щаблів в відсіку високого давления…15 стор. Зведена таблиця результатів розрахунку п’яти нерегульованих щаблів турбины…16−21 стор. Спец. задание…22−28 стор. Список використовуваної литературы…29 стр.

Графическая часть Продольный розріз турбины.

Короткий опис турбіни ПТ-25−90/11.

Початкові параметри пара цієї турбіни 90 атм. і 545(С, тиск першого відбору 11 атм., тиск другого відбору 1,1 атм. Номінальна потужність турбіни 25 000 КВт, але за номінальних параметрах свіжого пара і при номінальних витратах і тисках відборів може бути отримана тривала максимальна потужність 30 000 квт.

Проточна частина турбіни складається з регулюючої щаблі з двухвенечным диском Кертиса і 18 щаблів тиску, розбитих на 3 группы.

Ротор має гладкий вал постійного діаметра з насадженими дисками плоского типу, які мають розвинених втулок. Критичний число оборотів ротора турбіни — 1690 на хвилину, отже, ротор гибкий.

Передня частина корпусу турбіни з клапанной і сопловой коробками відлито з високолегованої стали.

Діафрагми, крім трьох останніх у процесі пара, сталеві, сварные.

Корпус турбіни спирається двома лапами на передній підшипник і фіксується гнучкими елементами, розташованими зверху і знизу подшипника.

Натомість передній підшипник спирається на фундаментную плиту за два гнучкі опоры.

На передньому кінці ротора розміщено колесо відцентрового олійного насоса, откованное разом із валом. Доковые поверхні цього колеса одночасно є як гребеня завзятої підшипника, що дозволяє забезпечити Надійне маслоснабжение упорно-опорного вузла за дуже компактній його конструкции.

Кінцеві ущільнення виконані у вигляді лабіринтів з вусиків, зачеканенных в тіло ротора проти выточек в обоймах уплотнения.

Вихлопна частина турбіни відлито разом із корпусом заднього підшипника турбіни переднього підшипника генератора. Вали підшипника і генератора з'єднані жорсткої муфтой.

Парораспределение ЧСД і ЧНД здійснюється поворотними диафрагмами.

Турбіна має гидродинамическую систему регулювання, виконану вигляді конструктивного блоку, встановленого на корпусі переднього підшипника. Як регулятора швидкості використаний головний масляний насос, характеристика Q — H якого забезпечує жорстку залежність развиваемого тиску тільки від числа оборотів ротора.

Система регулювання має три імпульсних лінії, управляючих трьома сервомоторами. Повний вагу турбінної установки поставках Калузького турбінного заводу 146 т.

1.1 Тиск пара Р перед регулюючої щаблі з урахуванням втрат на дросселирование в регулюючої щаблі. КПа.

Р0 =0.95*9000=8550 КПа 1.2 Тиск пара Р за останньої щаблем турбіни з урахуванням втрат надходжень у выхлопном патрубке. КПа.

Р2z = [1+((Свп/100) ]*Рк.

Р2z = [1+0,1*(100/100) ]*6 = 6,6 КПа 1.3 Визначаємо распологаемый теплоперепад з урахуванням втрат на дросселирование в регулюючому клапані. КДж/кг.

Але = hо-hkt = 3510 — 24 120 = 1390 КДж/кг 1.4 hпо = 2920 КДж/кг hто = 2498 КДж/кг 1.5 Орієнтовний витрата пара на турбіну. Кг/сек.

Gо = Nо/Hо*(оэ+УпоGпо+УтоGто.

Упо = Но-Но/Но = 1390−590/1390 = 0,58.

Але = hо-hпо (t) = 3510−2920 = 590.

Уто = Но-Но-Но/Но = 1390−590−422/1390 = 0,272.

Але = hпо (t)-hто (t) = 422.

G = 25 000/1390 * 0,79 + (0,58*15+0,272*15)=35,55 кг/сек.

2. Визначаємо уточнённый витрата пара на турбіну. 2.1 Задаёмся теплоперепадом регулиющей ступени.

Але = 100 КДж/кг h2t = h0-H0 = 3510−100 = 3410 КДж/кг.

Р2 = 6300 V0 = 0.043 2.2 Визначаємо внутрішній відносний ККД ступени.

Noj = 0.83−0.2/Gо*(Ро/Vо.

Noj = 0.83−0.2/35,55*(8,550/0.043 = 0.75 2.3 Визначаємо дійсний теплоперепад регулюючої щаблі. КДж/кг.

Нj = Ho*(oj = 100*0.75 = 75 КДж/кг 2.4 Шукаємо точку початку процесу у нерегулирующих щаблях. h2 = hо = hо-Hj = 3510−75 = 3435.

3 Розрахунок першого відсіку. 3.1 Визначаємо распологаемый теплоперепад 1 відсіку. КДж/кг.

Але = hо-hkt = 3435−2940 = 495 КДж/кг 3.2 Визначаємо (oj, %.

(=Р2/Рпо = 6300/1100 = 5,73.

Gо*Vо = 35,55*0.056 = 1,991.

(oj = 89% 3.3 Визначаємо дейсивительный теплоперепад 1 відсіку. КДж/кг.

Нj = Hо*(oj = 495*0.89 = 440,55 КДж/Кг Будуємо дійсний процесу розширення пара 1 отсека.

Hk = hо-Hj = 3435−440,55 = 2994,45.

4 Розрахунок 2 відсіку. hпо = 0.9 Pпо = Рпо*0,9 = 1100*0,9 = 990 4.2 hо = 2994,45 V0 = 0.25 4.3 Визначаємо распологаемый теплоперепад 2 відсіку. КДж/кг.

Але = hо-hkt = 2994,45−2565 = 429,45 КДж/кг 4.4 Визначаємо noj відсіку за такою формулою. %.

(oj = (oj-Kу-(вс- (noj вл.

(Gо*Vо) = (Gо-Gпо)*Vо = (35,55−15)*0,25 = 5,14.

(= Рпо/Рто = 990/110 = 9 (oj = 91% у2t = у2t*Hо/Hо = 5*160/429,45 = 1,86 у2t = (1-x2t)* 100% = (1−0.95)*100% = 5.

Hо = h-hkt = 2725−2565 = 160.

Pср = Рпо+Ро/2 = 990+110/2 = 550.

Noj = 0.8 Ку = 0,99%.

Noj = 91*0.99−0,8 = 89,29% 4.5 Визначаємо дійсний теплоперепад 2 відсіку. КДж/кг.

Hj = Hо*(oj = 429,45*0,89 = 382,21 6. hk = hо-Hj = 3041−410 = 2611,24.

5 Розрахунок 3 отсека.

(то = 0,7 Рто = 0,7*110 = 77 5.2 hо = hk = 2611,24 V0 = 2,3 5.3 Визначаємо распологаемый теплоперепад 3 відсіку. КДж/кг.

Але = hо-hkt = 2611,24−2260 = 351,24 5.4 Визначаємо noj відсіку за такою формулою. % noj = noj*Kу-(вс-(noj вл.

(Gо-Vо) = (Gо-Gпо-Gто)*V0 = (35,55−15−15)*2,3 = 12,77.

(= Рто/Р2z = 77/6,6 = 11,67 (= 92,4% Ky = 0,998.

(зс = (hвс/Но*100% =11/351,24*100 = 3,13 у2t = у2t = (1-x2t)*100 = (1−0.872)*100 = 12.8.

Рср = Рто+Р2z/2 = 77+6,6/2 = 41,8 =0,041 МПа.

((oj = 7%.

(oj = 92,4*0,988−3,13−7 = 81,16% 5.5Определяем дійсний теплоперепад 3 відсіку. КДж/кг.

Hj = Hо*(oj = 351,24*0,812 = 285,21 5.6 hk = hо-Hj = 2611,24−285,21 = 2326,03 6 Справжній теплоперепад турбіни. КДж/кг.

Hj = hо-hk = 3510−2326,03 = 1183,97 КДж/кг 7 Уточнюємо витрата пара на турбіну. Кг/сек.

G = Nэ/Hj*(м*(г+Упо*Gпо+Уто*Gто =.

25 000/1183,97*0,98*0,96+0,58*15+0,272*15 = 35,22 кг/сек Розрахунок регулюючої щаблі. 8 Визначення середнього діаметра щаблі. 8.1 Але = 100КДж/кг 8.2 Фіктивна изоэнтропийная швидкість Сф. м/с.

Сф = 2000*Но = 2000*100 = 447 м/с 8.3 Визначаємо оптимальне ставлення скоростей.

Хф = 0,385 8.4 Окружна швидкість обертання робочих лопаток. м/с.

І = Хф-Сф = 447*0,385 = 172,18 8.5 Середній діаметр щаблі. м d = И/П*п = 172,18/3,14*50с = 1,09 м 9 Розрахунок сопловой ґрати 9.1 Распологаемый теплоперепад сопловой ґрати. КДж/кг.

Ніс = Но*(1-р) = 100*(1−0,1) = 90 9.2 Абсолютна теоретична швидкість потоку виході з сопловой ґрати при изоэнтропийном розширенні пара. м/с.

С1t =(2000*90 = 427 м/с 9.3 Кількість Маху для теоретичного процесу розширення пара.

М1t = C1t/A1t = 435/675,4 = 0,64.

A1t = (k*P1*V1t *10 = 1,3*6,5*0,053 *103 = 669,22 Розрахунок суживающихся сопел при докритическом закінченні пара. 9.4 Перетин для виходу пара з сопловой решётки.

F1 = G*V1t/m1*G1t = 35,22*0,053/0,91*427,26 = 0,0048 9.5 Твір ступеня парциальности щаблі на висоту сопловой ґрати. м el1 = F1/П*d*sin 1 = 0,0048/3,14*1,09*sin11 = 0,816 м 9.6 Оптимальна ступінь парциальности. е = 0,5*(еl1 = 0,5*(0,816 = 0,45 166 9.7 Висота сопловой ґрати. див l1 = el1/e = 0,816/0,45 166 = 1,80 666 9.8 Втрата енергії в соплах. КДж/кг.

(hc = (1-()*Hoc = (1−0,97)*90 = 2,7 9.9 Тип профілю сопловой решётки.

С-90−12А.

9.10 За характеристикою обраної сопловой ґрати приймаються: tопт = 0,8 в1 = 62,5 мм 9.11 Крок ґрати. мм t = в1*tопт = 62,5*0,8 = 50 9.12 Кількість каналів сопловой ґрати. Шт.

Zc = П*d*e/t = 3,14*1,09*0,45 166/0,05 = 31 прим 9.13 Уточнюємо крок у сопловой ґрати. мм t = П*d*e/Zc = 3,14*1090*0,45 166/31 = 49,87 мм 10 Розрахунок робочої ґрати. 10.1 Распологаемый теплоперепад робочої ґрати. КДж/кг.

