Расчет турбины утилизационного турбогенератора

Расчёт турбины утилизационного турбогенератора

Исходные данные

Эффективная мощность, N_e — 260 кВт Давление пара перед соплами, p₀ — 0.94 МПа Температура пара перед соплами, t₀ — 280 °C

Давление в конденсаторе, p_к — 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 p_n переднего хода в ее же корпусе.

Для обеспечения n_вращ = 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

h_oi = 0,7?0,75

h_oi = 0,72

Потери в выхлопном патрубке турбины

= = 4,68 кДж/кг, где c_x = 80 100 = 90 м/с — скорость в выхлопном патрубке;

h_oi = 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 p_2z = 0,0085 МПа и v_2z = 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 d_ср, = 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;

r_н = (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

j_c = 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_1с = 0,175 МПа и v_1с =1,05 м³/кг находим по диаграмме i-s.

Критическое давление пара

p_кр = p₀e_кр =0,94•0,546 = 0,51 Па.

где e_кр = 0,546 — для перегретого пара.

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

Удельный объём пара в критическом сечении v_кр = 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

y_н = 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 p_н = 0,14 МПа и v_н = 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_2р = 0,123 МПа и v_u =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 t_с = 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;

e_к = 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, d_z = 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 r_к = 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 j_j = 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 t_с = 0,90?0,92 = 0,91. = 0,97•l_pj

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 y_j = 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?

гдеt_р = 0,90?0,92 = 0,91

Абсолютная скорость выхода пара из рабочего аппарата c_2j = 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 x_j— степень сухости пара.

Относительная потеря на протечки пара

= 7,2

где d_рj — радиальный зазор;

l_сj — высота сопловых лопаток;

l_рj — высота рабочих лопаток.

Потери на протечки пара, G_утj,

G_утj = x_утj· 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.

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.