Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Введение

2. Тепловая схема энергоблока

3. Построение процесса расширения пара в H-S диаграмме

4. Таблица параметров пара на турбину

5. Расчет сетевой установки

6. Определение расхода пара на турбину

7. Составление теплового баланса

8. Определение технико-экономических показателей работы энергоблока

9. Выбор вспомогательного оборудования энергоблока

10. Выводы

11. Литература

1. Введение

Для производства электрической энергии используются природные энергетические ресурсы. В зависимости от вида энергетических ресурсов различают основные типы электростанций: тепловые (ТЭС), гидроэлектростанции (ГЭС), атомные (АЭС) и так называемые «нетрадиционные», использующие энергию ветра, солнца, приливов, и т.п. Наибольшая доля в выработке электрической и тепловой энергии принадлежит тепловым электростанциям.

Широкое развитие в энергетике получила теплофикация - централизованное теплоснабжение на базе комбинированной выработки электрической и тепловой энергии. Основоположниками данного направления являются В.В.Дмитриев и Г.Л. Гинтер.

Все промышленные предприятия нуждаются одновременно в теплоте и электроэнергии. Некоторым предприятиям теплота требуется только для отопления и горячего водоснабжения, вентиляции и кондиционирования воздуха. В этом случае наиболее экономичным теплоносителем является горячая вода. Другим предприятиям (металлургическим, химическим, целлюлозно-бумажным и др.) требуется, помимо горячей воды, пар различных параметров на производственные нужды.

В отличие от электроэнергии теплота не может экономично передаваться на значительные расстояния (особенно при теплоносителе - паре), поэтому каждому крупному предприятию или группе близкорасположенных предприятий требуется свой источник теплоты нужных параметров. Такими источниками являются теплоэлектроцентрали (ТЭЦ), на которых производится комбинированная (совместная) выработка теплоты и электрической энергии, а так же водогрейные или паровые котельные и различные утилизационные установки. При достаточно больших масштабах потребления теплоты ТЭЦ дают большую экономию топлива по сравнению с так называемым раздельным вариантом теплоэлектроснабжения, при котором предприятие получает электроэнергию от энергосистемы, а теплоту от районной котельной.

Для расчета тепловых схем широко используются три метода:

Аналитический метод. При этом расчёт ведётся в долях расхода отбираемого пара при заданной электрической мощности.

Метод последовательных приближений. Он основан на предварительной оценке расхода пара на турбину с последующим его уточнением.

Расчет по заданному расходу пара в конденсатор.

2. Тепловая схема энергоблока

Для данной теплофикационной турбины ПТ-135/165-130/15 применим типовое заводское решение. Турбина имеет семь регенеративных отборов (включая регулируемые).

Схема отпуска теплоты с ТЭЦ:

1. технологический пар из промышленного отбора, с расходом Dпр=320т/ч.

Конденсат пара возвращается на ТЭЦ полностью, его температура составляет tв.к.=100 ⁰С;

2. горячая вода на отопление и коммунально-бытовые нужды. Теплофикационная установка ТЭЦ включает в себя два сетевых подогревателя и пиковый водогрейный котёл.

Тип парогенераторов - барабанный. Данный максимальный расход пара на турбину (750 т/ч) с необходимым запасом в 3 могут обеспечить, при необходимом давлении (13.2 МПа), два котлоагрегата Е - 420 - 140 (БКЗ420 - 140ПТ - 1) с характеристиками:

Номинальная паропроизводительность, т/ч 420;

Давление острого пара на выходе, МПа 13.2;

Температура, ⁰С: 561

Перегретого пара 560;

Питательной воды 230;

Уходящих газов 150;

Воздуха на выходе в воздухоподогреватель 60;

Горячего воздуха 366;

Тип топочного устройства - камерная топка с перережимом;

Потери от химической (механической) неполноты сгорания, % 0/1;

Расчетный КПД брутто,%92.7;

Схема использования теплоты продувочной воды парогенераторов: двухступенчатый сепаратор и подогрев химически очищенной воды.

Схема приготовления добавочной воды - химводоочистка. Восполнение потерь конденсата осуществляется в конденсаторе турбины.

3. Построение процесса расширения пара в H-S диаграмме

Для теплофикационных турбин частью высокого давления (ЧВД) считают участок проточной части от регулируемых клапанов острого пара до камеры производственного отбора, частью среднего давления (ЧСД) - участок регулирующих органов ЧСД до камеры нижнего отопительного отбора, частью низкого давления (ЧНД) - участок от регулирующих органов ЧНД конденсатора.

При построении i-s диаграммы процесса расширения пара в турбине задаются следующими значениями отдельных величин.

