КАТЕГОРИИ:

Астрономия Биология География Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Риторика Социология Спорт Строительство Технология Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

Алгоритм

Стр 1 из 5Следующая ⇒

выполнения расчетно-графического домашнего задания по дисциплине «Судовые энергетические установки» на тему: «Расчет идеализированной тепловой схемы ПТУ, работающей по регенеративному циклу с тремя регенеративными подогревателями»

1. Разработать идеализированную тепловую схему ПТУ, соответствующую заданному домашнему заданию. Пример такой схемы имеется в учебнике [2] на стр.316. Для разработки тепловой схемы, соответствующей заданию, необходимо изучить эту схему и переставить (либо сохранить) расположение подогревателей в последовательности, соответствующей заданию.

2. Построить действительный цикл расширения пара в турбине (без учёта промежуточного перегрева пара).

Для этого:

— на пересечении р₁ и t₁ в h-S диаграмме, определяем положение точки 1 и значение ;

— проводим изоэнтропу из точки 1 до пересечения с изобарой р_к (точка 2);

— рассчитываем энергетические потери в выпускном патрубке турбины [3] стр.122:

где C_x=100…120 м/с – скорость пара в выпускном патрубке главной турбины,

Ψ_x=0,85…0,90 – скоростной коэффициент.

— отложив на диаграмме h-S от точки 2 вверх значение g_x, определяем действительное давление пара в конце процесса расширения пара в турбине р_x, положение точки и значение ;

— определяем располагаемый теплоперепад в турбине:

—используя рис.55 [3] стр.123, определяем относительный эффективный кпд ;

— , отсюда – мощность идеальной турбины;

— используя рис.56 [3] стр.124, определяем внешний кпд турбоагрегата, учитывающий механические потери в турбине и в передаче, затрату мощности на вращение ступеней заднего хода и потери, вызываемые протечками пара через концевые уплотнения турбины.

— рассчитываем относительный внутренний кпд главной турбины

— рассчитываем внутренний теплоперепад в турбине

— от точки 1 откладываем значение H_i, на пересечении линии H_i=idem с р_x находим точку конца действительного процесса расширения пара в турбине, а прямая 1-2’’– линия действительного процесса расширения пара в турбине.

3. Оптимальное значение температуры подогрева питательной воды определяется из соотношения

где – оптимальная степень регенерации, зависящая от числа ступеней подогрева (см. табл. стр. 50)

– температура насыщения пара в паровом котле, определяется по таблицам [4] в зависимости от /(0,92…0,95)

– температура конденсата придавлении р_к, ^оС

4.Экономически наивыгоднейшая температура подогрева питательной воды

(см. параграф 12, [3], стр. 67…68)

5. Энтальпия питательной воды (по таблицам [4])

Далее расчеты желательновести в табличной форме

NN ПП	Наименование определяемой величины	Символ	Размер-ность	Способ определения или вычисления	Ступени подогрева	При-мечание

	Число отборов	Z	-----	По заданию
	Коэф. качества отборов		-----	См. примеч. 1			ст.332[2]
	Внутренние теплоперепады , используемые в турбине до соответствующего отбора		кДж/кг
	Параметры пара в точках отбора пара для подогрева питательной воды -давление -температура -энтальпия		МПа ^оС кДж/кг	См. примеч. 2
	Тип ступени подогрева с регенерацией подогревателя	-----	-----	В соответствии с заданием
	Давление греющего пара на входе в соответствующий подогреватель (с учетом гидравлических потерь в паропроводе)		МПа	см. прим. 3 р_п_,j=р'_п-Dр_j
	Температура греющего пара в соответствующем подогревателе (с учетом тепловых потерь)		^оС	t_п,_j=t’_п,_j*dt_п,_j, см. примечание 4
	Энтальпия греющего пара, поступающего в соответствующий подогреватель		кДж/кг	по табл.[4] с учетом Рп,j и tп,i			см. прим. 5
	Энтальпия конденсата греющего пара		кДж/кг
	Энтальпия питательной воды на выходе из подогревателе		кДж/кг

Далее составляем уравнения материальных[ балансов:

· главного конденсатора

= – – –

где – расход пара на турбину ПТУ, работающей по регенеративному циклу, в идеализированной схеме, ;

N_i= * h_П,1 + (D_Т – D₁)* h_П,2 + (D_Т– D₁ – D₂)* h_П,3+ (D_Т – D₁ – D₂ – D₃)*(Н_i - h_П,3) (1)

D₁, D₂, D₃ – количество пара, отбираемого в 1-ом, 2-ом и 3-ем подогревателях соответственно,

Формулу (1) преобразуем к виду:

N_i= D_Т* [h_П,1+ (1 – υ₁)* h_П,2+ (1 – υ₁ – υ₂)* h_П,3 + (1 – υ₁ – υ₂– υ₃)* (Н_i - h_П,3)]

где υ₁= D₁/ D_Т; υ₂= D₂/ D_Т; υ₃= D₃/ D_Т – коэффициенты количеств отборов на первый, второй и третий подогреватели.

Уравнения тепловых балансов:

— первого подогревателя:

а) смесительного или условно-смесительного типов

υ₃*(h^П_П,3 - h^К_П,3) = (1 – υ₁ – υ₂– υ₃)*(h^В_ПВ,3 - h_ПВ)

б) поверхностного типа со сборником конденсатов

υ₃*(h^П_П,3 - h^К_П,3) = (1 – υ₁ – υ₂)*( h^В_ПВ,3 - h_ПВ) + υ₃*(h^В_ПВ,3 - h^К_П,3)

— второго подогревателя:

а) смесительного или условно-смесительного типов, если ему предшествовал смесительный или поверхностный подогреватель

υ_2*(h^П_П,2 - h^К_П,2) = (1 – υ₁ – υ₂) *(h^В_ПВ,2 – h^В_ПВ,3)

б) смесительного или условно-смесительного типов, если ему предшествовал условно-смесительный подогреватель

υ_2*(h^П_П,2 - h^К_П,2) = (1 – υ₁ – υ₂) *(h^В_ПВ,2 – h^В_ПВ,3) + υ₃*(h^В_ПВ,2 - h^К_П,3)

в) поверхностный подогреватель со сбросом конденсата греющего пара в первый подогреватель

υ_2*(h^П_П,2 - h^К_П,2) = (1 – υ₁)* (h^В_ПВ,2 – h^В_ПВ,3)

Примечание: В этом случае в правых частях уравнений тепловых балансов первого подогревателя слагаемое υ₂ будет отсутствовать.

— третьего подогревателя

а) смесительного типа, если ему предшествовал подогреватель смесительного или поверхностного типа

h`_пв= (1 – υ₁)( h`пв – h^в_пв2)

б) поверхностного типа

h`_пв⁼(1 – υ₁)( h`_пв^-h^в_пв2)+ υ₁(h`_пв– h^k_п1)

в) условно-смесительного типа

h`_пв+ h^k_п1= (1 – υ₁) (h`_пв^-h^в_пв2)

Решив систему уравнений ,записанную для конкретного варианта домашнего задания, определяем значения коэффициентов количеств отборов υ₁υ₂υ_{3 ,}абсолютные количества пара , отбираемого в 1-ом, 2-ом и 3-ем отборах , а также расход пара на турбину D^R_{T ,}кг/с

Далее рассчитываем :

— расход пара на двигатель работающий по циклу Ренкина

D^o_гд= N_i/ h_i

— энергетический коэффициент, указывающий эффективность регенеративного подогрева питательной воды

A_r=Σ υ_n∙h_п / (1 – Σ υ_n)∙H_i

Σ υ_{n *}h —энергия, вырабатываемая паром, отбираемым в цикле;

(1 – Σ υ_n)∙H_i– энергия, вырабатываемая сквозным паром.

— удельный расход пара на ГТЗА при конденсационном режиме работы без отборов пара

d_ek= 3600/H_a*η_oe; кг/кВт.ч

— удельный расход тепла на ГТЗА при конденсационном режиме работы без отборов пара

q_{ek =}d_ek (h₁^–h^`_пв₂)

h^`_пв = h₃ + V₃(P₁- P_K)* 10^{3 ---}энтальпия питательной воды с учётом её подогрева в питательном насосе.

— удельный расход пара на ГТЗА при её работе по регенеративному циклу

d_ek= D^R_T/ N_e ,кг/кВт.ч

— удельный расход тепла на ГТЗА при её работе по регенеративному циклу

– энтальпия питательной воды на выходе из третьего подогревателя питательной воды;

– относительная экономия тепла от регенеративного подогрева питательной воды

- удельный расход топлива на ГТЗА, работающей по регенеративному циклу

где

– термический кпд цикла паротурбинной установки может быть определен по рис.13 [3] стр.37, либо любым другим адекватным способом

- низшая рабочая теплота сгорания топлива можно принимать в интервале значений (38…40)*10^3 кДж/кг

— часовой расход топлива на ГТЗА, работающий по регенеративному циклу

— удельный расход топлива на ГТЗА, работающей без регенеративного подогрева питательной воды

— часовой расход топлива на ГТЗА, работающей без регенеративного подогрева питательной воды

Дата добавления: 2015-04-11; просмотров: 126; Мы поможем в написании вашей работы!; Нарушение авторских прав

12 3 4 5 Следующая ⇒

lektsii.com - Лекции.Ком - 2014-2025 год. (0.008 сек.) Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав
Главная страница Случайная страница Контакты