Расчёт паровой конденсационной турбины

Исходные данные

номинальная мощность, Nэ 60 МВт
начальные параметры пара, Р0/t0 11/440 МПа/С
давление отработавшего пара, рк 5,5 кПа
температура питательной воды, tпв 190 С
давление в деаэраторе РД 6 бар
схема системы регенерации 1 + Д + 4
частота вращения, n 50 с-1

Часть 1. Выбор конструкции турбины
Для паровых конденсационных турбин мощностью до 60 МВт может быть принята однопоточная однокорпусная конструкция.
1. Потери давления в стопорном и регулирующем клапанах
=0,03*11=0,33 МПа
2. Давление пара на входе в ступень турбины, МПа
=11-0,33=10,67 МПа
3. Энтальпию и энтропию пара перед ступенью (на входе), определяют по hs-диаграмме по известным начальным давлению и температуре
= 3198 кДж/кг;
= 6,32 кДж/(кгК)
4. Строится изоэнтропийный процесс расширения пара в hs-диаграмме (рис.1а) и определяется энтальпия пара на выходе из турбины при изоэнтропийном процессе расширения
hк │рк = 0,0055; s0 = 6,32│ = 1936 кДж/кг
5. Располагаемый теплоперепад на турбину, кДж/кг
Н0 = h0 - hк = 3198 - 1936 = 1262 кДж
6. Предварительное определение количества ступеней турбины
6.1. Справочные материалы рекомендуют принимать следующие значения теплоперепада на разные ступени турбины: для двухвенечной ступени скорости – 100…250 кДж/кг; для активных ступеней средних давлений – 40…50 кДж/кг; для последних ступеней турбины, работающих, как правило, в зоне влажного пара – 70…120 кДж/кг. В двух последних случаях большие значения – для меньших давлений.
6.2. Принимается теплоперепад для ступеней турбины
Для регулирующей ступени скорости – Н0ст.ск =100 кДж/кг.
Для активных (остальных) ступеней – Н0а = 60 кДж/кг.
6.3. Предварительная оценка числа ступеней, шт.
Z=((H_0-H_0^(ст.ск) ))/(H_0^a )
Z=((1262-100))/60=19 шт.
z = Z + 1
z = 19 + 1 = 20

а) первый этап б) второй этап в) третий этап

Рис.1. Процесс расширения пара в турбине в hs-диаграмме: а, б, в – этапы построения процесса

7. Схема турбины
В творческом процессе на основании разных технических рекомендаций, опыта проектирования, турбин-прототипов, инженерной интуиции определяют схему проточной части турбины с учетом нерегулируемых отборов, системы регенерации, необходимой (заданной) температуры питательной воды и давлении в конденсаторе.
При определении нерегулируемых отборов можно пользоваться следующими рекомендациями:
Число отборов в зависимости от мощности турбин

Мощность, МВт Число отборов, шт.
4…10 3
10…25 4…5
25…60 5…8

Нагрев воды в регенеративных подогревателях определяют при детальном расчете тепловой схемы, однако в настоящих расчетах допустимо принимать на уровне: для группы ПВД – 30…35 С в каждом подогревателе; для группы ПНД – 20…30 С в каждом подогревателе.
Процесс передачи теплоты в подогревателях осуществляют при постоянном давлении в условиях конденсации пара, т.е. при температуре насыщения tн.
Для подогревателей поверхностного типа следует учитывать недогрев воды на уровне 4 С.
Нагрев воды в деаэраторе допустимо принимать на уровне 20…25 С. Собственно деаэратор относить к группе подогревателей низкого давления (ПНД).
Деаэратор является подогревателем смешивающего типа и здесь недогрев воды отсутствует. Передача теплоты идет при температуре насыщения при давлении деаэрации. Рекомендовано принять давление 6 бар (tн160 С) или 7 бар (tн165 С), но возможно отклонение от рекомендации.
Верхний (наиболее высокое давление) отбор должен обеспечить заданную температуру питательной воды с учетом недогрева.
Большее число подогревателей необходимо для более высокой температуры питательной воды.
При наличии в схеме подогревателей высокого давления и деаэратора, пар на деаэратор отбирают из ближнего ПВД через редукционно-охладительную установку (РОУ). Это делают для снижения числа отборов из турбины.

