Поверочный тепловой расчет котла ДЕ-25-14 на природном газе и расчет турбины мощностью 55 МВт с начальным давлением 10 МПа и давлением в конденсаторе 3 кПа

Гриднев Артур Александрович

Поверочный тепловой расчет котла ДЕ-25-14 на природном газе и расчет турбины мощностью 55 МВт с начальным давлением 10 МПа и давлением в конденсаторе 3 кПа

выпускная бакалаврская работа по направлению подготовки : 13.03.01 - Теплоэнергетика и теплотехника

Энергетика

Дипломы

Вуз: Дальневосточный федеральный университет (ДВФУ)

ID: 5b8ed8f87966e1073081be82

UUID: 4e441ca0-92a4-0136-bd51-525400005860

Язык: Русский

Опубликовано: около 6 лет назад

Просмотры: 536

Гриднев Артур Александрович

Источник: Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования «Дальневосточный федеральный университет»

Комментировать 0

Рецензировать 0

Скачать - 7,2 МБ

Поделиться работой

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 HAl!AnhHhiM ,l(ABJIEHMEM 10 Mna H ,l(ABJIEHMEM B KOH~HCATOPE 3 Kila. " .. . r. Bn~HBOCTOK 2018 r .

Cry.l{eHT rp.EaK5TJT fu!' ,r e/ A. A. PYKOBO.l{HTellb c-7', h p.AJ..-tt:>~4.&c;-~_,, ' ~h (j,c~ ~- ?noii..J (( ;J 1:/ )) CAOIIlOlocn., Y'tettoe ,.._) v4 J'5 {u"' %\ U A-t.:>,.- .A 201Si-. «.l{onyCTHT.b K 3aD.{HTe» :w cpe.l{poJi aK C Ol.{eHKOH 3aii{HII{eHa B f _..2:qo c2 u, r2 o ./. « ?I » ~ 'I 4= }"teuoe (~/ncz. L4' ?'·it)) ...... . 1- · - It\ 2~ Cei<pewpp, f ,z;K / \ .-. /J / ,.q t'C'/"' J -~. ,P? .-( OO.lUlHCb «dL» /C> H. 0. <l>a.MH.nJf.ll t'Jh <"-e.-~ • t'~0 --:>c::- ':rr, 20,/t . cJ .t/! c;;o { (!p /77" c-< Q h;, J;?._,A, F <? « - ~k-Q 2W"i? cca..<? ';)~ / ....____.--._ ....r r .0 '-1. .. _.., c / .,. ' / '/:;; 1 /1 ~~--------- - « B M&Tepuuax ?t~t>~j o2 -r;> --------------' <l>.H.O. )) 201 r. ~&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. YnwmONO<!eRIIJ.dl no nonopm~ l. - -~.no. ---- I ~ LL I na.:uucc• <L_» 201 1: 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.

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 техникоэкономических показателей турбоустановки 51 2.3.1 Относительный расход пара через каждый отсек турбины 59 2.3.2 Определение расхода и мощности пара 63 2.4 Расчет регенеративной схемы и определение основных техникоэкономических 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 3

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. 4

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. 5

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 6

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 кДж/м3 36746 Qpн Низшая теплота сгорания Плотность газа pг кг/м3 0,758 Влагосодержание dг г/м3 10 7

Таблица 2 - Основные характеристики котла Наименование Номинальная паропроизводительность Давление на выходе из котла Обозначение Значение т/ч 25 МПа 1,4 Температура готового пара 194 Топливо Природный газ Объем топочной камеры м3 29 радиационной м2 64 испарительной м2 242 Площадь поверхностей нагрева: Температура уходящих газов 160 КПД 91,7 Количество горелок шт. 1 м2 2,62 м2 16,5 высота м 4,72 ширина м 4,63 длина м 11,55 Масса металлической части т 23,3 Паровой объем при максимально допустимом уровне воды в барабане Водяной объем объем при максимально допустимом уровне воды в барабане Габаритные размеры: 8

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. 9

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: VH 0 =0,0476[0,5CO+0,5H2 +1,5H2 S+∑(m+0,25n)Cm Cn -O2 ] =0,0476⋅[2⋅94,9+3,5⋅3,2+5⋅0,4+6,5⋅0,1+8⋅0,1] 3 3 VH 0 =9,732 м /м Теоретические (минимальные) объемы продуктов сгорания, полученные при полном сгорании топлива с теоретически необходимым количеством воздуха Объем азота: H VH N2 =0,79*V0 +0,008⋅𝑁2 =0,79⋅9,732+0,008⋅0,9 3 3 VH N2 =7,697 м /м Объем трехатомных газов: VH RO2 =0,01⋅(CO2 +CO+𝐻2 S+∑mCm Hn )=0,01⋅(0,4+1⋅94,4+2⋅3,2+3⋅0,4+4⋅0,1+5⋅0,1 3 3 VH RO2 =1,038 м /м Объем водяных паров: VH H2 O =0,01⋅(𝐻2 𝑆 + 𝐻2 + ∑0,5𝑛 ⋅ 𝐶𝑚 𝐻𝑛 + 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 3 3 VH H2 O = 2,193 м /м 10

Таблица 4 - Действительный объем Наименование величины Коэффициент избытка Размерность Топка воздуха за 1,10 1,15 1,25 1,35 1,10 1,13 1,20 1,30 м3⁄ м3 0,97 1,22 1,95 2,92 м3⁄ м3 2,209 2,216 2,232 2,248 11,917 12,168 12,913 13,902 0,09 0,09 0,08 0,07 0,185 0,182 0,171 0,159 0,272 0,267 0,251 0,234 поверхностью нагрева ⍺н Средний коэффициент избытка воздуха ⍺ср 0 Избыточное количество воздуха 𝑉изб Объем водяных паров H VH2O =VH H2 O +0.016∙(acp -1)∙V0 1 конв. пучок 2 конв. пучок Экономайзер Полный объем газов H Vг =VRO2 +VH N2 +V H2 O +(acp -1)∙VH 0 м3⁄ м3 Объемная доля трехатомных газов rRO2 = VRO2 Vг Объемная доля водяных паров rRO2 = V H2 O Vг Суммарная объемная доля rm =rRO2 +rH2O

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 = 𝑉 о (𝐶𝜗)в Энтальпию теоретического объема продуктов сгорания 𝐼го определяем о о 𝐼го = 𝐼𝑅𝑂 + 𝐼𝑁о2 + 𝐼𝐻2𝑂 2 по формуле Энтальпию трехатомных газов определяем по формуле о 𝐼𝑅𝑂 = 𝑉𝑅𝑂2 (𝐶𝜗)𝑅𝑂2 2 Энтальпию теоретического объема азота определяем по формуле 𝐼𝑁о 2 = 𝑉𝑁о2 (𝐶𝜗)𝑁2 Энтальпию объема водяных паров определяем по формуле о о 𝐼𝐻2𝑂 = 𝑉𝐻2𝑂 (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)*Iво 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

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. 13

Таблица 5 - Расчет теплосодержания продуктов сгорания горения газа (с𝜗)𝑅𝑂2 , КДж/ м3 𝜗, °С 0 0 0 0 0 0 0 0 0 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 10 20 30 40 50 60 70 80 90 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 171,7 360 563 776 999 1231 1469 1712 1961 2213 2458 2717 2977 3239 3503 3769 4036 4305 4574 4844 5115 5386 (с𝜗)𝑁2 , (с𝜗)𝐻2 𝑂, КДж/ м3 КДж/ м3 1 2 30,1 3 61 5 94 6 29 8 67 9 08 1 52 1 098 1 247 1 398 1 551 1 705 2 853 2 009 2 166 2 324 2 484 2 644 2 804 3 965 3 127 289 0,5 4 3 6 5 9 49 34 26 23 25 32 44 59 79 02 29 58 90 26 63 02 15 30 46 62 79 96 11 13 15 17 19 21 23 25 27 30 32 34 36 39 41 44 (с𝜗)в, КДж/ м3 2,7 7 3 2 5 0 9 29 83 38 95 54 14 76 39 03 67 32 99 66 34 02 13 26 40 54 68 83 97 11 12 14 15 17 19 20 22 24 25 27 28 30 32 34 𝐼в0 41 40 92 65 30 41 45 ,22 ,93 ,36 ,25 ,61 ,70 ,26 ,54 ,56 ,58 ,33 ,55 ,76 ,71 ,65 1291, 2598, 3921, 5274, 6666, 8077, 9527, 10987 12485 13994 15522 17069 18626 20203 21789 23385 24981 26587 28212 29837 31472 33107 𝐼𝑁02 𝐼𝑅𝑂2 2 8 9 9 96 78 82 06 52 09 40 25 13 08 11 22 37 59 81 07 37 67 178,2 373,6 584,3 805,4 1036, 1277, 1524, 1777, 2035, 2297, 2551, 2820, 3090, 3362, 3636, 3912, 4189, 4468, 4747, 5028, 5309, 5590, 40 95 67 79 99 29 68 46 33 ,60 ,26 ,62 ,80 ,55 ,00 ,15 ,69 ,23 ,77 ,01 ,95 ,89 1001, 2008, 3032, 4071, 5133, 6219, 7327, 8451, 9598, 10760 11938 13123 14262 15463 16672 17888 19119 20351 21582 22822 24068 25315 𝐼𝐻02 𝑂 5 7 36 82 44 02 76 46 52 54 53 48 40 89 35 39 20 40 18 73 47 59 330,0 666,6 1015, 1372, 1743, 2125, 2519, 2925, 3346, 3778, 4221, 4675, 5140, 5611, 6094, 6583, 7081, 7583, 8092, 8609, 9129, 9653, 𝐼г0 67 31 43 09 39 08 ,26 ,98 ,37 ,23 ,19 ,35 ,32 ,52 ,47 ,76 ,26 ,22 ,76 ,81 ,79 ,15 1509, 3049, 4632, 6250, 7914, 9622, 11372 13153 14980 16836 18711 20619 22493 24437 26402 28383 30390 32403 34422 36459 38507 40560

Таблица 6 - Энтальпии продуктов сгорания 𝜗, °С 0 0 0 0 0 0 0 0 0 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 00 10 20 30 40 50 60 70 80 90 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 𝐼в0 𝐼г0 12 25 91,41 39 98,40 52 21,92 66 74,65 80 66,30 95 77,41 10 27,45 12 987,22 13 485,93 15 994,36 17 522,25 18 069,61 20 626,70 21 203,26 23 789,54 24 385,56 26 981,58 28 587,33 29 212,55 31 837,76 33 472,71 107,65 15 30 09,67 46 49,31 62 32,43 79 50,09 96 14,39 11 22,08 13 372,26 14 153,98 16 980,37 18 836,23 20 711,19 22 619,35 24 493,32 26 437,52 28 402,47 30 383,76 32 390,26 34 403,22 36 422,76 38 459,81 40 507,79 560,15 Топка I ∆I 16 16 33 17 38,81 70,33 50 17 09,15 15,47 67 18 24,62 52,94 85 18 77,56 03,46 10 18 81,02 48,81 12 19 429,83 95,18 14 19 325,00 27,70 16 20 252,70 76,26 18 20 228,96 06,71 20 20 235,67 27,75 22 20 263,42 62,89 24 21 326,31 29,68 26 21 355,99 01,86 28 21 457,85 23,57 30 21 581,42 40,90 32 21 722,32 66,10 35 21 888,42 73,54 37 21 061,96 82,06 39 244,02 99,57 443,59 КПП I I ∆I 17 17 34 17 03,38 35,68 52 18 39,06 81,65 70 18 20,71 20,58 89 19 41,29 73,04 10 19 14,33 19,36 12 20 833,70 67,68 14 20 801,37 00,69 16 20 802,06 51,20 18 21 853,26 82,13 21 21 935,39 04,14 23 21 039,53 40,26 25 21 179,79 07,54 27 22 287,32 80,69 29 22 468,01 02,89 31 670,90 20,70 891,60 КПП II I ∆I 18 18 36 19 32,52 66,38 56 19 98,90 14,00 75 20 12,91 55,85 95 20 68,75 12,21 11 21 80,96 60,47 13 21 641,44 12,68 15 22 754,12 46,66 18 22 900,78 01,07 20 22 101,85 32,97 22 22 334,82 56,93 24 22 591,76 94,99 27 23 886,75 63,25 29 149,99 38,34 488,34 ВЭК I ∆I 19 19 39 20 61,66 97,08 60 20 58,74 46,36 80 21 05,10 91,12 10 96,22 51,37 247,59 15

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 Располагаемое тепло топлива Обозначение Размерность р 𝑄р кДж/м3 Формула или обоснование Qpp= Qнp Расчет Результат 39339 принята с последующим Температура уходящих газов ϑух о Энтальпия уходящих газов Iух кДж/м3 по таблице I −  2754 ϑхв о принята 30 Iхв кДж/м3 по таблице I −  391,2 Температура холодного воздуха Энтальпия холодного воздуха С С уточнением 140

Продолжение таблицы 7 Потери тепла: Величина Обозначение Размерность Формула или обоснование Расчет Результат q3 % по таблице ΧΙΧ [1] 0,5 q4 % по таблице ΧΙΧ [1] 0 q2 % q5 % По рис. 5-1 [1] 1,200 q6шл % Не учитывается 0 Σq % от химического недожога от механического недожога с уходящими газами ((𝐼ух − (𝑎ух ∙ 𝐼хв )) ∙ (100 − 𝑞4 )) ((2754-(1,35⋅391,2)) ⋅ (100-0)) 39339 𝑄𝑝𝑝 6,06 в окружающую среду с физическим теплом шлака Сумма потерь тепла Σq=q2 +q3 +q4 +q5 +q6шл 6,06+0,5+0+1,2+0 7,8 18

Продолжение таблицы 7 Величина КПД котельного агрегата Формула или Обозначение Размерность ηбрутто % 100- Σq PП.Е. кгс/см2 задано 140 tП.П. о задана 194 iП.П. кДж/кг tП.В. о iП.В. кДж/кг обоснование Расчет Результат 100-7,8 92,2 Давление насыщенного пара за котлом Температура насыщенного С пара за котлом Энтальпия насыщенного пара за котлом Температура питательной воды Энтальпия питательной воды С по таблице ΧΧV [1] задана по 2789 100 таблице ΧΧV [1] 419 19

Продолжение таблицы 7 Величина Обозначение Размерность Формула или обоснование Расчет Результат Энтальпия котловой Iк.в. кДж/кг по таблице ΧΧV [1] Q1 кДж/ч Q1 = [(iп.п. -iп.в. )+ B м3/сек B= Bp м3/сек Bp=B 830 воды Тепло, полезно используемое в котельном П ∙(i -i )] ((2789-419)+3/100*(830-419)) 100 к.в. п.в. 2382 агрегате Полный расход Расчетный расход D⋅Q1 ∙1000 3600∙Qpp ∙ηбрутто Коэффициент сохранения тепла φ - φ=1- (2382*100)/(3600*39339*91,6) 0,4885119 0,4885119 q5 ηбрутто +q5 1-(1,20/(92,2+1,25)) 0,987 20

1.5 Расчет теплообмена в топке 1.5.1 Геометрический расчет топки Таблица 8 - Характеристики котла ДЕ25-14 Величина объем топки площадь поверхности стен топки Размерность Значение м3 29 м 64,22 2 диаметр экранных труб мм шаг труб боковых экранов 51 х 2,5 55 мм площадь лучевоспринимающей поверхности нагрева 60,46 м 2 площадь поверхности нагрева конвективных пучков 1 конвективный пучок 2 конвективный пучок диаметр труб конвективного пучка м2 м2 мм По конструктив ным характеристи кам котла [4] 16,36 196 51 площадь живого сечения для прохода продуктов сгорания 1 пучок 2 пучок попереченый шаг труб продольный шаг труб м2 1,245 м2 0,851 мм 110 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 ϑ''m °С Принята 1250 Табл. 6.2 [1] 0,65 топки Коэффициент загрязнение топочных ξ экранов средний коэффициент тепловой ψср ψср = эффективности экранов Эффективная толщина излучающего слоя S S=3,6∙ м Коэфф. Ослабения лучей трехатомными газами kг ζ∙Hл Fcm kг =( Vm Fcm 7,8+16∙rH2O 0,65∙60.46 64.22 0,611943 29 64.22 1,62566 3,6∙ 7,8+16∙0,185 -3 '' ( -1)∙(1-0,37∙10-3 ⋅1523)⋅0,272 -1)∙(1-0,37∙10 ⋅TТ )⋅rП 1,80469 √10∙0,1∙0,272⋅1,625 √10⋅p∙rn ∙S

Продолжение таблицы 9 Величина Обознач Размерно сть Коэфф. Ослабления лучей сажистыми Расчетная формула kc = kc 0,4 1,2 m (0,12∑ C H ) ⋅ n m n 1+a2Т ⋅(1,6⋅10 частицами -3 ⋅T''Т -0,5) Расчет Значение 0,12⋅(0,25⋅94,9+0,33⋅3,2+ 0,4 ( ) ⋅ 1+1,12 0,375⋅0,4+0,4⋅0,1+0,416⋅0,1 1,632336 1,2 -3 ⋅(1,6⋅10 ⋅1523-0,5) Доля топочного объема заполненного светящийся частью m 0,1 факела Коэффициент поглощения топочной k k=kг +m⋅kc 1,804+0,1⋅1632 1,967925 Bu Bu=kps 1,967⋅0,1⋅1,625 0,319918 среды Критерий Бугера Эффективное значение критерия Бугера Полезное тепловыделение в топке Bu’ Iт.г. ' Bu =1,6⋅ln( кДж/м3 Iт.г. =Qpp ∙ 1,4⋅Bu2 +Bu+2 1,4⋅Bu2 -Bu+2 ) 100-q3 -q4 -q6 +Qг.в -Qв.вн 100-q4 1,6⋅ln( 36746 1,4⋅0,3192 +0,319+2 1,4⋅0,3192 -0,319+2 ) 100-0,5-0-0 +Qг.в -Qв.вн 100-0 0,481244 36963,21 23

Продолжение таблицы 9 Величина Абсолютная адиабатная температура Энтальпия дымовых газов на выходе из топки Обознач Разм Расчетная формула Расчет Значение Tа К 𝑇𝑎 = 𝜗𝑎 + 273 1827+273 2100 ′′ 𝐼𝑚 Средняя суммарная теплоемкость продуктов 𝑉𝐶ср сгорания кДж/ по таблице I −  м3 кДж/ VCср = м3°С 23468,40 Iт.г -I''m ϑa -ϑ''m 39963 − 23468 1827 − 1250 23,38789 0,54-0,2*0,15 0,51 Параметр учитывающей распределение температуры по М=0,54-0,2∙Xm M высоте топки Температура на выходе из топки ϑ''m Уточненная энтальпия дымовых газов на выходе из I''m топки Тепловосприятие в топке Qл °С кДж/ м3 кДж/ м 3 ϑ''m = Ta 0,6 4,9∙ψcp ∙Fcm ∙am ∙T3a М∙( ) +1 108 ∙φ∙Bp ∙Vccp -273 2100 0,6 4,9∙0,611∙64,22∙1,1∙21003 0,51∙( ) +1 108 ∙0,987∙0,48∙23,38 по таблице I −  Qл =φ∙(Iт.г. -I''m) -273 1306,395 24653,38 0,987*(36963-24654) 12151,60 24

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 Температура продуктов сгорания после газохода Температура продуктов сгорания перед газоходом Теплосодержание дымовых газов перед газоходом Теплосодержание дымовых газов после газоходом тепловосприятие первого газохода средняя температура продуктов сгорания средняя температура нагреваемой среды Обозначение Размер ность Расчетная формула Расчет Значение Принимается с 𝜗𝐼′′ °С последующим 1100,00 1000,00 1306,40 1306,40 уточнением Принимается из 𝜗𝐼′ °С 𝐼𝐼′ кДж/м3 по таблице I −  24653,39 24653,3 𝐼𝐼′′ кДж/м3 по таблице I −  21041,54 18946,3 кДж/кг Qб,I =φ∙(I'I -I''I +∆a∙I0прс ) 3584,54 5652,81 1203,20 1153,20 расчета топки 0,987*(24653- Qб,I 21041+0,05*(39,8*9,73 2) ϑI tk °С °С 𝜗𝐼′ − 𝜗𝐼′′ 𝜗𝐼 = 2 Принимается (1100+1306)/2 195,00 195,00

Продолжение таблицы 10 Величина температурный напор средняя скорость продуктов сгорания в газоходе поправка на число рядов труб Обозначение Размер Расчетная ность формула ∆𝑡𝐼 °С 𝜔г м/с Сz - Cs - ∆tI = ϑ'I -ϑ''I ϑ'I -tk 2,3∙lg '' ϑI -tk Расчет 1306-1100 1306-195 2,3∙lg 1100-195 Значение 1005,80 951,04 22,36 21,41 По рис. 6.1 [2] 1,00 1,00 По рис. 6.1 [2] 0,92 0,92 По рис. 6.1 [2] 1,05 1,03 120 115 ωг = Bp ∙Vг (ϑI +273) 0,48∙12,168 (1203+273) ∙ ∙ Fср 273 1,245 273 поправка на геометрическую компоновку пучка Поправка на температуру газов Коэффициент теплоотдачи Cф aн Вт/м2* К 27

Продолжение таблицы 10 Величина Коэффициент теплоотдачи конвекцией Параметр kps Толщина излучающего слоя степень черноты газового потока Обозначение ак s Коэффициент Cr Cr суммарный к-т теплоотдачи ность формула Вт/м2* К м2 a Tз излучением Расчетная ak= Сz∙ Cs∙ Cф∙ aн Расчет 1∙0.92∙1.05∙120 kps температура загр. стенки Коэфф. теплоотдачи Размер aл aI °С кДж/м2 *ч*°С кДж/м2 *ч*°С s=0,9⋅( 4⋅s1 ⋅s2 π∙d2 -1)∙d 0,9⋅( 4⋅0.1⋅0.1 π∙0.0512 -1)∙0.051 Значение 115,92 108,97 0,066362 0,06937 0,226111 0,22611 a=1-e-kpS 1-e-0.66 0,12 0,13 Tз =tk +δt 195+25 220,00 220,00 0,99 0,98 aл =a∙Cr ∙aн 165∙0,12∙0,99 20,29 19,30 𝑎𝐼 = 𝜉 ∙ (𝑎𝑘 + 𝑎л ) 1*(115+20,29) 136,21 128,27 28

Продолжение таблицы 10 Величина Коэффициент тепловой эффективности коэффициент теплопередачи Обознач Размерность Расчетная формула Расчет ψ kI кДж/м2*ч*°С Qm,I кДж/м3 𝑘𝐼 = 𝜓 ∙ 𝑎𝐼 Значение 0,85 0,85 0,85*136 115,7780 109,028 115 ∙ 1005 ∙ 16,36 0,48 ∙ 1000 3899,82 3472,57 количество теплоты воспринятое поверхностью 𝑄𝑚,𝐼 = 𝑘𝐼 ∙ 𝐻𝐼 ∙ ∆𝑡𝐼 𝐵𝑝 ∙ 1000 нагрева Уточняем расчет расчетная температура на выходе из первого газохода Энтальпия при полученной температуре Температурный напор 𝜗𝐼′′ °С 𝐼𝐼′′ кДж/кг Определяется по 1087 графику рис. 1 по таблице I −  ϑ'I -ϑ''I ∆𝑡𝐼 °С ∆tI = Qm,I кДж/м3 𝑄𝑚,𝐼 = ϑ' -t 2,3∙lg ''I k ϑI -tk 20767,4675 1306-1087 1306-195 2,3∙lg 1087-195 998,8019254 115 ∙ 16,36 ∙ 998 0,48 ∙ 1000 3872,698518 количество теплоты воспринятое поверхность 𝑘𝐼 ∙ 𝐻𝐼 ∙ ∆𝑡𝐼 𝐵𝑝 ∙ 1000 нагрева 29

6000 5500 5000 4500 4000 3500 3000 1000 1020 1040 1060 1080 1100 Рис. 2 График для определения температуры после первого конвективного пучка 30

Таблица 11 – Расчет конвективного пучка II Величина Обозначение Размерность Температура продуктов сгорания после 𝜗𝐼′′ °С Значение последующим 350,00 250,00 1087,00 1087,00 уточнением Температура сгорания перед Расчет Принимается с газохода продуктов Расчетная формула Принимается из 𝜗𝐼′ °С газоходом расчета первого конвективного пучка Теплосодержани е дымовых газов 𝐼𝐼′ кДж/м3 по таблице I −  20767,47 20767,4 𝐼𝐼′′ кДж/м3 по таблице I −  6611,38 4652,78 Qб,I кДж/м3 Qб,I =φ∙(I'I -I''I +∆a∙I0прс ) 13993,26 15926,6 перед газоходом Теплосодержани е дымовых газов после газоходом тепловосприятие первого газохода 0,987*(207676611+0,05*(39,8*9,732) 31

Продолжение таблицы 11 Величина Обозначение Размерность Расчетная формула Расчет ϑI °С 𝜗𝐼′ − 𝜗𝐼′′ 𝜗𝐼 = 2 (350+1087)/2 tk °С Принимается Значение средняя температура продуктов 718,50 668,50 195,00 195,00 1087-350 1087-195 2,3∙lg 350-195 421,61 300,75 0,48∙12,913 (718+273) ∙ 0,851 273 18,86 15,58 1 1 сгорания средняя температура нагреваемой среды температурный напор ∆𝑡𝐼 °С 𝜔г м/с Сz - ∆tI = ϑ'I -ϑ''I ϑ'I -tk 2,3∙lg '' ϑI -tk средняя скорость продуктов сгорания в ωг = Bp ∙Vг (ϑI +273) ∙ Fср 273 газоходе поправка на число рядов труб По рис. 6.1 [2] 32

Продолжение таблицы 11 Величина Обозначение Размерность Расчетная формула Расчет Значение Cs - По рис. 6.1 [2] 1 1 По рис. 6.1 [2] 1,05 1,07 120 115 126 123,05 0,098345 0,10232 0,226112 0,22611 поправка на геометрическую компоновку пучка Поправка на температуру Cф газов Коэффициент теплоотдачи aн Вт/м2*К ак Вт/м2*К Коэффициент теплоотдачи ak= Сz∙ Cs∙ Cф∙ aн 1∙1∙1.05∙120 конвекцией Параметр kps kps 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 33

Продолжение таблицы 11 Величина степень черноты газового потока температура загр. стенки Коэффициент Cr Обозначение Размерность a Tз °С Расчетная формула Расчет a=1-e-kpS 1-e-0.09 0,093664 0,10726 Tз =tk +δt 195+25 220 220 0,8 0,79 Cr Значение Коэфф. теплоотдачи aл кДж/м2*ч*°С aл =a∙Cr ∙aн 92∙0,09∙0,8 6,893672 7,37221 aI кДж/м2*ч*°С 𝑎𝐼 = 𝜉 ∙ (𝑎𝑘 + 𝑎л ) 1*(126+6,89) 132,8936 130,42 0,85 0,85 112,9596 110,858 излучением суммарный к-т теплоотдачи Коэффициент тепловой ψ эффективности коэффициент теплопередачи kI кДж/м2*ч*°С 𝑘𝐼 = 𝜓 ∙ 𝑎𝐼 0,85*136 34

Продолжение таблицы 11 Величина Обознач Размерност ь Расчетная формула количество теплоты воспринятое Qm,I кДж/м3 𝑄𝑚,𝐼 = поверхность нагрева 𝑘𝐼 ∙ 𝐻𝐼 ∙ ∆𝑡𝐼 𝐵𝑝 ∙ 1000 Расчет Значение 112 ∙ 421 ∙ 196 0,48 ∙ 1000 19107,82 13377,1 Уточняем расчет расчетная температура на выходе из первого 𝜗𝐼′′ °С 𝐼𝐼′′ кДж/м3 газохода Определяется по 283 графику рис. 2 Энтальпия при полученной по таблице I −  5294,694 температуре Температурный напор количество ∆𝑡𝐼 °С Qm,I кДж/м3 ∆tI = ϑ'I -ϑ''I ϑ'I -tk 2,3∙lg '' ϑI -tk теплоты воспринятое поверхность нагрева 𝑄𝑚,𝐼 = 𝑘𝐼 ∙ 𝐻𝐼 ∙ ∆𝑡𝐼 𝐵𝑝 ∙ 1000 1087-283 1087-195 2,3∙lg 283-195 347,521035 112 ∙ 196 ∙ 347 0,48 ∙ 1000 15750,1695 35

20000 18000 16000 14000 12000 10000 8000 250 260 270 280 290 300 310 320 330 340 350 Рис. 3 График для определения температуры после второго конвективного пучка 36

Таблица 12 – Экономайзер Величина Обозначение Размерность Расчетная формула Расчет Значение Температура дымовых газов перед ′ 𝜗эк °С Из расчет второго конвективного пучка 283 ′ 𝐼эк кДж/м3 по таблице I −  5294,694 ′′ 𝜗эк °С Принимается 140 ′′ 𝐼эк кДж/м3 по таблице I −  2754 экономайзером Энтальпия дымовых газов перед экономайзером Температура уходящих газов Энтальпия дымовых газов после экономайзера 37

Продолжение таблицы 12 Величина Обозначение Размерность Расчетная формула Расчет Qб кДж/м Qб =φ∙(I'эк -I''эк +∆aэк ∙I0в ) 0,987*(5294- ′ 𝑡эк °С ′′ 𝑡эк °С Значен ие Количество теплоты, которое должны отдать продукты сгорания при принятой ранее 3 2754+0,1*391,2) 2546,6187 температуре уходящих газов Температура воды на входе в экономайзер Температура воды на выходе из экономайзера Принимается t''эк = Bp ∙Qб +t'эк (D+Dпр )∙св 100 0,48∙2754 +100 141,56929 (6,94+0,208)∙4,184 Средний температурный напор между продуктами сгорания и нагреваемой водой ∆𝑡𝑐𝑝 °С ∆tcp = (ϑ'эк -ϑ''эк )-(t''эк -t'эк ) (ϑ'эк -ϑ''эк ) 2,3∙lg '' ' (tэк -tэк ) (283-140)-(141-100) (283-140) 2,3∙lg (141-100) 90,715351 38

Продолжение таблицы 12 Разм Величина Обозначение ерно Расчетная формула Расчет Значение сть Скорость продуктов сгорания 𝜔ср м/с Предварительно принимаем 𝐹ж.с 𝑚𝑝 м2 Bp ∙(V'г ∙(ϑ'эк +273)+V''г ∙(ϑ''эк +273)) Fmp = ж.с ωcp ∙2∙273 F1 м2 По таблице 6.3 [2] 8 предварительная Требуемая площадь живого сечения для прохода продуктов 0,48∙(12,913∙(283+273)+13,902∙(30+273)) 8∙2∙273 1,27409335 сгорания Площадь живого сечения одной 0,182 трубы Количество труб в ряду 𝑧1 Fmp ж.с z1 = F1 1,27/0,182 7,00051295 39

Продолжение таблицы 12 Величина Обозначение Размерн. Расчетная формула Расчет Значен 0,182*7 1,27409335 0,48∙(12,913∙(283+273)+13,902∙(30+273)) 1,274∙2∙273 8 cϑ =3∙10-7 ∙ϑ2 -0.0004∙ϑ+1.1125 3∙10-7 ∙2832 -0.0004∙283+1.1125 1,0233267 𝑘 = 𝑘н ∙ с𝜗 ∙ 0,75 19,53 ∙ 1,02 ∙ 0,75 kн =-0,0268∙ω2ср +1,8894∙ωср +4,9256 -0,0268∙82 +1,8894∙8+4,9256 Площадь живого сечения для прохода 𝐹ж.с м2 𝜔𝑐𝑝 м/с продуктов Fж.с =z1 ∙F1 сгорания Средняя скорость дымовых газов Температурный коэффициент Сϑ Bp ∙(V'г ∙(ϑ'эк +273)+V''г ∙(ϑ''эк +273)) ωcp = Fж.с ∙2∙273 Коэффициент теплопередачи для чугунного k Вт/м2*К 18,7530757 экономайзера ВТИ 40

Продолжение таблицы 12 Величина Обозначение Размерность Расчетная формула Расчет Значение Площадь поверхности водянного Fэк чугунного м2 Fэк = Qб ∙Bp k∙∆tcp 2546∙0,48∙103 18,75∙90,7 731,283532 731 4,49 163 163 7 24 экономайзера Общее количество труб Fэк fmp n n= 𝑧2 𝑧2 = чугунного экономайзера Определяется количество рядов труб 𝑛 𝑧1 41

1.7 Уточнение теплового баланса Определение невязки теплового баланса 𝑝 ∆𝑄 = 𝑄𝑝 ∙ 𝜂бр − (𝑄топки + 𝑄𝑘1 + 𝑄𝑘2 + 𝑄эк ) ∙ (1 − 𝑞4 ) 100 ∆𝑄 = 39746 ∙ 0,915 − (12151 + 3872 + 15750 + 2546) ∙ (1 − 0 ) 100 ∆𝑄 = 33866 − 34321 ∆𝑄 𝑝 𝑄𝑝 Полученная ∙ 100% = 1,23% ≤ 3% точность достаточна, тепловой расчет закончен

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 2. Номинальная мощность 3. Давление свежего пара ЛМЗ 50000кВт 9 МПа 4. Температура свежего пара 5350С 5. Температура питательной 2160С 6. Давление отработавшего пара 7. Расхд пара при номинальной мощности 8. Удельный расход пара при номинальной мощности 3,5 кПа 1860 кг/ч 3,72 кг/кВт*ч 9. Число цилиндров 1 10. Число ступеней 22 (Р-21Д) 11. Полная длина турбины 12. Полная длина турбоагрегата 13. Общая масса турбины 8,9 м 18,56 м 165 т Принципиальная схема регенеративного подогрева: Рис. 4 Принципиальная тепловая схема паротурбинного агрегата К-50-90 43

Таблица 13 - Характеристика регенеративных отборов пара при номинальных параметрах пара и мощности турбины. Отбор за Давление Температура ступенью № кгс/см² 0 С 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 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. 44

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): H 0В = (2715 ,29 − 2128 ,78) = 586 ,5 кДж ; кг внутренний теплоперепад участка: H oiВ = oiВ * H 0В , где 0В - внутренний КПД участка, работающего в области влажного пара; принимается равным 0,70, тогда: H oiВ =  oiВ * H 0В = 0,70 * 586 ,5 = 383,82 кДж ; кг 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 45

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 Ротб = 0,95 * Ротб 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; 46

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 2: tпв вых = tн отб 7 – 50С = 73,54 – 5 = 70,220С; ПНД 3: tпв вых = tн отб 6 – 50С = 89,16 – 5 = 85,750С; 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: 47

а) на входе hпв вх = f (70,220 С; 9,9 бар) = 294,72 кДж/кг; б) на выходе hпв вых = f (85,750 С; 9,9 бар) = 359,83 кДж/кг; 4. ПНД 4: а) на входе hпв вх = f (85,750 С; 9,9 бар) = 359,83 кДж/кг; б) на выходе hпв вых = f (112,320 С; 9,9 бар) = 471,79 кДж/кг; 5. ПНД 5: а) на входе hпв вх = f (112,320 С; 9,9 бар) = 471,79 кДж/кг; 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:  Рпн − (Рд + 0,1) * V * 10 3 h = г ; 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; hпн = 12,825 − (0,6 + 0,1)* 0,0011 *10 3 0,95 = 14,03 кДж ; кг 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; 48

б) на выходе hпв вых = f (194,810 С; 135 бар) = 834,52 кДж/кг; 9. ПВД 8: а) на входе hпв вх = f (194,810 С; 135 бар) = 834,52 кДж/кг; б) на выходе hпв вых = f (223,40 С; 135 бар) = 962,43 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 : а) hотб = 2546,3 кДж/кг; б) hк отб = f (76,830С; 0,3895 бар) = 321,65 кДж/кг; 3. ПНД 3: а) hотб = 2605,67 кДж/кг; б) hк отб = f (91,170С; 0,722 бар) = 380,39 кДж/кг; 4. ПНД 4: а) hотб = 2715,72кДж/кг; б) hк отб = f (124,510С; 1,824 бар) = 491,05 кДж/кг; 5. ПНД 5: а) hотб = 2828,57 кДж/кг; б) hк отб = f (142,30С; 3,657бар) = 597,79 кДж/кг; б) в ПВД при наличии охладителей конденсата: 49

tк отб = tпв входа + (5 – 8)0С 6. ПВД 6: а) hотб = 3017,44 кДж/кг; 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: а) hотб = 3095,33 кДж/кг; б) tк отб = 175,1 + 5 = 180,10С, тогда hк отб = f (tк отб; Ротб)) = f (180,10С; 15,48 бар) = 763,63 кДж/кг; 8. ПВД 8: а) hотб = 3209,47 кДж/кг; б) tк отб = 200,2 + 5 = 205,20С, тогда hк отб = f (tк отб; Ротб)) = f (205,20С; 27,07 бар) = 875,90 кДж/кг; Все полученные данные заносятся в таблицу 15. 50

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 По данным 28,5 16,3 10,6 6 3,85 1,92 0,76 0,41 0,17 Т Ротб = 0,95 * Ротб 27,27 15,98 10,05 6 3,3 1,89 0,73 0,399 0,165 для ПВД Рпн = 1,35 * Р0 135 135 135 6 - - - - - для ПНД Ркн = 1,65 * Рд - - - - 9,9 9,9 9,9 9,9 9,9 90,75 75,22 55,51 Т прототипа Ротб турбине: пара в подогревателе: питательной воды: Температура, 0С: насыщения греющего пара По [3] tH = f (Ротб ) 228,4 199,81 180,19 158,8 140,41 117,32 Питательной воды на выходе из t ПВв ых = t Н − 50 С 223,4 194,81 175,19 158,8 135,41 112,32 85,75 70,22 50,51 подогревателя 51

Продолжение таблицы 15 Питательной воды на t ПВв х входе конденсата греющего Для ПНД tКотб = f (Ротб ) - - - - 85,75 70,22 50,51 30,62 140,41 117,32 90,75 75,22 55,51 Для ПВД пара на выходе из подогревателя 194,81 175,19 160,65 135,41 112,32 tКотб = tПВвх + (5 − 8) С 0 199,81 180,19 165,65 - - - - - - 3017 2828 2715 2605 2546 2462 Энтальпия, кДж/кг: По тепловой отбираемого пара Питательной воды на выходе из подогревателя то же на входе диаграмме hотб hПВв ых = f (t ПВв ых; РПВ ) 3209 3095 3017 962,43 834,52 748,76 670,4 569,97 471,79 359,83 294,72 212,31 hПВв х 834,52 748,76 684,03 569,97 471,79 359,83 294,72 212,31 129,23 hКотб = f (tКотб; Ротб ) 875,9 763,63 699,8 конденсата греющего пара на выходе из 670,4 597,79 491,05 380,39 321,65 240,11 подогревателя 52

2.3 Расчет регенеративной схемы и определение основных техникоэкономических показателей турбоустановки. ПВД 8: ПВД 8 G 1 h от б 1 h п в8 h пв 7 G п в G 1 h к1 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:  i = Gi - коэффициент G i – го отбора пара; Отсюда получаем уравнение теплового баланса для ПВД 8: 1*(h1 – hk1)* = пв*(hпв 8 – hпв 7); 1 =  пв * (hпв8 − hпв7 ) (h1 − hк1 ) * 0,99 где коэффициент расхода питательной воды: пв = 1,02;  = 0,99 – КПД подогревателя; 1 = 1,02 * (962 ,43 − 834 ,52 ) = 0,0553 (3209 − 875 ,9) * 0,99 53

ПВД 7: ПВД 7 G 2 h от б 2 h пв7 h п в6 G п в h к2 G 1 +G 2 h к1 G1 Уравнение теплового баланса:  2 * (h2 − hk 2 ) + 1 * (hk1 − hk 2 ) *  =  пв * (hпв7 − hпв6 ); 2 =  пв * (hпв7 − hпв6 ) −  * 1 * (hk1 − hk 2 ) 1,02 * (834 ,52 − 748 ,76 ) − 0,99 * 0,0565 * (875 ,9 − 763 ,63 ) = =  * (h2 − hk 2 ) 0,99 * (3095 − 763 ,63 ) = 0,0345 ; ПВД 6: П ВД 6 G 3 h от б 3 h п в6 h пн G пн h к2 G 1+ G 2 h к3 G 1+G 2+G 3 Уравнение теплового баланса: 3 * (h3 −hk 3 ) + (1 +  2 ) * (hk 2 − hk 3 ) *  =  пв * (hпв6 − hпн ); 3 = 3 =  пв * (hпв6 − hпн ) −  * ( 1 +  2 ) * (hk 2 − hk 3 ) ;  * (h3 − hk 3 ) 1,02 * (748 ,76 − 684 ,03 ) − 0,99 * (0,0565 + 0,0352 ) * (763 ,63 − 699 ,8) = 0,024 ; 0,99 * (3017 − 699 ,8) 54

Деаэратор: h от б 3 = h д Gд h пв 5 G п в п нд hх G х G 1+ G 2 + G 3 h к3 Деаэратор G пв h пвд Уравнение теплового баланса: 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 + hх αх + αпв.пнд hпв5 ] ∗  = hпвд αпв {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; 55

ПНД 5 G 4 h от б 4 h п в5 h пв 4 G пв п нд G 4 h к4 Уравнение теплового баланса в конечном виде: 4 =  пв * (hпв5 − hпв4 ) 0,8287 * (569 ,97 − 471,79 ) = = 0,0368 ; (h4 − hк 4 ) * (2828 − 597 ,79 ) * 0,99 ПНД 4: ПНД 4 G 5 h от б 5 h пв4 h пв3 G пв h к4 G4 h к5 G 4+G 5 Уравнение теплового баланса в конечном виде: 5 =  пв.пнд  (hпв4 − hпв3 ) −    4  (hк 4 − hк 5 ) (h5 − hк 5 )  5 = 0,8287  (471,79 − 359 ,83) − 0,99  0,0368  (597 ,79 − 491,05) = 0,0403 (2715 − 491,05)  0,99 56

ПНД 3: ПНД 3 G 6 h от б 6 h п в2 G пв h пв3 h к5 G 4 +G 5 h к6 G 4 + G 5+ G 6 Уравнение теплового баланса в конечном виде: 6 =  пв  (hпв3 − hпв2 ) −   ( 5 +  4 )  (hк 5 − hk 6 ) (h6 − hк 6 )  6 = 0,8287  (359 ,83 − 294 ,72 ) − 0,99  (0,0403 + 0,0368 )  (491,05 − 380 ,39 ) = 0,0206 (2605 − 380 ,39 )  0,99 ПНД 2: ПНД 2 G 7 h от б 7 h п в2 h пв 1 G пв h к6 G 4 +G 5+ G 6 h к7 G 4 +G 5+ G 6 + G 7 Уравнение теплового баланса в конечном виде: 7 =  пв  (hпв2 − hпв1 ) −   ( 6 +  5 +  4 )  (hк 6 − hk 7 ) (h7 − hк 7 )  7 = 0,8287  (294 ,72 − 212 ,31) − 0,99  (0,0206 + 0,0403 + 0,0368 )  (380 ,39 − 321,65) = 0,0284 (2546 − 321,65)  0,99 57

ПНД 1: ПНД 1 G 8 h от б 8 h пв1 h пэ G h к7 G 4 + G 5 +G 6 + G 7 пэ h к8 G 4 +G 5+ G 6 + +G 7+G 8 Уравнение теплового баланса в конечном виде: 8 =  пв  (hпв1 − hпв ) −   ( 7 +  6 +  5 +  4 )  (hк 7 − hk 8 ) (h8 − hк 8 )  8 = 0,8287  (212 ,31 − 129 ,23) − 0,99  (0,0284 + 0,0206 + 0,0403 + 0,0368 )  (321,65 − 240 ,11) = 0,0266 (2462 − 240 ,11)  0,99 58

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 6–7 7–8 8-9 1 - 1 - 2 - 3- д - 4 - 5 =1 – 0,0553 – 0,0345 – 0,024– 0,0534 – 0,036 – 0,0403 = 0,7565 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 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 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: Д= 3600 * N Э * К 3600 * 55000 *1,007 кг = = 207896 .09 ;  м * эг *  H oiоiо * (1 −  ) 0,995 * 0,988 * 962 ,54 час   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: 59

G= Д 207896 ,09 кг = = 57,74 ; 3600 3600 сек 3. Определяется расход пара по отсекам: Gотс = G * (1 −  ); K а) G0−1 = 57 ,4 кг *1 = 57 ,34 ; 1,007 сек б) G1−2 = 57 ,4 кг * 0,9458 = 54,23 ; 1,007 сек в) G2−3 = 57 ,4 кг * 0,91 = 52,18 ; 1,007 сек г) G3−4 = 57 ,4 кг * 0,8458 = 48,5 ; 1,007 сек д) G4−5 = 57 ,4 кг * 0,8085 = 46,36 ; 1,007 сек е) G5−6 = 57 ,4 кг * 0,7673 = 44,0 ; 1,007 сек ж) G6−7 = 57 ,4 кг * 0,7465 = 42,8 ; 1,007 сек з) G7−8 = 57 ,4 кг * 0,7181 = 41,17 ; 1,007 сек к) 57 ,4 кг * 0,6877 = 39,43 ; 1,007 сек G8−9 = 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; 60

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: dэ = Д 207896 ,0 кг = = 3,77 ; Nэ 65000 кВт * ч 7. Удельный расход тепла брутто для турбины без промперегрева: qэ = d э * (h0 − hпв8 ) q э = 3,77 * (3475 − 962 ,43) = 95178 ,92 кДж ; кВт * ч 8. Мощность, потребляемая электроприводами насосов: Nн = G * P ;  г * об *  м *  эм 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.  пв = Gпв G0 = 1,02  Gпв = G ПН = 1,02 * G0 = 1,02 * 57,74 = 58,9 кг ; сек P = PПН − Рв деаэр = 13,5 − 0,6 = 12,91МПа; N ПН = 57 ,74 *12,91 = 915 ,02 кВт; 0,95 * 0,96 * 0,95 * 0,98 61

б) конденсатный насос: из расчета регенеративной схемы  пв ПНД = 0,8457 , тогда GКН = G0*  пв ПНД = 57,74* 0,8457 = 48,84 кг/сек; РКН = РПНД1 − Р2( в коденсаторе) = 0,58 − 0,003 = 0,96 МПа; N КН = 48,84 * 0,96 = 56,83[кВт ]; 0,95 * 0,96 * 0,95 * 0,98 9. Суммарная мощность, потребляемая электродвигателями 2х насосов: N н = N ПН + N КН = 915,02 * 56,83 = 971,86кВт; 10. Удельный расход тепла нетто: q эн = q э * Nэ 55000 кДж = 10208 ,49 * = 9690 ,14 ; 55000 − 971,86 кВт * ч Nэ −  Nн 11. Абсолютный электрический КПД турбоагрегата: э = 3600 * 100 % qэн = 3600 *100 % 9690 ,14 = 37,15% 62

2.3.2 Определение расхода и мощности пара Таблица 17 – определение расхода и мощности пара № Расчетная величина, ед. п/п СИ  по всем Отсеки турбины между точками отборов 0-1 1-2 2-3 3-4 4-5 5-6 6-7 7-8 8-9 отсекам Относительное количество 1 пара, протекающего через отсек, 1 −  , кг/кг; 1 0,9447 0,9102 0,8328 0,7968 0,7565 0,7359 0,7074 0,6808  Внутренний теплоперепад по 2 отсекам, Н oiотс , кДж/кг; 263,19 114,14 77,88 188,87 112,85 95,62 50,2 78,9 H oiотс * (1 −  ) каждого Т 159,1 H OIОТС = H oi =1140,7 [ Произведение 3 263,19 107,82 70,88 157,29 89,91 72,33 36,94 55,82 108,32 Hoiотс * (1 −  ) ]= отсека, кДж/кг; 4 5 Расход пара по отсекам, Gотс, кг/с; Внутренняя мощность по отсекам, Ni отс, кВт; - =962,54 57,34 54,23 52,18 48,50 46,36 44,01 42,80 41,17 39,43 15095,01 6519,57 4200,46 8906,27 5220,77 4446,23 2590,35 3537,68 6062,41 Ni отс = 56578,77 63

2.4 Предварительный расчет турбины Таблица 18 - Предварительный расчет турбины. Обозна- Наименование величины чение Размерность Формула или обоснование Расчет Результат Регулирующая ступень (одновенечная ступень давления) Средний диаметр облопатывания Степень реакции ступени Оптимальный характеристический коэффициент Частота вращения турбины Окружная скорость на среднем диаметре облопатывания Абсолютная скорость истечения пара из сопел Коэффициент потери скорости Располагаемый теплоперепад, приходящийся на сопла Дср м Принимается по рекомендациям [1]. - 1  - Принимается по рекомендациям [1]. - 0,1 Х1 - Принимается по рекомендациям [1]. - 0,525 n об/мин принимается - 3000 U м/с  * Д ср * n 60 3,14 * 1 * 3000 60 157 С1 м/с U X1 157 0,525 299  - Принимается по рекомендациям [1]. - 0,98 h01 КДж кг  С1      * 44,7  2 299      0,98 * 44,7  2 46,6 64

Продолжение таблицы 18 Наименование величины Обозна- Размерность Формула или обоснование Расчет Результат h0 p кДж кг h01 1−  46,6 1 − 0,1 51,8 Последняя ступень Z - - 2,8 Расход пара на турбоагрегат G кг/сек - 57,34  ут - - 0,007  - - 0,3191 2Z град - 90 чение Полный располагаемый теплоперепад, который должен приходится на регулирующую ступень Коэффициент утечки пара через наружные уплотнения Сумма коэффициентов отбора пара Угол вектора абсолютной скорости выхода пара с последней ступени Принимается по рекомендациям [1]. Из расчета регенеративной схемы Принимается по рекомендациям [1]. Из расчета регенеративной схемы Принимается по рекомендациям [1]. 65

Продолжение таблицы 18 Наименование величины Средний диаметр облопатывания последней ступени Обозна Размер-чение Дср Проверка по окружной скорости ступени: условие U = Окружная скорость на среднем диаметре облопатывания Средний диаметр облопатывания последней ступени Степень реакции ступени Условная оптимальная характеристика ступени ность м Формула или обоснование G * (1 −  ут −  ) * V2 Z * Z a *  * 44,7 *  в с * H 0 * sin  2 Z Расчет 57 ,34 * (1 − 0,007 − 0,3191 ) * 47 ,2 * 2,8 2 * 3,14 * 44,7 * 0,04 *1481,69 * sin 90 Результат 1,537  * Д ср * n м 3,14 *1,451 * 3000 м м = 227 ,87 <400 - условие выполняется  400 , тогда U = 60 с 60 с с U м/с Дср м  - Принимается по рекомендациям [1]. U * 60  *n Принимается по рекомендациям [1]. - 227,87 227 ,87 * 60 3,14 * 3000 1,451 - 0,55 - 0,624 227 ,87 2 2000 * 0,624 2 41.58 Принимается по рекомендациям Х0 - [1] в зависимости от степени реакции  Оптимальный располагаемый теплоперепад, который соответствует найденному среднему диаметру h0 кДж кг U2 2000 * X 02 облопатывания 66

2.5 Детальный расчет турбинных ступеней Таблица 19 - Детальный тепловой расчет турбинных ступеней. Наименование величины Обозна Размер- Формула или -чение ность обоснование № ступени - - Расход пара через ступень G кг/сек Число оборотов n об/мин Средний диаметр облопатывания Дср м Располагаемый теплоперепад h0 кДж/кг  Коэффициент использования энергии предыдущей ступени - Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень Из расчета регенеративной схемы 57,34 54,23 54,23 54,23 Принимается 3000 3000 3000 3000 1,009 1,012 1,017 1,022 расчета ступени 41,58 41,58 41,58 41,58 - Принимается 0 0,5 0,5 0,5 h0/ кДж/кг h0 +  * hв спр 41,58 42,27 42,97 43,61 U м/с  * Д ср * n 158,41 158,88 159,66 160,45 Принимается согласно прототипу Из предварительного Располагаемый теплоперепад ступени с учетом использования выходной энергии предыдущей ступени Окружная скорость на среднем диаметре облопатывания 60 67

Продолжение таблицы 19 Условная оптимальная характеристика ступени Степень реакции турбинной ступени Х0 - U2 2000 * h0 0,6181 0,6328 0,7094 0,7600 0,117 0,132 0,146 0,152 37 36,69 36,70 36,98 5 5,58 6,27 6,63 3,50 2,85 2,44 2,05 412 391 367 342 процесса 3,17 2,62 2,24 1,87 Принято 1,3 1,3 1,3 1,3 Принимается по рекомендациям [1]  - при расчетной условной оптимальной характеристики Располагаемый теплоперепад, приходящийся на сопловую решетку Располагаемый теплоперепад, приходящийся на рабочую решетку Начальное давление пара перед ступенью Начальная температура пара перед ступенью Давление пара за сопловой решеткой Показатель адиабаты для перегретого пара h01 кДж/кг (1 −  ) * h0/ h02 кДж/кг  * h0/ Р0 ст МПа t0 ст 0 C Р1 ст МПа К - По h – S диаграмме теплового процесса По h – S диаграмме теплового процесса По h – S диаграмме теплового 68

Продолжение таблицы 19 Наименование величины Обозна- Размер- Формула или чение ность обоснование - - - Критическое отношение давлений  кр - Отношение давлений Р1ст Р0ст - № ступени Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень К  2  К −1  К + 1   - 0,546 0,546 0,546 0,546 0,9057 0,9192 0,9180 0,9121 Проверка: Р1ст  кр , что свидетельствует о докрикритических условиях работы, поэтому дополнительные расчеты не производятся. Р0ст По h – S Давление пара за рабочей решеткой Р2 ст МПа диаграмме теплового процесса Теоретическая скорость потока на выходе из сопловой решетки Теоретический удельный объем пара на выходе из сопловой решетки С1t м/с 44,7 * h01 решетки 2,44 2,05 1,63 270,85 270,79 270,81 271,86 0,0978 0,1136 0,0129 0,01391 650,74 620,01 599,79 583,02 По h – S V1t м3/кг диаграмме теплового процесса Скорость звука на выходе из сопловой 2,85 а м/с К * Р1ст * V1t * 10 6 69

Продолжение таблицы 19 Наименование величины Обозначение Размерность № ступени Формула или обоснование Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень - - - М1t - C1t a 0,4162 0,4368 0,4515 0,4663 1п град. Принимается 11 12 12 12 Число Маха, соответствующее условиям истечения из каналов сопловой решетки Выходной угол сопловой решетки В зависимости принятого угла 1п и числа Маха по «Атласу профилей решеток осевых C– 9015А. турбин» подбираем профиль сопловой решетки: Относительный шаг сопловой решетки Угол установки профиля − t1 - у град Принимается по рекомендациям [2]. Принимается по рекомендациям [2]. 0,75 0,75 0,75 0,75 40 40 40 40 11 12 12 12 Принимается по Эффективный угол выхода потока из сопловой решетки 1эф град рекомендациям [2]: 1эф −  = f  t 1 ; у    70

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Обозначение Размерность - Формула или обоснование - - Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень По h – S Расчет сопловой решетки. V1/ м3/кг диаграмме теплового процесса 0,097 0,113 0,128 0,138 1 1 1 1 0,97 0,97 0,97 0,97 262,67 262,69 263,70 51,46 38,59 38,59 38,59 38,59 Принимается по Первое приближение.  - рекомендациям [1]. Коэффициент потери скорости в сопловых каналах Принимается по  - рекомендациям [1]. Действительная скорость на выходе из соплового канала м/с  * C1t C1/ Шаг сопловой решетки 262,72 t1 мм − t1 * b1 71

Продолжение таблицы 19 Наименование величины Обозначение Размерность Формула или обоснование № ступени - - - Отношение b1 l1/ - - Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень 0,7996 0,6725 0,6688 0,5979 0,02 0,02 0,02 0,02 Второе приближение. f (M1t ; 0п ) Коэффициент профильных потерь  пр - Коэффициент концевых потерь  кон - b  f  1/ ; M 1t ;  0 п   l1  0,03 0,03 0,034 0,031 с -  пр +  кон 0,05 0,05 0,05 0,052  - √1 −  с 0,9792 0,9797 0,9797 0,9797 С1 м/с  * C1t 265,22 265,17 265,19 266,21 hc кДж кг  c * h01 1,652 1,651 1,652 1,664 Коэффициент потери энергии на сопловой решетке Коэффициент потери скорости в сопловых каналах Действительная скорость потока на выходе из соплового канала Уточненная потеря в соплах 72

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Обозначение Размерность - - V1 м3/кг l1 мм z  Формула или обоснование - Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень Уточненное значение удельного объема пара на выходе из сопловой По h – S диаграмме 0,0945 0,11 0,12 0,132  *  * Д ср * С1 * sin 1эф 33,96 38,88 43,21 47,64 шт.  *  * Д ср t1 42 42 42 42 мм t1 * z1 Д ср *  1007,08 1000,70 1002,97 1004,94 теплового процесса решетки Уточненное значение высоты выходных кромок G * V1 сопловых каналов Число сопловых каналов Уточненное значение шага сопловой решетки 73

Продолжение таблицы 19 Расчет рабочей решетки. Первое приближение. Производится построение треугольника скоростей турбинной ступени, на основании которого определяются следующие величины. Наименование величины № ступени Обозначение Размерность - - Относительная скорость входа потока на рабочую потока на рабочую решетку W1 м/с решетке - Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень скоростей турбинной 113,8 114,62 113,96 114,25 26,24 28,45 28,56 28,59 0,9500 0,9290 0,9500 0,9500 ступени Из треугольника 1 град скоростей турбинной ступени Коэффициент потери скорости на рабочей обоснование Из треугольника решетку Относительный угол входа Формула или 1 - Принимается по рекомендациям [1]. 74

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Обозначение Размерность - - Формула или обоснование - Относительная скорость потока на выходе с рабочей Расчет м/с  1 * W12 + 44,7 2 *  * h0/ W2 t м/с W2/ Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень 143,04 W2/ Расчет 144,78 151,78 154,07 решетки Теоретическая относительная скорость потока на выходе с рабочей 1 решетки Показатель адиабаты для перегретого пара Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки Давление за рабочей решеткой К - V2 t м3/кг Р2 МПа Принято По h – S диаграмме теплового процесса 150,56 155,85 159,77 162,17 1,3 1,3 1,3 1,3 0,0897 0,107 0,1185 0,1391 2,87 2,49 2,11 1,67 По h – S диаграмме теплового процесса 75

Продолжение таблицы 19 Скорость звука на выходе из рабочей решетки а2 м/с М2t - K * P2 * V2t * 10 6 573,12 567,88 535,66 543,49 0,2627 0,2744 0,2983 0,2984 19 18 18 18 Число Маха, соответствующее условиям истечения из каналов W2t a2 рабочей решетки Оптимальный относительный угол выхода 2 W  sin  2 =  1/ * sin 1   W2  град потока с рабочей решетки В зависимости от 1 ,  2 и М2t по «Атласу профилей решеток осевых турбин» Р-3021А. подбираем профиль рабочей решетки: Относительный шаг рабочей решетки Угол установки профиля Относительный шаг рабочей решетки − t2 - у град − t2 - Принимается по рекомендациям [2]. Принимается по рекомендациям [2]. Принимается по рекомендациям [2]. Р-3021А. Р-3021А. 0,75 0,75 0,75 0,75 55 55 59 47 0,75 0,75 0,75 0,75 76

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Относительный шаг рабочей решетки Угол установки профиля Обозначение Размерность − Формула или - - t2 - у град Расчет обоснование 6 Расчет Расчет 7 ступень 8 ступень ступень Принимается по рекомендациям [2]. Принимается по рекомендациям [2]. Расчет 9 ступень 0,75 0,75 0,75 0,75 55 55 59 47 19 18 18 18 2,046 2,168 2,252 2,308 0,0890 0,106 0,117 0,13 38,53 42,88 46,21 52,70 Принимается по Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки Потеря на рабочих лопатках Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки Высота выходных кромок рабочих лопаток  2 эф град рекомендациям [2]:  2 эф hл/ кДж кг V2/ м3/кг l2/ мм −  = f t 2; у     W (1 − )*  2000 +  * h  2 1 2  / 0  По h – S диаграмме теплового процесса G * V2/  *  * Д ср * W2/ * sin  2 эф 77

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Перекрыш у корня лопатки Перекрыш у вершины лопатки Обозначение Размерность - - Формула или обоснование - Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень 1 1 1 1 2,5 2,5 2,5 2,5 3,5 3,5 3,5 Принимается по к мм рекомендациям [1] Принимается по в мм рекомендациям [1] Суммарная величина к + в мм - 3,5 перекрыша Проверяется соотношение - - l2/ − l1   к +  в / высот l2 и l1 . 4,14> 3,5– 4,8> 3,5– условие условие 3,68> 3,5– 4,8 > 3,5– условие условие выполняет выполняет выполняет выполняет ся. ся. ся. ся. 42 42 42 42 Принимается по Хорда профиля b2 мм рекомендациям [2]. 78

Продолжение таблицы 19 Формула или Наименование величины Обозначение Размерность № ступени - - - Шаг рабочей решетки t2 мм t 2 * b2 23,52 23,52 23,52 23,52 Отношение b2 l 2/ - - 1,1022 1,0387 0,9914 0,9101 - - - - - - - -0,0267 -0,0195 -0,0354 Потеря на удар потока на входе в рабочую кромку Степень реакции у корня рабочей лопатки (  к  −0,06) обоснование Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень − 2 к -    1 − (1 −  ) *  -0,0456  − 1 Второе приближение. Принимается по Коэффициент профильных потерь  пр - рекомендация 0,031 0,028 0,047 0,025 м [2]. −   f  M 2t ; 1п ; t 2 ;  у    79

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Обозначение Размерность - - Формула или Расчет обоснование - Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень Принимается по Коэффициент концевых потерь  кон рекомендациям - [2]. 0,036 0,037 0,052 0,03 35 35 35 35 14,17 12,31 3,792 17,01 2,01 1,8 1,01 1,51 − b  f  2/ ; M 2t ; 1п ; t 2 ;  у   l2  Принимается Ширина решетки рабочих лопаток В2 мм по рекомендациям [2]. Разница геометрического и режимного углов входа потока Поправочный коэффициент профильных потерь, учитывающий явление удара 1 − 1 П  пр/  пр град f( 1 − 1П ) – - принимается по рис. 11. [1]. 80

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Обозначение Размерность - - / пр -  пр *  /  кон  кон -  удар Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий явление удара Коэффициент концевых потерь с учетом потери на удар /  кон - Поправочный коэффициент концевых потерь, учитывающий влияние перекрыши обоснование - Коэффициент профильных потерь с учетом потери на Формула или   кон // кон - Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень /   пр     пр   f ( 1 − 1П ,  ) - рис. 11. [1].  кон * Расчет /  кон  кон  b l  f  2/ ;   l2 l2  0,0623 0,050 0,0474 0,0377 1,2 1,2 0,9 0,7 0,0432 0,0444 0,0468 0,021 1,01 1,01 1,01 1,01 по рис. 12. [1]. 81

Продолжение таблицы 19 Наименование величины Обозна Размер- Формула или -чение ность обоснование № ступени - на рабочей решетке Поправочный коэффициент, учитывающий наличие бандажа Поправочный коэффициент, учитывающий наличие угла скоса бандажа Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень 0,043632 0,044844 0,047268 0,02121 - /// кон -  кон *  л - //  пр +  кон 0,105942 0,095244 0,094738 0,05896  л/ л - Рис. 13. [1]. 1,037 1,037 1,0375 1,03  л// л - Рис. 14. [1]. 1,01 1,01 1,01 1,01  влияние перекрыши Коэффициент потери энергии Расчет - Коэффициент концевых потерь, учитывающий Расчет /   кон     кон  Уточнение величин: Коэффициент потери энергии на рабочей решетке  Лут -   /    //   Л *  Л  *  Л   Л   Л  0,110960473 0,099755708 0,099273582 0,061336088 82

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Потеря на рабочей решетке Удельный объем пара на выходе из рабочей решетки Обозначение Размерность - - hл кДж кг Формула или обоснование  W12  +  * h0/  2000    ËÓÏ *  Расчет 6 ступень Расчет Расчет Расчет 7 ступень 8 ступень 9 ступень 1,258 1,202 1,247 0,7879 0,0870 0,1035 0,115 0,128 0,9429 0,9488 0,9490 0,9688 Снимается в точке 2 V2 м3/кг на тепловой диаграмме Коэффициент потери скорости на рабочей 1 −  Лут ψ - W2 м/с  * W12 + 44,7 2 *  * h0/ 141,96 147,87 151,62 157,12 l2 мм G *V 2  *  * Д ср *W2 * sin  2 эф 37,52 42,52 46,85 52,34 z2 шт 136 138 138 138 решетке Относительная скорость потока на выходе из рабочей решетки Высота выходных кромок рабочих лопаток Число рабочих лопаток в решетке  * Д ср t2 83

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Обозначение Размерность - - Формула или обоснование - Расчет 6 ступень Расчет Расчет Расчет 7 ступень 8 ступень 9 ступень По результатам пересчета строится выходной (рис. 9.) треугольник скоростей . Разность окружных составляющих абсолютных Из треугольников C1U − C2U м/с Разность осевых абсолютных скоростей 236,16 241,13 243,93 249,37 4,39 9,44 8,29 6,8 ступени скоростей составляющих скоростей турбинной Из треугольников C1a − C2 a м/с скоростей турбинной ступени 84

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Окружная сила, действующая на рабочую лопатку Осевая сила от динамического воздействия потока Обозначение Размерность обоснование - - - РU Н G * (C1u − C 2u )  * z2 Pa/ Н Pa// Н Ра Н Р Н Wxxкр ут см3  изг н см 2 Осевая сила от статической разности давлений на рабочей Формула или Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень 99,56 94,75 95,85 97,99 1,85 3,70 3,25 2,67 282,46 165,77 188,67 264,69 Pa/ + Pa// 284,31 169,48 191,93 267,36 PU2 + Pa2 301,24 194,17 214,53 284,75 Wxx кр 0,4500 0,45 0,45 0,471 P * l2 2 * Wxxкр ут 1256,17 976,95 1214,42 1743,80 G  * z2 * (C1a − C 2 a ) (P1 − P2 )* l2 * t2 *100 решетке при наличии реакции Полная осевая сила Полная сила, действующая на рабочую лопатку Момент сопротивления профиля корневого сечения Напряжение изгиба в корневом сечении 85

Продолжение таблицы 19 Обозна- Размер- Формула или Наименование величины чение № ступени - ность обоснование - - Расчет Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень Проверка на допустимое напряжение изгиба рабочей лопатки: если напряжение изгиба в корневом сечении проектируемой 1256,17<3850 976,95<385 1214,42<3850 1743,80<385 рабочей лопатки превышает допустимое напряжение изгиба, то необходимо произвести пересчет геометрических размеров – условие 0– условие – условие 0– условие выполняется. выполняется. выполняется. выполняется лопатки: Из Действительная скорость потока на выходе из рабочей треугольника С2 м/с скоростей 52,16 49,2 49,34 49,79 1,360 1,210 1,217 1,239 37,41 38,31 38,94 40,01 h0/ − (hc + hл + hвс ) 37,41 38,31 38,94 40,01 турбинной решетки ступени Потеря с выходной скоростью Окружной теплоперепад Окружной теплоперепад hвс кДж кг C22 2000 hU кДж кг U * (C1U − C2U ) *10 −3 hU кДж кг 86

Продолжение таблицы 19 Наименование величины Обозначение Размерность № ступени Окружной КПД Формула или Расчет обоснование - - - U - hU h0/ Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень 0,9015 0,9020 0,9040 0,9152 1,2 1,2 1,2 1,2 0 0 0 0 53,07 45,64 42,63 39,52 0,9257 0,8416 0,7861 0,7288 5 5 5 5 Принимается по  Коэффициент - рекомендациям [1] для перегретого пара Поскольку степень Относительная длина дуги окружности рабочих лопаток, k - прикрытая щитками трение и вентиляцию на трение вентиляцию Число уплотняющих ножей ступени  = 1 , то щитки не ставятся Мощность, теряемая на Потеря парциальности впуска и N ТВ кВт hТВ кДж кг Z шт   3  U  1 NТВ =  * Д ср2 + 0,4 * (1 −  − 0,5 *  к )* Д ср * l21,5 *   *  100  V N ТВ G Принимается по рекомендациям [1]. 87

Продолжение таблицы 19 Наименование величины № ступени Обозначение Размерность Формула или - - - hТВ кДж кг N ТВ G Число уплотняющих ножей Z шт Зазор в уплотнениях  м Потеря на трение и вентиляцию Диаметр вала в месте его прохода через диафрагму Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень Принимается по рекомендациям [1]. Принимается по рекомендациям [1]. 0,9257 0,8416 0,7861 0,7288 5 5 5 5 0,00025 0,00025 0,00025 0,00025 0,35 0,35 0,35 0,35 0,0005 0,0004 0,0003 0,0003 Оценивается d м ориентировочно по прототипу Потери от утечки пара через уплотнения Расчет обоснование hут кДж кг 1,7 * d * U *  Д ср * l1 * sin 1эф * Z * h0/ диафрагмы 88

Окончание таблицы 19 Наименование величины № ступени Обозначение Размерность - - hoi кДж кг влажности Расчет Расчет Расчет 6 ступень 7 ступень 8 ступень 9 ступень - +  hвс +  hтв 36,38 37,35 38,03 39,12 oi - hoi ho/ 0,8750 0,8839 0,8858 0,8985 Niсi кВт G· hoi 2086,20 2025,72 2062,85 2121,86 турбинной ступени Мощность ступени Расчет +  hут ) Внутренний относительный КПД обоснование  h′0 − (  hc +  hл Внутренний теплоперепад ступени без учета Формула или 89

Рис. 5. Схема 6 ступени при выполнении рабочей решетки со скосом у вершины 90

Рис. 6. Схема 7 ступени при выполнении рабочей решетки со скосом у вершины 91

Рис. 7 Схема 8 ступени при выполнении рабочей решетки со скосом у вершины 92

Рис. 8 Схема 9 ступени при выполнении рабочей решетки со скосом у вершины 93

Рис.9 Треугольники скоростей турбинной ступени №6 94

Рис.10 Треугольники скоростей турбинной ступени №7 95

Рис.11 Треугольники скоростей турбинной ступени №8 96

Рис.12 Треугольники скоростей турбинной ступени №9 97

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 Плотность материала бандажной ленты Предел текучести данной марки стали Центробежная сила расчетного участка связной проволоки Диаметр связной проволоки Обозначение Размерность  кг м3  T МПа Сп Н d м r м Формула или обоснование Принимается легированная сталь марки 15Х12BМФ. Из справочника при t = 3500С п∗d2 Сп = tп* 4 ∗ ρ ∗ w 2 ∗ rп Принимаем Значение 7850 500 191,56 0,003 Радиус центра тяжести массы пера лопатки (для рабочей лопатки с постоянным по r= Dср 2 0,511 высоте профилем) 98

Продолжение таблицы 20 Наименование Обозначение Размерность Формула или обоснование Значение С н F * l2 *  *  2 * r 10921,66 rп м Dср/2< rп<(Dср+l2)/2 rп =0,52 tп м tп/t2= rп/rcр 0,047 Мп Н*м Мп=Сп*tп/12 0,7502 Wп м3 Wп =п*d3/32 2,65*10-9 σп МПа Центробежная сила собственной массы пера лопатки Радиус, на котором находится центр тяжести массы расчетного участка Длина дуги рассматриваемого участка связной проволки Изгибающий момент от центробежной силы в местах заделки Момент сопротивления в этом сечении σп = Мп Wп ∗ 106 283,12 99

Продолжение таблицы 20 Наименование Допустимое напряжение изгиба Запас прочности Обозначение Размерность σдоп МПа Формула или обоснование σдоп = στt n Обычно принимается n Значение 294,11 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 - r2 м - r3 м 𝐷ср 𝑙2 𝑁𝑄 − − 2 2 2 𝐹𝐵 𝑁𝑄 𝑟1 − − 2 2 𝐺𝐻 𝑟2 − 2 0,4305 0,4205 0,4105 100

Продолжение таблицы 20 Наименование Обозначение Размерность - r4 м Формула или обоснование 𝑟3 − 𝐹𝐵 2 Значение 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  кг м3 Плотность материала хвоста лопатки 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 ∑С Н ∑ С = Сл+Сп Сумма центробежных сил 11113,23 101

Продолжение таблицы 20 Наименование величины Центробежная сила MLQN Центробежная сила EFBA Центробежная сила ABCD Центробежная сила KGHR Обозначение Размерность Формула или обоснование Расчет 𝐶х𝐼 Н 𝐶х𝐼 =ML*LQ*t1*ρ*ω2*r1 2290,92 𝐶х𝐼𝐼 Н 𝐶х𝐼𝐼 =FB*AB*t2*ρ*ω2*r2 1512,89 𝐶х𝐼𝐼𝐼 Н 𝐶х𝐼𝐼𝐼 =AD*AB*t4*ρ*ω2*r4 1161,47 𝐶х𝐼𝑉 Н 𝐶х𝐼𝑉 =KR*RH*t4*ρ*ω2*r4 2032,57 σр МПа σр = σрдоп МПа σрдоп = Напряжение растяжения в ∑ С+С𝐼х +С𝐼𝐼 х 𝑓1 ∗106 39,34 сечении АВ Допустимое напряжение на 𝜎𝑡𝜏 𝑛 ; n=1,7 211,76 растяжение Производим оценку прочности по соотношению σр <σрдоп; 39,34 МПА < 211,76 МПа – условие выполняется 102

Продолжение таблицы 20 Наименование Напряжение среза в сечениях АD и BC Допустимое напряжение на срез Наименование величины Обозначение Размерность σср МПа σсрдоп МПа Обозначение Размерность Формула или обоснование σср = 𝐼𝐼𝐼 ∑ С+С𝐼х +С𝐼𝐼 х +Сх 2∗𝑓2 ∗106 σсрдоп =0,75 ∗ 𝜎𝑡𝜏 𝑛 ; n=1,7 Формула или обоснование Значение 42,93 158,82 Расчет Производим оценку прочности по соотношению σср <σсрдоп; 42,93 МПА <158,82 МПа – условие выполняется Напряжение смятия по площадкам КА и BG Допустимое напряжение на срез σсм МПа σсмдоп МПа σсм= 𝐼𝑉 ∑ С+С𝐼х +С𝐼𝐼 х +Сх 2∗𝑓3 ∗106 σсмдоп =1,75 ∗ 𝜎𝑡𝜏 𝑛 ; n=1,7 59,61 370,58 Производим оценку прочности по соотношению σсм <σсмдоп; 59,61 МПА < 370,58 – условие выполняется 103

Продолжение таблицы 20 Расчет рабочих лопаток на вибрацию Наименование Высота выходной кромки рабочей лопатки Площадь профиля в любом сечении Момент инерции сечения лопатки (табличное значение) Модуль упругости металла хвоста рабочей лопатки Плотность материала хвоста лопатки Обозначение Размерность Формула или обоснование l2 м F м2 Iххт м4 Из «Атласа турбинных решеток» 0,0000000036 Е МПа Из справочника 190000  кг м3 S Гц Из детального теплового расчета 17 ступени Из «Атласа турбинных профилей» Принимается легированная сталь марки 15Х12ВМФ. Значение 0,089 0,00033 7850 Статическая частота собственных колебаний для рабочих лопаток, не 𝐸∗𝐽  S = 560 2 √ 𝑙2 𝜌∗𝑓 4320,56 скрепленных бандажной лентой. 104

Продолжение таблицы 20 Наименование Параметр Обозначение Размерность В - д Гц Формула или обоснование 0,785 * Д ср l2 − 0,592 Значение 5,201 Динам-я частота собственных колебаний с учетом влияния центробых сил, возник-их в пере лопатки при  S2 + B * nc2 4322,72 вращении ротора Условие резонанса:  д = К * nс , где К = 1, 2, 3, 4… - любое целое число; Динамическая частота собственных колебаний Динамическая частота собственных колебаний Динамическая частота собственных колебаний д Гц  S2 + B * nc2 д Гц  S2 + B * nc2 д Гц  S2 + B * nc2 4320,56 4320,62 4320,8 105

Продолжение таблицы 20 Наименование Динамическая частота собственных колебаний Динамическая частота собственных колебаний Динамическая частота собственных колебаний Динамическая частота собственных колебаний Обозначение Размерность Формула или обоснование д Гц  S2 + B * nc2 д Гц  S2 + B * nc2 д Гц  S2 + B * nc2 д Гц  S2 + B * nc2 Проверка надежности работы лопаточного венца с лопатками постоянного профиля: Условие 4≤ Значение 4321,1 4321,52 4322,06 4322,72 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; 106

Продолжение таблицы 20 Расчет на прочность обода диска с Т – образным хвостом Эскиз обода диска представлен на рис. 12. Действующие силы Наименование Обозначение Половина суммарной центробежной силы, развиваемой массой лопатки с бандажной Формула или Размерность обоснование 0,5*(С + Сп + СIx + CIIx Св н + CIVx) Значение 8474,81 лентой 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 Окружной размер t4 м 2*𝜋*r4/z4 0,0189 Окружной размер t5 м 2*𝜋*r5/z5 0,0182 107

Продолжение таблицы 20 Наименование Плотность стали обода диска Предел текучести данной марки стали Угловая скорость вращения обода диска Центробежная сила массы участка обода Центробежная сила массы участка обода Момент сопротивления расчетного сечения Напряжение изгиба в расчетном сечении Обозначение Размерность  кг м3  T МПа  1/сек 𝜋*n/30 314,15 С1хх н AB*AE*t2*ρ*ω2*r2 466,34 СIIхх н GK*GD*t4*ρ*ω2*r4 1821,29 W  изг м3 МПа Формула или обоснование Принимается легированная сталь марки 34ХН3М Из справочника при t = 3500С 𝛿 2*t6/6, где 𝛿=0,015 ((Св+СIхх)*l/т)/W*106, где l/т=0,0118 Значение 7830 540 0,00000683 29,61 108

Продолжение таблицы 20 Наименование Напряжение растяжения в том же сечении Суммарное напряжение в наиболее опасной точке G Обозначение Размерность Формула или обоснование Значение p МПа Св + С𝐼хх + С𝐼𝐼 хх 6 𝛿 ∗ 𝑡6 ∗ 10 37,94  об МПа  изг +  p 67,55 , при n = 2,2 245,45 Допустимое значение напряжения для выбранной  доп МПа марки стали 34ХН3МА  Т n 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 Принимается Dв м ступеней (4,5,6,7ступени) Толщина стенки корпуса ориентировочно по 1,022 чертежу  м Принимается ориентировочно 0,05 109

Продолжение таблицы 20 Наименование Толщина стенки корпуса Обозначение Размерность  м Поскольку Формула или обоснование Принимается ориентировочно Значение 0,05   1, 3 ,тогда: Рср – Рбар, где: Избыточное давление в корпусе в районе расчитанных ступеней Напряжение в стенке Плотность стали расчетного участка ЦВД Предел текучести данной марки стали Допустимое напряжение материала корпуса P МПа  МПа  кг м3  T МПа  доп МПа Рср = усредненное давление на данном участке проточной части ∆P + Dв 2∗ Принимается легированная сталь марки 20ХМФЛ Из справочника при tср =3500С  Т 2 2,49 34,5 7800 250 125 110

Продолжение таблицы 20 Расчет на прочность фланцевых соединений Эскиз фланцевого соединения представлен на рис. 13. Рекомендуемые основные отношения: d=δ=0,05 h = (2 − 4)*  = 2*0,05 = 0,1м; t = (1,5-1,7)*d = 1,6*0,05=0,08м; m = (1-1,5)*d = 1,25*0,05 = 0,062м; n  d + 0,5* d  n = 0, 05 + 0,5*0, 05 = 0, 075 м; Наименование величины Наружный диаметр болта или шпильки Обозначение Размерность Формула или обоснование Расчет dб м d – 5 мм 0,045 F Мн P * Dв * t 2 0,0956 Сила, стремящаяся отделить одну полку фланца от другой на длине шага фланцевого соединения t 2*m −Y 3 Положение линии действия силы Q z/ м , где Y = 0,06 – выбирается из условия, что Y должна лежать 0,0213 между точками а и g Условие равновесия сил, действующих на расчетном участке: Q + F – P = 0; Сила затяга болта Р Мн Q+F= 3* n + 2* m − Y *F 2*m −Y 0,4316 111

Продолжение таблицы 20 Наименование Изгибающий момент в сечении О -О Площадь поперечного сечения болта (шпильки) Напряжение в металле болта (шпильки) Напряжение изгиба при раскрытии фланца Плотность стали болта (шпильки) Предел текучести данной марки стали  изгдоп Обозначение Размерность Формула или обоснование Значение Мизг Мн*м F*n 0,0071  * Rб2 , где Rб – внутренний радиус Fб м2 б МПа Р/Fб 27,14  изг МПа F *n*6 (t − d ) * h 2 20,44  кг м3 Принимается легированная сталь марки  T МПа Из справочника резьбы болта Ст. 45 0,0159 7850 225  T 225 = = = 112,5МПа изг = 20, 44МПа - условие прочности выполняется; 2 2 0 Поскольку болт (шпилька) работает при относительно невысокой температуре металла t 400 C , то явление релаксации напряжений в расчете можно не учитывать. 112

Рис 13 Пакет рабочих лопаток с бандажной лентой и связной проволокой. 113

Рис 14 Т-образный хвостовик рабочей лопатки, М1:1. 114

5000 4500 4000 3500 3000 νа, Гц Va K=1 2500 K=2 K=3 K=4 2000 K=5 1500 1000 500 0 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 n, об/с Рис 15 Диаграмма резонансных чисел оборотов. 115

Рис. 16 Участок обода диска с Т-образным хвостовиком, М 1:1. 116

Рис.17 К расчету на прочность фланцевого соединения горизонтального разъема. 117

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 2514 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. 118

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. 119

120

121

122

123

Рецензии:

Авторизуйтесь, чтобы добавить рецензию

- у работы пока нет рецензий -

Отзывы:

Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв