Расчёт паровой турбины К-500-240
В курсовой работе произведен расчет принципиальной тепловой схемы, выполнено построение процесса расширения пара в отсеках турбины, рассчитана система регенеративного подогрева питательной воды, определены расход конденсата, работа турбины и насосов, расход в голову турбины. Номинальная мощность: 500 МВт Расход свежего пара: 462 кг/с Частота вращения: 3000 об/мин Давление свежего пара: 23,5 МПа… Читать ещё >
Расчёт паровой турбины К-500-240 (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Введение
Часть 1. Расчет тепловой схемы Часть 2. Расчёт первой нерегулируемой ступени Заключение Список использованной литературы.
Турбина К-500−240/3000 имеет номинальную мощность 500 МВт при работе насыщенным паром с начальными параметрами 23,5 МПа и 545 0С, с перегревом пара до температуры 545 0С и давлении в конденсаторе 3,7 кПа.
Часть 1. Расчёт тепловой схемы.
Исходные данные..
Тип турбины: К-500−240/3000.
Номинальная мощность: 500 МВт Расход свежего пара: 462 кг/с Частота вращения: 3000 об/мин Давление свежего пара: 23,5 МПа Температура свежего пара: 545 0С Температура промежуточного перегрева: 545 0С Давление в конденсаторе: 3,7 кПа Температура питательной воды: 274 0С.
Ход расчёта..
1) Определим температуру в конденсаторе.
2) Выбираем конденсатный насос по заводским данным. Его напор составляет 2,16 МПа. Находим давление на выходе из конденсатного насоса.
3) Находим нагрев воды в конденсатном насосе.
4) В дополнительных подогревателях принимаем [2].
5) Приняв потери в подогревателях низкого давления определяем давление за ПНД.
6) Находим температуру в деаэраторе по давлению в деаэраторе.
[4].
7) Находим температуру основного конденсата на входе в деаэратор, предварительно приняв.
8) При условии, что нагрев в ПНД равномерный находим температуру за каждым ПНД.
9) На К-1000−60/1500 используется питательный насос ПТ-3750−75 с параметрами: напор МПа; КПД 80% согласно ГОСТ 24 464–80. Находим давления на выходе и выходе ПН.
10) Найдём нагрев в питательном насосе.
11) Найдём температуру питательной воды в точке .
12) Определим температуры после каждого ПВД.
13) Приняв потери в ПВД 0,7 МПа [3], найдём давление за каждым ПВД.
14) Принимаем недогрев до температуры насыщения для ПНД — 4 0С,.
для ПВД — 6 0С и находим температуры дренажей.
15) По температурам дренажей находим давление греющего пара в подогревателях.
16) По потерям в трубопроводах пара найдём давление в отборах. Потери принимаем 2%.
17) Построим процесс расширения в H-S диаграмме и найдём параметры отборов и промперегрева.
18) Рассчитаем сепаратор.
19) Пароперегреватель первой ступени.
20) Пароперегреватель второй ступени Энтальпии основного конденсата, дренажей и питательной воды.
21) Подогреватель высокого давления ПВД 1.
Принимаем.
22) Подогреватель высокого давления ПВД 2.
23) Подогреватель высокого давления ПВД 3.
24) Принимаем относительный расход пара на деаэратор. Из материально-теплового балланса деаэратора находим.
25) Находим относительные расходы в первых трёх отборах и в отборах на промперегрев.
; ;
26) Определяем расход пара на турбопривод на основании данных из и методики расчёта из.
Относительный расход на турбопривод.
27) Для того, чтобы начать расчёт относительных расходов на подогреватель низкого давления ПНД 4 и ПНД 5, необходимо сперва рассчитать точку смешения.
28) Подогреваель низкого давления ПНД 4.
29) Подогреватель низкого давления ПНД 5.
30) Рассчитаем точку смешения 2.
31) Подогреватель низкого давления ПНД 6.
32) Подогреватель низкого давления ПНД 7.
33) Выпишем все полученные расходы.
;
Параметры во всех точках тепловой схемы сведены в таблицу в приложении 3.
34) Найдём работу во всех цилиндрах турбины.
35) Рассчитаем расход пара на выходе из котлоагрегата.
Погрешность расчёта составляет.
Часть 2. Расчёт первой нерегулируемой ступени.
Исходные данные..
Величина расхода рабочего тела, направленная в одну сторону двухпоточного ЦВД: D0= 854 кг/с Частота вращения вала: n=1500 об/мин Начальное давление: P0=5,88 МПа Начальная температура: t0=275 0C.
Угол входа б0=900.
Скорость на входе в сопловую решетку: С0=100 м/с Средний диаметр, соответствующий сопловой и рабочей решетке: dср=1,88 м.
Ход расчёта..
1) Окружная скорость в рабочей решетке.
; ;
2) Расчёт характеристического коэффициента по формуле Банки.
3) Фиктивная скорость пара.
4) Располагаемый теоретический теплоперепад без учёта прироста энтальпии параметров торможения.
5) Располагаемый теплоперепад в сопловой решетке.
6) Располагаемый теплоперепад в рабочей решетке.
7) Прирост энтальпии за счёт торможения потока.
8) Параметры пара в точке 1t.
;
9) Теоретическая скорость истечения.
10) Входная площадь сопловой решетки.
— Коэфициент расхода, определяется по номограмме.
11) Высота сопловой решетки.
— Степень парциальности.
12) Число Маха.
Скорость звука в данной среде.
Судя по числу Маха скорость истечения докритическая.
Согласно полученному числу Маха и выбранному среднему углу для сопловой решетки выбираем профиль решетки С-90−12А.
13) Коэффициент потери энергии для выбранного профиля.
; - Размеры лопатки.
14) Уточнённый скоростной коэффициент сопла.
15) Число сопловых лопаток.
— Принимаем по.
16) Реальная скорость выхода пара из сопла.
На основании полученных данных построим треугольник скоростей.
(Приложение 2). Графически найдём и. Уточним их по нижеприведённым формулам.
17) Относительная скорость выхода пара из сопла.
18) Вектор относительной скорости потока.
19) Потери теплоперепада в соплах.
20) Параметры пара в точке 1.
;
21) Параметры пара в точке 2t.
;
22) Теоретическая угловая скорость в рабочей решетке.
23) Действительная скорость в рабочей решетке.
— Скоростной коэффициент рабочей решетки.
24) Коэффициент расхода определяется по номограмме из соотношения .
; -Размеры рабочей лопатки.
25) Приняв суммарную перекрышу по определим высоту рабочей решетки.
;.
26) Угол выхода из рабочей решетки.
Угол поворота потока.
27) Число Маха в рабочей решетке.
Скорость звука в данной среде.
Выбираем профиль рабочей решетки Р-35−25А.
28) Число рабочих лопаток.
— Принимаем по.
29) Коэффициент потери энергии в рабочих решетках.
30) Коэффициент скорости в рабочих решетках.
31) Действительная скорость выхода пара из рабочей решетки.
32) Угол выхода пара.
33) Потеря теплоперепада в рабочей решетке.
34) Потери теплоперепада с выходной скоростью.
35) Лопаточный КПД ступени определяем тремя способами.
— Коэффициент выходной скорости. принимается по.
36) Потери от трения.
— Потери от трения диска.
— Потери от трения пара о цилиндрические и конические поверхности диска.
— Потери от трения бандажа.
— коэффициент трения. .
— суммарная длина цилиндрических поверхностей диска.
— суммарная длина поверхности бандажа.
37) Потери от утечек.
Утечки через корневое уплотнение.
Утечки через диафрагмальные уплотнения.
— коэффициент расхода в уплотнениях.
— радикальный зазор в уплотнениях.
; - осевой и радиальный зазоры уплотнений.
— число гребней в уплотнении.
Утечки через периферийные уплотнения.
38) Потери, связанные с парциальным подводом пара.
Вентиляционные потери.
— число венцов ступени.
Сегментные потери.
— число групп сопел.
39) Потери от влажности пара.
40) Внутренний относительный КПД турбины.
41) Мощность ступени.
турбина пар конденсат насос.
Заключение.
В курсовой работе произведен расчет принципиальной тепловой схемы, выполнено построение процесса расширения пара в отсеках турбины, рассчитана система регенеративного подогрева питательной воды, определены расход конденсата, работа турбины и насосов, расход в голову турбины .
При расчете первой нерегулируемой ступени построен треугольник скоростей, определён лопаточный КПД, рассчитаны суммарные потери на лопатку и внутренний относительный КПД. Мощность первой ступени .