Размещено на http://www.allbest.ru/

37

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

РЕФЕРАТ

Задание

Исходные данные

1.Упрощенный расчет принципиальной тепловой схемы

2. Упрощенный тепловой расчет последней ступени турбины

3.Расчет и выбор дутьевого вентилятора котельного агрегата

4.Выбор насоса для сети

Заключение

Список литературы

РЕФЕРАТ

На предприятиях промышленности и коммунального хозяйства в системах их теплоэнергетического хозяйства работает широкая гамма нагнетателей различного спектра действия (насосы, вентиляторы, компрессоры) и тепловых двигателей (паровые и газовые турбины, двигатели внутреннего сгорания). Целями курсовой работы является закрепление теоретического материала курса “Тепловые двигатели и нагнетатели”, а также изучение конструкций, характеристик и режимов работы турбин, насосов, вентиляторов и компрессоров и методов их выбора для работы в системах энергоснабжения. нагреватель работа сеть

Задачами овладения дисциплиной являются:

* изучить принципы работы, области применения, классификацию, конструкции и режимы работы нагнетателей различного спектра действия, паровых и газовых турбин, двигателей внутреннего сгорания;

* изучить характеристики нагнетателей, их совместную работу с сетью;

* изучить основы регулирования мощности турбин и работу турбин в переменных режимах.

Задание

Заданием предусматривается для паротурбинного энергоблока, включающего турбину с противодавлением и работающего по открытой схеме на внешнюю тепловую нагрузку, следующее (см. рис.1):

1.1 Выполнить упрощенный расчет тепловой схемы турбоустановки и определить расход рабочего тела через все элементы, а также электрическую мощность турбины, мощность теплового потребителя и удельную выработку электроэнергии на тепловом потреблении.

1.2 Для заданных конструктивных размеров проточной части последней ступени турбины выполнить упрощенный тепловой расчёт этой ступени и определить её к.п.д. при заданном расходе пара.

1.3 Рассчитать производительность дутьевого вентилятора котла при сжигании природного газа и выбрать типоразмер этого вентилятора.

1.4 Рассчитать гидравлические характеристики сети для линии производственного конденсата или питательной линии парового котла и выбрать насос для заданных линий.

1.5 Рассчитать кавитационный запас насоса.

1.6 В графической части изобразить сопловую и рабочую решетки последней ступени турбины на ее среднем диаметре и треугольники скоростей в масштабе.

Исходные данные.

Вариант 45.

Расход пара на турбину	G0 = 120	кг/с.
Давление свежего пара	p0 =13,7	МПа.
Температура свежего пара	t0 = 560	°C.
Противодавление турбины	pп = 0,9	МПа.
Давление производственного конденсата	pпк= 0,3	МПа.
Температура производственного конденсата	tпк =100	°С.
Доля возврата производственного конденсата	бпк= 0,55
Температура добавочной воды	tдв = 80	°С.
Параметры последней ступени турбины:
Характеристический параметр ступени	хф = 0,47
Средний диаметр ступени	dср= 1,05	м.
Степень реакции ступени в заданном режиме
Эффективный угол выхода потока из сопловой решетки		°C.
Длина профиля (лопаток) сопловой решетки		м.
Эффективный угол выхода потока из рабочей решетки		оC.
Длина профиля (лопаток) рабочей решетки		м.
Хорда профиля сопловой решетки ( мм )		мм.
Хорда профиля рабочей решетки		мм.
Относительный шаг установки профилей сопловой решетки
Относительный шаг установки профилей рабочей решетки
Шаг установки сопловой решетки		мм.
Шаг установки рабочей решетки		мм.

Рис.1 - Упрощенная тепловая схема энергоблока и теплового потребителя.

Обозначение элементов схемы:

Т - турбина с противодавлением; Г- генератор; ТП - тепловой потребитель; Д - деаэратор; НПК- насос производственного конденсата; ПН - питательный насос; ПК - паровой котёл; ДВ - дутьевой вентилятор; ДС - дымосос

1. Упрощенный расчет принципиальной тепловой схемы (ПТС).

По - диаграмме (13,7МПа, 560^оС) = 3490,55 кДж/кг - энтальпия свежего пара.

Давление в деаэраторе ; МПа.

Из построения на - диаграмме 2767,83 кДж/кг.

По формуле определяем действительный теплоперепад турбин

(3490,55-2767,83)*0,85=614,312 кДж/кг.

Действительная энтальпия пара после турбины

3490,55-614,312=2876,238 кДж/кг.

Составляем и решаем систему уравнений материального баланса деаэратора и внешнего теплового потребителя и теплового баланса деаэратора. Эта система составлена в предположении отсутствия утечек в схеме и при нулевом расходе продувочной воды из котла, а также при равенстве расхода G_дв потерям потребителя G_пот у внешнего потребителя:

Последние три энтальпии определены для состояния насыщения воды.

;

;

,

Для решения системы записываем 2876,238 кДж/кг, а энтальпии потоков G_пк,G_дв и G_пв равными энтальпиям для кипящей воды при известных температурах t_пк, t_дв и давлении p_д соответственно:

кДж/кг;

кДж/кг;

кДж/кг.

Последние три энтальпии определены для состояния насыщения воды. Подставляя эти значения в последнее уравнение системы и заменяя:

;

,

;

;

16,644 кг/с.

Далее определяем:

=120-16,644=103,356 кг/с;

кг/с;

=(1-0,55)*103,356=46,51 кг/с.

Все расходы определены.

Электрическая мощность турбины равна

;

кВт.

где - электромеханический к.п.д. турбины (принимается постоянным)

Определяем нагрузку производственного теплового потребления по формуле:

103,356*2876,238-56,85*419,1-46,51*334,95=257873,28 кВт.

Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении:

.

2. Упрощенный тепловой расчет последней ступени турбины.

2.1 Параметры пара после турбины при

МПа=9бар и кДж/кг

(по Ривкину II-III) составляют:

м³/кг; ^оС.

2.2 Расчет по параметрам рабочей решетки:

2.2.1 Принимаем м³/кг;

2.2.2 Выходная площадь решетки

3,14*1,05*0,073*sin24^o=

=0,098 м²;

2.2.3 Относительная скорость

м/с;

2.2.4 Поскольку режим истечения потока из рабочей решетки задан докритический, принимается действительный угол выхода потока

^о;

2.2.5 При окружной скорости м/с

абсолютная выходная скорость равна

м/с.

2.2.6 Потери с выходной скоростью

Дж/кг = 12,758 кДж/кг.

2.3 Параметры пара за рабочим колесом из построения на - диаграмме:

2876,238-12,758=2863,48 кДж/кг.

0,238 м³/кг;

2.4.Уточнение параметров w₂, c₂ и :

м/с;

м/с.

кДж/кг

2876,238-12б179=2864,059 кДж/кг;

2.5 Потеря энергии в рабочей решётке :

при коэффициенте скорости

кДж/кг

2.6 Определяем положение точки 3 на - диаграмме

2864,059-4,571=2859,488 кДж/кг.

2.7 Располагаемый теплоперепад ступени, подсчитанный от параметров торможения потока на входе в ступень

Дж/кг = 61,57 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад рабочей решетки

0,06*61,57=3,694 кДж/кг.

2.8 Отложив , определяем параметры на выходе из сопловой решетки:

2859,488+3,694=2863,182 кДж/кг;

2.9 Скорость на входе в рабочую решетку:

м/с.

2.10 (11) При построении выходного треугольника скоростей определяют

291,591*соs24^о=266,381 м/с >

тогда

^о.

2.12 Перепад энтальпий, срабатываемый на сопловой решетке, подсчитанный от параметров торможения потока на входе в ступень

кДж/кг.

2.13 Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки

м/с.

2.14 Коэффициент скорости сопловой решетки

.

2.15 Действительная скорость на выходе из сопел

0,976*340,222=332,119 м/с.

2.16 Потери в соплах

Дж/кг = 2,724 кДж/кг.

2.17 По is-диаграмме определяют 2863,182-2,724=2860,458 кДж/кг;

2860,458+57,875=2918,333 кДж/кг;

2.18 Окружная скорость на среднем сечении сопловой решетки

Из входного треугольника скоростей определяют

.

м/с.

Относительная погрешность

>5%.

Необходимо второе приближение с уточнением величин l₁ и l₂ для следующего приближения

=м

и = - ( - ) = 0,12-(0,073-0,069)=0,116 м

2а.Упрощенный тепловой расчет последней ступени турбины (II приближение).

