Паротурбинная установка для АЭС на СКД параметры пара

Никита Григорьев

Паротурбинная установка для АЭС на СКД параметры пара

Данная выпускная квалификационная работа бакалавра посвящена разработке теплофикационной паровой турбины К-1200-240 для АЭС с ядерным реактором ВВЭР -1200.С этой целью проведен расчет тепловой схемы, выполнена оценка диаметров, проведен тепловой расчет последней ступени турбины К-1200-240 на среднем диаметре. Особое внимание в работе уделено наиболее нагруженной последней ступени ЦНД: с помощью программы DLP проведен расчет ступени с учетом изменения параметров по радиусу. Полученные результаты позволили выполнить 3D профилирование сопловых и рабочих лопаток последней ступени в программном комплексе Numeca и провести оценку статической прочности рабочей лопатки. Также было проведено экспериментальное исследование регулирующего клапана горизонтального расположения и представлены его сравнительные расходные и силовые характеристики.

Энергетика

Дипломы

Вуз: Национальный исследовательский университет "МЭИ" (ФГБОУ ВПО «НИУ «МЭИ»)

ID: 5f33d3dccd3d3e0001b7d239

UUID: c30073d0-bebd-0138-17f5-0242ac180006

Язык: Русский

Опубликовано: почти 4 года назад

Просмотры: 164

13.38

Никита Григорьев

Национальный исследовательский университет "МЭИ" (ФГБОУ ВПО «НИУ «МЭИ»)

Комментировать 0

Рецензировать 0

Скачать - 2,8 МБ

Поделиться работой

МИНОБРНАУКИ РОССИИ федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Национальный исследовательский университет «МЭИ» Институт Энергомашиностроения и механики Паровых и газовых Кафедра турбин ВЫПУСКНАЯ КВАЛИФИКАЦИОННАЯ РАБОТА (бакалаврская работа) 13.03.03 Энергетическое машиностроение Направление (код и наименование) Газотурбинные, паротурбинные Направленность (профиль) установки и двигатели очная Форма обучения Тема: (очная/очно-заочная/заочная) Паротурбинная установка для АЭС на СКД параметры пара С-04-15 Студент Научный руководитель Консультант Консультант группа к.т.н. подпись доцент Григорьев Н.М. фамилия и инициалы Митрохова О.М. уч. степень должность подпись фамилия и инициалы уч. степень должность подпись фамилия и инициалы уч. степень должность подпись фамилия и инициалы подпись фамилия и инициалы «Работа допущена к защите» Зав. кафедрой д.т.н. уч. степень профессор звание Дата Москва, 2019 Грибин В.Г.

МИНОБРНАУКИ РОССИИ федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Национальный исследовательский университет «МЭИ» Институт Энергомашиностроения и механики Паровых и газовых Кафедра турбин ЗАДАНИЕ НА ВЫПУСКНУЮ КВАЛИФИКАЦИОННУЮ РАБОТУ (бакалаврскую работу) 13.03.03 Энергетическое машиностроение Направление (код и наименование) Газотурбинные, паротурбинные Направленность (профиль) установки и двигатели очная Форма обучения Тема: (очная/очно-заочная/заочная) Паротурбинная установка для АЭС на СКД параметры пара С-04-15 Студент Научный руководитель Консультант Консультант Зав. кафедрой группа к.т.н. подпись доцент Григорьев Н.М. фамилия и инициалы Митрохова О.М. уч. степень должность подпись уч. степень должность подпись фамилия и инициалы уч. степень должность подпись фамилия и инициалы д.т.н. профессор уч. степень Место выполнения работы НИУ «МЭИ» звание подпись фамилия и инициалы Грибин В.Г. фамилия и инициалы Кафедра Паровых и газовых турбин 2

СОДЕРЖАНИЕ РАЗДЕЛОВ ЗАДАНИЯ И ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ Содержание работы: 1. Описание принципиальной тепловой схемы энергоблока АЭС с паровой турбиной К-1200-240. 2. Расчет принципиальной тепловой схемы. 3. Детальный расчет последней ступени. 4. Разработка 3D модели лопаточного аппарата последней ступени. 5. Экспериментальное исследование регулирующего клапана горизонтального расположения. Исходные данные: 1. Прототип принципиальной тепловой схемы энергоблока АЭС с реактором ВВЭР-1200 с начальными параметрами пара: p0=24 МПа, t0=540 МПа, электрической мощностью Nэ=1200 МВт и давлением в конденсаторе pк=5 кПа. ПЕРЕЧЕНЬ ГРАФИЧЕСКОГО МАТЕРИАЛА Количество слайдов в презентации 15 РЕКОМЕНДУЕМАЯ ЛИТЕРАТУРА 1. Щегляев А.В. Паровые турбины. – 5-е изд., доп. и подгот. к печати проф. Трояновским. – М.: Энергия, 1976. – 368 с. 2. Паровые и газовые турбины для электростанций /А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин и др.; под ред. А.Г. Костюка. – М.: Издательский дом МЭИ, 2008. – 556 с. 3. А.Г. Костюк. Динамика и прочность турбомашин. Издательский дом МЭИ 3-е издание, 2007. 4. Паровые и газовые турбины атомных электростанций: Учебное пособие для вузов / А.Е. Булкин, Б.М. Трояновский, Г.А. Филлипов – М.: Энергоатомиздат, 1985. – 256 с., ил. 5. Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки: Учебное пособие для вузов / Трухний А.Д., Ломакин Б.В. – М.: Издательство МЭИ, 2002. – 540 с., ил, вкладки. 6. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции: Учебник для вузов / Под ред. В.Я. Гиршфельда. – 3-е изд., перераб. и доп. – М.: Энергомашиздат, 1987. – 328 с.: ил. 7. Зарянкин А.Е., Симонов Б.П. Регулирующие и стопорно регулирующие клапаны паровых турбин. – М.: Издательство МЭИ, 2005 – 360с.: ил. 8. Преображенский В.П. Теплотехнические измерения и приборы.Учебник для вузов – 3-е изд., перераб.-М.:Энергия, 1978. – 704 с. 3

АННОТАЦИЯ Данная выпускная квалификационная работа бакалавра посвящена разработке теплофикационной паровой турбины К-1200-240 для АЭС с ядерным реактором ВВЭР-1200. С этой целью проведен расчет тепловой схемы, выполнена оценка диаметров, проведен тепловой расчет последней ступени турбины К-1200240 на среднем диаметре. Особое внимание в работе уделено наиболее нагруженной последней ступени ЦНД: с помощью программы DLP проведен расчет ступени с учетом изменения параметров по радиусу. Полученные результаты позволили выполнить 3D профилирование сопловых и рабочих лопаток последней ступени в программном комплексе Numeca и провести оценку статической прочности рабочей лопатки. Также было проведено экспериментальное исследование регулирующего клапана горизонтального расположения и представлены его сравнительные расходные и силовые характеристики. Работа выполнена на 65 листах, содержит 17 рисунков. Графический материал: - тепловая схема и процесс расширения пара в h,s-диаграмме – 2 листа (формат А1); - чертеж последней ступени ЦНД – 1 лист (формат А1); - 3D модели лопаток последней ступени и графики изменения параметров по высоте лопатки; - сравнительные характеристики регулирующего клапана – 1 лист (формат А1).

СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ............................................................................................................. 6 1. ЭНЕРГОБЛОК АЭС С ПАРОВОЙ ТУРБИНОЙ К-1200-240................... 8 1.1. Описание принципиальной тепловой схемы ...................................... 8 2. РАСЧЕТ ПРИНЦИПИАЛЬНОЙ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ ....................... 11 2.1. Определение параметров пара в отборах на ПВД и ПНД ............... 12 2.2. Построение процесса расширения пара в турбине ........................... 16 2.3. Определение параметров пара в отборах .......................................... 20 2.4. Расчет материальных балансов пара и воды ..................................... 25 2.5. Расчет отсеков паровой турбины. Определение абсолютного электрического КПД ................................................................................... 27 2.6. Энергетические показатели энергоблока .......................................... 31 3. ДЕТАЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ПОСЛЕДНЕЙ СТУПЕНИ ............................... 32 3.1. Расчет ступени на среднем диаметре ................................................. 32 3.2. Расчет с учетом изменения параметров по радиусу ......................... 42 4. РАЗРАБОТКА 3D МОДЕЛИ ЛОПАТОЧНОГО АППАРАТА ПОСЛЕДНЕЙ СТУПЕНИ ................................................................................. 48 4.1. Профилирование лопаточного аппарата ........................................... 48 4.2. Оценка статической прочности .......................................................... 50 4.2.1. Расчет на растяжение ............................................................... 50 4.2.2. Расчет на изгиб .......................................................................... 54 5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ РЕГУЛИРУЮЩЕГО КЛАПАНА ГОРИЗОНТАЛЬНОГО РАСПОЛОЖЕНИЯ ........................... 64 5.1. Описание и схема измерений экспериментального стенда ............. 64 5.2. Методика обработки и представления опытных данных ................ 68 5.3. Расходные характеристики регулирующего клапана ...................... 69 5.4. Силовые характеристики регулирующего клапана .......................... 73 ЗАКЛЮЧЕНИЕ ................................................................................................... 78 СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ ............................................ 79

ВВЕДЕНИЕ В ряде стран мира на долю атомных электростанций с паротурбинными установками приходится около 30-40% всей вырабатываемой электроэнергии в мире. Развитие ядерной энергетики определено прежде всего экономическими преимуществами АЭС, главным из которых являются меньшие затраты на производство электроэнергии по сравнению с ТЭС, работающими на органическом топливе. [1] Атомные электростанции – один из наиболее экологичных источников вырабатываемой энергии, так как ее производство на энергоблоке исключает возможность создания вредных химических выбросов различного типа и канцерогенных соединений. В настоящее время мировая атомная энергетики базируется в основном на реакторах типа PWR (pressurized water reactor – реактор с водой под давлением) и BWR (boiling water reactor – кипящий водяной реактор). В России наиболее распространенным типом реакторов с водой под давлением является реактор ВВЭР (водо-водяной энергетический реактор). Эффективность использования энергии ядерного горючего в современных энергоблоках АЭС не превышает 35…37%, что обусловлено ограничениями по температуре теплоносителя на выходе из реактора и, как следствие, использование в турбинах АЭС насыщенного пара перед турбиной с давлением 6,0-7,5 МПа. Среднесрочной и более отдаленной перспективой развития атомной энергетики является развитие технологий ВВЭР, в том числе переход на сверхкритические давления (СКД). Проведенные расчеты различных вариантов тепловых схем энергоблока АЭС показали, что повышение начальных параметров пара перед турбиной, а именно давления до 24-30 МПа и температуры 540-600°С, позволит значительно увеличить эффективность блоков АЭС и обеспечить их эффективность на уровне 43…46%. 6

Целью работы является разработка работоспособной тепловой схемы, оптимизация оборудования, газодинамический расчет паровой турбины и органов паровпуска. Условно бакалаврскую работу можно разделить на расчетную и графическую часть. В расчетной части представлены: расчет тепловой схемы, расчет последней ступени ЦНД на среднем диаметре, а также расчет последней ступени с учетом изменения параметров по радиусу. Проведены расчеты на прочность спрофилированного рабочего лопаточного аппарата последней ступени ЦНД. Проведено исследование перфорированного разгруженного клапана и клапана с центральным разгрузочным отверстием, в результате чего приведены сравнительные расходные и силовые характеристики. Расчеты выполнялись с помощью программных пакетов MathCAD, WaterSteamPRO, DLP и EXСEL. Разработка последней ступени проводилась с помощью программных комплексов Numecа, SolidWorks 2016, AutoCAD 2016 и КОМПАС-3D v17.1. 7

1. Энергоблок АЭС с паровой турбиной К-1200-240 Принципиальная тепловая схема (ПТС) энергоблока определяет основное содержание технологического процесса преобразования тепловой энергии. Она включает основное и вспомогательное теплоэнергетическое оборудование, участвующее в осуществлении этого процесса и входящее в состав пароводяного тракта. Основная цель расчета ПТС проектируемого энергоблока заключается в определении технических характеристик теплового оборудования (расходов пара и воды) и энергетических показателей энергоблока и его частей (КПД и удельного расхода тепла). ПТС при проектировании рассчитывается на конденсационном режиме, при максимальной электрической мощности Nэ. Эта величина является исходной в данном расчете и определет выбор оборудования энергоблока. В рассматриваемой ПТС энергоблока был выбран водо-водяной энергетический реактор ВВЭР-1200, работающий на теплофикационную турбину К-1200-240. 1.1. Описание принципиальной тепловой схемы Энергоблок мощностью 1200 МВт, принципиальная схема которого приведена на рисунке 1, состоит из одного энергетического реактора и одновальной конденсационной турбоустановки К-1200-240. Она выполнена в пяти цилиндрах: цилиндр высокого давления (ЦВД), цилиндр среднего давления (ЦСД) и три цилиндра низкого давления (ЦНД). Насыщенный пар от парогенератора реактора с параметрами давления p0 = 24 МПа и температурой t0 = 540 °С поступает в цилиндр высокого давления. Пар из отборов цилиндра используется для подогрева питательной воды и конденсата: после отсеков 0-1, 1-2 и 2-3 пар поступает в подогреватели высокого давления ПВД1, ПВД2 и ПВД3 соответственно, из отсека 3-4 – в деаэратор. Пар из остальных отборов используется для 8

подогрева конденсата в подогревателях низкого давления. Часть отработавшего пара из ЦВД направляется в ЦСД, а часть – в пароперегреватель первой ступени (ПП1) для перегрева пара. Отработавший пар из ЦСД направляется на отделение капельной влаги от водяного пара (просушка) в сепаратор (С), после чего перегревается в двух ступенях пароперегревателя (ПП1 и ПП2) и со степенью влажности yк = 0.99% поступает в голову ЦНД. После расширения в проточной части ЦНД пар со степенью влажности yк = 4% поступает в конденсатор (К). Из конденсатора конденсат откачивается с помощью насосов и направляется в деаэратор, после которого – в питательный насос, перекачивающий питательную воду в парогенератор замыкается технологический пароводяной цикл. 9 реактора. Так

Рисунок 1 – ПТС энергоблока с турбиной К-1200-240 10

2. Расчет принципиальной тепловой схемы [4, 6] Исходные данные Требуется рассчитать конденсационную паровую турбину К-1200240, работающую на насыщенном водяном паре. Основные исходные данные о турбине и турбоустановке: Nэ = 1200 МВт - электрическая мощность - давление свежего пара p0 = 24 МПа - температура свежего пара t0 = 540°С - давление в конденсаторе pk = 5кПа 1 с Паровая турбина выполнена в пяти цилиндрах и включает в себя цилиндр высокого давления (ЦВД), среднего давления (ЦСД) и три цилиндр низкого давления (ЦНД). Свежий пар через стопорные и регулирующие клапана (дроссельное парораспределение) поступает в часть высокого давления, затем в часть среднего давления, после чего направляется для сепарации влаги и двухступенчатого парового промежуточного перегрева. После промежуточного перегрева, пар с температурой tпп=480°C подается в часть низкого давления. - частота вращения tв1 n = 50 Температура питательной воды за турбоустановкой принята равной: = 280 °C Принимаем КПД отсеков турбины: ηoi_чвд = 0.898 ηoi_.чсд = 0.875 ηoi_цнд = 0.85 Приняты следующие относительные значения потерь давления пара: [2] - в стопорных и регулирующих клапанах части высокого давления (ЧВД) - 3,5% ; - в сепараторе влаги, в промежуточных перегревателях ПП1 (промежуточный перегреватель первой ступени на отборном паре из ЧВД) и ПП2 (промежуточный перегреватель второй ступени на свежем паре) соответственно по 2%; - в стопорных и регулирующих клапанах части среднего давления (ЧСД) - 2%; - потеря давления в паропроводах отборов на регенеративные подогреватели Δpотб принята равной 6%. Δpцвд = 3.5% Δpцсд = 2% Δpотб = 6% 11 Δp = 2% Δpцнд = 2%

2.1. Определение параметров пара и воды в подогревателях высоко давления (ПВД) и подогревателях низкого давления (ПНД) Зададим недогрев воды до температуры насыщения во всех ПВД и ПНД: θпвд = 2°С θпнд = 4°С Давление воды за питательным насосом (ПН) принимаем равным: pпв = 1.4p0 = 33.6  МПа а потерю давления питательной воды в каждом ПВД Δpпвд = 0.5МПа Определим энтальпию питательной воды на входе в парогенератор (перед точкой смешения питательной воды из ПВД1 с конденсатом греющего пара из пароперегревателя второй ступени) pв3 = pпв - Δpпвд = 33.1  МПа pв2 = pв3 - Δpпвд = 32.6  МПа pв1 = pв2 - Δpпвд = 32.1  МПа ПВД1 (П1) : параметры пара первого отбора ЧВД определяем по принятой температуре пительной воды. Определим параметры насыщеннной воды за ПВД1 (конденсата греющего пара, который отбирается из первого отбора ЧВД для подогрева питательной воды в ПВД1) tп1s = tв1 + θпвд = 282  °C Давление пара в подогревателе: pп1 = wspPST ( tп1s) = 6.612  МПа Давление пара в первом отборе с учетом потерь в тракте отбортурбина: p1 = pп1 ( 1 - Δpотб) = 7.034  МПа кДж кг Деаэратор (Д): работает при постоянном давлении. pд = 0.7МПа hв1 = wspHPT ( pв1 , tв1) = 1229.4  По давлению pд определяем параметры воды перед питательным насосом: tвд = wspTSP ( pд) = 165  °C h'д = wspHSWT ( tвд) = 697.1  кДж кг 12

Удельный обьем основного конденсата перед питательным насосом: 3 м υ'д = wspVSWT ( tвд) = 0.001108  кг Принимаем удельный обьем питательной воды за ПН: 3 м υпн = 0.001103 кг Принимаем КПД питательного насоса: η0iн = 0.85 τпн Тогда подогрев воды в питательном насосе составит: υ'д + υпн ( pпв - pд) кДж =  = 42.8  η0iн кг 2 Энтальпия воды за ПЭН составит: hпн = h'д + τпн = 739.9  кДж кг tпн = wspTPH ( pпв , hпн) = 170.449  °C Уточним удельный обьем питательной воды за ПЭН: υпн 3 м = wspVPH ( pпв , hпн) = 0.001091  кг Тогда суммарный подогрев воды во всех ПВД Στ.п: кДж кг Принимаем равномерное распределение подогрева во всех ступенях Στп = hв1 - hпн = 489.4  ПВД: Στп кДж кг 3 ПВД2 (П2). Рассчитываем параметры второго отбора из ЧВД. τпвд1 = τпвд2 = τпвд3 = τпвд τпвд = Температура и энтальпия воды за ПВД2: hв2 = hв1 - τпвд = 1066.228  кДж кг tв2 = wspTPH ( pв2 , hв2) = 245  °C Температура конденсата греющего пара: tп2s = tв2 + θпвд = 247  °C 13 = 163.148 

pп2 Давление пара во втором подогревателе: = wspPST ( tп2s) = 3.782  МПа Уточним давление за последней ступенью ЧВД и соответственно давление во втором отборе: p2 = pп2 ( 1 - Δpотб) = 4.023  МПа ПВД3 (П3). Энтальпия и температура воды за ПВД3: hв3 = hв2 - τпвд = 903.1  кДж кг tв3 = wspTPH ( pв3 , hв3) = 208.4  °C Температура конденсата греющего пара: tп3s = tв3 + θпвд = 210.359  °C pп3 Давление пара во втором подогревателе: = wspPST ( tп3s) = 1.921  МПа Давление пара в третьем отборе: pп3 p3 = = 2.044  МПа ( 1 - Δpотб) Найдем температуру и энтальпию воды за конденсатором: tk = wspTSP ( pk) - 273.15K = 32.9  °С кДж кг Зададимся температурой перед деаэратором и найдем энтальпию воды в этой же точке: h'k = wspHSWT ( tk + 273.15K) = 137.8  tв5 = 423.15К - 273.15К = 150  °С Принимаем теплоемкость воды равной: сpв = 4.19 кДж кг  K hв5 = сpв  tв5 = 628.5  кДж кг Найдем суммарный подогрев воды во всех ПНД (Στ.пнд): кДж кг Принимаем равномерное распределение подогрева между всеми ступенями ПНД: Στпнд кДж τпнд = = 122.684  кг τпнд5 = τпнд6 = τпнд7 = τпнд8 = τпнд 4 Στпнд = hв5 - h'k = 490.735  14

ПНД5 (П5). Температура конденсата греющего пара: tп5s = tв5 + θпнд = 154  °С tп5sк = tп5s + 273.15К = 427.15 K pп5 Давление пара в пятом подогревателе: = wspPST ( tп5sк) = 0.529  МПа Давление пара в пятом отборе: p5 = pп5 ( 1 - Δpотб) = 0.563  МПа ПНД6 (П6). Энтальпия воды за ПНД6: кДж кг Температура воды за ПНД6: hв6 tв6 = = 120.72  °С сpв Температура конденсата греющего пара: tп6s = tв6 + θпнд = 124.72  °С hв6 = hв5 - τпнд = 505.8  tп6sк = tп6s + 273.15К = 397.87 K pп6 Давление пара в шестом подогревателе: = wspPST ( tп6sк) = 0.23  МПа Давление пара в шестом отборе: pп6 p6 = = 0.245  МПа ( 1 - Δpотб) ПНД7 (П7). Энтальпия воды за ПНД7: hв7 = hв6 - τпнд = 383.1  кДж кг Температура воды за ПНД7: hв7 tв7 = = 91.44  °С сpв Температура конденсата греющего пара: tп7s = tв7 + θпнд = 95.44  °С tп7sк = tп7s + 273.15К = 368.59 K pп7 Давление пара в седьмом подогревателе: = wspPST ( tп7sк) = 0.086  МПа 15

Давление пара в седьмом отборе: pп7 p7 = = 0.091  МПа ( 1 - Δpотб) ПНД8 (П8). Энтальпия и температура воды за ПНД8: кДж кг Температура воды за ПНД7: hв8 = hв7 - τпнд = 260.4  tв8 = hв8 сpв = 62.16  °С Температура конденсата греющего пара: tп8s = tв8 + θпнд = 66.16  °С tп8sк = tп8s + 273.15К = 339.31 K Давление пара в восьмом подогревателе: pп8 = wspPST ( tп8sк) = 0.026  МПа Давление пара в восьмом отборе: pп8 p8 = = 0.028  МПа ( 1 - Δpотб) hп8s = wspHPT ( pп8 , tп8sк) = 2619.51  кДж кг 2.2. Построение процесса расширения пара в турбине и определение параметров в начальных и конечных точках процесса Начальная энтальпия пара (точка 0): кДж - энтальпия: кг кДж s = wspSPT p , t + 273.15  K = 6.172  ( ) 0 0 0 - энтропия: кг  K С учетом потерь в СРК ЧВД давление перед первой ступенью части высокого давления составит: p0' = ( 1 - Δpцвд)  p0 = 23.16  МПа Определим параметры перед ЧВД (точка 0`) : кДж - энтальпия: h0' = h0 = 3318.8  кг h0 = wspHPT ( p0 , t0 + 273.15  K) = 3318.8  - удельный объем: υ0' = wspVPH ( p0' , h0') - энтропия: s0' = wspSPH ( p0' , h0') = 6.186  16 3 м = 0.014  кг кДж кг  K

