Расчет турбины утилизационного турбогенератора

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Расчёт турбины утилизационного турбогенератора

Исходные данные

Эффективная мощность, Ne — 260 кВт

Давление пара перед соплами, p0 — 0. 94 МПа

Температура пара перед соплами, t0 — 280 °C

Давление в конденсаторе, pк — 0. 008 МПа

Частота вращения турбины, n — 8000 мин-1

Описание турбины

Паровая турбина — это механизм, преобразующий потенциальную энергию пара сначала в кинетическую энергию скоростной струи пара, а затем в механическую работу вращения вала; выходящая их сопла струя пара воздействует на лопатки и тем самым вращает колесо, а значит, и вал.

Паровая турбина состоит из: одного или нескольких соединенных колес, насаженных на общий вал с радиально укрепленными на ободе каждого колеса рабочими лопатками; в составе: ротор (вращающаяся часть) и статор (неподвижная часть) с подшипниками ротора и аппаратом направления струи пара; в этом аппарате происходит расширение пара с падением его давления и увеличивается скорость струи.

В зависимости от расположения оси ротора, числа корпусов и принципа работы турбины бывают: вертикальные и горизонтальные, 1-корпусные и многокорпусные, активные и реактивные.

Степень использования энергии пара в турбине зависит от разности давления пара при входе и выходе из нее; паровые турбины мощностью более 3500?7500 кВт изготовляю 2-х и 3-х корпусными; в многокорпусных турбинах корпуса соединяются последовательно одним паропроводом.

Особенностью паровой турбины является ее способность вращаться только в одну сторону; поэтому для обеспечения судну заднего хода (реверса) устанавливают турбину заднего хода, мощность которой составляет 40−50% мощности турбины переднего хода, ее размещают либо в отдельном агрегате, либо на одном валу с турбиной низкого давления pn переднего хода в ее же корпусе.

Для обеспечения nвращ = 80?200 об/мин используют специальную передачу — зубчатый редуктор (2-х ступенчатый); паровая турбина с редуктором образуют главный турбозубчатый агрегат (ГТЗА).

Для регулирования N и n на паропроводах ставят паровыпускные клапана, распределяющие поступающий пар по группам сопл, маневровые клапана, а также стопорный, быстрозапорный и разобщительный клапана.

ГТЗА снабжают валоповоротным устройством с приводом от электродвигателя.

Конденсатор служит для обратного превращения отработавшего пара в воду и позволяет увеличить Ne турбины.

Предварительный расчёт турбины

Энтальпию пара перед соплами i0 = 2915 кДж/кг, принимают по диаграмме i-s.

Энтальпию пара в конце теоретического процесса расширения i1t = 2375 кДж/кг, находят по диаграмме i-s.

Располагаемыйтеплоперепад в турбине

= 3013,6 — 2213,6 = 800 кДж/кг.

Относительный внутренний КПД турбиныпринимаем в пределах

hoi = 0,7?0,75

hoi = 0,72

Потери в выхлопном патрубке турбины

= = 4,68 кДж/кг,

где cx = 80 100 = 90 м/с -- скорость в выхлопном патрубке;

hoi = 0,9 0,95 = 0,93 -- коэффициент скорости.

Внутренний теплоперепад в турбине

= (800 — 4,68)•0,72 = 572,63 кДж/кг.

Параметры пара за турбиной в конце действительного процесса расширения p2z = 0,0085 МПа и v2z = 17 м3/кг определяются по диаграмме i-s.

Тепловой расчёт двухвенечной ступени

Относительный внутренний КПД ступени предварительно принимаем = 0,65 — 0,68 = 0,65.

Средний диаметр ступени dср, = 0,467 м, принимаем по чертежу.

Окружная скорость ступени

= = 208,077 м/с.

Характеристику ступени определяем по графикам или принимаем в диапазоне

= 0,23.

Условная скорость в ступени

= = 904,68 м/с.

Располагаемыйтеплоперепад ступени

= = 409,22 кДж/кг.

Внутреннийтеплоперепад ступени

= 409,22•0,65 = 265,997 кДж/кг.

Параметры пара в конце теоретического процесса расширения, за ступенью p2р = 0,123 МПа и v2р =1,55 м3/кг определяются по диаграмме i-s.

Суммарная степень реактивности принимается в пределах

= 0,13,

где r10,02? 0,03 = 0,02-- степень реактивности первого венца;

rн = (2? 2,5)--r1 = 0,05-- степень реактивности направляющего аппарата;

r21,5r1 = 0,03-- степень реактивности второго венца.

Вычисляем располагаемыйтеплоперепад в соплах:

= 409,22•(1 — 0,13) = 356,02 кДж/кг.

Коэффициент скорости принимаем равным

jc = 0,92? 0,95 = 0,93.

Действительная абсолютная скорость выхода пара из сопел

= = 784,76 м/с.

Потери энергии в соплах

= 356,02•(1 —) = 48,098 кДж/кг.

Параметры пара за соплами в конце реального процесса расширения p = 0,175 МПа и v =1,05 м3/кг находим по диаграмме i-s.

Критическое давление пара

pкр = p0eкр =0,94•0,546 = 0,51 Па.

где eкр = 0,546 -- для перегретого пара.

Энтальпия пара в критическом сечении iкр = 2868 кДж/кг, определяется по диаграмме i-s.

Удельный объём пара в критическом сечении vкр = 0,43 м3/кг, определяется по диаграмме i-s.

Располагаемый теплоперепад до критического сечения

= 3013,6 — 2868 = 145,6 кДж/кг.

Критическая скорость пара

= = 539,63 м/с

Угол установки сопел принимаем в пределах

a1= 8−14° = 11.

Определение угла отклонения в косом срезе сопел Лаваля.

Коэффициент энергетических затрат

= 1 — = 0,135

Коэффициент потерь

= = 0,156

Показатель политропы

= = 1,249

где k = 1,3--показатель адиабаты для перегретого пара.

Скорость звука в конце адиабатного расширения

= = 533,94

Определяем значение= = 0,0042

Находим углы:

= =3. 4?

Угол отклонения потока в косом срезе

= 3. 4? — 12? =2. 2?

Угол выхода пара из сопел с учётом отклонения потока

a11=--a1+ d--=--11?--±-2. 2?--=--13. 2?

Относительная скорость входа пара на I венец рабочих лопаток w11 = 576,68 м/с, определяется из треугольника скоростей.

Угол входа пара на I венец рабочих лопаток b11 = 18? определяется из треугольника скоростей.

Коэффициент скорости I рабочего венца (принимаем) y1 = 0,91?0,93 = 0,92.

Относительная скорость выхода пара из рабочих лопаток I венца

=0,92=543,45 м/с.

Угол выхода относительной скорости из рабочих лопаток I венца

= 18? — 4? = 14?

Абсолютную скорость выхода пара из рабочих лопаток I венца c21 = 344 м/с, находим из треугольника скоростей.

Угол выхода пара из рабочих лопаток I венца a21 = 22,5? находим из треугольника скоростей.

Потери энергии в рабочих лопатках I венца

= = 22,68 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад на рабочих лопатках I венца

= 409,22•0,02 = 8,18 кДж/кг.

Параметры пара за Iвенцом p1 = 0,16 МПа и v1 = 1,15 м3/кг находим по диаграмме i-s.

Теоретическая абсолютная скорость выхода пара из направляющего аппарата:

= = 399,07 м/с.

Коэффициент скорости направляющего аппарата принимаем

yн = 0,93? 0,95 = 0,94.

Абсолютная скорость выхода пара из направляющего аппарата

= 0,94•399,07 = 375,13 м/с.

Потери энергии в направляющем аппарате

= = 9,268 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад на направляющий аппарат

= 409,22•0,05 = 20,46 кДж/кг.

Параметры пара за направляющим аппаратом pн = 0,14 МПа и vн = 1,3 м3/кг находим по диаграмме i-s.

Угол выхода абсолютной скорости из направляющего аппарата

a12= a21 — (8?10)° = 22,5? — 10? = 12,5?.

Относительная скорость входа пара на II венец w12 = 188 м/с, определяется из треугольника скоростей.

Коэффициент скорости для рабочих лопаток II венца (принимаем)

y2 = 0,92?0,94 = 0,93.

Теоретическая относительная скорость выхода пара из IIвенца

= = 277,6 м/с.

Угол выхода пара из II венца

b22= b12 — (8?10)° = 27? — 10? = 17?.

Абсолютная скорость c22 = 70 м/с и угол выхода пара a22 = 82? из II венцаопределяются из треугольника скоростей (см. рис. 3).

Потери энергии на рабочих лопатках II венца

= = 3,49 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад на II венце рабочих лопаток

= 409,22•0,03 = 12,28 кДж/кг.

Параметры пара за II венцом рабочих лопаток p2 = 0,123 МПа и v2 = 1,4 м3/кг находим по диаграмме i-s.

Потери энергии с выходной скоростью

= = 2,45 кДж/кг.

Параметры пара на выходе из ступени p = 0,123 МПа и vu =1,46 м3/кг находим по диаграмме i-s.

Если полученные значения существенно отличаются от вычисленных в п. 3. 8, расчёт следует повторить, скорректировав принимаемые значения.

Лопаточный КПД ступени, выраженный через потери теплоты

= = 0,79

Лопаточный КПД, выраженный через проекции скоростей

=

= = 0,76

или

,

где знак «+» или «-» выбирается в зависимости от направления скорости c22.

Определение ошибки

% = • 100% = 3,7%.

Определение размеров проточной части ступени

Механический КПД турбины (принимаем)

= 0,94

Относительный эффективный КПД турбины

= 0,72•0,94 = 0,68

Расход пара на турбину

= = 0,48 кг/с.

Площадь выходного сечения сопел

= = 0,6 м2.

Площадь минимального сечения сопел

= = 0,4 м2.

Степень расходимости сопел

= = 1,5 м2.

Высота сопловой лопатки принимается по чертежу

0,3 м.

Степень парциальности впуска пара

= = 2,62

где tс = 0,92--коэффициент сужения сопел.

Шаг сопел t принимается по чертежу. При отсутствии соответствующей проекции можно принять t = 10 мм.

Количество действующих сопл

= = 5

Высота рабочих лопаток I венца

= = 0,325 м.

Высота направляющих лопаток

= = 0,34 м.

Высота рабочих лопаток II венца

= = 0,36 м.

Расчёт внутренних потерь

Потери на трение и вентиляцию

=

= 1,2• = 62

где l = 1,2--для перегретого пара;

eк = 1 — e= = 0,343 м, средняя высота лопаток;

= = 1,275 м3/ кг, средний удельный объём.

Потери энергии на трение и вентиляцию

= = 182,3 кДж/кг.

Относительные потери на трение и вентиляцию

= = 0,47

Потери от неполноты впуска

= 1,2

где --сумма произведений ширины лопатки каждого венца на её высоту; n -- число групп сопел, в случае УТГ n = 1.

Потери от утечек пара

= 0,84

где м--радиальные зазоры.

Относительный внутренний КПД ступени

= 0,72

Внутренняя мощность ступени

= 0,48•409,22•, 72 = 64,8 кВт.

Теплоперепад по ступеням давления

Располагаемый теплоперепад на ступени давления = 860 кДж/кг находим по диаграмме i — s

Количество нерегулируемых ступеней z = 4 определяем по чертежу.

Средний теплоперепад на ступень

= = 215 кДж/кг.

Средние диаметры ступеней d1 = 0,33 м, d2 = 0,36 м, dz = 0,37 м, определить по чертежу.

Диаметр средней ступени

= = 0,35 м.

Располагаемый теплоперепад на каждую ступень

= = 220 кДж/кг,

где i -- номер ступени.

После определения располагаемых теплоперепадов по ступеням откладываем их на диаграмме i — s и в случае несовпадения корректируем теплоперепады.

Расчет ступеней давления

Последовательно выполняем расчет всех ступеней давления. Необходимые размеры находим из прилагаемого к заданию чертежа (эскиза) проточной части турбины.

Расход пара на ступень G0 = 0,48 кг/с принимаем по п. 4.2.

Окружная скорость ступени

= = 193,6 м/с.

Параметры пара перед ступенью (давление = 0,94 МПа, температура = 280? С, сухость пара = 0,3, где j -- номер ступени) определяются из построений на диаграмме i — s.

Параметры пара за ступенью (давление = 0,008 МПа, температура = 320? С, сухость пара = 0,2, где j -- номер ступени) аналогично определяются из построений на диаграмме i — s. Высота рабочих лопаток = 0,42 м, определяется по чертежу (эскизу).

Втулочное отношение

= = 0,88

Степень реактивности ступени

= = 0,04

где rк = 0?0,04, причем большая величина соответствует последним ступеням конденсационных турбин.

Располагаемый теплоперепад на ступень,

= 220 кДж/кг

гдеm= 0,5?0,7 = 0,6.

Для первой ступени давления следует принять = 0.

Коэффициент скорости направляющего аппарата принимаем в пределах jj = 0,93? 0,95 = 0,94.

