Номер условной ступени
|
Оптимальное отношения скоростей
|
Средний диаметр ступени, м
|
Теплоперепад на ступень, кДж/кг
|
1
|
0,49
|
1
|
50
|
2
|
0,493
|
1,125
|
72
|
3
|
0,496
|
1,251
|
94
|
4
|
0,5
|
1,331
|
116
|
Величина среднего для ступеней теплоперепада:
где
n - количество условных ступеней. В данном случае n=4.
Фактическое
количество ступеней:
где
Hо -
располагаемый тепловой перепад на рассчитываемые ступени проектируемого отсека,
q - коэффициент
возврата теплоты, определяемый из выражения:
Следовательно,
число ступеней в первом отсеке принимаем равным 4 без учёта регулирующей
ступени.
3.3 Расчет регулирующей ступени
Исходные данные для проектирования ступени:
−
расход пара ;
−
частота вращения ротора турбины ;
−
давление пара на входе в сопловой аппарат ;
−
давление пара после регулирующей ступени ;
−
температура пара на входе в сопловой аппарат .
Исходные
данные получены в результате разбивки теплового перепада.
.
Параметры пара перед турбиной:
−
теплосодержание
−
энтропия
−
удельный объем
.
Энтальпия пара за ступенью на адиабате определяется по давлению за ней (р2)
и энтропии на входе(s0):
.
Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень () уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для
остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в абсолютном
движении.
.
Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется по параметрам
торможения:
.
Фиктивная скорость ступени:
6.
Окружная скорость на среднем диаметре ступени при расчетном режиме:
.
.
Средний диаметр ступени:
.
По
конструкции турбины
.
Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:
,
.
Энтальпия пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении:
.
Параметры пара за сопловой решёткой могут быть определены с помощью hs-диаграммы.
Находим давление и удельный объём пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном
расширении:
;
.
Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решётки:
.
Режим течения пара в сопловой решётке определяется значением числа Маха.
Скорость
звука при этом , а число Маха , т. к.
режим дозвуковой , определяем выходную площадь сопловой решётки из
выражения
,
где
- предварительное значение коэффициента расхода для
сопловой решётки.
.
Высота лопаток сопловой решётки
.
Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа () и выхода потока пара () (для
активной ступени величина ), а также с учетом числа . Для дозвукового характера течения (), и, с учетом опыта проектирования [1, прилож.5],
принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с ориентировочной величиной хорды .
.
Количество сопловых лопаток определено с учётом принятой хорды решётки (b1) и величины оптимального относительного шага
.
Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решёткой (ReC1t)
рассчитывается из выражения с использованием определённой по таблицам величины
кинематической вязкости пара по состоянию за ней :
.
Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решётки
,
а
также
.
Коэффициент расхода для сопловой решётки:
Уточнённое
здесь значение коэффициента расхода () сравнивается
с ранее принятым в расчётах ().
.
Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:
.
Коэффициент кромочных потерь энергии определим толщиной выходной кромки ():
,
величина
этого коэффициента:
.
Коэффициент концевых потерь энергии в решётке определяется по формуле
Трояновского:
.
Поправка на дополнительные потери в решётке, обусловленные конусностью () её проточной части (ПЧ):
,
где
наклон периферийного обвода канала к осевому
направлению.
Данными
потерями пренебрегаем.
.
Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на число Маха (для
сужающихся решёток):
а
на число Рейнольдса:
.
Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на веерность ():
.
Поправка к потерям на отклонение угла входа в решётку профилей от оптимального
направления (для сопловой решётки обычно ):
Данными
потерями пренебрегаем.
.
Коэффициент потерь энергии для сопловой решётки
.
Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решётки (с1):
где
.
Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический):
Осевая
и окружная составляющие абсолютной скорости выхода:
.
Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитывается с
использованием теоремы косоугольных треугольников:
.
Угол входа потока в рабочую решётку турбинной ступени в относительном движении:
.
