Показатель
|
Отсек турбины
|
|
ПВД №3
|
ПВД №2
|
ПВД №1
|
турбопривод
|
деаэратор
|
ПНД №4
|
ПНД №3
|
ПНД №2
|
ПНД №1
|
Количество
отбираемого пара в отбор; Gотб, т/ч
|
15,97
|
23,5
|
7,16
|
24,72
|
5,0
|
9,72
|
8,33
|
8,77
|
6,30
|
Доля
отбираемого пара; α=Gотб/G
|
0,0549
|
0,0808
|
0,0246
|
0,0849
|
0,0172
|
0,0334
|
0,0286
|
0,0301
|
0,0216
|
Энтальпия пара
перед отсеком; i, кДж/кг
|
3110,150
|
3005,323
|
3363,863
|
3363,863
|
3253,095
|
3064,470
|
2949,928
|
2757,754
|
2508,6
|
1) Из характеристик рассчитываемой турбины находим
номинальную мощность турбины:
2) Определяем расход пара на турбину из уравнения мощности:
где D0 - расход пара на турбину;
D1 …D8 - расходы пара в отборах турбины;
- произведение механического КПД на КПД генератора (принимаем).
Выражая из данного выражения значение общего расхода, получаем
следующее значение:
) Проверяем значение мощности турбины, подставляя значение общего
расхода пара на турбину в уравнение:
где Hi - приведенный использованный теплоперепад
на турбину;
α1 …α8 - доли расходов пара в отборах турбины;
- произведение механического КПД на КПД генератора (принимаем).
Отклонение номинальной мощности турбины от расчетной составляет
0,015%, что является допустимой величиной.
Утечки пара их концевых уплотнений принимаем 1% от общего расхода
пара. Тогда
окончательно принимаем общий расход пара на турбину:
3. Разбивка теплоперепада цнд по ступеням
Располагаемый тепловой перепад на ЦНД:
Количество пара, проходящего через ЦНД , а т.к. ЦНД - двухпоточный, то на вход в
каждый поток подается пара.
Принимаю длину последней лопатки 960 мм, средний диаметр
последней ступени 2480 мм, суммарную кольцевую площадь последней ступени
21,3 .
В первом приближении принимаем располагаемый тепловой перепад на
первую ступень отсека h0 (I) =96
кДж/кг величина оптимального отношения скоростей первой ступени
принимаем ;
Средний диаметр первой ступени:
.
Находим высоту сопловой лопатки первой ступени:
где - теоретическая скорость выхода пара из
сопл;
- эффективный угол выхода потока из сопл;
- удельный объем пара за сопловой решеткой;
Находим высоту рабочей лопатки первой ступени:
Определим теплоперепад на последней ступени:
С помощью вспомогательной диаграммы найдем теплоперепады на
остальных ступенях:
Определяем средний теплоперепад для ступеней ЦНД
Определяем коэффициент возврата теплоты:
где для ступеней, работающих во влажном паре.
Фактическое количество ступеней равно:
Округляем значение до 5.
4.
Расчет регулирующей ступени
Параметры пара перед ступенью:
; ; ;
;
.
Принимаем:
; ; ; .
) Располагаемый теплоперепад
.
) Фиктивная скорость:
) Окружная скорость на среднем диаметре:
4) Средний диаметр ступени:
5) Располагаемый теплоперепад сопловой
решетки:
) Энтальпия пара за сопловой решеткой:
) Параметры пара за сопловой решеткой:
р1t=16,899
МПа;
v1t=0,01730 .
) Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки:
) Режим течения пара в сопловой решетке:
- дозвуковой режим.
10) Площадь сопловой решетки:
) Оптимальная степень парциальности регулирющей ступени:
где - произведение парциальности.
) Высота сопловых лопаток:
) Принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А по углам входа a0 = 900 и выхода потока пара (газа) из нее a1э =120, а так же с учетом числа :
14) Количество сопловых лопаток:
) Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой:
где Н с/м2 - коэффициент
кинематической вязкости пара по параметрам за сопловой решеткой.
