Тепловая схема энергоблока

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

АННОТАЦИЯ

ВВЕДЕНИЕ

1. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

1.1 Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока

1.2 Расчет подогревателей высокого давления

1.3 Расчет турбины привода питательного насоса

1.4 Расчет деаэратора

1.5 Расчет подогревателей низкого давления

1.6 Материальный баланс пара и конденсата

1.7 Энергетический баланс и расход пара на турбоагрегат

1.8 Энергетические показатели турбоустановки и энергоблока

1.9 Расчет подогревателя низкого давления

2. ВЫБОР ОБОРУДОВАНИЯ

2.1 Расчет подогревателя высокого давления ПВД № 1 и выбор его типа

2.2 Выбор подогревателей низкого давления поверхностного типа

2.3 Выбор деаэратора

2.4 Выбор конденсатора

2.5 Выбор конденсатных насосов

2.6 Выбор питательного насоса

2.7 Выбор парогенератора

3. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ

3.1 Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока со смешивающими подогревателями

3.2 Материальный баланс пара и конденсата

3.3 Энергетические показатели турбоустановки и энергоблока. Энергетический баланс и расход пара на турбоагрегат

3.4 Тепловой и гидравлический расчет подогревателя смешивающего типа

4. ЭКОНОМИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

5 ЭКОЛОГИЯ

5.1 Золоулавливание

5.2 Золоудаление

6. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ПРИ ОБСЛУЖИВАНИИ ОБОРУДОВАНИЯ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

ВЫВОД

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

АННОТАЦИЯ

В данной дипломной работе была просчитана тепловая схема энергоблока с турбиной К-500-240, составлены балансы и определены показатели тепловой экономичности энергоблока. По результатам теплового расчета было выбрано основное и вспомогательное оборудование.

В технологической части был рассчитан подогреватель низкого давления поверхностного типа.

В специальной части был рассчитан подогреватель низкого давления смешивающего типа.

Работа включает в себя 116 страниц, 10 таблиц, 10 рисунков, 8 чертежей формата А1.

ВВЕДЕНИЕ

Принципиальная тепловая схема электростанции определяет основное содержание технологического процесса преобразования тепловой энергии на электростанции. Схема включает основное и вспомогательное оборудование, участвующее в осуществлении этого процесса и входящего в состав пароводяного тракта электростанции. Основная цель расчета конденсационной электростанции заключается в определении технических характеристик теплового оборудования, обеспечивающих заданный график электрической нагрузки и требуемый уровень энергетических и технико-экономических показателей электростанции.

Целью данной работы является расчет тепловой схемы.

Задачи работы:

1. Расчет тепловой схемы энергоблока с турбиной К-500-240.

2. Расчет гидравлический, тепловой и прочностной подогревателя низкого давления турбоустановки, с целью определения его основных показателей и характеристик работы, отвечающих современным требованиям при проектировании сооружений и эксплуатации основного и вспомогательного оборудования тепловых электрических станций.

3. Расчет подогревателя низкого давления смешивающего типа для замены им подогревателя низкого давления поверхностного типа с целью увеличения коэффициента полезного действия станции ^н_ст и уменьшения расхода топлива на станцию.

1. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

1.1 Расчет принципиальной тепловой схемы энергоблока

Энергоблок 500 МВт имеет одновальную быстроходную конденсационную турбину ХТГЗ К-500-240. Первый образец этой турбины (К-500-240) несколько иной конструкции был выполнен в 1964 г. Турбина мощностью 500 МВт рассчитана на начальные параметры пара Р₀=23,5МПа (240 кгс/см²), t₀ =540⁰С и должна работать с промежуточным перегревом пара при Р_пп=3,63 МПа до t_пп=540⁰С. Давление в конденсаторе Р_к =3,5 кПа. Частота вращения турбины n=50с^-1. В турбине использованы некоторые конструктивные решения, принятые для модернизированного варианта турбины ХТГЗ К-300-240.

Предусмотрены девять регенеративных отборов пара: первый - из цилиндра высокого давления; второй - из линии отработавшего пара этого цилиндра до промежуточного перегрева; третий, четвертый, пятый, шестой - из цилиндра среднего давления; седьмой, восьмой, девятый - из цилиндров низкого давления.

Имеются три регенеративных подогревателя высокого давления ПВД № 1, 2, 3; деаэратор повышенного давления; пять регенеративных подогревателя низкого давления ПНД № 4, 5, 6, 7, 8. Турбина имеет три цилиндра.

Свежий пар Р=23,54 МПа, t=540 ⁰С поступает в ЦВД. Первые ступени ЦВД размещены во внутреннем корпусе. ЦВД расположен таким образом, что поток пара направляется от генератора к переднему подшипнику. Пар к турбине подается по двум паропроводам. Паровпуск трехстенный - наружный корпус, внутренний корпус и сопловые коробки. Всего в ЦВД 10 ступеней активного типа, первая из которых регулирующая. За регулирующей ступенью давление пара равно 17,05 МПа, а температура - 495⁰С. За восьмой ступенью ЦВД производится отбор пара на регенерацию. После ЦВД при Р=4,13 МПа, t=296⁰С по двум трубам диаметром 500 мм пар направляется в парогенератор, где осуществляется промперегрев. Далее, пройдя отсечные и регулирующие клапаны, пар поступает в цилиндр среднего давления с Р=3,61 МПа и t=540 ⁰С .

Первые четыре ступени ЦСД расположены во внутреннем корпусе; диафрагмы остальных устанавливаются в трех обоймах. Всего в ЦСД 11 ступеней. Первые пять из них имеют рабочие лопатки с цельнофрезерованным бандажом. Все рабочие лопатки ЦСД закрученные, переменного по высоте профиля. Ротор ЦСД цельнокованый, корпус сварно-литой. После ЦСД пар, при давлении Р= 0,311 МПа и t=230 ⁰С, двумя ресиверными трубами, проходящими ниже плоскости горизонтального разъема, подается в два двухпоточных ЦНД. Из ЦСД в четвертом отборе пар отводится на деаэратор, и используется для турбины привода питательного насоса ТПН.

Из ЦНД пар направляется в два конденсатора. Роторы низкого давления жесткие, сварно-кованые с шейками под подшипники диаметром 520 мм. В каждом потоке ЦНД по пять ступеней. Последние ступени выполнены, как и в турбине К-300-240, с лопатками длиной L=1050 мм. Эти модернизированные лопатки имеют улучшенные профили, оптимальные в периферийной части относительные шаги и выполнены заодно с бандажом. В рассматриваемой турбине на один поток приходится мощность 125 МВт. В последней ступени организована внутриканальная сепарация влаги из сопловых лопаток. Некоторая разгрузка ступеней низкого давления достигается применением конденсационной турбины для привода питательного насоса. Эта турбина питается паром низкого давления из промежуточного отбора главной турбины, и отбираемый пар не возвращается в основной агрегат, а конденсируется в отдельном конденсаторе.