Строим изоэнтропийный процесс расширения пара в ЧВД и определяем параметры пара в конце этого процесса (точка 2t): - давление пара после ЧВД: p2 = 4.023  МПа - энтропия: s2t = s0' = 6.186  - энтальпия: h2t = wspHPS ( p2 , s2t) = 2864.011  - удельный объем: кДж кг  K υ2t = wspVPH ( p2 , h2t) кДж кг 3 м = 0.053  кг Изоэнтропийнный теплоперепад ЧВД: кДж кг Определим используемый теплоперепад ЧВД: H0_чвд = h0' - h2t = 454.8  Hi_чвд = H0_чвд  ηoi_чвд = 408.4  кДж кг Параметры пара после ЧВД при действительном процессе расширения пара без учета дросселирования (точка 2) : кДж h = h H = 2910.397  2 0' i_чвд - энтальпия: кг - удельный объем: - энтропия: - температура: 3 м υ2 = wspVPH ( p2 , h2) = 0.056  кг кДж s2 = wspSPH ( p2 , h2) = 6.271  кг  K t2 = wspTPH ( p2 , h2) - 273.15К = 282.763 K с учетом дросселирования: - давление: p2_сд = 0.98p2 - энтальпия: h0_сд = h2 - энтропия: s0_сд = wspSPH ( p2_сд , h0_сд) = 6.279  17 кДж кг  K

Строим изоэнтропийный процесс расширения пара в ЧСД до разделительного давления и определяем параметры пара в конце этого процесса (точка 5t): - разделительное давление: pc = p5 = 0.563  МПа - этропия: s5t = s2 = 6.271  - энтальпия: h5t = wspHPS ( p5 , s5t) = 2534.4  кДж кг  К 3 м = 0.3  кг кДж кг - удельный объем: υ5t = wspVPS ( p5 , s5t) - степень влажности: y5t = 1 - wspXPS ( p5 , s5t) = 0.105 Изоэнтропийнный теплоперепад ЧСД: H0_чсд = h2 - h5t = 376  кДж кг Определим использумый теплоперепад ЧСД: Hi_чсд = H0_чсд  ηoi_.чсд = 329  кДж кг Параметры пара после ЧСД при действительном процессе расширения пара (точка 6) : - энтальпия: - удельный объем: - энтропия: h5 = h2 - ( h2 - h5t)  ηoi_цнд = 2590.784  3 кДж кг м υ5 = wspVPH ( p5 , h5) = 0.309  кг кДж s5 = wspSPH ( p5 , h5) = 6.402  кг  K - степень влажности: y5 = 1 - wspXPH ( p5 , h5) = 0.078 Переходим к построению процесса расширения в ЧНД. Определим значения давления с учетом потерь давления в тракте: pс' = ( 1 - Δp)  pc = 0.552  МПа за сепаратором: за пароперегревателем первой ступени: pпп0 = ( 1 - Δp)  pс' = 0.541  МПа за пароперегревателем второй ступени: pппс = ( 1 - Δp)  pпп0 = 0.53  МПа pпп = ( 1 - Δpцсд)  pппс = 0.519  МПа перед ЧНД: Степень сухости за сепаратором влаги принимаем: xc = 99% 18

Определим начальную энтальпию пара за СПП: hпп = wspHPT ( pппс , tпп) = 3441.2  кДж кг Определим параметры пара перед ЧНД (точки пп`), учитывая дросселирования пара за СПП: - энтальпия: hпп' = hпп = 3441.2  кДж кг 3 м = 0.666  кг - удельный объем: υпп' = wspVPH ( pпп , hпп') - энтропия: sпп' = wspSPH ( pпп , hпп') = 8.015  - температура: tпп' = wspTPH ( pпп , hпп') - 273.15  К = 479.9  °С кДж кг  К Строим изоэнтропийный процесс расширения пара в ЧНД до давления на выходе из ЧНД (точка 9t): кДж кг  К - энтропия: s9t = sпп' = 8.015  - давление: p9 = 5кПа - энтальпия : h9t = wspHPS ( p9 , s9t) = 2444.8  кДж кг 3 м = 26.837  кг - удельный объем: υ9t = wspVPS ( p9 , s9t) - температура: t9t = wspTPH ( p9 , h9t) - 273.15К = 32.9  °С Изоэнтропийнный теплоперепад ЧНД составит: кДж H0_чнд = hпп - h9t = 996.406  кг Используемый теплоперепад ЧНД: кДж Hi_чнд = H0_чнд  ηoi_цнд = 846.9  кг Рассчитаем параметры пара после ЧНД при действительном рассширении пара (точка 9): кДж h = h H = 2594.247  9 пп i_чнд - энтальпия: кг кДж s = wspSPH p , h = 8.5  ( ) 9 9 9 - энтропия: кг  К 19

3 м = 29.826  кг - удельный объем: υ9 = wspVPH ( p9 , h9) - температура: t9 = wspTPH ( p9 , h9) - 273.15К = 50.5  К Определим теплоперепад по основной изоэтропе процесса расширения в ЦСД ниже линии насыщения. Для этого определим параметры пара в точке пересечения кривой насыщения и основной изоэнтропы процесса расширения пара в ЦСД (точка цсд_х''). кДж sцсд_х'' = s0_сд = 6.279  кг  К хцсд_х'' = 1 hцсд_х'' = wspROUGHHSSS ( sцсд_х'') = 2801.3  кДж кг кДж кг Проведем аналогичный расчет теплоперепада для ЦНД и ЦВД (точка цнд_х''): H0_вл.цсд = hцсд_х'' - h5t = 266.9  sцнд_х'' = sпп' = 8.015  кДж кг  К хцнд_х'' = 1 hцнд_х'' = wspROUGHHSSS ( sцнд_х'') = 2597.5  H0_вл.цнд = hцнд_х'' - h9t = 152.7  sцвд_х'' = s2t = 6.186  хцвд_х'' = 1 кДж кг  К кДж кг hцвд_х'' = wspROUGHHSSS ( sцвд_х'') = 2803.3  кДж кг кДж кг кДж кг 2.3. Определение параметров пара в отборах на ПВД и ПНД ПВД1 (точка 1t): кДж s1t = s0' = 6.186  - энтропия: кг  К кДж h1t = wspHPS ( p1 , s1t) = 2990.7  - энтальпия: кг H0_вл.цвд = h2t - hцнд_х'' = 266.5  3 - удельный объем: - температура: м υ1t = wspVPS ( p1 , s1t) = 0.034  кг t1t = wspTPH ( p1 , h1t) = 341.9  °C 20

Параметры пара при действительном процессе расширения пара (точка 1): - энтальпия: - удельный объем: - энтропия: - температура: h1 = h0' - ( h0' - h1t)  ηoi_чвд = 3024.1  3 м υ1 = wspVPH ( p1 , h1) = 0.035  кг кДж s1 = wspSPH ( p1 , h1) = 6.24  кг  K кДж кг t1 = wspTPH ( p1 , h1) = 352.7  °C Параметры пара в отборе на ПВД2 равны параметрам пара за ЦВД (точки 2t и 2). ПВД3 (точка 3t): кДж кг  К - энтропия: s3t = s0_сд = 6.279  - энтальпия: h3t = wspHPS ( p3 , s3t) = 2773.3  кДж кг 3 - температура: м υ3t = wspVPS ( p3 , s3t) = 0.096  кг t3t = wspTPS ( p3 , s3t) = 213.5  °C - степень сухости: x3t = wspXPH ( p3 , h3t) = 0.986 - удельный объем: Параметры пара при действительном процессе расширения пара (точка 3) : - энтальпия: h3 = h2 - ( h2 - h3t)  ηoi_.чсд = 2790.5  - удельный объем: υ3 = wspVPH ( p3 , h3) - энтропия: s3 = wspSPH ( p3 , h3) = 6.314  - температура: - степень сухости: Деаэратор (точка 4t): 3 м = 0.097  кг кДж кг  K t3 = wspTPH ( p3 , h3) = 213.5  °C x3 = wspXPH ( p3 , h3) = 0.996 - давление: p4 = 1.2МПа - энтропия: s4t = s0_сд = 6.279  - энтальпия: h4t = wspHPS ( p4 , s4t) = 2671.8  21 кДж кг К кДж кг кДж кг

- удельный объем: υ4t = wspVPS ( p4 , s4t) 3 м = 0.154  кг - температура: t4t = wspTPH ( p4 , h4t) = 188  °C - степень сухости: x4t = wspXPH ( p4 , h4t) = 0.944 Параметры пара при действительном процессе расширения пара (точка 4) : - энтальпия: h4 = h2 - ( h2 - h4t)  ηoi_.чсд = 2701.6  3 м = 0.157  кг - удельный объем: υ4 = wspVPH ( p4 , h4) - энтропия: s4 = wspSPH ( p4 , h4) = 6.344  - температура: t4 = wspTPH ( p4 , h4) = 188  °C - степень сухости: кДж кг кДж кг  K x4 = wspXPH ( p4 , h4) = 0.959 Параметры пара в отборе на ПНД5 равны параметрам пара за ЦСД (точки 5t и 5). ПНД6 (точка 6t): кДж - энтропия: s6t = sпп' = 8.015  кгК кДж - энтальпия: h6t = wspHPS ( p6 , s6t) = 3201.5  кг - удельный объем: 3 м υ6t = wspVPS ( p6 , s6t) = 1.196  кг t6t = wspTPS ( p6 , s6t) = 363.8  °C - температура: Параметры пара при действительном процессе расширения пара (точка 6) : - энтальпия: h6 = hпп' - ( hпп' - h6t)  ηoi_.чсд = 3231.4  3 м = 1.223  кг - удельный объем: υ6 = wspVPH ( p6 , h6) - энтропия: s6 = wspSPH ( p6 , h6) = 8.061  - температура: t6 = wspTPH ( p6 , h6) = 378.4  °C 22 кДж кг K кДж кг

ПНД7 (точка 7t): кДж кг  К - энтропия: s7t = sпп' = 8.015  - энтальпия: h7t = wspHPS ( p7 , s7t) = 2943.3  - удельный объем: - температура: υ7t = wspVPS ( p7 , s7t) кДж кг 3 м = 2.55  кг t7t = wspTPS ( p7 , s7t) = 234.1  °C Параметры пара при действительном процессе расширения пара (точка 7) : - энтальпия: h7 = hпп - ( hпп - h7t)  ηoi_цнд = 3018  3 м = 2.741  кг - удельный объем: υ7 = wspVPH ( p7 , h7) - энтропия: s7 = wspSPH ( p7 , h7) = 8.157  - температура: ПНД8 (точка 8t): t7 = wspTPH ( p7 , h7) = 271.7  °C - энтропия: s8t = sпп' = 8.015  - энтальпия: h8t = wspHPS ( p8 , s8t) = 2702.9  - удельный объем: - температура: кДж кг  K кДж кгК υ8t = wspVPS ( p8 , s8t) кДж кг 3 м = 6.267  кг t8t = wspTPS ( p8 , s8t) = 109.2  °C Параметры пара при действительном процессе расширения пара (точка 8) : - энтальпия: h8 = hпп - ( hпп - h8t)  ηoi_цнд = 2813.7  υ8 = wspVPH ( p8 , h8) - энтропия: s8 = wspSPH ( p8 , h8) = 8.285  t8 = wspTPH ( p8 , h8) кДж кг  K = 166.5  °C Сепаратор-паропегреватель. Принимаем степень сухости за сепаратором: хс' = 0.99 23 3 м = 7.219  кг - удельный объем: - температура: кДж кг кДж кг

Определяем параметры пара за сепаратором: tс' = wspTSP ( pс') = 155.6  °C - температура: hc' = wspHSTX ( tс' , хс') = 2731.5  - энтальпия: Оценим энтальпию отсепарированной влаги: кДж кг кДж кг Принимаем потерю давления греющего пара в ППс и ППо: hcs = wspHSWT ( tс') = 656.5  ΔpППс = 5% ΔpППо = 5% Давление греющего пара в промежуточном параперегревателе второй ступени (ППс) с учетом потерь равна: pППс = ( 1 - ΔpППс)  p0 = 22.8  МПа hППс Энтальпия пара равна энтальпии свежего пара: кДж = h0 = 3318.8  кг Определим параметры конденсата греющего пара на выходе из ППс: tППс = wspTSP ( pкр) = 373.9  °C кДж кг По принятой температуре перегретого пара и конденсата греющего пара из ППс оценим температурный напор в промежуточном пароперегреватли второй ступени: θППс = ( t0 + 273.15К) - tпп + 273.15К = 60  °C hППcs = wspHSWT ( tППс) = 2053.9  Температурные напоры в ППс и ППо (промежуточный пароперегреватель первой ступени), который работает на отборном паре ЧВД, принимаем равными: θППо = 27.7К °C Давление греющего пара в промежуточном пароперегревателе первой ступени с учетом потерь равна: pППо = ( 1 - ΔpППо )  p2 = 3.822  МПа Энтальпия пара равна энтальпии пара из второго отбора: hППо = h2 = 2910.4  tППоs кДж кг Определим параметры конденсата греющего пара на выходе из ППо: = wspTSP ( pППо ) = 247.7  °C hППоs = wspHSWT ( tППоs) = 1074.4  24 кДж кг