2.1а. Параметры пара после турбины при МПа=9 бар и кДж/кг (по Ривкину II-III) составляют:

м³/кг; ^оС.

2.2а. Расчет по параметрам рабочей решетки:

2.2.1а. Принимаем м³/кг;

2.2.2а. Выходная площадь решетки

3,14*1,05*0,12*sin24^o=0,162 м²;

2.2.3а. Относительная скорость

м/с;

2.2.4а. Поскольку режим истечения потока из рабочей решетки задан докритический, принимается действительный угол выхода потока

^о;

2.2.5а. При окружной скорости м/с

абсолютная выходная скорость равна

м/с.

2.2.6а. Потери с выходной скоростью

Дж/кг = 2,654 кДж/кг.

2.3а. Параметры пара за рабочим колесом из построения на - диаграмме:

2876,238-2,654=2873,584 кДж/кг.

0,241 м³/кг;

2.4а. Уточнение параметров w₂, c₂ и :

м/с;

м/с.

Дж/кг =2,64 кДж/кг;

2876,584-2,64=2873,598 кДж/кг;

2.5а. Потеря энергии в рабочей решётке :

при коэффициенте скорости

Дж/кг = 1,616 кДж/кг.

2.6а. Определяем положение точки 3 на - диаграмме

2873,584-1,616=2871,983 кДж/кг.

м³/кг;

2.7а. Располагаемый теплоперепад ступени, подсчитанный от параметров торможения потока на входе в ступень

Дж/кг = 61,57 кДж/кг.

Располагаемый теплоперепад рабочей решетки

0,06*61,57=3,694 кДж/кг.

2.8а. Отложив , определяем параметры на выходе из сопловой решетки:

2871,982+3,694=2875,677 кДж/кг;

По диаграмме определяем

м³ /кг; МПа.

2.9а. Скорость на входе в рабочую решетку:

м/с.

2.10а.(11а) При построении выходного треугольника скоростей определяют

178,592*соs24^о=163,152 м/с > ,3

тогда ^о.

2.12а. Перепад энтальпий, срабатываемый на сопловой решетке, подсчитанный от параметров торможения потока на входе в ступень

кДж/кг.

2.13а. Теоретическая скорость пара на выходе из сопловой решетки

м/с.

2.14а. Коэффициент скорости сопловой решетки

.

2.15а. Действительная скорость на выходе из сопел

0,975*340,222=331,585 м/с.

2.16а. Потери в соплах

Дж/кг = 2,901 кДж/кг.

2.17а. По is-диаграмме определяют

2875,677-2,901=2872,775 кДж/кг;

0,236 м³/кг.

2872,775+57,875=2930,651 кДж/кг;

По построению на - диаграмме МПа, м³/кг.

Входная скорость потока оценивается как

м/с

2.18а. Окружная скорость на среднем сечении сопловой решетки

Из входного треугольника скоростей определяют

.

м/с

Относительная погрешность

<5%.

2.19а. Дальнейшие приближения не нужны. Определяем размеры лопаток l₁ и l₂ :

=м

и = - ( - ) = 0,122-(0,116-0,12)=0,118 м

2.20. Удельная работа на лопатках ступени

61,57-2,901-1,616-2,64=54,413 кДж/кг.

2.20. Располагаемая удельная энергия ступени последней ступени турбины

61,57 кДж/кг.

2.21. Относительный лопаточный к.п.д.

%.

2.22. Относительный внутренний к.п.д.

0,867-0,03=0,854 %.

где -коэффициенты потерь энергии, связанные соответственно с протечками через диафрагментные уплотнения, надбандажные уплотнения и от трения диска, в данном упрощенном расчете принимается

.

3. Выбор дутьевого вентилятора.

3.1 Расход теплоты на турбоустановку:

;

120 (3490,55-727,294)=331590,72 кВт.

кВт.

3.2. Расход теплоты топлива:

кВт,

где- к.п.д. котлоагрегата (брутто).

3.3 Расход природного газа на котел:

м³/с,

где МДж/м³- удельная теплота сгорания природного газа Ямбургского месторождения.

3.4 Объемный расход воздуха в котел при 30 ^оС, необходимый для сжигания данного количества природного газа:

11,025*11,2=123,48 м³/с,

гдем³/м³- расчетный расход воздуха, подаваемого в топку.

