Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Теплоснабжение
Источниками теплоснабжения для предприятий кондитерской промышленности могут быть собственная котельная или посторонний централизованный источник тепла.
Расход тепловой энергии складывается из расходов горячей воды и пара на различные нужды:
технологические;
хозяйственно-бытовые;
санитарно-технические (отопление, вентиляция, кондиционирование воздуха).
В качестве теплоносителя для технологических нужд используется насыщенный пар (без присутствия гидрозина или других канцерогенных веществ) давлением 0,05-1,0 МПа (для специализированных шоколадных цехов 0,8-1,0; для других цехов 0,05-0,6 Мпа).
Теплоносителем для системы вентиляции и отопления служит высокотемпературная вода с параметрами 150 - 70 0 С, 130 - 70 0 С; для горячего водоснабжения - высокотемпературная вода тех же параметров ли пар давлением 0,3 Мпа - для нужд вентиляции и 0,07 МПа - для отопления.
В котельных кондитерских фабрик малой мощности рекомендуется устанавливать котлы типа Е-35/40-11, Е-50/40-11, Е-75/40-11, на фабриках средней и большой мощности - вертикально-водотрубные котлы типа ДКВР. Котлы работают при давлении 0,9 МПа и без перегрева пара. Пар с меньшим давлением для различных нужд получают редуцированием.
Возвращаемый в котельную конденсат для систем отопления и вентиляции принимается за 100 %, для производственного пароснабжения - 80 %, системы горячего водоснабжения - 90%.
Расчет расхода пара
Расход пара на технологические нужды может быть определен по нормам потребления отдельными аппаратами и машинами или по укрупненным показателям.
Проектируемая или реконструируемая фабрика может включать различные цеха, в которых вырабатывается 2-3 группы кондитерских изделий (конфеты, карамель, печенье и т.д.).
Расход пара на технологические нужды Д 1 , кг/ч определяется по формуле:
Д 1 = Р 1 * q t
Где Р t - часовая производительность по готовой продукции, т/ч;
q t - удельный расход пара, кг/т.
Д 1 = 2,88*1200= 3456 кг/ч
Расход пара на отопление Д 2 , кг/ч рассчитывается по формуле:
где Q ОТ - максимальный тепловой расход теплоты на отопление, Вт;
ТО - КПД теплообменника (ТО =0,95).
При определении необходимого расхода теплоты следует учитывать район расположения кондитерской фабрики, длительность отопительного сезона, расчетные температуры.
Расход теплоты на отопление здания Q от, Вт определяется по формуле:
Q ОТ = Х 0 * V * q ОТ * (t П - t H)
Где Х 0 - удельная тепловая характеристика здания, Вт/(м 3 *К);
q ОТ - удельные теплопотери 1 м 3 здания, кдж/м 3 ;
V - объем отапливаемой части, м 3 (V=11750 м 3);
t П - средняя температура отапливаемого помещения, 0 С (t П =18-20 0 С);
t H - расчетная зимняя температура наружнего воздуха для отопления, 0 С;
Q ОТ = 0,5 * 11750 * 1,26 * (20-(-18))=281295 Вт
Расход пара на вентиляцию Д 3 , кг/ч определяется по формуле:
где Q в - часовой расход количества теплоты на вентиляцию (подогрев воздуха), Вт;
i n - энтальпия пара, кДж/кг (при давлении пара 0,07 МПа, i n =2666.6 кДж/кг);
i k - энтальпия конденсата, кДж/кг (i k =375,6 кДж/кг);
ТО - КПД теплообменника (ТО = 0,95).
Расход теплоты на вентиляцию Q в, Вт определяется по формуле:
где V в - общее кол-во вентилируемого воздуха, м 3 /ч;
Х в - удельная характеристика здания, Вт/(м 3 *К);
Плотность воздуха, кг/м 3 (= 1,2 кг/м 3);
с - массовая удельная теплоемкость воздуха, кДж/(кг*К) (с= 1,0 кДж/(кг*К);
t П - средняя температура вентилируемых помещений, 0 С (t П = 18-20 0 С);
t H - расчетная температура наружного воздуха в отопительный период, 0 С.
Общее кол-во вентилируемого воздуха V в, м 3 /ч определяется по формуле:
где П в - процент вентилируемых помещений (50-60);
V - объем зданния, м 3 ;
n - средняя кратность воздухообмена в час (n=3-5).
Расход пара на хозяйственно-бытовые нужды, Д 4 , кг/ч определяется по формуле:
где Q х/б - количество теплоты на подогрев воды для хозяйственно-бытовых нужд, Вт
где W - расход воды на хозяйственно-бытовые нужды, кг/ч (W=800 кг/ч);
с - удельная теплоемкость воды (с=4,19 кДж/кг*К);
t H , t K - начальная и конечная температура воды, (t H =10 0 С, t K = 75 0 С).
Суммарный расход пара на производство Д с, кг/ч равен:
Для определения расхода пара на собственные нужды котельной необходимо определить потери конденсата.
