Определение ориентировочного расхода пара на турбину

СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ.

1 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ..

1.1 Определение ориентировочного расхода пара на турбину.

1.2 Предварительный расчет последней ступени.

1.3. Расчет регулирующей ступени.

1.4 Определение числа нерегулируемых ступеней и распределение теплоперепада на первый отсек турбины (до регулируемого отбора)

1.5 Расчет второй (первой нерегулируемой) ступени.

1.6 Определение числа нерегулируемых ступеней и распределение теплоперепада на второй отсек турбины (после регулируемого отбора)

1.7 Определение внутреннего теплоперепада турбины и внутреннего относительного КПД проточной части турбины..

1.8 Расчет схемы регенеративного подогрева воды..

1.9 Определение расхода пара и сведение энергетического баланса турбины..

1.10 Уточнение расхода пара по отсекам проточной части турбины..

2 МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ..

2.1 Расчет рабочей лопатки на прочность.

2.2 Расчет диска последней ступени на прочность.

2.3 Расчет вала на прочность.

2.4 Расчет на прочность диафрагмы второй (первой нерегулируемой) ступени

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ..

 

ВВЕДЕНИЕ

 

В данном курсовом проекте проводится подробный расчет многоступенчатой паровой турбины конденсационного типа небольшой мощности. Методика поступенчатого расчета каждой части основана на составлении безразмерного энергетического баланса каждой ступени.

На первом этапе расчета предполагается, что турбина не имеет регенеративных отборов, и все ступени рассчитываются на один и тот же предварительно найденный расход пара. После определения КПД каждой ступени и турбины в целом производится расчет схемы регенеративного подогрева питательной воды, уточняется расход пара на турбину, определяются расходы пара в отборы турбины, корректируются радиальные размеры проточной части (длины лопаток) без повторного теплового расчета каждой ступени.

В расчете турбины применен один из возможных способов определения числа ступеней турбины и формы проточной части в меридиональном сечении. Диаметр корневого сечения всех ступеней принимается одинаковым, что позволяет назначить одинаковым и теплоперепады, перерабатываемые в этих ступенях.

Результатом теплового расчета турбины является определение всех основных конструктивных размеров проточной части, расходов пара на турбину и в отборы, внутреннего относительного КПД турбины, параметров пара за каждой ступенью и за турбиной в целом.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ

 

Определение ориентировочного расхода пара на турбину

 

Экономическая мощность турбины

кВт.

Давление пара перед соплами регулирующей ступени

МПа.

Падение давления в выходной коробке и выходом патрубке турбины:

МПа,

где – коэффициент;

– скорость в выходном сечении выхлопного патрубка турбины,
м/с.

Давление за рабочими лопатками второго венца

МПа.

Давление пара перед соплами части низкого давления

МПа.

hо

h'kt

hkt

hk

A'о

Aо

A'kt

Akt

A'k

Ak

р'о

ро

рк

р'к

t'о

Рис.1. Процесс расширения пара в турбине.

рто

р'то

По h,s-диаграмме определяем энтальпию пара в точках , , и располагаемый теплоперепад идеальной турбины (рис 1.)

3237,9 кДж/кг;
2074,8 кДж/кг;
2081,6 кДж/кг;

3388 – 2074,1 =
= 1163,1 кДж/кг.

Перерабатываемый теплоперепад

3388 – 2081,6 =
= 1156,3 кДж/кг.

Относительный эффективный КПД турбины

,

где – коэффициент дросселирования

0,984;

– относительный внутренний КПД проточной части, ;

– КПД выхода внутренней работы, ;

– механический КПД турбины, ;

– КПД электрогенератора, .

.

Ориентировочный расход пара на турбину, кг/с,

– в чисто конденсационном режиме

;

– в теплофикационном режиме

.

Внутренний теплоперепад

кДж/кг.

Откладывая на h,s-диаграмме величину находим точку A_k на изобаре р_к (рис. 1.).

Отложим на изобаре р_к от А_к выходную потерю

кДж/кг.

где – коэффициент выходной потери последней ступени, 0,02.

Состоянию пара в точке соответствует 29,18 м³/кг.

Энтальпия пара за турбиной

3237,9-942,56=2295,34 кДж/кг.

 

Предварительный расчет последней ступени

 

Скорость на выходе из рабочей решетки последней ступени

м/с

Для определения диаметра последней ступени задаемся соотношением

где d – диаметр последней ступени, м

l₂ – выходная длина лопатки последней ступени, м

Пусть 6, тогда, предполагая в последней ступени осевой выход пара ( °, ), получим

м.

Таким образом, длина лопаток последней ступени 1,37/3=0,46 м.

 

Окружная скорость на среднем диаметре ступени

м/с.

Окружная скорость на конце лопатки

м/с.

Диаметр корневого сечения м.

Окружная скорость в корневом сечении

м/с.

Окружной силовой коэффициент в корневом сечении .

Принимаем относительный лопаточный КПД .

Теплоперепад, переработанный в последней ступени

кДж/кг.

 

Таблица 1.

 

 

1.4 Определение числа нерегулируемых ступеней и распределение
теплоперепада на первый отсек турбины (до регулируемого отбора)

 

Обычно регулирующая ступень бывает вынесена в отдельную камеру. Поэтому кинетическую энергию, соответствующую ее выходной потере, считают превращенной целиком в тепло.

Принимаем корневой диаметр 2-ой ступени такой же как и для последней ступени 1,21 м.

Принимаем длину рабочих лопаток первой нерегулируемой ступени (10-30 мм) 0,015 м.

Средний диаметр первой нерегулируемой ступени

м.

Окружная скорость на среднем диаметре

м/с.

Относительный лопаточный КПД 0,85.

Внутренний относительный КПД 0,80.

 

 

Теплоперепад на 2-ую ступень

кДж/кг.

Такая величина теплоперепада может быть назначена для всех остальных ступеней при равенстве у них диаметров корневых сечений.

Рассчитываем число ступеней до отбора:

,

где - теплоперепад, приходящийся на группу ступеней: вторая – до промышленного отбора (рис.3.),

- коэффициент возврата теплоты

кДж/кг.

Теплоперепады по ступеням:

кДж/кг.

кДж/кг.

Уточняем окружную скорость на корневом диаметре

м/с.

Уточнение корневого диаметра последней ступени

м.

 

МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ

Расчет вала на прочность.

 

Ротор многоступенчатой одноцилиндровой паровой турбины состоит из вала и укрепленных на нем дисков с рабочими лопатками. На вал действуют:

– крутящий момент, соответствующий передаваемой валом мощности;

– изгибающий момент от собственного веса ротора;

– осевое усилие от неуравновешенного давления пара на ротор.

Величина крутящего момента турбины увеличивается по длине турбины вала от первых ступеней к последним и достигает максимального значения () у муфты, соединяющей валы турбины и генератора.

Минимальный момент сопротивления полого вала

м³,

где – наружный диаметр вала в данном сечении, 0,1375 м;

– внутренний диаметр вала, м;

Вал изображен на рис.9.

 

Рис. 9. Схема вала.

 

Наибольший крутящий момент, соответствующий номинальной электрической мощности турбины,

МН·м

Наибольшее касательное напряжение от скручивания будет в сечении с минимальным диаметром и минимальным моментом сопротивления () вала между последним диском ротора и муфтой, соединяющей валы турбины и генератора,

МПа.

Величина крутящего момента при коротком замыкании

МН·м.

Наибольшее касательное напряжение от скручивания при коротком замыкании

МПа.

Сила тяжести ротора

,

где – сила тяжести вала

кН,

здесь – средний диаметр вала, 0,209 м;

– расстояние между опорами, 2,7 м;

– сила тяжести всех дисков

43,52,

здесь – средняя толщина i-го диска, м;

– внешний радиус i-го диска, м;

– внутренний радиус i-го диска, м,

кН

Для оценки прочности вала определяем критическую частоту вращения ротора

с^-1,

где – максимальный диаметр вала, 280 мм;

В данном случае ротор является гибким. Критическая частота вращения вала меньше рабочей частоты более чем на 30%.

Для обеспечения надежной работы вала турбины выбираем сталь марки 30ХМА с пределом текучести МПа, что удовлетворяет требованиям прочности, т.к. 720,9 МПа .

 

 

2.4 Расчет на прочность диафрагмы второй (первой нерегулируемой)
ступени

 

 

Диафрагмы паровых турбин представляют собой перегородки, закрепленные в корпусе турбины и служащие для установки в них сопловых лопаток. Диафрагмы делают разъемными по горизонтальному диаметру (состоят из двух полуколец) и вставляют в пазы верхней и нижней половины цилиндра турбины.

В данном случае диафрагма рассматривается как сплошное (без сопловых лопаток) полукольцо, нагруженное равномерно распределенной нагрузкой, опирающееся по наружной полуокружности и свободное по всему остальному контуру.

Перепад давлений, действующий на диафрагму,

МПа,

где – давление перед соплами ступени, 1,238 МПа;

– давление за соплами данной ступени, 0,8768 МПа.

 

Максимальное напряжение в теле диафрагмы

МПа,

где – наружный диаметр диафрагмы, 1,35 м;

– средняя толщина диафрагмы, 0,031 м;

– коэффициент, зависящий от и (где d – внутренний диаметр диафрагмы) и определяется по номограмме [3, стр. 25], 570.

 

Максимальный прогиб диафрагмы под действием перепада давлений

м,

где E – модуль упругости, 22·10^–4 МПа;

– коэффициент, зависящий от и и определяется по номограмме [3, стр. 25], 1020.

Осевой зазор должен быть на 2 мм больше прогиба диафрагмы.

м.

Для обеспечения надежной работы диафрагмы выбираем сталь марки 15Х12ВМФ, допустимым напряжением МПа, напряжение в теле диафрагмы 390,451 МПа , что удовлетворяет требованиям прочности, а также можно увеличить толщину диафрагмы чтобы уменьшить прогиб.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

В данном курсовом проекте был произведен тепловой и механический расчет паровой турбины мощностью 11000 кВт, с начальными параметрами пара перед стопорными клапанами 5,0 МПа и 480 °С, частотой вращения 50 Гц.

На основании теплового расчета было установлено, что:

– турбина включает одну ступень скорости и 10 ступеней давления, при этом ступень скорости выполнена в виде двухвенечного диска Кертиса для уменьшения габаритов турбины;

– при расчете тепловой схемы было предусмотрено три регенеративных отбора пара для подогрева питательной воды до 150°С;

– первый нерегулируемый отбор осуществляется для ПВД после третей ступени и совпадает с регулируемым отбором при давлении 0,6 МПа в количестве 1,3603 кг/с, второй для деаэратора после 5 ступени при давлении 0,1295 МПа в количестве 0,1229 кг/с, третий для ПНД после 7 ступени при давлении 0,0384 МПа в количестве 0,4116 кг/с, после 10 ступени оставшееся количество пара 8,5503 кг/с направляется в конденсатор при давлении 0,004 МПа;

– расход пара составил 15,751 кг/с;

– внутренний относительный КПД проточной части турбины 86,18%;

– невязка энергетического баланса удовлетворительная;

В результате механического расчета на прочность рабочей лопатки 10 ступени, вала и диафрагмы сопловой решетки второй ступени, было выяснено, что создаваемые при работе турбины напряжения не превышают допустимых значений и, следовательно, детали и узлы выдержат нагрузку.

На основании проведенных расчетов были выполнены:

– продольный разрез проточной части на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1;

– продольный разрез турбины на ватмане формата А1 в масштабе 1:5;

– поперечный разрез турбины по опорному подшипнику на ватмане формата А2 в масштабе 1:5.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

 

1. Паровые и газовые турбины. Под редакцией А.Г Костюка и В.В. Фролова. М.: Энергоиздат, 1985 г, 352с

2. Атлас профилей решеток осевых. Фейч М.Е. М.: Машиностроение, 1965 г. 96 с.

3. Методические указания к практическим занятиям по расчету паровых турбин. Сост: И.Я. Шестаченко, В.В. Зуева НПИ Новочеркасск, 1988, 28с

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ.

1 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ..

1.1 Определение ориентировочного расхода пара на турбину.

1.2 Предварительный расчет последней ступени.

1.3. Расчет регулирующей ступени.

1.4 Определение числа нерегулируемых ступеней и распределение теплоперепада на первый отсек турбины (до регулируемого отбора)

1.5 Расчет второй (первой нерегулируемой) ступени.

1.6 Определение числа нерегулируемых ступеней и распределение теплоперепада на второй отсек турбины (после регулируемого отбора)

1.7 Определение внутреннего теплоперепада турбины и внутреннего относительного КПД проточной части турбины..

1.8 Расчет схемы регенеративного подогрева воды..

1.9 Определение расхода пара и сведение энергетического баланса турбины..

1.10 Уточнение расхода пара по отсекам проточной части турбины..

2 МЕХАНИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ..

2.1 Расчет рабочей лопатки на прочность.

2.2 Расчет диска последней ступени на прочность.

2.3 Расчет вала на прочность.

2.4 Расчет на прочность диафрагмы второй (первой нерегулируемой) ступени

ЗАКЛЮЧЕНИЕ.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ..

 

ВВЕДЕНИЕ

 

В данном курсовом проекте проводится подробный расчет многоступенчатой паровой турбины конденсационного типа небольшой мощности. Методика поступенчатого расчета каждой части основана на составлении безразмерного энергетического баланса каждой ступени.

На первом этапе расчета предполагается, что турбина не имеет регенеративных отборов, и все ступени рассчитываются на один и тот же предварительно найденный расход пара. После определения КПД каждой ступени и турбины в целом производится расчет схемы регенеративного подогрева питательной воды, уточняется расход пара на турбину, определяются расходы пара в отборы турбины, корректируются радиальные размеры проточной части (длины лопаток) без повторного теплового расчета каждой ступени.

В расчете турбины применен один из возможных способов определения числа ступеней турбины и формы проточной части в меридиональном сечении. Диаметр корневого сечения всех ступеней принимается одинаковым, что позволяет назначить одинаковым и теплоперепады, перерабатываемые в этих ступенях.

Результатом теплового расчета турбины является определение всех основных конструктивных размеров проточной части, расходов пара на турбину и в отборы, внутреннего относительного КПД турбины, параметров пара за каждой ступенью и за турбиной в целом.

ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ТУРБИНЫ

 

Определение ориентировочного расхода пара на турбину

 

Экономическая мощность турбины

кВт.

Давление пара перед соплами регулирующей ступени

МПа.

Падение давления в выходной коробке и выходом патрубке турбины:

МПа,

где – коэффициент;

– скорость в выходном сечении выхлопного патрубка турбины,
м/с.

Давление за рабочими лопатками второго венца

МПа.

Давление пара перед соплами части низкого давления

МПа.

hо

h'kt

hkt

hk

A'о

Aо

A'kt

Akt

A'k

Ak

р'о

ро

рк

р'к

t'о

Рис.1. Процесс расширения пара в турбине.

рто

р'то

По h,s-диаграмме определяем энтальпию пара в точках , , и располагаемый теплоперепад идеальной турбины (рис 1.)

3237,9 кДж/кг;
2074,8 кДж/кг;
2081,6 кДж/кг;

3388 – 2074,1 =
= 1163,1 кДж/кг.

Перерабатываемый теплоперепад

3388 – 2081,6 =
= 1156,3 кДж/кг.

Относительный эффективный КПД турбины

,

где – коэффициент дросселирования

0,984;

– относительный внутренний КПД проточной части, ;

– КПД выхода внутренней работы, ;

– механический КПД турбины, ;

– КПД электрогенератора, .

.

Ориентировочный расход пара на турбину, кг/с,

– в чисто конденсационном режиме

;

– в теплофикационном режиме

.

Внутренний теплоперепад

кДж/кг.

Откладывая на h,s-диаграмме величину находим точку A_k на изобаре р_к (рис. 1.).

Отложим на изобаре р_к от А_к выходную потерю

кДж/кг.

где – коэффициент выходной потери последней ступени, 0,02.

Состоянию пара в точке соответствует 29,18 м³/кг.

Энтальпия пара за турбиной

3237,9-942,56=2295,34 кДж/кг.

 

Предварительный расчет последней ступени

 

Скорость на выходе из рабочей решетки последней ступени

м/с

Для определения диаметра последней ступени задаемся соотношением

где d – диаметр последней ступени, м

l₂ – выходная длина лопатки последней ступени, м

Пусть 6, тогда, предполагая в последней ступени осевой выход пара ( °, ), получим

м.

Таким образом, длина лопаток последней ступени 1,37/3=0,46 м.

 

Окружная скорость на среднем диаметре ступени

м/с.

Окружная скорость на конце лопатки

м/с.

Диаметр корневого сечения м.

Окружная скорость в корневом сечении

м/с.

Окружной силовой коэффициент в корневом сечении .

Принимаем относительный лопаточный КПД .

Теплоперепад, переработанный в последней ступени

кДж/кг.