Потери давления от дросселирования острого пара в стопорных и регулирующих клапанах при их полном открытии

?p0=p0-p0'=(0.03...0.05)p0,

где p0 и p0' - соответственно давление острого пара и пара на входе в сопла первой ступени ЧВД.

Принимаем

?p0=0.04p0

Потери давления в перепускных трубах из одного цилиндра турбины в другой

?pпер=0.015pпер

Потери давления в регулирующих органах регулируемых отборах теплофикационных турбин зависят от степени их открытия и величины пропуска пара к последующим ступеням. При полном открытии регулирующего органа потери давления в нём обычно равны 4-6% от величины давления пара в камере регулируемого отбора pотб. При частичном открытии потеря давления может возрасти до 40-50% и более в зависимости от режима работы теплофикационной турбины.

Для данного режима работы турбины далее строится i-s диаграмма процесса расширения пара в турбине, приведенная на рис.3.1.

Начальные параметры пара p0=13 МПа, t0=550⁰C, i0=3471,4 кДж/кг S0=6,6087 кДж/кг*⁰K, V0=0,027 м³/кг.

Учитывая потери давления от дросселирования острого пара в стопорных и регулирующих клапанах, давление пара на входе в турбину p0'=p0-Дp0 и i0'=i0, что составляет p0'=12.48 МПа, остальные параметры: I0'=3471,4 кДж/кг, S0'=6,63 кДж/кг*⁰K, V0'=0.028 м³/кг.

Пар адиабатно расширяется в ЧВД турбины до параметров p3=1.47 МПа, при этом теплоперепад составляет Дi3'=597,6 кДж/кг. Учитывая потери в турбине (значение внутреннего относительного КПД з0i ЧВД принимается согласно рис.2.1. [4],)

G₀*V0=750т/ч*0.027=20,25 м³/ч,

p0'/p3=12.48/1.47=8.49,

где G0=750 т/ч - расход свежего пара,

КПД составляет з03=0.88.

Таким образом сработанный теплоперепад пара составляет (учитывая, что давление на выходе из ЧВД остаётся постоянным)

Дi03= Дi03'*з03,

Дi03=597.6*0.88=525.89 кДж/кг

Параметры пара:

I3=2945.51 кДж/кг;

S3=6.76 кДж/кг*⁰К;

Т3=270 ⁰С;

V3=0.163 м³/кг;

При переходе из ЧВД в ЧСД имеются потери давления в перепускных трубах p3''=p3-Дpпер., где 3'' - точка, соответствующая параметрам пара на входе в ЧСД. Таким образом:

1. p3''=0.985p3=0.985*1.47=1.448 МПа;

2. I3''= I3=2945.51 кДж/кг;

3. S3''=6.77 кДж/кг*⁰К;

4. V3=0.165 м³/кг;

Далее пар адиабатно расширяется в ЧСД турбины до давления p6=0.08 МПа, адиабатный теплоперепад составляет

Дi3''6'=533,2 кДж/кг;

Учитывая потери в турбине (значения КПД ЧСД и ЧНД принимаем согласно рис.2.4.[4]).

Определяем

G3''=G0-Gпвд1-Gпвд2-Gпвд3-Gдеаэратора-Dпр;

Где G0=750 т/ч - расход свежего пара;

Gпвд1=33.9 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД1 (приложение 2 [4]);

Gпвд2=29.8 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД2 (приложение 2 [4]);

Gпвд3=14.6 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД3 (приложение 2 [4]);

Gдеаэратора=33 т/ч регенеративный отбор пара в деаэратор (приложение 2 [4]);

Dпр=160 т/ч - промышленный отбор пара (исх. данные);

G3'' =750-33.9-29.8-14.6-33-160=478.7 т/ч;

G3''*V3''=478.7*0.165=79.98*10³ м³/ч;

P3''/p6==18.1, тогда КПД составляет з3''6=0.905.

Таким образом сработанный теплоперепад пара составляет

Дi3''6=Дi3''6*з3''6,

Дi3''6=533,2 *0.913=482.55 кДж/кг.

Параметры пара:

1. I6=2462.96 кДж/кг;

2. S6=6.88 кДж/кг*⁰К;

3. V6=2.09 м³/кг;

4. T6=95⁰C

При переходе из ЧСД в ЧНД имеются потери давления в перепускных трубах

p6''=p6-Дpпер,

где 6'' - точка, соответствующая параметрам пара на входе в ЧНД.

Таким образом, p6''=0.079 МПа, i6''=i6, V6''=2.12 м³/кг, S6''=6.89 кДж/кг*⁰К;

Далее пар адиабатно расширяется в ЧНД турбины до параметров pk=0.003 МПа, адиабатный теплоперепад составляет Дi6''k=458,9 кДж/кг. Учитывая потери в турбине

G6''*V6''=413*2.12=875.56*10³ м³/ч, где

G6''= G0-Gпвд1-Gпвд2-Gпвд3-Gдеаэратора-Dпр -Gпнд4-Gпнд5-Gпнд6, где

G_пвд4=30 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД4 (приложение 2 [4]);

Gпвд5=28 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД5 (приложение 2 [4]);

Gпвд6=7.7 т/ч регенеративный отбор пара в ПВД6 (приложение 2 [4]);

Определяем отношение давлений: p6''/ pk==26.33, тогда з6''k=0.871 (согласно рис.2.4[4]). Таким образом, сработанный теплоперепад пара составляет:

Дi6''k=0.871*458.9=399.7 кДж/кг.

Параметры пара:

1. Ik=2063.26 кДж/кг;

2. Sk=6.96 кДж/кг*⁰К;

3. Vk=36.6 м³/кг;

4. Tk=25⁰C

Потери давления пара в паропроводе от места отбора в турбине до подогревателя принимаются в размере 6-9% от давления пара в отборе.

Давление в камерах нерегулируемых отборов турбины ПТ-135/165-130-15 принимается согласно заводским данным. Температура питательной воды после ПВД без охладителя перегрева пара принимается меньше температуры насыщения в подогревателе на 3-5⁰С. Для подогревателей низкого и среднего давления недогрев воды принимают равным 2-4⁰С.

Температуры дренажей ПВД принимается выше температур воды на входе на 5-10⁰С, температуры дренажей ПНД равны температурам насыщения греющего пара.

Все расчетные параметры пара и воды сведены в таблицу1.



Рис.3.1.

4. 4. Таблица параметров пара на турбину

Наименование величины	Элементы схемы
	ПВД1	ПВД2	ПВД3	Деаэратор	ПНД4	ПНД5	ПНД6	ПНД7	Конденсатор	СП2	СП1
Точка процесса в I-S диаграмме	1	2	3	3	4	5	6	7	К	6	7
Давление отборного пара, МПа	3,34	2,24	1,47	1,47	0,5	0,25	0,08	0,02	0,003	0,08	0,02
Температура отборного пара, 0С	370	321	270	270	163	128	95	60	25	95	60
Энтальпия пара, кДж/кг	3159,26	3067,08	2945,51	2945,51	2777,97	2660,65	2462,96	2325,45	2063,3	2462,96	2325,45
Давление пара в подогревателе, МПа	3,078	2,065	1,35	1,35	0,461	0,23	0,074	0,0184	0,0027	0,074	0,0184
Температура насыщения, соответствующая данному давлению, 0С	233,9	213,7	193,35	193,35	148,8	124,71	91,1	57,83	22,34	91,1	57,83
Энтальпия кипящей жидкости, соответствующая значениям температуры насыщения, кДж/кг	1009,1	916	820,9	820,9	627,8	525	381,15	242,72	93,7	381,15	242,72
Температура питательной воды или конденсата на выходе из подогревателей, кДж/кг	232	209,67	187,37	165	145,8	121,71	88,1	54,83		62,3	53
Температура дренажа подогревателей, 0С	222	200	177,37		148,8	124,71	91,1	58,98		66,3	57
Энтальпия дренажа подогревателей, 0С	953	852,4	749,9		627,8	525	381,15	246,91		276,21	238,54

4. 5. Расчет сетевой установки

Сетевая подогревательная установка служит для нагрева сетевой воды, теплота которой в дальнейшем используется на нужды отопления, вентиляции и горячего водоснабжения. Подогревательная установка выполнена двухступенчатой, что определено наличием двух, последовательно включенных по сетевой воде основных сетевых подогревателей (рис. 5.1).

Рис. 5.1 Принципиальная схема сетевой подогревательной установки

Расход сетевой воды:

Gс.в=;

где Qот.мах=100 МВт - количество, отпускаемой с ТЭЦ теплоты;

iс.в=iп-i0 - разность энтальпий горячей воды, вернувшейся из теплосети и отдаваемой в сеть.

Температурный график в расчетном режиме t0=48 ⁰C tп=150 ⁰C, соответствующие им энтальпии i0=200.89 кДж/кг, iп=632,2 кДж/кг.

Gс.в=;

Тепловая нагрузка отопительных отборов:

Q_от=Qот.мах*;

где iсп=iсп2-i0 - повышение энтальпии сетевой воды теплофикационной установки турбины;

iсп2=259.5 кДж/кг - энтальпия сетевой воды на выходе из сетевого подогревателя верхней ступени; Ср=4,19 кДж/кг*⁰С - теплоемкость воды.

