Тепловой расчет конденсационной паровой турбины

Часть 1. Тепловой расчет конденсационной паровой  турбины.

Рассмотрим расчет паровой  турбины типа К-800-240 с промежуточным перегревом пара для привода генератора электрической  энергии по следующим основным техническим данным:

Номинальная электрическая  мощность N_э, кВт…………......................800000

Частота вращения n, с^-1 ……………………………………………………...….45

Давление пара перед турбиной p₀, МПа ……………………………………23,1

Температура пара перед турбиной t₀, ⁰С …………………………………..…510

Температура перегретого  пара после промежуточного перегрева t_пп, ⁰С ….490

Давление отработавшего  пара p_к, кПа ……………………………………..…3,1

Температура питательной  воды t_п.в, ⁰С …………………………………….....260

Тепловая схема установки  этой турбины приведена на рис. 1.2. В установке принято восемь отборов пара для регенеративного подогрева питательной воды: в четырех подогревателях низкого давления, деаэраторе и трех подогревателях высокого давления. Питательные насосы развивают давление 35 МПа, приводятся в действие конденсационными турбинами, мощность турбопривода N_с = 32 Мвт. Турбину предполагается выполнить с одним валопроводом и состоящей из пяти корпусов: однопоточного цилиндра высокого давления ЦВД с петлевым потоком пара, двухпоточного цилиндра среднего давления ЦСД и трех двухпоточных цилиндров низкого давления ЦНД.

Расчет турбины начинается с предварительной оценки процесса в h,s-диаграмме. Давление промежуточного перегрева на входе в ЦСД, необходимое для построения процесса в h,s-диаграмме, принимаем равным 3,51 МПа. Учитываем потери давления в тракте промежуточного перегрева , получаем давление на выходе из ЦВД, равное 3,9 Мпа.

По уравнению (1.1) находим  предварительный приведенный используемый теплоперепад турбины:

1.1)

Чтобы подсчитать в этой формуле, вначале вычисляем КПД паротурбинной установки без регенерации:

 

Здесь приняты ориентировочно ; . Выигрыш в экономичности большого числа регенеративных подогревателей

 

Рис. 1.1. Относительный выигрыш в удельном расходе теплоты для установок без промежуточного перегрева (а) и с промежуточным перегревом (б):

z – число регенеративных подогревателей

Далее по рис. 1.1 находим коэффициент учитывающий конечное число отборов в установке при отношении

 

Рис. 1.2. Тепловая схема паротурбинной установки К-800-240:

1 – ЦВД; 2 – ЦСД; 3-2 – ЦНД; 6 – основной конденсатор; 7 – электрический генератор; 8 – обессоливающая установка; 9 – конденсатный насос; 10 – сальниковые подогреватели; 11 – турбоприводы питательных насосов; 12 – конденсатор турбопривода; 13 – расширительный бак; 14 – перекачивающий насос; 15 – подвод свежего пара; 16 – на промежуточный перегрев; 17 – после промежуточного перегрева; 18 – пар в ЦНД; 19 – на подогрев воздуха; 20 – из уплотнений; 21 – из штоков клапанов и уплотнений; 22 – на сушку топлива; 23 – на разогрев топочного мазута; 24 – выпар; 25 – в коллектор; 26 – после подогрева воздуха; 27 – после сушки топлива; 28 – в бак низких точек; 29 – в котел; 30 – добавок химически очищенной воды; 31 – охлаждающая вода в конденсаторы; Б-1, Б-2 – бойлеры; П-1, П-2, …, П-8 – подогреватели питательной воды; Д – деаэратор; БН – бустерный насос; ПН – питательный насос.

Таким образом, абсолютный внутренний КПД установки с регенерацией

 

Подставив полученное значение в (1.1), находим приведенный используемый теплоперепад турбины:

(1.2)

По (1.2) определяем расход пара в первую ступень турбины:

 

 

Здесь η_м = 0,996 (см. рис. 1.3.), а η_э.г = 0,987 (см. табл. 1.4.).

Рис. 1.3. Механические потери мощности в турбоагрегате

 

Тип генератора	Завод-изготовитель	Номинальная мощность, МВт	КПД, %	Вид охлаждения
Т2-0,75-2	«Электросила»	0,75	93,5	Воздушное
Т2Б-1,5-2	»	1,5	94,5	»
Т2-2,5-2	»	2,5	95,0	»
Т2-4-2	»	4,0	96,2	»
Т2-6-2	»	6,0	96,4	»
Т2-12-2	»	12,0	97,0	»
Т2-25-2	»	25	97,4	»
ТВС-30	«Электротяжмаш»	30	98,3	Водородное
Т2-50-2	«Электросила»	50	97,6	Воздушное
ТВ-50-2	»	50	98,5	Водородное
ТВ-60-2	»	60	98,55	»
ТВФ-60-2	»	60	98,55	»
ТВ-100-2	»	100	98,7	»
ТВФ-100-2	»	100	98,7	»
ТВ-150-2	»	150	98,9	»
ТВВ-165-2	»	160	98,9	»
ТВФ-200-2	»	200	98,8	»
ТГВ-200	«Электротяжмаш»	200	98,87	»
ТВВ-320-2	«Электросила»	300	98,8	»
ТГВ-300	«Электротяжмаш»	300	98,75	»
ТГВ-500	»	500	98,75	»
ТВВ-500-2	«Электросила»	500	98,7	»
ТВВ-800-2	»	800	98,7	»

Таблица 1.4. КПД электрических    генераторов при n = 50 с^-1

На данном этапе приближенных оценок расходом пара для турбопривода питательных насосов, равным 34 кг/с, пренебрегаем.

Расход пара через конденсаторы турбины определим по формуле (1.3):

(1.3)

Здесь h_к = 2110 кДж/кг – энтальпия в конце процесса расширения при принятых ориентировочных значениях внутренних относительных КПД цилиндров.

После проведенной грубой оценки расходов пара приступаем к  построению процесса в h,s-диаграмме с обоснованным выбором внутренних относительных КПД отсеков проточной части турбины. Вначале для построения процессов оцениваем давление перед первой ступенью турбины , определив потери давления в стопорных и регулирующих клапанах по формуле (1.4)

(1.4)

Следовательно, В h,s-диаграмме находим точку, соответствующую состоянию перед первой ступенью, на пересечении линии = const и изобары (рис. 1.5.).

Рис. 1.5. К примеру расчета турбины  К-800-240 (расширение пара в h,s-диаграмме)

Для рассчитываемой турбины  выбираем сопловое парораспределение. В качестве регулирующей принимаем одновенечную ступень, которая при среднем диаметре 1,1 м позволяет перерабатывать необходимый теплоперепад, равный 100 кДж/кг, с достаточной эффективностью. Этот теплоперепад выбран из условия снижения температуры пара в камере регулирующей ступени до 500 ⁰С.

КПД регулирующей ступени  оценивается по формуле (1.5):

 

 

(1.5)

где находится по рис. (1.6.) при , которое вычислено по выбранному теплоперепаду и среднему диаметру регулирующей ступени. Это отношение скоростей (оно существенно ниже ) принимается по необходимости.

Рис. (1.6.) Поправка на КПД регулирующей ступени при отклонении отношения  скоростей u/c_ф от оптимального значения: k_I – для одновенечных ступеней, k_II – для двухвенечных ступеней.

Так как ЦВД по конструкции  принят с петлевым потоком пара, то оцениваем вначале КПД первого  отсека нерегулируемых ступеней этого  цилиндра по формуле (1.6):

 

 

(1.6)

Давление за первым отсеком  принято равным 8,2 МПа. При этом давлении располагаемый теплоперепад нерегулируемых ступеней делится на приблизительно равные доли. Коэффициент выходной скорости принят по оценке равным 0,01. Аналогично определяется КПД второго отсека:

 

Полученные значения КПД  позволяют найти состояние пара за ЦВД. Давление за ЦВД ранее принято равным 3,9 МПа, а давление пара перед ЦСД – 3.51 МПа.

Давление пара за ЦСД принято равным 0,27 МПа для того, чтобы обеспечить размещение в ЦНД приемлемого по конструктивным соображениям числа ступеней ( пять ступеней в одном потоке).

КПД ЦСД оценивается по формуле (1.6) при этом средний расход пара через ЦСД принят равным 553 кг/с:

 

Оценим потери в перепускном  паропроводе между ЦСД и ЦНД по формуле (1.7):

(1.7)

Следовательно, давление пара перед ЦНД равно 0,265 МПа. Для определения внутреннего относительного КПД ЦНД по формуле (1.8) необходимо оценить потери с выходной скоростью из последней ступени. Принимаем для последней ступени с рабочей лопаткой из стали d₂ = 2,55 м и l₂ = 0,95 м. При этом отношение , а ометаемая рабочими лопатками площадь

 

Подставляя полученные значения в формулу (1.9), получаем потери энергии  с выходной скоростью:

 

(1.9)

Здесь i = 6 – число потоков пара на выходе из турбины (три ЦНД).

Таким образом, внутренний относительный  КПД ЦНД без учета потерь от влажности по (1.8):

 

(1.8)

Далее определяем поправку на влажность по формуле (1.10):

(1.10)

и КПД с учетом этой поправки

 

 

Здесь   - КПД по параметрам полного торможения; – теплоперепад ступеней ЦНД, работающих в области влажного пара; – располагаемый теплоперепад ЦНД.

При оценке теплоперепада  ЦНД принято, что потери давления в выходном патрубке турбины равны нулю, т.е. .

Полученные значения КПД  отсеков и цилиндров, а также  потерь давления в паровпускных органах  и перепускных трубопроводах  позволяют построить в h,s – диаграмме, показанный на рис. (1.5).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

№ варианта	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13	14	15
Номинальная электрическая  мощность Nэ, кВт	800000	800000	800000	800000	800000	800500	800500	800500	800500	800500	810000	810000	810000	810000	810000
Частота вращения n, с-1	40	45	50	55	60	40	45	50	55	60	40	45	50	55	60
Давление пара перед турбиной p0, МПа	23,0	23,1	23,2	23,3	23,4	23,0	23,1	23,2	23,3	23,4	23,0	23,1	23,2	23,3	23,4
Температура пара перед турбиной t0, 0С	500	510	520	530	540	550	560	570	580	590	600	500	510	520	530
Температура перегретого  пара после промежуточного перегрева tпп, 0С	480	490	500	510	520	530	540	550	560	570	580	480	490	500	510
Давление отработавшего  пара pк, кПа	3,0	3,1	3,2	3,3	3,4	3,5	3,0	3,1	3,2	3,3	3,4	3,5	3,0	3,1	3,2
Температура питательной  воды tп.в, 0С	250	260	270	280	290	290	280	270	260	250	270	290	250	260	280
Давление питательных  насосов pп.н, МПа	35
Мощность турбопривода Nс , Мвт	32
Давление промежуточного перегрева на входе в ЦСД, рцсдвх, МПа	3,51
давление на выходе из ЦВД, рцвдвых, МПа	3,9
Потери давления в тракте промежуточного перегрева	0,1
	0,88
	0,86

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Часть 2. Расчет одновенечной ступени турбины.

Требуется рассчитать одновенечную ступень активного типа турбины  по следующим данным:

Расход пара G, кг/с……………………………………………………………..147

Давление пара перед ступенью p_0, МПа……………………………………...6,27

Температура пара перед ступенью t_0, ⁰С……………………………………...471

Скорость пара на входе в ступень с_0, м/с………………………………………58

Давление пара за ступенью p_2, МПа………………………………………...…5,5

Частота вращения n, c^-1………………………………………………………….50

Средний диаметр d, м………………………………………………………...0,922

Диаметр диафрагменного уплотнения d_у, м………………………………….0,40

Зазор в диафрагменном уплотнении δ_у, мм……………………………………0,6

Эквивалентный зазор в уплотнении по бандажу δ_э, мм………………………0,6

Перечисленные исходные данные обычно известны при детальном расчете  проточной части ступеней турбины. Результаты расчета представлены в  табл. 2.1. тепловой расчет ступени турбины  сопровождается построением процесса в h,s –диаграмме (рис. 2.1.) и вычерчиванием в масштабе треугольника скоростей (рис. 2.2.).

Рис. 2.1. Процесс расширения пара в h,s –диаграмме для ступени с учетом всех потерь энергии (штриховые линии – начало процесса в следующей ступени).

Рис. 2.2. К примеру расчета одновенечной ступени: а – треугольники скоростей; б – проточная часть ступени.

Таблица 2.1. Результаты расчета  одновенечной ступени

Показатель	Формула или источник	Значение
Расход пара G, кг/с	Исходные данные	147
Средний диаметр d, м	Исходные данные	0,922
Частота вращения n, с-1	Исходные данные	50
Окружная скорость на среднем  диаметре u, м/с		144,9
Давление пара перед ступенью p0, МПа	Исходные данные	6,27
Температура пара перед ступенью t0, °C	Исходные данные	471
Энтальпия пара перед ступенью h0, кДж/кг	h,s - диаграмма	3349
Скорость пара на входе  в ступень c0, м/c	Исходные данные	58
Давление торможения перед  ступенью , МПа		6,30
Давление за ступенью p2, МПа	Исходные данные	5,50
Изоэнтропийный теплоперепад ступени по параметрам торможения , кДж/кг	h,s - диаграмма	42,48
Отношение скоростей		0,493
Степень реактивности	Принимаем	0,10
Изоэнтропийный теплоперепад в сопловой решетке , кДж/кг		38,23
Изоэнтропийный теплоперепад в рабочей решетке , кДж/кг		4,25
Давление за сопловой решеткой p1, МПа	h,s - диаграмма	5,58
Удельный объем за сопловой решеткой (теоретический) , м3/кг	h,s - диаграмма	0,0564
Удельный объем за рабочей  решеткой (теоретический) , м3/кг	h,s - диаграмма	0,0571
Теоретическая скорость выхода из сопловых лопаток , м/с		277
Выходная площадь сопловой решетки (предварительная) , м2 при		0,0308
Угол α1 направления скорости c1, град	Принимаем	13
Высота сопловых лопаток (предварительная) , м		47,510-3
Размер хорды профиля  сопловой решетки b1, м	Принимаем	8010-3
Коэффициент расхода сопловой решетки µ1	По рисунку 2.3	0,975
Выходная площадь сопловой решетки , м2		0,0306
Высота сопловых лопаток l1, м		47,210-3
Коэффициент скорости сопловой решетки φ	По рисунку 2.4	0,965
Скорость выхода пара из сопловой решетки c1, м/с		267
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку , м/с		130
Угол β1 направления относительной скорости		27°40'
Теоретическая скорость выхода из рабочей решетки , м/с		159,5
Высота рабочих лопаток l2, м		50,710-3
Размер хорды профиля  рабочих лопаток b2, м	Принимаем	5010-3
Коэффициент расхода рабочей  решетки µ2	По рисунку 2.3	0,95
Выходная площадь рабочей  решетки F2, м2		0,0554
Угол β2 направления скорости		21°40'
Коэффициент скорости рабочей  решетки	По рисунку 2.4	0,942
Относительная скорость на выходе из рабочих лопаток , м/с		150
Абсолютная скорость на выходе из рабочих лопаток , м/с		57
Угол α2 направления скорости c2, град		95°53'
Число по скорости		0,45
Число по скорости		0,25
Потери в сопловой решетке , кДж/кг		2,64
Потери в рабочей решетке , кДж/кг		1,42
Энергия выходной скорости , кДж/кг		1,63
Располагаемая энергия ступени E0, кДж/кг		40,85
Относительный лопаточный КПД :      а) по формуле  (2.1)		0,902
б) по формуле  (2.2)		0,901
Относительные потери от утечек через диафрагменное уплотнение		0,0098
Относительные потери от утечек через бандажные уплотнения		0,0235
Абсолютные потери от утечек через уплотнения ступени , кДж/кг		1,35
Относительные потери трения		0,015
Абсолютные потери от трения , кДж/кг		0,61
Использованный теплоперепад ступени Hi, кДж/кг		34,83
Внутренний относительный  КПД ступени		0,855
Внутренняя мощность ступени Ni, кВт		5130