Все четыре ротора турбины соединены между собой жесткими муфтами. Каждый из роторов опирается на два опорных подшипника, выполненных самоустанавливающимися. Некоторые из них - сегментные. Упорный подшипник сегментного типа с одним упорным гребнем располагается между цилиндрами высокого и среднего давления. Несмотря на противоположное направление потоков пара в ЦВД и ЦСД и двухпоточные конструкции ЦНД в турбине предусмотрены разгрузочные диски, необходимые для уравновешивания осевых усилий во время переходных процессов. В крышках корпусов подшипников имеются масляные бачки, емкость которых рассчитана на обеспечение маслом подшипников при остановке турбоагрегата с отключенными масляными насосами. В турбине предусмотрено валоповоротное устройство, находящееся между двумя ЦНД.

Турбина имеет два фикс-пункта (мертвые точки) в точках пересечения вертикальной плоскости турбины, проходящей через продольные шпонки под осью агрегата, с линиями поперечных шпонок под боковыми опорами первого и третьего выходных патрубков ЦНД (под осями левых опорных подшипников ЦНД).

Рабочей жидкостью гидродинамической системы регулирования турбины является конденсат. Конденсат турбины подогревается в охладителе уплотнений ОУ, пяти регенеративных подогревателях низкого давления. После деаэратора конденсат питательным насосом прокачивается через три подогревателя высокого давления. Дренажи ПВД сливаются каскадно в деаэратор. Из ПНД № 4 дренаж сливается в ПНД № 5 и дренажным насосом подается в смеситель СМ. Дренаж ПНД № 6 сливается в ПНД № 7 и дренажным насосом ДН подается в СМ. Дренаж из ПНД № 8 и из охладителя уплотнений ОУ и эжектора ОЭ подается в конденсатор К.

Централизованная масляная система снабжает маслом подшипники турбины и генератора и состоит из масляного бака, двух главных и одного резервного насосов и маслоохладителей. Масляные насосы приводятся электродвигателями (основные электродвигатели переменного тока, аварийные - постоянного).

Общая длина турбины равна 29,5 м, а всего турбоагрегата с генератором и возбудителем - 46,3 м. Агрегат размещается поперек машинного зала.

Таблица 1.1 - Процесс расширения пара в турбине

Точка процесса	Давление пара Р, МПа	Температура пара t, 0С
0	23,54000	540,0
0?	22,36000	536,0
РС	17,05000	495,0
1	5,53000	339,0
2	3,92000	296,0
2?	3,43000	540,0
3	1,64000	440,0
3?	1,60000	435,0
3К	0,00523	34,0
4	0,70000	375,0
5	0,51000	295,0
6	0,29500	230,0
7	0,14300	168,0
8	0,08400	120,1
9	0,01670	60,0
К	0,00345	26,7



Таблица 1.3 - Параметры пара и воды регенеративных подогревателей высокого давления

Параметры	Наименование параметров	Единицы измерения	ПВД1	ПВД2	ПВД3
Pотб	Давление пара	МПа	5,82	4,13	1,73
P?отб	Давление пара с учетом потерь	МПа	5,53	3,92	1,64
tп	Температура пара	С0	339	296	440
hп	Энтальпия пара	кДЖ/кг	3037	2948	3344
ts	Температура воды перед подогревателем	С0	270	249	203
tпоп	Температура пара в охладителе пара	С0	280	259	213
hпоп	Энтальпия пара в охладителе пара	кДЖ/кг	1236,7	1129,9	911,4
hsi	Энтальпия воды перед подогревателем	кДЖ/кг		1080,8	865,9
tдрi	Температура дренажа	С0	257	211	?
hдрi	Энтальпия дренажа	кДЖ/кг	1120,0	902,3	780,9
Ипв	Недогрев воды	С0	2	2	2
Рпвi	Давление воды перед подогревателем	МПа	33,5	34	34,5
tпвi	Температура воды перед подогревателем	С0	247	201	?
Hпвi	Энтальпия воды перед подогревателем	кДЖ/кг	1075,34	871,46	?
Р?пвi	Давление воды после подогревателя	МПа	33	33,5	34
t?пвi	Температура воды после подогревателя	С0	268	247	201
h?пвi	Энтальпия воды после подогревателя	кДЖ/кг	1172,36	1075,34	871,46
ri	Суммарный подогрев воды в ступени регенерации	кДЖ/кг	97,02	203,88	128,41
qi	Тепло отдаваемое греющим паром в ступени регенерации	кДЖ/кг	1800,3	1867,2	2478,1

Таблица 1.4 - Исходные данные турбоагрегата

1. Завод-изготовитель	ХТГЗ
2. Тип агрегата	К-500-240
3. Развиваемая мощность, МПа	500
4. Параметры свежего пара перед регулирующим клапаном турбины: - давление, МПа - температура, оС	23,54 540
5. Параметры свежего пара после регулирующего клапана: - давление, МПа - температура, оС	22,36 536
6. Параметры пара промперегрева перед стопорным клапаном ЦСД: - давление, МПа - температура, оС	3,43 540
7. Давление пара на выходе в конденсатор, МПа	0,00345
8. Внутренний относительный КПД турбины блока по отсекам, % : - Ґзцвд - Ґзцсд - Ґзцнд	87,5 91,4 88,0

1.2 Расчет подогревателей высокого давления

Для расчета подогревателей высокого давления необходимо определить нагрев питательной воды в питательном насосе. Полагая механический коэффициент полезного действия насоса _мн = 0,975, определим его внутренний КПД:

_нi = _н / _мн (1.2.1)

где _н = 0,7869 - КПД насоса,

_нi = 0,7869 / 0,975

_нi = 0,805

Повышение энтальпии воды в насосе определяется по формуле:

h_нi = (1.2.2)

где V_ср = 0,00112 м³/кг - средний удельный объем воды в насосе,

Давление питательной воды на нагнетании питательного насоса находим по формуле:

Р_ПН = (Р_П + Р_ПГ + Р_нив + Р_с - Р_д)· (1.2.3)

где Р_П = 25 МПа - давление свежего пара,

Р_ПГ = 4 МПа - потеря давления в парогенераторе,

Р_нив = H·g··10^-6 (1.2.4)

где Н = 30 м,

g = 9,81 м/с²,

= 0,0011068 м³/кг.

Р_нив =

Р_нив = 0,266 МПа - нивелирные потери,

Р_с = 0,588 МПа - потери давления на гидравлическое сопротивление трубопроводов и теплообменников,

Р_д = 0,7 МПа - давление в деаэраторе,

= 1,05 - коэффициент запаса по давлению,

Р_ПН = (25+4+0,266+0,588-0,7)·1,05

Р_ПН = 34 МПа

Давление (подпор) на всасывающей стороне питательного насоса складывается из давления в деаэраторе Р_д=0,7 МПа и гидростатического давления, определяемого разностью отметок деаэратора и всасывающего патрубка насоса. Давление на всасывающей стороне насоса можно считать постоянным и равным Р_в = 0,9 МПа. Напор питательного насоса в номинальном режиме составит:

Р_ПН = Р_но - Р_в (1.2.5)

где Р_но = 34 МПа - давление питательной воды,

Р_в = 0,9 МПа - давление на всасывающей стороне насоса.