) Поправки на числа Рейнольдса и Маха:
) Коэффициент расхода для сопловой решетки (расчетный):
) Потери на трение в пограничном слое (в первом приближении
принимаем):
) Коэффициент кромочных потерь:
,
где - толщина выходной кромки.
Тогда:
20) Коэффициент концевых потерь:
) Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на
числа Маха и Рейнольдса:
) Поправка к коэффициенту потерь энергии на верность:
,
где - верность решетки;
Тогда:
) Поправка на наклон меридионального обвода:
,
где - угол периферийного меридионального
наклона (принимается);
- относительное затенение высоты лопатки.
Тогда:
) Поправка на нерасчетный угол входа:
где - угол входа потока в ступень (равен
оптимальному значению угла входа).
Тогда:
) Коэффициент потерь для сопловой решетки:
) Коэффициент скорости:
.
) Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки:
(м/с).
) Угол выхода потока из сопел в абсолютном движении (фактический):
) Осевая составляющая абсолютной скорости выхода потока из
сопловой решетки:
) Окружная составляющая абсолютной скорости выхода потока из
сопловой решетки:
) Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки:
) Угол входа потока в рабочую решетку в относительном движении:
) Входной треугольник скоростей регулирующей ступени:
Рисунок 3.1 - Входной треугольник скоростей регулирующей ступени
ЦВД
) Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:
) Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей
решетки:
36) Число Маха:
37) Высота рабочей решетки:
где - величина перекрыши (сумма корневой и
периферийной перекрыш).
) Выходная площадь рабочей решетки:
где - коэффициент расхода рабочей решетки
(принимается).
) Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в
относительном движении:
) Принимаем хорду профиля рабочих лопаток:
Выбираем профиль Р-30-21А [1]:
) Количество лопаток:
) Уточняем значение величины коэффициента расхода рабочей решетки:
где
угол поворота потока в канале рабочей решетки;
-
поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале
рабочей решетки;
поправка к коэффициенту расхода на угол на число Рейнольдса, где
.
поправка к коэффициенту расхода на угол на число Маха, где
) Потери на трение в пограничном слое:
44) Кромочные потери:
45) Концевые потери:
46) Поправка на веерность:
) Поправка к потерям на числа Рейнольдса (поправка на число Маха
не учитывается, так как М<1):
) Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке:
Тогда:
) Угол выхода из рабочей решетки в относительном движении:
) Значение реальной скорости выхода потока из рабочей решетки:
) Осевая и окружная составляющие относительной скорости:
) Скорость выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:
) Угол выхода из рабочей решетки в абсолютном движении:
) Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени:
Рисунок 3.2 - Выходной треугольник скоростей регулирующей ступени
ЦВД
) Абсолютная потеря энергии в рабочей решетке:
) Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:
57) Располагаемая энергия ступени:
где - коэффициент использования выходной
скорости (для регулирующей ступени равен 0).
) Относительный лопаточный КПД:
где
удельная полезная работа ступени.
) Мощность на лопатках колеса турбины:
) Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается двумя методами:
через потери и значения скоростей потока с привлечением зависимостей:
Расхождение между данными значениями составляет менее 5 %.
) Общие потери на трение (включая потери на трение диска,
лопаточного бандажа и конических поверхностей):
где - коэффициент трения (принимается).
) Потери с утечками:
а) потери с утечками через диафрагменное уплотнение:
где - поправочный коэффициент для прямоточного
уплотнения (принимается по экспериментальным кривым);
- коэффициент расхода уплотнения (принимается);
- число гребней уплотнения (выбирается в зависимости от
необходимости улучшения плотности ступени);
- площадь щели между диафрагмой и уплотнением (величины и выбираются по заводским данным).
