1

Размещено на http://www.allbest.ru/

РЕФЕРАТ

В данном дипломном проекте на тему: «Реконструкция типовой котельной малого предприятия» рассматривается вариант с реконструкцией котельной с установкой противодавленческой турбины. В проекте рассмотрены следующие вопросы: характеристики имеющегося оборудования, обоснование реконструкции котельной, выбор турбоустановки и ее расчет, расчет тепловой схемы котельной, расчет тепловой схемы турбоустановки, характеристика существующей системы регулирования, определение экономической целесообразности реконструкции котельной, а также рассмотрены вопросы безопасности персонала.

СОДЕРЖАНИЕ

• ВВЕДЕНИЕ
• 1. Анализ работы источника теплоснабжения и обоснование реконструкции котельной
• 1.1 Описание котельной типовой котельной малого предприятия
• 1.2 Обоснование реконструкции котельной
• 2. Выбор турбоустановки
• 2.1 Предложение завода-изготовителя
• 2.2 Предложение дипломника
• 3. Потери в паропроводе котельной
• 3.1 Расчет тепловых потерь в паропроводе
• 4. Расчет источников теплоснабжения
• 4.1 Расчет существующей тепловой схемы на реальный режим
• 4.2 Расчет тепловой схемы турбоустановки
• 5. Расчет паротурбинной установки
• 5.1 Характеристика и описание турбины
• 5.2 Построение ориентировочного рабочего процесса турбины
• 5.3 Предварительный расчет регулирующей ступени
• 5.4 Определение размеров первой нерегулируемой ступени
• 5.5 Определение размеров последней ступени
• 5.6 Определение числа ступеней турбины и распределение теплоперепада на ступенях
• 5.7 Подробный расчет регулирующей ступени
• 5.8 Подробный расчет нерегулируемых ступеней турбины на ЭВМ
• 6. Описание системы регулирования турбины
• 6.1 Краткая характеристика существующей системы регулирования
• 6.2 Устройство сервомотора для привода органов парораспределения
• 7. Определение экономической эффективности реконструкции котельной петровского спиртового комбината
• 7.1 Расчет себестоимости тепловой и электрической энергии после реконструкции
• 7.2 Срок окупаемости капитальных вложений
• 8. Поиск альтернативных источников реконструкции

8.1 Паровая турбомуфта

8.2 Анализ целесообразности

8.3 Оценка экономической эффективности

• 9. Охрана труда
• 9.1 Анализ потенциальных опасностей и условий труда в турбинном цехе
• 9.2 Мероприятия по защите обслуживающего персонала от воздействия опасных факторов
• 9.2.1 Электробезопасность обслуживающего персонала
• 9.2.2 Защита от ожогов
• 9.2.3 Защита оборудования от превышения давления в нем выше допустимого
• 9.2.4 Профилактика механических травм
• 9.2.5 Обеспечение пожаровзрывобезопасности
• 9.8.3 Создание нормальных условий труда для обслуживания персонала турбинного цеха
• 9.3.1 Создание нормального микроклимата в помещении
• 9.3.2 Организация рационального освещения
• 9.3.3 Защита от шума и вибрации
• Заключение
• Литература

ВВЕДЕНИЕ

Пути развития промышленной теплоэнергетики на ближайшие годы

В настоящее время значительно возросла роль экономического использования энергоресурсов, в частности топлива и электрической энергии.

Выполняемые ООН и МИРЭС исследования с рассматриванием вариантов развития мировой экономики показывают, что в течении последующих тридцати лет энергопотребление в мире удвоится. При сохранении современного уровня потребления топлива, запасов нефти хватит на 40 лет, угля на 250 лет, газа на 60 лет. Поэтому основными задачами мировой энергетической политики являются экономия энергии на промышленных предприятиях, снижение себестоимости производства энергоресурсов, внедрение более современной и экономичной техники, а также вопросы управления энергетическим хозяйством.

Политике энергосбережения отдается безусловный приоритет, при этом главные направления следующие:

1) Эффективное использование энергоресурсов.

2) Организация постоянного энергетического контроля и разработка мер воздействия на крупные предприятия, что обеспечит надзор за рациональным использованием почти на 70% топлива, потребляемых промышленностью.

3) Структурно-технологическая перестройка энергоемких отраслей, которая сможет обеспечить прекращение роста энергоемкости валового национального продукта к 2001 году и ее снижение на 20…25% к 2010-2012 году.

4) Массовое оснащение всех потребителей средствами учета, контроля и регулирования расхода всех видов затрачиваемых энергоресурсов.

5) Нормативно-правовое и законодательное обеспечение политики энергосбережения на федеральном и региональном уровнях.

В теплоэнергетике рассматриваются два важных направления: значительные приоритеты будут отданы широкому применению газотурбинных надстроек и паровых установок при обновлении действующих и в новом строительстве ТЭУ.

Вторым важным направлением является реконструкция котельных. В настоящее время многие предприятия работают с неэкономичными реакционно охладительными установками (РОУ), из-за которых происходят большие потери.

Существует несколько вариантов реконструкции котельной. Тема данного дипломного проекта посвящена одному из таких вариантов: перевод тепловой схемы котельной на паротурбинный цикл.

1. Анализ работы источника теплоснабжения и обоснование реконструкции котельной

1.1 Описание котельной Петровского спиртового комбината

В качестве образца типовой котельная рассмотрим котельную поселка Петровский Гаврило-Посадского района Ивановской области расположена на берегу реки Нерль. Котельная предназначена для покрытия тепловых нагрузок цехов Петровского спиртового комбината, поселка в виде отпуска пара и горячей воды. Котельная отпускает тепло потребителям в виде сетевой воды по температурному графику 1/2 = 95/70. Система теплоснабжения петровского спиртового комбината закрытая.

В существующей промышленной котельной установлены и находятся в эксплуатации три паровых котла типа ГМ-50-1, единичной производительностью по 50 т/ч и один котел ДКВР-10-13 производительностью 15 т/ч. Параметры пара на выходе их котлов: давление 14 ата и температура 250оС. Вырабатываемый котлами пар 14 ата поступает на паровую сборку - главный паропровод. Затем идет на РУ №1-30-, РУ №2-40-, РУ-30-, РУ №4-30-. Производственная, на теплофикацию, горячее водоснабжение и собственные нужды цеха паровые нагрузки покрываются за счет редуцированного пара. Питательная вода подогревается до 104оС в деаэраторах, куда поступает конденсат после бойлеров, дренажей и доставки химически очищенной воды. Пар в деаэраторы подается после РУ №3-30-. питательная магистраль двухсточная. Пар на бойлерную установку поступает после РУ №4-30-, на мазутное хозяйство поступает после РУ №2-40-. На привод парового питательного насоса подается пар из главного паропровода р=14 ата. Отсепарированный пар после непрерывной продувки идет в деаэратор. подача питательной воды в котлы осуществляется четырьмя насосами типа ЦНСГ-60/264, а также имеются три насоса подпитки тепловой сети ЦНСГ-38-44, один паровой насос ПДГ-125/30, три дренажных насоса типа ИК-90/55, три насоса соли Х50-32-125.Д, два насоса исходной воды типа 4х-90/55, три сетевых насоса типа Д-630/90.

В котельной установлены также два деаэратора типа ДСЛ-100/50, предназначенные для приготовления воды для подпитки тепловой сети.

Топливом котельной является мазут. Хранение, приготовление и транспортировка осуществляются мазутными хозяйствами котельной.

Для обеспечения работы оборудования и управления им в процессе эксплуатации в котельной смонтирована система автоматического управления.

Котельная поселка Петровский является единственным предприятием теплоснабжения, поэтому эффективное функционирование котельной является одной из первоочередных задач.

1.2 Обоснование реконструкции котельной

Вырабатываемый котлами пар редуцируется в редукционно-охладительной установке и направляется на производство, на собственные нужды котельной, на отопительные бойлерные и горячее водоснабжение. Но работа редукционно-охладительной установки не экономична, т.к. происходят большие потери пара.

Потери пара в редукционно-охладительной установке:

Эту проблему можно решить с помощью установки турбины. Кроме того, что произойдет снижение потерь, это также позволит отказаться от потребления электрической энергии на нужды Петровского спиртового комбината из энергосистемы и, как следствие, снизит себестоимость выпускаемой продукции.

2. Выбор турбоустановки

2.1 Предложение завода-изготовителя

Проектом Петровского спиртового комбината предусмотрено использование потенциала пара для выработки электроэнергии на собственные нужды комбината.

Для чего:

1) С заводом-изготовителем, Белэнергомаш, согласована возможность повышения температуры пара с 250 оС до 300 оС.

2) Согласно техническому заданию Калужский турбинный завод разработал рабочую документацию и выдал технические условия на поставку двух турбин ПР-2,5-1,3/0,6/0,1 на приведенные выше параметры пара.

Принципиальной тепловой схемой предусматривается включение паровых турбин параллельно существующих редукционно-охладительным установкам (РОУ), которые в зависимости от загрузки турбин переводятся в резервное состояние. Количество устанавливаемых турбин две. Номинальная электрическая мощность каждой турбины 2,5 МВт.

2.2 Предложение дипломника

Определим мощность ожидаемую к получению на паровой турбине

, МВт (2.1)

гдеDк - суммарная производительность котельной, т/ч

h - энтальпия пара на входе в турбину, кДж/кг

h - энтальпия пара на выходе из турбины, кДж/кг

эм - электрический КПД



Дипломным проектом предусмотрено установить противодавленческую турбину Р-12-3515 параллельно существующим редукционно-охладительным установкам (РОУ). Редукционно-охладительные установки будут находиться в резервном состоянии. В случае аварии турбины их пустят в работу.

Данным проектом выбрана именно эта турбина исходя из вышеприведенного расчета, а также экономичности ее установления. Тепловая мощность этой турбины позволит отпить не только Петровский спиртовой комбинат и поселок, но и близлежащие поселения, такие как Нерль, Крапивное, Кибергино, Стебочево и другие. А также Петровский спиртовой комбинат будет выпускать свою электрическую энергию, что позволит отказаться от нее из «Ивэнерго». установление турбины, предложенной заводом-изготовителем, на 2,5 МВт решает только часть проблемы. Большая часть пара идет к потребителю через РОУ.

Выход: поставить два котла на 4 МПа и турбины Р-12-35.

3. Потери в паропроводе котельной

3.1 Расчет тепловых потерь в паропроводе

Полная потеря тепла изолированным трубопроводом определяется по формуле

, Вт(3.1)

гдеL - длина трубопровода, м

q1 - теплопотери с одного погонного метра изолированного трубопровода, Вт/м

Величина q1 находится по формуле

(3.2)

где- полное термическое сопротивление трубопровода

- температура энергоносителя, оС

- температура окружающей среды, оС

Полное термическое сопротивление трубопровода определяется при воздушной прокладке по формуле

(3.3)

Выражения для частных термических сопротивлений в формуле приводятся ниже.

,(3.4)

где - внутренний диаметр трубопровода, м

- коэффициент теплоотдачи от теплоносителя к стенке, принимаем =1500 Вт/м2град [6]

(3.5)

где - коэффициент теплопроводности стенки трубы, принимаем =35 Вт/м2град [6]

Термическое сопротивление основного слоя изоляции

(3.6)

где - наружный диаметр изоляции, м

- средний коэффициент теплопроводности изоляции, определяем по формуле:

, Вт/м оС(3.7)

Принимаем =0,0535 Вт/м оС; b=185 [6]

(3.8)

где (температура теплоносителя)

оС

где - температура окружающей среды

Термическое сопротивление теплоотдачи от поверхности изоляционной конструкции к наружному воздуху

(3.9)

где - диаметр наружного слоя изоляции, м

- коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности изоляции к окружающему воздуху

, Вт/м2 с(3.10)

W - скорость ветра, м/с. Принимаем W=0,5 м/с.

Термическое сопротивление покровного слоя изоляции при расчетах принимаем равное нулю, т.к. данная величина очень мала.

Расчет сведем в таблицу № 3.1

Таблица 3.1

Расчет потерь теплоты в паропроводе

, мм	, м оС/Вт	, м оС/Вт	, м оС/Вт	, м оС/Вт	L, м	, кВт
159	0,00142	0,00023	1,0196	0,451	35,07	4,0495
159	0,00142	0,00023	1,026	0,451	6,35	0,7086
159	0,00142	0,00023	1,0014	0,451	12,05	1,53397
219	0,001035	0,0003	0,7557	0,0356	13,17	3,03
273	0,00024	0,000825	0,641	0,0313	28,61	10,8
273	0,00024	0,000825	0,629	0,0313	47,1	14,3145
426	0,000512	0,000132	0,817	0,0221	35,07	6,391
426	0,000512	0,000132	0,7858	0,0221	28,61	6,54654
		=47,37407

Потери теплоты трубопроводом на изолированных участках считаем с поправкой на температуру окружающей среды +25 оС

Поправочный коэффициент А = 0,9095

Формула для расчета теплопотерь, Вт

, Вт(3.11)

гдек - непроизводительные потери тепла неизолированной поверхностью трубопровода на открытом воздухе (ккал/час м) при tокр. ср =+5 оС

L - длина неизолированного участка трубопровода

Расчет сведем в таблицу 3.2.

Таблица 3.2.

Потери теплоты трубопроводом на неизолированных участках

, мм	Тпара, оС	к, ккал/час м	L, м	, кВт
57	436	316,2	30	10,00338

Суммарные фактические потери, кВт

, кВт(3.12)

Коэффициент превышения определяется по формуле

(3.13)

4. Расчет источников теплоснабжения

4.1 Расчет существующей тепловой схемы на реальный режим

Основной целью расчета тепловой схемы котельной является определение основного и вспомогательного оборудования с определением исходных данных для последующих расчетов. Принципиальная тепловая схема производственной котельной с отпуском небольшого количества теплоты на нужды отопления, вентиляции и горячего водоснабжения показаны на рисунке 4.1.

