Из расчёта тепловой схемы ПТУ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РФ

 

 

Брянский государственный технический университет

 

 

Кафедра «Тепловые двигатели»

 

 

ПАРОВАЯ ТУРБИНА ТИПА К-26-3,0

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «Энергетические машины»

 

 

Документы текстовые

ПТ.ХХ.ХХ-Т.ХХ.РР.ПЗ

 

 

Всего    листов

 

 

                                                                         

                                                                     Руководитель

                                                                             профессор, д. т. н.

ХХХХХХХ_________

«____»_________2010г.

 Студент группы ХХ-Т

ХХХХХХХХ________

«____»_________2010г.

 

Брянск 2020

 

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Для курсового проекта студента гр. ХХ-Т

ХХХХХХХХХ

Номинальная мощность турбины                    N_ном = 26 МВт.

Начальное давление пара                                     р₀ = 3,0 МПа.

Начальная температура пара                               Т₀     = 713 К.

Конечное давление пара                                       р_к = 3,5 кПа.

Температура питательной воды                       Т_пв = 418 К.

 

ДАННЫЕ

из расчёта тепловой схемы ПТУ

Начальная энтальпия пара                                i₀ = 3322 кДж/кг.

Изоэнтропийный перепад энтальпий в турбине           Н₀ = 1211 кДж/кг.

Расходы пара:

- подводимого к турбине                             G₀ = 24,61 кг/с;

- отбираемого на П₁                                     G₁  = 1,36 кг/с;

- отбираемого на П₂                                G₂ = 1,55 кг/с;

- отбираемого на П₃                                     G₃ = 1,32  кг/с;

- отбираемого на П₄                                     G₄ = 1,05     кг/с;

- отводимого в конденсатор                        G_к = 19,33 кг/с.

Давление пара:

- отбираемого на П₁                                     р₁ = 0,03465 МПа;

- отбираемого на П₂                                     р₂ = 0,117   МПа;

- отбираемого на П₃                                     р₃ = 0,2709  МПа;

- отбираемого на П₄                                     р₄ = 0,5103 МПа;

- за последней ступенью турбины           = 0,00371 МПа.

Удельные расходы:

- пара                                                                d = 3,918    кг/кВт·ч;

- тепла                                                     q  = 2533 ккал/кВт·ч;

- топлива                                                  b = 0,362  кг/кВт·ч.

Относительный внутренний к.п.д. турбины      h_oi = 0,858.

 

 

Аннотация

В данном курсовом проекте произведен расчет проточной части конденсационной паротурбинной установки типа К-26-3,0 и спроектированы её основные конструктивные узлы.

 

 

Содержание

 

Введение…………………………………………………………......................5

Описание конструкции турбины типа К-26-3,0……………………………..7

1. Регулирующая ступень……………………………………………………..8

1.1. Расчетный режим работы турбины…………………………………8

1.2. Частота вращения ротора турбины……………………………..….8

1.3. Способ регулирования ……………………………………….…9

1.4. Регулирующая ступень…………………………………………...…9

1.5. Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости…………………………………………………..................10

1.6. Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости  ……………...12

1.7. Выбор расчетного варианта регулирующей ступени………….... 17

1.8. Треугольники скоростей и потери энергии в

решетках регулирующей ступени……………………………...….18

2. Нерегулируемые ступени…………………………………………………..22

2.1. Типы нерегулируемых ступеней……………………………...……22

2.2. Ориентировочные параметры последней ступени……………......23

2.3. Ориентировочные параметры первой нерегулируемой ступени……………………………………………………………….25

2.4. Ориентировочные параметры промежуточных

ступеней давления. Формирование проточной части
нерегулируемых ступеней…………………………………………...27

2.4.1. Число нерегулируемых ступеней давления и

распределение теплового перепада между ними……………..... 30

2.5. Детальный тепловой расчет нерегулируемых             

ступеней давления…………………………………………………..34

2.6. Детальный расчет (таблица)………………………………...............49

2.7. Треугольники скоростей нерегулируемых ступеней давления……………………………………………………................54

2.8. Эскиз проточной части проектируемой турбины………………. ...55

2.9. Расчет осевого усилия, действующего на рабочее       

колесо пятой ступени…………………………………………….....57

3. Требования к материалам…………………………………………………..63

4. Технико-экономические показатели турбины…………………………….67

5. Определение размеров патрубков отбора пара из турбины……………..69

6. Техника безопасности……………………………………………………...70
Список используемой литературы…………………………………………....71

 

 

Введение

 

В тех случаях, когда ведется расчет и проектирование нового турбоагрегата, ряд исходных величин должен быть задан, некоторые же величины приходится принимать по оценке, используя опыт ранее построенных турбин, которые хорошо себя зарекомендовали в эксплуатации, достаточно технологичны и удовлетворяют технико-экономическим требованиям. В ответственных случаях разрабатываются параллельные варианты изготовления турбины и выбирается наиболее удачный.

Проектируемая нами турбина должна по основным показателям, характеризующим технический уровень, как минимум отвечать тому, что создано или создается в отечественном и зарубежном турбостроении, желательно превосходить его.

Проектируемая нами турбина и вся турбоустановка должны отвечать регламентируемой ГОСТ системе показателей качества, некоторые из которых стандартизованы, а другие устанавливаются решениями министерств и ведомств. К ним относятся: показатели назначения, надежности, экономичности, эргономические, стандартизации и унификации, применяемости, патентно-правовой показатель и др.

Поскольку во время эксплуатации турбина работает с переменной нагрузкой, оказывается целесообразным так проектировать её, чтобы наибольшая экономичность достигалась при нагрузке наиболее характерной для условия эксплуатации. Поэтому мы рассчитываем турбину на расчетную (экономическую) мощность.

Чтобы достичь высокого КПД, необходимо стремиться к минимальным потерям энергии в проточной части турбины. В первую очередь это относится к сопловым и рабочим решеткам, которые должны быть тщательно спрофилированы с газодинамической точки зрения. В случае применения новых решеток, которые еще не подвергались проверке на натурных турбинах, профили должны быть исследованы на экспериментальных

 

турбинах. В проекте нами будут применяться профили турбинных решеток, которые исследованы и рекомендованы для применения. Рекомендуется выполнять плавное меридиональное очертание проточной части, избегая скачкообразного изменения диаметров ступеней турбины. Паровые коммуникации (подводящие паропроводы, клапаны, ресиверы, выходные и подводящие патрубки) должны быть оформлены таким образом, чтобы потери давления в них были минимальными. Кроме того, большое внимание следует уделять уменьшению потерь от перетекания пара.

    При проектировании данной турбины будет осуществляться непосредственное обращение к прототипам АКв-18 НЗЛ [4], будут заимствоваться основные конструктивные узлы турбоагрегатов и технические решения [4,6-8].

 

 

Описание конструкции

турбины типа К-26-3,0

Паровая турбина типа К-26-3,0 предназначена для привода генератора электрического тока мощностью 26 МВт. Частота вращения ротора совпадает со стандартной частотой генератора и равна 50 об/с.

Роторы турбины и генератора соединены между собой посредством упругой муфты.

Турбина одноцилиндровая и одновальная. Проточная часть включает в себя двухвенечную ступень скорости, используемую в качестве регулирующей, а также 16 ступеней давления.

Корпус турбины литой. В паровой турбине запрессованы седла клапанов, внутри коробки на поперечной траверсе подвешены четыре регулирующих клапана. Паровая и сопловая коробки составляют одно целое. Коробка крепится фланцем к верхней половине корпуса. Все диски насадные и набираются на роторе с двух сторон.

Корпус переднего подшипника соединяется с корпусом турбины в нижней части при помощи специального устройства, которое исключает возможность опрокидывания корпуса подшипника, так как оно располагается вблизи его опорной плоскости. Передний подшипник опорно-упорный со сферическим вкладышем. На крышке заднего подшипника установлено валоповоротное устройство. Регулирование гидравлическое. Колесо главного масляного центробежного насоса установлено на переднем конце вала турбины.

Отборы пара на РППВ предусмотрены перед 5, 8, 10 и 13 ступенями.                                       

Все рабочие лопатки имеют бандаж, кроме последних двух. Каждые два рабочих диска фиксируются на валу в осевом направлении стальными полукольцами, вставленными в канавки вала. Диафрагмы центруются с помощью радиальных штифтов.

 

1. Регулирующая ступень

1.1. Расчетный режим работы турбины

Расчётный режим работы турбины – один из основных факторов, определяющих размеры проточной части турбины и характеризующийся максимальным к.п.д. преобразования энергии. В качестве расчётного принимается наиболее вероятный режим эксплуатации турбины в составе ПТУ, то есть такой режим, при котором турбина должна работать наибольшее число часов в году.

На практике паровые турбины малой и средней мощности значительную часть времени работают с нагрузкой меньше номинальной. Исходя из этого мощность турбины на расчетном режиме, которая называется расчетной или экономической, принимается равной:

               N _э = (0,8…0,9) N _ном = 0,85 26000 = 22100 кВт.

1.2. Частота вращения ротора турбины

Частота вращения ротора паровой турбины, предназначенной для привода генератора электрического тока, в большинстве случаев рассматривается как заданная величина. Для получения переменного электрического тока с частотой 50 Гц ротор двухполюсного генератора должен вращаться с частотой n=3000 об/мин; (n_c=50 с^-1).

Роторы турбины и генератора мощностью N_ном>4 МВт целесообразно непосредственно соединять между собой, так как это упрощает конструкцию, снижает стоимость изготовления, повышает экономичность и долговечность, облегчает эксплуатацию турбогенератора. В таком случае ротор турбины должен иметь такую частоту вращения, что и ротор генератора.

 

 

1.3. Способ регулирования

 

В процессе эксплуатации паровой турбины вырабатываемая
мощность в каждый момент времени должна равняться потребляемой. Это равенство мощностей достигается регулированием расхода пара через турбину при неизменных начальных и конечных параметрах пара или при изменяющемся начальном давлении пара. В соответствии с графиком нагрузки расход пара должен изменяться таким образом, чтобы турбина развивала требуемую мощность в пределах от нуля до номинальной.

Выбираем сопловое регулирование, где весь поток пара   отдельными частями протекает через последовательно включаемые регулирующие клапаны, каждый из которых осуществляет подвод пара только к своей группе сопел. Применяется в турбинах, проектируемых для работы с большими колебаниями нагрузки. При малых расходах пара потери энергии меньше, чем при дроссельном регулировании.

 

1.4. Регулирующая ступень

 

Проточная часть многоступенчатой паровой турбины с сопловым регулированием содержит первую, регулирующую и последующие нерегулируемые ступени. При других способах регулирования применяются только нерегулируемые ступени

Регулирующая ступень характеризуется тем, что при изменении нагрузки подвод пара к ней осуществляется через несколько открытых регулирующих клапанов, каждый из которых открывает доступ пара к самостоятельной (изолированной) группе сопел, а степень парциальности подвода пара e £ 0,8…0,96 и изменяются в процессе эксплуатации. В силу этого проходная площадь сопел (направляющего аппарата) регулирующей ступени турбины может изменяться, то есть регулироваться. В нерегулируемых ступенях площадь проходных сечений диафрагм остается постоянной, то есть не регулируется при изменении нагрузки турбины.

 

 

1.5. Проточная часть исходной двухвенечной ступени скорости

Применяем для нашей турбины КС-Б, которая имеет проточную часть более сложной конструкции, чем группа КС-А: периферийные и корневые обводы проточной части выполняются коническими, осевые и радиальные зазоры между ротором и статором снабжены развитой системой осевых и радиальных уплотнений. В силу этого двухвенечные ступени КС-Б обладают более высокой экономичностью, незначительно изменяющуюся при переменных режимах работы, но они менее технологичные и более дорогие. Поэтому применение их предпочтительно для турбин мощностью свыше 12000 кВт. Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС – Б представлены в табл. 1.

 

Таблица 1

Основные конструктивные параметры проточной части двухвенечной ступени скорости типа КС - Б

 

Параметр	Тип ступени
	КС - Б
Угол выхода сопловых лопаток α11, град.	17о30|
Угол входа рабочих лопаток I венца β11, град.	25о
Угол выхода рабочих лопаток I венца β21, град.	20о
Угол входа направляющих лопаток α21, град.	30о
Угол выхода направляющих лопаток α12, град.	26о
Угол входа рабочих лопаток II венца β12, град.	50о
Угол выхода рабочих лопаток II венца β22, град.	35о
Отношение площадей проходных сечений: а) I рабочего венца и сопел f21/f11 б) направляющего аппарата и сопел f12/f11 в) II рабочего венца и сопел f22/f11	1,51 2,5 4,16
Отношение высот (длин) лопаток: а) I рабочего венца и сопел а=l21/l11 б) направляющего аппарата и I рабочего венца в= l12/l21  в) II рабочего венца и направляющего аппарата с= l22/l12	1,19 1,29   1,29
Осевая ширина профиля лопаток: а) сопел В11, мм б) I рабочего венца В21, мм в) направляющего аппарата В12, мм г) II рабочего венца В22, мм	50 40 33 40
Шаг лопаточной решетки: а) сопел t11, мм б) I рабочего венца t21, мм в) направляющего аппарата t12, мм г) II рабочего венца t22, мм	38,9 21,1 16,8 20,5

 

 

1.6. Тепловой расчет двухвенечной ступени скорости

1. Расход пара (из расчета тепловой схемы) G_I =24,61 .

2. Частота вращения ротора турбины n _с =50 c ^-1 .

3. Параметры пара перед соплами:

а) давление =3,0·0,95=2,85 МПа;

б) температура Т₀=713 K;

в) энтальпия i ₀ =3322 кДж/кг.

4. Тип ступени – двухвенечная КС-Б.

5. Отношение скоростей x = u /С₀=0,25(принимаем по рис. 8) [2].

6. Средний диаметр d =1,06 м.

7. Окружная скорость u = p dn _с =3,14·1,06·50=166,5 м/с.

8. Условная скорость С₀= u / x =166,5/0,25=666 м/с.

9. Изоэнтропийный перепад энтальпий

h _{0 I} = C ₀ ² /2·10³=666²/2·10³=221,78 кДж/кг.

10.  Параметры пара за ступенью (по h_0I в i,S – диаграмме):

а) давление p _{2 I} = 1,34 МПа;

б) удельный объем =0,2012 м³/кг.

11.  Отношение давлений:

а) ;

б)

к=1,3 – перегретый пар.

12. Давление пара в критическом сечении

МПа.

13. Критический тепловой перепад  =196,3 кДж/кг(по i,S-диаграмме).

14. Удельный объем пара в критическом сечении

=0,1775 м³/кг (по i,S-диаграмме).

15.  Скорость пара в критическом сечении

 м/с.

16. Коэффициент расхода ступени j _р = 0,97(по рис 6) [2].

17.  Площадь проходных сечений

.

18.  Синус угла sin a ₁₁ =0,30071.

19.  Произведение

e ·l₁₁=f₁₁/ ( p ·d·sin a ₁₁)=7,52·10^-3/(3,14·1,06·0,30071)=7,51·10^{-3 м}.

20.  Путем компьютерного моделирования выбираем оптимальную степень парциальности e (см. табл. 2). Степень парциальности принимаем e = 0,31.

Таблица 2