Возврат конденсата от системы производственного пароснабжения W k 1 , кг/ч кондитерской фабрики составляет 80 %, тогда
W k 1 = 0,8*Д 1
W k 1 = 0,8*3456=2764,8 кг/ч
Возврат конденсата W k 4 , кг/ч от системы горячего водоснабжения составляет 90 %, тогда
W k 4 = 0,9*Д 4
W k 4 = 0,9*100,11=90,1 кг/ч
Потери конденсата Д n . к, кг/ч составляют
Д n . к = Д с - (W k 1 - W k 4)
Д n . к = 4562,99 - (2764,8 + 90,1)=1708,1 кг/ч
Расход сырой воды В, кг/ч для покрытия потерь конденсата принимают на 20 % больше, тогда
В = 1,2 * Д n . к
В = 1,2 * 1708,1=2049,72 кг/ч
Расход пара на подогрев воды Д п.в. , кг/ч равен:
где i 1 - энтальпия воды при =40 0 С (168 кДж/кг);
i 2 - энтальпия воды при =5 0 С (21 кДж/кг);
i n - энтальпия пара при 0,6 Мпа (2763 кДж/кг);
i k - энтальпия конденсата, (669 кДж/кг);
КПД парового водонагревателя (= 0,95).
Расход пара на деаэрацию воды Д аэ, кг/ч равен
где i cp - средняя энтальпия воды, поступающей в деаэратор, кДж/кг (i cp = 433кДж/кг);
W п.в. - конденсат от водоподогревателя перед химводоочисткой, кг/ч (W п.в = Д п.в.).
Общая потребность котельной в паре Д к, кг/ч
Д к = Д с + Д пв + Д аэ
Д к = 4562,99 + 151,46 + 683,31 = 5397,76 кг/ч
С учетом тепловых потерь в паропроводах, агрегатах и т.д., которые могут составлять 8-10 %, расчетная потребность в паре Д общ, кг/ч (для зимнего периода) будет
Д общ = Д к * 1,1
Д общ = 5397,76* 1,1 = 5937,54 кг/ч
Выбор паровых котлов
Выбор типа и количества котлов для обеспечения всех нужд предприятия производится из такого расчета, чтобы они обеспечили максимальную потребность пара в зимний период работы, а в летний период была возможность поочередного капитального ремонта котов. Подбор котлов производится по их паро- и теплопроводности. Если в справочной литературе приведена площадь поверхности нагрева, то суммарная площадь поверхности F, м 2 нагрева опредиляется по формуле:
где Д общ - расчетная потребность в паре для зимнего периода, кг/ч;
ч - коэффициент запаса, равный 1,1-1,2;
q k - удельный парообъем, кг/м 2 ч, равный 30-40 в зависимости от котла и вида топлива;
Определив суммарную поверхность нагрева, подбираем котел Е-35/40-11, и устанавливаем 2 шт.
теплоноситель вентиляция конденсат
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Расчетная тепловая нагрузка на горячее водоснабжение. Определение расхода пара внешними потребителями. Определение мощности турбины, расхода пара на турбину, выбор типа и числа турбин. Расход пара на подогреватель высокого давления. Выбор паровых котлов.
курсовая работа , добавлен 26.01.2016
Построение процесса расширения пара в турбине в H-S диаграмме. Определение параметров и расходов пара и воды на электростанции. Составление основных тепловых балансов для узлов и аппаратов тепловой схемы. Предварительная оценка расхода пара на турбину.
курсовая работа , добавлен 05.12.2012
Процесс расширения пара в турбине в h,s-диаграмме. Баланс основных потоков пара и воды. Определение расхода пара на приводную турбину. Расчет сетевой подогревательной установки, деаэратора повышенного давления. Определение тепловой мощности энергоблоков.
курсовая работа , добавлен 09.08.2012
Краткое описание тепловой схемы турбины Т-110/120–130. Типы и схемы включения регенеративных подогревателей. Расчет основных параметров ПВД: греющего пара, питательной воды, расход пара в подогреватель, охладителя пара, а также охладителя конденсата.
курсовая работа , добавлен 02.07.2011
Расчет тепловой нагрузки и построение графика. Предварительный выбор основного оборудования: паровых турбин и котлов. Суммарный расход сетевой воды на теплофикацию. Расчет тепловой схемы. Баланс пара. Анализ загрузки турбин и котлов, тепловой нагрузки.
курсовая работа , добавлен 03.03.2011
Описание тепловой схемы, ее элементы и структура. Расчет установки по подогреву сетевой воды. Построение процесса расширения пара. Баланс пара и конденсата. Проектирование топливного хозяйства, водоснабжение. Расчет выбросов и выбор дымовой трубы.
курсовая работа , добавлен 13.12.2013
Параметры пара и воды турбоустановки. Протечки из уплотнений турбины. Регенеративные подогреватели высокого давления. Деаэратор питательной воды. Установка предварительного подогрева котельного воздуха. Расширитель дренажа греющего пара калориферов.