Тогда температура и энтальпия пара за первой ступенью промежуточного пароперевателя составит: tпп0 = tППоs - θППо = 220  °C hпп0 = wspHPT ( pпп0 , tпп0) = 2896.5  кДж кг 2.4. Расчет материальных балансов пара и воды Доля расхода пара на турбоустановку: α0 = 1 αпв = 1 Запишем уравнения теплового баланса сепаратора пароперегревателя. Уравнение сепаратора: αпп  h5 + αс  h5 = αс  hcs + αпп  hc' Уравнение пароперегревателя первой ступени: αпп  hc' + αППо  hППо = αППо  hППоs + αпп  hпп0 Уравнение пароперегревателя второй ступени: αпп  hпп0 + αПП.с  hППс = αПП.с  hППcs + αпп  hпп ПВД1. Поскольку подогреватели высокого давления выполнены с охладителями дренажа, принимаем после всех пароохладителей остаточный перегрев воды одинаково и равным. θпо = 10°С Тогда температура и энтальпия дренажа после ПВД1 составит: tдр1 = tв2 + θпо = 255  °C кДж кг Составим уравнение теплового баланса подогревателя ПВД1: hдр1 = wspHPT ( pп1 , tдр1) = 1110.2  α1  h1 + αпв  hв2 = αдр1  hдр1 + αпв  hв1 и уравнение материального баланса для него αдр1 = α1 ПВД2. Параметры воды и дренажа. Температура дренажа из ПВД2: tдр2 = tв3 + θпо = 218.4  °C 25

Энтальпия дренажа из охланителя дренажа ПВД2: кДж кг Составим уравнение материального баланса ПВД2: αдр2 = αдр1 + α2 + αППо hдр2 = wspHPT ( pп2 , tдр2) = 936.5  и уравнение теплового баланса для него: α2  h2 + αпв  hв3 + αППо  hППоs + αдр1  hдр1 = αдр2  hдр2 + αпв  hв2 ПВД3. Параметры воды и дренажа. Температура дренажа из ПВД3: tдр3 = tпн + θпо = 180.4  °C Энтальпия дренажа из охладителя дренажа ПВД3: кДж кг Составим уравнение материального баланса ПВД3: αдр3 = αдр2 + α3 hдр3 = wspHPT ( pп3 , tдр3) = 765.6  и уравнение теплового баланса для него: α3  h3 + αпв  hпн + αдр2  hдр2 = αдр3  hдр3 + αпв  hв3 Деаэратор (Д). Для деаэратора уравнение материального баланса имеет вид: αпв = αдр3 + α4 + αкд а уравнение тепловового баланса: α4  h4 + αдр3  hдр3 + αкд  hв5 = αпв  h'д Рассчитываем в явном виде определяющее значение расхода пара через промежуточные пароперегреватели: αпп = α0 - α1 - α2 - α3 - α4 - α5 - αс - αППо ПНД5. Определим параметры дренажа: - температура: - энтальпия : tдр5 = tв6 + 273.15К + θпо = 130.7  °C hдр5 = wspHPT ( pп5 , tдр5) = 549.6  Уравнение материального баланса для ПНД5 имеет вид: αдр5 = α5 + αс а уравнение теплового баланса: α5  h5 + αкд  hв6 + αс  hcs = αкд  hв5 + hдр5  αдр5 26 кДж кг

ПНД6. Определим параметры дренажа: - температура: tдр6 = tв7 + 273.15К + θпо = 101.4  °C - энтальпия: hдр6 = wspHPT ( pп6 , tдр6) = 425.3  Уравнение материального баланса: αдр6 = αдр5 + α6 кДж кг Уравнение теплового баланса: α6  h6 + αкд  hв7 + hдр5  αдр5 = αкд  hв6 + αдр6  hдр6 Искомые значения долей пара: α1 = 0.085 αдр1 = 0.085 αПП.с = 0.269 α3 = 0.063 αдр3 = 0.275 αс = 0.045 α2 = 0.071 αдр2 = 0.213 α4 = 0.015 αППо = 0.056 αдр5 = 0.086 α5 = 0.04 αпп = 0.624 αкд = 0.71 αдр6 = 0.113 α6 = 0.027 ПНД7. Запишем уравнения теплового баланса: α7  h7 + ( αк + α8)  hв8 + αдр6  hдр6 = αкд  hв7 ПНД8. Уравнение теплового и материального балансов α8  h8 + αк  h'k = ( αк + α8)  hв8 + αдр8  h'k αдр8 = α8 αк = αпп - α6 - α7 - α8 α7 = 0.025 α8 = 0.028 αк = 0.544 Составим уравнение точки смешения: αпв  hв1 + αПП.с  hППcs = ( 1 + αПП.с)  hпв hпв = 1404.052  αдр8 = 0.028 кДж кг 2.5. Расчет отсеков паровой турбины. Определение абсолютного электрического КПД Доля пропуска пара через отсек αj: Отсек 0-1 α01 = α0 = 1 27

Отсек 1-2 α12 = α0 - α1 = 0.915 Отсек 2-3 α23 = α12 - α2 - αППо = 0.787 Отсек 3-4 α34 = α23 - α3 = 0.725 Отсек 4-5 α45 = α34 - α4 = 0.71 Отсек 5-6 α56 = α45 - αс - α5 = 0.624 Отсек 6-7 α67 = α56 - α6 = 0.597 Отсек 7-8 α78 = α67 - α7 = 0.572 Отсек 8-k α8k = α78 - α8 = 0.5445 Теплоперепад пара в отсеке Hij, Отсек 0-1 Hi01 = h0 - h1 = 294.6  кДж : кг кДж кг Отсек 1-2 Hi12 = h1 - h2 = 113.8  кДж кг Отсек 2-3 Hi23 = h2 - h3 = 119.9  Отсек 3-4 Hi34 = h3 - h4 = 88.9  кДж кг кДж кг 28

Отсек 4-5 Hi45 = h4 - h5 = 110.8  кДж кг Отсек 5-6 Hi56 = hпп' - h6 = 209.8  кДж кг Отсек 6-7 Hi67 = h6 - h7 = 213.4  Отсек 7-8 Hi78 = h7 - h8 = 204.3  кДж кг кДж кг Отсек 8-k Hi8k = h8 - h9 = 219.4318  кДж кг Удельная мощность Hij  αj, кДж , совершаемая 1кг пара в отсеке: кг Отсек 0-1 Hi01  α01 = 294.6  кДж кг Отсек 1-2 Hi12  α12 = 104.1  кДж кг Отсек 2-3 Hi23  α23 = 94.4  кДж кг Отсек 3-4 Hi34  α34 = 64.405  кДж кг Отсек 4-5 Hi45  α45 = 78.7  кДж кг Отсек 5-6 Hi56  α56 = 130.9  кДж кг 29

Отсек 6-7 Hi67  α67 = 127.4  Отсек 7-8 Hi78  α78 = 116.9  кДж кг кДж кг Отсек 8-k кДж кг Суммарная внутренняя работа совершаемая 1 кг свежого пара в турбине: кДж Lчвд = Hi01  α01 + Hi12  α12 = 398.7  кг кДж Lчсд = Hi23  α23 + Hi34  α34 + Hi45  α45 = 237.5  кг кДж Lцнд = Hi67  α67 + Hi78  α78 + Hi8k  α8k + Hi56  α56 = 494.7  кг кДж LΣ = Lчвд + Lчсд + Lцнд = 1130.9  кг Принимаем следуюшие значения механического КПД турбины и КПД электрогенератора: Hi8k  α8k = 119.4705  ηм = 0.99 ηэг = 0.995 Расход свежего пара на турбину: Nэ кг G0 = = 1077.2  с LΣ  ηм  ηэг Определяем абсолютные значения расходов пара и воды кг/с: кг кг G = α  G = 26.75  7 7 0 G1 = α1  G0 = 91.82  с с кг G2 = α2  G0 = 76.73  с G3 = α3  G0 = G4 = α4  G0 = G5 = α5  G0 = G6 = α6  G0 = кг 67.47  с кг 16.058  с кг 43.4  с кг 29.34  с G8 = α8  G0 = 29.789  кг с Gk = αк  G0 = 586.493  Gс = αс  G0 = 48.9  кг с кг с кг с кг = αППо  G0 = 60.434  с GППс = αПП.с  G0 = 289.53  GППо 30

Удельный расход пара на турбину: G0 кг d0 = = 3.232  кВт  ч Nэ Расход теплоты на турбоустановку: Qту = G0  ( 1 + αПП.с)  ( h0 - hпв) = 2616.9  МВт Удельный расход теплоты турбоустановки на выработку электроэнергии: Qту кДж кВт ч Nэ КПД турбоустановки по выработке: qэ_ту = ηэ_ту = = 7850.8  1 qэ_ту = 0.459 Абсолютный электрический КПД: Nэ = = 0.459 Qту ηа_ту 2.6. Энергетические показатели энергоблока Принимаем КПД транспорта теплоты первого и второго контуров, КПД парогенератора и реактора: ηтрI = 0.995 ηтрII = 0.991 ηпг = 0.985 КПД блока брутто: ηс = ηа_ту  ηр  ηтрI  ηпг  ηтрII = 0.441 ηр = 0.99 Тепловая мощность реактора: Nэ Qp = ηн_с ηс = 2721.6  МВт КПД блока нетто: = ηс  ( 1 - 0.05) = 0.419 Удельный расход выгоревшего ядерного топлива: bя.т = 0.054 = 0.129 ηн_с кг МВт  ч 31

3. Детальный расчет последней турбинной ступени Исходные данные n = 50  1 с - количество оборотов; кг - расход рабочего тела; с - эффективный угол выхода для сопловой лопатки; α1 = 15.5° кДж - изоэнтропийный теплоперепад ступени; H0' = 220 кг - давление за ступенью; p2 = 5кПа G = 101.5 кДж - энтальпия за ступенью; h_2 = 2500.575 кг b1 = 299мм - хорда сопловой решетки; b2 = 203мм - хорда рабочей решетки; χ вс = 0 - коэффициент использования выходной скорости ступени. 3.1. Расчет ступени на среднем диаметре [5] Проведем предварительную оценку параметров пара перед последней ступенью, зная параметры пара за турбиной (из расчета тепловой схемы), задавшись её располагаемым теплоперепадом последней ступени и основными характеристиками. Принимаем КПД ступени η=0,76. Теоретические параметры пара за ступенью (точка 2`): кДж h2't = h_2 - H0' ( 1 - η) = 2447.775  кг кДж - энтропия s2't = wspSPH p2 , h2't = 8.025  кг К Действительные параметры пара перед ступенью (точка 0): - энтропия s0 = s2't - энтальпия ( - энтальпия - давление - температура - удельный объем ) кДж h0 = h2't + H0' = 2667.775  кг p0 = wspPHS h0 , s0 = 22.371  кПа ( ) t0 = wspTHS ( h0 , s0) = 363.748 K 3 м υ0 = wspVHS h0 , s0 = 7.476  кг ( 32 )

Принимаем корневую степень реактивности, корневой диаметр и высоту рабочей лопатки: ρк = 0.235 dк = 1.8м l2 = 1.2м Средний диаметр, средняя степень реактивности ступени: dср = dк + l2 = 3 м  dср  ρср = 1 - ( 1 - ρк)    dк  - 1.7 = 0.679 Степень реактивности на периферии:  dср + l2  ρп = 1 - ( 1 - ρк)    d к   - 1.7 = 0.819 Теплоперепады на сопловую и рабочую решетки: кДж H0c' = 1 - ρср  H0' = 70.622  кг ( ) кДж H0р = ρср H0' = 149.378  кг Окружная скорость: м u = π dср n = 471.239  с Введем обозначение u/cф = Λ. Примем в качестве первого приближения коэффициент скорости для сопловой решетки φ=0,972. Фиктивная скорость: cф = м 2H0' = 663.325  с Оптимальное соотношение скоростей: ( ) φ cos α1 Λопт = = 0.827 2  1 - ρср Действительное значение u/cф для данной ступени: u xф = = 0.71 cф 33

Расчет параметров сопловой решетки Теоретическая скорость выхода из сопловой решетки: с1t = м с Теоретические параметры пара за сопловой решеткой: 2  H0c' = 375.825  - энтальпия - энтропия - давление кДж h1t = h0 - H0c' = 2597.153  кг кДж s1t = s0 = 8.0247  кг К ( ) p1 = wspPHS h1t , s1t = 0.014 МПа 3 м - удельный объем υ1t = wspVHS h1t , s1t = 10.471  кг м - скорость звука a1t = wspWHS h1t , s1t = 445.329  с Проверим режим истечения из сопловой решетки: с1t ( ) ( ) p1 = 0.844 ε1 = = 0.64 a1t p0 число Маха меньше 1, отношение давлений больше 0,577, следует, что поток дозвуковой. Зададимся коэффициентом расхода через сопловую решетку несколько больше коэффициента потерь скорости, так как коэффициент расхода не учитывает потери после горла лопаток μ1=0,982. M1t = Критические параметры пара: εкр = 0.577 - относительное давление - критическое давление - энтропия pкр = εкр p0 = 12.908 кПа кДж sкр = s0 = 8.0247  кг К - критическая скорость кДж hкр = wspHPS pкр , sкр = 2581.605  кг м скр = 2  h0 - hкр = 415.138  с - удельный объем м υкр = wspVPS pкр , sкр = 11.485  кг - энтальпия ( ( ) ( 34 ) ) 3

Площадь из уравнения неразрывности по критическим параметрам: G υкр 2 F1кр = = 2.86  м скр μ1 G υ1t 2 F1 = = 2.88 м с1t  μ1 Зададимся перекрышей Δl=50мм. Тогда высота лопатки для сопловой решетки: l1 = l2 - Δl = 1.15 м Угол выхода потока из сопловой решетки в абсолютном движении:  F1  α1эф = asin   = 15.408 ° π  d  l ср 1   скр υ1t   α1 = asin  sin α1эф   = 15.52  ° υ  с кр 1t   ( ) Кинематическая вязкость: 2 см ν1t = wspKINVISHS h1t , s1t = 1.122  с Число Рейнольдса для сопловой решетки: с1t b1 6 Re1t = = 1.0011  10 ν1t Абсолютная скорость выхода из сопловой решетки: ( ) м c1 = с1t  φ = 365.302  с Из треугольника скоростей находим относительную скорость выхода из сопловой решетки: w1 = м 2 2 c1 + u - 2 c1 u  cos α1 = 153.614  с ( ) Относительный угол выхода потока из сопловой решетки:  c1 cos ( α1) - u  β 1 = acos   = 140.815 ° w 1   35

Действительные параметры пара после сопловой решетки: 2 - энтальпия - давление - энтропия c1 кДж h1 = h0 = 2601.052  кг 2 p1 = 0.014  МПа кДж s1 = wspSPH p1 , h1 = 8.037  кг К ( ) 3 м - удельный объем υ1 = wspVPH p1 , h1 = 10.537  кг Расчет параметров рабочей решетки Параметры полного торможения в относительном движении перед рабочей решеткой: ( ) 2 - энтальпия - энтропия - температура - давление w1 h0w1 = h1 + 2 = 2612.851  кДж кг кДж s0w1 = s1 = 8.037  кг К t0w1 = wspTHS h0w1 , s0w1 = 61.515 °C ( ) p0w1 = wspPHS ( h0w1 , s0w1) = 0.015 МПа 3 м - удельный объем υ0w1 = wspVHS h0w1 , s0w1 = 9.938  кг Теоретические параметры пара за рабочей решеткой: ( - энтальпия - энтропия - степень сухости - удельный объем - скорость звука ) кДж h2t = h1 - H0р = 2451.674  кг кДж s2t = s1 = 8.0366  кг К x2t = wspXHS h2t , s2t = 0.955 ( ) 3 м υ2t = wspVHS h2t , s2t = 26.869  кг м a2t = wspWHS h2t , s2t = 386.775  с ( ) ( ) Принимается коэффициент скорости для рабочей решетки ψ=0,958. 36

Теоретическая скорость выхода потока из рабочей решетки в относительном движении: м 2 w2t = w1 + 2 H0р = 567.761  с Действительная скорость выхода потока из рабочей решетки в относительном движении: м w2 = ψ w2t = 543.915  с Проверка режима течения: M2t = w2t a2t = 1.468 p2 ε2 = = 0.323 p0w1 число Маха больше 1, отношение давлений меньше 0,577, следует, что поток сверхзвуковой. Действительные параметры пара за рабочей решеткой: 2 - энтальпия - давление - энтропия - температура - степень сухости w2 h2 = h0w1 2 p2 = 0.005  МПа = 2464.929  кДж кг кДж s2 = wspSPH p2 , h2 = 8.08075  кг К t2 = wspTHS h2 , s2 = 32.875 °C ( ) ( ) x2 = wspXHS ( h2 , s2) = 0.96 3 м - удельный объем υ2 = wspVHS h2 , s2 = 27.0715  кг м - скорость звука a2 = wspWHS h2 , s2 = 387.903  с Зададимся коэффициентом расхода через рабочую решетку μ2=0,977. ( ) ( ) Критические параметры пара: - относительное давление ε2кр = 0.577 - критическое давление - энтропия - энтальпия p2кр = εкр  p0w1 = 8.932 кПа кДж s2кр = s0w1 = 8.0366  кг К кДж h2кр = wspHPS p2кр , s2кр = 2531.848  кг ( 37 )

м 2  h0w1 - h2кр = 402.499  с ( ) - критическая скорость w2кр = - удельный объем м υ2кр = wspVPS p2кр , s2кр = 15.988  кг ( ) Площадь из уравнения неразрывности: G υ2кр 2 F2кр = = 4.13 м w2кр  μ2 Угол выхода потока из рабочей решетки в относительном движении:  F2кр  β 2эф = asin   = 21.4 ° π  d  l ср 2   w2кр υ2t   β 2 = asin  sin ( β 2эф)   = 25.767 ° υ  w 2кр 2t   Кинематическая вязкость: 2 см ν2t = wspKINVISHS h2t , s2t = 2.713  с Число Рейнольдса для рабочей решетки: ( Re2t = w2t  b2 ν2t = 4.2485  10 ) 5 Абсолютная скорость и угол выхода потока из рабочей решетки: м 2 2 w2 + u - 2 w2 u cos β 2 = 237.174  с  w2  cos β2 - u  α2 = acos   = 85.503 ° с 2   ( ) с2 = ( ) Расчет лопаточного КПД Потери в сопловой решетке: 2 с1t c1 2 кДж кг 2 2 Потери в рабочей решетке: ΔHc = - 2 = 3.899  2 w2 w2t кДж ΔHр = = 13.254  2 кг 2 38 3

Потери с выходной скоростью: 2 с2 кДж кг 2 Располагаемая энергия: ΔHвс = = 28.126  кДж E0 = H0' - χ всΔHвс = 220  кг Лопаточный КПД: ηол = ( ) E0 - ΔHc - ΔHр - 1 - χ вс  ΔHвс E0 ( ( ) ( )) u  c1 cos α1 + с2 cos α2 ηол' = E0 = 0.794 = 0.794 Удельная работа ступени: кДж Lu = E0 - ΔHр - ΔHc - 1 - χ вс ΔHвс = 174.72  кг Окружное усилие на лопатках рабочей решетки: Ru = G  c1 cos α1 + с2  cos α2 = 37.633 кН ( ) ( ( ) ( )) Ru' = G ( w1 cos ( β 1) + w2 cos ( β 2) ) = 37.633 кН Мощность развиваемая на лопатках рабочей решетки: Nu = Ru  u = 17.734 МВт Nu' = Lu G = 17.734 МВт Расчет утечек. Определение относительного КПД турбины Расчет потерь на трение диска и бандажа: -3 Коэффициент трения: Kтр = 10 Потери на трение диска и бандажа: 2 dср ( )3 ξтр = Kтр   xф = 0.001121 F1 Диаметр диафрагменного уплотнения: dу = 0.6 dср = 1.8 м 39

- число гребней в диафрагменном уплотнении zу = 4 δу = 1мм - корневой зазор - периферийный зазор Эквивалентный периферийный зазор: δэ.п = 0.75  δr = 1.875  мм δr = 2.5мм Коэффициенты учитывающие подмешение утечек из уплотнений в основной поток: 0.75 π  dу  δу ξду = ηол = 0.00059555 F1 μ1  zу ξпу = ( ) ρп π dср + l2 δэ.п  η = 0.011097 F1 μ1 1 - ρср ол Потери от влажности: u ξвл = 2  0.9  1 - x0 + 0.35  x0 - x2  = 0.01967 cф ( ) ( ) Внутренний КПД ступени: ηoi = ηол - ξтр - ξвл - ξпу - ξду = 0.762 Полезно срабатываемый теплоперепад на ступень и внутренняя мощность ступени: кДж Hi = H0'  ηoi = 167.574  кг Ni = Hi G = 17.009  МВт 40

Рисунок 2 - Процесс расширения пара в h,s - диаграмме турбинной ступени 41

3.2. Расчет ступени с учетом изменения параметров по радиусу Расчет последней ступени турбины с учетом изменения параметров по радиусу проводится на основе упрощенного уравнения радиального равновесия. С этой целью использовалась программа, разработанная на кафедре Паровых и газовых турбин. Программа предназначена для расчета распределения параметров потока в характерных сечениях ступеней паровых (“PAR”) и газовых (“GAZ”) турбин по радиусу. Рабочее тело – водяной пар или газ. Продукты сгорания считаются идеальным газом. Интегральные значения коэффициентов скорости сопловых и рабочих решёток ступени задаются в файле исходных данных и служат для задания изменения распределения локальных значений коэффициентов скорости по радиусу. При расчёте параметров потока по радиусу используется закон «закрутки» cu r = const (закон «постоянства циркуляции по замкнутому контуру»). В качестве исходных данных для расчета последней ступени по высоте использовались результаты ее расчета на среднем диаметре, представленные в приложении. На основе этих данных построены треугольники скоростей для трех характерных сечений: корневого, среднего и периферийного (см. рисунки 35). Кроме того, на рисунках 6-9 изображены зависимости скоростей, углов входа и выхода потока, чисел Маха, которые наглядно иллюстрируют, как меняются основные аэродинамические и геометрические характеристики ступени по радиусу. 42

Рисунок 3 – Треугольники скоростей для корневого сечения Рисунок 4 – Треугольники скоростей для среднего сечения Рисунок 5 – Треугольники скоростей для периферийного сечения 43

11 10 9 № Сечения 8 7 α1 6 β1 5 α2 4 β2 3 2 1 0 30 60 90 120 150 180 α1, β1, α2, β2 Рисунок 6 – График зависимости углов входа и выхода потока по высоте ступени 11 № Сечения 9 7 C1 W1 C2 5 W2 3 1 100 200 300 400 500 600 700 С1, W1, C2, W2 [м/с] Рисунок 7 – График зависимости скоростей входа и выхода потока по высоте ступени 44

11 10 9 № Сечения 8 7 КПДол 6 po 5 u/cф 4 3 2 1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 КПДол, ро, u/cф Рисунок 8 – График зависимости степени реактивности, относительного лопаточного КПД и u/cф по высоте ступени 11 10 9 № Сечения 8 7 M1t 6 M2t 5 Mw1 4 3 2 1 0 0,25 0,5 0,75 1 1,25 1,5 1,75 2 M1t, M2t, Mw1 Рисунок 9 – График изменения чисел Маха по высоте ступени 45

