Расчет многоступенчатой турбины с противодавлением

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Характеристика паровой турбины

2. Тепловой расчет ступени паровой турбины

3. Расчет и выбор дутьевого вентилятора котельного агрегата

4. Выбор питательного насоса

5. Определение кавитационного запаса насоса

Заключение

Список используемой литературы

Введение

Современные паровые и газовые турбины являются основными двигателями тепловых и атомных электростанций, значение которых для энергетики определяется всё возрастающими потребностями страны в электроэнергии.

В настоящее время доля выработки электроэнергии с использованием турбин на ТЭС и АЭС составляет 83…85% от всей вырабатываемой электроэнергии. Паровые турбины позволяют осуществлять совместную выработку электрической энергии и теплоты, что повышает степень полезного использования теплоты органического и ядерного топлива.

В теплоэнергетике и в других отраслях промышленности находят широкое применение различного типа компрессоры, вентиляторы и насосы как вспомогательное и даже как основное оборудование.

Цель работы: приобрести практический навык теплового и конструктивного расчёта многоступенчатой турбины с противодавлением.

При выполнении расчетов необходимо более детально изучить процессы, происходящие в двигателях, а также выяснить, какое влияние может оказать тот или иной фактор на процесс; выяснить какие параметры существенно влияют на КПД и эффективность установки с тепловым двигателем.

Чтобы работа турбины была возможна необходимо, чтобы соблюдалось одно главное условие -- наличие разности в давлениях между рабочими лопатками и сопловым аппаратом.

1. Характеристика паровой турбины

Турбина представляет собой одновальный агрегат, состоящий из цилиндров высокого, среднего и низкого давлений. Имеется два теплофикационных отбора пара (верхний и нижний) для подогрева сетевой воды.

Проточная часть цилиндра высокого давления безобойменной конструкции включает в себя двухвенечную регулирующую и восемь ступеней активного типа. В цилиндре среднего давления восемь ступеней с цельнокованными дисками, последующие шесть ступеней имеют насадные диски. Цилиндр низкого давления выполнен двухпоточным с двумя ступенями в каждом потоке.

Парораспределение в турбине сопловое. Свежий пар по двум паропроводам подводится к стопорному клапану, затем по четырём перепускным трубам поступает к четырём коробкам регулирующих клапанов. Управление регулирующими клапанами осуществляется при помощи кулачкового распределительного устройства, вал которого приводится во вращение поршневым сервомотором посредством зубчатой рейки.

Паровпуск цилиндра высокого давления расположен со стороны ЦСД. Необходимое давление в нижнем отборе при отключенном верхнем отборе, а также в верхнем отборе при включенных обоих отопительных отборах поддерживается с помощью регулирующих диафрагм. Регулирующие диафрагмы установлены на входе в проточную часть ЦНД. Привод диафрагм осуществляется посредством сервомотора.

Регенеративная установка включает в себя холодильники эжекторов, четыре подогревателя низкого давления (ПНД), деаэратор, три подогревателя высокого давления (ПВД), трубопроводы с необходимой арматурой

Цилиндр высокого давления по направлению пара является противоточным относительно цилиндра среднего давления. В соответствии с этим лопаточный аппарат ЦВД имеет левое вращение. В ЦВД первый регенеративный отбор пара производится из его выхлопа. Отсутствие отборов из цилиндра упростило его конструкцию. Из ЦВД пар по четырём перепускным трубам направляется в ЦСД.

Промежуточный перегрев пара отсутствует, так как выигрыш в экономичности от применения промежуточного перегрева в турбинах с отбором пара значительно ниже, чем в турбинах конденсационного типа.

Цилиндр среднего давления состоит из литой паровпускной части и сварнолитой выхлопной части, соединённых между собой в вертикальной плоскости фланцевым соединением.

Цилиндр низкого давления состоит из средней части и присоединённых к ней с обеих сторон двух выхлопных частей. В каждом из двух потоков ЦНД имеется две ступени: одна с регулирующей диафрагмой и ступень давления. Отработав в ЦНД, пар каждого потока поступает в конденсатор.

Концевые уплотнения турбины выполнены с подачей пара в предпоследние отсеки уплотнений из деаэратора 0,6 МПа через коллектор, в котором автоматически поддерживается давление в пределах 0,101?0,105 МПа. из крайних отсеков уплотнений цилиндров, из верхних отсеков уплотнений штоков стопорного и регулирующих клапанов пар отсасывается специальным эжектором, работающим на паре из деаэратора 0,6 МПа.