б) потери с утечками через периферийные уплотнения ступени:
где - диаметр по периферии рабочих лопаток;
- степень реактивности на среднем диаметре ступени;
эквивалентный зазор периферийного уплотнения (значения принимаются по данным завода -
изготовителя, - по экспериментальным кривым,).
Тогда общие потери с утечками составят:
) Потери от парциальности:
а) потери от вентиляции:
где - коэффициент вентиляции (принимается для
одновенечной ступени).
б) сегментные потери:
где - ширина рабочей лопатки (принимается по
характеристикам профиля лопаток);
- число пар концов сопловых сегментов (выбирается в зависимости
конструкции ступени).
Тогда общие потери от парциальности составят:
) Относительный внутренний относительный КПД ступени:
64) Внутренняя мощность ступени:
5. Расчет ступеней ЦНД и построение треугольников скоростей
5.1
Расчет первой ступени ЦНД
Исходные данные для проектирования ступени турбины:
расход пара ;
частота вращения ротора турбины ;
давление пара на входе в сопловой аппарат ;
энтальпия пара на входе в сопловой аппарат
теплоперепад на ступень
Принимаю: ; ; .
. Параметры пара перед ступенью определяются по таблицам [4] или hs - диаграмме водяного пара.
2. Фиктивная скорость:
. Окружная скорость на среднем диаметре:
. Средний диаметр ступени:
. Располагаемый теплоперепад сопловой решетки определяется как:
. Энтальпия пара за сопловой решеткой
. Нахожу давление и удельный объем пара за сопловой решеткой:
. Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решетки может
быть определена из выражения:
. Режим течения пара в сопловой решетке определяется значением
числа Маха. Скорость звука при этом:
Число Маха:
Режим дозвуковой, определяем выходную площадь сопловой решетки:
где - предварительное значение коэффициента
расхода для сопловой решетки.
. Высота лопаток сопловой решетки:
. Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам
входа и выхода потока пара из нее (), а так же с учетом числа . Для дозвукового характера течения (), принимаем профиль сопловой лопатки
С-90-15А с ориентировочной величиной хорды [табл.3.1; 5].
. Количество сопловых лопаток в решетке определяю с учетом
принятой хорды решетки (b1) и величины
оптимального относительного шага для нее :
. Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решеткой () рассчитывается из выражения с
использованием величины кинематической вязкости пара по состоянию за ней:
. Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для
сопловой решетки:
15. Коэффициент расхода для сопловой решетки:
. Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:
где в первом приближении.
. Коэффициент кромочных потерь энергии определяется толщиной
выходной кромки (), приняв величину которой найдем ее
относительную толщину из соотношения:
.
. Коэффициент концевых потерь энергии в решетке определяем по
формуле Трояновского Б. М.:
. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на
число Маха:
На число Рейнольдса как:
. Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решетке на
верность:
. Коэффициент потерь энергии для сопловой решетки с учетом всех
поправок определится как:
. Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решетки
(с1):
. Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический):
Осевая и окружная составляющие абсолютной скорости выхода потока
из сопловой решетки:
. Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки
рассчитываем с использованием теоремы для косоугольных треугольников:
. Угол входа потока в рабочую решетку турбинной ступени в
относительном движении может быть определен так же с использованием соотношений
тригонометрии как
. Входной треугольник скоростей строю по определенным выше
величинам абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки () и относительной (), а так же фактических углов выхода
потока из нее в абсолютном и относительном движении . Построение треугольника позволяет проверить правильность
выполненных выше расчетов очевидным путем (векторы расчетные и полученные через
углы при построении треугольника должны совпадать в пределах погрешности
расчетов).
. Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:
. Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей
решетки:
. Число Маха:
. Высота рабочей решетки:
- величина перекрыши для нее [табл.2.2; 5].
. Нахожу выходную площадь рабочей решетки, для чего в первом
приближении принимаю коэффициент расхода .
. Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки в
относительном движении:
33. Хорда профиля:
Выбираю профиль рабочей лопатки Р-26-17А, для которой
Количество рабочих лопаток на колесе:
. Угол поворота потока рабочей решетки в ее канале:
Поправка к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале:
Поправка к коэффициенту расхода на число Рейнольдса:
Поправка к коэффициенту расхода на число Маха:
С учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:
. Потери на трение в пограничном слое:
36. Кромочные потери энергии:
.
37. Концевые потери энергии:
. Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке:
. Поправка к потерям на число Рейнольдса:
. Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех
поправок к нему:
коэффициент скорости для рабочей решетки:
. Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
. Окружная и осевая составляющие относительной скорости для
рабочей решетки, соответственно:
. Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении:
. Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении:
. Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:
. Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:
47. Располагаемая энергия ступени:
. Удельная работа на лопатках турбины:
. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени
Расхождение в значениях лопаточного КПД определенного двумя
методами не превышает погрешности расчетов. Расчет внутренних потерь в рабочей
решетке завершаю построением выходного треугольника скоростей.
. Мощность на лопатках колеса турбины:
. Расчёт потерь на трение диска:
где коэффициент трения Kтр=
(0,45-0,8) ·10-3
52. Потери от утечек пара:
Потери с утечками в диафрагмах:
Величиной утечек пара через корневой зазор пренебрегаю.
. Потери от парциальности не учитываю.
54. Относительный внутренний КПД турбинной
ступени
. Внутренняя мощность турбинной ступени (Ni) или мощность на валу:
где h0 - тепловой перепад ступени по полным параметрам (параметрам
торможения).
Таблица
Название
величины
|
Обознач.
|
Размерн.
|
Рег-ая ступень
|
ЦНД
|
|
|
|
|
1-ая
|
2-ая
|
3-я
|
4-я
|
5-я
|
|
|
|
с
|
р
|
с
|
р
|
с
|
р
|
с
|
р
|
с
|
р
|
с
|
р
|
Расход пара
|
G
|
кг/с
|
288,09
|
96,845
|
96,845
|
96,845
|
96,845
|
96,845
|
Давление пара
|
Р0
|
МПа
|
22,56
|
0,233
|
0,1457
|
0,0877
|
0,0503
|
0,0248
|
Температура
(сухость)
|
t0, (Х)
|
0С
|
532,42
|
219,5
|
169,6
|
117,45
|
0,987
|
0,95
|
Энтальпия пара
|
i0
|
кДж/кг
|
3312,04
|
2908,72
|
2812,72
|
2712,77
|
2616,23
|
2511,33
|
Изоэнтропийный
теплоперепад ступени
|
h0
|
кДж/кг
|
32,5
|
96
|
96,48
|
93,15
|
108,6
|
134,76
|
Средний диаметр
|
dср
|
м
|
1,24
|
1,675
|
1,690
|
1,732
|
1,93
|
2,48
|
Окружная скорость
|
u
|
м/с
|
195,16
|
262,9
|
263,56
|
267,61
|
302,93
|
389,36
|
Отношение
скоростей
|
u/cф
|
--
|
0,46
|
0,6
|
0,62
|
0,65
|
0,75
|
Степень
реактивности
|
r
|
--
|
0,03
|
0,41
|
0,41
|
0,42
|
0,47
|
0,6
|
Изоэнтропийный
перепад в решетках
|
hoc, hop
|
кДж/кг
|
29,25
|
3,28
|
56,64
|
39,36
|
56,92
|
39,55
|
54,03
|
39,123
|
57,558
|
51,042
|
53,9
|
80,856
|
Теоретическая
скорость выхода из решеток
|
c1t, w2t
|
м/с
|
241,86
|
143,59
|
336,57
|
296,5
|
337,41
|
297,18
|
328,72
|
293,16
|
339,29
|
329,73
|
328,34
|
417,55
|
Давление пара
за решеткой
|
p1, p2
|
МПа
|
16,74
|
15,26
|
0,1798
|
0,1457
|
0,1089
|
0,0877
|
0,064
|
0,0503
|
0,0348
|
0,0248
|
0,0171
|
0,0036
|
Число Маха
|
M1t, M2t
|
--
|
0,379
|
0,225
|
0,633
|
0,57
|
0,67
|
0,611
|
0,7
|
0,64
|
0,75
|
0,74
|
0,756
|
0,98
|
Коэффициенты
расхода
|
m1, m2
|
--
|
0,975
|
0,937
|
0,975
|
0,84
|
0,975
|
0,87
|
0,975
|
0,89
|
0,975
|
0,91
|
0,975
|
0,92
|
Выходные
площади решеток
|
F1, F2
|
м2
|
0,0122
|
0,0231
|
0,348
|
0,478
|
0,509
|
0,696
|
0,78
|
1,1
|
1,29
|
1,84
|
2,51
|
3,44
|
Число лопаток
|
Z1, Z2
|
|
132
|
156
|
120
|
291
|
121
|
294
|
124
|
301
|
138
|
336
|
178
|
423
|
Эффективные
углы решеток
|
a1, β2
|
Град
|
12,08
|
20,83
|
14,09
|
17,25
|
14,09
|
17,44
|
14,1
|
18,2
|
14,1
|
19,45
|
14, 19
|
27,41
|
Высоты решеток
|
l1, l2
|
м
|
0,0246
|
0,0276
|
0,267
|
0,273
|
0,397
|
0,403
|
0,592
|
0,598
|
0,878
|
0,884
|
0,954
|
0,960
|
Коэффициенты
скорости
|
j, y
|
--
|
0,969
|
0,945
|
0,97
|
0,946
|
0,969
|
0,945
|
0,968
|
0,969
|
0,967
|
0,941
|
0,969
|
0,876
|
Скорость выхода
потока из решеток
|
c1, w2
|
м/с
|
404,4
|
214,73
|
326,47
|
280,69
|
326,95
|
280,77
|
318,21
|
276,6
|
328,05
|
310,3
|
318,12
|
365,69
|
Относит.
скорость на входе в РР и абсол. скорость на выходе из нее
|
w1, с2,
|
м/с
|
217,7
|
76,5
|
95,93
|
83,38
|
95,92
|
84,68
|
87,71
|
89,34
|
81,5
|
103,86
|
112,42
|
189,78
|
Углы
направления этих скоростей
|
β1,a2
|
град
|
22,9
|
85,9
|
55,92
|
86,44
|
56,06
|
87,18
|
62,12
|
86,3
|
79,24
|
95,72
|
136
|
111,4
|
Потери энергии
в решетках
|
Dhc, Dhp
|
кДж/кг
|
1,8
|
1,11
|
3,35
|
4,57
|
3,48
|
4,74
|
3,4
|
4,71
|
3,75
|
6,22
|
3,3
|
20,3
|
Потеря с
выходной скоростью
|
Dhвс
|
кДж/кг
|
1,15
|
4,38
|
3,59
|
3,99
|
5,39
|
18
|
Располагаемая
энергия ступени
|
Е0
|
кДж/кг
|
90
|
91,62
|
92,859
|
89,15
|
103,21
|
116,752
|
Удельная работа
ступени
|
Lu,
|
кДж/кг
|
28,48
|
84,6
|
84,68
|
81,05
|
93,24
|
93,14
|
Относительный
лопаточный КПД
|
hол
|
--
|
0,87
|
0,91
|
0,91
|
0,91
|
0,9
|
0,798
|
Относительный
внутренний КПД
|
hоi
|
--
|
0,808
|
0,88
|
0,88
|
0,875
|
0,87
|
0,75
|
Внутренняя
мощность
|
Ni
|
кДж/кг
|
73,3
|
87,36
|
87,79
|
84,76
|
97,2
|
107,2
|
Построение треугольников скоростей ступеней ЦНД турбины.