Расход воды на подогреватели сетевой воды

(4.1)

гдеQ - расчетная тепловая нагрузка потребителей системы теплоснабжения (отопления, вентиляции, горячего водоснабжения), МВт

1, 2 - температуры воды соответственно перед сетевыми подогревателями и после них, оС

т/ч

Расход пара на подогреватели сетевой воды

(4.2)

где - энтальпия редуцированного пара перед подогревателями сетевой воды, кДж/кг. Определяется по давлению p=0,6 МПа и температуре t=180 оС [2]

- энтальпия конденсата после подогревателей сетевой воды, кДж/кг (при температуре tк=85оС [2])

- КПД сетевого подогревателя (для различных подогревателей собственных нужд принимаем равным 0,98) [3]

т/ч

Расход редуцированного пара внешними потребителями, т/ч

(4.3)

гдеDт - расход редуцированного пара внешними технологическими потребителями, т/ч

т/ч

Расход внешнего пара внешними потребителями

(4.4)

где - энтальпия свежего пара, кДж/кг определяется при р=1,4 МПа и t=250 оС [2]

- энтальпия питательной воды, кДж/кг (при t=104 оС)

т/ч

Количество выпрыскиваемой воды

(4.5)

Расход пара на собственные нужды котельной, т/ч

(4.6)

гдекс.н. - расход пара на собственные нужды котельной в процентах расхода пара внешними потребителями ксн=5…10%, принимаем ксн=5% [3].

т/ч

Расход пара на покрытие потерь в котельной

(4.7)

Где кп - расход пара на покрытие потерь в процентах расхода пара внешними потребителями кп=2…3%, принимаем ксн=3% [3].

т/ч

Суммарный расход пара на собственные нужды

(4.8)

Dс.н. = 4,77+3=7,77 т/ч

Суммарная паропроизводительность котельной

D = Dв.н. + Dс.н. (4.9)

D = 95,42 + 7,77 = 103, 2 т/ч

Потери конденсата в оборудовании внешних потребителей и внутри котельной, т/ч

(4.10)

гдех - доля конденсата, возвращаемая внешними потребителями

кк - потери конденсата в цикле котельной установки в процентах суммарной производительности котельной кк = 3% [3].

т/ч

Расход химически очищенной воды, т/ч

(4.11)

где кт.с. - потери воды в теплосети в процентах количества воды в системе теплоснабжения кт.с.=2…3%, принимаем кт.с.=2% [3].

т/ч

Расход сырой воды, т/ч

Gс.в.= кхов Gхов(4.12)

где кхов - коэффициент, учитывающий расход сырой воды на собственные нужды химически очищенной воды, рекомендуется принимать 1,25 [3].

Gс.в.= 1,25 43,4 = 54,25 т/ч

Количество воды, поступающей в расширитель с непрерывной продувкой, т/ч

Gпр = 0,01 Рпр D(4.13)

гдеРпр - процент продувки, Рпр = 2…5 %, принимаем Рпр = 3 % [3].

Gпр = 0,01 3 103,2 = 3,1 т/ч

Количество пара, получаемого в расширителе непрерывной продувки, т/ч

(4.14)

гдеhк.в - энтальпия котловой воды, кДж/кг (p=1,4 МПа)

- энтальпия воды, получаемой в расширителе непрерывной продувки, кДж/кг

= энтальпия пара, получаемого в расширителе непрерывной продувки, кДж/кг (при t = 110 оС [2])

х - степень сухости пара, выходящего из расширителя непрерывной продувки, принимается равным 0,98 [3].

т/ч

Количество воды на выходе из расширителя непрерывной продувки

Gрасш = Gпр - Dрасш(4.15)

Gрасш = 3,1 - 0,55 = 2,55 т/ч

Температура сырой воды после охладителя непрерывной продувки, оС

(4.16)

где = энтальпия воды после охладителя непрерывной продувки, кДж/кг (t = 50 оС [2]).

оС

Расход пара на подогреватель сырой воды

(4.17)

где - энтальпия сырой воды после подогревателя, определяется при температуре, принимаемой от 20…30 оС, кДж/кг

Принимаем при t = 20 оС, = 84 кДж/кг [2]

- энтальпия непрерывной продувки. Определяем по = 7,44оС; = 31,5 кДж/кг

- энтальпия конденсата редуцированного пара, кДж/кг

т/ч

Температура химически очищенной воды после охладителя деаэрированной воды, оС

(4.18)

гдеtп.в. - температура деаэрированной воды, оС

tп.в. = 104 оС

- температура химически очищенной воды на входе в охладитель деаэрированной воды, оС

оС

Расход пара на подогрев химически очищенной воды в подогревателе перед деаэратором, т/ч

(4.19)

где- энтальпия химически очищенной воды перед подогревателем, кДж/кг. Определяем при = 21,89 оС [2].

т/ч

Суммарное количество пара и воды, поступающего в деаэратор, за вычетом греющего пара деаэратора, т/ч

Gд = Gхов+хDт+Dхов+Dс.в.+Dп.с.в.+Dрасш(4.20)

Gд = 43,4 + 0,6 95 + 5 + 1,35 + 5,2 + 0,55 = 112,5 т/ч

Средняя температура воды в деаэраторе

(4.21)

оС

Расход греющего пара на деаэратор, т/ч

(4.22)

т/ч

Расход редуцированного пара на собственные нужды, т/ч

(4.23)

т/ч

Расчет свежего пара на собственные нужды котельной, т/ч

(4.24)

т/ч

Действительная паропроизводительность котельной с учетом расхода на собственные нужды и потери пара в котельной, т/ч

Dк = (Dв.н. + Dс.н.) 0,01кn+ Dв.н. + Dс.н.(4.25)

Dк =(95,42 + 9,28) 0,01 3 + 95,42 + 9,28 = 107,8 т/ч

Невязка с предварительно принятой производительностью котельной

(4.26)

Расчет тепловой схемы необходимо уточнить, т.к. невязка с предварительно принятой производительность. котельной должна быть не более 3%.

Для этого определим:

Уточненный расход редуцированного пара с учетом действительного расхода на собственные нужды

(4.27)

т/ч

Уточненный расход свежего пара с учетом действительного расхода на собственные нужды

(4.28)

т/ч

Уточненная суммарная производительность котельной

(4.29)

т/ч

В результате расчета установили, что котлы ТМ-50-14-250, установленные в котельной Петровского спиртового комбината, не дают необходимый пар для установления турбины Р-12-35, поэтому принято решение установить котлы Е-15-40ТМ

4.2 Расчет тепловой схемы турбоустановки

Баланс воды и пара

Принимаем для нашего случая по [4]:

Внутрисхемационные потери пара и конденсата в цикле 2% от расхода пара на турбину, то есть:

Dут = 0,02 D(4.30)

Dут = 0,02 114,7 = 2,29 кг/с

Расход пара через концевые уплотнения

(4.31)

гдеу - коэффициент расхода через концевые лабиринтовые уплотнения, у = 0,7 [5]

fу - площадь концевого зазора лабиринтового уплотнения, м2

(4.32)

- средний диаметр уплотнения, м

- зазор лабиринтового уплотнения, м

fу = 3,14 0,300 0,3 10-3 = 0,00028 м2

- соответственно, давление и удельный объем свежего пара с учетом дросселирования, Пам3/кг

- степень понижения давления уплотнителей

(4.33)

z - число гребешков, шт

Расход пара через концевые уплотнения определяем по формуле (4.31)

кг/с

Расход пара из котла, т/ч

Dк = D + Dут + Dк.у.(4.34)

Dк = 114,7 + 2,29 + 0,348 = 117,34 т/ч

Расход питательной воды на котел, т/ч

Dп.в. = Dк + Dпрод(4.35)

где Dпрод - количество котловой воды, идущейна продувку, т/ч

При восполнении потерь в цикле и у потребителя обессоленной водой процент продувки котлов принимаем рн прод = 0,3% от производительности [4].

Dпрод = 0,003Dк(4.36)

Dпрод = 0,003 117,34 = 0,35 т/ч

Расход питательной воды на котел определяем по формуле (4.35)

Dп.в. = 117,34 + 0,35 = 117,69 т/ч

Количество добавочной воды, направляемой в цикл станции из станционной химводоочистки

Dдоб = Dут + (1-к) Dпр + Dвр(4.37)

гдек - коэффициент возврата конденсата.

По [4] принимаем к = 0,4

Dвр - количество воды, выходящей из расширителя непрерывной продувки, т/ч

Dвр = (1-) Dпрод(4.38)

где - доля пара, выделившегося из продувочной воды в расширителе непрерывной продувки

(4.39)

При давлении в деаэраторе 1,2 ата давление в расширителе можно принять: рр = рд/0,9 = 0,12/0,9 = 0,133 МПа, тогда сtвр = 451,96 кДж/кг [2].

При влажности пара, выделяющегося из расширителя, 3%

iпр = сtвр + х r(4.40)

iпр = 451,96 + 0,97 2236,66 = 2621,52 кДж/кг

Доля пара, выделившегося из продувочной воды в расширителе непрерывной продувки

Определяем по формуле (4.39)

Количество воды, выходящей из расширителя непрерывной продувки, определяем по формуле (4.38)

Dвр = (1-0,524) 0,35 = 0,166 т/ч

Dпр = Dпрод(4.41)

Dпр = 0,524 0,35 = 0,183 т/ч

Количество добавочной воды, направляемой в цикле станции из станционной химводоочистки определяем по формуле (4.37)

Dдоб = 2,29 + (1-0,4) 114,7 + 0,167 = 71,28 т/ч

Dпроизв = 47,52 т/ч

Dхов = 118,8 т/ч

Материальный баланс подогревателей высокого давления

ПВД-1

ПВД-2



т/ч

т/ч

Материальный баланс расширителя непрерывной продувки

(4.42)

где = 1080,2 кДж/кг - энтальпия котловой воды при давлении в барабане

рб = 3,92 МПа

= 2683,8 кДж/кг - энтальпия вторичного насыщенного пара при рд = 1,2 ата [2]

- энтальпия питательной воды при р = 1,2 ата

т/ч

Определяем выпар деаэратора



т/ч

Материальный баланс деаэратора

т/ч

Расход пара потребителю

(4.43)

гдеD = 114,7 т/ч - расход пара на турбину

т/ч

Суммарный расход пара

(4.44)

кг/с

Целью теплового расчета схемы турбоустановки была проверка пригодности вспомогательного оборудования, входящего в состав теплоэлектроцентрали. Расхождение полученной паропроизводительности от действительной составляет менее 3%, из чего можно сделать вывод, что расчет принципиальной тепловой схемы котельной с учетом реконструкции произведен правильно.

Рис. 4.1. Тепловая схема ТЭЦ

1

Размещено на http://www.allbest.ru/

5. Расчет паротурбинной установки

5.1 Характеристика и описание турбины

Турбина типа Р-12-35/5 предназначена для привода синхронного генератора типа Т-12-2 мощностью 12 000 кВт с частотой вращения 3000 об/мин, а также для снабжения тепловых потребителей паром из противодавления.

Турбина активного типа состоит из одновенечной регулирующей ступени и семи ступеней давления. Концевые уплотнения вала и промежуточные уплотнения - лабиринтовые, осевого типа.

Турбина рассчитана на работу свежим паром давлением 3,5 МПа и температурой 435оС, измеренными автоматическим стопорным клапаном.

Лопаточный аппарат турбины рассчитан и построен на работу при частоте сети 50 Гц, что соответствует числу оборотов ротора. Работа турбины при частоте ниже 49,5 и выше 50,5 Гц не допускается.

Турбина допускает повторный пуск в работу через любое время после ее останова, для чего она снабжается ручным валоповоротным устройством.

Роторы ее и генератора соединяются между собой зубчатой муфтой, вращается по часовой стрелке, если смотреть со стороны переднего подшипника.

Турбина имеет клапаны регулирования. Свежий пар подводится к двум автоматическим запорным клапанам, которые фланцами соединены с паровой коробкой регулирования клапанов. Паровая коробка установлена на цилиндре турбины и имеет шесть клапанов, через которые пар подводится к отдельным сегментам сопел. Сегмент сопел и диафрагмы - стальные, сварной конструкции.

Передний опорно-упорный подшипник турбины объединен с главным масляным центробежным насосом системы маслоснабжения, причем гребень упорного подшипника одновременно является рабочим колесом главного масляного насоса. Рабочее колесо насоса выполнено заодно с валом ротора турбины и имеет радиально-сварные каналы.

Фикспункт турбины расположен на пересечении осей шпонок заднего ее подшипника, так что турбина расширяется в сторону переднего подшипника.

Турбина опирается на фундаментальные плиты корпусом заднего подшипника и двумя гибкими опорами, расположенными под корпусом переднего подшипника.

5.2 Построение ориентировочного рабочего процесса турбины

Начальные параметры пара: р0 = 35 ата = 34,3 бар; t0 = 435 °C

Давление пара за турбиной: рк = 5 ата = 4,9 бар

Теплоперепад Н0 = h0 - hк = 3305,91 - 2807,3 = 498,61 кДж/кг

кг/с

Определяем давление перед соплами первой ступени

(5.1)

Давление за последней ступенью турбины с учетом потери давления в выхлопном патрубке

(5.2)

гдеа = 1,02…1,07, принимаем а = 1,02 [5]

По известным и определяем тепловой перепад проточной части

(5.3)

кДж/кг

Выберем тепловой перепад регулирующей одновенечной ступени по [5]

= 80 кДж/кг

Для построения ориентировочного процесса турбины в h-s диаграмме необходимо оценить КПД регулирующей ступени

(5.4)

гдеG - расход пара, кг/с

р0, v0 - соответственно давление и начальный удельный объем пара, МПа, м3/кг

На рисунке 5.1. показан процесс регулирующей ступени в h-s диаграмме.

Внутренний тепловой перепад регулирующей ступени

(5.5)

кДж/кг

Энтальпия пара на выходе из регулирующей ступени

(5.6)

кДж/кг

Оценка экономичности регулирующих ступеней турбины

(5.7)

где- располагаемый теплоперепад, приходящийся на нерегулируемые ступени

Определим располагаемый теплоперепад, приходящийся на нерегулируемые ступени

(5.8)

кДж/кг

Определим состояние пара за турбиной

(5.9)



Рис. 5.1. Схема ориентировочного процесса расширения пара в турбине в h-s диаграмме

кДж/кг

(5.10)

кДж/кг

Использованный теплоперепад всей турбины

(5.11)

кДж/кг

Внутренний относительный КПД турбины

(5.12)

5.3 Предварительный расчет регулирующей ступени

Теплоперепад, срабатываемый в соплах турбины

(5.13)

где = 0,1 - реактивная ступень

кДж/кг

Теоретическая скорость потока за соплами

(5.14)

м/с

Действительная скорость потока

с1 = с1t (5.15)

где - скоростной коэффициент, =0,95…0,97. Принимаем =0,96 [5].

