Расчет ПТ часть1-2. Расчет паровой конденсационной турбины

• Название: Расчет паровой конденсационной турбины
• Дата: 26.05.2019
• Размер: 203.88 Kb.
• Имя файла: Расчет ПТ часть1-2.docx
• Тип: Документы; #78840

Расчет паровой конденсационной турбины

Исходные данные:

номинальная электрическая мощность, Nэ	65 МВт
начальные параметры пара, Р0/t0	11/510 МПа/С
давление отработавшего пара, рк	6 кПа
температура питательной воды, tпв давление в диаэраторе, Рд	190 С 7 бар
частота вращения, n	50 с-1
схема системы регенерации	1 ПВД + Д + 3 ПНД

Часть 1. Выбор конструкции турбины
Для паровых конденсационных турбин мощностью до 60 МВт может быть принята однопоточная однокорпусная конструкция.
1. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах




2. Давление пара на входе в ступень турбины
МПа
3. Энтальпия и энтропия пара перед ступенью (на входе), определяют по hs-диаграмме по известным начальным давлению и температуре3394 кДж/кг;

6,6 кДж/(кгК)
4. Строится изоэнтропийный процесс расширения пара в hs-диаграмме (рис.1а) и определяется энтальпия пара на выходе из турбины при изоэнтропийном процессе расширения
кДж/кг

5. Располагаемый теплоперепад на турбину




кДж/кг
6. Предварительное определение количества ступеней турбины
6.1. Справочные материалы рекомендуют принимать следующие значения теплоперепада на разные ступени турбины: для двухвенечной ступени скорости – 100…250 кДж/кг; для активных ступеней средних давлений – 40…50 кДж/кг; для последних ступеней турбины, работающих, как правило, в зоне влажного пара – 70…120 кДж/кг. В двух последних случаях большие значения – для меньших давлений.
6.2. Принимается теплоперепад для ступеней турбины
Для регулирующей ступени скорости – 203 кДж/кг.

Для активных (остальных) ступеней – 61кДж/кг.
6.3. Предварительная оценка числа ступеней



шт

z=Z+1=20 шт

а) первый этап	б) второй этап	в) третий этап
Рис.1. Процесс расширения пара в турбине в hs-диаграмме: а, б, в – этапы построения процесса

7. Схема турбины

В творческом процессе на основании разных технических рекомендаций, опыта проектирования, турбин-прототипов, инженерной интуиции определяют схему проточной части турбины с учетом нерегулируемых отборов, системы регенерации, необходимой (заданной) температуры питательной воды и давлении в конденсаторе.
При определении нерегулируемых отборов можно пользоваться следующими рекомендациями:

• 
  Число отборов в зависимости от мощности турбин
  

Мощность, МВт	Число отборов, шт
4…10	3
10…25	4…5
25…60	5…8

• 
  Нагрев воды в регенеративных подогревателях определяют при детальном расчете тепловой схемы, однако в настоящих расчетах допустимо принимать на уровне: для группы ПВД – 30…35 С в каждом подогревателе; для группы ПНД – 20…30 С в каждом подогревателе.
  
• 
  Процесс передачи теплоты в подогревателях осуществляют при постоянном давлении в условиях конденсации пара, т.е. при температуре насыщения.
  
• 
  Для подогревателей поверхностного типа следует учитывать недогрев воды на уровне 4 С.
  
• 
  Нагрев воды в деаэраторе допустимо принимать на уровне 20…25 С. Собственно деаэратор относить к группе подогревателей низкого давления (ПНД).
  
• 
  Деаэратор является подогревателем смешивающего типа и здесь недогрев воды отсутствует. Передача теплоты идет при температуре насыщения при давлении деаэрации. Рекомендовано принять давление 6 бар (t_н160 С) или 7 бар (t_н165 С), но возможно отклонение от рекомендации.
  
• 
  Верхний (наиболее высокое давление) отбор должен обеспечить заданную температуру питательной воды с учетом недогрева.
  
• 
  Большее число подогревателей необходимо для более высокой температуры питательной воды.
  
• 
  При наличии в схеме подогревателей высокого давления и деаэратора, пар на деаэратор отбирают из ближнего ПВД через редукционно-охладительную установку (РОУ). Это делают для снижения числа отборов из турбины.
  

Для заданных условий определяем схему регенерации, рис.2; параметры основного конденсата и питательной воды; параметры в отборах, табл.1. Следует учесть, что для конденсатора температура насыщения (при заданном в настоящем примере давлении конденсации) составит


На hs-диаграмме (рис.1а) отмечают давления нерегулируемых отборов, и по диаграмме определяют теплоперепады между нерегулируемыми отборами при изоэнтропийном (для заданных в примере условий s₀=6,6 кДж/кгК) процессе расширения.




Рис.2. Схема регенерации с указанием параметров отборов

Затем уточняют число ступеней между отборами. Следует помнить о плавности расширения проточной части турбины (обусловливает постепенное увеличение теплоперепада на каждую последующую группу ступеней) и о наличии после последнего отбора группы ступеней.

Результаты сводят в таблицу, табл.1.

Таблица 1

Характеристики отборов и число ступеней

Отбор	Рi	hi	 hi= hi-1- hi	Число ступеней между отборами	Теплоперепад на ступень
	бар/МПа	кДж/кг	кДж/кг	шт.	кДж/кг
				1 - скорости	203
I	13,7/1,37	2848	3394-2848=546	8	42,9
II	2.62/0,262	2543	2848-2543=305	5	61
III	0.9/0,098	2389	2543-2389=154	2	77
IV	0,29/0,029	2221	2389-2221=168	2	84
			1173	2 (за последним отбором)	94,5
					1362

Уточняют число ступеней – z = 20 шт.
Схема проточной части турбины представлена на рис.3.


Рис.3. Схема проточной части турбины с отборами

8. Проводят сравнение схемы, параметров в отборах и других характеристик с известными аналогами.


9. Определение доли пара на регенерацию в отборах и на турбину в целом
Количество пара на регенерацию определяют в рамках подробного расчета тепловой схемы энергоблока. Обычно доля такого пара не превышает 25…35% от общего расхода пара в голову турбины.

В нашем случае расчет тепловой схемы не ведётся, поэтому допустимо задать эту величину на основании широко известных данных различных заводов изготовителей паровых турбин с учетом следующих соображений

1. 
   Доля пара в R-отборы составит 20-30% – большие значения для турбин большей мощности.
   
2. 
   Распределение пара между группами подогревателей (ПВД и ПНД+Д) равномерное.
   
3. 
   Распределение пара между отборами равномерное внутри группы подогревателей.
   

Таким образом принято – пар на регенерацию составляет 30% от всего потока пара в голову турбины, или 0,3 от. ед.
10. Предварительный расход пара на турбину определяют на основании уравнения энергетического баланса


Здесь m=1,2…1,25 – учитывает недовыработку теплотой электроэнергии в R-системе (большие значения для турбин с развитой системой регенерации); _0i – внутренний относительный КПД турбины (в первом приближении принимают на уровне 0,8…0,9).

Расходы пара в отборах определены с учетом рекомендаций п.п.9-10 и сведены в таблицу 2.

Таблица 2

Расходы пара в отборах

Отбор	Элемент R-системы	Доля пара в группе		Доля пара в отборе	Расход пара в отборах
		от.ед		от.ед	т/ч	кг/с
I	ПВД+Д	0,15	0,15	0,15+0,0375	47.3	13.2
II	ПНД			0,0375	9.4	2.6
III	ПНД			0,0375	9.4	2.6
IV	ПНД			0,0375	9.4	2.6
		0,3		0,3

Часть 2. Предварительная оценка экономичности турбины
1. Коэффициент полезного действия двухвенечной регулирующей ступени



Здесь – поправочный коэффициент, рис.4 (для первого приближения считаем, что , откуда следует ); D – расход пара через ступень (D=G₀=70,18 кг/с); р₀ – давление перед соплами (см. часть 1, п.2, р₀=10,5610⁶ Па); v₀ – удельный объем перед соплами (по hs-диаграмме, таблицам состояния воды и водяного пара или программе WSPro, v₀=0,03147 м³/кг).
2. Коэффициент полезного действия отсека (турбины)


В этом выражении:
2.1. Средний расход пара через отсек (под отсеком понимают часть турбины или турбину в целом в зависимости от задачи, в данном случае – вся турбина без ступени скорости)
кг/с
Здесь и далее индекс «1» соответствует входной характеристике, а индекс «2» выходной.



Рис.4. Поправочный коэффициент на отклонение отношения скоростей от оптимального значения

2.2. Средний удельный объем пара в отсеке


2.3. Располагаемый теплоперепад в отсеке


2.4. Потери с выходной скоростью

Р


Здесь z– число ступеней в отсеке; ₁=10…40 – угол выхода пара из сопл последней ступени (в первом приближении – меньшие значения для меньшего количества ступеней).

3. Строим новый процесс расширения пара в турбине (рис.1.б), где учитываем потерю в ступени скорости и потерю в остальной турбине и уточняем схему проточной части, рис.3.

Процесс расширения пара пересекает линию насыщения. Это означает, что часть ступеней турбины, работающая в зоне влажного пара имеет ухудшенные характеристики, что обусловит более пологий угол наклона процесса расширения в этой части турбины, рис.1.в. На схеме проточной части отмечают зону ступеней, работающих во влажном паре. При таком условном разделении турбины на отсеки необходимо учесть наличие нерегулируемого отбора, который может совпадать с началом процесса насыщения, а начало отсека может находиться как выше линии насыщения, так и ниже неё.

Для данного примера 10 первых ступеней работают в зоне перегретого пара, а 10 последних ступеней представляют собой (с достаточной степенью условности) влажнопаровой отсек турбины.

При построении процесса расширения в общем случае определяют теплоперепады и другие термодинамические параметры в разных точках процесса.
3.1. Для ступени скорости
Принято ; рассчитано . Тогда потеря в ступени составит

2. 
   Потеря для отсека турбины (в данном случае отсеком выступает вся остальная турбина) составит
   

3.3. Энтальпия пара на входе в отсек турбины (за ступенью скорости), кДж/кг

2. 
   Энтропия пара на входе в отсек турбины (за ступенью скорости)
   

2. 
   Энтальпия пара на выходе из отсека турбины при изоэнтропийном процессе расширения, кДж/кг
   

3.6. Энтальпия пара на выходе из отсека турбины в реальном процессе расширения (с учетом потерь), кДж/кг


4. Уточняем внутренний относительный КПД отсеков турбины, работающих в условиях перегретого и влажного пара.
4.1. Внутренний относительный КПД отсека перегретого пара (2…10-я ступени)



В этом выражении:
4.1.1. Средний расход пара через отсек



4.1.2. Средний удельный объем пара в отсеке



4.1.3. Располагаемый теплоперепад в отсеке


4.2. Внутренний относительный КПД отсека влажного пара (11…20-я ступени)

Здесь =578 кДж/кг – располагаемый теплоперепад в отсеке;

=0,053– относительные потери с выходной скоростью (п.2.4, часть 2); – относительная потеря от влажности пара


5. Строят реальный процесс расширения пара в hs-диаграмме с учетом потерь в ступени скорости и в отсеках, работающих на перегретом и влажном паре, рис.1, в
При построении процесса расширения (аналогично п.3 данной части) определяют (при помощи hs-диаграммы, термодинамических таблиц или программы WSPro) теплоперепады и другие термодинамические параметры в разных точках процесса.
5.1. Некоторые параметры для отсека, работающего на сухом паре
– располагаемый теплоперепад отсека;

– внутренний относительный КПД отсека;

кДж/кг – потеря теплоты в отсеке;

кДж/кг - использованный теплоперепад в отсеке;

, кДж/кг – энтальпия пара на выходе из отсека (входе во влажнопаровой отсек)



5.2. Некоторые параметры для отсека, работающего на влажном паре
кДж/кг – располагаемый теплоперепад отсека;

– внутренний относительный КПД отсека;

кДж/кг – потеря теплоты в отсеке;

, кДж/кг – энтальпия пара на выходе из отсека (входе во влажнопаровой отсек)


Энтропия на входе в отсек


Энтальпия в конце изоэнтропийного процесса расширения, кДж/кг

Энтальпия в конце реального процесса расширения, мкДж/кг

Использованный теплоперепад в отсеке

кДж/кг.

6. Использованный теплоперепад турбины



кДж/кг
7. Внутренний относительный КПД турбины

8. Уточнённый расход пара на турбину

что > 70,18 (расчет по п.10, часть 1) более, чем на 3%.
Следовательно необходимо уточнить расходы пара в нерегулируемых отборах, табл.3.

Таблица 3

Уточненные расходы пара в R-отборах

Отбор	расход пара
	от.ед.	кг/с
I	0,15+0,0375	14,2
II	0,0375	2,84
III	0,0375	2,84
IV	0,0375	2,84

Наименование	Размерность	Значение
1	2	3
Давление пара на входе в ступень турбины, р0	МПа	10,56
Располагаемый теплоперепад на турбину, Н0	кДж/кг	1362
Схема турбины	–	1ПВД+Д+3ПНД
Характеристики отборов	–	См. табл.3
Число ступеней, z	шт.	20
Предварительный расход пара	кг/с	70,18
Располагаемый теплоперепад на ступени скорости,	кДж/кг	203
Коэффициент полезного действия двухвенечной регулирующей ступени,	–	0,748
Коэффициент полезного действия отсека (турбины),	–	0,891
Внутренний относительный КПД отсека влажного пара,	–	0,786
Располагаемый теплоперепад отсека на перегретом паре,	кДж/кг	588
Энтальпия пара на выходе из ступени скорости (входе в отсек турбины),	кДж/кг	3242
Располагаемый теплоперепад отсека на влажном паре,	кДж/кг	578
Энтальпия пара на входе во влажнопаровой отсек турбины,	кДж/кг	2827
Использованный теплоперепад турбины,	кДж/кг	1122
Внутренний относительный КПД турбины,	–	0,82
Уточненный расход пара на турбину, G0	кг/с	75,82