Треугольники скоростей 1-ой нерегулируемой ступени ЦНД
треугольники скоростей 2-ой нерегулируемой ступени ЦНД
треугольники скоростей 3-ой нерегулируемой ступени ЦНД
треугольники скоростей 4-ой нерегулируемой ступени ЦНД
треугольники скоростей 5-ой нерегулируемой ступени ЦНД
6.
Техническо-экономические показатели турбоустановки
1) Суммарный расход тепла на установку:
2) КПД по выработке электроэнергии:
) Удельный расход тепла на выработку электроэнергии:
) Удельный расход топлива на выработку электроэнергии:
7. Спецзадание 1. прочностные расчеты наиболее нагруженных
элементов турбины
7.1 Прочностной расчет лопаток последней ступени
) Максимальное напряжение от центробежных сил в рабочей
лопатке записывается:
где:
,
r - плотность материала лопатки 7850 кг/м3.
w - угловая скорость: м/с.
l=0,960 м - высота лопатки последней ступени.
dср =2,48 м
- средний диаметр последней ступени.
k - коэффициент разгрузки, показывает, во сколько раз напряжение в
корневом сечении лопатки переменного профиля отличается от напряжения в
корневом сечении лопатки постоянного профиля. Турбинные лопатки проектируют
таким образом, что k<1, обычно k находят по формуле:
где v=0,5 -
отношение площадей профилей лопатки в периферийном и корневом сечениях.
2) Коэффициент запаса прочности:
где [] =760 МН/м2 - допускаемое
напряжение от центробежных сил для стали.
7.2
Прочностной расчет диска последней ступени
Касательные напряжения при кручении изгибе:
,
где - момент сопротивления диска;
- крутящий момент.
Изгибающим моментом пренебрегаем вследствие его малости.
Тогда:
8. Спецзадание 2. Описание системы регулирования турбины
Турбина снабжена электрогидравлической системой
автоматического регулирования, а также устройствами защиты, обеспечивающими
работу турбины но однобайпасной схеме паросбросных устройств блока и останов
турбины при возникновении аварийных нарушений режима ее работы.
Электрогидравлическая система регулирования состоит из
электрической и гидравлической частей.
Система регулирования включает: механический и электрический
датчики частоты вращения, электрические датчики активной мощности генератора,
датчики давления пара в линии промежуточного перегрева и давления свежего пара.
Исполнительные элементы системы регулирования и защиты:
четыре гидравлических сервомотора регулирующих клапанов ЦВД, два сервомотора
регулирующих клапанов ЦСД, два сервомотора автоматических затворов ЦВД, два
сервомотора автоматических затворов ЦСД, два сервомотора сбросных клапанов на
линии из промежуточного перегрева в конденсатор.
Сервомоторы регулирующих клапанов ЦВД и ЦСД, а также
автоматических затворов имеют механизмы для перемещения на часть хода клапанов
при работе под нагрузкой.
Управление турбиной при пуске, синхронизации и нагружении
осуществляется механизмом управления, обеспечивающим: зарядку золотников
регулятора безопасности; управление автоматическими затворами и регулирующими
клапанами ЦВД и ЦСД, сбросными клапанами; изменение частоты вращения ротора
турбины с возможностью синхронизации генератора при любой аварийной частоте в
системе; изменение нагрузки.
Механизм управления может приводиться в действие вручную и
дистанционно с блочного щита.
ЭЧСР содержит блоки, обеспечивающие форсированное закрытие
регулирующих клапанов турбины при сбросе нагрузки воздействием через электрогидравлический
преобразователь, в результате чего повышается максимальная частота вращения
ротора после мгновенного сброса нагрузки с генератора не более чем до 10% от
номинальной частоты вращения. Кроме того, в электроприставке имеется
быстродействующий ограничитель, обеспечивающий поддержание заданной в
послеаварийном режиме мощности.