Входной треугольник скоростей строится по определенным выше величинам
абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки (с1) и
относительной (w1), а
также фактических углов выхода потока из нее в абсолютном (a1) и
относительном (b1)
движении.
.
Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:
.
Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решётки
(фактически предваряет расчёт рабочей решётки ступени):
.
Число Маха рассчитывается по относительной теоретической
скорости потока и скорости звука за ней для определения режима течения в
рабочей решётке:
Скорость
звука при этом
.
Высота рабочей решётки:
,
где
величина перекрыши для неё выбирается
в соответствии с данными [1, табл.3.1.].
.
Выходная площадь рабочей решётки определяется с использованием уравнения
неразрывности.
Для
этого в первом приближении принимаем коэффициент расхода .
.
Эффективный угол выхода потока из рабочей решётки в относительном движении:
.
Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду её профиля и величину относительного шага решётки в соответствии с рекомендациями [1, прил.5.]:
.
Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решётки , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с
сопловой решёткой. Угол поворота потока в её канале:
Поправка
к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале:
, на
число Рейнольдса:
,
,
на
число Маха:
.
С
учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:
.
Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (b1) (из
расчета сопловой решетки) и выхода потока пара из нее (b2эф), а
так же с учетом числа . Для дозвукового режима течения и величин углов и принимаем
к установке профиль рабочей лопатки типа Р-26-17А [1, прил.5].
.
Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же
принципу, что и сопловой.
.
Потери на трение в пограничном слое решетки профилей:
.
Кромочные потери энергии являются второй слагаемой профильных потерь. Приняв
толщину выходных кромок решеток рабочих лопаток Dкр, по известной величине хорды b2 для значения оптимального относительного шага t2 рассчитывается относительная толщина выходной кромки:
и
определяется величина кромочных потерь:
.
Волновые потери не учитываются, так как М<1.
.
Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с
относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей
решетке:
46.
Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке:
,
где
. Поправка к потерям на число Рейнольдса:
48.
Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему:
По
определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке
рассчитывается коэффициент скорости для нее (y ):
.
Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
.
Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки:
где
.
Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из
косоугольного треугольника по теореме косинусов:
.
Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же
с использованием тригонометрии:
.
Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:
.
Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:
,
.
Располагаемая энергия ступени:
,
где
cвс -
коэффициент использования выходной скорости (для регулирующей ступени равен 0).
.
Удельная работа на лопатках турбины рассчитывается через соответствующие
величины абсолютных потерь энергии в ступени:
. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени:
. Мощность на лопатках колеса турбины:
.
Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается через значения скоростей потока
с привлечением зависимостей:
Ошибка
вычислений не превышает 5 процентов, что допустимо.
Рис.3.2
треугольники скоростей регулирующей ступени
60.
Относительный внутренний КПД турбинной ступени (hoi) определяется на заключительной стадии расчета.
где
потери от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения
где
- коэффициент расхода уплотнения диафрагмы, ;
-
диаметр диафрагменного уплотнения, [3, стр.
98];
- радиальный
зазор в уплотнении, ;
z - число
гребней уплотнения, в области высоких давлений z = 4 - 10.
Принимаем z = 6.
dб - диаметр бандажного уплотнения,
дэкв
- эквивалентный зазор уплотнения
- осевой
и радиальный зазоры бандажного уплотнения;
- число
гребней в надбандажном уплотнении.
Принимаем
.
Тогда
,
Потери энергии от трения диска о пар
где
- коэффициент трения определен по [3, рис. 4-2.]
Потери
энергии от влажности пара (по формуле Лагуна):
где
a=0,35…0,4.
61. Внутренняя мощность ступени:
4. Расчет ступеней ЦВД
4.1 Расчет первой нерегулируемой ступени ЦВД
. Параметры пара перед первой ступенью:
−
теплосодержание
−
энтропия
−
удельный объем
.
Энтальпия пара за ступенью на адиабате определяется по давлению за ней (р2=2,43
МПа) и энтропии на входе(s0):
.