Qот=100* МВт;

Тепловая нагрузка пикового водогрейного котла:

Q_п.в.к= Qот.мах- Qот=100-13.71=86.29 МВт;

Температура сетевой воды после выхода из сетевого подогревателя верхней ступени:

t_с2=t0+

Исходя из того, что максимум теплофикационной выработки энергоблоком достигается при равном подогреве сетевой воды по ступеням, температура сетевой воды после сетевого подогревателя нижней ступени:



Температура насыщения пара в верхнем и нижнем сетевых подогревателях:

tн.в=tc2+tсп=62.11+4=66,11 ⁰С

tн.н=tc1+tсп=55.05+4=59.05 ⁰C

где tсп=4 ⁰С - температурный недогрев сетевых подогревателей.

Давление пара в камера нижнего и верхнего сетевого отборов турбины, с учетом гидравлических потерь в паропроводах может быть оценено величиной:

pт.в=1,08*pн.в=1,08*0,026=0,028 МПа;

pт.н=1,08* pн.н=1,08*0,019=0,02052 МПа

где p_н.в=0,026 МПа; pн.н=0,019 МПа - давления, соответствующие температурам насыщения.

Расход пара на сетевой подогреватель нижней ступени

;

где iсп1=iсп1-i0 - повышение энтальпии сетевой воды в сетевом подогревателе нижней ступени; iсп1=229,8 кДж/кг - энтальпия сетевой воды на выходе из сетевого подогревателя нижней ступени; i7=2325.45 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД7; то=0.98 - КПД теплообменников.

Расход пара на сетевой подогреватель верхней ступени:

;

где i6=2508.486 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД6

Тепловая нагрузка подогревателей:

Q_сп1=Gс.в.*(iсп1-i0)=231.85*(229.8-200.89)=0.67*10⁴ кВт

Qсп2=Gс.в.*(iсп2-iсп1)= 231.85*(259,5-229,8)=0.69*10⁴ кВт

Расчет сепараторов непрерывной продувки.

Производительность парогенератора

D_бр.пг=D_m+D_к.о.с.н,

где D_к.о.с.н= _к.о.с.н*D_m - расход пара на собственные нужды котельного отделения, _к.о.с.н=1,2% коэффициент пара на собственные нужды, D_m - расход пара на турбину (пункт 6).

Таким образом

D_бр.пг=156,84+0,012*156,84=158,72 кг/с.

Расход питательной воды составляет:

G_п.в= D_бр.пг*(1+_пр),

где _пр=0,015 - коэффициент продувки парогенератора

G_п.в=158,72*(1+0,015)=161,1 кг/с.

В целом потери на электростанции можно разделить на внутренние и внешние. Внутренние утечки пара условно относят к участку паропровода между котлом и турбиной. На энергоблоках до критического давления с барабанными котлами к внутренним потерям от утечек относят потери с непрерывной продувкой из барабанов котлов. Их величина принимается равной 0,5-3% при восполнении потерь химически очищенной водой. В некоторых случаях для теплофикационных энергоблоков с турбинами ПТ допускается увеличение доли непрерывной продувки до 5%.

Расход продувочной воды:

G_пр=_пр* D_бр.пг=0,015*158,72=2,381 кг/с.

Выпар из первой ступени сепаратора:

;

где i_пр=1560 кДж/кг - энтальпия воды в барабане парогенератора при давлении p_б=13.72 МПа;

i_сеп1=666 кДж/кг - энтальпия продувочной воды, сливаемой из первой ступени сепаратора r1=2090 кДж/кг - теплота парообразования при давлении в деаэраторе p_д=0,588 МПа.

Выпар из второй ступени сепаратора:

,

где i_сеп2=437 кДж/кг- энтальпия продувочной воды, сливаемой из второй ступени сепаратора.

G'_пр=G_пр-D_сеп1 - расход продувочной воды на вторую ступень сепаратора; r2=2250 кДж/кг. G'_пр=2,381-1,02=1,361 кг/с

.

Количество воды сливаемой в техническую канализацию (t_сл=60 ⁰С)

G''_пр= G_пр-(D_сеп1+D_сеп2)=2.381-(1.02+0.139)=1.222 кг/с.

Расход химически очищенной воды, подаваемой в конденсатор (t_х.о.в=30⁰С)

G_х.о.в=Gдоб

Gдоб= G''_пр+ G_ут+D_к.о.с.н,

где G_ут=_ут*D_m - величина внутристационарных потерь конденсата. Внутристационарные потери пара и конденсата не должны превышать при номинальной нагрузке 1,6% на ТЭЦ с производственно-отопительной нагрузкой _ут=0.013.

G_х.о.в=1,222+0,013*156,84+0,012*156,84=5,143 кг/с.

Энтальпия химически очищенной воды после охладителя непрерывной продувки.

,

где i_х.о.в=125,66 кДж/кг - энтальпия химически очищенной воды; i_сл=251,09 кДж/кг - энтальпия воды, сливаемой в техническую канализацию.

Расчет регенеративной схемы.

Расход пара на ПВД1:

;

где i₁=3159.26 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПВД1; i_п2=897,8 кДж/кг - энтальпия питательной воды на выходе из ПВД2 (на входе в ПВД1); i_др1=953,0 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД1; i_пв=999,7 кДж/кг энтальпия питательной воды, при температуре питательной воды t_пв=232 ⁰C.

Расход пара на ПВД2:

;

где i_др2=852,4 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД2; i₂=3067.08 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПВД2; i_п3=794,2 кДж/кг энтальпия питательной воды на выходе из ПВД3.

Повышение энтальпии питательной воды питательным насосом:

;

где p_пв=p_н-p_{Деаэратора}.

Принимаем давление питательной воды после питательного насоса p_н=1,15 p_пг, p_н=15,789 МПа

По таблице свойств воды и водяного пара [3], учитывая, что температура в деаэраторе t_д=165 ⁰С

p_н.ср=(p_н+p_{Деаэратора})/2,

где p_{Деаэратора}=0,69 МПа - давление в деаэраторе

p_н.ср=(15,789+0,69)/2=8,239 МПа,

находим p_пв=15,789-0,69=15,099 МПа;

Таким образом, энтальпия пара на входе в ПВД3

i'_д= i_{п.Деаэратора}+i_пв=697.3+20.83=718.13 кДж/кг

где i_др3=749,4 кДж/кг - энтальпия дренажа в ПВД3. В ПВД3 пар поступает из уплотнений в количестве D_упл=1,33 кг/с с энтальпией i_упл=3280 кДж/кг.

6. Определение расхода пара на турбину

энергоблок пар турбина деаэратор

Определение предварительного расхода пара на турбину.

Коэффициент недоиспользования мощности промышленного отбора:

;

где H_i=i_0'-i_k, h_пр=i_0'-i₃ - использованные теплоперепады потока пара.

H_i=3471.4-2063.26 =1408.14 кДж/кг.

h_пр=3471.4-2945.51 =525.89 кДж/кг.

Коэффициенты недоиспользования мощности отопительных отборов:

;

где h_от1=i_0'-i₇ (i₇₌2325.45 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД7 и СП1), h_от2=i_0'-i₆ (i₆₌2508,486 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД6 и СП2), тогда:

h_от1=3471.4-2325,45=1145,95 кДж/кг

h_от2=3471.4-2508,486=962,914 кДж/кг

Оцениваем расход пара на турбину:

, где

k_рег=1.19 - коэффициент регенерации, учитывающий увеличение расхода пара на турбину из-за влияния регенеративных отборов;

N_э=140 МВт - электрическая мощность турбины; _эм=0.98 - электромеханический КПД генератора.

7. Составление теплового баланса

Материальный баланс деаэратора:

D₁+D₂+D₃+D_упл+D_сеп1+D_д+D_к.д=G_п.в+G_ут

Тепловой баланс деаэратора:

[D_д*i_{деаэратора}+(D₁+D₂+D₃+D_упл)*i_др3+D_сеп1*i''_сеп1]*_то+D_кд*i_п4=(G_п.в+G_ут)*

*i_{п.Деаэратора};

где i''_сеп1=2775 кДж/кг - энтальпия сухого насыщенного пара в сепараторе первой ступени, энтальпия отборного пара в деаэратор i_{деаэратора}=i₃

7,6+7,34+0,21+1,33+1,02+D_д+D_кд=161,1+2,04

D_д+D_кд=145,64

(D_д*2945,51+(7,6+7,34+0,21+1,33)*749,4+1,02*2775)*0,98+ D_кд*614,9 = 113757,522

D_д*2886,6+D_кд*614,9=98880,52

Решая систему, состоящей из уравнений теплового и материального баланса:

D_д+D_кд=145,64

D_д*2886,6+D_кд*614,9=98880,52

Получим:

D_кд=141,54 кг/с - расход питательной воды и конденсата;

D_д=4,1 кг/с - расход отборного пара на деаэратор;

Расход пара на ПНД4:

;

где i₄=2777.97 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД4; i_др4=627,8 кДж/кг - энтальпия дренажа ПНД4, оцениваем энтальпию конденсата на входе в ПНД4 значением i_c4=510 кДж/кг

Расход пара на ПНД5:

;

где i₅=2660.65 кДж/кг - энтальпия отборного пара ПНД5; i_др5=525,0 кДж/кг - энтальпия дренажа ПНД5; i_п5=512,2 кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе ПНД5; оцениваем энтальпию конденсата на входе ПНД5 значением i_c5=390 кДж/кг.