Конденсационная установка состоит из двух конденсаторов поверхностного типа, которые присоединяется непосредственно к выхлопным патрубкам турбины путём сварки. Конденсаторы оборудованы встроенными пучками для подогрева сетевой воды. Общая поверхность конденсаторов 6200 м2. Расчётный пропуск (максимальный) воды через конденсатор 16000 м3/ч.

Воздухоотсасывающее устройство состоит из двух основных трёхступенчатых эжекторов, в которых может использоваться дросселированный свежий пар или пар из уравнительной линии деаэраторов. Рабочее давление пара перед соплами 0,4 МПа, расход пара на эжектор - 800 кг/ч.

Кроме основных, турбина снабжена одним пусковым эжектором для быстрого набора вакуума в конденсаторах до 500-600 мм. рт. ст. с расходом пара 600 кг/ч.

Полная длина турбины составляет 18,57 м, полная длина турбоагрегата 28,0 м. Частота вращения валоповоротного устройства 3,35 об/мин.Общая масса турбины составляет 400 т. Масса наиболее тяжёлой части турбины при монтаже 72 т, при ревизии 38 т. Высота фундамента турбины от уровня пола машинного зала 8,0 м. Наименьшая высота подъёма крюка мостового крана над полом машинного зала 6,2 м. Роторы ЦВД и ЦСД соединены жёсткой муфтой и имеют один общий упорный подшипник. Роторы ЦСД, ЦНД и генератора соединены полугибкими муфтами. Критические частоты вращения роторов турбины составляют: ЦВД-2325 об/мин, ЦСД-2210 об/мин, ЦНД-2425 об/мин.

Пуск противодавленческой турбины менее сложен, чем пуск конденсационной турбины тех же параметров. Это объясняется отсутствием конденсационной установки, циркуляционной системы, подогревателей низкого давления (вакуумных) и ряда вспомогательных механизмов. Кроме того, и сама турбина по своей конструкции более проста, поскольку выполняется, за редким исключением, одноцилиндровой с небольшим числом ступеней.

Турбины с противодавлением имеют два импульсных органа, действующих на регулирующие клапаны: регулятор скорости и регулятор давления. Поскольку турбина работает по тепловому графику, регулятор скорости используется только для синхронизации и как предельный регулятор, защищающий турбину от чрезмерного превышения числа оборотов. Вследствие этого все пусковые операции производятся при выключенном регуляторе давления. Регулятор давления включается в работу только после включения турбины в сеть. Для того чтобы регулятор скорости не препятствовал работе турбины по тепловому графику, его синхронизатор устанавливается в положение, соответствующее полной нагрузке турбины.

Принцип действия упрощенной тепловой схемы энергоблока и теплового потребителя.

Паровой котел заполнен водой, которая нагревается до температуры кипения. Вода начинает испаряться и выделяется насыщенный пар. Этот насыщенный пар дальше поступает в пароперегреватель, где нагревается до перегретого пара с параметрами G0,p0,t0. Дальше перегретый пар движется в турбину, где попадает на сопловые решетки и происходит из-за этого переход потенциальной энергии пара в кинетическую энергию пара. Пар в рабочих лопатках отдает им кинетическую энергию и она переходит в энергию вращения ротора, то есть в механическую, а с вала ротора передается на вал генератора через соединительную муфту, где преобразовывается в электрическую. Отработавший в турбине пар идет потребителю и часть отбирается на деаэрацию. Дальше следует обратный перевод пара от тепловых потребителей в насос производственного конденсата, который подает пар в деаэратор. В деаэраторе происходит смешивание добавочной воды, конденсата с производства и пара с турбины, и при этом каждый имеет свою температуру и давление, но при этом давление у них не ниже давления в деаэраторе. Затем питательным насосом вода подается в котел и происходит тот же процесс, который описан выше.

Конденсатор - теплообменный аппарат, предназначенный для превращения отработавшего в турбине пара в жидкое состояние (конденсат). Конденсация пара происходит при соприкосновении его с поверхностью тела, имеющего более низкую температуру, чем температура насыщения пара при данном давлении в конденсаторе. Конденсация пара сопровождается выделением теплоты, затраченной ранее на испарение жидкости, которая отводится при помощи охлаждающей среды. В зависимости от вида охлаждающей среды конденсаторы разделяются на водяные (охлаждающая среда - вода) и воздушные (охлаждающая среда - воздух). Современные ПТУ снабжены водяными конденсаторами. Воздушные имеют по сравнению с водяными более сложную конструкцию и не получили в настоящее время широкого распространения.

Конденсационная установка паровой турбины состоит из собственно конденсатора и дополнительных устройств, обеспечивающих его работу (рис.1).

Конденсация отработавшего в турбине пара происходит в конденсаторе 1. Подача охлаждающей воды в конденсатор осуществляется циркуляционным насосом 2. Конденсатные насосы 3 служат для откачки из нижней части конденсатора конденсата и подачи его в систему регенеративного подогрева питательной воды. Воздухоотсасывающие устройства 4 предназначены для удаления воздуха, поступающего в турбину и конденсатор вместе с паром и через неплотности фланцевых соединений, концевые уплотнения и другие места.

Рис. 1- Принципиальная схема конденсационной установки:

1 - конденсатор; 2 - циркуляционный насос; 3 - конденсатный насос; 4 - воздухоотсасывающее устройство

При температуре 56°C - в так называемой точке росы - вода переходит из парообразного состояния в жидкое, иными словами, происходит конденсация водяного пара. При этом выделяется дополнительная энергия, в свое время затраченная на испарение воды и в обычных газовых котлах теряемая вместе с улетучивающейся парогазовой смесью. Конденсационный котел способен «забрать» тепло, выделяемое в процессе конденсации водяного пара, и передать его теплоносителю.Производители теплогенераторов конденсационного типа неизменно обращают внимание своих потенциальных клиентов на необычайно высокий КПД выпускаемых ими устройств - выше 100%. Как такое возможно? На самом деле никакого противоречия канонам классической физики здесь нет. Просто в данном случае применяют иную систему расчетов.Часто, оценивая КПД отопительных котлов, подсчитывают, какая часть выделившегося тепла передана теплоносителю. Тепло, «отбираемое» в обычном котле, и тепло от глубокого охлаждения дымовых газов дадут в сумме 100% КПД. Но если добавить сюда еще и тепло, выделившееся при конденсации пара, мы получим ~108-110%.

С точки зрения физики такие вычисления не совсем верны. При расчете КПД нужно учитывать не выделившееся тепло, а полную энергию, высвободившуюся в процессе горения смеси углеводородов заданного состава. Сюда войдет и энергия, затраченная на перевод воды в газообразное состояние (впоследствии выделившаяся в процессе конденсации). Из этого следует, что коэффициент полезного действия, превышающий 100%, это всего лишь хитрый ход маркетологов, эксплуатирующих несовершенство устаревшей формулы расчета. Тем не менее, следует признать, что конденсатнику, в отличие от обычного конвекционного котла, удается «выжать» из процесса сгорания топлива все или почти все. Положительные моменты очевидны - более высокая эффективность и снижение потребления ископаемых ресурсов.



Рисунок 2 - Упрощенная тепловая схема энергоблока и теплового потребителя

Обозначения элементов схемы:

Т - турбина с противодавлением; Г - генератор; ТП - тепловой потребитель;

Д - деаэратор; НПК - насос производственного конденсата;

ПН - питательный насос; ПК - паровой котел;

ДВ - дутьевой вентилятор; ДС - дымосос

Обозначения параметров пара и воды см. в п.п. 3.1, 3.2

а) - линия питательной воды; б) - линия производственного конденсата

Рисунок 3 - Гидравлические схемы линий

Обозначения:

ПК - паровой котел; Д - деаэратор; КС - конденсатосборник;

ПН - питательный насос; НПК - насос производственного конденсата;

ТК - тепловой компрессор

2. Тепловой расчет ступени паровой турбины. Упрощенный расчет тепловой схемы турбоустановки и определение удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении

Целью расчета принципиальной тепловой схемы (ПТС) является определение расходов пара для всех элементов и определение электрической мощности турбины в заданном режиме.

Исходными данными для расчета (таблица 1) являются:) начальные параметры пара: давление и температура , по которым в соответствии с - диаграммой для водяного пара определяется энтальпия ;

б) расход пара на турбину , который в данном случае неизменен по всей проточной части;

в) противодавление турбины ;

г) давление в деаэраторе , которое принимается с учетом потерь давления в трубопроводе равным ;

д) относительный внутренний к.п.д. проточной турбины ;

е) параметры производственного конденсата: давление , температура , доля возврата ;

ж) температура добавочной воды .

Таблица 1

№ п/п	, кг/с	, МПа	, оС	, МПа	, МПа	, оС		, оС	Параметры последней ступени турбины
										, м		, град	, м	, град	, м
8	50	3,5	445	0,9	0,5	125	0,60	70	0,48	1,05	0,11	16	0,034	21	0,037

Примечания к таблице 1:

1. При расчете и профилировании лопаток сопловой и рабочей решеток задавать: мм при 50 мм; ; ; .

2. Углы установки , и другие геометрические характеристики профилей определить самостоятельно и указать на чертеже сечений сопловой и рабочей решеток.