3.5. Расчетная подача воздуха дутьевым вентилятором (минимально необходимая) с учетом 10% -го запаса по его производительности:

м³/с.

3.6 Принимаем к установке два вентилятора типа ВДН-24-IIy со следующими основными характеристиками

76,4 м³/с,

кПа,

кВт,

об/мин,

=86%.

3.8 Мощность вентилятора при работе на заданную нагрузку

, кВт,

где кПа- величина максимального гидравлического сопротивления воздушного тракта с учетом 15%-го запаса по напору.

4.Выбор насоса для сети.

Исходные данные.

Вариант 45, схема «а»-линия питательной воды.

Геометрическая высота нагнетания	Hг = 13,6	м.
Подпор (отрицательная геометрическая высота всасывания)	Hпод = 24,6	м.
Длина всасывающей линии	lвс = 26,8	м.
Длина напорной линии	lн = 83	м.
Расход пара на турбину	G0 = 120	кг/с.
Давление свежего пара	p0 =13,7	МПа.
Противодавление турбины	pп = 0,9	МПа.
Давление в деаэраторе	pд = 0,828	МПа

Рис.2 - Гидравлическая схема линии.

Обозначение элементов схемы:

Д - деаэратор; ПН - питательный насос; ПК - паровой котёл;

Во всасывающей линии насоса: при МПа удельный объем кипящей воды м³/с и температура ^оС (по Ривкину)

Определяем плотность воды во всасывающей линии:

кг/м³.

Объемный расход питательной воды во всасывающей линии насоса:

 м³/с.

В напорной линии насоса.

По давлению в паровом котле с запасом 35%:

при

Мпа

^оС

По давлению p=18,495 МПа и ^оС определяется удельный объем воды м³/кг (по Ривкину)

Плотность питательной воды:

кг/м³.

Объемный расход воды в напорной линии

м³/с.

Определяем диаметры всасывающей и напорной линий

Для всасывающей линии м/с:

м =411 мм.

Выбираем из нормального ряда (ГОСТ 355-80) мм.

Уточненная скорость

м/с.

Для напорной линии м/с:

м = 237 мм.

Выбираем из нормального ряда (ГОСТ 355-80) мм.

Уточненная скорость

м/с.

Определяем значение динамического коэффициента:

Для всасывающей линии с учетом подпора

МПа.

Динамический коэффициент вязкости при МПа и ^оС

мкПа•с

Для напорной линии при МПа и ^оС

мкПа•с

Число Рейнольдса для всасывающей и напорной линии

,

.

Предельное число Рейнольдса, при превышении которого наступает квадратичная зона сопротивления (абсолютная эквивалентная шероховатость мм).

,

.

Следовательно и , и имеет место квадратичная зона сопротивления турбулентного режима движения воды.

Определяются коэффициенты сопротивления трения по формуле Шифринсона

;

.

Значения коэффициентов местных сопротивлений берутся из таблицы В.1 приложения В.

,

.

Суммарные коэффициенты гидравлического сопротивления

.

с²/м⁵,

,

, с²/м⁵.

Определяется статический напор в напорной линии

, где

МПа

МПа

м.

Характеристика сети

Строится характеристика сети

f(Q)

при м;

при

м³/с м;

при м³/с м.

при м.

Из приложений Г и Ж выбираем насос ПЭ-500-180. Никакого регулирования насоса не требуется.

Номинальная мощность насоса

кВт.

Мощность привода (электродвигателя) насоса

кВт.

Определение кавитационного запаса насоса

Кавитационный запас насоса

,

где - абсолютное давление в деаэраторе МПа.

Потери напора во всасывающей линии насоса

,

м.

- давление насыщенных паров, МПа.

м.>15м

Величина расчетного кавитационного запаса больше допустимого м для выбранного насоса. Значит, насос не будут работать в кавитационном режиме.

4.2 Выбор насоса для сети.

Исходные данные.

Вариант 45, схема «б»-линия производственного конденсата.

Геометрическая высота нагнетания	Hг = 22,6	м.
Подпор (отрицательная геометрическая высота всасывания)	Hпод = 1,2	м.
Длина всасывающей линии	lвс = 4,2	м.
Длина напорной линии	lн = 1500	м.
Расход пара на турбину	G0 = 120	кг/с.
Давление производственного конденсата	pпк = 0,3	Мпа.
Температура производственного конденсата	tпк=100	°С

Рис.2 - Гидравлическая схема линии.

Обозначение элементов схемы:

Д - деаэратор; ПН - питательный насос; ПК - паровой котёл;

Во всасывающей линии насоса: удельный объем м³/с определяется по давлению в конденсатосборнике. МПа и (по Ривкину)

Определяем плотность воды во всасывающей линии:

кг/м³.

Объемный расход производственного конденсата во всасывающей линии насоса:

м³/с.

В напорной линии насоса.

Давление в деаэраторе с учетом потерь в трубопроводах

при

МПа

^оС

По давлению p=1,035 МПа и ^оС определяется удельный объем воды м³/кг (по Ривкину)

Плотность питательной воды:

кг/м³.

Объемный расход воды в напорной линии

м³/с.

Определяем диаметры всасывающей и напорной линий

Для всасывающей линии м/с:

м=399 мм.

Выбираем из нормального ряда (ГОСТ 355-80) мм.

Уточненная скорость

м/с.

Для напорной линии м/с:

м =252 мм.

Выбираем из нормального ряда (ГОСТ 355-80) мм.

Уточненная скорость

м/с.

Определяем значение динамического коэффициента:

Для всасывающей линии с учетом подпора

МПа.

Динамический коэффициент вязкости при МПа и ^оС

мкПа•с

Для напорной линии при МПа и ^оС

мкПа•с

Число Рейнольдса для всасывающей и напорной линии

,

.

Предельное число Рейнольдса, при превышении которого наступает квадратичная зона сопротивления (абсолютная эквивалентная шероховатость мм).

,

.

Следовательно и , и имеет место квадратичная зона сопротивления турбулентного режима движения воды.

Определяются коэффициенты сопротивления трения по формуле Шифринсона

;

.

Значения коэффициентов местных сопротивлений берутся из таблицы В.1 приложения В.

,

.

Суммарные коэффициенты гидравлического сопротивления

.

с²/м⁵,

,

, с²/м⁵.

Определяется статический напор в напорной линии

, где

МПа

МПа

м.

Характеристика сети

.

Строится характеристика сети f(Q)

при м;

при м³/с м;

при м³/с м.

при м.

Из приложений Г и Ж выбираем насос КсВ-500-85.

Рабочие характеристики насоса:

м³/с ;

м;

Так как подача выбранного насоса отличается от рабочего напора, то необходимо осуществить регулирование насосной установки с помощью понижения частоты вращения.

Верхняя граница характеристики насоса КсВ-500-85 1500 начинается при м и м³/ч, а заканчивается при м и м³/ч. Нижняя граница характеристики начинается при м и м³/ч, а заканчивается при м и м³/ч.

После частотного регулирования, при увеличении частоты вращения с 1000 до 1150 получим:



Номинальная мощность насоса

Мощность привода (электродвигателя) насоса

Определение кавитационного запаса насосов

Кавитационный запас насосов

,

Потери напора во всасывающей линии насоса

,

м.

- давление насыщенных паров,

р_n = 0,101418 МПа ( по Ривкину)

- статическое давление

МПа.

м>1,6м

Величина расчетного кавитационного запаса больше допустимого м для выбранного насоса. Значит, насос не будет работать в кавитационном режиме.

Заключение

В курсовой работе рассчитана тепловая схема паровой турбины с противодавлением, работающей на промышленного потребителя. Для паровой турбины рассчитана ее мощность и выполнен тепловой и аэродинамический расчет последней ступени в заданном режиме по параметрам пара на выходе из ступени, определён её к.п.д. при заданном расходе пара.

Произведен выбор дутьевого вентилятора котельного агрегата при сжигании природного газа, а также гидравлический расчет сети с выбором насоса.

В графической части работы на листе А3 выполнены сечения профилей сопловой и рабочей решеток и треугольники скоростей для рассчитанного режима последней ступени.

Список литературы

1. МУ к курсовой работе «Тепловые двигатели и нагнетатели». Д.М. Суворов, Р.Ю. Акчурин. Киров, 2005г.

2. С.Л. Ривкин, А.А. Александров «Теплофизические свойства воды и водяного пара»; М. Энергия 1980.424с.

Размещено на Allbest.ru