курсовая работа , добавлен 06.03.2012
Определение предварительного расхода пара на турбину. Расчет установки по подогреву сетевой воды. Построение процесса расширения пара. Расчёт сепараторов непрерывной продувки. Проверка баланса пара. Расчёт технико-экономические показателей работы станции.
курсовая работа , добавлен 16.10.2013
Определение максимальной тепловой мощности котельной. Среднечасовой расход теплоты на ГВС. Тепловой баланс охладителей и деаэратора. Гидравлический расчет тепловой сети. Распределение расходов воды по участкам. Редукционно-охладительные установки.
курсовая работа , добавлен 28.01.2011
Построение процесса расширения пара в h-s диаграмме. Расчет установки сетевых подогревателей. Процесс расширения пара в приводной турбине питательного насоса. Определение расходов пара на турбину. Расчет тепловой экономичности ТЭС и выбор трубопроводов.
3.2.2 Расчёт расхода пара на отопление и вентиляцию
Расчёт затрат тепла на отопление и вентиляцию определяется по формуле:
Q=q · V · (t пом – t расч ) · Т год , кВт/год, (3.11)
где q – удельный расход тепла на отопление и вентиляцию 1м 3 помещения при разности температур в 1°С, кВт/(м 3 .град).
Усреднённое значение этой величины можно принять: для отопления – 0,45 · 10 -3 кВт/(м 3 .град), для вентиляции 0,9 · 10 -3 кВт/(м 3 .град).
V – суммарный объём помещений участка без учёта объёма сушильных камер, м 3 ;
t пом – температура в помещении, принимается 20°С;
t расч – расчётная температура для отопления и вентиляции;
Т год – продолжительность отопительного сезона определяется по формуле:
Т год = 24*τ от, ч,
где τ от – продолжительность отопительного сезона, дни.
Т год = 24 · 205 = 4920 ч.
Q от = 0,45 · 10 -3 · 4456,872 · (20-(-26)) · 4920 = 453,9 · 10 3 кВт/год.
Q вент = 0,09 · 10 -3 · 4456,872 · (20-(-12)) · 4920 = 63,15 · 10 3 кВт/год.
Таблица 3.3 – Расчёт расхода тепла на отопление и вентиляцию
Наименование потребителей пара |
Удельный расход q, кВт/(м 3 .град). |
Объём помещения |
Разница температур внутри и снаружи здания (t пом – t расч),°С |
Продолжительность отопительного сезона |
Годовой расход тепла Q, |
Отопление сушильного участка |
453,9 · 10 3 |
||||
Вентиляция |
63,15 · 10 3 |
||||
517,05 · 10 3 |
Расчёт годовой потребности в паре на отопление и вентиляцию определяется по формуле:
3.2.3 Расчёт расхода тепла (пара) на бытовые нужды
Расчёт расхода тепла (пара) на бытовые нужды определяется по формуле:
где q – расход пара на 1 человека в смену;
m – число человек, работающих в наиболее загруженную смену;
n – число смен работы участка (целесообразно принять 2);
τ – число дней работы участка в год.
3.2.4 Расчёт общей годовой потребности в паре на технологические и бытовые нужды, отопление и вентиляцию
Расчёт общей годовой потребности в паре на технологические и бытовые нужды, отопление и вентиляцию определяется по формуле:
D общ = D уч год + D от + D быт , т/год . (3.14)
D общ =8,13+891,47+2,6=902,2 т/год.
Расход пара промышленным потребителям
Для определения энтальпии пара в паровом коллекторе необходимо воспользоваться таблицами термодинамических свойств воды и пара, приведёнными в . Необходимые справочные материалы приведены в приложении Б данного пособия. По таблице Б1, в которой приведены удельные объёмы и энтальпии сухого насыщенного пара и воды на кривой насыщении для определённого давления приведены:
Температура насыщения - t О C (столбец 2);
Энтальпия воды на кривой насыщения - , кДж/кг (столбец 5),
Энтальпия пара на кривой насыщения - , кДж/кг (столбец 6).
Если необходимо определить энтальпии пара и воды при давлении, значение которого находится между величинами приведёнными в таблице, то нужно провести интерполирование между двумя соседними значениями величин между которыми находится искомая величина.
Энтальпия пара в паровом коллекторе определяется по давлению пара в нём () по таблице Б.1. Приложения Б.
Энтальпия конденсата, возвращаемого с производства, определяется по его температуре и по давлению конденсата по приложению А.
Количество конденсата, возвращаемого с производства
где – возврат конденсата с производства (задано).
Расход пара на покрытие нагрузки на отопление и вентиляцию
Температура конденсата греющего пара на выходе из поверхностного подогревателя принимается на 10-15 o С выше температуры нагреваемой среды на входе в этот подогреватель. В подогревателе 8 подогревается сетевая вода, которая поступает в него из обратного трубопровода тепловой сети с температурой 70 o С. Таким образом, принимаем температуру конденсата греющего пара на выходе из подогревателя 8 равной 85 o С.
