Турбиналық сатылардың жұмыс процесі

Пән: Физика
Жұмыс түрі: Реферат
Тегін: Антиплагиат
Көлемі: 14 бет
Таңдаулыға:

ҚАЗАҚСТЫН РЕСПУБЛИКАСЫ БІЛІМ ЖӘНЕ ҒЫЛЫМ МИНИСТРЛІГІ

СЕМЕЙ ҚАЛАСЫНЫҢ ШӘКӘРІМ АТЫНДАҒЫ МЕМЛЕКЕТТІК УНИВЕРСИТЕТІ

Инженерлік-технологиялық факультеті

Техникалық физика және жылуэнергетика кафедрасы

СОӨЖ

Тақырыбы: Турбиналық сатылардың жұмыс процесі

Орындаған: Қалиев Е. Е.

Топ: ТФ-205

Тексерген: Нургалиев Д. Н.

Семей 2015

Мазмұны

Турбиналық сатылардың жұмыс процесі3

Пайдаланылған әдебиеттер тізімі18

Турбиналық сатылардың жұмыс процесі

Бу турбинасы қозғалтқыш болып келеді, онда потенциалдық энергия буы кинетикалыққа ауысады, ал соңғысы механикалық біліктің айналу энергиясына өзгереді.

Жұмыс қалақшалар әсер бойынша турбиналық сатылар буы екіге бөлінеді активті және реактивті. Активті турбиналық сатыда кеңейтілу буы қозғалмайтын түтікте жұмыс қалақшаларға түскен кезде пайда болады.

Реактивті турбиналық сатыда кеңейтілу буы қозғалмайтын түтікте ғана емес, сонымен қатар жұмыс қалақшалардың канал арасында пайда болады.

Стопорлы, реттеуші клапандар мен буқұбырларындағы шығындарды ескере, реттеуші саты соплолары алдындағы бу қысымы құрайды, Па

(1. 1)

осында р ₀ - стопорлы клапан алдындағы таза бу қысымы, Па.

Осы формулаға сәйкес нүктесі реттеуші саты алдындағы бу күйін анықтайды. нүктесін іs-диаграммасында Р ^’ ₀ изобарасы мен і ₀ энтальпиясы қиылысында құрамыз.

Шығаратын келтеқұбырдағы шығындарды ескере, турбинаның соңғы сатысынан кейінгі қысым анықталады, Па

(1. 2)

осында Р _к - конденсатордағы немесе керіқысымды турбинаның шығарылымындағы қысым, Па;

- шығаратын келтеқұбырдағы ағынның орташа жылдамдығы, м/с:

а) конденсациялы турбиналар үшін ;

б) керіқысымды турбиналар үшін .

- шығаратын келтеқұбырдағы аэродинамикалық қасиеттерді ескеретін тәжірибелі коэффициент:

а) конденсациялы турбиналар үшін ;

б) керіқысымды турбиналар үшін . А ₀ нүктесінен турбинадағы будың қысымға дейін изоэнтропты кеңеюінің вертикаль сызығы өткізіледі және В нүктесі табылады. А0В кесіндісінің ұзындығы турбинаның жылушығыны болып табылады. А ^’ ₀ нүктесінен төменгі түзуді Р _2z изобарамен қилысуына дейін жіберіп F нүктесін табады. 1. 1 суретіне сәйкес А ^’ ₀ F кесіндінің ұзындығы турбинасының ағынды бөлігінің жылулық шығыны болады.

Сурет - Турбинадағы будың кеңеюі процессі.

Алдын-ала берілген ПӘК бойынша будың турбинаға шығыны (сақиналық тығындағыштан ағуды есептемегенде), кг/с

(1. 3)

осында N ₀ - турбинаның есептік электр қуаты, кВт;

- турбинаның ағынды бөлігінің жылулық шығыны, кДж/кг;

- турбоагрегаттың қатысты электр қатысты ПӘК-і анықталады

(1. 4)

осыда - турбинаның механикалық ПӘК-і (2 кесте бойынша)

- электргенераторының ПӘК-і (1 кесте бойынша)

- турбинаның қатысты ішкі ПӘК-і

(1. 5)

осында - турбинаның қатысты тиімді ПӘК-і (2 кесте бойынша)

1 кесте - Электр генераторының ПӘК-нің болжалды мәні

ПӘК, %, орта мәні

Турбинаның күші, МВт

100

150

200

300 и более

ПӘК, %, орта мәні: η _г

Турбинаның күші, МВт: 96-96, 5

96, 5-97

97, 5-98, 5

98-99

98, 9-99, 1

98, 8

98, 75

2 кесте - ПӘК- нің болжалды мәні

ПӘК-ң

орта мәні%

Турбина қуаты, МВт

ПӘК-ңорта мәні%:

Турбина қуаты, МВт:

ПӘК-ңорта мәні%:

Турбина қуаты, МВт:

Турбинаның пайдалы жылушығынын анықтайды, кДж/кг

(1. 6)

осында Н _о - 1. 1суретіне сәйкес мен нүктелерінің ара қашықтығын құрайтын турбинаның бар жылу шығыны, кДж/кг.

Шағаратын келтеқұбырдан кейінгі бу энтальпиясы анықталады, кДж/кг

(1. 7)

осында і ₀ - стопор клапаны алдындағы бу энтальпиясы (1. 1 сурет), кДж/кг.

Шығушы жылдамдықты жылу шығыны ΔН _вс және турбинаның соңғы сатысынан кейінгі бу энтальпиясы анықталады. Шығушы жылдамдықпен жылу шығыны:

- таяз вакуум кезінде кіші және орта қуатты турбиналарда

(1. 8)

- күшті қуатты турбина мен терең вакуумда істейтін турбиналарда

(1. 9)

Турбинаның соңғы сатысынан кейінгі бу энтальпиясы, кДж/кг

(1. 10)

= const сызығының изобарасымен қиылысында нүктеcі алынады, ал 1. 1 суретіне сәйкес және изобараларымен қиылысында және қолданумен және нүктелері табылады.

Реттеуші саты типі мен оған жылулық шығын таңдалады.

Реттеуші сатының типін таңдау және оған жылулық шығын мәнін анықтаудың бірнеше белгілі әдістемесі бар:

жылу шығынды санай, келесі нұсқаулар ескеріледі:

- бірвенецті реттеуші саты үшін есептік режимдегі оптималды жылушығын мөлшері 80 125 кДж/кг - нан артық емес (150 Мвт және одан жоғары қуаты бар конденсациялы турбиналарда) ;

- еківенецті реттеуші саты үшін оптималды жылушығын мөлшері 150 420 кДж/кг құрайды, бұл турбиналаға келетін жалпы изоэнтропты жылушығынының 20 40% болады. Қатысты кіші жылушығынын 15 250 кДж/кг будың зор көлемді шығынымен бу турбиналарының еківенецті реттеуші сатылары үшін саналады, ал жоғарылатылған жылушығыны 250 420 кДж/кг будың кіші көлемді шығыны үшін қолданылады.

is - диаграммасына турбинаның жұмыс процесіндегібу күйінің сызықтарын салу келесі түрде жүзеге асырылады.

А ^’ ₀ нүктесінен изоэнтропа бойынша реттеуші сатыға таңдалған жылулық шығын салынады және нүктесі құралады. 1. 1 суретіне сәйкес нүктесін қиятын изобара реттеуші сатыдан кейінгі бу қысымына сай.

Есептеу үшін бастапқы мәліметтер А қосымшасынан алынады.

реттеуші сатысынанкейін қысым бойынша:

- нүктесінің изоэнтропа бойынша қиылысында нүктесі табылады. 1. 1 суретіне сәйкес кескінінің ұзындығы реттеуші сатысының жылушығыны болып табылады;

- реттеуші сатының жылушығынын біле тұра, 1. 10. 1 пунктіне сәйкес оның типі таңдалады.

Бұл әдістеме бойынша есептеу үшін бастапқы мәліметтер Б қосымшасынан алынады.

Реттеуші саты диаметрі бойынша:

а) сатының орташа диаметріндегі айналыс жылдамдық анықталады, м/с

(1. 11)

осында n - минутына турбина айналымының саны;

d -ретттеуші саты диаметрі, м.

б) соплолық қалақшалардан шығардағы бу жылдамдығы, м/с

(1. 12)

осында - жылдамдықтар қатынасы, кепілдемеге сай таңдалады:

- бірвенецті саты үшін жылдамдық қатынасын таңдаған жөн.

- еківенецті реттеуші саты үшін жылдамдық қатынасын таңдаған жөн, мұнда:

- активті қалақшалау кезінде;

- сатының реактивтілікпен жұмысы кезінде;

в) реттеуші сатының жылулық шығынының мөлшері анықталады, кДж/кг

(1. 13)

Реттеуші сатының жылулық шығынының өлшемін біле, жұмыс процесіндегі бу күйінің сызығын салу 1. 10. 1 пунктіне сай жасалады.

Бастапқы мәліметтер В қосымшасынан алынады.

Реттеуші сатыдағы жылулық шығынды пайдалы қолдануды анықтау үшін реттеуші сатының ішкі қатысты ПӘК-ін формулалар бойынша санайды:

- бірвенецті саты үшін

(1. 14)

еківенецті саты үшін

(1. 15)

осында турбинаға бу шығыны, кг/с;

реттеуші саты соплолары алдындағы бу қысымы, Па;

реттеуші саты соплолары алдындағы меншікті бу көлемі (1. 1 суретіне сәйкес нүктесінен өтетін изохораға сай, м ³ /кг.

Пайдалы қолданатын жылулық шығын, кДж/кг

(1. 16)

нүктесінен нүктесіне дейін салынған is-диаграмасында бұл нүктеде шығындарды ескерумен реттеуші сатыдан кейінгі бу энтальпиясын анықтайды. нүктесінен параллель қиылысқанша сызық жүргізіледі, және нүктесі алынады, ол реттеуші сатыдағы процесс соңына сай келеді.

нүктелерін жүйелі түрде қоса отыра, турбинадағы бу кеңеюінің процесіне сай келетін сызық алынады.

2 Реттеуші сатының жылулық есептеуі

Соплолық (сандық) субөлінісі бар қазіргі бу турбиналарында реттеуші саты ретінде жылдамдықтың еківенецті сатысы немесе қысымның бірвенецті сатысы қолданылады.

Дроссельді бубөлінісі кезінде турбинада реттеуші саты болмайды. Бұл жағдайда реттеуші саты қызметін дроссельді реттеуші клапан атқарады. Дроссельді бубөлінісі бар турбиналар бөлшектік жүктеме кезінде соплолық бубөлінісіндегіге қарағанда тиімсіз, және тек номиналды жұмыс кезінде ғана ақталады. Сондықтан дроссельдік бубөлінісі бар бу турбиналарын негізгі электр жүктемесін таситын ірі станцияларда орнату тиімді.

Қазіргі бу турбиналарының көбінде бірінші саты реттеуші болып табылатын соплолық бубөлінісі қолданылады.

Екі венецті саты дегеніміз бір жұмыс доңғалағында екі қатар орналасқан жұмыс қалақшалары. Соплолар жұмыс қалақшаларының бірінші қатарынан кейін ғана орналасады, ал жұмыс қалақшаларының бірінші және екінші қатары арасында ағын қозғалысының бағытын өзгерту үшін қызмет ететін бағыттық қалақшалар орналасқан.

Бірвенецті және еківенецті реттеуші сатыны қолдану экономикалық және құрылымдық жақтан ескеріледі.

Есептік режим кезінде бірвенецті сатының, еківенецтіге қарағанда ПӘК жоғары, бірақ ауыспалы жүктеме кезінде оның ПӘК-і тез өзгереді.

Есептік режим кезінде еківенецті сатының, бірвенецтіге қарағанда ПӘК төмен, бірақ ауыспалы жүктеме кезінде оның ПӘК-і тұрақты. Бірвенецтіге қарағанда, еківенецті саты үлкен жылушығынын өңдейді, бұл реттелмейтін саты санының кемуіне, ұзындығының қысқартылуына және турбина конструкциясының жеңілденуіне әкеледі, жалпы, соңғы сақиналы тығыздағыш арқылы бу ағуын төмендетуге мүмкіндік береді.

Екінші жағынан, еківенецті сатыға келетін үлкен жылулық шығын бүкіл турбинаның ПӘК-ің төмендеуіне әкеледі, себебі реттеуші саты ПӘК-і қысымды реттеуші сатыларынан әлдеқайда төмен.

Реттеуші сатыны таңдау турбинаға будың көлемді шығынына байланысты.

Көпвенецті жылдамдық сатылары бар турбинаны пайдалану минималды саты саны кезінде үлкен жылушығынын қолдану қажеттілігінде ғана ақталады (резервті, қосымша механизмдер жетектері, бұнда минималды құн, сыйымдылық және конструкция қарапайымдылығы ПӘК жоғарылауынан маңызды болғанда - мысалы, кезеңдік әрекет механизмдері) .

Реттеуші саты активті принцип бойынша жасалады және оларда парциалды бу жетегін жақындатуға мүмкіндік туады, бұл өз кезегінде, бубөлінісінің басқа типтеріне қарағанда, жақсы эксплуатациялық көрсеткіштер беретін соплолық бубөлінісін қолдануға мүмкіндік береді.

Реттеуші сатының орташа диаметрін анықтау

Реттеуші сатының жылулық шығыны 1. 10. 3 пунктіне сай әдістеме бойынша орындалса, берілген есептеу жасалмайды.

Реттеуші саты диаметрі жылулық шығын мөлшері мен қатынасымен анықталады. Айналыс жылдамдығының бар жылушығыны бойынша есептелетін фиктивті изоэнтропиялы жылдамдыққа қатынасы 2. 1 суреттегі график бойынша анықталады және формуламен есептеледі

(2. 1) таңдау бойынша нұсқаулары 1. 10. 3 пунктіне қарап алынады. Будың фиктивті изоэнтропиялы жылдамдығы сатының бар жылушығыны бойынша есептеледі, м/с (2. 2) Дискінің айналым жылдамдығы сатының орта диаметрі бойынша, м/с

(2. 3)

Сатының орта диаметрі, м (2. 4) осында n - турбина роторы айналымының саны, n=3000 айн/мин 2. 2 Соплолық тор есебі Соплолық тор типін анықтау Соплолық тордың нақты жылулық шығыны, кДж/кг

(2. 5)

осында - реттеуші сатыдағы нақты жылулық шығын, кДж/кг; - саты реакциясының дәрежесі, 8-12% шегінде алынады. Еківенецті саты үшін

(2. 6)

осында - бірінші венецтің жұмыс қалақшалары, бағыттаушы қалақшалар және екінші венецтің жұмыс қалақшаларындағы реакция дәрежесі. Изоэнтроприялы кеңею кезінде соплолық тордан шығардағы будың теориялық жылдамдығы, м/с (2. 7) Соплодағы теориялық процесс үшін Мах саны (2. 8) осында - изоэнтропиялы өту кезінде соплолық тордан шығардағы дыбыс жылдамдығы, м/с, (2. 9)

k - изоэнтропа көрсеткіші, k = 1, 3 аса қызған бу үшін;

Р ₁ ^рс - 2. 2 суретіне сәйкес сопло артындағы қысым, Па;

V _1t - 2. 2 суретіне сәйкес сопло артындағы теориялық меншікті бу көлемі ( а нүктесінен өтетін изохора), м ³ /кг.

Сурет 2. 1 - Реттеуші сатының бар жылушығынынан жылдамдықтар қатысының байланысы

Сурет 2. 2 - Реттеуші сатыдағы бу кеңеюінің процесі

Сурет 2. 3 - Мах санының сопло артындағы қатысты соңғы қысымға қатысы

Формула бойынша саналған Мах саны 2. 3 суретіне сәйкес сопло артындағы қатысты соңғы қысым ретінде Є ₁ = Р ₀ /Р ₀ ΄ (кеңею дәрежесі) берілген график бойынша тексерілуі мүмкін.

Профиль мен канал формасы М _1t (Мах саны) ағынының өлшеусіз жылдамдығымен анықталады. М _1t өлшемі бойынша тор типі таңдалады: егер М _1t <1, 4 тарылатын каналдары бар тор профильдері қолданылады. М _1t >1, 4 кезінде кеңейетін каналдарды жасаушы профильдер пайдаланылады.

Тарылатын соплолар есебі

Тарылатын соплолардың шығушы қимасын анықтаймыз, мм ²

(2. 10)

осында G - турбинаға бу шығыны, кг/с;

G _ут - турбинаның сақиналы тығыздығы арқылы өтетін бу саны, кг/с

; (2. 11)

V _1t - сопло артындағы теоретикалық меншікті бу көлемі, м ³ /кг;

μ ₁ - соплолық тордың шығыны коэффициенті 0, 97 тең деп алынады (кез келген қыздырумен бу үшін) ;

С _1т - изоэнтропиялы кеңею кезінде соплолық тордан шығарда будың теоретикалық жылдамдығы, м/с.

Соплолық тор биіктігіне сатының парциалдық дәрежесінің туындысы, мм,

(2. 12)

осында ε - саты парциалдығының дәрежесі, жұмыс доңғалағына бу беру соплоларына қарсы орналасқан жалпы санынан жұмыс қалақшаларының үлесі;

l ₁ - соплолық тор биіктігі, мм;

d ^pc - реттеуші сатының орташа диаметрі, м;

α ₁ - соплолардың шығушы бұрышы ( ) 2. 1 кестесінен алынады.

2. 1 кесте - турбина қуатына байланысты соплолардың шығу бұрышы

МВт

10-25

25-50

50-100

100-300

300-500

500-800

800 асқан

,МВт:

Град

10: 18

10-25: 17

25-50: 16

50-100: 15

100-300: 14

300-500: 13

500-800: 12

800 асқан: 11

Бірвенецті саты үшін парциалдықтың оптималды дәрежесі (2. 13) еківенецті саты үшін (2. 14) осында мәні сантиметрлерде берілуі керек ... жалғасы

Сіз бұл жұмысты біздің қосымшамыз арқылы толығымен тегін көре аласыз.