Проектирование ГРЭС

Тип работы:
Дипломная
Предмет:
Физика


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

Введение

1 Экономическая часть

1.1 Актуальность темы дипломного проекта

1.2 Расчёт основных технико-экономических показателей проектируемой ГРЭС

1.3 Расчёт себестоимости единицы электроэнергии

1.4 Расчёт срока окупаемости станции

2 Основная часть

2.1 Исходные данные

2.2 Описание тепловой схемы и подготовка данных к расчёту

2.3 Определение давления в нерегулируемых отборах пара на сетевые подогреватели

2.4 Построение процесса расширения пара на i-s диаграмме

2.5 Определение параметров по элементам схемы

2.6 Расчет установки по подогреву сетевой воды

2.7 Определение предварительного расхода пара на турбину

2.8 Баланс пара и воды

2.9 Расчет регенеративной схемы

2. 10 Составление теплового и материального баланса

2. 11 Расчет технико-экономических показателей

2. 12 Выбор основного оборудования ГРЭС

2. 13 Выбор вспомогательного оборудования в пределах ПТС

2. 14 Описание модернизированной турбины К — 800 — 240

2. 15 Выбор оптимальных параметров радиально-осевой ступени

2. 16 Детальный расчет двухпоточной радиально-осевой ступени ЦНД

2. 17 Детальный расчет первой осевой ступени ЦНД

2. 18 Детальный расчет второй и третьей (с двойным выхлопом в конденсатор) осевых ступеней ЦНД

2. 19 Расчет сетевых подогревателей

2. 20 Узел учета отпускаемой тепловой энергии

3 Выбор площадки и генерального плана станции

4 Охрана окружающей среды

4.1 Расчет выбросов вредных веществ

4.2 Выбор количества дымовых труб и её расчет

5 Безопасность проектируемого объекта

5.1 Общая характеристика проектируемого объекта с точки зрения безопасности и безвредных условий труда

5.2 Объемно — планировочное решение задания проектируемого цеха

5.3 Анализ и устранение потенциальных опасностей и вредностей

технологического процесса

5.4 Производственная санитария

5.5 Предотвращение аварийных ситуаций

5.6 Расчет зануления электрооборудования

Заключение

Список использованных источников

Приложение А

Введение

Теплоэнергетика и электроэнергетика играет ведущую роль в развитии всех отраслей народного хозяйства. В настоящее время большинство энергетических предприятий России выработали свой ресурс полностью или более чем на 50%.

Поэтому необходимо проектировать и строить новые мощные электростанции, оснащенные современным оборудованием, средствами измерения и автоматического управления теплоэнергетическим процессом.

Регион строительства ГРЭС — Западная Сибирь, Кемеровская область, играет важнейшую роль в экономическом развитии России. Западная Сибирь имеет все предпосылки к тому, чтобы стать крупнейшим промышленным регионом России. Она богата полезными ископаемыми и минералами, имеет огромную топливную базу. В состав этого региона входят крупные промышленные центры, требующие огромных энергетических мощностей.

В настоящее время промышленность выходит из кризиса и все больше нуждается в тепловой и электрической энергии. Строятся новые жилые массивы и производственные комплексы, что предопределяет ввод в эксплуатацию все новых и более мощных электростанций.

Актуальным является вопрос о повышении КПД турбоагрегатов и электростанции в целом. В дипломном проекте поставлена задача спроектировать ГРЭС мощностью 4000 МВт на базе мощных конденсационных блоков К-800−240 с радиально-осевыми ступенями, которые имеют более высокий КПД, по сравнению с осевыми ступенями.

В данном дипломном проекте предлагается модернизировать ЦНД штатной турбины заменой рассекателя и первых двух по ходу пара осевых ступеней в каждом потоке двухпоточной радиально-осевой ступенью меандрообразного типа, а также установкой в качестве последней ступени — ступени с двойным выхлопом в конденсатор. Такая конструкция ЦНД турбины позволяет сократить число ЦНД до одного, уменьшить габариты турбины, вследствие чего уменьшается металлоемкость, сделать её компактней, повысить КПД турбоустановки. Все это обуславливает актуальность темы проекта.

1 Экономическая часть

1.1 Актуальность темы дипломного проекта

Актуальность темы дипломного проекта обосновывается целями и приоритетами энергетической стратегии России на период до 2020 года. Развитие электроэнергетики должно обеспечить необходимыми энергетическими ресурсами начавшийся экономический рост во всех отраслях народного хозяйства.

Для обеспечения прогнозируемых уровней электро- и теплопотребления при оптимистическом варианте развития необходимо создание генерирующих мощностей на электрических станциях России (с учётом замены и модернизации) в 2005—2020 гг. не менее 177 млн. кВт, в том числе на гидро- и гидроаккумулирующих электростанциях 11,2 млн. кВт, на атомных 23 млн. кВт и на тепловых 143 млн. кВт (из них с парогазовыми и газотурбинными установками 37 млн. кВт). При умеренном варианте развития планируется ввод в действие генерирующих мощностей 121 млн. кВт, в том числе на тепловых электрических станциях (ТЭС) 97 млн. кВт.

Таким образом, согласно энергетической стратегии ввод новых мощностей не изменит структуру установленной мощности электрических станций, в которой наибольший удельный вес занимают ТЭС.

Проект строительства ТЭС в целом отвечает основным приоритетным направлениям развития электроэнергетики.

1.2 Расчёт основных технико-экономических показателей проектируемой ГРЭС

1.2.1 Определение ежегодных издержек, связанных с эксплуатацией

В дипломном проекте рассчитана себестоимость электрической энергии на проектируемой станции мощностью 4000 МВт. В качестве основного оборудования используются: турбины К-800−240 и котельные агрегаты производительностью 1650 тонн пара в час, работающие на твёрдом топливе.

Эксплуатационные расходы в проектных технико-экономических расчётах, группируются в укрупнённые статьи калькуляции, млн. руб. /год:

, (1. 1)

где UТ — затраты на топливо;

UЗП — расходы на оплату труда;

UА — амортизация основных производственных фондов;

UТР — расходы на ремонт основных фондов;

UПР — прочие расходы.

1.2.2 Расчёт затрат на топливо

Число часов фактической работы турбоагрегата, час/год:

, (1. 2)

где ТРЕМ — время простоя в ремонте, ч,

Выработка электроэнергии на ГРЭС, МВт ч:

, (1. 3)

где NУСТ — установленная мощность станции, МВт;

ТУСТ — число часов использования установленной мощности, ч.

Средняя нагрузка электростанции, МВт:

, (1. 4)

где ТР — число часов фактической работы, ч.

