Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство образования и науки Российской Федерации
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра Теплоэнергетики
Допускаю к защите
Руководитель А.Н.Кудряшов
Тепловой расчет паровой турбины
К –100–8,8 в конденсационном режиме
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине
Турбины тепловых и атомных электростанций
1.02.00.00.ПЗ
Выполнил студент группы ЭСТ-09-1 ________ Батсамбуу Улзийбадрах
шифр подпись И.О. Фамилия
Нормоконтроль ____________ А.Н. Кудряшов
подпись И.О. Фамилия
Курсовой проект защищен с оценкой _______________________________
Иркутск 2012 г.
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное агентство по образованию
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
ЗАДАНИЕ
НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ (КУРСОВУЮ РАБОТУ)
По курсу Турбины тепловых и атомных электростанций
Студенту Батсамбуу Улзийбадрах
(фамилия, инициалы)
Тема проекта Тепловой расчет турбины К-100-8,8 в конденсационном режиме.
Исходные данные: турбоагрегат К-100-8,8, Р0=8,82 МПа, Т0=808 К, рк=3,43 кПа, Тпв=490 К, рД=1,15 МПа, Nн=100 МВт, Nm=110 МВт, NЭ=92 МВт.
Рекомендуемая литература : «Тепловой расчет паровой турбины», учебное пособие для студентов теплоэнергетических специальностей, А.Н. Кудряшов, А.Г. Фролов. – Иркутск, 2004.-87с; «Стационарные паровые турбины», А.Д. Трухний . – М.: Энергоатомиздат, 1990.- 640с.;«Таблицы термодинамических свойств воды и водяного пара», А.А. Александров, М.: издательство МЭИ, 1999. – 168с.
Графическая часть на – листах.
Дата выдачи задания “____” __________________________20 г.
Дата представления проекта руководителю “______” ___________20 г.
Руководитель курсового проектирования (курсовой работы) _______________
СОДЕРЖАНИЕ
1. Описание турбоустановки К-100-8,8…………………………………..….4
2. Принципиальная схема турбоустановки К-100-8,8……………………...8
3. Предварительное построение теплового процесса турбины в h,s-диаграмме и оценка расхода пара……………………………………………..…………....10
4. Тепловой расчет системы регенеративного подогрева питательной воды турбоустановки…………………………………………………..………..………….11
5. Расчет регулирующей ступени………………….…………….….……….19
6. Определение средних диаметров первой и последней ступеней давления,
числа ступеней в турбине…………………………………………….……24
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ……………………….…27
1. Паротурбинная установка К-100-90-7
Конденсационная паровая турбина К-100-90-7 производственного объединения турбостроения «Ленинградский металлический завод» {ПОТ ЛМЗ) номинальной мощностью 100 МВт с начальным давлением 8.82 МПа предназначены для привода генераторОВ переменною гока ТВ-2-100-2, для базовой нагрузки нормального и аварийного регулирования мощности энергосистемы. Турбина К-100-90-7 соответствует требованиям ГОСТ 24278-74.
Турбина К-100-90-7 выпускается специально для энергоблоков с высокими параметрами конденсации (до 3,5 кГТа), в том числе ДЛЯ конденсационных устройств с сухими башенными градирнями и смешивающими конденсаторами.
Турбина имеет восемь нерегулируемых отборов пара (рис. I), предназначенных для подогрева питательной воды в ПНД, деаэраторе и ПВД до температуры 227 °С при номинальных параметрах и нагрузке
Конструкция турбины К-100-90-7.
Проточная часть турбины состоит из двадцати одной ступени давления. В части высокого давления установлено семнадцать ступеней давления. Корпус низкого давления -двухпоточный, по четыре ступени в потоке.
Парораспределение турбины - дроссельное, с частичным подводом пара к пятой ступени. Турбина имеет восемь нерегулируемых отборов пара на подогрев питательной воды до температуры 227 °С.
Сопловой аппарат первой ступени и диафрагмы последующих шести ступеней за-креплены на внутреннем корпусе. Диафрагмы остальных ступеней части высокого давления установлены в обоймах. Корпус высокого давления по вертикальному разъему имеет сварное соединение.
Уплотнение концов вала - лабиринтовое, безвтулочное, в схеме уплотнений предусмотрен регулятор давления уплотняющего пара.
Пар из части высокого давления но двум паропроводам диаметром 0,9 м подводится к средней части низкого давления, выполненной из чугунного литья Диафрагма последней ступени имеет ребра усиления. Сегменты с узкими направляющими лопатками вставляются в расточку корпуса диафрагмы.
Отношение диаметра последней ступени к высоте лопатки 2.82.
Последний подшипник турбины - комбинированный, опорно-упорный, со сфрической поверхностью вкладыша. Два конденсатора приварены к выхлоным патрубкам турбины, на фундамент они опираются при помощи пружин.
Ротор части высокого давления - цельнокованый Ротор части низкого давления с насадными дисками и радиальными шпонками Ротор турбины и генератора соединены жесткой муфтой. Турбина снабжена вал о поворотным устройством
Система регулирования. Турбина снабжена системой автоматического регулирования, а также устройствами зашиты, обеспечивающими работу и останов турбины при возникновении аварийных нарушений режима работы.
Датчиком системы регулирования является механический датчик частоты вращения.
Исполнительными элементами системы регулирования являются гидравлические сервомоторы регулирующих клапанов и автоматических затворов ЦВД и ЦНД Передача воздействий на исполнительные элементы осуществляется через гидравлические усилители.
Для ограничения возрастания частоты вращения при сбросе нагрузки в системе регулирования служит гидравлический дифференциатор, закрывающий клапаны турбины при достижении заданного порогового значения частоты вращения, и электрогидравлический преобразователь, закрывающий регулирующие клапаны турбины при отключении генератора
Максимальное повышение частоты вращения ротора после мгновенного сброса нагрузки и отключения генератора составляет не более 109 % от номинальной частоты вращения. Имеется механический ограничитель мощности, выполненный в виде упора промежуточного усилителя Специальный регулятор, воздействующий на электродвигатель механизма управления турбиной при падении давления свежего пара до минимально допустимой величины, обеспечивает поддержание давления не ниже этого значения. Степень неравномерности регулирования частоты вращения составляет (4,0±1,0)%. Нечувствительность системы регулирования частоты вращения составляет не более 0.15 %. Для защиты от разгона турбина снабжена регулятором безопасности с двумя бойками, которые срабатывают при повышении частоты вращения до (11,6±0,5) %. При срабатывании регулятора безопасности происходит закрытие всех регулирующих и стопорных клапанов.
Действие регулятора безопасности дублируется дополнительной защитой, настроенной па 114 °о от поминальной частоты вращения, выполняемой в блоке золотников регулятора ско роста.
Турбина снабжена электромагнитным выключателем, при воздействии на который от защиты турбины и блока обеспечивается срабатывание золотников регулятора безопасности и закрытие стопорных и регулирующих клапанов.
Система маслоснабжения турбины обеспечивает маслом систему регулирования и систему смазки подшипников. Подача масла в систему регулирования производится с помощью центробежного насоса, приводимого в действие непосредственно от вала турбины. В систему смазки масло подается с помощью двух инжекторов, включенных последовательно. Турбина снабжена одним резервным насосом смазки
Масляный бак сварной конструкции имеет рабочую емкость 24 м3 Для очистки масла от механических примесей в масляном баке установлены фильтры. Конструкция маслиною бака позволяет производить быструю и безопасную смену фильтров при работе турбины
Для охлаждения масла предусматривается четыре маслоохладителя. Расход охлаждающей воды па каждый работающий маслоохладитель равен 140 м7ч.
Конденсационная установка турбины предназначена для работы на охлаждающей пресной воде, состоит из двух двухходовых однопоточных конденсаторов с поверхностью охлаждения 3000 м", жестко присоединенных к турбине с помощью сварки и установленных на пружинных опорах.
Корпус конденсатора - сварной конструкции. Подводящие воду патрубки расположены внизу, отводящие - сбоку, наверху камер, с обеспечением отвода воздуха в сливной трубопровод. Корпус имеет линчовый компенсатор, снижающий напряжение при тепловых расширениях Конденсат пара отводится из нижней части корпусов двумя трубопроводами, присоединенными к группе конденсатных насосов. Эжекторы для пуска и постоянной работы парострные.
Регенеративная установка. В турбоустановке осуществлен восьмиступснчатый подогрев питательной воды до температуры 227 "С при номинальной нагрузке. Отборы на регенеративные подогреватели производятся из ЦНД (ПНД № I, ПНД № 2, ПНД № 3, ПНД № 4 и ПНД № 5), из ЦВД (деаэратор, ПВД № 1, ПВД № 2 и ПВД № 3).
ПВД оборудованы охладителями пара и дренажа. ПНД № 5 - охладителем пара и ПНД №4 - охладителем дренажа.
Все охладители пара и конденсата отборов выполнены встроенными в корпус подогревателей.
Схема включения деаэратора в один отбор с подогревателем устраняет влияние дросселирования от турбины до деаэратора.
ПНД № 1 встроен в верхнюю часть конденсаторов. ПНД № 2, 3, 4 и 5 поверностные, вертикальные Каждый из этих подогревателей представляет собой конповерхностные, вертикальные. Каждый из этих подогревателей представляет собой конструкцию, состоящую из трубной системы и корпуса. Трубная система образована 11-образными трубками, чавальцованнымя в трубную доску. Каждый ич ПНД, кроме ПНД № 1, снабжен регулирующим клапаном отвода конденсата ич подогревателя, управляемым автоматическим электрическим регулятором.
Конденсат греющего пара ИЗ ПНД № I направляется через гидрозатвор в конденсатор. Конденсат греющего пара ич подогревателей № 2 и 3 сливается каскадно. Ич ПНД № 4, в который поступает конденсат с испарителя и ПНД № 5 конденсат откачивается сливным насосом. Устанавливаются два электронасоса, ич которых один резервный ПНД №4 выполнен со встроенным охладителем дренажа. ПНД № 5 - со встроенным охладителем пара. Три поверхностных ПВД № 1, 2 и 3 рассчитаны на последовательный подогрев питательной воды после деаэратора.
ПВД вертикальной конструкции имеют трубные секции, состоящие из стальных трубных спиралей, вваренных в коллекторы. Корпуса подогревателей выполнены сварными и имеют штампованные днища. Каждый подогреватель снабжен регулирующим клапаном отвода конденсата, автоматическим электрическим регулятором, воздействующим на регулирующий клапан отвода конденсата и поддерживающим заданный уровень конденсата в подогревателях и уравнительными сосудами для присоединения датчиков 1 и II уровня ПВД № I и 2 снабжены предохранительными клапанами пружинного типа для предотвращения повышения давления в корпусах. Для предотвращения повышения давления в трубной системе подогревателей три отключении подогревателей по воде устанавливаются обратные клапаны на байпасе запорной задвижки, отключающей группу подогревателей и установленной на трубопроводе питательной воды после ПВД. Эжектор пароструйного типа питается паром от деаэратора или из коллектора собственных нужд. Отсос пара из промежуточных отсеков лабиринтовых уплотнений турбины производится в охладитель, включенный в регенеративную схему подогрева основного конденсата после ПНД № I. Конструкция охладителя аналогична конструкции ПНД. Кроме того, пар из уплотнений отсасывается в трубопровод отбора на ПНД № 4
Испарительная установка включает один одноступенчатый испаритель.
2. Принципиальная схема турбоустановки К-100-8,8
Принципиальная схема турбоустановки изображена на Рисунке 1.
Рисунок 1 – Принципиальная тепловая схема турбины К-100-8,8
3.Предварительное построение теплового процесса турбины в h,s-диаграмме и расчет расхода пара на турбину
Принимаю потерю давления в стопорном и регулирующем клапанах 5% от Р0, определяем давление перед соплами регулирующей ступени:
P0’= 0,95 ∙ 8,82 = 8,379 МПа,
ему соответствует T0’=5350C и h0= 3550,1 кДЖ/кг.
Потеря давления в выхлопном патрубке ,
Принимаю Сп=105м/с, λ=0,05;
Давление пара за последней ступенью турбины:
Рz=Рк+ΔРк=3,43+0,189=3,62 кПа.
Энтальпия пара в конце изоэнтропного расширения h2’=2060 кДж/кг
Располагаемый теплоперепад, приходящийся на турбину:
ЦВД турбины:
Но= h0- h2’=3550,1-2060=1490,1 кДж/кг;
кДж/кг.
Расход пара на турбину определяется из формулы:
,
где kp коэффициент регенерации, принимаю kp=1,15 ;
ηм, ηэг –механический кпд и кпд электрогенератора соответственно, принимаю по 0,99;
Расход пара в чистоконденсационном режиме:
кг/с .
Процесс расширения пара в турбине с величинами энтальпий и их перепадов приведен на рисунке 2.
Рисунок 2 – Процесс расширения пара в турбине
4.Тепловой расчет системы регенеративного подогрева питательной воды турбоустановки
Для определения подогрева питательной воды в ПВД и ПНД определим:
0С.
0С.
Энтальпия питательной воды (основного конденсата турбины) на входе в деаэратор hд’=745,1кДж/кг.
0С.
Энтальпия питательной воды после ЭЖ hЭЖ=152,2 кДж/кг.
0C.
кДж/кг.
кДж/кг.
Параметры воды и пара для расчета системы регенеративного подогрева питательной воды представлены в Таблице 1.
Таблица 1 – Параметры воды и пара для расчета системы регенаративного подогрева питательной воды
|
Наименование величины |
ПВД1 |
ПВД2 |
ПВД3 |
Д |
ПНД4 |
ПНД5 |
ПНД6 |
ПНД7 |
ПНД8 |
ОЭ |
К |
|
Температура воды на входе в подогреватель, С |
206,7 |
196,4 |
185,9 |
175,9 |
148 |
120,1 |
92,2 |
64,3 |
36,33 |
26,33 |
|
|
Температура воды на выходе из подогревателя, С |
217 |
206,7 |
196,4 |
185,9 |
175,9 |
148 |
120,1 |
92,2 |
64,3 |
36,33 |
26,33 |
|
Энтальпия воды на входе в подогреватель, кДж/кг |
882,7 |
836,2 |
789,3 |
745,1 |
623,6 |
504,2 |
386,2 |
269,15 |
152,2 |
110,4 |
|
|
Энтальпия воды на выходе из подогревателя, кДж/кг |
929,8 |
882,7 |
836,2 |
789,3 |
745,1 |
623,6 |
504,2 |
386,2 |
269,15 |
152,2 |
110,4 |
|
Температура конденсата греющего пара отбора, С |
220 |
209,7 |
199,4 |
185,9 |
178,9 |
151 |
123,1 |
95,2 |
67,3 |
|
Энтальпия конденсата греющего пара отбора, кДж/кг |
943,6 |
896,36 |
849,7 |
789,3 |
758,3 |
636,5 |
516,9 |
398,8 |
281,7 |
||
|
Давление отбираемого пара, МПа |
2,32 |
1,89 |
1,53 |
1,15 |
0,98 |
0,489 |
0,218 |
0,085 |
0,0277 |
||
|
Энтальпия отбираемого пара, кДж/кг |
3280 |
3244 |
3200 |
3146 |
3116 |
3000 |
2850 |
2724 |
2572 |
1*(h1- h1’)= hпв- hI;
1(h1|- h2|)+2(h2- h2|)= hI- hII;
3(h3- h|3)+( 2+1)(h|2- h|3)= hII - hд;
дhд + (1 +2 +3)h|3 +(1- 1 - 2 - 3 - д) h|Д = hд;
Расходы пара в регенеративные подогреватели
Определим расходы пара в регенеративные подогреватели
кг/с;
кг/с;
кг/с;
кг/с;
кг/с;
кг/с;
кг/с;
кг/с;
кг/с.
Мощности отсеков турбины
1 отсек
NэI=G0(h0-h1)ηмηэг= 90,55·(3550,1-3280)·0,99·0,99=23970,84 КВт;
2 отсек
NэII=(G0-G1)(h1-h2)ηмηэг=
=(90,55-1,811)·(3280-3244)·0,99·0,99=3131,03 КВт;
3 отсек
NэIII=(G0-G1-G2)(h2-h3)ηмηэг=
=(90,55-1,811-1,754)·(3244-3200)·0,99·0,99=3751,2КВт;
4 отсек
NэIV=(G0-G1-G2-G3-GД)(h3-h4)ηмηэг=
=(90,55-1,811-1,754-1,735-1,437)·(3200-3146)·0,99·0,99=4527,66 КВт;
5 отсек
NэV=( G0-G1-G2-G3-GД -G4)(h4-h5)ηмηэг=
=(90,55-1,811-1,754-1,735-1,437-4,255)·(3146-3116)·0,99·0,99=2390,2 КВт;
6 отсек
NэVI=( G0-G1-G2-G3-GД -G4-G5)(h5-h6)ηмηэг=
=(90,55-1,811-1,754-1,735-1,437-4,255-3,984)*(3116-3000)·0,99·0,99=8789,4 КВт;
7 отсек
NэVII=( G0-G1-G2-G3-GД -G4-G5-G6 )(h6-h7)ηмηэг=
=(90,55-1,811-1,754-1,735-1,437-4,255-3,984-3,812)·
∙(3000- 2850)·0,99·0,99=10805,16 КВт;
8 отсек
NэVIII=( G0-G1-G2-G3-GД -G4-G5-G6 -G7)(h7-h8)ηмηэг=
=(90,55-1,811-1,754-1,735-1,437-4,255-3,984-3,812-2,852)∙
∙(2850-2572)∙0,99∙0,99=19236,2 КВт;
8 отсек
NэIX=( G0-G1-G2-G3-GД -G4-G5-G6 -G7-G8)(h8-hz)ηмηэг=
=(90,55-1,811-1,754-1,735-1,437-4,255-3,984-3,812-2,852-3,33)∙
∙(2572-2348)∙0,99∙0,99=14778,5 КВт.
Суммарная мощность турбины
КВт.
Относительная ошибка
5.Расчет регулирующей ступени
Определение кинематических параметров потока
и относительного лопаточного КПД
Регулирующая ступень одновенечная.
Таблица 2 – Расчет регулирующей ступени
|
№ п/п |
Расчетные величины и формулы |
Размерность |
U/Сф |
|||
|
0,4 |
0,45 |
0,4725 |
0,5 |
|||
|
1 |
м/с |
157 |
157 |
157 |
157 |
|
|
2 |
м/с |
392,5 |
348,89 |
332,27 |
314 |
|
|
3 |
кДж/кг |
77,028 |
60,8617 |
55,2 |
49,29 |
|
|
4 |
= |
кДж/кг |
73,177 |
57,818 |
52,44 |
46,83 |
|
5 |
м/с |
382,56 |
340,05 |
323,8 |
306,04 |
|
|
6 |
(принимаем) |
– |
0,96 |
0,96 |
0,96 |
0,96 |
|
7 |
м/с |
367,257 |
326,45 |
310,89 |
293,79 |
|
|
8 |
(принимаем) |
град |
13 |
13 |
13 |
13 |
|
9 |
(из рис.4) |
м/с |
217,1725 |
179,5 |
161,6 |
148,3 |
|
10 |
(из рис.4) |
град |
22 |
26 |
26 |
27 |
|
11 |
град |
20 |
24 |
24 |
25 |
|
|
12 |
м/с |
234,24 |
195,7 |
177,8 |
163,8 |
|
|
13 |
(из диаграммы) |
– |
0,926 |
0,932 |
0,934 |
0,935 |
|
14 |
м/с |
216,9 |
182,4 |
166,1 |
153,1 |
|
|
15 |
(из рис.4) |
м/с |
89,127 |
75 |
66,8 |
67,57 |
|
16 |
(из рис.4) |
град |
57,856 |
81 |
90,5 |
105 |
|
Продолжение таблицы 2 |
||||||
|
17 |
кДж/кг |
5,737 |
4,5 |
4,1 |
3,67 |
|
|
18 |
кДж/кг |
3,91 |
2,5 |
2,01 |
1,69 |
|
|
19 |
кДж/кг |
3,9718 |
2,8 |
2,23 |
2,28 |
|
|
20 |
– |
0,07448 |
0,074 |
0,0742 |
0,07445 |
|
|
21 |
– |
0,05076 |
0,041 |
0,0364 |
0,03428 |
|
|
22 |
– |
0,05156 |
0,046 |
0,0403 |
0,04625 |
|
|
23 |
– |
0,818 |
0,839 |
0,8491 |
0,846 |
|
|
24 |
м/с |
357,845 |
318,1 |
302,9 |
286,26 |
|
|
25 |
м/с |
47,23 |
11,7 |
-0,58 |
-17,4 |
|
|
26 |
м/с |
405,057 |
329,8 |
303,31 |
268,77 |
|
|
27 |
– |
0,8256 |
0,85 |
0,8598 |
0,856 |
|
|
28 |
(из h-S диаграммы) |
м3/кг |
0,058 |
|||
|
29 |
(из h-S диаграммы) |
м3/кг |
0,0585 |
|||
|
30 |
м |
0,0265 |
||||
|
31 |
м |
0,029 |
||||
|
32 |
кВт |
51,7 |
||||
|
33 |
– |
0,01035 |
||||
|
Окончание таблицы 2 |
||||||
|
34 |
– |
0,84945 |
На рис.3 приведен график зависимости =f( U/Сф ). Из графика видно, что максимальный будет при оптимальном соотношении скоростей
Рисунок 3 – Зависмость относительных лопаточных КПД от соотношения U/Co
Масштаб: 1:3
Рисунок 4 – Треугольник скоростей одновенечной регулирующей ступени
Выберем профили сопловых и рабочих лопаток при оптимальном соотношении скоростей .
Определим скорость звука , где Р1=68 бар (из h-S диаграммы), =1,34 - показатель адиабаты.
м/с;
Число Маха: ==0,427 < 1.
Т.к. М1< 1, то решетка дозвуковая.
Выбираю профиль сопловой лопатки С-90-12А
2) Рабочая лопатка.
м/с
==0,233 < 1
Выбираю профиль рабочей лопатки Р30-21А
6. Определение диаметров нерегулируемых ступеней с распределением теплоперепадов по ступеням, определение числа ступеней в турбине
Определим удельный объем пара в точке z по h-S диаграмме
υz = 37,5 кг/м3
Принимаем потери с выходной скоростью кДж/кг.
Скорость потока в выхлопном патрубке турбины
м/с.
Расход пара в конденсатор:
Средний диаметр последней ступени турбины определяется по уравнению неразрывности
,
- коэффициент, характеризующий пропускную способность ступени.
Принимаю =3.
м.
Высота лопатки последней ступени
м.
Диаметр первой нерегулируемой ступени
м.
Диаметр последней ступени ЧВД .
м.
По полученным диаметрам нерегулируемых ступеней построим диаграмму для определения числа нерегулируемых ступеней (рис. 5).
Рисунок – 5 Диаграмма для определения числа ступеней давлания
По известным диаметрам d1,и , а также по принятому оптимальному отношению скоростей для нерегулируемых ступеней =0,52 определяем располагаемые перепады энтальпий в этих ступенях по формуле:
, кДж/кг
=кДж/кг.
кДж/кг.
Определенные по этой зависимости располагаемые перепады энтальпий наносим на диаграмму ( рис.5.) и соединяем плавной кривой.
По этой диаграмме находим средние перепады энтальпий.
После нахождения среднего перепада энтальпий, определяем число ступеней соответствующего цилиндра.
Принимаю =21 ступень
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