ЗМІСТ
Вступ
1. Теплові розрахунки
1.1 Орієнтовнийрозрахунок проточної частини
1.1.1 Попередняоцінка економічності й теплової потужності турбіни
1.1.2 Визначенняпараметрів робочого тіла за регулюючим ступенем на номінальному режимі роботитурбіни
1.1.3 Розрахунок ступенів тиску
1.1.4 Визначеннявитрат у регенеративні відбори й витрати пари на турбіну
1.1.5 Визначеннявисот соплових і робочих лопаток
1.2 Уточненняпроцесу розширення в ступенях
1.2.1 Визначеннягеометричних характеристик і ККД двохвінцевого регулюючого ступеня на його розрахунковому режимі
1.2.2 Розрахунокступенів тиску
2. Розрахунок на міцність лопатки 7-го ступеня
2.1 Вибір профілю робочих лопаток
2.2 Розрахунок профільної частини лопаткиз постійною площею поперечних перерізів на розтяг від відцентрованих сил
2.3 Розрахунок лопатки постійного профілюна згин від парового зусилля
3. Економічний розділ
3.1 Теоретичначастина
3.2 Економічнийрозрахунок
3.3 Висновки і аналізотриманих результатів
4. Охорона праці та навколишнього середовища
4.1 Загальні питання охорони праці
4.2 Промисловасанітарія
4.2.1 Метеорологічніумови
4.2.2 Вентиляція іопалення
4.2.3 Виробничеосвітлення
4.2.4 Шум і вібрація
4.3 Вимоги безпеки
4.4 Пожежна безпека
4.5 Охоронанавколишнього середовища
Висновок
Список джерел інформації
ВСТУП
Парова турбіна єдвигуном, у якому потенційна енергія пари перетворюється в кінетичну енергію, аостання у свою чергу перетвориться в механічну енергію обертання вала. Валтурбіни безпосередньо, або за допомогою зубчастої передачі з'єднується зробочою машиною, у ролі якої можуть виступати генератор, компресор,повітродувка, насос, і інше промислове устаткування. У цей час парові турбіниуспішно працюють на теплових електричних станціях, промислових підприємствах іна інших об'єктах. Вони є основою сучасної енергетичної промисловості, томуосновним завданням, що стоїть перед проектувальниками турбін, є підвищенняїхньої економічності.
При розробцінової турбіни основним об'єктом проектування є проточна частина турбіни. Проточначастина визначає конструкцію всього турбоагрегату. Вибір характеристикпроточної частини залежить від призначення й потужності турбіни, умов її роботипри часткових навантаженнях, а також від прийнятої на заводі-виготовлювачітехнології виробництва.
Крім тепловогорозрахунку проточної частини й розрахунку її геометрії як спеціальне завдання виконаюрозрахунок на мiцнiсть робочої лопатки 7-го ступеня.
В економічнійчастині проекту виконаю розрахунок собівартості відпущеного 1кВтгелектроенергії відпускаємої на спроектованій установці.
У розділі охоронипраці й навколишнього середовища розглянуті вимоги до організації безпечної йнайменш шкідливої для людини й навколишнього середовища експлуатаціїтурбоагрегату, що особливо важливо для сучасного суспільства.
1. ТЕПЛОВІ РОЗРАХУНКИ 1.1 Орієнтовнийрозрахунок проточної частини 1.1.1 Попередня оцінка економічності й теплової потужностітурбіни
Ефективнапотужність 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 ефективнупотужність, можна знайти ефективний ККД /> [1] і відносний внутрішнійККД /> турбіни :
/>,
де /> - механічний ККД, />0,993,
/>0,805,
/>0,8107.
Приймаючи втратив клапанах рівними приблизно 3 %, визначаємо параметри робочого тіла на вході втурбіну :
/>;
/>8,536 />;
/>;
/>528,86/>,
де />3464 />,
/>0,0408/>; />6,781 />.
Визначаємоізоэнтропний перепад на турбіну />,/>:
/>,
де /> 2121,1 />,
/>1343,5 />.
Визначаємодійсний перепад на турбіну />, />:
/>,
/>1089,1 />.
Будуємо процесрозширення в турбіні в I-S діаграмі (рис. 2.1) і визначаємо параметри пари затурбіною:
/>2375,5 />;
/>;
/>6,951 />,/>0,92, />16,65/>, />41,51 />.
/>
Рисунок 2.1 –Визначення пари за регулюючим ступенем (на вході в ступінь тиску) наномінальному режимі роботи турбіни1.1.2Визначення параметрів робочого тіла за регулюючим ступенем на номінальномурежимі роботи турбіни
Розрахунковийрежим регулюючого ступеня вибирають із умови роботи турбіни в змінному режимі.Як правило, це режим часткового навантаження, що становить приблизно />, де /> - ефективна потужність навалу в розрахунковому режимі />. Урежимах часткових навантажень перепад на регулюючий ступінь збільшується, а наступені тиску зменшується. Тому намагаються спрацювати цей перепад змаксимально можливим ККД і всі основні характеристики цього ступеня (кутирешітки, площі прохідних перетинів, висоти лопаток і відношення />) повинні відповідатирежиму часткового навантаження турбіни.
Тоді вномінальному режимі роботи турбіни регулюючий ступінь буде працювати припідвищених відносинах /> і при іншихпараметрах за нею.
Прийнявшисередній діаметр ступеня, як у прототипу, знайдемо окружну швидкість насередньому діаметрі />,/>:
/>,
де /> - середній діаметрступеня, />0,87 />;
/> - частота обертанняротора.
/>163,908 />.
Швидкість />,/>, і теплоперепад />, />, знаходять за формулами:
/>,
де /> для двохвінцевого ступеняможна прийняти рівним 0,25
/>910,600/>;
/>,
/>414,596 />.
Порозташовуваному перепаду /> нарегулюючий ступінь можна визначити тиск за ним на його розрахунковому режимі йвсі параметри ізоентропійного розширення:
/>,
/>3049,9096 />;
/>2,151 />.
Задавшисьорієнтовно відносним внутрішнім ККД регулюючого ступеня на його розрахунковомурежимі, можна визначити його використаний теплоперепад />,/>:
/>,
де />0.75
/>310,947 />.
І тоді дійснийстан пари за регулюючим ступенем у режимі часткових навантажень турбіни:
/>,
/>3153,645 />;
/>,
/>6,951 />, />0,131 />,/>344,064 />.
Всі наступніступені тиску повинні бути спроектовані й розраховані так, щоб їх максимальнийККД був реалізований у режимі номінального навантаження />. Для цього необхідновизначити параметри за регулюючим ступенем на номінальному режимі роботитурбіни. При зміні навантаження на турбіну відбувається зміна витрати черезпроточну частину, яку можна вважати пропорційним зміні навантаження:
/>
Тиск у камерірегулюючого ступеня на номінальному режимі роботи турбіни розраховуємо поформулі Флюгеля, записаної для відсіку проточної частини, що складається ізступенів тиску:
/>,
де /> й /> - витрати відповідно начастковому й номінальному режимах роботи турбіни, />,
/>
/> і /> - тиск за регулюючимступенем відповідно на
цих режимах, />,
/> і /> - температура зарегулюючим ступенем, />,
/> і /> - тиск за турбіною на цихрежимах, />.
Дляконденсаційних турбін тиск за турбіною значно менше тиску в голові машини йтому відношенням /> у формуліФлюгеля можна зневажити:
/>
Оскільки разом зтиском за регулюючим ступенем у змінному режимі міняється й температура, то врівнянні два невідомих; у першому розрахунку можна прийняти:
/>
У цьому випадку
/>,
і по знайденому тискувизначаємо температуру в камері регулюючого ступеня на номінальному режимі(рис. 2.1):
/>.
У другій спробіслід уточнити тиск /> із урахуваннямотриманої температури />.
У підсумку одержуємо:
/>2,688 />,/>344,064 />
Знаючи тиск зарегулюючим ступенем на номінальному режимі />,визначаємо тепломісткість за регулюючим ступенем при ізоентропному розширенні вньому />,/>:
/>3115,771 />.
і перепад нарегулюючий ступінь у номінальному режимі роботи турбіни />,/>:
/>,
/>348,821 />.
Відношення /> на номінальному режиміроботи турбіни, що є розрахунковим для ступенів тиску, знаходимо з виразу:
/>,
/>0,196.
Для визначення іншихпараметрів за регулюючим ступенем необхідно обчислити її ККД на номінальномурежимі, що можна зробити за графіком [1].
/>0,743.
Використаний теплоперепадрегулюючого ступеня на номінальному режимі />,/>, буде таким:
/>,
/>259 />,
і тоді
/>,
/>3205,593 />;
/>6,901 />.
Ця точка і єточкою початку процесу розширення в ступенях тиску на номінальному режиміроботи турбіни.1.1.3Розрахунок ступенів тиску
Оскільки проектування в бакалаврському проекті ведеться на базітурбіни-прототипу, то при розподілі теплоперепаду по ступенях середні діаметрий висоти лопаток на першому етапі розрахунку приймаються такими, як утурбіні-прототипі.
Спочатку визначаємо ступінь реактивності на середньому радіусі ступеня позалежності, отриманої для закону закручення соплового апарата />
/>
Коренева реактивність приймається в інтервалі />,причому менші значення /> відповідаютькоротким лопаткам, а більші — довгим. Значення кута /> приймаєтьсяв діапазоні від 10 до 20° з аналогічною зміною по проточній частині.
Знаходимо значення /> залежновід /> :
/>,
тут /> 0,97.
По відношенню /> й окружнійшвидкості />, /> обчислюємо швидкість />, />:
/>,
і розташовуваний теплоперепад ентальпії на ступінь по загальмованихпараметрах /> , />:
/>
Значення адіабатичного перепаду ентальпій на ступінь менше, ніжрозташовуваний на величину, еквівалентну енергії з вихідною швидкістюпопереднього ступеня />,/>:
/>
Коефіцієнт втрат з вихідною швидкістю /> дляактивних ступенів можна прийняти рівним />.
У загальному випадку
/>
Тут /> - коефіцієнт використаннявихідної швидкості. Він залежить від конструктивних особливостей проточноїчастини. Для першого ступеня відсіку />, дляпіслявідбірних ступенів /> ітільки для ступенів, розташованих безпосередньо один за одним можна прийняти />.
Тоді
/>,
де /> - розташовуванийтеплоперепад попереднього ступеня.
Сума адіабатичних теплоперепадів становить теплоперепад у проточнійчастині ступенів тиску:
/>
З іншого боку, розташовуваний теплоперепад на ступені тиску може бутивизначений за допомогою коефіцієнта повернення теплоти />:
/>,
/>,
де /> — ізоентропний теплоперепадступенів 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, товарто 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 /> починаємобудувати процес розширення в ступенях тиску в /> діаграмі.Для цього спочатку будуємо наближену політропу розширення, з'єднуючи прямоюточку /> із точкою /> яка визначає параметрипари за турбіною. Починаючи з першого ступеня, послідовно для кожного ізступенів знаходимо статичний тиск за ступенем й інші параметри стану пари. Дляцього визначаємо ентальпію за ступенем як різницю ентальпії перед ступенем й їїадіабатичним перепадом:
/>,
/>.
а в точці перетинання відповідної ізобари й політропи розширення в турбінівсі інші параметри за щаблем — /> (рис2.2).
Результати розрахунку зводимо в таблицю 2.1.Параметр Номер ступеня 2 3 4 5 6
Середній діаметр Dср, м 873 876 880 884 890
Кореневий діаметр Dк, м 844 844 844 844 844
Коренева степінь реактивності ρк 0,05 0,055 0,06 0,065 0,07 Коефіцієнт швидкості сопів φ 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97
Кут виходу пари із сопел α1ср, град 10 10,5 11 11,5 12
Степінь реактивності на середньому діаметрі ρср 0,107 0,117 0,129 0,140 0,155
Відношення U/Cф 0,486 0,488 0,491 0,494 0,497 Окружна швидкість U, м/с 164,47 165,03 165,79 166,546 167,67
Швидкість Сф, м/с 338,15 337,88 337,66 337,475 337,37
Перепад по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг 57,175 57,082 57,008 56,945 56,911 Коеф. використання вихідної швидкості γ 1 1
Адіабатичний перепад на ступінь h0, кДж/кг 57,175 57,082 53,012 56,945 52,924 Параметр Номер ступеня 7 8 9 10 11
Середній діаметр Dср, м 922 930 936 950 988
Кореневий діаметр Dк, м 902 902 902 902 928
Коренева степінь реактивності ρк 0,075 0,08 0,085 0,09 0,095 Коефіцієнт швидкості сопів φ 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97
Кут виходу пари із сопел α1ср, град 12,5 13 13,5 14 14,5
Степінь реактивності на середньому діаметрі ρср 0,111 0,129 0,143 0,170 0,190
Відношення U/Cф 0,483 0,487 0,491 0,498 0,503 Окружна швидкість U, м/с 173,705 175,212 176,34 178,98 186,139
Швидкість Сф, м/с 359,560 359,537 359,50 359,75 370,337
Перепад по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг 64,642 64,633 64,621 64,713 68,575 Коеф. використання вихідної швидкості γ 1 1
Адіабатичний перепад на ступінь h0, кДж/кг 64,642 60,108 64,621 60,189 68,575 Параметр Номер ступеня 12 13 14 15 16 17
Середній діаметр Dср, м 1036 1102 1171 1258 1316 1374
Кореневий діаметр Dк, м 955 982 1013 1024 1024 1024
Коренева степінь реактивності ρк 0,1 0,105 0,11 0,115 0,12 0,125 Коефіцієнт швидкості сопів φ 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97
Кут виходу пари із сопел α1ср, град 15 15,5 16 16,5 17 17,5
Степінь реактивності на середньому діаметрі ρср 0,220 0,268 0,308 0,380 0,429 0,471
Відношення U/Cф 0,511 0,527 0,542 0,572 0,595 0,617 Окружна швидкість U, м/с 195,18 207,61 220,61 237,007 247,93 258,86
Швидкість Сф, м/с 381,66 393,68 407,37 414,610 417,01 419,57
Перепад по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг 72,834 77,493 82,978 85,951 86,949 88,020 Коеф. використання вихідної швидкості γ 1 1
Адіабатичний перепад на ступінь h0, кДж/кг 68,033 72,395 82,978 85,951 86,949 88,020
/>
Рисунок 2.2 –Визначення параметрів пари за ступенями тиску1.1.4 Визначення витрат у регенеративні відбори й витратипари на турбіну
При розрахунку заданими є число ступенів підігріву, температура живильноїводи на виході з останнього підігрівника /> йтемпература води на вході в перший підігрівач.
Для конденсаційної турбіни остання являє собою температуру конденсату.
Кількість відбираємої пари з турбіни визначається теплообміном упідігрівачу й залежить від витрати підігріває мого конденсату, його температурина вході й виході й від параметрів пари у відборі. Вода при цьому на виході зпідігрівача нагрівається до температури, близької до температури конденсаціїпари:
/>,
де /> - температура насиченняпри прийнятому тиску у відборі, °С.
Розподіл підігріву приймається рівномірним:
/>,
і при /> />, />, /> (рис. 2.3).
Відповідно, і температура насичення у відборах з обліком недогріву будетакою:
/> 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 вартозмінити, прийнявши найближчий тиск за ступенями, віддаючи перевагу меншимзначенням. Становимо рівняння теплового балансу для кожного з підігрівачів зумови рівності ентальпії води на виході з підігрівача сумі ентальпій води йгріючої 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 ентальпіївідповідно 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 регулюючогоступеня 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 відбориПараметр Відбори (по ходу пари) 1 2 3
Тиск відбору Pj, МПа 1,502 0,730 0,406
Ентальпія пари, що відбирається ij, кДж/кг 2970,025 2915,08 2580,246
Температура насичення tн, оС 198,3 166,6 144,15
Відносна витрата пари у відбір αj 0,058 0,038 0,152
Використовуваний перепад, що доводиться на відсік турбіни перед відбором (hi)j, кДж/кг 494,56 54,945 334,834
1.1.5 Визначення висотсоплових і робочих лопаток
Для кожного ступеня, починаючи з першого, знаходимо перепад ентальпії всопловому апараті на середньому діаметрі />,/> :
/>,
де /> - степінь реактивності,яка обрана була раніше.
Обчислюємо:
/>,
/>,
і в точці перетинання політропи розширення й ізобари /> визначаємо параметри навиході із соплового апарату: />, />, />. Якщо відношення тисків />(0,546 — для перегрітоїпари, 0,577 – для насиченого), то площу сопел />,/>, розраховуємо за виразом
/>,
де /> - витрата через ступінь, />,
/> - питомий об'єм угорловому перерізі соплових решіток, />,
/> - коефіцієнт витрати сопла[1].
/>.
Якщо відношення тисків дорівнює або менше критичного, то площу сопел угорловому перерізі />, />, визначаємо з вираження:
/>,
де />;
/> - тиск перед ступенем, />,
/> - питомий об'єм передступенем, />,
якщо />, />, />, />; у вологої пари />.
Знаючи площу сопел, і зберігши прийняте раніше значення кутів /> можна обчислити, />,/> :
/>.
Оптимальні з погляду ККД ступеня значення степені парціальності дляодновінцевого ступеня />,/> , може бути розраховане завиразом:
/>.
Знаючи оптимальну парціальність, знаходимо висоту сопел
/>.
При цьому обрану степінь парціальності /> зберігаютьу межах відсіку проточної частини (між відборами).
Висоти робочих лопаток у першому наближенні можна визначити шляхомдодавання до висоти сопел значення передаху [1], що залежить від висотисоплових 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 плавностіпроточної частини, для чого необхідно побудувати так званий конус проточноїчастини. Побудова конуса, представлена на рис. 2.4.Найменування величини Номер ступеня 2 3 4 5 6 Секундна витрата пари G, кг/с 21,129 21,129 21,129 21,129 21,129
Тиск пари перед ступенем P0*, МПа 2,759 2,259 1,835 1,502 1,200
Тиск пари за соплами Pc, МПа 2,308 1,881 1,542 1,239 0,999
Удільний об’єм за соплом vc, м3/кг 0,122 0,144 0,169 0,202 0,240 Теплоперепад на сопловий апарат hc, кДж/кг 51,068 50,411 46,196 48,970 44,735 Швидкісний коефіцієнт сопла φс 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97
Швидкість витікання пари із сопел C1t, м/с 319,58 317,52 315,209 312,952 310,174
Відношення тисків Pc/P0* 0,837 0,833 0,840 0,825 0,833
Коеф. витрати сопла μс 0,956 0,958 0,959 0,961 0,962
Площа горлового зрізу сопел Fc, м2 0,008 0,010 0,012 0,014 0,017 Середній діаметр соплового апарату Dc.cp 0,873 0,876 0,88 0,884 0,89
Кут виходу пари із сопел α1ср, град 10 10,5 11 11,5 12 Степінь парциальности ε 0,666 0,706 0,749 0,800 0,855
Висота соплових решіток lc, мм 26,625 28,253 29,943 32,005 34,194 Величина передаху
Δк, мм 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000
Δн, мм 2,000 2,000 2,000 2,000 2,000
Висота робочої лопатки lл, мм 29,625 31,253 32,943 35,005 37,194 Найменування величини Номер ступеня 7 8 9 10 11 Секундна витрата пари G, кг/с 19,907 19,907 19,907 19,907 19,103
Тиск пари перед ступенем P0*, МПа 0,965 0,730 0,555 0,406 0,298
Тиск пари за соплами Pc, МПа 0,754 0,576 0,425 0,315 0,220
Удільний об’єм за соплом vc, м3/кг 0,300 0,373 0,475 0,605 0,809 Теплоперепад на сопловий апарат hc, кДж/кг 57,487 52,360 55,361 49,965 55,568 Швидкісний коефіцієнт сопла φс 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97
Швидкість витікання пари із сопел C1t, м/с 339,07 335,56 332,750 327,782 333,369
Відношення тисків Pc/P0* 0,781 0,788 0,766 0,775 0,738
Коеф. витрати сопла μс 0,964 0,965 0,967 0,968 0,969
Площа горлового зрізу сопел Fc, м2 0,018 0,023 0,029 0,038 0,048 Середній діаметр соплового апарату Dc.cp 0,922 0,93 0,936 0,95 0,988
Кут виходу пари із сопел α1ср, град 12,5 13 13,5 14 14,5 Степінь парциальности ε 0,855 0,934 1,000 1,000 1,000
Висота соплових решіток lc, мм 34,210 37,377 42,892 52,639 61,541 Величина передаху
Δк, мм 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000
Δн, мм 2,000 2,000 2,000 2,000 2,000
Висота робочої лопатки lл, мм 37,210 40,377 45,892 55,639 64,541 Найменування величини Номер ступеня 12 13 14 15 16 17 Секундна витрата пари G, кг/с 19,103 19,103 15,888 15,888 15,888 15,888
Тиск пари перед ступенем P0*, МПа 0,204 0,138 0,089 0,052 0,029 0,016
Тиск пари за соплами Pc, МПа 0,150 0,100 0,062 0,037 0,021 0,011
Удільний об’єм за соплом vc, м3/кг 1,134 1,630 2,511 4,015 6,753 11,862 Теплоперепад на сопловий апарат hc, кДж/кг 53,075 52,971 57,399 53,280 49,687 46,563 Швидкісний коефіцієнт сопла φс 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97 0,97
Швидкість витікання пари із сопел C1t, м/с 337,10 336,75 338,81 326,43 315,23 305,16
Відношення тисків Pc/P0* 0,736 0,727 0,696 0,701 0,704 0,705
Коеф. витрати сопла μс 0,971 0,972 0,974 0,975 0,977 0,978
Площа горлового зрізу сопел Fc, м2 0,066 0,095 0,121 0,200 0,348 0,631 Середній діаметр соплового апарату Dc.cp 1,036 1,09 1,171 1,25 1,316 1,374
Кут виходу пари із сопел α1ср, град 15 15,5 16 16,5 17 17,5 Степінь парциальности ε 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000
Висота соплових решіток lc, мм 78,580 103,95 119,27 179,69 288,37 486,4 Величина передаху
Δк, мм 1,000 1,000 1,000 1,500 2,000 2,500
Δн, мм 2,000 2,000 2,000 2,500 3,000 3,500
Висота робочої лопатки lл, мм 81,580 106,95 122,27 183,69 293,37 492,4 1.2 Уточнення процесу розширення в ступенях
На першій стадії розрахунків проточної частини визначали геометріюступенів при заданих значеннях коефіцієнтів швидкості, витрати й ККД. Унаступних розрахунках ККД ступенів обчислюють по відомих геометричниххарактеристиках решітки і режимних характеристик ступенів, які були знайдені напопередньому етапі розрахунку з урахуванням коректування після побудови конусапроточної частини, якщо така була.
Таблиця 2. 4 –Вихідні дані для докладного розрахункуНайменування величини Номер ступеня 2 3 4 5 6
Середній діаметр соплового апарата Dc, м 0,873 0,876 0,88 0,884 0,89
Висота соплових лопаток lc, мм 26,625 28,253 29,943 32,005 34,194
Кореневий передах Δк, мм 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000
Зовнішній передах Δн, мм 2,000 2,000 2,000 2,000 2,000
Висота робочих лопаток lр, мм 29,625 31,253 32,943 35,005 37,194
Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг 57,175 57,082 53,012 56,945 52,924
Тиск (статичний) перед ступенем Р0, МПа 2,759 2,259 1,835 1,502 1,200
Степінь реактивності на середньому діаметрі ρср 0,107 0,117 0,129 0,140 0,155
Кут виходу із сопел на середньому діаметрі α1, град 10 10,5 11 11,5 12 Степінь парциальності ε 0,666 0,706 0,749 0,800 0,855
Найменування величини Номер ступеня 7 8 9 10 11
Середній діаметр соплового апарата Dc, м 0,922 0,93 0,936 0,95 0,988
Висота соплових лопаток lc, мм 34,210 37,377 42,892 52,639 61,541
Кореневий передах Δк, мм 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000
Зовнішній передах Δн, мм 2,000 2,000 2,000 2,000 2,000
Висота робочих лопаток lр, мм 37,210 40,377 45,892 55,639 64,541
Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг 64,642 60,108 64,621 60,189 68,575
Тиск (статичний) перед ступенем Р0, МПа 0,965 0,730 0,555 0,406 0,298
Степінь реактивності на середньому діаметрі ρср 0,111 0,129 0,143 0,170 0,190
Кут виходу із сопел на середньому діаметрі α1, град 12,5 13 13,5 14 14,5 Степінь парциальності ε 0,855 0,934 1,000 1,000 1,000 Найменування величини Номер ступеня 12 13 14 15 16 17
Середній діаметр соплового апарата Dc, м 1,036 1,09 1,171 1,25 1,316 1,374
Висота соплових лопаток lc, мм 78,580 103,958 119,275 179,696 288,373 486,497
Кореневий передах Δк, мм 1,000 1,000 1,000 1,500 2,000 2,500
Зовнішній передах Δн, мм 2,000 2,000 2,000 2,500 3,000 3,500
Висота робочих лопаток lр, мм 81,580 106,958 122,275 183,696 293,373 492,497
Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг 68,033 72,395 82,978 85,951 86,949 88,020
Тиск (статичний) перед ступенем Р0, МПа 0,204 0,138 0,089 0,052 0,029 0,016
Степінь реактивності на середньому діаметрі ρср 0,220 0,268 0,308 0,380 0,429 0,471
Кут виходу із сопел на середньому діаметрі α1, град 15 15,5 16 16,5 17 17,5 Степінь парциальності ε 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 1.2.1 Визначення геометричних характеристик і ККДдвохвінцевого регулюючого ступеня на його розрахунковому режимі
Як уже говорилося, розрахунковим режимом регулюючого ступеня є режимчасткового навантаження. У нашому випадку /> й,відповідно, />, де /> - витрата через проточнучастину на розрахунковому режимі регулюючого ступеня, a /> - витрата через проточнучастину, визначена при розрахунку регенеративних підігрівачів. Витрата черезрегулюючий ступінь більше витрати через ступені тиску на значення втрати черезпереднє кінцеве ущільнення. При цьому схема втрат така, що пара, пройшовширегулюючий ступінь, з камери регулюючого ступеня через розвантажувальні отвориїї диска підходить до переднього лабіринтового ущільнення, і параметри париперед ним приймаються рівними параметрам у камері регулюючого ступеня. Прирозрахунку втрати через переднє ущільнення визначають витрату через групугребінців до відбору пари з ущільнення. Тиск відбору /> залежить від того, кудинаправляється пара з ущільнення. Якщо він надходить на ущільнення лабіринтунизького тиску, то тиск /> на /> /> перевищує барометричне. Утурбінах з високими початковими параметрами ця пара направляється врегенеративний підігрівник або в проміжний ступінь.
Витік пари через переднє кінцеве ущільнення />,/>, обчислюють по формулі:
/>,
якщо
/>
Тут /> й /> - тиск і питомий об'ємперед ущільненням (тобто за регулюючим ступенем); /> -коефіцієнт витрати ущільнення, залежить від конструкції ущільнення йприймається рівним />; /> - площа зазору, />; /> і /> - діаметр і зазор вущільненні, />; діаметр приймається по діаметрупрототипу, а /> />; /> - число звужень наділянці, визначається по прототипу.
При тиску перед турбіною /> до 3,5 /> число звужень можнаприйняти рівним />, при /> понад 3,5 /> - />. Для діафрагменнихущільнень 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 />, />, визначаєтьсяспіввідношенням
/>.
Зберігаємо на розрахунковому режимі регулюючого ступеня всі параметриізоентропного розширення, знайдені в орієнтовному розрахунку:
/>;/> і т.д.
ККД на окружності колеса:
/>.
Тут
/> - втрати в соплах, />;
/> - втрати на робочихлопатках першого вінця, />;
/>втрати в напрямномуапараті, />;
/>втрати на робочих лопаткахдругого вінця, />;
/> - втрати з вихідноюшвидкістю, />.
Розмірність швидкостей — />.
Швидкості виходу з лопаткових вінців:
/>;
/>;
/>,
де />,/> і /> - швидкості на вході увінці,, />,
а швидкість />, де перепад насоплах />.
Для першого робочого вінця
/>;
/>.
Приймаючи /> , />, визначаємо:
/>;
/>;
/>.
Для напрямного вінця
/>;
Приймаючи /> , />, знаходимо:
/>;
/>;
/>;
/>.
Вихідні кути решітки для забезпечення плавної зміни висот лопатокприймаємо 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 косомузрізі решітки:
/>.
Тут швидкість /> і питомий об'єм /> визначають на виході ізсоплових решіток (рис. 2.5).
/>
Рисунок 2.5 – Процес розширення пари в регулюючому ступені
Швидкість на виході із сопла розрахована раніше, параметри на виході ізсопла:
/>,
/>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 знайтикритичний 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/>;
/>,
/>3125,908/>;
/>0,1267/>.
При проектуванні двохвінцевих ступенів швидкості сверхкритичне витіканнязвичайно зустрічається тільки на першому сопловому апараті. Тому розрахунокнаступних вінців ведуть по залежностях для докритичного витікання. Длярозрахунків висоти лопаток необхідно знайти площу вихідних перетинів решіток />, />:
/>, при />
Або
/>, при />
На наступних вінцях витікання звичайно докритичне:
/>;
/>;
/>.
Розмірність витрати — />,питомого объе'ма — />, швидкостей — />. Знаючи площу сопловогоапарата, можна визначити:
/>.
Оптимальне з погляду ККД ступеня значення парциальності для двохвінцевогоступеня може бути знайдене приблизно по формулі:
/>
де /> в. />
Знаючи оптимальну парциальність, можна уточнити прийняті в орієнтовномурозрахунку висоти лопаток на виході із всіх вінців:
/>;
/>;
/>;
/>.
Відносні втрати на тертя диска робочого колеса й бандажа в паровомусередовищі />, розраховуються завиразом:
/>,
/>0,02005,
де розмірність /> й /> - />.
Втрати на вентиляцію й вибивання/>,мають місце тільки в ступенях при наявності парциальності:
/>,
/>0,014;
/>,
/>0,009.
Тут /> - число вінців робочихлопаток у ступені, а /> - числосегментів соплового апарата.
Внутрішній ККД ступеня />
/>,
Внутрішня потужність ступеня
/>0,730/>:
/>,
/>5187,695/>.
Відклавши в /> діаграмі сумувнутрішніх втрат, визначаємо стан пари за регулюючим ступенем у йогорозрахунковому режимі:
/>, де />, /> (рис. 2.6)
Результати розрахунку регулюючого ступеня зводимо в таблицю 2.5.
Таблиця 2.5 – Розрахунок регулюючого ступеняПараметр Сопловий апарат Перший лопаточний вінець
Направляючий
апарат Другий лопаточний вінець Степінь реактивності ρл, ρн, ρ'л - 0,024 0,023 0,0216 Теплоперепади hос, hл, hна, h'л, кДж/кг 414,596 10,365 14,511 16,584 Коефіцієнти швидкості φ, ψ, ψн, ψ' 0,958 0,956 0,935 0,936 Швидкості виходу С1, W2, C'1, W'2, м/с 827,588 652,132 488,750 357,137 Кути виходу α1, β2, α'1, β'2, град 10 13,446 16,870 22,026 Втрати в решітках Δhc, Δhл, Δhна, Δh'л, кДж/кг 30,685 20,024 17,184 9,019
Удільні об'єми за решітками Vc, Vл, Vн, V'л, /> 0,108 0,114 0,120 0,126
Площі горлових відсіків Fс, Fл, Fн, F'л, /> 0,002 0,003 0,004 0,006
Висоти лопаток
lс, lл, lн, l'л, м 0,019312 0,022346 0,025253 0,028238
/>
Рисунок 2.6 – Трикутники швидкостей ступеня швидкостей1.2.2 Розрахунок ступенів тиску
Розрахунок проводиться послідовно від першого до останнього ступеня.Початкова точка розрахунку — параметри в камері регулюючого ступеня наномінальному режимі роботи турбіни />.Вихідні дані для розрахунку зводяться в таблицю 2.4, а розрахунок проточноїчастини в таблицю 2.6, трикутники швидкостей (рис. 2.11)
Порядок розрахунку для всіх ступенів однаковий.
Знаходимо перепад ентальпій у соплах /> ,/>:
/>,
і швидкість витікання із сопел />, />:
/>.
Втрати в соплах
/>, />:
Використаний теплоперепад у соплах
/>, />:
Параметри пари за соплом (рис. 2.7).:
/>, де />;
/>;
/>;
/>;
/> .
/>.
Якщо в соплових решітках установлюється критична швидкість, то врозрахунку необхідно врахувати відхилення потоку в косому зрізі решіток ізнайти площу горлового перетину решітки. Тут витрата через сопловий апарат /> виявляється менше витратина вході в ступінь на значення втрат через діафрагменне ущільнення. Наприклад,для першого ступеня тиску
/>.
Витік через диафрагмене ущільнення рахується по тим самим формулам, що йвитік через переднє кінцеве ущільнення.
/>
Рисунок 2.7 – Процес розширення в ступені тиску
Уточнюємо висоту соплових лопаток />,/>, зберігаючи прийняте ворієнтовному розрахунку значення /> й />:
/>.
Кут входу на робочі лопатки у відносному русі />,/>:
/>,
і швидкість входу потоку на робочі лопатки />,/>:
/>.
Перепад тепломісткості на робочих лопатках />,/>:
/>
і відносна швидкість виходу з робочих лопаток />,/>:
/>.
Втрати на робочих лопатках, />, />:
/>.
Далі обчислюємо параметри гальмування на вході в робочі решітки:
/>;
/>.
Параметри дійсного стану за робочою лопаткою (рис. 2.7):
/>;/>;
/>;
/>;
/>.
Далі можна розрахувати осьову складову швидкості виходу з робочих лопатокв абсолютному русі />, />:
/>.
Вважається, що весь витік через діафрагмове ущільнення іде врозвантажувальні отвори диска, витрату через робочі лопатки />, />, можна визначити якрізницю витрати через сопло й периферійний витік:
/>.
Значення відносної витрати через периферійне ущільнення можна знайти звираження
/>,
де /> ;
/>;
/> - число гребенів вущільненні, можна прийняти з інтервалу />;
/> - коефіцієнт витрати сопла[1]
/>
Рисунок 2.8 – До визначення втрат від витоку в периферійний зазор
Знаходимо кут виходу потоку у відносному русі />,/>:
/>,
і кут виходу в абсолютному русі />,/>:
/>,
швидкість виходу з робочих лопаток в абсолютному русі />, />:
/>.
При цьому необхідно виконати умову:
/>.
Втрати з вихідною швидкістю />, />:
/>.
ККД на окружності колеса (лопатковий ККД)
/>.
Далі для визначення відносного внутрішнього ККД ступеня необхіднообчислити внутрішні втрати:
втрати на тертя й вентиляцію />, />
/>,
де />, /> - потужність тертя йвентиляції, />, визначається так само, як і при розрахунку регулюючогоступеня; втрати від витоку в периферійне ущільнення обандаженого ступеня />, />:
/>,
/>.
Втрати від витоків необандаженого ступеня можна знайти з вираження
/>,
де />
/>.
Втрати від витоку через діафрагмове лабіринтове ущільнення вважаєтьсяпропорційними витраті через них />, />:
/>.
Відносний внутрішній ККД ступеня:
/>
Якщо ступінь працює в області вологої пари, то додаткові втрати віднаявності вологи />, />, можна визначити звираження
/>,
де /> й /> - початкова й кінцевавологість процесу розширення в ступені;
/> - перепад ентальпії, щоспрацьовується в ступені в області вологої пари (рис. 2.9).
/>
Рисунок 2.9 – До визначення втрат від вологості
Розраховуємо внутрішній ККД ступеня з урахуванням втрат від вологості:
/>.
Визначаємо потужність щабля N, квт:
/>.
Для більшої точності на /> діаграмівідкладаємо суму втрат /> відточки, що відповідає ізоентропійному розширенню на робочих лопатках, ізнаходимо точку, що відповідає стану пари за ступенем без обліку втрати звихідною швидкістю:
/>;
/>.
Точка початку процесу розширення в наступному ступені залежить від умоввикористання кінетичної енергії потоку на виході з попереднього ступеня:
/>,
де /> — коефіцієнт використаннявихідної швидкості />, що залежить відконструктивних особливостей проточної частини на ділянці ступенів, щорозраховують. Якщо /> й кінетичнаенергія потоку використається повністю, то початок процесу в наступному ступеніперебуває в точці
/>;
/>,
і розташовуваний теплоперепад наступного ступеня
/>.
Якщо швидкість виходу з попереднього ступеня губиться повністю, топараметри на вході в наступний ступінь />,/>, />. Якщо ж швидкість /> використається частково,то загублена енергія />:
/>;
/>;
/>.
Після розрахунку всіх ступенів визначаємо сумарну внутрішню потужністьтурбіни />, />:
/>
/>21838.047/>
і відносної внутрішній ККД турбіни
/>,
де /> -теоретична потужністьтурбіни, /> (рис. 2.10):
/>
/>23643,618/>
/>0,924
/>
Рисунок 2.10 – До визначення теоретичної потужності турбіни
Завдякиповерненню тепла ККД турбіни більше, ніж ККД окремих ступенів.
Найменування величини Номер ступеня 2 3 4 5 6 7
Середній діаметр соплових решіток Dср, м 873 876 880 884 890 922 Ступінь парциальності ε 0,666 0,706 0,749 0,800 0,855 0,855 Окружна швидкість U, м/с 164,47 165,03 165,792 166,546 167,67 173,705
Відношення U/Cф 0,521 0,521 0,567 0,534 0,583 0,533 Секундна витрата пари G, кг/с 21,128 20,704 20,324 19,903 19,569 19,907 Тиск на вході в ступінь 2,759 2,259 1,835 1,502 1,200 0,965
Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг 57,175 57,082 53,012 56,945 52,924 64,642
Перепад ентальпій по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг 57,175 57,082 57,008 56,945 56,911 64,642
Реактивність на сер діаметрі лопатки ρср 0,203 0,200 0,325 0,240 0,360 0,235
Перепад у соплах hс*, кДж/кг 45,572 45,666 38,480 43,278 36,423 49,451 Коефіцієнт швидкості φ 0,945 0,947 0,949 0,951 0,953 0,955
Швидкість витікання пари із сопла C1 285,29 286,19 263,269 279,788 257,21 300,334
Втрати кінетичної енергії в соплах Δhс 4,875 4,712 3,825 4,137 3,343 4,350
Тиск пари за соплом Pc, МПа 2,354 1,920 1,593 1,271 1,037 0,782
Питомий об'єм за сопловим апаратом vc, м3/кг 0,120 0,142 0,165 0,198 0,233 0,292 Найменування величини Номер ступеня 8 9 10 11 12 13
Середній діаметр соплових решіток Dср, м 0,930 0,936 0,950 0,988 1,036 1,090 Ступінь парциальності ε 0,934 1,000 1,000 1,000 1,000 1,000 Окружна швидкість U, м/с 175,21 176,34 178,980 186,139 195,18 205,356
Відношення U/Cф 0,578 0,548 0,592 0,561 0,628 0,652 Секундна витрата пари G, кг/с 19,103 18,824 15,888 19,103 18,957 18,825 Тиск на вході в ступінь 0,730 0,555 0,406 0,298 0,204 0,138
Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг 60,108 64,621 60,189 68,575 68,033 72,395
Перепад ентальпій по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг 64,633 64,621 64,713 68,575 72,834 77,493
Реактивність на сер діаметрі лопатки ρср 0,350 0,275 0,380 0,310 0,450 0,490
Перепад у соплах hс*, кДж/кг 42,012 46,850 40,122 47,317 40,058 39,522 Коефіцієнт швидкості φ 0,957 0,959 0,961 0,963 0,965 0,967
Швидкість витікання пари із сопла C1 277,40 293,55 272,226 296,243 273,14 271,868
Втрати кінетичної енергії в соплах Δhс 3,535 3,763 3,068 3,437 2,755 2,565
Тиск пари за соплом Pc, МПа 0,605 0,444 0,332 0,230 0,162 0,109
Питомий об'єм за сопловим апаратом vc, м3/кг 0,359 0,460 0,582 0,777 1,060 1,515
Найменування величини Номер ступеня 14 15 16 17
Середній діаметр соплових решіток Dср, м 1,171 1,250 1,316 1,374 Ступінь парциальності ε 1,000 1,000 1,000 1,000 Окружна швидкість U, м/с 220,61 235,50 247,934 258,862
Відношення U/Cф 0,640 0,658 0,703 0,735 Секундна витрата пари G, кг/с 15,889 15,818 15,768 15,734 Тиск на вході в ступінь 0,089 0,052 0,029 0,016
Адіабатичний перепад ступеня h0, кДж/кг 82,978 85,951 86,949 88,020
Перепад ентальпій по загальмованих параметрах h0*, кДж/кг 82,978 85,951 86,949 88,020
Реактивність на середньому діаметрі лопатки ρср 0,470 0,500 0,562 0,600
Перепад у соплах hс*, кДж/кг 43,979 42,975 38,084 35,208 Коефіцієнт швидкості φ 0,969 0,971 0,973 0,975
Швидкість витікання пари із сопла C1 287,38 284,67 268,533 258,726
Втрати кінетичної енергії в соплах Δhс 2,684 2,456 2,029 1,738
Тиск пари за соплом Pc, МПа 0,068 0,040 0,023 0,012
Питомий об'єм за сопловим апаратом vc, м3/кг 2,317 3,746 6,226 10,883 Найменування величини Номер ступеня 2 3 4 5 6 7
Коеф. витрати ущільнень μу 0,75 0,75 0,75 0,75 0,75 0,75
Діаметр ущільнення dу, м 0,624 0,624 0,624 0,624 0,624 0,624
Зазор ущільнення δу, мм 0,45 0,45 0,45 0,45 0,45 0,45
Площа зазору Fу, м2 0,001 0,001 0,001 0,001 0,001 0,001
Витрата пари через діафрагменне ущільнення Gду, кг/с 0,00070 0,00059 0,0004 0,0004 0,00032 0,0003
Секундна витрата пари через сопловий апарат з обліком витрати через діафрагменне ущільнення Gс, кг/с 21,128 20,704 20,324 19,903 19,569 19,907
Коеф.витрати сопел μс 0,956 0,958 0,959 0,961 0,962 0,964
Кут виходу пари із сопел ступеня α1, град 10 10,5 11 11,5 12 12,5
Площа сопел Fc, м2 0,009 0,010 0,013 0,014 0,018 0,019
Висота соплових лопаток lc, м 0,028 0,029 0,032 0,032 0,036 0,036
Кут входу пари в робочі решітки у відносному русі β1, град 23,040 24,142 28,469 27,397 32,508 28,543
Відносна шв входу пари в роб канали W1, м/с 126,585 127,516 105,38 121,22 99,509 136,04
Перепад ентальпій на роб лопатках hл, кДж/кг 11,649 12,256 15,341 14,368 17,045 15,604 Коефіцієнт швидкості ψ 0,942 0,943 0,943 0,944 0,944 0,945
Найменування величини Номер ступеня 8 9 10 11 12 13
Коеф. витрати ущільнень μу 0,75 0,75 0,75 0,75 0,75 0,75
Діаметр ущільнення dу, м 0,624 0,624 0,624 0,654 0,654 0,654
Зазор ущільнення δу, мм 0,45 0,45 0,45 0,45 0,45 0,45
Площа зазору Fу, м2 0,001 0,001 0,001 0,001 0,001 0,001
Витрата пари через діафрагменне ущільнення Gду, кг/с 0,00023 0,00019 0,0001 0,0001 0,00008 0,00006
Секундна витрата пари через сопловий апарат з обліком витрати через діафрагменне ущільнення Gс, кг/с 19,103 18,824 15,888 19,103 18,957 18,825
Коеф.витрати сопел μс 0,965 0,967 0,968 0,969 0,971 0,972
Кут виходу пари із сопел ступеня α1, град 13 13,5 14 14,5 15 15,5
Площа сопел Fc, м2 0,025 0,030 0,034 0,050 0,074 0,105
Висота соплових лопаток lc, м 0,040 0,043 0,047 0,065 0,087 0,115
Кут входу пари в робочі решітки у відносному русі β1, град 33,277 32,134 37,716 36,383 45,839 52,068
Відн швидкість входу пари в роб канали W1, м/с 113,730 128,839 107,65 125,04 98,544 92,113
Перепад ентальпій на роб лопатках hл, кДж/кг 18,593 18,121 20,372 21,319 28,100 32,993 Коефіцієнт швидкості ψ 0,945 0,946 0,946 0,947 0,947 0,948 Найменування величини Номер ступеня 14 15 16 17
Коеф. витрати ущільнень μу 0,75 0,75 0,75 0,75
Діаметр ущільнення dу, м 0,696 0,696 0,696 0,696
Зазор ущільнення δу, мм 0,45 0,45 0,45 0,45
Площа зазору Fу, м2 0,001 0,001 0,001 0,001
Витрата пари через діафрагменне ущільнення Gду, кг/с 0,00004 0,00003 0,00001 0,00001
Секундна витрата пари через сопловий апарат з обліком витрати через діафрагменне ущільнення Gс, кг/с 15,889 15,818 15,768 15,734
Коеф.витрати сопел μс 0,974 0,975 0,977 0,978
Кут виходу пари із сопел ступеня α1, град 16 16,5 17 17,5
Площа сопел Fc, м2 0,128 0,208 0,366 0,662
Висота соплових лопаток lc, м 0,126 0,187 0,303 0,510
Кут входу пари в робочі решітки у відносному русі β1, град 54,919 65,147 83,558 98,847
Відносна швидкість входу пари в робочі канали W1, м/с 96,797 89,103 79,010 78,737
Перепад ентальпій на робочих лопатках hл, кДж/кг 39,693 44,136 49,942 54,045 Коефіцієнт швидкості ψ 0,948 0,949 0,949 0,950
Найменування величини Номер ступеня 2 3 4 5 6 7
Відносна швидкість виходу пари з каналів робочих решіток W2, м/с 186,797 190,31 192,769 196,625 197,99 210,59
Втрати енергії на робочих лопатках Δhл, кДж/кг 2,215 2,277 2,314 2,384 2,395 2,683
Тиск за робочими лопатками Рл, МПа 2,259 1,835 1,502 1,200 0,965 0,730
Питомий об'єм за робочими лопатками vл, м3/кг 0,124 0,147 0,173 0,207 0,247 0,309
Витрата через робочі лопатки Gл, кг/с 20,705 20,325 19,904 19,570 19,211 19,640
Осьова складова швидкості виходу з робочих лопаток в абсолютному русі С2z, м/с 45,380 48,143 47,198 52,505 51,276 62,610
Кут виходу потоку з робочого колеса у відносному русі β2, град 14,060 14,653 14,172 15,488 15,009 17,296
Кут виходу із ступеняв абсолютному русі α2, град 69,766 68,376 65,903 66,400 65,318 66,389
Швидкість виходу із ступеняв абсолютному русі C2, м/с 48,365 51,787 51,703 57,298 56,431 68,330
Втрати з вихідною швидкістю Δhвс, кДж/кг 1,170 1,341 1,337 1,642 1,592 2,335
ККД на окружності робочого колеса ηu 0,856 0,854 0,869 0,857 0,871 0,855
Втрати на тертя Δhт, кДж/кг 1,378 1,163 1,193 0,903 0,920 0,856 Найменування величини Номер ступеня 8 9 10 11 12 13
Відносна швидкість виходу пари з каналів робочих решіток W2, м/с 211,565 217,346 216,412 228,484 243,123 258,566
Втрати енергії на робочих лопатках Δhл, кДж/кг 2,681 2,801 2,750 3,034 3,401 3,807
Тиск за робочими лопатками Рл, МПа 0,555 0,406 0,298 0,204 0,138 0,089
Питомий об'єм за роб лопатками vл, м3/кг 0,385 0,494 0,633 0,864 1,227 1,815
Витрата через робочі лопатки Gл, кг/с 18,825 18,610 15,694 18,957 18,825 18,722
Осьова складова швидкості виходу з роб лопаток в абсолютному русі С2z, м/с 61,330 68,048 66,587 78,164 78,581 84,343
Кут виходу потоку з робочого колеса у відносному русі β2, град 16,851 18,245 17,920 20,005 18,857 19,038
Кут виходу із ступеняв абсолютному русі α2, град 66,029 66,155 67,977 69,929 66,058 65,147
Швидкість виходу із ступеняв абсолютному русі C2, м/с 67,119 74,398 71,828 83,218 85,978 92,951
Втрати з вихідною швидкістю Δhвс, кДж/кг 2,252 2,768 2,580 3,463 3,696 4,320
ККД на окружності робочого колеса ηu 0,869 0,856 0,870 0,855 0,865 0,862
Втрати на тертя Δhт, кДж/кг 0,826 0,595 0,559 0,466 0,516 0,473 Найменування величини Номер ступеня 14 15 16 17
Відносна швидкість виходу пари з каналів робочих решіток W2, м/с 282,427 294,20 309,156 320,995
Втрати енергії на робочих лопатках Δhл, кДж/кг 4,495 4,827 5,274 5,626
Тиск за робочими лопатками Рл, МПа 0,052 0,029 0,016 0,008
Питомий об'єм за робочими лопатками vл, м3/кг 2,916 4,916 8,635 15,881
Витрата через робочі лопатки Gл, кг/с 15,818 15,768 15,734 15,711
Осьова складова швидкості виходу з робочих лопаток в абсолютному русі С2z, м/с 96,941 103,53 106,897 112,047
Кут виходу потоку з робочого колеса у відносному русі β2, град 20,075 20,605 20,229 20,430
Кут виходу із ступеняв абсолютному русі α2, град 65,269 68,932 68,480 69,478
Швидкість виходу із ступеняв абсолютному русі C2, м/с 106,730 110,95 114,908 119,640
Втрати з вихідною швидкістю Δhвс, кДж/кг 5,696 6,155 6,602 7,157
ККД на окружності робочого колеса ηu 0,845 0,844 0,840 0,835
Втрати на тертя Δhт, кДж/кг 0,464 0,360 0,283 0,197 Найменування величини Номер ступеня 2 3 4 5 6 7
Втрати на вентиляцію Δhвент, кДж/кг 1,8033 1,4143 1,3092 0,8389 0,6581 0,5920
Втрати від витоку в переферійне ущільнення обандаженого ступеня Δhпз, кДж/кг 0,999 0,910 1,047 0,831 0,924 0,749
Втрати від витоку необандаженого ступеня Δhпз, кДж/кг - - - - - -
Втрати на протечку в диафрагменне ущільнення Δhду, кДж/кг 0,002 0,001 0,001 0,001 0,001 0,001
Відносний внутрішній ККД ступеня ηoi 0,835 0,836 0,848 0,840 0,854 0,842
Втрати від наявності вологи Δhвл, кДж/кг - - - - -
Відносний внутрішній ККД із урахуванням втрат від вологості ηoiвл 0,835 0,836 0,848 0,840 0,854 0,842
Потужність ступеня Ni, кВт 1009,134 987,903 982,870 952,591 950,572 1083,933
Найменування величини 8 9 10 11 12 13
Втрати на вентиляцію Δhвент, кДж/кг 0,2792 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000
Втрати від витоку в переферійне ущільнення обандаженого ступеня Δhпз, кДж/кг 0,831 0,636 0,697 0,451 0,442 -
Втрати від витоку необандаженого ступеня Δhпз, кДж/кг - - 0,824
Втрати на протечку в диафрагменне ущільнення Δhду, кДж/кг 0,001 0,001 0,000 0,000 0,000 0,000
Відносний внутрішній ККД ступеня ηoi 0,855 0,845 0,870 0,855 0,864 0,851
Втрати від наявності вологи Δhвл, кДж/кг 2,817 3,025 3,169
Відносний внутрішній ККД із урахуванням втрат від вологості ηoiвл 0,855 0,845 0,870 0,814 0,823 0,810
Потужність ступеня Ni, кВт 1055,922 1028,220 894,191 1065,964 1136,095 1181,893 Найменування величини 14 15 16 17
Втрати на вентиляцію Δhвент, кДж/кг 0,0000 0,0000 0,0000 0,0000
Втрати від витоку в переферійне ущільнення обандаженого ступеня Δhпз, кДж/кг - - - -
Втрати від витоку необандаженого ступеня Δhпз, кДж/кг 0,702 0,510 0,355 0,240
Втрати на протечку в диафрагменне ущільнення Δhду, кДж/кг 0,000 0,000 0,000 0,000
Відносний внутрішній ККД ступеня ηoi 0,836 0,837 0,836 0,832
Втрати від наявності вологи Δhвл, кДж/кг 3,333 3,459 3,492 3,519
Відносний внутрішній ККД із урахуванням втрат від вологості ηoiвл 0,796 0,797 0,796 0,792
Потужність ступеня Ni, кВт 1049,26 1083,84 1090,84 1097,10
2. РОЗРАХУНОК НА МІЦНІСТЬ РОБОЧИХ ЛОПАПОК
2.1 Вибірпрофілю робочих лопаток
Профілем робочих лопаток обираємо профіль PI-2-25, оскільки інші профілі незастосовуються з відповідними кутами входу та виходу потоку.
/>
Малюнок 1.2
Мінімальні втрати ς =0,04 відповідають відносному кроку />=0,72.
Співвідношення геометричних характеристик профілів (Мал. 1.2):
/>.
Характеристики профілю:
f, см2 Координати центра мас Вісь X Вісь Y
Ix, см4
Wx, см3
ρx,
см
Iy,
см4
Wy, см3
X0
Y0 кр сп вх вих 1,1898 11,64 7,512 0,0934 0,12 0,166 0,28 0,299 0,3569 0,2570
βу = 77 46′17″ Вісь u A, мм B, мм
Iu, см4
Wu, см3 вх вих 0,2937 0,2883 0,2995 15,4112 20 /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> /> />
Крок профілю t = 0,020,72= 0,0144м.
Кількість робочих лопаток
/>.
Перерахований крок />.
2.2 Розрахунок профільної частинилопатки з постійною площею поперечних перерізів на розтяг від відцентрованихсил
Вихідні данні:
Площа поперечного перерізу лопатки F = />м2
Довжина лопатки l = 0,037 м
Середній радіус Rсер =0,461 м
/>
Площа бандажної стрічки:
/>.
Крок встановлення лопаток на Rб:
/>.
Шипи робочих лопаток зазнають розтягування від відцентрованої сили Сббандажної стрічки на довжині одного кроку:
/>
Відцентрова сила частини пари лопатки, яка діє у кореневому перерізі зурахуванням бандажних зв’язків:
/>
/>
де ρ — густина матеріалу стрічки, />; ω — кутова швидкість обертанняротора, />; F — площа поперечного перерізу(профілю) лопатки, м2; l — висота лопатки, м; Rсер — середній радіус лопатки, м.
2.3 Розрахунок лопатки постійного профілю на згин від парового зусилля
Вихідні данні:
Втрата пари G=21,129 кг/с
Ступінь парціальності/>
Тиск у міжвенцовомузазорі P1=0,75 МПа
Тиск за лопаткою P2=0,698 МПа
Моменти опору робочої лопатки:
Wкр=/>м3
Wсп=/>м3
Wвх=/>м3
Wвих=/>м3
Робочу лопатку постійного профілю піл час розрахунку на згин розглядаютьяк консольну балку з жорстко закріпленим кінцем та рівномірно розподіленимнавантаженням за висотою. При цьому розподілене навантаження змінюютьрівнодіючою силою, прикладеною посередині лопатки.
Парове зусилля P, що діє на лопатку,розкладається на дві складові: колову силу Pu та осьовуPа (Мал. 2.3).
/>
Малюнок 2.3
Колову складову визначають з рівняння кількості руху:
/>,
де G — втрата пари через ступінь,/>; Z2 — число робочих лопаток на колесі;
ε — ступінь парціальності; C1u — колова складова абсолютної швидкості виходу пари з сопел, />; C2u — колова складова абсолютноїшвидкості виходу пари з робочих лопаток, />.
Осьова складова парового зусилля залежить як від динамічної дії потоку,так і від різниці статичних тисків по обидва боки лопатки:
/>
/>,
де C1a та C2а — осьові складові швидкостей, />; P1, P2 — тиски перед та за робочоюлопаткою, Па; tсер, l2 — крок і висота лопатки відповідно,м.
Рівнодіюча сил Pu та Pа визначається такою рівністю:
/>.
Сила P, яка викликає згин робочоїлопатки, проектується на головні осі інерції:
/>
/>
Кут b може бути прийнятий куту встановлення лопатки (у).Згинальні моменти, що діють у площинах найменшої M та найбільшої жорсткості M, становитимуть:
/>
/>
Напруження згину від сили P1 в обох кромках і спинці розраховують за такими виразами:
/>
/>
де Wкр і Wсп — моменти опору кромок і спинки відносно осі — .
Напруження згину від сили P2 у вхідній і вихідній кромках:
/>
/>
де />і /> - моменти опору вхідної і вихідноїкромок перерізу лопатки відносно осі — .
Загальні напруження в робочій лопатці можуть бути позитивними(розтягуючими) та негативними (стискуючими). Якщо точка, в якій визначаєтьсянапруження, лежить праворуч головної центральної осі інерції (коли дивишсяуздовж її додатного напряму), то напруження вважається позитивним, якщо ліворуч- негативним. Визначають сумарні напруження:
на вхідній кромці:
/>МПа,
на вихідній кромці:
/>МПа.
Згинальні напруження в лопатках під час дії парового зусилля неперевищують 35 МПа.
3. ЕКОНОМІЧНИЙРОЗДІЛ
Метою економічноїчастини кваліфікаційної роботи є розрахунок собівартості відпущеної кВтгелектроенергії на розглянутій у роботі установці, до складу якої входить турбінаK-22-8.8.
3.1 Теоретична частина
Показники (окреміі загальні) використання основних коштів і способи їхнього підвищення.
Рівеньвикористання основних фондів істотно впливає на загальну ефективністьвиробництва, тому важливо правильно оцінити цю величину.
Розрізняютьзагальні і окремі показники використання фондів.
Серед безлічізагальних показників найважливішими є фондовіддача основних фондів,фондоємкість продукції і фондоозброєність праці.
Фондовіддачаосновних фондів Фвідд показує середній випуск продукції Вгод.у грошовому вираженні в розрахунку на одиницю середньорічних основних фондів Сгод.і розраховується за формулою:
Фвідд.=Вгод./Фгод.
Для розрахункусередньорічної величини основних фондів можна скористатися формулами:
Фгод.=0,5(Фвх.+Фвих.)
Фгод.=Фвх.+Фвв.хnвв./12-Фвив. х nвив./12
де Фвв., Фвив. — вводимі та виведені основні фонди протягом плануємого періоду;
nвв.,nвив. — кількість місяців від моменту введення (виведення) вводимих (виведених)фондів до кінця року відповідно.
Фондоємкість продукції– показник, протилежний фондовіддачі, що визначає кількість фондів у грошовомувираженні Фгод. в розрахунку на одиницю продукції Вгод ірозраховується за формулой
Фємк.=1/Фвідд.=Фгод./Вгод.
Фондоозброєністьпраці характеризує середню величину основних фондів Фгод. врозрахунку на одного працюючого:
Фозбр.=Фгод./Рспис.
Всі зазначеніпоказники характеризують виробництво в цілому, а їхня величина залежить як відособливостей галузі, так і від ступеня організації виробництва на конкретномупідприємстві. Звичайно капіталомісткі галузі із тривалим циклом виробництвамають набагато більш низьку фондовіддачу і високу фондоємкість продукції, ніжгалузі з більш сприятливими економічними характеристиками. Наприклад,підприємства важкої промисловості мають фондовіддачу в межах 1-2, тоді як длямісцевої, легкої та т.п. галузей її величина доходить до 10-15 і більше.
Недолікизагальних показників використання основних фондів полягають в тому, що вонисамі по собі не дають можливості провести детальний аналіз і з'ясувати причинитого або іншого стану справ на підприємстві.
Для цьогозастосовують систему окремих показників використання основних фондів. Ціпоказники залежать від різних по своїй природі факторів, які розділяються надві категорії — інтенсивні і екстенсивні. Відповідно до цього і окреміпоказниками розділяються в такий же спосіб.
До екстенсивнихфакторів, що визначають екстенсивне використання основних фондів абовикористання їх за часом, відносять зовнішні стосовно виробничого процесуобставини – дотримання режиму роботи, регламенту праці. Рівень використанняосновних фондів за часом (екстенсивне використання) визначається коефіцієнтомекстенсивного використання Кекст. за формулой
Кекст.=Квр.=Fдійсн./Fкал.
Де Fдійсн.і Fкал. — дійсний і календарний фонди часу.
Показникомекстенсивного використання устаткування на машинобудівних підприємствах такожможе бути коефіцієнт змінності Ксм.
Кзм.= />
Тут — /> - відповідно сумапрацюючих верстатів у кожній із трьох змін (Сi) і в найбільшнавантажену зміну (Сmax=C1)
Інтенсивневикористання фондів визначається внутрішніми факторами, насамперед рівнем завантаженняустаткування протягом робочого часу, що у свою чергу залежить як відвиробничого завдання, так і від кваліфікації персоналу, стану устаткування,рівня організації виробництва та ін. Все це визначає випуск продукції заодиницю часу і оцінюється коефіцієнтом інтенсивного використання устаткуванняабо коефіцієнтом використання потужності Кінт.
Кінт.=Вфакт./Вном.
Тут Вфакт.,Вном. — фактичні і номінальний (паспортний) випуски продукції заодиницю часу.
Узагальнюючим єпоказник інтегрального використання або просто показник використання основнихфондів, що враховує екстенсивні і інтенсивні фактори і розраховується заформулой:
Кінтегр.=Квик=Кекст.х Кінт.
Для підвищеннярівня використання основних фондів існують кілька напрямків. Рівеньвикористання залежить від внутрішніх і зовнішніх основних факторів.
До зовнішньоговідносять фактори, що визначають стан ринку і позицію виробника на ньому, асаме — конкурентноздатність продукції і самої фірми, попит на вироблений товар,можливість збільшення продажу і т.п.
До внутрішніхфакторів відносять усе, що пов'язано безпосередньо з випуском продукції напідприємстві, а саме:
· рівеньспеціалізації і кооперування виробництва і відповідна структура устаткування,що у цьому випадку розуміється як співвідношення основного і допоміжногоустаткування;
· режимроботи підприємства, скорочення і ліквідація всіх видів нерегламентованихпростоїв;
· підвищенняінтенсивності використання працюючого устаткування за рахунок відпрацьованоїтехнології, високої якості обслуговування і ремонтів, кваліфікації персоналу,своєчасного забезпечення виробництва всіма видами ресурсів;
· зменшеннякількості застарілого і введення в експлуатацію нового і модернізованогоустаткування.
3.2 Економічний розрахунок
Розрахунок проводиться заукрупненою методикою, тому що для докладного калькулювання собівартостіелектроенергії немає достатніх вихідних даних. Розрахунки проводяться занаступними формулами і зводяться в таблиці.
Собівартість 1кВтг визначається за формулой:
/> (4.1)
де />- собівартість відпущеної кВтг електроенергії;
/> — сумарні річні витрати по виробництвуелектроенергії на установці, обладнаної розглянутою турбіною;
/> — річне відвантаження електроенергії нарозглянутій установці.
Сумарні річнівитрати на виробництво електроенергії укрупнено складаються з наступнихскладових:
— паливнаскладова Зпал
— амортизаційнаскладова Aрічн
— витрати наоплату праці з нарахуваннями Зпрац
— загальновиробничі і загальногосподарські витрати Звиробн
Виходячи ізцього, можна визначити суму річних експлуатаційних витрат за формулой :
Зсум =Зпал + Aрічн + Зпрац + Звироб (4.2)
Кількістьвідпущеної електроенергії з урахуванням витрат на власні потреби визначаєтьсяза формулой:
/> (4.3)
де /> — номінальна потужністьтурбоустановки (кВт) /> — кількість годинроботи за рік турбоустановки з номінальною потужністю (визначається залежно відрежиму роботи установки); /> - коефіцієнт витрат на власніпотреби установки.
Таблиця 4.1 — Вихідні дані для економічного розрахункуНайменування показника Величина Обґрунтування 1. Установлена потужність, N ном., МВт 22 Вихідні дані 2. Число годин роботи блоку з номінальною потужністю, Тріч.ном., година 7000 Вихідні дані 3. Питома витрата умовного палива, В пит., кг / кВт 0,4 Дані теплового розрахунку 4. Ціна палива, Цпал., грн. /т 400 Діючі ціни 5. Питомі капітальні витрати на спорудження основних фондів, Кпит., т. грн/МВт 800 Середньостатистичні значення 6. Норма амортизаційних відрахувань, ан., % 20% Норматив для даної категорії основних фондів 7. Штатний коефіцієнт, Кшт., чол./МВт 2 Середня величина 8. Середньомісячна зарплата одного працюючого, Зміс., грн. / чол. мес. 2000 Середньостатистичні дані 9. Коефіцієнт нарахувань на заробітну плату, Кнар. 0.57 0,2 – доп.Зарплата 0,37 – соц. страх та ін. 10. Коефіцієнт витрати на власні потреби, Кв.п. 0,1 Дані ТУ на турбіну
За результатами проведених розрахунків необхідновизначити структуру собівартості відпущеної кВтг електроенергії, виходячи зтого, що за 100% береться собівартість 1 кВтг, а всі інші складові собівартостірозраховуються за формулой, прийнятою для розрахунку структури будь-якоїкомплексної величини.
/>(4.4)
де /> - питома вага (у частках)i-ої складового цілого числа.
/> - i-а складова в абсолютнихвеличинах,
/> - сумарна, комплекснавеличина
Сума всіх значень/> дорівнює одиниці. У цьомувипадку необхідно визначити чотири значення /> відповіднодо кількості складових витрат собівартості 1 кВтг, а саме – паливної,амортизаційної, витрат на оплату праці з нарахуваннями і загальвиробничих ізагальногосподарських витрат.
Таблиця 4.2 — Розрахунок собівартості електроенергіїНайменування показника Розрахункова формула Величина 1.Кількість виробленої електроенергії, Евир., млн. кВтг Евир.=Nном.х Тріч.ном 154 2. Кількість відпущеної електроенергії, Евідп., млн. кВтг Евідп=Евир.(1-К с.н.) 138,6 3. Річна витрата палива, Вріч., т В річ.=В пит.* Евир. 61600 4. Вартість річної витрати палива, Зпал., млн. грн. Зпал.=В річ.* Ц пал. 24,64 5. Чисельність працюючих на станції, чол Рсум.=Кшт.*N ном. 44 6. Витрати на оплату праці з нарахуваннями, Зпрац., тис. грн. З прац.=Рсум.*З міс. х 12 х (1+Кнар.) 1657,92 7. Розмір основних фондів, Fосн., млн.грн. Fосн.=К пит.* N ном. 17,6 8. Амортизаційна складова собівартості, Заморт., млн.грн. Заморт.= ан * Fосн./100 3,52 9. Загальвиробничі й загальногосподарські витрати, З виробн., млн.грн. Звироб.=0,2*(ЗамоР+З прац. + Зпал.) 5,963 10. Сумарна величина річних експлуатаційних витрат, Зсум., млн. грн Зсум.=Зпал.+Зпрац+Заморт.+Звиробн. 35,781 11. Собівартість відпущеного кВтг, Свідп., коп / кВтг Свідп.=Зсум./Евідп. 25,816
Таблиця4.3-Розрахунок структури собівартості 1 кВтгНайменування складових витрат Річні витрати млн.грн. Складова собівартості кВтч, коп/кВтч Структура собівартості 1. Паливна складова, Зпал. 24,64 17,77 0,69 2. Амортизаційна складова, Заморт. 3,52 2,539 0,10 3. Витрати на оплату праці з нарахуваннями, Зпрац. 1,657 1,196 0,05 4. Загальвиробничі і загальногосподарські витрати, Звиробн. 5,963 4,302 0,17 УСЬОГО 35,781 25,816 1,0
/>
Рисунок 4.1-Структура собівартості3.3 Висновки іаналіз отриманих результатів
Собівартістьвідпущеної кВтг для нашої установки становить 25,816 коп./(кВтг).
Проведенірозрахунки показують, що найбільш значною складовою собівартості є паливнаскладова (36%), що зумовлено високимицінами на паливо.
Питома вагавитрат на оплату праці становить усього 3%, що є недостатнім і свідчить пронизьку вартість праці в енергетиці.
4. ОХОРОНА ПРАЦІ ТА НАВКОЛИШНЬОГОСЕРЕДОВИЩА
4.1 Загальні питання охорони праці
Охорона праці –це система правових, соціально-економічних, організаційно-технічних,санітарно-гігієнічних і лікувально-профілактичних заходів і засобів,спрямованих на збереження життя, здоров’я і працездатності людини в процесітрудової діяльності[1].
Завдання охороніпраці-звести до мінімального ймовірність ураження або захворювання працюючого зодночасним забезпеченням комфорту при максимальній продуктивності праці.
Даний розділрозробляється на стадії проектування і модернізації турбіни К-22-8.8. Турбінавикористовується для привода повітродувки доменної печі.
При експлуатаціїтурбіни і її допоміжного устаткування на людину впливає ряд небезпечних ішкідливих факторів, перелік яких наведений у таблиці 5.1. Згідно [2].
Таблиця 5.1 –Перелік шкідливих і небезпечних виробничих факторів.Шкідливі і небезпечні виробничі фактори Джерела їхнього виникнення Теплове випромінювання Турбіна, паропроводи, водопроводи, незахищені ізоляцією частини турбіни, котли і їх устаткування Високий тиск водяної пари У паропроводах, корпусі циліндра високого тиску, органах паророзподілу турбіни, підігрівачах мережної води високого тиску, котлі Вібрація і шум Мають місце через підвищене биття вала турбіни, зміни зазорів у підшипниках, кінцевих ущільненнях, викиди пари високого тиску; так само джерелами вібрації можуть бути підігрівачі живильної води Паріння Виникає в нещільностях з’єднань устаткування й турбіни Витоки масла Можуть виникати в системі регулювання і управління турбіни, підшипниках Висока напруга мережі Має місце в електрогенераторі, щиті керування (локальні і центральні), двигуни приводів насосів, компресорів, засувок
Характеристикаприміщень електростанції за умовами експлуатації устаткування наведена втаблиці 5.2.
Таблиця 5.2 — Характеристика приміщень електростанції за умовами експлуатації обладнанняПриміщення Категорія Машинний зал По ступеню небезпеки враження людей електричним струмом згідно ПБЕ-87 [26] — приміщення з підвищеною небезпекою. Згідно НАПБ Б 07.005-86 [20] — категорія приміщення по вибухонебезпеці В. Пожежонебезпека — зона П-IІ. По вибухонебезпеці зона класу 20 згідно ДНАОП 40.1-32-01 [16] Щит керування По ступеню небезпеки враження людей електричним струмом згідно ПБЕ-87 [26] — приміщення з підвищеною небезпекою. Згідно НАПБ Б 07.005-86[20]- категорія приміщень по вибухонебезпеці-Д. Пожежонебезпека — зона П-I. По вибухонебезпеці зона класу 10 згідно ДНАОП 40.1-32-0.1 [16] 4.2 Промисловасанітарія4.2.1Метеорологічні умови
Мікроклімат у приміщеннімашзалу й щита керування обраний відповідно до вимог ГОСТ 12.1.005-88[6] зурахуванням категорії робіт з енерговитрат, пори року.
Для виконанняробіт оператором щита керування потрібно 121-150 ккал/г, що відповідно до ГОСТ12.1.005-88 відноситься до Іб категорії важкості робіт.
Працівникимашинного залу виконують фізичні роботи середньої важкості, з витратою енергії200-250 ккал/г і пов’язані з ходьбою й перенесенням вантажів (до 10 кг), що відповідно до ГОСТ 12.1.005-88[6] відноситься до категорії важкості робіт ІІб.
Оптимальні нормитемператури, відносної вологості й швидкості руху повітря в робочій зонівиробничих приміщень у холодний і теплий період року наведені в таблиці 5.3.
Таблиця 5.3 — Нормовані параметри мікроклімату у виробничих приміщенняхПриміщення Період року
Категорія
важкості робіт
Температура, оС
Відносна
вологість, %
Швидкість
Руху повітря, м/с Машинний зал Холодний Середньої — IIб 17-19 40-60 0,3 Теплий 20-22 40-60 0,4 Щит керування Холодний Легка -Iб 18-20 40-60 0,2 Теплий 22-24 40-60 0,3 4.2.2 Вентиляціяі опалення
З метоюзабезпечення прийнятих параметрів мікроклімату й згідно з СНиП 2.04-05-91 [8]спроектована система природної і штучної приточно-витяжної вентиляції. Вмашзалі вентиляція приточно-витяжна та природна, у щитовій вентиляція природназ механічним спонуканням.
Згідно з СНиП2.04-05-92 [8] у приміщенні щита керування спроектована центральна системаопалення. Носієм тепла є вода.
У воріт машзалупередбачена повітряно-теплова завіса (у зимову пору року). Опалення у щитовійцентральне-носіем тепла є вода.4.2.3 Виробниче освітлення
У машзалі й щитікерування передбачене сполучене освітлення (тобто природне й штучне),спроектоване у відповідності до ДБН В 2.5-28-2006 [9] .
Природнеосвітлення характеризується коефіцієнтом природного освітлення(КПО).
/>,
де/>значення КПО по таблиці[12]
m — коефіцієнтсвітлового клімату, для IV пояса m = 0,9;
с — коефіцієнтсонячного клімату з = 0,75.
Для машзала віндорівнює:
/> 2·0,9·0,75 = 1,4
Для щитакерування він дорівнює:
/>1,6·0,9·0,7 = 1,008
Робота операторамашзалу вимагає спостереження за ходом виробничого процесу (постійне) незалежновід фону і контрасту об’єкта й згідно [12] прийнята VIIIa.
Робота операторащита керування зорова середньої точності (робота із приладами) найменший розміроб’єкта розрізнення від 0,5- 1 мм, контраст об’єкту розходження малий й згідно[9] прийнята IVa.
При штучномуосвітленні передбачається робоче, аварійне й евакуаційне освітлення.
Аварійнаосвітленість становить Еавар=5%Есб, де Есб- нормована освітленість. Аварійнеосвітлення для машзалу становить
Еавар=0,05*150=7,5 лк
Для щита керування
Еавар=0,05*250=12,5 лк
Джерелами освітленнягазорозрядні лампи типу ДРЛ-250, світильники ГсР-250 ГОСТ 6825-74. Дляосвітлення щита керування обрані лампи люмінесцентні типу ЛХБ.
Характеристикавиробничого освітлення турбінного залу представлена в таблиці 5.4.
Таблиця 5.4 — Характеристика виробничого освітлення.Приміщення
Площа, м2 Розряд зорової роботи Освітлення Природне Штучне Вид освітлення
КПО,
%
Нормована
освітленість, лк Машзал 1365 VIIIa бокове 1,4 150 Щит керування 50 IVа комбіноване 1,008 250
4.2.4 Шумі вібрація
Джерелом шуму й вібрації є турбіна й обслуговуючі її системи. Рівень шумупрацюючої турбіни на відмітці обслуговування відповідає вимогам ГОСТ 12.1.003-83 [10] і не перевищує 80 дБ (А).Рівень шуму біля щита керування, відповідно до вимог ГОСТ 12.1. 003-83 [10] не повинне перевищувати 65дБА. Відповідно до ГОСТ 12.1. 012-90 [11] рівень вібрації на робочих місцях не перевищує по віброшвидкості Lн = 92 дБ.
Для забезпечення припустимого рівня шуму й вібрації передбачені наступнізаходи: балансування ротору, дисків, недопущення довгої роботи турбіни вобласті критичних частот обертання, звукоізоляція гучних вузлів і механізмів,що не допускають протоків пари у конструкціях фланців з'єднань, працюючих підвисоким тиском. Як індивідуальні засоби захисту від шуму передбаченозастосовувати захисних касок ВЦНИИОТ-2., берушів. Для зменшення вібраціїтурбіна монтується на спеціальному фундаменті. Також застосовуютьсявіброізолюючі опори типу пружних прокладок. Як індивідуальні засоби захисту відвібрацій застосовані віброзахисні рукавиці і взуття ГОСТ 12.1.012-90 [11], тараціональні режими праці і відпочинку.
4.3 Вимоги безпеки
Турбіна й комплектувальне допоміжне устаткування відповідають ДНАОП1.1.10-1.02-01 [23]. Виконанатеплозвукоізолююча по проекті й забезпечені проектні й практичні рішення позастосуванню звукоізолюючих матеріалів .і покриттів стін машзала й іншихзаходів. Посудини, що поставляють підприємством-виготовлювачем, з тиском більше0, 07 МПа (0,7 (кг*с)/см2) відповідають вимогам «Правилексплуатації посудин під тиском» [13]. Змонтовані трубопроводивідповідають вимогам «Правил устрою й безпеки експлуатації трубопроводівпари й гарячої води [23]. Експлуатація турбіни виробляється відповідно доінструкції підприємства виготовлювача по технічному обслуговуванню турбіни,допоміжного устаткування, складальних одиниць електроавтоматики. Рівеньвібрації на площадках обслуговування турбіни відповідає вимогам ГОСТ 12.1.012-91 [11]. Припустимий рівень звуку, порушуваний турбіною в зоніобслуговування, заміряний на відстані 1 м від її обшивання по контурі, відповідає вимогам ГОСТ 12.1. 003-83 [10]. Температура зовнішнього шару тепловоїізоляції не більше 318 К (45 °С) при роботі турбіни. Всі виступаючі обертовічастини огороджені. Турбіна постачена системою регулювання частоти обертання йсистемою захисту від неприпустимого зростання частоти обертання ротора. Турбінакомплектується набором спеціального інструмента та пристосувань, необхідним длязборки й розбирання турбіни. Всі складальні одиниці й деталі, що підлягаютьтранспортуванню краном, мають скоби, припливи, рим болти або інші пристрої, щодозволяють виконувати такелажні роботи. Напірні та зливальні мастилопроводимастильної системи й системи гідростатичного підйому, які розташовуються вдалинівід гарячих паропроводів, перебувають у закритих каналах і металевих коробах,розташованих у фундаменті турбіни. Фланцеві з'єднання на мастилопроводах, атакож на корпусних деталях виконуються по типі „виступ-западина“.Мастильна система турбоагрегату виключає влучення масла в навколишнєсередовище. Все електричне устаткування відповідає вимогам і ГОСТ 12.1.030-81[15]. Кабельні зв'язки від клемних коробок на турбіні до вторинних приладіввиконані в захисних трубах або спеціальним екранованим кабелем окремо відсилових ланцюгів. Захисні екрани й корпуси приладів заземлені. Всі клемнікоробки закриті кришками, захищені від подання масла, води, пари. На кришкахнанесений попереджувальний напис: „Обережно під напругою!“, знакелектробезпеки [23].
Схемно-конструктивні заходи захисту: захисне заземлення, застосуваннязниженої напруги, занулення [14].
Для підтримки обертів турбіни в межах 5% від номінального значеннявстановлено регулятор швидкості. Він також дозволяє перевести турбіну нахолостий хід при скиданні навантаження та обмежує потужність при переваженнітурбіни. При раптовому скиданні навантаження турбіна системою регулюванняпереводиться на холостий хід і продовжує працювати на холостому ходу 15 хвилин,після чого турбоагрегат або навантажується або відключається.
Для контролю вхідних і вихідних параметрів пари застосовується манометрий манометричні термометри. Для контролю тиску гострої пари, тиску вконденсаторі та тиску у відборах використовуються манометри типу ДМИ8010,ДВ8010, ДА8010. Для контролю витрати гострої пари використовується манометрДС-П4. Для контролю температури — манометричний термометр ТМ2030СГ.Вимірювальним приладом для відображення частоти обертання є тахометр [13].
4.4 Пожежна безпека
Приміщення машзалу відносять по вибухонебезпечності до категорії В [20]. Ступінь вогнестійкості — II [21]. Системи попередження пожежі спроектовані відповідно до ГОСТ 12.1.004-91 [19]. Передбачено автоматичну систему пожежогасінняна станції в машзалі та щиті керування (спринклерна установка)
Пожежна безпека забезпечена відповідно ГОСТ 12.1.004-91[19] передбачає:
— систему попередження пожежі;
— систему пожежогасіння;
— організаційно-технічні заходи.
Передбачені заходи для забезпечення пожежної безпеки:
— на мастилопроводах установлена мінімальна кількість фланцевих з'єднань;
— передбачена надійна конструкція фланцевих з'єднань;
— у районі паропроводів з високою температурою мастилопроводи прокладенів спеціальних кожухах;
У приміщенні машзалу встановлена механічна й автоматична пожежнасигналізація (термосповіщувачі типу АТІН, світлові сповіщувачі типу СИ-1),розміщена й централізована система пожежогасіння, встановлено 3 пожежних щити зпервинними засобами пожежогасіння. Склад пожежних щитів наведений у таблиці5.5.
Таблиця 5.5 — Категорії вибухо- і пожежонебезпекиНайменування Приміщення
Площа,
м2 Категорії приміщень по вибухо-і пожежонебезпеці Ступінь Вогнестійкості будинків Машинний зал 1365 B II Щит керування 50 Д II
Таблиця 5.6 — Первинні засоби пожежогасіння.Приміщення
Площа,
/> Первинні засоби пожежогасіння Шт. Машинний зал 1350
Один пожежний щит становлять:
— вогнегасник ВВК
— лом
— багор
— цебро
— ящик з піском
Щит пофарбований у червоні кольори Пожежні гідранти, пожежні рукави із брансбойтами
2
2
2
2
1
2 Щит керування 50 Вогнегасник вуглекислотний ВВК-5 2
4.5Охорона навколишнього середовища
Охорона навколишнього середовища — комплекс заходів щодо охорони,раціональному використанню й відновленню живого й неживого середовища.
При експлуатації об'єкта можливі наступні виробничі забрудненнянавколишнього середовища [25]:
- енергетичні(шум, ЕМП, викиди тепла):
— матеріальні (скидання стичних вод в гідросферу, тверді відходи, викидив атмосферу.)
У цей час, майже всі енергетичні установки для нагрівання матеріалу,виробітку пари й електроенергії використають тепло палив, що спалюють. Прицьому в атмосферу виділяються більші обсяги шкідливих речовин, таких як N02, СО й SO2, а так само значна кількість надлишкового тепла.
Підприємства металургії забруднюють атмосферне повітря шкідливимивикидами. ГДК забруднюючих речовин що викидаються підприємством у повітрянаведені в таблиці 5.7.
Таблиця 5.7 — ГДК забруднюючих речовин у атмосферному повітріРечовина
ГДК, мг/м3 Максимально разова Середньодобова
Оксиди азоту NO2 0,085 0,085 Оксиди вуглецю СО 3,000 1,000
Для зменшення викидів в атмосферу від пилу установлююсь циклони,електричні і рукавні фільтри.
Джерелом водопостачання підприємства є штучна водойма.
Очищення промислових стічних вод відбувається:
від масла — шляхом герметизації трубних дощок у масло охолоджувачі;
від домішок у воді — шляхом очищення засобами фільтрації й відстоювання.
Також скидають у ставки накопичувачі теплі стічні води, при цьомуміняється температурний режим у водному об'єкті, що призводить до негативноговпливу на біоту. Ще одним видом забруднень металургійного виробництва є твердівідходи (зола, шлаки). Метод утилізації твердих відходів наступний: збір їх успеціальну тару й відправлення на спеціалізовані підприємства по випускубудівельних матеріалів, сировиною для яких вони є.
ЗАКЛЮЧЕННЯ
В результаті виконання в даній роботі теплових й міцністних розрахунківможно зробити висновок про реальність створення парової турбіни з параметрами,зазначеними в завданні на проектування.
У результаті теплових розрахунків були визначені ККД і потужності всіхступенів і турбіни в цілому. Розрахункова потужність проектованої турбінисклала 21,838 МВт, що на 0,351 МВт більше ніж у прототипної машини,облямованої Невським машинобудівним заводом ім. В.І.Леніна (НЗЛ). Цей приріст був здобутий завдяки оптимізаціїпроточної частини турбіни. Відносний внутрішній ККД спроектованої турбінистановить 0,7368.
У спецзавданні був зроблений розрахунок на міцність лопатки сьомого ступеня, за результатами якого можна зробитивисновок про те, що згинальні напруження в лопатках під час дії парового зусилля задовольняють умовам міцності.
В економічній частині був зроблений розрахунок вартості 1 кВтгвідпускаємої електроенергії, величина якої перебуває в припустимих межах істановить 25,816 коп./кВтг.
У розділі охорони праці й навколишнього середовища був розробленийкомплекс заходів, покликаний максимально убезпечити обслуговуючий персонал, ізнизити ризик одержання травм. Так само були розроблені заходи щодо зниженнявпливу на навколишнє середовище шкідливих виробничих факторів, які можутьвиникнути при експлуатації спроектованої в даному завданні турбіни.
СПИСОК ДЖЕРЕЛ ІНФОРМАЦІЇ
Перелік джерел, на які надані посилання у тексті
1 Закон України „Про охоронупраці“ у редакції 2002 р.
2 ГОСТ 12.0.003-74. ССБТ. Опасные и вредные производственные факторы.Классификация.
3 Правила будови електроустановок.- К., 2007.
4 НАПБ Б. 07.005-86 Визначеннякатегорії будівель і споруд по вибухопожежній і пожежній безпеці.- К.: Будіздат, 1987.
5 ДНАОП 40.1 — 32-01. Правила будовиелектроустановок. Електрообладнання спеціальних установок.-К.: Укрархбудінформ,2001-118с
6 ГОСТ 12.1.005-88. Общие санитарно-гигиеническиетребования к воздуху рабочей зоны. Введ. 01.01.89.
7 СНиП 2.04.05-92. Отопление,вентиляция, кондиционирование. — М.: Стройиздат, 1993 .
8 ДБН В 2.5 -28-2006. Природне іштучне освітлення.- К.: Мінбуд України, 2006.
9 ГОСТ 12.2.003-74. Оборудованиепроизводственное. Общие требования безопасности.
10 ГОСТ 12.1.003-83. Шум. Общиетребования безопасности. -Введ.01.07.84.
11 ГОСТ 12.1.012-90. Вибрация. Общиетребования безопасности. — Введ. 01.01.91.
12 Правила безпечної експлуатаціїтепломеханічного обладнання електростанцій і теплових мереж. ДНАОП1.1.10-1.02-01: -X.: Форт,
2003-336 с.
13 ДНАОП 0.00-1.07-94 „Правилабудови та безпечної експлуатації посудин, що працюють під тиском“. -X.: Форт, 1994. — 336 с.
14 ГОСТ 12.1.030-81. ССБТ. Электробезопасность.Защитное заземление. Зануление.- Введ.01.01.82.
15 Правила безпечної експлуатації електроустановок споживачів. ПБЕЕС. — К.:1997.
16 ДБН В. 1.1-7-02. Державні нормибудівництва. Захист від пожежі. Пожежна безпека об’єктів будівництва. -К.,2003. -41с. -Введ.01.05.03.
17 ГОСТ 12.1.004-91 ССБТ. Пожарная безопасность. Общие требованиябезопасности. — Введ.01.01.92.
18 Охрана окружающей природной среды.Учеб. Для вузов. Под ред.
Перелік джерел, на як нема посилань утексті
19 Зайцев М.В.Методические указания к выполнению теплового расчета выпускной работы бакалаврапо специальности 7.0905.06 „Турбины“.-Харьков: НТУ „ХПИ“,2004.-66с
20 Усачев И.Д.,Гура Л.А., Гребнев В.К. Методические указания по расчету проточной частипаровой турбины для студентов специальности 7.090506 „Турбины“.-Харьков: ХГПУ, 1999.-41с.
21 Жирицкий Г.С., Стрункин В.А. Конструкция ирасчет на прочность деталей паровых и газовых турбин.- М.: Машиностроение, 1968,с. 520.
22 Справочник по технике безопасности /Сост. П.А. Долин. — М.: Энергоатомиздат.
23 ГОСТ 12.1.007-88. ССБТ. Вредныевещества. Классификация. Общие требования безопасности. Введ.01.01.89.
24 Гигиеническая классификация труда попоказателям вредности и опасности факторов производственной среды, тяжести инапряженности трудового процесса. 12.08.86. – М.: Минздрав СССР, 1987.
25 ДНАОП 0.00-1.29-97. Правила захистувід статичної електрики.
К.,1997-229с.
26 РД 34.21.122-87. Инструкция поустройству молниезащиты зданий и сооружений. М, 1987.
31 ГОСТ 12.2.020 — 76.ССБТ.Злектрооборудованиевзрывозащищенное. Термины и определения. Классификация. Маркировка. — Введ.28.09.76.
32 Закон України „Про охоронунавколишнього середовища“.
Г.В. Дуганова. — Киев: Вища шк.,1988. — 304 с.
33 Березуцький В.В. Основи охоронипраці.- Харків: Факт, 2005.- с. 280.
34 ДСТУ 180 140001-97. Система управліннянавколишнього середовища-К: Держстандарт України, 1997.