Среднегодовая нагрузка энергоблока, МВт:

, (1. 5)

где nБЛ — число блоков.

Годовой расход топлива блоками ГРЭС на выработку электрической нагрузки в установленном режиме, т у.т. /год:

, (1. 6)

где bXX — удельный расход условного топлива на холостой ход агрегата, т у.т. /МВт ч;

b1 и b2 — относительный прирост расхода топлива соответственно до точки экономической мощности и в зоне перегрузки, т у.т. /МВт ч. ;

РЭК и РН — экономическая и номинальная мощности, МВт.

Потери топлива в неустановившемся режиме, т у.т. /год:

, (1. 7)

где В П 6−10 ч и В П Х.С.  — пусковые потери соответственно при останове на 6 — 10 часов, и при пуске из холодного состояния, т у.т. ;

n П 6−10 ч и n П Х.С. число пусков и остановов соответственно на 6 — 10 часов, и из холодного состояния.

Расход топлива на ГРЭС, т у.т. /год:

, (1. 8)

Затраты на топливо, млн. руб. /год:

, (1. 9)

где Ц — цена топлива, руб. /т у. т.

1.2.3 Расходы на оплату труда

Для приближённых расчётов заработной платы по станции можно использовать формулу, млн. руб. /год:

, (1. 10)

где nУ — штатный коэффициент;

ФЗП — средняя зарплата одного работника за год;

1.2.4 Амортизационные отчисления

Размер амортизационных отчислений, млн. руб. /год:

, (1. 11)

где HA — средняя норма амортизации станции в целом;

К — капитальные вложения в ГРЭС, млн. руб. /год:

, (1. 12)

где К/ и КБЛ — капитальные вложения, связанные с установкой одного блока головного и каждого последующего, млн. руб. ;

di — коэффициент, учитывающий район размещения;

кУД — коэффициент удорожания в ценах текущего года.

1.2.5 Расходы по ремонтному обслуживанию

Расходы по ремонту, млн. руб. /год:

, (1. 13)

где НТР — норма отчислений на ремонтное обслуживание от капитальных вложений в ГРЭС.

1.2.6 Прочие расходы

К прочим расходам относятся:

— общецеховые и общестанционные расходы;

— расходы по охране труда и техники безопасности;

— налоги и сборы;

— плата за землю

Их величина принимается 20−30% от суммарных затрат на амортизацию, ремонт и зарплату, с учётом единого социального налога, млн. руб. /год:

, (1. 14)

где ЕСН — единый социальный налог, рассчитываемый по ставке 26% от расходов на оплату труда.

Эксплуатационные расходы составят, млн. руб. /год:

Для оценки достоверности расчётов определим удельный вес топливной составляющей:

, (1. 15)

Таким образом, топливная составляющая себестоимости занимает не более 40% от полной производственной себестоимости, что позволяет сделать вывод о приемлемости результатов расчёта издержек производства.

1.3 Расчёт себестоимости единицы электроэнергии

Годовой отпуск энергии с шин станции, МВт ч:

, (1. 16)

где аСН — коэффициент расхода электроэнергии на собственные нужды станции.

Себестоимость отпущенной энергии, руб. /кВт ч:

, (1. 17)

Себестоимость выработанной энергии, руб. /кВт ч:

, (1. 18)

Удельный расход условного топлива на выработанный кВт ч, кг у.т. /кВт ч:

, (1. 19)

Удельный расход условного топлива на отпущенный кВт ч, кг у.т. /кВт ч:

, (1. 20)

Во втором варианте расчёта установленная мощность ГРЭС остаётся прежней, состав основного оборудования: 8 блоков К500−240 с котельными агрегатами производительностью 1650 т/ч.

Второй вариант расчёта сведём в таблицу 1. 1, т. к. методика расчёта повторяет методику, описанную выше.

Таблица 1.1 — Пересчёт технико-экономических показателей станции и себестоимости единицы электроэнергии

Наименование

показателя

Значение показателя

Число часов фактической работы турбоагрегата, ч.

Выработка установленной мощности на ГРЭС, МВт ч

Средняя нагрузка электростанции, МВт

Среднегодовая нагрузка блока, МВт

Годовой расход топлива,

т у.т. /год

Потери топлива в неустановишемся режиме, т у.т. /год

Расход топлива на ГРЭС,

т у.т. /год

Затраты на топливо, млн. руб. /год

Расходы по оплате труда, млн. руб. /год

Амортизационные отчисления, млн. руб. /год

Расходы по ремонтному

обслуживанию, млн. руб. /год

Прочие расходы, млн. руб. /год

Эксплуатационные расходы, млн. руб. /год

Годовой отпуск энергии с шин ТЭС, МВт ч

Себестоимость отпущенной энергии, руб. /кВт ч

Себестоимость выработанной энергии, руб. /кВт ч

Удельный расход топлива на выработанный кВт ч,

кг у.т. /кВт ч

Удельный расход топлива на отпущенный кВт ч, кг у.т. /кВт ч

Результаты расчётов двух вариантов сводим в таблицу 1. 2

Таблица 1.2 — Основные технико-экономические показатели станции

Наименование

показателя

Значение показателя

вариант 1

вариант 2

Установленная мощность, МВт

4000

4000

Состав основного оборудования

5ЧК — 800 — 240

8ЧК — 500 — 240

Число часов использования

установленной мощности, ч. /год

6500

6500

Выработка электроэнергии на ГРЭС, МВт ч

26 000 000

26 000 000

Годовой отпуск энергии с шин станции, МВт ч

24 390 000

24 390 000

Удельный расход условного

топлива на выработанный кВт ч, кг у.т. /кВт ч

0,316

0,328

Удельный расход условного

топлива на отпущенный кВт ч, кг у.т. /кВт ч

0,337

0,349

Себестоимость единицы

электроэнергии, руб. /кВт ч:

а) выработанной

б) отпущенной

0,385

0,41

0,431

0,459

Штатный коэффициент, чел. /МВт

0,46

0,54

Удельные капитальные вложения, млн. руб. /МВт

6,92

8,1275

Таким образом, по показателю проектной себестоимости первый вариант с составом основного оборудования пять блоков К800−240 является более предпочтительным.

Хозрасчётный эффект для станции составит, млн. руб. /год:

, (1. 21)

где UЭСОП — себестоимость единицы отпущенной электроэнергии по сопоставляемому варианту, руб. /кВт ч. ;

UЭРЕК — себестоимость единицы отпущенной электроэнергии по рекомендуемому варианту состава основного оборудования, руб. /кВт ч.

WРЕК — годовой отпуск электроэнергии по рекомендуемому варианту, МВт ч.

1.4 Расчёт срока окупаемости станции

Срок окупаемости — это период (измеряемый в месяцах, кварталах или годах), начиная с которого первоначальные затраты покрываются суммарными результатами. Другими словами, это интервал времени, в течение которого общий объём капитальных затрат остаётся большим суммы амортизационных отчислений и прироста прибыли предприятия.

Соотношение между доходами и расходами по реализации проекта определяется показателем чистого дисконтированного дохода (ЧДД). Если ЧДД больше нуля то все затраты по проекту окупаются доходами, т. е. данный проект инвестиций можно рекомендовать к практической реализации.

Чистый дисконтированный доход, млн. руб. :

, (1. 22)

где К — стоимость строительства станции, млн. руб. ;

UЭОТП — себестоимость отпущенной энергии, руб. /кВт ч. ;

WОТП — годовой отпуск энергии с шин станции, МВт;

n — текущий год;

Т — тариф на отпущенный кВт ч с учётом планируемой рентабельности, руб. /кВт ч.

, (1. 23)

Поскольку период окупаемости превышает 10 лет, то выполним расчёт при повышенном уровне рентабельности производства электроэнергии/

Капитальные вложения в проект ГРЭС 4000 МВт с пятью блоками К-800−240 окупается на десятый год эксплуатации при условии, что уровень рентабельности принимается выше 15%.

В качестве рекомендуемого состава основного оборудования принимается в дальнейших расчётах пять блоков К-800−240 с котельными агрегатами производительностью 2600 тонн пара в час, что обеспечивает хозрасчётный эффект в сумме 1203 млн руб. /год.

2 Основная часть

2.1 Исходные данные

Таблица 2.1 — Исходные данные

Наименование показателя

Обозначение

Значение показателя

Электрическая мощность, МВт

Wэ

4000

Максимальная теплофикационная нагрузка, МВт

200

Давление острого пара, бар

240

Температура острого пара, оС

540

Параметры после промежуточного перегрева:

давление, бар

32,4

температура, оС

540

Температура охлаждающей воды, оС

12

Давление пара в конденсаторе, бар

0,0343

Топливо

Кузнецкий каменный уголь

2.2 Описание тепловой схемы и подготовка данных к расчёту

Для покрытия данной нагрузки выбираем пять модернизированных турбин К-800−240. Принципиальная тепловая схема турбины К-800−240 представлена на листе № 1 графической части. Как видно из тепловой схемы (см. рисунок 1) турбина с промперегревом, имеет восемь регенеративных отборов пара.

Система регенерации состоит из четырёх подогревателей низкого давления (два из них смешивающего типа), деаэратора и трёх подогревателей высокого давления. Слив дренажа из подогревателей высокого давления (ПВД) — каскадный (без использования дренажных насосов) в предвключённый деаэратор; из подогревателей низкого давления (ПНД) — каскадно в ПНД-6.

Используется следующая схема отпуска тепла: горячая вода на отопление поступает от сетевой подогревательной установки, состоящей из верхнего (ВС) и нижнего (НС) сетевых подогревателей. Слив конденсата из сетевых подогревателей идет в деаэратор с помощью дренажного насоса (ДНС). Котёл прямоточного типа марки П-67.

Пар с уплотнений поступает в сальниковый подогреватель (ОУ1), а из основных эжекторов конденсатора — в охладитель эжекторного пара (ОУ2), что способствует дополнительному подогреву основного конденсата. Для возмещения потерь конденсата в конденсатосборник идет подпитка химически очищенной воды из ХВО.

В данной схеме установлен питательный турбонасос (ПТН), приводом для которого служит турбина. Пар на турбопривод идет из третьего отбора турбины.

Модернизированная турбина К-800−240 трехцилиндровая (один цилиндр высокого давления, один среднего и один низкого давления).

По заводским данным для турбины К-800−240 /1/:

Электрическая мощность Wэ = 800 МВт;

Начальные параметры пара:

Давление P0 = 240 бар;

Температура t0 = 540 С;

Параметры после промежуточного перегрева:

Давление Рпп=32,4 бар;

Температура tпп=540 оС

Давление пара в отборах /1/:

Pотб1 = 61,8 бар;

Pотб2 = 38,5 бар;

Pотб3 = 16,6 бар;

Pотб4 = 10,9 бар;

Pотб5 = 5,9 — 8,3 бар;

Pотб6 = 2,9 — 5,58 бар;

Pотб7 = 1,16 — 1,73 бар;

Pотб8 = 0,218 бар;

Давление в конденсаторе турбины Pк = 0,0343 бар;

Расчётные значения внутреннего относительного КПД по отсекам:

;;

КПД дросселирования по отсекам:

;;

Электромеханический КПД эм = 0,98;

КПД транспорта тр = 0,98;

Температурный график сети для Кемеровской области принимаем

150/70C /2/;

Расход продувочной воды прод = 1,5% от Dпг;

Расход пара на собственные нужды машинного отделения от Dт;

Расход пара на собственные нужды котельного цеха от Dт;

Внутристанционные потери конденсата от Dт;

Потеря давления пара в трубопроводах до регенеративных подогревателей — 5%;

Температура химически очищенной воды tхов = 30 С;

Температура воды, сливаемой из подогревателя химочищенной воды в техническую канализацию tсл = 60 С;

Нагрев воды в сальниковых и эжекторном подогревателях tпу+tэж = 10C;

КПД подогревателей поверхностного типа;

Недогрев воды в ПВД ипвд=2 С;

Недогрев воды в ПНД ипнд=4 С;

Недогрев воды в СП исп=4 С.

2. 3 Определение давления в нерегулируемых отборах пара на сетевые подогреватели

Максимальная тепловая нагрузка на одну турбину, МВт:

Расход сетевой воды, кг/с:

(2. 1)

где с — теплоемкость воды, кДж/кг;

Дt — разница температур подающей и обратной сетевой воды, °С.

Энтальпия сетевой воды за верхним сетевым подогревателем (ВС), кДж/кг:

(2. 2)

где — энтальпия обратной сетевой воды, кДж/кг.