3. Длины сопловой и рабочей лопаток последней ступени заданы для первого приближения и уточняются в ходе расчета итерационным методом.

В таблице 1 и примечаниях к ней использованы следующие обозначения:

- расход пара на турбину;

- давление свежего пара;

- температура свежего пара;

- противодавление турбины;

- давление производственного конденсата;

- доля возврата производственного конденсата;

- температура производственного конденсата;

- температура добавочной воды;

- характеристический параметр ступени;

- средний диаметр ступени;

- длины профилей (лопаток) сопловой и рабочей решеток;

- хорды профилей сопловой и рабочей решеток;

- относительные шаги установки профилей сопловой и рабочей решеток;

- эффективные углы выхода потока из сопловой и рабочей решеток;

- углы установки профилей сопловой и рабочей решеток;

- степень реакции ступени на заданном режиме.

Исходные данные (из таблицы 1):

кг/с; МПа; оС; МПа;

МПа; оС; ; оС.

Параметры последней ступени турбины (таблица 1):

; м; ; о;

м; о; м.

Задаемся также мм и мм.

мм; мм.

а) начальные параметры пара: давление и температура , по которым в соответствии с - диаграммой для водяного пара определяется энтальпия ;

б) расход пара на турбину , который в данном случае неизменен по всей проточной части;

в) противодавление турбины ;

г) давление в деаэраторе , которое принимается с учетом потерь давления в трубопроводе равным ;

д) относительный внутренний к.п.д. проточной турбины ;

е) параметры производственного конденсата: давление , температура , доля возврата ;

ж) температура добавочной воды .

Расчет начинают с построения упрощенного процесса расширения пара в турбине на - диаграмме [1], в соответствии с изображением на рисунке 4.

Рисунок 4- Упрощенный процесс расширения пара в турбине.

многоступенчатая турбина противодавление

По параметрам , находят начальную энтальпию . Опустив изоэнтропу (перпендикуляр) до линии , находят на пересечении теоретическую энтальпию пара после турбины . Разность - располагаемый теплоперепад турбины, кДж/кг.

По - диаграмме (35 бар, 445 оС) = 3345 кДж/кг - энтальпия свежего пара.

Давление в деаэраторе ; МПа.

Из построения на - диаграмме кДж/кг.

По формуле (1)

кДж/кг.

кДж/кг.

Для решения системы (2) записываем кДж/кг и находим

кДж/кг ([2, табл. II-1]);

кДж/кг ([2, табл. II-1]);

кДж/кг ([2, табл. II-2]).

Действительный теплоперепад турбины, то есть механическую работу, совершенную одним килограммом пара, прошедшим через всю проточную часть, определяют как

. (1)

Действительная энтальпия пара после турбины .

Для определения расходов пара потребителю , на деаэратор , а также расходов добавочной воды и производственного конденсата необходимо составить и решить систему уравнений материального баланса деаэратора и внешнего теплового потребителя и теплового баланса деаэратора.

Эта система (2) составлена в предположении отсутствия утечек в схеме и при нулевом расходе продувочной воды из котла, а также при равенстве расхода потерям потребителя у внешнего потребителя:

;

;

; (2)

;

При решении системы (2) принять , а энтальпии потоков , и равными энтальпиям для кипящей воды при известных температурах , и давлении соответственно [2].Последнее уравнение системы (2) - линейное относительно неизвестного. Решив его при , предварительно выразив расходы и через , и , определяют далее расходы , и в соответствии с первыми тремя уравнениями системы (2). Последние три энтальпии определены для состояния насыщения воды.

;

;

, получаем:

;

; кг/с.

кг/с;

кг/с;

кг/с.

Завершающим этапом расчета тепловой схемы является определение электрической мощности турбины.

Поскольку, в соответствии с принятыми упрощениями, через всю проточную часть идет расход , электрическая мощность определится как

кВт,

где - электромеханический к.п.д. турбины, который можно принять постоянным: .

кВт.

Определение удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении турбоустановки.

Выработка электроэнергии на единицу отпущенной теплоты является важнейшим показателем эффективности работы ТЭЦ в системе теплоснабжения. Поскольку тепловая нагрузка ТЭЦ, как правило, задается, то выработка электроэнергии для противодавленческих турбин осуществляется без потерь в холодном источнике, в соответствии с энергетическим эквивалентом теплоты (согласно физическому методу разделения расходов теплоты, на 1 кВт электрической мощности турбин с противодавлением для режимов, близких к расчетному, расходуется примерно 1,05 кВт тепловой мощности котла, то есть потери теплоты механические, в генераторе, от утечек и в окружающую среду от трубопроводов и арматуры не превышают обычно 5-6 % от мощности турбины). Избыточную электрическую мощность ТЭЦ отдает в энергосистему, причем себестоимость выработки электроэнергии на тепловом потреблении ТЭЦ ниже, чем на конденсационных станциях, работающих на таком же топливе.

Поэтому чем больше выработка электроэнергии при заданной тепловой нагрузке противодавленческой турбины, тем выше народнохозяйственный эффект от экономии топлива за счет замещения выработки этой мощности конденсационной турбиной.

Удельная выработка противодавленческих турбин на тепловом потреблении возрастает с ростом начальных давления и температуры пара и с уменьшением противодавления.

Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении рассчитывается по формуле:

, (3)

где - электрическая мощность турбины, кВт;

- внешняя тепловая нагрузка турбины, кВт.

В случае турбины с противодавлением представляет собой нагрузку производственного теплопотребления:

. (4)

Величины расходов и энтальпий пара и воды (конденсата), входящих в (4), были определены ранее.

Определяем нагрузку производственного теплового потребления по формуле (4):

кВт.

Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении определяется по формуле (3):

.

Упрощенный тепловой расчет последней ступени турбины (только первое приближение).

При проектировании проточной части турбины для принимаемых средних диаметров ступеней и профилей лопаток сопловых и рабочих решеток рассчитывают высоты лопаток на расчетном режиме. В эксплуатации турбинных установок чаще встречается задача оценки экономичности работы проточной части заданных конструктивных размеров на нерасчетных режимах. При изменении расхода пара или противодавления режим работы отклоняется от расчетного сильнее всего для последней ступени (регулирующая ступень турбины, работающая с переменной парциальностью, здесь не имеется в виду - ее режимы изучаются отдельно). При этом углы входа и выхода потока для рабочей и сопловой решеток могут существенно отличаться от оптимальных, что приводит к увеличению потерь как в самих решетках, так и с выходной скоростью. При росте объемного расхода пара сверх расчетного ступень может переходить в режим расширения потока в косом срезе сопловой либо рабочей решетки, а при снижении объемного расхода пара в несколько раз ниже расчетного в режим потребления мощности (вентиляционный режим).

При выполнении курсовой работы параметры последней ступени задают таким образом, чтобы режим ее работы был близок к номинальному. В этом случае коэффициенты скорости и коэффициенты потерь энергии в решетках могут быть приняты такими же, как и для номинального режима. Целью расчета ступени является определение относительного лопаточного и относительного внутреннего к.п.д. при заданном расходе пара через ступень и заданных параметрах ступени, к которым относятся (таблица 1):

а) средний диаметр ступени ;

б) частота вращения ротора ;

в) характеристический параметр ;

г) углы для сопловой решетки и для рабочей решетки;

д) степень реакции ступени ;

е) расход пара через ступень ;

ж) давление и энтальпия пара после ступени;

з) парциальность ступени ;

и) хорда профиля сопловой решетки и рабочей решетки ;

к) коэффициент использования выходной скорости предыдущей ступени .

Длины лопаток сопловой и рабочей решетки заданы для первого приближения и уточняются в ходе расчета.

Процесс расширения пара в последней ступени на - диаграмме изображен на рисунке 4, а методика расчета по известным параметрам на выходе из ступени [3] приводится далее.

1) Для заданных и определяют статические параметры пара после турбины: удельный объем , м3/кг и температуру , оС (рисунок 5, точка 2).

2) Рассчитывают в первом приближении величину потерь с выходной скоростью последней ступени , необходимой для построения процесса 2-2 на - диаграмме (рисунок 5).

Последовательность расчетов приведена в п.п. 2.1-2.6.

Рисунок 5 - Процесс расширения пара в последней ступени турбины на - диаграмме (степень реакции ступени завышена)

Принимают (рисунок 5), поскольку разность значений этих удельных объемов обычно невелика (менее 0,5 %).

Исходные данные для расчета ступени приведены в таблице 1. Расчет ведем по пунктам раздела c использованием i,s-диаграммы.

1) Параметры пара после турбины при МПа = 9 бар

составляют:

кДж/кг: м3/кг; оС.

2) Расчет по параметрам рабочей решетки

2.1. Принимаем м3/кг;

2.2. Выходная площадь решетки м2;

При этом , = 1 так как проектируется ступень небольшой верности.

2.3. Выходная скорость потока из рабочей решетки в относительном движении (из уравнения неразрывности потока) равна:

м/с;

2.4 Поскольку режим истечения потока из решетки задан докритический, принимается действительный угол выхода потока о;

2.5. При окружной скорости м/с

Выходная скорость определяется по формуле:

, м/с.

При этом - окружная скорость на среднем диаметре рабочей решетки, м/с.

м/с.

2.6 Потери с выходной скоростью для последующего построения (рисунок 4) равны:

, Дж/кг.

Дж/кг = 9,2 кДж/кг.

3) Отложив величину , получают параметры пара за рабочим колесом на выходе из ступени (рисунок 4).

Параметры пара за рабочим колесом из построения на - диаграмме:

м3/кг;

= 3030,5-9,2=3021,3

5) Потеря энергии в рабочей решетке равна:

, Дж/кг.

При этом коэффициент скорости рабочей решетки принимается по эмпирической формуле

.

(при ) равна:

Дж/кг = 4,1 кДж/кг.

6) Определяем положение точки 3 на - диаграмме

кДж/кг.

7) Располагаемый теплоперепад рабочей решетки =0,09 (табл.1)

кДж/кг.

где - располагаемый теплоперепад ступени, подсчитанный от параметров торможения потока на входе в ступень, который определяется как

Дж/кг = 70,2 кДж/кг.)

Рисунок 6 - Геометрические параметры сопловой и рабочей турбинных решеток и построение входного и выходного треугольников скоростей (профили лопаток на рисунке не соответствуют действительным)

8) Отложив hор,определяют параметры , = 3008,45 + 7,722 = 3016,17 кДж/кг на выходе из сопловой решетки.

В данном случае. По диаграмме определяем 11,5бар = 1,15 МПа.

9) Скорость (предварительное первое приближение) на входе в рабочую решетку определяется из соотношения

, откуда , м/с.

Скорость 1 определятся как

м/с.

10, 11) При построении выходного треугольника скоростей определяют

,

254,22м/с > 164,85 м/с (u2)

тогда о.

12) Перепад энтальпий, срабатываемый на сопловой решетке

кДж/кг.

13) Теоретическая скорость

м/с.

14) Коэффициент скорости сопловой решетки

.

15) Скорость выхода из сопел

м/с.

16) Потери в соплах

Дж/кг = 3,06 кДж/кг.

17) По диаграмме определяют кДж/кг;

кДж/кг; м3/кг.

По построению на - диаграмме МПа, м3/кг.

Входная скорость потока оценивается как

м/с,

Параметры пара перед ступенью определяют при 2/2 = 28,88кДж/кг,

тогда МПа; м3/кг; кДж/кг.

18) Из входного треугольника скоростей определяют

.

19) Далее студенты самостоятельно определяют по формуле

= 191,73

и уточняют величины (сл) и (сл) для следующего приближения по формуле

(сл)== 0,053 и (сл)=(сл) - ( - ) = 0,05

После схождения итерационного процесса далее используют результаты последнего приближения.

Вначале строят треугольники скоростей, аналогично рис. 6.

20) Удельная работа на лопатках ступени

кДж/кг.

21) Располагаемая удельная энергия ступени

кДж/кг.

22) Относительный лопаточный к.п.д.

%.

Относительный внутренний к.п.д.

%.

Низкое значение объясняется тем, что в примере пп.20-23 выполнены по результатам расчета только в первом приближении

23) Для ступени, работающей на перегретом паре при степени парциальности , относительный внутренний к.п.д. равен

,

где - коэффициенты потерь энергии, связанные соответственно с протечками через диафрагменные уплотнения, надбандажные уплотнения и от трения диска.

24) В данном упрощенном расчете допускается принять

.

Выходная скорость потока, выходящего из последней ступени, теряется. Поэтому к.п.д. этой ступени всегда ниже, чем к.п.д. предыдущих ступеней и турбины в целом.

При изображении профилей сопловой и рабочей решеток (в цилиндрическом сечении) на чертеже следует обеспечивать при и рассчитанном значении угла плавный (близкий к оптимальному) вход потока на соответствующую решетку. Геометрические параметры решеток (скелетные углы входных и выходных кромок, ширина профиля, углы установки профилей) могут определяться геометрически. Для изображения каналов для прохода пара изображаются по два соседних профиля каждой решетки с шагом для сопловой и для рабочей решетки. Входной треугольник скоростей изображается на выходе из сопловой решетки, выходной - на выходе из рабочей решетки.

3. Расчет и выбор дутьевого вентилятора котельного агрегата

Дутьевой вентилятор предназначен для подачи холодного воздуха из атмосферы в топку парового котла. Расчетным для выбора вентилятора принимается режим работы турбины при заданных начальных и конечных параметрах пара при его расходе .

Величина максимального гидравлического сопротивления воздушного тракта с учетом 15 % - го запаса по напору может быть принята постоянной для всех вариантов и равной кПа. Расчетный напор вентилятора принимается не ниже этой величины, но при существенном превышении напором этой величины возникнут дополнительные потери от дросселирования шиберными заслонками, чего следует избегать.

Расчетная температура воздуха, подаваемого в топку, при выборе дутьевых вентиляторов принимается равной оС. Поэтому объемный расход воздуха, который первоначально рассчитывается для нормальных физических условий (0 оС и 101,3 кПа), пересчитывается для оС. Для газовых котлов принимается коэффициент избытка воздуха, подаваемого в топку,

.

Здесь - объемный расход, действительно подаваемый в топку; - объемный расход воздуха, теоретически необходимый для полного сгорания топлива.

При сжигании газообразного топлива расчет объема воздуха ведется на 1 м3 полностью сгоревшего топлива.

Выбираем в качестве топлива природный газ Ямбургского месторождения, имеющего удельную теплоту сгорания МДж/м3, и объемный состав сухого газа, в % (процентную концентрацию в теории горения принято обозначать просто формульным символом соответствующего вещества или элемента):

; ; ; ; .

Объемный расход воздуха для полного сгорания 1 м3 газа подсчитывается по формуле

,

где - количество атомов углерода и водорода в молекуле соответственно.

Поскольку содержание и в газе равно нулю, то

Отношение удельных объемов сухого воздуха при 30 оС и при 0 оС составляет

.

Поэтому расчетный объемный расход воздуха при 30 оС составит

; , м3/м3.

С учетом коэффициента избытка воздуха при сжигании 1 м3 газа объемный расход воздуха, подаваемого в топку, составит

; , м3/м3.

Расчетный расход топлива для котельного агрегата определяется для заданного расхода свежего пара .

Расход теплоты на турбоустановку

;

кВт.

Расход теплоты топлива

кВт.

Расход природного газа на котел

м3/с.

Объемный расход воздуха при 30 оС:

м3/с.

Расчетная (минимально-необходимая) подача воздуха дутьевым вентилятором определяется с учетом 10-процентного запаса по его производительности:

.

м3/с.

На котел устанавливается, как правило, один дутьевой вентилятор центробежного типа одноступенчатый с загнутыми назад лопатками типа ВДН. Основные характеристики таких вентиляторов приведены в таблице 3.

Таблица 2 Основные характеристики дутьевых вентиляторов для подачи воздуха в топку котлов [4]

Типоразмер	, тыс. м3/ч (м3/с)	, кПа	, кВт	, об/мин	, %
ВДН-28-IIу	430 (119,4)	5,0	700	740	87
ВДН-26-IIу	350 (97,2)	4,6	520	740	86
ВДН-24-IIу	275 (76,4)	4,0	350	740	86
ВДН-22-IIу	210 (58,3)	3,3	225	740	86
ВДН-20	215 (59,7)	4,7	326	980	86
ВДН-18	152 (42,2)	3,9	190	980	86
ВДН-17	109,5 (30,42)	9,9	364	1480	83
ВДН-15	75 (20,83)	7,7	194	1480	83
ВДН-12,5	40 (11,11)	5,4	73	1480	83
ВДН-11,2	28,7 (7,97)	4,3	43	1480	83
ВДН-10	20,4 (5,667)	3,5	24	1480	83
ВДН-9	15 (4,167)	2,8	14	1480	82
ВДН-8	10,5 (2,917)	2,2	8	1480	83

Применяем насос ВДН-22-IIу

-3,3 - расчетный напор;

-225- номинальная мощность электродвигателя;

-740 - частота вращения ротора;

-86% - максимальный к.п.д. вентилятора.

Мощность привода вентилятора при работе на заданную нагрузку определяется при допущении, что к.п.д. вентилятора равен при расчетном напоре кПа, причем необходимо, чтобы выполнялось условие .

Тогда , кВт.

При этом подставляется в м3/с, а - в кПа.

4. Выбор питательного насоса

Насос и сеть (трубопровод) представляют собой единую систему. Поэтому при работе насоса на сеть должно выполняться условие материального баланса, т.е. подача насоса должна равняться расходу в сети , а также условие энергетического баланса, т.е. напор, развиваемый насосом , должен равняться напору, расходуемому в сети .

а) - линия питательной воды; б) - линия производственного конденсата.

Гидравлические схемы линий.

Обозначения:

ПК - паровой котел; Д - деаэратор; КС - конденсатосборник;

ПН - питательный насос; НПК - насос производственного конденсата;

ТК - тепловой компрессор

Таблица 3 Исходные данные вариантов для выполнения задания

№ п/п	Схема а)	Схема б)
	, м	, м	, м	, м	, м	, м	, м	, м
8	11,4	23,4	26,4	77	23,6	1,7	3,7	1700

Примечания:

- берутся из таблицы 1.

; ; ,

где - находится из расчета тепловой схемы; - плотность питательной воды; - плотность производственного конденсата; - определяется из справочника [2].

- определяется из справочника [2].

кг/с; МПа; МПа; м;

м; м; м.

Определяем объемный расход питательной воды

,

где - плотность питательной воды, зависящей от давления

Во всасывающей линии насоса: при МПа удельный объем кипящей воды м3/с и температура оС ([2] табл. II-1)

=0,056

В напорной линии насоса:

при Мпа

удельный объем воды м3/кг ([2] табл. II - III)

плотность кг/м3.

Объемный расход воды в напорной линии

м3/с.

Определяются диаметры всасывающей и напорной линий

Для всасывающей линии м/с:

м = 286 мм.

Выбирается из нормального ряда (ГОСТ 355-80) мм.

Уточненная скорость

м/с.

Для напорной линии м/с:

м = 165 мм.

По ГОСТ 355-80 dн=150

Уточненная скорость

м/с.

Устанавливаются режимы движения воды во всасывающей и напорной линиях по числу Рейнольдса

,

где - средняя скорость движения жидкости в трубопроводе;

- внутренний диаметр трубопровода;

- динамический коэффициент вязкости.

Для всасывающей линии с учетом подпора при МПа и оС

Для напорной линии при МПа и оС

Предельное число Рейнольдса, при превышении которого наступает квадратичная зона сопротивления

,

Следовательно и , и имеет место квадратичная зона сопротивления турбулентного режима движения воды.

Определяются коэффициенты сопротивления трения

,

Определяются значения для всасывающей и напорной линий сети

.

Значения коэффициентов местных сопротивлений берутся из таблицы В.1 приложения В

,

с2/м5,

,

с2/м5.

Определяется статический напор

,

где ··МПа; МПа.

м.

Характеристика сети

.

Строится характеристика сети

при м;

при м3/с м;

при м3/с м.

при м3/с м.

Из приложений Г и Ж выбираем насос типа ПЭ-65-53.

Номинальная мощность насоса

кВт.

Мощность привода (электродвигателя) насоса

кВт.

5. Определение кавитационного запаса насоса

Кавитационный запас насоса

,

,

м.

- давление насыщенных паров, МПа.

м.

Величина расчетного кавитационного запаса больше допустимого >4 м для выбранных насосов (таблица Ж.1 приложения Ж). Значит, насосы будут работать в кавитационном режиме.

Заключение

Мною выполнен упрощенный тепловой расчёт тепловой турбины и определён расход рабочего тела через все элементы, а также электрическую мощность турбины, мощность теплового потребителя и удельную выработку электроэнергии на тепловом потреблении.

Для заданных конструктивных размеров проточной части последней ступени турбины выполнил тепловой расчет этой ступени и определила ее к.п.д. при заданном расходе пара.

Рассчитала гидравлические характеристики сети для линии производственного конденсата или питательной линии парового и выбрал насос для заданных линий.

Список используемых источников

1. В.Я. Рыжкин. Тепловые электрические станции. -М.: Энергоатомиздат, 1987. -328 с.

2. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. -М.: Энергия, 1980. -422 с.

3. А.В. Щегляев. Паровые турбины. -М.: Энергия, 1976.

4. Смирнов А.Д., Антипов К.М. Справочная книжка энергетика. 5-е изд., перераб. и доп. -М.: Энергоатомиздат, 1987. -568 с.

5. Черкасский В.М. Насосы, вентиляторы, компрессоры: Учебник для теплоэнергетических специальностей вузов. -2-е изд., перераб. и доп-е. -М.: Энергоатомиздат, 1984. -416 с.

6. Нагнетатели и тепловые двигатели / В.М. Черкасский и др. -М.: Энергоатомиздат, 1997. -384 с.

7. Елизаров Е.П. Теплоэнергетические установки электростанций. -М.: Энергия, 1967. -256 с.

8. Справочник по гидравлическим расчетам / Под ред. П.Г. Киселева. 4-е изд., перераб. и доп. -М.: Энергия, 1972. -312 с.

9. Малюшенко В.В., Михайлов А.К. Энергетические насосы. Справочное пособие. -М.: Энергоиздат, 1981. -1994 с.

10. Самойлович Г.С., Трояновский Б.М. Переменные и переходные режимы в паровых турбинах. -М.: Энергоиздат, 1982. -496 с.

Размещено на Allbest.ru

...