Нор = (*Але = 0,1*100 = 10 10.2 Абсолютна швидкість входу пара на робочі лопатки. м/с.

С1 = 0,97*427,26 = 414,44.

10.3 Будуємо вхідний трикутник скоростей.

[pic].

W1 = 250 (1 =20,5C2 =120 (2 = 42 10.5 Висота робочої лопатки, приймається з умови: l2 = l1+(1+(2 = 18,07+1+2 = 21,07 мм 10.6 Теоретична відносна швидкість пара виході з робочої решётки.

W2t = (2000*Hop+W1 = (2000*10+2502 = 287,23 м/с 10.7 Насправді ж відносна швидкість пара виході з робочої решётки.

W2 = W2t*(= 287,23*0,86 = 247,02м/с 10.8 Відносний кут входу потоку пара на робочу решётку.

(2 = (1-(2−5) = 20,5−3 = 17,5 10.9 Будуємо вхідний трикутник швидкостей. 10.11 Втрата енергії у робітничій ґратам. КДж/кг.

(hp = (1-()-W2t/2000 = (1−0,862)*287,232 * 2000 = 10,74 10.12 Втрата енергії з вихідний скоростью.

(hвс = С2/2000 =1202 /2000 = 7,2 10.13 Кількість Маха.

М2t = W2t/(k*P2*V2t*10 = 287,23/(1,3*6,3*0,052*103= 0,44 10.14 Вибираємо профіль робочої решётки.

Р-26−17А tопт = 0,7 в2 = 25,72 У = 25 W = 0,225 10.16 Крок ґрати. t = в2*tопт = 25,72*0,7 = 18,004 10.17 Кількість каналів робочої решётки.

Zp = (*d/t = 3,14*1090/18,004 = 190 10.18 Уточнюємо крок у робочої ґратам. t = (*d/Zp = 3,14*1090*10 3 = 18,014 11 Изгибающее напруження у робочої лопатці. МПа.

(изг = Ru*l2/2*Zp*e*W = 16 544,95*0,021/2*190*0,45*0,225 = 9,01 МПа.

Ru = G*(W1*cos (1+W2*cos (2) =35,55*(250*cos20,5+247,02*cos17,5) =.

16 544,95 М 12 Відносний плечовий ККД щаблі. а, по втрат в ступени:

(ол = Но-((hc+(hp+(hвс)/Но = 100-(2,7+10,74+7,2)/100 = 0,79 б) по проекціям скоростей:

(ол = И*(C1*cos (1+C2*cos (2)/Ho*10 =.

172,18*(414,4*cos11+120*cos42)/100*10 3 = 0,85 13 Відносний внутрішній ККД ступени.

(oj = (ол-(тр-(парц.

(тр = Ктр*d/F1*(И/Сф) = 0,6*10*1,09/0,0048*(172,18/447) = 0,0085.

(парц = 0,065/sin (1*1-е-0,5-екож/е*(И/Сф)+0,25*В*l2/F1(И/Сф)*(ол*n.

(пар = 0,065/sin11*1−0,45;

0,5*0,49/0,45*(172,18/447)+0,25*25*0,26/0,0048*(172,18/447,21)*0,82*4 =.

0,048.

(oj = 0,82−0,0085−0,048 = 0,76 14 Корисно використовуваний теплоперепад в регулюючої щаблі. КДж/кг.

Hj = Ho*(oj = 100*0,76 = 76 15 Внутрішня потужність щаблі. КВт.

Nj = G*Hj = 35,22*76 = 2676,72.

Розрахунок нерегульованих щаблів частини високого тиску. 16 Тиск пара перед отсеком.

Ро = Р2 = 6300.

Р2 = 1100 17 Діаметр першої нерегульованої щаблі. d = d-(d = 1,09−0,25= 0,84 18 Оптимальний ставлення скоростей.

Хф = И/Сф = 0,4897 19 Распологаемый теплоперепад першої нерегульованої щаблі. КДж/кг ho = 12,325*(d/Xф) = 12,325*(0,84/0,489) = 36,26 20 Теплоперепад в сопловой ґратам. КДж/кг hock = (1-() *ho = (1−0,1)*36,26 = 32,63 21 Висота сопловой ґрати. м l1 = G*V1/(*d*e*(*C1t*sin (1 l1 = 35,22*0,059/3,14*0,84*1*0,98*255,45*sin12 = 0,015.

С1t = 44,72*(32,63 = 255,45 22 Висота робочої ґрати першому місці. l2 = l1+(1+(2 = 15+1+2 = 18 мм 23 Кореневої діаметр щаблі. dk = d-l2 = 0,84−0,018 = 0,822 24 Распологаемый теплоперепад по статичним параметрами пара перед щаблем приймаємо однаковий всім щаблів, крім першої. ho = ho*ko = 36,26*0,95 = 34,45 25 Коефіцієнт повернення тепла.

(= Кt*(1-(oj)*Ho*Z-1/Z = 4,8*10*(1−0,89)*495*14,37−1/14,37 = 0,0242.

Z = Ho/ho = 495/34,45 = 14,36 865 26 Кількість щаблів відсіку. шт.

Z = (1+()*Ho/(ho)ср = (1+0,0224)*463/39,59 = 11,9.

(ho)ср = ho+(Z-1)*ho/Z = 36,26+(14−1)*34,45/14 = 34,58 кДж/кг 27 Невязка ((Ho, КДж/кг, мусить бути розподілено між всіма сходами першого отсека.

((Ho = (1+()*Ho-(ho = (1+0,0242)*495−518,56 = -11,581.

(ho = ho+ho*(Z-1) = 36,26+34,45*(15−1) = 518,56 28 Поправка до теплоперепаду кожної щаблі (крім першої). 29 Скоригований теплоперепад щаблі. ho = ho ((ho = 34,45−0,769 = 33,681.

|№ |Найменування |Обозна-|Размер-|Формула |№ | | |величини | | | | | | | |чение |Ность | | |.

| | | | |1 |2 |3 |4 |5 | |1 |Витрата пара |G |Кг/с |З розрахунку (п.7) |35,22 |35,22 |35,22 |35,22 |35,22 | |2 |Теплоперепад щаблі по статіческим параметрами. |ho |КДж/кг |З розрахунку (п. 30.1) |36,26 |33,681 |33,681 |33,681 |33,681 | |3 |Тиск за щаблем. |Р2 |МПа |З hsдіаграми |5,8 |5,1 |4,7 |4,2 |3,75 | |4 |Умовна швидкість закінчення пара з сопел. |Сф |м/с |44,72(ho |269,29 |259,53 |259,53 |259,53 |259,53 | |5 |Середній діаметр щаблі. |d |м |З розрахунку (п. 30.6) |0,84 |0,841 |0,843 |0,845 |0,847 | |6 |Окружна швидкість на середньому діаметрі |І |м/с |(*d*n n = 50 з |131,88 |132,02 |132,35 |132,67 |132,98 | |7 |Оптимальний ставлення швидкостей |Хф | |И/Сф |0,49 |0,51 |0,51 |0,511 |0,512 | |8 |Ступінь реакції. |(| |З розрахунку (п.18) |0,1 |0,1 |0,11 |0,12 |0,13 | |9 |Распологаемый теплоперепад сопловиття ґрати. |hock |КДж/кг |(1-()*ho |32,63 |30,31 |29,98 |29,64 |29,3 | |10 |Теоретичний питомий обсяг пара за сопловой решётдідька лисого |V1t |м/кг |З hsдіаграми |0,059 |0,63 |0,069 |0,075 |0,081 | |11 |Тиск за сопловой гратами. |Р1 |МПа |З hsдіаграми |5,9 |5,2 |4,85 |4,3 |3,8 | |12 |Абсолютна теоретическая швидкість виходу пара з сопловой ґрати. |С1t |м/с |44,72(hoc |255,45 |246,2 |244,86 |243,47 |242,07 | |13 |Швидкість звуку на виході з сопловой ґрати. |а1t |м/с |1000*(к*Р1 *(V1t до = 1,3 |666,98 |652,6 |645,84 |647,5 |632,57 | |14 |Кількість Маху |М1t | |C1t/a1t |0,38 |0,377 |0,379 |0,376 |0,383 | |15 |Коефіцієнт витрати сопловой ґрати |(1 |м |По малюнку |0,942 |0,942 |0,942 |0,943 |0,944 | |16 |Вихідна площа сопловой ґрати |F1 |м | |0,0086 |0,0096 |0,011 |0,012 |0,0125 | |17 |Середній кут виходу пара з сопловой ґрати |(1 | | |12 |13 |13 |14 |14 | |18 |Профіль сопловой ґрати | | | |С90−12А |С90−12А |С90−12А |С90−12А |С90−12А | |19 |Хорда профілю |в1 |мм |З альбому профілів |62,5 |62,5 |62,5 |62,5 |62,5 | |20 |Ширина профілю |В1 |мм |З альбому профілів |34 |34 |34 |34 |34 | |21 |Відносний крок сопловой ґрати |tопт |мм |З альбому профілів |0,8 |0,8 |0,8 |0,8 |0,8 | |22 |Крок сопловой ґрати |t1 |мм |в1*tопт |50 |50 |50 |50 |50 | |23 |Кількість сопел |Z1 |прим |(*d/t1 |53 |53 |53 |53 |53 | |24 |Висота сопловой ґрати |l1 |м |З розрахунку (п. 30.5) |0,0149 |0,016 |0,018 |0,02 |0,0218 | |25 |Коефіцієнт швидкості сопловой ґрати |(| | |0,95 |0,95 |0,952 |0,96 |0,96 | |26 |Абсолютна швидкість виходу пара з сопловой ґрати |С1 |м/с |(*С1t |242,68 |233,89 |233,11 |233,73 |232,39 | |27 |Побудова вхідного трикутника скоростей | | | | | | | | | |28 |Кут напрями відносної скорості W1 |(1 | |З треуголь ніка скоростей |27 |28 |30 |31 |32 | |29 |Відносна швидкість виходу пара з соп. ґрати |W1 |м/с |З треуголь ніка скоростей |120 |110 |110 |110 |110 | |30 |Втрата енергії в сопловой ґратам |(hc |КДж/кг |(1-()*hoc |3,18 |2,96 |2,81 |2,32 |2,3 | |31 |Распологаемый теплоперепад робочої ґрати |hop |КДж/кг |(*ho |3,6 |3,37 |3,7 |4,04 |4,38 | |32 |Теоретична відносна скорость пара не вдома із робітничого ґрати |W2t |м/с |44,7(hop+ +W1/2000 |146,96 |137,25 |139,64 |142,05 |144,43 | |33 |Теоретичний питомий обсяг пара за робочої гратами |V2t |м/с | З hsдіаграми |0,063 |0,065 |0,072 |0,078 |0,085 | |34 |Швидкість звуку на виході із робітничого ґрати |(2t | | |689,2 |656,5 |663,26 |652,59 |643,72 | |35 |Кількість Маху |M2t | | W2t/(2t |0,213 |0,209 |0,211 |0,218 |0,224 | |36 |Ефективний кут виходу пара з робочої ґрати |(2 |град. | (2=(1−5 |24 |25 |27 |28 |29 | |37 |Коефіцієнт расходу робочої решёткі |.

