Второй отсек ЦВД

КПД второй группы ступеней ЦВД:

, [1,192]

где G_ср- средний расход пара через группу ступеней, G_ср=685,32 кг/с;

u_ср- удельный объем пара группы ступеней, u_ср=(u₁×u₂)^1/2 м³/кг;

Н₀- располагаемый теплоперепад второго отсека ЦВД, Н₀= =3460-3390=70 кДж/кг;

= 0,01, где z – число ступеней в группе.

Значения u₁ и u₂ определяются по iS-диаграмме:

u₁=0,054м³/кг

u₂=0,09 м³/кг

Тогда:

= 0,881.

ЦСД

Потери в тракте промперегрева:

= 0,1 [1,191]

КПД цилиндра среднего давления:

, [1,192]

где G_ср- средний расход пара через ЦСД, кг/с;

u_ср- удельный объем пара группы ступеней, u_ср=(u₁×u₂)^1/2 м³/кг;

Н₀- располагаемый теплоперепад второго отсека ЦВД, кДж/кг;

= 0,01, где z – число ступеней в группе.

Давление пара после ЦСД принято равным р = 0,27 МПа. Это давление взято по аналогии с турбинами наших заводов 300 и 500 МВт. Оно позволяет переработать теплоперепад ЦНД примерно в 5 ступенях. Размещение большего числа ступеней может вызвать трудности в конструировании цилиндра и в обеспечении вибрационной надёжности ротора. Меньшее число ступеней может не обеспечить приемлемость КПД цилиндра низкого давления из-за малого теплоперепада и недопустимо увеличить число ступеней ЦСД.

Теплоперепад ЦСД:

, кДж/кг

где i_пп– энтальпия промежуточного перегрева пара, i_пп=3500 кДж/к;

-энтальпия пара после ЦСД, кДж/кг. Значение определяется по iS-диаграмме при пересечении изобары р = 0,27 МПа с процессом расширения пара, построенным от (р_пп,i_пп) до (р_к,i_к)Þ =2820 кДж/кг.

Тогда:

=3500–2820=680 кДж/кг.

Аналогично по iS-диаграмме определяем значения удельных объёмов:

u₁ = 0,09 м³/кг.

u₂ = 0,7 м³/кг.

Тогда

=0,90.

ЦНД

Потери давления в перепускном ресивере между ЦСД и ЦНД (то есть от состояния пара на выходе из ЦСД до состояния на входе в ЦНД):

= 0,02 [1, 191]

При оценке экономичности ЦНД принято, что давление пара за последней ступенью равно давлению в конденсатореÞ =3,5 кПа;

Потери с выходной скоростью:

, кДж/кг [1, 192]

где G_к- расход пара в конденсаторы турбины, G_к=244,4кг/с;

u_к– удельный объём пара, определяется по iS-диаграмме в точке i_к = 2180 кДж/кг при р_к = 3,5 кПаÞ u_к=36,6 м³/кг;

i– число потоков в трёх ЦНД, i = 6;

W- кольцевая площадь лопаток последней ступени, м²:

, м²

Q_z - отношение:

,

где d_2к- диаметр последней ступени, d_2к = 1,6 м;

- длина последней ступени, = 0,95 м.

Тогда:

W=3,14×(1,6+0,95)×0,95 =7,6 м²;

Q_z=1,68;

Dh_в.с= = 22,06 кДж/кг,

КПД проточной части ЦНД при работе на перегретом паре:

, [1,192]

где - располагаемый теплоперепад части ЦНД, кДж/кг:

,

где i₂- энтальпия пара перед ЦНД, i₂= 2820 кДж/кг;

i_к – энтальпия в конце процесса расширения, i_к = 2180 кДж/кг;

Тогда:

=640 кДж/кг;

= 0,855 кДж/кг.

С учётом потерь от влажности и принимая а_вл = 0,8 определяем поправочный коэффициент экономичности ступеней:

= 0,96

Тогда относительный внутренний КПД НДЦ:

,

= 0,82.

2.3 Уточнение расхода пара

По таблице находим приведенный теплоперепад турбины:

= 1465,9кДж/кг;

Уточняем значение расхода пара:

= = 555,15 кг/с.

Заключение

Был произведён тепловой расчёт многоступенчатой конденсационной турбины с промежуточным перегревом пара для привода генератора электрического тока.

Произведена оценка экономичности турбины. Оценены КПД отсеков турбины.

Построен процесс расширения пара в турбине в iS-диаграмме.

В ходе работы, используя iS–диаграмму, найдены значения приведенного теплоперепада Н_i=1465,9кДж/кг и расход пара G₁=555,15 кг/с через турбину.

Литература

1. Щегляев А.В. Паровые турбины (теория теплового процесса и конструкции турбин). М., 1976.

2. Щукин А.А., Сушкин И.Н., Зах Р.Г., Бахмачевский Б.И., Лызо Г.П. Теплотехника – М.: Издательство «Металлургия», 1973. 479 с.

3. Лекции (Тепловые двигатели и нагнетатели).

Задание

Выполнить тепловой расчет многоступенчатой конденсационной паровой турбины К-800-240 с промежуточным перегревом пара, предназначенной для привода генератора электрического тока. Система регулирования должна обеспечивать постоянное число оборотов вала

n=50 с^-1.

Исходные данные для расчёта

Номинальная электрическая мощность Р_э=800000 кВт

Давление перед турбиной р_о=22,5 МПа

Начальная температура пара t_о=550 °С

Температура промежуточного перегрева t_пп=540 °С

Давление отработавшего пара р_к=3,3 кПа

Температура питательной воды t°=266°С