Степень неравномерности регулирования частоты вращения
составляет (4,5±0,5) %. В регуляторе мощности возможно изменение характеристик
регулирования от 2,5 до 6 %. Нечувствительность гидравлической части системы
регулирования частоты вращения составляет не более 0.3 %.
Для защиты от разгона турбина снабжена регулятором
безопасности с двумя бойками, которые срабатывают при повышении частоты
вращения до (111,5±0,5) %. При срабатывании регулятора безопасности происходит
закрытие всех регулирующих и стопорных клапанов, а также открытие сбросных
клапанов. Время полного закрытия регулирующих и стопорных клапанов составляет -
0,3с от момента срабатывания регулятора безопасности. Действие регулятора
безопасности дублируется дополнительной защитой, выполненной в блоке золотников
регулятора скорости.
Турбина снабжена электромагнитными выключателями защиты,
обеспечивающими срабатывание золотников регулятора безопасности.
Рабочей жидкостью в гидравлической части системы
регулирования является огнестойкое синтетическое масло
Огнестойкое масло в систему регулирования подается от блока
маслоснабжения, состоящего из бака емкостью 5,5 м, охладителя,
воздухоотделителя, фильтров грубой и тонкой очистки, двух электронасосов
переменного тока Рабочее давление в системе регулирования - 4,4 МПа. Охладитель
масла работает при подводе охлаждающей воды из циркуляционной системы и
обеспечивает нормальную работу системы регулирования при температуре охлаждающей
воды не более 33°С.
Для предотвращения разгона турбоагрегата обратными потоками
пара установлены обратные клапаны на трубопроводах нерегулируемых отборов пара
в ПВД и ИНД, на трубопроводах пара к турбоприводам питательных насосов,
деаэратору и калориферам котла.
Система смазки предназначена для обеспечения смазкой
подшипников турбины, уплотнений вала генератора питательных насосов и
турбопривода Система рассчитана на применение масла Гп-22С по ТУ 38 101.821-83.
В баке объемом 47 м3 установлены сетчатые фильтры
для очистки масла от механических примесей и воздухоотделители для улучшения
деаэрации масла (содержание воздуха за воздухоотделителем не должно превышать
1,5 %).
Для подачи масла в систему предусмотрены два (один резервный)
вертикальных центробежных электронасоса переменного тока Установлены два
аварийных электронасоса постоянного тока. Масло охлаждается в трех
маслоохладителях типа М-240 (один резервный), питающихся водой из
циркуляционной системы
Турбина снабжена двумя реле давления смазки, которые
автоматически отключают турбину и валоповоротное устройство при падении
давления в напорном маслопроводе смазки, а также включают резервные насосы
системы смазки.
Конденсационная установка состоит из конденсаторной группы,
воздухоудаляющего устройства, конденсатных насосов и водяных фильтров.
Конденсаторная группа включает в себя один поверхностный двухходовой
конденсатор с поверхностью охлаждения 15400 м2.
С целью уменьшения термических напряжений и (предотвращения
расстыковки вальцовочных соединений на корпусах конденсаторов предусмотрены
линзовые компенсаторы, обеспечивающие податливость трубных досок относительно
корпуса конденсатора.
Воздухоудаляющее устройство, обеспечивающее нормальный
процесс теплообмена в конденсаторе и прочих вакуумных аппаратах, состоит из
двух основных водоструйных эжекторов, двух водоструйных эжекторов
циркуляционной системы для удаления воздуха из верхних частей водяной камеры
конденсатора и верхних водяных камер маслоохладителей, водоструйного эжектора
для удаления воздуха из сальникового подогревателя IIC-I 15.
Турбоагрегат обслуживается тремя центробежными конденсатными
электронасосами (один из которых резервный).
Регенеративная установка предназначена для п0Д01рева
питательной воды паром, отбираемым из нерегулируемых отборов турбины, и имеет
подогреватель замкнутого контура газоохладителей генератора, охладитель пара
лабиринтовых уплотнений, четыре ПНД, деаэратор и три ПВД.