Энтальпия потока по параметрам торможения на входе в ступень () уточняется по величине входной скорости : для первой ступени , а для
остальных ступеней турбины , где скорость потока на выходе из предыдущей ступени в
абсолютном движении.
.
Располагаемый (адиабатический) теплоперепад ступени определяется по параметрам
торможения:
.
Фиктивная скорость ступени:
.
Окружная скорость на среднем диаметре ступени при расчетном режиме:
.
7.
Средний диаметр ступени:
.
.
Располагаемый теплоперепад сопловой решетки:
9.
Энтальпия пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном расширении
.
Параметры пара за сопловой решёткой могут быть определены с помощью hs-диаграммы.
Находим давление и удельный объём пара за сопловой решёткой при изоэнтропийном
расширении:
;
.
Теоретическая скорость выхода пара из сопловой решётки:
.
Режим течения пара в сопловой решётке определяется значением числа Маха.
Скорость
звука при этом , а число Маха , т. к.
режим дозвуковой, определяем выходную площадь сопловой решётки из
выражения
,
где
- предварительное значение коэффициента расхода для
сопловой решётки.
.
Высота лопаток сопловой решётки
.
Выбор профиля лопатки сопловой решетки осуществляется по углам входа () и выхода потока пара () (для
активной ступени величина ), а также с учетом числа . Для звукового характера течения (), и, с учетом опыта проектирования [1, прилож.5],
принимаем профиль сопловой лопатки С-90-12А с ориентировочной величиной хорды .
.
Количество сопловых лопаток определено с учётом принятой хорды решётки (b1) и величины оптимального относительного шага
16.
Число Рейнольдса для потока пара за сопловой решёткой (ReC1t)
рассчитывается из выражения с использованием определённой по таблицам величины
кинематической вязкости пара по состоянию за ней :
.
Поправки на числа Рейнольдса и Маха к коэффициенту расхода для сопловой решётки
,
а
также
.
Коэффициент расхода для сопловой решётки:
Уточнённое
здесь значение коэффициента расхода ()
сравнивается с ранее принятым в расчётах ().
.
Потери на трение в пограничном слое на поверхности профиля:
20.
Коэффициент кромочных потерь энергии определим толщиной выходной кромки ()
,
величина
этого коэффициента:
.
Коэффициент концевых потерь энергии в решётке определяется по формуле
Трояновского:
.
Поправка на дополнительные потери в решётке, обусловленные конусностью () её проточной части (ПЧ)
,
где
наклон периферийного обвода канала к осевому
направлению.
Данная
потеря не учитывается.
.
Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на число Маха (для
сужающихся решёток):
а
на число Рейнольдса:
.
Поправка к коэффициенту потерь энергии в сопловой решётке на веерность ()
.
Поправка к потерям на отклонение угла входа в решётку профилей от оптимального
направления (для сопловой решётки обычно ):
.
Коэффициент потерь энергии для сопловой решётки
.
Фактическая величина скорости выхода потока из сопловой решётки (с1)
где
28.
Угол выхода потока из сопл в абсолютном движении (фактический)
Осевая
и окружная составляющие абсолютной скорости выхода:
.
Относительная скорость выхода потока из сопловой решетки рассчитывается с
использованием теоремы косоугольных треугольников:
30.
Угол входа потока в рабочую решётку турбинной ступени в относительном движении:
.
Входной треугольник скоростей строится по определенным выше величинам
абсолютной скорости выхода потока пара из сопловой решетки (с1) и
относительной (w1), а
также фактических углов выхода потока из нее в абсолютном (a1) и
относительном (b1)
движении.
.
Абсолютная величина потерь энергии потока в сопловой решетке:
33.
Относительная теоретическая скорость выхода потока из рабочей решётки
(фактически предваряет расчёт рабочей решётки ступени):
.
Число Маха рассчитывается по относительной теоретической
скорости потока и скорости звука за ней для определения режима течения в
рабочей решётке:
Скорость
звука при этом
.
Высота рабочей решётки:
,
где
величина перекрыши для неё выбирается
в соответствии с данными [1, табл.3.1.].
.
Выходная площадь рабочей решётки определяется с использованием уравнения
неразрывности. Для этого в первом приближении принимаем коэффициент расхода .
37.
Эффективный угол выхода потока из рабочей решётки в относительном движении:
.
Количество рабочих лопаток на колесе определим, приняв хорду её профиля и величину относительного шага решётки в соответствии с рекомендациями [1, прил.5]:
.
Уточняется значение величины коэффициента расхода рабочей решётки , для чего вычисляются поправки к нему по аналогии с
сопловой решёткой. Угол поворота потока в её канале:
Поправка
к коэффициенту расхода на угол поворота потока в канале:
,
на
число Рейнольдса:
,
,
на
число Маха:
.
С
учетом поправок коэффициент расхода для рабочей решетки:
.
Выбор профиля лопатки рабочей решетки осуществляется по углам входа (b1) (из
расчета сопловой решетки) и выхода потока пара из нее (b2эф), а
так же с учетом числа . Для дозвукового режима течения и величин углов и принимаем
к установке профиль рабочей лопатки типа Р-30-21А [1, прил.5].
.
Расчет потерь энергии в рабочей решетке (внутренних) выполняется по тому же принципу,
что и сопловой.
.
Потери на трение в пограничном слое решетки профилей:
.
Кромочные потери энергии являются второй слагаемой профильных потерь. Приняв
толщину выходных кромок решеток рабочих лопаток Dкр, по известной величине хорды b2 для значения оптимального относительного шага t2 рассчитывается относительная толщина выходной кромки:
и
определяется величина кромочных потерь:
.
Волновые потери.
.
Концевые потери энергии в значительной степени определяют КПД ступеней с
относительно короткими лопатками. Коэффициент концевых потерь энергии в рабочей
решетке:
.
Поправка к потерям на веерность в рабочей решетке:
,
где
. Поправка к потерям на число рейнольдса:
.
Коэффициент потерь энергии в рабочей решетке с учетом всех поправок к нему:
По
определенной величине коэффициента потерь энергии в рабочей решетке
рассчитывается коэффициент скорости для нее (y ):
.
Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:
.
Осевая и окружная составляющие относительной скорости для рабочей решетки:
где
51.
Скорость выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется из
косоугольного треугольника по теореме косинусов:
.
Угол выхода потока из рабочей решетки в абсолютном движении определяется так же
с использованием тригонометрии:
.
Потеря энергии в рабочей решетке абсолютная:
.
Потеря энергии с выходной скоростью потока абсолютная:
,
.
Располагаемая энергия ступени:
,
где
cвс - коэффициент
использования выходной скорости ступени.
56. Удельная работа на лопатках турбины рассчитывается через
соответствующие величины абсолютных потерь энергии в ступени:
. Расчет относительного лопаточного КПД турбинной ступени:
. Мощность на лопатках колеса турбины:
.
Лопаточный КПД турбинной ступени рассчитывается через значения скоростей потока
с привлечением зависимостей:
Ошибка
вычислений не превышает одного процента, что допустимо.
Рис.
4.1 Треугольники скоростей турбинной ступени
60.
Относительный внутренний КПД турбинной ступени (hoi) определяется на заключительной стадии расчета.
где
потери от утечек пара через диафрагменные и бандажные уплотнения
где
- коэффициент расхода уплотнения диафрагмы, ;
-
диаметр диафрагменного уплотнения, ;
-
радиальный зазор в уплотнении, ;
z - число
гребней уплотнения, в области высоких давлений z = 4 - 10.
Принимаем z = 6.
dб - диаметр бандажного уплотнения,
дэкв
- эквивалентный зазор уплотнения
- осевой
и радиальный зазоры бандажного уплотнения;
- число
гребней в надбандажном уплотнении.
Принимаем
.