1,05838*D₅=7,853

D₅=7.42 кг/с.

Расход конденсата через ПНД5:

D'_кд=D_кд-D₄-D₅=141.54-7.05-7.42=127.07 кг/с;

Проверка принятого значения i_c4:

что почти совпадает с ранее принятым значением.

Оценка расхода пара в конденсатор:

D_k=D_m-(D₁+D₂+D₃+D_упл+D_д+D_пр+D₄+D₅+D_сп1+D₆+D_сп2+D₇+D_ку+D_сп+D_эж+D_с.эж)

Где D_ку=0,01106 кг/с - количество пара, поступающего из концевых уплотнений турбины в конденсатор; D_сп=1,795 кг/с - количество пара, поступающего в сальниковый подогреватель из уплотнений турбины; - количество пара, поступающего на основной D_эж=1,795 кг/с сальниковый - D_с.эж=0,654 кг/с.

D_к=156,84-(7,6+7,34+0,21+1,33+4,1+44,4444+ 7,05+7,42+3,01+D₆+6,21+ D₇+0,01106+1,795+1,795+0,654)

D_к=63,87-(D₆+D₇) - этот поток пара определяет конденсатную мощность турбины.

Количество конденсата, проходящего через ПНД:

D'_к=D_к+D₇+D_кд+G_доб+D_сп+D_эж+D_с.эж

D'_к=63,87-D₆-D₇+D₇+D_ку+G_доб+D_сп+D_эж+D_с.эж=63,87+0,01106+5,143+ 1,795+1,795+0,654-D₆.

D'_к=73,27-D₆ кг/с.

Расход пара на ПНД7:

Уравнение теплового баланса ПНД6:

[D₆*(i₆-i_п6)+D_сеп2*(i''_сеп2-i_п6)]*_то=(D'_k+D_сп1)*(i_п6-i_c6);

где i_п6=368,53 кДж/кг - энтальпия конденсата на выходе ПНД6; i''_сеп2=2687 кДж/кг - энтальпия сухого насыщенного пара в сепараторе второй ступени; оцениваем энтальпию конденсата на входе ПНД6 i_c6=240 кДж/кг.

[D₆*(2462.96-368.53)+0.139*(2687-368.53)]*0.98=(73,27-D₆+3,01)* (368.53-240);

2181,07*D₆=9488.45;

D₆=4,35 кг/с;

Подставляя D₆ в ранее полученные выражения, получаем:

D'_k=68,92 кг/с;

D₇=3,54 кг/с;

D_к=55,98 кг/с;

Уточнение ранее принятого значения i_c5.

;

где i_вк=419,06 кДж/кг - энтальпия возвращенного технологического пара, полагаем, что конденсат пара возвращается на ТЭЦ полностью; i_др6=381,15 кДж/кг - энтальпия дренажа ПНД6. D''_k=D'_k (ПНД5).

Что практически совпадает с ранее принятым значением.

Уточнение ранее принятого значения i_c6.

;

что практически совпадает с ранее принятым значением.

Проверка баланса пара в турбине.

Dm=D₁+D₂+D₃+D_упл+D_д+D_пр+D₄+D₅+D_сп1+D₆+D_сп2+D₇+D_ку+D_сп+D_эж+D_k

Dm=7,6+7,34+0,21+1,33+4.1+44.444+7.05+7.42+3.01+4.35+6.21+ 3.54+0.01106+1.795+1.795+55,98 =156,18 кг/с.

Почти полное совпадение.

Проверка материального баланса деаэратора:

G_пв+G_ут=D_кд+D_сеп1+D_упл+D_д+D₁+D₂+D₃

161,1+2,04=141,54+1,02+1,33+4,1+7,6+7,34+0,21

163,14=163,14 кг/с - имеется полное совпадение.

Внутренняя мощность турбины:

N_i=D_i*i_i; т.е.

N_i=D1*(i'₀-i₁)+D₂*(i'₀-i₂)+(D₁+D_пр+D_д)*(i'₀-i₃)+D₄*(i'₀-i₄)+D₅*(i'₀-i₅)+ (D₆+Dсп2)*(i'₀-i₆)+(D₇+D_сп1)*(i'₀-i₇)+D_k*(i'₀-i_k)=1.427*10⁵;

Электрическая мощность турбогенератора:

N'_э=N_i*_э=1,427*10⁵*0,98=1,398*10⁵=139,8 МВт;

Небаланс мощности:

N_э=N_э-N'_э*10^-3=140-139,8=0,2.

Уточнение расхода пара на турбину:

Тогда уточненный расход пара

D'_m=D_m+D_m=156.84+0,172=157.012 кг/с.

Уточнение коэффициента регенерации:

Далее, если отклонение мощности от принятой для расчета схемы превышает заданную точность (>2%) производят перерасчет схемы на уточненный расход, при этом все расчетные формулы для определения отдельных потоков пара не изменяют.

8. Определение технико-экономических показателей работы энергоблока

Общий расход теплоты на турбоустановку:

Q_т.у=[G_т.у*(i'₀-i_п.в)+D_сеп1*(i_сп1-i_п.в)+D_сеп2*(i_сп2-i_п.в)-G_доб*(i_п.в-i_х.о.в)]*10^-3

Где G_т.у=G₀+D_упл - расход пара турбогенераторной установки, включая расход на турбину и уплотнения. G_т.у=208.33 кг/с+1,33 кг/с=209,663 кг/с i_сп1=2325,45 кДж/кг и i_сп2=2508,486 кДж/кг - энтальпии отборного пара в нижнюю и верхнюю ступень сетевых подогревателей соответственно i_х.о.в.=125,66 кДж/кг; i_пв=999,7 кДж/кг

Q_т.у=[209,663*(3471,4-999,7)+1,02*(2325,45-999,7)+0,139*(2508,486-999,7)-5,143*(999,7-125,66)]*10^-3=512,29 кДж/кг.

Расход теплоты на производство электрической энергии:

Q_э=Q_т.у-Q_от.мах-Q_пр;

где Q_пр=50 МВт- теплота, отпущенная с паром производственного отбора, учитывая, что конденсат пара полностью возвращается на ТЭЦ.

Q_от.мах=100 МВт;

Q_э=512,29-100-50=362,29 МВт;

КПД брутто теплофикационной установки по производству электроэнергии

КПД нетто турбоустановки по производству электроэнергии, учитывающий расход электроэнергии на собственные нужды:

_н.т.у.э.=_{бр.т.у.э.}*(1-_сп),

где _сп=0,03 - доля от выработанной энергии, потребленной на собственные нужды.

_н.т.у.э.=0,386*(1-0,03)=0,374

КПД брутто энергоблока по производству электроэнергии:

_{бр.бл.э.}=_{бр.т.у.э}*_тп.*_ка.,

где _тп. - КПД теплового потока _тп.=0,985

_ка=0,927 - расчетный КПД брутто котлоагрегата

_{бр.бл.э.}=0,386*0,985*0,927=0,352

КПД нетто энергоблока по производству электроэнергии

_н.бл.э.=_н.т.у.э.*_тп*_ка=0,374*0,985*0,927=0,341

Удельный расход условного топлива на электроэнергию, отпущенную от энергоблока:

КПД брутто энергоблока по производству теплоты:

_{бр.бл.т.}=_п.*_тп*_ка,

где _п.=0,985 - коэффициент, учитывающий потери теплоты турбоустановкой при отпуске тепловой энергии внешним потребителям (в сетевых подогревателях, паропроводах пара производственного отбора и т.п.).

_{бр.бл.т.}=0,927*0,985*0,985=0,899

Удельный расход условного топлива энергоблоком для производства теплоты внешним потребителям:

9. Выбор вспомогательного оборудования энергоблока

1. Питательные насосы.

Для энергетических блоков производительность питательных насосов определяется максимальным расходом питательной воды на питание котлов с запасом не менее 5%. На блоках докритического давления, как правило, устанавливается один питательный насос 100% производительности на каждый блок.

Расчетный напор питательного насоса должен превышать давление пара перед турбиной p₀ на величину гидравлических потерь в тракте и гидравлического напора, обусловленного разностью уровней в барабане котла и оси насоса. Приближенно можно считать:

P_п.н.=1,35*(р₀)=1,35*13=17,55 МПа.

Для предупреждения кавитации и обеспечения надежной работы питательных насосов в некоторых случаях устанавливают предвключенные низкооборотные бустерные насосы, которые менее склонны к кавитации.

По приложению 6 [4], принимаем питательный насос ПЭ-580-185/200 с параметрами:

1. Производительность: 580 м³;

2. Давление нагнетания: 18,15/19,62 МПа;

3. Скорость вращения: 2985 об/мин;

4. Номинальная мощность электродвигателя: 5000 кВт.

2. Конденсатные насосы.

Расчетная производительность конденсатных насосов определяется с запасом 10-20% к максимальному расходу пара в конденсатор, отсюда:

G_к.н.=D_к*1,15, G_к.н.= 55,98*1,15=64,377 кг/с.

На турбоустановках с мощностью более 50 МВт устанавливают три насоса, каждый из которых обеспечивает 50% производительность по условиям летнего периода с учетом ухудшения вакуума и увеличением расхода пара в конденсаторы турбин.

По приложению 7 [4], выбираем конденсатный насос КсВ-320-160, с характеристиками:

1. Подача - 0,0898 м³/с;

2. Напор - 160 м;

3. Допустимый кавитационный запас - 1,6 мм. вод. Ст.;

4. Частота вращения - 25 с^-1;

5. Мощность - 168 кВт;

6. КПД - 76%

7. Температура конденсата - 134 ⁰С.

3. Деаэраторы повышенного давления.

Суммарная производительность деаэраторов питательной воды выбирается по максимальному ее расходу. На каждый блок по возможности устанавливается один деаэратор. Исходя из этого согласно приложению 8 [4], выбираем два деаэратора (D_кд=141,54кг/с) ДСП-800, с параметрами:

1. Производительность - 800 т/ч;

2. Рабочее давление(абсолютное), - 0,69 МПа;

3. Температура - 165⁰С;

4. Наружный диаметр - 2432 мм;

5. Высота - 4000 мм;

6. Масса - 8200 кг;

Охладители выпара:

7.1. Поверхность охлаждения - 18 м²;

7.2. Диаметр корпуса - 900 мм;

7.3. Длина или высота - 3100 мм.

Емкость аккумуляторного бака деаэратора выбирается исходя из запаса питательной воды, который должен обеспечивать работу теплофикационного энергоблока с отопительными и промышленными отборами пара длительностью не менее 7 мин.

Согласно приложению 9 [4], выбираем деаэрационные баки, с параметрами:

Емкость, м³ 120 (для одной колонки ДСП-800);

Рабочее давление, МПа 0.6;

Наружный диаметр, мм. 3440;

Длина, мм. 17625;

Масса, кг 30515.

4. Сетевые подогреватели.

Производительность подогревателей сетевой воды для теплофикационных энергоблоков выбирается по величине тепловой нагрузки, исходя из величины тепловой по уравнению теплопередачи определяется необходимая поверхность теплообмена сетевого подогревателя.

; и ;

где к=3,5 кВт/м² - коэффициент теплопередачи в сетевых подогревателях, для усредненного режима работы:

;

- функция, описывающая среднюю логарифмическую разность температур

t_сп1=t_c1-t₀, t_сп2=t_c2-t₀

; ;

;.

Согласно приложению 10 [4], выбираем 2 подогревателя сетевой воды ПСВ-315-3-23, с параметрами:

Поверхность нагрева - 315 м²;

Расход воды (пара) - 750 (69) т/ч;

Число ходов воды - 2;

Вес подогревателя (без воды) - 11,646 кг;

Рабочее давление пара (воды) - 0,39 (2,35) МПа;

Рабочая температура пара (воды) - 400 (70\120) ⁰С.

10. Выводы

Для расчета тепловой схемы энергоблока использовался метод последовательных приближений, основанный на предварительной оценке расхода пара на турбину, с последующим его уточнением. Весь расчет можно разбить на несколько этапов:

1. Построение процесса расширения пара в проточной части турбины для определения параметров пара в отборах.

2. Определение предварительного расхода пара на турбину.

3. Составление уравнений тепловых и материальных балансов для основных узлов схемы. Проверка материальных балансов пара в турбине, деаэраторе и расхода пара в конденсатор.

4. Определение тепловой и электрической мощности, развиваемой турбогенератором. Определение небаланса мощности, уточненного расхода пара на турбину и коэффициента регенерации. Полученное значение небаланса 1.7% является приемлемым, для режима отличающегося от номинального. Для более точного определения мощности проводят перерасчет схемы по уточненным значениям расхода пара и коэффициента регенерации.

5. Определение показателей тепловой экономичности. Полученные значения являются приемлемыми.

11. Литература

1. Промышленные тепловые электростанции: Учебник для вузов / Баженов М.И., Богородский А.С., Сазанов Б.В., Юренев В.Н.; под ред. Соколова Е.Я. -2-е изд., перераб. - М.: Энергия, 1979. - 296 с., ил.

2. Ривкин С.Л., Александров А.А. Теплофизические свойства воды и водяного пара. - М.: Энергия, 1980. - 424с., ил.

3. Рыжкин В.Я. Тепловые электрические станции: Учебник для вузов. - 2-е изд., перераб. и. доп. - М.: Энергия, 1976. -447 с.

4. Буров А.Л., Кащеев В.П. Методические указания по выполнению расчетных работ по дисциплине «Теплотехнические процессы и установки» и «Тепловые электрические станции» для студентов электроэнергетических специальностей, Мн.: БНТУ, 2003.

5. Стреман Л.С., Тевлин С.А., Шарков А.Т. Тепловые и атомные электростанции: Учебник для вузов. 2-е изд. - М.: Энергоиздат, 1982. - 456 с.

Размещено на Allbest.ru