ПНД - камерные, вертикальные, поверхностного типа
представляют собой конструкцию, состоящую из водяной камеры, корпуса и трубной
системы.
ПНД № 3 имеет встроенный охладитель конденсата греющего пара,
а ПНД № 4 выполнен со встроенным охладителем пара, каждый снабжен регулирующим
клапаном отвода конденсата из подогревателя, управляемым электронным
регулятором, ПНД № 2 оборудован двумя регулирующими клапанами, один из которых
устанавливается на напорной линии сливных насосов из ПНД № 2, другой - на линии
отвода конденсата в конденсатор. Оба управляются одним электронным регулятором.
Слив конденсата греющего пара ПНД № 4, 3 и 2 выполнен
каскадным.
Из ПНД № 2 конденсат откачивается сливным насосом в линию
основного конденсата между ПЫД № 2 и 3; устанавливается два насоса (один из них
резервный).
ПВД - коллекторного тина. Поверхность нагрева выполнена в
виде плоских спиралей из стальных трубок; подогреватели шести коллекторные.
Слив конденсата греющего пара из подогревателей - каскадный.
ПВД оборудованы групповым защитным устройством, состоящим из
комбинированного (впускного и перепускного) клапана, установленного на входе
питательной воды в подогреватели, обратного клапана, который установлен за
группой ПВД, перепускных трубопроводов и элементов управления впускным
клапаном.
Защитное устройство отключает подачу воды в ПВД путем
закрытия впускного клапана и перепуска воды помимо ПВД при повышении ее уровня
в корпусе любого ПВД до первого предела защиты.
Установка сетевых подогрева гелей предназначена для нужд
теплофикации и имеет два подогревателя - основной и пиковый.
Заключение
Результатом курсового проекта является полный конструкторский
расчет отсека ЦНД турбины К-300-240-1, основанный на построении процесса
расширения пара в данном отсеке и выборе соответствующих конструкторских
решений, а именно геометрических характеристик профилей. В отсеке ЦНД были
выделены 5 нерегулируемых ступеней. Контроль правильности расчетов
осуществляется построением треугольников скоростей для каждой ступени, а также
нахождением относительного лопаточного КПД каждой ступени разными способами.
Чтобы удостовериться в том, что лопатки и диск последней
ступени выдержат нагружения, проводился проверочный расчет. В ходе данного
расчета было выяснено, что коэффициент запаса прочности лопаток составляет
около 1,2 а касательные напряжения на диске 0,2∙109 Н/м2,
что является допустимой величиной.
Технико-экономический расчет показал, что КПД выработки
электроэнергии составляет 0,534.
Список
литературы
1. Балабанович
В.К., Пантелей Н.В. Турбины теплоэлектростанций. Методические рекомендации к
выполнению курсового проекта. Минск-2005.
2. Бойко
Е.А., Баженов К.В., Грачев П.А. Тепловые электрические станции (паротурбинные
энергетические установки ТЭС): Справочное пособие - Красноярск: ИПЦ КГТУ, 2006.
- 152 с.
. Трухний
А.Д. Стационарные паровые турбины, 2-е изд. - М.: Энергоатомиздат, 1990. - 640
с.
. Щегляев
А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учебник
для вузов в 2-х книгах. Кн.1 - 6 издание. - М.: Энергоатомиздат, 1993. -
384 с.
5. Щегляев
А.В. Паровые турбины. Теория теплового процесса и конструкции турбин: Учебник
для вузов в 2-х книгах. Кн.2 - 6 издание. - М.: Энергоатомиздат, 1993. -
384 с.
6. Турбины
тепловых и атомных электрических станций: Учебник п для вузов. Под ред. А.Г.
Костюк, В.В. Фролов. - М.: Издательство МЭИ, 2001. - 488 с.