(2 | |.

Рис. 3. |0,942 |0,942 |0,942 |0,943 |0,944 | |38 |Вихідна площа робочої ґрати |.

F2 |М2 | G*V2t/(2* *W2t |0,016 |0,018 |0,019 |0,021 |0,022 | |39 |Висота робочої решётки |.

L2.

| м |.

П. 30.4 |0,0179 |0,019 |0,021 |0,023 |0,0248 | |40 |Профіль робочої ґрати | | |.

Табл. 3 |Р-35−25А |Р-35−25А |Р-35−25А |Р-46−29А |Р-46−29А | |41 | Хорда профілю | в2 |мм |.

Табл. 3 |25,47 |25,47 |25,47 |25,6 |25,6 | |42 | Ширина профілю |.

B2 |мм |.

Табл. 3 |25 |25 |25 |25 |25 | |43 | Відносний крок робочої ґрати | tопт | |.

Табл. 3 |0,6 |0,6 |0,6 |0,5 |0,5 | |44 | Крок робочої ґрати | t2 |мм | b2* tопт |15,28 |15,28 |15,28 |12,8 |12,8 | |45 | Коефіцієнт скорости робочої ґрати |.

(| | (=0,96- -0,014*b2/e2 |0,94 |0,94 |0,94 |0,94 |0,95 | |46 | Відносна скорость пара не вдома із робітничого ґрати | w2 |м/с | w2=(/w2t |138,14 |129,015 |131,26 |133,53 |137,21 | |47 | Побудова вихідного трикутника швидкостей | | | | | | | | | |48 | Кількість робочих лопаток |.

Z2 | Прим. | (*d/t2 |173 |173 |173 |207 |208 | |49 | Кут виходу потоку пара із робітничого ґрати |.

(2 |Град. | З тр-ка Швидкостей |96 |110 |109 |104 |106 | |50 | Абсолютна швидкість пара виході з робочої ґрати |.

С2 | м/с | З тр-ка |50 |50 |60 |60 |65 | |51 | Окружне зусилля, чинне на рабочие лопатки |.

Ru | М | G*(w1*cos (1+ +w2*cos (2) |8210,4 9 |7538,9 4 |7474,0 4 |7473,3 3 |7512,4 3 | |52 | Изгибающее напряжение на робочих лопатках |.

(изг. |МПа | Ru*l2/2*Z2* *e *Wмин |2,5 |2,5 |2,7 |3,7 |3,9 | |53 | Втрати енергії в робочої ґратам | (hр |кДж/кг | (1-(2)*w2t/ /2000 |1,26 |1,09 |1,13 |1,17 |1,02 | |54 | Втрата енергії з виходной швидкістю | (hвс |кДж/кг | С2/2000 |1,25 |1,25 |1,8 |1,8 |2,1 | |55 | Відносний лопаточний ККД | (ол | | |0,84 |0,84 |0,83 |0,84 |0,84 | |56 | Відносне значение втрати на тертя |.

(тр | | Ктр*d2/F1 Де ктр=0,6 *10−3 | | | | | | |57 | Відносне значение витоку через диафрагменное ущільнення |.

(у1 | |.

0,002−0,004 |0,002 |0,0025 |0,003 |0,0035 |0,004 | |58 | Відносне значение втрати від перетікання пара через периферійний зазор над лопатками |.

(у2 | |.

0,02−0,06 |0,02 |0,03 |0,04 |0,05 |0,06 | |59 | Внутрішній відносительный ККД щаблі |.

(0i | | (-(у1-(у2- -(тр |0,81 |0,8 |0,78 |0,78 |0,77 | |60 | Внутрішня мощность щаблі |.

Ni |кВт | G*h0*(0i |1034,4 |948,89 |925,27 |925,27 |913,41 | |.

Робота турбіни при перемінному пропуску пара.

Найбільш напруженими деталями турбіни є робочі лопатки, особливо лопатки регулюючих щаблів, щаблів, прилеглих до камерах відборів, останніх щаблів. Тож у першу чергу, необхідно знати, як змінюється напруженість робочих лопаток за зміни режиму. Другим вузьким місцем турбіни є її завзятий підшипник, надійність роботи в якого при нормальної експлуатації визначається осевыми зусиллями, прикладеними до ротору. При окремих режимах слабкими можуть опинитись і інші деталі турбоустановки, наприклад, діафрагми, валопровод, підшипники, паропровод.

Зниження економічності турбоустановки і турбіни під час переходу на частковий режим роботи є підставою, зазвичай, неминучим, і питання полягає в тому, як потрібно здійснювати часткові режими, про те, щоб втрата в економічності була минимальна.

При перемінному пропуску пара через відсік турбіни зміна тиску і температури перегрітого пара перед і його приближённо підпорядковується формулі Флюгеля-Стодолы:

G / G0 = (T00 / T01 (p201 /p200 — p2=1 / p2=0,.

(1).

Де p00, T00 — тиск і температура перед відсіком; p=0 — тиск за відсіком попри деякий, наприклад, номінальному попуске пара G0; p01; T00;- ті ж величини для витрати пара G на изменном режиме.

Оскільки параметри пара G0, p00, T00, p=0 для номінального режиму відомий і можна розглядати як постійні, то видно, що співвідношення (1) пов’язує чотири величини для зрадницького режиму: витрата пара G, тиск p01, температуру T01, перед відсіком і тиск за відсіком p=1. Три цих величини може бути задано, а четверта визначитися співвідношенням (1).

Співвідношення (1) справедливо за однієї умови: при двох порівнюваних режимах аналізовані відсіки (чи вся турбіна) повинен мати одні й самі прохідні сечения.

В багатьох випадках ставлення абсолютних температурах проточній частини змінюється мало, тому T00 (T01 і формула (1) то, можливо спрощена. Для конденсаційного режиму всім відсіків, починаючи з регулюючої щаблі, p22 ((p20, і тоді приближённо вірно соотношение:

G / G0 = p01 /p00,.

(2).

Тобто. в проточній частини турбіни при конденсаційному режимі тиску пара в щаблях пропорційні витраті пара.

Для турбін з противодавлением відхилення від пропорційності тим більше, що стоїть засунений і що ближче розглянута щабель до кінцю турбины.

Працюючи турбіни при теплофикационном режимі пропорційність тиск у щаблях і витратах пара на турбіну порушується із тим більшої ступеня, чим ближче щабель розташована до регульованому відбору пара і що вище тиск у отборе.

Отже, за зміни пропуску пара через турбіну змінюються параметри перед і поза щаблем, що загалом разі призводить до зміни теплоперепада щаблі; це влечёт зміну трикутників швидкостей, відхилення відносини швидкостей Xф від оптимального та подальше зниження ККД ступени.

При зміні витрати пара через групу щаблів змінюються їх теплоперепады, але це переважно належить до останнього або декільком останнім східцях групи. Решта щаблі працюють з незмінними теплоперепадами.

Всім щаблів відсіку, крім декількох останніх, за зміни пропуску пара ставлення Xф залишається практично постійним, і тому їх ККД не изменяется.

Звідси слід низку дуже важливих висновків, визначальних надійність роботи теплофикационной турбины.

Якщо теплофикационная турбіна дбає про конденсаційному режимі витрата через ЦНД збільшиться понад розрахункового (наприклад, через відключення ПВД), то теплоперепад останнього ступеня зростає у найбільшою мірою, і вона буде перегруженной.

Якщо теплофикационная турбіна працює за теплофикационному графіку і одноступенчатом нагріванні мережевий води, то, при збільшенні теплової навантаження витрата пара через проміжний відсік збільшується, і теплоперепад його останнього ступеня (її часто називають «предотборной») збільшитися в найбільшої степени.

Особливо складна змінюються теплоперепады щаблів проміжного відсіку при двухступенчатом нагріванні мережевий води, коли зміна тисків перед відсіком і його залежить від багатьох чинників, зокрема, від витрати і температури зворотної мережевий воды.

Інше важливе висновок у тому, що з зміні відносини швидкостей Xф змінюється реактивність (. Збільшення реактивності тим більше ж тиску за щаблем призводить до збільшення осьового тиску диск відповідної ступени.

За зменшення відносини швидкостей Xф, викликану збільшенням теплоперепада сходи й P2 = const, осьове тиск на диск уменьшается.

Отже, за зміни витрати пара через групу щаблів осьове зусилля, чинне на робочі диски і створить робочі лопатки цієї групи, змінюється пропорційно витраті пара.

Наведені становища теорії змінного режиму дозволяють розглянути роботу теплофікаційних турбін різних типів при перемінному пропуску пара.

Робота турбіни при перемінному режимі з їх постійним початковим давлением.

Розглянемо перемінний режим турбін, які мають за зміни навантаження початкові параметри пара залишаються незмінними. Розглянемо спочатку роботу турбіни, де немає відборів пара на регенеративные підігрівники в конденсаційному режимі. У такій турбіни через малого тиску в конденсаторі тиску в щаблях будуть прямо пропорційні витраті свіжого пара. Отже, тиск у камері регулюючої щаблі буде змінюватися пропорційно витраті пара, що, проте, призведе до суттєвого зміни теплоперепада лише останньої чи навіть кількох останніх ступеней.

При збільшенні витрати пара тиск у камері регулюючої щаблі підвищується, сумарний теплоперепад всіх нерегульованих щаблів також збільшується, але це відбудеться у основному рахунок збільшення теплоперепада останнього ступеня. Оскільки тиск у камері регулюючої щаблі зросла, теплоперепад регулюючої щаблі зменшився. Таким чином, виявляється, що всі нерегульовані щаблі, крім останньої, вироблять додаткову потужність відповідно до зрослим витратою пара, а остання — відповідно до зрослим витратою пара і теплоперепадом. Таке збільшення потужності можна тільки рахунок збільшення окружної сили, яка обертає колесо турбіни. Отже, окружна сила, изгибающая робочу лопатку у площині колеса, зі зростанням витрати пара увеличивается.

Через війну виявляється, що з збільшенні витрати пара через турбіну робочі лопатки останнього ступеня перевантажуються і поза рахунок збільшення теплоперепада. Оскільки робочі лопатки останнього ступеня й дуже працює близько напружені своєї механічної міцності, то навіть невеличке збільшення витрати пара загрожує їх надёжности. З іншого боку, збільшення витрати пара призводить до пропорційному зростанню осьового зусилля і діяти збільшення навантаження на колодки завзятої подшипника.

Тому збільшення потужності теплофикационной турбіни понад номінальною під час роботи в конденсаційному режимі може здійснюватися експлуатаційним персоналом суворо у рамках пределов.

Все викладене можна легко видозмінити, щоб здійснити аналіз роботи відсіку турбіни при зменшенні витрати пара: розвантаження турбіни відбувається у більшою мірою рахунок розвантаження останнього ступеня, яка за цьому потрапляє у сприятливіші умови работы.

Розглянемо тепер роботу першому місці турбіни. Якщо турбіна має дроссельное парораспределение, то першу щабель турбіни можна розглядати разом з іншими, тобто. можна включати у групу щаблів, і всі отримані вище висновки збережуться. Але цього можна робити при сопловом парораспределении, коли парциальность регулюючої щаблі змінюється при зміні витрати пара.

Особливість роботи регулюючої щаблі у тому, що загалом разі змінюється тиск і (в камері регулюючої щаблі), і перед ній (внаслідок дросселирования пара в регулюючому клапані), як і раніше, що конкурентний тиск пара перед регулюючими клапанами можна вважати постоянными.

На рис. 11.6 показані діаграми змін витрати пара через окремі групи сопел та тисків в регулюючої щаблі для турбіни з чотирма регулюючими клапанами за зміни витрати через турбину.

Діаграма на рис. 11.6, а дозволяє визначити, що не становищі перебувають регулюючі клапани при обраному витратах пара. Наприклад, витрата пара, рівний половині номінального (точка D), забезпечується одним не повністю відкритим клапаном; номінальний режим (точка A) забезпечується при про повне відкриття трьох клапанів, а відкриттям четвертого регулюючого клапана можна здійснити перевантаження турбіни у припустимих пределах.

Діаграма на рис. 11.6, б дозволяє визначити, як зміниться тиск. При номінальному режимі, якщо знехтувати дросселированием у перших трьох регулюючих клапанах, тобто. якщо вважати, що конкурентний тиск перед відповідними групами збігаються з тиском свіжого пара (точки 1, 2 і 3), тиск у зазорі між сопловой та ініціативною робочою решётками змальовується точкою A, а й за щаблем — точкою A (. У цьому (рис. 11.6, а) перший клапан забезпечує 50% витрати, другий — 26%, а третій — 24%.

Подивимося, як змінюються умови роботи за збільшенні витрати пара, наприклад на 10% (точка E). І тут тиск пара в камері регулюючої щаблі збільшиться на 10% (точка K (), а теплоперепад, належить до потокам пара, які пройшли через перші три регулюючих клапана, зменшиться. Зменшиться і витрати пара через ці клапани, очевидно з мал. 11.6, а (хоча сумарний витрата рахунок відкриття четвертого клапана збільшиться). Тому, доки робітники не лопатки при своєму обертанні будуть проходити перед першої, другої і третьої сопловыми групами, ними буде діяти менше зусилля за умови витрачання пара 110%, аніж за витратах пара 100%. Отже, збільшення витрати пара через ЦНД турбіни понад номінального приводить до зменшення напруг у лопатки регулюючої ступени.

Розглянемо тепер випадок, коли витрата пара знижується на 10% у вигляді часткового закриття третього клапана. І тут тиск у камері регулюючої щаблі упаде на 10% (точка M (), а оскільки перший клапан залишився як і повністю відкритим, теплоперепад регулюючої щаблі за першим потоку зросте. Витрата пара через цей клапан, з рис. 11.6, і навіть зросте, оскільки протягом у ньому було докритическим. Зрозуміло, що витрати через турбіну призведе до збільшення напруг вигину у робочих лопатки регулюючої щаблі. Найбільших значень напруга досягне тоді, як у роботі залишиться лише одне повністю відкритий клапан. У цьому режимі при тиску перед соплами, рівному тиску свіжого пара, тиск у камері регулюючої щаблі досягне найнижчого значення. У регулюючої щаблі буде спрацьовуватися максимальний перепад, а витрата пара цю групу сопел буде максимальным.

При подальшому зменшенні витрати пара прикриттям єдиного клапана напруги зменшуватимуться через дросселирования пара в клапані. Зміна напруг вигину в лопатки регулюючої щаблі за зміни пропуску пара призводить до того, що «класична» система парораспределения із суворо почерговим відкриттям регулюючих клапанів що ніколи не используется.

Зміна пропуску пара через турбіну з сопловым парораспределением наводить як зміну напруг у робочих лопатки регулюючої щаблі, до зміни температури у її камері: зі збільшенням навантаження температура росте, і з зменшенням падает.

При сопловом парораспределении при режимах часткової навантаження ККД турбіни зменшується. Це з дросселированием пара в частково відкритих клапанах та розширенням теплоперепада регулюючої щаблі, економічність якою завжди нижче, ніж наступних щаблів. У несприятливі погодні умови перебувають потужні турбіни, спроектовані для роботи у вузькому діапазоні навантажень, близьких до номинальным.

Усі турбіни, працюючі при змінних навантаженнях, постачають великим числом регулюючих клапанів (зокрема, турбіни з противодавлением і з відборами, особливо чутливими до дросселированию пара в клапанах).

Робота турбіни при перемінному режимі зі ковзним початковим давлением.

Для блокових турбін можна застосувати інший шлях регулювання навантаження, принципово відмінний від аналізованих соплового і дроссельного. При блокової компонуванні казана і турбіни можна просто понизити початкова тиск, зменшуючи витрати палива й живильним води в казан. У цьому його режими може бути те щоб температура пара перед турбіною не змінювалася і номінальною. Такий метод регулювання навантаження називають режимом ковзаючого тиску. Регулюючі клапани (усі поголовно чи їх частина) за його здійсненні в цілому або майже зовсім відкриті, а витрата пара через турбіну, пропорційний початковому тиску, регулюється котлом.

Переваги використання ковзаючого тиску для турбін при зниженні навантаження помітні на рис. 11.10. При номінальною навантаженні турбіни процесу розширення пара, йде на hS-диаграмме лінією AA (B (.

При зниженні навантаження з допомогою регулюючих клапанів до 200 т/ч процесу розширення пара в регулюючої щаблі змальовується лінією AA"B". У цьому випадку температура пара в камері регулюючої щаблі знизиться на 110(С.

Якщо за роботи з ковзним тиском необхідно знизити витрата пара з 980 до 200 т/ч, тиск перед проточній частиною турбіни слід зменшити щодо 200/980, тобто. до 4,7 МПа. Залишаючи колишню температуру пара перед турбіною і рухаючись вздовж ізотерми t0 = 538 (З до изобары 4,7 МПа, можна перейти в точку A (((з энтальпией, ніж у точці A (. Лінія A (((B ((зображує процесу розширення пара для режиму ковзаючого тиску. У цьому температура в камері регулюючої щаблі навіть зростає на 5(С проти номінальним режимом. Отже, при ковзанні тиску в усьому діапазоні виміру навантаження температура пара в першому місці, тобто. в камері регулюючої щаблі, залишається практично незмінною і тому температурні розширення й напруги докладно турбіни не обмежують швидкості зміни навантаження. Швидкість зміни навантаження цьому буде визначатися мобільністю казана. Проте його інерція дуже значна, тому енергоблок, навантаження якого змінюється ковзанням тиску, неспроможна брати участь у регулюванні частоти мережі, коли потрібно змінити потужність протягом кількох секунд.

Щоб виключити цей недолік, можна перейти на так зване комбіноване чи гібридне парораспределение. Початкова зниження навантаження виробляють однією з клапанів, а ковзання виробляти при решти повністю відкритих регулюючих клапанах.

Працюючи на змінний тиску регулююча щабель стає майже звичайній щаблем турбіни (з низькою втратою від парциальности і втратою з вихідний швидкістю). Її ККД змінюється обмаль, оскільки ставлення тисків перед щаблем і і, отже, Xф змінюються мало. Тому й нині ККД всього ЦВД за незначного зниження навантаження змінюється мало.

Далі, за незначного зниження навантаження процесу розширення закінчується при вищої энтальпии як для регулюючої щаблі, але й всього ЦВД загалом. Тож нагріву пара в проміжному перегревателе для забезпечення потрібних параметрів перед ЦСД, які залежить від того, як змінюється витрата пара, потрібно менше тепла, виникає економія палива й полегшується підтримку температури пара перед ЦСД.

Особливо великі переваги має регулювання навантаження ковзним тиском для енергоблоків сверхкритического тиску принагідно надёжной роботи казана зі ковзним тиском у його тракті. Нормальна робота прямоточного казана часто-густо можлива лише за повному тиску робочої середовища до вбудованої засувки казана. І тут поживний насос створює повне тиск, а вбудована засувка дроселює його рівня, який буде необхідний роботи турбіни. Звісно, такий режим роботи є економічним, проте у цьому випадку використання ковзаючого тиску зазвичай виявляється целесообразным.

Останнім часом все більше котлів енергоблоків, спроектованих на сверхкритические параметри пара, пристосовують до роботи з зниженим тиском робочої середовища — до режиму з докритическим тиском живильним води. І тут можна знизити потужність живильного насоса (а вона пропорційна тиску, развиваемому насосом) й одержати рахунок цього додаткову выгоду.

Знижена потужність турбопитательного насоса дозволяє при разгружении турбіни довше користуватися пором з нижчого відбору. Останнє обставина особливо важливо задля турбін з комбінацією ТПН і ПЕН і мають перемикання харчування ТПН на пар відбору вищого тиску. При роботи постійному початковому тиску з допомогою ТПН турбіну можна розвантажити до витрати пара G0 = 500−550 т/ч, бо за менших витратах через снижающегося тиску у доборі пара на ТПН потужність приводний турбіни ставати недостатньою для приводу живильного насоса, стискає живильне воду до 32−35 МПа. З використанням ковзаючого тиску потрібна потужність зменшиться пропорційно тиску за насосом і пара, що надходить приводную турбіну насоса, достатньо розвантаження до витрати G0 (380 т/ч. Отже, перехід на ковзне тиск дозволяє заощадити 1−2% палива й забезпечити глибоку розвантаження енергоблоку на нічний час без переходу з ТПН на ПЕН, що становить досить відповідальну операцію для експлуатаційного персонала.

Список використовуваної литературы.

1. Яблоков Л. Д., Логінов І. Р. «Парові газові турбоустановки». Москва. Энергоиздат., 1988 г.

2. Костюк А. Р., Фролов У. У. «Парові газові турбіни». Москва. Энергоиздат., 1988 г.

3. Трухний А. Д., Ломакин Б. У. «Теплофикационные парові турбіни і турбоустановки». Москва. Видавництво МЭИ, 2002 г.

4. Методичні вказівки ВЗЭТ з виконання курсового проекту з дисципліни «Парові газові турбінні установки». Іваново, 1983 р. 5. Альбом профілів осьових ґрат турбин.