На рисунке 6 представлены графики изменение углов входа и выхода потока для абсолютных и относительных скоростей. Характер их изменения соответствует характеру изменения чисел Маха (рисунок 9). Эти результаты были использованы для профилирования базовых сечений сопловой и рабочей решетки. На рисунке 7 представлены графики изменения скоростей потока: с1, w1, c2, w2. Располагаемый теплоперепад в рабочей решетке увеличивается от корня к периферии. Это приводит к росту скорости w2t, согласно формуле:𝑤2𝑡 = √𝑤12 + 2𝐻𝑜𝑝 . В свою очередь, увеличение скорости w2t влечет за собой увеличение числа Маха М2t (𝑀2𝑡 = 𝑤2𝑡 ⁄𝑎2 ), от значения 1.05051 в корне, до значения 1.8106 на периферии лопатки. Значение М2t по высоте меняется слабо, так как скорость звука a2 практически не изменяется, а угол α2 (угол выхода из рабочей решетки) меняется незначительно. Поскольку располагаемый теплоперепад в сопловой решетке уменьшается от корня к периферии, то, согласно формуле 𝑐1𝑡 = √2𝐻_𝑜𝑐 = √2(1 − 𝜌)𝐻_0 , скорость c1t будет принимать максимальное значение в корне лопатки. Поэтому величина M1t будет уменьшаться (согласно формуле: 𝑀1𝑡 = с1𝑡 ⁄𝑎1 ) от корня к периферии, принимая значения от 1.255 в корне, до 0.613 на периферии. Mw1 принимает минимально значение на среднем сечении и увеличивается к периферии, исходя из треугольников скоростей и изменения степени реактивности по высоте лопатки. На рисунке 8 изображены изменение «u/cф, ρ, ηол». График u/cф меняется линейно и принимает минимальное значение в корне 0.423, что вытекает из формулы: 𝑢 𝜋𝑑𝑛 = 𝑐ф √2𝐻_0 46

Относительный лопаточный КПД по параметрам торможения имеет достаточно высокое значение (0.724 в корне и 0.684 на периферии). КПД ступени (средне-интегральный) равен 78.8%. Это хорошее значения для последних ступеней цилиндров низкого давления влажно-паровых турбин. Характер снижения ηол в корне и на периферии обуславливается учетом в программе вторичных течений на периферии и в корне лопатки. Степень реактивности увеличивается от корня к периферии (от 0.236, до 0.822), что обуславливается законом закрутки данной лопатки. Такое изменение степени реактивности по высоте лопатки существенно сказывается на треугольниках скоростей, что видно по углам изменения движения потока и говорит о необходимости профилирования базовых сечений лопатки. 47

4. Разработка 3D модели лопаточного аппарата последней ступени 4.1. Профилирование решеток Профилирование решеток ступени начинают с рабочей лопатки, так как условия ее надежности могут изменить выбранные законы закрутки, теплоперепада ступени или высоты. Профилирование рабочей лопатки начинается с выбора хорды корневого сечения bк. Увеличение bк приводит к увеличению концевых потерь, но снижает напряжения в лопатке и повышает частоту собственных колебаний. Затем выбирается относительный шаг. По известным значениям хорды, относительного шага, углов входа и выхода выполняется предварительное профилирование, которое позволяет провести грубую оценку надежности лопаток. После предварительной оценки надежности производится профилирование всей лопатки по высоте; при этом для всех сечений определяются напряжения растяжения, изгиба. При профилировании сопловой лопатки учитывалось, что ее среднее и корневое сечение работают в области сверхзвукового течения. Профилирование сечений проводилось с помощью программного комплекса Numeca. В качестве базовых были выбраны 5 сечений с относительными координатами (0; 0,25; 0,5; 0,75; 1). За основу при профилировании были взяты результаты расчетов ступени по высоте, предполагается, что поток на входе в сопловую решетку по высоте имеет неизменный угол направления 90°. На рисунке 10 представлены полученные 3D модели профилей сопловой и рабочей лопаток. Профилирование рабочей лопатки проводилось одновременно с расчетами растягивающих и изгибных напряжений. Результаты оценки статической прочности рабочей лопатки рассматриваются в пункте 4.2. 48

Профилирование проводилось с помощью программного комплекса Numeca. В качестве базовых были выбраны 5 сечений с относительными координатами (0; 0.25; 0.5; 0.75; 1). Рисунок 10 – 3D модели сопловой и рабочей лопатки 49

4.2. Оценка статической прочности 4.2.1. Расчет рабочих лопаток на растяжение Исходные данные: Площадь корневого сечения лопатки, найденная по соответствующему профилю с использованием программы Numeca : 2 2 2 2 Fк := 7778  мм = 77.78  см Площадь периферейного сечения лопатки, найденная по соответствующему профилю с использованием программы Numeca : Fп := 2841 мм = 28.41 см Плотность материала: кг ρ := 7800  3 м Частота вращения:  1 n := 50    с Высота рабочих лопаток: l := 1.2 м Корневой диаметр: dк := 1.8 м Средний диаметр: dср := 3  м Относительная координата для серединного сечения: ζср := 0.5 В соответствии с показательным законом изменения площади сечения по высоте лопаток находим макимальные растягивающие напряжения. [3] Отношение периферийной и корневой площадей: Fп a := = 0.37 Fк Величина обратной веерности: dср θ := = 2.5 l 50

Показательный закон: F ( z) = Fк a ζ Площадь среднего сечения: Fср := Fк a ζ ср 2 = 4700.8  мм Относительная координата для периферии: ζп := 1 Площадь периферийного сечения: Fп := Fк  a ζп = 28.4  см 2 Относительная координата для корня: ζк := 0 Угловая частота: 1 с Растягивающее напряжение в корневом сечении лопатки: d 2 к σ0 := ρ  ω  l = 831.4 МПа 2 Коэффициент разгрузки: ω := 2 π n = 314.2   1 - a +   ln ( a)  k := - 1+a  2  1 - a  + = 0.59 2  2  ln ( a)  θ   ln ( a)   Определим необходимые коэффициенты: -1 2 + ln ( a) B0 := + = 1.38 2 ln ( a) θ ( ln ( a) ) -2 B1 := = 0.79 θ ln ( a) B2 := -B0 - B1 = -2.18 Растягивающие напряжения в корне:  1-ζ к σк := σ0  B0 + B1  ζк + B2  a  = 489.4 МПа Наибольшее напряжение в лопатке переменного сечения: σmax := σ0 k = 489.4 МПа 51

В результате полученных результатов, выбираем сталь 15X12ВМФ, определяем коэффициент запаса прочности и строим графики зависимости растягивающих напряжений по высоте лопатки. Предел текучести материала при нормальных температурных условиях: σ02 := 750 МПа Коэффициент запаса прочности: σ02 nпр := = 1.53 σmax σдоп := 750  МПа > σmax = 489.4 МПа ζ := 0 , 0.1 .. 1 Распределение растягивающих напряжений: ( 1-ζ ) σ ( ζ) := σ0  B0 + B1  ζ + B2 a Распределение площади сечения лопатки по высоте: F ( ζ) := Fк a ζ 1 0.8 ζ 0.6 0.4 0.2 0 0 100 200 σ( ζ) 300 400 500 МПа Рисунок 11 - Распределение растягивающих напряжения по длине РЛ последней ступени 52

0.8 ζ 0.6 0.4 0.2 0 0 0.2 0.4 F ( ζ) Fк 0.6 0.8 Рисунок 12 - Изменение площади РЛ последней ступени по длине 53

Вставка размерностей 4.2.2. Расчет на изгиб рабочей лопатки Изгибающие напряжения возникающие в опасных точках, определяется по зависимости вида: σиi ( z) = -Mη ( z) Mξ ( z)  ξi ( z) +  η i ( z) Iη ( z) Iξ ( z) (1) Рисунок 13 - Профиль лопатки и её координатные оси Здесь Mη ( z) и Mξ ( z) - изгибающие моменты относительно центральных главных осей ξ и η, Н м; Iη ( z) и Iξ ( z) - моменты инерции 2 профиля относительно тех же осей в зависимости от координаты z, м ; ξi( z) и ηi ( z) - координаты опасных точек в зависимости от координаты z, м; i номер опасной точки. Изгибающие моменты в сечении определяются по формулам: l l  Мх =  qy z1  z1 - 0 dz1 0 ( )(  Мy =  qx z1  z1 - z dz1 z ) 54 ( )( )

( ) ( ) где qy z1 , qx z1 - аэродинамическая нагрузка, определяемая по формлам: ( ) ( )( ( ) ( )) ( ) qx z1 = ρ2 w2a z1  w1u z1 - w2u z1  t2 z1 ( ) ( )( ( ) ( )) ( ) ( ( ) ) ( ) qy z1 = ρ2 w2a z1  w1a z1 - w2a z1 t2 z1 + p1 z1 - p2  t2 z1 Здесь w1a и w1u - осевая и окружная состовляющие относительной скорости перед рабочими лопатками;w2a и w2u - осевая и окружная состовляюще относительной скорости за рабочими лопатками; p1 ( z1) и p2статическое давление перед и за рабочими лопатками соответственно. Из расчета ступени по радиусу известно: кг ρ2 := 0.035  3 м - плотность пара за рабочим аппаратом; p2 := 0.005  МПа - давление пара за рабочим аппаратом. Давление пара перед рабочим аппаратом  0.00701   0.01147    p1 :=  0.01438  МПа  0.01629     0.01760  Число рабочих лопаток zр := 70 Длина рабочей лопатки l2 := 1.2 м Корневой диаметр dк := 1.8 м 55

Координаты сечений  0   0   0.25   0.3      z1 :=  0.5  l2 =  0.6  м  0.75   0.9      1    1.2  Диаметр сечений ( ) d z1 := dк + 2  z1  1.8   2.4    d ( z1) =  3  м  3.6     4.2  Шаг рабочей решетки по сечениям ( ) π  d z1 t2 z1 := zр ( )  0.081   0.108    t2 ( z1) =  0.135   м  0.162    0.188   Скорости и углы, полученные для расчетных сечений лопатки:  279.2   124.3    м w1 :=  156.0    278.5  с    408.5   35.2   389.3   69.7   475.5      м β 1 :=  140.5  ° w2 :=  544.9    161.0   617.1  с      168.2   670.9  56  33.0   27.5    β 2 :=  23.8  °  20.9     18.6 

Рассчитаем осевые и окружные состовляющие относительной скорости перед и за рабочими лопатками. w1a := w1 sin β 1 i i i ( ) w2a := w2 sin β 2 ( i) i i w1u := w1 cos β 1 i i i ( ) w2u := -w2  cos β 2 ( i) i i  160.9   116.6    м w1a =  99.2    90.7  с   83.5    228.1   43.1    м w1u =  -120.4    -263.3  с   399.9    212   219.6    м w2a =  219.9    220.1  с    214   -326.5   -421.8    м w2u =  -498.6    -576.5  с    -635.9  Аэродинамическая нагрузка, приходящаяся на единицу длины оси лопатки: ( ) ( ) Qy := ρ2 w2a  w1a - w2a t2 z1 + p1 - p2  t2 z1 ) ( i) i) ( i) ( i i i( i Qx := ρ2 w2a  w1u - w2u  t2 z1 i i i i i  332.5   384.8    Н Qx =  391.9    389.9  м   333.2    131.7   611.7    Н Qy =  1137.9    1662.9  м   2190.9   Интерполируем зависимости Qx и Qy, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline. ( ) qx ( z) := interp n , z1 , Qx , z ( ) qy ( z) := interp m , z1 , Qy , z n := pspline z1 , Qx m := pspline z1 , Qy z := 0 м , 0.01  м .. 1.2 м 57 ( ) ( )

