Metodichka_KR_po_turbinam_2015

10

Рис. 7. Зависимость относительного эффективного к.п.д. турбины от ее мощности

Рис. 8. Зависимость механического к.п.д. турбины и к. п. д. редуктора от мощности генератора

Рис. 9. Зависимость к. п. д. Рис. 10. Зависимость к. п. д. генератора редуктора и генератора от от его мощности

мощности генератора

11

1.4.3. Для определения расхода пара на турбину, определяют суммарный используемый теплоперепад на всех цилиндрах турбины:

=ЦВД + ЦСД + ЦНД

секундный расход пара на входе в турбину, кг/с

=,

г

где - располагаемый теплоперепад, кДж/кг;

p - к.п.д. редуктора, определяемый из графика зависимости

(рис.9);

г - к.п.д. генератора, определяемый из графика зависимости (рис.10).

1.5. Построение процесса на h, s-диаграмме и определение расхода пара для двухциллиндровой турбины с промперегревом пара

В этом случае, методика построения теплового процесса на h, s- диаграмме такая же, как и для турбин без разделительного давления пара (до п. 7 включительно). Отличие процесса в следующем:

1.5.1. Из точки А0 (рис. 11) проводят линию изоэнтропийного процесса до пересечения с изобарой, соответствующей разделительному давлению пара

Рр . Точку пересечения обозначают А1t .

Рис. 11. Схематическое изображение теплового процесса на h, s - диаграмме для двухцилиндровой турбины с промперегревом пара

12

1.5.2.Изоэнтропийный теплоперепад между точками А0 и А1t (H0 ),

относящийся к части высокого давления (ЦВД) турбины, умножают на ранее определенный oi и получают используемый теплоперепад внутри ЦВД –

Hi H0 oi . Отложив величину Н'i вниз от точки А0 и проведя горизонтальную линию до пересечения с изобарой Рр , находят точку B , характеризующую состояние пара на выходе из ЦВД.

1.5.3. Далее определяют потерю давления пара в сепараторе пароперегревателе и оценивают степень промперегрева пара. Потери давления в СПП принимают равными РСПП 0,09 0,11 Рр . Потери РСПП

наносят на диаграмму h–s и проводят изобару Р1 .

1.5.4.Определяют температуру промперегрева. В турбинах ТЭС, получающих пар высоких параметров из котлов, перегрев пара осуществляется непосредственно в паровом котле. Посколько давление пара в промперегревателе ниже, чем давление острого пара, перегрев может быть доведен до температуры, равной начальной температуре пара. В турбинах АЭС, промперегрев осуществляется острым паром, поэтому температура промперегрева t1 ниже температуры острого пара t0 на (10…15) оС.

1.5.5.В соответствии с заданной турбиной, уточняют температуру промперегрева. На h-s-диаграмме находят пресечение изотермы

промперегрева с изобарой давления на входе в ЦСД (Р1), получают точку А0 ,

соответствующую состоянию пара перед соплами регулирующей ступени следующего цилиндра (ЦНД).

1.6. Разбивка теплоперепада в каждом цилиндре по ступеням

Следующим шагом в расчете турбины, является разбивка теплоперепада по ступеням турбины. Разбивка выполняется по следующему алгоритму.

1.6.1. Используемый теплоперепад распределяется по ступеням равномерно, т.к. он соответствует кинетической энергии, развиваемой каждой ступенью. Исходя из этого средний теплоперепад на все ступени турбины (кроме регулирующей ступени ЦВД) принимают равным 50 кДж/кг.

Обычно, самый большой теплоперепад закладывается для первой, регулирующей ступени. Рекомендованное значение 145-180 кДж/кг. Это

значение откладывается от точки А0 , оставшийся теплоперепад делят на

z –1 . Такой подход правомерен для турбин высоких начальных параметров

(свыше 90 атм). Для турбин АЭС, работающих на влажном паре, располагаемый теплоперепад разбиваем на z равных частей.

13

1.6.2. Принимая во внимание, что теплоперепад на каждой ступени будет равен h1 50, получим ориентировочное число ступеней в рассчитываемом цилиндре:

z Hi .

h1

В реальной турбине срабатываемый теплоперепад растет от входа к выходу, поэтому полученное число ступеней следует округлять в меньшую сторону и уточнить значение h1 .

1.7.Расчет схемы регенерации

1.7.1.До начала расчета составляют принципиальную тепловую схему турбинной установки (согласно задания) и выбирают число нерегулируемых отборов пара по числу подогревателей плюс деаэратор.

1.7.2.Далее находят температуру питательной воды:

а) находят давление в парогенераторе РПГ , обеспечивающее давление перед стопорным клапаном РПГ Р0 0,9;

б) по давлению в парогенераторе из таблиц насыщенного водяного пара находят температуру насыщения tПГ ;

в) температуру питательной воды принимают tпв 0,6 0,7 tПГ . 1.7.3. Для проектируемой турбины, из таблиц насыщенного водяного

пара по давлению в конденсаторе (Pк ) определяют температуру насыщения и,

снизив ее на 1…2 °С (переохлаждение конденсата), получают температуру конденсата tк .

1.7.4. Конденсат, проходя через охладитель эжектора, нагревается на 4…7 ° С. Поэтому температура конденсата, вышедшего из эжектора, будет

tэж tк 1 2	4 7 tк 3...5 °С.
1.7.5. В среднем в каждом подогревателе конденсат нагревается на
значение равное:
	t	tПВ tэж	,
		z
где z	- количество подогревателей в регенеративной схеме включая
деаэратор.

1.7.6.Для примерного расчета выбрана смешанная регенеративная схема

скаскадным сливом дренажа и тремя подогревателями (в том числе

деаэратором)

(рис.12). Благодаря простоте эта схема применяется на

14

электростанциях небольшой мощности.

Рис. 12. Принципиальная тепловая схема турбинной установки 1.5.7. Температуру питательной воды после выхода из подогревателя

низкого давления (П2) принимают равной t1 tэж t °C, а температуру после деаэратора рассчитавают от t1: tд t1 t .

Аналогично определяют температуру подогрева воды для последующих подогревателей.

1.5.8. Следующим шагом будет привязка каждого подогревателя к нерегулируему отбору турбины. Для этого определим минимально допустимую температуру насыщения греющего пара. Ее принимают на 3…5 °С выше температуры выходящей из подогревателя воды. Обычно берут 3 °С для ПНД и 5°С – для ПВД. Например, для подогревателя П2 температура насыщеного пара в отборе турбины должна быть не менее tн1 tI 3...5 °С.

Тогда по процессу расширения пара в турбине выбирают отбор с параметрами насыщеного пара не менее tн1.

1.5.9.Аналогично поступают с привязкой остальных подогревателей к отборам турбины. Далее определяем энтальпию пара в отборах и наносим эти значения на тепловую схему.

1.5.10.Относительное и абсолютное количество отбираемого пара обозначают соответственно через 3 и D3 . Под относительным количеством

пара понимают количество отбираемого пара, выраженное в долях от всего пара, подаваемого в турбину ( 3 D3D0 ). Относительное количество пара,

идущего на турбину (D0 ), удобно представить равным 1.

15

1 - 1– упл , hо

цнд , hцнд

1	3	упл , hцнд
h1
	h3	k , hk
	2
	h2

Рис. 13 Схематичное изображение параметров отборов одноциллиндровой турбины

1.5.11.Определяют подобным образом параметры всех отборов турбины

инаносят их на принципиальную тепловую схему (Рис. 12). Параметры пара уходящего через концевые уплотнения, принимают соответственно равными параметрам пара на входе и выходе турбины, расход через концевые уплотнения принимают равным 0,5 %.

1.5.12.На рис. 13 представлено обозначение всех потоков пара и воды,

поступающих в подогреватель П2. Здесь			h1др – энтальпия дренажа	из
подогревателя П1;	hдр	– энтальпия дренажа	из подогревателя П2; h	–
	2		2

энтальпия из второго отбора турбины; hпв1 и hпв2 – соответственно, энтальпия питательной воды на входе и выходе из подогревателя. Энтальпии дренажей берут по давлению в подогревателе и температуре насыщения.

Уравнение баланса энергии для подогревателя П2 будет выглядеть: ( 2 hо2 + 1 h1др – ( 2 + 1)h2др) = пв( hпв2 – hпв1 )

где – К.П.Д теплообменника поверхностного типа ( 0,98).

16

1	пв , hпв2
h1др

2, h2

2+ 1

h2др

пв, hпв1

Рис. 13 Схематическое изображение параметров пара

для подогревателя, питающегося паром из отбора №2.

1.5.13. Аналогично выписывают уравнение баланса энергии для всех подогревателей и деаэратора. В результате получается система уравнений, решение которой дает значения относительных количеств пара в каждом отборе. Умножая эти значения на секундный расход пра через турбину – G0 , получаем абсолютный расход через каждое сечение турбины (Gi iG0 ).

На первом листе должно быть представлено:

–процесс расширения пара в h, s - диаграмме с указанием параметров процесса;

–принципиальная тепловая схема заданной турбоустановки с указанием рассчитанных параметров процесса.

2.КОНСТРУКЦИОННЫЙ РАСЧЕТ ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ

2.1.Определение среднего диаметра ступени, размера лопаток, а также числа и размера сопел

2.1.1. По ранее построенному процессу расширения пара в проточной части заданной турбины, находим располагаемый теплоперепад (H0 ) для заданной к расчету ступени. Затем рассчитывают теоретическую скорость истечения пара из сопла:

C1t

2H0 (1 ) , м/с,

(2.1)

17

где - коэффициент реактивности рабочих лопаток (для активных =

0).

2.1.2. По графику (рис. 14) находят скоростной коэффициент сопел – . Определяют действительную скорость пара (C1) и потерю энтальпии в соплах

( hc):

C1 C1t , м/с;	(2.2)
hc (1 2 )H0 (1– ) , кДж/кг.	(2.3)

Рис. 14. Кривые для выбора скоростного коэффициента сопла в зависимости от скорости пара и высоты сопел

2.1.3. Уточняют параметры пара на выходе из сопел по диаграмме и рассчитанном значении используемого перепада энтальпии:

Hi H0 hc ,		кДж/кг.			(2.4)
2.1.4. Выбираем угол наклона сопел: 1 = 14…20о.
2.1.5. Определяют оптимальное		u		по вершине кривой:
	C1

oi	oл			тв			,	(2.5)
(рекомендуется брать			u			на 5…10% меньше). Для определения ол
		C1 опт

	воспользоваться следующим алгоритмом:				18
	2.1.6. Для нескольких (рекомендуется 6) значений		U		, например,
		C1

U

0,2...0,7 , выполняют следующие расчеты, которые должны быть

C1

внесены в таблицу:

Таблица 1.

	U
			0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7
C1

U, м/с

d, м

l, м

w1,

м/с

hл ,

кДж/кг

Nтв ,

кВт

hтв ,

кДж/кг

w2 ,

м/с

ол

оi

2.1.7. Находят U – окружную скорость на среднем диаметре лопаток:

		U		, м/с	(2.6)
	U		C1
	C
		1

	2.1.8. Определяют средний диаметр ступени: d			U	, где	– частота в
				f
	энергосети к которой подключена турбина.
	2.1.9. Находят угол 1 по формуле:
	tg 1	C1 sin 1				(2.7)
		C1 cos 1 U

19

2.1.10.Для многоступенчатой турбины принимают 2 1 (3...10о).

2.1.11.Относительную скорость выхода пара из сопловых лопаток w1 находят по формуле (из треугольника скоростей):

	w1		C1 cos 1 U	, м/с	(2.8)
			cos 1

2.1.12. По графикам (рис. 11, 12) находят скоростной коэффициент для рабочих лопаток. График по рис. 11 построен для скорости пара 500 м/с.

	Если расчетная скорость пара другая, коэффициент				умножается на
	поправочный коэффициент k.
	2.1.13. Относительную скорость w2			находят по формуле (из
	треугольника скоростей):
	w2		U -C2 cos 2	, м/с	(2.9)
			cos 2

Однако, для идеального случая, принимают, что вектор скорости пара выходящего из рабочей лопатки направлен по оси турбины. Тогда угол 2

равен 90о, а относительная скорость входа в рабочую ступень рекомендуется определять по более простой формуле:

	w2		U		, м/с	(2.10)
			cos	2

2.1.14. Определяют потери энергии на рабочих лопатках:

hР (1- 2)H0 , кДж/кг

(2.11)

Рис. 15. Определение скоростного коэффициента рабочих лопаток