По этой температуре и давлению конденсата по таблице приложения А находим энтальпию конденсата:
Расход пара на горячее водоснабжение
Расход пара на теплофикационную установку
Общий расход пара на покрытие производственной и жилищно-коммунальной нагрузок
Расход пара на собственные нужды котельной принимается в диапазоне 15-30% от величины внешней нагрузки, т.е. расхода пара на покрытие производственной и жилищно-коммунальной нагрузок . Пар, идущий на собственные нужды, используется в тепловой схеме котельной для подогрева добавочной и подпиточной вод, а также для их деаэрации.
Принимаем расход пара на собственные нужды равным 18%. Впоследствии эта величина уточняется в результате расчета тепловой схемы котельной.
Расход пара на собственные нужды:
Потери пара в тепловой схеме котельной составляют 2-3% от внешнего потребления пара, принимаем 3%.
Количество пара, подаваемое через паровой коллектор после редукционно-охладительной установки:
При прохождении пара через суженные сечения происходит процесс дросселирования, сопровождающийся уменьшением давления, температуры, увеличением объёма и энтропии пара. Для случая адиабатного процесса дросселирования выполняется условие:
где: - энтальпия пара после дросселирования, - энтальпия пара до дросселирования.
Таким образом, энергия пара в процессе дросселирования не изменяется. Температура насыщенного пара равна температуре насыщения (кипения) и является прямой функцией давления. Поскольку при дросселировании снижаются давление пара и температура насыщения, происходит некоторый перегрев пара. Для того чтобы пар после редукционно-охладительной установки оставался насыщенным в него подаётся питательная вода.
Расход воды на РОУ определяется по соотношению:
Энтальпия пара на выходе из котла определяется по давлению в барабане котла по таблице Б.1. Приложения Б,
Энтальпия пара в паровом коллекторе нами определена ранее, .
Давление питательной воды принимаем на 10% выше давления в барабане котла:
Энтальпия питательной воды при и давлении 1,5 МПа определяется по таблице приложение А , .
Полная производительность котельной.
В статье приведен фрагмент таблицы насыщенного и перегретого пара. С помощью этой таблицы по значению давления пара определяются соответствующие значения параметров его состояния.
Давление пара |
Температура насыщения |
Удельный объем |
Плотность |
Энтальпия пара |
Теплота парообразования (конденсирования) |
|
Столбец 1: Давление пара (p)
В таблице указано абсолютное значение давления пара в бар. Этот факт необходимо иметь ввиду. Когда речь идет о давлении, как правило говорят об избыточном давлении, которое показывает манометр. Однако, инженеры-технологи в своих расчетах используют значение абсолютного давления. В практике эта разница часто приводит к недоразумениям и обычно с неприятными последствиями.
С введением системы СИ было принято, что в расчетах должно использоваться только абсолютное давление. Все приборы измерения давления технологического оборудования (кроме барометров) в основном показывают избыточное давление, мы подразумеваем абсолютное давление. Под нормальными атмосферными условиями (на уровне моря) понимают барометрическое давление 1 бар. Избыточное давление обычно указывается в бари (barg).
Столбец 2: Температура насыщенного пара (ts)
В таблице, наряду с давлением, приведена соответствующая температура насыщенного пара. Температура при соответствующем давлении определяет точку кипения воды и таким образом температуру насыщенного пара. Значения температуры в этом столбце определяют также температуру конденсации пара.
При давлении 8 бар температура насыщенного пара составляет 170оС. Конденсат, образованный из пара при давлении 5 бар, имеет соответствующую температуру 152 оС.
Столбец 3: Удельный объем (v”)
Удельный объем указывается в м3/кг. С увеличением давления пара величина удельного объема уменьшается. При давлении 1 бар удельный объем пара составляет 1,694 м3/кг. Или иначе говоря 1 дм3 (1 литр или 1 кг) воды при испарении увеличивается в объеме в 1694 раза по сравнению с первоначальным жидким состоянием. При давлении 10 бар удельный объем составляет 0,194 м3/кг, что в 194 раза больше, чем у воды. Значение удельного объема используются в расчетах диаметров паро- и конденсатопроводов.
Столбец 4: Удельный вес (ρ=ро)
Удельный вес (также называется плотность) указан в кДж/кг. Он показывает, сколько килограмм пара содержится в 1 м3 объема. С увеличением давления удельный вес увеличивается. При давлении 6 бар пар объемом 1м3 имеет вес 3,17 кг. При 10 бар – уже 5,15 кг и при 25 бар – более 12,5 кг.
Столбец 5: Энтальпия насыщения (h’)
Энтальпия кипящей воды указана в кДж/кг. Значения в этом столбце показывают, какое количество тепловой энергии необходимо, чтобы 1 кг воды при определенном давлении довести до состояния кипения, или какое количество тепловой энергии содержит конденсат, который при том же давлении сконденсировался из 1 кг пара. При давлении 1 бар удельная энтальпия кипящей воды составляет 417,5 кДж/кг, при 10 бар – 762,6 кДж/кг, и при 40 бар – 1087 кДж/кг. С увеличением давления пара энтальпия воды увеличивается, причем ее доля в суммарной энтальпии пара при этом постоянно растет. Это значит, чем выше давление пара, тем больше тепловой энергии остается в конденсате.
Столбец 6: Суммарная энтальпия (h”)
Энтальпия указан в кДж/кг. В этом столбце таблицы приведены значения энтальпии пара. Из таблицы видно, что энтальпия растет до давления 31 бар и при дальнейшем увеличении давления снижается. При давлении 25 бар значение энтальпии 2801 кДж/кг. Для сравнения значение энтальпии при 75 бар составляет 2767 кДж/кг.
Столбец 7: Тепловая энергия парообразования (конденсации) (r)
Энтальпия парообразования (конденсации) указана в кДж/кг. В этом столбце приведены значения количества тепловой энергии, которое требуется для полного испарения 1 кг кипящей воды при соответствующем давлении. И наоборот – количество тепловой энергии, которое высвобождается в процессе полной конденсации (насыщенного) пара при определенном давлении.
При давлении 1 бар r = 2258 кДж/кг, при 12 бар r = 1984 кДж/кг и при 80 бар r = лишь 1443 кДж/кг. С увеличением давления количество тепловой энергии парообразования или конденсации снижается.
Правило:
При увеличении давления пара количество тепловой энергии, необходимое для полного испарения кипящей воды, уменьшается. И в процессе конденсации насыщенного пара при соответствующем давлении высвобождается меньше тепловой энергии.
По полученному значению η оэ определяют предварительный расчетный расход пара
который потом будет уточнен.
Для турбин с одним регулируемым отбором пара (по заданию) предварительный расходпара определяется по приближенной формуле (в предположении, что относительный внутренний КПД части высокогодавления и турбины вцелом одинаковы):
(13)
гдеG по -величина регулируемого (промышленного, теплофикационного) отбора при давлении р по (по заданию); Н т 0чвд -теплоперепад идеальной турбины от начального давления р 0 до давления отборар по (рис. 6).
При расчете проточной части турбины с регулируемым отбором:
1) все ступени до регулируемого отбора рассчитываются на полный расход пара, найденныйпо формуле (13);
2) ступени после регулируемого отбора рассчитываются на расход при чисто конденсационномрежиме, определяемый по выражению (12).
Ступени низкого давлении должны обеспечить пропуск пара при работе турбины с номинальной электрической мощностью при отключенном регулируемом отборе (конденсационный режим).
Расчет тепловой схемы, определениерасходов пара по отсекам турбины и сведение энергетическогобаланса проводится на два режима работы турбины:
а) с регулируемым отбором при номинальной электрической мощности (теплофикационный режим);
б) без регулируемого отбора (конденсационный режим) при номинальной электрической мощности.
Корректировка длин сопловых и рабочих лопаток ступеней до регулируемого отбора производится по расходам пара через отсеки, полученные при теплофикационном режиме, а остальных ступеней ― по расходам пара через отсеки при конденсационном режиме.
ПРИМЕР РАСЧЕТА МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
К-12-35 с тремя регенеративными отборами для подогрева питательной воды до 145 °Спо следующим исходным данным:
номинальная электрическая мощность N э = 12000 кВт;
частота вращения n =50 с -1 ;
давление пара перед турбиной р " 0 = 3,5 МПа;
температура пара перед турбиной t " 0 = 435 o С;
давление отработавшего пара р " к = 0,006 МПа;
парораспределение сопловое.
Определение расхода пара
Расчет турбины проводим на экономическую мощность. Примем
N эк =0,9N э =0,9∙12000 = 10800 кВт.
Давление перед соплами регулирующей ступени при расчетном режиме
р 0 = 0,95∙р " 0 = 0,95∙3,5=3,325 МПа.
Потерю давления в выхлопном патрубке определим по формуле
Δр = р " к ∙ λ∙(с вп /100) 2 ,
приняв с вп =120 м/с, λ = 0,07, получим
Δр =0,006∙0,07∙(120/100) 2 = 0,0006 МПа,
давление пара за рабочими лопатками последней ступени
р к =р " к + Δр = 0,006 +0,0006 = 0,0066 МПа.
Ориентировочно изображаем процесс в h,s- диаграмме
(см. рис. 1), нанеся точки А" 0 , А 0 , А" к t , А к t .
Найдем h 0 = 3304 кДж/кг; h ′ к t = 2143 кДж/кг; h к t = 2162 кДж/кг;
Н т 0ид = 3304-2143 = 1161 кДж/кг; Н т 0 = 3304-2162= 1142 кДж/кг;
η др = 1142/1161 = 0,984.
Принимаем η ввр = 1,0, η ′ oi = 0,8, по справочным данным
η м =0,98; η г =0,97.
Таким образом, имеем
η оэ = η др ∙η ′ oi ∙η ввр ∙η м ∙η г =0,984∙0,8∙1,0∙0,98∙0,97=0,748.
Предварительный расчетный расход пара на турбину
На этот расход пара будут рассчитаны все ступени турбины.
Предварительная линия процесса в h,s -диаграмме наносится по принятому значению η " oi следующим образом:
Н т i = 1142∙0,8=913,6 кДж/кг.
Откладывая Н т i в h,s -диаграмме, получим точку А к на изобаре р к (рис. 6).
Задачей нанесения ориентировочной линии изменения состояния пара в h,s -диаграмме является только отыскание удельного объема пара на выходе из последней ступени. Состояние пара на выходе из этой ступени найдем, отложив вниз по изобаре р к от А к выходную потерю
Н в z =c 2 2 z /2000.
В предварительном расчете Н в z находят из выражения
Н в z = ζ ид а ∙Н т 0ид ,
где ζ ид а -коэффициент выходной потери последней ступени.
При расчете оценивают ζ ид а и находят Н в z и с 2 z .
|
|||
|
|||
Рис.6. Процесс расширения пара в конденсационной(а)
и теплофикационной (б) турбинах в h,s -диаграмме
Чем меньше ζ ид а, тем меньше, следовательно, с 2 z – выходная скорость пара в последней ступени, но тем больше будет длина лопатки.
Величиной ζ ид а следует задаваться на основании имеющихся данных по аналогичным конструкциям турбин.
Для небольших конденсационных турбин ζ ид а = =0,015…0,03; для крупных конденсационных турбин ζ ид а = =0,05 … 0,08.
Для турбин с противодавлением ζ ид а <0,015.
Примем ζ ид а =0,0177. Тогда
Н в z = 0,0177∙1161 =20,55кДж/кг.
Состоянию пара в точке а к z соответствует удельный объём пара v 2 z =20,07м 3 /кг. Энтальпия пара за турбиной h к =
2390,4 кДж/кг.
Определением ориентировочного расхода пара через турбину и приблизительного удельного объема пара на выходе из последней ступени заканчивается первая стадия предварительного расчета.
Вторая стадия заключается в проверке возможности конструктивного осуществления последней ступени и ориентировочном определении изоэнтропийного теплоперепада в ней.
2. Предварительный расчет последней ступени
Для предварительного расчета последней ступени известны следующие параметры:
Н т 0ид, Н в z ,ζ ид а, G, n .
В дальнейшемрасчете индекс z отбрасываем.
Скорость пара навыходе из рабочей решетки последней ступени
Дляопределения диаметра последней ступени необходимо задаться отношением ν = d/l 2 , где d – средний диаметр последней ступени; l 2 – выходная длина лопаткипоследней ступени.
В существующих турбинах величина ν лежит в пределах 2,7 … 50,0. Малые значения относятся кмощным конденсационнымтурбинам, большие-характерны для конденсационныхтурбин небольшой мощности и турбин с противодавлением. Лопатки последних ступеней могут выполняться либо с постоянным, либо с переменным профилем. Вопрос о переходе от лопаток с постоянным по высоте профилем кзакрученным должен решаться на основании сопоставления потерь, вызываемых обтеканием рабочих лопаток, при изменении величины ν. При значениях ν <8 лопатки приходится всегда выполнять закрученными. При ν >12 применение закрутки не дает ощутимого выигрыша в КПД.
Пусть, например, отношениеν =5,2. Тогда, предполагая в последней ступени осевой выход пара, т.е. α 2 = 90° (и, следовательно, с 2а =с 2), получим:
Таким образом, длина рабочих лопаток
l 2 =d/ ν =1,428/5,2=0,2746 м.
Окружная скорость на среднем диаметре ступени
u = π∙d∙n = 3,14∙1,428∙50 = 224,3 м/с.
Окружная скорость на конце лопатки
u
в =u∙(d+l
2 )/d
=224,3∙(1,428+0,2746)/1,428=267,4м/с.
Такие скорости вполне допустимы.
При расчете турбин небольшой мощности нет необходимости производить проверку на прочность рабочие лопатки, если u в не превышает 300 м/с.
Диаметр корневого сечения
d к = d - l 2 = 1,428 - 0,2746 = =1,153 м.
Окружная скорость лопаток в корневом сечении
u к = π∙ d к ∙n =181,17 м/с.
Определение теплоперепада, перерабатываемого в осевой турбинной ступени, производится для оптимальных условий работы, которые выражаются оптимальным отношением скоростей
(14)
где ρ – степень реактивности ступени.
Располагаемый теплоперепад, перерабатываемый в турбин-ной ступени с наибольшей экономичностью, можно определить из выражения (14):
,
после преобразования которого находим
В этой формуле величины u, ρ, φ, α 1 относятся к среднему сечению ступени.
Поскольку в любом сечении по высоте лопатки теплоперепад Н 0 должен быть одинаков (давление перед и за ступенью по высоте постоянно), то его можно рассчитать по выражению (15) и для корневого сечения последней ступени, где ρ к ≈0 (все ступени камерных турбин проектируют со степенью реактивности в корневом сечении ρ к ≈0), u=u к,приняв ориентировочно φ=0,95 и α 1 = 15 о:
При заданном теплоперепаде Н 0 оптимальный диаметр корневого сечения ступени d к можно определить после преобразования выражения (15):
. (16)
Приняв, например, для корневого сечения ступени ρ к =0 , φ=0,955, α 1 =15 о, получим оптимальный диаметр корневого сечения при Н 0 =78 кДж/кг:
3. Расчет регулирующей ступени
Выбираем регулирующую ступень в виде двухвенечного диска Кертиса. Примем теплоперепад в ней равным 30 % от общего теплоперепада Н т 0 , что составит
Н 0 рс =0,3∙1142=342,6кДж/кг.
Из предварительного расчета турбины известны:
1) ориентировочный расход пара G = 12,436 кг/с;
2) расчетное давление перед соплами регулирующей ступени p 0 =3,325 МПа;
3) энтальпия пара перед соплами регулирующей ступени h 0 =3304 кДж/кг.
Методика расчета двухвенечной регулирующей ступени практически не отличается от изложенной выше методики расчета одноступенчатой турбины с двухвенечным рабочим колесом.
Строим в h,s -диаграмме водяного пара изоэнтропийный процесс расширения в этой ступени из начальной точки А 0 (рис. 7) до точки а к t рс, откладывая теплоперепад Н 0 рс =
342,6кДж/кг, и находим давление за регулирующей ступенью р к рс =0,953 МПа.
Рис. 7. Определение давления за регулирующей ступенью и
располагаемого теплоперепада Н 0(2- z )
Принимаем степень реактивности решёток
Первой рабочейρ р1 =0,
Направляющей ρ н =0,05,
Второй рабочей ρ р2 =0.
Теплоперепад, перерабатываемый в сопловой решётке,
Н 011 =(1- ρ р1 -ρ н - ρ р2)∙Н 0 рс =0,95∙342,6=325,47 кДж/кг.
Давление за первой рабочей решёткой, равное давлению за соплами (т. к. ρ р1 =0), определяем по h,s -диаграмме:
р 11 =р 21 =1,024 МПа.
Теплоперепад, перерабатываемый в направляющей решётке,
Н 012 = ρ н ∙ Н 0 рс =0,05∙432,6=17,13 кДж/кг.
Давление за направляющей решёткой равно давлению за ступенью (т. к. ρ р2 =0):
р 12 =р 22 = р к рс =0,953 МПа.
Задавшись предварительно коэффициентом скорости φ=0,965, определяем потерю в соплах:
Н с =(1- φ 2) Н 011 =(1-0,965 2)∙325,47 =22,384 кДж/кг.
Откладывая потерю Н с в h,s -диаграмме (см. рис. 2), находим на изобаре р 11 =р 12 точку а 11 , характеризующую состояние пара за соплами. В этой точке определяем удельный объём пара v 11 =0,24 м 3 /кг.
Изоэнтропийная (условная) скорость истечения пара из сопловой решетки
с из = .
Примем значения u/c из равными 0,2; 0,22; 0,24; 0,26; 0,28 и проведем вариантные расчеты, результаты которых сведены в
табл. 2 (во всех вариантах принято α 11 =12,5°).
Для первого варианта отношение u/c из = 0,2. Окружная скорость в этом варианте
u =(u/c из)·c из = 0,2·827,8= 165,554 м/с.
Средний диаметр ступени d=u/(π·n)= 1,054 м.
Действительная скорость пара на выходе из сопловой решетки
778,57 м/с.
Из уравнения сплошности для выходного сечения сопловой решетки
ε·l 11 = G·v 11 / (π·d·c 11 · sinα 11)=
12,436·0,24/(π·1,054·778,57·sin12,5°)= 0,00536 м.
Так как ε·l 11 <0,02 м, принимаем парциальный подвод пара к рабочим лопаткам и находим оптимальную степень парциальности
Выходная длина сопловых лопаток
l 11 = ε·l 11 / ε опт =0,0243 м.
Ширину сопловых лопаток принимаем b 11 = 0,04 м.
Уточненный коэффициент скорости сопловой решетки определяем по рис. 4 при b 11 /l 11 = 0,04/0,0243 = 1,646 и значении угла α 11 = 12,5°:
Уточненный коэффициент скорости сопловой решеткиφне отличается от принятого ранее, поэтому скорость пара на выходе из сопловой решетки c 11 и потерю энергии в сопловой решетки H c не уточняем.
Размеры сопловых лопаток остаются неизменными. Размеры рабочих и направляющих лопаток принимаем для обеспечения плавности раскрытия проточной части в этом варианте расчёта такими:
l 21 = 0,0268 м, l 12 =0,0293 м, l 22 =0,0319 м,
b 21 =0,025 м, b 12 = 0,03 м, b 22 = 0,030 м.
Основные результаты расчетов регулирующей ступени турбины для всех пяти вариантов сведены в табл. 2. Формулы для определения всех численных значений величин приведены выше, в примере расчёта турбины со ступенями скорости.
Из вариантных расчётов (табл. 2) следует, что наибольший внутренний относительный КПД регулирующей ступени η oi max =0,7597 при среднем диаметре d рс =1,159 м (вариант с отношением скоростей u/с из =0,22). Энтальпия пара за регулирующей ступенью в этом варианте
h к рс =h 0 - H i рс =3304 -260,267=3043,733 кДж/кг.
Эта энтальпия соответствует состоянию пара в точкеа к рс на изобаре р к рс =0,953 МПа h,s -диаграммы (см. рис. 7) и учитывает все лопаточные и дополнительные потери регулирующей ступени. Из этой точки начинается процесс расширения пара в нерегулируемых ступенях турбины.
Таблица 2
Основные результаты расчета регулирующей ступени турбины
№ пп | Физическая величина и обозначение её единицы | Обо-значение | Отношение скоростей u /с из | ||||
0,20 | 0,22 | 0,24 | 0,26 | 0,28 | |||
Окружная скорость, м/с | u | 165,55 | 182,11 | 198,66 | 215,22 | 231,78 | |
Средний диаметр ступени, м | d | 1,054 | 1,159 | 1,265 | 1,37 | 1,476 | |
Угол выхода потока пара из сопловой решетки, град. | α 11 | 12,5 | |||||
Произведение ε l 11 , м | ε·l 11 | 0,00536 | 0,00487 | 0,00443 | 0,00414 | 0,00384 | |
Степень парциальности | ε o пт | 0,2205 | 0,2094 | 0,2006 | 0,1929 | 0,1859 | |
Длина сопловых лопаток, м | l 11 | 0,0243 | 0,0233 | 0,0223 | 0,0214 | 0,0207 | |
Ширина сопловых лопаток, м | b 11 | 0,04 | 0,04 | 0,04 | 0,04 | 0,04 | |
Коэффициент скорости сопловой решетки | φ | 0,965 | 0,965 | 0,964 | 0,963 | 0,963 | |
Размеры лопаток рабочих и направляющих решеток, м | l 21 l 12 l 22 b 21 b 12 b 22 | 0,0268 0,0293 0,0319 0,025 0,03 0,03 | 0,0257 0,0282 0,0308 0,025 0,03 0,03 | 0,0247 0,0272 0,0298 0,025 0,03 0,03 | 0,0239 0,0263 0,0289 0,025 0,03 0,03 | 0,0231 0,0255 0,0280 0,025 0,03 0,03 | |
Абс. скорость пара на выходе из сопловой решетки, м/с | с 11 | 778,57 | 778,57 | 777,76 | 776,96 | 776,96 | |
Потеря энергии в сопловой решетке, кДж/кг | H с | 22,384 | 22,384 | 23,012 | 23,639 | 23,639 | |
Отн. скорость пара на входе в первую рабочую решетку, м/с | w 11 | 617,98 | 602,07 | 585,39 | 568,75 | 552,96 | |
Угол входа потока в первую рабочую решетку, град. | β 11 | 15,82 | 16,25 | 16,71 | 17,20 | 17,71 | |
Коэффициент скорости первой рабочей решетки | Ψ p 1 | 0,947 | 0,946 | 0,946 | 0,945 | 0,945 | |
Потери энергии в первой рабочей решетке, кДж/кг | Н л1 | 19,786 | 18,939 | 18,043 | 17,156 | 16,331 | |
Отн. скорость пара на выходе из первой рабочей решетки, м/с | w 21 | 585,09 | 569,75 | 553,71 | 537,74 | 522,59 | |
Удельный объем пара за первой рабочей решеткой, м 3 /кг | v 21 | 0,2449 | 0,2448 | 0,2447 | 0,2446 | 0,2445 | |
Угол выхода потока пара из первой рабочей решётки, град. | β 21 | 15,44 | 15,80 | 16,18 | 16,59 | 17,01 | |
Абс. скорость пара на выходе из первой рабочей решетки, м/с | с 21 | 427,79 | 397,62 | 367,11 | 337,12 | 308,50 | |
Угол выхода потока пара из первой рабочей решётки в абсолютном движении, град. | α 21 | 21,28 | 22,96 | 24,85 | 27,09 | 29,71 | |
Коэффициент скорости направляющей решётки | φ н | 0,946 | 0,945 | 0,945 | 0,944 | 0,944 | |
Скорость пара на выходе из направляющей решётки, м/c | с 12 | 440,84 | 414,61 | 388,47 | 363,23 | 339,65 | |
Потери энергии в направляющей решётке, кДж/кг | H н | 11,459 | 10,231 | 9,060 | 7,985 | 7,036 |