что такое располагаемый теплоперепад турбины

Тепловой расчёт ЦВД паровой турбины

Значение тепловых электростанций. Определение расходов пара ступеней турбины, располагаемых теплоперепадов и параметров работы турбины. Расчет регулируемой и нерегулируемой ступеней и их теплоперепадов, действительной электрической мощности турбины.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

ТЭЦ оборудуются турбинами с противодавлением или с регулируемыми отборами. Эти электростанции предназначены для отпуска как электрической, так и тепловой энергии. Особенностью ТЭЦ является комбинированная выработка электрической и тепловой энергии, характеризующая высокой тепловой экономичностью.

тепловой электростанция турбина мощность

1) мощность турбины: Nэ=40 МВт;

2) начальное давление пара: p₀= 12,8 МПа;

3) начальная температура пара: t₀=555 о С;

4) противодавление за ЦВД: p₂= 1,3 МПа;

5) частота вращения: n=3000 об/мин.

Предварительный расчёт турбины

Определение расхода пара на турбину

— коэффициент, учитывающий наличие нерегулируемых отборов пара на регенеративный подогрев питательной воды;

— расчётная электрическая нагрузка турбоагрегата; кВт.

— внутренний относительный КПД турбины;

— механический КПД турбины;

— КПД электрического генератора.

Коэффициент m_p характеризует суммарную величину отборов пара на регенеративные подогреватели питательной воды. Принимаем для ЦВД с двумя отборами m_p=1,09.

Располагаемый теплоперепад турбины H₀ находится как разность начальной энтальпии пара при заданных начальных давлении и температуре с учётом дросселирования в паровпускных органах и конечной энтальпии, соответствующей окончанию изоэнтропийного процесса расширения в проточной части до заданного конечного давления.

Средние значения КПД для турбины мощностью 40000 кВт принимаем 0,85.

Средние значения механического КПД принимаем 0,98.

Значение КПД принимаем 0,987.

Располагаемый теплоперепад в турбине:

Расход пара на ЦВД отличается от расхода пара на турбину, на величину утечки пара через уплотнение.

Утечка пара через уплотнение определится по формуле:

Число уплотнительных гребней: ;

Диаметр щелей под гребнями: ;

Коэффициент расхода: (определён по рисунку 1;3.25)

Таким образом расход пара на регулирующую ступень составляет:

Расчёт регулирующей ступени

В турбинах с дроссельным парораспределением регулирующая ступень отсутствует.

Экономичность регулирующей ступени характеризуется внутренним относительным КПД который рассчитывается по формуле:

— поправка на КПД регулирующей ступени при отклонении отношения скоростей от оптимального значения ;

— давление пара перед соплами регулирующей ступени; Па.

— объём пара перед соплами регулирующей ступени; м 3 /кг.(по h-s диаграмме )

— отношение окружной скорости u к фиктивной скорости определяемой из соотношения :

Значение оптимального отношения скоростей можно определить из условия максимума КПД по формуле:

— коэффициент скорости сопловой решетки (принимается =0,96);

_1э-эффективный угол выхода потока пара из сопловой решетки;

— число венцов в ступени (при одновенечной );

при расчёте можно принять следующие значения угла выхода и степени парциональности:

-для одновенечной ступени значение угла выхода_1э =11-14 0 ; =0,05-0,12;принимается12 и 0,1

Для регулирующей ступени из-за потерь энергии на трение диска, от утечек пара и др. отношение скоростей выбирают несколько меньшими, чем их оптимальные значения, рассчитанные по формуле:

принимаем несколько меньшим равным 0,43;

При принятом м, рассчитываем теплоперепад регулирующей ступени:

— коэффициент скорости сопловой решетки;

— коэффициент скорости рабочих лопаток;

— угол выхода потока пара из сопловой решетки;

— угол направления относительной скорости на входе в рабочую решётку;

— угол направления относительной скорости на выходе из рабочей решётки.

Определение размеров первой и последней нерегулируемых ступеней

В h-s диаграмме от точки, характеризующей состояние пара перед первой нерегулируемой ступенью, по полезно используемому теплоперепаду и заданному конечному давлению пара осуществляется построение предварительного реального процесса расширения пара в группе нерегулируемых ступеней.

При этом значение теплоперепада находится как разность начальной энтальпии пара и конечной энтальпии, соответствующей окончанию изоэнтропийного процесса расширения в нерегулируемых ступенях до заданного конечного давления.

Значение внутреннего КПД рассчитывается по формуле:

— средний расход пара через группу ступеней;

— средний удельный объём пара м 3 /кг

— располагаемый теплоперепад группы ступеней кДж/кг;

; потери с выходной скоростью

принимаем равным 12 0 ;

-число ступеней в группе;

Определение размеров первой нерегулируемой ступени

Расчёт первой нерегулируемой ступени производится при принимаемых предварительно значениях диаметра ступени или высоты сопловой решётки

— степень парциональности (желательно иметь 1);

— расход пара через ступень;

— теоретический объём пара за сопловой решёткой, м 3 /кг;

Отношение скоростей можно рассчитать по формуле:

— коэффициент расхода сопловой решётки (приближённо =0,97);

— частота вращения ротора турбины, 1/с;

— степень реактивности ступени;

— эффективный угол выхода пара из сопловой решётки.

Целесообразный диаметр первой нерегулируемой ступени

Отношение скоростей можно рассчитать по формуле:

В зависимости от степени реактивности и угла выхода

-эффективный угол выхода задаётся с учётом того, что, с одной стороны, желательно его уменьшение для получения большей высоты лопаток и повышения КПД ступени, с другой стороны, уменьшение приводит к росту профильных потерь в решётках и увеличению осевого зазора между сопловой и рабочей решётками. Принимаем

Определение размеров последней нерегулируемой ступени

Если в группе ступеней с постоянным корневым диаметром принять постоянное значение отношения скоростей и степеней реактивности в сечениях у корня рабочих лопаток, то все лопатки этой группы будут иметь одинаковые профили и, следовательно, лопатки будут отличаться только высотой.

Такая унификация позволяет использовать один и тот же инструмент и приспособления, удешевляющие изготовление турбины.

При определении размеров последней нерегулируемой ступени исходят из того, что для обеспечения технологичности конструкции турбины, унификации ее отдельных её элементов проточная часть высокого давления турбины выполняется с постоянным корневым диаметром ступени (диаметром посадки рабочих лопаток на диск ).

При известных диаметре и высоте сопловой лопатки первой нерегулируемой ступени корневой диаметр определяется из выражения

-высота рабочей лопатки первой нерегулируемой ступени, м;

При равных корневых диаметрах ступеней турбины расчётные средние диаметры нерегулируемых ступеней возрастают вдоль проточной части от первой ступени к последней в связи с ростом высоты лопаток. Связь между высотами рабочих лопаток и диаметрами первой и и последней и нерегулируемых ступеней устанавливается из выражения :

Значения удельных объёмов пар в конце процесса расширения пара в первой и последней нерегулируемых ступеней определяют по предварительно построенному в hs- диаграмме действительному процессу расширения пара в группе нерегулируемых ступеней турбины по давлению пара за этими ступенями.

Из которого определяется:

И затем средний диаметр последней ступени:

Определение числа нерегулируемых ступеней и их теплоперепадов

Число нерегулируемых ступеней турбины находится по формуле

— располагаемый теплоперепад, приходящийся на группу нерегулируемых ступеней,

— коэффициент возврата теплоты;

Определение числа ступеней и распределение теплоперепада между ними удобно производить построением специальной диаграммы: выбирается отрезок a произвольной длины. По его концам на перпендикулярах откладывают отрезки, соответствующие в масштабе средним диаметрам первой нерегулируемой и последней ступеней цилиндра. Концы отрезков соединяют плавной кривой, соответствующей закону раскрытия проточной части.

На диаграмме наносится линия изменения x опт по ступеням, (это либо прямая линия, либо вообще величина x опт принимается постоянной для всех ступеней). Отрезок а делим на 16 равных частей, из концов отрезков восстанавливаем перпендикуляры и в точках пересечения с линиями средних диаметров и x опт определяют величины d и x опт условных ступеней. По этим данным определяют теплоперепады по формуле:

Находим средний теплоперепад:

Определим число нерегулируемых ступеней в ЦВД. Из предварительного расчёта известны средние диаметры паровой и последней ступеней цилиндра:

Располагаемый теплоперепад на нерегулируемые ступени ЦВД:

Примем постоянными для всех ступеней:

Предварительно оценив количество нерегулируемых ступеней в ЦВД:

Найдём величину коэффициента возврата тепла:

=- коэффициент для процесса, проходящего в перегретом паре;

Необходимое число ступеней в цилиндре:

то есть 16 ступеней.

Уточнённый средний теплоперепад на ступень цилиндра:

Процесс расширения пара в турбине в h,s-диаграмме

Считая процесс дросселирования в паровпускных органах изоэнтальпийным, строим его в hS- диаграмме отрезком горизонтали до пересечения в точке Оґ с изобарой

Затем определяем температуру:

Принимаем что турбина имеет сопловое парораспределение, характерное для современных турбин мощностью ниже 1000 МВт.

Регулирующую ступень выполняем одновенечной: при принятом среднем диаметре регулирующей ступени рассчитан располагаемый теплоперепад регулирующей ступени равен ;

КПД регулирующей ступени рассчитан и составляет

Действительный теплоперепад, срабатываемый в регулирующей ступени:

определяет изобару Р_р.с=10,3 МПа. Откладывая из точки Оґ на этой же вертикали отрезок, равный и проводя через его конец изоэнтальпу:

Действительный процесс расширения пара в регулирующей ступени изображается отрезком прямой, соединяющей точки Оґ и 1.

Давление пара за ЦВД принимаем равным давлению в производственном отборе Р_пр.отб.:

Строим изоэнтропный процесс расширения пара в ЦВД. Опуская вертикаль из точки 1 до пересечения с изобарой в точке 2_ид, находим:

и располагаемый теплоперепад в ЦВД:

Задаёмся величиной относительного внутреннего КПД ЦВД определяем действительный теплоперепад, срабатываемый в ЦВД:

В hS— диаграмме находим точку 2, соответствующую окончанию действительного процесса расширения в ЦВД, как точку пересечения изоэнтальпы

с изобарой давления за ЦВД .

Действительный процесс расширения в ЦВД изобразится отрезком прямой, соединяющей точки 1 и 2.

Детальный расчёт ступеней турбины

Детальный расчёт регулирующей ступени

Источник

Газотурбинные установки. Конструкция, динамика и прочность турбомашин (Ответы на экзаменационные вопросы и задания)

Страницы работы

Содержание работы

1. Как пользуясь только таблицами термодинамических свойств водяного пара определить располагаемый теплоперепад конденсационной турбины?

По начальным и конечным параметрам определить энтальпии и вычесть из начальной энтальпии конечную.

.

2. В чем принципиальная разница абсолютных КПД и относительных? Какой из них больше?

Относительный КПД больше абсолютного КПД. В абсолютных учитывается термический КПД.

Относительный КПД это отношение мощности (теплоперепада) к мощности при идеальном процессе (располагаемому теплоперепаду), а абсолютный к подведенной теплоте.

.

.

3. Чем отличается эффективная мощность турбоагрегата от электрической? Какая из них больше и на сколько?

Эффективная мощность – мощность, на валу турбины. Электрическая – мощность, снимаемая с клемм электрогенератора.

Электрическая мощность включает все потери на преобразование эффективной мощности с вала в электрическую энергию в электрогенераторе, поэтому она меньше эффективной. .

4. Определите удельный расход теплоты турбоустановки в кДж/(кВт ч) при электрическом КПД, равном 0,40.

.

5. Какая идея заложена в сравнении эффективности циклов с помощью эквивалентной температуры?

Эквивалентная температура Т_экв представляет собой ту среднюю температуру подвода теплоты, при которой

(КПД цикла Карно при температуре подвода теплоты Т_экв)

Более эффективен тот цикл, у которого выше Т_экв, так как эффективность циклов – эффективность преобразования теплоты в работу в цикле, характеризуется КПД, чем выше Т_экв тем выше КПД цикла. Сравнивать циклы легко и наглядно.

6. Как по площадям реального цикла паротурбинной установки в T-s диаграмме определить абсолютный внутренний КПД?

– абсолютный внутренний КПД, где q1-пл.1abcde21, q2-пл.1aef321

Н_i = H₀ – пл.ef32e = (пл.1abcde21 – пл.1ae21) – пл.ef32e

7. Что такое располагаемый и использованный теплоперепады турбины?

Располагаемый теплоперепад – тот теплоперепад, который может быть превращен в работу турбиной. Использованный – тот теплоперепад, который реально был превращен в работу турбиной.

Н_i = H₀ – пл.ef32e = (пл.1abcde21 – пл.1ae21) – пл.ef32e

8. Чему примерно равны значения давления в конденсаторе p_к принимаемые при проектировании конденсационных турбин?

Рк = 3,4-4(при средней темп-ре охл. воды 10-12,) 5-8(при темп. 20-27, чаще для ТЭЦ при оборотной системе технического водоснабжения) 10-12(в отдельных случаях в странах с жарким климотом) кПа.

9. Что такое номинальная мощность турбоагрегата и в чем ее отличие для конденсационных и теплофикационных турбин?

Номинальная мощность турбоагрегата – мощность турбоагрегата, указанная изготовителем, при которой турбина может работать неограниченное количество времени, не превышающее срок службы, при номинальный основных параметрах.

Номинальная (максимальная) мощность для К-турбин это мощность при полностью открытых регулирующих клапанах и номинальных параметрах и чистой проточной части.

Для Т-турбин – это наибольшая мощность, которую турбина должна длительно развивать при определенных давлениях пара в отборах. Для теплофикационных турбин отдельно указывается еще и максимальная мощность, которая развивается при выключенных отопительных отборах.

10. Почему повышение температуры свежего пара приводит к повышению экономичности цикла?

Так как увеличивается эквивалентная температура подвода теплоты к рабочему телу, а значит и растет термический КПД цикла.

Рост температуры свежего пара приводит к росту степени сухости пара (сдвиг точки е вправо), следовательно растет

Эффективность цикла характеризуется: , значит с ростом температуры свежего пара повышается и экономичность цикла.

11. Чем объясняется ограничение в повышении температуры свежего пара? Почему в последние годы эта температура несколько снизилась?

Повышение температуры свежего пара происходило вплоть до 565 0 С, это ограничение объясняется использованием перлитного класса сталей, хотя существуют опытные установки на 650 0 С на аустенитном классе сталей, повышение экономичности не покрывает значительного удорожания, накладываемого использованием подобных сталей. Таким образом, ограничения объясняются предельными температурами нормальной работы используемых сталей.

В последние годы температуры была снижена с 565 0 С до 540 0 С из соображений обеспечения необходимого ресурса (времени работы сталей при тех нагрузках, на которые они рассчитаны, с ростом температуры это время уменьшается)

12. Почему при T₀ = const имеется оптимум по давлению свежего пара и дальнейшее увеличение давления сопровождается снижением экономичности цикла?

Как видно из T-S диаграммы с повышением давления растет эквивалентная температура, а значит расчет термический КПД, однако при повышении давления при постоянной температуре возрастает влажность в конце процесса расширения пара в турбине, что влечет снижение внутреннего КПД, следовательно, экономичность цикла будет расти с повышением давления до определенного предела.

Источник

Многоступенчатые паровые турбины

РАБОЧИЙ ПРОЦЕСС МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ

Кроме небольших, вспомогательных, паровые турбины, в том числе энергетические, а также судовые выполняются многоступенчатыми.

В § 1.1 отмечалось, что принципиальное различие между многоступенчатыми активными и реактивными турбинами, которое было заметным в первый период развития турбостроения, впоследствии значительно сгладилось, и многие современные паровые турбины часто выполняются с активными ступенями в области повышенного давления пара и с реактивными ступенями в части низкого давления. Тем не менее по конструктивным признакам разделение между активными и реактивными турбинами сохранилось до сих пор. Также сохранились и некоторые особенности в методах проектирования тех и других турбин. Поэтому в дальнейшем мы оставим условное деление между активными и реактивными турбинами. Однако, говоря о турбинах активных, будем допускать в них и ступени, работающие со значительной степенью реактивности. Под реактивными подразумеваются турбины, имеющие в большинстве ступеней реактивность рср%0,5.

На рис. 5.1 показана конструктивная схема проточной части многоступенчатой активной турбины. На общем валу насажен ряд дисков, на периферии которых располагаются рабочие лопатки. Диски разделены диафрагмами, в которых установлены сопловые лопатки. В сопловых решетках происходит расширение пара. Элемент турбины, состоящий из диафрагмы и последующего диска с рабочими лопатками, образующими

рабочую решетку, представляет ступень активной турбины. Диафрагмы двух соседних ступеней образуют камеру, в которой располагается диск, несущий рабочую решетку.

Во многих турбинах применяется сопловое парораспределение. При этом первая ступень при изменении пропуска пара работает с изменяющейся парциалыюстью и в этом отношении отличается от последующих ступеней турбины. Такая ступень называется регулирующей и выполняется при относительно малых расчетных теплоперепадах в виде одновенечной активной ступени, при значительных теплоперепадах — в виде двухвенеч-ной ступени скорости.

В многоступенчатой турбине полный располагаемый теп-лоперепад от начального состояния пара до давления в выходном патрубке распределяется между последовательно расположенными ступенями турбины. Таким образом, каждая из ступеней перерабатывает лишь часть общего теплоперепада, приходящегося на всю турбину.

, за счет чего скорость при истечении из сопловой решетки возрастает до с<.

Основная часть кинетической энергии с\1 парового потока преобразуется при протекании рабочей решетки регулирующей ступени в энергию вращения ротора турбины, так что при выходе из рабочих лопаток паровой поток имеет незначительную скорость с2-

Таким образом, расширение пара продолжается в последующих ступенях до тех пор, пока не будет достигнуто давление рк в выходном патрубке турбины. В ступенях высокого и среднего давления активной турбины обычно предусматривается невысокая степень реактивности. В ступенях низкого давления реактивность увеличивается.

Линия аЬ в диаграмме на рис. 5.1 показывает изменение вращающего момента на валу турбины. Крутящие моменты, передаваемые дисками каждой последующей ступени суммируются, гак что величина момента возрастает и суммарный момент М соответствует суммарной мощности /V, которую при частоте вращения со турбина передает ротору соединенного с ней генератора электрического тока: N= = 10″3 М(й кВт.

Небольшой отрицательный момент па переднем конце вала определяется затратой мощности на привод масляного насоса, расположенного активной. Активная одновенечная регулирующая ступень показана и на рис. 5.3. Так как регулирующая ступень работает с парциальным подводом пара, то, чтобы обеспечить высокую ее эффективность, ступень (§ 4.2) следует проектировать с небольшой степенью реактивности.

За регулирующей ступенью размещаются реактивные ступени, которые всегда выполняются с полным подводом пара. Если в активных турбинах малой мощности применять парциальный подвод пара в первых нерегулируемых ступенях, то для реактивных турбин такая возможность исключается.

Рабочие лопатки реактивных ступеней устанавливаются непосредственно на барабане, а сопловые лопатки крепятся в корпусе турбины или в обоймах.

Расположение сопловых лопаток в диафрагмах, а рабочих на дисках в реактивной турбине привело бы к большим осевым усилиям, действующим на ротор (см. § 5.5), увеличению осевых габаритов турбины и ее удорожанию.

согласно (3.33) реактивные ступени при той же окружной скорости и перерабатывают меньший тепло-перепад, чем активные, и число их в многоступенчатой турбине больше.

Разбивка общего теплоперепада между отдельными ступенями, которая осуществляется в многоступенчатых турбинах, создает ряд преимуществ, позволяющих достигнуть высокого КПД всей многоступенчатой турбины.

Основные преимущества многоступенчаюй турбины заключаются в следующем.

1. С применением значительного числа ступеней можно для каждой ступени выбрать небольшой теплоперепад, даже при умеренных окружных скоростях рабочих лопаток обеспечить значения н/гф, при которых КПД отдельных ступеней достигают максимума.

2. Уменьшение теплопсрепада и связанное с л им уменьшение диаметра ступени (при заданной час готе вращения) приводит к увеличению высот сопловых и рабочих лопаток или к увеличению степени парциальноети в тех ступенях, которые работают с малыми объемными расходами пара, как, например, ступени, расположенные в области значительных давлений пара, где удельные объемы пара невелики. В связи с этим даже при мощностях турбины 4000 6000 кВт и частоте вращения /? = 50 1/с во всех ступенях турбины, за исключением регулирующей, обычно удается обеспечить степень парциальнрети, равную единице, и достаточную высоту сопловых и рабочих лопаток.

В регулирующей ступени степень парциальное™ не достигает единицы, так как наличие стенок, отделяющих одну сопловую группу от другой, заставляет сохранять промежутки между сопловыми группами, уменьшающие степень парциальпости. Даже если пар в регулирующей ступени подводится по всей окружности, степень парциальности в ней составляет не более 0,8—0,96.

Достижение полной парциальности и достаточной высоты лопаток нерегулируемых ступеней многоступенчатых турбин является существенным фактором повышения КПД турбины.

При удачном очертании проточной части кинетическая энергия потока пара, покидающего ступень турбины, может быть частично или даже полностью использована в последующей ступени. Таким образом, увеличивается располагаемый теплоперепад Н0 > Н0 большинства ступеней. Выходная скорость полностью теряется обычно лишь в регулирующей и в последних ступенях турбины и ее отдельных цилиндров.

В результате сумма располагаемых тепловых перепадов в многоступенчатой турбине больше, чем располагаемый теплоперепад, взятый для всей турбины по основной изоэнтропе Ит0.

Возможность частичного использования в последующих ступенях потерь при течении в предыдущих ступенях также является существенным преимуществом многоступенчатой турбины.

. Таким образом,

Использованный теплоперепад всей турбины найдется как сумма использованных перепадов отдельных ступеней:

может быть вынесен как общий множитель за знак

Здесь Н о представляет собой располагаемый теплоперепад для всей турбины, взятый по основной изоэнтропе; (? — часть потерь (в тепловых единицах) в ступенях турбины, которые могут быть использованы в последующих ступенях.

С другой стороны, использованный теплоперепад для всей турбины равен

Сравнивая два выражения для использованного теплопе-репада, находим, что КПД всей турбины г^,- представится так:

Отношение дт = ()1Нт0 называется коэффициентом возврата теплоты и определяет долю потерь, которые могут быть использованы в последующих ступенях турбины.

Таким образом, формула (5.3) показывает, что относительный КПД всей многоступенчатой турбины больше, чем средний КПД ее отдельных ступеней.

Для приближенной оценки коэффициента возврата теплоты можно пользоваться такой удобной формулой:

в которой коэффициент кт для турбин, работающих только в области перегретого пара, следует принимать равным 4,8* 10

4; если вся линия процесса лежит в области влажного пара, &т = 2,8 10

4, а для турбин, у которых процесс расширения переходит из области перегретого в область влажного пара, &т=(3,2-^4,3)-104. В формуле (5.4) размерность Нт0 кДж/кг.

На диаграмме на рис. 5.5 приведены кривые изменения коэффициента возврата теплоты в зависимости от числа ступеней турбины при различных значениях относительных внутренних КПД ступени. Эти кривые подсчитаны для процесса, в котором р0 = 9,0 МПа, /о = 500° С, /?к = 4 кПа (&т = 3,8 10

Источник