На рисунке 14 представлены зависимости аэродинамических усилий. qx ( z) Н м qy ( z) Н м 400 300 200 100 0 0.3 0.6 0.9 1.2 z м Рисунок 14 - Распределения аэродинамических усилий по длине лопатки Рассчитаем изгибающие моменты в рассчетных сечениях лопатки: l 2 3 Mx0 :=  qy ( z) ( z - 0) dz = 1.1  10 Н м 0 l 2 My0 :=  qx ( z) ( z - 0) dz = 273.1  Н м 0 l 2 Mx02 :=  qy ( z)  z - 0.2 l2 dz = 750.3  Н м 0.2 l ( ) 2 l 2 My02 :=  qx ( z)  z - 0.2 l2 dz = 174.3  Н м 0.2 l l ( ) 2 2 Mx04 :=  qy ( z)  z - 0.4 l2 dz = 458.4  Н м 0.4 l ( ) 2 l 2 My04 :=  qx ( z)  z - 0.4 l2 dz = 97 Н  м 0.4 l ( ) 2 58

l 2 Mx07 :=  qy ( z)  z - 0.7 l2 dz = 128.2  Н м 0.7 l ( ) 2 l 2 My07 :=  qx ( z)  z - 0.7 l2 dz = 23.4 Н м 0.7 l ( ) 2 l 2 Mx1 :=  qy ( z)  z - l2 dz = 0 Н  м l ( ) 2 l 2 My1 :=  qx ( z)  z - l2 dz = 0 Н  м l ( ) 2 Интерполируем зависимости Mx и My, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline.  Mx0   My0     Mx02    mx :=  Mx04  M   x07   Mx1       My02    my :=  My04  M   y07   My1    Интерполируем зависимости mx и my, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline. ( ) Mx ( z) := interp n , z1 , mx , z ( ) My ( z) := interp m , z1 , my , z n := pspline z1 , mx m := pspline z1 , my ( ) ( ) z := 0 м , 0.01  м .. 1.2 м На рисунке 15 представлены зависимости изгибающих моментов. 59

300 Mx ( z) Н м 200 My ( z) Н м 100 0 0 0.3 0.6 0.9 z м Рисунок 15 - Распределения изгибающих моментов по длине лопатки Минимальный и максимальный моменты инерции сечений:  3.5365 10- 6     1.7315 10- 6    4 7 Iη :=  6.9149  10   м   -7  2.8179 10   -8  6.7371 10   2.7803 10- 5     1.7589 10- 5    4 5 Iξ :=  1.1357 10  м   -6  8.8828 10   -6  7.4049 10  Углы установки профилей рассматриваемых сечений:  80   64.59    β у :=  49.18  °  32.5    18.36   Распределение изгибающих моментов относительно центральных главных осей находятся по формулам: ( ) ( ) mξ := my sin 90  ° - β у - mx  cos 90  ° - β у ( ( i) i i) i i mη := my cos 90 ° - β у + mx sin 90  ° - β у i i i i i 60 1.2

 -1.008  103   455.099     479.351   -602.962    mη =  373.106  Н  м mξ =  -283.51   Н м    120.745   -49.157       0  0   Интерполируем зависимости mη и mξ, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline. ( ) ( ) n := pspline z1 , mx m := pspline z1 , my ( ) ( ) Mη ( z) := interp n , z1 , mη , z Mξ ( z) := interp m , z1 , mξ , z z := 0 м , 0.01  м .. 1.2 м На рисунке 3.3.2.3 представлены зависимости изгибающих моментов относительно главных осей. Координаты опасных точек для каждого из сечений:  -0.10164   -0.08688    η1 :=  -0.08062  м  -0.07999    0.08414    0.13368   0.12583    η2 :=  0.12120   м  0.11991    0.12195    -0.00364   -0.00125    η3 :=  -0.01168  м  -0.01810    0.03876    -0.05896   -0.04111    ξ1 :=  -0.02758   м  -0.01365    0.00075    -0.05861   -0.04112    ξ2 :=  -0.02687   м  -0.01364    0.00100    0.03778   0.03245    ξ3 :=  0.02502  м  0.01949    0.01298   61

500 Mη ( z) Н м Mξ ( z) Н м 0 - 500 0 0.3 0.6 0.9 1.2 z м Рисунок 16 - Распределения изгибающих моментов относительно главных осей по длине лопатки Найдем изгибные напряжения, возникающие в "опасных" точках: mη i σ1 := - Iη i i ξ1 + i mξ i Iξ i  η1 σ3 := i  11.273   14.359    σ1 =  16.894   МПа  6.292    0   σ2 := - i i mη i Iη i ξ3 + mξ i Iξ i i  η3 mη i Iη i ξ2 + i mξ i Iξ i  2.695   7.07    σ2 =  11.473   МПа  5.181    0    -4.73   -8.941    σ3 =  -13.208  МПа  -8.251    0   ( ) σи1 ( z) := interp n , z1 , σ1 , z ( ) σи2 ( z) := interp m , z1 , σ2 , z ( ) σи3 ( z) := interp k , z1 , σ3 , z m := pspline z1 , σ2 k := pspline z1 , σ3 z := 0 м , 0.01  м .. 1.2 м 62 i i Интерполируем зависимости σ1, σ2 и σ3, полученные для пяти сечений, по высоте лопатки кубическим полиномом pspline. n := pspline z1 , σ1  η2 ( ) ( ) ( )

На рисунке 17 представлены зависимости напряжений изгиба. 35 σи1 ( z) 25 МПа 15 σи2 ( z) МПа 5 -5 σи3 ( z) - 15 МПа - 25 - 35 0 0.1 0.2 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 1 1.1 z м Рисунок 17 - Распределения напряжений изгиба в "опасных" точках по длине лопатки 63 1.2

5. Экспериментальное исследование регулирующего клапана горизонтального расположения Очевидно, что экономичность турбины зависит не только от эффективности ее проточной части, но и от аэродинамического совершенства других элементов парового тракта, в том числе органов парораспределения. Стопорные и регулирующие клапаны являются исполнительными органами парораспределения турбины и от их надежности зависит надежность всей турбоустановки. Особый интерес, как с точки зрения эффективности, так и надежности установки представляет вопрос расположения органов парораспределения. Расположение регулирующих клапанов на цилиндре турбины всегда является более предпочтительным с точки зрения компоновки турбины, работы системы регулирования, выполнения пусковых операций. Однако не всегда такое решение реализуемо, как по соображениям прочности или технологии изготовления, так и удобства управления этими клапанами. При переходе к более высоким параметрам или при увеличении габаритов клапанов часто оказывается нежелательной или невозможной установка регулирующих клапанов (РК) на цилиндре турбины, и применяют отдельно стоящие клапаны. 5.1. Описание экспериментального стенда блока клапанов Все экспериментальные исследования, выполнились на воздушном стенде кафедры Паровых и газовых турбин Московского энергетического института, обеспечивающем возможность экспериментальных исследований установок в широком диапазоне дозвуковых и сверхзвуковых скоростей. Разработанная модель регулирующего клапана (см. рисунок 17) крепится на ресиверном баке 2 воздушного стенда ВАТ-1 (воздушная аэродинамическая труба). В зависимости от требуемого режима работы подача воздуха осуществляется или от воздуходувки ТВ-42-1,4 с максимальным избыточным давлением в баке ресивере 40 кПа, от воздуходувки ТВ-80-1,8 с максимальным 64

избыточным давлением 80 кПа, или от компрессора “Eger” (поз. 3, рисунок 17) с объемным расходом воздуха до 3 м3/с при максимальном избыточном давлении 210 кПа. Рисунок 17 – Схема установки Все воздуходувки подают воздух в общий коллектор, связанный с напорной магистралью 4. На этой магистрали установлены: стопорная задвижка 5, регулирующий вентиль 6 и мерное сопло Вентури 7, которое предназначено для измерения расхода воздуха, подводимого к исследуемому объекту. Для этих измерений в трубопровод врезан специальный штуцер, в 65

котором установлен ртутный термометр с ценой деления 1°С, а перепад давления Δ𝑝𝑐 между входным и минимальным сечениями сопла измеряется с помощью U-образного водяного манометра, миллиметровая шкала которого позволяет снимать показания с высокой точностью. Далее воздух по трубопроводу подводится непосредственно к аэродинамической трубе 2, представляющей собой бак-ресивер. Ресивер выполнен в виде цилиндра диаметром 550 мм. Расход и давление воздуха в ресивере регулируются вентилем А на подводящем трубопроводе. Исследования проводились отдельно для горизонтально расположенного регулирующего клапана, с различными выполнениями чашей. На рисунке 18 представлен вид регулирующего клапана, установленного на баке ресивере. Для осевого перемещения исследуемого регулирующего клапана на верхней крышке клапанной коробки устанавливается подъемник- координатник, к которому крепится шток с клапана. В разрыв штока клапана устанавливается S-образный датчик силомеры. Рисунок 18 – Горизонтально расположенный регулирующий клапан на баке ресивере 66

Схема измерений, представленная на рисунке 19, предназначена для исследования силовых и расходных. Для исследования силовых характеристик моделей клапанов используется многофункциональный измерительный прибор «Handyscope2». Измерительным элементом этого прибора является S-образный датчик типа ZF, с установленными на нем тензодатчиками, воспринимающими как статические, так и динамические составляющие сил на штоке клапана. Датчик работает как на растяжение, так и на сжатие. Измерительная схема также включает в себя зонд давления полного торможения, установленных перед клапаном. Рисунок 19 – Схема измерений 67

5.2. Методика обработки и представления опытных данных Определение расходных характеристик регулирующего клапана осуществляется при его различных подъемах при постоянных перепадах давлений. Вычисление приведенного расхода q производится по формуле: 𝑞= 𝐺 , 𝐺∗ где 𝐺∗ - критический расход; 𝐺 – действительный расход. Действительный расход воздуха через проточную часть клапана, определяется в процессе измерений при помощи расходомерного сопла Вентури по формуле: 𝐺 = 𝛼 ∙ 𝜀 ∙ 𝐹𝑐 √2 ∙ 𝜌 ∙ ∆𝑝𝑐 , где 𝛼 – коэффициент расхода трубы Вентури; 𝐹𝑐 – площадь горла сопла Вентури; ∆𝑝𝑐 – перепад давления на мерное сопло; 𝜌 – плотность рабочего тела, которая определяется по температуре и давлению перед соплом Вентури. Теоретический критический расход 𝐺∗ рабочей среды через узкое сечение седла клапана: 𝑘+1 2 2(𝑘−1) 𝑘 𝑝0 √ ∙ 𝐺∗ = ( ∙𝐹 , ) 𝑘+1 𝑅 √𝑇0 𝑚𝑖𝑛 где 𝐹𝑚𝑖𝑛 = 𝜋 ∙ 𝐷п2 /4 – площадь сечения седла РК по узкому сечению седла клапана; 𝑅 – универсальная газовая постоянная; 𝑝0 – абсолютное давление перед РК (блоком клапанов). Абсолютное давление перед РК определяется как сумма барометрического давления и избыточного давления полного торможения, измеренного в ресивере: Потери давления в 𝑝0 = ∆𝑝0 + 𝐵. клапане гидравлического сопротивления: 68 оцениваются по коэффициенту

𝜁= 𝑝1 − 𝑝2 , 𝜌1 ∙ 𝑐12 2 где 𝑝1 – давление перед клапаном; 𝑝2 – давление за клапаном; 𝜌1 – плотность газа на входе в клапан; 𝑐1 – скорость газа на входе в клапан [7]. 5.3. Расходные характеристики регулирующего клапана Массовый расход рабочей среды через регулирующие клапаны определяется начальными параметрами пара (давлением 𝑝0 и температурой 𝑇0 ) перед клапаном, давлением среды за ним 𝑝2 , диаметром узкого сечения диффузорного седла 𝐷г , положением золотника клапана относительно седла (подъемом золотника ℎ), физическими свойствами движущейся среды, вязкие свойства которой определяются коэффициентом кинематической вязкости 𝜈, а ее термодинамические свойства характеризуются значением газовой постоянной 𝑅, связывающей между собой теплоемкости среды при постоянном давлении 𝑐𝑝 и при постоянном объеме 𝑐𝜐 . Таким образом, исходное функциональное соотношение, определяющее массовый расход среды через регулирующий клапан будет иметь следующий вид: а в безразмерной форме: 𝐺 = (𝑝0 , 𝐷г , 𝑇0 , 𝑅, 𝑝2 , 𝜈, ℎ), 𝑞 = 𝑓(𝜀2 , ℎ̅, 𝑅𝑒 ∗ ) Отсюда следует, что безразмерный расход через клапан 𝑞 зависит от трех безразмерных величин: относительного давления 𝜀2 , относительного подъема клапана ℎ̅ и числа Рейнольдса 𝑅𝑒 ∗ . При числах 𝑅𝑒 ∗ > 106 наступает режим автомодельности. Тогда для обеспечения физического подобия в геометрически подобных клапанах необходимо обеспечить равенство между собой только двух безразмерных величин: 𝜀2 и ℎ̅. [8] 69

Следовательно, представляя опытные данные в виде зависимости безразмерного расхода 𝑞 от перепада давлений на клапан 𝜀2 и его относительного подъема ℎ̅, можно с полной гарантией рассчитывать расходы пара через регулирующие клапаны, используя формулу: 𝐺 = 0,0311 𝑝0 √𝑇0 ∙ 𝜋∙𝐷г2 2 Оценка расходных характеристик ∙ 𝑞(𝜀2 , ℎ̅) На данном этапе исследовались расходные характеристики отдельно горизонтально расположенного регулирующего клапана с перфораций и с центральным разгрузочным отверстием, приведенных на рисунке 20 и рисунке 21 соответственно. Основным недостатком клапана с центральным разгрузочным отверстием является свободно висящая чаша, которая в открытом состоянии может потерять осевую устойчивость и совершать автоколебания в пределах свободного хода клапана. Преимуществом клапана с перфорацией, является то, что скорость выхода вторичного пара в основной поток оказывается небольшой, и за счет чего ожидается существенное снижение пульсации давления в клапанной коробке. Так из графиков видно, что при 𝑞 =0,3 потери давления в клапане с перфорированной разгрузкой равны 2,5%, а при 𝑞 =0,4 величина потерь увеличивается до 3,8%, что меньше, чем в клапане с центральным разгрузочным отверстием (3% при q=0.3 и 4,9% при q=0.4). 70

q1 0,9 h¯=0,385 h¯=0,321 0,8 0,7 h¯ =0,256 0,6 h¯=0,192 0,5 h¯=0,128 0,4 0,3 h¯=0,064 0,2 0,1 0 0,7 0,75 0,8 0,85 ɛ 0,9 0,95 Рисунок 20 – Расходная характеристика 𝑞 = 𝑓(ℎ̅) клапана с перфорированной разгрузкой 71 1

q1 0,9 h¯= 0,410 0,8 h¯= 0,321 0,7 h¯= 0,256 0,6 h¯= 0,192 0,5 0,4 0,3 h¯= 0,128 0,2 h¯= 0,064 0,1 0 0,7 0,75 0,85 ɛ 0,8 0,9 0,95 Рисунок 21 – Расходная характеристика 𝑞 = 𝑓(𝜀) клапана с центральным разгрузочным отверстием 72 1

5.4. Силовые характеристики регулирующего клапана Величина статических усилий, действующих на шток клапана, определяется типом и размерами используемого клапана, характером обтекания его нижней части, образующей вместе с входным участком седла клапанный канал, степенью открытия клапана и перепадом давления ∆𝑝 = = 𝑝0 − 𝑝2 , действующим на клапанную систему. При полном геометрическом подобии усилия на штоке должны меняться пропорционально квадрату линейных размеров и начальному давлению пара. Поскольку размеры поперечного сечения штоков даже для однотипных клапанов могут заметно отличаться друг от друга, то при построении безразмерных комплексов, определяющих статические усилия, целесообразно исключить размеры штока из числа факторов, определяющих безразмерную силу. Тогда усилие 𝑄0 , действующие на шток нулевой толщины будет определяться следующим выражением: 𝑄0 = 𝑄0м + (𝑝1 − 𝐵) ∙ 2 𝜋 ∙ 𝑑шт . 4 Здесь 𝑄0м – усилие, измеренное на штоке модельного клапана; 𝐵 – барометрическое давление, 𝑑шт – диаметр штока; 𝑝0 – давление полного торможения в клапанной коробке; 𝑝1 – давление внутри камеры разгрузки (при отсутствии разгрузки 𝑝1 = 𝑝0 ) Силовые характеристики исследованной модели блока парораспределения с РК горизонтального расположения представляются в виде безразмерных зависимостей 𝑄̅0 = 𝑓(ℎ̅, 𝜀). Оценка силовых характеристик Силовая характеристика любого клапана определяет в конечном счете силу, приложенную к штоку, которая необходима для перемещения клапана в переделах рабочего хода. 73

Конкретный вид указанной характеристики достаточно сильно зависит от формы чашки клапана. Если для тарельчатых клапанов значение силы на штоке при перемещении клапана меняется мало, то для шаровых и профилированных клапанов эта сила меняется в очень широких пределах. На рисунке 22 приведена зависимость 𝑄̅0 = 𝑓(𝜀, ℎ̅) для профилированного клапана со стандартной разгрузкой по давлению. Введение разгрузки только изменило (в меньшую сторону) значения усилий, действующих на шток и сместило максимумы усилий в сторону больших открытий клапана. По мере увеличения степеней разгрузки снижается значение сил на штоке и эти силы становятся весьма малыми как в момент открытия, так и при полном подъеме клапана. Рисунок 22 – Силовая характеристика 𝑄̅0 = 𝑓(𝜀, ℎ̅) разгруженного профилированного клапана Силовые характеристики клапана с перфорированной разгрузкой и клапана с центральным разгрузочным отверстием приведены на рисунке 23 и рисунке 24 соответственно. Хорошо видно, что в первом случае максимум усилий на шток приходится при относительном подъеме h=0.17 величина 74

которых равна Q0=0.25. На втором графике (риc. 24) максимумы усилий сдвигаются вправо, в сторону большего относительного подъема h=0.26, и величина их достигает Q0=0,13. Проведя сравнительный анализ можно сделать вывод, что на шток клапана с перфорированной разгрузкой действует большее усилие при меньших относительных подъемах. Данный результат свидетельствует о том, что форма обтекаемой поверхности клапана существенно влияет на значение безразмерного усилия Q0. 75

Q̅0=Q0м/(p0πDп2/4) 0,25 ε=0,788 ε=0,813 ε=0,839 0,2 ε=0,867 0,15 ε=0,897 0,1 ε=0,929 0,05 ε=0,963 0 0 0,05 0,1 0,15 0,2 h̅ 0,25 0,3 0,35 Рисунок 23 – Безразмерная силовая характеристика 𝑄̅0 = 𝑓(ℎ̅, 𝜀) клапана с перфорированной разгрузкой 76 0,4

Q̅0=Q0м/(p0πDп2/4) 0,14 ε=0,865 0,12 ε=0,895 0,1 0,08 ε=0,927 0,06 ε=0,962 0,04 ε=0,981 0,02 0 0 0,05 0,1 0,15 0,2 h̅ 0,25 0,3 0,35 0,4 0,45 Рисунок 24 – Безразмерная силовая характеристика 𝑄̅0 = 𝑓(ℎ̅, 𝜀) клапана с центральным разгрузочным отверстием 77

ЗАКЛЮЧЕНИЕ В данной работе был произведен расчет тепловой схемы турбоустановки К-1200-240. Проведена оценка технических характеристик теплового оборудования и энергетических показателей энергоблока: абсолютный электрический КПД 45,9%, расход пара в голову турбины 1077.2 кг/с. Показатели эффективности установки находятся на достаточно хорошем уровне с начальными параметрами рабочего тела: р0=24 МПа и t0=540 °С. Был выбран оптимальный температурный напор в промежуточных пароперегревателях, в результате чего была достигнута допустимая степень влажности за последней ступенью ЧНД. Однако имеются резервы повышения эффективности последней ступени ЦНД, на что необходимо обратить особое внимание. Снижение эффективности в первую очередь обусловлено заниженной эффективностью последней ступени, относительный лопаточный КПД которой оказался на уровне 79,4% вследствие повышенных потерь с выходной скоростью – 28,13 кДж/кг. Четвертая глава посвящена разработке последней ступени турбины с d/l=2,5. Проведен расчет ступени с учетом изменения параметров по радиусу на основе упрощенного уравнения равновесия. Полученные результаты позволили выполнить 3D профилирование сопловой и рабочей лопатки в программном комплексе Numeca. Эскизное проектирование 3D модели последней ступени паровой турбины выполнено в программном комплексе SolidWorks. Пятая глава посвящена экспериментальному исследованию регулирующего клапана горизонтального расположения. В результате чего приведены сравнительные расходные и силовые характеристики, показывающие величину потерь давления, а также характер изменения безразмерной силы на шток нулевого диаметра в зависимости от относительного подъема. На малых подъемах регулирующего клапана был отмечен отрывной характер течения в отводящем диффузоре. 78

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. Щегляев А.В. Паровые турбины. – 5-е изд., доп. и подгот. к печати проф. Трояновским. – М.: Энергия, 1976. – 368 с. 2. Паровые и газовые турбины для электростанций / А.Г. Костюк, В.В. Фролов, А.Е. Булкин и др.; под ред. А.Г. Костюка. – М.: Издательский дом МЭИ, 2008. – 556 с. 3. А.Г. Костюк. Динамика и прочность турбомашин. Издательский дом МЭИ 3-е издание, 2007. 4. Паровые и газовые турбины атомных электростанций: Учебное пособие для вузов / А.Е. Булкин, Б.М.Трояновский, Г.А. Филиппов – М.: Энергоатомиздат, 1985. – 256 с., ил. 5. Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки: Учебное пособие для вузов / Трухний А.Д., Ломакин Б.В. – М.: Издательство МЭИ, 2002. – 540 с., ил, вкладки. 6. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции: Учебник для вузов/ Под ред. В.Я. Гиршфельда. – 3-e изд., перераб. и доп. – М.: Энергомашиздат, 1987. – 328 с.: ил. 7. Зарянкин А.Е., Симонов Б.П. Регулирующие и стопорно- регулирующие клапаны паровых турбин. – М.: Издательство МЭИ, 2005 – 360 с.: ил. 8. Преображенский В.П. Теплотехнические измерения и приборы. Учебник для вузов – 3-е изд., перераб. – М.: “Энергия”, 1978. – 704 с. 79

. . -1200 1 1 1 6 2 1 -1200-240 1 1 1 1 3 2 2 3 P 3 4 3* 2 2 1 2 1 1 . 2 1 - 2 2 - 6 . 1 . 1 2 3 5 6 7 8 2 . -3D v17.1 Home © 2017 . . " - . . . ", . . . . 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . -1200-240 - 1 . A1

h, / 3550 p p 3500 3450 3400 p0 3350 0 3300 p p`0 0` 6 3250 0 3200 3150 p6 6t p 3100 p7 p1 3050 1t 3000 7 1 p2 2950 2 2900 2 p8 2t p3 . . 2850 2800 3t 2750 . 8 3 4 2700 7t p2 p4 p 8t 4t 2650 p9 5 2600 2550 9 . 5t x=1 . 2500 9t . . . ", . . 2450 2400 2350 6,5 7 S, 8 /( * ) . -3D v17.1 Home © 2017 . . " - 6 . . . . . . . . . . . . . . . . . h,s- - 1 . A1

1=18.2E 1=168.3E 2=18.6E w1=408.41 / u1=651.88 / 310 c1=265.35 / 16E 2=96.4E c2=215.25 / 188 w2=670.87 / u2=659.73 / 38E 1200 1150 235 406 2=82.9E 1=140.52E 1=15.8E 2=23.8E c1=364.73 / u1=471.24 / w1=155.73 / 224 w2=544.84 / c2=221.24 / u2=471.24 / 134 3 20 49 E . 37E . 1=35.1E 2=32.9E 2=78.3E 299 1=17.2E 36E (2:1) 12 80 . -3D v17.1 Home © 2017 . . " 7,5 - . . 2 2 16 15 2,5 G 12 G6 . ", 1 . . G6 . . u2=282,74 / 187 (2:1) 238 81 u1=290.6 / w2=389.25 / E 80 w1=279.1 / c2=216.18 / 138 1800 . c1=543.25 / . . . . . . . . . . . . . . . - 1:5 1 . . . A1

Рецензии:

Авторизуйтесь, чтобы добавить рецензию

- у работы пока нет рецензий -

Отзывы:

Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв