Проектування парової турбіни

ЗМІСТ

Вступ

1. Теплові розрахунки

1.1 Орієнтовний розрахунок проточної частини

1.1.1 Попередня оцінка економічності й теплової потужності турбіни

1.1.2 Визначення параметрів робочого тіла за регулюючим ступенем на номінальному режимі роботи турбіни

1.1.3 Розрахунок ступенів тиску

1.1.4 Визначення витрат у регенеративні відбори й витрати пари на турбіну

1.1.5 Визначення висот соплових і робочих лопаток

1.2 Уточнення процесу розширення в ступенях

1.2.1 Визначення геометричних характеристик і ККД двохвінцевого регулюючого ступеня на його розрахунковому режимі

1.2.2 Розрахунок ступенів тиску

2. Розрахунок на міцність лопатки 7-го ступеня

2.1Вибір профілю робочих лопаток

2.2Розрахунок профільної частини лопатки з постійною площею поперечних перерізів на розтяг від відцентрованих сил

2.3Розрахунок лопатки постійного профілю на згин від парового зусилля

3. Економічний розділ

3.1 Теоретична частина

3.2 Економічний розрахунок

3.3 Висновки і аналіз отриманих результатів

4. Охорона праці та навколишнього середовища

4.1 Загальні питання охорони праці

4.2 Промислова санітарія

4.2.1 Метеорологічні умови

4.2.2 Вентиляція і опалення

4.2.3 Виробниче освітлення

4.2.4 Шум і вібрація

4.3 Вимоги безпеки

4.4 Пожежна безпека

4.5 Охорона навколишнього середовища

Висновок

Список джерел інформації

ВСТУП

Парова турбіна є двигуном, у якому потенційна енергія пари перетворюється в кінетичну енергію, а остання у свою чергу перетвориться в механічну енергію обертання вала. Вал турбіни безпосередньо, або за допомогою зубчастої передачі з'єднується з робочою машиною, у ролі якої можуть виступати генератор, компресор, повітродувка, насос, і інше промислове устаткування. У цей час парові турбіни успішно працюють на теплових електричних станціях, промислових підприємствах і на інших об'єктах. Вони є основою сучасної енергетичної промисловості, тому основним завданням, що стоїть перед проектувальниками турбін, є підвищення їхньої економічності.

При розробці нової турбіни основним об'єктом проектування є проточна частина турбіни. Проточна частина визначає конструкцію всього турбоагрегату. Вибір характеристик проточної частини залежить від призначення й потужності турбіни, умов її роботи при часткових навантаженнях, а також від прийнятої на заводі-виготовлювачі технології виробництва.

Крім теплового розрахунку проточної частини й розрахунку її геометрії як спеціальне завдання виконаю розрахунок на мiцнiсть робочої лопатки 7-го ступеня.

В економічній частині проекту виконаю розрахунок собівартості відпущеного 1кВтг електроенергії відпускаємої на спроектованій установці.

У розділі охорони праці й навколишнього середовища розглянуті вимоги до організації безпечної й найменш шкідливої для людини й навколишнього середовища експлуатації турбоагрегату, що особливо важливо для сучасного суспільства.

1. ТЕПЛОВІ РОЗРАХУНКИ

1.1 Орієнтовний розрахунок проточної частини

1.1.1 Попередня оцінка економічності й теплової потужності турбіни

Ефективна потужність турбіни може бути визначена по електричній потужності генератора, якщо відомі ККД генератора й ККД редуктора :

,

де - ККД електрогенератора, 0,981,

- ККД редуктора, 1.

22,426 .

Знаючи ефективну потужність, можна знайти ефективний ККД [1] і відносний внутрішній ККД турбіни :

,

де - механічний ККД, 0,993,

0,805,

0,8107.

Приймаючи втрати в клапанах рівними приблизно 3 %, визначаємо параметри робочого тіла на вході в турбіну :

;

8,536 ;

;

528,86 ,

де 3464 ,

0,0408 ; 6,781 .

Визначаємо ізоэнтропний перепад на турбіну , :

,

де 2121,1 ,

1343,5 .

Визначаємо дійсний перепад на турбіну , :

,

1089,1 .

