Расчет первой ступени паровой турбины ПТУ К-500-65 (3000 (Курсовой)

Задание 

на курсовой проект паровой турбины типа К-500-65/3000 слушателя ИПК МГОУ, специальность 1010 Локтионова С.А. шифр 08



	Разработать проект паровой турбины ПОАТ ХТЗ К-500-65/3000 (ЦВД).

Исходные данные:

1. Номинальная мощность ЦВД, 	МВт							48 



2. Начальное давление пара, 	МПа							6,8



3. Начальная влажность пара, 	%							0,5



4. Противодавление за ЦВД,	МПа							0,28



5. Парораспределение 								 	по выбору



6. Частота вращения,		об/мин							3000



Графическая часть: вычертить продольный разрез ЦВД



Руководитель проекта Томаров Г.В.									
Краткое описание конструкции турбины К-500-65-3000-2

Конденсационная паровая турбина ПОАТ ХТЗ типа К-500-65-3000-2 без регулируемых отборов пара, с однократным двухступенчатым пароперегревом, устанавливается на одноконтурной АЭС с ректором типа РБМК-1000. Она предназначена для преобразования тепловой энергии водяного пара в механическую энергию вращения роторов турбогенераторов типа ТВВ-500-2У3.

Турбина работает с частотой вращения n=50c-1 и представляет собой одновальный пятицилиндровый агрегат активного типа, состоящий из одного ЦВД и 4-х ЦНД. ЦНД расположены симметрично по обе стороны ЦВД. ЦНД имеют 8 выхлопов в 4 конденсатора.

Пароводяная смесь из реактора поступает в барабан-сепараторы, в которых насыщенный пар отделяется от воды по паровым трубопроводам направляется к 2-м сдвоенным блокам стопорно-регулирующих клапанов (СРК).

После СРК пар поступает непосредственно в ЦВД, в среднюю его часть через два противоположно расположенных горизонтальных патрубка.

Корпус ЦВД выполнен 2-х поточным, двухстенной конструкции. В каждом потоке имеется 5 ступеней давления, две ступени каждого потока расположены во  внутреннем цилиндре, две ступени – в обойме и одна непосредственно во внешнем корпусе.

Проточная часть ЦВД снабжена развитой системой влагоудаления. Попадающая на рабочие лопатки влага отбрасывается центробежными силами в специальные ловушки, расположенные напротив срезанной части бандажа.

Турбина имеет четыре нерегулируемых отбора пара в ЦВД: 

1-й отбор за второй ступенью,

2-й отбор за третьей ступенью,

3-й отбор за четвертой ступенью,

4-й отбор совмещен с выхлопным патрубком ЦВД.

Для исключения выхода радиоактивного пара из турбины, в ней предусмотрены концевые уплотнения, питающиеся «чистым» паром от специальной испарительной установки.








I. Процесс расширения пара в турбине в  h,s-диаграмме.

При построении процесса расширения в h,s-диаграмме принимаем потери давления в стопорных и регулирующщих клапанах равными 4 % от Р0:

P/P0 =0,04;	P = P0 * 0,04 = 6,8 * 0,04 = 0,272 МПа;

P0 = P0 - P = 6,8 – 0,27 = 6,53 МПа

По h,s-диаграмме находим: h0 = 2725  кДж/кг;

0 = 0,032 м3/кг ; 		hк = 2252   кДж/кг;		x0 = 0,995



Располагаемый теплоперепад в турбине:



H0 = h0 – hк =	2725 – 2252 =	 472 кДж/кг;     



 Задаемся значением внутреннего относительного КПД турбины: oi = 0,8. 

Принимаем КПД генератора г = 0,985, КПД механический м = 0,99.



Расход пара на ЦВД:



	Т.к. ЦВД выполнен двухпоточным, то расход пара на один поток G1 = 65,18  кг/с.

Из расчета тепловой схемы турбины – относительный расход пара в отборах ЦВД:

1 = 0,06;	2 = 0,02;	3 = 0,03;	

Расход пара через последнюю ступень ЦВД:






II. Предварительный расчет 1-й ступени.



Задаемся величиной располагаемого теплоперепада на сопловой решетке hос=80 КДж/кг.

По h,s-диаграмме , удельный объем пара на выходе из сопловой решетки 1t = 0,045 м3/кг.



Определим диаметр 1-й ступени:







где 1= 0,96 – коэффициент расхода, принннят по [1];

 = 5 (15)% - степень реактивнности, принят по [1];

1э = 11 - угол выхода пара из сопловой решетки:

е =1– степень парциальности:

Хф =0,5 – отношение скоростей, принимая согласно l1, где

l1 = 0,015 м –высота сопловой решетки , по [1].



 



Теплоперепад сопловой решетки:





Проверка




III. Предварительный расчет последней ступени.



При предварительном расчете ЦВД с противодавлением, где объемы пара возрастают незначительно, диаметр у корня лопаток (корневой диаметр dк) принимают постоянным. В этом случае высота рабочих лопаток 1-й и последней ступеней связаны приближенной зависимостью:



			, где:

l2= l1 +  = 0,015 + 0,003 = 0,018м – высота рабочей лопатки 1-й ступени;

zt = 0,5 м3/кг – удельный объем пара за последней ступенью (по h,s-диаграмме).

2t 1t = 0,045 м3/кг



=0,178м



Диаметр последней ступени:



dz = (d1 – lz) + lz = (1,05-0,018)+0,178= 1,21 м.(1,46)



IV. Выбор числа ступеней ЦВД и распределение теплоперепадов между ними.



Строим кривую изменения диаметров вдоль проточной части ЦВД. По оси абсцисс откладываем произвольные равные отрезки. На пересечении с кривой изменения диаметров, получаем примерные диаметры промежуточных ступеней (см. рис. 1).

(d1 = 1,05 м;	d2 = 1,09 м; 	d3 = 1,13 м; 	d4 = 1,17 м; 	d5 = 1,21 м;)		 

d1 = 1,3 м;	d2 = 1,34 м; 	d3 = 1,38 м; 	d4 = 1,42 м; 	d5 = 1,46 м;		 



 Располагаемые теплоперепады для каждой ступени:



hоz = 12,3 * (dz/Хф)2



hо1 =56,96 КДж/кг;(83,15)	hо2 =59,12 КДж/кг;(88,34)	hо3 =61,3 КДж/кг;(93,7)



hо4 =63,46 КДж/кг;(99,21)	hо5 =65,63 КДж/кг.(104,87)



Средний теплоперепад ступени:

hоср =94,9 КДж/кг;(61,3)

4.Коэффициент возврата теплоты:

q = *(1-coi)*Н0*(z’-1)/z’, где

coi =0,97 – ожидаемое КПД ступени;

 = 2,8*10-4 – коэффициент для турбин на насыщенном паре; 

z’ = 5 – число ступеней (предварительно)

q = 2,8*10-4*(1-0,97)*472*(5-1)/5 = 3,17*10-3

5. Число ступеней ЦВД:

q = *(1-coi)*Н0*(z’-1)/z’, где

= 4,995

6. Уточнение теплоперепадов для каждой ступени:



Расхождение : 



Распределим равномерно по всем ступеням и уточним теплоперепады каждой ступени:

h’оz = hоz + /z

№ ступени

1

2

3

4

5

dст, м

1,3

1,34

1,38

1,42

1,46

hоz , КДж/кг

83,15

88,34

93,7

99,21

104,87

h’оz ,КДж/кг

82,35

87,54

92,9

98,41

104,07






V. Детальный расчет первой ступени ЦВД.



Степень реакции по среднему диаметру:



ср1 =



Изоэнтропный теплоперепад в сопловой решетке:



hос = (1 - ) * h0 = (1-0,024) *93,05  = 90,82  КДж/кг.

Энтальпия пара за сопловой решеткой:



hc = h0 – hoc = 2725 – 90,82= 2634,18 КДж/кг.

По h,s-диаграмме определим параметры пара:

1t = 0,046 м3/кг, 	Р1 = 4,3 МПа.

Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки:





Выходная площадь сопловой решетки:







1 = 0,97 – коэффициент расхода.

Высота сопловой решетки:										l1 =

Число Маха:

M1t =



к = 1,35 – показатель адиабаты пара.



По значениям M1t и 1э из атласа профилей выбираем профиль сопловой решетки:	

	С-90-09-А; 		t = 0,78;	b1 = 6,06 см

Число лопаток:

Z =

Коэффициент скорости сопловой решетки:

 = 0,97 (рис. 2.29а [2]).

Построим входной треугольник скоростей (см. рис 2):

С1 =  * С1t  =0,97*426,2=413,4 м/с

U =  * d *n =3,14*1,3*50=204,1 м/с

По треугольнику скоростей определяем относительную скорость входа в рабочую решетку и угол направления этой скорости:	

1 = 213 м/с;			1 = 22.

Потери энергии при обтекании сопловой решетки:





Изоэнтропный теплоперепад в рабочей решетке:



hор =  * hо1 = 0,024 * 93,05 = 2,23 кДж/кг

Энтальпия пара в конце изо энтропного расширения:



hр = hс + hc - hор = 2634,18 + 5,4 – 2,23 = 2637,35 кДж/кг

Параметры пара за рабочей решеткой по h,s-диаграмме: 

2t = 0,046 м3/кг, 	Р2 = 4,3 МПа.



Теоретическая относительная скоорость выхода пара из рабочей решетки:

2t = 

	

Площадь рабочей решетки:



Высота рабочей лопатки:

l2 = l1 +  = 0,011 + 0,003 = 0,0113 м

Эффективный угол выхода пара из рабочей решетки:

;   2э = 18,1.








Число Маха:

M2t =



По значениям M2t и 2э из атласа профилей выбираем профиль рабочей лопатки:	

Р-26-17-А; 		t = 0,65;	b1 = 2,576 см



Число лопаток:

Z2 =

Коэффициент скорости в рабочей решетке:

= 0,945 (рис. 2.29а [2]).

Построим выходной треугольник скоростей (см. рис 2).

По треугольнику скоростей определяем относительную скорость на выходе из рабочей решетки и угол направления этой скорости:	

2 = 	* 2t = 0,945 * 223,2 = 210,9 м/с;

sin 2 = sin 2э * (2 / )  = sin18,1*(0,94/0,945)= 0,309,

2 18 	



Из выходного треугольника скоростей находим абсолютную скорость выхода пара из ступени и выход ее направления:

С2 = 71 м/с,		2 = 94.

Потери при обтекании рабочей решетки:





Потери с выходной скоростью:



Располагаемая энергия ступени:

E0 = h – xв.с. * hв.с. = 93,05 – 2,52 = 90,53;

xв.с. =1 – с учетом полного использования С2.

Относительный лопаточный КПД:  

, и проверяем





Расхождение между КПД, подсчитанным по разным формулам, незначительно.

Относительные потери от утечек через диафрагменные уплотнения подсчитываются для последующих ступеней:

	, где

	Кy – поправочный коэффициент ступенчатого уплотнения;

Мy – коэффициент расхода уплотнения (рис. 3.34 [1]);

Zy – число гребней диафрагменного уплотнения;

1 – коэффициент расхода сопловой решетки; 

F1 – выходная площадь сопловой решетки;

Fy =  * dy * y – площадь проходного сечения;

dy – диаметр уплотнения;

y – радиальный зазор.



Относительные потери утечек через бандажные уплотнения:



y =		,где



dn = d1 + l2 = 1,3 + 0,018	=1,318	- диаметр по периферии;

э – эквивалентный зазор, 	э =	,где

а = 1 мм – осевой зазор лопаточного бандажа;

z = 1 мм – радиальный зазор;

zr = 2 – число гребней в надбандажном уплотнении.



		э =



y =	

Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени:

hу =у * Е0=0,045*90,46= 4,034кДж/кг							

Относительные потери на трение:

тр =		,где

	Ктр = (0,450,8)*10-3 – зависит от режима течения.

тр =

Абсолютные потери на трение:

hтр =тр * Е0= 0,0108*90,46 = 0,98 кДж/кг							

Относительные потери от влажности:

вл = 	, где

	y0 = 0,5 % - степень влажности перед ступенью;

	y2 = 7,5 % - степень влажности после ступени;

вл =2*0,5[0,9*0,005+0,35((0,075-0,005)]=0,029

Абсолютные потери от влажности:

hвл =вл * Е0= 0,029 *90,46= 2,623 кДж/кг	

Используемый теплоперепад ступени:

hi = E0 - hc - hp - hв.с. - hy - hтр - hвл = 

= 90,46 – 5,4 – 2,66 – 2,52 – 4,034 – 0,98 – 2,623 = 72,24 кДж/кг





Внутренний относительный КПД ступени:

oi = hi / E0 = 72,24 / 90,46 = 0,8			

Внутренняя мощность ступени:

Ni = Gi * hi =	65,18 * 72,24 = 4708,6 КВт.			












Список используемой литературы:



«Тепловой расчет паровой турбины» Методические указания по курсовому проектированию. М.:МГОУ, 1994г.



Яблоков Л.Д., Логинов И.Г. «Паровые и газовые турбоустановки», 1988г.



Щегляев А.В. «Паровые турбины», 1976 г.



Теплофизические свойства воды и водяного пара п/р Ривкина, Александрова, 1980г.