с1 = 379,5 0,96 = 364,32 м/с

Округленную скорость ступени определяем из формулы среднего диаметра регулирующей ступени

dр.с. = U(vn)(5.16)

U= dр.с. v n

гдеn=50 с-1 - частота вращения

dр.с. - средний диаметр регулирующей ступени, определяем по чертежу dр.с. =0,970 м

U= 0,970 3,14 50 = 152, 29 м/с

Определяем произведение степени парциальности на высоту сопловой решетки

(5.17)

гдеG - расход пара, кг/с

- теоретический объем (удельный) пара за соплами, м3/кК, определяем из построения в h-s диаграмме

- высота сопловой решетки, мм

Оптимальная степень парциальности

(5.18)

5.4 Определение размеров первой нерегулируемой ступени

Первая нерегулируемая ступень выполняется, как правило, с меньшим диаметром, чем регулирующая ступень. Этим стремятся сохранить достаток при переходе от парциальной ступени к ступени с полным подводом пара. Однако чрезмерное изменение диаметров также нежелательно, т.к. это вызовет увеличение числа ступеней турбины и повышение ее стоимости. Поскольку размеры первой нерегулируемой ступени влияют на экономичность, а также определяют число ступеней, выбор теплового перепада и размеров проточной части первой ступени проводится путем просчета ряда вариантов.

Расчет ведем в следующем порядке.

Задаемся рядом перепадов ступени

кДж/кг

Задаемся степенью реакции ступени

I = 0,1

Выбираем угол потока за сопловой решеткой

=10…15° [5], = 15°

Все выбираемые величины одинаковы для всех вариантов

Для каждого теплового перепада определяем условную скорость

(5.20)

м/с

м/с

м/с

м/с

м/с

м/с

Определяем окружную скорость на среднем диаметре

(5.21)

м/с

м/с

м/с

м/с

м/с

м/с

Определяем средний диаметр ступени

(5.22)

м

м

м

м

м

м

Определяем произведение степени парциальности на высоту сопла

(5.23)

мм

мм

мм

мм

мм

мм

Определяем теплоперепад, срабатываемый в соплах первой ступени

(5.24)

кДж/кг

кДж/кг

кДж/кг

кДж/кг

кДж/кг

кДж/кг

Результаты расчета сведем в таблицу 5.1.

Таблица 5.1

Результаты расчета первой нерегулируемой ступени

Величина	Размерность	Вариант
		1	2	3	4	5	6
	кДж/кг	25	35	45	55	65	75
с1	м/с	214,6	253,99	288	318,4	346,13	371,81
U	м/с	107,33	126,99	144	159,2	173	185,91
v,r	м3/кг	0,140	0,142	0,148	0,150	0,155	0,160
	мм	37	27	22	18,1	16	15,32
	кДж/кг	27,78	38,89	50	61,11	72,22	83,33
dI	м	0,684	0,809	0,917	1,014	1,102	1,184

5.5 Определение размеров последней ступени

В практике турбостроения принято, что турбины с противодавлением с постоянным внутренним диаметром ступеней. Это позволяет упростить и удешевить изготовление ротора, кроме того, для удешевления производства проточную часть этих турбин обычно выполняют из ступеней с постоянными углами 1 и 2. Ступени при этом отличаются только высотами сопел и лопаток. Для проектирования проточной части с постоянным внутренним диаметром достаточно спроектировать последнюю ступень турбины. С таким расчетом, чтобы внутренний диаметр ее был равен внутреннему диаметру первой ступени, т.е. из условия . Для этого следует выбрать соответствующий тепловой перепад на последнюю ступень.

Эта задача обычно решается графическим способом. Задаются рядом значений dz (от dI до 1,3dI) и для каждого варианта находят внутренний диаметр.

Последовательность расчета приводится в таблице 5.2.

Таблица 5.2. Определение размеров последней ступени

Величина	Размерность	Способ определения	Варианты
			1	2	3	4
dz	м	Принимается	0,828	0,911	0,994	1,076
hoz	кДж/кг	к0 = 0,95 xoz = 0,44	39,52	47,85	56,97	66,75
	кДж/кг	, z = 0,1	43,9	53,17	63,3	74,17
с1t	м/с	кДж/кг	302,15	331,42	360,69	389,67
	мм	е = 1 с = 0,97 v2z = 0,7 м3кг	92,7	76,8	64,67	55,3
	мм		98,2	82,3	68,67	59,3
	м		0,730	0,829	0,925	1,017

Чаще всего противодавленческие турбины выполняются с постоянным корневым диаметром

м

По данным таблицы строим график и определяем диаметр и тепловой перепад последней ступени: hoz = 57 кДж/кг; dz = 0,990 м

Рис. 5.3. К определению размеров последней ступени противодавленческой турбины



Рис. 5.4. Зависимость , dI от hoI

5.6.Определение числа ступеней турбины и распределение теплоперепада на ступенях

Для определения числа, размеров ступеней и их тепловых перепадов производится графическое построение.

Берется в качестве базы отрезок прямой произвольной длины. На концах этого отрезка в определенном масштабе ординат откладывается диаметр первой и последней нерегулируемых ступеней. Соединяя концы этих отрезков, проводят линию предполагаемого изменения диаметров. На том же графике наносятся кривые изменения х0, по проточной части.

Промежуточные точки hоу наносятся на график (рис. 5.4) после их вычисления по уравнению

(5.26)

где , м(5.27)

k0 = 0,92…0,96 [5]

xoj = x0I = xoz = const = 0,44

b - длина выбранной базы, мм

bj - отрезок базы, выбранный произвольно, мм

Для второй ступени определяем по формуле (5.27)

м

кДж/кг

Для третьей ступени определяем

м

кДж/кг

Для четвертой ступени определяем

м

кДж/кг

Для пятой ступени определяем

м

кДж/кг

Среднее значение теплоперепада нерегулируемых ступеней

(5.28)

кДж/кг

Число ступеней турбины

(5.29)

шт 7 шт

Расчеты показали, что число ступеней турбины такое же, как и на заводской конструкции.

5.7 Подробный расчет регулирующей ступени

Задачей расчета является определение геометрических размеров ступени, определение КПД и мощности, а также выбор профилей сопел и рабочих лопаток. Исходными данными являются величины, полученные в результате ориентировочного расчета регулирующей ступени.

1. Расчет регулирующей ступени

Определяем тип сопла

Определяем число Маха

(5.30)

Из этого следует, что режим истечения докритический, применяем суживающиеся сопла.

Площадь выходного сечения сопел

(5.31)

где1 - коэффициент расхода, принимается 1 = 0,945 [5].

м2

2. Выбор профиля основных сопловых лопаток

Выбор производится по выходному углу 1э = 15° и числу Маха М1t = 0,648

Выбираем С-9015 - это дозвуковая решетка. Она имеет суживающийся канал, решетка реактивная, средний оптимальный угол входа 90°, средний эффективный угол входа 15°.

Относительный шаг определяем по графику [5]

Определяем шаг решетки

(5.32)

t1 = 51,46 0,75 = 38,6 мм

Определяем число сопловых лопаток

(5.33)

шт

Уточненный шаг решетки

мм

Выходная ширина сопловых каналов

а1 = t1 sin1э(5.34)

а1 = 38,4 sin15° = 9,94 мм

3. Определение потерь в сопловой решетке

Суммарные потери складываются из профильных, концевых и волновых потерь [5]

где - принимаем равными 1 [5]

=0,018 по графику определяем [5]

=1,08 [5]

Тепловая потеря в сопловой решетке

(5.35)

кДж/кг

Определяем скоростной коэффициент

(5.36)

Определяем действительную скорость истечения из сопел

с1 = с1 t(5.37)

с1 =0,966 379,5 = 366,6 м/с

Определяем угол направления относительно скорости W1

(5.38)

1 = 24,7°

Определяем относительную скорость пара на входе в рабочую решетку

(5.39)

м/с

Определяем теоретическую скорость выхода из рабочей решетки

(5.40)

м/с

Определяем потери в лопатках первого венца

(5.41)

Определяем действительную скорость истечения

W2 = I W2 t(5.42)

W2 = 0,966 246,8 = 238,4 м/с

Потери энергии в рабочих лопатках первого венца

(5.43)

кДж/кг

Выходной угол потока за решеткой

2э = 1 - (2…4°)(5.44)

2э = 27 - 3 = 21,7°

Определяем tg 2

(5.45)

2 = 51,87°

Абсолютная скорость на выходе из рабочих лопаток

(5.46)

м/с

Определяем потерю с выходной скоростью

(5.47)

кДж/кг

Исходные данные для выбора рабочей решетки

2э = 21,7°

(5.48)

Следовательно, истечение докритическое.

Выбираем рабочую решетку Р-3021 А [5].

у = 79° [7] [7]

В = 25 мм [7]b = 25,6 мм [7]

Шаг решетки определяем

(5.49)

мм

Число рабочих лопаток

(5.50)

шт

Уточняем шаг решетки

(5.51)

мм

Относительный лопаточный КПД

(5.52)

Выходная высота рабочей лопатки = 46 мм (по чертежу).

4. Определение внутреннего относительного КПД

Определим потери на трению и вентиляцию

(5.53)

где = 1 - коэффициент, зависящий от состояния пара, для перегретого пара = 1,0

d = 0,970 м - диаметр ступени

= 4,6 - выходная высота рабочей решетки

е = 0,82 - степень парциальности ступени

= 0,5 - относительная длина дуги, занятая кожухом

U = 152,29 - окружная скорость

v = 0,12 м3/кг - удельный объем пара в камере регулирующей ступени, принимается по состоянию пара за ступенью

кВт

Тепловая потеря на трение и вентиляцию

(5.54)

кДж/кг

Относительная потеря на трение и вентиляцию

(5.55)

Потеря на выколачивание застойного пара из лопаточных каналов

(5.56)

гдеВ2 = 25 см - ширина рабочих лопаток

= 4,6 см - высота рабочих лопаток

= 0,44 - из ориентировочного расчета

F1 = 0,01 м2 - площадь сопел

= 0,84 - относительный лопаточный КПД

Потеря тепла на выколачивание

(5.57)

кДж/кг

Внутренний относительный КПД ступени

(5.58)

Использованный теплоперепад ступени

(5.59)

кДж/кг

Внутренняя мощность

(5.60)

кВт

Остальные нерегулируемые ступени турбины рассчитаны на ЭВМ по программе, разработанной на кафедре АЭС. Расчет ведется в поверочном режиме с целью определения технико-экономических характеристик. Результаты расчета приведены в таблицах 5.1; 5.2; 5.3; 5.4; 5.5; 5.6.

5.8 Подробный расчет нерегулируемых ступеней турбины на ЭВМ

Таблица 5.1

Итоги расчета проточной части потока

№ ступени	Мощность, МВт	Относительный внутренний КПД	Расход, кг/с	Теплоперепад, кДж/кг	h0, кДж/кг	p2, бар
	1,195	0,8314	31,9	44,00	3200,70	17,104
2	1,227	0,8159	31,9	45,10	3164,03	14,585
3	1,280	0,8153	31,9	47,10	3127,29	12,290
4	0,347	0,8085	31,9	50,00	3088,91	10,179
5	0,420	0,8224	31,9	52,10	3048,50	8,258
6	1,443	0,8147	31,9	53,00	3005,61	6,577
7	1,810	0,8110	31,9	66,26	2962,48	4,865

Мощность потока 9,722 МВт

Внутренний относительный КПД потока 0,806

Таблица 5.2

Энергетические параметры

№ ст-пени	G, кг/с	КПДoi	Н0, кДж/кг	Nступени, МВт	Нвх	Нвс	Н0, кДж/кг	1	2
1	31,9	0,8314	44,0000	1,1946	0,0000	0,9085	44,0000	0,9823	0,9285
2	31,9	0,8159	45,1000	0,2267	0,9085	0,8490	45,9531	0,9819	0,8959
3	31,9	0,8153	47,1000	0,2796	0,8490	0,7882	47,9010	0,9822	0,8883
4	31,9	0,8085	50,0000	0,3475	0,7882	0,7211	50,7723	0,9820	0,8773
5	31,9	0,8224	52,1000	0,4203	0,7211	0,9626	52,8202	0,9815	0,8758
6	31,9	0,8147	53,0000	0,4433	0,9626	0,7642	53,9575	0,9809	0,8531
7	31,9	0,8110	62,2608	1,8099	0,7642	1,5701	67,0189	0,9805	0,8899

Таблица 5.3

Основные параметры процесса расширения

№ ступени		О	1t		1	2t	2	2k
1	19,8500	19,8500	17,3376	17,8458	17,3376	17,1036	17,1036	17,1036	17,1934
2	17,1934	17,1036	14,8106	15,2493	14,8106	14,5853	14,5853	14,5853	14,6580
3	14,6580	14,5853	12,4900	12,8953	12,4900	12,2899	12,2899	12,2899	12,3439
4	12,3439	12,2899	10,3712	10,7259	10,3712	10,1791	10,1791	10,1791	10,2069
5	10,2069	10,1791	8,4491	8,7456	8,4491	8,2576	8,2576	8,2576	8,2826
6	8,2826	8,2576	6,7591	6,9970	6,7591	6,5771	6,5771	6,5771	6,5666
7	6,5666	6,5771	5,0529	5,3529	5,0529	4,8646	4,8646	4,8646	4,8296

Таблица 5.4.

Основные параметры скоростей

№ ступени	с1, м/с	с2, м/с	1, градус	2, градус	1, градус	2, градус	W1, м/с	W2, м/с	U, м/с	М1t	М2t
1	298,4	63,5	12,4	68,4	24,5	19,5	157,5	181,1	147,7	0,610	0,257
2	300,6	62,5	11,5	68,7	22,7	18,6	157,5	181,5	149,2	0,550	0,258
3	306,0	65,4	11,7	66,3	22,5	18,7	162,3	185,9	149,7	0,560	0,270
4	312,0	69,7	11,9	65,3	22,6	19,5	167,4	190,9	150,8	0,580	0,280
5	322,4	76,8	12,6	63,2	23,1	20,0	176,7	199,2	152,4	0,600	0,302
6	327,3	84,9	13,5	64,5	23,5	22,0	182,3	204,3	152,8	0,620	0,310
7	361,5	92,1	14,3	70,1	24,8	25,1	216,0	203,9	153,9	0,700	0,385

Таблица 5.5.

Потери абсолютные и относительные

№ ступени	Н1	Н2	Нтр	Нпарц	Нут	Нвен	Нвп	Нсеп	КПДоп	КНДoi
1	4,2187	1,6919	0,0795	0,00	1,2827	0,00	0,00	0,00	0,8630	0,8314
2	5,6949	1,2910	0,0776	0,00	1,2503	0,00	0,00	0,00	0,8453	0,8159
3	6,0703	1,3641	0,0735	0,00	1,1946	0,00	0,00	0,00	0,8423	0,8153
4	6,8185	0,5094	0,0721	0,00	1,1872	0,00	0,00	0,00	0,8336	0,8085
5	6,4725	1,5851	0,0667	0,00	1,0875	0,00	0,00	0,00	0,8446	0,8224
6	7,0494	1,7152	0,0598	0,00	1,0329	0,00	0,00	0,00	0,8352	0,8147
7	7,3496	2,5003	0,0700	0,00	1,1774	0,00	0,00	0,00	0,8296	0,8110

Таблица 5.6.

Основные конструктивные параметры

№ ступени	Тип	уст, градус	b1, мм	z1, шт	L1, мм	О1, мм	Тип	уст, градус	b2, мм	z2, шт	L2, мм	О2, мм
1	С5515А	30,7	59,6	30	26,0	10,7	Р3021А	82,9	35,0	120	35,7	7,74
2	С9012А	39,1	109,8	28	20,0	21,2	Р3021А	75,2	15,5	274	36,8	3,14
3	С9012А	31,3	116,4	28	25,0	21,6	Р3021А	74,9	15,6	276	39,9	3,07
4	С9012А	31,2	118,1	28	30,0	22,2	Р3021А	75,8	15,5	284	45,8	2,98
5	С9012А	31,4	94,4	36	35,0	18,2	Р3021А	76,9	15,4	294	50,5	3,15
6	С5515А	39,1	92,9	38	40,0	18,9	Р3021А	80,0	15,2	314	51,5	2,97
7	С5515А	40,8	91,4	40	45,0	19,3	Р6038А	59,7	32,6	158	56,7	5,49

Турбина в целом

Внутренняя мощность турбины

(5.61)

МВт

Электрическая мощность турбины

(5.62)

МВт

(5.63)

МВт

Наибольшая экономичность турбины Р-12-35 будет иметь место при =11,23 МВт.

При необходимости перегрузки (особенно в зимний период) придется идти на некоторые снижения oi

6. Описание системы регулирования турбины

6.1 Краткая характеристика существующей системы регулирования

Регулирование турбины предназначено для автоматического поддержания противодавления турбины при работе на индивидуальную тепловую сеть.

Система автоматического регулирования скорости вращения ротора и давления пара за турбиной - гидродинамическая однонасосная с двукратным усилением (первая ступень усиления - проточная, вторая - отсечная).

В качестве датчика по скорости вращения ротора используется главный масляный насос центробежного типа с радиальными каналами, колесо которого выполнено заодно с валом турбины. Для обеспечения подпора в линии всасывания главного масляного насосав масляном баке установлен масляный инжектор, приемная камера которого всегда находится под уровнем масла.

В сопло инжектора масло подается из линии нагнетания главного масляного насоса. Давление в линии нагнетания главного масляного насоса составляет 10 кгс/см2 (изб), а в линии всасывания - 1 кгс/см2 (изб).

Конструкция главного масляного насоса такова, что его напор, зависящий от квадратного числа оборотов, почти не зависит от расхода, т.е. характеристика насоса весьма полная.

Такое протекание характеристики насоса обеспечивает устойчивость, а также высокие динамические показатели, качество процесса регулирования.

Зависимость напора главного масляного насоса от числа оборотов используется в качестве импульса. При этом изменения напора насоса воспринимаются золотником трансформатора давления, к нижнему поршеньку которого подведено масло из линии нагнетания, а к верхнему - из линии всасывания.

Разность давления до и под золотником на площадь поршенька золотника уравновешиваются пружиной. Таким образом, положение золотника трансформатора давление относительно втулки, в которой он размещен, зависят от числа оборотов турбины.

Регулятор давления - сильфонного типа. Сила давления пара, подведенного от выхлопной части турбины на активную площадь силы, она уравновешивается пружиной. Таким образом положение золотника регулятора давления относительно втулки, в которой он размещен, зависит от давления пара на выхлопе турбины.

Золотник трансформатора давления заменяет давление в проточной импульсной линии так, что при увеличении числа оборотов турбины, давление в ней возрастает, и, наоборот, при уменьшении числа оборотов - уменьшается. Золотник регулятора давления, соответственно, изменяет давление а проточной импульсной линии таким образом, что с увеличением противодавления давление в ней повышается, а с уменьшением - снижается.

К проточной импульсной линии подключен отсечной золотник, управляющий впуском масла из линии нагнетателя главного масляного насоса в рабочую полость сервомотора и выпуском масла в линию всасывания насоса из его нерабочей полости. Сверху отсечной золотник находится под действием давления в линии всасывания и усилия пружины. Рабочие окна втулки отсечного золотника, через которые осуществляется питание полостей сервомотора, полностью закрываются только при одном, так называемом «среднем» положении отсечного золотника. Благодаря этому, установившееся состояние системы достигается только при строго определенном давлении в проточной импульсной линии, определяемом положением пружины отсечного золотника. Это давление составляет 4 кгс/см2 (изб).

В результате изменения числа оборотов ротора турбины, или же, в результате изменения противодавления, давление в проточной импульсной линии отклоняется от указанной выше величины и отсечной золотник смещается от своего среднего положения, что приводит к перемещению поршня сервомотора. При этом изменяется проходная площадь щели обратной связи. Вызываемое этим изменение давления в проточной импульсной линии противоположно Ому, которое вызвало смещение отсечного золотника из среднего положения. В результате по мере перемещения поршня сервомотора давление в проточной линии возвращается к вышеуказанному номинальному значению, а отсечной золотник к своему среднему положению. Новое установившееся состояние будет достигнуто, когда мощность турбины придет в соответствие с электрической нагрузкой при работе ее под управлением регулятора скорости, или, когда расход пара через турбину придет в соответствие с тепловой нагрузкой при работе ее под управлением регулятора давления.

Изменение числа оборотов турбины на холостом ходу и под нагрузкой при работе на индивидуальную электрическую сеть, а также изменение электрической мощности турбины при параллельной работе с другими источниками электроэнергии, осуществляется при помощи синхронизатора, который представляет собой устройство, при помощи которого изменяется начальное натяжение пружины трансформатора давления. Синхронизатор работает как непосредственно от руки, так и дистанционно - от электромоторчика, управляемого с пульта управления пружины. Изменение числа оборотов ротора турбины на холостом ходу может быть осуществлено в пределах 5% от номинального.

Изменение давления пара, поддерживаемого регулятором давления турбины, при работе на индивидуальную тепловую сеть, а также изменение расхода пара через турбину при работе на параллельную тепловую сеть осуществляется при помощи маховичка регулятора давления путем изменения начального натяжения пружины от руки, или дистанционно - от электромоторчика, управляемого с пульта управления турбины.

Схема регулирования предусматривает также автоматическое закрытие регулирующих клапанов при срабатывании механизмов защиты. Закрытие клапанов парораспределения осуществляется при помощи реле, которые при снижении уровня масла в системе защиты, вызываемом срабатыванием какого-либо механизма, подводят масло высокого давления из линии нагнетания главного масляного насоса - регулятора непосредственно под отсечной золотник, управляющий сервомотором. В результате этого отсечной золотник смещается со своего среднего положения и, перемещаясь вверх, открывает верхние окна втулки, через которые производится впуск масла высокого давления из линии нагнетания главного масляного насоса в нижнюю полость сервомотора, а также одновременно с этим открывает нижние окна втулки, через которые производится слив масла из верхней полости сервомотора в линию всасывания главного масляного насоса. В результате поршень сервомотора перемещается вверх и производит закрытие регулирующих клапанов парораспределения. Регулирующие клапаны вновь открываются только при взведении системы защиты. Все механизмы регулирования размещены в одном сварном корпусе блоке регулирования, установленном на крышке переднего подшипника. Внутри корпус блока разделен вертикальными перегородками и втулками на полости, основаниями которых являются: полости линии нагнетания и линии всасывания главного масляного насоса, полость проточной импульсной линии и дренажная полость, сообщающаяся с масляным баком.

Таким образом регулятор давления является главным, он удовлетворяет теплового потребителя, и регулятор скорости настроен так, что не мешает регулятору давления принять любую нагрузку от нуля до полной.

Регулятор скорости работает в двух режимах: при синхронизации турбины с сетью при пуске и сбросе электрической нагрузки.

В случае сброса электрической нагрузки регуляторы вступают между собой в противоречие, то есть регулятор скорости стремится закрыть регулирующие клапаны, а регулятор давления открыть их.

Для того, чтобы турбина не вышла на опасный оборот в результате разгона, регулятор давления ставится на упор. После чего регулированная скорость выводит турбину на холостой ход.

6.2 Устройство сервомотора для привода органов парораспределения

Для привода органов парораспределения используют сервомоторы с двусторонним подводом рабочей жидкости к поршню и, как правило, с встроенной гидравлической обратной связью.

Работоспособность сервомотора выбирается из расчета преодоления паровых усилий, действующих на регулирующие органы турбины; сил трения в приводе.

Поршень сервомотора перемещается непосредственно в расточнике корпуса блока регулирования и имеет с каждой стороны цилиндрические полые отростки. Верхний отросток выходит наружу блока регулирования через крышку, в которой для предотвращения протечек масла, выполнена проточка, соединенная линией слива масла в бак. Внутри этого отростка размещается сферический подпятник из двух половин и шаровая пята тяги. Подпятник закреплен в поршне резьбовой втулкой. Второй конец тяги имеет аналогичное шаровое сочленение с рычажной передачей парораспределения. Такое соединение сервомотора с рычажной передачей допускает достаточно большие расценторовки оси сервомотора и рычагом парораспределения, возникающие из-за неточной сборки и различных тепловых расширений частей турбины, а также при отклонениях точки закрепления тяги с рычагом при повороте последнего вокруг своей оси.

На нижнем цилиндрическом отростке поршня установлены плавающие уплотнительные кольца, которые нижнюю рабочую полость сервомотора, от полости сообщающейся с линией всасывания насоса-регулятора.

Внутри этого отростка поршня сервомотора располагается трубка гидравлической обратной связи, к которой снизу подведено масло из проточной импульсной линии. Вдоль образующейся трубки выполнена узкая щель, через которую масло из проточной импульсной линии сливается в линию всасывания насоса-регулятора.

Площадь слива масла через щель обратной связи ограничена сверху плавающим кольцом, закрепленном на нижнем отростке поршня гайкой. Таким образом, площадь слива масла из проточной импульсной линии через обратную связь зависит от положения поршня сервомотора.

Испытания показали, что ширину щели трубки обратной связи не следует принимать менее 1,35 мм, т.к. при меньших размерах возникает опасность заноса ее шламом, выпадающим из масла и другими загрязнениями. Даже при указанной минимально допустимой ширине щели расход масла из проточной импульсной линии через обратную связь может быть сравнительно большим (в зависимости от хода поршня сервомотора). Это требовало бы применения насоса регулятора с большей подачей, что особенно ощущалось бы в системах регулирования с двумя-тремя сервомоторами.

С целью сокращения расхода масла через обратную связь сервомотора была разработана конструкция трубки обратной связи. Трубка состоит из двух втулок, запрессованных одна в другую. На наружной втулке выполнено окно, имеющее в развертке вид прямоугольного треугольника. Это окно в зоне перемещения плавающего кольца, установленного в поршне сервомотора, перекрыто внутренней втулкой. Следовательно масло из трубки может сливаться только через щель между внутренней втулкой и плавающим кольцом, ограниченную с боков треугольным окном на внешней втулке.

При этом каждому положению поршня сервомотора соответствует определенная ширина щели. В результате изменения сливной площади щели трубке обратной связи будут непосредственно зависеть от хода поршня сервомотора, а расход масла через трубки обратной связи будет определяться углом на развертке окна.

В настоящее время на всех сервомоторах устанавливают указатель хода поршня, состоящий из шкалы, установленной на крышке и специальной гайки с указательной кромкой, закрепленной на поршне.

7. Определение экономической эффективности реконструкции котельной петровского спиртового комбината

Себестоимость является важнейшим экономическим показателем работы энергопредприятий и представляет собой совокупность затрат в денежной форме на производство энергии.

Задачей планирования себестоимости является определение суммы затрат и затрат на единицу отпускаемой энергии.

В настоящее время тариф на тепловую и электрическую энергии на Петровском спиртовом комбинате составляет соответственно 368 руб/Гкал и 0,548 руб/кВтч.

7.1 Расчет себестоимости тепловой и электрической энергии после реконструкции

Затраты на производство энергии включают:

- стоимость топлива Uт;

- стоимость воды Uв;

- фонд оплаты труда Uзп;

- амортизационные отчисления Uа;

- ремонтный фонд Uр;

- цеховые расходы Uцех;

- общестанционные расходы Uос;

Определяем все необходимые затраты на производство энергии.

Определяем затраты на топливо, тыс. руб/год

(7.1)

гдеВтэц - общий расход топлива на ТЭЦ, т/год

- коэффициент, учитывающий потери топлива при хранении и транспортировке на ТЭЦ

= 1…2 %, принимаем = 2 % [9]

Цт - цена топлива, руб/т

По данным планово-технического отдела предприятия

Втэц = 22821000 т/год, Цт = 1856 руб/т

тыс. руб/год

Вода на технологические цели, тыс. руб/год

(7.2)

гдеDкот - суммарная производительность котельной ТЭЦ, т/ч

а1, а2, а3 - стоимостные коэффициенты

а1 = 200…250 р/1000 т.н.т;

а2 = 600…700 р/т;

а1 = 20…30 тыс. р/кВт

Принимаем согласно [9]

а1 = 250 р/1000 т.н.т

а2 = 600 р/т;

а1 = 20 000 р/кВт

тыс. руб/год

Фонд оплаты труда производственного персонала, тыс. руб/год

Uзп = Руст кэ ЗПср в соц 10-3(7.3)

гдекэ - штатный коэффициент эксплуатационного персонала, чел/МВт. Определяем согласно [9].