Будуємо процес розширення в турбіні в I-S діаграмі (рис. 2.1) і визначаємо параметри пари за турбіною:

2375,5 ;

;

6,951 , 0,92, 16,65 , 41,51 .

Рисунок 2.1 – Визначення пари за регулюючим ступенем (на вході в ступінь тиску) на номінальному режимі роботи турбіни

1 .1.2 Визначення параметрів робочого тіла за регулюючим ступенем на номінальному режимі роботи турбіни

Розрахунковий режим регулюючого ступеня вибирають із умови роботи турбіни в змінному режимі. Як правило, це режим часткового навантаження, що становить приблизно , де - ефективна потужність на валу в розрахунковому режимі . У режимах часткових навантажень перепад на регулюючий ступінь збільшується, а на ступені тиску зменшується. Тому намагаються спрацювати цей перепад з максимально можливим ККД і всі основні характеристики цього ступеня (кути решітки, площі прохідних перетинів, висоти лопаток і відношення ) повинні відповідати режиму часткового навантаження турбіни.

Тоді в номінальному режимі роботи турбіни регулюючий ступінь буде працювати при підвищених відносинах і при інших параметрах за нею.

Прийнявши середній діаметр ступеня, як у прототипу, знайдемо окружну швидкість на середньому діаметрі , :

,

де - середній діаметр ступеня, 0,87 ;

- частота обертання ротора.

163,908 .

Швидкість , , і теплоперепад , , знаходять за формулами:

,

де для двохвінцевого ступеня можна прийняти рівним 0,25

910,600 ;

,

414,596 .

По розташовуваному перепаду на регулюючий ступінь можна визначити тиск за ним на його розрахунковому режимі й всі параметри ізоентропійного розширення:

,

3049,9096 ;

2,151 .

Задавшись орієнтовно відносним внутрішнім ККД регулюючого ступеня на його розрахунковому режимі, можна визначити його використаний теплоперепад , :

,

де 0.75

310,947 .

І тоді дійсний стан пари за регулюючим ступенем у режимі часткових навантажень турбіни:

,

3153,645 ;

,

6,951 , 0,131 , 344,064.

Всі наступні ступені тиску повинні бути спроектовані й розраховані так, щоб їх максимальний ККД був реалізований у режимі номінального навантаження . Для цього необхідно визначити параметри за регулюючим ступенем на номінальному режимі роботи турбіни. При зміні навантаження на турбіну відбувається зміна витрати через проточну частину, яку можна вважати пропорційним зміні навантаження:

Тиск у камері регулюючого ступеня на номінальному режимі роботи турбіни розраховуємо по формулі Флюгеля, записаної для відсіку проточної частини, що складається із ступенів тиску:

,

де й - витрати відповідно на частковому й номінальному режимах роботи турбіни, ,

і - тиск за регулюючим ступенем відповідно на

цих режимах, ,

і - температура за регулюючим ступенем, ,

і - тиск за турбіною на цих режимах, .

Для конденсаційних турбін тиск за турбіною значно менше тиску в голові машини й тому відношенням у формулі Флюгеля можна зневажити:

Оскільки разом з тиском за регулюючим ступенем у змінному режимі міняється й температура, то в рівнянні два невідомих; у першому розрахунку можна прийняти:

У цьому випадку

,

і по знайденому тиску визначаємо температуру в камері регулюючого ступеня на номінальному режимі (рис. 2.1):

.

У другій спробі слід уточнити тиск із урахуванням отриманої температури .

У підсумку одержуємо:

2,688 , 344,064

Знаючи тиск за регулюючим ступенем на номінальному режимі , визначаємо тепломісткість за регулюючим ступенем при ізоентропному розширенні в ньому , :

3115,771 .

і перепад на регулюючий ступінь у номінальному режимі роботи турбіни , :

,

348,821 .

Відношення на номінальному режимі роботи турбіни, що є розрахунковим для ступенів тиску, знаходимо з виразу:

,

0,196.

Для визначення інших параметрів за регулюючим ступенем необхідно обчислити її ККД на номінальному режимі, що можна зробити за графіком [1].

0,743.

Використаний теплоперепад регулюючого ступеня на номінальному режимі , , буде таким:

,

259 ,

і тоді

,

3205,593 ;

6,901 .