Р_ПН = 34 - 0,9

Р_ПН = 33,1 МПа

Повышение энтальпии воды в насосе:

h_нi =

h_нi = 46,052 кДж/кг

Расчет подогревателя высокого давления № 1

Для нахождения доли расхода пара на ПВД № 1 составим и решим уравнение теплового баланса:

₁(h_п1 - h_др1) + _пр (h_пр - h_др1) = _пв (h_пв - h_в2)· (1.2.6)

где ₁ - доля расхода пара первого отбора,

₁ (3037-1115,34)+0,0008(3323-1115,34)=1,015(1172,36-1075,34)

₁ = 0,0506

h_п1 = 3037 кДж/кг - энтальпия пара,

h_др1 = h_в2 + 40 (1.2.7)

h_др1 = 1075,34+40

h_др1 = 1115,34 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД № 1,

_пр = 0,0008 - доля пара на протечки свежего пара,

h_пр = h₀ = 3323 кДж/кг - энтальпия свежего пара,

_пв = 1,015 - доля расхода питательной воды,

h_пв = 1172,36 кДж/кг - энтальпия питательной воды,

h_в2 = 1075,34 кДж/кг - энтальпия воды после подогревателя ПВД № 2,

_п = 0,995 - КПД пара.

Расчет подогревателя высокого давления № 2

Для нахождения доли расхода пара на ПВД № 2 составим и решим уравнение теплового баланса:

₂ (h_п2 - h_др2) + ₁ (h_др1 - h_др2) + _пр(h_пр - h_др2) = _пв (h_в2 - h_в3)· (1.2.8)

где ₂ - доля расхода пара второго отбора,

₂ (2948-911,46)+0,0506(1115,34-911,46)+0,0008(3323-911,46) =

1,015(1075,34-871,46)

₂ = 0,0961

h_п2 = 2948 кДж/кг - энтальпия пара,

h_др2 = h_в3 + 40 (1.2.7)

h_др2 = 871,46+40

h_др2 = 911,46 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД № 2,

₁ = 0,0506 - доля расхода пара первого отбора,

h_др1 = 1115,34 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД № 1,

_пр = 0,0008 - доля пара на протечки,

h_пр = 3323 кДж/кг - энтальпия свежего пара,

_пв = 1,015 - доля расхода питательной воды,

h_в2 = 1075,34 кДж/кг - энтальпия воды после подогревателя ПВД № 2,

h_в3 = 871,46 кДж/кг - энтальпия воды после подогревателя ПВД № 3,

_п = 0,995 - КПД пара.

Расчет подогревателя высокого давления № 3

Для нахождения доли расхода пара на ПВД № 3 составим и решим уравнение теплового баланса:

 ₃ (h_п3 - h_др3) + (₁ +₂)(h_др2 - h_др3) + _пр(h_пр - h_др3) = _пв (h_в3 - h_пн)· (1.2.10)

где ₃ - доля расхода пара третьего отбора,

₃ (3344-783,052)+(0,0506+0,0961)(911,46-783,052)+0,0008(3323-783,052) =

1,015(871,46-743,052)

₃ = 0,0043

h_п3 = 3344 кДж/кг - энтальпия пара,

h_др3 = h_д + h_нi = 40 (1.2.11)

h_д = 697 кДж/кг - энтальпия воды в деаэраторе,

h_нi = 46,052 кДж/кг - нагрев питательной воды в насосе,

h_др3 = 697+46,052+40

h_др3 = 783,052 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД № 3,

₁ = 0,0506 - доля расхода пара первого отбора,

₂ = 0,0961 - доля расхода пара второго отбора,

h_др2 = 911,46 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД № 2,

_пр = 0,0008 - доля пара на протечки,

h_пр = 3323 кДж/кг - энтальпия свежего пара,

_пв = 1,015 - доля расхода питательной воды,

h_в3 = 871,46 кДж/кг - энтальпия воды после подогревателя ПВД № 3,

h_пн = h_д + h_нi (1.2.12)

h_пн = 697 + 46,052

h_пн = 743,052 кДж/кг - энтальпия воды после питательного насоса,

_п = 0,995 - КПД пара.

1.3 Расчет турбины привода питательного насоса

Требуется рассчитать долю расхода пара на турбину привода питательного насоса. Для этого составим уравнение:

_тп = (1.3.1)

_тп =

_тп = 0,0618

где _пв = 1,015 - доля расхода питательной воды,

h_нi = 46,052 кДж/кг - нагрев питательной воды в насосе,

Н₀ = h_п3 - h_п3к (1.3.2)

h_п3 = 3344 кДж/кг - энтальпия пара третьего отбора,

h_п3к = 2358 кДж/кг - энтальпия пара отбора на конденсатор турбины привода питательного насоса,

Н₀ = 3344 - 2358

Н₀ = 986 кДж/кг - располагаемый теплоперепад турбины привода питательного насоса,

_н = 0,7869 - КПД насоса,

_мн = 0,975 - механический КПД насоса.

1.4 Расчет деаэратора

Составим уравнение теплового и материального баланса деаэратора.

Уравнение материального баланса

_шт + + _д + _кд = _пв + _у + _э (1.4.1)

Принимаем коэффициенты:

где _шт = 0,002 - доля расхода пара на утечки из штоков,

- сумма долей расхода пара на подогреватели высокого давления,

= ₁ + ₂ + ₃ (1.4.2)

₁ = 0,0506 - доля расхода пара на ПВД № 1,

₂ = 0,0961 - доля расхода пара на ПВД № 2,

₃ = 0,043 - доля расхода пара на ПВД № 3,

= 0,0506+0,0961+0,043

= 0,1897

_д - доля расхода пара на деаэратор,

_кд - доля расхода основного конденсата, подведенного в деаэратор,

_пв = 1,015 - доля расхода питательной воды,

_у = 0,003 - доля расхода пара на протечки через уплотнения,

_э = 0,003 - доля расхода пара на эжектор.

0,002+0,1897+_кд + _д = 1,015+0,003+0,003

_кд = 0,8293 - _д (1.4.3)

Уравнение теплового баланса

_шт h_шт+ h_др3 + _дh_д + _кдh_в4 = _у h_д+ _э h_д + _пв h_д (1.4.4)

где _шт = 0,002 - доля расхода пара на утечки из штоков,

h_шт= 3323 кДж/кг - энтальпия свежего пара,

= 0,1897 - сумма долей расхода пара на подогреватели высокого давления,

h_др3 = 783,052 кДж/кг - энтальпия дренажа ПВД № 3,

_д - доля расхода пара на деаэратор,

h_д = 3212 кДж/кг - энтальпия пара в отборе на деаэратор,

_кд - доля расхода основного конденсата, подведенного в деаэратор,

h_в4 = 626,79 кДж/кг - энтальпия воды на выходе ПНД № 4,

_у = 0,003 - доля расхода пара на протечки через уплотнения,

h_д = 697 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из деаэратора,

_э = 0,003 - доля расхода пара на эжектор,

h_д = 2762,7 кДж/кг - энтальпия пара на выходе из деаэратора,

_пв = 1,015 - доля расхода питательной воды,

0,002·3323+0,1897·783,052+3212_д +(0,8293 - _д)·626,79 =

0,003·697+0,003·2762,7+1,015·697

_д = 0,01657

_кд = 0,8293-0,01657

_кд = 0,81273

1.5 Расчет подогревателей низкого давления

Расчет подогревателей низкого давления № 4 и № 5 и смесителя СМ1

Для нахождения доли расхода пара на ПНД №4, ПНД № 5 и СМ1 составим и решим уравнения теплового баланса.

П4. ₄ (h_п4 - h_н4 ) = _к (h_в4 - h_{в см1})· (1.5.1)

СМ1._к5 = _кд - ₄ - ₅ (1.5.2)

П5. ₅·(h_п5 - h_н5)+₄ (h_н4 - h_н5)=_к5 (h_в5 - h_в6 ) (1.5.3)

Решаем систему уравнений:

где - доля конденсата в ПНД № 5,

₄ - доля расхода пара на ПНД № 4,

₅ - доля расхода пара на ПНД № 5,

h_в4 = 626,79 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из ПНД № 4,

_п = 0,995 - КПД пара,

h_п4 =3212 кДж/кг - энтальпия пара ПНД № 4,

h_н4 = 645,2 кДж/кг - энтальпия насыщенного пара ПНД № 4,

h_в5 = 542,95 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из ПНД № 5,

h_н5 = 559,2 кДж/кг - энтальпия насыщенного пара ПНД № 5,

_кд = 0,81273 - доля расхода основного конденсата, подведенного в деаэратор,

(0,81273 - ₄ - ₅ + ₄ + ₅)·626,79 - 0,995·(₄·(3212 - 645,2) =

= 0,995·((0,81273 - ₄ - ₅)·542,95 + (₄ + ₅)·559,2)

₄ = 0,0274 - 0,00629·₅ (1.5.4)

·((₅·( h_п5 - h_н5 )+(0,0274 - 0,00629·₅)( h_н4 - h_п5 )) =

=( h_в5 - h_в6)(0,81273 - 0,0274 + 0,00629·₅ - ₅) (1.5.5)

где h_в6 = 445,82 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из ПНД № 6,

0,995 (₅(2918 - 559,2)+(0,0274 - 0,00629·₅)(645,2 - 559,2) =

=(542,95 - 445,82)(0,81273 - 0,0274 + 0,00629·₅ - ₅)

₅ = 0,03025

₄ = 0,0274 -0,00629·0,03025

₄ = 0,02721

_к5 = 0,81273 - 0,02721 - 0,03025

_к5 = 0,75527

Расчет энтальпии смесителя СМ1

h_СМ1 = (1.5.6)

где h_СМ1 - энтальпия конденсата в СМ1,

h_СМ1 =

h_СМ1 = 541,38 кДж/кг

Расчет подогревателей низкого давления № 6 и № 7 и смесителя СМ2

Для нахождения доли расхода пара на ПНД № 6, ПНД № 7 и СМ2 составим и решим уравнение теплового баланса.

П6. ₆ (h_п6 - h_н6) = _к5 (h_в6 - h_см2)· (1.5.7)

СМ2._к5 · h_см2 ·= _к7 h_в7 + (₆ + ₇) h_н7 (1.5.8)

П7. ₇·(h_п7 - h_н7)+₆ (h_н6 - h_н7)=_к7 (h_в7 - h_в8 ) (1.5.9)

_к7 = _к5 - ₆ - ₇ (1.5.10)

Решаем систему уравнений:

где _п = 0,995 - КПД пара,

₆ - доля конденсата в ПНД № 6,

h_п6 = 2812 кДж/кг - энтальпия пара ПНД № 6,

h_н6 = 461,36 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из ПНД № 6,

_к5 = 0,75527 - доля конденсата в ПНД № 5,

h_в6 = 445,82 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из ПНД № 6,

h_СМ2 - энтальпия конденсата в СМ2,

_к7 - доля конденсата в ПНД № 7,

h_в7 = 383,01 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из ПНД № 7,

₇ - доля расхода пара на ПНД № 7,

h_н7 = 398,02 кДж/кг - энтальпия насыщенного пара ПНД № 7.

_к7 = -7,1765·₆ - 1,03919·₇ + 0,88354 (1.5.14)

Подставим выражение (1.5.14) в формулу (1.5.9).

₇·(h_п7 - h_н7)+₆ (h_н6 - h_н7) = (-7,1765·₆ - 1,03919·₇ + 0,88354)х

х(h_в7 - h_в8 ) (1.5.15)

где ₇ - доля расхода пара на ПНД № 7,

h_п7 = 2720 кДж/кг - энтальпия пара ПНД № 7,

h_н7 = 398,02 кДж/кг - энтальпия насыщенного пара ПНД № 7,

₆ - доля расхода пара на ПНД № 6,

h_н6 = 461,36 кДж/кг - энтальпия пара ПНД № 6,

h_в7 = 383,01 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из ПНД № 7,

h_в8 = 219,84 кДж/кг - энтальпия воды на выходе из ПНД № 8,

_п = 0,995 - КПД пара.

0,995(₇(2720-398,02)+₆(461,36-398,02))=

= (-7,1765₆ - 1,03919₇ + 0,88354)(383,01 - 219,84)

₆ = -2,0097₇ + 0,11683 (1.5.16)

_к7 = 0,63844 + 1,0097₇ (1.5.17)

Подставим (1.5.16) и (1.5.17) в систему уравнения (1.5.13) и решим ее:

-2338,887(-2,0097₇ + 0,11683)+336,714 = 381,095(0,63844 + 1,0097₇) +

+396,0299(-2,0097₇ + 0,11683) + 396,0299₇

₇ = 0,047951

₆ = 0,020463

_к7 = 0,686856

Расчет энтальпии смесителя СМ2:

h_СМ2 = (1.5.18)

h_СМ2 =

h_СМ2 = 382,448 кДж/кг

Расчет подогревателя низкого давления № 8, охладителя уплотнений ОУ, смесителя СМ3

Для нахождения доли расхода пара на ПНД № 8, смесителе СМ2 и охладителе уплотнений ОУ составим и решим уравнение теплового баланса:

П8. ₈q₈ = _к7 (h_в8 - h_ОУ)· (1.5.19)

ОУ.(_ОУ +_э)(h_ОУ - h)= _к7 (h_ОУ - h_СМ3) (1.5.20)

СМ3. _к7h_СМ3 = ₈h_н8 + (_э +_ОУ ) h +_тпh_тп +h+_двh_дв (1.5.21)

_к8 = _к7 - ₈ - (₇ + _ОУ) - _тп - _дв (1.5.22)

Решаем систему уравнений:

где ₈ - доля расхода пара ПНД № 8,

h_н8 = 234,42 кДж/кг - энтальпия насыщенного пара ПНД № 8,

_э = 0,004 - доля расхода пара на эжектор,

_ОУ = 0,0018 - доля расхода пара на охладитель уплотнений,

= + h (1.5.24)

= 217,7 кДж/кг - энтальпия воды в конденсаторе,

h = 40 кДж/кг - нагрев воды в ОУ,

= 217,7 + 40

= 257,7 кДж/кг

_тп = 0,0618 - доля расхода пара на турбину привода питательного насоса,

h= 142,47 кДж/кг - энтальпия насыщенного пара в турбине привода,

- доля пропуска воды через конденсатор,

_дв = 0,02 - доля расхода добавочной воды,

h_дв = 125,75 кДж/кг - энтальпия добавочной воды.

_к7 = 0,686856 - доля расхода конденсата на ПНД № 7,

h_СМ3 - энтальпия воды в смесителе СМ3,

h_ОУ - энтальпия пара в охладителе уплотнений ОУ.

0,681056h_ОУ + 1,49466 = 234,42₈ + 1,49466 + 8,8 + 217,7+ 2,515

h_ОУ = 208,166 + 24,55 ₈ (1.5.25)

Подставим (1.5.25) в формулу (1.5.19):

₈q₈ = _к7 (h_в8 - 208,166 + 24,55 ₈)· (1.5.26)

2277,58₈ = (0,686856·219,84 - 0,686856(208,166 + 24,55₈)

₈ = 0,00351

h_ОУ = 208,155 + 24,55·0,00351

h_ОУ = 208,252 кДж/кг

Подставим это значение в формулу (1.5.23).

_к7h_СМ3 = _к7 h_ОУ - (_ОУ + _э)(h_ОУ - )

0,686856 h_СМ3 = 0,681056·208,252 + 1,49466

h_СМ3 = 208,669 кДж/кг

1.6 Материальный баланс пара и конденсата

Доли отборов пара из турбины:

₁ = _п1 + _шт = 0,0506 + 0,002 = 0,0526

₂ = _п2 = 0,0961

₃ = _п3 + _тп = 0,043 + 0,0618 = 0,1048

₄ = _д = 0,01657

₅ = _п4 = 0,02721

₆ = _п5 = 0,03025

₇ = _п6 = 0,020463

₈ = _п7 = 0,047951

₉ = _п8 = 0,00351

Пропуск пара в конденсатор турбины:

= ₀ - У_I - _у - _упл - _ОУ (1.6.1)

где ₀ = 1 - весь пар,

У_I = 0,399454 - сумма всех долей расходов пара,

_у = 0,002 - доля расхода пара на утечки,

_упл = 0,002 - доля расхода пара на уплотнение,

_ОУ = 0,001 - доля расхода пара на охладитель уплотнений.

= 1 - 0,399454 - 0,002 - 0,002 - 0,001

= 0,595546

Количество конденсата в конденсаторе:

= _к7 - 8 - _э - _ОУ - _тп - _дв (1.6.2)

где _к7 = 0,686856 - доля расхода конденсата на ПНД № 7,

8 = 0,00351 - доля расхода конденсата на ПНД № 8,

_э = 0,004 - доля расхода конденсата на эжектор,

_ОУ = 0,0018 - доля расхода конденсата на охладитель уплотнений,

_тп = 0,0618 - доля расхода конденсата на турбину привода,

_дв = 0,02 - доля расхода конденсата на добавочную воду,

= 0,686856 - 0,00351 - 0,004 - 0,0018 - 0,0618 - 0,02

= 0,595746

Определим погрешность материального баланса:

=

 =

= 0,034%, что меньше 0,2%, следовательно, погрешность удовлетворяет условию.

1.7 Энергетический баланс и расход пара на турбоагрегат

Данные, необходимые для расчета энергетического баланса и расхода пара на турбоагрегат, сведены в таблицу.

Таблица 1.7.1 - Суммарная работа пара в отдельных отсеках турбины

Отсек турбины	Давление пара, МПа	j	Внутреннее теплопадение Нij, кДж/кг	Внутренняя работа на 1 кг свежего пара jНij, кДж/кг
0'-1	23,54-5,82	0-шт=1-0,002=0,998=0'1	286	285,43
1-2	5,82-4,13	1-2=0'1-1=0,998-0,0506=0,9474	89	84,32
2'-3	3,61-1,73	2'-3=12-2=0,9474-0,0961=0,8513	196	166,85
3-Д	1,73-0,7	3-Д=2'-3-3-тп= =0,8513-0,043-0,0618=0,7465	132	98,54
Д-4	0,7-0,537	Д-4=3-Д-4= =0,7465-0,01657=0,72993	156	113,87
4-5	0,537-0,311	4-5=Д-4-4= 0,72993-0,02721=0,70272	138	96,98
5-6	0,311-0,15	5-6=4-5-5= =0,70272-0,03025=0,67247	106	71,28
6-7	0,15-0,088	6-7=5-6-6= 0,67247-0,020463=0,652007	92	59,58
7-8	0,088-0,0176	7-8=6-7-7= =0,652007-0,047951=0,604056	208	125,64
8-К	0,0176-0,00363	8-К=7-8-8= =0,604056-0,00351=0,600546	174	104,5

Определяем расход пара на турбину:

Д₀ = (1.7.1)

где Д₀ - расход пара на турбину, кг/с,

W_Э = 500 МВ - номинальная мощность турбоустановки,

= 1207,39 кДж/кг - сумма внутренней работы на 1 кг свежего пара,

_М = 0,994 - механический КПД,

_Г = 0,99 - КПД генератора.

Д₀ =

Д₀ = 420,82 кг/с

Удельный расход пара на турбину:

d₀ = (1.7.2)

где d₀ - удельный расход пара на турбину, кг/кВт·ч;

Д₀ = 420,82 кг/с - расход пара на турбину;

W_Э = 500 МВт - мощность турбины;

W_ТП= (1.7.3)

где _ПВ = 1,015 - доля расхода питательной воды,

V_ср = 0,0011 м³/кг - удельный объем пара,

Р_Н = 34,5 МПа - давление питательного насоса,

Р_В = 0,7 МПа - давление в деаэраторе,

_Н = 0,805 - внутренний КПД насоса.

W_ТП=

W_ТП= 19727,68 кВт

₀ =

₀ = 2,915 кг/кВт·ч

Расходы пара и воды:

Д_i = _i·Д₀ (1.7.4)

где Д_i - расход пара или воды, кг/с;

_I - доля расхода пара или воды,

Д₀ = 420,82 кг/с - расход пара на турбину.

Д₁ = ₁·Д₀ (1.7.5)

Д₁ = 0,0526·420,82

Д₁ = 22,14 кг/с

Д_П1 = _П1·Д₀ (1.7.6)

Д_П1 = 0,0506·420,82

Д_П1 = 21,29 кг/с

Д₂ = ₂·Д₀ (1.7.7)

Д₂ = 0,0961·420,82

Д₁ = 40,44 кг/с

Д₃ = ₃·Д₀ (1.7.8)

Д₃ = 0,1048·420,82

Д₃ = 44,1 кг/с

Д_П3 = _П3·Д₀ (1.7.9)

Д_П3 = 0,043·420,82

Д_П3 = 18,095 кг/с

Д_д = _д·Д₀ (1.7.10)

Д_д = 0,01657·420,82

Д_д = 6,97 кг/с

Д₄ = ₄·Д₀ (1.7.11)

Д₄ = 0,02721·420,82

Д₄ = 11,45 кг/с

Д₅ = ₅·Д₀ (1.7.12)

Д₅ = 0,03025·420,82

Д₅ = 12,73 кг/с

Д₆ = ₆·Д₀ (1.7.13)

Д₆ = 0,020463·420,82

Д₆ = 8,61 кг/с

Д₇ = ₇·Д₀ (1.7.14)

Д₇ = 0,047951·420,82

Д₇ = 20,18 кг/с

Д₈ = ₈·Д₀ (1.7.15)

Д₈ = 0,00351·420,82

Д₈ = 1

Д= ·Д₀ (1.7.16)

Д= 0,595546·420,82

Д= 250,62 кг/с

Количество пара, поступившего на промежуточный перегрев:

Д_пп = _пп·Д₀ (1.7.17)

где Д_пп - количество пара, поступившего на промежуточный перегрев, кг/с;

_пп= 0,8513 - доля расхода пара на промежуточный перегрев;

Д₀ = 420,82 кг/с - расход пара на турбину.

Д_пп = 0,8513·420,82

Д_пп = 358,24 кг/с

Паровая нагрузка парогенератора:

Д_пг = _пг·Д₀ (1.7.18)

где Д_пг - паровая нагрузка парогенератора, кг/с;

_пг = 1,015 - доля расхода;

Д₀ = 420,82 кг/с - расход пара на турбину.

Д_пг = 1,015·420,82

Д_пг = 427,13 кг/с

Расход пара на турбопривод:

Д_тп = _тп·Д₀ (1.7.19)

где Д_тп - расход пара на турбопривод, кг/с;

_тп= 0,0618 - доля расхода пара;

Д₀ = 420,82 кг/с - расход пара на турбину.

Д_тп = 0,0618·420,82

Д_тп = 26,01 кг/с

Расход добавочной воды:

Д_дв = _дв·Д₀ (1.7.20)

где Д_дв - расход добавочной воды, кг/с;

_дв= 0,02 - доля расхода добавочной воды;

Д₀ = 420,82 кг/с - расход пара на турбину.

Д_дв = 0,02·420,82

Д_дв = 8,42 кг/с

1.8 Энергетические показатели турбоустановки и энергоблока

Полный расход тепла на турбоустановку:

Q_ту = Д₀ (h₀ - h_пв)+Д_пп(h - h) (1.8.1)

где Д₀ = 420,82 кг/с - расход пара на турбину,

h₀ = 3323 кДж/кг - энтальпия свежего пара,

h_пв= 1172,36 кДж/кг - энтальпия питательной воды,

Д_пп = 358,24 кг/с - количество пара, поступившего на промежуточный перегрев,

h = 3540 кДж/кг - энтальпия пара в пароперегревателе,

h= 2948 кДж/кг - энтальпия пара перед пароперегревателем.

Q_ту = 420,82 (3323-1172,36) + 358,24 (3540-2948)

Q_ту = 1117110,405 кВт

Расход тепла турбоустановки на производство электроэнергии:

Q= Q_ту - Д_дв (h_пв - h_дв) (1.8.2)

где Q_ту = 1117110,405 кВт - полный расход тепла на турбоустановку,

Д_дв = 8,42 кг/с - расход добавочной воды,

h_пв = 1172,36 кДж/кг - энтальпия питательной воды,

h_дв = 125,75 кДж/кг - энтальпия добавочной воды,

Q= 1117110,405-8,42·(1172,36-125,75)

Q= 1108297,949 кВт

Удельный расход тепла турбоустановки на производство электроэнергии (без учета собственного расхода электроэнергии и с учетом расхода тепла на турбопривод):

q= (1.8.3)

где Q= 1108297,949 кВт - расход тепла турбоустановкой на производство электроэнергии,

W_Э = 500 МВт - мощность турбоустановки,

W_ТП = 19,72768 МВт - мощность турбопривода.

q=

q= 2,132 кДж/кВт

Коэффициент полезного действия турбоустановки на производство электроэнергии:

= (1.8.4)

=

= 0,469

Тепловая нагрузка парогенератора:

Q_пг= Д_пг(h_пг - h_пв)+Д_пп(h - h) (1.8.5)

где Д_пг = 427,13 кг/с - расход пара на парогенератор,

h_пг = 3322,95 кДж/кг - энтальпия свежего пара,

h_пв = 1172,36 кДж/кг - энтальпия питательной воды,

Д_пп = 358,24 кг/с - расход пара на пароперегреватель,

h = 3554,5 кДж/кг - энтальпия пара в парогенераторе,

h= 2956,64 кДж/кг - энтальпия пара перед парогенератором.

Q_пг= 427,13 (3322,95-1172,36)+358,24(3554,5-2956,64)

Q_пг= 1132758,873 кВт

Коэффициент полезного действия транспорта тепла:

_тр = (1.8.6)

_тр =

_тр = 0,986

Расход тепла топлива:

Q_с = (1.8.7)

где _пг = 0,925 - коэффициент полезного действия парогенератора,

Q_с =

Q_с = 1224604,187 кВт

Коэффициент полезного действия энергоблока (брутто):

_эс = (1.8.8)

_эс =

_эс = 0,424

Удельный расход тепла на энергоблок:

q_эс = (1.8.9)

q_эс =

q_эс = 2,358 кДж/кВт

Коэффициент полезного действия энергоблока (нетто):

= _эс (1-Э_сн) (1.8.10)

где Э_сн = 0,03 - собственный удельный расход электроэнергии.

= 0,424 (1-0,03)

= 0,411

Удельный расход условного топлива (нетто) на энергоблок:

b= (1.8.11)

b=

b= 83,02 г/МДж = 300,58 г/кВт·ч

Коэффициент полезного действия станции:

_ст = ·_тр · _пг (1.8.12)

где = 0,411 - коэффициент полезного действия энергоблока (нетто),

_тр = 0,986 - коэффициент полезного действия транспорта,

_пг = 0,925 - коэффициент полезного действия парогенератора.

_ст = 0,411·0,986·0,925

_ст = 0,377

Удельный расход условного топлива на станцию (нетто):

b= (1.8.13)

b=

b= 326,26 г/кВт·ч

1.9 Расчет подогревателя низкого давления

Произведем тепловой, гидравлический и прочностной расчет подогревателя низкого давления ПНД № 4.

Тепловой расчет ПНД № 4

Расход греющего пара:

Д₀ = G_к (1.9.1.1)

где G_к = _кд·Д₀ (1.9.1.2)

где _кд = 0,81273 - доля расхода конденсата в деаэраторе,

Д₀ = 420,82 кг/с - расход греющего пара на турбину,

G_к = 0,81273·420,82

G_к = 342 кг/с

h_вых = 626,79 кДж/кг - энтальпия воды на выходе,

h_вх = 542,95 кДж/кг - энтальпия воды на входе,

h_п = 3056 кДж/кг - энтальпия пара (см. таблицу 1.1),

h_н = 645,2 кДж/кг - энтальпия насыщенного пара (см. таблицу 1.1),

_п = 0,98 - коэффициент полезного действия.

Д₀ = 342·

Д₀ = 12,14 кг/с

Количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе:

Q = Д₀ (h_п - h_н) _п (1.9.1.3)

где Д₀ = 12,14 кг/с - расход греющего пара в подогревателе,

h_п = 3056 кДж/кг - энтальпия пара (см. таблицу 1.1),

h_н = 645,2 кДж/кг - энтальпия насыщенного пара (см. таблицу 1.1),

_п = 0,98 - коэффициент полезного действия.

Q = 12,14 (3056 - 645,2) 0,98

Q = 28681,8 кВт

Значение температурного напора:

t = (1.9.1.4)

где = t_н4 - t_н5

= 153-133

= 20С

= t_н4 - t"_в4

= 4С

t =

t = 9,9С

Для расчета принимаем коэффициент теплопередачи К=4,668 кВт/м²·С.

Требуемая поверхность в этом случае составит:

F = (1.9.1.5)

где Q = 28681,8 кВт - количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе,

К = 4,668 кВт/м²·С - коэффициент теплопередачи,

t = 9,9С - температурный напор,

F =

F = 620,6 м²

С учетом принятой поверхности предварительно принимаются основные размеры подогревателя. Подогреватель выполняется с одной трубной доской и U-образными латунными трубками диаметром 16х0,75 мм. Приняв шахматное расположение труб (S₁ = 22 мм и S₂ = 19 мм) с коэффициентом заполнения трубной доски = 0,48 и скорость движения воды в трубах w_в = 1,2 м/с, можно определить число параллельных труб по ходу воды:

Z₁ = (1.9.1.6)

где G_к = 342 кг/с - расход конденсата,

V_к = 0,00107 м³/кг - удельный объем конденсата,

w_в = 1,2 м/с - скорость движения воды в трубах,

d_в = 0,0145 м - внутренний диаметр трубки.

Z₁ =

Z₁ = 1848 шт.

Площадь трубной доски, занятая трубами:

F_тр = Z (1.9.1.7)

где Z = 2Z₁ = 3696 шт. - количество трубок в трубной доске,

d_н = 0,016 м - наружный диаметр трубки,

= 0,48 - коэффициент заполнения трубной доски.

F_тр = 3696·

F_тр = 1,547 м²

Средняя длина труб:

l = (1.9.1.8)

где F = 620,6 м² - требуемая поверхность для теплопередачи,

Z₁ = 1848 шт. - количество трубок,

d_н = 0,016 м - наружный диаметр трубки.

l =

l = 3,34 м

Средняя активная длина труб для отдельных отсеков подогревателя:

Н_акт = (1.9.1.9)

где УН_i = 1+1,1+1,24 - сумма длины отдельных отсеков,

Н_акт =

Н_акт =1,122 м

Удельное количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогреватель:

q = (1.9.1.10)

где Q = 28681,8 кВт - количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогреватель,

F= 620,6 м² - требуемая поверхность,

q =

q = 46,22 кВт/м²

Для определения коэффициента теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенке труб необходимо вначале установить режим движения пленки конденсата.

Значение числа Рейнольдса для пленки конденсата на нижней кромке поверхности:

Re = (1.9.1.11)

где q = 46,22 кВт/м² - удельное количество теплоты,

l = 3,34 м - средняя длина труб,

r = 2104,3 кДж/кг - удельная теплота испарения,

= 914,12 кг/м³ - плотность среды,

н = 0,1994·10^-6 м²/с - кинетическая вязкость.

Re =

Re = 402

Так как Re = 402 Re_кр = 100, то средний коэффициент теплоотдачи от конденсирующегося пара к стенкам труб:

₁ = (1.9.1.12)

где = 0,6837 Вт/м·С - теплопроводность,

g = 9,81 м/с² - ускорение свободного падения,

н = 0,1994·10^-6 м²/с - кинетическая вязкость,

P_r = 1,149 - число Прандтля,

Re = 402 - число Рейнольдса.

₁ = 0,6837

₁ = 9542 Вт/м²·С

Физические параметры конденсата, движущегося внутри труб, принимаются при значении температуры, равном:

t_ср = (1.9.1.13)

где t_вх = 129С - температура конденсата на входе,

t_вых = 149С - температура конденсата на выходе,

t_ср =

t_ср = 139С

Число Рейнольдса в этом случае:

Re_ж = (1.9.1.14)

где w_в = 1,2 м/с - скорость движения воды в трубах,

d_в = 0,0145 м - внутренний диаметр трубки,

н = 0,2186·10^-6 м²/с - кинетическая вязкость жидкости.

Re_ж =

Re_ж = 79597

Re_ж Re_кр, то есть режим движения конденсата турбулентный. При t_ж ? t_ст ?139С, Р_{r ж} = 1,27, а _в = 1, тогда

(1.9.1.15)

где - число Нуссельта,

Re_ж = 79597 - число Рейнольдса для жидкости,

Pr_ж = 1,27 - число Прандтля для жидкости,

Pr_ст = 1,27 - число Прандтля для стенки.

= 194

Средний коэффициент теплоотдачи от стенки труб к конденсату:

(1.9.1.16)

где = 194 - число Нуссельта,

_ж = 0,6837 Вт/м·С - теплопроводность,

d_в = 0,0145 м - внутренний диаметр трубки.

= 9147 Вт/м²·С

Определяем коэффициент теплопередачи:

К = (1.9.1.17)

К =

К = 4,67 Вт/м²·С

Отличие полученного значения К составляет:

К = 4,67-4,668=0,2% 2%, что допустимо.

Принимаем это значение К.

Гидравлический расчет поверхностного подогревателя низкого давления

Задачей гидравлического расчета подогревателя является определение его гидравлического сопротивления.

Для любого элемента или участка подогревателя гидравлическое сопротивление определяется выражением:

Р = (1.9.2.1)

где У - гидравлические потери, возникающие при движении теплоносителя за счет трения о стенки труб;

- гидравлические потери при движении теплоносителя, вызванные местными сопротивлениями;

l_акт = 1,122 м - длина активной части труб.

Коэффициент сопротивления трения:

= 0,1 (1.9.2.2)

где = 0,01·10^-3 м - шероховатость стенок труб,

d_э = 0,0145 м - внутренний диаметр трубки,

Re= 79597 - число Рейнольдса.

= 0,1

= 0,0218

G_м = 4,5 - коэффициент местного сопротивления.

Подставим значение в формулу (1.9.2.1):

Р =

Р = 4,45·10³ Па

Прочностной расчет подогревателя низкого давления поверхностного типа

Расчет цилиндрических элементов (корпуса)

Номинальная толщина S стенки (мм) цилиндрического элемента, нагруженного внутренним давлением среды, определяется по формуле:

S₁ (1.9.3.1)

где Р = 0,516 МПа - расчетное избыточное давление;

d_в = 1404 мм - номинальный внутренний диаметр цилиндрического элемента,

у = 122,3 МПа - номинальное допускаемое напряжение;

= 1 - коэффициент прочности;

С = 1 мм - прибавка к расчетной толщине стенки.

S₁

S₁ 3,97 мм

Из конструктивных соображений принимаем толщину стенки корпуса S₁=10 мм.

Расчет на прочность днищ (эллиптического)

Толщина стенки эллиптического днища, нагруженного внутренним давлением, определяется по формуле:

S₂ (1.9.3.2)

где Р = 0,516 МПа - расчетное избыточное давление.

R_в = (1.9.3.3)

где d_в = 1404 мм - номинальный внутренний диаметр.

0,2 0,5 (1.9.3.4)

0,2 Н 0,5

Принимаем = 300 мм - высота нецилиндрической части днища.

R_в =

R_в = 1643 мм - радиус кривизны в вершине днища,

= 1 - коэффициент прочности,

у = 122,3 МПа - номинальное допускаемое напряжение,

С = 1 мм - прибавка к расчетной толщине стенки,

S₂

S₂ 4,47 мм

Из конструктивных соображений принимаем толщину стенки эллиптического днища S₂ = 20 мм.

Расчет трубной доски

Толщина трубной доски, находящейся под предельно-допустимым растягивающим напряжением, определяется по формуле:

S_т.д. = 0,393·К·d_Т.Д.в. (1.9.3.5)

где К = 1 - коэффициент, учитывающий способ закрепления трубной доски,

d_Т.Д.в. = 1404 мм - внутренний диаметр трубной доски,

= С₁ - С₂· d/t (1.9.3.6)

где - коэффициент прочности,

С₁ = 0,935 - постоянная, принимается в зависимости от способа разбивки отверстий,

С₂ = 0,65 - постоянная. принимается в зависимости от способа разбивки отверстий,

d = 1,02d_тр.н. (1.9.3.7)

d = 1,02·16

d = 16,32 мм - диаметр отверстий в трубной доске,

t = 1,4 d_тр.н. (1.9.3.8)

t = 1,4·16

t = 22,4 мм - шаг отверстий в трубной доске,

= 0,46

у_Т.Д. = 90 МПа - допускаемое напряжение для материала трубной доски,

Р = 0,516 МПа - расчетное избыточное давление,

у_а.с. = 40 МПа - допускаемое напряжение для материала анкерной связи,

n_а.с. = 6 - количество анкерных связей,

f_а.с. = рR² (1.9.3.9)

где R = 22,5 - радиус анкерной связи,

f_а.с. = 3,14·22,5²

f_а.с. = 1590 мм²

d_а.с. = 0,5 d_Т.Д.в. (1.9.3.10)

d_а.с. = 0,5·1404

d_а.с. = 702 мм

S_т.д. = 0,393·1·1404·

S_т.д. = 32 мм

Из конструктивных соображений принимаем толщину трубной доски S_т.д. = 40 мм.

2. ВЫБОР ОБОРУДОВАНИЯ

Выбор теплообменников заключается в расчете поверхности нагрева для определения типа подогревателя.

Подогреватель высокого давления, подогреватель низкого давления поверхностного типа, деаэратор повышенного давления, конденсатор.

2.1 Расчет подогревателя высокого давления ПВД № 1 и выбор его

типа

Произведем расчет подогревателя высокого давления ПВД № 1 и выберем его тип.

Найдем перегрев воды в охладителе пара ОП, собственно подогревателя СП, охладителя дренажа ОД.

ОП:

q_ОП = h_П1 - h"_П1 (2.1.1)

где h_П1 = 3037 кДж/кг - энтальпия пара первого отбора,

h"_П1 = 2791,3 кДж/кг - энтальпия пара на выходе из подогревателя высокого давления ПВД № 1.

q_ОП = 3037 - 2791,3

q_ОП = 245,7 кДж/кг

СП:

q_СП = h"_П1 - h'_в (2.1.2)

где h"_П1 = 2791,3 кДж/кг - энтальпия пара на выходе из подогревателя высокого давления ПВД № 1,

h'_в = 1174,9 кДж/кг - энтальпия воды перед подогревателем высокого давления ПВД № 1.

q_СП = 2791,3 - 1174,9

q_СП = 1616,4 кДж/кг

ОД:

q_ОД = h'_в - h_д (2.1.3)

где h'_в = 1174,9 кДж/кг - энтальпия воды перед подогревателем высокого давления ПВД № 1,

h_д = 1120 кДж/кг - энтальпия дренажа подогревателя высокого давления ПВД № 1.

q_ОД = 1174,9 - 1120

q_ОД = 54,9 кДж/кг

Определим количество теплоты, передаваемое греющим паром в подогревателе.

Q_i = Д_П·q_i (2.1.4)

где Д_П = 22,14 кг/с - расход пара на турбину.

Для ОП:

Q_ОП = Д_П·q_ОП (2.1.5)Q_ОП = 22,14·245,7

Q_ОП = 54,39 Вт

Для СП:

Q_СП = Д_П·q_СП (2.1.6)Q_СП = 22,14·1616,4

Q_СП = 35787,1 Вт

Для ОД:

Q_ОД = Д_П·q_ОД (2.1.7) Q_ОД = 22,14·54,9

Q_ОД = 1215,5 Вт

Определяем поверхность охладителя пара ОП.

Принимаем коэффициент теплопередачи К = 2 кВт/м²·С.

F_ОП = (2.1.8)

где = 5439,8 Вт - количество теплоты, передаваемое греющим паром в охладителе пара ОП.

К = 2 кВт/м²·С - коэффициент теплопередачи,

- температурный напор в охладителе пара.

= (2.1.9)

где t_б = t_П1 - t_в2 (2.1.10)

где t_П1 = 339С - температура пара в охладителе пара ОП (см.таблицу 1.2),

t_в2 = 268С - температура воды за охладителем пара (см. таблицу 1.2).

t_б = 339-268

t_б = 71С

t_м = t_н - t'_в.ОП (2.1.11)

где t_н = 270С - температура насыщенного пара в ОП (см. таблицу 1.2),

t'_в.ОП = 263С - температура воды на входе в ОП (см. таблицу 1.2).

=

= 27,62С

F_ОП =

F_ОП = 98,5 м²

Определяем поверхность собственно подогревателя СП.

Значение температурного напора СП:

= (2.1.12)

где t_б = t_н - t'_в.СП (2.1.13)

где t_н = 270С - температура насыщенного пара,

t'_в.СП = 252С - температура воды на входе в СП,

t_б = 270-252

t_б = 18С

t_м = t_н - t'_в.ОП (2.1.14)

где t'_в.ОП = 263С - температура воды на входе в ОП.

t_м = 270-263

t_м = 7С

=

= 11,65С

F_СП = (2.1.15)

где Q_СП = 35787,1 Вт - количество теплоты, передаваемое греющим паром в СП,