Число отборов – 5. Нагрев в регенеративных подогревателях принимаем на уровне: для группы ПВД – 30 … 35 оС, для группы ПНД – 20 … 30 оС. Учитываем при этом недогрев воды в поверхностных подогревателях на уровне 4 оС. В деаэраторе недогрев воды отсутствует. Для заданных условий определяем схему регенерации, рис. 2; параметры основного конденсата и питательной воды; параметры в отборах, табл.1. Для конденсатора температура насыщения составит, С
при рк = 0,0055 МПа
tнкон = 34,6 °С
На hs-диаграмме (рис.1а) отмечаем давления нерегулируемых отборов, и по диаграмме определяем теплоперепады между нерегулируемыми отборами при изоэнтропийном процессе расширения.
Затем уточняем число ступеней между отборами. Следует помнить о плавности расширения проточной части турбины (обусловливает постепенное увеличение теплоперепада на каждую последующую группу ступеней) и о наличии после последнего отбора группы ступеней.
Результаты сводят в таблицу, табл.1.

Рис.2. Схема регенерации с указанием параметров отборов

Таблица 1
Характеристики отборов и число ступеней
Отбор Рi hi hi= hi-1- hi Число ступеней между отборами Теплоперепад на ступень
бар/МПа кДж/кг кДж/кг шт. кДж/кг
1 - скорости 200
I 13,7/1,37 2716 3198-2716=282 6 46
II 2,7/0,27 2435 2716-2435=281 6 47
III 1,3/0,13 2325 2435-2325=110 2 55
IV 0,5/0,05 2194 2325-2194=131 2 66
V 0,18/0,018 2068 2194-2068=126 1 126
 804 2 (за последним отбором) 229
 20 1588

Уточняем число ступеней z.
Схема проточной части турбины представлена на рис.3.

Рис.3. Схема проточной части турбины с отборами

8. Проводят сравнение схемы, параметров в отборах и других характеристик с известными аналогами.
9. Определение доли пара на регенерацию в отборах и на турбину в целом
Количество пара на регенерацию (R-отборы) определяют в рамках подробного расчета тепловой схемы энергоблока. Обычно доля такого пара не превышает 25…35% от общего расхода пара в голову турбины.
В нашем случае расчет тепловой схемы не ведётся, поэтому допустимо задать эту величину на основании широко известных данных различных заводов изготовителей паровых турбин с учетом следующих соображений:
Доля пара в R-отборы составит 20-30% – большие значения для турбин большей мощности.
При полной системе регенерации (7…8 подогревателей) распределение пара между группами подогревателей (ПВД и ПНД+Д) равномерное.
При неполной системе регенерации (например, при 1-ом ПВД) большая часть пара направляется в группу ПНД. Это соотношение достаточно условно и может составлять 1 : 1,5…2, в зависимости от числа ПВД и ПНД.
Распределение пара между отборами равномерное внутри группы подогревателей.
10. Предварительный расход пара на турбину определяют на основании уравнения энергетического баланса, кг/с
G_0=m N/(H_0 η_0i )
G_0=1,2 (60⋅〖10〗^3)/(1262⋅0,8)=71,3
Здесь m=1,2…1,25 – учитывает недовыработку теплотой электроэнергии в R-системе (большие значения для турбин с развитой системой регенерации); 0i – внутренний относительный КПД турбины (в первом приближении принимают на уровне 0,8…0,9).
Расходы пара в отборах определены с учетом рекомендаций п.п.9-10 и сведены в таблицу 2.
Таблица 2
Расходы пара в отборах
Отбор Элемент
R-системы Доля пара в группе Доля пара в отборе Расход пара в отборах
от. ед. от. ед. т/ч кг/с
I ПВД 0,12 0,12 2,38 8,56
II Д 0,18 0,036 0,71 2,57
III ПНД 0,036 0,71 2,57
IV ПНД 0,036 0,71 2,57
V ПНД 0,036 0,71 2,57
VI ПНД 0,036 0,71 2,57
 0,3 0,3

Часть 2. Предварительная оценка экономичности турбины
1. Коэффициент полезного действия двухвенечной регулирующей ступени
η_0i^(ст.ск)=k_(u/c) (0,8-(2·〖10〗^(-4))/D √(p_0/v_0 ))=1(0,8-(2·〖10〗^(-4))/71,3 √((11·〖10〗^6)/0.0261))=0.742
Здесь – поправочный коэффициент, рис.4 (для первого приближения считаем, что , откуда следует ); D=G0 – расход пара через ступень, кг/с; р0 – давление перед соплами, Па (см. часть 1, п.2); v0 – удельный объем перед соплами, м3/кг (по hs-диаграмме, таблицам состояния воды и водяного пара или программе WSPro).

Рис.4. Поправочный коэффициент на отклонение отношения скоростей от оптимального значения


2. Коэффициент полезного действия отсека (турбины)
η_0i^отсек=(0,925-0,5/(D_ср v_ср ))(1+(Н_0^отсек-600)/20000)(1-ξ_вс )
η_0i^отсек=(0,925-0,5/(59,7·0,8))(1+(1162-600)/20000)(1-0,0034)=0,936
В этом выражении:
2.1. Средний расход пара через отсек (под отсеком понимают часть турбины или турбину в целом в зависимости от задачи, в данном случае – вся турбина без ступени скорости), кг/с
D_ср=√(D_1 D_2 )=√(71,3·49,9)=59,7
Здесь и далее индекс «1» соответствует входной характеристике, а индекс «2» выходной.
2.2. Средний удельный объем пара в отсеке, м3/кг
v_ср=√(v_1 v_2 )
v_ср=√(0,0261⋅22)=0,8
2.3. Располагаемый теплоперепад в отсеке, кДж/кг
H_0^отсек=H_0-H_0^(ст.ск)
H_0^отсек=1262-100=1162
2.4. Потери с выходной скоростью
ξ_(в.с)=1/z 〖sin〗^2 α_1
ξ_(в.с)=1/20 〖sin〗^2 15=0,0034
Здесь z – число ступеней в отсеке; 1=10…40 – угол выхода пара из сопл последней ступени (в первом приближении – меньшие значения для меньшего количества ступеней).

3. Строят новый процесс расширения пара в турбине (рис.1.б), где учитывают потерю в ступени скорости и потерю в остальной турбине и уточняют схему проточной части, рис.3.
Процесс расширения пара пересекает линию насыщения, рис.1. б. Это означает, что часть ступеней турбины, работающая в зоне влажного пара, имеет ухудшенные характеристики, что обусловит более пологий угол наклона процесса расширения в этой части турбины, рис.1. в. На схеме проточной части отмечают зону ступеней, работающих во влажном паре. При таком условном разделении турбины на отсеки необходимо учесть наличие нерегулируемого отбора, который может совпадать с началом процесса насыщения, а начало отсека может находиться как выше линии насыщения, так и ниже неё.
При построении процесса расширения в общем случае определяют теплоперепады и другие термодинамические параметры в разных точках процесса.
3.1. Для ступени скорости
ΔH^(ст.ск)=H_0^(ст.ск)-η_0i^(ст.ск)⋅H_0^(ст.ск)
ΔH^(ст.ск)=100-0,742⋅100=25,8
3.2. Потеря для отсека турбины (в данном случае отсеком выступает вся остальная турбина) составит, кДж/кг
ΔH^отсек=H_0^отсек-η_0i^отсек⋅H_0^отсек
ΔH^отсек=1162-0,936⋅1162=74
3.3. Энтальпия пара на входе в отсек турбины (за ступенью скорости), кДж/кг
h_0^отсек=h_0-H_0^(ст.ск)+ΔH^(ст.ск)
h_0^отсек=3198-100+25,8=3124
3.4. Энтропия пара на входе в отсек турбины (за ступенью скорости), кДж/кгК
s_к^отсек=6,22
3.5. Энтальпия пара на выходе из отсека турбины при изоэнтропийном процессе расширения, кДж/кг
h_кs^отсек=2564
3.6. Энтальпия пара на выходе из отсека турбины в реальном процессе расширения (с учетом потерь), кДж/кг
h_к^отсек=h_кs^отсек+ΔH^отсек
h_к^отсек=2564+74=2638
4. Уточняют внутренний относительный КПД отсека турбины, работающего в условиях влажного пара. Внутренний относительный КПД отсека влажного пара (в случае рис.3 – это 15…21-я ступени)
Η_0I^ВП=0,87(1+(H_0^ВП-400)/10000)(1-Ξ_(В.С) )(1-Ξ_(В.П) )
Η_0I^ВП=0,87(1+(643-400)/10000)(1-0,0034)(1-0,072)=0,8
Здесь H_0^вп (кДж/кг) – располагаемый теплоперепад в отсеке (в случае, когда принять кДж/кг); Ξ_(В.С) – относительные потери с выходной скоростью (п.2.4, часть 2); – относительная потеря от влажности пара
Ξ_(В.П)=0,8 (У_1+У_2)/2
Ξ_(В.П)=0,8 ((1-0,88)+(1-0,94))/2=0,072
5. Строят реальный процесс расширения пара в hs-диаграмме с учетом потерь в ступени скорости и в отсеках, работающих на перегретом и влажном паре, рис.1, в.
При построении процесса расширения (аналогично п.3 данной части) определяют (при помощи hs-диаграммы, термодинамических таблиц или программы WSPro) теплоперепады и другие термодинамические параметры в разных точках процесса.

5.1. Некоторые параметры для отсека, работающего на сухом паре