Ця точка і є точкою початку процесу розширення в ступенях тиску на номінальному режимі роботи турбіни.

1.1.3 Розрахунок ступенів тиску

Оскільки проектування в бакалаврському проекті ведеться на базі турбіни-прототипу, то при розподілі теплоперепаду по ступенях середні діаметри й висоти лопаток на першому етапі розрахунку приймаються такими, як у турбіні-прототипі.

Спочатку визначаємо ступінь реактивності на середньому радіусі ступеня по залежності, отриманої для закону закручення соплового апарата

Коренева реактивність приймається в інтервалі , причому менші значення відповідають коротким лопаткам, а більші — довгим. Значення кута приймається в діапазоні від 10 до 20° з аналогічною зміною по проточній частині.

Знаходимо значення залежно від :

,

тут 0,97.

По відношенню й окружній швидкості , обчислюємо швидкість , :

,

і розташовуваний теплоперепад ентальпії на ступінь по загальмованих параметрах , :

Значення адіабатичного перепаду ентальпій на ступінь менше, ніж розташовуваний на величину, еквівалентну енергії з вихідною швидкістю попереднього ступеня , :

Коефіцієнт втрат з вихідною швидкістю для активних ступенів можна прийняти рівним .

У загальному випадку

Тут - коефіцієнт використання вихідної швидкості. Він залежить від конструктивних особливостей проточної частини. Для першого ступеня відсіку , для післявідбірних ступенів і тільки для ступенів, розташованих безпосередньо один за одним можна прийняти .

Тоді

,

де - розташовуваний теплоперепад попереднього ступеня.

Сума адіабатичних теплоперепадів становить теплоперепад у проточній частині ступенів тиску:

З іншого боку, розташовуваний теплоперепад на ступені тиску може бути визначений за допомогою коефіцієнта повернення теплоти :

,

,

де - ізоентропний теплоперепад ступенів тиску (див. рис. 2.1), ,

- число ступенів тиску,

0.85,

в області перегрітої пари.

Якщо сума адіабатичних перепадів на ступені не дорівнює тепло перепаду, що мається у розпорядженні, визначеному за коефіцієнтом повернення тепла, то варто ввести корективи в проточну частину машини. Якщо різниця

порівняно з теплоперепадом на ступінь, то можна змінити число ступенів, якщо вона менше, те можна змінити або відношення , або діаметри ступенів (однієї або групи).

Домігшись дотримання рівності починаємо будувати процес розширення в ступенях тиску в діаграмі. Для цього спочатку будуємо наближену політропу розширення, з'єднуючи прямою точку із точкою яка визначає параметри пари за турбіною. Починаючи з першого ступеня, послідовно для кожного із ступенів знаходимо статичний тиск за ступенем й інші параметри стану пари. Для цього визначаємо ентальпію за ступенем як різницю ентальпії перед ступенем й її адіабатичним перепадом:

,

.

а в точці перетинання відповідної ізобари й політропи розширення в турбіні всі інші параметри за щаблем - (рис 2.2).

Результати розрахунку зводимо в таблицю 2.1.

Рисунок 2.2 – Визначення параметрів пари за ступенями тиску

1.1.4 Визначення витрат у регенеративні відбори й витрати пари на турбіну

При розрахунку заданими є число ступенів підігріву, температура живильної води на виході з останнього підігрівника й температура води на вході в перший підігрівач.

Для конденсаційної турбіни остання являє собою температуру конденсату.

Кількість відбираємої пари з турбіни визначається теплообміном у підігрівачу й залежить від витрати підігріває мого конденсату, його температури на вході й виході й від параметрів пари у відборі. Вода при цьому на виході з підігрівача нагрівається до температури, близької до температури конденсації пари:

,

де - температура насичення при прийнятому тиску у відборі, °С.

Розподіл підігріву приймається рівномірним:

,

і при , , (рис. 2.3).

Відповідно, і температура насичення у відборах з обліком недогріву буде такою:

і т.д.

По температурі насичення можна визначити тиск у відборі:

,

,

.

Рисунок 2.3 – Схема регенеративного підігріву води й зображення процесу в діаграмі

Якщо при цьому тиски у відборах не збігаються з тисками між ступенями, які вийшли в результаті розподілу теплоперепадів по ступенях, то їх варто змінити, прийнявши найближчий тиск за ступенями, віддаючи перевагу меншим значенням. Становимо рівняння теплового балансу для кожного з підігрівачів з умови рівності ентальпії води на виході з підігрівача сумі ентальпій води й гріючої пари на вході в нього (рис. 2.3):

,

,

,

де .

;

- витрата у відбір, ;

- витрата в голову машини, .

Температура води на вході в перший підігрівач може бути знайдена по

температурі насичення в конденсаторі: , .

Вирішуючи систему рівнянь, можна обчислити відносні витрати в підігрівач .

Результати розрахунку заносимо в таблицю 2.2.

Далі по заданій електричній потужності уточнюємо витрату пари на турбіну , :

,

тут - використані перепади ентальпії відповідно в 1-му, 2-му, 3-му, 4-му відсіках проточної частини.

494,567 ,

54,945 ,

334,834 ,

292,344 ,

21,129 .

Витрата через першу ділянку проточної частини від камери регулюючого ступеня до першого відбору , :

,

21,129 .

Витрата через другу ділянку між першим і другим відбором , :

,

19,907 .

Витрата через третю ділянку між другим і третім відбором , :

проточна турбіна лопатка турбоагрегат

,

19,103 .

і витрата через останню ділянку між третім відбором і конденсатором , :

,

15,889 .

Результати розрахунку зводимо в таблицю2.2.

Таблиця 2.2 – До визначення витрат у відбори

1.1.5 Визначення висот соплових і робочих лопаток

Для кожного ступеня, починаючи з першого, знаходимо перепад ентальпії в сопловому апараті на середньому діаметрі , :

,

де - степінь реактивності, яка обрана була раніше.

Обчислюємо:

,

,

і в точці перетинання політропи розширення й ізобари визначаємо параметри на виході із соплового апарату: , , . Якщо відношення тисків (0,546 - для перегрітої пари, 0,577 – для насиченого), то площу сопел , , розраховуємо за виразом

,

де - витрата через ступінь, ,

- питомий об'єм у горловому перерізі соплових решіток, ,

- коефіцієнт витрати сопла [1].

.

Якщо відношення тисків дорівнює або менше критичного, то площу сопел у горловому перерізі , , визначаємо з вираження:

,

де ;

- тиск перед ступенем, ,

- питомий об'єм перед ступенем, ,

якщо , , , ; у вологої пари .

Знаючи площу сопел, і зберігши прийняте раніше значення кутів можна обчислити, , :

.

Оптимальні з погляду ККД ступеня значення степені парціальності для одновінцевого ступеня , , може бути розраховане за виразом:

.

Знаючи оптимальну парціальність, знаходимо висоту сопел

.

При цьому обрану степінь парціальності зберігають у межах відсіку проточної частини (між відборами).

Висоти робочих лопаток у першому наближенні можна визначити шляхом додавання до висоти сопел значення передаху [1], що залежить від висоти соплових лопаток.

Прийнявши те або інше значення передаху, визначаємо висоту лопаток:

.

Розрахунок зводимо в таблицю 2.3.

Перш ніж перейти до докладного розрахунку, варто переконатися в плавності проточної частини, для чого необхідно побудувати так званий конус проточної частини. Побудова конуса, представлена на рис. 2.4.

1.2 Уточнення процесу розширення в ступенях

На першій стадії розрахунків проточної частини визначали геометрію ступенів при заданих значеннях коефіцієнтів швидкості, витрати й ККД. У наступних розрахунках ККД ступенів обчислюють по відомих геометричних характеристиках решітки і режимних характеристик ступенів, які були знайдені на попередньому етапі розрахунку з урахуванням коректування після побудови конуса проточної частини, якщо така була.

Таблиця 2. 4 – Вихідні дані для докладного розрахунку

1.2.1 Визначення геометричних характеристик і ККД двохвінцевого регулюючого ступеня на його розрахунковому режимі

Як уже говорилося, розрахунковим режимом регулюючого ступеня є режим часткового навантаження. У нашому випадку й, відповідно, , де - витрата через проточну частину на розрахунковому режимі регулюючого ступеня, a - витрата через проточну частину, визначена при розрахунку регенеративних підігрівачів. Витрата через регулюючий ступінь більше витрати через ступені тиску на значення втрати через переднє кінцеве ущільнення. При цьому схема втрат така, що пара, пройшовши регулюючий ступінь, з камери регулюючого ступеня через розвантажувальні отвори її диска підходить до переднього лабіринтового ущільнення, і параметри пари перед ним приймаються рівними параметрам у камері регулюючого ступеня. При розрахунку втрати через переднє ущільнення визначають витрату через групу гребінців до відбору пари з ущільнення. Тиск відбору залежить від того, куди направляється пара з ущільнення. Якщо він надходить на ущільнення лабіринту низького тиску, то тиск на перевищує барометричне. У турбінах з високими початковими параметрами ця пара направляється в регенеративний підігрівник або в проміжний ступінь.

Витік пари через переднє кінцеве ущільнення , , обчислюють по формулі:

,

якщо

Тут й - тиск і питомий об'єм перед ущільненням (тобто за регулюючим ступенем); - коефіцієнт витрати ущільнення, залежить від конструкції ущільнення й приймається рівним ; - площа зазору, ; і - діаметр і зазор в ущільненні, ; діаметр приймається по діаметру прототипу, а ; - число звужень на ділянці, визначається по прототипу.

При тиску перед турбіною до 3,5 число звужень можна прийняти рівним , при понад 3,5 - . Для діафрагменних ущільнень число звужень приймаємо з інтервалу .

Якщо , то

,

де й для перегрітої пари при , .

Розмірність тиску - , питомого об'єму - .

Таким чином, витрата на розрахунковому режимі регулюючого ступеня , , визначається співвідношенням

.

Зберігаємо на розрахунковому режимі регулюючого ступеня всі параметри ізоентропного розширення, знайдені в орієнтовному розрахунку:

; і т.д.

ККД на окружності колеса:

.

Тут

- втрати в соплах, ;

- втрати на робочих лопатках першого вінця, ;

втрати в напрямному апараті, ;

втрати на робочих лопатках другого вінця, ;

- втрати з вихідною швидкістю, .

Розмірність швидкостей - .

Швидкості виходу з лопаткових вінців:

;

;

,

де , і - швидкості на вході у вінці,, ,

а швидкість , де перепад на соплах .

Для першого робочого вінця

;

.

Приймаючи , , визначаємо:

;

;

.

Для напрямного вінця

;

Приймаючи , , знаходимо:

;

;

;

.

Вихідні кути решітки для забезпечення плавної зміни висот лопаток приймаємо такими:

,

,

,

.

Перепади ентальпії в решітці, :

;

;

,

де прийнято ; ; ;

Коефіцієнти швидкості , , і визначаємо по графіках [1], приймаючи відношення таким, як у турбіни-прототипу.

Тиск за сопловими решітками ,а

.

Якщо розширення в соплах ступеня надзвукове , то для трикутника швидкості необхідно врахувати відхилення потоку в косому зрізі решітки:

.

Тут швидкість і питомий об'єм визначають на виході із соплових решіток (рис. 2.5).

Рисунок 2.5 – Процес розширення пари в регулюючому ступені

Швидкість на виході із сопла розрахована раніше, параметри на виході із сопла:

,

3091,456 ;

2,520 ;

,

3122,141 ;

0,108 .

Критична швидкість на виході із сопел , м/с:

,

де для перегрітої пари, для вологої пари, а

571,071 .

Для визначення необхідно знайти критичний тиск , :

,

1,747 .

Критичні параметри в горлі сопла:

3110,000 ;

121,089 ;

,

9,958 ;

,

3004,865 ;

7,002 ;

3127,000 ;

0,157 .

Далі для перерізу на виході з першого робочого вінця:

6,831 ;

3011,776 ;

2,426 ;

,

3131,800 ;

0,114 ;

6,863 .

На виході з напрямного апарата:

,

3117,776 ;

2,301 ;

,

3134,473 ;

0,120 ;

6,891 .

На виході із другого робочого вінця:

,

3117,889 ;

2,165 ;

,

содержание   ..  402  403  404   ..