Проектирование тепловой электростанции

Аннотация

В середине прошлого века в промышленно развитых странах начались разработки энергоблоков, рассчитанных на сверхкритические параметры пара, что было вызвано необходимостью снижения удельных расходов топлива. Вслед за советскими инженерами, которые в 1949 г. ввели в эксплуатацию первый в мире котел на давление 30 МПа, американские специалисты приступили к созданию и широкому распространению крупных энергетических котлов сверхкритического давления (СКД).

В начале 80-х годов интерес к энергоблокам на сверхкритическое давление в США заметно снизился. Это объясняется тем что, во-первых, опыт начального периода эксплуатации энергоблоков СКД с прямоточными котлами показал, что их коэффициент готовности несколько ниже, чем у энергоблоков рассчитанных на докритические параметры пара, и с барабанными котлами. Во-вторых, совершенствование технологии добычи угля позволило снизить цены на топливо. Конкурентоспособность энергоблоков уменьшилась, так как при их сооружении используются чрезвычайно дорогие аустенитные стали. Все это привело к тому, что в 90-е годы США утратили ведущие позиции в повышении параметров пара. Лидирующее положение заняли европейски страны и Япония. Для них характерны высокий технологический уровень в энергомашиностроении и дорогое импортируемое топливо.

Ситуация в США стала меняется только в последние годы. Среди причин, заставивших Американских энергетиков изменить свое отношение к разработке энергоблоков СКД, можно отметить следующие:

Анализ работы 162 американских энергоблоков СКД, выполненный специалистами ЕPRI, показал что после начального периода эксплуатации они по показателям надежности и готовности достигли энергоблоки докритических параметров пара; их экономичность в среднем оказалась на 3% выше по сравнению с энергоблоками на докритическое давление (16,5 МПа, 538/538°С); отсутствие барабана и других толстостенных элементов у прямоточных котлов СКД привело к снижению на 15…20% Времени, необходимого для растопки из холодного состояния;

Ситуация с ценами на уголь оказалась не такой благоприятной как ожидалось:

Стоимость углей восточных угольных бассейнов начала заметно увеличиваться; за короткий период цены выросли на 25% и к началу 2004 г. Достигли абсолютного максимума за последние 25 лет.

Появились новые марки сталей с содержанием хрома 9 и 12%, что решило вопрос надежной работы высокотемпературных элементов котлов, рассчитанных на температуру пара до 649°С; к концу десятилетия в Европе предполагалось создать материалы, способные обеспечить работу котла при температуре пара 705°С.

Учитывая все это, Department of Energy US, EPRI, Ohaio coal development and National laboratory of Oak Ridge совместно с производителями котлов приступили к разработке новых высокотемпературных материалов для котлов суперсверхкритических параметров (ССКД) с температурой перегретого пара до 760°С. Но главным стимулом для перехода

К сверхкритическим параметрам пара явились новые требование к снижению выбросов токсичных (NOx и SO2) и парниковых (СО2) газов в атмосферу. Повышение КПД энергоблоков снижает расход топлива при выработке того же количества электроэнергии, а следовательно, уменьшает количество выбрасываемых в атмосферу продуктов сгорания.

Ратификация Киотского протокола странами Европейского союза и Японией поставила их перед необходимостью снизить к 2008 и к 2012 г. Выбросы СО2 на 8 и 6%. В настоящее время наиболее освоенным методом снижения выбросов парниковых газов в атмосферу является повышение КПД использования органического топлива. Специалисты EPRI подсчитали что увеличение КПД энергоблока всего на 1% уменьшает выбросы СО2 в атмосферу на 1 млн. т за весь период работы.

В США, несмотря на отказ ратифицировать Киотский протокол, проводится политика снижения выбросов парниковых газов, причем не абсолютных, а удельных (на 1 выработанной электроэнергии). С учетом этого специалисты EPRI продолжают исследования по выбору наиболее подходящих параметров пара и схем для энергоблоков СКД нового поколения. Ими рекомендованы оптимальные параметры для нового энергоблока мощностью 700 МВт: давление - 31,0 МПа; температура-593°С и двойной промежуточный перегрев до той же температуры. При этом следует заметить, что энергоблок №1 ТЭС Эддистоун, проработавший более 35 лет, эксплуатировался в основном при более высоких давлении (32,2 МПа) и температуре (610°С).

Для обоснований своих рекомендаций EPRI выполнили экономический анализ целесообразности повышения параметров пара за котлом до 35 МПа и 732°С. По расчетам, эти параметры обеспечивают КПД, равный 46 при однократном и 48% при двукратном перегреве пара. Для надежной работы котла с такими параметрами потребуются чрезвычайно дорогие материалы. Неизбежно встает вопрос:

Сможет ли снижение затрат на топливо окупить дополнительные расходы, обусловленные использованием дорогих жаропрочных сталей?

Были сделаны расчеты для трех энергоблоков мощностью 500 МВт. Предполагалось, что все они будут работать на одинаковом высококачественном угле стоимостью 41,67 дол/т.у.т. Коэффициент использования установленной мощности для всех энергоблоков принят равным 80%, а срок амортизации капитальных затрат -20 лет.

Чем выше стоимость топлива, тем больше предельное значение удельных затрат, при которых переход от докритических к сверхкритическим параметрам еще обеспечивает конкурентоспособность энергоблоков СКД. например, при цене топлива 41,67 дол /т.у.т. энергоблок СКД с КПД=40,1% можно предпочесть энергоблоку на докритические параметры только при условии, что его удельные капиталовложения будут выше не более 6%(1080 дол/кВт). Если при той же цене топлива перейти к суперсверхкритическим параметрам с КПД=42,7%, то предельные капитальные затраты составят уже 1120 дол/кВт. Если экономичность энергоблока будет увеличена до 45%, то при цене 41,67 дол/т.у.т. он будет конкурентоспособен даже в случае роста удельных капитальных затрат до 1174 дол/кВт. При более низкой стоимости топлива (например 13,9 дол/т.у.т) увеличение удельных капитальных затрат даже на 2,5% ставит под сомнение целесообразность перехода от докритического давления к сверкритическому.

Следует, однако, заметить, что приведенные цифры не учитывают возможных в будущих платежей за выбросы парниковых газов. Для котла докритического давления

Выбросы СО2 составляют 0,85 т/(МВт*Ч), а для котла на суперсверхкритические параметры составляют всего 0,65 т/(МВт*Ч), т.е. меньше на 23%. Введение платы за выбросы парниковых газов приведет к большей целесообразности сооружения энергоблоков СКД и ССКД в область более дешевых углей.

В настоящее время наиболее целесообразным является введение новых мощностей.

1. Выбор типа и количества турбин, энергетических котлов

1.1 Выбор типа и количества турбин

ГРЭС проектируется в городе Иваново. Основное топливо - газ, резервное - мазут. Электрическая мощность ГРЭС составляет 1050 МВт.

В соответствии с НТП, единая мощность турбоагрегата выбирается исходя из конкретных местных условий с учетом перспективы развития объединенной энергосистемы, а также конкретные виды нагрузок в соответствии с заданием.

Тепловая нагрузка Qр =400 ГДж/ч, из которой Qот=300 ГДж/ч, Qгвс=100 ГДж/ч. В соответствии с заданными нагрузками выбираю турбину К210-130 в количестве 5 агрегатов.

Начальные параметры пара: Ро=12,75 МПа; tо=545оС; Dо=670 т/ч. Станция выполнена блочно.

1.2 Выбор типа и количества котлов

Котлы для моноблоков выбираются по максимальному пропуску пара через турбину с учетом расхода пара на собственные нужды и запаса в размере 3%, места расположения проектируемой станции, а также начальным параметрам (Ро, tо) пара на турбину и видом топлива.

В соответствии с начальными параметрами выбирается котел Еп-670-140 ГМ в количестве 5 агрегатов.

2. Составление принципиальной тепловой схемы электростанции, её расчет на заданный режим

2.1 Описание тепловой схемы ГРЭС

ГРЭС установлена в городе Иваново. Основное топливо - газ, резервное - мазут. Электрическая мощность ГРЭС составляет 1050 МВт.

Тепловая нагрузка Qр =400 ГДж/ч, из которой Qот=300 ГДж/ч, Qгвс=100 ГДж/ч. В соответствии с заданными нагрузками устанавливается турбина К210-130 в количестве 5 штук.

Начальные параметры пара: Ро=12,75 МПа; tо=545оС; Dо=670 т/ч. Станция выполнена блочно.

По НТП котлы выбираются по виду топлива, максимальному расходу пара на турбину и начальным параметрам. В связи с этим выбирается котел Еп-670-140 ГМ в количестве 5 штук.

Каждый турбоагрегат имеет сетевую установку, состоящую из двух сетевых подогревателей, водогрейных котлов и сетевых насосов. Температурный график равен 120/70. Система ГВС закрытая.

Регенеративная установка каждого турбоагрегата состоит из трех ПВД и четырех ПНД, в которых производится нагрев основного рабочего тела до температуры питательной воды 240оС. Деаэрация питательной воды происходит в деаэраторе типа ДП - 1000. Нагрев осуществляется с давлением 0,7 МПа. Нагрев питательной воды составляет 20оС.

Основной конденсат и питательная вода нагреваются в регенеративных подогревателях паром из отборов турбины. Слив дренажей из ПВД каскадный с последующим заводом в основной деаэратор. Слив дренажей из ПНД смешанный с последующим заводом в линию основного конденсата.

Пар после прохождения проточной части турбины поступает в конденсатор. Для каждой турбины установлен конденсатор типа 200КЦС-2, где пар конденсируется и подается конденсатным насосом в основной деаэратор. Конденсатный насос имеет резерв. Турбина типа К210-130 имеет 7 регенеративных отборов пара.

2.2 Основные параметры турбины

Давление свежего пара Ро=130 ат= 12,75 МПа. Температура свежего пара tо=545оС. Конечное давление пара Рк=0,00353 МПа. Температура питательной воды tп.в.=240оС. Давление пара в отборах:

1 отб. ПВД 7 Р1=3,855 МПа

2 отб. ПВД 6 Р2=2,52 МПа

3 отб. ПВД 5 Р3=1,187 МПа деаэратор 1,187 МПа

4 отб. ПВД 4 Р4=0,627 МПа

5 отб. ПВД 3 Р5=0,232 МПа

6 отб. ПВД 2 Р6=0,125 МПа

7 отб. ПВД 1 Р7=0,026 МПа

2.3 Расчет повышения температуры питательной воды в питательном насосе

?tп.н.=?•(Рн - Рв)•103 / с•?п.н., оС

? - удельный объем, м3/кг

Рн - давление на стороне нагнетания питательного насоса, МПа

Рв - давление на стороне всасывания питательного насоса, МПа

с - удельная теплоемкость, кДж/кг· оС

?п.н. - кпд питательного насоса

?tп.н. = 0,0011· (18-0,8) · 103 / 4,19· 0,85 =5,3оС

2.5 Определение температуры дренажей питательной воды и конденсата после подогревателей высокого давления и подогревателей низкого давления

Разность температур в группе ПВД

?t = tвых - tвх

??t = tн - tвых

на группу ПВД

?t = tп.в. - tп.н.

?t = 240-170=70 оС

На 1 ПВД

?t1 = ?t/3

?t1 = 70/3 =23,3 оС

tвх = tп.н. + ?t1 = 170 + 23,3 = 193,3 оС

tвых = tвх + ?t1 = 193,3 + 23,3 = 216,6 оС

tп.в. = tвых + ?t1 = 216,6 + 23,3 = 239,9 оС

Принимаем температурный напор ?t = 5 оС

tн1 = tп.в. + ?t = 240 + 5 = 245оС

tн2 = tвых + ?t = 216,6 + 5 = 221,6 оС

tн3 = tвх + ?t = 193,3 + 5= 198,3 оС

Разность температур в группе ПНД

?tпнд = t5 - t1 = 140-31=109 оС

?t1 = ?tпнд /4 = 109/4 = 27,25 оС

t2 = t1 + ?t1 = 31+27,25 = 58,25 оС

t3 = t2 + ?t1 = 58,25+27,25 = 85,50 оС

t4 = t3 + ?t1 = 85,5+27,25 = 112,75 оС

t5 = t4 + ?t1 = 112,75+27,25 = 140 оС

tн7 = t2 + ?t= 31 + 5 = 36 оС

tн6 = t3 + ?t= 58 + 5 = 63,25 оС

tн5 = t4 + ?t= 85,5 + 5 = 90,5 оС

tн4 = t5 + ?t= 140 + 5 = 145 оС

2.6 Расчет параметров сетевой установки

t_пр

t₁

СП₁

Рисунок 2.1 - Схема сетевой установки

Расход сетевой воды:

D_св = Q_р · 10³ / с (t_пр - t_обр), т/ч

Q_р - расчетная тепловая нагрузка, кДж/кг

t_пр, t_обр - температура прямой и обратной сетевой воды, ^оС

t_пр = 120 ^оС; t_обр = 70 ^оС

D_св = 400 · 10³ / 4,19 (120-70) = 1909,3 т/ч

Температура сетевой воды за сетевыми подогревателями:

t_пр = 120 при t_н = 125 Рто = 0,232 МПа

2.7 Процесс расширения пара в турбине

Процесс расширения пара разбиваем на 3 отсека.

Первый отсек - от начального давления пара до третьего регулируемого отбора.

Второй отсек - от третьего регулируемого отбора до нижнего теплофикационного отбора.

Третий отсек - от нижнего теплофикационного отбора до конечного давления.

В процессе построения принимаем потери давления на клапан ?Р_кл = 0,05 Р₀. Действительный теплоперепад в отсеках определяется с учетом внутренних относительных кпд.

?_oi^? = 0,825

?_oi^?? = 0,875

?_oi^??? = 0,79

Р_о = 12,75 МПа = 130 бар

t_о = 545 ^оС

Р_о^' = Р_о - 0,05· Р_о = 130 - 0,05 · 130 = 123,5 бар

i₃ = 3064кДж/кг

?Н_о^? = i₀ - i₃ = 3460 - 2980 = 480 кДж/кг

?Н_р^? = ?Н_о^? · ?_oi^? = 480 · 0,825 = 396 кДж/кг

i₃^' = 3540кДж/кг

I_то = 2980 кДж/кг

?Н_о^?? = i₃^' - i_то = 3540 - 2888 = 652 кДж/кг

?Н_р^?? = ?Н_о^?? · ?_oi^?? = 652 · 0,875 = 608 кДж/кг

i_то^' = 2980 кДж/кг

i_к = 2296 кДж/кг

?Н_о^??? = i_нто^' - i_к = 2980-2296 = 732 кДж/кг

?Н_р^??? = ?Н_о^??? · ?_oi^??? = 732 · 0,79 = 592 кДж/кг

i_к^' = 2436 кДж/кг

2.8 Параметры пара и воды

Таблица 2.1

Точки процесса	Параметры греющего пара	Параметры конденсата греющего	Питательная вода и основной конденсат
	Давление Р, МПа	Энтальпия i, кДж/кг	Температура насыщения tн, оС	Энтальпия i, кДж/кг	Температура t, оС	Энтальпия i, кДж/кг
Перед турбиной	12.75	3460	-	-	-	-
Р1 ПВД7	2,85	3176	245	1061,6	240	1037,6
Р2 ПВД6	2,52	3064	221,6	948,3	216,6	925,2
Р3 ПВД5	1,187	3360	198,3	843,4	193,3	820,9
Р3 деаэратор	1,187	3360	164,9	697	164,9	697
Р4 ПНД4	0,627	3196	145	610,6	140	589,1
Р5 ПНД3	0,232	3008	125	525,0	120	503,7
Р6 ПНД2	0,125	2920	90	376,4	85	355,92
Р7 ПНД1	0,026	2780	63	263,65	58	242,72
Конденсатор	0,00353	2436	26	108,95	26	108,95

2.9 Расчет параметров сетевой установки

t_пр=120

СП₁

Рисунок 2.2 - Схема параметров сетевой установки

D_сп1 ·(i_н.о. - i_1н) · ? = D_с.в.· (i₁ - i_обр)

D_сп1 = D_с.в.· (i₁ - i_обр) / (i_н.о. - i_1н) · ?

D_сп1 = 1909,3*(503,7-292,97)/((3008-525)*0,98)= 165,34 т/ч

2.10 Расчет подогревателей высокого давления

t_п.в.

i_п.в.

ПВД7

D₁

Р₁

D₁ i₁

t_н1

i_н1 t_вых

i_вых

ПВД6

D₂

Р₂

D₁ + D₂ i₂

Рисунок 2.3 - Схема подогревателей высокого давления

D₁ · (i₁ - i_н1) · ?= D_п.в. · (i_п.в. - i_вых)

D₁ = 1.01D_п.в. · (i_п.в. - i_вых) / (i₁ - i_н1) · ?

D₁ = 1.01D (1037.6 - 925.2) / (3176 - 1061.6) · 0,98 = 0.0547D

D2 · (i2 - iн2) · ? + D1 · (iн1 - iн2)=1.01D· (iвых - iвх)

D2 · (i2 - iн2) · ? = Dп.в. · (iвых - iвх) - D1 · (iн1 - iн2)

D2 = 1.01Dп.в. · (iвых - iвх) - D1 · (iн1 - iн2) / (i2 - iн2) · ?

D2 = 1.01D · (925.2 - 820.9) - 0.0547D · (1061.6 - 948.3) / (3064 - 948.3) · 0,98 = 0.0478D

D3 · (i3 - iн3) · ? + (D1+D2) · (iн2 - iн3)=Dп.в. · (iвых - iпн)

D3 · (i3 - iн3) · ? = Dп.в. · (iвых - iпн) - (D1+D2) · (iн2 - iн3)

D3 = 1.01Dп.в. · (iвых - iпн) - (D1+D2) · (iн2 - iн3) / (i3 - iн3) · ?

D3= 1.01D· (820.9 - 697) - (0.0547D+0.0478D) · (948.3 - 843.4) /

/(3360 - 843.4)· 0,98 = 0.0464D

2.11 Расчет основного деаэратора

Схема основного деаэратора.

D_др D_к

i_др i_к

D_с1=D_рнп

i_рнп i₀

Рисунок 2.4 - Схема основного деаэратора

Из уравнения материального баланса деаэратора выражаем расход основного конденсата, поступающего в деаэратор:

D_п.в. = D_д + (D₁ + D₂ + D₃) + D_с1 + D_к3

D_к3 = D_п.в. - D_д - (D₁ + D₂ + D₃) - D_с1

D_к3 = 1.01 D_д - D3отб - 0.1489D = 0.8611 - D3отб

Уравнение теплового баланса деаэратора:

0.1489D· i3 · ?+ Dk· ik · ?+ D3отб· iот · ?=1.01D· iпв

0.1489D· 83.4 · 0.98+ (0.8611D-D3отб,)· 589,1 · 0,98+ D3отб· 3360 ·0,98 = 1.01D· 697

3292.8D3отб =704D

62.1D+2715 D3отб =704D

2715.5 D3отб =83.9D

D3отб =0.0309D

Dк3=0.8611-0.0309=0.8302D

Dк3=0.8302D

2.12 Расчет подогревателей низкого давления

Схема ПНД.

ПНД4 ПНД3 ПНД2 ПНД1

t₅ t₆ t₇

t₈

t₄

Рисунок 2.5 - Схема подогревателей низкого давления

t₄ = 140^оС, тогда i₅ = 589,1 кДж/кг

Тепловой баланс ПНД4:

D₄ · (i₄ - i_н4) · ? = D_к · (i_к - i₅)

D₄ = D_к3 · (i₄ - i₅) / (i₄ - i_н4) · ?

D₄ = D· 0,8302 (589,1 - 503,7) / (3196 - 589,1) · 0,98 = 0,028D

t₃ = 120^оС, тогда i₆ = 503,7 кДж/кг

Тепловой баланс ПНД3:

D₅ · (i₅ - i_н5) · ? + D₄ · ??₄₅ · ? = D_к2 · (i₅ - i₆)

D_к2 = D_к3 - (D₄ + D₅)

D_к2 = D_к1 - (D₄+ D₅ +D₆) = 0,8302 D - (0,028D+ D₅ +D₆)

D₅ · (3008 - 525) · 0,98 + 0,028D · (610,6-525) 0,98 = (0,8022 D-D₅ - D₆) · (589,1 - 355,92)+(0,028D+ D₅ +D₆) (589,1-376,94)

D₅ · 2454,42 = 190,65D - 22,02D6

D₅ = 0,077D - 0,0003D кг/с

D5=0.0767D

Тепловой баланс ПНД2:

D₆ · (i₆ - i_н6) · ? + D_с2 · (i_??^'' - i_н2) · ? = D_к1 · (i_н6 - i₇)

D_к1 = D_к2 - (D₆ + D_с2 + D_сп2)

D_к1 = 0.8022 - (D₅ - D₆)

D6 · (2920 - 376.94) =(0.8022D - D5 - D6) · (355,92 - 242,72)

D6 · 2492,2 = 90,8D - 113,2D5 - 113,2D6

D₆ = 0,0348D - 0,0434D₅

D₆ = 0,0348D - 0,0434D₅ (0,077D - 0,069D₆)

D₆ = 0,0315D

Тепловой баланс ПНД1:

D₇ · (i₇ - i_н7) · ? = D_к · (i₇ - i₈)

D_к = D - (D₄+ D₅ +D₆ +D₇)

D₇ = D_к · (i₇ - i₈) / (i₇ - i_н7) · ?

D₇ = 0.6652D · (242.46 - 142,46) / (2780 - 263.65)

2466.023D₇ = 66.52D

D₇= 0.0257D

Dпр = ?пр · Dкном, т/ч

?пр = 1,5% от паропроизводительности котла

Dпр = 0,01 · 670 = 6,7 т/ч

Давление в барабане котла:

Рб = Рок + ?Рпп, МПа

Рок - номинальное давление пара в котле, МПа

Рок = 13,75 МПа

?Рпп - гидравлическое сопротивление пароперегревателя, МПа

?Рпп = 1,4 Мпа

Рб = 13,75 + 1,4 = 14,15

В данном случае целесообразно завести пар из первой ступени сепаратора в деаэратор, поэтому давление в РНП - ?, и потеря продувочной воды определяется из уравнения теплового и материального баланса расширителя продувки:

Qпр = Qс1 + Q0,7

Dпр ·iб · ? = Dc1 · i''? + D0,7 · i'?

Dпр ·iб · ? = Dc1 · i''? + Dпр · i'? - Dс1 · i'?

Dпр · (iб · ? - i'?) = Dc1 · (i''? - i'?)

Dc1 = Dпр · (iб · ? - i'?) / i''? - i'?

Dc1 = 6,7 · (1620 · 0,98 - 697) / (2762,9 - 697,1)= 2,89 т/ч = 0,8 кг/с

iб, i''?, i'? - энтальпии продувочной воды, отсеппарированного пара и отсеппарированной воды соответственно, кДж/кг.

? - коэффициент, учитывающий охлаждение сепаратора, принимается равным 0,98.

Количество продувочной воды после сепаратора первой ступени:

Dпр' = Dпр - Dc1, т/ч

Dпр' = 6,7-2,89 = 3,81 т/ч

(Dпр - Dc1) · i'? = Dc2 · i''?? + D0,15 · i'??

Dпр · i'? - Dс1 · i'? = Dc2 · i''?? + (Dпр - Dc1 - Dс2) · i'??

Dпр · i'? - Dс1 · i'? = Dc2 · i''?? + Dпр· i'?? - Dc1· i'?? - Dс2· i'??

Dпр · (i'? - i'??) + Dc1 · (i'? - i'??) = Dc2 · (i''?? - i'??)

Dc2 = Dпр · (i'? - i'??) + Dc1 · (i'? - i'??) / i''?? - i'??

Dc2 = 3,81· (697 - 467,13) + 2,89 · (697 - 467,13) /(2693,9 - 467,13) = 0,37 т/ч

i'??, i''?? - энтальпии сухого насыщенного пара и отсеппарированной воды, кДж/кг.

Количество продувочной воды, сбрасываемой в канализацию:

Dпр'' = Dпр' - Dc2, т/ч

Dпр'' = 3,81-0,37 = 3,44 т/ч

2.14 Определение коэффициента недовыработки

yi·Di

y1·D1 =0.810 * 0.0547D=0.0443D

y2·D2 =0.736 * 0.0478D=0.0352D

y3·D3 =0.902 * 0.0464D=0.0418D

y4·D4 =0.742 * 0.0287D=0.0207D

y5·D5 =0.558 * 0.0767D=0.0428D

y6·D6=0.472 * 0.0315D=0.0148D

y7·D7 =0.336 * 0.0257D=0.0086D

?y·D=0.2082D

2.15 Определение расхода пара на турбину по балансу мощностей

D=

D= т/ч

Расход пара на отборы турбины

D1 = 0.0395·951=38.41 т/ч

D2 = 0.0293·951=28,49 т/ч

D3 = (0.418+0,0278)·951=67,68-2,89=64,79 т/ч

D4 = 0.0395·951=20,13 т/ч

D5 = 0.0428·951=41,62 т/ч

D6 = 0.0148·951=14,39-0,37=14,02 т/ч

Таблица 2.2

№отбора	Расход пара в долях от D	y	y·D	Расход т/ч
ПВД 7	0,0547D	0,722	0,0395D	38,41
ПВД 6	0,0478D	0,613	0,0293D	28,49
ПВД 5	0,0773D	0,902	0,0696D	64,79
ПНД 4	0,028D	0,742	0,0207D	20,13
ПНД 3	0,0767D	0,558	0,0428D	41,62
ПНД 2	0,0315D	0,472	0,0148D	14,02
ПНД 7	0,0257D	0,336	0,0086D	8,36
?	0,3417D	4,345	0,0253D	219,08

2.15 Проверка расхода пара на турбину по балансу мощностей

Мощность потока пара в турбине

I отбора

N₁ = D₁· (i₀-i₁) 0,98/3600 = 38,41· (3460-3176) 0,98/3600 =2,969 МВт

II отбора

N₂ = D₂· (i₀-i₂) 0,98/3600 = 28,49· (3460-3064) 0,98/3600 =3,07 МВт

III отбора

N₃ = D₃ · (i₀-i₃) 0,98/3600 = 64,79· (3460-3360) 0,98/3600 =1,842 МВт

IV отбора

N₄ = D₄· (i₀-i₄) 0,98/3600 = 20,15· (3460-3196) 0,98/3600 =1,448 МВт

V отбора

N₅ = D₅· (i₀-i₅) 0,98/3600 = 41,62· (3460-3008) 0,98/3600 =5,120 МВт

VI отбора

N₆ = D₆· (i₀-i₆) 0,98/3600 = 14,02· (3460-2920) 0,98/3600 =2,115 МВт

VII отбора

N₇ = D₇ · (i₀-i₇) 0,98/3600 = 8,36· (3460-2780) 0,98/3600 =1,547 МВт

Мощность конденсатного потока

N_к = D_к · (i₀-i_к) 0,98/3600 = (951-219,08)· (3460-2436) 0,98/3600 =204,05 МВт

Сумма мощностей потоков пара в турбине

?N=N₁+N₂+N₃+N₄+N₅+N₆+N₇+N_к

?N=222,16 МВт

Мощность на зажимах генератора

N_э^' = ?N·?_эм = 222,16·0,98=217,7 МВт

2.16 Определение относительной погрешности

?N = [(N_э - N_э^') / N_э] · 100% (2.5)

?N = [(210 -217,7) / 210] · 100 = 3,6%

3. Выбор вспомогательного оборудования тепловой схемы станции

3.1 Оборудование, поставляемое в комплекте с турбиной

1) конденсатор типа 200КЦС-2;

2) основной эжектор конденсационного устройства (с холодильником) типа ЭП-3-700-1 в количестве двух штук

3) Маслобак МБ-63-90 (маслоохладитель встроен в маслобак) в количестве двух штук.

3.2 Расчет и выбор деаэраторов, конденсатных и питательных насосов, оборудования теплофикационной установки

В соответствии с нормами технологического проектирования тип и количество регенеративных подогревателей для основного конденсата выбираются в соответствии с количеством отборов.

Таблица 3.1

Тип подогревателя	Площадь поверхности теплообмена, м	Номинальный массовый расход воды, кг/с	Расчетный тепловой поток, мВт	Максимальная температура,	Гидравлические сопротивления при номинальном расходе воды, мм. в.ст.
Группа ПНД ПН-100-16-4-III ПН-350-16-7-III ПН-350-16-7-II ПН-350-16-7-I	100 350 351 352	102,8 136,1 159.7 159.7	1,6 24,3 17.1 24.0	240 400 400 400	3,0 4,95 5.4 5.8
Группа ПВД ПВ-775-265-13 ПВ-775-265-25 ПВ-775-265-45	775 775 775	194.4 194.4 194.4	19.5 32.2 20.7	449 341 392	25,0 24,0 24,0

В соответствии с НТП конденсатные насосы выбираются по условиям максимального расхода пара в конденсатор и необходимому напору. Конденсатный насос должен иметь резерв.

Общая подача рабочих конденсатных насосов:

; т/ч (3.1)

где 1,1 и 1,2 - коэффициенты, учитывающие отвод в конденсатор

дренажной системой регенерации дренажей трубопроводов, ввод обессоленной воды.

- максимальный расход пара в конденсатор.

; т/ч (3.2)

Где - максимальный расход пара на турбину

- суммарный расход пара на регенеративные отборы

т/ч

Dкн =1,1·484=532,4т/ч

Напор конденсатного насоса определяется, исходя из давления в деаэраторе и преодоления сопротивления всей регенеративной системы и всего тракта от конденсатора до деаэратора, а также преодоления высоты гидравлического столба в связи с установкой деаэратора на значительной высоте по условиям подпора питательного насоса.

Полный напор конденсатного насоса

; м (3.3)

где К - коэффициент запаса на непредвиденные эксплуатационные сопротивления.

- геометрическая высота подъема конденсата, равна разности уровней деаэратора и конденсатора; м

- давления в деаэраторе и конденсаторе; МПа

- сумма потерь напора в трубопроводах и ПНД.

; м (3.4)

где - гидравлическое сопротивление ПНД

- гидравлическое сопротивление охладителя уплотнений

- гидравлическое сопротивление трубопроводов

- гидравлическое сопротивление клапана деаэратора

м

м (3.5)

В соответствии с расчетами подача составляет Dкн =532,4 т/ч, напор =198,2 м. Выбираем по литературе [1] насос КсВ 320-210 в количестве трех штук: два рабочих и один в резерве.

Характеристика насоса КсВ 200-220

- Подача 320 м/ч

- Напор 210 м

- Допустимый кавитационный запас 1,6

- Мощность 255 кВт

- КПД насоса 75%

- Частота вращения n=1500 об/мин

В соответствии с нормами технологического проектирования количество и производительность питательных насосов должны соответствовать следующим условиям:

Для электростанций с блочными схемами на докритические параметры: подача питательных насосов определяется максимальным расходом питательной воды на питание котла с запасом не менее 5%.

На каждый блок устанавливается один питательный насос со 100% подачей, на складе предусмотрен один резервный.

Как правило, питательные насосы принимаются с гидромуфтами и электроприводами.

Подача питательного насоса равна

=(1+, /ч (3.3)

где - продувка,

- собственные нужды, = 0,02

- номинальный расход пара на турбину, т/ч

- удельный объем

=(1+0,01+0,01)·670· 1,1=751,7 /ч

Давление питательного насоса

= - , МПа (3.4)

где - давление на стороне нагнетательного патрубка, МПа

- давление на стороне всасывающего патрубка, МПа

Давление на выходе из насоса

= + + + ?. МПа (3.5)

где - давление в барабане котла, МПа

= + МПа (3.6)

где = 13,8 МПа - номинальное давление пара в котле

=1,4 МПа - гидравлическое сопротивление пароперегревателя барабанного котла = 13,8 + 1,4 = 15,2 МПа.

- запас давления на открытие предохранительного клапана (принимается для котлов с номинальным давлением пара от 0,4 МПа до 13,8 МПа)

= 0,05. МПа (3.7)

= 0,05. 13,8 = 0,69 МПа

Гидравлическое сопротивление нагнетательного тракта МПа

= + + + МПа (3.8)

где = 0,1 МПа - сопротивление клапана питания котла

= 0,15-0,35 МПа - гидравлическое сопротивление трубопровода

= 0,35-0,75 МПа - гидравлическое сопротивление экономайзера котла

- гидравлическое сопротивление подогревателей высокого давления МПа.

= 0,1 + 0,2 + 0,97 + 0,43 = 1,7 МПа

- геодезический напор, м

где ? - плотность воды на стороне нагнетания, кг/

- высота столба воды на нагнетательной стороне насоса, м

102 - эквивалент

Давление на стороне нагнетательного патрубка в первом приближении

= + + МПа (3.9)

= 15,2 + 0,69 + 1,7 = 17,6 МПа

= (15,2 + 17,6) / 2 = 16,4 МПа

t_ср = (t_б + t_пн) /2 ^оС (3.10)

где t_б - температура в барабане ^оС

t_пн - температура в питательном насосе ^оС

t_пн = t_д + ?t_пн ^оС (3.11)

где t_д - температура в деаэраторе ^оС

?t_пн - коэффициент повышения температуры в питательном насосе ^оС

?t_пн = [?· (Р_н - Р_в) ·10³] / (с · ?_пн) ^оС (3.12)

где Р_н - давление на стороне нагнетания, МПа

Р_в - давление на стороне всасывания, МПа

с - удельная теплоемкость, кДж/кг· ^оС

?_пн - кпд питательного насоса%, ?_пн = 0,85%

?t_пн = [0,0011· (18 - 0,8) ·10³] / (4,19 · 0,85) = 5,3 ^оС

t_пн = 165 + 5,3 = 190,3 ^оС

t_ср = (343,18 + 170,3) / 2 = 256,74 ^оС

? = 0,0016680 м³/кг

= 1/0,0016680 = 599,5 кг/м³

(· Н_н) / 102 = (0,5995 ·48) / 102 = 0,28 МПа

= 15,2+0,69+1,7+0,28 = 17,87 МПа

= - + ?. МПа (3.13)

где = 0,69 МПа - давление в деаэраторе

= 0,01 МПа - сопротивление водяного тракта до входа в питательный и предвключенный насос

?= 0,909 т/м - плотность воды

= 21 МПа - высота столба воды на всасывающей стороне насоса, принимается по условию кавитационного запаса на всосе насоса.

= 0,69 - 0,01 + 0,902. = 0,865 МПа

=17,87 - 0,865 = 17,005 МПа

В соответствии с расчетами подача составляет Dпн =766,48 м?/ч, напор Hпн=17.005 м. Выбираем по литературе [1] насос ПЭ-780-200 в количестве двух штук: два рабочих и один в резерве (хранится на складе).

Характеристика насоса ПЭ-780-200

- Напор 2030 м

- Допустимый кавитационный запас 15

- Мощность 4500 кВт

- КПД насоса 80%

- Частота вращения n=2985 об/мин

В соответствии с нормами технологического проектирования суммарная производительность деаэраторов питательной воды выбирается по ее максимальному расходу.

Суммарный запас питательной воды в баках основных деаэраторов должен обеспечивать работу в течение 3,5 минут.

К основному деаэратору предусматривается подвод резервного пара для удержания в них давления при сбросах нагрузки и деаэрация воды при пусках. Тепло выпара деаэратора питательной воды используется в тепловой схеме станции. Расход питательной воды:

= (1 + ? +?)., т/ч (3.14)

где ? = 0,02 т/ч, ? = 0,02 т/ч - расходы питательной воды на продувку и собственные нужды в долях от паропроизводительности

- максимальный расход пара на турбину.

= (1 + 0,01 + 0,01). 670= 683,4 т/ч

Минимальная полезная вместительность деаэраторного бака (БДП)

., м (3.15)

где =3,5 мин - время в течение, которого обеспечивается суммарный запас питательной воды в баках основного деаэратора

= 1,1 м/т - удельный объем воды

- расход питательной воды, т/ч;

= 3,5. 1,1. = 43,9 м

В соответствии с полученными расчетами =683,4; выбираем деаэратор типа ДП-1000.

Рабочее давление 0,69 МПа с деаэраторным баком 120 м.

В соответствии с НТП расширителей непрерывной продувки служат для использования теплоты непрерывной продувки и частичного возврата рабочего тепла в тепловую схему ТЭС.

Для котлов с давлением более 10 МПа применяется двухступенчатая сепарация продувочной воды при норме напряженности объема 1000 м?/м? (1000 м? образующегося пара в час на 1 м? полезного объема расширителя).

Количество продувочной воды регламентируется ПТЭ. Продувка равна 1,5% от Dк.

Расчет расширителей непрерывной продувки первой ступени:

Dпр = ?пр · Dкном, т/ч (3.16)

?пр = 1,5% от паропроизводительности котла

Dпр = 0,01 · 670 = 6,7 т/ч

Давление в барабане котла:

Рб = Рок + ?Рпп, МПа (3.17)

Рок - номинальное давление пара в котле, МПа

Рок = 13,75 МПа

?Рпп - гидравлическое сопротивление пароперегревателя, МПа

?Рпп = 1,4 Мпа

Рб = 13,75 + 1,4 = 14,15

В данном случае целесообразно завести пар из первой ступени сепаратора в деаэратор, поэтому давление в РНП - ?, и потеря продувочной воды определяется из уравнения теплового и материального баланса расширителя продувки:

Qпр = Qс1 + Q0,7 (3.18)

Dпр ·iб · ? = Dc1 · i''? + D0,7 · i'?

Dпр ·iб · ? = Dc1 · i''? + Dпр · i'? - Dс1 · i'?

Dпр · (iб · ? - i'?) = Dc1 · (i''? - i'?)

Dc1 = Dпр · (iб · ? - i'?) / i''? - i'?

Dc1 = 6,7 · (1620 · 0,98 - 697) / (2762,9 - 697,1)= 2,89 т/ч = 0,8 кг/с

V1 =Dc1 V» (3.19)

iб, i''?, i'? - энтальпии продувочной воды, отсеппарированного пара и отсеппарированной воды соответственно, кДж/кг.

? - коэффициент, учитывающий охлаждение сепаратора, принимается равным 0,98.

V1 - объём пара, образующегося в первой ступени, м?/ч.