nauchkor.ru · 2020-01-07 · Глава 2 Расчёт паровой турбины ......

'

i"

..

.,.

l

...

....

.... L.

~

MMHMCTEPCTBO OI>PA30BAIDUI 11 HAYKM POCCMMCKOM <I>E.L{EPAUMM <l>e.o.epanbHOe rocy.o.apcTaemfOe aBTOHOMHOe o6pa30BaTeJibHOe ytipe)K.lJ.eHHe

BbiClllefO 06pa30B8HHSI

<<,[(aJibHeBOCTO'-IHbiH <IJe,ll;epaJibHbiH yuusepCHTeT>>

HH)J(EHEPHMI IIIKOJIA

Ka<Jle,ll;pa TenJioJuepreTHKH u TenJioTexuuKu

rpH.l(HeB Apryp AneKCaH.l(pOBHl.l

BbillYC:KIIMI KBAJIH<I>HKAIJ;HOHIIMI P AliOTA no OCHOBHOH o6pa30BaTellbHOH nporpaMMe DO.l(rOTOBKH 6aKanaBpOB

no HanpaaneHHIO 13.03.01- TennoJHepreTHKa H TennoTeXHHKa

ITOBEPOtffihiH TEITJIOBOH PACtffiT KOTJIA ~-25-14 HA ITPMPO,Z:UfOM r A3E H PAClffiT TYPEHfll>I MOI.I.tHOCThiO 55MBT C HA l!AnhHhiM

,l(ABJIEHMEM 10 Mna H ,l(ABJIEHMEM B KOH~HCATOPE 3 Kila.

r. Bn~HBOCTOK

2018 r .

l.

Cry.l{eHT rp.EaK5TJT

fu!' ,r e/ A. A.

PYKOBO.l{HTellb c-7', h p.AJ..-tt:>~4.&c;-~_,, ' CAOIIlOlocn., Y'tettoe ,.._)

?noii..J

(( ;J 1:/ )) U A-t.:>,.- .A

«.l{onyCTHT.b K 3aD.{HTe»

~h (j,c~ ~- v4 J'5 {u"' %\

201Si-.

3aii{HII{eHa B f aK C Ol.{eHKOH

_..2: qo c2 u, r2 :wcpe.l{poJi ~ 'I 4=

}"teuoe ?'·it)) (~/ ncz. L4' ...... .

1- · - It\

« ? I » o ./. 2~

Cei<pewpp, f ,z;K \

/ .-. /J J . ,P? / ,.q t'C'/"' -~ .-(

OO.lUlHCb H. 0. <l>a.MH.nJf.ll

«dL» t'Jh 20,/t . « o2 -r;> ?t~t>~j - ~k-Q 2W"i?

/C> <"-e.-~ • cJ /77" c-< F <? c ca..<? ';)~ / ....____.--._ .... r

t' ~0 --:>c::-':rr, .t /! Q h;, '-1. .. _.., r .0 c / .,. '/ '/:;;

c;;o { (!p J;?._,A, 1 /1

~~--------- --------------' <l>.H.O.

-B M&Tepuuax ~&HHoi BYnycKHOii KB8JJHcf»n~eau••ounoii pa6oT..., He co~ep~&Tca cse.r..eHHB, cocraBJJsrromHe rocyJtapcroeHHyro raiiuy, II CBe,lleHHJI, RO,llJI~&IQHe llttROpTHOMy KOHTpOJJro.

« )) 201 r.

YnwmONO<!eRIIJ.dl no nonopm~

------ I ~LL I <L_» 201 1: ~.no. na.:uucc• 2

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение

высшего образования

«Дальневосточный федеральный университет»

ИНЖЕНЕРНАЯ ШКОЛА

Кафедра Теплоэнергетики и теплотехники

Гриднев Артур Александрович

ВЫПУСКНАЯ КВАЛИФИКАЦИОННАЯ РАБОТА

по основной образовательной программе подготовки бакалавров

по направлению 13.03.01 – Теплоэнергетика и теплотехника

ПОВЕРОЧНЫЙ ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ КОТЛА ДЕ-25-14 НА ПРИРОДНОМ

ГАЗЕ И РАСЧЕТ ТУРБИНЫ К 50-90 МОЩНОСТЬЮ 55МВт С

НАЧАЛЬНЫМ ДАВЛЕНИЕМ 10 Мпа И ДАВЛЕНИЕМ В КОНДЕНСАТОРЕ

3 кПа.

г. Владивосток

2018 г.

3

Оглавление

Введение 4

Глава1. расчет котельного агрегата ДЕ 25-14

1 Расчет котельного агрегата ДЕ 25-14 5

1.1 Краткое описание котла ДЕ25-14 5

1.2 Исходные данные 7

1.3 Расчет объемов и энтальпий воздуха и продуктов сгорания 9

1.3.1 Расчет теоретического объема воздуха

и продуктов сгорания 9

1.3.2 Расчет энтальпии воздуха и продуктов сгорания 12

1.4 Тепловой баланс котла 16

1.5 Расчет теплообмена в топке 21

1.5.1 Геометрический расчет топки 21

1.5.2 Расчет суммарного теплообмена в топке 22

1.6 Расчет конвективного пучка 25

1.7 Уточнение теплового баланса 42

Глава 2 Расчёт паровой турбины К-50-90

2.1 Краткое описание турбины К-50-90 43

2.2 Построение диаграммы теплового процесса и определение основных

параметров воды и водяного пара в тепловой схеме турбины 45

2.3 Расчет регенеративной схемы и определение основных технико-

экономических показателей турбоустановки 51

2.3.1 Относительный расход пара через каждый отсек турбины 59

2.3.2 Определение расхода и мощности пара 63


экономических показателей турбоустановки 64

2.5 Предварительный расчёт турбины 67

2.6 Детальный тепловой расчёт турбинных ступеней 98

Заключение 118

Список литературы 119

Приложение I Котлоагрегат ДЕ 25-14 120

Приложение II hs диаграмма к расчету турбоагрегата 121

Приложение III Проточная часть турбоагрегата к 50-90 122

4

Ведение

Целью данной выпускной квалификационной работы является

выполнение поверочного расчета котельного агрегата ДЕ 25-14, работающем

на природном газе и паровой турбины К-50-90 мощностью 55 МВт.

Поверочный тепловой расчет парового котельного агрегата

выполняется при заданных параметрах паропроизводительности, параметрах

пара и питательной воды.

Целью расчета является определение температур газовой среды и

тепловосприятий рабочего тела в поверхностях нагрева заданного котла.

Расчет газотурбинного агрегата К 50-90 выполняется при заданной

номинальной мощности, давлении и температуре пара перед турбиной и

давлением пара в конденсаторе. Расчеты производятся на основе

предварительного построения тепловой диаграммы процесса расширения

пара в турбине, а также использовании таблиц термодинамических свойств

воды и водяного пара.

Целью расчета является:

Расчет регенеративной схемы на основе существующего агрегата,

близкого по техническим характеристикам к заданным исходным данным. В

результате расчетов должен быть получен полный расход пара на

турбоагрегате, а также по отдельным его отсекам и в отборы.

Определение располагаемых теплоперепадов каждой ступени, средние

параметры облопатывания и общее число ступеней.

Детальный тепловой расчет отдельных турбинных ступеней, в

результате которого даются полные геометрические и теплоэнергетические

характеристики каждой ступени, позволяя сравнить соответствие

полученных данных по мощности турбоагрегата с заданной величиной, а

также общий КПД проточной части.

5

Глава 1. Расчёт котельного агрегата ДЕ 25-14

1.1 Краткое описание котла ДЕ 25-14

Топочная камера котла ДЕ 25-14 отделена от конвективного пучка

глухой мембранной стенкой, выполненной из труб с вваренными между

ними стальными полосками.

Диаметр верхнего и нижнего барабана составляет 1000мм. Длина

цилиндрической части 7500мм. В переднем и заднем днищах барабанов

установлены лазовые затворы, что обеспечивает доступ в барабаны при

ремонте.

Ширина топочной камеры составляет 1830мм. Глубина топочной

камеры 7200мм. Продукты сгорания из топочной камеры через окно,

расположенное с левой стороны, направляются в конвективную поверхность

нагрева. Она образована трубами, соединяющими верхний и нижний

барабаны. Продукты сгорания в конвективном газоходе сначала

направляются от задней стенки котла к фронтовой, а затем, повернув на 180°,

идут в обратном направлении. Отвод продуктов сгорания производится со

стороны задней стенки через окно, к которому присоединяется газоход,

направляющий их в водяной экономайзер.

В верхней части фронтовой стены установлено два предохранительных

взрывных клапана: один – топочной камеры, другой – конвективного

газохода.

Конвективный газоход в котле ДЕ25 -14 не имеет продольной

перегородки и продукты сгорания в один ход омывают поверхность нагрева,

двигаясь от задней стены к фронтовой. Возврат продуктов сгорания к задней

стене котла производится по газоходу, расположенному над топочной

камерой, с выводом продуктов сгорания вверх. Это способствует удобному

размещению водяного экономайзера.

6

В котле предусмотрено ступенчатое испарение. Во вторую ступень

испарения выделена часть труб конвективного пучка. Общим опускным

звеном всех контуров первой ступени испарения являются последние (по

ходу продуктов сгорания) трубы конвективного пучка. Опускные трубы

второй ступени вынесены за пределы газохода.

Рис.1 Котельный агрегат ДЕ 25-14

7

1.2 Исходные данные для поверочного расчета котла ДЕ 25-14

Исходными данными для поверочного расчета являются основные

параметры котла при номинальной нагрузке, а также характеристики топлива

и его влажность.

Таблица 1 – Характеристики природного газа

Наименование Обозначение Размерность Содержание

Метан CH4 % 94,9

Этан C2H6 % 3,2

Пропан C3H8 % 0,4

Бутан C4H10 % 0,1

Пентан C5H12 % 0,1

Азот N2 % 0,9

Углекислый газ CO2 % 0,4

Низшая теплота сгорания Qнp кДж/м3 36746

Плотность газа pг кг/м3 0,758

Влагосодержание dг г/м3 10

8

Таблица 2 - Основные характеристики котла

Наименование Обозначение Значение

Номинальная

паропроизводительность т/ч 25

Давление на выходе из котла МПа 1,4

Температура готового пара

194

Топливо

Природный газ

Объем топочной камеры м3 29

Площадь поверхностей нагрева:

радиационной м2 64

испарительной м2 242

Температура уходящих газов

160

КПД

91,7

Количество горелок шт. 1

Паровой объем при максимально

допустимом уровне воды в

барабане

м2 2,62

Водяной объем объем при

максимально допустимом уровне

воды в барабане

м2 16,5

Габаритные размеры:

высота м 4,72

ширина м 4,63

длина м 11,55

Масса металлической части т 23,3

9

1.3 Расчет объемов и энтальпий воздуха и продуктов сгорания

1.3.1 Расчет теоретического объема воздуха и продуктов сгорания

Для расчета теплообмена в газоходах котла необходимо посчитать

средние объемы газа в них, учитывая присосы воздуха в каждый газоход.

Поэтому необходимо установить величину присосов воздуха, а также

определить коэффициенты избытка воздуха по газоходам котла. Присосы и

избытки воздуха представлены в таблице 3.

Для увеличения эффективности и более полного сжигания топлива в

топочных камерах необходимо подавать больше воздуха, чем это

необходимо теоретически.

Коэффициент избытка воздуха в топке αт принимается в зависимости от

вида топлива, способа его сжигания и конструкции топочной камеры.

По мере движения продуктов сгорания по газоходам увеличивается

величина коэффициента избытка воздуха, это обуславливается тем, что в

котлах работающих под разряжением, давление продуктов сгорания в топке

и газоходах меньше барометрического давления окружающего котел воздуха,

поэтому через неплотности в обмуровке происходит присос воздуха из

атмосферы в газовый тракт агрегата.

Присосы воздуха принято выражать в долях от теоретического

количества воздуха, необходимого для горения.

Коэффициент избытка воздуха на выходе из топки αт и присосы

воздуха в отдельных элементах котлоагрегата Δ⍺т принимаем на основе

обобщённых данных эксплуатации. Коэффициент избытка воздуха за каждой

поверхностью нагрева после топки подсчитываем прибавлением к ⍺т суммы

коэффициентов присосов воздуха в этих поверхностях нагрева.

По коэффициентам избытка воздуха за поверхностями нагрева

подсчитываем средние значения избытков воздуха в газоходах каждой

поверхности нагрева, за исключением топочной камеры. Для котла с

производительностью D = 25 т/ч, работающего на природном газе,

коэффициент избытка воздуха на выходе из топки αт = 1,1.

10

Таблица 3 - Присосы и избытки воздуха в газоходах

Поверхность нагрева Δ⍺н ⍺"

Топка 0,1 1,1

Первый конвективный пучок 0,05 1,15

Второй конвективный пучок 0,1 1,25

Экономайзер 0,1 1,35

Теоретический объем воздуха и продуктов сгорания

Теоретическое количество сухого воздуха, необходимого для полного

сжигания топлива:

V0H=0,0476[0,5CO+0,5H2+1,5H2S+∑(m+0,25n)CmCn-O2]

=0,0476⋅[2⋅94,9+3,5⋅3,2+5⋅0,4+6,5⋅0,1+8⋅0,1]

V0H=9,732 м3/м3

Теоретические (минимальные) объемы продуктов сгорания,

полученные при полном сгорании топлива с теоретически необходимым

количеством воздуха

Объем азота:

VN2

H =0,79*V0H+0,008⋅𝑁2=0,79⋅9,732+0,008⋅0,9

VN2

H =7,697 м3/м3

Объем трехатомных газов:

VRO2

H =0,01⋅(CO2+CO+𝐻2S+∑mCmHn)=0,01⋅(0,4+1⋅94,4+2⋅3,2+3⋅0,4+4⋅0,1+5⋅0,1

VRO2

H =1,038 м3/м3

Объем водяных паров:

VH2OH =0,01⋅(𝐻2𝑆 + 𝐻2 + ∑0,5𝑛 ⋅ 𝐶𝑚𝐻𝑛 + 0,12𝑑г) + 0,016𝑉0

=0,1⋅(2⋅94,9+3⋅3,2+4⋅0,4+5⋅0,1+0,12⋅10)+0,016⋅9,734

VH2OH = 2,193 м3/м3

Таблица 4 - Действительный объем

Наименование величины Размерность Топка 1 конв. пучок 2 конв. пучок Экономайзер

Коэффициент избытка воздуха за

поверхностью нагрева ⍺н 1,10 1,15 1,25 1,35

Средний коэффициент избытка воздуха ⍺ср

1,10 1,13 1,20 1,30

Избыточное количество воздуха 𝑉изб0 м3

м3⁄ 0,97 1,22 1,95 2,92

Объем водяных паров

VH2O=VH2OH +0.016∙(acp-1)∙V0

H м3

м3⁄ 2,209 2,216 2,232 2,248

Полный объем газов

Vг=VRO2+VN2

H +VH2O

H+(acp-1)∙V0

H

м3

м3⁄ 11,917 12,168 12,913 13,902

Объемная доля трехатомных газов

rRO2=

VRO2

Vг

0,09 0,09 0,08 0,07

Объемная доля водяных паров

rRO2=

VH2O

Vг

0,185 0,182 0,171 0,159

Суммарная объемная доля

rm=rRO2+rH2O

0,272 0,267 0,251 0,234

1.3.2 Расчет энтальпии воздуха и продуктов сгорания

Расчет энтальпий продуктов сгорания производим для каждой

поверхности нагрева при действительных коэффициентах избытка воздуха.

Расчет производим для всего возможного диапазона температур топочных

газов.

Энтальпию теоретического объема воздуха 𝐼во подсчитываем по

формуле

𝐼во = 𝑉о(𝐶𝜗)в

Энтальпию теоретического объема продуктов сгорания 𝐼го определяем

по формуле 𝐼го = 𝐼𝑅𝑂2

о + 𝐼𝑁2

о + 𝐼𝐻2𝑂о

Энтальпию трехатомных газов определяем по формуле

𝐼𝑅𝑂2

о = 𝑉𝑅𝑂2(𝐶𝜗)𝑅𝑂2

Энтальпию теоретического объема азота определяем по формуле

𝐼𝑁2

о = 𝑉𝑁2

о (𝐶𝜗)𝑁2

Энтальпию объема водяных паров определяем по формуле

𝐼𝐻2𝑂о = 𝑉𝐻2𝑂

о (𝐶𝜗)𝐻2𝑂

Энтальпии 1м3 влажного воздуха (Cϑ)в, углекислого газа (Cϑ)RO2,

азота (Cϑ)N2 и водяных паров (Cϑ)H2O определяем по таблице ХIII /3/.

Определяем энтальпии теоретических объемов воздуха, продуктов

сгорания и золы производим при температуре от 100℃ до 2200 ℃ с шагом

100 ℃, результаты расчета энтальпий воздуха и продуктов сгорания в

рассматриваемых интервалах температур сводим в таблицу 5.

Затем подсчитываем энтальпии продуктов сгорания при коэффициенте

избытка воздуха за газоходами всех поверхностей нагрева по формуле

Iг=Iго+(a-1)*Iв

о

Определяем ∆I – разность энтальпий двух соседних по вертикали

значений при одном значении а.

Результаты расчета заносим в таблицу 6. При составлении I-ϑ таблицы

рекомендуется для каждого значения а определять величину I и ∆I в

13

пределах, несколько превышающих реально возможную в данном газоходе

температуру.

Данные таблицы 6 используем в последующих расчетах для

определения энтальпии продуктов сгорания в выходных сечения любого

газохода котла по известной температуре газов или значение температуры

дымовых газов по известной величине энтальпии продуктов сгорания,

используя формулу линейной интерполяции.

Таблица 5 - Расчет теплосодержания продуктов сгорания горения газа

𝐼в

0 𝐼𝑅𝑂2 𝐼𝑁2

0 𝐼𝐻2𝑂0 𝐼г

0

10

0

171,7 1

30,1

15

0,5

13

2,7

1291,

41

178,2

2

1001,

40

330,0

5

1509,

67 20

0

360 2

61

30

4

26

7

2598,

40

373,6

8

2008,

95

666,6

7

3049,

31 30

0

563 3

94

46

3

40

3

3921,

92

584,3

9

3032,

67

1015,

36

4632,

43 40

0

776 5

29

62

6

54

2

5274,

65

805,4

9

4071,

79

1372,

82

6250,

09 50

0

999 6

67

79

5

68

5

6666,

30

1036,

96

5133,

99

1743,

44

7914,

39 60

0

1231 8

08

96

9

83

0

8077,

41

1277,

78

6219,

29

2125,

02

9622,

08 70

0

1469 9

52

11

49

97

9

9527,

45

1524,

82

7327,

68

2519,

76

11372

,26 80

0

1712 1

098

13

34

11

29

10987

,22

1777,

06

8451,

46

2925,

46

13153

,98 90

0

1961 1

247

15

26

12

83

12485

,93

2035,

52

9598,

33

3346,

52

14980

,37 10

00

2213 1

398

17

23

14

38

13994

,36

2297,

09

10760

,60

3778,

54

16836

,23 11

00

2458 1

551

19

25

15

95

15522

,25

2551,

40

11938

,26

4221,

53

18711

,19 12

00

2717 1

705

21

32

17

54

17069

,61

2820,

25

13123

,62

4675,

48

20619

,35 13

00

2977 1

853

23

44

19

14

18626

,70

3090,

13

14262

,80

5140,

40

22493

,32 14

00

3239 2

009

25

59

20

76

20203

,26

3362,

08

15463

,55

5611,

89

24437

,52 15

00

3503 2

166

27

79

22

39

21789

,54

3636,

11

16672

,00

6094,

35

26402

,47 16

00

3769 2

324

30

02

24

03

23385

,56

3912,

22

17888

,15

6583,

39

28383

,76 17

00

4036 2

484

32

29

25

67

24981

,58

4189,

37

19119

,69

7081,

20

30390

,26 18

00

4305 2

644

34

58

27

32

26587

,33

4468,

59

20351

,23

7583,

40

32403

,22 19

00

4574 2

804

36

90

28

99

28212

,55

4747,

81

21582

,77

8092,

18

34422

,76 20

00

4844 2

965

39

26

30

66

29837

,76

5028,

07

22822

,01

8609,

73

36459

,81 21

00

5115 3

127

41

63

32

34

31472

,71

5309,

37

24068

,95

9129,

47

38507

,79 22

00

5386 3

289

44

02

34

02

33107

,65

5590,

67

25315

,89

9653,

59

40560

,15

𝜗, °С (с𝜗)𝑅𝑂2,

КДж/ м3

(с𝜗)𝑁2, КДж/ м3

(с𝜗)𝐻2𝑂, КДж/ м3

(с𝜗)в, КДж/ м3

15

Таблица 6 - Энтальпии продуктов сгорания

𝐼в0 𝐼г

0 Топка КПП I КПП II ВЭК

I ∆I I ∆I I ∆I I ∆I

10

0

12

91,41

15

09,67

16

38,81

16

70,33

17

03,38

17

35,68

18

32,52

18

66,38

19

61,66

19

97,08 20

0

25

98,40

30

49,31

33

09,15

17

15,47

34

39,06

17

81,65

36

98,90

19

14,00

39

58,74

20

46,36 30

0

39

21,92

46

32,43

50

24,62

17

52,94

52

20,71

18

20,58

56

12,91

19

55,85

60

05,10

20

91,12 40

0

52

74,65

62

50,09

67

77,56

18

03,46

70

41,29

18

73,04

75

68,75

20

12,21

80

96,22

21

51,37 50

0

66

66,30

79

14,39

85

81,02

18

48,81

89

14,33

19

19,36

95

80,96

20

60,47

10

247,59 60

0

80

77,41

96

22,08

10

429,83

18

95,18

10

833,70

19

67,68

11

641,44

21

12,68 70

0

95

27,45

11

372,26

12

325,00

19

27,70

12

801,37

20

00,69

13

754,12

21

46,66 80

0

10

987,22

13

153,98

14

252,70

19

76,26

14

802,06

20

51,20

15

900,78

22

01,07 90

0

12

485,93

14

980,37

16

228,96

20

06,71

16

853,26

20

82,13

18

101,85

22

32,97 10

00

13

994,36

16

836,23

18

235,67

20

27,75

18

935,39

21

04,14

20

334,82

22

56,93 11

00

15

522,25

18

711,19

20

263,42

20

62,89

21

039,53

21

40,26

22

591,76

22

94,99 12

00

17

069,61

20

619,35

22

326,31

20

29,68

23

179,79

21

07,54

24

886,75

22

63,25 13

00

18

626,70

22

493,32

24

355,99

21

01,86

25

287,32

21

80,69

27

149,99

23

38,34 14

00

20

203,26

24

437,52

26

457,85

21

23,57

27

468,01

22

02,89

29

488,34 15

00

21

789,54

26

402,47

28

581,42

21

40,90

29

670,90

22

20,70 16

00

23

385,56

28

383,76

30

722,32

21

66,10

31

891,60 17

00

24

981,58

30

390,26

32

888,42

21

73,54 18

00

26

587,33

32

403,22

35

061,96

21

82,06 19

00

28

212,55

34

422,76

37

244,02

21

99,57 20

00

29

837,76

36

459,81

39

443,59 21

00

31

472,71

38

507,79 22

00

33

107,65

40

560,15

𝜗, °С

1.4 Тепловой баланс котла

Распределение теплоты, вносимой в котел при сжигании топлива на

полезно использованную теплоту и тепловые потери, носит название

теплового баланса.

Тепловой баланс составляется на 1м³ газообразного топлива.

Уравнение теплового баланса имеет вид:

q1 + q2 + q3 + q4 + q5 = 100%

где q1 – тепло, полезно использованное в котле на получение пара или

горячей воды;

q2 – потери тепла с дымовыми газами, уходящими из котла;

q3 – потери тепла от химической неполноты сгорания топлива;

q4 – потери тепла от механической неполноты сгорания топлива;

q5 – потери тепла в окружающую среду;

Потеря теплоты с уходящими газами – наибольшая из тепловых потерь,

обусловлена превышением температуры уходящих газов над температурой

окружающего воздуха.

Потеря теплоты от химической неполноты сгорания обусловлена

наличием в дымовых газов продуктов неполного горения (Н2, СО и др.).

Потеря теплоты от механической неполноты сгорания обусловлена

недожогом твёрдого топлива в топочной камере (удалением из топки

несгоревших топливных частиц со шлаком, выносом их с дымовыми газами).

Потеря теплоты в окружающую среду обусловлена наружным

охлаждением котлоагрегата, при выполнении теплового расчёта

определяется в зависимости от тепло - или паропроизводительности котла.

Расход сжигаемого топлива должен обеспечивать получение

необходимого количества полезной теплоты, а также восполнение тепловых

потерь, сопровождающих работу котельной установки. Полезно

используемая теплота в котельной установке Q1 идет на подогрев воды, ее

испарение, получение и перегрев пара.

Таблица 7 - Тепловой баланс парогенератора

Величина Обозначение Размерность Формула или обоснование Расчет Результат

Располагаемое тепло топлива 𝑄рр кДж/м3 Qp

p= Qнp 39339

Температура уходящих газов ϑух оС

принята с последующим

уточнением 140

Энтальпия уходящих газов Iух кДж/м3 по таблице −I 2754

Температура холодного

воздуха ϑхв

оС принята 30

Энтальпия холодного воздуха Iхв кДж/м3 по таблице −I 391,2

18

Продолжение таблицы 7

Потери тепла:


от

химического

недожога

q3 % по таблице ΧΙΧ [1] 0,5

от

механического

недожога

q4 % по таблице ΧΙΧ [1] 0

с уходящими

газами q2 %

((𝐼ух − (𝑎ух ∙ 𝐼хв)) ∙ (100 − 𝑞4))

𝑄𝑝𝑝

((2754-(1,35⋅391,2)) ⋅ (100-0))

39339 6,06

в

окружающую

среду

q5 % По рис. 5-1 [1] 1,200

с физическим

теплом шлака q6шл % Не учитывается 0

Сумма потерь

тепла Σq %

Σq=q2 +q3 +q4 +q5

+q6шл 6,06+0,5+0+1,2+0 7,8

19


Величина Обозначение Размерность Формула или

обоснование Расчет Результат

КПД котельного

агрегата ηбрутто % 100- Σq 100-7,8 92,2

Давление

насыщенного

пара за котлом

PП.Е. кгс/см2 задано 140

Температура



tП.П. оС задана 194

Энтальпия



iП.П. кДж/кг по таблице

ΧΧV [1] 2789


питательной воды tП.В.

оС задана 100

Энтальпия

питательной воды iП.В. кДж/кг

по таблице

ΧΧV [1] 419

20



Энтальпия

котловой

воды

Iк.в. кДж/кг по таблице ΧΧV [1] 830

Тепло,

полезно

используемое

в котельном

агрегате

Q1 кДж/ч Q1= [(iп.п.-iп.в.)+

П

100∙(iк.в.-iп.в.)] ((2789-419)+3/100*(830-419)) 2382

Полный

расход B м3/сек B=

D⋅Q1∙1000

3600∙Qpp∙η

брутто

(2382*100)/(3600*39339*91,6) 0,4885119

Расчетный

расход Bp м3/сек Bp=B 0,4885119

Коэффициент

сохранения

тепла

φ - φ=1-q

5

ηбрутто

+q5

1-(1,20/(92,2+1,25)) 0,987

1.5 Расчет теплообмена в топке

1.5.1 Геометрический расчет топки

Таблица 8 - Характеристики котла ДЕ25-14

Величина Размерность Значение

объем топки м3

29

площадь поверхности стен топки м2

64,22

диаметр экранных труб мм

51 х 2,5

шаг труб боковых экранов

мм

55

площадь лучевоспринимающей

поверхности нагрева м2

60,46

площадь поверхности нагрева

конвективных пучков

По

конструктив

ным

характеристи

кам котла [4]

1 конвективный пучок м2

16,36

2 конвективный пучок м2

196

диаметр труб конвективного пучка мм

51

площадь живого сечения для прохода

продуктов сгорания

1 пучок м2 1,245

2 пучок м2

0,851

попереченый шаг труб мм

110

продольный шаг труб мм

110

1.5.2 Расчет суммарного теплообмена в топке

Таблица 9 – Тепловой расчет топки

Величина Обознач. Размерно

сть Расчетная формула Расчет Значение

Предв. Значение

температуры продуктов

сгорания на выходе из

топки

ϑm''

°С Принята

1250


загрязнение топочных

экранов

ξ

Табл. 6.2 [1]

0,65

средний коэффициент

тепловой

эффективности экранов

ψср

ψср

=ζ∙Hл

Fcm

0,65∙60.46

64.22 0,611943

Эффективная толщина

излучающего слоя S м S=3,6∙

Vm

Fcm

3,6∙29

64.22 1,62566

Коэфф. Ослабения

лучей трехатомными

газами

kг

kг=(7,8+16∙rH2O

√10⋅p∙rn∙S-1)∙(1-0,37∙10-3⋅TТ

'' )⋅rП (7,8+16∙0,185

√10∙0,1∙0,272⋅1,625-1)∙(1-0,37∙10-3⋅1523)⋅0,272 1,80469

23


Величина Обознач Размерно

сть Расчетная формула Расчет Значение

Коэфф. Ослабления

лучей сажистыми

частицами

kc

kc=1,2

1+aТ2

(0,12∑m

nCmHn)

0,4

⋅

⋅(1,6⋅10-3⋅TТ'' -0,5)

1,2

1+1,12(

0,12⋅(0,25⋅94,9+0,33⋅3,2+

0,375⋅0,4+0,4⋅0,1+0,416⋅0,1)

0,4

⋅

⋅(1,6⋅10-3⋅1523-0,5)

1,632336

Доля топочного объема

заполненного

светящийся частью

факела

m 0,1


поглощения топочной

среды

k k=kг+m⋅kc 1,804+0,1⋅1632 1,967925

Критерий Бугера Bu Bu=kps 1,967⋅0,1⋅1,625 0,319918

Эффективное значение

критерия Бугера Bu’ Bu'=1,6⋅ln(

1,4⋅Bu2+Bu+2

1,4⋅Bu2-Bu+2) 1,6⋅ln(

1,4⋅0,3192+0,319+2

1,4⋅0,3192-0,319+2) 0,481244

Полезное

тепловыделение в топке Iт.г. кДж/м3 Iт.г.=Q

pp∙

100-q3-q

4-q

6

100-q4

+Qг.в

-Qв.вн

36746100-0,5-0-0

100-0+Q

г.в-Q

в.вн 36963,21

24


Величина Обознач Разм Расчетная формула Расчет Значение

Абсолютная адиабатная

температура Tа К 𝑇𝑎 = 𝜗𝑎 + 273 1827+273 2100

Энтальпия дымовых газов на

выходе из топки 𝐼𝑚

′′ кДж/

м3 по таблице −I

23468,40

Средняя суммарная

теплоемкость продуктов

сгорания

𝑉𝐶ср

кДж/

м3°С VCср

=Iт.г-Im

''

ϑa-ϑm''

39963 − 23468

1827 − 1250 23,38789

Параметр учитывающей

распределение температуры по

высоте топки

M

М=0,54-0,2∙Xm 0,54-0,2*0,15 0,51

Температура на выходе из

топки ϑm

'' °С

ϑm''

=Ta

М∙(4,9∙ψ

cp∙Fcm∙am∙Ta

3

108∙φ∙Bp∙Vccp

)

0,6

+1

-273 2100

0,51∙(4,9∙0,611∙64,22∙1,1∙21003

108∙0,987∙0,48∙23,38)

0,6

+1

-273 1306,395

Уточненная энтальпия

дымовых газов на выходе из

топки

Im''

кДж/

м3 по таблице −I

24653,38

Тепловосприятие в топке Qл кДж/

м3 Q

л=φ∙(Iт.г.-Im

'' ) 0,987*(36963-24654) 12151,60

1.6 Расчет конвективного пучка

Продукты сгорания, проходя по газовому тракту котла, передают

теплоту наружной поверхности труб за счет конвекции и лучеиспускания,

затем это же количество теплоты проходит через металлическую стенку,

после чего теплота от внутренней поверхности труб передается воде и пару.

Эффективность работы конвективных поверхностей нагрева зависит от

интенсивности теплопередачи - передачи теплоты от продуктов сгорания к

воде и пару через разделяющую стенку.

При расчете используются уравнение теплопередачи и уравнение

теплового баланса, а расчет выполняется для 1 м³ газа при нормальных

условиях. Для парового котельного агрегата расчет выполняется для каждого

(или общего) газохода, а в водогрейном котле - вначале для фестона, а затем

для конвективного пучка шахты в следующей последовательности.

Таблица 10 – Расчет конвективного пучка I

Величина Обозначение Размер

ность Расчетная формула Расчет Значение

Температура продуктов

сгорания после газохода 𝜗𝐼

′′ °С

Принимается с

последующим

уточнением

1100,00 1000,00

Температура продуктов

сгорания перед газоходом 𝜗𝐼

′ °С Принимается из

расчета топки 1306,40 1306,40

Теплосодержание дымовых

газов перед газоходом 𝐼𝐼

′ кДж/м3 по таблице −I

24653,39 24653,3

Теплосодержание дымовых

газов после газоходом 𝐼𝐼

′′ кДж/м3 по таблице −I

21041,54 18946,3

тепловосприятие первого

газохода Qб,I кДж/кг Q

б,I=φ∙(II

' -II''+∆a∙Iпрс

0 )

0,987*(24653-

21041+0,05*(39,8*9,73

2)

3584,54 5652,81

средняя температура

продуктов сгорания ϑI °С 𝜗𝐼 =

𝜗𝐼′ − 𝜗𝐼

′′

2 (1100+1306)/2 1203,20 1153,20

средняя температура

нагреваемой среды tk °С Принимается

195,00 195,00

27



ность

Расчетная

формула Расчет Значение

температурный напор ∆𝑡𝐼 °С ∆tI=

ϑI'-ϑI

''

2,3∙lgϑI

'-tk

ϑI''-tk

1306-1100

2,3∙lg1306-1951100-195

1005,80 951,04

средняя скорость продуктов

сгорания в газоходе 𝜔г м/с ωг=

Bp∙Vг

Fср

∙(ϑI+273)

273

0,48∙12,168

1,245∙(1203+273)

273 22,36 21,41

поправка на число рядов

труб Сz - По рис. 6.1 [2]

1,00 1,00

поправка на

геометрическую

компоновку пучка

Cs - По рис. 6.1 [2]

0,92 0,92

Поправка на температуру

газов Cф

По рис. 6.1 [2]

1,05 1,03

Коэффициент теплоотдачи aн Вт/м2*

К 120 115

28



ность

Расчетная

формула Расчет Значение

Коэффициент теплоотдачи

конвекцией ак

Вт/м2*

К ak= Сz∙ Cs∙ Cф∙ aн 1∙0.92∙1.05∙120 115,92 108,97

Параметр kps kps 0,066362 0,06937

Толщина излучающего слоя s м2 s=0,9⋅(4⋅s1⋅s2

π∙d2

-1)∙d 0,9⋅(4⋅0.1⋅0.1

π∙0.0512-1)∙0.051 0,226111 0,22611

степень черноты газового

потока a

a=1-e-kpS 1-e-0.66 0,12 0,13

температура загр. стенки Tз °С Tз=tk+δt 195+25 220,00 220,00

Коэффициент Cr Cr 0,99 0,98

Коэфф. теплоотдачи

излучением aл

кДж/м2

*ч*°С aл=a∙Cr∙aн 165∙0,12∙0,99 20,29 19,30

суммарный к-т теплоотдачи aI кДж/м2

*ч*°С 𝑎𝐼 = 𝜉 ∙ (𝑎𝑘 + 𝑎л) 1*(115+20,29) 136,21 128,27

29


Величина Обознач Размерность Расчетная формула Расчет Значение

Коэффициент тепловой

эффективности ψ 0,85 0,85

коэффициент теплопередачи kI кДж/м2*ч*°С 𝑘𝐼 = 𝜓 ∙ 𝑎𝐼 0,85*136 115,7780 109,028

количество теплоты

воспринятое поверхностью

нагрева

Qm,I кДж/м3 𝑄𝑚,𝐼 =𝑘𝐼 ∙ 𝐻𝐼 ∙ ∆𝑡𝐼

𝐵𝑝 ∙ 1000

115 ∙ 1005 ∙ 16,36

0,48 ∙ 1000 3899,82 3472,57

Уточняем расчет

расчетная температура на

выходе из первого газохода 𝜗𝐼

′′ °С Определяется по

графику рис. 1 1087

Энтальпия при полученной

температуре 𝐼𝐼

′′ кДж/кг по таблице −I

20767,4675

Температурный напор ∆𝑡𝐼 °С ∆tI=

ϑI'-ϑI

''

2,3∙lgϑI

'-tk

ϑI''-tk

1306-1087

2,3∙lg1306-1951087-195

998,8019254


воспринятое поверхность

нагрева


𝐵𝑝 ∙ 1000

115 ∙ 16,36 ∙ 998

0,48 ∙ 1000 3872,698518

30

Рис. 2 График для определения температуры после первого конвективного пучка

3000

3500

4000

4500

5000

5500

6000

1000 1020 1040 1060 1080 1100

31

Таблица 11 – Расчет конвективного пучка II

Величина Обозначение Размерность Расчетная формула Расчет Значение


продуктов

сгорания после

газохода

𝜗𝐼′′ °С

Принимается с

последующим

уточнением

350,00 250,00


продуктов

сгорания перед

газоходом

𝜗𝐼′ °С

Принимается из

расчета первого

конвективного

пучка

1087,00 1087,00

Теплосодержани

е дымовых газов

перед газоходом

𝐼𝐼′ кДж/м3 по таблице −I

20767,47 20767,4

Теплосодержани

е дымовых газов

после газоходом

𝐼𝐼′′ кДж/м3 по таблице −I

6611,38 4652,78

тепловосприятие

первого газохода Qб,I кДж/м3 Q

б,I=φ∙(II

' -II''+∆a∙Iпрс

0 ) 0,987*(20767-

6611+0,05*(39,8*9,732) 13993,26 15926,6

32



средняя

температура

продуктов

сгорания

ϑI °С 𝜗𝐼 =𝜗𝐼

′ − 𝜗𝐼′′

2 (350+1087)/2 718,50 668,50

средняя


нагреваемой среды

tk °С Принимается

195,00 195,00

температурный

напор ∆𝑡𝐼 °С

∆tI=ϑI

'-ϑI

''

2,3∙lgϑI

'-tk

ϑI''-tk

1087-350

2,3∙lg1087-195350-195

421,61 300,75

средняя скорость

продуктов

сгорания в

газоходе

𝜔г м/с ωг=Bp∙Vг

Fср

∙(ϑI+273)

273

0,48∙12,913

0,851∙(718+273)

273 18,86 15,58

поправка на число

рядов труб Сz - По рис. 6.1 [2]

1 1

33



поправка на

геометрическую

компоновку

пучка

Cs - По рис. 6.1 [2]

1 1

Поправка на

температуру

газов

Cф

По рис. 6.1 [2]

1,05 1,07


теплоотдачи aн Вт/м2*К 120 115


теплоотдачи

конвекцией

ак Вт/м2*К ak= Сz∙ Cs∙ Cф∙ aн 1∙1∙1.05∙120 126 123,05

Параметр kps kps 0,098345 0,10232

Толщина

излучающего

слоя

s м2 s=0,9⋅(4⋅s1⋅s2

π∙d2

-1)∙d 0,9⋅(4⋅0.1⋅0.1

π∙0.0512-1)∙0.051 0,226112 0,22611

34



степень черноты

газового потока a

a=1-e-kpS 1-e-0.09 0,093664 0,10726


загр. стенки Tз °С Tз=tk+δt 195+25 220 220

Коэффициент Cr Cr 0,8 0,79

Коэфф.

теплоотдачи

излучением

aл кДж/м2*ч*°С aл=a∙Cr∙aн 92∙0,09∙0,8 6,893672 7,37221

суммарный к-т

теплоотдачи aI кДж/м2*ч*°С 𝑎𝐼 = 𝜉 ∙ (𝑎𝑘 + 𝑎л) 1*(126+6,89) 132,8936 130,42


тепловой

эффективности

ψ 0,85 0,85

коэффициент

теплопередачи kI кДж/м2*ч*°С 𝑘𝐼 = 𝜓 ∙ 𝑎𝐼 0,85*136 112,9596 110,858

35


Величина Обознач Размерност

ь Расчетная формула Расчет Значение


воспринятое

поверхность нагрева


𝐵𝑝 ∙ 1000

112 ∙ 421 ∙ 196

0,48 ∙ 1000 19107,82 13377,1

Уточняем расчет

расчетная температура

на выходе из первого

газохода

𝜗𝐼′′ °С

Определяется по

графику рис. 2 283

Энтальпия при

полученной

температуре

𝐼𝐼′′ кДж/м3 по таблице −I

5294,694

Температурный напор ∆𝑡𝐼 °С ∆tI=

ϑI'-ϑI

''

2,3∙lgϑI

'-tk

ϑI''-tk

1087-283

2,3∙lg1087-195283-195

347,521035


воспринятое

поверхность нагрева


𝐵𝑝 ∙ 1000

112 ∙ 196 ∙ 347

0,48 ∙ 1000 15750,1695

36

Рис. 3 График для определения температуры после второго конвективного пучка

8000

10000

12000

14000

16000

18000

20000

250 260 270 280 290 300 310 320 330 340 350

37

Таблица 12 – Экономайзер



дымовых газов

перед

экономайзером

𝜗эк′ °С Из расчет второго конвективного пучка

283

Энтальпия


перед

экономайзером

𝐼эк′ кДж/м3 по таблице −I

5294,694


уходящих

газов

𝜗эк′′ °С Принимается 140

Энтальпия


после

экономайзера

𝐼эк′′ кДж/м3 по таблице −I

2754

38


Величина Обозначение Размерность Расчетная формула Расчет Значен

ие

Количество теплоты,

которое должны отдать

продукты сгорания при

принятой ранее

температуре уходящих

газов

Qб кДж/м3 Qб=φ∙(Iэк

' -Iэк'' +∆aэк∙Iв

0) 0,987*(5294-

2754+0,1*391,2) 2546,6187

Температура воды на

входе в экономайзер 𝑡эк

′ °С Принимается

100

Температура воды на

выходе из экономайзера 𝑡эк

′′ °С tэк'' =

Bp∙Qб

(D+Dпр)∙св

+tэк'

0,48∙2754

(6,94+0,208)∙4,184+100 141,56929

Средний температурный

напор между

продуктами сгорания и

нагреваемой водой

∆𝑡𝑐𝑝 °С

∆tcp=(ϑэк

'-ϑэк

'' )-(tэк'' -tэк

' )

2,3∙lg(ϑэк

'-ϑэк

'' )

(tэк'' -tэк

' )

(283-140)-(141-100)

2,3∙lg(283-140)(141-100)

90,715351

39


Величина Обозначение

Разм

ерно

сть

Расчетная формула Расчет Значение

Скорость

продуктов

сгорания

предварительная

𝜔ср м/с Предварительно принимаем

8

Требуемая

площадь живого

сечения для

прохода

продуктов

сгорания

𝐹ж.с𝑚𝑝

м2

Fж.сmp =

Bp∙(Vг' ∙(ϑэк

'+273)+Vг

'' ∙(ϑэк''

+273))

ωcp∙2∙273

0,48∙(12,913∙(283+273)+13,902∙(30+273))

8∙2∙273 1,27409335

Площадь живого

сечения одной

трубы

F1 м2 По таблице 6.3 [2]

0,182

Количество труб

в ряду 𝑧1

z1=

Fж.сmp

F1

1,27/0,182 7,00051295

40


Величина Обозначение Размерн. Расчетная формула Расчет Значен

Площадь

живого сечения

для прохода

продуктов

сгорания

𝐹ж.с м2

Fж.с=z1∙F1 0,182*7 1,27409335

Средняя

скорость


𝜔𝑐𝑝 м/с

ωcp=Bp∙(Vг

' ∙(ϑэк'

+273)+Vг'' ∙(ϑэк

''+273))

Fж.с∙2∙273

0,48∙(12,913∙(283+273)+13,902∙(30+273))

1,274∙2∙273 8

Температурный

коэффициент Сϑ

cϑ=3∙10

-7∙ϑ

2-0.0004∙ϑ+1.1125 3∙10

-7∙283

2-0.0004∙283+1.1125 1,0233267


теплопередачи

для чугунного


ВТИ

k Вт/м2*К

𝑘 = 𝑘н ∙ с𝜗 ∙ 0,75

kн=-0,0268∙ωср2 +1,8894∙ωср+4,9256

19,53 ∙ 1,02 ∙ 0,75

-0,0268∙82+1,8894∙8+4,9256

18,7530757

41



Площадь

поверхности

водянного

чугунного


Fэк м2 Fэк=Q

б∙Bp

k∙∆tcp

2546∙0,48∙103

18,75∙90,7 731,283532

Общее

количество

труб

чугунного


n

n=Fэк

fmp

731

4,49 163

Определяется

количество

рядов труб

𝑧2

𝑧2 =𝑛

𝑧1

163

7 24

1.7 Уточнение теплового баланса

Определение невязки теплового баланса

∆𝑄 = 𝑄𝑝𝑝

∙ 𝜂бр − (𝑄топки + 𝑄𝑘1+ 𝑄𝑘2

+ 𝑄эк) ∙ (1 −𝑞4

100)

∆𝑄 = 39746 ∙ 0,915 − (12151 + 3872 + 15750 + 2546) ∙ (1 −0

100)

∆𝑄 = 33866 − 34321

∆𝑄

𝑄𝑝𝑝 ∙ 100% = 1,23% ≤ 3%

Полученная точность достаточна, тепловой расчет закончен

43

Глава 2. Поверочный расчет паровой турбины К-50-90-3

2.1 Краткое описание турбины К – 50-90-3.

В данном курсовом проекте в качестве прототипа заданной турбины

мощностью 55 МВт используются турбина К – 50-90-3. Ниже приведены

краткие технические характеристики.

1. Завод – изготовитель ЛМЗ

2. Номинальная мощность 50000кВт

3. Давление свежего пара 9 МПа

4. Температура свежего пара 5350С

5. Температура питательной 2160С

6. Давление отработавшего пара 3,5 кПа

7. Расхд пара при номинальной мощности 1860 кг/ч

8. Удельный расход пара при номинальной мощности 3,72 кг/кВт*ч

9. Число цилиндров 1

10. Число ступеней 22 (Р-21Д)

11. Полная длина турбины 8,9 м

12. Полная длина турбоагрегата 18,56 м

13. Общая масса турбины 165 т

Принципиальная схема регенеративного подогрева:

Рис. 4 Принципиальная тепловая схема паротурбинного агрегата К-50-90

44

Таблица 13 - Характеристика регенеративных отборов пара при

номинальных параметрах пара и мощности турбины.

Таблица 14 – исходные данные

Номинальная мощность 55 МВт

Давление пара перед турбиной 10 МПа

Температура пара перед турбиной 5400С

Давление пара в конденсаторе 3,0 КПа

2.2 Построение диаграммы теплового процесса и определение

основных параметров воды и водяного пара в тепловой схеме турбины.

Для расчета регенеративной схемы и последующего детального расчета

турбины предварительно строится h – s диаграмма ее теплового процесса.

Процесс расширения пара в h – s диаграмме для данной турбины

представлен на диаграмме.

Все промежуточные точки процесса (отборы пара) строятся по данным

таблицы 13.

Отбор за

ступенью №

Давление

кгс/см²


0С

1 – й отбор (ПВД №8) 6 28,5 391

2 – й отбор (ПВД №7) 9 16,3 327

3 – й отбор (ПВД №6 и деаэратор) 11 10,6/6 285

4 – й отбор ( ПНД №5) 15 3,85 184

5 – й отбор (ПНД №4) 17 1,92 124

6 – й отбор (ПНД №3) 19 0,76 92

7 – й отбор (ПНД №2) 20 0,41 76

8 – й отбор (ПНД №1) 21 0,17 56

45

Дополнительные данные для построения процесса:

1. Давление пара перед соплами первой ступени:

Рс = (0,97 ÷ 0,94)*Р0 = 0,97*10 = 9,7 МПа = 97 бар; →h0 = 3479,99

2. Давление пара за последней ступенью турбины:

Рz = 1,1*Рк = 1,1*3 = 3,3 кПа = 0,033 бар;

3. Располагаемый теплоперепад теплового процесса в области

влажного пара (по h – s диаграмме):

;5,586)78,212829,2715(0кг

кДжH В =−=

внутренний теплоперепад участка: ВВ

oi

В

oi HH 0*= , где В

0 - внутренний

КПД участка, работающего в области влажного пара; принимается равным

0,70, тогда:

;82,3835,586*70,0* 0кг

кДжHH ВВ

oi

В

oi ===

Получив значение, внутреннего теплоперепада рассматриваемого

участка находится положение точки 9 на процессе.

Все поверхностные подогреватели питательной воды делятся на две

группы: низкого давления, включенные до питательного насоса (по ходу

конденсата), и высокого давления после питательного насоса, как видно из

тепловой схемы турбины, представленной на рис. 4. Для определения

температуры питательной воды перед первым ПНД находим температуру

конденсата, уходящего из конденсатора с учетом переохлаждения

конденсата:

tk = th – (0,5 – 1,0)0С, где tk - температура насыщения пара при давлении

в конденсаторе, находится по таблицам свойств воды и водяного пара:

При Рк = 3,0 кПа = 0,03 бар th = f (Рк) = 24,080С;

tk = th – (0,5 – 1,0)0С = 24,08– 1 = 23,080С;

Первой ступенью подогрева питательной воды (перед ПНД 1) является

подогреватель эжектора (ПЭ). Повышение температуры питательной воды в

46

нем обычно составляет: tпэ = 2 – 2,50С. Тогда температура питательной воды

после вспомогательного теплообменника на входе в ПНД 1 составляет:

tпв 1 вх = tк + tпэ = 23,08+ 2,5 = 25,580С;

Находим давление греющего пара на каждом подогревателе (по

принятому согласно прототипу давлению пара в каждом отборе турбины):

т

отботб РР *95,0=

1 отбор: Ротб 1 = 0,95*28,5 = 27,075 бар;

2 отбор: Ротб 2 = 0,95*16,3 = 15,485бар;

3 отбор: Ротб 3 = 0,95*10,6 = 10,07 бар;

4 отбор: Ротб 4 = 0,95*3,85 = 3,6575 бар;

5 отбор: Ротб 5 = 0,95*1,92 = 1,824 бар;

6 отбор: Ротб 6 = 0,95*0,76 = 0,722 бар;

7 отбор: Ротб 7 = 0,95*0,41 = 0,3895 бар;

8 отбор: Ротб 8 = 0,95*0,17 = 0,1615 бар;

По термодинамическим таблицам находится температура насыщения

греющего пара на подогревателях:

tн отб = f (Ротб);

1 отбор: tн отб 1= 228,40С;

2 отбор: tн отб 2 = 199,810С;

3 отбор: tн отб 3 = 180,190С;

4 отбор: tн отб 4 = 140,410С;

5 отбор: tн отб 5 = 117,320С;

6 отбор: tн отб 6 = 90,750С;

7 отбор: tн отб 7 = 75,220С;

8 отбор (влажный пар): tн отб 8 = 55,510С;

47

Затем температура питательной воды на выходе из подогревателей:

tпв вых = tн отб – 50С;

ПНД 1: tпв вых = tн отб 8 – 50С = 53,82 – 5 = 50,510С;



ПНД 4: tпв вых = tн отб 5 – 50С = 117,9 - 5 = 112,320С

ПВД 5: tпв вых = tн отб 4 – 50С =138,1 – 5 = 135,410С;

Деаэратор: Рд = 0,6 МПа tн деаэр = tпв деаэр = f (Рдеаэр) = 158,80С;

ПВД 6: tпв вых = tн отб 3 – 50С = 180,1 – 5 = 175,190С;

ПВД 7: tпв вых = tн отб 2 – 50С = 205,2 - 5 = 194,810С;

ПВД 8: tпв вых = tн отб 1 – 50С = 228,6 – 5 = 223,40С;

Определяется давление питательной воды в подогревателях:

а) в ПНД после конденсатного насоса:

Рпв ПНД = Ркн = 1,65*Рд = 1,65*6 = 9,9 бар = const для ПНД;

б) в ПВД после питательного насоса для установок с барабанными

парогенераторами:

Рпв ПВД = Рпн = 1,35*Р0 = 1,35*10 = 135 бар = const для ПВД;

Находим энтальпия питательной воды перед и после каждого

подогревателя:

hпв = f (tпв; Рпв):

1. ПНД 1:

а) на входе hпв вх = f (30,620С; 9,9 бар) = 129,23 кДж/кг;

б) на выходе hпв вых = f (50,510С; 9,9 бар) = 212,31 кДж/кг;

2. ПНД 2:

а) на входе hпв вх = f (50,510С; 9,9 бар) = 212,31 кДж/кг;

б) на выходе hпв вых = f (70,220 С; 9,9 бар) = 294,72 кДж/кг;

3. ПНД 3:

48

а) на входе hпв вх = f (70,220 С; 9,9 бар) = 294,72 кДж/кг;


4. ПНД 4:



5. ПНД 5:


б) на выходе hпв вых = f (135,410 С; 0, 9,9 бар) = 569,97 кДж/кг;

6. Деаэратор:

а) на входе hпв вх = f (135,410 С; 0, 9,9 бар) = 569,97 кДж/кг;

б) на выходе hпв вых = f (при tн = 158,80 С; Рд = 6 бар) = 670,36 кДж/кг;

7. ПВД 6:

а) определяем повышение энтальпии питательной воды за счет сжатия

в питательном насосе:

( )

г

дпн VРРh

310**1,0+−= ;

где V = f (Рпн; tпв д) – удельный объем воды в питательном насосе,

находится по таблицам свойств воды и водяного пара: V = f (135 бар;

158,80С) = 0,0011 м3/кг;

г = 0,95 – гидравлический КПД насоса (принимается);

Рд = 0,6 МПа;

( ) ;03,14

95,0

10*0011,0*1,06,0825,12 3

кг

кДжhпн =

+−=

тогда энтальпия воды после питательного насоса:

hпн = hпв д + hпн = 670,36 + 14,03 = 684,03 кДж/кг, тогда температура

питательной воды на входе в ПВД 6 составит t/пит = 160,30С;

б) на выходе hпв вых = f (175,190 С; 135 бар) = 748,76 кДж/кг;

8. ПВД 7:

а) на входе hпв вх = f (175,190 С; 135 бар) = 748,76 кДж/кг;

49


9. ПВД 8:

а) на входе hпв вх = f (194,810 С; 135 бар) = 834,52 кДж/кг;


Определяются энтальпия греющего пара и уходящего конденсата на

каждом подогревателе:

Энтальпия греющего пара hотб для каждого подогревателя определяется

в диаграмме h – S на линии процесса расширения пара в соответствующей

точке отбора.

а) в ПНД, где охладители конденсата не ставятся, и конденсат уходит

без переохлаждения при температуре конденсации:

tк отб = tн отб = f (Ротб) hк отб = f (tк отб; Ротб));

1. ПНД 1:

а) hотб = 2462,38 кДж/кг;

б) hк отб = f (57,360С; 0,1615 бар) = 240,11 кДж/кг;

2. ПНД 2 :



3. ПНД 3:



4. ПНД 4:

а) hотб = 2715,72кДж/кг;


5. ПНД 5:


б) hк отб = f (142,30С; 3,657бар) = 597,79 кДж/кг;

б) в ПВД при наличии охладителей конденсата:

50

tк отб = tпв входа + (5 – 8)0С

6. ПВД 6:


б) tк отб = 160,65 + 5 = 165,650С, тогда hк отб = f (tк отб; Ротб)) = f (165,650С;

10,07 бар) = 699,8 кДж/кг;

7. ПВД 7:



15,48 бар) = 763,63 кДж/кг;

8. ПВД 8:



27,07 бар) = 875,90 кДж/кг;

Все полученные данные заносятся в таблицу 15.

51

Таблица 15. Исходные расчетные данные для решения уравнений теплового баланса.

Параметр Способ определения Подогреватели

ПВД8 ПВД7 ПВД 6 Деаэратор ПНД 5 ПНД 4 ПНД 3 ПНД 2 ПНД 1

Давление, МПа:

пара в отборе на

турбине:

По данным

прототипа Т

отбР 28,5 16,3 10,6 6 3,85 1,92 0,76 0,41 0,17

пара в

подогревателе:

Т

отботб РР *95,0= 27,27 15,98 10,05 6 3,3 1,89 0,73 0,399 0,165

питательной воды:

для ПВД 0*35,1 РРпн = 135 135 135 6 - - - - -

для ПНД дкн РР *65,1= - - - - 9,9 9,9 9,9 9,9 9,9

Температура, 0С:

насыщения

греющего пара По [3] ( )отбH Рft = 228,4 199,81 180,19 158,8 140,41 117,32 90,75 75,22 55,51

Питательной воды

на выходе из

подогревателя

Сtt НПВвых

05−= 223,4 194,81 175,19 158,8 135,41 112,32 85,75 70,22 50,51

52


Питательной воды на

входе ПВвхt 194,81 175,19 160,65 135,41 112,32 85,75 70,22 50,51 30,62

конденсата греющего

пара на выходе из


Для ПНД ( )отбКотб Рft = - - - - 140,41 117,32 90,75 75,22 55,51

Для ПВД

( ) Сtt ПВвхКотб

085−+=

199,81 180,19 165,65 - - - - - -

Энтальпия, кДж/кг:

отбираемого пара По тепловой

диаграмме hотб

3209 3095 3017 3017 2828 2715 2605 2546 2462

Питательной воды на

выходе из подогревателя ( )ПВПВвыхПВвых Рtfh ;= 962,43 834,52 748,76 670,4 569,97 471,79 359,83 294,72 212,31

то же на входе ПВвхh 834,52 748,76 684,03 569,97 471,79 359,83 294,72 212,31 129,23

конденсата греющего

пара на выходе из


( )отбКотбКотб Рtfh ;= 875,9 763,63 699,8 670,4 597,79 491,05 380,39 321,65 240,11

53


экономических показателей турбоустановки.

ПВД 8:

Уравнение теплового баланса подогревателя по абсолютным расходам:

G1*(h1 – hk1)* = Gпв*(hпв 8 – hпв 7);

Однако при расчетах удобнее пользоваться количеством отбираемого

пара, выраженном в долях от расхода пара на турбину: G

Gii = - коэффициент

i – го отбора пара;

Отсюда получаем уравнение теплового баланса для ПВД 8:

1*(h1 – hk1)* = пв*(hпв 8 – hпв 7);

( )( ) 99,0*

*

11

781

к

пвпвпв

hh

hh

−

−=

где коэффициент расхода питательной воды: пв = 1,02; = 0,99 – КПД

подогревателя;

( )( )

0553,099,0*9,8753209

52,83443,962*02,11 =

−

−=

h о т б 1

h п в 7 h п в 8

h к 1

G 1

G п в

G 1

П В Д 8

54

h о т б 3

h п в 6

h к 2

h п н

h к 3 G 1 + G 2 + G 3 G 1 + G 2

G п н

G 3 П В Д 6

ПВД 7:

Уравнение теплового баланса:

( ) ( ) ( );**** 67211222 пвпвпвkkk hhhhhh −=−+−

( ) ( )( )

( ) ( )( )

;0345,0

63,7633095*99,0

63,7639,875*0565,0*99,076,74852,834*02,1

*

***

22

211672

=

=−

−−−=

−

−−−=

k

kkпвпвпв

hh

hhhh

ПВД 6:


( ) ( ) ( ) ( );**** 63221333 пнпвпвkkk hhhhhh −=−++−

( ) ( ) ( )( )

( ) ( ) ( )( )

;024,08,6993017*99,0

8,69963,763*0352,00565,0*99,003,68476,748*02,1

;*

***

3

33

32216

3

=−

−+−−=

−

−+−−=

k

kkпнпвпв

hh

hhhh

h о т б 2

h п в 6 h п в 7

h к 1 h к 2

G 2

G п в

G 1 G 1 + G 2

П В Д 7

55

Деаэратор:


где х = пв – 1 = 1,02 – 1 = 0,02 – коэффициент расхода

химочищенной воды (подпиточная вода, идущая в деаэратор на покрытие

утечек), hх – энтальпия химочищенной воды в соответствии с ее

температурой; температура химочищенной воды принимается tх = 350С hх

= f (350C; Рд = 6 бар) = 147,3 кДж/кг;

[αд ∗ hд + (α1 + α2 + α3) ∗ hк3 + hхαх + αпв.пндhпв5] ∗ = hпвдαпв

{3017αд + (0,0565 + 0,0352 + 0,026) ∗ 699,8 + 0,02 ∗ 147,3

+ [1,02 − (0,0565 + 0,0352 + 0,026 + 0,02 + αд)] ∗ 471,79}

∗ 0.99 = 1,02 ∗ 670,4

αд = 0,05347

ПНД 5:

Расход питательной воды через группу ПНД определяется с учетом

того, что часть воды в виде конденсата греющего пара группы ПВД, а также

химочищенной подпиточной воды подается после группы ПНД; в результате

всего вышесказанного получаем:

пв ПНД = пв 5 = пв – (1 + 2 + 3 + д + х) = 1,02 – (0,0565+ 0,0352

+ 0,026 + 0,05347 + 0,02) = 0,8287;

Д е а э р а т о р

h о т б 3 = h д

h п в 5

h п в д

G п в п н д

G д

G п в

h х G х

G 1 + G 2 + G 3

h к 3

56

Уравнение теплового баланса в конечном виде:

( )( )

( )( )

;0368,099,0*79,5972828

79,47197,569*8287,0

*

*

44

454 =

−

−=

−

−=

к

пвпвпв

hh

hh

ПНД 4:


−

−−−=

)(

)()(

55

54434.5

к

ккпвпвпндпв

hh

hhhh

0403,099,0)05,4912715(

)05,49179,597(0368,099,0)83,35979,471(8287,05 =

−

−−−=

h о т б 4

h п в 4 h п в 5

h к 4

G 4

G п в п н д

G 4

П Н Д 5

h о т б 5

h п в 3 h п в 4

h к 4 h к 5

G 5

G п в

G 4 G 4 + G 5

П Н Д 4

57

ПНД 3:


−

−+−−=

)(

)()()(

66

6545236

к

kкпвпвпв

hh

hhhh

0206,099,0)39,3802605(

)39,38005,491()0368,00403,0(99,0)72,29483,359(8287,06 =

−

−+−−=

ПНД 2:


−

−++−−=

)(

)()()(

77

76456127

к

kкпвпвпв

hh

hhhh

0284,099,0)65,3212546(

)65,32139,380()0368,00403,00206,0(99,0)31,21272,294(8287,07 =

−

−++−−=

h о т б 6

h п в 2 h п в 3

h к 5 h к 6

G 6

G п в

G 4 + G 5

П Н Д 3

G 4 + G 5 + G 6

h о т б 7

h п в 1 h п в 2

h к 6 h к 7

G 7

G п в

П Н Д 2

G 4 + G 5 + G 6 G 4 + G 5 + G 6 + G 7

58

ПНД 1:


−

−+++−−=

)(

)()()(

88

87456718

к

kкпвпвпв

hh

hhhh

0266,099,0)11,2402462(

)11,24065,321()0368,00403,00206,00284,0(99,0)23,12931,212(8287,08 =

−

−+++−−=

h о т б 8

h п э h п в 1

h к 8 h к 7

G 8

G п э

П Н Д 1

G 4 + G 5 + G 6 + G 7 G 4 + G 5 + G 6 + + G 7 + G 8

59

2.3.1 Относительный расход пара через каждый отсек турбины:

Таблица 16. Относительный расход пара через отсеки турбины.

Отсек Относительный расход пара через отсек

0 – 1 1

1 – 2 1 - 1 = 1 – 0,0553 = 0,9447

2 – 3 1 - 1 - 2 = 1 – 0,0553 – 0,0345 = 0,9102

3 – 4 1 - 1 - 2 - 3 - д = 1 – 0,0553 – 0,0345 – 0,024– 0,0534 = 0,8328

4 – 5 1 - 1 - 2 - 3- д - 4 = 1 – 0,0553 – 0,0345 – 0,024– 0,0534 – 0,036 =

0,7968

5 – 6 1 - 1 - 2 - 3- д - 4 - 5 =1 – 0,0553 – 0,0345 – 0,024– 0,0534 –

0,036 – 0,0403 = 0,7565

6 – 7 1 - 1 - 2 - 3 - д - 4 - 5 - 6 = 1 – 0,0553 – 0,0345 – 0,024– 0,0534 –

0,036 – 0,0403 –0,0206= 0,7359

7 – 8 1 - 1 - 2 - 3 - д - 4 - 5 - 6 - 7 =1 – 0,0553 – 0,0345 – 0,024–

0,0534 – 0,036 – 0,0403 –0,0206– 0,02842= 0,7074

8 - 9 1 - 1 - 2 - 3 - д - 4 - 5 - 6 - 7 - 8 = 1 – 0,0553 – 0,0345 – 0,024–

0,0534 – 0,036 – 0,0403 –0,0206– 0,02842– 0,0266 = 0,6808

Для каждого отсека на линии процесса в тепловой диаграмме

снимается внутренний теплоперепад Нoi отс, после чего заполняется таблица

3. Далее производится определение расхода пара на турбоагрегат и расчет

его основных технико – экономических показателей:

1. Часовой расход пара на турбоагрегат:

( ) ;09.207896

54,962*988,0*995,0

007,1*55000*3600

1***

**3600

час

кг

H

КNД

oiоiоэгм

Э ==−

=

где м эг – механический КПД и КПД электрогенератора приняты по

рекомендациям таблицы 3 [1]; К – коэффициент утечки пара через наружное

уплотнение на переднем конце ЦВД, принимается К = 1,007;

2. Секундный расход пара на турбоагрегат:

60

;74,573600

09,207896

3600 сек

кгДG ===

3. Определяется расход пара по отсекам:

( );1* −= K

GGотс

а) ;34,571*007,1

4,5710

сек

кгG ==−

б) ;23,549458,0*007,1

4,5721

сек

кгG ==−

в) ;18,5291,0*007,1

4,5732

сек

кгG ==−

г) ;5,488458,0*007,1

4,5743

сек

кгG ==−

д) ;36,468085,0*007,1

4,5754

сек

кгG ==−

е) ;0,447673,0*007,1

4,5765

сек

кгG ==−

ж) ;8,427465,0*007,1

4,5776

сек

кгG ==−

з) ;17,417181,0*007,1

4,5787

сек

кгG ==−

к) ;43,396877,0*007,1

4,5798

сек

кгG ==−

4. Определяется мощность каждого отсека:

Ni отс = Gотс * Hoi отс;

а) Ni 0-1 = 57,34* 263,22 = 15095,0 кВт;

б) Ni 1-2 = 54,23 * 120,2 = 6519,57 кВт;

в) Ni 2-3 = 52,18 * 80,49= 4200,46 кВт;

г) Ni 3-4 = 48,5* 183,62 = 8906,27 кВт;

д) Ni 4-5 = 46,36 * 112,6 =5220,77 кВт;

е) Ni 5-6 = 44 * 101,04 = 4446,23 кВт;

ж) Ni 6-7 = 42,8 * 60,51= 2590,35 кВт;

з) Ni 7-8 = 41,17 *85,91 =3537,68 кВт;

61

к) Ni 8-9 = 39,43 * 153,72 = 6062,4 кВт;

Суммарная внутренняя мощность:

Ni отс = Ni 0-1 + Ni 1-2 + Ni 2-3 + Ni 3-4 + Ni 4-5 + Ni 5-6 + Ni 6-7 + Ni 7-8 + Ni 8-9 ;

Ni отс = 56578,77 кВт;

5. Проверка мощности турбины:

Ni отс*м эг NЭ

56578,77*0,996*0,976 = 55000 кВт – условие выполняется;

6. Удельный расход пара:

;*

77,365000

0,207896

чкВт

кг

N

Дd

э

э ===

7. Удельный расход тепла брутто для турбины без промперегрева:

( )пв80* hhdq ээ −=

( ) ;*

92,9517843,9623475*77,3чкВт

кДжqэ =−=

8. Мощность, потребляемая электроприводами насосов:

;***

*

эммобг

н

PGN

=

г = 0,95 – гидравлический КПД насоса;

об = 0,96 – объемный КПД насоса;

м = 0,95 – механический КПД насоса;

эм = 0,98 – КПД электромотора;

−P повышение давления в насосе, МПа;

G – производительность насоса, кг/с;

а) питательный насос:

т. к. ;9,5874,57*02,1*02,102,1 0

0 сек

кгGGG

G

GПНпв

пв

пв ======

;91,126,05,13 МПаРPP вдеаэрПН =−=−=

;02,91598,0*95,0*96,0*95,0

91,12*74,57кВтNПН ==

62

б) конденсатный насос:

из расчета регенеративной схемы 8457,0=пвПНД , тогда GКН = G0* пвПНД =

57,74* 0,8457 = 48,84 кг/сек;

;96,0003,058,0)(21 МПаРРР ревкоденсатоПНДКН =−=−=

];[83,5698,0*95,0*96,0*95,0

96,0*84,48кВтNКН ==

9. Суммарная мощность, потребляемая электродвигателями 2х насосов:

==+= ;86,97183,56*02,915 кВтNNN КНПНн

10. Удельный расход тепла нетто:

;*

14,969086,97155000

55000*49,10208*

чкВт

кДж

NN

Nqq

нэ

э

э

н

э =−

=−

=

11. Абсолютный электрический КПД турбоагрегата:

100*3600

н

э

эq

= % = 100*14,9690

3600 % = 37,15%

63

2.3.2 Определение расхода и мощности пара

Таблица 17 – определение расхода и мощности пара

№

п/п

Расчетная величина, ед.

СИ

Отсеки турбины между точками отборов по всем

отсекам 0 - 1 1 - 2 2 - 3 3 - 4 4 - 5 5 - 6 6 - 7 7 - 8 8 - 9

1

Относительное количество

пара, протекающего через

отсек, − 1 , кг/кг;

1 0,9447 0,9102 0,8328 0,7968 0,7565 0,7359 0,7074 0,6808 -

2 Внутренний теплоперепад по

отсекам, oiотсН , кДж/кг; 263,19

114,14

77,88

188,87

112,85

95,62

50,2

78,9

159,1

Т

oiOIОТС HH =

=1140,7

3

Произведение

( )− 1*oiотсH каждого

отсека, кДж/кг;

263,19

107,82

70,88

157,29

89,91

72,33

36,94

55,82

108,32

[

( )− 1*oiотсH

]=

=962,54

4 Расход пара по отсекам, Gотс,

кг/с; 57,34 54,23 52,18 48,50 46,36 44,01 42,80 41,17 39,43

-

5 Внутренняя мощность по

отсекам, Ni отс, кВт; 15095,01 6519,57 4200,46 8906,27 5220,77 4446,23 2590,35 3537,68 6062,41

Ni отс =

56578,77

64

2.4 Предварительный расчет турбины

Таблица 18 - Предварительный расчет турбины.

Наименование величины Обозна-

чение Размерность Формула или обоснование Расчет Результат

Регулирующая ступень (одновенечная ступень давления)

Средний диаметр облопатывания Дср м Принимается по рекомендациям [1]. - 1

Степень реакции ступени - Принимается по рекомендациям [1]. - 0,1

Оптимальный характеристический

коэффициент Х1 - Принимается по рекомендациям [1]. - 0,525

Частота вращения турбины n об/мин принимается - 3000

Окружная скорость на среднем

диаметре облопатывания U м/с

60

** nДср

60

3000*1*14,3 157

Абсолютная скорость истечения

пара из сопел С1 м/с

1X

U

525,0

157 299

Коэффициент потери скорости - Принимается по рекомендациям [1]. - 0,98

Располагаемый теплоперепад,

приходящийся на сопла 01h

кг

КДж 2

1

7,44*

С 2

7,44*98,0

299

46,6

65



чение Размерность Формула или обоснование Расчет Результат

Полный располагаемый

теплоперепад, который должен

приходится на регулирующую

ступень

ph0 кг

кДж −

1

01h 1,01

6,46

− 51,8

Последняя ступень Z - Принимается по рекомендациям

[1]. - 2,8

Расход пара на турбоагрегат G кг/сек Из расчета регенеративной схемы - 57,34

Коэффициент утечки пара через

наружные уплотнения ут -

Принимается по рекомендациям

[1]. - 0,007

Сумма коэффициентов отбора

пара - Из расчета регенеративной схемы - 0,3191

Угол вектора абсолютной

скорости выхода пара с последней

ступени

Z2 град Принимается по рекомендациям

[1]. - 90

66


Наименование величины Обозна

-чение

Размер-

ность

Формула или

обоснование Расчет

Резуль-

тат

Средний диаметр облопатывания последней

ступени Дср м

( )

Zвс

ZZут

Ha

VG

20

2

sin***7,44**

**1*

−− ( )

90sin*69,1481*04,0*7,44*14,3*2

8,2*2,47*3191,0007,01*34,57 −−

1,537

Проверка по окружной скорости ступени: условие с

мnДU

ср400

60

**=

, тогда

с

мU 87,227

60

3000*451,1*14,3== <400

с

м - условие выполняется

Окружная скорость на среднем диаметре

облопатывания U м/с

Принимается по

рекомендациям [1]. - 227,87

Средний диаметр облопатывания последней

ступени Дср м

n

U

*

60*

3000*14,3

60*87,227 1,451

Степень реакции ступени - Принимается по рекомендациям

[1]. - 0,55

Условная оптимальная характеристика

ступени Х0 -

Принимается по рекомендациям

[1] в зависимости от степени

реакции

- 0,624

Оптимальный располагаемый

теплоперепад, который соответствует

найденному среднему диаметру

облопатывания

0h кг

кДж 2

0

2

*2000 X

U 2

2

624,0*2000

87,227 41.58

67

2.5 Детальный расчет турбинных ступеней

Таблица 19 - Детальный тепловой расчет турбинных ступеней.


-чение

Размер-

ность


обоснование Расчет Расчет Расчет Расчет

№ ступени - - - 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень

Расход пара через ступень G кг/сек Из расчета

регенеративной схемы 57,34 54,23 54,23 54,23

Число оборотов n об/мин Принимается 3000 3000 3000 3000

Средний диаметр облопатывания Дср м Принимается согласно

прототипу 1,009 1,012 1,017 1,022

Располагаемый теплоперепад 0h кДж/кг Из предварительного

расчета ступени 41,58 41,58 41,58 41,58

Коэффициент использования энергии

предыдущей ступени - Принимается 0 0,5 0,5 0,5

Располагаемый теплоперепад ступени

с учетом использования выходной

энергии предыдущей ступени

/

0h кДж/кг

вспрhh + *0

41,58

42,27

42,97

43,61

Окружная скорость на среднем

диаметре облопатывания U м/с

60

** nДср

158,41

158,88

159,66

160,45

68


Условная оптимальная характеристика

ступени Х0 - 0

2

*2000 h

U

0,6181 0,6328 0,7094 0,7600

Степень реакции турбинной ступени -

Принимается по рекомендациям [1]

при расчетной условной

оптимальной характеристики

0,117

0,132

0,146

0,152


приходящийся на сопловую решетку 01h кДж/кг ( ) /

0*1 h− 37 36,69 36,70 36,98


приходящийся на рабочую решетку 02h кДж/кг

/

0* h 5 5,58 6,27 6,63

Начальное давление пара перед

ступенью Р0 ст МПа

По h – S диаграмме теплового

процесса 3,50 2,85 2,44 2,05

Начальная температура пара перед

ступенью t0 ст

0C По h – S диаграмме теплового

процесса 412 391 367 342

Давление пара за сопловой решеткой Р1 ст МПа По h – S диаграмме теплового

процесса 3,17 2,62 2,24 1,87

Показатель адиабаты для перегретого

пара К - Принято 1,3 1,3 1,3 1,3

69



чение

Размер-

ность




Критическое отношение давлений кр - 1

1

2 −

+

К

К

К

0,546 0,546 0,546 0,546

Отношение давлений ст

ст

Р

Р

0

1 - - 0,9057

0,9192

0,9180

0,9121

Проверка: кр

ст

ст

Р

Р

0

1 , что свидетельствует о докрикритических условиях работы, поэтому дополнительные расчеты не производятся.

Давление пара за рабочей решеткой Р2 ст МПа

По h – S

диаграмме

теплового

процесса 2,85 2,44 2,05 1,63

Теоретическая скорость потока на выходе из

сопловой решетки С1t м/с 01*7,44 h

270,85 270,79 270,81 271,86

Теоретический удельный объем пара на

выходе из сопловой решетки V1t м3/кг

По h – S

диаграмме

теплового

процесса 0,0978 0,1136 0,0129 0,01391

Скорость звука на выходе из сопловой

решетки а м/с

6

11 10*** tст VРК

650,74 620,01 599,79 583,02

70


Наименование величины Обозначение Размерность Формула или



Число Маха, соответствующее

условиям истечения из каналов

сопловой решетки

М1t - a

C t1 0,4162 0,4368 0,4515 0,4663

Выходной угол сопловой решетки п1 град. Принимается 11 12 12 12

В зависимости принятого угла п1 и числа Маха по «Атласу профилей решеток осевых

турбин» подбираем профиль сопловой решетки:

C– 9015А.

Относительный шаг сопловой

решетки

−

1t - Принимается по

рекомендациям [2]. 0,75 0,75 0,75 0,75

Угол установки профиля у град Принимается по

рекомендациям [2]. 40 40 40 40

Эффективный угол выхода потока

из сопловой решетки эф1 град


рекомендациям [2]:

=

−

уэф tf ;11

11 12 12 12

71





Расчет сопловой решетки. /

1V м3/кг

По h – S

диаграмме

теплового

процесса 0,097 0,113 0,128 0,138

Первое приближение. -


рекомендациям

[1].

1 1 1 1

Коэффициент потери скорости в

сопловых каналах -



[1].

0,97 0,97 0,97 0,97

Действительная скорость на

выходе из соплового канала

/

1C

м/с tC1*

262,72 262,67 262,69 263,70 51,46

Шаг сопловой решетки t1 мм −

1t * b1 38,59 38,59 38,59 38,59

72





Отношение /

1

1

l

b - -

0,7996

0,6725

0,6688

0,5979

Второе приближение.

Коэффициент профильных потерь пр - ( )пtMf 01 ; 0,02 0,02 0,02 0,02

Коэффициент концевых потерь кон -

пtM

l

bf 01/

1

1 ;; 0,03 0,03 0,034 0,031

Коэффициент потери энергии на

сопловой решетке с - пр + кон 0,05 0,05 0,05 0,052

Коэффициент потери скорости в

сопловых каналах - √1 − с 0,9792 0,9797 0,9797 0,9797

Действительная скорость потока на

выходе из соплового канала С1 м/с tC1*

265,22 265,17 265,19 266,21

Уточненная потеря в соплах ch кг

кДж 01* hc

1,652 1,651 1,652 1,664

73





Уточненное значение

удельного объема пара на

выходе из сопловой

решетки

1V м3/кг По h – S диаграмме

теплового процесса 0,0945 0,11 0,12 0,132

Уточненное значение

высоты выходных кромок

сопловых каналов

1l мм эфср СД

VG

11

1

sin****

*

33,96 38,88 43,21 47,64

Число сопловых каналов z шт. 1

**

t

Д ср 42 42 42 42

Уточненное значение шага

сопловой решетки

мм *

* 11

срД

zt 1007,08 1000,70 1002,97 1004,94

74


Расчет рабочей решетки.

Первое приближение.

Производится построение треугольника скоростей турбинной ступени, на основании которого определяются

следующие величины.




Относительная скорость

входа потока на рабочую

решетку

W1 м/с

Из треугольника

скоростей турбинной

ступени

113,8 114,62 113,96 114,25

Относительный угол входа

потока на рабочую решетку 1 град

Из треугольника


ступени

26,24 28,45 28,56 28,59

Коэффициент потери

скорости на рабочей

решетке

1 - Принимается по

рекомендациям [1]. 0,9500 0,9290 0,9500 0,9500

75






потока на выходе с рабочей

решетки

/

2W м/с /

0

22

11 **7,44* hW +

143,04 144,78 151,78

154,07

Теоретическая

относительная скорость

потока на выходе с рабочей

решетки

W2 t м/с 1

/

2

W

150,56 155,85 159,77 162,17

Показатель адиабаты для

перегретого пара К - Принято 1,3 1,3 1,3 1,3

Удельный объем пара на

выходе из рабочей решетки V2 t м3/кг

По h – S диаграмме


Давление за рабочей

решеткой Р2 МПа

По h – S диаграмме


76


Скорость звука на выходе

из рабочей решетки а2 м/с 6

22 10*** tVPK 573,12 567,88 535,66 543,49

Число Маха,

соответствующее условиям

истечения из каналов

рабочей решетки

М2t - 2

2

a

W t

0,2627 0,2744 0,2983 0,2984

Оптимальный

относительный угол выхода

потока с рабочей решетки

2 град

= 1/

2

1

2 sin*sin W

W

19 18 18 18

В зависимости от 1 ,

2 и М2t по «Атласу профилей решеток осевых турбин»

подбираем профиль рабочей решетки: Р-3021А. Р-3021А. Р-3021А.

Относительный шаг


−


рекомендациям [2]. 0,75 0,75 0,75 0,75





−


рекомендациям [2]. 0,75 0,75 0,75 0,75

77




№ ступени - - - 6

ступень

7 ступень 8 ступень 9 ступень



−


рекомендациям [2]. 0,75 0,75 0,75 0,75



Эффективный угол выхода

потока из рабочей решетки эф2 град


рекомендациям [2]:

=

−

уэф tf ;22

19 18 18 18

Потеря на рабочих лопатках /

лh кг

кДж ( )

+− /

0

2

12 *2000

*1 hW

2,046 2,168 2,252 2,308


выходе из рабочей решетки

/

2V м3/кг По h – S диаграмме


Высота выходных кромок

рабочих лопаток

/

2l мм эфср WД

VG

2

/

2

/

2

sin****

*

38,53 42,88 46,21 52,70

78


Наименование

величины Обозначение Размерность




Перекрыш у

корня лопатки к мм



[1]

1 1 1 1

Перекрыш у

вершины лопатки в мм



[1]

2,5 2,5 2,5 2,5

Суммарная

величина

перекрыша

вк + мм - 3,5

3,5 3,5 3,5

Проверяется

соотношение

высот /

2l и 1l .

- - вкll +− 1

/

2

4,14> 3,5–

условие

выполняет

ся.

4,8> 3,5–

условие

выполняет

ся.

3,68> 3,5–

условие

выполняет

ся.

4,8 > 3,5–

условие

выполняет

ся.

Хорда профиля b2 мм



[2]. 42 42 42 42

79





Шаг рабочей решетки t2 мм 22*bt

−

23,52 23,52 23,52 23,52

Отношение /

2

2

l

b - - 1,1022 1,0387 0,9914 0,9101

Потеря на удар потока на

входе в рабочую кромку - - - - - - -

Степень реакции у корня

рабочей лопатки )06,0( −к к -

2

1*)1(1

−−−

-0,0456

-0,0267

-0,0195

-0,0354

Второе приближение.

Коэффициент профильных

потерь пр -

Принимается

по

рекомендация

м [2].

−

упt tMf ;;; 212

0,031 0,028 0,047 0,025

80





Коэффициент концевых потерь кон -


по


[2].

−

упt tMl

bf ;;;; 212/

2

2

0,036 0,037 0,052 0,03

Ширина решетки рабочих лопаток В2 мм


по


[2].

35 35 35 35

Разница геометрического и

режимного углов входа потока П11 − град - 14,17 12,31 3,792 17,01

Поправочный коэффициент

профильных потерь,

учитывающий явление удара пр

пр

/

-

f(П11 − ) –

принимается по

рис. 11. [1].

2,01 1,8 1,01 1,51

81





Коэффициент профильных

потерь с учетом потери на

удар

/

пр -

пр

пр

пр

/

* 0,0623 0,050 0,0474 0,0377


концевых потерь,

учитывающий явление удара кон

кон

/ -

),( 11 − Пf -

рис. 11. [1]. 1,2 1,2 0,9 0,7

Коэффициент концевых потерь

с учетом потери на удар

/

кон - кон

конкон

/

* 0,0432 0,0444 0,0468 0,021


концевых потерь,

учитывающий влияние

перекрыши

кон

кон

//

-

2

/

2

2 ;l

l

l

bf - по

рис. 12. [1].

1,01 1,01 1,01 1,01

82



-чение

Размер-

ность




Коэффициент концевых

потерь, учитывающий

влияние перекрыши

///

кон -

кон

конкон

/

* 0,043632 0,044844 0,047268 0,02121

Коэффициент потери энергии

на рабочей решетке л - пр +

//

кон 0,105942 0,095244 0,094738 0,05896

Поправочный коэффициент,

учитывающий наличие

бандажа л

л

/ - Рис. 13. [1]. 1,037 1,037 1,0375 1,03

Поправочный коэффициент,

учитывающий наличие угла

скоса бандажа л

л

// - Рис. 14. [1]. 1,01 1,01 1,01 1,01

Уточнение величин:

Коэффициент потери энергии

на рабочей решетке Лут -

Л

Л

Л

ЛЛ

///

** 0,110960473 0,099755708 0,099273582 0,061336088

83





Потеря на рабочей решетке лh кг

кДж

2

/1

0* *2000

ËÓÏ

Wh

+

1,258 1,202 1,247 0,7879


выходе из рабочей решетки V2 м3/кг

Снимается в точке 2

на тепловой

диаграмме

0,0870 0,1035 0,115 0,128

Коэффициент потери

скорости на рабочей

решетке

ψ - Лут−1 0,9429 0,9488 0,9490 0,9688


потока на выходе из рабочей

решетки

2W м/с /

0

22

1 **7,44* hW + 141,96 147,87 151,62 157,12

Высота выходных кромок

рабочих лопаток 2l мм

эфср WД

VG

22

2

sin****

*

37,52 42,52 46,85 52,34

Число рабочих лопаток в

решетке z2 шт

2

*

t

Д ср

136 138 138 138

84



величины Обозначение Размерность




По результатам

пересчета строится

выходной

треугольник

скоростей .

(рис. 9.)

Разность окружных

составляющих

абсолютных

скоростей

UU CC 21 − м/с

Из треугольников


ступени

236,16 241,13 243,93 249,37

Разность осевых

составляющих

абсолютных

скоростей

aa CC 21 − м/с

Из треугольников


ступени

4,39 9,44 8,29 6,8

85





Окружная сила, действующая

на рабочую лопатку РU Н ( )uu CC

z

G21

2

**

−

99,56 94,75 95,85 97,99

Осевая сила от динамического

воздействия потока

/

aP Н ( )aa CCz

G21

2

**

−

1,85 3,70 3,25 2,67

Осевая сила от статической

разности давлений на рабочей

решетке при наличии реакции

//

aP Н ( ) 100*** 2221 tlPP −

282,46 165,77 188,67 264,69

Полная осевая сила Ра Н ///

aa PP + 284,31 169,48 191,93 267,36

Полная сила, действующая на

рабочую лопатку Р Н 22

aU PP + 301,24 194,17 214,53 284,75

Момент сопротивления

профиля корневого сечения утxxкрW см3

крxxW 0,4500 0,45 0,45 0,471

Напряжение изгиба в корневом

сечении изг 2см

н утxxкрW

lP

*2

* 2 1256,17 976,95 1214,42 1743,80

86



чение

Размер-

ность




Проверка на допустимое напряжение изгиба рабочей лопатки:

если напряжение изгиба в корневом сечении проектируемой

рабочей лопатки превышает допустимое напряжение изгиба, то

необходимо произвести пересчет геометрических размеров

лопатки:

1256,17<3850

– условие

выполняется.

976,95<385

0– условие


1214,42<3850

– условие


1743,80<385

0– условие

выполняется

Действительная скорость

потока на выходе из рабочей

решетки

С2 м/с

Из

треугольника

скоростей

турбинной

ступени

52,16 49,2 49,34 49,79

Потеря с выходной скоростью всh кг

кДж 2000

2

2C

1,360 1,210 1,217 1,239

Окружной теплоперепад Uh кг

кДж ( ) 3

21 10** −− UU CCU

37,41 38,31 38,94 40,01

Окружной теплоперепад Uh кг

кДж ( )вслc hhhh ++− /

0

37,41 38,31 38,94 40,01

87





Окружной КПД U - /

0h

hU

0,9015 0,9020 0,9040 0,9152

Коэффициент -


рекомендациям [1] для

перегретого пара

1,2 1,2 1,2 1,2

Относительная длина дуги

окружности рабочих лопаток,

прикрытая щитками

k -

Поскольку степень

парциальности впуска

ступени 1= , то

щитки не ставятся

0 0 0 0

Мощность, теряемая на

трение и вентиляцию ТВN кВт

( ) V

UlДДN срксрТВ

1*

100****5,01*4,0*

3

5,1

2

2

−−+=

53,07 45,64 42,63 39,52

Потеря на трение и

вентиляцию ТВh

кг

кДж G

NТВ

0,9257 0,8416 0,7861 0,7288

Число уплотняющих ножей Z шт Принимается по


88





Потеря на трение и

вентиляцию ТВh

кг

кДж G

NТВ

0,9257 0,8416 0,7861 0,7288

Число уплотняющих ножей Z шт Принимается по


Зазор в уплотнениях м Принимается по

рекомендациям [1]. 0,00025 0,00025 0,00025 0,00025

Диаметр вала в месте его

прохода через диафрагму d м

Оценивается

ориентировочно по

прототипу

0,35 0,35 0,35 0,35

Потери от утечки пара

через уплотнения

диафрагмы

утh кг

кДж /

0

11

**sin**

***7,1h

ZlД

d

эфср

U

0,0005 0,0004 0,0003 0,0003

89

Окончание таблицы 19




Внутренний теплоперепад

ступени без учета

влажности

oih кг

кДж

h0′ − (hc + hл

+ hвс

+ hтв

+ hут)

36,38 37,35 38,03 39,12

Внутренний

относительный КПД

турбинной ступени

oi - /

o

oi

h

h

0,8750 0,8839 0,8858 0,8985

Мощность ступени Niсi кВт G· oih 2086,20 2025,72 2062,85 2121,86

90

Рис. 5. Схема 6 ступени при выполнении рабочей решетки со скосом у

вершины

91

Рис. 6. Схема 7 ступени при выполнении рабочей решетки со скосом у

вершины

92

Рис. 7 Схема 8 ступени при выполнении рабочей решетки со скосом у

вершины

93

Рис. 8 Схема 9 ступени при выполнении рабочей решетки со скосом у

вершины

94

Рис.9 Треугольники скоростей турбинной ступени №6

95


96


97


98

2.6 Расчет на прочность

Таблица 20 – расчёты на прочность деталей турбины

Расчет бандажной ленты, шипов лопатки и связной проволоки

Предварительно составляется эскиз узла (рис. 9) с принятием всех основных размеров

При длинных рабочих лопатках обычно используется связная проволока

Наименование Обозначение Размерность Формула или обоснование Значение

Плотность материала

бандажной ленты

3м

кг Принимается легированная сталь

марки 15Х12BМФ. 7850

Предел текучести данной

марки стали

T МПа Из справочника при t = 3500С 500

Центробежная сила расчетного

участка связной проволоки Сп Н Сп = tп*

п∗d2

4∗ ρ ∗ w2 ∗ rп 191,56

Диаметр связной проволоки d м Принимаем 0,003

Радиус центра тяжести массы

пера лопатки (для рабочей

лопатки с постоянным по

высоте профилем)

r м r = Dср

2 0,511

99



Центробежная сила

собственной массы пера

лопатки

С н rlF **** 2

2 10921,66

Радиус, на котором находится

центр тяжести массы

расчетного участка

rп м Dср/2< rп<(Dср+l2)/2 rп =0,52

Длина дуги рассматриваемого

участка связной проволки tп м tп/t2= rп/rcр 0,047

Изгибающий момент от

центробежной силы в местах

заделки

Мп Н*м Мп=Сп*tп/12 0,7502

Момент сопротивления в этом

сечении Wп м3 Wп =п*d3/32 2,65*10-9

σп МПа σп =Мп

Wп ∗ 106 283,12

100


Наименование Обозначение Размерность Формула или

обоснование Значение

Допустимое

напряжение изгиба σдоп МПа σдоп =

σtτ

n 294,11

Запас прочности n Обычно принимается n =1,7

Производим оценку прочности по соотношению σп <σдоп; 283,12 МПА <294,11 МПа – условие выполняется

Расчет хвоста рабочей лопатки (Т – образный хвост)

Эскиз хвоста дан на рис. 10. На эскизе принимаем следующие обозначения и соотношения: RH=KG =0,035;

AB=DC=С=0,020; LQ=b=0,035; AD=BС=h3=0,01; FB=h2=0,01;

NQ=ML==h=0,01, где b – ширина рабочей лопатки (из детального расчета);b=0,035

Определим радиус, на котором находится центр тяжести массы каждого из расчетных сечений – для каждого участка

принимаем условие, что центр тяжести расчетного сечения лежит на его среднем радиусе

- r1 м 𝐷ср

2−

𝑙2

2−

𝑁𝑄

2 0,4305

- r2 м 𝑟1 −𝐹𝐵

2−

𝑁𝑄

2 0,4205

- r3 м 𝑟2 − 𝐺𝐻

2 0,4105

101



- r4 м 𝑟3 − 𝐹𝐵

2 0,4055

Размер каждого участка по окружности равен шагу рабочих лопаток на данном радиусе.

- t1 м t1=2*п* r1/z2 0,0198

- t3 м t3=2*п *r3/z2 0,0189

- t4 м t4=2*п *r4/z2 0,0187

Плотность

материала хвоста

лопатки

3м

кг Принимается легированная

сталь марки 1Х13. 7750

Площадь сечений

- f1 м2 f1=АВ* t3 3,7*10-4

- f2 м2 f2=АD* t4 1,8*10-4

- f3 м2 f3=КА* t3 1,4*10-4

Сумма

центробежных сил ∑ С Н ∑ С = Сл+Сп

11113,23

102



величины Обозначение Размерность Формула или обоснование Расчет


MLQN 𝐶х

𝐼 Н 𝐶х

𝐼 =ML*LQ*t1*ρ*ω2*r1 2290,92


EFBA 𝐶х

𝐼𝐼 Н 𝐶х

𝐼𝐼 =FB*AB*t2*ρ*ω2*r2 1512,89


ABCD 𝐶х

𝐼𝐼𝐼 Н 𝐶х

𝐼𝐼𝐼 =AD*AB*t4*ρ*ω2*r4 1161,47


KGHR 𝐶х

𝐼𝑉 Н 𝐶х

𝐼𝑉 =KR*RH*t4*ρ*ω2*r4 2032,57

Напряжение

растяжения в

сечении АВ

σр МПа σр = ∑ С+Сх

𝐼+Сх𝐼𝐼

𝑓1∗106 39,34


напряжение на

растяжение

σрдоп МПа σрдоп = 𝜎𝑡

𝜏

𝑛; n=1,7 211,76

Производим оценку прочности по соотношению σр <σрдоп; 39,34 МПА < 211,76 МПа – условие выполняется

103



Напряжение среза в

сечениях АD и BC σср МПа σср =

∑ С+Сх𝐼+Сх

𝐼𝐼+Сх𝐼𝐼𝐼

2∗𝑓2∗106 42,93


напряжение на срез σсрдоп МПа σсрдоп =0,75 ∗

𝜎𝑡𝜏

𝑛; n=1,7 158,82


величины Обозначение Размерность Формула или обоснование Расчет

Производим оценку прочности по соотношению σср <σсрдоп; 42,93 МПА <158,82 МПа – условие выполняется

Напряжение смятия по

площадкам КА и BG σсм МПа σсм=

∑ С+Сх𝐼+Сх

𝐼𝐼+Сх𝐼𝑉

2∗𝑓3∗106 59,61


напряжение на срез σсмдоп МПа σсмдоп =1,75 ∗

𝜎𝑡𝜏

𝑛; n=1,7 370,58

Производим оценку прочности по соотношению σсм <σсмдоп; 59,61 МПА < 370,58 – условие выполняется

104


Расчет рабочих лопаток на вибрацию


Высота выходной кромки

рабочей лопатки 2l м

Из детального теплового расчета

17 ступени 0,089

Площадь профиля в любом

сечении F м2

Из «Атласа турбинных

профилей» 0,00033

Момент инерции сечения

лопатки (табличное значение) Iххт м4 Из «Атласа турбинных решеток» 0,0000000036

Модуль упругости металла

хвоста рабочей лопатки Е МПа Из справочника 190000

Плотность материала хвоста

лопатки

3м

кг Принимается легированная сталь

марки 15Х12ВМФ. 7850

Статическая частота

собственных колебаний для

рабочих лопаток, не

скрепленных бандажной

лентой.

S Гц S = 560

𝑙22 √

𝐸∗𝐽

𝜌∗𝑓 4320,56

105




Параметр В - 592,0*785,02

−l

Дср

5,201

Динам-я частота собственных

колебаний с учетом влияния центроб-

ых сил, возник-их в пере лопатки при

вращении ротора

д Гц 22 * cS nB+ 4322,72

Условие резонанса: сд nК *= , где К = 1, 2, 3, 4… - любое целое число;

Динамическая частота собственных

колебаний д Гц 22 * cS nB+

4320,56


колебаний д Гц 22 * cS nB+ 4320,62


колебаний д Гц 22 * cS nB+

4320,8

106



Динамическая частота

собственных колебаний д Гц 22 * cS nB+

4321,1



4321,52



4322,06



4322,72

Проверка надежности работы лопаточного венца с лопатками постоянного профиля: Условие 4≤𝑧1∗𝑛𝑐

𝑣𝑠 ≤ 8 ; 4≤

136∗50

4320,56

≤ 8 - данная дробь не должна, находиться в пределах, ограниченных данным двойным неравенством 4≤ 1,57 ≤ 8 –

условие выполняется;

107


Расчет на прочность обода диска с Т – образным хвостом

Эскиз обода диска представлен на рис. 12.

Действующие силы



Половина суммарной центробежной силы,

развиваемой массой лопатки с бандажной

лентой

Св н

0,5*(С + Сп + СIx + CII

x

+ CIVx)

8474,81

Радиус, на котором находится центр тяжести массы каждого из расчетных сечений

- r4 м 0,4155

- r5 м 0,4005

Окружной размер t2 м 2*𝜋*r2/z2 0,0191



108



Плотность стали обода диска 3м


сталь марки 34ХН3М 7830

Предел текучести данной марки

стали

T МПа Из справочника при t =

3500С 540

Угловая скорость вращения

обода диска 1/сек 𝜋*n/30 314,15

Центробежная сила массы

участка обода С1

хх н AB*AE*t2*ρ*ω2*r2 466,34

Центробежная сила массы

участка обода СII

хх н GK*GD*t4*ρ*ω2*r4 1821,29

Момент сопротивления

расчетного сечения W м3

𝛿2*t6/6, где

𝛿=0,015 0,00000683

Напряжение изгиба в расчетном

сечении изг МПа

((Св+СIхх)*l/

т)/W*106, где

l/т=0,0118

29,61

109



Напряжение растяжения в том

же сечении p МПа

Св + Схх𝐼 + Схх

𝐼𝐼

𝛿 ∗ 𝑡6 ∗ 106 37,94

Суммарное напряжение в

наиболее опасной точке G об МПа изг + p 67,55

Допустимое значение

напряжения для выбранной

марки стали 34ХН3МА

доп МПа n

Т

, при n = 2,2 245,45

Условие прочности обода диска: об < доп ; 67,55 МПа<245,45 МПА - условие выполняется;

Расчет на прочность корпуса турбины

Внутренний диаметр корпуса

ЦСД в районе расчитанных

ступеней (4,5,6,7ступени)

Dв м


ориентировочно по

чертежу

1,022

Толщина стенки корпуса м Принимается

ориентировочно 0,05

110



Толщина стенки корпуса м Принимается

ориентировочно 0,05

Поскольку 1,3 ,тогда:

Избыточное давление в корпусе

в районе расчитанных ступеней P МПа

Рср – Рбар, где:

Рср = усредненное давление на

данном участке проточной части

2,49

Напряжение в стенке МПа ∆P + Dв

2 ∗ 34,5

Плотность стали расчетного

участка ЦВД

3м


сталь марки 20ХМФЛ 7800


стали

T МПа Из справочника при

tср =3500С 250

Допустимое напряжение

материала корпуса доп МПа

2

Т 125

111


Расчет на прочность фланцевых соединений

Эскиз фланцевого соединения представлен на рис. 13.

Рекомендуемые основные отношения: d=δ=0,05 (2 4)* 2*0,05 0,1 ;h м= − = = t = (1,5-1,7)*d = 1,6*0,05=0,08м; m = (1-1,5)*d

= 1,25*0,05 = 0,062м;

0,5* 0,05 0,5*0,05 0,075 ;n d d n м + = + =

Наименование величины Обозначение Размерность Формула или обоснование Расчет

Наружный диаметр болта или шпильки dб м d – 5 мм 0,045

Сила, стремящаяся отделить одну полку

фланца от другой на длине шага фланцевого

соединения t

F Мн 2

** tDP в 0,0956

Положение линии действия силы Q z/ м 3

*2 Ym − , где Y = 0,06 – выбирается

из условия, что Y должна лежать

между точками а и g

0,0213

Условие равновесия сил, действующих на расчетном участке: Q + F – P = 0;

Сила затяга болта Р Мн Q + F = FYm

Ymn*

*2

*2*3

−

−+ 0,4316

112



Изгибающий момент в сечении О

- О Мизг Мн*м F*n 0,0071

Площадь поперечного сечения

болта (шпильки) Fб м2

2* бR , где Rб – внутренний радиус

резьбы болта 0,0159

Напряжение в металле болта

(шпильки) б МПа Р/Fб 27,14

Напряжение изгиба при

раскрытии фланца изг МПа 2*)(

6**

hdt

nF

−

20,44

Плотность стали болта (шпильки) 3м

кг Принимается легированная сталь марки

Ст. 45 7850


стали

T МПа Из справочника 225

225112,5 20,44

2 2доп

Tизг изгМПа МПа

= = = = - условие прочности выполняется;

Поскольку болт (шпилька) работает при относительно невысокой температуре металла Ct 0400 , то явление релаксации

напряжений в расчете можно не учитывать.

113

Рис 13 Пакет рабочих лопаток с бандажной лентой и связной

проволокой.

114

Рис 14 Т-образный хвостовик рабочей лопатки, М1:1.

115

Рис 15 Диаграмма резонансных чисел оборотов.

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

1 3 5 7 9 11 13 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 37 39 41 43 45 47 49 51 53 55 57 59 61

νа, Г

ц

n, об/с

Va

K=1

K=2

K=3

K=4

K=5

116

Рис. 16 Участок обода диска с Т-образным хвостовиком, М 1:1.

117

Рис.17 К расчету на прочность фланцевого соединения

горизонтального разъема.

118

Заключение.

В данной выпускной квалификационной работе бакалавра выполнен

тепловой расчет котельного агрегата ДЕ 25-14, работающего на природном

газе и парового турбоагрегата К 50-90 мощностью 55 МВт.

В результате выполнения теплового расчета котельного агрегата ДЕ 25-

14 были получены следующие данные: потери тепла от химического

недожога составили 0,5%, потери тепла с уходящими газами 6,06%, потери

тепла в окружающую среду 1,2%,КПД котла 92,2%, полный расход топлива

0,488 м³/с, Температура газов на выходе из топки 140 °С.

Для парового турбоагрегата К50-90 был выполнен тепловой расчет и

получены следующие данные: расход пара в турбине 57,74 кг/сек., мощность,

затрачиваемая на привод питательного насоса 915,02кВт, мощность,

затрачиваемая на привод конденсатного насоса 56,83кВт, абсолютный

электрический КПД турбоагрегата 37,15%. А также спроектирован участок

проточной части ступеней №6,7,8,9 и получены высоты выходных кромок

элементов проточной части.

119

Список литературы

1. Воротников Е.Г Поверочный тепловой расчет парового котла:

Учеб.пособие. – Владивосток: Изд-во ДВГТУ, 2007.

2. Тепловой расчет котельных агрегатов. Нормативный метод. – М.:

Энергия, 1998.

3. Кисельгофа М.Л. Нормы расчета и проектирования

пылеприготовительных установок котельных агрегатов (Нормативные

материалы) - Ленинград, 1971.

4. Воротников Е.Г. и др. «Тепловые и электрические станции юга

Приморья» Владивостокская ТЭЦ-2: Учебное пособие-Владивосток:

Издательство ДВГТУ, 2005.

5. Сидельковский Л.Н. Юренев В.Н. Котельные установки

промышленных предприятий: Учебник для вузов. – 3-е изд. М.:

Энергоатомиздат, 1988.

6. Дейч М.Е., Филиппов Г.А., Лазарев Л.Я; Атлас профилей решеток

осевых турбин. – М.: Машиностроение, 1965.

7. Марочек В.И; Краткий справочник по современным мощным

паротурбинным агрегатам. – Владивосток: ДВПИ, 1990.

8. Марочек В.И., Башаров Ю.Д., Попов Н.Н; Проектирование

паротурбинных агрегатов. Тепловые расчеты: Учебное пособие /

ДВГТУ. – Владивосток, 1994.

9. Марочек В.И., Попов Н.Н; Проектирование паротурбинных агрегатов.

Расчет на прочность деталей паровых турбин: Учебное пособие /

ДВГТУ. – Владивосток, 1999.

10. Ривкин М.Е., Александров А.А; Теплофизические свойства воды и

водяного пара. – М.: Энергия, 1980.

nauchkor.ru · 2020-01-07 · Глава 2 Расчёт паровой турбины ......

Documents

Transcript of nauchkor.ru · 2020-01-07 · Глава 2 Расчёт паровой турбины ......