1088

Основные расчеты при проектировании паровой турбины

Лекция

Энергетика

Построение процесса расширения водяного пара в проточной части турбины и оценки его расхода. Расчет числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины. Выбор частоты вращения валопровода турбоагрегата и числа его ЦНД.

Русский

2013-01-06

328 KB

213 чел.

Лекция № 11. Основные расчеты при проектировании паровой турбины

11.1. Построение процесса расширения водяного пара в проточной части турбины и оценки его расхода

Для расчета тепловой схемы турбоустановки и последующего расчета проточной части турбины предварительно выполняется оценка основных параметров водяного пара по ее характерным частям, включающим регулирующую ступень, ЦВД, ЦСД и ЦНД. Для этого строится процесс расширения в h,s- диаграмме на основе оценок КПД, имеющихся в распоряжении, включая по результатам эксплуатации существующих турбин. По приближенному процессу расширения далее производится расчет тепловой схемы турбоустановки и определяются соответствующие расходы пара (G0, Gк, в регенеративные подогреватели). Здесь же оценивается тепловая экономичность турбоустановки по значениям удельных расходов теплоты и водяного пара. Исходными для расчетов являются: электрическая мощность ПТУ NЭ, параметры водяного пара (р0, t0, рпп, tпп) и питательной воды {рпв=(1,25-1,35)р0, tпв230 0C при р0=13 МПа и tпв265 0C при р0=24 МПа}, давление в конденсаторе рк, число регенеративных подогревателей. При построении процесса расширения учитываются потери давления:

  •  в стопорных и регулирующих клапанах ЦВД р0=(0,03…0,05)р0;
  •  в промежуточном пароперегревателе рпп=0,1рпп;
  •  в стопорных и регулирующих клапанах ЦСДр=0,02рпп.

     Допускается принимать, что в выходном патрубке ЦНД турбины энергия с выходной скоростью за последней ступенью затрачивается на преодоление аэродинамического сопротивления каналов патрубка, т.е. р2к. Процесс расширения в h,s- диаграмме для турбины с промежуточным перегревом водяного пара представлен на рис. 11.1.

Рис. 11.1. Процесс расширения в турбине с промежуточным перегревом водяного пара

Н01 – располагаемый теплоперепад ЦВД турбины (до промперегрева);

Н02 – располагаемый теплоперепад ЦСД и ЦНД

(после промперегрева)

Расход пара в первую ступень турбины перед построением процесса допускается оценивать на основе определения приведенного использованного теплоперепада турбины

                                                ,                              (11.1)

где h1=h0-(h0-h1t)oi1. Можно в первом приближении принять oi1=oi11=0,85 или по данным раздела 10.4. Абсолютный внутренний КПД турбоустановки с промперегревом

                                       .                    (11.2)

Выигрыш в экономичности от использования регенеративной системы  подогрева питательной воды, оцениваемый коэффициентом рпп с учетом конечного числа подогревателей, определяется по данным рис. 3.3,б. Тогда расход  водяного пара         

                                                           .                                               (11.3)

Значение механического КПД принимается в диапазоне мех=0,99…0,995, а КПД электрического генератора - эг=0,98…0,99. Расход пара в конденсатор

                                                 .                                  (11.4)                                                             

Формулы для оценки КПД отсеков паровой турбины представлены далее. После построения процесса в h,s- диаграмме проводится детальный расчет тепловой схемы паротурбинной установки. На рис. 11.2 в качестве примера показан процесс расширения для паровой турбины К-800-23,5.

Рис. 11.2. Процесс расширения водяного пара для паровой турбины К-800-23,5 ЛМЗ

11.2. Расчет числа ступеней и распределение теплоперепадов по ступеням турбины

Для паровых турбин с регулирующей ступенью (большинство турбин ТЭС) предварительно оценивается ее средний диаметр dрс, который ограничен возможным диаметром поковки ротора (при цельнокованом роторе ЦВД диаметр любой его ступени обычно не превышает 1,1…1,2 м). Для современных мощных турбин ТЭС теплоперепад регулирующей ступени назначается из диапазона Н0рс=80…95 кДж/кг, а для турбин средней мощности и активно работающих в графике переменных нагрузок - Н0рс=130…150 кДж/кг. Поэтому в мощных турбинах используют одновенечные регулирующие ступени, а в турбинах малой и иногда средней мощности - двухвенечные ступени скорости. Оптимальные отношения u/cф для одновенечных ступеней выбирают в пределах 0,43…0,395 (большие значения для меньших Н0рс), а для двухвенечных  - 0,29…0,275. При заданном значении среднего диаметра регулирующей ступени ее располагаемый теплоперепад Н0рс=12,325(dрс/(uф))2. Степень реактивности принимается в пределах =0,05…0,10, а угол =10…140. КПД этих ступеней предварительно можно оценивать по следующим формулам (для области оптимальных значений u/cф):

                                            ;                                 (11.5)

                                            .                                 (11.6)

Здесь давление и удельный объем водяного пара соответствуют состоянию перед соплами регулирующей ступени. Определив полезно использованный теплоперепад на регулирующую ступень, можно найти параметры начала процесса расширения в последующих ступенях ЧВД (ЧСД) турбины. При необходимости осуществляется коррекция процесса расширения в турбине. Для этого используются формулы оценок КПД отсеков турбины, включающих сомкнутую группу ступеней с полной потерей энергии выходной скорости в последней ступени. Для группы ступеней, работающих в области перегретого пара (n=50 с-1)

                              ,                                (11.7)

где - средний расход пара через группу ступеней (отсек турбины); - средний удельный объем пара; Н0гр - располагаемый теплоперепад группы ступеней, кДж/кг; ; zст- число ступеней в группе (отсеке).

КПД группы ступеней низкого давления для области перегретого пара

                            ,                                                    (11.8)

где                                                                   (11.9)

В (11.9) соответствующие величины и параметры представлены для последней ступени рассматриваемого отсека турбины. Если процесс расширения в группе ступеней осуществляется в области влажного пара, то КПД определяется с учетом поправки на влажность водяного пара на входе и выходе из группы:

                                            .                                              (11.10)

      В многоцилиндровой турбине определение числа ступеней и разбивку теплоперепадов между ними осуществляют для каждого цилиндра независимо. Для этого оцениваются диаметры первой и последней ступеней цилиндра (отсека). Обычно при проектировании проточной части высокого давления турбины принимается закон постоянства корневого диаметра всех ступеней: dкор=const. При проектировании проточной части для области среднего и низкого давлений закон изменения корневого диаметра может быть любым и определяется особенностями конкретной турбины. Практикой проектирования установлено, что оптимальная разность между средними диаметрами одновенечной регулирующей и первой нерегулируемой ступенями ЦВД составляет диапазон d=200…260 мм, а с двухвенечной - d=115…125 мм. Приняв для первой ступени к=0,03…0,07, =10…140 (для турбин большой мощности =13…160), =0,93…0,96 при степени парциальности е=1 вычисляют высоту ее сопловой решетки l1 и далее с учетом перекрыши находят высоту рабочей решетки l2. Тогда корневой диаметр dкор=d1-l2.

     Определение числа ступеней цилиндра (отсека, группы ступеней) турбины проводят обычно с помощью диаграммы (рис. 11.3), для построения которой выбирают произвольный отрезок на оси абсцисс. В начале отрезка по оси ординат откладывается в масштабе диаметр первой нерегулируемой ступени d1, а в конце – диаметр последней ступени отсека dz. Для определения dz на основе построенного процесса расширения водяного пара в h,s- диаграмме и его приближенных параметров решается квадратичное уравнение   

                                            .                                          (11.11)

В итоге решения уравнения (11.11) находится значение l2z и далее диаметр d2z=dк+l2z. Затем на диаграмме (рис. 11.3) проводят кривую ординат средних диаметров всех промежуточных ступеней отсека. В частях высокого и среднего давлений кривая диаметров близка к прямой с небольшим наклоном, а в части низкого давления кривая имеет крутой подъем (рис. 11.4). На этой же диаграмме строят кривую хф=uф всех ступеней. Значения хф выбирают близкими к оптимальным из условия обеспечения максимального значения oi. От ступени к ступени отношение d/l2 уменьшается и, следовательно, увеличивается степень реактивности ступени , а значения uф возрастают. Для ЧВД иногда принимают постоянные значения хф по проточной части.

Далее по формуле 0=12,325(d/(uф))2 вычисляются располагаемые теплоперепады по параметрам торможения соответствующих ступеней отсека турбины.

Рис. 11.3. Распределение теплоперепадов, средних диаметров и параметра u/cф 

по ступеням отсека турбины

Рис. 11.4. Проточная часть отсеков ЦВД (а), ЦСД (б) и ЦНД (в) паровой турбины

Для разбивки теплоперепадов по ступеням и их увязки с теплопрепадом отсека (цилиндра) важно определить располагаемые теплоперепады по статическим параметрам Н0=0-0,5с02. Энергия с выходной скорости потока пара из предыдущей ступени 0,5с02 обычно составляет 4…8% теплоперепада 0, т.е. Н0=(0,92…0,96)0.  При этом меньшее значение коэффициента (0,92) соответствует углу =160, а большее (0,96) – углу =120. Для первой ступени Н0=0. Далее строится кривая Н0 на диаграмме (рис. 11.3) и после разбивки отрезка а на m частей (на z ступеней, оцениваемого из прототипа турбины) вычисляется средний теплоперепад и число ступеней по формуле

                                                   ,                                                        (11.12)

где Н - располагаемый теплоперепад отсека; qвт - коэффициент возврата теплоты. После округления числа z до целого находятся теплоперепады Нoi1, приходящиеся на каждую ступень, для чего отрезок а на диаграмме (рис. 11.3) делят на z-1 частей. Сумму Нoi1 сравнивают с Нон(1+qвт) и их разность (неувязку) распределяют со своим знаком по всем ступеням. Если число ступеней в отсеке z существенно отличается от целого, то допускается для рассчитываемой группы ступеней изменить или корневой диаметр, или корневую степень реактивности, или отношение скоростей.

Представленная методика оценки числа ступеней при постоянных значениях dкор, хфк=uкфк, к в корневом сечении проточной части в итоге дает неизменность профилей лопаток всех ступеней (отличаются только высотой), т.е. имеет место унификация лопаточного аппарата. В этом случае для расчета средних диаметров используется уравнение

                                     .                                        (11.13)

Для части низкого давления (иногда и части среднего давления) турбины применяют законы изменения проточной части, основанные на увеличении или уменьшении корневого диаметра турбинных ступеней.

11.3. Выбор частоты вращения валопровода турбоагрегата и числа его ЦНД

При заданной частоте электрической сети f=50 Гц для энергетических стационарных турбин ТЭС частота вращения их ротора n=50 с-1. В ряде паровых турбин АЭС применяется частота вращения их ротора n=25 с-1. Обычно в тихоходных турбинах АЭС размеры рабочих лопаток увеличивают в 1,2…1,5 раза (l2=1450 мм в турбинах ХТЗ) в сравнении с быстроходными (l2=1000…1200 мм в турбинах ЛМЗ). Это дает возможность при росте выходной площади последних ступеней сократить число потоков ЦНД и, тем самым, уменьшить значимость выходных потерь Нвс. Но из-за увеличения массы роторов и корпусов стоимость тихоходных турбин, несмотря на сокращение числа ЦНД, выше, чем быстроходных. Технико-экономические расчеты показывают, что для высоких параметров пара, где возможный выигрыш в экономичности ниже, чем в турбинах насыщенного пара АЭС, а увеличение стоимости значительнее, тихоходные конструкции турбоагрегатов не целесообразны. В настоящее время турбины АЭС мощностью 800-1000 МВт строятся как быстроходными, так и тихоходными (в США, Японии и Франции все турбины насыщенного пара выполняются тихоходными). В то же время АО ЛМЗ паровую турбину К-1000-5,9 для АЭС выполняет быстроходной. Проектируется турбина К-1500-6,9/50, для которой рассматривается один из вариантов изготовления лопатки последней ступени длиной l2=1500 мм. Компоновочные решения по ряду паровых турбин ТЭС и АЭС показаны на рис. 10.2.

       Число ЦНД турбоагрегата зависит от давления в конденсаторе рк. На рис. 11.5, в качестве примера, приведены зависимости МС2=fк,Zцнд), которые позволяют осуществить оценку числа ЦНД по уровню числа МС222 за последней ступенью паровой турбины К-1500-6,9/50 ЛМЗ в зависимости от давления в конденсаторе рк. Здесь в условиях ограничения уровня МC2ЭФ=0,72 требуется: четыре ЦНД при рк=4,2-5,75 кПа; три ЦНД при рк=5,8-8,8 кПа; два ЦНД при рк8,8 кПа.

Рис. 11.5. Зависимости для определения числа ЦНД паровой турбины К-1500-6,9/50

МС2эф – число Маха за последней ступенью, определяемое эффективной работой выходного патрубка ЦНД турбины; МС2эк – предельно допустимое значение числа Маха за последней ступенью

В ряде паротурбинных установок применяется двухвальное исполнение турбоагрегата. В основном оно используется для электростанций на органическом топливе. Например, энергоблоки К-1300-26,5 «АВВ» для энергосетей с частотой электрического тока  f=60 Гц эксплуатируются в США. Здесь оба валопровода быстроходные (n=60 с-1), причем первый состоит из ЦВД и двух ЦНД, а второй - из ЦСД и двух ЦНД. Известен опыт создания и эксплуатации двухвального агрегата К-800-23,5-1 ЛМЗ (на первом валу ЦВД+ЦСД+2 ЦНД, на втором – ЦСД+2 ЦНД). Сокращения числа ЦНД в мощных турбинах добилась фирма «Мицубиси» на основе двухвального исполнения турбоустановки К-1000-24,1 по следующей схеме: первый вал (n=50 c-1) - ЦВД+ЦСД, второй вал (n=25 с-1) – 2 ЦНД.

В некоторых турбоустановках АЭС (К-500-5,9 и К-1000-5,9-1 ХТЗ) применяются ЦНД с боковым расположением конденсаторов. Их основные преимущества: ужесточение фундамента турбины; уменьшение затрат на строительные конструкции машинного зала; повышение эффективности выходного патрубка ЦНД. К недостаткам следует отнести рост протяженности вакуумных разъемов и опасность заброса влаги в последнюю ступень.

Основные показатели и характеристики конденсационных паровых турбин представлены в табл. 11.1. Подобные параметры для теплофикационных турбин приведены в разделе 18.5. При этом под номинальной мощностью турбоагрегата понимается наибольшая мощность, которую он может длительное время развивать при номинальных значениях параметров рабочих сред турбоустановки.

Таблица 11.1. Основные параметры конденсационных паровых турбин для ТЭС

Показатели

К-100-90

К-160-12,8

К-200-12,8

К-300-23,5

К-300-23,5

К-500-23,5

К-800-23,5

К-1200-23,5

Завод-изготовитель

ЛМЗ

ХТЗ

ЛМЗ

ХТЗ

ЛМЗ

ХТЗ

ЛМЗ

ЛМЗ

Год изготовления

1958

1958

1958

1960

1960

1964/73

1970

1976

Номинальная

мощность, МВт

110

160

210

300

300

500

800

1200

Максимальная

мощность, МВт

115

165

215

320

330

535

850

1380

Начальное

давление пара, МПа

12,75

12,75

12,75

23,5

23,5

23,5

23,5

23,5

Начальная

температура  пара, оС

535

565

565

560

560

540

540

540

Давление

промперегрева, МПа

-

2,8

2,31

3,53

3,53

3,63

3,8

3,9

Температура

промперегрева, оС

-

565

565

565

565

540

540

540

Конечное давление пара, кПа

3,43

3,43

3,46

3,43

3,43

3,5

3,43

3,58

Температура

питательной воды, оС

227

229

240

265

265

265

274

274

Число отборов

8

7

7

9

8

9

8

9

Расход свежего пара,

номин./максим., кг/с

111/117

127/143

165/186

-/264

247/258

-/458

670

1018

Число цилиндров и потоков

1х1+1х2

1х1+1х2

1х1+1х2

+1x2

1х1+1х1

+1х3

1х1+1х1

+1х3

1х1+1х1

+2х2

1х1+1х2

+3х2

1х1+1х2

+3х2

КПД установки, %

39,6

43,7

44,8

46,8

46,7

46,7

46,7

47,1

l2, мм

665

780

765

1050

960

1030

960

1200

Лектор: В.Ф. Касилов


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

18770. Государственная и муниципальная служба 25.43 KB
  Государственная и муниципальная служба. Понятие закон о государственной службе. Долгое время не существовало общепринятого определения государственной службы. Государственная служба понимается в широком и узком смысле. Государственная служба в широком смысле сво...
18771. Конфликт как социальное явление 28.86 KB
  Конфликт как социальное явление. Понятие и сущность. Динамика конфликта. Классификации конфликтов по различным основаниям. Гендерные особенности поведения в конфликтных ситуациях. Конфликты в молодежной среде. Понятие и сущность. Конфликт лат. conflictus столкновение...
18772. Управление конфликтами. Методы урегулирования конфликтов 38.77 KB
  Управление конфликтами. Типы конфликтоной личности. Методы урегулирования конфликта: компромисс консенсус. Причины возникновения и способы решения управление следующими видами конфликтов: внутриличностных межличностных семейных организационно-управленческих...
18773. Социальное проектирование как основа реализации молодежной политики 39.52 KB
  Социальное проектирование как основа реализации молодежной политики. Социальный проект как механизм решения социальной проблемы. Проект – это уникальный процесс состоящий из совокупности скоординированных и управляемых действий с начальной и конечной датами пре...
18774. Управление проектами в молодежной среде 55.58 KB
  Управление проектами в молодежной среде. Общее представление об управлении проектами. Проект это уникальная деятельность имеющая начало и конец во времени направленная на достижение определенного результата/цели создание определенного уникального продукта или...
18775. Некоммерческая организация (НКО): понятие, цели создания, организационно-правовые формы 39.86 KB
  Некоммерческая организация НКО: понятие цели создания организационноправовые формы. Создание НКО и учредительные документы устав учредительный договор – основание порядок заключения. Некоммерческой организацией является организация не имеющая извлечение пр
18776. Критерии оценки эффективности реализации ГМП 32.24 KB
  Критерии оценки эффективности реализации ГМП. Критерии оценки эффективности реализации молодежной политики на федеральном и региональном уровне. Рейтинг муниципальных образований Курганской области в сфере реализации МП. Государственная молодежная политика само...
18777. Менеджмент благотворительной деятельности 33.38 KB
  Менеджмент благотворительной деятельности. История благотворительности. Нормативно – правовое обеспечение. Современные формы и тенденции развития. История благотворительности. Историческая справка об истории благотворительности. Идеи благотворительности нено
18778. Теория и разработка управленческих решений в молодежной организации 36.28 KB
  Теория и разработка управленческих решений в молодежной организации. Молодежные организации их деятельность основывается на следующих принципах: а уважения и реализации прав и свобод человека национальных и общечеловеческих ценностей культурноисторических осо