Тогда
,
Потери энергии от трения диска о пар
где
- коэффициент трения определен по [3, рис. 4-2.]
Потери
энергии от влажности пара (по формуле Лагуна):
где
a=0,35…0,4.
61. Внутренняя мощность ступени:
.2 Сводная таблица расчета ступеней ЦВД
Показатель
|
Обозн.
|
Размерн.
|
Значение
|
|
|
|
РС
|
1
|
2
|
3
|
4
|
Расход пара
|
G
|
кг/с
|
740,3
|
740,3
|
692,5
|
645,9
|
629
|
Средний диаметр
|
Dср
|
м
|
1,37
|
1,12
|
1,19
|
1,23
|
1,28
|
Частота вращения
|
n
|
об/с
|
50
|
50
|
50
|
50
|
50
|
Окружная скорость на среднем диаметре
|
U
|
м/с
|
178,9
|
176,2
|
187,5
|
193,6
|
200,9
|
Параметры пара перед ступенью - давление - температура -
энтальпия
|
P0 T0 i0
|
МПа °С кДж/кг
|
5,71 274 2795
|
3,39 240,7 2710
|
2,43 223 2645
|
1,5
198 2575
|
0,94
177 2505
|
Скорость пара на входе в ступень
|
C0
|
м/с
|
0
|
0
|
67,86
|
111,5
|
115,9
|
Давление за ступенью
|
P2
|
МПа
|
3,39
|
2,43
|
1,5
|
0,94
|
0,579
|
Изоэнтропийный теплоперепад по параметрам торможения
|
кДж/кг100507294116
|
|
|
|
|
|
|
Отношение скоростей
|
U/Cф
|
-
|
0,4
|
0,50
|
0,493
|
0,496
|
0,5
|
Степень реактивности
|
с
|
-
|
0,05
|
0,1
|
0,11
|
0,01
|
0,01
|
Угол направления скорости C1
|
б1
|
град
|
12,04
|
12,03
|
12,03
|
12,03
|
12,03
|
Хорда профиля сопловой решетки
|
b1
|
м
|
0,0625
|
0,05254
|
0,045
|
0,045
|
0,045
|
Профиль сопловой решетки
|
-
|
-
|
С-90-12А
|
С-90-12А
|
С-90-12А
|
С-90-12А
|
Выходная площадь сопловой решетки
|
F1
|
м2
|
0,094
|
0,154
|
0,173
|
0,213
|
0,301
|
Высота сопловой решетки
|
l1
|
м
|
0,120
|
0,238
|
0,251
|
0,302
|
0,398
|
Скорость на выходе из сопел
|
C1
|
м/с
|
419,5
|
323
|
349
|
374,5
|
385,4
|
Относительная скорость пара на входе в рабочую решетку
|
W1
|
м/с
|
247,35
|
155
|
170
|
189,4
|
193,5
|
Угол входа относительной скорости
|
в1
|
град
|
20,73
|
25,74
|
25,3
|
24,3
|
24,52
|
Высота рабочих лопаток
|
l2
|
м
|
0,126
|
0,245
|
0,256
|
0,308
|
0,404
|
Хорда профиля рабочей лопатки
|
b2
|
м
|
0,02625
|
0,0256
|
0,0225
|
0,0225
|
0,0225
|
Выходная площадь рабочей решетки
|
F2
|
м2
|
0,163
|
0,275
|
0,302
|
0,510
|
0,541
|
Профиль рабочей решетки
|
-
|
-
|
P-26-17А
|
P-30-21А
|
P-30-21А
|
P-30-21А
|
P-30-21А
|
Угол выхода относительной скорости из рабочей решетки
|
в2
|
град
|
19,6
|
21,03
|
20,5
|
29,52
|
18,06
|
Относительная скорость
|
W2
|
м/с
|
252
|
189,2
|
265,6
|
234,4
|
394,1
|
Абсолютная скорость на выходе из рабочей решетки
|
C2
|
м/с
|
102,7
|
67,86
|
111,5
|
115,9
|
212,4
|
Угол выхода абсолютной скорости из рабочей решетки
|
б2
|
град
|
55,23
|
89,7
|
56,6
|
84,94
|
35,1
|
Количество сопловых лопаток
|
zc
|
-
|
86
|
84
|
104
|
108
|
112
|
Количество рабочих лопаток
|
zp
|
-
|
274
|
230
|
330
|
340
|
354
|
Располагаемая энергия ступени
|
E0
|
кДж/кг
|
100
|
59,8
|
66,08
|
69,5
|
58,2
|
Относительный лопаточный КПД ступени
|
зол
|
-
|
0,8239
|
0,867
|
0,8812
|
0,8931
|
0,8556
|
Внутренний относительный КПД ступени
|
зоi
|
-
|
0,79
|
0,83
|
0,85
|
0,87
|
0,84
|
Внутренняя мощность ступени
|
Ni
|
МВт
|
58,48
|
35,69
|
43,91
|
54,11
|
61,04
|
4.3 Построение треугольников скоростей ступеней ЦВД турбины
Рисунок 4.3 -Треугольники скоростей 2-ой нерегулируемой ступени ЦВД
Рисунок 4.4 -Треугольники скоростей 3-ой нерегулируемой ступени ЦВД
Рисунок 4.5 -Треугольники скоростей 4-ой нерегулируемой ступени ЦВД
5. Технико-экономические показатели
турбоустановки
Суммарный расход тепла на установку равен:
.
где
- расход пара на турбину;
-
энтальпия питательной воды (при температуре питательной воды 165 ˚С);
-
количество пара, поступающего в СПП;
-изменение
энтальпии пара при перегреве.
.
КПД по выработке электроэнергии:
.
Удельный
расход тепла на выработку электроэнергии:
.
Удельный
расход топлива на выработку электроэнергии:
.
6.
Спецзадание 1. Прочностные расчеты наиболее нагруженных элементов турбины
.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=0,404 м-
высота лопатки последней ступени.
dср =1,28 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.
)
Коэффициент запаса прочности:
где
[]=280 МН/м2 - допускаемое напряжение от
центробежных сил для стали.
6.2 Прочностной расчет диска последней ступени
Касательные напряжения при кручении изгибе:
,
где
- момент сопротивления диска;
-
крутящий момент.
Изгибающим
моментом пренебрегаем вследствие его малости.
Тогда:
7. Спецзадание 2. Описание системы регулирования турбины
Турбина снабжена электрогидравлической системой регулирования и защиты,
не имеющей принципиальных отличий от этих систем турбины К-300-240.
Исполнительная часть системы - гидравлическая, включает четыре сервомотора для
привода стопорных заслонок и регулирующих клапанов ЦВД и ЦНД, а также
сервомоторы сбросных клапанов и регулирующего клапана греющего пара СПП,
обеспечивающего постоянство температуры пара за СПП. Исполнительная часть
системы работает под воздействием датчиков через электрические и гидравлические
усилители.
Турбина снабжена электрогидравлической системой автоматического
регулирования, а также устройствами защиты, обеспечивающими работу турбины при
однобайпасной схеме паросбросных устройств блока и останов её при возникновении
аварийных нарушений режима работы. Система автоматического регулирования
предназначена:
для автоматического поддержания частоты вращения турбогенератора с
неравномерностью регулирования около 4,5 % и компенсации среднего влияния на
приёмистость регулирования турбины большого количества пара, аккумулированного
в промежуточном перегревателе;
для предотвращения повышения частоты вращения ротора турбины до
срабатывания центробежных выключателей турбины при мгновенном сбросе нагрузки
генератора с отключением и без отключения выключателей генератора;
для точного регулирования мощности в соответствии с заданной статической
характеристикой, требуемой для систем вторичного регулирования частоты и
активной мощности энергосистемы;
для быстрого кратковременного разгружения турбины и быстрого длительного
ограничения мощности по сигналу противоаварийной автоматики энергосистемы;
для разгружения турбины при снижении давления свежего пара.
Электрогидравлическая система регулирования состоит из электрической и
гидравлической частей. Система регулирования включает в себя 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 ЦНД;
два сервомотора стопорных клапанов ЦВД;
два сервомотора стопорных клапанов ЦНД;
сервомотор сбросного клапана из линии промежуточного перегрева в
конденсатор;
сервомотор отсечного клапана на линии к подогревателю ПВД № 1;
сервомотор стопорного клапана КОСМ-800-1 на линии к ПТН.
Сервомоторы регулирующих клапанов № 3 и № 4 ЦВД имеют механизмы
перестройки характеристики сервомотора с дистанционным приводом, позволяющие
перестраивать регулирование на дроссельное в процессе пуска турбины и на
сопловое - при работе турбины под нагрузкой.
Управление турбиной при пуске, синхронизации и нагружении осуществляется
механизмом управления, обеспечивающим:
зарядку золотников регулятора безопасности;
управление стопорными и регулирующими клапанами ЦВД и ЦНД, сбросным
клапаном, отсечным клапаном, стопорным клапаном КОСМ-800-1;
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. Регулятор, воздействующий на электродвигатель механизма
управления турбиной, поддерживает заданную мощность турбины при постоянной
частоте и с учетом отклонения давления свежего пара от номинального значения.
Система регулирования пара обеспечивает поддержание давления не ниже минимально
допустимой величины. 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%. Путём корректирующего
воздействия регулятора мощности обеспечивается уменьшение нечувствительности
всей системы регулирования до 0,06%.
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, клапанов на линиях к ПТН и ПВД №1, а также открытие
сбросного клапана. Время полного закрытия регулирующих и стопорных клапанов
составляет ~0,3 с от момента срабатывания регулятора безопасности. Действие
регулятора безопасности дублируется дополнительной защитой, выполненной в блоке
золотников регулятора скорости. Кроме того, для предотвращения чрезмерного
разгона ротора при отказе системы регулирования частоты вращения в
электроприставке предусмотрен блок предварительной защиты, воздействующий на
электромагнитный выключатель предварительной защиты и закрывающий стопорные и
регулирующие клапаны турбины при повышении частоты вращения до частоты срабатывания
регулятора безопасности, и зависящий от величины ускорения частоты вращения.
Турбина снабжена двумя 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 ёмкостью 5,9 м, выносных
охладителей, воздухоотделителя, фильтров грубой и тонкой очистки и двух электронасосов
переменного тока. Рабочее давление в системе регулирования - 4,4 МПа.
Охладитель огнестойкого 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 ПНД, на трубопроводах пара к турбоприводам питательных насосов, деаэратору и
калориферам котла.
Управление установкой централизовано и ведется из помещения блочного щита
управления. Система контроля управления выполняется на базе новейших
электрических приборов и аппаратуры.
Заключение
Результатом курсового проекта является полный конструкторский расчет
отсека ЦВД турбины К-1100-60(3000), основанный на построении процесса
расширения пара в данном отсеке и выборе соответствующих конструкторских
решений, а именно геометрических характеристик профилей. В отсеке ЦВД были
выделены условно регулирующая ступень и 4 нерегулируемых ступеней активного
типа. Контроль правильности расчетов осуществляется построением треугольников
скоростей для каждой ступени, а также нахождением относительного лопаточного
КПД каждой ступени разными способами. Суммарная мощность отсека ЦВД составила
420,5 МВт.
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 5,4, а
касательные напряжения на диске 5,5∙1012 Н/м2, что
является допустимой величиной.
Технико-экономический расчет показал, что КПД выработки электроэнергии
составляет 0,314.
Дополнительной теоретической частью курсового проекта является
ознакомление со схемой регулирования данной турбины, которая включает как
гидравлическую, так и электрическую часть с различными исполнительными
элементами.
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.
. 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.