Температура сетевой воды за ВС, С:

(2. 3)

Температура конденсата пара из ВС с учетом недогрева, С:

tнВС=tВСсп (2. 4)

tнВС=150,05+4=154,05

По /4/ находим давление в ВС, бар:

Р'ВС=5,301

С учетом потери давления пара в трубопроводах, давление в теплофикационном отборе, бар:

РВС= (2. 5)

РВС=

Приняв равномерный нагрев сетевой воды в сетевых подогревателях, определим величину нагрева в каждом из них, С:

, (2. 6)

Температура сетевой воды за нижним сетевым подогревателем НС, С:

tНС=tос+Дt (2. 7)

tНС= 70+40,1=110,1

Температура конденсата пара из НС с учетом недогрева, С:

tнНС=tНСсп (2. 8)

tнНС=110,1+4=114,1

По /4/ находим давление в НС, бар:

Р'НС=1,64

С учетом потери давления пара в трубопроводах, давление в теплофикационном отборе, бар:

РНС= (2. 9)

РНС=

Энтальпия сетевой воды за нижним сетевым подогревателем (НС), кДж/кг:

, (2. 10)

2.4 Построение процесса расширения пара на i-s диаграмме

Процесс расширения пара в турбине представлен на рисунке 2. 1

Процесс построен с учетом потерь давления в регулирующих органах цилиндров турбины в соответствии с начальными и конечными параметрами.

Находим на i-s диаграмме точку О. С учётом дросселирования пара в регулирующих органах ЦВД найдем давление пара, бар:

(2. 11)

(точка О');

Теоретический процесс расширения пара в ЦВД, изображается линией

О' - B. При действительном процессе расширения определим энтальпию в точке A, кДж/кг:

(2. 12)

где iB=2853,9 кДж/кг — энтальпия пара в конце теоретического процесса расширения в ЦВД.

Зная энтальпию iA можно определить точку, А на изобаре Ротб2.

Точку А' будет соответствовать давлению промежуточного перегрева:

Энтальпия пара в точке С:

(2. 13)

где iD=3008,4 кДж/кг — энтальпия пара в конце теоретического процесса расширения в ЦСД.

Зная энтальпию iC можно определить точку С на изобаре Ротб6.

Точку С' определим с учетом потери давления в регулирующих органах ЦНД:

(2. 14)

Энтальпия пара в точке E:

(2. 15)

где iF=2234,5 кДж/кг — энтальпия пара в конце теоретического процесса расширения в ЦНД.

Зная энтальпию iЕ можно определить точку E на изобаре Рк.

Используя значения давления в отборах, находим на i-s диаграмме энтальпии пара в этих отборах:

iо=3316,4 кДж/кг;

iотб1=2999,2 кДж/кг;

iотб2=2908,5 кДж/кг;

iотб3=3351,8 кДж/кг;

iотб4=3244,4 кДж/кг;

iотб5=3180 кДж/кг;

iотб6=3093 кДж/кг;

iотб7=2855,2 кДж/кг;

iотб8=2544,8 кДж/кг.

2.5 Определение параметров по элементам схемы

Определение параметров по элементам схемы покажем на примере подогревателя высокого давления ПВД-1.

Давление пара в отборе турбины Ротб1=61,8 бар.

С учетом потерь в тракте от турбины до подогревателя давление в ПВД1 составляет:

РПВД-1=61,80,95=58,71 бар.

Энтальпия греющего пара (по i-s диаграмме):

iотб1=2999,2 кДж/кг.

Использованный теплоперепад:

HПВД-1=i0 — iотб1 (2. 16)

HПВД-1= 3316,4−2999,2=317,2 кДж/кг.

Температура конденсата греющего пара по /4/:

tнПВД-1=274,14 С

Энтальпия конденсата греющего пара по /4/:

пвд1=1206,5 кДж/кг.

Температура питательной воды за подогревателем с учетом недогрева:

tпвПВД-1=tнПВД-1пвд (2. 17)

tпвПВД-1=274,14−2=272,14 С.

Энтальпия питательной воды за подогревателем:

пвПВД-1= tпвПВД-1*4,186 (2. 18)

пвПВД-1=1139,2 кДж/кг.

Аналогичным образом рассчитываются параметры по другим элементам схемы. Результаты сводятся в таблицу 2. 2

Таблица 2.2 — Параметры по элементам схемы

Наимено-вание

величин

ПВД1

ПВД2

ПВД3

Деаэ-

ратор

ПНД4

ПНД5

ПНД6

ПНД7

ВС

НС

Конденсатор

Давление пара в отборе, бар

61,8

38,5

16,6

10,9

8,3

5,58

1,73

0,218

5,58

1,73

0,0343

Давление пара у подогрева-теля, бар

58,71

36,575

15,77

8

7,885

5,301

1,64

0,207

5,301

1,64

0,0343

Температура конденсата греющего пара,

274,14

245,08

200,6

170,4

169,8

154,05

114,1

60,83

154

114,1

26,36

Энтальпия конденсата греющего пара, кДж/кг

1206,5

1061,7

855,2

720,9

718,2

649,7

478,69

254,6

649,7

478,6

110,46

Температура пит. воды за подогрева-телем,

272,14

243,08

198,6

170,4

165,8

150,05

114,1

60,83

150,0

110,1

-

Энтальпия пит. воды за подогрева-телем, кДж/кг

1139,2

1017,5

831,6

720,9

694,1

628,1

478,69

254,6

628,1

460,9

-

Энтальпия греющего пара, кДж/кг

2999,2

2908,5

3351,8

3244,4

3180

3093

2855,2

2544,8

3093

2855,2

2327

Использован-ный теплопере-пад, кДж/кг

317,2

407,9

600,1

707,5

771,9

858,9

1096,7

1407,1

858,9

1096,7

1624,9

2.6 Расчет установки по подогреву сетевой воды

Рисунок 2.2 — Схема установки по подогреву сетевой воды.

Расход пара на верхний сетевой подогреватель ВС (из уравнения теплового баланса), кг/с:

(2. 19)

где — энтальпия из отбора на входе в ВС из таблицы 2. 2, кДж/кг.

Расход пара на нижний сетевой подогреватель НС (из уравнения теплового баланса), кг/с:

(2. 20)

где — энтальпия из отбора на входе в НС из таблицы 2. 2, кДж/кг.

2.7 Определение предварительного расхода пара на турбину

Коэффициент недоиспользования мощности отопительного отбора на нижний сетевой подогреватель:

(2. 21)

где iотб7 — энтальпия пара в отборе на нижний сетевой подогреватель из таблицы 2. 2, кДж/кг;

iк — энтальпия пара в конденсаторе из таблицы 2. 2, кДж/кг;

i0 — энтальпия острого пара, кДж/кг;

iотб2 — энтальпия пара за ЦВД, кДж/кг.

Коэффициент недоиспользования мощности отопительного отбора на верхний сетевой подогреватель:

(2. 22)

где iотб6 — энтальпия греющего пара на ПНД5 из таблицы 2. 2, кДж/кг;

Коэффициент недоиспользования мощности пара отбором на привод питательного насоса:

(2. 23)

где iотб3 — энтальпия греющего пара на ПВД — 3 из таблицы 2. 2, кДж/кг;

Принимая коэффициент регенерации Kр =1,248 определяем расход пара на турбину, кг/с:

(2. 24)

где Нi — располагаемый теплоперепад /таблица 2. 2/, кДж/кг

DТПН — расход пара на привод питательного насоса, кг/с /1/.

2.8 Баланс пара и воды

Расход пара на эжекторный подогреватель, кг/с:

(2. 25)

Расход пара на сальниковый подогреватель, кг/с:

(2. 26)

Внутристанционные потери конденсата (утечки), кг/с:

(2. 27)

Производительность котлоагрегата, кг/с:

(2. 28)

Расход питательной воды, кг/с:

2.9 Расчет регенеративной схемы

Расчет регенеративной схемы производится последовательно для подогревателей высокого давления, деаэратора и подогревателей низкого давления на основе решения уравнений тепловых балансов.

2.9.1 Расчет ПВД

Рисунок 2.3 — Схема включения ПВД

Уравнение теплового баланса для ПВД1 запишется:

, (2. 29)

Отсюда расход пара на ПВД1, кг/с:

(2. 30)

Аналогично с учетом слива конденсата из ПВД1 определяем расход пара на ПВД2,:

(2. 31)

Энтальпия питательной воды на входе в ПВД3 определяется с учетом нагрева ее в питательном насосе, кДж/кг:

, (2. 32)

где Дtпн — повышение энтальпии воды в питательном насосе /3/, кДж/кг.

, (2. 33)

где х — удельный объем воды по давлению и температуре воды в деаэраторе /4/, м3/кг;

зн — КПД насоса;

Рнаг — давление после насоса, МПа;

Рвс — давление перед насосом, МПа.

.

Тогда расход пара на ПВД — 3 составит,:

(2. 34)

2. 9.2 Расчет деаэратора

Рисунок 2.4 — Схема включения деаэратора

Материальный баланс деаэратора:

(2. 35)

Уравнение теплового баланса:

(2. 36)

Подставляя в эти уравнения значения величин, получаем:

Решая эти уравнения, находим:

2. 9.3 Расчет ПНД

Рисунок 2.5 — Схема включения ПНД

Расход пара на ПНД4 посчитается из уравнения теплового баланса, кг/с:

, (2. 37)

где — энтальпия основного конденсата на выходе из ПНД — 5, кДж/кг;

i4 — энтальпия греющего пара, кДж/кг;

t4 — энтальпия конденсата греющего пара, кДж/кг.

Расход пара на ПНД — 5 составит, кг/с:

(2. 38)

В связи с тем, что подогреватель ПНД — 6 смешивающего типа, то для определения неизвестных расходов пара и основного конденсата, составим уравнения материального и теплового балансов:

Материальный баланс:

(2. 39)

Уравнение теплового баланса:

(2. 40)

где tоу1 — энтальпия основного конденсата на выходе из охладителя пара от уплотнений, кДж/кг.

Подставляя в эти уравнения значения величин, получаем:

Решая эти уравнения, находим:

Аналогично определяем расходы пара и основного конденсата для ПНД7.

Материальный баланс:

(2. 41)

Уравнение теплового баланса:

(2. 42)

где tоу2 — энтальпия основного конденсата на выходе из охладителя эжекторного пара, кДж/кг.

Подставляя в эти уравнения значения величин, получаем:

Решая эти уравнения, находим:

Расход пара в конденсатор составит, кг/с:

(2. 43)

2. 10 Составление теплового и материального баланса

Проверка материального баланса пара в турбине, кг/с:

(2. 44)

660,42=46,435+65,186+6,972+34,16+4,014+14,538+32,742+33,378+8,337+ +24,51+7,991+382,157

660,42=660,42

Проверка по балансу мощности:

(2. 45)

Несоответствие заданной мощности ДWэ,:

,

что составляет 0,019%.

Полученное значение несоответствия удовлетворяет требованиям инженерной и научной погрешности.

Уточним расход пара на турбину, кг/с:

(2. 46)

(2. 47)

Уточненное значение коэффициента регенерации составит:

(2. 48)

2. 11 Расчет технико-экономических показателей

Общий расход топлива на ТЭЦ определим по уравнению теплового баланса котла:

(2. 49)

где — низшая теплота сгорания топлива, равная 22 835,5 кДж/кг;

зпг — КПД парогенератора, принимаем 0,919;

D — расход пара за котлом, кг/с;

iпе — энтальпия перегретого пара, кДж/кг;

iпп", iпп' - энтальпия пара в горячей и холодной нитках промежуточного перегрева соответственно, кДж/кг.

Отсюда общий расход топлива равен, кг/с:

(2. 50)

Расход топлива на выработку электроэнергии подсчитывается, кг/с:

, (2. 51)

где Э, Эот — выработка и отпуск электроэнергии,;

— расход электроэнергии на собственные нужды, связанные с производством электроэнергии,.

Количество электроэнергии, отпускаемое с шин электростанции, Эот, определяется как разность между количеством выработанной электроэнергии и расходом ее на собственные нужды электростанции. Расход на собственные нужды электростанции составляют 8% от выработанной электроэнергии. Расход электроэнергии на собственные нужды, связанные с производством электроэнергии, составляют 5% от выработанной электроэнергии, /2/.

(2. 52)

Кэ — коэффициент отнесения затрат топлива энергетическими котлами на производство электроэнергии:

, (2. 53)

Здесь расход тепла на производство электроэнергии, кДж:

(2. 54)

Расход тепла на турбоустановку составит, кДж:

(2. 55)

Расход тепла на регенеративные отборы, кДж:

(2. 56)

Расход тепла на собственные нужды турбоагрегата принимается 5% от расхода тепла на производство электроэнергии, /2/, кДж:

(2. 57)

Увеличение расхода тепла на производство электроэнергии при наличии отборов, кДж:

(2. 58)

где Qнс, Qнс — тепло, отпущенное из двух теплофикационных отборов;

принимается равным 1;

о — коэффициент ценности тепла каждого отбора.

(2. 59)

где К — коэффициент, зависящий от давления пара перед турбиной, его значение принимаем равным 0,4 из /2/.

(2. 60)

Расход топлива на отпуск тепла определяется, кг/с:

(2. 61)

Фактическое значение удельных расходов условного топлива на отпуск электроэнергии и тепла определяются по формулам:

(2. 62)

(2. 63)

2. 12 Выбор основного оборудования ГРЭС

На основании заданных величин в качестве основного оборудования, в целях обеспечения надежности работы станции, выбираем пять моднрнизированных турбоагрегатов К — 800 — 240 — 5.

Котлоагрегаты выбираем по максимальному расходу пара на турбину с запасом 3%. Для турбоустановки К — 800 — 240 — 5 максимальный расход пара составляет 2377,94 т/ч. Таким образом, паропроизводительность котельного агрегата должна составлять 2377,94(100+3)/100=2449,3 т/ч. По этому значению выбираем пять котлов прямоточного типа Пп_2650−25−545БТ /1/.

Использование однотипных турбин и котлов дает ряд преимуществ, например, позволяет упростить эксплуатацию и ремонт оборудования станции.

Техническая характеристика котла:

Завод изготовитель — Подольский машиностроительный;

Заводская марка — П 67;

Паропроизводительность — 2650 т/ч;

Давление воды на входе в водяной экономайзер — 315 бар;

Температура воды на входе в водяной экономайзер — 274 оС;

Давление острого пара — 255 бар;

Температура острого пара — 545 оС;

Температура уходящих газов — 140 оС;

КПД — 91,9%;

Компоновка — Т — образная.

2. 13 Выбор вспомогательного оборудования в пределах ПТС

2. 13.1 Регенеративные подогреватели

Регенеративные подогреватели выбираем по заводским данным, так как их характеристики удовлетворяют значениям, полученным в ходе расчета ПТС.

ПВД1: ПВ 1800−37−6,5,

где 1800 — площадь поверхности теплообмена, м2;

37 — рабочее давление в трубной системе, МПа;

6,5 — рабочее давление в корпусе, МПа.

ПВД2: ПВ 1800−37−4,5;

ПВД3: ПВ 1800−37−2,0;

ПНД4: ПН 1900−32−6_I;

ПНД5: ПН 1900−32−6_II;

ПНД6: ПНСВ 2000−2;

ПНД7: ПНСВ 2000−1.

2. 13.2 Деаэратор

По расходу питательной воды выбираем деаэратор смешивающего типа повышенного давления ДП_2800/185 с характеристиками:

давление — 8 бар;

производительность — 2800 т/ч;

аккумуляторный бак — 185 м3.

2. 13.3 Сетевые подогреватели

В качестве подогревателей сетевой воды вместо кожухотрубчатых выбираем подогреватели пластинчатого типа, которые имеют большие преимущества.

Верхний сетевой подогреватель (ВС) — НН № 43ТС —;

Нижний сетевой подогреватель (НС) — НН № 43ТС —.

2. 13.4 Насосы

2. 13.4.1 Выбор питательных насосов

Питательный насос выбираем по производительности (с запасом 10−15%) и напору.

(2. 64)

Выбираем два питательных насоса с турбоприводом марки ПН_1500−350 ЛМПО с характеристиками:

подача — 1500 м3/ч;

напор — 350 кг/см2;

турбина приводная — ОК — 18 ПУ — 800;

номинальная мощность — 15,5 МВт;

обороты — 4650 об/мин;

конденсатор — КП_1200−2.

2. 13.4.2 Выбор конденсатных насосов

Конденсатные насосы выбираются по производительности в количестве трёх штук на турбину, два из которых в работе, один находится в резерве. На основании ПТС блока тракт основного конденсата имеет три ступени конденсатных насосов. В соответствии с расчётом ПТС по расходам основного конденсата на всас насосов произведём их выбор.

Gокl=1534,4 м3/ч — Три насоса марки КСВ 1600−90 с характеристиками:

подача — 1600 м3/ч;

напор — 90 м;

частота вращения — 1000 об/мин;

КПД — 76%.

Gокll=1622,6 м3/ч — Три насоса марки КСВ 1600−90

Gокlll=1913 м3/ч — Три насоса марки КСВ 2000−90 с характеристиками:

подача — 2000 м3/ч;

напор — 90 м;

частота вращения — 1000 об/мин;

КПД — 76%.

2. 13.4.3 Выбор циркуляционных насосов

Расход циркуляционной воды на одну турбину по заводским данным составляет 73 000 м3/ч. Число турбин на станции — 5.

Расчетный расход циркуляционной воды на ГРЭС составит, м3/ч:

Выбираем насосы типа ОП — 10 — 145 /5/ с характеристиками:

производительность — 74 000 м3/ч;

полный напор — до 24,5 м. вод. ст. ;

число оборотов — 333 об/мин;

КПД — 84%.

Необходимое количество насосов на береговой, шт. :

Мощность электродвигателя, кВт:

(2. 65)

где Q=74 000/3,6=20 555,6 кг/с.

2. 13.4.4 Выбор сетевых насосов

Выбор сетевого насоса производится по производительности и напору. Сетевые насосы устанавливаем в количестве двух насосов на турбину, рассчитывая их на 50%-ую производительность.

Производительность сетевого насоса, м3/ч:

(2. 66)

Выбираем сетевые насосы СЭ 500−70 с характеристиками:

подача — 500 м3/ч;

напор — 70 м. вод. ст. ;

частота вращения — 3000 об/мин;

мощность — 120 кВт;

КПД — 82%.

2. 14 Описание модернизированной турбины К-800-240

Турбина представляет собой трехцилиндровый агрегат, рассчитанный на начальные параметры пара:

Турбина выполнена с промежуточным перегревом пара до 540єС. При выходе из ЦВД пар с давлением 38,5 бар направляется на промежуточный пароперегреватель. После промежуточного перегрева пар подается в ЦСД с давлением 32,4 бар. Цилиндр среднего давления выполнен двухпоточным. В ЦСД размещается восемнадцать ступеней давления, по девять в каждом потоке.

Цилиндр низкого давления содержит четыре ступени давления на один поток.

Турбина имеет восемь регенеративных отборов, отборы не регулируемые, а также два выхлопа в конденсатор.

2. 14.1 Описание проточной части ЦНД

При выполнении дипломного проекта за базовую конструкцию был принят штатный ЦНД турбины К — 800 — 240, выполненный по традиционной чисто осевой схеме, которая представляет двухпоточную конструкцию с пятью ступенями давления на один поток.

Разрабатываемый вариант конструкции ЦНД отличается от штатного пропускной способностью, устройством разделителя потока и установкой в качестве последней ступени — ступени с двойным выхлопом в конденсатор. Таким образом, схема проточной части является комбинированной и содержит двухпоточную радиально — осевую ступень (ДРОС), вторую и третью ступень — осевые, а четвертую — ступень с двойным выхлопом в конденсатор — на каждый поток.

Конструкция проектируемого ЦНД содержит два отбора в каждом потоке. Первый отбор расположен после двухпоточной радиально-осевой ступени, а второй — после второй ступени, то есть после первой осевой.

Основаниями для использования двухпоточной радиально-осевой ступени для разделения потока послужили следующие положения:

· После входа в ЦНД пар перед первой осевой ступенью должен совершить поворот на 90є, что при больших скоростях связано со значительными потерями;

· При повороте потока пара наблюдается неравномерное расширение потока в первой осевой ступени;

· При работе ЦНД с неподвижными разделителями потока имеет место потеря от протечки пара под разделителем;

· Также имеет место потеря энергии за счет неравномерного подвода пара в ЦНД.

Радиальное течение пара к оси турбины можно использовать для получения механической работы, при этом большую роль играет работа кориолисовых сил. Для этого первую ступень ЦНД целесообразно выполнить радиального типа, разместив ее в пространстве, которое в чисто осевой турбине не используется. Проектируемая двухпоточная радиально — осевая ступень заменяет четыре осевые ступени, по две в каждом потоке ЦНД. Благодаря этому значительно сокращается длина проточной части турбины и открывается возможность за счет освободившегося пространства усовершенствовать проточную часть последующих осевых ступеней. Поэтому, в качестве последней осевой ступени мы устанавливаем ступень с двойным выхлопом.

Применение ДРОС дает следующие преимущества:

· существенно повышается КПД ЦНД турбины. Это объясняется более совершенным преобразованием энергии пара в радиально — осевой ступени, чем в заменяемых осевых ступенях;

· позволяет существенно улучшить проточную часть осевых ступеней путем уменьшения угла раскрытия при помощи раздвижки ступеней;

· уменьшается влияние нестационарности потока;

· снижаются концевые потери в направляющем аппарате.

Цилиндр низкого давления является наиболее металлоемким и дорогостоящим элементом турбины. В штатной турбине К-800−240 используется 3 ЦНД. В проектируемом варианте турбины мы предлагаем один ЦНД. Это достигается путем увеличения пропускной способности цилиндра низкого давления благодаря использованию ступени с двойным выхлопом в конденсатор.

Перед последней ступенью поток пара делится на два равных полупотока, которые затем поступают в ступени с одинаковой высотой лопаток. Одна ступень выполнена с длиной лопаток l=1200 мм при среднем диаметре, другая — с длиной лопаток l=1200 мм при среднем диаметре. Лопатки изготовлены из титанового сплава ТС-5. Давление пара перед обеими ступенями одинаковое.

Сокращение числа цилиндров низкого давления позволяет заметно снизить стоимость таких турбин.

2. 14.2 Двухпоточная радиально-осевая ступень

Схема двухпоточного ЦНД с радиально — осевой ступенью имеет ряд преимуществ перед традиционными ЦНД с чисто осевыми ступенями. Двухпоточная радиально-осевая ступень позволяет сработать в два раза больший теплоперепад чем одна осевая ступень, тем самым заменяя четыре осевые ступени в двухпоточном ЦНД. Эффективность радиально-осевой центростремительной ступени в общем случае выше, чем осевой, поскольку в центростремительной ступени значительная доля работы совершается за счет кориолисовых сил без потерь энергии. Уменьшаются концевые потери в направляющем аппарате вследствие течения двойного расхода пара через направляющий аппарат. Меньше потери энергии, связанные с углом поворота, вследствие меньшего угла поворота вектора относительной скорости, меньшего числа Маха и большего числа Рейнольдса. Радиально-осевая ступень отличается незначительной, по сравнению с осевой, чувствительностью к протечкам через осевые зазоры и отклонениям в геометрии проточной части.

Применение ДРОС также позволяет сократить осевые размеры ротора и всего цилиндра, снизить при этом металлоемкость и улучшить прочностные характеристики конструкции, либо использовать освобожденное место для модернизации осевой части ЦНД например:

· уменьшить угол раскрытия проточной части;

· раздвинуть осевые ступени, увеличив этим КПД и уменьшив влияние нестационарности потока, что безусловно, положительно отразится на прочности и долговечности высоконапряженного лопаточного аппарата.

2. 14. 2. 1 Подводящее устройство

Подводящее устройство должно обеспечивать необходимую, по возможности, наиболее однородную структуру потока рабочего тела при входе в направляющий аппарат. Поток желательно иметь равномерный, осесимметричный и с устойчивым на большинстве режимов углом натекания на лопатки направляющего аппарата.

Подводящее устройство выполнено в виде двухзаходной улитки с двухпоточным подводом пара. Пар из общего трубопровода подводится двумя трубопроводами, расположенными горизонтально, что позволяет уменьшить вертикальные габариты машины, а также отсепарировать наиболее крупные механические частицы.

Для сепарации мелких механических примесей можно применять в подводящих паропроводах известные сепарационные устройства в виде свободновращающихся сепараторов, которые надежно, без потерь энергии позволяют удалить наряду с механическими примесями и часть крупнодисперсной влаги.

Применение двухзаходной улитки позволит осуществить подвод пара к сопловому аппарату более равномерно, что улучшает аэродинамику проточной части ЦНД.

Закон изменения площади улитки должен быть выбран таким образом, чтобы обеспечить требуемый наперед заданный угол входа потока в направляющий аппарат и равномерный подвод пара по всем лопаткам направляющего аппарата.

Выбор рационального способа профилирования позволит применить направляющий аппарат, обладающий низким уровнем потерь.

2. 14. 2. 2 Конструкция рабочего колеса радиально-осевой ступени

В дипломном проекте выбрано двухпоточное рабочее колесо с шахматным расположением четного числа межлопаточных каналов меандрообразного типа. Данная конструкция рабочего колеса наиболее выгодна и отличается более плавными меридиональными обводами межлопаточных каналов, низкими потерями на трение, отсутствием диффузорных участков, более высокими прочностными характеристиками элементов колеса и высокой технологичностью.

Лопатка состоит из центральной части и концевых, левых и правых лопаток. Центральная часть представляет собой лопатки, у которых перо — это прямая пластина, которая для большей прочности снабжена ребрами жесткости.

Промежуточное тело центральной лопатки имеет сложную конфигурацию с тремя сквозными отверстиями неправильной формы. Это обеспечивает плавность изменения закона площадей поперечных сечений лопатки по её высоте, а, следовательно, позволяет избежать резких изменений растягивающих напряжений в пере лопатки, что повышает её прочность. Хвостовик центральной лопатки елочного типа. С помощью этого лопатки крепятся в теле диска ротора.

Рабочее колесо радиально-осевой ступени выполнено закрытого типа с учетом того, что осевой зазор между рабочим колесом и стенками корпуса не менее осевого смещения ротора относительно статора, то есть 20 мм.

Работа открытого рабочего колеса в условиях осевых зазоров приведет:

· к значительным перетечкам рабочего тела со стороны высокого давления лопаток на сторону низкого давления;

· к большим утечкам рабочего тела в зазоре.

Вследствие этого произойдет снижение степени реактивности и КПД ступени.

Конструкция рабочего колеса закрытого типа обладает рядом преимуществ по сравнению с рабочим колесом открытого и полуоткрытого типов. КПД закрытого колеса выше, чем КПД других типов колес на 2 — 6%.

2. 14. 3 Конструкция ротора ЦНД

Ротор ЦНД выполнен сболченным, состоящим из двух частей, с одним болтовым соединением. Конструкция сболченного ротора обладает следующими преимуществами:

· появляется возможность проверки качества отдельных поковок до их сбалчивания;

· применение высокопрочной легированной стали с пределами текучести и более повышает надежность турбины, особенно в аварийных ситуациях;

· в случае обнаружения дефектов или повреждений в одной из частей ротора может быть заменена только поврежденная часть, а не весь ротор;

· снижается необходимая грузоподъемность кранового оборудования на участках механической обработки частей ротора.

Ротор выполнен с центральной расточкой по всей длине диаметром 500 мм, что снижает его вес.

Из вышеперечисленного следует, что сболченный ротор значительно дешевле цельнокованого.

Радиально — осевая ступень крепится к ротору при помощи болтового соединения, которое также является креплением двух частей ротора ЦНД. В дисках РОС предусмотрены пазы для крепления центральных лопаток при помощи ёлочных хвостов и Т-образные пазы для хвостов концевых лопаток.

Для крепления ротора ЦНД с ротором ЦСД предусматриваются фланцы с системой отверстий под скрепляющие болты.

2. 15 Выбор оптимальных параметров радиально-осевой ступени

Параметры радиально-осевой ступени должны выбираться исходя из ряда требований:

· высокого КПД;

· требуемой прочности;

· технологичности;

· простоты конструкции.

Выбор оптимального режима работы в данном дипломном проекте определен расчетным путем, исходя из следующих соображений /9/:

· Угол входа потока в относительном движении и угол выхода потока из ступени должны быть равны;

· Условие радиального входа потока в рабочем колесе связано с предельной прочностью лопаток, так как в изогнутых лопатках возникают дополнительные изгибающие напряжения от действия центробежных сил;

· Высота концевых лопаток радиально-осевой ступени должна быть порядка, чтобы не нарушать плавность всей проточной части уже существующего ЦНД турбины К800−240, при минимальном угле выхода потока в относительном движении;

· Предельная окружная скорость на периферийном диаметре не должна превышать.

Для выполнения этих условий было произведено варьирование углом в пределах. Минимальный угол не должен быть меньше.

По описанной ниже методике был произведен расчет в Ленинградском Политехническом Институте /9/, на основании которого можно сделать следующие выводы: при малых значениях влияние его на КПД ослабевает, поэтому ограничение по длине лопатки, дающее нам не может существенно занизить КПД.

В этом случае КПД радиально-осевой ступени получается довольно высоким:.

На основании этого был сделан вывод, что варианты теплового расчета ДРОС, результаты которого здесь представлены, являются оптимальными.

Описанный ниже метод теплового расчета центростремительной ступени турбины по средней линии тока, имеет возможность предварительного определения степени реактивности и числа для обеспечения безударного входа потока в рабочее колесо и осевого () выхода из него.

Лопатки рабочего колеса центростремительной ступени предполагаются радиально установленными, то есть.

В тепловом расчете предусмотрено введение поправки А. Стодолы /9/ для учета циркуляционных течений в рабочем колесе и корректировки в соответствии с этим угла натекания потока на лопатки рабочего колеса.

Вывод формул для определения степени реактивности и скорости при заданном перепаде энтальпий на ступень.

Исходная система уравнений (из входного треугольника скоростей):

, (2. 67)

где — составляющая скорости циркуляционного течения в рабочем колесе вдоль оси;

, (2. 68)

Преобразуем уравнение (2. 67) системы:

, (2. 69)

где — диаметр вписанного между лопатками рабочего колеса на входе цилиндра;

— число лопаток рабочего колеса;

, (2. 70)

где — коэффициент скорости в сопловом аппарате;

— угол выхода потока из направляющего аппарата;

— располагаемый теплоперепад ДРОС.

В результате имеем:

(2. 71)

Возведя обе части уравнения (2. 71) в квадрат, получим:

(2. 72)

Из второго уравнения (2. 68) системы получаем:

(2. 73)

Из входного треугольника скоростей имеем:

(2. 74)

Подставляя значение в уравнение (2. 73), перенося в правую часть и возведя обе части в квадрат, получаем:

(2. 75)

Уравнения (2. 72) и (2. 75) дают систему двух уравнений с двумя неизвестными и.

Скорость связана со скоростью коэффициентом радиальности и поэтому не является неизвестной.

Решая полученную систему уравнений (2. 72) и (2. 75) относительно и получаем расчетные уравнения:

(2. 76)

(2. 77)

Дальнейший тепловой расчет ступени ведется обычным методом /18/, когда и заданы.

2. 16 Детальный расчет двухпоточной радиально-осевой ступени ЦНД

На рисунке 2.6 представлена конструкция двухпоточной радиально-осевой ступени.

Рисунок 2.6 — Рабочее колесо ДРОС

Исходные данные к расчету ДРОС:

1) Статическое давление пара на входе в ДРОС,:

2) Температура пара на входе в ступень,:

3) Расход пара на оба потока ЦНД в номинальном режиме,:

4) Давление пара за ступенью,:

5) Скорость вращения ротора,:

6) Число рабочих лопаток,:

7) Средний диаметр рабочего колеса на выходе,:

8) Выходная высота рабочей лопатки,:

9) Радиальный зазор между направляющим аппаратом и рабочим колесом,:

10) Коэффициент скорости в направляющем аппарате:

11) Коэффициент скорости в рабочем колесе:

12) Угол выхода потока из соплового аппарата, град. :

13) Угол выхода потока из рабочей решетки предварительно задаем, град:

14) Располагаемый теплоперепад ступени,:

Согласно полученным выше уравнениям системы (2. 76) и (2. 77), определяем и:

Определяем термодинамическую степень реактивности:

где — теоретическая скорость истечения пара из сопла,

, (2. 78)

Располагаемый теплоперепад в сопловой и рабочей решетке,:

(2. 79)

(2. 80)

Далее строим процесс расширения пара в ступени и определяем необходимые параметры для дальнейшего расчета /рисунок 2. 7/.

Рисунок 2.7 — Процесс расширения пара в ступени ДРОС

Удельный объем в точках, , и /4/:

Давление пара на входе в рабочее колесо /4/,:

Теоретическая абсолютная скорость выхода из сопловой решетки,:

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой