Расчеты для установки турбин



Расчет авиационного газотурбинного двигателя, страница 3

kг = 1,33; Rг = 288 Дж/(кг К) ; Cp г = 1161 Дж/(кг К).

Форма проточной части – с постоянным средним диаметром, как у прототипа.

2.1. Определение числа ступеней

Работа турбины lT =402 кДж/кг больше 400 кДж/кг, поэтому число ступеней турбины(согласно п. 3.1 методического указания) Z = 3 и средняя работа ступени

находим работу первой ступени турбины

но работа второй ступени l2 = lст = 134 кДж/кг, тогда работа третьей ступени

l3 = lTl1l2 = 402 – 154,1-134 = 113,9кДж/кг.

2.2. Расчёт первой ступени турбины

1. На основании формул (38) и (44) методического указания критическая скорость истечения газа из сопла первой ступени

2.Принимая коэффициент скорости и, т.к. работа ступени турбины l1 = 154,1 < 240 кДж/кг, коэффициент в скобках 0,8 (см. ниже) находим скорость истечения

Выбираем угол a1 = 25 o и находим составляющие скорости истечения:

3. Окружная скорость рабочего колеса на среднем диаметре

Принимаем коэффициент в скобках(см. ниже) равным 0,95 и с учётом выбранной в газодинамическом расчёте uнар в = 350 м/с на внешнем диаметре первой ступени компрессора, определяем окружную скорость лопаток первой ступени турбины на среднем диаметре

что способствует получению достаточно высокого КПД, т.к. полученное значение находится в пределах 270 – 370 м/с, а также

4. Определяем относительную скорость движения газа на входе в лопатки

угол направления вектора скорости .

5. В турбине степень реактивности на среднем диаметре составляет rT = 0,3 – 0,4 на первой ступени и доходит до 0,5 на последней ступени. При rT > 0,5 КПД турбины из-за чрезмерной закрутки u газа на выходе из лопаток рабочего колеса начинает снижаться, поэтому выбираем степень реактивности ступени rT = 0,33 и определяем абсолютную скорость газа на выходе из лопаток рабочего колеса

и относительную скорость

что допустимо для скорости согласно п. 3.2 методического указания.

6.Из условия находим закрутку потока газа в колесе.

7. Учитывая план скоростей находим окружную составляющую скорости на выходе из рабочего колеса

Источник

ILDAR800 › Blog › Турбо. Расчет по-взрослому.

В прошлой записи обещал продолжить тему выбора турбины, но предварительно хочу еще раз (или для кого-то в первый раз) напомнить несложные формулы расчетов конфига, чтобы не ссылаться на опыт ребят из соседнего гаража. Сорри за задержку, но вот жеж моё «я к вам пишу» 🙂

Постановка задачи. ПреамбулаВсе машины одинаковы. Разница в нюансах. Принципиальных отличий в форсировке жигулей, тойоты или фольксвагена нет. В то же время весь наш опыт стоит денег. Большая их часть – цена ошибок, сделанных по незнанию. Предлагаю избавиться от них заранее и потратить сэкономленное с пользой.
Давайте в качестве теоретической болванки возьмем простой дешевый мотор и превратим его в Мотор. Разумеется, с помощью наддува.
Дано: ВАЗ 2106, Калина, Малина, Махиндра, Тесла , далее по списку. Мотор 1,6л, 8 или 16 клапанов.

Планирование
Первая ошибка, которую делает любой тюнер – отсутствие плана. Задайте себе вопрос «Сколько лошадиных сил?» Это главный пункт, точка отсчета и цель одновременно. Хотите 200 сил? 250? 388? Мотор должен быть не просто мощным, а максимально удобным, чтобы ездить хотелось каждый день, чтобы в кайф. Это значит, что мотор должен ехать уже снизу. И не говорите, что вам не нравятся EVO или STI! Они так хороши, потому что валят сразу и без дураков, на 2500 об/мин развивают момент 30 кг, а на 3500 об/мин – заявленные 35-40. Чтобы добиться аналогичной эффективности на вазовском моторе, чей объем = 80% от 2-литрового мотора «эволюции», нам достаточно получить 28-32 кг момента на 3000-3500 об/мин и 240 л.с. на 6500 об/мин. Я возьму за отсчет именно это значение, а вы примете свое решение. По крайней мере, нет ничего плохого, чтобы построить универсальный мотор, а затем по окончании первой волны эйфории продолжать экспериментировать с настройками. Как точно попасть в выбранные характеристики будущего мотора? Начнем с выбора турбины, но предварительно нам нужно кое-что посчитать.

Расчеты параметров для выбора турбины.
Расход воздуха.

Прежде всего забейте на советы и слухи. У вас теперь есть максимально точный инструмент для создания своей конфигурации. Основная характеристика турбокомпрессора – производительность. И, внимание! Никогда не берите давление наддува с потолка, оно тоже рассчитывается и зависит от индивидуальных характеристик двигателя и желаемой мощности.
Важно: производители чаще дают характеристики турбокомпрессоров в единицах британской системы мер. Масса в фунтах (lb), массовый расход в фунтах в минуту (lb/min), объемный расход воздуха в кубических футах в минуту (CFM), давление в psi (фунт на квадратный дюйм), удельный расход топлива (BSFC) – фунт на лошадиную силу в час (lb/hp•hr). То есть в любом случае придется иметь дело с этими «пси» и «фунтами», поэтому для удобства я буду приводить здесь данные именно в этих единицах. Если нужно перевести все в метрическую систему, то я пользуюсь вот этим конвертером, который можно скачать бесплатно: joshmadison.com/convert-for-windows/
***
Итак, нам требуется получить 240 л.с. на 6500 оборотов с мотора 1,6. Доставайте калькулятор. Какую массу воздуха должен обеспечить компрессор для получения такой мощности?
Ее значение считается по этой формуле:
Рв = HP x A/F x BSFC/60,
где HP – мощность, Рв – расход воздуха, A/F – состав смеси, BSFC – удельный расход топлива
Минимальное значение качества смеси для 95 бензина не опускается ниже 12:1, а если топливо гоночное (100-105) – не ниже 12,5:1. Для метанола это значение составляет 5,0:1, а для дизеля 18:1. Удельный расход (BSFC) для турбомоторов варьируется от 0,5 до 0,6 lb/hp•hr. Примем среднее значение 0,55. Считаем:
Рв = 240 х 12 х 0,55/60 = 26,4 lb/min (12 кг/мин)
Давление наддува
Мы еще раз подтвердили данные профессиональных настройщиков двигателей, что каждый килограмм расхода воздуха – это 20-22 л.с. Обратите внимание, что мы не используем в формуле ни значение объема мотора, ни оборотов максимальной мощности. Это значит, что для любого бензинового мотора потребуется 12 кг воздуха в минуту, чтобы получить 240 л.с. Даже когда 500-сильная машина развивает эти 240 сил где-нибудь на 2,5 т. оборотов, расход воздуха будет таким же. Также очевидно, что для небольшого мотора давление наддува должно быть выше, чем для условного 3,5-литрового V6.
Рассчитаем давление наддува:
РАвпуск = [Рв х R x (460+Tвп)] / (VE x N/2 x Vd)

Читайте также:  Ошибка 0x800f0214 при установке принтера

PAвпуск = Абсолютное давление во впускном тракте (ресивере) для получения требуемой мощности
Рв = массовый расход воздуха (lb/min)
R = газовая постоянная = 639,6
Tвп = Температура во впускном тракте, градусы по шкале Фарингейта (F). Приемлемое значение варьируется от 40 до 70 °С. Примем его 55°С, т.е. 130°F
VE = Коэффициент наполнения. Для конструкции с 4 клапанами на цилиндр среднее значение = 0,9-1,05. Для 2-клапанных камер сгорания = 0,7-0,9. К этому параметру мы еще вернемся чуть позже.
N = Частота вращения коленвала, об/мин
Vd = объем двигателя в кубических дюймах (CI – cubic inch). Чтобы перевести объем из литров в CI, умножаем литры на 61,02 (1,6 х 61,02 = 97,6).

Считаем наш мотор:
РАвпуск = [26,4 х 639,6 x (460+130)] / (0,95 x 6500/2 x 97,6) = 33,11 psi
Таким образом давление наддува
Pнаддува = Рабсолютное — Ратмосферное = 33,11 – 14,46 = 18,65 psi = 1,3 бара.

Степень повышения (PR)
На этом первую часть можно было бы и закончить, чтобы перейти к выбору турбокомпрессора. Но мы не учли в расчетах потери давления из-за общего сопротивления в системе. Воздуховоды (пайпинг), интеркулер и дроссельная заслонка оказывают некоторое сопротивление потоку, в результате давление падает. Да и на впуске стоит воздушный фильтр. Каким бы спортивным он не был – потери его нужно учитывать. И вот почему.
Производители турбин не указывают давления наддува, потому что не знают условий эксплуатации. Ведь это может быть разреженная атмосфера высокогорья или турбина используется как вторая ступень наддува в дизеле. Поэтому они указывают лишь степень повышения, которую способен обеспечить компрессор, т.е. с каким коэффициентом будет сжат воздух на выходе компрессора относительно потока на входе, поэтому сами значения давления не указывают. Так что очередной важный расчет перед выбором компрессора – степень повышения.
Даже конический спортивный фильтр препятствует всасыванию, не говоря о штатном фильтре в заводском корпусе. Эти значения невелики 0,5-1,5 psi, но их стоит учитывать. Примем значение потерь до компрессора 1 psi. Если дело происходит, например, в Челябинске, то примем стандартное атмосферное давление Ратм = 736 мм рт.ст. = 14,24 psi.
Pвход = 14,24-1 = 13,24 psi

Чтобы узнать нормальное атмосферное давление в вашем населенном пункте, достаточно поинтересоваться на какой высоте над уровнем моря он находится. Нормальное давление на уровне моря – 760 мм.рт.ст. Каждые 10м выше уровня моря – минус один мм.рт.ст. Например, Москва находится на высоте 120м, значит нормальное давление для Москвы – 760-12=748 мм рт.ст., Челябинск на 237 м выше уровня моря, значит давление составит 760-23,7=736,3 мм рт.ст. Ну а в Катманду (1300 м) – 630 мм рт.ст.
В psi и барах, здесь тоже пригодится конвертер:
Москва – 14.46 psi, 0.99 бара
Челябинск – 14.24 psi, 0.98 бара
Катманду – 12.18 psi, 0.84 бара

Потери во впускном тракте могут составить от 1 до 5 psi. Мы стараемся все построить грамотно, то есть с минимальными потерями, поэтому возьмем для расчетов значение 2 psi – вполне реальная цифра для расчетов. Таким образом, чтобы расчетное абсолютное давление в ресивере составило 33,1 psi, давление на выходе из компрессора должно быть уже
Pвыход = Рвпуск + Рпотери
Pвыход = 33,1 + 2 = 35,1 psi

Степень повышения (PR – pressure ratio) считаем по формуле
PR = Pвыход / Pвход
PR = 35.1 / 13,24 = 2,65
Итак, у нас есть максимальный расход воздуха и степень повышения. Теперь подбираем турбокомпрессор, чей рабочий диапазон обеспечит наши скромные запросы, о чем напишу вот-вот совсем скоро 🙂

Источник

Привет студент

на тему: Расчет турбокомпрессора для 4-х тактного, 6-ти цилиндрового дизельного двигателя мощностью 210 кВт при 2500 об\мин на примере двигателя John Deere

УТВЕРЖДАЮ

Зав. кафедрой ЭМиСУ

______________ Д.А. Павлов

(подпись) (И.О. Фамилия)

« ___ » ______________ 2018г

ЗАДАНИЕ

на выполнение курсовой работы

Стрижаков Никита Дмитриевич

Расчет турбокомпрессора для 4-х тактного, 6-ти цилиндрового дизельного

двигателя мощностью 210 кВт при 2500 об\мин

2. Срок сдачи студентом законченной курсовой работы

3. Исходные данные к курсовой работе

двигатель John Deere 6068HF475, e = 18

4. Содержание курсовой работы (перечень подлежащих разработке вопросов, разделов)

— Тепловой расчет двигателя,

— Тепловой баланс двигателя

5. Ориентировочный перечень графического и иллюстративного материала

— диаграммы теплового расчета и ВСХ

6. Рекомендуемые учебно-методические материалы: Корчагин В. А. Тепловой расчет

автомобильных двигателей [Электронный ресурс] : учеб. пособие / В. А. Корчагин, С. А.

Ляпин, В. А. Коновалова ; Липецкий государственный технический университет. — Липецк :

ЛГТУ : ЭБС АСВ, 2016. — 82 с. : ил. — ISBN 978-5-88247-766-9.

7. Дата выдачи задания

Руководитель курсовой работы

Задание принял к исполнению

Аннотация

В курсовой работе Н.Д. Стрижаков, в соответствии с темой «Расчет турбокомпрессора для 4-х тактного, 6-ти цилиндрового дизельного двигателя мощностью 210 кВт при 2500 об\мин» проведен расчет турбокомпрессора. По результатам расчета подобран турбокомпрессор для выбранного ДВС. Страниц 25, Таблиц 5, Библиографических ссылок 5.

Содержание

  1. Расчёт исходных данных ……………………..……………………. 6
  2. Расчет компрессора……………………. ……………………..…….…8

2.1 Расчет условий на входе в компрессор ……………………………. 8

2.2 Основные размеры колеса…………………………….…..………….10

2.3 Геометрические размеры диффузоров………………..……………..13

Список используемой литературы………………………………………….…..25

Введение

В последнее время к двигателям внутреннего сгорания предъявляют всё более жёсткие требования по токсичности отработанных газов и экономичности, при этом, требования к их мощности, приёмистости и тяге, никто не снижает. Для выполнения всех этих требований, требуется внедрение ряда дополнительных устройств в современный двигатель, изменение его конструкции и доработка рабочего процесса. Одним из средств, позволяющих выполнить все эти запросы, является турбокомпрессор.

Турбокомпрессор, как и другой тип наддува двигателя, позволяет улучшить наполнение цилиндров двигателя свежим зарядом рабочей смеси, повысить эффективность его работы, увеличить КПД и при этом не увеличивать рабочий объём двигателя. Это даёт двигателю ряд преимуществ, перед своими, не турбированными аналогами. Поэтому, установка турбокомпрессора на атмосферный двигатель, является очень перспективной и оправданной работой.

В данной курсовой работе, будет разобран вариант установки турбокомпрессора на двигатель мощностью 210 кВт, прототипом которого, в данный момент времени, может послужить мотор John Deere 6068HF475. Данный двигатель не оснащается турбокомпрессором, но имеет схожую мощность с предъявленным в задании двигателем и поэтому, его характеристики будут взяты за основу расчёта.

Читайте также:  Установка парктроника форд куга 2 рестайлинг

В общем, данная курсовая работа, служит для лучшего усвоения и понимания курса «агрегаты наддува двигателей» и для лучшего понимания его практико-теоретической части.

  1. Расчёт исходных данных

Для расчёта турбокомпрессора, требуются располагать сведениями о следующих его параметрах: расход воздуха через компрессор, расход газа через турбину и др. Эти параметры рассчитываются в первую очередь и для их определения нужны исходные данные, которые зависят от конкретного двигателя, на который мы собираемся установить компрессор.

Требуемые данные, нужные нам для начала расчёта, сведены в таблицу 1. Значения, сведённые в таблицу, были взяты из теплового расчёта двигателя John Deere 6068HF475, приведенного в курсовой работе, по дисциплине «Теория рабочего процесса».

Таблица 1 – Исходные данные

Мощность Ne , кВт

Расход топлива ge,

Давление наддува PK ,

Коэффициент избытка воздуха α

Количество воздуха, нужное для сгорания килограмма топлива, кг возд./кг

Коэффициент продувки для бензиновых двигателей отсутствует, поэтому,

Газовая постоянная воздуха,

Температура воздуха перед компрессором, Т К

Давление перед компрессором, МПа

Температура газа перед турбиной,

Количество продуктов сгорания, M 2 кмоль/кг

Количество воздуха для сгорания 1 кг топлива; кмоль/кг

Молекулярная масса воздуха, кг/кмоль

Универсальная газовая постоянная,

Показатель адиабаты выпускных газов k г

Постоянная газов на выпуске

Коэффициент молекулярного изменения отработанных газов:

Значение молекулярной массы газза:

Рассчитываем расход воздуха компрессора:

Рассчитываем расход газа турбины:

Определяем объемный расход воздуха компрессора:

Повышение давления определяется:

Зная начальную информацию в виде: расхода воздуха и степени повышения давления, подпираем турбокомпрессором по производительности. Для наших условий, при πк = 3,46 и , в качестве прототипа для начала расчёта, подойдёт, опираясь на рекомендации «методического указания к выполнению курсовой работы» [1] , турбокомпрессор ТКР — 18.

  1. Расчет компрессора

Данный этап расчёта состоит из трёх подпунктов и является следующим шагом в расчёта турбокомпрессора.

2.1 Расчет условий на входе в компрессор

Требуемые исходные данные, необходимые для начала расчёта условий на входе в компрессор, подобраны исходя из рекомендаций «методического указания к выполнению курсовой работы» [2] , сведены в таблицу 2.

Источник

Атомные электрические станции и их оборудование — Турбинные установки

На АЭС с водным теплоносителем устанавливаются турбины насыщенного пара. Низкие начальные параметры вынуждают пропускать большие количества пара. Быстрое нарастание влажности по ступеням турбин приводит к использованию внутритурбинных и внешних влагоулавливающих устройств. Влажность пара снижает внутренний относительный КПД турбины и вызывает эрозийный износ проточных частей:
(12.1)
где— внутренние относительные КПД турбины на
влажном и перегретом паре; хср — средняя сухость пара, %.
Из (12.1) следует, что с увеличением влажности на 1 % происходит снижение т]0,- на 1 %. При = 0,8.

варианты промежуточной системы турбоагрегата насыщенного пара

Рис. 12.1. Основные варианты промежуточной системы турбоагрегата насыщенного пара:

а — однократная промежуточная сепарация, б — двукратная промежуточная сепарация: в — однократная промежуточная сепарация и одноступенчатый перегрей пара; г — однократная промежуточная сепарация и двукратный перегрев пара

Для борьбы с эрозией лопаток турбин проводят упрочнение их поверхности с применением различных способов: закалка, хромирование, электроискровая обработка и др. В последние годы лопатки последних ступеней турбин выполняются из эрозионностойких материалов. Для турбины К-220-44/3000 лопатки последних ступеней цилиндра низкого давления выполнены из стали 1Х12ВНМ, для более мощных турбин — из титановых сплавов. Некоторые турбины насыщенного пара имеют внутренние ловушки для влаги, как это сделано для турбины К-500-65/3000.
Наиболее эффективным способом отвода влаги из турбины является отбор пара на регенеративные подогреватели и, если такие отборы существуют после каждой ступени расширения, то нет необходимости в разработке дополнительных внутритурбинных влагоулавливающих устройств.
Допустимая влажность пара зависит от высоты лопатки и скорости вращения турбины, т. е. от окружной скорости и находится в пределах 7—15%. Так, при радиусе лопатки 1500 мм и скорости вращения 25 с-1 (1500 об/мин) допустимая влажность шдо11=13—14%, а для скорости вращения 50 с-1 (3000 об/мин) тадоп — 7—8%. В гл. 3 показана необходимость промежуточной сепарации в сочетании с промежуточным перегревом пара. Схемы промежуточных устройств сепарации и промперегрева могут быть различными и зависят от начальных параметров пара.

На рис. 12.1, а представлена схема только с одной ступенью сепарации. Свежий пар 1 подается в цилиндр высокого давления (ЦВД) 2. После достижения допустимой влажности пар направляется во внешний сепаратор 3.
Отсепарированный конденсат 6 направляется в систему регенерации, а осушенный (обычно степень сухости пара после сепаратора принимается 99%) пар направляется в цилиндр низкого давления (ЦНД) 4. Отработавший пар 5 поступает в конденсатор. Такая схема реализована на турбинах типа К.-75-30/3000, установленных на первой и второй очередях Нововоронежской АЭС с реакторами ВВЭР-210 и ВВЭР-365. Здесь: К означает конденсационный тип турбины, 75 — мощность турбины, МВт (эл.), 30 — давление перед турбиной в старой системе единиц, кгс/см2 (3 МПа), 3000 — скорость вращения турбины, об/мин (50 с-1). Для Ро=3 МПа можно ограничиться лишь одной ступенью сепарации, при этом ауД°п=12% при давлении в конденсаторе рк=0,004 МПа. Высота лопатки последней ступени ЦНД — 740 мм. При переходе на давление перед турбиной р0 = 4,5 МПа и выше, одной ступени сепарации недостаточно. В этом случае следует брать либо две ступени сепарации (рис. 12.1, б), либо одну ступень сепарации в сочетании с одноступенчатым (рис. 8.1, в) или двухступенчатым (рис. 12.1, г) промежуточным перегревом пара. На рис. 12.1, б турбоустановка усложняется за счет появления еще одной части турбины — цилиндра среднего давления 7. Такая схема турбины не реализована.
В схеме рис. 12.1, в промперегрев осуществляется свежим паром в поверхностном промежуточном перегревателе 8. Температура перегретого пара £Пп будет меньше температуры свежего пара U на значение А/Пп в поверхностном подогревателе.
В схеме с двухкратным перегревом пара (рис. 12.1, г) первая ступень подогрева осуществляется отборным паром, вторая ступень— свежим паром. Это уменьшает расход свежего пара на подогрев.

Конструктивные схемы турбин

Основные характеристики представлены в табл. 12.1.
Первые турбины насыщенного пара типа АК-70-30/3000 были установлены на первом блоке Нововоронежской АЭС с реактором ВВЭР-210. В последующем в результате модернизации этой турбины на второй очереди использованы турбины К-75-30/3000 с начальными параметрами пара /?о=2,95 МПа и /о=232°С, с расчетным давлением в конденсаторе рк = 3,9 кПа. Турбина работает по циклу с промежуточной сепарацией пара при рееп=0,2 МПа. После ЦВД влажность пара 12%, после сепаратора — 0,5% (рис. а). Относительно небольшие размеры последней лопатки турбины (740 мм) позволяют иметь допустимую влажность в конце турбины до 19 %. Тепловая схема турбоустановки включает три ПНД, два ПВД и деаэратор с давлением рд=0,33 МПа. Температура питательной воды *п.в=195°С. Турбина имеет один ЦВД и один двухпоточный ЦНД. Опыт эксплуатации турбин K-75-30/300Q позволил успешно решить задачу по созданию турбин К-220-44/3000 для АЭС с ВВЭР-440. Параметры пара перед турбиной Ро=4,3 МПа, fo=255°C. Турбина работает по схеме рис.г с двухкратным перегревом пара /Пе=241 °С при давлении Рсеп = 0,27 МПа.

Читайте также:  Установка и настройка microg

характеристика отечественных турбин насыщенного пара

Таблица 12,1. характеристика отечественных турбин насыщенного пара

Влажность после ЦНД —7%, после ЦВД — 13%. Тепловая схема турбоустановки включает пять ПНД, три ПВД, деаэратор с давлением 0,59 МПа. Температура питательной воды tпв = 225°С. Турбина имеет один ЦВД и два двухпоточных ЦНД.
Единичную мощность можно повысить с использованием тихоходных турбин с числом оборотов «=25 с-1 (1500 об/мин). Переход на пониженное число оборотов позволяет выбирать большую высоту лопаток последних ступеней, что увеличивает площадь выпуска пара.
Для V блока Нововоронежской АЭС мощностью 1000 МВт с реактором ВВЭР-1000 установлены две турбины К-500-60-1500, работающие на параметрах пара р0=5,9 МПа и t0=274оС. Турбина работает по схеме рис. 12.1, г с одной ступенью сепарации при давлении рСеа= 1,2 МПа и двухкратным промперегревом с tuc = = 250 °С. Расчетное давление в конденсаторе рк = 5,85 кПа.
Тепловая схема включает четыре ПНД, три ПВД, деаэратор с рд=0,7 МПа, температура питательной воды Пв=225°С. Особенностью турбины К-500-60/1500 является боковое расположение конденсаторов, что упрощает сооружение фундамента турбины, и кроме ЦВД и ЦНД имеется цилиндр среднего давления (ЦСД). Турбина имеет совмещенный ЦВД и ЦСД и один двухпоточный ЦНД.
На базе турбины К-500-60/1500 для серийного блока 1000 МВт с реактором ВВЭР-1000 создана турбина К-1000-60/1500 с теми: же начальными параметрами пара. Имеется несколько структурных схем таких турбин: один двухпоточный ЦВД, один двухпоточный ЦСД и два двухпоточных ЦНД при рк=5,9 кПа, и вторая схема с одним двухпоточным ЦВД и двумя двухпоточными ЦНД при рк=5,8 кПа.
Тепловая схема турбины К-1000-60/1500 включает четыре ПНД, три ПВД, деаэратор с давлением 0,7 МПа, fn.B=225°C.
Тихоходные турбины К-1000-60/1500 изготавливаются Харьковским турбостроительным заводом (ХТЗ), Ленинградский металлический завод (ЛМЗ) разработал быстроходную турбину К-1000-60/3000 для работы в моноблоке с реактором ВВЭР-1000. Структурная схема турбины включает один двухпоточный ЦВД и четыре двухпоточных ЦНД при рк=5,9 кПа. Схема турбины имеет одноступенчатую сепарацию рСеп=0,56 МПа и однократный промперегреватель свежим паром, £пе=250—260°С (рис. 12.1, в).
Тепловая схема турбины К-1000-60/3000 включает 5 ПНД, один ЦВД и деаэратор с рд = 1,2 МПа, /П.„ = 220°С. Конденсат греющего пара промперегревателя насосом закачивается в питательную магистраль после ПВД.
Для блоков мощностью 1000 МВт с канальными кипящими реакторами РБМК-1000 на ХТЗ созданы быстроходные турбины К-500-65/3000 на параметры свежего пара р0=6,46 МПа и t0= = 280°С. В турбине осуществляется однократная сепарация и двухкратный перегрев пара по схеме рис. 12.1, г; рСеп=0,34 МПа, fne=265°C. Структурная схема турбины состоит из одного двухпоточного ЦВД и четырех двухпоточных ЦНД. Тепловая схема включает 5 ПНД и деаэратор с давлением 0,7 МПа, tПв=tд= =165 °С.
Для блока 1500 МВт с реактором РБМК-1500 ХТЗ разработана турбина К-750-65/3000 на рабочие параметры руо=6,46 МПа и *о=280° С при рк=4,4кПа. Структурная схема, как и К-500-65/3000, состоит из одного двухпоточного ЦВД и четырех двухпоточных ЦНД. Давление промежуточной сепарации повышено, рСеп= = 0,52 МПа, tпо=263°С.
Тепловая схема турбоустановки К-750-65/3000 включает 5 ПНД и деаэратор с рд=1,2 МПа, *п.в=177°С. Особенностью турбин К-500-65/3000 и К-750-65/3000 является работа их на радиоактивном паре. По этой причине все водяные емкости системы регенерации должны иметь биологическую защиту. Все протечки радиоактивного пара должны собираться и направляться на дезактивацию. Для выработки нерадиоактивного пара на уплотнения турбин в тепловых схемах турбоустановок имеется испаритель.

Выбор параметров промежуточной сепарации и промперегрева

Из уравнения (3.27) и рис. 3.5 видно, что применение промежуточной сепарации и промперегрева увеличивают тепловую экономичность АЭС. Выигрыш в тепловой экономичности существенно зависит от схемы осуществления промежуточной сепарации и промперегрева. Из рис. 12.2 видно, что при использовании только сепарации (кривая 1) (как это сделано для турбин К-70-30/3000) оптимальное разделительное давление можно выбирать в широком диапазоне от 3 до 20 % начального давления ро.
При использовании однократной сепарации с одноступенчатым перегревом пара (кривая 2) оптимальное разделительное давление находится в пределах 8—22 % от начального давления. В аналогичных пределах находятся оптимальные значения разделительного давления и для одноступенчатой сепарации с двухступенчатым перегревом пара (кривая 3).

Рис 12 2. Повышение экономичности турбоагрегата на насыщенном паре в зависимости от давления в сепараторе (СПП):
1 — только сепарация; 2 — сепарация и одноступенчатый перегрев; 3 — сепарация и двухступенчатый перегрев

Если сравнить начальные давления р0 перед турбиной и разделительные давления для отечественных турбин, рассмотренных в § 12.2 (см. табл. 12.1), то не у всех турбин оно принято оптимальным. Если давление перед турбиной р0=4,4 МПа, то рсеп = 0,35—0,77 МПа, для р0=6 МПа Рсеп^0,45—1,3 МПа, для р0= = 6,5 МПа Рсеп=0,48—1,3 МПа.
Для турбин К-220-44/3000 и К-500-65/3000 разделительное давление принято меньше оптимальных значений. Это связано с тем, что для ускорения проектирования и выпуска турбин для АЭС использовались отдельные корпуса турбин, хорошо зарекомендовавшие себя в эксплуатации на ТЭС, работающих на органическом топливе. Так, конструкция ЦНД турбины К-75-30/3000 полностью повторяет ЦНД турбины К-100-90/3000 для ТЭС. Для ЦНД турбины К-220-44/3000 использованы конструкции турбин К-300-240/3000 и К-500-240/3000 для ТЭС.
Выигрыш в тепловой экономичности определяется не только оптимальным значением разделительного давления, но и конечной температурой перегрева пара tПе. Чем выше tпе тем выше тепловая экономичность. Но повышение tne приводит к уменьшению

Источник

Adblock
detector