Располагаемый теплоперепад в направляющем аппарате,

= 196 кДж/кг

Потеря энергии в направляющем аппарате

= 185,3 кДж/кг

Параметры пара за направляющим аппаратом (давление = 0,36 МПа, температура = 335 °C, сухость пара = 0,8, удельный объем = 0,06 м3/кг, где j -- номер ступени) определяются по диаграмме i — s.

Действительная скорость выхода пара из направляющего аппарата,

= 186 м/с

Угол выхода пара из направляющего аппарата, градусов,

= 36?

где tс = 0,90?0,92 = 0,91. = 0,97•lpj

Располагаемый теплоперепад на рабочий аппарат,

= 163,4 кДж/кг

Относительная скорость входа пара на рабочий аппарат w1 = 330 м/с, определяется графически или рассчитывается по теореме косинусов из треугольника скоростей.

Коэффициент скорости рабочего аппаратапринимаем в пределах yj = 0,92? 0,93 = 0,92.

Действительная относительная скорость выхода пара из рабочего аппарата,

= 365 м/с

Потери энергии на рабочем аппарате,

= 162,2 кДж/кг

Угол выхода пара (относительный) из рабочих лопаток, градусов,

= 42?

гдеtр = 0,90?0,92 = 0,91

Абсолютная скорость выхода пара из рабочего аппарата c2j = 172 м/с, определяется графически или рассчитывается по теореме косинусов из треугольника скоростей.

Потеря энергии с выходной скоростью,

= 172 кДж/кг

Лопаточный КПД ступени, выраженный через потери теплоты

= 0,82

Лопаточный КПД, выраженный через проекции скоростей

= 0,84

где знак «+» или «-» выбирается в зависимости от направления скорости c2.

Определение ошибки (допускается не более 5%)

% = 4%

Потери на трение и вентиляцию

= 73 кВт,

Относительные потери на трение и вентиляцию

= 0,23

Потери на влажность пара (для ступеней, работающих на влажном паре)

= 0,16

где xj-- степень сухости пара.

Относительная потеря на протечки пара

= 7,2

где dрj -- радиальный зазор;

lсj -- высота сопловых лопаток;

lрj -- высота рабочих лопаток.

Потери на протечки пара, Gутj,

Gутj = xутj·G = 0,44 кг/с

Относительный внутренний КПД ступени

= 0,74

Внутренний теплоперепад в ступени,

=162 кДж/кг

Внутренняя мощность ступени

= 0,44•162 = 71,3 кВт.

Внутренняя мощность ступеней давления

= 285,2 кВт,

где z1 -- количество ступеней давления

Вопросы технической эксплуатации турбинной установки. Совместная работа турбин и потребителей энергии

Схема работы конденсационной турбины: Свежий (острый) пар из котельного агрегата (1) по паропроводу (2) попадает на рабочие лопатки паровой турбины (3). При расширении, кинетическая энергия пара превращается в механическую энергию вращения ротора турбины, который расположен на одном валу (4) с электрическим генератором (5). Отработанный пар из турбины направляется в конденсатор (6), в котором, охладившись до состояния воды путём теплообмена с циркуляционной водой (7) пруда-охладителя, градирни или водохранилища по трубопроводу (8) направляется обратно в котельный агрегат при помощи насоса (9). Бо? льшая часть полученной энергии используется для генерации электрического тока

Рис.

Рис.

Схема работы теплофикационной турбины: Свежий (острый) пар из котельного агрегата (1) по паропроводу (2) направляется на рабочие лопатки цилиндра высокого давления (ЦВД) паровой турбины (3). При расширении, кинетическая энергия пара преобразуется в механическую энергию вращения ротора турбины, который соединен с валом (4) электрического генератора (5). В процессе расширения пара из цилиндров среднего давления производятся теплофикационные отборы и из них пар направляется в подогреватели (6) сетевой воды (7). Отработанный пар из последней ступени попадает в конденсатор, где и происходит его конденсация, а затем по трубопроводу (8) направляется обратно в котельный агрегат при помощи насоса (9). Бо? льшая часть тепла, полученного в котле используется для подогрева сетевой воды.

Литература

паровой турбина теплофикационной установка

1. Слободянюк Л. И., Поляков В. И. Судовые паровые и газовые турбины и их эксплуатация. — Л.: Судостроение, 1983. — 358 с.

2. Гречко Н. Ф. Судовые турбинные установки: Справочное пособие. — Одесса: «ФЕНІКС», 2005. — 317 с.

3. Брыль А. И., Шакун С. Н. Методические указания по выполнению курсовой работы «Расчёт турбины утилизационного турбогенератора». — О.: ОНМА, 2010.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой