Тепловой расчет турбины. 1. Тепловой расчет турбины. 1. Выбор и тепловой расчет паровой турбины. Выбор типа устанавливаемого турбоагрегата

• Название: 1. Выбор и тепловой расчет паровой турбины. Выбор типа устанавливаемого турбоагрегата
• Анкор: Тепловой расчет турбины
• Дата: 06.05.2022
• Размер: 451 Kb.
• Имя файла: 1. Тепловой расчет турбины.doc
• Тип: Документы; #514674

1. Выбор и тепловой расчет паровой турбины.
1.1. Выбор типа устанавливаемого турбоагрегата.
На основании заданных тепловых нагрузок необходимо выбрать число и номинальную мощность паровых турбин для проектируемой ТЭЦ. При выборе типа турбин определяющими являются параметры и емкость тепловых потребителей и, в частности, давление и расход промышленного отбора или тепловая нагрузка коммунально-бытового потребителя.

Так как гидролизный завод в г. Речица для технологических процессов использует перегретый пар с давлением 1,2 МПа, расход которого в среднем составляет 50 т/ч, а деревообрабатывающий комбинат - насыщенный пар с давлением 0,12 МПа и расходом 50 т/ч, то для обеспечения данных потребителей паром необходимых параметров выбираем паровую турбину с противодавлением и регулируемым отбором пара типа ПР-12-3,4/1,0/0,1 потому, что турбины данного типа устанавливают на ТЭЦ в тех случаях, когда для обеспечения нужд теплового потребителя необходимо иметь пар двух различных давлений.
1.2. Тепловой расчет паровой турбины типа ПР.
Тепловой расчет паровых турбин выполняется при их проектировании, модернизации, реконструкции или при проектировании тепловых электростанций.

Исходные данные для теплового расчета турбины, устанавливаемой на проектируемой ТЭЦ:

1. 
   ПР-12-3,4/1,0/0,1 – паровая стационарная турбина активного типа с одним регулируемым отбором (производственным), с одним нерегулируемым отбором (для регенеративного подогрева питательной воды) и противодавлением;
   
2. 
   Проточная часть турбины состоит из одной регулирующей ступени и двенадцати одновенечных ступеней;
   
3. 
   Регулирующая ступень состоит из сварного сегмента сопел с парциальным подводом пара, двухвенечного рабочего колеса и направляющего аппарата;
   
4. 
   Каждая последующая ступень состоит из сварной стальной диафрагмы и одновенечного рабочего колеса;
   
5. 
   Камерой регулируемого производственного отбора турбина делится на ЧВД, состоящую из пяти ступеней, и ЧНД, состоящую из восьми ступеней;
   
6. 
   Номинальные параметры свежего пара:
   

- абсолютное давление – 3,4 МПа;

- температура – 435 °C.

7. 
   Номинальные параметры производственного отбора пара:
   

- абсолютное давление – 0,8-1,3 МПа;

- расход отбираемого пара – 0-70 т/ч.

8. 
   Номинальное абсолютное давление пара за турбиной – 0,12 МПа (противодавление);
   
9. 
   Удельный расход пара: 8,7 кг/(кВт·ч) при номинальных параметрах работы турбины.
   

1.2.1. Тепловой расчет регулирующей ступени.
Порядок теплового расчета регулирующей ступени проводим согласно рекомендациям ([1], п. 4.4, стр. 82).

Заданные начальные параметры:

- давление – р₀= 3,4 МПа;

- температура – t₀= 435 °C;

- теплосодержание пара – Н₀= 3288 кДж/кг;

- расход пара на турбину – G= 29 кг/с;

- частота вращения турбины – n= 50 c^-1.

1. Определяем размеры проточной части ([1], стр. 181).

Диаметр регулирующей ступени определяется выбранным тепловым перепадом, значением u/c_ф и ограничивается возможным диаметром поковки ротора.

Двухвенечные ступени предназначены для срабатывания теплоперепада H₀^Р.С= 200 кДж/кг ([3], стр. 211).

Оптимальное отношение u/c_ф для двухвенечных регулирующих ступеней – 0,27, ([1], стр. 181).

Для определения среднего диаметра ступени подсчитываем:

- фиктивную изоэнтропную скорость пара, м/с
м/с (1.1)
- окружную скорость вращения диска по среднему диаметру ступени, м/с
м/с (1.2)
- средний диаметр ступени, м
м (1.3)
Принимаем d=1,1м и уточняем окружную и изоэнтропную скорости вращения диска и теплоперепад, срабатываемый ступенью:
м/с (1.4)

м/с (1.5)
кДж/кг (1.6)
Примем небольшую реакцию в рабочих и поворотной решетках, а именно: ρ_Л1=0,02; ρ_НЛ=0,03; ρ_Л2=0,05.

Вычисляем располагаемые теплоперепады в решетках:
кДж/кг (1.7)
кДж/кг (1.8)
кДж/кг (1.9)
кДж/кг (1.10)
С помощью h, s – диаграммы и руководствуясь ([1], рис. 4.3, стр. 79) находим давление пара за сопловой решеткой р₁=1,75 МПа, за рабочей решеткой р₂=1,71 МПа, за направляющей решеткой р₁^/=1,695 МПа и за всей ступенью р₂^/=1,63 МПа.

Таким образом, отношение давлений в сопловой решетке составляет ε₁= р₁/ р₀=1,75/3,4=0,54, т.е. меньше ε_*=0,546 ([1], табл. 1.1, стр. 23).

Следовательно, сопловую решетку следует выбирать расширяющейся или суживающейся с использованием потока в косом срезе. Критическое давление р_*=0,546·3,4=1,8564 МПа. По h, s – диаграмме определяем ν_*=0,15 м³/кг; ν₀=0,093 м³/кг; ν_1t=0,158 м³/кг.

Найдем критическую скорость:
м/с (1.11)
Теоретическая скорость на выходе из сопла, м/с
м/с (1.12)
Определим угол отклонения потока в косом срезе суживающегося сопла, приняв угол α_1Э=12°
(1.13)
что соответствует углу α₁+δ=12,47°.

Так как отклонение в косом срезе невелико и составляет δ=28׳, то можно выбрать сопловую решетку с использованием расширения потока в косом срезе.

Находим число
(1.14)
где – скорость звука в рассматриваемом сечении, определяется
м/с (1.15)
где – показатель изоэнтропы, =1,3 для перегретого пара согласно

([1], табл. 1.1, стр. 23).

Так как , то по рекомендациям ([2], стр. 27) тип профиля Б.

Выбираем решетку типа С-9012Б ([3], табл. 3.1, стр. 86), хорду профиля =50 мм, относительный шаг =0,794, угол установки =32°35׳.

Далее подсчитываем
мм (1.16)
где - коэфф. расхода сопловой решетки, =0,98 ([1], ф.10.10, стр.182).

Приближенное значение для двухвенечной ступени рассчитываем по

([3], ф. 3,25а, стр. 94), причем берется в см:
(1.17)
Высота сопловой лопатки, мм
мм (1.18)
Число каналов сопловой решетки
(1.19)
Принимаем =28, уточняем хорду профиля

м (1.20)
Определяем отношение / =50,5/31,78=1,59 и находим

по ([1], рис. 2.29а, стр. 44) коэфф. скорости турбинной решетки φ=0,968.

Тогда потери в сопловой решетке составят
, т.е. 6,29% (1.21)
Теперь приступим к построению треугольников скоростей.

Подсчитаем действительную скорость, м/с
м/с (1.22)
По известному углу определяем относительную скорость входа в первую рабочую решетку ω₁ и угол ее направления :
(1.23)
=17,56°;
м/с (1.24)
Определяем потери энергии в сопловой решетке, кДж/кг
кДж/кг (1.25)
Теоретическая относительная скорость на выходе из первой рабочей решетки, м/с
м/с (1.26)
По h, s – диаграмме определяем ν_2t=0,16 м³/кг.

Выходная площадь первой рабочей решетки определяется по уравнению неразрывности:
м² (1.27)
где принято в первом приближении =0,93 ([1], стр. 42).

Зададимся значением перекрыши первого ряда рабочих лопаток, в соответствии с ([1], табл. 10.2, стр. 183) равной 1 мм и приняв, что лопатка выполняется постоянной высоты, находим =31,78 мм +1 мм =32,78 мм. Тогда угол определим
; (1.28)
=19,57°.

Определим
(1.29)
По и выбираем по ([3], табл. 3.1, стр. 86) первую рабочую решетку с профилем Р-3021А с размерами =65 мм и, следовательно, / =65/32,78=1,99.

Угол поворота потока в рабочих лопатках первого ряда
(1.30)
По / и по ([1], рис. 2.26, стр. 42) определяем коэфф. расхода =0,921.

Уточняем
м² (1.31)
(1.32)
=19,77°.
(1.33)
По ([1], рис. 2.29б, стр. 44) находим ψ=0,92.

Подсчитываем действительную относительную скорость выхода из рабочей решетки первого венца:
м/с (1.34)
Перед тем, как перейти к дальнейшему расчету , необходимо проверить максимальные изгибающие напряжения в рабочей лопатке. Сначала подсчитываем окружное усилие, действующее на лопатки:
(1.35)
Пренебрегая за малостью осевой составляющей усилия находим изгибающие напряжения
МПа (1.36)
где . Для профиля Р-3021А для =19,77° при =78° имеем =0,62. Тогда мм. Подсчитаем ;

уточняем шаг м;

- минимальный момент сопротивления профиля, =3,82·10^-6 м³ .

Поскольку полученные напряжения существенно меньше, чем допускаемые в ступенях с парциальным подводом пара σ^ДОП_ИЗГ=15-20 МПа, то несмотря на то, что возможны режимы работы рассчитываемой ступени с большими, чем при данном режиме, напряжениями, не меняем выбранных размеров ступени.

Вычисляем потери энергии в первой рабочей решетке, кДж/кг:
кДж/кг (1.37)
Рассчитываем выходной треугольник скоростей из первого венца регулирующей ступени:
(1.38)
=33,84°;
м/с (1.39)
Теоретическая скорость пара из поворотной решетки подсчитывается по формуле
м/с (1.40)
Находим ν_1t=0,161 м³/кг по h, s – диаграмме, тогда
(1.41)
Выходная площадь поворотной решетки
м² (1.42)
где в первом приближении принято =0,93 ([1], стр. 85).

Выбрав перекрышу, равную 1 мм ([1], табл. 10.2, стр. 183) и приняв неизменную высоту поворотной лопатки, находим l_П=32,78+1=33,78 мм;

после чего вычисляем угол :
(1.43)
=30°.

Выбираем поворотную решетку согласно с ([3], табл. 3.1, стр. 86) с профилем Р-4629А, хордой =50 мм; относительный шаг =0,52, угол установки =78°.

(1.44)
(1.45)
По отношению / =50/33,78=1,48 и по ([1], рис. 2.26, стр. 42) определяем коэфф. расхода =0,95.

Уточняем значения
м² (1.46)
(1.47)

=29,32°.

По ([1], рис. 2.29б, стр. 44) находим ψ_П=0,948.

Потеря энергии поворотной решетки
кДж/кг (1.48)
Из выходного треугольника скоростей второго венца находим
(1.49)

=67,88°.

м/с (1.50)
м/с (1.51)
Теоретическая относительная скорость выхода из решетки равна
м/с (1.52)
(1.53)
где =0,169 м³/кг найдено по h, s – диаграмме.

Выходная площадь решетки второго венца
м² (1.54)
где принимаем =0,95.

Принимаем перекрышу, равную 1 мм ([1], табл. 10.2, стр. 183) и находим высоту второго ряда рабочих лопаток =33,78+1=34,78 мм.

Определим угол
(1.55)

=42,09°.

По и выбираем по ([3], табл. 3.1, стр. 86) решетку второго венца с профилем Р-6038А с размерами =65 мм, =75°, =0,54. Тогда мм.

Уточняем значения
м (1.56)
(1.57)
По отношению / =65/34,78=1,87 и по ([1], рис. 2.26, стр. 42) определяем коэфф. расхода =0,945.

Уточняем величины:
м² (1.58)
(1.59)

=42,3°.

По отношению / =65/34,78=1,87 и по ([1], рис. 2.29б, стр. 44) определяем 0,96.

Потери энергии при обтекании второй решетки
кДж/кг (1.60)
Относительная скорость выхода пара из рабочей решетки второго венца
м/с (1.61)

Производим проверку максимальных изгибающих напряжений в рабочих лопатках второго ряда. Окружное усилие на одну лопатку:
(1.62)
Изгибающее напряжение
МПа (1.63)

- минимальный момент сопротивления профиля, =0,9·10^-6 м³ .

Полученные напряжения существенно меньше, чем допускаемые σ^ДОП_ИЗГ=15-20 МПа.

Из выходного треугольника скоростей второго венца находим:
(1.64)

=104,4°;

м/с (1.65)
Потеря энергии с выходной скоростью
кДж/кг (1.66)
После определения потерь в решетках и потери энергии с выходной скоростью можно подсчитать относительный лопаточный КПД ступени:


(1.67)
Этот КПД можно вычислить также непосредственно из треугольников скорости


(1.68)
Расхождение в определении КПД по двум различным формулам лежит в пределах точности расчета.

Для определения относительного внутреннего КПД и мощности ступени необходимо найти потери на трение диска и потери, вызванные парциальным подводом пара. Потери на трение диска о пар определим по формуле:
(1.69)

где - коэфф. трения, =0,6·10^-3 по рекомендациям ([1], стр. 65);

- площадь сопловой решетки,
м² (1.70)
Потери, вызванные парциальным подводом пара:


(1.71)
где =0,065;

- число венцов в регулирующей ступени, =2;

=0,6, ([4], стр. 108).
(1.72)
где =0,25, ([1], ф. 3.23, стр. 67);

- число пар концов сопловых сегментов, =2.

Относительный внутренний КПД ступени находим
(1.73)
Потери на трение диска
кДж/кг (1.74)
Потери, вызванные парциальным подводом пара
кДж/кг (1.75)
Находим использованный теплоперепад ступени
(1.76)

кДж/кг

Внутренняя мощность ступени
кВт. (1.77)
1.2.2. Тепловой расчет нерегулируемых ступеней.
Перед тепловым расчетом нерегулируемых ступеней необходимо определить утечки пара через концевое уплотнение. Расчет проводим по методике ([5], стр. 15).

Утечки пара через концевое уплотнение:
, (1.78)
где =0,65 - коэфф. расхода, зависящий от конструкции и толщины гребня уплотнения и величины радиального зазора , принимаемого в пределах 0,2-0,5 мм;

- кольцевая площадь радиального зазора, , - диаметр вала на участке уплотнения. Для турбин с противодавлением малой и средней мощности, по отношению к среднему диаметру регулирующей ступени, м, тогда кольцевая площадь - м²;

- отношение давления пара за и перед уплотнением, ;

- число гребней уплотнения, изменяющегося в пределах от 10-20 до 80 и более, принимаем =50;

- удельный объем пара перед уплотнением, =0,093 м³/кг.

Тогда утечки пара составят
кг/с.
Так как давление пара за турбиной известно и, учитывая, что не весь тепловой перепад был сработан в регулирующей ступени и часть энергии была потеряна, воспользуемся h, s – диаграммой для определения приходящегося теплоперепада на оставшиеся 12 одновенечных нерегулируемых ступеней, который составляет 3020 кДж/кг.

Распределяем данный теплоперепад между всеми ступенями и при дальнейшем расчете учитываем, что после пятой ступени происходит регулируемый отбор пара в количестве 13,39 кг/с (50 т/ч) на производственные нужды, а после восьмой ступени – нерегулируемый, в количестве 0,306 кг/с (1,1 т/ч), для подогрева питательной воды в струйном подогревателе.

В расчете также учитываются утечки пара в концевых уплотнениях с обеих сторон вала турбины.

Так как расчет нерегулируемых ступеней паровой турбины аналогичен расчету ее регулирующей ступени, то результаты теплового расчета турбины представляем в виде таблицы 1.2.2.1.

Мощность турбоагрегата, МВт
(1.79)
где - суммарная мощность всех ступеней турбины (таблица 1.2.2.1.), МВт;

- механический КПД турбины, =0,98 ([2], табл. 10.1, стр. 179);

- КПД электрогенератора, =0,96 ([2], табл. 10.1, стр. 179).
МВт.